门式起重机支腿计算的算例
龙门吊支腿计算书
龙门吊支腿计算书
龙门吊支腿是一种可以用于货物吊运的机械装置，广泛应用于各种建筑施工、桥梁建设、码头装卸等各类工程。
该设备操作简单，可以提高施工效率，但是在使用前需进行支腿计算，以保证使用的安全性和稳定性。
支腿计算主要涉及各种适应场地场地条件的轮压计算、风荷载计算和支撑结构设计等方面。
综合考虑地形、环境、气象、荷载、设备重量等多种因素，设计出适合当地场地条件和装备使用的支腿结构。
在风荷载计算方面，根据当地气象条件、风速和风向等信息，设计合适的吊装高度，以保证不会发生极端天气的风险。
同时，根据设备重量和支撑结构的特点，计算支腿的综合轮压，并进行稳定性和强度分析，确保设备的安全性。
另外，在支撑结构设计方面，需要考虑支腿的截面形状、材料强度、支撑角度、支撑面积以及地基土壤力学性质等因素，从而设计出稳定、合理的支腿结构。
总之，龙门吊支腿计算是保证设备使用安全和效率的重要一环。
在实际施工中，必须认真执行相关标准和规范，严格按照设计要求和要求操作，加强管理和维护，确保设备的安全性和可靠性。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G0为下车重量；G1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e0、e1为G、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。
R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。
为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。
1、支点反力计算公式由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得:图1 四支腿反力简图e 0、e1为G、G1位置到四支腿对称中心的距离。
2、计算底盘重心点位置当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为，根据额定起重表，幅度14m、臂长最大吊重为>22t，满足起吊要求。
徐工QY130K汽车起重机车长，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。
表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。
根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。
图2 车轴及转盘中心位置尺寸由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg上车配重重量=38000 kg上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为：9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc m ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯== 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为，上车配重及吊重支点G1到支腿对称轴中心O点距离e1=，下车重心G到支腿对称中心O的距离e=。
汽车起重机支腿压力实用计算
48235520015010055001.2
15968.5
0.616124235.5
5.5
82.3
158.7
n-汽车吊支腿数量Mkmax-汽车起重机特定吊装工况下最大倾覆力矩 kN*m B-汽车起重机纵向和横向支腿间距中数值较小的支腿间距 m 1.3 支腿压力计算一：当F4≥0时,按以下公式计算a-计算角度，如图所示，当a=arctan(B/L)时最不利L-汽车起重机纵向和横向支腿间距中数值较大的支腿间距 m G6-部分汽车起重机的超起支架、塔况支架、副臂等自重 kN Gn-可能实际存在的其它类别自重 kN K-动载系数，一般取1.1～1.31.2 特定吊装工况下最大倾覆力矩计算
G1-汽车起重机裸机自重 kN G2-部分重型汽车起重机的可拆卸平衡配重自重 kN G3-实际吊载 kN G4-吊索具自重 kN G5-吊钩自重 kN 1.1 作用在支腿上的竖向荷载计算
Fvk-汽车起重机特定吊装工况下作用在支腿上的竖向总载荷 kN FGk-汽车起重机自重 kN 计算公式：F VK =G 1+G 2+K(G 3+G 4+G 5)+G 6+G n B a
M L a M n F F vk 2cos
2sin max k max k 3++=B a
M L a M n F F vk 2cos
-2sin max k max k 4-=B a
M L a
M
n F F vk 2cos -2sin max k max k 1+=B a
M L a M n F F vk 2cos
2sin -max k max k 2+=计算公式：M kmax =(0.5F vk −0.15F Gk )B
计算公式：F GK =G 1+G 2+G 5+G 6
α。
25、门吊支腿计算简述
门吊支腿计算简述1、门架平面内的支腿首先要判断是否刚柔支腿2、螺栓连接的都是刚性节点。
如惯性矩不同，则为一刚一柔。
此时支腿下方存在着水平力。
3、销轴连接的是真正的刚柔支腿。
纯正的静定结构。
支腿底部没有水平力。
则支腿没有弯矩作用。
4、计算变截面系数。
规范中明确了计算方法。
一般变截面系数为：1.45。
开始设计时就取此值。
5、计算计算长度系数。
门架平面内一般初步设计时取:2.2。
6、支腿的实际长度乘上这两个系数。
做为计算长度7、计算门架平面内的最大头的支腿惯性矩。
注意：是Y轴的。
8、用此惯性矩除以对应的截面积。
再开平方。
此结果为Y轴的惯性半径。
9、再用刚才算出的计算长度除以Y轴的惯性半径。
此结果为：长细比10、对比许用的长细比150。
长细比小于150。
11、满足后。
