桥门吊设计程序与计算规范(7.23)

1、 桥门吊设计程序与计算规范 QBJH0012008一、范围本标准规定了桥式、门式起重机的设计计算方法。二、引用标准下列标准所包含的条文，通过在本标准中的引用而构成为本标准的条文。以下标准升级为新的版本后，以新版本为准。本标准作相应的提升。GB 381183 起重机设计规范GBT 38112008 起重机设计规范GB50017-2003 钢结构设计规范三、引用参考技术文献中国铁路出版社2001年版 起重机设计手册四、主要应用设计计算软件程序 MathCAd数学计算软件 用此功能设计的起重机专用计算程序清华大学编著的结构工程计算软件 结构力学求解器（个人、工程版）Excel表格计算软件 用此功能设

2、计的起重机专用计算程序小型专用起重机计算软件程序 通过验证的程序大型结构有限元分析软件 电子版机械零件设计手册五、计算计量单位计算计量单位应符合国家计量法、起重机专业特定的量纲规定。当设计软件量纲不符合以上规定时，确认计算结果正确，编制对外用的计算书时将计算结果换算为标准量纲。可采用该软件进行工程计算。 六、结构参数的计算1、型钢梁、立柱的截面积、惯性矩等参数的确定直接进行文献查表确定。应用相应软件程序计算确定。3、变截面焊接箱形结构的截面积、惯性矩等参数的确定（1）、应用MathCAd数学计算软件编制的有限元多截面单元系列计算参数结果。代入结构力学求解器（个人、工程版）进行有限元分析。（2）

3、、应用起重机设计规范推荐的与支撑方式有关的计算长度系数u1、变截面长度系数u2。进行结构的强度与压杆稳定分析。（3）、应用大型三维空间结构有限元分析手段进行变截面箱形结构的分析。七、设计程序桥门式起重机的品种多、规格也多，是起重机的主要产品之一。它的设计是根据下达的任务书（合同文本和立项单）设计出既满足用户使用要求又安全可靠的产品。起重机的设计应符合起重机设计规范GB3811-83的规定及起重机安全规程GB6067-85的规定。根据我国大多数制造厂多年的生产流程及设计部门的工作习惯分三阶段记述桥门式起重机施工设计程序及主要注意的问题。 a施工图设计之前准备工作。 b施工图设计。 c施工图完成后

4、的后期工作。1、设计施工图之前准备工作（1）、设计工作分类、合同及其内容产品定货合同的要求内容有：合同号、产品名称、数量、价格、主要技术规格、起重量、跨度、起升高度、工作级别、作业环境、操纵室型式及入口方向，起重机供电方式、供电电压及频率等）设计制造标准有关商务方面的条款，需方供方的名称、地址及联络信息等。对于非标准或特殊要求的有另行编制的产品定货合同和技术协议。、立项及其内容立项文件是根据用户提出的咨询（简单）和招标（详细）项目要求作出的提供给用户的设计文件，此种文件根据要求的不同而繁简，总体上比一般合同设计文件简单，但设计难度不亚于合同设计。立项的总图是根据用户的要求经过精心的计算、合理的

5、选用部件、确定结构后作出的。总图中的有关尺寸及性能参数必须满足用户的要求，且符合起重机设计规范。合同形成后根据总图及技术文件作出施工图，所以要认真细致地作出方案总图及文件，确保它的完整性与准确性；使得作出的产品有较大的经济效益。、合同内容的确认产品定货合同是产品设计的依据。产品合同对设计工作最直接关系最大的是技术条款（主要技术规格）有些产品附带技术协议，技术协议同合同同等重要；许多技术条款包含在技术协议中了。主要为起重量、跨度、起升高度、工作级别、作业环境、操纵室型式及入口方向、起重机大小车供电方式供电电压及频率。机构调速要求是否加载限止器、起重机外形尺寸（长、宽、高），上极限、左右极限最大轮

6、压等。这些参数比较重要，必须认真对待。对合同中不明确的条款设计者必须及时填写输入信息反馈单，转达给销售部门。、机电设计联系单的填写及会签机电设计联系单是机械设计与电气设计之间联系的依据，便于机电双方开展工作，及时发现问题并更正。机电设计联系单填写后必须根据合同要求认真核对。比如电机绝缘等级（F级、H级），电动机轴伸型式（单轴伸，对轴伸）、电动机附件（超速开关编码器、加热器）、司机室型式、大车导电装置、小车导电装置型式规格及滑车数量、起重量限制器或电子称等、双方签字后各执一份。、部件配套单的填写与会签 设计中采用新部件时必须认真填写部件配套单（按照部件配套申请既任务周转单的规定填写）部件设计完成

