桥式起重机轮压计算分析与探讨(通用版)
桥式起重机轮压计算分析与探讨
桥式起重机轮压计算分析与探讨背景桥式起重机是一种常见的起重设备，其通过起重机主梁和支腿之间的轨道来行进，因此轮压对于桥式起重机的稳定性和安全性具有非常重要的作用。
因此，对于桥式起重机轮压进行计算分析和探讨是十分必要的。
轮压计算公式计算桥式起重机轮压的公式为：$$F = \\frac {Q}{n} + (m + \\frac{n-1}{2})\\cdot G$$式中，F为轮压，单位为 $\\text{kN}$；Q为负载，单位为$\\text{kN}$；n为轮对数，个；m为轮对中心距，单位为 $\\text{m}$；G为自重，单位为 $\\text{kN}$。
轮压计算实例例如，某个桥式起重机的负载为 $100\\text{kN}$，轮对数为4，轮对中心距为 $4.5\\text{m}$，自重为 $10\\text{kN}$，则轮压可计算为：$$F = \\frac {Q}{n} + (m + \\frac{n-1}{2})\\cdot G = \\frac {100}{4} + (4.5 + \\frac{4-1}{2})\\times 10 = 46\\text{kN}$$因此，该桥式起重机每个轮对的轮压为 $11.5\\text{kN}$。
轮压对起重机的影响在桥式起重机使用中，轮压的大小对其稳定性和安全性都有着非常重要的影响。
当轮压过大或过小时，都会对起重机造成不良影响。
轮压过大的影响当轮压过大时，会对桥式起重机的轮轴、轮胎、轮带等部件产生超载、热疲劳等影响，从而加速起重机的磨损，降低使用寿命；同时，由于轮压过大，工作面积较小，轮胎与钢轨摩擦而产生的热量增加，使得轮胎温度升高，轮胎磨损加剧，从而影响起重机的使用寿命。
此外，轮压过大还会降低起重机的安全性能。
轮压过小的影响当轮压过小时，轮胎与钢轨摩擦强度降低，轮胎滑动严重，从而影响起重机的操纵稳定性；同时，轮压过小还会使得轮带弹性变形增加，从而加速起重机的磨损，降低使用寿命。
吊车梁轮压计算
索性把一台双梁桥式起重机的轮压计算过程给大家贴出来。
一、已知：起重量：Q起=20吨跨度：L=22.5米大车车轮数：4个起重机总重（包括小车）：G总=32.5吨小车重：G小车=7.5吨吊具重：0.5吨吊钩中心线到端梁中心线的最小距离L1=1.5米（大钩极限位置）二、计算过程1、大车最大轮压（满载）P满max=（32500-7500）/4+（20000+500+7500）*（22.5-1.5）/2*22.5=19317kg2、大车最小轮压（满载）P满min=（32500-7500）/4+（20000+500+7500）*1.5/2*22.5=7183kg3、大车最大轮压（空载）P空max=（32500-7500）/4+（500+7500）*（22.5-1.5）/2*22.5=9983kg4、大车最小轮压（空载）P空min=（32500-7500）/4+（500+7500）*1.5/2*22.5=6517kg所以最大轮压Pmax=19317 ,最小轮压Pmin=6517kg这样你该知道轮压是怎么来的了吧。
我来答复这些问题，不妥之处请李老师纠正1、起重机总重包含小车重，不含被吊物件重。
2、“起重量”是国家标准，“最大、小轮压”由起重机设计者提供。
3、单个车轮4、空载，如上帖解释。
5、不一定，轨顶标高由厂房设计者定，吊钩的最大起吊高度由用户定。
但轨顶标高一般大于起吊高度，但不多。
6、你指的是厂房的还是吊车主梁的横向？这些尺寸在吊车的产品样本中都应该有。
但是吊车的设计应遵守《通用桥式起重机界限尺寸》（GB/T7592-1987）的规定。
7、厂家有的提供大、小电机的型号，有的不提供，你可以索取。
功率因数、电机效率、启动电流等参数可以根据电机型号查有关资料。
8、具体资料可参考有关资料，或直接向厂家索取，另外，可利用上网搜索，比如，登陆南京起重机械总厂网站，或中国起重网。
9、做桥吊的厂家多如牛毛，有的地方是家家做吊车，但是，请你擦亮眼睛，伪劣假冒的多的是，尽管价格是出奇的便宜，但是其质量，尤其是焊接质量、外购件选型都一塌糊涂。
桥式起重机常见故障分析及处理方法
桥式起重机常见故障分析及处理方法桥式起重机也叫行车，在运行过程中车轮与轨道常见的故障为车轮的啃道及小车的不等高、打滑。
其中造成啃道的原因是多方面的，且啃道的形式是多样的。
啃道轻者影响起重机的寿命，重者会造成严重的伤亡事故，因此特种设备管理人员对于啃道要引起足够的重视。
造成啃道的主要原因是安装时产生不符合要求误差的、不均匀摩擦及大车传动系统中零件磨损过大、键连接间隙过大造成制动不同步。
避免起重机发生啃道的机械故障，在检查过程中要认真、细致地找出啃道的原因，并采取相应的措施。
小车车轮的不等高是起重机运行中的极不安全的因素，小车的不等高使小车在运行中一个车轮悬空或轮压太小可能引起小车车体的震动。
造成小车车轮不等高的因素是由多方原因引起的，但是主要原因是安装误差不符合要示求及小车设计本身重量不均匀，因此对小车不等高的故障要全面分析，把小车不等高的问题解决好。
大体我觉得起重机在运行过程中由于轨道不清洁、行车工启动过猛、小车轨道不平、车轮出现椭圆、主动轮之间的轮压不等的原因使得小车产生打滑环象，这就要求特种设备管理人员和检修人员在检查过程中一定要认真仔佃，发现问题要及时解决，避免产生小车打滑的现象。
我们车间10T的行车常见的故障：(1)10t双梁桥式起重机，其电源指示灯亮，操纵联动台指示灯亮，但却不能启动。
经维修人员到现场检查，发现从司机室到走台的安全门没有关上。
当维修人员将安全门关好后，起重机的一切操作正常，这就是一种假故障。
在起重机的安全保护中，对舱口门、司机室门和检修门上均有一个门开关，当起重机司机或维修人员到到起重机上检修时，必须打开舱口门到起重机走台上，或打开检修门到起重机轨道梁上，这是打开的门上电器开关的常闭触点断开，电气箱的主接触器释放，进而切断起重机电源，使起重机无法启动。
同时这种保护使检修人员免桥架上小车滑线带电的威胁，也可防止他人启动开车伤及检修人员。
可见安全门开关的保护作用非常必要。
（2）一台10t双梁桥式起重机的供电正常，各安全门关闭完好，但无法启动。
桥式起重机大车运行机构的计算精品资料
第三章桥式起重机大车运行机构的计算3.1原始数据起重机小车大车载重量（T）跨度（m)起升高度（m）起升速度()m inm重量（T）运行速度()minm小车重量（T）运行速度()m inm16 16.5 10 7.9 16.8 44.6 4 84.7大车运行传动方式为分别传动；桥架主梁型式，桁架式。
工作类型为中级。
3.2确定机构的传动方案本次设计采用分别驱动，即两边车轮分别由两套独立的无机械联系的驱动装置驱动，省去了中间传动轴及其附件，自重轻。
机构工作性能好，受机架变形影响小，安装和维修方便。
可以省去长的走台，有利于减轻主梁自重。
图大车运行机构图1—电动机2—制动器3—高速浮动轴4—联轴器5—减速器6—联轴器7低速浮动轴8—联轴器9—车轮3.3车轮与轨道的选择3.3.1车轮的结构特点车轮按其轮缘可分为单轮缘形、双轮缘形和无轮缘形三种。
通常起重机大车行走车轮主要采用双轮缘车轮。
对一些在繁重条件下使用的起重机，除采用双轮缘车轮外，在车轮旁往往还加水平轮，这样可避免起重机歪斜运行时轮缘与轨道侧面的接触。
这是，歪斜力由水平轮来承受，使车轮轮缘的磨损减轻。
车轮踏面形状主要有圆柱形、圆锥形以及鼓形三种。
从动轮采用圆柱形，驱动轮可以采用圆柱形，也可以采用圆锥形，单轮缘车轮常为圆锥形。
采用圆锥形踏面车轮时须配用头部带曲率的钢轨。
在工字梁翼缘伤运行的电动葫芦其车轮主要采用鼓形踏面。