对应实际的长细比。
查表确定折减系数12、再用算出来的最大的支腿轴向力除以折减系数和截面积。
注意是最大的截面积。
要小于许用应力。
13、再用支腿最下方的水平力乘以支腿的实际高度。
注意：不是计算高度。
结果叫：门架平面内的支腿弯矩。
14、在用此弯矩除以支腿Y轴的截面抵抗矩。
叫：弯曲应力。
15、用压杆稳定应力加上弯曲应力要小于许用应力。
纯柔性支腿为2力杆。
没有弯矩。
按压杆稳定性进行计算。
门架平面内的的计算完成了。
下面支腿平面内的支腿计算。
16、计算支腿最上面的截面X轴的惯性矩和最下面X轴的惯性矩。
求解与查表得出变截面系数。
规范上查找和选用。
17、确定计算长度系数。
由于上面为刚性联接。
下面为铰接，计算长度系数：0.7。
为了安全，可取1.0。
18、计算长度：实际长度乘以变截面系数和计算长度系数。
19、求解长细比，需要满足要求。
查表：确定折减系数。
20、用该支腿的最大轴向力计算压杆稳定应力。
需要满足要求。
由于弯矩较小则假设为零，目的简化计算。
MH16T-15M花架龙门支腿计算书
MH16t-15m H=6m花架葫芦门式起重机支腿计算书1.主梁截面及特性数据：2A=168cm7.4I727564cm=X4I=312907cmy2.支腿受力分析：支腿分门架平面和支腿平面分别进行受力分析，因该支腿在门架平面为变截面，根据起重机设计手册支腿计算惯性矩其计算截面需取距小端0.72h处截面，两平面内支腿截面如下：22.55cm A =42413.12590209820cm I cm I y y == 1）门架平面受力分析：门架平面内支腿受力主要由葫芦载重运行制动产生惯性力g P 和垂直载荷作用引起门架横推力H 构成,由计算可知当葫芦载重运行到跨中截面制动时处于受力最不利状态。
()p g a Q G P +=()N 281616.0160001600=⨯+= 其中p a 根据起重机设计规范GB3811-93之规定考虑保险其间取0.162s m葫芦自重G -额定起重量Q -())37.12(15004.72527507501760033223+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=k hL pab Hkg 4.2132= 2.983115004.7254.213275017600=⨯+⨯=+=L Hh L Pb N c 其中，kg 力，取安全起见全起见按主梁P 17600-cm 起重机跨度b a L 150022-==cm 支腿高h 4.725-7.11=⨯=Lh I I k Y X 由以上两个力共同引起支腿在门架平面内上部弯矩()()Nm kgm h H P M g b 175110.17511254.74.21326.281==⨯+=⨯+= 门架平面内支腿整体所受弯曲应力MPa I i M Y b 4.512098206.6117511011=⨯==σ 门架平面内由支反力c N 引起支腿所受正应力MPa A G N Lc 2.442.55213485222=⨯=+=σ 门架平面内支腿所受总应力[]MPa MPa 1776.95213≤=+=σσσ2）支腿平面受力分析支腿平面内主要由葫芦载重产生弯曲应力4σ和大车运行制动产生水平惯性力g P 引起弯曲应力5σ构成。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G0为下车重量；G1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e0、e1为G、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。
R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=3.78m，b=3.8m。
为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。
1、支点反力计算公式由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得:图 1 四支腿反力简图e 0、e1为G、G1位置到四支腿对称中心的距离。
2、计算底盘重心点位置当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为18.8m，根据额定起重表，幅度14m、臂长21.28m最大吊重为29.3t>22t，满足起吊要求。
徐工QY130K汽车起重机车长14.95m，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。
表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数吊机支腿纵向距离7.56m ，横向距离7.6m ，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。
根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。
图2 车轴及转盘中心位置尺寸由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为：9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc m ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯==则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为6.78-4.9=1.88m工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为3.63m ，上车配重及吊重支点G 1到支腿对称轴中心O 点距离e 1=0.15m ，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=1.88-0.15=1.73m 。
