40米架桥机计算书

-1-40米架桥机计算书-2-1、架桥机概况架桥机由主梁总装、前支腿总装、中托总装、后托总装、提升小车总装、后支腿总装、液压系统及电控部分组成，可完成架桥机的过孔，架梁功能，架桥机的高度可由安装于前支腿、后托的液压系统调节，整个架桥机的所有功能可由电控系统控制完成。2、架桥机的结构计算2.1、架桥机主梁的承载力计算计算架桥机主梁承载力，要分别考虑架桥机的三个情况。a过孔过孔时计算主梁上、下弦的强度，此工况，梁中的弯矩，可能是主梁所承担的最大弯矩，所以校核此状态时可计算主梁的强度。b架中梁此工况时，前提升小车位于主梁41米的跨中，弯矩可能出现最大值c架边梁当提升小车偏移架桥机主梁一侧时，此侧主梁中的剪力最大，所以应校核主梁腹杆的强度及稳定性。2.1.1主梁上下弦杆的强度计算2.1.1.1过孔时，当架桥机前支腿达到前桥台，尚未支撑时悬臂端根部的最大弯矩（如图）-3-Mmax=717t·m架中梁时，当提升小车位于主梁41米的跨中时，梁中的最大弯矩(如图)Mmax=477t·m此较两处的弯矩可知过孔时的弯矩是主梁承受的最大弯矩，也是控制弯矩，按此弯矩来校核主梁上、下弦的强度Mmax=717t·m主梁截面如图：上弦是两根工字钢32b，中间加焊10mm芯板。下弦是四根槽钢25a，中间加焊8mm芯板。-4-截面几何参数如表所示：主梁的正应力:σmax=Mmax/WX=717×104/46812866.6441×10-9=153MPa＜［σ］=170Mpa主梁上、下弦采用Q235B钢材其许用应力为170Mpa所以过孔时主梁是安全的。2.1.1.2架中梁时，主梁的最不利位置在跨中,梁中的最大弯矩Mmax=477t·m主梁的正应力:σmax=Mmax/WX=477×104/46812866.6441×10-9=102MPa＜［σ］=170Mpa主梁上、下弦采用Q235B钢材其许用应力为170Mpa工作应力小于Q235B的许用应力，满足强度条件，所以架中梁时，弦杆是安全的。2.1.2弦杆的接头销板及销轴的强度计算2.1.2.1考虑销板及销轴的重要性，将销板放在最不利的位置。设-5-销板位于过孔时的悬臂端的根部，尺寸如图所示，材质Q235。销板、销轴所承受的最大轴力为Nmax=285t销轴材质为45#钢，销轴的工作直径φ50mm，销轴的布置如图所示。2.1.2.2上弦单块销板的轴力为：Nmax上=Nmax/4=71.25t上弦单块销板的面积为A上=8136x10-6m2销板的工作应力为σ销板上=Nmax上/A上=71.25×104/8136x10-6=87.57Mpa［σ］=170Mpa上弦销板满足抗拉强度。2.1.2.3下弦单块销板的轴力为：Nmax下=Nmax/4=71.25t下弦单块销板的面积为A下=6600x10-6m2销板的工作应力为σ销板下=Nmax下/A下=71.25×104/6600x10-6=108［σ］=170Mpa下弦销板满足抗拉强度。2.1.2.4上弦单根销轴所承担的剪力为-6-F上=285t/3=95t销轴中的工作剪力为τ=（F上/8×104）/（3.14/4×502×10-6）=60.5Mpa［τ］=110Mpa45#钢许用剪应力［τ］=110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件.2.1.2.5下弦单根销轴所承担的剪力为F上=285t/6=47.5t销轴中的工作剪力为τ=（F下/4×104）/（3.14/4×502×10-6）=60.5Mpa［τ］=110Mpa45#钢许用剪应力［τ］=110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件.2.1.3腹杆的强度计算架边梁时，提升小车不位于架桥机的中心，而是偏移架桥机主梁的一侧，此侧主梁承担的剪力最大，而剪力是由腹杆承担的，设计腹杆时，将它放在最不利位置。