16T葫芦门机计算书
电动葫芦门式起重机32-30m
五、工字钢翼缘板的局部弯曲应力（只计算跨内部分的工字钢弯曲应力） （1）小车轮压 P1=k*25866kg/n=4205kg 32 吨电动葫芦运行结构轮数 n 为 16 个，k-轮压不均匀系数，取 1.3。 t=21+12mm=33mm （2）计算轮压作用点位置 i 及系数ξ i=a+c-e 式中；i--轮压作用点与腹板表面的距离 （cm） 生效日期
表号：TF/QZXC—2011
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序
标准文件用纸
名 称
MH 型主梁结构校核计算
文件编号：TF/MHZL1—2011
c--轮缘同工字钢翼缘边缘之间的间隙；取 c=0.4 cm
b − d 16 .8 − 1.45 = =7.675 ㎝ 2 2
, 对普通工字钢 GB706-65<普通热扎工字钢>， 翼缘表面斜度为 1/6 R--电动葫芦走轮踏面曲率半径；可从电动葫芦样本查得； =16.7cm =0.164×16.7=2.74 i =7.675+0.4-2.74=5.335 ξ= i/a= 5.335 /7.675=0.7 查教材表得： Kpz=1.82 Kpx=0.56 Kbz=1.62 （3）轮压力作用点下表面横向应力σpx=Kpx*P1/t =216 纵向应力σpz=Kpz*P/t2 =702 跨中轮压作用点整体弯曲应力：
Y1= =0.878cm 按 JB/T5663-2008 电动葫芦门式起重机规定对于 A3 门式起重机外悬许用垂 直静刚度为【Y1】=L3/350=1.14cm 此处 Y1<【Y1】，可知主梁悬臂端垂直静刚度符合设计规范 七、稳定性计算
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表号：TF/QZXC—2011
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MHQ16t-9.2m-H7.3m计算书
MH型电动葫芦门式起重机(MHQ16t-9.2m-H7.3m)设计计算书编制：审核：审定：目录一、设计计算依据及主要技术参数二、电动葫芦的选型（起升机构、小车运行机构）三、门架的计算1.主梁计算2.支腿计算3.下横梁计算四、大车运行机构计算五、整机抗倾覆稳定性计算一、设计计算依据及主要技术参数1.设计技术依据[1]……起重机设计手册 (张质文等主编，中国铁道出版社)[2]……起重机设计规范（GB/T3811-2008）[3]……电动葫芦门式起重机（JB/T5663-2008）[4]……起重机械安全规程（GB6067-2010）[5]……钢结构设计规范（GB50017-2003）[6]……葫芦式起重机（宫本智主编，天津科学技术出版社）[7]……起重机试验规范和程序（GB5905-1986）[8]……起重设备安装工程施工及验收规范（GB50278-1998）[9]……焊接件通用技术要求（JB/JQ4000.3-1986）……2.主要技术参数：额定起重量：Q=16t跨度：S=9.2m起升高度：H=7.3m大车基距：B=5.18m工作级别：A3起升速度：V起=3.5m/min小车速度：V小=20m/min大车速度：V大=20m/min二、电动葫芦选型(起升机构、小车运行机构）根据已知技术参数要求选取粤通葫芦:CD型16t-9m，工作级别M3 起升速度：V起=3.5m/min，电机功率13KW；运行速度：V小=20m/min，电机功率2×0.8KW；葫芦小车自重：GH最大轮压: P=4596.5Kg葫芦小车外形图（见右）三、门架计算1.主梁计算1）主梁截面简图及性能参数Ix=104479.9cm 4Iy=23870.7cm 4Wx 上=2918.4cm 3Wx 下=2918.4cm 3Wy 上=1364cm 4Wy 下=1364cm 4y 1=35.8cmy2=35.8cmq=1.25Kg/cm2）主梁的强度及刚度计算a.主梁自重在跨中产生的最大弯矩MqMq=ψ1×82qS =1.1×892025.12⨯=145475Kg ·cm b ．电动葫芦自重及额定起重量在跨中产生的最大弯矩M （Q+H ）M （Q+H ）=4)21(S Q G H ⨯⨯+⨯φφ =4920)160001.123861.1(⨯⨯+⨯ =4651658 Kg ·cmc ．