1、 橋門吊設計程序與計算規范 QBJH0012008一、范圍本標準規定了橋式、門式起重機的設計計算方法。二、引用標準下列標準所包含的條文，通過在本標準中的引用而構成為本標準的條文。以下標準升級為新的版本后，以新版本為準。本標準作相應的提升。GB 381183 起重機設計規范GBT 38112008 起重機設計規范GB50017-2003 鋼結構設計規范三、引用參考技術文獻中國鐵路出版社2001年版 起重機設計手冊四、主要應用設計計算軟件程序 MathCAd數學計算軟件 用此功能設計的起重機專用計算程序清華大學編著的結構工程計算軟件 結構力學求解器（個人、工程版）Excel表格計算軟件 用此功能設

2、計的起重機專用計算程序小型專用起重機計算軟件程序 通過驗證的程序大型結構有限元分析軟件 電子版機械零件設計手冊五、計算計量單位計算計量單位應符合國家計量法、起重機專業特定的量綱規定。當設計軟件量綱不符合以上規定時，確認計算結果正確，編制對外用的計算書時將計算結果換算為標準量綱。可采用該軟件進行工程計算。 六、結構參數的計算1、型鋼梁、立柱的截面積、慣性矩等參數的確定直接進行文獻查表確定。應用相應軟件程序計算確定。3、變截面焊接箱形結構的截面積、慣性矩等參數的確定（1）、應用MathCAd數學計算軟件編制的有限元多截面單元系列計算參數結果。代入結構力學求解器（個人、工程版）進行有限元分析。（2）

3、、應用起重機設計規范推薦的與支撐方式有關的計算長度系數u1、變截面長度系數u2。進行結構的強度與壓桿穩定分析。（3）、應用大型三維空間結構有限元分析手段進行變截面箱形結構的分析。七、設計程序橋門式起重機的品種多、規格也多，是起重機的主要產品之一。它的設計是根據下達的任務書（合同文本和立項單）設計出既滿足用戶使用要求又安全可靠的產品。起重機的設計應符合起重機設計規范GB3811-83的規定及起重機安全規程GB6067-85的規定。根據我國大多數制造廠多年的生產流程及設計部門的工作習慣分三階段記述橋門式起重機施工設計程序及主要注意的問題。 a施工圖設計之前準備工作。 b施工圖設計。 c施工圖完成后

4、的后期工作。1、設計施工圖之前準備工作（1）、設計工作分類、合同及其內容產品定貨合同的要求內容有：合同號、產品名稱、數量、價格、主要技術規格、起重量、跨度、起升高度、工作級別、作業環境、操縱室型式及入口方向，起重機供電方式、供電電壓及頻率等）設計制造標準有關商務方面的條款，需方供方的名稱、地址及聯絡信息等。對于非標準或特殊要求的有另行編制的產品定貨合同和技術協議。、立項及其內容立項文件是根據用戶提出的咨詢（簡單）和招標（詳細）項目要求作出的提供給用戶的設計文件，此種文件根據要求的不同而繁簡，總體上比一般合同設計文件簡單，但設計難度不亞于合同設計。立項的總圖是根據用戶的要求經過精心的計算、合理的

5、選用部件、確定結構后作出的。總圖中的有關尺寸及性能參數必須滿足用戶的要求，且符合起重機設計規范。合同形成后根據總圖及技術文件作出施工圖，所以要認真細致地作出方案總圖及文件，確保它的完整性與準確性；使得作出的產品有較大的經濟效益。、合同內容的確認產品定貨合同是產品設計的依據。產品合同對設計工作最直接關系最大的是技術條款（主要技術規格）有些產品附帶技術協議，技術協議同合同同等重要；許多技術條款包含在技術協議中了。主要為起重量、跨度、起升高度、工作級別、作業環境、操縱室型式及入口方向、起重機大小車供電方式供電電壓及頻率。機構調速要求是否加載限止器、起重機外形尺寸（長、寬、高），上極限、左右極限最大輪

6、壓等。這些參數比較重要，必須認真對待。對合同中不明確的條款設計者必須及時填寫輸入信息反饋單，轉達給銷售部門。、機電設計聯系單的填寫及會簽機電設計聯系單是機械設計與電氣設計之間聯系的依據，便于機電雙方開展工作，及時發現問題并更正。機電設計聯系單填寫后必須根據合同要求認真核對。比如電機絕緣等級（F級、H級），電動機軸伸型式（單軸伸，對軸伸）、電動機附件（超速開關編碼器、加熱器）、司機室型式、大車導電裝置、小車導電裝置型式規格及滑車數量、起重量限制器或電子稱等、雙方簽字后各執一份。、部件配套單的填寫與會簽 設計中采用新部件時必須認真填寫部件配套單（按照部件配套申請既任務周轉單的規定填寫）部件設計完成