7、后交于提出者会签。、填写机电配套技术数据 为了保证产品按期交货，避免生产资金的积压，由设计者准确填写机电配套技术数据。按正常生产程序，机电配套技术数据是在设计完成之后提出的；因交货期短的缘故需要在施工图纸完成之前提出，设计员可提出“预计”机电配套技术数据。如果在设计中发生与原“预计” 技术数据有出入时，要尽快到供应处进行修改。机电配套技术数据要有：填写人、审查人签字、机械电气人员会签后提交供应处。填写机电配套的内容按以下范围提出。提出范围如下：1） 各机构轴承2） 电动机（如双轴伸、绝缘等级参数说明）3） 非部件室设计的密封圈4） 特殊轨道压板、垫板、接头、橡胶圈5） 钢丝绳6） 制动器7）

8、冷风机、空调器8） 万向联轴器、力矩扳手9） 电缆卷筒10） 电缆连接器11） 特殊链条，卸扣12） 集中润滑13） 管材、型材、板材（“T”“H”型材，厚板>30mm板）14） 减速器：轴承，特殊润滑油脂，密封件，润滑泵及特殊件15） 司机室：各种玻璃及压条。固定在室内非本厂生产的零部件及 材料，灭火器。16） 吊钩滑轮组：轴承扎制滑轮及旋转吊钩中的齿轮，电动机等特殊件。17） 卷筒：轴承及特殊材料。18） 联轴器：弹性体，卷筒联轴器用滚子。19） 车轮组：轴承。20） 制动器：推动器，轴承。21） 缓冲器：轴承及特殊件。（2）、施工图设计、制图基础、图纸幅面及标题栏根据国家制图标准G

9、B/T14683-93的规定图纸的幅面分为A0、A1、A2、A3、A4、以及个别幅面的加长幅面。图样中标题栏的各项目根据需要填写为图号名称、张数、张次、阶段标志等。签名栏中设计、审查、标准必须有签名，其它签名按需要填写；比例、材料、质量、日期须填写。、图形及符号 图形及符号按国家标准执行，部件的简化图形参考本厂的简化图形。 GB/T14690-93 机械制图比例 GB/T14691-93 机械制图字体 GB/T14692-93 机械制图图样画法 GB18001804-79 公差与配合 GB/T131-93 表面粗糙度代号及其注法 GB11821184-80 形位公差 GB324-88 焊缝符号

10、表示法、制作施工图借助前人的设计成果搞产品设计是简便可靠的设计方法通常是以桥吊系列及以前生产过的相类似的产品作为参考。准确地计算合理的布置是作图的依据，在作图之前要认真核对总图中的性能参数；外形尺寸（高、宽、长）左右极限及上极限等是否满足合同要求。桥式起重机总图中机械部分大致可分为，小车总图，大车运行机构总图，桥架总图三部分。小车是独立的部分，在小车总图完成后依据小车的轮压，轨道轮距设计桥架。在比较准确地初步估计起重机总重后作大车运行机构。因为大车运行机构的部件（减速器、制动器、电动机）位置于桥架中的走台的加筋位置相对应，须在大车运行机构布置完后作桥架免去重复性工作。下面分四部分说明制作施工图

11、：“小车施工设计；大车运行机构施工设计；桥架施工设计。（3）、小车施工设计、总体布置1）满足高度要求通常小车的最高点是减速器及制动器；为了减少高度将小车架的梁挖洞使减速器的肚子放在小车架上平面下。选择高度小，长度大的制动器。2）、满足长x宽的要求通常加高减速器座子使减速器肚子放在小车架上平面上，选择长度小，高度大的制动器。3）、准确地确定吊钩的位置尺寸，使之满足合同中提出的上极限及左右极限的要求。4）、轮压均匀在确定小车轮距时尽量使四个小车轮的轮压均匀，主动轮轮压大于被动轮轮压；也可以根据情况处理。一定要保证在空载时车轮不打滑。5）、安装维修方便设计小车对在考虑各部件布置紧凑的同时还应考虑到制

12、造、安装和维修方便。尽可能考虑到各部件拆下修理时不须移动临近的部件。6）、符合运输要求由于火车运输限制，一般小车最大宽度不超过3400mm（各种限界高度有详细规定，参见有关标准），若小车超宽，小车架要分段制作。（4）、合理选用部件、选择电动机1）、计算电动机静功率Pj=QV/1000 (kw)式中 Q起升载荷 N，Q为额定起升载荷+吊具重量（当起升高度大于50m时起升钢丝绳重量应计算在内）。V起升速度，m/s机构总效率。采用闭式圆柱齿轮传动时0.8-0.852）、选择电动机功率 Ps=G.Pj 式中 Ps稳态平均功率(kw) G稳态负荷平均系数 查GB3811-83附录V及附录W 按此功率选择

