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架桥机计算书doc

-CAL-FENGHAI.-（YICAI）-CompanyOne1

架桥机计算书.doc

DF30/70Ⅲ型架桥机

稳

定

性

计

算

书

计算单位：

郑州大方桥梁机械有限公司校核单位：

湖南对外建设有限公司张花高速28标

2011年6月10日

1主参数的确定：

DF30/70Ⅲ型架桥机依据“DF30/70型架桥机设计任务书”而设计的混凝土预制梁架设安的专用设备，起吊能力70吨；适应桥梁跨径≤30米，并满足斜（弯）桥梁的架设要求。

主要技术参数如下：

起吊能力：

70t

适用桥梁跨径：

≤30m

适用最大桥梁纵坡：

±3%

适用斜桥角度：

0-450

适用弯曲半径：

250m

小车额定升降速度：

min

小车额定纵向行走速度：

min

主梁空载推进速度：

min

大车横向行走速度：

min

运梁平车轨距：

2000mm

运梁平车空载速度：

17m/min

运梁平车重载速度：

min

本架桥机的设计是依据Q/ZDF010-1999《安装公路桥梁用架桥机通用技术条件》[1]，并参照GB3811-83《起重机设计规范》[2]、GBJ17-88《钢结构设计规范》[3]及起重机设计手册[4]进行。

2整机稳定性计算：

架桥机纵向稳定性分析

架桥机纵向稳定性最不利情况出现在架桥机悬臂前行阶段，该工况下架桥机的支柱已经翻起，1号天车及2号天车退至架桥机尾部作为配重，整机稳定系数Kw≥。

架桥机受力如下图所示：

其中导梁前支腿Q前腿=，导梁重量简化至其结构中心，Q导梁=，主梁支点中心前一段重Q主梁=，支点中心后一段Q主梁=。

两天车重心相距3m，Q车=6t。

PW=CKhqA，

C—风力系数查[4]表1-3-11，C取

Kh—风压高度变化系数查[4]表1-3-10，Kh取1

q—计算风压查[4]表1-3-9，q取25kg/m2

A—迎风面积A=7m2

则：

PW=×1×25×7=245kgH=6m

倾覆力矩M1=×32+×27+×+×6=293t·m

稳定力矩M2=×+6×+6×+4×=450t·m

稳定系数Kw=M2/M1=450/293=>符合要求

架桥机横向稳定性计算

根据本架桥机的结构特点，架桥机提的梁为抗倾覆作用，因此只需分析非工作条件下架桥机的稳定性。

2.结构计算：

由于架桥机用于公路桥梁工程预制梁的安装，每年工作约6-8个月，每天连续工作不超过6小时，故只对结构进行强度和刚度计算，而不进行其疲劳强度的计算。

主梁结构计算：

本架桥机主梁采用双梁组合，标准节采用“A”字桁架，每节长8米，最后一节长4米，导梁采用“A”字变截面，长10米，主梁全长54米，采用销轴连接，每条梁7节（含1节导梁），见下图。