7、后交于提出者會簽。、填寫機電配套技術數據 為了保證產品按期交貨，避免生產資金的積壓，由設計者準確填寫機電配套技術數據。按正常生產程序，機電配套技術數據是在設計完成之后提出的；因交貨期短的緣故需要在施工圖紙完成之前提出，設計員可提出“預計”機電配套技術數據。如果在設計中發生與原“預計” 技術數據有出入時，要盡快到供應處進行修改。機電配套技術數據要有：填寫人、審查人簽字、機械電氣人員會簽后提交供應處。填寫機電配套的內容按以下范圍提出。提出范圍如下：1） 各機構軸承2） 電動機（如雙軸伸、絕緣等級參數說明）3） 非部件室設計的密封圈4） 特殊軌道壓板、墊板、接頭、橡膠圈5） 鋼絲繩6） 制動器7）

8、冷風機、空調器8） 萬向聯軸器、力矩扳手9） 電纜卷筒10） 電纜連接器11） 特殊鏈條，卸扣12） 集中潤滑13） 管材、型材、板材（“T”“H”型材，厚板>30mm板）14） 減速器：軸承，特殊潤滑油脂，密封件，潤滑泵及特殊件15） 司機室：各種玻璃及壓條。固定在室內非本廠生產的零部件及 材料，滅火器。16） 吊鉤滑輪組：軸承扎制滑輪及旋轉吊鉤中的齒輪，電動機等特殊件。17） 卷筒：軸承及特殊材料。18） 聯軸器：彈性體，卷筒聯軸器用滾子。19） 車輪組：軸承。20） 制動器：推動器，軸承。21） 緩沖器：軸承及特殊件。（2）、施工圖設計、制圖基礎、圖紙幅面及標題欄根據國家制圖標準G

9、B/T14683-93的規定圖紙的幅面分為A0、A1、A2、A3、A4、以及個別幅面的加長幅面。圖樣中標題欄的各項目根據需要填寫為圖號名稱、張數、張次、階段標志等。簽名欄中設計、審查、標準必須有簽名，其它簽名按需要填寫；比例、材料、質量、日期須填寫。、圖形及符號 圖形及符號按國家標準執行，部件的簡化圖形參考本廠的簡化圖形。 GB/T14690-93 機械制圖比例 GB/T14691-93 機械制圖字體 GB/T14692-93 機械制圖圖樣畫法 GB18001804-79 公差與配合 GB/T131-93 表面粗糙度代號及其注法 GB11821184-80 形位公差 GB324-88 焊縫符號

10、表示法、制作施工圖借助前人的設計成果搞產品設計是簡便可靠的設計方法通常是以橋吊系列及以前生產過的相類似的產品作為參考。準確地計算合理的布置是作圖的依據，在作圖之前要認真核對總圖中的性能參數；外形尺寸（高、寬、長）左右極限及上極限等是否滿足合同要求。橋式起重機總圖中機械部分大致可分為，小車總圖，大車運行機構總圖，橋架總圖三部分。小車是獨立的部分，在小車總圖完成后依據小車的輪壓，軌道輪距設計橋架。在比較準確地初步估計起重機總重后作大車運行機構。因為大車運行機構的部件（減速器、制動器、電動機）位置于橋架中的走臺的加筋位置相對應，須在大車運行機構布置完后作橋架免去重復性工作。下面分四部分說明制作施工圖

11、：“小車施工設計；大車運行機構施工設計；橋架施工設計。（3）、小車施工設計、總體布置1）滿足高度要求通常小車的最高點是減速器及制動器；為了減少高度將小車架的梁挖洞使減速器的肚子放在小車架上平面下。選擇高度小，長度大的制動器。2）、滿足長x寬的要求通常加高減速器座子使減速器肚子放在小車架上平面上，選擇長度小，高度大的制動器。3）、準確地確定吊鉤的位置尺寸，使之滿足合同中提出的上極限及左右極限的要求。4）、輪壓均勻在確定小車輪距時盡量使四個小車輪的輪壓均勻，主動輪輪壓大于被動輪輪壓；也可以根據情況處理。一定要保證在空載時車輪不打滑。5）、安裝維修方便設計小車對在考慮各部件布置緊湊的同時還應考慮到制

12、造、安裝和維修方便。盡可能考慮到各部件拆下修理時不須移動臨近的部件。6）、符合運輸要求由于火車運輸限制，一般小車最大寬度不超過3400mm（各種限界高度有詳細規定，參見有關標準），若小車超寬，小車架要分段制作。（4）、合理選用部件、選擇電動機1）、計算電動機靜功率Pj=QV/1000 (kw)式中 Q起升載荷 N，Q為額定起升載荷+吊具重量（當起升高度大于50m時起升鋼絲繩重量應計算在內）。V起升速度，m/s機構總效率。采用閉式圓柱齒輪傳動時0.8-0.852）、選擇電動機功率 Ps=G.Pj 式中 Ps穩態平均功率(kw) G穩態負荷平均系數 查GB3811-83附錄V及附錄W 按此功率選擇