13、Jc值与CZ值一致的电动机功率 。常用起升G0.8 ，变频电动机起升G1.0 。转速n=v.a.i/(D+d) v起升速度（米/分） a滑轮组倍率 i传动比 D卷筒直径（米） d钢丝绳直径（米）3）、电动机过载能力校核起升机构电动机过载能力按下式进行校核 PnH/(mm).QV/1000式中 Pn在基准接电持续率时的电动机额定功率(kw) m电动机个数 m电动机转矩的允许过载倍数 H考虑电压降及转矩差以及静载试验超载（试验载荷为额定载荷的1.25倍）的系数绕线异步电动机取2.1，笼式异步电动机取2.2，直流电动机取1.4。4）、发热验算发热校验公式 PPs式中 P电动机工作的接电持续率Jc值和

14、不同Cz值时的允许输出容量（kw）(见GB3811-83附录V) Ps工作循环中负荷的稳态功率（kw）（5）、选择电动机注意的几个问题、 当电动机每次连续时间超过10分钟时考虑电动机发热应适当提高电动机的容量或绝缘等级（在设计中通常选提高一档的电动机容量的电动机）。、当起升机构变频调速时选用的变频电动机考虑由于变频过程中使用力矩的减少及发热适当提高电动机的容量。、特殊工况工作的起升用的电动机。为工作级别M3、M4、M5、年月利用系数较小，但每完成一项任务，连续工作时间较长，应适当提高电动机的容量。、根据起重机的工作环境选用绝缘等级。、 双绳抓斗的开闭机构和起升机构每一机构电动机静功率取为总功率

15、的0.66倍。、 运行机构电机的选择在计算出静功率后还应考虑由于起动加速过程中惯性力的影响。必要时验算起动制动能力，防止打滑。在手册P110中为功率增大系数。（6）、减速器的选择、减速器的传动比 起升机构减速器的传动比按下式计算 i=式中 v 起升速度 m/min a 滑轮组倍率 D 钢丝绳直径mm n 电动机转速 r/min根据计算出的传动比i。查减速器系列的传动比，找出与i。相近的传动比之后选定出实际传动比。通常两者相差允许±5%；若起升速度已经确定不能改变就要根据计算出的传动比i。新设计减速器。、校核减速器的强度校核减速器的强度，按工作状态下的最大载荷（既第II种载荷计算情况）

16、进行计算。、校核扭矩 输出轴的最大短暂扭矩按下式计算：Mmax=IIMjs/i33 kg.m式中： II动力系数 Mjs卷筒轴上的扭矩 i3， 3减速器输出轴与卷筒间的传动比和效率 Mmax < Mmax式中： Mmax减速器输出轴的最大短暂许用扭矩、校核径向力减速器输出轴受的最大径向力应满足下式：PP式中： P由卷筒或其它构件传给减速器输出轴的径向力，当以起升载荷为计算依据时应计入动力系数II影响。P减速器输出轴许用的径向载荷。（7）、选择联轴器桥式起重机系列上选用的联轴器种类大致有CL型齿轮联轴器、CLZ型齿轮联轴器、制动轮联轴器、弹性套柱销联轴器、桥吊上也有梅花联轴器、鼓形联轴器、

17、万向联轴器等。CL型齿轮联轴器也称双齿联轴器，有补偿两轴相对偏移量较大的特点，对安装的精度要求不高。可用于正反转多变、起动频繁的场合。承载能力高，工作可靠。CLZ型齿轮联轴器也称单联轴器，有中间轴，可用于两轴间距较远及两轴平行误差较大的条件下转动。中间轴能增加联轴器的扭转弹性。使用场合类似CL型。弹性套柱销联轴器结构紧凑，装配方便，不需润滑，弹性较好，补偿两轴偏移量不大，传递扭矩较小，弹性件易损坏，使用寿命低。可用于运行机构高速轴。梅花弹性联轴器结构简单，维修方便，耐冲击，有缓冲性能，补偿两轴偏移量较大，加工精度要求不高。可用于工作级别M5以下的起升，运行机构。SWP型十字轴式万向联轴器径向尺

18、寸小，紧凑，工作可靠，允许被联接的两轴有较大的折角，润滑维护方便，安装精度要求低。可用于大车和小车运行机构的低速轴上。按强度计算选联轴器：选用的联轴器应满足下式： McMt式中： Mt联轴器规格参数表中给出的力矩N.m。 Mc联轴器的计算力矩 Mc=nMImax=n8Mn n安全系数，起升机构为1。5其它机构为1.35。 8钢性动载系数8=11.2-2(见设计规范Gb3811-83附录P)桥式起重机系列中选用的联轴器的安全系数通常比计算出的结果大。（8）、制动器的选择现在一般桥式起重机系列的起升机构上选用了常闭式液压推杆制动器，制动器一般安装在机构高速轴上，以减小制动力矩。支持载荷所需要的制动