图 起重机钢轨 图 大车行走车轮3.3.2车轮与轨道的初选选用四车轮，对面布置桥架自重：kN t L Q G 3.20773.2082.045.0==+=起 式中 起Q ——起升载荷重量，为16000kg L ——起重机的跨度，为16.5m 满载最大轮压：m ax P =LlL q Q q G -⋅++-24起 式中 q ——小车自重，为4tl ——小车运行极限位置距轨道中心线距离，为1.5m 代入数据计算得：kN P 7.132max =空载最大轮压:∙max P =LlL q q G -⋅+-24 代入数据得∙max P =60kN空载最小轮压：Llq q G P ⋅+-=24min 代入数据得m in P =43.64kN载荷率：772.03.207160==G Q 查《机械设计手册 第五版起重运输件∙五金件》表8-1-120，当运行速度在m in 90~60m ，772.0=G Q ，工作类型为中级时，选取车轮直径为600mm 时，型号为38P 的轨道的许用轮压为178kN ，故可用。
桥式起重机计算模版
武汉科技大学高职生毕业设计（论文）武汉科技大学高职生毕业设计（论文）武汉科技大学高职生毕业设计（论文）武汉科技大学高职生毕业设计（论文）技大学高职生毕业设计（论文）设计内容计算与说明结果1）确定传动方案2）选择车轮及轨道并验算其强度许用扭转应力：MPanIIsII1205.1180][===ττ式中：IIn——安全系数，由[1]表2-21查得5.1=IInII][maxττ<故合适。
浮动轴的构造如图所示，中间轴径高速浮动轴构造如图所示，中间轴径mmdd5550)105(1-=-+=，取mmd551=图5-3 高速浮动轴构造2.小车运行机构计算经比较后，确定采用下图所示传动方案：图5-4 小车运行机构传动简图车轮最大轮压：小车质量估计取G xc=3000kg假定轮压均布，则P max=（10000+3000）/4=3250kg车轮最小轮压：P min=G xc/4=3000/4=750kg初选车轮：由[1]表3-8-15P360，当运行速度40m/min<60m/min ，Q/G xc=10000/3000=3.3>1.6，工作级车轮直径：cD=315mm材料：ZG340-640轨道：P18技大学高职生毕业设计（论文）技大学高职生毕业设计（论文）技大学高职生毕业设计（论文）技大学高职生毕业设计（论文）武汉科技大学高职生毕业设计（论文）。
起重机轮压
轮压1.最小轮压如何计算Pmin=(吊车总重＋起重量－Pmax*n)/nn为吊车一侧的轮数。
也有的说是Pmin=(起重机总重-小车重)/4，我们公司就这样算，但这是空载的时候，上面的一个兄弟算的是满载的时候，不知哪一个正确，还望指点！谢谢！我是专业桥、门式起重机设计者。
你的Pmin=(起重机总重-小车重)/4观点是正确的。
因为：只有这样Pmin才最小。
Pmax=Pmin+(小车重+额定起重量)/2 （应用于全部大车轮数为：4个的桥吊）请问算Pmin时为什么要减去小车的重量，难道它的重量不是由两侧的轮子承担吗！此外Pmax Pmin的计算是针对一侧的每一个轮子，还是一侧的所有轮子！请赐教。
答：因为小车停在了另一端。
为了简化计算，所以这一端要减去小车的重量。
李国建先生：正好您是吊车行家，我有几个概念问题，请教。
1。
起重机总重包含些什么，含小车重？不含被吊物件重？2。
“起重量”“最大、小轮压”指得是标准值还是设计值？3。
厂家吊车资料中的最大轮压是指一侧所有车轮的总压，还是单轮压力？4。
厂家资料中最小轮压是指满载时，还是空载时？5。
电动单梁起重机的吊钩到轨顶的距离一般是多少？（比如5t）6。
吊车外型尺寸在横向，越过轨道中心线多少？7。
厂家资料中为何缺少大电动机的功率、功率因数、电机效率、启动电流等参数？只提供了小电动机的功率。
8。
您手头有没有比较完整的吊车资料，我最需要的是关于5~15吨电动单梁起重机的，经常要用到，可以向您定货。
首先要搞清什么是最大轮压，什么是最小轮压的概念。
对于桥式起重机，当起重机小车运行到一侧的极限位置时（吊额定起升载荷），靠近小车侧的最大轮压就是Pmax；去掉起升载荷后远离小车侧的大车轮压就是Pmin。
桥式起重机的最大轮压和最小轮压是起重机设计者提供的，也就是说，由起重机设计者计算出来的。
索性把一台双梁桥式起重机的轮压计算过程给大家贴出来。
一、已知：起重量：Q起=20吨跨度：L=22.5米大车车轮数：4个起重机总重（包括小车）：G总=32.5吨小车重：G小车=7.5吨吊具重：0.5吨吊钩中心线到端梁中心线的最小距离L1=1.5米（大钩极限位置）二、计算过程1、大车最大轮压（满载）P满max=（32500-7500）/4+（20000+500+7500）*（22.5-1.5）/2*22.5=19317kg2、大车最小轮压（满载）P满min=（32500-7500）/4+（20000+500+7500）*1.5/2*22.5=7183kg3、大车最大轮压（空载）P空max=（32500-7500）/4+（500+7500）*（22.5-1.5）/2*22.5=9983kg4、大车最小轮压（空载）P空min=（32500-7500）/4+（500+7500）*1.5/2*22.5=6517kg所以最大轮压Pmax=19317 ,最小轮压Pmin=6517kg我来答复这些问题，不妥之处请李老师纠正1、起重机总重包含小车重，不含被吊物件重。
通用桥式起重机计算书aaa
第一部分主梁设计计算一、主梁设计计算1、主要参数：起重量Q=20/5t 工作级别A5跨度LK=17.5m小车总重Gxc=7598t ρ2、主梁截面形状尺寸：上盖板δ=10mm 材料Q235-B下盖板δ=10mm 材料Q235-B腹板δ1=10mm 材料Q235-B腹板δ2=10mm 材料Q235-B腹板间距b=440mm腹板高h0=1100mm3、主梁截面性质：（1）主梁截面面积S=500*10*2+1100*6*2=23200mm2（2）半个桥架的质量：设加筋肋系数K=1.1Gqj=K*ρ*S*Lk=1.1*7.85*10-6*23200*1750=3506kg（3）主梁均布载荷集度q=3506/17500=0.2.kg/mm（4）主梁形心位置的确定X0=226mmY0=560mmXmax=560mmYmax=226mm（5）主梁截面惯性矩的确定对于X轴Ix=(500*103/12+500*10*5052)*2+(6*10003/12)*2=0.44×1010mm4对于Y轴Iy=(10*5003/12)*2+(1000*63/12+1000*6*2232 )*2=8.04×108mm4(6)主梁截面对X轴Y轴的抗弯模数对于X轴Wxmin=Ix/Xmax=0.44×1010/560=7.86×106mm3对于Y轴Wymin=Iy/Ymax=8.04×108/226=3.56×106mm34、作用于主梁上的载荷及内力计算Ⅰ:按载荷组合IIa计算桥架重量Gqj=1.0×Gqj=3506kg小车重量Gxc=1.0×Gxc=7598kg起升载荷Qq=ΨII×Qq=1.25×(20000+468)=25585kg ΨII取1.2（水平惯性载荷Pgy不考虑）（1）小车轮压的计算Bx=2600mm b1=1231mmb2=1329mmP1=Q q/2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=8438kgP2Q q/2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7956kg（2）当四轮小车作用于桥架时，主梁最大的弯距截面处距A点的距离：X=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]/[2×(p1+p2)/ Lk+q] （代入相应数值）（3）由垂直载荷在主梁上产生的最大弯矩为：M c max=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]2/[2×(p1+p2)/ Lk+q]+Mg（代入相应数值）=1.004×108 kg.mmMg=RaX----有固定集中静载荷（操纵室Gc、运行机构Gy、电气设备Gd）在主梁应力最大截面处产生的弯距：Mg=RaX=3.1×107kg.mmRa-----由操纵室、运行机构、电气设备的重量产生的支反力Gc=1500kg L1=2100mmGc=1204kg L1=800mmGc=1771kg L1=5000mmRa=[ Gc×(Lk-L1)+Gy×Lk+Gd×Lk/2]/ Lk(代入相应数值)=3789kg（4）当p1作用于A点处时，A端最大切力：Vamax=p1+p2(1-Bx/Lk)+Ra (代入相应数值)=22506.97kgⅡ: 按载荷组合IIb计算桥架重量Gqj=K II×Gqj=3856.6kg小车重量Gxc=K II×Gxc=8358kg起升载荷Qq=K II×Qq= 22515kg K II取1.1（水平惯性载荷Pgy按Pgy max考虑）(1)小车轮压的计算Bx=2600mm b1=1231mmb2=1329mmP1=Q q/2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7844kgP2Q q/2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7419kg(2)当四轮小车作用于桥架时，主梁的最大弯距截面处距A点的距离：X=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]/[2×(p1+p2)/ Lk+q] （代入相应数值）=8275mm(3) 由垂直载荷在主梁上产生的最大弯矩为：M c max=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]2/[2×(p1+p2)/ Lk+q]+Mg（代入相应数值）=1.01×108kg.mmMg=RaX----有固定集中静载荷（操纵室Gc、运行机构Gy、电气设备Gd）在主梁应力最大截面处产生的弯距：Mg=RaX=3.45×107kg.mmRa-----由操纵室、运行机构、电气设备的重量产生的支反力Gc=1500kg L1=2100mmGc=1204kg L1=800mmGc=1771kg L1=5000mmRa=[ Gc×(Lk-L1)+Gy×Lk+Gd×Lk/2]/ Lk(代入相应数值)=3789kg考虑冲击系数影响Ra= K II×Ra=1.1×3789=4167.9kg(3)桥架运行产生的水平惯性载荷在两主梁上平均分布，当正常制动时作用在每根主梁上的弯距为；M s=0.8×M c max×a qj/g (代入相应数值)=0.8×1.01×108×0.2/9.8=1.65×106kg.mm当猛烈制动时M s将增加一倍 M s max=2*M s=3.3×106kg.mm5、主梁强度效核对本起重机主梁均按Ⅱ类载荷进行强度计算.Q235-B设计许用应力 [ a ]II=1600kg/cm2剪切许用应力 [ r ] II=900kg/cm2挤压许用应力 [ajy] II=1700kg/cm2(1)按载荷组合IIa计算IIa a max=M c max/Wxmin (代入相应数值)=1.004×108/7.861×106=12.77kg/mm2=1378kg/cm2 < [a]当p1作用于A点处时跨端腹板剪应力r0最大r0=Vmax/0.7hlf=22506.97/0.7×6×(650-20)×2=4.253 kg/mm2=425.3 kg/mm2 < [r]强度校核通过.6、 主梁的钢度校核 (1) 主梁静钢度计算 Fmax=p1×Lk 3[1+a(1-6β2)]÷48Eix ≤[f] 其中a=p2/p1<1 =6745/7131 =0.946 Bx=2600mm b1=1231mm b2=1329mm P 1=Q q /2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）Q q =20468kg Gxc=7598kg =7131kg P 2Q q /2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值） =6745kg β=Bx/ Lk=2600/17500=0.1486 Bx----小车轮距 [f]=1/1000Lk=17.5mm f=7131×175003×[1+0.946×(1-6×0.14862)]÷[48×2.1×104×0.44×1010] =15.69mm < [f] 主梁静钢度通过起升机构计算 5、 主起升机构计算 (1) 主要参数 工作级别 M5 起升载荷 Qq=20000+468=20468kg (吊钩重量 q=468kg) 滑轮倍率 a=4 起升速度 V=9.12m/min (2) 选用钢丝绳型号 钢丝绳所受拉力 S=Qq/2a*Л =20468/2*4*0.97 =2637.6kg Л=0.97 钢丝绳破断拉力Sp Sp ≥ns ×s =6×2637.6 =15825.6kg Ns=6 Sp=0.85*so So=18618.4kg 结果：选钢丝绳型号6W(19)-17.5-155-Ⅰ 钢丝绳破断拉力So=19850Kg 钢丝绳直径 ds=17.5mm 卷筒计算直径 Dj=el*ds =25×17.5 =437.5mmel=25 取标准卷筒系列 Dj=500mm Djs=500+17.5=517.5mm 起升速度 (3) 电动机的选择 按静功率初选电动机 Nj=Qq*v/6120*Л =20468×9.12/6120×0.9=33.89kwЛ=0.9 电动机额定功率 Ne ≥kg*Nj （考虑惯性力的影响kg=0.7）=0.7×33.89 =23.72kw选用电机型号：YZR225M-8（25%） 电机额定功率：Ne=26kw 电机转速： nz=708rpm (4) 减速机的选择 计算减速机速比： i=3.14*nz*Djs/a*v=40.17 取标准速比i=40.17v 1= nz*3.14* Djs/a*i =9.13△ =[( v 1-v)/v]*100% =0.1%<10% 起升速度验算在误差范围内 按疲劳计算减速机Nhs=Ψhs*Ne 25=1.05×26=27.3kw Ψhs=1.05强度校核按输出扭矩Tmax=S×Djs=2637.6×0.5175 =1318.8kg.m （考虑动力系数的影响ΨII=1.45）（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Tmax=1912.3kg.m最大径向力校核强度Rmax=(2s+Njt)/2=3202.5kg（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Rmax=4644kg减速机型号：ZQ650 速比：40.17（I=40.17时减速机容许输入功率29kw输出轴容许最大扭矩5950kgm最大径向载荷9250kg）验算合格(5)制动器的选择支持载荷所需的制动力矩MzMz=ns*Qq*Djs*Л/2a*i=1.75×20468×0.5175×0.9/(2×4×31.5)=66.2kg.m=662N.m≤Mez(Mez取1600N.m)Ns=1.75 Л=0.9Mez----制动器额定制动力矩制动器型号：YWZ-400 制动力矩：1×1600 