13、Jc值與CZ值一致的電動機功率 。常用起升G0.8 ，變頻電動機起升G1.0 。轉速n=v.a.i/(D+d) v起升速度（米/分） a滑輪組倍率 i傳動比 D卷筒直徑（米） d鋼絲繩直徑（米）3）、電動機過載能力校核起升機構電動機過載能力按下式進行校核 PnH/(mm).QV/1000式中 Pn在基準接電持續率時的電動機額定功率(kw) m電動機個數 m電動機轉矩的允許過載倍數 H考慮電壓降及轉矩差以及靜載試驗超載（試驗載荷為額定載荷的1.25倍）的系數繞線異步電動機取2.1，籠式異步電動機取2.2，直流電動機取1.4。4）、發熱驗算發熱校驗公式 PPs式中 P電動機工作的接電持續率Jc值和

14、不同Cz值時的允許輸出容量（kw）(見GB3811-83附錄V) Ps工作循環中負荷的穩態功率（kw）（5）、選擇電動機注意的幾個問題、 當電動機每次連續時間超過10分鐘時考慮電動機發熱應適當提高電動機的容量或絕緣等級（在設計中通常選提高一檔的電動機容量的電動機）。、當起升機構變頻調速時選用的變頻電動機考慮由于變頻過程中使用力矩的減少及發熱適當提高電動機的容量。、特殊工況工作的起升用的電動機。為工作級別M3、M4、M5、年月利用系數較小，但每完成一項任務，連續工作時間較長，應適當提高電動機的容量。、根據起重機的工作環境選用絕緣等級。、 雙繩抓斗的開閉機構和起升機構每一機構電動機靜功率取為總功率

15、的0.66倍。、 運行機構電機的選擇在計算出靜功率后還應考慮由于起動加速過程中慣性力的影響。必要時驗算起動制動能力，防止打滑。在手冊P110中為功率增大系數。（6）、減速器的選擇、減速器的傳動比 起升機構減速器的傳動比按下式計算 i=式中 v 起升速度 m/min a 滑輪組倍率 D 鋼絲繩直徑mm n 電動機轉速 r/min根據計算出的傳動比i。查減速器系列的傳動比，找出與i。相近的傳動比之后選定出實際傳動比。通常兩者相差允許±5%；若起升速度已經確定不能改變就要根據計算出的傳動比i。新設計減速器。、校核減速器的強度校核減速器的強度，按工作狀態下的最大載荷（既第II種載荷計算情況）

16、進行計算。、校核扭矩 輸出軸的最大短暫扭矩按下式計算：Mmax=IIMjs/i33 kg.m式中： II動力系數 Mjs卷筒軸上的扭矩 i3， 3減速器輸出軸與卷筒間的傳動比和效率 Mmax < Mmax式中： Mmax減速器輸出軸的最大短暫許用扭矩、校核徑向力減速器輸出軸受的最大徑向力應滿足下式：PP式中： P由卷筒或其它構件傳給減速器輸出軸的徑向力，當以起升載荷為計算依據時應計入動力系數II影響。P減速器輸出軸許用的徑向載荷。（7）、選擇聯軸器橋式起重機系列上選用的聯軸器種類大致有CL型齒輪聯軸器、CLZ型齒輪聯軸器、制動輪聯軸器、彈性套柱銷聯軸器、橋吊上也有梅花聯軸器、鼓形聯軸器、

17、萬向聯軸器等。CL型齒輪聯軸器也稱雙齒聯軸器，有補償兩軸相對偏移量較大的特點，對安裝的精度要求不高。可用于正反轉多變、起動頻繁的場合。承載能力高，工作可靠。CLZ型齒輪聯軸器也稱單聯軸器，有中間軸，可用于兩軸間距較遠及兩軸平行誤差較大的條件下轉動。中間軸能增加聯軸器的扭轉彈性。使用場合類似CL型。彈性套柱銷聯軸器結構緊湊，裝配方便，不需潤滑，彈性較好，補償兩軸偏移量不大，傳遞扭矩較小，彈性件易損壞，使用壽命低。可用于運行機構高速軸。梅花彈性聯軸器結構簡單，維修方便，耐沖擊，有緩沖性能，補償兩軸偏移量較大，加工精度要求不高。可用于工作級別M5以下的起升，運行機構。SWP型十字軸式萬向聯軸器徑向尺