19、力矩Mz: Mz=n.Qqx(D+d)./2aiMez kg.m式中 n制动安全系数。 Mez制动器的额定制动力矩。按照起重机设计规范的要求制动安全系数不低于 a 一般起升机构：1.5 b 主要起升机构：1.75 c 装有两个支持制动器时，每一个制动器安全系数不低于1.25，对于二套彼此有刚性联系的驱动装置，每套装置装有两个支持制动器时，每一个的制动安全系数不低于1.1。一般制动安全系数按工作级别分：轻级1.5、中级1.75、重级2、特重2.5在起升机构只有一套驱动装置，但安装两个制动器附每个制动器的制动安全系数取1.25；有两个互相系的驱动装置每个装置放置一个制动器时，每个制动器制动安全系数

20、n1.25；当两个互相联系的驱动装置，每个装置放置两个制动器时，每个制动器的制动安全系数n1.15。、制动器的校核选择制动器后校核制动时间，当载荷下降时：t2=1.2GD2n/375(Mez-Mj2)+0.975QqV2/n(Mez-Mj2) sec式中： n电动机转速（r.pm） v载荷下降速度 m/sec(也可取为起升速度)制动时间t2不应大于1-2秒。当v12米/分时取大值。如果对制动路程有严格要求，可按下式核算制动路程 Sz=v.tz/120Sz (m)Sz=(0.5+0.02v)/4 (m)、说明（1）制动器对保障起重机正常工作及安全是很重要地，因此制动器不允许小；制动器选大了产生制

21、动过猛但是制动力矩是可调的，可以根据实际情况调小制动器的制动力矩。（2）小车运行机构制动器的计算类同大车运行机构制动器。（9）、钢丝绳的选择通常采用线接触钢丝绳，在腐蚀较大的环境采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足机构安全正常工作的要求。、钢丝绳受力计算钢丝绳所受拉力S S=Qq/ma1 (N)式中 Qq-起升载荷（额定是起重机+吊具重量）吊具重量包括：下滑轮组、吊钩、吊梁、抓斗、起重电磁铁等。起升高度很大的起升钢丝绳的重量也计算在内。 m-绳系数目（指可分解成单个滑轮系的数量）a-绳系滑轮倍率1-绳系的滑轮组效率对双绳抓斗的闭和支撑绳载荷分配按以下规定所使用的系统能短期地和自动地使用闭和

22、绳和支撑的载荷平均分配，则闭和绳和支撑绳各取总载荷的66%。所使用的系统在提升过程中不能使闭和绳和支撑绳的荷平均分配，则闭和绳取总载荷的100%，支撑绳取总载荷的66%。、 确定钢丝绳直径 D=C(S)1/2式中 d钢丝绳最小直径，mm C选择系数 mm/(N)1/2 详见设计规范4.4 S钢丝绳最大工作静拉力，N按钢丝绳所在机构工作级别有关的安全系数选择所选钢丝绳的破断拉力应满足下式 F0>SN式中： F0所选用钢丝绳的破断拉力 N n钢丝绳最小安全系数 机构工作级别安全系数 M1M3 4 M4 4.5 M5 5 M6 6 M7 7 M8 9对于搬运危险物品的起重用钢丝绳，一般应按比设

23、计工作级别高一级的工作级别选择表中的n值。对于双层卷绕大起升高度时选用刚芯，不扭转钢丝绳，双绳抓斗吊用钢丝绳也应选用不扭转钢丝绳。（10）、卷筒与滑轮、卷筒的强度计算 卷筒的强度计算见（手册）、卷筒长度 卷筒的几何尺寸为上图，D-卷筒直径，L-卷筒长度 图中 L1根据结构需要确定 3t固定钢丝绳所需长度（t为螺距，一般钢丝绳的固定圈数为3圈） Z x t工作圈数加上2圈安全的长度，Z= +2 m中间光滑部分 卷筒长度为下式： L=2x(+5)t+L1+m 式中 5圈=固定圈3圈+安全圈 （工作圈）、滑轮，卷筒的卷绕直径依据设计规范按钢丝绳中心计算的卷筒和滑轮的最小卷绕直径按下式 D0min=h