取卷扬小车偏移一侧的主梁为研究对象，由平衡方程可求解，前支及中托处的反力N中=110tN前=95t主梁中的最大剪力发生在中托附近及前支附近，所以腹杆选用12#槽钢对扣，在中托附近及前支附近加强，打花撑旨在增加抗剪面积。-7-主梁中的最大剪力为N中=110t腹杆所受的轴力可根据平衡方程求出，F腹杆=115t此轴力由八根12#槽钢承担，腹杆的截面面积为A腹杆=15.366×8cm2腹杆的工作应力为σ腹杆=腹杆腹杆AF=44108366.1510115=93.55Mpa[σ]=170Mpa腹杆满足强度条件。2.1.4主梁的刚度计算fc=pl3/48EIx=32×41003/48×2100×6249466,1818=3.5cm[4100/600]=3.83cm主梁的刚度满足要求。2.1.5结论经上面对主梁弦杆、销板、销轴及腹杆的强度、刚度及稳定分析，可知，架桥机主梁可安全承载，主梁是安全的。2.2前支、中托部分的强度计算2.2.1前支腿的强度计算计算前支腿的强度时，将前支腿放在其最不利的工作状况，既架设边梁时，提升小车偏移一侧主梁，此时前支腿受力最大，所受的最大轴向力为：N前=95t2.2.1.1前支腿立柱强度计算-8-前支腿立柱选用箱型截面如图：材质为Q235B，由无缝钢管φ325*12及四周12mm厚钢板焊接而成。截面几何参数如表所示：前支腿立柱的工作应力为：σ前支=前前AN=4410538.2091095=45.3Mpa[σ]=170Mpa支腿立柱满足强度条件。2.2.1.2前支腿下横梁强度计算如图下横梁由钢板组焊而成，W前x=4821.6cm3工作应力σ下横梁=XW前前M=64106.48213.01095=59.1Mpa[σ]=170Mpa-9-2.2.1.3前支腿定位销轴计算前支腿定位销直径φ80，材质为45#钢销轴的受剪面积为A=100.5cm2销轴中的工作剪力为Fs=95t销轴中的工作剪应力为：τ=AsFs=44105.1001095=94.5Mpa[τ]=110Mpa从以上计算中可知，前支腿各部分满足强度条件，可安全承载。2.2.2中托部分的强度计算2.2.2.1中托弯梁强度计算如图弯梁截面：W弯x=5945.213cm3工作应力σ弯梁=XW弯弯M=64105836.2663.01055=28.3Mpa[σ]=170Mpa中托弯梁满足强度条件。2.2.2.2中托反托轮箱的连接铰座销轴计算选用φ80的销轴，材质45#钢受剪面积为A=1/4π×802×2=10048×10-6m2工作剪力为Fs=55t工作剪应力：-10-τs=AsFs=6410100481055=54.7Mpa[τ]连接铰座的耳板选用δ30的钢板，受挤压面积Ac=2×30×80×10-6=4800×10-6m2工作挤压应力σc=AcFc=641048001055=114.6Mpa[σc]=220Mpa中托连接铰座可安全承载2.3提升小车横梁的强度计算架设中梁时，提升小车所承受的弯距最大，其值为Mmax=193t.m小车横梁截面为箱型双梁如图截面Wx=14011cm3工作许用应力σmax=XWMmax=64101401110193=137.7Mpa[σ]=170Mpa提升小车可安全承载3.结论经过对架桥机的主要受力构件的强度进行计算，可知均满足相应的强度条件及稳定条件，所以可按计算中的各截面尺寸设计架桥机。-11-架桥机在不同的工况下均可安全工作。4.天车电机、减速机的选择:4.1横移小车电机、减速机的选择V=2.3m/min;车轮φ500;大、小齿轮齿数分别为:59、17;f=(80+4.8)×(2%+2‰)+1×1.6×250×(1.7×2)/104=2.44tP=f×10×(2.3/60)/(0.9×2)×2.2=1.14KW注：2.2为放大系数。