大车紧急制动时主梁自重产生的最大水平惯性矩M 自惯M 自惯≈q M 101=14547.5Kg ·cm d ．大车紧急制动时葫芦及吊重对主梁产生的最大水平惯性矩M 大惯M 大惯≈)(101H Q M +=645165.8Kg ·cm e. 工作风压垂直主梁产生的最大水平弯矩M 风q 风=92015206.1⨯⨯=0.52Kg/cm M 风=82S q 风=892052.02⨯=55016Kg ·cm f. 跨端主梁腹板的剪力Qmax Qmax=)73920(9209193-⨯=8463.5Kg 主梁强度校核：σ垂直=x W M 垂直 =x H Q W M M )q ++（ =4.29184651658145475+ =1643.7Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2σ水平=y W M 水平 =y W M M M 风大惯自惯++ =1364550168.6451655.14757++ =523.9Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2跨端主梁腹板的剪应力校核：τ=δh Q max =6.0705.8463⨯=201.5Kg/cm 2<[τ]=1000Kg/cm 2 ∴主梁强度校核合格 跨中主梁刚度校核XEI PS f 4823⨯=中 =29.104479101.248920)238616000(63⨯⨯⨯⨯⨯+ =0.679cm<[f]=cm S 15.1800= ∴跨中主梁刚度校核合格2.支腿计算1）支腿上截面简图及性能参数Ix 上=37931.85cm 4，Iy 上=261493cm 4Wx 上=2528.79cm 3， Wy 上=5229.86cm 4A 上=216.8cm 22）支腿下截面简图及性能参数Ix 下=15416.5cm 4，Iy 下=17187.5cm 4Wx 下=1027.7cm 3， Wy 下=1011cm 4A 下=111.2cm 23）支腿0.45h 处性能参数Ix 折=26674.2cm 4，Iy 折=139340.2cm 4，A 折=147.6cm 24）龙门平面计算及计算简图在龙门平面支腿计算按一次超静定简图计算（如右图）M B =M C =-H ×h())32(222/3+=k Lh L P H 式中k=S h I I ⨯12=9205.6239.1044792.139340⨯=0.9 P=1.25×16000+1.1×2386=22624.6Kg H=)39.02(5.62396024604606.226243+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2499.4KgM B =M C =-2499.4×623.5=-1558387.1Kg.cm5）支腿平面计算及计算简图在支腿平面按一次超静定简图计算（如右图）M B ’=VA.a-H.h VA.a=p.a=14526.22624⨯=1640283.5Kg/cm K=b S I I ⨯12=1906402.2667494.48631⨯=6.14 H.h=()[]()1221222233236k I b h F l abk a dc d I Ph +++-+⨯×h ()[]()5.62314.62394.4863131905.62314.61901452145145145145394.4863165.6233.11312222⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯+-⨯+⨯⨯⨯= =776437 Kg.cmM B ’=VA.a-H.h=1640283.5-776437=863846.5Kg/cm6）支腿强度校核yy x x W M W M +=σ =86.52291.155838779.25285.863846+ =639.9 Kg/cm 2<[σ]=1600 Kg/cm 2∴支腿强度校核合格7）支腿连接法兰螺栓计算上法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N]=0.7P=0.7×17500=12250Kg按摩擦型高强度螺栓连接计算 