24、.d式中 Domin按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小卷绕直径mm d钢丝绳直径mm h与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数系数h机构工作级别 卷筒h1滑轮h2 M1M3 14 16 M4 16 18 M5 18 20 M6 20 22.4 M7 22.4 25 M8 25 28（1）采用不旋转钢丝绳时，h值应按比机构工作级别高一级的值选取。 （2）平衡滑轮的直径，对于桥式起重机取与Domin相同。、卷筒的螺旋槽向施工图标题栏中标注出卷筒的槽向是指靠近减速器侧卷筒的槽向，如上图卷筒组的槽向为右。（11）、车轮 小车车轮的选用参照大车运行机构中的车轮部分。（12）、设计小车时应注意的几个问题、吊

25、钩的上极限位置确定后要计算出钢丝绳偏角根据起重机设计规范GB3811-83， 4.4.2.4钢丝绳允许偏角。 、钢丝绳绕进或绕出滑轮槽时偏斜的最大角度（既钢丝绳中心线 和与滑轮轴垂直的平面之间的角度）推荐不大于50、钢丝绳绕进或绕出卷筒时钢丝绳偏离螺旋槽两侧的角度推荐不大于3.50。、对多层缠绕卷筒，钢丝绳偏离与卷筒轴垂直平面的角度推荐不大于20。、高度绕在卷筒上的钢丝绳采用双绳同向双层缠绕时为了避免绳系相碰，两固定滑轮需要错开一个距离。、上各部件的位置确定后，用作图法或近似计算法确定吊钩的水平位置，画出钢丝绳缠绕简图及小车架与卷筒垂直平面截面简图，应保证钢丝绳表面与小车架间最小距离不应小于3

26、050mm.。、如上图，当吊钩滑轮组与卷筒之间的钢丝绳是从吊钩滑轮组中间两个滑轮绕进绕出时， 中间两个滑轮直径要大防止缠绕过程中钢丝绳相碰。、设计小车架时，小车架上安装定滑轮组的梁应具有较大的刚度。小车架整体应有足够的刚度；但刚度不宜太大。（刚度太大时小车运行不平稳产生三支点现象）小车架的计算工况为大车不动起升机构满载起升或下降对小车架各梁的许用应力为： =90 Mpa用于车轮支撑梁 =80 Mpa用于其它各梁 80 Mpa用于腹板上 80 Mpa 用于焊缝上小车架许用挠度f=s/2000在布置小车架时，在电动机、减速器、制动器、卷筒座、定滑轮座位置处对应小车架上盖板下面应合理的布设加劲板，注

27、意加劲板不应与安装螺栓相碰。说明小车运行机构的设计可参考大车运行机构的设计。（13）、大车运行机构施工设计目前桥式起重机的大车运行机构以分别驱动为主要型式。有两角驱动也有四角驱动型式。大车运行机构采用的主要部件有：电动机、联轴器、制动器、传动轴、减速器、车轮等。主动轮采用圆锥踏面（在运行过程中能自动调整以保证平稳运行）被动车轮采用圆柱踏面；也有主动车轮，被动车轮均采用圆柱踏面。大车运行机构的车轮距BQ与起重机的跨度S有以下关系： BQ/s=Ag>u式中： u=Agp车轮沿轨道滑动摩擦系数取0.10.2 p摩擦角 车轮轴线与对角车轮连线之间的夹角 BQ/S=1/71/5。、合理选用部件（1

28、）、选择电动机1）、电动机的静功率 Pj= (kw) 式中： V运行速度（m/s） 机构传动功率，可取=0.85-0.95 m电动机个数 Fj运行静阻力(N) Fj=Fm+Fp+Fw Fm摩擦阻力起重机满载运行最大摩擦阻力 Fmmax=（Qq+G）(2u+df)Kf/D (N)式中 Qq起升载荷 N G起重机自重 N U滚动摩擦系数，其值见（手册），2.1.11推荐取f=0.02 D车轮直径（cm） d-车轮轴承内径（cm） Kf附加阻力系数，其值见（手册表2.4.2） Fp=(Q+G)Kp (N) Fp自然坡度阻力系数，其值见（手册表2.4.3） FwN风阻力在露天工作的起重机考虑风阻力其值

29、见（手册表1.2.10计算）2）、电动机初选 P=Kq.Pj (kw)式中 Kq考虑运行机构在起动过程中的惯性力影响系数（扩大系数）。3）、电动机的过载校验，电动机的发热校验。起动时间与起动平均加速度的验算见（铁道部编写的起重机设计手册第三章第三节）（2）、减速器的选择1）、减速器的传动比机构的计算传动比i=nD/v式中 n电动机额定转速（n/min） D车轮踏面的直径(m) V运行速度（m/min）2）、减速器功率 由于运行机构起、制动时惯性载荷较大，惯性质量主要分布在低速部分；所以在选用减速器时输入功率按起动工况确定。减速器的计算输入功率为： Pj=(Fj+Fq)v/1000m (kw)