门式起重机计算书
门式起重机计算书型号：MDG起重量：主钩50T 副钩10T跨度：24M有效悬臂：左9M 右9M工作级别：A5容：悬臂刚度强度校核；整机稳定性校核50/10-24M单梁门式起重机计算书起重机主参数及计算简图：计算简图小车自重：G X=.8 KN 主梁自重：G Z=554.1 KN 走台栏杆滑导支架等附件：G F=40.2 KN 桥架自重：1100.54 KN 额定起重量：G E=490 KN支腿折算惯性矩的等值截面刚性支腿折算惯性矩：4103311018.512MM bh BH I ⨯=-=主梁截面惯性矩：410332109.712MM bh BH I ⨯=-=主梁X 向截面抵弯矩：373310087.76MM H bh BH W X ⨯=-=主梁Y 向截面抵弯矩：373310089.56MM Bhb HB W Y ⨯=-=一 .悬臂强度和刚度校核。
Ⅰ. 悬臂刚度校核该门式起重机采用两个刚性支腿，故悬臂端挠度计算按一次超静定龙门架计算简图计算。
)12838(3(232)21++++=K K L L EI C L P P f K式中 C 3:小车轮压合力计算挠度的折算系数 )()(2)32()(23212222113L L L P P b P L L L b P b P C K K ++++-=＝1.00055K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力 927.012=⨯=KL h I I K P 1,P 2:小车轮压 KN G G P P EX 9.321221=+== 代入数值：mmK K L L EI C L P P f K 911.22)12927.083927.08240009000(109.710102.2300055.19000)109.321109.321()12838(3(105233232)21=+⨯+⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯+⨯=++++= 按起重机设计规有效悬臂端的用挠度:mm L f K 7.253509000350][===][f f <结论：综上计算校核，该起重机的悬臂梁的刚度满足起重机械设计规的要求。
门式起重机计算手册
式中 （ 为起重量及小车自重引起的扭矩， 大车制动小车轮压引起的扭矩）
(e为主梁弯心距轨道中心距离 )
为中性轴x以上截面对x轴的静面矩
为悬臂截面中心线所包围面积的2倍
所以：
按起重机设计规范强度计算按载荷组合Ⅱ进行，其许用剪应力
满足要求。
小车运行起制动引起物品的水平惯性力
小车运行起制动引起小车的水平惯性力
纵向作用于桥架上的风力
作用于起吊物上的风力
故该工况通过抗倾覆稳定性校核。
3.暴风侵袭下的非工作状态
其抗倾覆稳定性计算条件式：
式中 大车轮距
横向作用于桥架和小车上的风力
桥架与小车架横向挡风面积自支腿铰接点起的形心高度
故该工况通过抗倾覆稳定性校核。
门式起重机计算书
型号：MDG
起重量：主钩50T副钩10T
跨度：24M
有效悬臂：左9M右9M
工作级别：A5
内容：悬臂刚度强度校核；整机稳定性校核
50/10-24M单梁门式起重机计算书
起重机主参数及计算简图：
小车自重：GX=153.8KN主梁自重：GZ=554.1KN走台栏杆滑导支架等附件：GF=40.2KN
K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力
P1,P2:小车轮压
代入数值：
按起重机设计规范有效悬臂端的许用挠度:
结论：综上计算校核，该起重机的悬臂梁的刚度满足起重机械设计规范的要求。
Ⅱ.悬臂的强度校核
1.该起重机悬臂的危险截面为支承处截面，满载小车位于悬臂端时该截面受到最大弯曲应力和最大剪应力。
此时弯曲应力：
1.无风静载
工况为小车位于悬臂端，起吊额定起升载荷。其抗倾覆稳定性计算条件式：
门式起重机机构件受力分析
门式起重机主梁、支腿受力分析一、主梁内力分析（主梁按简支梁计算）1、垂直载荷引起的主梁内力 ⑴ 垂直固定载荷引起的内力计算 主梁的均布载荷为：2124q zm L M q =⨯12Z zm Q q L =式中：L — 起重机跨度Zm q — 主梁均布载荷⑵ 移动载荷引起的内力计算（图4—2）12GX G P P P ϕϕ=+式中：GX P — 小车自重 G P — 起重量：1ϕ — 冲击系数： 1 1.05ϕ= 2ϕ — 动力系数： 4 1.1ϕ=max14C M PL = 12C Q P =图 4—22、水平载荷引起的内力 ⑴ 大车制动时引起的惯性载荷 ① 主梁自重惯性力110s m Zm q q =② 小车自重及起重量惯性力110sP P =③ 弯矩2124s s qm L M q =⨯114s sP M LP =⑵ 小车制动引起的水平惯性力 ① 水平惯性力()17D HXG GX Tn P P P n =+ 式中：GX P — 小车自重：G P — 起重量： ② 最大弯矩T HX M P h =式中：h — 龙门架平面投影高度：⑶ 风载荷引起的水平力（只计垂直于主梁平面的风载荷） ① 工作状态正常风载荷w P Cp A =ⅠⅠ式中：C — 风力系数；C = 1.2p Ⅰ— 工作状态风压；2150/p N mm =ⅠA — 起重机构件垂直于风向的实体面积；0A A ϕ=0A — 起重机构件外形轮廓面积； ϕ — 起重机构件迎风面充实系数；② 工作状态最大风载荷w P Cp A =ⅡⅡ式中：p Ⅱ—— 工作状态最大风压；2250/p N mm =Ⅱw P Cp A =ⅡⅡ③ 弯矩w w P q L=ⅡⅡ 2124w w L M q =⨯ⅡⅡ3、主梁强度计算⑴ 垂直载荷引起的应力maxq c czczXZLXZLM M M W W δ+==∑⑵ 水平载荷引起的应力s sq p w szsz YZLYZLM M M M W W δ++==∑Ⅱ⑶ 小车制动引起的水平惯性力引起的应力TTz XZLM W δ=⑷ 合成应力()1.15cz sz Tz δδδδ∑=++4、主梁刚度计算（见图4—3）图 4—33maxL 48XZL P f