N.m(6)卷筒计算Dj=500mm=0.5mDjs=517.5mm=0.5175m查取绳槽节距P=20mmDn=456mmδ=(Dj-Dn)/2=22mm起升高度H=16m安全圈数L1=n*P=40mm（安全圈数n不小于2，取2）固定钢丝绳2L2=2*3*P=120mm光滑面L光滑=120mm螺旋槽部分2L0=2a*H*P/3.14*Djs=1575卷筒长度L=2L0+L1+2L2+L光滑=1575+40+120+120=1855mm考虑两端留有一定的退刀余量取L=2000mm卷筒压应力验算σy=ξ*ΨII*S/δ*P(1-δ/Dj)=1.0×1.45×2637.6/22×20×(1-10/500)=9.05kg/mm2<[σy]ξ=1.0Ψ=1.45σy=75kg/ mm2[σy]= σy/5=15 kg/ mm2卷筒壁抗压强度验算合格L=2000>3D=1500故需验算弯曲的影响σ1=Mw/W+{[σy]/ [σy]}*σy1=ΨII*S*[(L-L光滑)/2]/[0.1(Dj4-Dn4)/Dj]+[(σb/5)/(σb/5)]*[ ξ*ΨII*S/δ*P*(1-δ/Dj)]=3.95 kg/ mm2<[σ1]σb=25 kg/ mm2[σ1]= σb/5=5 kg/ mm2卷筒受合成拉应力验算合格6、参照主起升的计算过程副起升机构计算副起升机构(1) 主要参数工作级别 M5起升载荷Qq=5000+102=5102kg(吊钩重量 q=102kg)滑轮倍率 a=2起升速度 V=19.7m/min(2) 选用钢丝绳型号钢丝绳所受拉力 S=Qq/2a*Л=5102/2*2*0.99=1288.4kgЛ=0.99钢丝绳破断拉力SpSp≥ns×s=5.5×1288.4=7086kgNs=5.5Sp=0.85*soSo=8336.7.4kg结果：选钢丝绳型号6W(19)-13.5-155-Ⅰ钢丝绳破断拉力So=11500Kg钢丝绳直径 ds=13.5mm卷筒计算直径 Dj=el*ds=25×13.5=337.5mm el=25取标准卷筒系列Dj=400mmDjs=400+13.5=413.5mm。
桥式起重机车轮直径选用的探讨
l—车轮与轨道面有效接触宽度，单位为毫米（m m ）；
C 1—车轮转速系数； C 2—车轮所在机构工作级别系数。 （下转第 12 8 页）
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中 国水 运
第 11 卷
及确定和制建 设项目投资总额的依据；其 次概算是施工、监 理、设计等单 位签订合同和推行建设项目 投资包干责任制的 依据；第三概 算是筹措建设项目资金，编 制用款计划，签订 贷款合同以及 划拨资金进行会计核算和加 强基建财务管理的 依据；第四概 算是建设项目前期准备、工 程结算、决算、竣 工验收以及基 建支出与概算投资比较，考 核工程项目建设成 本，分析投资效果的依据。
四、关于资产交付 竣工决算在工 程编制竣工据算和办理工 程验收后交付资 产的重要依据 。在一般性质的工程中，交 付资产是不存在什 么困难的，不 碍乎就是资料整理完整准备 ，实物安排妥当管 理，工作详细 明了。但是，在一些特殊的 工程项目中，交付 资产还是存在 一些不易解决的问题。如长 江重要堤防隐蔽工 程，子项目多 ，耗时长。这就存在了，当 面招标的单项工程 竣工之后是否 要在及时交付资产？在实际 工作中存在的这个 问题，财政部 和水利部在关于基本建设工 程竣工决算的相关 规定中都没有涉及到。 我们进一步剖 析这个问题，可以发现及 时移交，会存在 以下三个问题： 1 ．财务上必须把该年度的投资来源冲销。但是，这样一 来，在整个工 程竣工的时候，财务账目上 面就只有最有一年 的数额，是不完整的。 2．由于待摊费用一般来说是根据整个工程中单项工程所 占的比例进行分摊，而在全部工程完工前，这一比例是不能确 定的，所以每个单项工程决算时所分摊的金额也不可能准确； 3 ．在同一个工程中运行维护和施工建设混在一起，各自 负责的单位在 工作中肯定会从本单位的利 益出发，人为地增
桥机轮压计算和承重牛腿校核
桥机轮压计算和承重牛腿校核摘要：水电站厂房桥机是减轻笨重体力劳动、提高作业效率、实现安全生产的起重运输设备。
在电站安装和运行过程中，桥机作为关键的工艺设备或重要的辅助机械，起到了举足轻重的作用。
本文主要介绍了以色列（K）项目水电站所布置的厂房临时桥机轮压和承重牛腿的相互关系，分别对轮压和牛腿进行了计算和校核。
关键词：水电站厂房桥机轮压计算牛腿校核1工程概况及问题的提出以色列（K）项目抽水蓄能电站（K项目）总装机，装设2台单机容量为的单级可逆式机组。
布置了一台双小车电动双梁桥式起重机，作为机组安装、检修及设备装卸使用。
在桥机上方安装了结构桁架，作为装修吊顶使用。
由于以色列（K）项目电站地下厂房工程地质结构复杂，条件较差，围岩以IV 类为主，根据以往类似工程设计经验，岩壁吊车梁成型的工程地质条件不乐观。
为避免在岩壁吊车梁难以成功时影响工期，拟考虑加大吊顶牛腿断面，提高吊装能力以满足施工期要求。
因此如果出现这样的情况，岩壁梁就先不浇筑，直接往下继续开挖。
待上下游边墙混凝土浇筑起来后，再浇筑排架柱，最后浇筑岩壁梁。
2 施工方案验算在岩壁梁形成之前，需要利用岩壁梁上方的吊顶牛腿，在牛腿上方布置一台临时桥机来进行机组安装。
而吊顶牛腿是否满足桥机安装并满足吊装机组设备件的条件，必须进行轮压计算和校核牛腿断面和锚杆参数。
2.1临时桥机轮压计算2.1.1临时桥机吊装整体座环蜗壳就位工况下轮压计算已知：起重量：Q起=40t（座环蜗壳组装成整体）；轨距跨度：L=18.5m；大车轮数：4个；桥机总重（包括小车）：G总=34吨；小车重：G小车=9吨；吊具重：0.5t；a------小车起吊中心线与机组中心线对正重合后，距离最近一侧轨道的距离；示意图如附图1：附图1 座环蜗壳整体就位尺寸示意图（单位：mm）解： PAJ=PBJ=PCJ=PDJ=式中： G1------大车架自重；G2------小车自重以及起吊重量与含附件之和；a--------小车起吊中心线与机组中心线重合后，距离最近轨道的距离；L-------桥机轨距最大静轮压即为：PCJ=PDJ=（340-90）×103／4+（18.5-7.9）／（2×18.5）×（400+90+5）×103=204.31kn=20.4t最小静轮压即为：PAJ=PBJ=（340-90）×103／4+7.9／（2×18.5）×（400+90+5）×103=168.19kn=16.8t则：动载系数取1.1，以最大静轮压为基础进行计算为：最大动轮压为：PCD=PDD= 1.1×20.4=22.44t。
桥式起重机轮压计算分析与探讨(通用版)
( 安全技术 )单位：_________________________姓名：_________________________日期：_________________________精品文档 / Word文档 / 文字可改桥式起重机轮压计算分析与探讨(通用版)Technical safety means that the pursuit of technology should also include ensuring that peoplemake mistakes桥式起重机轮压计算分析与探讨(通用版)桥式起重机在轮压计算过程中可能会出现偏差，为了确保起重机整体性能，本文对在轮压计算中出现的可能会导致误差的因素进行分析与探讨。
桥式起重机的轮压是车轮对轨道的垂直压力。
轮压计算对起重机的设计、制造、使用有着至关重要的意义。
起重机运行机构零部件及金属结构的强度计算主要取决于起重机的最大轮压，同时它还为设计车轮装置提供了依据，也为轨道支承结构的设计提供了原始数据。