计算荷载：

安装中梁时，P中=（Q车/2+Q梁/4）×K1

安装边梁时，P边=（Q车/2+Q梁/2）×K2

式中：

P中---------安装中梁时作用于单根“A”字桁架主梁的荷载

P边---------安装边梁时作用于单根“A”字桁架主梁的荷载

Q车----------起吊小车质量，Q车=6000kg

Q梁----------预安装混凝土梁（板）的质量,Q梁=70000kg

K安装中梁时的综合系数，取K1=

K2-----------安装边梁时的综合系数，取K2=

计算荷载为：

P中=24600kg

P边=45600kg

计算方法：

利用SAP91钢结构有限元分析计算程序进行主梁的强度及刚度检算，采用许用应力计算方法，满足：

σmax≤[σ]=σs/n=2350/=1760kg/cm2Q235材质

τmax≤[τ]=[σ]=1000kg/cm2Q235材质

σjy≤[σjy]=[σ]=3525kg/cm2Q235材质

fmax≤[f]=L/（700～1000）L为主梁计算跨度

计算工况：

工况Ⅰ：

架桥机空载前移，前端悬臂约32m，如下图：

工况Ⅱ：

导梁前支腿到位，前支腿悬挂过孔，如下图：

工况Ⅲ：

前小车吊梁走到跨中，后小车还没起吊梁，如下图：

工况Ⅳ：

前小车走到距前支腿，后小车起吊梁，如下图：

工况Ⅴ：

架设边梁，载荷作用于前、中支腿附近，如下图：

主梁结构计算分析：

针对工况Ⅰ、工况Ⅱ、工况Ⅲ、工况Ⅳ和工况Ⅴ，对主梁结构进行有限元计算，计算结果如下：

工况Ⅰ：

应力超过1700kg/cm2的杆件分布范围如下：

最大应力：

σmax=2022kg/cm2（下弦杆）

最大挠度：

fmax=–42cm（主梁前端）

支反力：

R前=0

R中=14498×2=28996kg

R平=1473×2=2946kg

主梁接头处最大轴力：

上弦Nmax=+×105kg

下弦Nmax=×105kg

工况Ⅱ：

没有应力超过1700Kg/cm2的杆件：

最大应力：

σmax=1597kg/cm2（上弦杆）

最大挠度：

f=–3cm

支反力：

R导前=3744×2=7488kg

R中=8212×2=16424kg

R平=5977×2=11954kg

主梁接头处最大轴力：

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

工况Ⅲ：

应力超过1700kg/cm2的杆件分布范围如下：

最大应力：

σmax=3024kg/cm2（上弦杆）

最大挠度：

f=–10cm（跨中）

支反力：

R前=12390×2=24780kg

R中=14791×2=29582kg

主梁接头处最大轴力：

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

工况Ⅳ：

应力超过1700kg/cm2的杆件分布范围如下：

最大应力：

σmax=2564kg/cm2（上弦杆）

最大挠度：

f=–（跨中）

支反力：

R前=12150×2=24300kg

R中=19526×2=39052kg

R顶=6340×2=12680kg

主梁接头处最大轴力：

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

工况Ⅴ：

应力超过1700kg/cm2的杆件分布范围如下：

最大应力：

σmax=2307kg/cm2（腹杆）

最大挠度：

f前=–（跨中）

支反力：

R前=30061×2=60122kg

R中=28859×2=57718kg

主梁接头处最大轴力：

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

综合以上各工况主梁杆件受力情况，主梁标准节第二节和第三节接头附近，第三节和第四节接头附近应力σmax>[σ]，需加强，第三节和第五节部分下弦应力σmax>[σ]，需加强；第一节、第四节和第五节部分腹杆应力σmax>[σ]，需加强。

加强范围及加强型式详见加强图。

加强后的主梁弦杆、腹杆应力σmax<[σ]，满足要求；主梁最大工作挠度fmax=-10cm=L/316；制作时主梁预起拱f拱=6cm，则f=4cm=L/790，满足刚度要求。

主梁联结销轴校核：

综合以上各工况:

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

①上弦销轴剪切：

τmax=4N上弦max/πd2

n1n2=1473kg/cm2

d—销轴直径d=

n1—每一销轴剪切面n1=2

n2—每一节头销轴数n2=2

②下弦销轴剪切：

τmax=4N下弦max/πd2

n1n2=1100kg/cm2

d=

n1=2

n2=2

③上弦销轴挤压：

σjy=N上弦

max/dδn=1591kg/cm2

d—销轴直径d=

δ—插板厚度δ=8cm

n—销轴数量n=2

④下弦销轴挤压：

σjy=N下弦

max/dδn=1296kg/cm2

d—销轴直径d=

δ—插板厚度δ=6cm

n—销轴数量n=2

导梁销轴校核：

根据工况Ⅱ:

上弦Nmax=×105kg

下弦Nmax=+×105kg

①上弦销轴剪切：

τmax=4N上弦max/πd2

n1n2=472kg/cm2

d—销轴直径d=

n1—每一销轴剪切面n1=2

n2—每一节头销轴数n2=2

②下弦销轴剪切：

τmax=4N下弦max/πd2

n1n2=314kg/cm2

d=

n2=2

n2=2

③上弦销轴挤压：

σjy=N上弦

max/dδn=666kg/cm2

d—销轴直径d=

δ—加强板厚度δ=5cm

n—销轴数量n=2

④下弦销轴挤压：

σjy=N下弦

max/dδn=370kg/cm2

d—销轴直径d=

δ—插板厚度δ=6cm

n—销轴数量n=2

主梁销轴采用40Cr，[τ]=2840kg/cm2

[σjy]=6000kg/cm2

导梁销轴采用45#钢，[τ]=1870kg/cm2

[σjy]=4000kg/cm2

由此可知：

τmax<[τ]满足要求；

σjy<[σjy]满足要求。

主梁焊缝计算：

根据“A”字桁架梁结构及受力特点，最危险焊缝发生在上弦公榫插板与相邻母材焊接处，故只对该处焊缝进行检算。

材质：

公榫插板16Mn相邻母材Q235计算应力按Q235

上弦Nmax=×105kg

helw=140cm2

σf=Nmax/helw=×105/140=1000kg/cm2

查[4]表4-2-3[τw]=[σ]/2=1245kg/cm2

σf<[τw]焊缝满足要求。

前支腿计算：

前支腿采用套管形式，受力P=65000kg，考虑安全性，计算按照小套管计算，管子为Φ245×10，材料为Q235，计算长度l=300cm，μ取2，采用折减系数法，计算如下：