EI二、支腿内力分析（见图4—5）1、龙门架平面内的内力分析（按一次超静定计算内力） ⑴ 移动载荷在跨中图 4—51122A B V V P ==⨯()23L 22223A B P H H hL k ⨯==+式中：XZL XZT I h k I L=⨯龙门架平面内最大弯矩max L A M H h =⑵ 小车制动载荷110HXXC P G = L CHX HX M P h =2、支腿平面内的内力分析⑴ 由起升载荷1Q ϕ和自重载荷22XC DL G G ϕϕ、引起的支腿垂直载荷V （见图4—6）()12214XC ZL V Q G G ϕϕϕ=++⑵ 由大车制动惯性载荷HD P 风载荷W P 作用产生水平力A q 引起的弯矩（见图4—7）工作状态最大风载荷w z P Cp A =Ⅱz Ⅱ式中：C — 风力系数；C = 1.2p Ⅱ — 工作状态最大风压；2250/p N mm =ⅡZ A — 起重机支腿垂直于风向的实体面积；w w P q h =ⅡZ ⅡZ支腿均布载荷HDG q h=Z式中：G Z —— 支腿重量弯矩110A HD w q q q =+ⅡZ 212w A M q h =ⅡZ图 4—6 图 4—7⑶ 主梁自重、小车自重及起重量惯性力引起的弯矩()114ss m p Lq p =+SZBS M p h =SZ④ 支腿平面内最大弯矩max 788max5.510 4.5110 5.0610z W Z BSzM M M MN mm=+=⨯+⨯=⨯Ⅱ3、支腿强度计算max max L Z I XZT YZT ZT M M VW W A δ=++三、 非工作状态下稳定性计算（图4—8）1、倾覆力矩 主梁风载荷为：w P Cp A =ⅡⅡ支腿风载荷为：2w z P Cp A =Ⅱz Ⅱ小车风载荷为： w X P Cp A =ⅡX Ⅱ图 4—8倾覆力矩：213w w w M p h p h p h =++ⅡⅡZ ⅡX 倾覆2、自重力矩12ZZ M G B =自重3、结论>1M M 自重倾覆当时，满足要求。
MG5028门式起重机计算书
MG5028门式起重机设计计算书1、计算依据：GB3811—83 起重机设计规范起重机设计手册2、技术特性：2.1、起重量Q=50t跨距S=28m S1=7m L1=9m起升高度H=18m2.2、工作级别A52.3、最大轮压 230KN起重机总重152t3、载荷：3.1、起升：P＝0.5×（ψ2Q+ψ1 G小）＝0.5×（1.2×50+1.05×14.4）=37.56t 计3.2、自重：G桥=0.712t/m G小=14.4t G支=6.5t3.3、风载荷：工作风载荷 150N/㎡P W（G小+Q）＝CKhqA=1.3×1.39×15×8.3+1.3×1×15×25＝713kgP W桥＝CKhqA＝1.6×1.23×15×2.064=61㎏/mP W支＝CKhq A＝1.3×1.23×15×24=576㎏P W马＝CKhq A＝1.3×1.39×15×4=108㎏3.4、大车运行惯性力 V=39m/min a=0.12m/S2ψ5=1.5P H（G小+Q）＝ψ5ma=1.5×0.12×64400=1160㎏P H桥=ψ5ma=1.5×0.12×712=12.8㎏/m4、设计截面特性：4.1、主梁F＝620㎝2型心Y1 =98.2㎝X1=38.7㎝（至主腹板外侧）JX=3333586㎝4W X＝33947㎝3JY=939182㎝4W Y＝18167㎝3悬臂截面加4—[16 JX’=4716430㎝4该参数仅计算挠度用4.2、支腿上部截面F＝600.8㎝2JX＝1080988㎝4W X＝24022㎝3 J y＝4497222㎝4下部截面F＝288.8㎝2J X ＝319154㎝4 Jy＝14922㎝40.72ｈ处J X折＝836652㎝4 J y折＝2545543㎝4 0.45ｈ处F＝429.2㎝2J X ＝592807㎝4 WX＝14033㎝3门架平面内 K= JX主/ JX折·h/s=0.724.3、马鞍梁J X ＝137733㎝4 WX＝10843㎝35、主梁计算：5.1、挠度f Z中＝PS3/48E J X主＝2.1㎝＜[S/800=3.5]P＝05（Q+ G小）＝32.2ｔf Z悬＝PS12（S+S1）/3E J X主′＝1.9㎝＜[S1/350=2]f X中＝P H+W（Q+G小）/48E J Y主＝0.43㎝＜[S/2000=1.4]P H+W（Q +G小）＝1873kg5.2、强度计算工况小车满载位于跨中：M Z ＝P计S/4+G桥·S2/8＝332.696t-m（大）MX＝P H+W（Q+G小）S/4+G桥H+W·S2/8＝19.089t-m工况小车满载位于悬臂：M Z ’＝P计S1+G桥·S2/2＝291.756t-m（小）计算上工况：σ＝1.15Mz/W X+ M X/W Y =123.2Mpa ＜[235/1.33] 1.15为偏轨箱型梁加大系数主梁强度、刚度满足规范要求。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析Prepared on 22 November 2020附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G0为下车重量；G1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M；e0、e1为G0、G1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。
R1、R2、R3、R4分别是四支腿的支反力,其中R3、R4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。
为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。
1、支点反力计算公式由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M和吊重P，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得:图1 四支腿反力简图e 0、e1为G、G1位置到四支腿对称中心的距离。