18、寸小，緊湊，工作可靠，允許被聯接的兩軸有較大的折角，潤滑維護方便，安裝精度要求低。可用于大車和小車運行機構的低速軸上。按強度計算選聯軸器：選用的聯軸器應滿足下式： McMt式中： Mt聯軸器規格參數表中給出的力矩N.m。 Mc聯軸器的計算力矩 Mc=nMImax=n8Mn n安全系數，起升機構為1。5其它機構為1.35。 8鋼性動載系數8=11.2-2(見設計規范Gb3811-83附錄P)橋式起重機系列中選用的聯軸器的安全系數通常比計算出的結果大。（8）、制動器的選擇現在一般橋式起重機系列的起升機構上選用了常閉式液壓推桿制動器，制動器一般安裝在機構高速軸上，以減小制動力矩。支持載荷所需要的制動

19、力矩Mz: Mz=n.Qqx(D+d)./2aiMez kg.m式中 n制動安全系數。 Mez制動器的額定制動力矩。按照起重機設計規范的要求制動安全系數不低于 a 一般起升機構：1.5 b 主要起升機構：1.75 c 裝有兩個支持制動器時，每一個制動器安全系數不低于1.25，對于二套彼此有剛性聯系的驅動裝置，每套裝置裝有兩個支持制動器時，每一個的制動安全系數不低于1.1。一般制動安全系數按工作級別分：輕級1.5、中級1.75、重級2、特重2.5在起升機構只有一套驅動裝置，但安裝兩個制動器附每個制動器的制動安全系數取1.25；有兩個互相系的驅動裝置每個裝置放置一個制動器時，每個制動器制動安全系數

20、n1.25；當兩個互相聯系的驅動裝置，每個裝置放置兩個制動器時，每個制動器的制動安全系數n1.15。、制動器的校核選擇制動器后校核制動時間，當載荷下降時：t2=1.2GD2n/375(Mez-Mj2)+0.975QqV2/n(Mez-Mj2) sec式中： n電動機轉速（r.pm） v載荷下降速度 m/sec(也可取為起升速度)制動時間t2不應大于1-2秒。當v12米/分時取大值。如果對制動路程有嚴格要求，可按下式核算制動路程 Sz=v.tz/120Sz (m)Sz=(0.5+0.02v)/4 (m)、說明（1）制動器對保障起重機正常工作及安全是很重要地，因此制動器不允許小；制動器選大了產生制

21、動過猛但是制動力矩是可調的，可以根據實際情況調小制動器的制動力矩。（2）小車運行機構制動器的計算類同大車運行機構制動器。（9）、鋼絲繩的選擇通常采用線接觸鋼絲繩，在腐蝕較大的環境采用鍍鋅鋼絲繩。鋼絲繩的性能和強度應滿足機構安全正常工作的要求。、鋼絲繩受力計算鋼絲繩所受拉力S S=Qq/ma1 (N)式中 Qq-起升載荷（額定是起重機+吊具重量）吊具重量包括：下滑輪組、吊鉤、吊梁、抓斗、起重電磁鐵等。起升高度很大的起升鋼絲繩的重量也計算在內。 m-繩系數目（指可分解成單個滑輪系的數量）a-繩系滑輪倍率1-繩系的滑輪組效率對雙繩抓斗的閉和支撐繩載荷分配按以下規定所使用的系統能短期地和自動地使用閉和

22、繩和支撐的載荷平均分配，則閉和繩和支撐繩各取總載荷的66%。所使用的系統在提升過程中不能使閉和繩和支撐繩的荷平均分配，則閉和繩取總載荷的100%，支撐繩取總載荷的66%。、 確定鋼絲繩直徑 D=C(S)1/2式中 d鋼絲繩最小直徑，mm C選擇系數 mm/(N)1/2 詳見設計規范4.4 S鋼絲繩最大工作靜拉力，N按鋼絲繩所在機構工作級別有關的安全系數選擇所選鋼絲繩的破斷拉力應滿足下式 F0>SN式中： F0所選用鋼絲繩的破斷拉力 N n鋼絲繩最小安全系數 機構工作級別安全系數 M1M3 4 M4 4.5 M5 5 M6 6 M7 7 M8 9對于搬運危險物品的起重用鋼絲繩，一般應按比設

23、計工作級別高一級的工作級別選擇表中的n值。對于雙層卷繞大起升高度時選用剛芯，不扭轉鋼絲繩，雙繩抓斗吊用鋼絲繩也應選用不扭轉鋼絲繩。（10）、卷筒與滑輪、卷筒的強度計算 卷筒的強度計算見（手冊）、卷筒長度 卷筒的幾何尺寸為上圖，D-卷筒直徑，L-卷筒長度 圖中 L1根據結構需要確定 3t固定鋼絲繩所需長度（t為螺距，一般鋼絲繩的固定圈數為3圈） Z x t工作圈數加上2圈安全的長度，Z= +2 m中間光滑部分 卷筒長度為下式： L=2x(+5)t+L1+m 式中 5圈=固定圈3圈+安全圈 （工作圈）、滑輪，卷筒的卷繞直徑依據設計規范按鋼絲繩中心計算的卷筒和滑輪的最小卷繞直徑按下式 D0min=h