N=∑∑+2121ix i y x x M y y M = 22225542)5.375.225.7(551.1558387⨯+⨯++⨯+85.2225.75.225.86384622⨯+⨯⨯=10013.84Kg<[N]下法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N v ]=[]τπ4d 2= =⨯⨯1366405.1.14321182Kg龙门平面连接螺栓数量校核[]v N N n 门==11824.2499=2.11，取n=3，实际为4支螺栓支腿平面连接螺栓数量校核[]v N N n 腿==118228.1245=1.1，取n=2，实际为4支螺栓∴支腿连接法兰螺栓校核合格四、大车运行机构计算1.运行阻力的计算起重机满载运行时最大和最小摩擦阻力：F m max=（Q+G ）D df μ+2β (N)F m min=（Q+G ）D df μ+2（N ）式中：Q ——起升载荷，Q=160000NG ——起重机自重载荷，G=138760Nf——滚动摩擦系数，取f=0.5mmμ——车轮轴承摩擦系数取μ=0.015d——轴承内径d=75mmD——车轮踏面直径D=400mmβ——附加摩擦阻力系数，取β=1.5Fmmax=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400×1.5 =2380.7NFmmin=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400=1587.1N坡度阻力Fp=(Q+G)i式中：i——与起重机类型有关i=0.003Fp=（160000+138760）×0.003=896.28N风阻力F w= F w1+ F w2F w1=CK h qA=1.6×1×150×0.716×10.4=1787.1NF w2=CK h qA=1.6×1×150×2×（234 .01 ）×6.235x0.8=1604.1NF w =1787.1+1604.1=3391.2N总静阻力Fj=Fm+Fp+F w=2380.7+896.28+3391.2=6668.2N2.电动机的选择满载运行时一个电动机的静功率Pj=m VFj ⋅⋅η1000式中：Fj ——起重机的总静阻力（N ）V ——初选运行速度V=20m/min=0.334m/sη——机构的传动效率取η=0.85m ——电机个数，取m=2 Pj=285.01000334.02.6668⨯⨯⨯ =1.3KW考虑惯性力的影响，一个电动机应选的功率为P=Kd ·Pj (KW) Kd ——功率增大系数，取Kd=1.2P=1.2×1.3=1.56KW选用三合一驱动LDH-20,电机为YSE100L 1-4D/2，2.2KW/1200r/min∴大车运行机构校核合格五、整机抗倾覆稳定性计算1.横向抗倾覆稳定性验算a ．空载时顺风运行起重机紧急制动55037073047521⨯-⨯-⨯-⨯=∑惯F F F G M V V=13876×259-178.7×730-160.4×370-2000112.5=1403972.5Kg.cm>0b ．满载时顺风运行起重机紧急制动550370730259)(21⨯-⨯-⨯-⨯+=∑惯F F F Q G M V V =29876×259-178.7×730-160.4×370-4087578=3460507Kg.cm>0∴整机抗倾覆稳定性校核合格。
单梁门式计算书
单梁门式（16+16）起重机载荷计算书起重量：Gn=32t, 葫芦自重G 葫=1.86×2 主梁单位长度重量q=0.53t 梁自重G=26.3t安全系数：n=1.33 剪切许用应力[]τ=[]3σ=1040㎏/2cm拉压弯许用应力[]σ=ns σ=33.1235=1800㎏/cm 2 材料弹性模量：E=2.1×106㎏/cm 2 跨中许用挠度：[]f 中=700S=7004300=6.14cm桁架高度：h=3.2m,桁架节间长度a=2.4m, 斜杆倾角α=53°8′，起重机跨度L=43m. 左端悬臂长度L 1=7m.强度计算：因为桁架最不利工况的位置是跨中，下面对其进行计算。
