40米架橋機計算書

1、40 米架橋機計算書1、架橋機概況架橋機由主梁總裝、前支腿總裝、中托總裝、后托總裝、提升小車總裝、后支腿總裝、液壓系統(tǒng)及電控部分組成，可完成架橋機的過孔，架梁功能，架橋機的高度可由安裝于前支腿、后托的液壓系統(tǒng)調(diào)節(jié)，整個架橋機的所有功能可由電控系統(tǒng)控制完成。2、架橋機的結(jié)構(gòu)計算2.1 、架橋機主梁的承載力計算計算架橋機主梁承載力，要分別考慮架橋機的三個情況。a 過孔過孔時計算主梁上、下弦的強度，此工況，梁中的彎矩，可能是主梁所承擔(dān)的最大彎矩，所以校核此狀態(tài)時可計算主梁的強度。b 架中梁此工況時，前提升小車位于主梁41 米的跨中，彎矩可能出現(xiàn)最大值c 架邊梁當(dāng)提升小車偏移架橋機主梁一側(cè)時，此側(cè)主梁

2、中的剪力最大，所以應(yīng)校核主梁腹桿的強度及穩(wěn)定性。2.1.1 主梁上下弦桿的強度計算2.1.1.1 過孔時，當(dāng)架橋機前支腿達到前橋臺，尚未支撐時懸臂端根部的最大彎矩（如圖）- 3 -M max =717t · m架中梁時，當(dāng)提升小車位于主梁41 米的跨中時，梁中的最大彎矩（如圖）M max =477t · m此較兩處的彎矩可知過孔時的彎矩是主梁承受的最大彎矩，也是M max =717t · m主梁截面如圖：上弦是兩根工字鋼32b，中間加焊10mm 芯板。下弦是四根槽鋼25a，中間加焊8mm截面幾何參數(shù)如表所示：主梁的正應(yīng)力max=M4/46812866.6441 &

3、#215; 10-9max /WX= 717× 10=153MP <a =170Mpa主梁上、下弦采用Q235B 鋼材其許用應(yīng)力為170Mpa所以過孔時主梁是安全的。2.1.1.2 架中梁時，主梁的最不利位置在跨中梁中的最大彎矩M max =477t · m主梁的正應(yīng)力: max=M4/46812866.6441 × 10-9max /WX=477× 10=102MPa < =170Mpa主梁上、下弦采用Q235B 鋼材其許用應(yīng)力為170Mpa工作應(yīng)力小于Q235B 的許用應(yīng)力，滿 足強度條件，所 以架中梁時，弦桿是安全的。2.1.2 弦桿的

4、接頭銷板及銷軸的強度計算2.1.1.2 考慮銷板及銷軸的重要性，將銷板放在最不利的位置。設(shè)銷板位于過孔時的懸臂端的根部，尺寸如圖所示，材質(zhì)Q235。銷板、銷軸所承受的最大軸力為Nmax=285t銷軸材質(zhì)為45#鋼，銷軸的工作直徑 50mm ，銷軸的布置如圖所示。2.1.2.2 上弦單塊銷板的軸力為：Nmax上 = Nmax /4=71.25t上弦單塊銷板的面積為-6 m2A 上 =8136x10銷板的工作應(yīng)力為4/ 8136x10 -6 =87.57Mpa< =170Mpa 銷板上 = Nmax上 /A 上 =71.25 × 10上弦銷板滿足抗拉強度。2.1.2.3 下弦單塊銷

5、板的軸力為：Nmax下 = Nmax/4=71.25t下弦單塊銷板的面積為-6 m2A 下 =6600x10銷板的工作應(yīng)力為4/ 6600x10 -6 =108< =170Mpa 銷板下 = Nmax 下 /A 下 =71.25 × 10下弦銷板滿足抗拉強度。2.1.2.4上弦單根銷軸所承擔(dān)的剪力為- 5 -F 上 =285t/3=95t銷軸中的工作剪力為 = ( F 上 /8 × 104) /( 3.14/4 × 502× 10-6 ) =60.5Mpa< =110Mpa4) /( 3.14/4 × 502× 10-6