而最小轮压主要用于运行机构起动和制动时车轮的打滑验算。
由此可见，若在轮压计算过程出现了偏差，对起重机整体的性能影响是巨大的。
本文对轮压计算过程进行分析，找出可能存在导致误差的因素，并对其深入探讨，为同行在该方面的研究提供参考。
轮压的计算作用在起重机上的各种载荷通过行走支承装置和车轮传递到基础上，桥式起重机轮压的计算实际上就是这些支点所承受的垂直反力就是支承压力的计算。
而对于每个支点有多个车轮的桥式起重机，常利用均衡滑轮，此时轮压的计算，也就是计算支点的总压力。
1.1移动载荷下轮压的计算移动载荷包括小车重力PGX和额定起升重物和吊具的重力PQ。
一般情况下，静轮压可以用来计算惯性力和桥架的静态刚度。
1.2超静定结构下轮压的计算桥式起重机多采用四点支承式的结构，这种结构的轮压是超静定的，具有良好的对称性，工艺性，和稳定性，其轮压计算一般采用近似解法。
通用桥式起重机主梁计算
一、通用桥式起重机箱形主梁强度计算（双梁小车型）1、受力分析作为了室内用通用桥式起重机钢结构将承受常规载荷P G、P Q和P H三种根本载荷和偶然载荷P S ,因此为了载荷组合n.其主梁上将作用有P G、P Q、P H载荷.主梁跨中截面承受弯曲应力最大,为了受弯危险截面；主梁跨端承受剪力最大,为了剪切危险截面.当主梁为了偏轨箱形梁时,主梁跨中截面除了要计算整体垂直与水平弯曲强度计算、局部弯曲强度计算外,还要计算扭转剪切强度,弯曲强度与剪切强度需进行折算.2、主梁断面几何特性计算上下翼缘板不等厚,采用平行轴原理计算组合截面的几何特性.图2-4注：此箱形截面垂直形心轴为了y-y形心线,为了对称形心线.因上下翼缘板厚不等,应以x‘一x‘为了参考形心线,利用平行轴原理求水平形心线x- x位置y c.① 断面形状如图2-4所示,尺寸如下图的H、加、h2、B、b、b.等.2) F F1 2F2 F3[F1 Bh i , F2 bh o, F3 Bh?] 3) q Fr (kg / m )F1(H —) 2F2(—h o h2)F3.-22 ____ 2 ___________ 2F i 2F2 F33 3 3Bh i - 2 o b(H h1 h2) 2 Bh2 - 2,4、⑤ J x F i y i 2 ---------------- --- -------- 2F2 y^ —— F3 y2 (cm )12 i2 i2Z) W X J x/y c和J X / H y c(cm3)3、许用应力为了［］和［］载荷组合类别平安系数拉伸、压缩、弯曲许用应力剪切许用应力端面挤压许用应力组合I（I类载荷）n i i.48[]i —i.48[]i是3[cd] i.5[ ]i组合11（n类载荷）n H i.34[]ii 7±i.34「】[]ii[]ii丁[cd] i.5[ ]ii组合111（山类载荷）n iii i.i6[]iiid二i.i6r 1 L_L i^[]iii也[cd] i.5[ ]iii(cm)⑥JynB3i2 堕2b3h oi2 i2b02F2侦b 24、)()y c1 —+/ cIS ! 8 u7L+图2-5P l 与P 2为了起重小车作用在一根主梁上的两个车轮轮压,由 P Q 和小车白重安排到各车轮的作用力为了轮压.如 P 1 P 2 P 时,可认为了P 等于P Q 和小车 自重之和的四分之一5. 主梁跨中集中载荷（轮压P i 和P 2）产生最大垂直弯矩 M p2(R只)SMp 2' 14v (N - m)S b …、Mp2P 2 (N - m)S b …、 Mp 2P 2(N - m)6. 跨中均布载荷（白重P G ）产生最大垂直弯矩M q(N - m)4、受力简图P i 乒P 2时简算、一Pi R P i 丰P 2时,可近似取P一厂注：建议当P i 丰P 2时,采用PP i性计算为了佳.Mq7. 主梁跨中垂直最大弯矩 M 垂M 垂 Mp Mq8. 主梁跨中水平惯性载荷产生弯矩 M 水1 i ,,一P —(小车自重2Z I ——起重机大车驱动轮数Z ——总轮数1 5q式中:2S q 惯 S 2S —(3 ——) 2r 24 r S —I ±12B J 2yP 惯S ------ (1 48c 3 (N - m)J 1 y主梁端截面的J y (cm 4)J 2y ------------- 端梁截面的J y (cm 4)日贯1pZ 5 ZP Q )图2-69. 主梁跨中截面弯曲强度计算M 垂 M 水s[]II 』c ,1.3410. 主梁跨端剪切强度计算跨端最大剪力Q max跨端最大剪应力腹板厚（cm ）4W X W YQ maxP I P 2(1 ^)qS 2Q max S O 2 J IX[]II[]IIS 0主梁跨端截面的静面矩（中性轴以上面积对中性轴的静面矩,各面积乘以形心至中性轴距离;3、cm )J IX ——截面的水平惯性矩（4 \cm )图2-7二、通用桥式起重机箱形主梁刚度计算 1.垂直静刚度f 垂(P l P 2)S 3[f]48EJ xx(P i P 2)l(0.75S 2 l 2)12EJ xl 为了小车轮压至主梁支承处距离,见下列图所示.当P i P 2 P 时Pl(0.75S 2 l 2)6EJ x注：①P i 、P 2不乘以系数.②均布载荷（白重P G ）产生的垂直静刚度不予以计算,因无法检 测. 2.水安静刚度f 水 参看图2-6f 水f 水不检测, 三、通用桥式起重机箱形主梁稳定性计算简算旦U （1笠）4（5空）［f ］水里 48EJ y r 384EJ y r 2000只作为了设计计算用.图2-8整体稳定性一般不作计算,由于是简支梁,不可能发生失稳造成前倾与侧翻,通常情况下只要计算出主梁水平刚度f水［f］水三时即可免算.2000以箱形受弯构件局部稳定性为了例,作为了简支梁箱形截面主梁,弯曲时只有腹板受压区和受压翼缘板处才有局部失稳的可能.保证不失稳的方法是设置加劲肋.1.腹板的局部稳定性计算分两种情况处理：一种是正轨（包含半偏轨）箱形梁,局部压应力m 0；另一种是偏轨箱形梁,局部压应力m .（轮压作用在腹板上）.图2-9（1）横向加劲肋间距a确实定①当鱼80杪时,h0——腹板高,h——腹板厚,s——材料屈服极限.m.时,可不设置加劲肋.m .时,按结构适当增设加劲肋.② 当80 陛板100陛时,应设置横向加劲肋,此时取a 2.5h s h V s③ 当100 p35 E 170 p35时,应设置横向加劲肋s h . s当m 0时：a）当J —1200 时,取 a 2h0hb）当1200也1500时,取a —迎奂—h国.1000hC）当E厂150.时,取a瓦"一h上式中可查下表2-4.表2-4表2-4中1为了腹板与受压翼缘板接触处的弯曲应力如图2-10所示图2-10上式中B惜（Q max——最大剪力,对简支梁Q max 1R A ,R A为了支反力）o h o 2当m .时：注：K3和K4查表2-5表2-5上表中m——局部压应力mP——轮压——翼缘板厚c a 2h ya 50mmh y为了轨道高度.④当170J235旭240修时,s h [s'此时除应设置横向加劲肋,同时应增设一条纵向加劲肋.当m0时,h1(5~1)原4h2h0h1当业100 时,a 2.5h2 h.时,上述当计算出的a 值大于2h .或出现负值时取a 2h 2即可.上式中的K 1和心如表2-6所示表2-6当也广1200时,ah2h 21200也广 1500时,500h 2地厂1000hh 2h1500 时,1000h 2h 11（5~4）h°,_ K 1h 2 h 2hK 2⑤当24°点 "2°、鹿时,此时应加横向加劲肋,同时增设二道纵向加劲肋.图 2-12h i(°.15 - °.2)h °h 2 (0.175 ~ 0.2)h °a 按④局部m °和m °时a 公式计算确定应加横向加劲肋和同时增设多道纵向加劲肋,这种情况为了高腹板、大 起重量、超大跨起重机时才这样处理,详细计算请见起重机设计手册564h °h页相应局部,一般不会出现这种情况.