1、/WX=717104/46812866.644110-9=153MPa=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 /WX=477=102MPa=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50mm，销
2、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销板的工作应力为销板上= Nmax上/A上=71.25104/8136x10-6=87.57Mpa=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销板下= Nmax下/A下=71.25104/6600x10-6=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= （F上/81
3、04）/（3.14/450210-6）=60.5Mpa=110Mpa45#钢许用剪应力=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=（F下/42.1.3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。主梁中
4、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=15.3668 cm2腹杆的工作应力为腹杆=93.55Mpa=170 Mpa腹杆满足强度条件。2.1.4主梁的刚度计算fc=pl3/48EIx=3241003/4821006249466,1818=3.5cm4100/600=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
5、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325*12及四周12mm厚钢板焊接而成。前支腿立柱的工作应力为：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工作应力下横梁=59.1Mpa2.2.1.3前支腿定位销轴计算前支腿定位销直径80，材质为45#钢销轴的受剪面积为A=100.5 cm2 销轴中的工作剪力为Fs= 95t销轴中的工作剪应力为：=94.5Mpa=110 Mpa从以上
6、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80的销轴，材质45#钢受剪面积为A=1/48022=1004810-6 m2 工作剪力为Fs= 55t工作剪应力：s=54.7Mpa连接铰座的耳板选用30的钢板，受挤压面积Ac=2308010-6=480010-6 m2工作挤压应力c=114.6Mpac=220 Mpa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
7、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max=137.7Mpa =170 Mpa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500;大、小齿轮齿数分别为:59、17;f=（80+4.8）（2%+2）+11.6250（1.72）/104=2.44tP =f10（2.3/60）/（0.92）2.2=1.14KW注：2.
8、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=138017/593.14.5/2.3=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=2.58KWYEZ112S-4/3.0 KW;.5/1.8=119.7BLED2718-121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
9、n绳S绳= Smaxn绳/0.82 =51044/0.82 =235294N329500N查钢丝绳产品目录,可选钢丝绳1819-22-1700,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（1.2642.17+3.20.52+.421.12+0.427）/ 104=2.75t所需单个电动机功率:P=2.754）=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:500; 小齿轮与大齿轮的齿数分别为17,59故减速机速比:i =13800.5 /4.8=119.6查减速机型号为:6.2.横
10、移机构电机的选择V=2.3m/minf=355.8（2%+2）+3.8 =11.63tP=11.63=2.72KWYEZ112S-4/3.0KW;0.5 /2.3=249.77.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377mm, 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2=1+0.7v=1+0.7x0.15=1.105 此时最大扭矩Mmax=2M=1.105x1055611664Nm 减速器传动比139 , YWZ-300/45制动器制动力距630Nm 实际传到高
11、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 0.393 tm=3930Nm减速器速比253，大小齿轮数比59/17=3.47M1=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 YEZ112S-4/3.0KW电动机，制动力矩43x2=86Nm 扭矩M=PR=（114x0.015）x0.25 0.4275
12、tm=4275Nm 减速器速比121，大小齿轮数比59/17=3.47M1=4275/（121x3.47）=10.2 Nm 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=3506NmM1=3506/（121x3.47）=8.4Nm 32.4Nm安全系数=32.4/8.4=3.8，安全可靠。7.4大车横移制动 采用YEZ112S-4型3.0kw电动机，制动力矩43x4=172Nm 扭矩M=PR=（358x0.015）x0.25= 1.3425 tm=13425Nm 减速器速比253，大小齿轮数比59/17=3.47M1=13425/（253x3.47）=15.3Nm 172Nm 安全系数=172/15.3=11.2 ，安全可靠。