2、计算底盘重心点位置当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m，臂长约为，根据额定起重表，幅度14m、臂长最大吊重为>22t，满足起吊要求。
徐工QY130K汽车起重机车长，宽3m，行驶状态车重55t，主要技术参数详见表1。
表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg 。
根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G 0，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。
图2 车轴及转盘中心位置尺寸由轴重参数得：下车重量G 0=9100+9100+9100+12500+12700+9700=62200 kg 上车配重重量=38000 kg上车未加配重时重心到车后边缘距离Rc 为：9700312700 4.412500 5.7591007.62910010.04910011.46622006.78Rc m ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯== 则下车重心G 0到臂架回转中心G 1的纵向距离为工作臂架回转中心G 1到两后支腿的纵向距离为，上车配重及吊重支点G 1到支腿对称轴中心O 点距离e 1=，下车重心G 0到支腿对称中心O 的距离e 0=。
门式起重机计算书
门式起重机计算书公司标准化编码 [QQX96QT-XQQB89Q8-NQQJ6Q8-MQM9N]门式起重机计算书型号：MDG起重量：主钩50T 副钩 10T跨度：24M有效悬臂：左9M 右9M工作级别：A5内容：悬臂刚度强度校核；整机稳定性校核50/10-24M 单梁门式起重机计算书起重机主参数及计算简图：计算简图小车自重：G X = KN 主梁自重：G Z = KN 走台栏杆滑导支架等附件：G F = KN 桥架自重： KN 额定起重量：G E =490 KN支腿折算惯性矩的等值截面刚性支腿折算惯性矩：4103311018.512MM bh BH I ⨯=-=主梁截面惯性矩：410332109.712MM bh BH I ⨯=-=主梁X 向截面抵弯矩：373310087.76MM Hbh BH W X ⨯=-=主梁Y 向截面抵弯矩：373310089.56MM Bhb HB W Y ⨯=-=一 .悬臂强度和刚度校核。
Ⅰ. 悬臂刚度校核该门式起重机采用两个刚性支腿，故悬臂端挠度计算按一次超静定龙门架计算简图计算。
)12838(3(232)21++++=K K L L EI C L P P f K式中 C 3:小车轮压合力计算挠度的折算系数 )()(2)32()(23212222113L L L P P b P L L L b P b P C K K ++++-=＝K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力 927.012=⨯=KL h I I K P 1,P 2:小车轮压KN G G P P EX 9.321221=+== 代入数值：mmK K L L EI C L P P f K 911.22)12927.083927.08240009000(109.710102.2300055.19000)109.321109.321()12838(3(105233232)21=+⨯+⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯+⨯=++++= 按起重机设计规范有效悬臂端的许用挠度:mm L f K 7.253509000350][===][f f <结论：综上计算校核，该起重机的悬臂梁的刚度满足起重机械设计规范的要求。
门式起重机支腿计算的算例
门式起重机支腿计算的算例假设需要设计一台起重能力为50吨的门式起重机，起重高度为15米，跨度为20米。
根据设计要求，我们需要计算该门式起重机的支腿的尺寸和数量。
1.支腿的计算起重机的设计载荷为50吨，根据设计规格，我们假设支腿所受到的载荷为总载荷的1/4，即12.5吨。
支腿受到的压力可由以下公式求得：P=(F×h)/(l×b)其中，P为支腿所受到的压力，F为载荷，h为起重高度，l为支腿距离螺栓中心的水平距离，b为支腿的尺寸。
假设支腿距离螺栓中心的水平距离为2米，支腿的尺寸为36厘米×36厘米。
代入公式可得：P=(12.5吨×15m)/(2m×0.36m×0.36m)=5969.44N2.支腿脚座的计算支腿脚座尺寸的计算通常按照静力平衡方程进行。
假设支腿脚座的尺寸为a米×b米，支腿所受到的压力为P，根据静力平衡方程可得：P×a=M其中，M为支腿脚座的抵抗力矩，可以通过以下公式计算：M=P×(l1+l2)其中，l1为支腿脚座到支腿气缸中心的水平距离，l2为支腿脚座到螺栓中心的水平距离。
假设支腿脚座到支腿气缸中心的水平距离为0.5米，支腿脚座到螺栓中心的水平距离为1.5米。
代入公式可得：根据抵抗力矩和支腿脚座的尺寸计算支腿所需尺寸。
由于支腿脚座的尺寸和支腿的尺寸相同，假设支腿脚座的尺寸为36厘米×36厘米。
可得：P×a=Ma=2m所以支腿脚座的尺寸为2米×2米。
3.支腿数量的计算根据起重机的设计要求，我们需要计算门式起重机的支腿数量。
由于起重机需要承担较大的载荷，通常需要采用四点支撑的方式。
所以，该门式起重机需要布置四个支腿。
综上所述，该门式起重机的支腿尺寸为2米×2米，支腿的数量为四个。
这样设计可以确保起重机的安全使用和稳定性。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
v1.0 可编辑可修改附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M ；e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。