6、) =60.5Mpa< =110Mpa45#鋼許用剪應(yīng)力 =110Mpa ，上弦銷軸滿足抗剪強度條件.2.1.2.5 下弦單根銷軸所承擔(dān)的剪力為F 上 =285t/6=47.5t銷軸中的工作剪力為 =( F 下 /4 × 104) / ( 3.14/4 × 502× 10-6 ) =60.5Mpa< =110Mpa4) / ( 3.14/4 × 502× 10-6 ) =60.5Mpa< =110Mpa45#鋼許用剪應(yīng)力 =110Mpa ，上弦銷軸滿足抗剪強度條件.2.1.3 腹桿的強度計算架邊梁時，提升小車不位于架橋機的中心

7、，而是偏移架橋機主梁的一側(cè)，此側(cè)主梁承擔(dān)的剪力最大，而剪力是由腹桿承擔(dān)的，設(shè)計腹桿時，將它放在最不利位置。取卷揚小車偏移一側(cè)的主梁為研究對象，由平衡方程可求解，前支及中托處的反力N 中 =110tN 前 =95t主梁中的最大剪力發(fā)生在中托附近及前支附近，所以腹桿選用12#槽鋼對扣，在中托附近及前支附近加強，打花撐旨在增加抗剪面積。所受的最大軸向力為：N 前 =95t主梁中的最大剪力為N 中 =110t腹桿所受的軸力可根據(jù)平衡方程求出，F(xiàn) 腹桿 =115t此軸力由八根12#槽鋼承擔(dān)，腹桿的截面面積為A腹桿 =15.366 × 8 cm 2腹桿的工作應(yīng)力為F4腹桿 = 腹桿 =115 1

8、0=93.55Mpa< =170 Mpa4A腹桿15 .366 8 10腹桿滿足強度條件。2.1.4 主梁的剛度計算fc=pl3/48EIx=32× 41003/48 × 2100 × 6249466,1818=3.5cm<4100/600=3.83cm主梁的剛度滿足要求。2.1.5 結(jié)論經(jīng)上面對主梁弦桿、銷板、 銷 軸及腹桿的強度、剛度及穩(wěn)定分析，可知，架橋機主梁可安全承載，主梁是安全的。2.1.6 前支、中托部分的強度計算2.1.7 .3 前支腿的強度計算計算前支腿的強度時，將前支腿放在其最不利的工作狀況，既架設(shè)邊梁時，提升小車偏移一側(cè)主梁，此時前

9、支腿受力最大，2.2.1.1 前支腿立柱強度計算前支腿立柱選用箱型截面如圖：材質(zhì)為 Q235B ，由無縫鋼管 325*12 及四周 12mm 厚鋼板焊接而成。X2.1.1.5 10截面幾何參數(shù)如表所示：前支腿立柱的工作應(yīng)力為：N4前支 = 前 =95 10=45.3Mpa< =170 MpaA前2.2 102.1.5前支腿下橫梁強度計算如圖工作應(yīng)力 M 前下橫梁 = W 前下橫梁由鋼板組焊而成，W 前 =48216cm 3x.495=59.1Mpa< =170 Mpa100.362.3前支腿定位銷軸計算前支腿定位銷直徑 80，材質(zhì)為45#鋼銷軸的受剪面積為A=100.5 cm 2銷

10、軸中的工作剪力為Fs= 95t銷軸中的工作剪應(yīng)力為：Fs4= 95 10=94.5Mpa< =110 MpaAs4100 .5 10從以上計算中可知，前支腿各部分滿足強度條件，可安全承載。2.1.6中托部分的強度計算2.1.1.5 中托彎梁強度計算如圖彎梁截面：W 彎 x=5945.213cm工作應(yīng)力 M彎彎梁 =W彎X455 100.3 =28.3Mpa<62.2.1.2 10=170 Mpa2.1.1.6 中托反托輪箱的連接鉸座銷軸計算選用 80 的銷軸，材質(zhì)45#鋼受剪面積為A=1/4 × 802× 2=10048 × 10-6 m2工作剪力為F

11、s= 55t工作剪應(yīng)力：Fss= = 55=54.7Mpa< As10610048 10連接鉸座的耳板選用 30 的鋼板，受擠壓面積-6=4800 × 10-6 m2 Ac=2 × 30× 80× 10工作擠壓應(yīng)力Fcc=Ac455=114.6Mpa< 10c=220 Mpa64800 102.3 提升小車橫梁的強度計算架設(shè)中梁時，提升小車所承受的彎距最大，其值為Mmax=193t.m小 車 橫梁截面為箱型雙梁如圖截面 Wx=14011cm3工作許用應(yīng)力max=M maxWX4193=137.7Mpa< =170 Mpa10614011