24、.d式中 Domin按鋼絲繩中心計算的滑輪和卷筒的最小卷繞直徑mm d鋼絲繩直徑mm h與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數系數h機構工作級別 卷筒h1滑輪h2 M1M3 14 16 M4 16 18 M5 18 20 M6 20 22.4 M7 22.4 25 M8 25 28（1）采用不旋轉鋼絲繩時，h值應按比機構工作級別高一級的值選取。 （2）平衡滑輪的直徑，對于橋式起重機取與Domin相同。、卷筒的螺旋槽向施工圖標題欄中標注出卷筒的槽向是指靠近減速器側卷筒的槽向，如上圖卷筒組的槽向為右。（11）、車輪 小車車輪的選用參照大車運行機構中的車輪部分。（12）、設計小車時應注意的幾個問題、吊

25、鉤的上極限位置確定后要計算出鋼絲繩偏角根據起重機設計規范GB3811-83， 4.4.2.4鋼絲繩允許偏角。 、鋼絲繩繞進或繞出滑輪槽時偏斜的最大角度（既鋼絲繩中心線 和與滑輪軸垂直的平面之間的角度）推薦不大于50、鋼絲繩繞進或繞出卷筒時鋼絲繩偏離螺旋槽兩側的角度推薦不大于3.50。、對多層纏繞卷筒，鋼絲繩偏離與卷筒軸垂直平面的角度推薦不大于20。、高度繞在卷筒上的鋼絲繩采用雙繩同向雙層纏繞時為了避免繩系相碰，兩固定滑輪需要錯開一個距離。、上各部件的位置確定后，用作圖法或近似計算法確定吊鉤的水平位置，畫出鋼絲繩纏繞簡圖及小車架與卷筒垂直平面截面簡圖，應保證鋼絲繩表面與小車架間最小距離不應小于3

26、050mm.。、如上圖，當吊鉤滑輪組與卷筒之間的鋼絲繩是從吊鉤滑輪組中間兩個滑輪繞進繞出時， 中間兩個滑輪直徑要大防止纏繞過程中鋼絲繩相碰。、設計小車架時，小車架上安裝定滑輪組的梁應具有較大的剛度。小車架整體應有足夠的剛度；但剛度不宜太大。（剛度太大時小車運行不平穩產生三支點現象）小車架的計算工況為大車不動起升機構滿載起升或下降對小車架各梁的許用應力為： =90 Mpa用于車輪支撐梁 =80 Mpa用于其它各梁 80 Mpa用于腹板上 80 Mpa 用于焊縫上小車架許用撓度f=s/2000在布置小車架時，在電動機、減速器、制動器、卷筒座、定滑輪座位置處對應小車架上蓋板下面應合理的布設加勁板，注

27、意加勁板不應與安裝螺栓相碰。說明小車運行機構的設計可參考大車運行機構的設計。（13）、大車運行機構施工設計目前橋式起重機的大車運行機構以分別驅動為主要型式。有兩角驅動也有四角驅動型式。大車運行機構采用的主要部件有：電動機、聯軸器、制動器、傳動軸、減速器、車輪等。主動輪采用圓錐踏面（在運行過程中能自動調整以保證平穩運行）被動車輪采用圓柱踏面；也有主動車輪，被動車輪均采用圓柱踏面。大車運行機構的車輪距BQ與起重機的跨度S有以下關系： BQ/s=Ag>u式中： u=Agp車輪沿軌道滑動摩擦系數取0.10.2 p摩擦角 車輪軸線與對角車輪連線之間的夾角 BQ/S=1/71/5。、合理選用部件（1

28、）、選擇電動機1）、電動機的靜功率 Pj= (kw) 式中： V運行速度（m/s） 機構傳動功率，可取=0.85-0.95 m電動機個數 Fj運行靜阻力(N) Fj=Fm+Fp+Fw Fm摩擦阻力起重機滿載運行最大摩擦阻力 Fmmax=（Qq+G）(2u+df)Kf/D (N)式中 Qq起升載荷 N G起重機自重 N U滾動摩擦系數，其值見（手冊），2.1.11推薦取f=0.02 D車輪直徑（cm） d-車輪軸承內徑（cm） Kf附加阻力系數，其值見（手冊表2.4.2） Fp=(Q+G)Kp (N) Fp自然坡度阻力系數，其值見（手冊表2.4.3） FwN風阻力在露天工作的起重機考慮風阻力其值

29、見（手冊表1.2.10計算）2）、電動機初選 P=Kq.Pj (kw)式中 Kq考慮運行機構在起動過程中的慣性力影響系數（擴大系數）。3）、電動機的過載校驗，電動機的發熱校驗。起動時間與起動平均加速度的驗算見（鐵道部編寫的起重機設計手冊第三章第三節）（2）、減速器的選擇1）、減速器的傳動比機構的計算傳動比i=nD/v式中 n電動機額定轉速（n/min） D車輪踏面的直徑(m) V運行速度（m/min）2）、減速器功率 由于運行機構起、制動時慣性載荷較大，慣性質量主要分布在低速部分；所以在選用減速器時輸入功率按起動工況確定。減速器的計算輸入功率為： Pj=(Fj+Fq)v/1000m (kw)