30、式中 m减速器个数 v运行速度（m/s） 运行机构传动效率 Fj运行静阻力(N) Fq运行起动时的惯性力（N） Fq=（Q+G）v/gt实践中要考虑机构中旋转质量的惯性力增大根据计算输入功率的传动比及工作级别选择减速器。对级别大于M5的运行机构，考虑工作条件比较恶劣，根据实践经验减速器的输入功率以取1.8-2.2倍的计算输入功率为宜。（3）、制动器的选择运行机构的制动器根据起重机满载顺风和下坡运行制动工况选择，制动器应使起重机在规定的时间内停车，制动转矩按下式计算：Tz=（Fp+FwII+FmI）+0.975+式中：Tz计算制动转矩（N.m）J1电动机转子转动惯量（Kg.m2）J2电动机轴上制

31、动轮和联轴器的转动惯量（Kg.m2） Fq坡道阻力（N） PwII风阻力（N）按工作状态最大计算风压qii计算 FmI制动器个数 m制动器个数 m电动机个数 tz制动时间（按GB3811-83附录c）选择的制动器的额定制动力矩大于制动转矩。、车轮计算1）、计算载荷起重机车轮所承受的载荷可直接根据起重机外载荷的平衡条件求得。车轮的疲劳强度计算载荷Pc可由起重机的最大轮压和最小轮压来确定。GB381183 <起重机设计规范>规定Pc的计算式为下： Pc=(2Pmax+Pmin)/3式中： Pmax起重机正常工作时的最大轮压（N） Pmin起重机正常工作时的最小轮压（N）在确定Pmax和

32、Pmin时动载系数均取为。2）、车轮踏面疲劳计算 按赫兹公式计算接触疲劳强度。根据车轮与轨道接触情况不同分为线接触和点接触两种。线接触允许轮压 PcK1DLC1C2式中 k1与材料有关的许用线接触应力常数，N/mm钢制车轮按 GB3811-83表33选取 D车轮直径mm L车轮与轨道有效接触长度mm C1转速系数按GB3811-83表34选取 C2工作级别系数，按GB3811-83表35选取点接触允许轮压 PcK2R2C1C2/m3式中 K2与材料有关的许用点接触应力常数N/mm2，钢制车轮按GB3811-83表33选取 R曲率半径，为车轮曲率半径与轨道曲率半径中之大值mm m由轨道顶的与车轮

33、的曲率半径之比（r/R）所确定的系数按GB3811-83表36选取、传动轴传动轴截面上仅受扭矩作用1）、强度计算n=Mn/Wnn 式中 Mn根据第II种载荷计算情况产生的扭矩Nmm Wn抗扭截面模数(mm3) n许用扭转剪应力Mpa2)、刚度计算用单位长度轴的扭转角来衡量其扭转刚度，最大扭转角不超过每米0.01弧度。等截面轴的扭转角为：= （rad）式中Mn-作用在轴上的扭矩 （N.mm）L-轴的扭转长度 （mm）G-剪切弹性模数（N/mm2）,对钢取G=8x104In-轴截面的极惯性矩（mm4） 实心轴 In=d4/320.1d4 空心圆轴 In=（d4-d04）/320.1（d4-d04）

34、3)、轴的临界转速的验算（按照GB3811-83.4.3.9）当长的传动轴的转速超过400min-1时，必须验算其临界转速，并满足下式要求：nmaxncr/1.2式中nmax-轴的实际最大转速 min-1ncr-临界转速 min-1ncr=1210式中d1-轴的内径 cm. 当为实心轴时，d1=0.d2-轴的外径 cm.L-轴的支点间距，m。（14）、设计大车运行机构应注意的问题、由于起重机的重量大，就在不满载时起制、动时惯性大，尤其在运行中有时司机打反制动的坏习惯对加速器十分不利，因此大车运行机构的减速器应该留有余量。、运行机构的车轮保证在最小轮压时不打滑（车轮与钢轨的粘着系数对室内为0.1

35、5对室外为0.12）（15）、桥架施工设计箱形双梁式桥架是桥式起重机中应用最为普遍的一种桥架结构型式它是由主梁、端梁、走台、栏杆等组成。、桥吊桥架主要参数1）、跨度S 起重机的跨度S取决于厂房的跨度，详见手册表1.4.10起重机跨度S的极限偏差S见GB/T14405-93通用桥式起重机4.7.3的规定2）、轨距B小车的轨矩确定了两根主梁的间距，小车轨距取决于卷筒的长度与起升机构的布置有关3）、轮距W起重机的轴距（基距）可按下列确定W/S=1/71/5比值过小容易引起桥架运行歪斜和车轮啃道；过大增大了厂房两端起重机不能有效的服务面积4）、主梁主要参数（1)、 正轨箱形双梁梁的高度与跨度有关通常取