经综合考虑:选择电机型号:ZD122-4/1.5KW;转速:1380转/min减速机速比的选择:i=1380×17/59×3.14×.5/2.3=249.7查减速机型号:BLED2718-253速比4.2纵移小车电机、减速机的选择V=4.8m/min;车轮φ500;大、小齿轮齿数分别为:59、17;f=(80+14)×(2%+2‰)+1×1.6×250×(1.7×2)/104=2.644tP=f×10×(4.8/60)/(0.9×2)×2.2=2.58KW注：2.2为放大系数。经综合考虑:选择电机型号:YEZ112S-4/3.0KW;转速:1380转/min减速机速比的选择:i=1380×17/59×3.14×.5/1.8=119.7-12-查减速机型号:BLED2718-121速比5.钢丝绳的选择根据单个小车起重量80t，选择5t卷扬机，滑轮组倍率16。钢丝绳所受最大静拉力Smax=80/16=5tn绳=4所选钢丝绳的破断拉力应满足S绳/Smax≥n绳S绳=Smax×n绳/0.82=5×104×4/0.82=235294N329500N查钢丝绳产品目录,可选钢丝绳18×19-22-1700,所以符合全使用要求.6.大车运行机构的验算6.1.纵移机构电机的选择V=4.8m/minf=93.5×(2%+2‰)+1×1.6×250×(1.264×2.17+3.2×0.5×2+.42×1.1×2+0.4×27)/104=2.75t所需单个电动机功率:P=2.75×10×(4.8/60)/(0.9×4)×2.2=1.34KW-13-注：2.2为放大系数。综合考虑后,最终选择电动机为：ZD122-4/1.5KW;转速:1380转/min减速机的选择:电机转速:n=1380转/min;车轮直径为:φ500;小齿轮与大齿轮的齿数分别为17,59故减速机速比:i=1380×17/59×3.14×0.5/4.8=119.6查减速机型号为:BLED2718-121速比6.2.横移机构电机的选择V=2.3m/minf=355.8×(2%+2‰)+3.8=11.63t所需单个电动机功率:P=11.63×10×(2.3/60)/(0.9×4)×2.2=2.72KW注：2.2为放大系数。综合考虑后,最终选择电动机为：YEZ112S-4/3.0KW;转速:1380转/min减速机的选择:电机转速:n=1380转/min;车轮直径为:φ500;小齿轮与大齿轮的齿数分别为17,59-14-故减速机速比:i=1380×17/59×3.14×0.5/2.3=249.7查减速机型号为:BLED2718-253速比7.各机构制动力矩校核：7.1.提升机构满载时卷筒钢丝绳上的拉力为5t,卷筒直径Φ377mm,扭矩M=PR=5x0.1885=1.0556tm=10556Nm卷扬机钢丝绳平均绳速v=9m/min=0.15m/s取动载系数Φ2=1+0.7v=1+0.7x0.15=1.105此时最大扭矩Mmax=Φ2M=1.105x10556≈11664Nm减速器传动比139,YWZ-300/45制动器制动力距630Nm实际传到高速轴上的力矩:M1=11664/139=83.9Nm＜630Nm安全系数=630/83.9=7.5，安全可靠。7.2.天车横移制动ZD122-4/1.5KW电动机，制动力矩8.1x2=16.2Nm扭矩M=PR=(104.8x0.015)x0.25≈0.393tm=3930Nm减速器速比253，大小齿轮数比59/17=3.47实际传到高速轴上的力矩:M1=3930/(253x3.47)=4.47Nm＜16.2Nm安全系数=16.2/4.47=3.6，安全可靠。7.3.天车纵移制动-15-YEZ112S-4/3.0KW电动机，制动力矩43x2=86Nm扭矩M=PR=(114x0.015)x0.25≈0.4275tm=4275Nm减速器速比121，大小齿轮数比59/17=3.47实际传到高速轴上的力矩:M1=4275/(121x3.47)=10.2Nm＜86Nm安全系数=86/10.2=8.4，安全可靠。7.3.大车纵移制动ZD122-4/1.5KW电动机，制动力矩8.1x4=32.4Nm扭矩M=PR=(93.5x0.015)x0.25≈0.3506tm=