i=1/4√+=

λ=2×300/=

查[4]表4-1-16[λ]=120

根据[3]附录3查得ψ=

σ=P/ψA=65000/×=1068kg/cm2

σ<[σ]=1760kg/cm2

λ<[λ]=120前支腿满足强度及刚度要求。

前支腿销轴计算：

前支腿销轴采用Φ65，材质为40Cr，根据结构，销轴只需校核剪切应力和挤压应力。

τmax=4P/πd2

n=980kg/cm2

P—销轴最大受力P=65000kg

d—销轴直径d=

n—销轴剪切面n=2

σjy=P/dδn=1250kg/cm2

P—销轴最大受力P=65000kg

d—销轴直径d=

δ—铰链插板厚度δ=4cm

n—铰链插板数量n=2

τmax<[τ]=2840kg/cm2

σjy<[σjy]=6000kg/cm2

销轴满足要求。

边梁挂架计算：

边梁挂架上横梁校核：

边梁挂架上横梁材料为Q235，尺寸如图所示：

h=（9×1×

惯性矩

Jx=9×13/12+×203×2/××2/12+9×1×+×20×××××2=

边梁挂架上横梁受力如图所示：

M=42000×55/4=

σ弯=577500/×=1091kg/cm2

σ剪=21000/=154kg/cm2

σ=√10912+1542=1102kg/cm2

σ<[σ]=1760kg/cm2

强度满足要求。

边梁挂架吊板校核：

吊板截面20×100，材料Q235

σ=P/S

P—吊板最大受力P=21000kg

S—截面面积S=20cm2

σ=21000/20=1050kg/cm2

σ<[σ]=1760kg/cm2

吊板强度满足要求。

边梁挂架销轴校核：

销轴采用Φ45，材质为40Cr，根据结构，销轴只需校核剪切应力和挤压应力。

τmax=4P/πd2

n=1320kg/cm2

P—销轴最大受力P=42000kg

d—销轴直径d=

n—销轴剪切面n=2

σjy=P/dδn=1138kg/cm2

P—销轴最大受力P=42000kg

d—销轴直径d=

δ—接触板厚度δ=

n—接触板数量n=2

τmax<[τ]=2840kg/cm2

σjy<[σjy]=6000kg/cm2

销轴满足要求。

3.机械结构计算：

3.1中支腿上、下行走机构功率计算：

计算条件如下表所示：

下行走电机功率：

f=μ=β=d=100D=400一台电机

摩擦阻力Pm=60×1000（2×+100××400=563kg

坡阻力Pp=60×1000×=1200kg

风阻力Pf=600kg

总阻力Pz=563+1200+600=2363kg

功率N=2363×6120×=

选用电机功率kW，满足使用要求。

上行走电机功率：

f=μ=β=d=80D=317二台电机

摩擦阻力Pm=30×1000（2×+80××317=312kg

坡阻力Pp=30×1000×=900kg

风阻力Pf=300kg

总阻力Pz=312+900+300=1512kg

功率N=1512×6120×=

选用电机功率kW，满足使用要求。

下行走机构轴承选择：

轮压P=60/4=15t

装320轴承2套，每套基本额定负荷13t，满足使用要求。

上行走机构轴承选择：

轮压P=60/4=15t

装416轴承2套，每套基本额定负荷，满足使用要求。

起吊天车计算：

起吊天车运行机构功率计算：

摩擦阻力Pm=（Q起+G0）（2K+μd）K附/D轮=（Q起+G0）f0

Q起—起升载荷重量Q起=35000×=38500kg

G0—起吊天车自重G0=6000kg

K—滚动摩擦系数K取

d—轴承内径d=9cm

K附—附加摩擦阻力系数K附取

D—车轮直径D=33cm

f0—摩擦阻力系数f0=（2K+μd）K附/D轮

μ—滚动轴承摩擦系数μ取

计算得Pm=475kg

坡阻力Pp=44500×=445kg

风阻力Pf=Cq（F起+F物）=812kg

C—风载体型系数C取

q—工作标准风压q取25kg/m2

F起—小车挡风面积F起取m2

F物—物品挡风面积F物取22m2

运行阻力P静=Pm+Pp+Pf=1732kg

满载时电动机的静功率N静=P静×V/102ηm

V—小车运行速度V=min

η—机械传动效率η取

m—电动机数目m=2

计算得N静=1290×102××2=

电动机功率N=K电×N静=×=

选择电动机功率为Kw满足要求。

起吊天车行走箱强度计算：

行走箱截面为箱形，材料为Q235，尺寸如图所示：

h=×××+40××2）=

惯性矩Jx=×403×2/12+×12+×40×2×+××

=

起吊天车行走箱受力如图所示：

M=45000×150/4=

σ=×1687500/=1555kg/cm2

σ<[σ]=1760kg/cm2

行走箱强度满足要求。

车轮轮压计算：

车轮受力：

P单=P总/m=13000kg

P总——支撑点垂直总反力P总=52000kg

M——支撑的车轮数m=4

车轮参数：

D=33cm材料ZG340-640表面HB300-380

车轮和钢轨接触应力：

σ线=600√2P计/b×d≤[σ线]

b—车轮与轨道接触宽度b取

D—车轮直径D=33cm

P计—车轮的计算轮压P计=K1×γ×P单

K1—等效冲击系数K1取1

γ—载荷变化系数γ取

故P计=1××13000=10400kg

σ线=600√2×10400/×33=6423kg/cm2

查表得[σ线]=6400-8000kg/cm2

[σ线]max=9000-12000kg/cm2

σ线在允许范围内，满足要求。

传动齿轮齿根弯曲疲劳和弯曲强度计算：

齿轮参数m=Z小=21材料40Cr

齿根弯曲应力σ弯=2MC/Zm2Bηγ

M—小齿轮传递的扭矩M=

C—速度系数C取

B—齿宽B=

η—齿形系数取η

γ—磨损系数γ取

σ弯=2×9087×21××××=981kg/cm2

查表得[σ弯]=1600kg/cm2

σ弯<[σ弯]弯曲强度满足要求。

卷扬机及滑轮组的计算：

钢丝绳计算：

卷扬机型号JM6滑轮组采用上下各5组的形式

钢丝绳最大拉力P=Q起/mη

Q起—起升载荷包括吊具Q起=44000kg

m—滑轮组倍率m=11

η—滑轮组效率η取

P=44000/11×=4396kg<6000kg满足要求