36、H=(1/141/20)S主梁端部与端梁配合，端部高度减小H1=(0.40.6)H为保证水平刚度，两块腹版之间的宽度b应为 b(1/601/50)S； b/H1/3 (b>350mm)盖板宽度： 手工焊 B=b+2(10+3) 自动焊 B=b+2(20+3)盖板厚度不小于6mm。受压盖板宽度满足下列条件b/190腹板厚度不小于5mm.（2）、偏轨箱形梁主梁高度H=(1/101/16)S主梁宽度b=(0.40.5)H (小吨位) b=(0.60.8)H (大吨位)5）、 载荷及组合设计桥式起重机金属结构时须考虑下列载荷，固定载荷，移动载荷，水平惯性载荷6） 、固定载荷主梁、走台、走台及滑线

37、栏杆等的自重全部由主梁承受且沿梁全长均布。大车运行机构的电动机、制动器、减速器、操纵室的自重按集中载荷作用于主梁上。7） 、移动载荷移动载荷通过小车车轮作用到主梁上。属于移动载荷的有小车的重量和起升载荷。8） 、水平惯性载荷小车制动（起动）时产生的水平惯性载荷是沿着主梁方向作用的；桥架制动（起动）时产生的水平惯性载荷是垂直主梁方向的。9） 、载荷组合按规范所规定的载荷组合，计算桥式起重机的金属结构。10）、主梁根据桥式起重机的工作情况采用相应的载荷组合对主梁作强度计算，刚度计算及局部稳定的处理。通常小跨度的主梁以考虑强度为主，大跨度的以考虑刚度为主。（1） 、主梁的强度计算按照第种载荷组合进行

38、强度计算a.由于垂直方向最大弯矩M(G+P)max作用，在主梁跨中截面引起的正应力为： 由于水平方向的最大弯矩Mgmax作用在主梁跨中截面引起的正应力为： 由于垂直和水平方向最大弯矩同时作用，在主梁跨度中截面盖板中引起的最大正应力 b.主梁跨端截面最大剪应力的计算 max=Q(G+p)maxS/Ixo2 式中： Ixo主梁端部支撑截面对X-X轴线的惯性距 S主梁端部支撑截面半面积对X-X轴线的静矩 主梁一块腹板厚度 Q(G+p)max跨端最大剪力C.主梁截面合成应力计算在主梁同时受有弯矩和剪力作用的任意截面中，由弯矩正应力和剪应力可按下式计算：=（2+32）1/2IId.偏轨箱形梁偏轨箱形主梁

39、由于小车轨道安装在主腹板上部，因此除受弯曲外，同时还受扭转。主梁在垂直轮压作用下（通过弯心）使截面产生普通弯曲应力（正应力和剪应力）和约束弯曲应力（正应力和剪应力）；在外扭矩作用下，截面产生约束扭转正应力和剪应力。根据实验研究表明，约束弯曲正应力，一般公是普通弯曲正应力的6%10%，约束扭转正应力与普通弯曲正应力相比很小，约为（35）%。详细计算见手册第二章第四节。e.主梁接头计算当起重机的跨度大时，因铁路运输限制，需要将主梁分段，主梁接头的位置通常设在弯矩较小处。主梁的接头数及主梁的接头位置一般根据主梁的结构由设计者确定。作用在箱形梁截面上的内力（弯矩和切力）由腹板和盖板共同承受按下式计算分

40、配到腹板上的力矩为：分配到盖板上的内力为：式中： M 作用在梁截面上的弯矩 If 腹板对梁截面中性轴的惯性矩 I 梁截面的惯性矩 h 梁的计算高度（上下盖板中心线间的距离）对于切力作用，可以近似认为完全由腹板承担。主梁接头连接型式有两种：高强螺栓连接和普通螺栓连接。目前大部分采用高强度螺栓连接，因为高度螺栓作用力的传递全靠构件间的摩擦力，所以构件连接接触表面应作相应处理。(2）、主梁的刚度计算a.静刚度 静刚度计算是指结构在承受额定静载荷时产生的挠度不大于许用值。 简支梁的垂直下挠度f可按下式计算：式中： b为小车轮距，L为跨度垂直下挠度也可用下式作近似计算： 起重机设计规范3.8.1.1规定