R 1、R 2、R 3、R 4分别是四支腿的支反力,其中R 3、R 4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K 汽车起重机支腿间距如图1中，a=，b=。
为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。
1、支点反力计算公式由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M 和吊重P ，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得:图1 四支腿反力简图011011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=++--+⎢⎥⎣⎦ 012011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=++---⎢⎥⎣⎦ 013011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=-++++⎢⎥⎣⎦ 014011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=-+++-⎢⎥⎣⎦e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿对称中心的距离。
2、计算底盘重心点位置当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m ，臂长约为，根据额定起重表，幅度14m 、臂长最大吊重为>22t ，满足起吊要求。
徐工QY130K 汽车起重机车长，宽3m ，行驶状态车重55t ，主要技术参数详见表1。
表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数吊机支腿纵向距离，横向距离，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg。
根据车轴及转盘中心位置计算吊装下车重心点G，尺寸位置关系详见图2，由合力矩确定的平行力系中心即为吊车重心。
悬臂梁无马鞍(U型梁)门吊支腿平面内底梁、支腿的计算 (1)
mmc 300:=mm h 6000:=mm支腿平面内基距：B 4000:=mm双主梁之间的计算宽度：b B 2a c +()⋅−:=b 1.4103×=mm门吊跨距：S 16000:=mm悬臂计算长度：L 4500:=mm总计算高度：H L h+:=H 1.05104×=mm空间受力图：悬臂梁无马鞍（U 型梁）门吊支腿平面内底梁、支腿的计算李国建（2013.6）简介：本文用工程实例计算悬臂梁无马鞍（U 型梁）门吊支腿平面内的底梁、支腿。
主要分析了此悬臂梁在一定长度下是否满足使用要求。
主题词：计算系数拉力水平位移弯曲应力一、计算参数集中力：P1100000:=N 钢的弹性模数：E 210000:=支腿大头处的惯性矩：Ix6 5.242108⋅:=mm4支腿大头处的抵抗矩：Wx6 2.621106×=mm3支腿平面内尺寸：a 1000:=底横梁：Izh 0.2Ixzh1⋅:=mm 4Azh 0.2Axzh1⋅:=mm2支腿斜长：Lt 6.083103×=mm支腿平面内上的支腿顶部轴向压力：P 1.281105×=N二、支腿平面内的计算悬臂梁计算系数：K 4.271=底横梁拉力：T 1.932104×=N集中力P 位置的水平位移：δp 3.55=mm满足使用要求！变截面支腿折算惯性矩位置处的弯矩：主梁惯性矩与截面积：梁高惯性矩：Ix 1.303109×=mm4梁宽惯性矩：Iy 5.045108×=mm4梁宽抵抗矩：Wy 2.347106×=mm3截面积：A 430800⋅418788⋅−:=A 1.462104×=mm2支腿平面内柔支腿的折算惯性矩与折算截面积：Ixzh1 3.797108⋅:=mm4Axzh1 1.053104⋅:=mm 2对应截面处的抵抗矩：Wxzh1 2.091106⋅:=mm3变截面支腿折算惯性矩位置高度：Yxzh1 3.795103⋅:=mm满足要求！Mpaσx 49.391=悬臂梁水平弯曲应力：满足要求！Mpaσzh9.172=底横梁拉应力：满足要求！Mpa弯曲应力：N mm−Mx6 1.159108×=Mx6T h⋅:=支腿大头处的最大弯矩：满足要求！Mpaσxzh 35.059=变截面支腿折算惯性矩位置处的弯曲应力：N mm2−Mxzh 7.331107×=Mxzh T Yxzh1⋅:=。
龙门吊支腿角度计算
龙门吊支腿角度计算
天外有天，但威力却无以伦比。
正是这种威力，使得龙门吊支腿受到了很多用户的青睐。
它能够在大型工程上施工，稳固牢靠，运输便捷，方便快捷，并且价格保持在一个适当的范围内。
那么，在施工过程中，如何使用龙门吊支腿，以达到最好的效果呢？
答案很简单，需要计算龙门吊支腿的角度。
由于龙门吊支腿是伸缩式的，现场施工时会动态调整其支腿角度，所以是非常关键的一个环节。
首先要测量吊钩及龙门吊支腿在空中的长度，然后计算其支腿角度。
一般来说，支腿角度的计算公式为：
角度=吊钩的长度/龙门吊支腿的长度×180°/π
这样，我们就可以根据支腿角度的计算结果来实时调整位置，从而使其可以发挥最大的作用。
计算的精度决定了设备的安全和稳定，因此，我们在使用龙门吊支腿时，要根据上面的计算方法，进行准确的角度计算，以确保使用效果。
总之，在使用龙门吊支腿时，角度计算是非常重要的，我们要正确计算其支腿角度，以达到最佳使用效果。
在施工过程中，无论是使用龙门吊支腿，还是使用任何操作耗材，都要正确准确地计算，以达到最佳效果，安全可靠。
汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析
附件三：汽车吊机支腿反力计算及梁板受力分析一、模型建立及臂架回转过程受力分析汽车吊机四点支承受力计算模型简图如图1所示，G 0为下车重量；G 1为上车和吊重的重量和，移到位于对称轴上的回转中心后产生力矩M ；e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿中心的距离，按对称轴为直角坐标系定位。