12、10提升小車可安全承載經(jīng)過對架橋機的主要受力構(gòu)件的強度進行計算，可知均滿足相應(yīng)- 10 -架橋機在不同的工況下均可安全工作。4. 天車電機、減速機的選擇:2.1.8 橫移小車電機、減速機的選擇V=2.3m/min; 車輪 500;大、小齒輪齒數(shù)分別為: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 為放大系數(shù)。經(jīng)綜合考慮:選擇電機型號:ZD

13、122-4/1.5KW; 轉(zhuǎn)速 :1380 轉(zhuǎn) /min減速機速比的選擇:i=1380 × 17/59× 3.14× .5/2.3=249.7查減速機型號:BLED2718-253 速比2.1.9 縱移小車電機、減速機的選擇V=4.8m/min; 車輪 500;大、小齒輪齒數(shù)分別為: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.

14、58KW注： 2.2 為放大系數(shù)。經(jīng)綜合考慮:選擇電機型號:YEZ112S-4/3.0 KW; 轉(zhuǎn)速 :1380 轉(zhuǎn) /min減速機速比的選擇:i=1380 × 17/59× 3.14× .5/1.8=119.7- 11 -查減速機型號:BLED2718-121 速比5. 鋼絲繩的選擇根據(jù)單個小車起重量 80t，選擇 5t 卷揚機，滑輪組倍 率16鋼絲繩所受最大靜力拉Smax=80/16=5tn 繩 =4所選鋼絲繩的破斷拉 力應(yīng) 足滿S 繩 /Smax n繩S 繩 = Smax ×n 繩 /0.824× 4/0.82=5×10 =23

15、5294N<329500N查鋼絲繩產(chǎn)品 錄目,可選鋼絲繩18× 19-22-1700, 所以符合全使用要求 .6. 大車運行機構(gòu)的驗算2.1.10縱移機構(gòu)電機的選擇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所需單個電動機功率 :=1.34KW- 12 -注： 2.2 為放大系數(shù)。綜合考慮后,最終選擇電動機為：ZD122-4/1.5

16、KW; 轉(zhuǎn)速 :1380 轉(zhuǎn) /min減速機的選擇:電機轉(zhuǎn)速:n=1380 轉(zhuǎn) /min; 車輪直徑為: 500; 小齒輪與大齒輪的齒數(shù)分別為17,59故減速機速比:i =1380 × 17/59 × 3.14 × 0.5 /4.8 =119.6查減速機型號為:BLED2718-121 速比6.2.橫移機構(gòu)電機的選擇V=2.3m/minf=355.8 × (2%+2)+3.8=11.63t所需單個電動機功率:P=11.63 × 10× (2.3/60)/(0.9× 4) × 2.2=2.72KW注： 2.2 為放大

17、系數(shù)。綜合考慮后,最終選擇電動機為：YEZ112S-4/3.0KW; 轉(zhuǎn)速 :1380 轉(zhuǎn)/min減速機的選擇:電機轉(zhuǎn)速:n=1380 轉(zhuǎn) /min; 車輪直徑為: 500; 小齒輪與大齒輪故減速機速比:i =1380 × 17/59 × 3.14 ×0.5 /2.3=249.7查減速機型號為:BLED2718-253 速比7. 各機構(gòu)制動力矩校核：2.1.11 提升機構(gòu)滿載時卷筒鋼絲繩上 的拉 力 為5t,卷筒直徑 377mm,扭矩 M=PR=5x0.1885 =1.0556tm=10556Nm卷揚機鋼絲繩平 繩均速 v=9m/min=0.15m/s取動載系數(shù)

18、2=1+0.7v=1+0.7x0.15=1.105此時最大扭矩Mmax= 2M=1.105x10556 11664Nm減速器傳動比139 , YWZ-300/45 制動器制動力距630Nm實際傳到高速軸上的力矩:M1=11664/139=83.9Nm< 630Nm安全系數(shù)=630/83.9=7.5 ，安全可靠。2.1.12 天車橫移制動ZD122-4/1.5KW 電動機，制動力矩8.1x2=16.2Nm扭矩 M=PR=(104.8x0.015)x0.25 0.393 tm=3930Nm減速器速比253，大小齒輪數(shù)比59/17=3.47實 際 傳 到 高 速 軸 上 的 力 矩 :M1=3930/(253x3.47)=4.47Nm<2.1.1.