1.小车位于中点由∑X =0得：R BX =0 由∑M B =0得：()0435.2118=⨯-⨯++⨯R G G G c N 葫重 ()5.2172.35185053.0431⨯+⨯⨯=R c 29=R c t 由∑Y =0得：0=---+G G G R R n c BY 葫重R R C BY-+⨯=72.355053.0 22.33=RBYt在E 点截开，取右端主桁架为分离体，以E 点为矩心：由∑M E =0 得：05.2175.102.3=⨯-⨯+⨯R GN c 下()75.105.2153.05.21292.31⨯⨯-⨯=N 下 t N6.156=下由∑Y =0得：0sin =⨯--αN R G c 斜()4.11292.34.22.322-+=N 斜t N 22=斜 由∑X =0得：0cos =⨯---αN N N 斜上下 0cos =⨯--=αN N N 斜下上 N 斜=-156.6-22×0.6 =-170t （压）AN 上上上=σ=5.482310170⨯⨯=1752.6㎏/cm 2 <σ上[]σAN 斜斜斜=σ =37.27231022⨯⨯=402㎏/cm 2 <σ斜[]σAN 下下下=σ =435.1353106.155⨯=1156.27㎏/cm 2 <σ下[]σ 经过计算强度合格。
16t葫芦门计算书
电动葫芦门式起重机16t-18m设计计算书河南省鼎盛起重设备有限公司1.主要技术参数起重量：16t跨度：16m，外悬：L1=6m,L2=3.5m；起升高度：8m大车运行速度：20m/min配用的电动葫芦参数如下：自重：1300kg起升速度：3.5 m/min运行速度：20 m/min2.主梁的外形尺寸和参数3.主梁的截面特性计算22064.141.9474.4874.48cm F =+++= 3.2截面形心的计算∑==51i i i X y F S3157686.04.142.211.9437.2445.3237.24)45.3200(2cm S X =⨯-⨯-⨯⨯+⨯-⨯=cm F S y X 5.76206157681=== cm y 7.1642=式中：1y 、2y ——截面的形心，如图1；i F ——各部分的面积；i y ——各部分形心至参考面的距离；F ——主梁的截面积。
3.3截面惯性矩的计算)241x x x x X a F i I ⋅+=∑=（式中：x i ——各截面的惯性矩；x F ——各部分的面积；x a ——各部分形心至截面型心的距离；代入数据计算得41697224cm I X =同理，4241453408)cm a F i I y y x y y =⋅+=∑=（3.4截面抗弯摸量的计算311221865.761697224cm y I W X X === 322103057.1641697224cm y I W X X ===式中：X I 、1y 、2y —意义同上；1X W 、2X W —截面的抗弯摸量。
3121y 4534100453408cm x I W W yy ====4.主梁载荷的计算本机主梁自重10530kg,电动葫芦自重按2500kg 计。
4.1静载最大弯矩1.载荷在跨中时：842qL LG M +=静 式中：静M —静载弯矩；q —主梁的均布载荷，tm cm kg q 26.0/6.2405010530===； G —活动载荷，载重和葫芦重的和，G=22500kg;其余符号同上。
电动葫芦课程设计计算说明书
设计计算说明书(一)拟订传动方案，选择电动机与计算运动和动力参数 1．拟订传动方案采用图1-l 所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。
2．选择电动机 计算起升机构静功率0100060η⨯''=vQ P而总起重量Q 〞=Q+Q ’×50000=51000N起升机构总效率η0=η7η5η1××故此电动机静功率05100087.876010000.864P kW ⨯==⨯⨯按式P jC Ke Po ≥，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0×7.87=7.08 kW按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝7.5 kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。