R 1、R 2、R 3、R 4分别是四支腿的支反力,其中R 3、R 4为近吊装物处两支腿反力，徐工QY130K 汽车起重机支腿间距如图1中，a=3.78m ，b=3.8m 。
为简化计算，假设4条支腿支撑在同一水平面内，它们的刚度相同且支撑地面的刚度相同。
1、支点反力计算公式由图1受力简图，分别计算臂架转化来的集中力矩M 和吊重P ，最后在支腿处迭加，根据受力平衡可得:图1 四支腿反力简图011011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=++--+⎢⎥⎣⎦012011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=++---⎢⎥⎣⎦ 013011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=-++++⎢⎥⎣⎦ 014011cos sin (1)(1)()4e e R G G M b b b a αα⎡⎤=-+++-⎢⎥⎣⎦e 0、e 1为G 0、G 1位置到四支腿对称中心的距离。
2、计算底盘重心点位置当架吊机设边梁时，所需吊幅最大，为13m ，臂长约为18.8m ，根据额定起重表，幅度14m 、臂长21.28m 最大吊重为29.3t>22t ，满足起吊要求。
徐工QY130K 汽车起重机车长14.95m ，宽3m ，行驶状态车重55t ，主要技术参数详见表1。
表1 徐工QY130K汽车起重机主要参数类别项目单位参数尺寸参数整机全长mm 14950 整机全宽mm 3000 整机全高mm 3950轴距第一、二mm1420第二、三mm2420第三、四mm1875第四、五mm1350第五、六mm1400重量参数行驶状态整机自重kg 55000一/二轴kg 9100/9100 三/四轴kg9100/12500 五/六轴kg12700/9700支腿距离纵向m 7.56横向m 7.6 转台尾部回转半径（平衡重）mm 4600吊机支腿纵向距离7.56m，横向距离7.6m，支腿箱体位于2桥和3桥之间以及车架后端，工作时配重38000kg。
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第一章总体计算.. (1)一、总图及主要技术参数 (1)（一）主要技术参数 (1)（二）总图 (1)二、稳定性计算 (3)（一）工作状态稳定性计算 (3)第二章主梁计算 (8)一、载荷荷及内力计算 (8)（一）移动载荷及内力计算 (8)（二）静载荷及内力计算 (8)（三）风载及内力计算 (9)（四）大车紧急制动惯性力F大惯及内力计算 (10)二、主梁截面几何参数计算 (12)（一）主梁截面图 (12)三、载荷组合及强度稳定性验算 (14)（一）载荷组合 (14)（二）弯曲应力验算 (15)（三）主梁截面危险点验算 (15)（四）.主梁疲劳强度计算 (16)（五）稳定性验算 (18)（六）验算跨中主、副板上区格的稳定性。
(19)第三章支腿设计计算 (24)一、支腿简图 (24)（一）刚性支腿 (24)（二）柔性支腿 (25)二、支腿截面几何参数设计计算 (27)（一）刚性支腿截面I-I (27)（二）刚性支腿截面II-II ............................................................................................................. 27 （三）柔性支腿截面I-I ................................................................................................................. 28 （四）柔性支腿截面II-II ............................................................................................................. 28 三、载荷以及内力计算 . (29)（一）主梁自重对刚柔腿的作用见下图 ........................................................................................ 29 （二）计算载荷对刚柔支腿的作用 ................................................................................................ 29 （一）马鞍和支腿自重对刚、柔腿的作用 .................................................................................... 30 （二）大车运行方向风载荷以及惯性力对刚、柔腿的作用 ........................................................ 30 （三）载荷组合 .. (38)（四）刚性腿截面I-I 和II-II 柔性腿截面'I I -和'II II -的强度I I -σII II -σ和'I I -σ'II II -σ计算 (40)第四章门型架的计算 (42)一、载荷及内力计算 ................................................................................................................................ 42 二、强度计算 ............................................................................................................................................ 