30、式中 m減速器個數 v運行速度（m/s） 運行機構傳動效率 Fj運行靜阻力(N) Fq運行起動時的慣性力（N） Fq=（Q+G）v/gt實踐中要考慮機構中旋轉質量的慣性力增大根據計算輸入功率的傳動比及工作級別選擇減速器。對級別大于M5的運行機構，考慮工作條件比較惡劣，根據實踐經驗減速器的輸入功率以取1.8-2.2倍的計算輸入功率為宜。（3）、制動器的選擇運行機構的制動器根據起重機滿載順風和下坡運行制動工況選擇，制動器應使起重機在規定的時間內停車，制動轉矩按下式計算：Tz=（Fp+FwII+FmI）+0.975+式中：Tz計算制動轉矩（N.m）J1電動機轉子轉動慣量（Kg.m2）J2電動機軸上制

31、動輪和聯軸器的轉動慣量（Kg.m2） Fq坡道阻力（N） PwII風阻力（N）按工作狀態最大計算風壓qii計算 FmI制動器個數 m制動器個數 m電動機個數 tz制動時間（按GB3811-83附錄c）選擇的制動器的額定制動力矩大于制動轉矩。、車輪計算1）、計算載荷起重機車輪所承受的載荷可直接根據起重機外載荷的平衡條件求得。車輪的疲勞強度計算載荷Pc可由起重機的最大輪壓和最小輪壓來確定。GB381183 <起重機設計規范>規定Pc的計算式為下： Pc=(2Pmax+Pmin)/3式中： Pmax起重機正常工作時的最大輪壓（N） Pmin起重機正常工作時的最小輪壓（N）在確定Pmax和

32、Pmin時動載系數均取為。2）、車輪踏面疲勞計算 按赫茲公式計算接觸疲勞強度。根據車輪與軌道接觸情況不同分為線接觸和點接觸兩種。線接觸允許輪壓 PcK1DLC1C2式中 k1與材料有關的許用線接觸應力常數，N/mm鋼制車輪按 GB3811-83表33選取 D車輪直徑mm L車輪與軌道有效接觸長度mm C1轉速系數按GB3811-83表34選取 C2工作級別系數，按GB3811-83表35選取點接觸允許輪壓 PcK2R2C1C2/m3式中 K2與材料有關的許用點接觸應力常數N/mm2，鋼制車輪按GB3811-83表33選取 R曲率半徑，為車輪曲率半徑與軌道曲率半徑中之大值mm m由軌道頂的與車輪

33、的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數按GB3811-83表36選取、傳動軸傳動軸截面上僅受扭矩作用1）、強度計算n=Mn/Wnn 式中 Mn根據第II種載荷計算情況產生的扭矩Nmm Wn抗扭截面模數(mm3) n許用扭轉剪應力Mpa2)、剛度計算用單位長度軸的扭轉角來衡量其扭轉剛度，最大扭轉角不超過每米0.01弧度。等截面軸的扭轉角為：= （rad）式中Mn-作用在軸上的扭矩 （N.mm）L-軸的扭轉長度 （mm）G-剪切彈性模數（N/mm2）,對鋼取G=8x104In-軸截面的極慣性矩（mm4） 實心軸 In=d4/320.1d4 空心圓軸 In=（d4-d04）/320.1（d4-d04）

34、3)、軸的臨界轉速的驗算（按照GB3811-83.4.3.9）當長的傳動軸的轉速超過400min-1時，必須驗算其臨界轉速，并滿足下式要求：nmaxncr/1.2式中nmax-軸的實際最大轉速 min-1ncr-臨界轉速 min-1ncr=1210式中d1-軸的內徑 cm. 當為實心軸時，d1=0.d2-軸的外徑 cm.L-軸的支點間距，m。（14）、設計大車運行機構應注意的問題、由于起重機的重量大，就在不滿載時起制、動時慣性大，尤其在運行中有時司機打反制動的壞習慣對加速器十分不利，因此大車運行機構的減速器應該留有余量。、運行機構的車輪保證在最小輪壓時不打滑（車輪與鋼軌的粘著系數對室內為0.1

35、5對室外為0.12）（15）、橋架施工設計箱形雙梁式橋架是橋式起重機中應用最為普遍的一種橋架結構型式它是由主梁、端梁、走臺、欄桿等組成。、橋吊橋架主要參數1）、跨度S 起重機的跨度S取決于廠房的跨度，詳見手冊表1.4.10起重機跨度S的極限偏差S見GB/T14405-93通用橋式起重機4.7.3的規定2）、軌距B小車的軌矩確定了兩根主梁的間距，小車軌距取決于卷筒的長度與起升機構的布置有關3）、輪距W起重機的軸距（基距）可按下列確定W/S=1/71/5比值過小容易引起橋架運行歪斜和車輪啃道；過大增大了廠房兩端起重機不能有效的服務面積4）、主梁主要參數（1)、 正軌箱形雙梁梁的高度與跨度有關通常取