3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力07510002602020.98Q Q N m η''===⨯ 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力[]05.5260201684000.85s n Q Q N ϕ⨯≥==按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝15.5mm ，2，公称抗拉强度σ＝2000MPa ，破断拉力Q s ＝178500N 。
4．计算卷简直径按[1]式(4-4)，卷筒计算直径D 0＝ed ＝20×15.5＝310 mm按标准取D 0＝300mm 。
按[1]式(4-6)，卷筒转速50100010008216.98/min 3.14300vm n r D π⨯⨯===⨯5．确定减速器总传动比与分配各级传动比总传动比35140082.4516.98n i n '==≈ 这里n 3为电动机转速，r ／min 。
分配各级传动比第一级传动比82 5.12516B AB A z i z === 第二级传动比62 3.87516C CD D z i z === 第三级传动比66 4.12516E EF F z i z === 这里Z A 、Z B 、Z C 、Z D 、Z E 和Z F 分别代表齿轮A 、B 、C 、D 、E 和F 的齿数。
LX16t-4.5m计算书1
葫芦起升高度：最大9米
葫芦运行速度：18米/分
葫芦自重：Gh=1500公斤
操纵方式：地控
主
梁
强
度
计
算
二、主梁强度计算：
1.初定主梁几何尺寸：
主梁几何尺寸见下图：
2.主梁截面几何特性
主梁截面积：
F=0.6×35+2×0.6×35+2×0.6×22
+82.4+1×10.5
2×0.6×16.13/(12×cos43。)+2×0.6×22×3.022+
11800+82.4×16.572+10.5×13/12+10.5×1×32.072
=105085cm4
Jy=0.6×353/12+
2×35×0.63/12+2×0.6×35×17.22+
2×0.6×153/(12×sin43。)+2×0.6×22×9.772+
=718kg/cm2<[σ]=1670 kg/cm2
yc=315.7
Jx=105085
Jy=18386
σ1=718
(合格)
项目
内容
结果
主
梁
强
度
计
算
4.主梁工字钢下翼缘局部弯曲计算：
计算轮压作用点位置及系数ξ：
i=a+c-e
式中：
i-轮压作用点与工字钢腹板表面的距离
a-工字钢翼缘宽
a=(b-d)/2=(12.8-1.2)/2=5.8cm
3.受压翼缘板局部稳定性：
由于主梁采用了箱型结构，通过侧板与工字钢焊为一体，每隔1米都设有隔板，且有纵向筋板，所以受压翼缘板局部稳定性可不进行计算。
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。
MG45t(16t)-24m-9m+24m地铁门机计算书
MG45t/16t-24m-9m+24m A6 箱型双梁门式起重机设计计算书编制：审核：批准：日期：南京登峰起重设备制造有限公司1、设计依据1.1《起重机设计规范》GB3811-20081.2《钢结构设计规范》（GBJ50017-2003）1.3《起重机设计手册》中国铁道部出版社1.4 《机械设计手册》化学工业出版社（第三版）2、主要技术参数2.1额定起吊能力：45t/10t2.2起升高度：轨上9m+轨下24m2.3跨度：24m（可由20m跨每100mm连续变跨到24m）2.4悬臂：单侧有效悬臂3.5m；2.5主钩起落速度：0~20m/min2.6副钩起落速度：0~20m/min2.7小车运行速度：重载0~25 m/min；轻载0~40 m/min（变频调速）2.8大车运行速度：重载0~25 m/min；空载0~40 m/min（变频调速）2.9最大作业坡度：±1%2.10适应工作环境温度：-15~+40℃2.11适应风力：工作状态6级，非作业状态11级2.12装机容量：232kW2.13整机质量：120t2.14整机工作级别：A62.15机构工作级别：M62.16整机利用级别：U42.17载荷状态：Q32.18起重小车自重：约35t（含吊具）2.19吊具重量：2.5t3、起重小车计算3.1钢丝绳已知：起重能力Q静=Q+W吊具=45+2.5=47.5t滑轮倍率m=12倍滚动轴承滑轮组，效率η=0.95。
