40米架桥机计算书Word文件下载.docx
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主梁的正应力:
σmax=M/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
σmax=M/WX=477×
=102MPa＜［σ］=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
σ销板下=Nmax下/A下=71.25×
104/6600x10-6=108<
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
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］=110Mpa
45#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
τ=（F下/4×
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=110t
N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。
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===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：
2.2.1.1前支腿立柱强度计算
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。
前支腿立柱的工作应力为：
σ前支===45.3Mpa<
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===59.1Mpa<
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===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===28.3Mpa<
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：
τs===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===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===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。
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=2.44t
P=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;
f=（80+14）×
2）/104=2.644t
（4.8/60）/（0.9×
=2.58KW
YEZ112S-4/3.0KW;
.5/1.8=119.7
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=5t
n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
=235294N<
329500N
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/min
f=93.5×
（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×
4）×
=1.34KW
综合考虑后,最终选择电动机为：
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×
0.5/4.8
=119.6
查减速机型号为:
6.2.横移机构电机的选择
V=2.3m/min
f=355.8×
（2%+2‰）+3.8
=11.63t
P=11.63×
=2.72KW
YEZ112S-4/3.0KW;
0.5/2.3
=249.7
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
M1=3930/（253x3.47）=4.47
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