41、，当满载小车位于跨中时，主梁由于额定起升载荷和小车自重在跨中引起的垂直静挠度f应满足下述要求：工作级别为A5或A5以下的起重机 工作级别为A6的起重机工作级别为A7的起重机 工程使用的起重机（参考） b.动态刚度 对于一般的起重机不校核这一动态特性，当用户或设计本身对此有要求时，用桥架的自振频率来衡量。 起重机设计规范3.8.2.1中规定：对电动桥式起重机当小车位于跨中进的满载自振频率f不应低于2Hz。 满载自振频率计算方法： 详细计算见起重机设计规范附录L。(3）、主梁局部稳定性的处理 为了确保主梁受压盖板及腹板的稳定性，要根据情况在受压盖板上加横向筋和纵向筋，在腹板的受压区加纵向筋。(4）

42、、材料 通常主梁的主要受力板件材料为Q235-B，在环境温度低于-20o时选用Q345-B。、端梁1)、端梁的计算箱形结构端梁实际受载情况比较复杂，在垂直平面内，由主梁支反力表示的垂直载荷，在水平平面小车运行起制动引起的惯性载荷或大车运行歪斜时引起的车轮侧向载荷等在计算考虑端梁的自重作用。用降低许用应力的办法校核。 式中 Mmax 端梁中最大弯矩 Wxmin 对X轴最小净截面抗弯模数 Ms=0.15Mmax Wy 对Y轴的净截面抗弯模数 端梁许用应力，对于Q235，a=1000Kg/cm2校核车轮支承截面的剪应力： S X轴以上面积对X轴的静矩支承截面对X轴的惯性=90 Mpa对m-m截面式中

43、 支承截面对X轴的最小截面抗弯模数。详细计算见手册第四篇第二章第二节。2)、端梁接头端梁接头型式有两种，一种是上盖板和腹板焊有角钢作的法兰；下盖板用连接板和受剪螺栓连接。另一种是腹板和上下盖板均利用连接板及螺栓连接。3)、主梁与端梁的连接计算主梁与端梁的连接计算详见手册（铁道出版社）第四篇第三章第一节。(16)、桥架设计中应注意的几个问题 、桥架中走台端部的支撑型钢位置是由安装大车运行机构的减速器，制动器及电动机的位置确定的。重要位置的支撑型钢应该与主梁中的横筋相对应。主梁横筋的布置要兼顾司机室安装。走台上支撑电缆滑架的角钢位置应与主梁横盘相对应。、偏轨箱形梁在弯板拐角处及门的拐角处容易产生裂

44、纹，目前的设计多采用下图型式。、图中的尺寸标注设计图纸中的尺寸标注应符合GB4458.4-84作图方法：1)、首先确定基准线 如起重机总图：高度的基准线 大车轨道上平面长度的基准线 跨度（大车轨道中心线之间距离）宽度的基准线 小车轨距（小车轨道中心线之间距离）2)、安装位置尺寸线3)、外形尺寸线4)、内部相关尺寸线5)、基准线高度基准线 小车轨道上平面长度基准线 小车轮距宽度基准线 小车轨距6)、安装位置尺寸线7)、高度尺寸线（小车轨道上平面为基准线）8)、外形尺寸线：9)、内部相关尺寸线10）、小车架尺寸标注应注意的几个问题 因为组成小车架的件数多，标注的尺寸也多，尺寸标注的清楚有利于制作，

45、也方便设计者计算各板件。（1）小车架的基准线应该与小车总图的基准线一致。（2）在俯视图中标出车轮中心线，副起升电动机中心线，副起升卷筒中心线，运行减速器中心线的位置尺寸。（3）剖视图中剖面线要清楚（尤其是计算机画的图）如上图安装车轮的小车梁在剖面图上有关尺寸标注清楚。这样对设计者在计算与其相关的板件也有好处。 小车架上的其它梁也应该在视图中表示清楚。(17)、施工图设计完成后的后期工作图纸设计完成后，按先后顺序作下列工作：、审查者根据合同，技术协议审图。审查目标成本，标准化审查。认真填写设计评审记录单。、设计者按设计评审记录单修改图纸后存档，并填写生产目录表及生产通知单送工艺审查。、设计者按工艺评审记录单修改图纸。、起重机总图交与电气技术人员会签后填写图纸入库单，将图纸及生产目录表，生产通知单存入档案。、设计者根据合同要求作装箱单及文件。通过审查后修改，描图，填写入库单后存入档案。（17）、门式起重机设计1）、刚柔支腿：当门架平面内两侧支腿拉压与弯曲刚度明显不同。即可认为是刚柔支腿结构。刚性大的为刚性支腿，相对小的为柔性支腿。当支腿与主梁连接的支座是在门架平面内可转动的铰链连接型式，该支腿为柔性支腿