见《起重机设计手册》表3-2-11，P223，则钢丝绳自由端静拉力S：S=Q J静/（η*m）=47.5/（0.95*12）=4.2 t选择钢丝绳：6x29-20-1770-特-光-右交，GB1102-74，钢丝绳破断拉力总和F=28.6t 见《机械设计手册》第2卷P8-19，则钢丝绳安全系数n=F/S=28.6/4.2=6.8倍＞6倍3.2主起升机构起升功率：N=（45+2.5）*15/6.12*1.1=128kw取电机功率为：N电=132kw起重量45t卷筒尺寸2套φ650×2500容绳量500m绳槽宽度P=22mm钢丝绳φ20平均绳速45m/min电机型号YZB355L1-8-132KW（720r/min）减速机型号ZQ1000-31.5制动器型号（双制动）YWZ-400/1253.3小车走行机构验算计算载荷P max=(K载Q额+ G小)/4 =211.25kN式中：K载=1.1；Q额=450kN；G小=350kN；P min=G小车/4=87.5kNP c=（2 P max + P min）/3=170kN车轮直径选择已知：轨面宽b=46mmD≥P c/（bk1 c1 c2）=170×103/（46×7.2×1.17×1.12）=392mm选轮径500mm,轮踏面宽100mm,材质65Mn运行电机选择运行静阻力（重载运行）《起重机设计收册》P110摩擦阻力F m= (K载×Q额+G小车)×w=（1.1×450+350）×0.015=12.675kN坡道阻力Fp= (K载×Q额+G小车)×I=（1.1×450+350）×0.001=0.845 kN风阻力Fω=CK h qAC—风力系数，取C=1.3K h—风力高度变化系数，按海拔9m计算，K h=1.0 q—计算风压，按工作状态下6级风计算，取q=150N/m2A—小车迎风面积，计算得，A=25m2风阻力Fω=CK h QA/2=1.3×1.0×150×25×10-4=0.487 t运行静阻力F j=F m+Fp+Fω=12.675+0.845+0.487=14.007kN静功率P J =F J ×V O /（1000×m ×η）=14.007×25/（60×0.9×2）=3.24kW 式中V O —运行速度25m/min m —电机个数2个粗选P=K*d*PJ=（1.1~1.3）*3.24=3.6~4.3Kw选择电机YZB160M 1-6-5.5kw/930rpm 《机械零件设计手册》下册冶金P830 减速机选择(按空载计算)n 轮=V/（π×D ）=40/（3.14×0.5）=25.4rpm ，在额定转速（50Hz ）条件下的减速比i 减= n 电/n 轮=36.6，变频调速的实际减速比i==i 减×77Hz/50Hz=36.6×(77/50)=56.36.， 选取减速机减速比为59 选择减速机ZSC600-59。
16t葫芦计算书
圆整后取17.5mm。
2、钢丝绳安全系数计算：
………………………………………………………………………（5）
式中： -- 钢丝绳理论破断力，N；
—选用的钢丝绳直径，mm
-- 钢丝绳的抗拉强度极限， ；
-- 钢丝绳中金属丝截面与整个截面积的比值，与钢丝绳的结构有关，一般取0.45～0.55；
-- 电动葫芦起升机构总效率，取0.9；
-- 滑轮组分支数；
则 ……………………………………………（2）
1.2钢丝绳绳径的确定：
……………………………………………………………………………（3）
式中： -- 钢丝绳最小直径，mm；
—选择系数，mm/ ；
先选择钢丝绳为：6x37+FC公称抗拉强度 1570Mpa；工作级别M3。则选择系数 为0.093，
-- 钢丝绳编结损失系数；一般取0.82～0.92
……………………………（6）
安全系数 按下式计算：
………………………………………………………（7）
或根据厂家提供的钢丝绳破断拉力实测值为 N。则
…………………………………………………………（8）
按M3的要求， ；据（7）或（8）式的计算结果，符合要求。
3、卷筒直径的计算：