36、H=(1/141/20)S主梁端部與端梁配合，端部高度減小H1=(0.40.6)H為保證水平剛度，兩塊腹版之間的寬度b應為 b(1/601/50)S； b/H1/3 (b>350mm)蓋板寬度： 手工焊 B=b+2(10+3) 自動焊 B=b+2(20+3)蓋板厚度不小于6mm。受壓蓋板寬度滿足下列條件b/190腹板厚度不小于5mm.（2）、偏軌箱形梁主梁高度H=(1/101/16)S主梁寬度b=(0.40.5)H (小噸位) b=(0.60.8)H (大噸位)5）、 載荷及組合設計橋式起重機金屬結構時須考慮下列載荷，固定載荷，移動載荷，水平慣性載荷6） 、固定載荷主梁、走臺、走臺及滑線

37、欄桿等的自重全部由主梁承受且沿梁全長均布。大車運行機構的電動機、制動器、減速器、操縱室的自重按集中載荷作用于主梁上。7） 、移動載荷移動載荷通過小車車輪作用到主梁上。屬于移動載荷的有小車的重量和起升載荷。8） 、水平慣性載荷小車制動（起動）時產生的水平慣性載荷是沿著主梁方向作用的；橋架制動（起動）時產生的水平慣性載荷是垂直主梁方向的。9） 、載荷組合按規范所規定的載荷組合，計算橋式起重機的金屬結構。10）、主梁根據橋式起重機的工作情況采用相應的載荷組合對主梁作強度計算，剛度計算及局部穩定的處理。通常小跨度的主梁以考慮強度為主，大跨度的以考慮剛度為主。（1） 、主梁的強度計算按照第種載荷組合進行

38、強度計算a.由于垂直方向最大彎矩M(G+P)max作用，在主梁跨中截面引起的正應力為： 由于水平方向的最大彎矩Mgmax作用在主梁跨中截面引起的正應力為： 由于垂直和水平方向最大彎矩同時作用，在主梁跨度中截面蓋板中引起的最大正應力 b.主梁跨端截面最大剪應力的計算 max=Q(G+p)maxS/Ixo2 式中： Ixo主梁端部支撐截面對X-X軸線的慣性距 S主梁端部支撐截面半面積對X-X軸線的靜矩 主梁一塊腹板厚度 Q(G+p)max跨端最大剪力C.主梁截面合成應力計算在主梁同時受有彎矩和剪力作用的任意截面中，由彎矩正應力和剪應力可按下式計算：=（2+32）1/2IId.偏軌箱形梁偏軌箱形主梁

39、由于小車軌道安裝在主腹板上部，因此除受彎曲外，同時還受扭轉。主梁在垂直輪壓作用下（通過彎心）使截面產生普通彎曲應力（正應力和剪應力）和約束彎曲應力（正應力和剪應力）；在外扭矩作用下，截面產生約束扭轉正應力和剪應力。根據實驗研究表明，約束彎曲正應力，一般公是普通彎曲正應力的6%10%，約束扭轉正應力與普通彎曲正應力相比很小，約為（35）%。詳細計算見手冊第二章第四節。e.主梁接頭計算當起重機的跨度大時，因鐵路運輸限制，需要將主梁分段，主梁接頭的位置通常設在彎矩較小處。主梁的接頭數及主梁的接頭位置一般根據主梁的結構由設計者確定。作用在箱形梁截面上的內力（彎矩和切力）由腹板和蓋板共同承受按下式計算分

40、配到腹板上的力矩為：分配到蓋板上的內力為：式中： M 作用在梁截面上的彎矩 If 腹板對梁截面中性軸的慣性矩 I 梁截面的慣性矩 h 梁的計算高度（上下蓋板中心線間的距離）對于切力作用，可以近似認為完全由腹板承擔。主梁接頭連接型式有兩種：高強螺栓連接和普通螺栓連接。目前大部分采用高強度螺栓連接，因為高度螺栓作用力的傳遞全靠構件間的摩擦力，所以構件連接接觸表面應作相應處理。(2）、主梁的剛度計算a.靜剛度 靜剛度計算是指結構在承受額定靜載荷時產生的撓度不大于許用值。 簡支梁的垂直下撓度f可按下式計算：式中： b為小車輪距，L為跨度垂直下撓度也可用下式作近似計算： 起重機設計規范3.8.1.1規定

