40米架桥机计算书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、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。
=717t·mMm ax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)=477t·mMm ax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=717t·mMm ax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。
截面几何参数如表所示：主梁的正应力:/W X=717×104×10-9σmax=Mm ax=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。
梁中的最大弯矩M=477t·mm ax主梁的正应力:σmax=M/W X=477×104×10-9m ax=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。
弦杆的接头销板及销轴的强度计算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N max=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。
上弦单块销板的轴力为：N max上=N max /4=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= N max上/A上=×104/8136x10-6=<［σ］=170Mpa上弦销板满足抗拉强度。
下弦单块销板的轴力为：N max下=N max/4=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= N max下/A下=×104/6600x10-6=108<［σ］=170Mpa下弦销板满足抗拉强度。
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）/（4×502×10-6）=<［τ］=110Mpa45#钢许用剪应力［τ］=110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件.单根销轴所承担的剪力为F上=285t/6=销轴中的工作剪力为τ=（F下/4×104）/（4×502×10-6）=<［τ］=110Mpa45#钢许用剪应力［τ］=110Mpa，上弦销轴满足抗剪强度条件.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=×8 cm 2腹杆的工作应力为σ腹杆=腹杆腹杆A F =44108366.1510115-⨯⨯⨯=<[σ]=170 Mpa 腹杆满足强度条件。
f c =pl 3/48EI x =32×41003/48×2100×6249466,1818=<[4100/600]=主梁的刚度满足要求。
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。
前支、中托部分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=95t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A N =4410538.2091095-⨯⨯=<[σ]=170 Mpa 支腿立柱满足强度条件。
下横梁由钢板组焊而成，W 前x =工作应力σ下横梁=X W 前前M =64106.48213.01095-⨯⨯⨯=<[σ]=170 Mpa 前支腿定位销直径φ80，材质为45#钢销轴的受剪面积为A= cm 2销轴中的工作剪力为F s = 95t销轴中的工作剪应力为：τ=As Fs =44105.1001095-⨯⨯=<[τ]=110 Mpa 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。
弯梁截面：W 弯x =工作应力σ弯梁=X W 弯弯M =64105836.2663.01055-⨯⨯⨯=<[σ]=170 Mpa 中托弯梁满足强度条件。
选用φ80的销轴，材质45#钢受剪面积为A=1/4π×802×2=10048×10-6 m 2工作剪力为Fs= 55t工作剪应力：τs=As Fs =6410100481055-⨯⨯=<[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=4800×10-6 m 2工作挤压应力σc =Ac Fc =641048001055-⨯⨯=<[σc ]=220 Mpa 中托连接铰座可安全承载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=小车横梁截面为箱型双梁如图截面Wx=14011cm3工作许用应力σmax =XW M max =64101401110193-⨯⨯=<[σ] =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:横移小车电机、减速机的选择V=min;车轮φ500;大、小齿轮齿数分别为:59、17;f=(80+×(2%+2‰)+1××250××2)/104=P =f ×10×60)/×2)×=注：为放大系数。
经综合考虑:选择电机型号:ZD122-4/;转速:1380转/min减速机速比的选择:i=1380×17/59××.5/=查减速机型号:BLED2718-253速比纵移小车电机、减速机的选择V=min;车轮φ500;大、小齿轮齿数分别为:59、17;f=(80+14)×(2%+2‰)+1××250××2)/104=P =f×10×60)/×2)×=注：为放大系数。
经综合考虑:选择电机型号:YEZ112S-4/ KW;转速:1380转/min减速机速比的选择:i=1380×17/59××.5/=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= Sma x×n绳/=5×104×4/=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.纵移机构电机的选择V=minf=×(2%+2‰)+1××250××+××2+.42××2+×27)/ 104=所需单个电动机功率:P=×10×60)/×4)×=注：为放大系数。
综合考虑后,最终选择电动机为：ZD122-4/;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×× /=查减速机型号为:BLED2718-121速比.横移机构电机的选择V=minf=×(2%+2‰)+=所需单个电动机功率:P=×10×60)/×4)×=注：为放大系数。
综合考虑后,最终选择电动机为：YEZ112S-4/;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×× /=查减速机型号为:BLED2718-253速比7.各机构制动力矩校核：.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= ==10556Nm卷扬机钢丝绳平均绳速v=9m/min=s取动载系数Φ2此时最大扭矩Mmax=Φ2M=≈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= ＜630Nm安全系数=630/=，安全可靠。
. 天车横移制动ZD122-4/电动机，制动力矩=≈tm=3930Nm减速器速比253，大小齿轮数比59/17=实际传到高速轴上的力矩:M1=3930/= ＜安全系数== ，安全可靠。
. 天车纵移制动YEZ112S-4/电动机，制动力矩43x2=86Nm扭矩M=PR= ≈=4275Nm减速器速比121，大小齿轮数比59/17=实际传到高速轴上的力矩:M1=4275/= Nm ＜86Nm安全系数=86/= ，安全可靠。