⑦腹板加劲肋的结构要求和截面设计 a ）加劲肋间距的构造要求只有横向加劲肋时,a （0.5~ 2）h°,且不大于2m .同时设置横向和纵向加劲肋时,a 0.5h o ~ 2h 2 ,且不大于2m,需要加 横向短加劲肋a 1时,a 1 0.75h 1 , h 1和h 2均为了h 1 h 2 （- ~-）h 0, 一般情况是加54一个横向加劲肋再加一个短横向加劲肋.b ）加劲肋的截面形式横向加劲肋米用钢板,纵向加劲肋米用扁钢,角钢等. c ）加劲肋截面尺寸与惯性矩图 2-13b 1.2（30 40）（箱形主梁）横向加劲肋厚度 -15同时设有横向、纵向加劲肋时横向加劲肋除应满足间距a 要求时,还应满足应具有一定惯性矩 顷要求 I Z 1 3h ° h 3仅设横向加劲肋时, 如图2-13所示横向加劲肋宽度bh o3040（工字形主梁）Z1 ——横向加劲肋截面对腹板厚中心线的惯性矩.纵向加劲肋惯性矩I Z2II-15 235——工字梁一一不加纵向加劲肋- s(2) % 40、猝一一箱形梁一一不加纵向加劲肋 (3) 当-15芹和如40虐5时,应加纵向加劲肋.当％您时,3I Z2 1.5国 h2aa a3一 0.85 廿T, I Z 2 (2.5 0.45—)r h h 0 h o h oI Z2 F x 2F ——角钢截面积x ——角钢垂直形心线至腹板中心线距离2.受压翼缘板局部稳定性计算图 2-15纵向加劲肋应保证有一定的惯性矩要求. 2 … a a 3(0.64 0.09—)—3I b i b i1 Z3mI Z3 ——纵向加劲肋惯性矩,为了纵向加劲肋面积乘以水平形心线至翼缘板水平中心线距离的平方.m——纵向加劲肋个数b i—一翼缘板总宽a——横向加劲肋间距——翼缘板厚度(4) 纵向加劲肋材料多采用扁钢、角钢和T字钢等.四、通用桥式起重机端梁的设计计算通用桥式起重机端梁都是采用钢板组焊成箱形端梁,并在水平面内与主梁刚性连接.端梁承受有二种主要载荷：一是承受主梁的最大支承压力V max ；二是承受桥架偏斜侧向载荷P s. V max ^P G -(P G小P Q),此时为了起重小车行至主梁 2 2跨端,式中P G为了一根主梁白重,F G小为了起重小车白重,P Q为了起重量.上述载荷将使端梁产生垂直弯矩和剪力,并认为了两主梁的压力相同.小车水平制动载荷和端梁的白重影响很小,可忽略不计,端梁的受力图如图2-16所示.图 2-16图2-16中B 为了轮距（基距）,B0为了两主梁中心距,C 为了车轮中心至主梁 中心的距离.端梁计算将按图2-16中的危险截面I - I, n - n , m-山分别计算,i - I 截面为了端梁最大弯矩截面,n -n 为了支承截面,m -m 为了薄弱截面.1. I - I 截面弯曲应力与剪应力：剪应力一般不大,可忽略不计. 2. II - II 截面弯曲应力与剪应力:n - n 截面水平弯矩和垂直弯矩近似为了零. n - ii 截面仅计算剪应力. 剪力Q VV maxQ V S 0M VV max 1M H P s C剪力Q VV maxI 截面应力M V MCH W xW ；II I III I H..................................................................................................................PsVmax VmaxPs2J x式中Q V——剪力So —— n - ii截面的静矩Jx —— n - II截面的水平惯性矩——n - II截面的腹板厚度m -m截面的水平弯矩和剪力均不大,可忽略不计算,主要验算连接螺栓的强度,详见〈〈起重机设计手册>612页（三）接头计算.五、电动单梁起重机主梁强度计算1. 主梁跨中整体强度计算:图2 17式中：P 2P QP Q P G 小 GM p M q qM 垂 M 水4W x W yy ——整体弯曲应力,其参数同双梁起重机.2. 工字钢下翼缘局部弯曲应力计算如图2-18中的工字钢下翼缘局部弯曲危险点为了 1,3和5点中一点. 1点对应图2-19中K i 和K 2曲线,3点对应图2-19中的K 3和K 4曲线,5P G /J'葫芦及小车白重,G ——起重量M q1qS 28R点对应图2-19中的心曲线,图 2-18图 2-19图2-18中,e 0.164R （普形工字钢,30特也为了普形工字钢）,c 4mm ,1a 芬b d , i ace图2-19中, ,查 值即得到相应K 1心值. a 1点的局部弯曲应力：1x式中：P ——轮压to —— ^a 处翼缘平均厚度.2K E1y 22 t oy 方向局部弯曲应力与整体弯曲应力同向, 1x为了x 方向局部弯曲应力KT K i 和K 3为了x x 方向,K 2 , K 4 , K 5为了y 方向.3点的局部弯曲应力:5点处合成应力55 5y取1, 3和5中最大值为了工字钢下翼缘最大合成应力.3xK 3P3to 3y 5点的局部弯曲应力:5y3. 工字钢下翼缘合成弯曲应力计算: 按第四强度理论公式计算:1点处合成应力12 2 1 .. 1x 1 y y 1x 1y y3点处合成应力33 3x3y 2 y 3x 3y y4、H 钢和箱形梁翼缘局部弯曲应力计算对于图2 21 i 可近似取车轮踏面宽度l 的】〜1. 2 3(1)缘局部应力计算(只计算轮压作用点处局部弯曲应力一一即轮 对于图2 20 H 型钢, i 0.5 b s 图2 20图2 21 箱形梁, b i图 2-22精品资料，欢迎大家下载！压作用点下翼缘下外表处的局部弯曲应力)横向局部弯曲应力P C X -X 七2纵向局部弯曲应力0y(2)合成应力 2 2 0x 0y y 0x 0y y六、电动单梁起重机主梁刚度计算1.垂直静刚度计算f 垂PS 3f 垂 -------------f48EJ xx 式中：P —— 葫芦及小车白重与起升载荷P Q 之和.E —— 弹性模量,E 2.1 106 kg / cm 22.水安静刚度f 水3. 稳定性计算略.式中: 系数, 1.20x P 贯S 3 f 48E 5q 惯 S 4 f 水 384EJ y S 2000。
浅谈桥式起重机的常见问题及解决方案
浅谈桥式起重机的常见问题及解决方案桥式起重机是一种常见的起重设备，在工业生产中使用广泛。
但是在使用过程中，常常会出现一些问题。
本文将从常见问题及解决方案两个方面进行探讨和分析，希望能够为广大工程技术人员提供一些帮助和参考。
一、常见问题1. 起重机动作不灵活2. 起重机工作时出现噪音3. 起重机起吊物体时晃动4. 起重机制动器过热5. 起重机控制系统故障二、解决方案1. 起重机动作不灵活起重机动作不灵活可能是由于润滑不良、零部件磨损或者电气部件故障引起的。
解决方案包括：- 对润滑部位进行定期检查和保养，确保润滑油充足，并且及时更换；- 对于磨损严重的零部件，及时更换或修理；- 对电气部件进行检查，解决电气故障。
2. 起重机工作时出现噪音3. 起重机起吊物体时晃动起重机起吊物体时晃动可能是由于起重机梁的刚度不足、配重不合理等原因引起的。
解决方案包括：- 对起重机梁的刚度进行加强，确保其结构牢固；- 对配重进行合理配置，确保吊装工作时平衡稳定。
4. 起重机制动器过热起重机制动器过热可能是由于使用时间过长、负载过大、制动器故障等原因引起的。
解决方案包括：- 避免长时间大负载使用，合理安排使用时间和负载；- 对制动器进行定期检查和保养，确保其正常工作。
5. 起重机控制系统故障起重机控制系统故障可能是由于电气元件老化、线路故障、外界干扰等原因引起的。