………………………………………………………………………………（9）
式中： -- 按钢丝绳中心计算的卷筒与滑轮的最小卷绕直径，mm；
—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数。
当工作级别为M3时， 取14， 为17.5mm。
则： 实际卷筒直径为 ，符合要求。
4、起升电机的计算：
4.1电机静功率：
—电动机个数；
16t葫芦门计算书
电动葫芦门式起重机16t-18m设计计算书河南省鼎盛起重设备有限公司1.主要技术参数起重量：16t跨度：16m，外悬：L1=6m,L2=；起升高度：8m大车运行速度：20m/min配用的电动葫芦参数如下：自重：1300kg起升速度：m/min运行速度：20 m/min2.主梁的外形尺寸和参数3.主梁的截面特性计算2 F=.+48cm+74=+206144.1.94.7448截面形心的计算∑==51i i i X y F S3157686.04.142.211.9437.2445.3237.24)45.3200(2cm S X =⨯-⨯-⨯⨯+⨯-⨯=cm F S y X 5.76206157681=== cm y 7.1642=式中：1y 、2y ——截面的形心，如图1；i F ——各部分的面积；i y ——各部分形心至参考面的距离；F ——主梁的截面积。
截面惯性矩的计算)241x x x x X a F i I ⋅+=∑=（式中：x i ——各截面的惯性矩；x F ——各部分的面积；x a ——各部分形心至截面型心的距离；代入数据计算得41697224cm I X =同理，4241453408)cm a F i I y y x y y =⋅+=∑=（截面抗弯摸量的计算311221865.761697224cm y I W X X === 322103057.1641697224cm y I W X X ===式中：X I 、1y 、2y —意义同上；1X W 、2X W —截面的抗弯摸量。
3121y 4534100453408cm x I W W yy ==== 4.主梁载荷的计算本机主梁自重10530kg,电动葫芦自重按2500kg 计。
静载最大弯矩1.载荷在跨中时：842qL LG M +=静 式中：静M —静载弯矩；q —主梁的均布载荷，tm cm kg q 26.0/6.2405010530===； G —活动载荷，载重和葫芦重的和，G=22500kg;其余符号同上。
(16t轨排门吊计算书)
MHx 16t龙门吊计算书一、设计依据《钢结构设计规范》 GB50017-2003《钢结构设计手册》中国建筑工业出版社 2004.1《钢结构施工及验收规范》 GB50205-2001《钢结构工程质量检验评定标准》 GB50221-2001《钢焊缝手工超声波探伤方法和探伤结果分析》 GB/T11345-1989《钢结构焊缝外形尺寸》 GB10854-89《装配通用技术要求》 JB/ZQ 4000.9《焊接件通用技术要求》 JB/ZQ 4000.3《碳钢、低合金钢焊接构件焊后热处理方法》 JB/T6046-1992《紧固件机械性能》 GB 3098《建筑结构荷载规范》GB 50009-2001《建筑钢结构焊接技术规程》JGJ81-2002《混凝土结构设计规范》GB50010-2002二、材料参数钢材弹性模量E=206x103N/mm2；剪变模量G=79x103N/mm2；线膨胀系数α=12x10-6 /℃；质量密度ρ=7850kg/m3。
表1 钢材强度设计值钢材型号抗拉、抗压、抗弯强度设计值(MPa) Q235(厚度≤16mm) 215三、设计荷载荷载包括结构自重、起吊荷载、雪荷载、风荷载等。
结构计算采用极限应力法，因此，荷载值取值比一般较大。
风荷载根据风振系数，体形系数以及基本风压等计算出四个面的风压值，根据计算转换成线荷载施加至立柱上。
设备迎风面所受的风载按照标准风压×迎风面积，施加到葫芦支点位置。
1恒荷载钢结构自重由程序自动统计计算，结构自重×1.1来考虑节点重量。
2 吊重荷载吊重荷载主要考虑，门吊葫芦起升，吊重为160KN 。
根据起重机设计规范要求，施加1.25倍静载系数。
3 雪荷载根据相关设计资料查询，按照50年一遇考虑， 0.25kN/m 2。