45 参考文献 ............................................................................................................................................................ 47 致谢 .................................................................................................................................................................... 48 附录2：外文翻译 (49)第一章总体计算一、总图及主要技术参数（一）主要技术参数起重量：Q=20t小车自重：G=7t小小车轮距：b =2.5m小车轨距：K=2m起升速度：V=10m/min起=40m/min大车运行速度：V大大车轮距：B=8m跨度：L=30m悬臂（刚性支腿侧）全长：L0刚=7m悬臂（柔性支腿侧）全长：L0柔=7m悬臂（刚性支腿侧）全长：L=10m刚=10m悬臂（柔性支腿侧）全长：L柔工作风压; q=250pa非工作风压; q=800pa工作级别A6小车迎风面：垂直于门架平面8m2 ，垂直于支腿平面6m2小车车轮直径D=500mm ，2轮驱动n=4小车（二）总图如图1-1、1-2给出了整体结构及一些关键尺寸。
图1-1 门架平面内整体参数图1-2 支腿平面内整体参数二、稳定性计算（一）工作状态稳定性计算带悬臂的龙门起重机除了要验算空载起动、制动时的稳定性，还必须验算垂直于轨道方向的稳定性。
1.空载起重机沿轨道方向，制动时（见图2-1）的载重稳定性安全系数：5.11h P h P h P )G G (5.095.04s 111≥+++⨯=小桥小桥BK [1]式13-10式中：梁G ----一根主梁自重20t轨G ----一根主梁上的小车轨道自重2.23t 栏杆G ---一根主梁同侧的平台栏杆自重2.27t电G -----位于平台上的电器设备重量2t 刚腿G ----刚性支腿自重4.73t 柔腿G ----柔性支腿自重3t 门G -----门形架自重3.8t主台G ----大车运行机构主动台车自重2.8t 被台G ----大车运行机构被动台车自重1.3t上G ----上横梁梁自重0.3t 下G ----下横梁梁自重2t 梁G ----一根主梁自重20t 静G ----一根主梁自重 静G =梁G +轨G +栏杆G +电G =27t 桥G ----桥架重量桥G =2(静G +刚腿G +柔腿G +门G +主台G +被台G +上G +下G )=102.86t1P ----作用在桥架和小车上的工作状态最大风力。
计算风力时，前面一片主梁、门形架、支腿、下横梁及大车轮组遮挡后面一片面积应减小，减小的程度用折减系数η表示。
故风力的计算公式分别为：F ∑∏=q CK P h 1前 F ∑∏=ηq CK P h 1后 F ∑I I I =q CK P h 1ι前 F ∑I I I =ηιq CK P h 1后式中：ι1P ----作用在桥架与小车上的非工作状态最大风力；C-----风力系数，有主梁截面查[2]表3-11取其为2.1；h K ---风压高度变化系数：工作风压时h K =1；非工作风压时h K =1.13（由[2]表3-14）；I I q ---工作状态下的风压250Pa ； I I I q ---非工作状态下的风压800Pa ；η----风力折减系数，根据间隔比122==b a ，由[2]表3-12查得0.1； 1h ----桥架与小车挡风面积形心高度。
工作状态最大风力1P 及非工作状态最大风力ι1P 和其相应的迎风面积形心至大车运行规定的高度1h 计算如下表：表1-1由上表得：11h P ∑=(73.52+6.3+2.52+3+2.02+0.069+5.88+2.21+0.0464)χ104=955700N/m11h P ∑=(266.6+19.8+9.1+10.8+7.3+0.264+21.26+7.97+0.1672)χ104=3429000 N/m桥G ----起重机运行起、制动时引起的桥架水平惯性力，P 桥=制大桥t V G =0.166桥G kN 式中：制t ---起重机制动时间，查[1]表9-15取4s 。
3h ----桥架重心高度。
由于桥G =2(静G +刚腿G +柔腿G +门G +主台G +被台G +上G +下G )，故P 桥χ3h 值列于下表表1-2P 小---起重机运行起、制动时引起的小车水平惯性力： P 小=制大小t V G =0.166小G =11.9kN ； 4h ----小车重心高度14.5m ；B-----大车轮距8m 。
5.118.314.511901821109557008)700001028600(5.095.01≥=⨯++⨯+⨯=K 2.起重机满载时垂直于大车轨道方向的载重稳定性安全系数验算：1.2)L G (Q h P h P h P h P 2LG 95.0042Q 22112≥+----=小小桥ιιK式中：=2P kN F q CK h 6.312250.12.1=⨯⨯⨯=I I 2h ----小车轨顶至大车轨顶的距离13.7mQ P -----小车运行起、制动时引起的物品水平惯性力;小P -----小车运行起、制动时引起的小车自重水平惯性力，Q P +小P =19.3kN nn 7Q =⨯+制小G 2h =4h =13.7mιι1P -----作用在桥架与小车上的纵向最大工作风力;1h ------桥架与小车纵向挡风面积形心高度。
ιι1P 和1h 的计算列表如下：表1-32.112.77)20000070000(7.13193007.13360088385021102860095.02≥=⨯+⨯-⨯--⨯⨯=K 3.自重稳定性安全系数验算，5.11h )G G (5.095.0113≥+⨯=ιP BK 小桥式中11h P ι----见风载计算表格。