解决方案包括：- 对于电气元件老化的部位，及时更换；- 对于线路故障，进行及时维修；- 采取合适的屏蔽措施，防止外界干扰。
三、结语桥式起重机在工业生产中扮演着重要角色，但是在使用过程中会出现各种各样的问题。
针对这些常见问题，通过定期检查、保养和维修，可以有效地解决这些问题，确保起重机的正常使用。
科学合理地使用起重机，避免超负荷运行和长时间连续作业，也是保障起重机正常运行的重要措施。
希望本文内容能够为各位工程技术人员提供一些帮助和参考，使得在使用桥式起重机时能够更加顺利和安全。
浅谈桥式起重机的常见问题及解决方案
浅谈桥式起重机的常见问题及解决方案桥式起重机是一种常见的起重设备，广泛应用于各个行业中。
桥式起重机在使用过程中也会遇到一些常见问题，这些问题可能会影响到设备的正常运行和安全性。
本文将对桥式起重机常见问题及解决方案进行浅谈。
1. 起重机运行过程中产生的噪音问题：桥式起重机在起重过程中产生的噪音可能会对周边环境和工人的健康造成影响。
解决该问题的方法有两种，一是选用噪音较小的起重机设备，二是在起重机设备周围设置隔音措施，减少噪音的传播。
2. 桥式起重机行走不稳定问题：桥式起重机在行走过程中，如果出现抖动或者晃动现象，可能会影响到起重物的稳定性和设备的安全性。
解决该问题的方法是检查起重机的四个轮子是否均匀受力，如果轮子磨损不均可以进行调整或更换，以保证桥式起重机的行走稳定。
3. 起重机变形问题：长期使用后，桥式起重机的钢结构可能出现变形现象，影响到设备的使用寿命和安全性。
解决该问题的方法是定期对桥式起重机进行检测和维护，出现变形现象及时进行修复或加固。
4. 起重机润滑问题：桥式起重机各个部位的润滑度对设备的性能和寿命有很大的影响。
解决该问题的方法是定期对起重机的各个部位进行润滑和维护，确保设备的正常运行。
5. 起重机电气系统故障问题：桥式起重机的电气系统可能会出现故障，例如电机损坏、电源故障等。
解决该问题的方法是定期检查和维护起重机的电气系统，及时更换损坏部件，确保电气系统的正常运行。
6. 起重机重物运输安全问题：桥式起重机在运输重物时，如果操作不当可能会引发事故，造成人员伤亡和设备损坏。
解决该问题的方法是加强起重机操作人员的培训和技能提升，确保操作的准确性和安全性。
桥式起重机在使用过程中可能会遇到各种问题，但大部分问题都可以通过定期检查和维护来解决。
加强起重机操作人员的培训和技能提升也是确保起重机安全运行的重要因素。
只有从各个方面加以注意和解决问题，才能使桥式起重机更加稳定、安全地运行。
吊车轮压计算范文
吊车轮压计算范文一、吊车轮压计算的基本原理在吊装作业中，吊车是通过预先安装的轮子来移动并定位的。
当吊车起重时，吊车的负载将通过液压系统传递给吊车的轮子。
吊车轮对地的压力是指吊车每个轮子对地面的压力或荷载，用于确定轮子在移动和承载重物时的稳定性。
吊车轮对地的压力计算可以通过以下公式来进行：P=(W+F)/n其中，P为吊车轮对地的压力（单位为N），W为吊车的静态重量（单位为N），F为吊装的负载（单位为N），n为吊车的轮子数量。
二、吊车轮压计算的步骤1.确定吊车的静态重量（W）：吊车的静态重量包括桥架、动力系统、操作室、吊臂等。
通常可以通过吊车的技术参数手册或厂家提供的数据来确定。
2.确定吊装的负载（F）：吊装的负载是指通过吊具悬挂的物体的重量。
负载的确定可以通过物体的重量来计算，或通过负载传感器来测量。
3.确定吊车的轮子数量（n）：吊车的轮子数量可以通过吊车的技术参数手册或实际观察来确定。
4.进行吊车轮压的计算：根据前面的公式，将吊车的静态重量、吊装的负载和吊车的轮子数量带入公式，计算吊车轮对地的压力。
5.比较计算结果与吊车的额定载荷：根据吊车的技术参数手册，查找吊车的额定载荷。
将计算结果与吊车的额定载荷进行比较，确保计算结果在吊车的安全工作范围内。
6.根据计算结果进行操作：如果计算结果在吊车的安全工作范围内，可以进行吊装作业。
如果计算结果超出吊车的额定载荷，需要调整吊装方案或选择更大的吊车。
三、吊车轮压计算的注意事项1.在进行吊车轮压计算时，需要准确测量和确定吊车的静态重量和吊装的负载，以及正确计算吊车的轮子数量。
2.吊车轮对地的压力不应超过吊车制造商规定的最大限制，以保证吊车的安全和稳定。
3.如果吊车需要行驶在柔软的或不平坦的地面上，需要考虑地面的承载能力和稳定性，以保证吊车的安全工作。
4.吊车轮对地的压力计算只是吊车工作安全的一部分，还需要考虑各种其他因素，如气候条件、地面情况、吊装方案等。
总结：吊车轮压计算是吊车吊装作业中的一项重要计算，是确保吊车安全稳定工作的关键。
桥式起重机载荷试验与设计理论的分析与综述
桥式起重机载荷试验与设计理论的分析与综述【摘要】桥式起重机是现代工业生产中实现生产过程机械化、自动化的重要设备，随着国民经济的快速发展，桥式起重机在许多部门都得到了广泛的应用。
由于起重作业是一种事故多发性作业，若在使用中起重机械一旦发生失效都将会造成极大的危害。
因此，需要对起重机进行安全检验，以鉴定其制造质量和安全操作的可能性。
载荷试验可以检验起重机械的产品质量及安全性能指标，但目前各国规范规定的载荷试验系数各有不同，针对这个问题，以桥式起重机为例，起重机载荷试验与设计理论进行总结分析，对起重机设计有一定的意义。
【关键词】桥式起重机；载荷试验；设计方法桥式起重机静载荷试验的目的是检验起重机及其部件的结构承载能力，动载荷试验主要目的是验证各机构和制动器的功能。
在其设计阶段就考虑到载荷试验验规范要求，结合静载荷和动载荷试验的具体要求，就其在金属结构设计时所需考虑的问题进行全面分析，并对载荷试验与机构部分设计的关系加以初步分析。
1 桥式起重机的载荷试验过程与分析桥式起重机试验包括空载试验、额定载荷试验、静载荷试验、动载荷试验[1]。
试验的顺序为：空载试验，额定载荷试验，静载荷试验，最后动载荷试验。
按照试验的工况，对起重机械的综合质量要求越来越高，前一项试验不合格，不能进行下一项试验，需整改完毕，经复查合格后才能继续后面的试验[2]。
1.1 空载试验试验前，检测各个回路电阻，然后接通电源，开动各机构，使小车沿主梁全长，起重机沿轨道适当长度往返运行各不少于3次，应无任何卡阻现象，检查限位开关、缓冲器工作是否正常，吊具左右极限位置是否符合要求。
空运转试验时，分别开动各机构，做正、反方向运转，累计时间不少于5min，并做好记录。
1.2 额定载试验额定载荷试验的目的是通过额定载荷试验进一步测试起重机的相关功能指标。
试验过程为：主起升机构按1.0倍额定载荷加载，使起重机和小车运行机构、起升机构做联合动作，只允许同时开动两个机构。
轮压的计算
一、轮压的计算：参考同类型规格相近的起重机，估计小车总重为8.5吨，近似认为由四个车轮平均承受。
吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上，根据小车架布置图偏离主、从动轮之间的中心线为115毫米。
根据起重小车架的平衡方程式，可分别求出主动轮和从动轮的轮压： 主动轮：22601130124521⨯+⨯=G Q P 式中：P 1——主动轮轮压；K τ——小车轮距，K τ=2260毫米。