41、，當滿載小車位于跨中時，主梁由于額定起升載荷和小車自重在跨中引起的垂直靜撓度f應滿足下述要求：工作級別為A5或A5以下的起重機 工作級別為A6的起重機工作級別為A7的起重機 工程使用的起重機（參考） b.動態剛度 對于一般的起重機不校核這一動態特性，當用戶或設計本身對此有要求時，用橋架的自振頻率來衡量。 起重機設計規范3.8.2.1中規定：對電動橋式起重機當小車位于跨中進的滿載自振頻率f不應低于2Hz。 滿載自振頻率計算方法： 詳細計算見起重機設計規范附錄L。(3）、主梁局部穩定性的處理 為了確保主梁受壓蓋板及腹板的穩定性，要根據情況在受壓蓋板上加橫向筋和縱向筋，在腹板的受壓區加縱向筋。(4）

42、、材料 通常主梁的主要受力板件材料為Q235-B，在環境溫度低于-20o時選用Q345-B。、端梁1)、端梁的計算箱形結構端梁實際受載情況比較復雜，在垂直平面內，由主梁支反力表示的垂直載荷，在水平平面小車運行起制動引起的慣性載荷或大車運行歪斜時引起的車輪側向載荷等在計算考慮端梁的自重作用。用降低許用應力的辦法校核。 式中 Mmax 端梁中最大彎矩 Wxmin 對X軸最小凈截面抗彎模數 Ms=0.15Mmax Wy 對Y軸的凈截面抗彎模數 端梁許用應力，對于Q235，a=1000Kg/cm2校核車輪支承截面的剪應力： S X軸以上面積對X軸的靜矩支承截面對X軸的慣性=90 Mpa對m-m截面式中

43、 支承截面對X軸的最小截面抗彎模數。詳細計算見手冊第四篇第二章第二節。2)、端梁接頭端梁接頭型式有兩種，一種是上蓋板和腹板焊有角鋼作的法蘭；下蓋板用連接板和受剪螺栓連接。另一種是腹板和上下蓋板均利用連接板及螺栓連接。3)、主梁與端梁的連接計算主梁與端梁的連接計算詳見手冊（鐵道出版社）第四篇第三章第一節。(16)、橋架設計中應注意的幾個問題 、橋架中走臺端部的支撐型鋼位置是由安裝大車運行機構的減速器，制動器及電動機的位置確定的。重要位置的支撐型鋼應該與主梁中的橫筋相對應。主梁橫筋的布置要兼顧司機室安裝。走臺上支撐電纜滑架的角鋼位置應與主梁橫盤相對應。、偏軌箱形梁在彎板拐角處及門的拐角處容易產生裂

44、紋，目前的設計多采用下圖型式。、圖中的尺寸標注設計圖紙中的尺寸標注應符合GB4458.4-84作圖方法：1)、首先確定基準線 如起重機總圖：高度的基準線 大車軌道上平面長度的基準線 跨度（大車軌道中心線之間距離）寬度的基準線 小車軌距（小車軌道中心線之間距離）2)、安裝位置尺寸線3)、外形尺寸線4)、內部相關尺寸線5)、基準線高度基準線 小車軌道上平面長度基準線 小車輪距寬度基準線 小車軌距6)、安裝位置尺寸線7)、高度尺寸線（小車軌道上平面為基準線）8)、外形尺寸線：9)、內部相關尺寸線10）、小車架尺寸標注應注意的幾個問題 因為組成小車架的件數多，標注的尺寸也多，尺寸標注的清楚有利于制作，

45、也方便設計者計算各板件。（1）小車架的基準線應該與小車總圖的基準線一致。（2）在俯視圖中標出車輪中心線，副起升電動機中心線，副起升卷筒中心線，運行減速器中心線的位置尺寸。（3）剖視圖中剖面線要清楚（尤其是計算機畫的圖）如上圖安裝車輪的小車梁在剖面圖上有關尺寸標注清楚。這樣對設計者在計算與其相關的板件也有好處。 小車架上的其它梁也應該在視圖中表示清楚。(17)、施工圖設計完成后的后期工作圖紙設計完成后，按先后順序作下列工作：、審查者根據合同，技術協議審圖。審查目標成本，標準化審查。認真填寫設計評審記錄單。、設計者按設計評審記錄單修改圖紙后存檔，并填寫生產目錄表及生產通知單送工藝審查。、設計者按工藝評審記錄單修改圖紙。、起重機總圖交與電氣技術人員會簽后填寫圖紙入庫單，將圖紙及生產目錄表，生產通知單存入檔案。、設計者根據合同要求作裝箱單及文件。通過審查后修改，描圖，填寫入庫單后存入檔案。（17）、門式起重機設計1）、剛柔支腿：當門架平面內兩側支腿拉壓與彎曲剛度明顯不同。即可認為是剛柔支腿結構。剛性大的為剛性支腿，相對小的為柔性支腿。當支腿與主梁連接的支座是在門架平面內可轉動的鉸鏈連接型式，該支腿為柔性支腿