公斤92172260211308500124525750max 1=⨯⨯+⨯=P （满载）公斤2331min1=P（空载）同理，可得从动轮轮压：公斤79072260211308500101525750max2=⨯⨯+⨯=P （满载） 公斤2293min2=P（空载）二、电动机的选择： 1.运行阻力的计算：（1）小车满载运行时的最大摩擦阻力：()KDG P d K G Q 附轮架摩满*+++=μ2式中 （Q+G ）——额定起重量加吊钩重量，（Q+G ）=25750公斤；G架——小车自重，G 架=8500公斤；K ——滚动摩擦力臂，K=0.05厘米； μ——轴承摩擦系数，μ=0.015；K附——附加摩擦阻力系数，K 附=1.5；D轮——车轮直径，D 轮=40厘米；d ——轴承内径，d=10厘米；()公斤摩满3215.14010015.005.028********=⨯⨯+⨯⨯+=P （2）小车满载运行时的最大坡度阻力：()K G PG Q 坡架摩满*++=式中K坡——坡度阻力系数，K 坡=0.002()公斤摩满5.68002.0850025750=⨯+=P（3）小车满载运行时的最大静阻力：公斤坡满摩满静满5.3895.68321=+=+=P P P2.选择电动机，确定减速器： (1)满载运行时电动机的静功率：（千瓦）小车静满静m6120**=*ηPN V 式中P静满——小车满载运行时的静阻力，P 静满=389.5公斤；V小车——小车运行时速度，V 小车=32minm；η——小车运行机构传动效率，η=0.9；m ——电动机个数，m=1.千瓦静26.219.06120325.389=⨯⨯⨯=N （2）选择电动机：N K N 静电*= 式中K电——电动机启动时为克服惯性的功率增大系数，取K 电=1.2；千瓦7.226.22.1=⨯=N选择SBA112B 型电动机。
天车轮压计算经验公式
轮压计算经验公式
1.计算公式：大车轮压= 桥架自重+ 小车载荷总重×（跨度—主钩极限（选择主钩
尺寸左右极限中小的数值））÷跨度÷单侧轮数
桥架自重=（总重量-小车自重）÷车轮总数
小车载荷总重= 小车自重（小车自重按50/15估算，按保守18t计） + 额定起重量2.实际参数套入为：
桥架自重(74—18)÷ 4 = 14t
小车载荷总重18 + 60 = 78t
大车轮压14 + 78×（25m-2.2m）÷25÷2 = 49.568t
钢丝绳长度经验计算公式
计算公式：安全圈数长度 + 固定圈长度 + （倍率×起升高度）+ （滑轮数×滑轮绳槽中心半周长）
钢丝绳破断拉力经验公式
公式1：F = 0.5×d² (F单位吨，d为钢绳直径，单位mm)
公式2：d×d/100 = F （F单位吨，d为钢绳直径，单位mm）。
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桥式起重机轮压计算分析与探
讨(通用版)
Technical safety means that the pursuit of technology should also include ensuring that people
make mistakes
桥式起重机轮压计算分析与探讨(通用版)
桥式起重机在轮压计算过程中可能会出现偏差，为了确保起重机整体性能，本文对在轮压计算中出现的可能会导致误差的因素进行分析与探讨。
桥式起重机的轮压是车轮对轨道的垂直压力。
轮压计算对起重机的设计、制造、使用有着至关重要的意义。
起重机运行机构零部件及金属结构的强度计算主要取决于起重机的最大轮压，同时它还为设计车轮装置提供了依据，也为轨道支承结构的设计提供了原始数据。
而最小轮压主要用于运行机构起动和制动时车轮的打滑验算。
由此可见，若在轮压计算过程出现了偏差，对起重机整体的性能影响是巨大的。
本文对轮压计算过程进行分析，找出可能存在导致误差的因素，并对其深入探讨，为同行在该方面的研究提供参考。
轮压的计算
作用在起重机上的各种载荷通过行走支承装置和车轮传递到基础上，桥式起重机轮压的计算实际上就是这些支点所承受的垂直反力就是支承压力的计算。
而对于每个支点有多个车轮的桥式起重机，常利用均衡滑轮，此时轮压的计算，也就是计算支点的总压力。
1.1移动载荷下轮压的计算
移动载荷包括小车重力PGX
和额定起升重物和吊具的重力PQ。
一般情况下，静轮压可以用来计算惯性力和桥架的静态刚度。
1.2超静定结构下轮压的计算
桥式起重机多采用四点支承式的结构，这种结构的轮压是超静定的，具有良好的对称性，工艺性，和稳定性，其轮压计算一般采用近似解法。
桥式起重机的大车运行机构一般按铰接车架假设计算，将车架视为四根简支梁构成的平面铰接框架，在载荷作用下，四个支承点始终随车架的变形而发生位移，不再保持一平面上。
，计算桥架各支
点的支承反力：
轮压计算中可能存在的误差及造成的影响
2.1超静定结构下轮压的近似解法
桥式起重机采用的四点支承式结构是超静定的，支承反力的分配不仅与荷载有关，，还与车架的结构刚度、基础刚度、车架结构的制造和安装精度、及轨道的弹性和平整度等因素有关，然而要计算这些因素对支承反力的影响是相当费时的，且对轨道不平度难以估计。
因此，超静定结构下轮压的计算一般采用近似解法，而近似解法与精确解法的误差究竟差多少目前还未有研究。
然而影响轮压分配的这几方面的因素，任意因素超出误差值，都会导致起重机运行机构出现“三条腿”的情况，导致轮压不均。
详见表1。
表1导致轮压不均的原因
序号
超误差因素
原因
1
车架结构变形
超载运行、选材不适、制造工艺不完善
2
车轮对角线偏离
四车轮安装时轴线的对角线不在同一水平面上
3
车轮直径尺寸超差
打滑、磨损
4
轨道的平行度和直线度超差
两根主梁的拱度或下挠度不同
2.2桥式起重机的刚性车架假设和铰接车架假设计算
在上述桥式起重机超静定结构下轮压计算过程中，小车运行机构一般按刚性车架假设计算，大车运行机构则按铰接车架假设计算，然而实际上不论是大车还是小车车架，它们的弹性总是介于这两者
之间，设计者由于计算方便而根据车架及支承的刚度选择一种假设进行简化。
实际上按铰接车架假设计算的支承反力比按刚性车架假设计算的支承反力略大。
2.3小车吊运载荷与吊运位置
在目前的起重机设计中，桥式起重机大车轮压的计算方法习惯于按照起重机小车吊运最大载荷且处于极限位置时来计算，这种方法很保守，可能出于所谓的提高安全性而采用的习惯性的算法，但是实际上或者说大多数情况下桥式起重机在吊运最大载荷时小车一般不会运行到极限位置。
工业厂房在设计过程中通常需要考虑到桥式起重机的大车轮压，若按照小车处于极限位置时计算出的大车轮压实际上远远高于真实的轮压，这就对按照这个轮压而设计制造的厂房的因强度过大而造成浪费。
综上所述，桥式起重机轮压计算过程中，无论是大车轮压计算还是小车轮压计算，都存在一些可能会导致轮压计算误差的因素，因此在计算过程中根据实际情况应当考虑到这些因素的影响。
3.1桥式起重机采用的是四点支承式的超静定结构，这种结构是
桥式起重机小车容易出现“三条腿”的关键原因，虽然能够通过某些方法预防或处理这种情况的发生，但是解决轮压不均的根本方法是采用静定车架结构代替超静定结构。
静定结构对结构的精度要求低，制造方便，而且由于轮压为确定值，从而可以延长车轮寿命。
虽然静定结构不如超静定结构的稳定性好，但是如果能保证均衡梁的调整摆角限制在很小范围内，静定结构也可以获得很好的稳定性。
3.2桥式起重机一般情况下小车按刚性车架假设计算，大车按铰接车架假设计算，而实际上这是根据计算中所需刚度的选择而进行的一种假设计算，通过计算可以发现按照铰接车架假设计算的支承反力比按刚性车架假设计算的支承反力略大，进一步研究发现，虽然前者比后者略大，但是这两种简化计算的结果都可以满足起重机设计所需的要求。
然而到底是那一种假设更能反映真实情况，目前还未有研究表明。
3.3为了有效控制桥式起重机轮压对厂房设计的影响，应该采用正确、合理的大车轮压计算方法，并应用科学手段和正确的预防措施来完成。
曾经有研究学者认为可以设计一种类似于起重力矩限制
器的装置，这种装置可以对小车的运行位置进行控制，使其不能超过所吊载荷允许达到的位置，这样就可以降低起重机的最大轮压，从而实现了对起重机及厂房建造的节能。
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