4 风荷载受季风影响很小，且无台风袭扰，结构使用高度80米，如果在沿海地区可按照基本风压：0.35kN/m 2，高度变化系数1.8，风振系数：1.5，地面粗糙度类别：B 类；类。
16T龙门吊参数
大车行走速度
0～30m/min（重载），0～40m/min（空载）
9
大车供电方式
电机双向卷筒，卷筒容量不小于100米
10
电动葫芦
主钩16T，10T副钩
11
工作级别
A5
12
电源
AC380V 50Hz
13
环境温度
-20℃～+45℃
14
操作方式
驾驶室空操、驾驶室在悬臂相反一侧（左线）
15
电源线
3*25+1
驾驶室操作
1套
国产
8
超载限制器
16t/10T（数显）
1套
宁波科力、宜昌维特
9
主电动葫芦
CD16T
1台
江阴凯澄
10
电缆卷筒
双向卷筒
岳阳
11
轴承
洛阳、哈尔滨
附件2-1
16T单主梁门式起重机主要技术规格参数要求
序号
项目
技术要求
1
起重重量
16T
2
跨度
3台跨度为23.85M可调跨18-25m每10公分一变跨
3
9
大车供电方式
电机双向卷筒，卷筒容量不小于100米
10
电动葫芦
主钩16T，10T副钩
11
工作级别
A5
12
电源
AC380V 50Hz
13
环境温度
-20℃～+45℃
14
操作方式
驾驶室空操、驾驶室在悬臂相反一侧（左线）
15
电源线
3*25+1
16
自重
不小于30T
附件2-2
16T单主梁门式起重机主要技术规格参数要求
16吨门机使用说明书
使用说明书宁波市灵神起重设备有限公司一、用途本起重机是按GB/T14406—93《通用门式起重机》国家标准进行设计制造。
本起重机使用于露天作业的中等工作级别（A4）的工厂，仓库和货地场等作业环境。
二、主要技术参数额定起重量：16吨跨度18.0m起升高度：8米起升速度：3.5m/min 大车运行速度：17.8m/min 小车运行速度：20m/min 工作级别：A4 操作形式：地操+遥控大车供电方式：电缆卷筒进电电源形式：3相380伏50赫三、结构组成整台起重机由金属结构、大车运行机构、起升机构、小车运行机构、电气系统等组成（详见随机起重机总图）（一）、金属结构金属结构由主梁、端梁、支腿、维修平台等组成。
支腿与主梁、支腿与端梁的连接方式采用A型双刚性高强度螺栓连接结构形式。
主梁采用偏轨箱形梁型式，小车轨道位于主梁腹板之上。
主梁、支腿端梁均为箱形结构。
（二）、大车运行机构起重机大车运行机构传动方式：双绕组双速缓起动制动电动机+齿轮联轴器+减速箱+大车主动车轮。
整个传动机构安装在两根端梁上，采用两套对称的分别驱动型式。
两根端梁上的四个车轮中的两个是主动轮，两个位被动轮。
电机采用起重机专用的绕线式双速缓起动制动电动机，通过主令联动台凸进行调速和控制。
齿轮联轴器具有一定的轴向和径向补偿作用。
大车车轮采用动轴式安装方式，具有结构简单，承载能力大，保养方便的特点。
整个大车运行机构采用改装型6S驱动+Ф350型式。
（三）、起升机构本起重机起升机构采用CD16t/9m型电动葫芦，其构造简单，维修方便。
(详见随机电动葫芦说明书)（四）、小车运行机构本起重机小车运行机构采用CD16t/9m型电动葫芦（二和一）。
(详见随机电动葫芦说明书)（五）、电气系统和安全装置本起重机操作方式为：地操+遥控，各大机构运转皆在地面上进行操作，遥控器在电动葫芦下方，保护柜在电动葫芦上。
1、遥控器：遥控器控制和操作起升、大车和小车运行机构电机的启动、运转、停止和正反转，它布置在电动葫芦下方，由一根控制电缆从电动葫芦上放到地面，便于操作人员控制。
16t双梁门式起重机 说明书(非常详细)
目录引言 (3)第一章 16/3.2门式起重机设计参数 (5)第二章总体设计 (6)2.1.主梁几何尺寸和性质 (6)2.2支腿几何尺寸和性质 (6)2.3.下横梁几何尺寸和性质 (7)2.4.整体尺寸如下图所示 (7)第三章主梁设计计算 (8)3.1．主梁参数的确定 (8)3.1.1.主梁尺寸 (8)3.1.2.截面几何性质 (8)3.2．主梁载荷计算 (10)3.2.1.静载荷计算 (10)3.2.2.移动载荷计算 (10)3.2.3.小车制动时的惯性力 (11)3.2.4.大车制动时的惯性力 (12)3.2.5.风载荷计算 (12)3.2.6.主梁扭转载荷 (13)3.3．垂直平面内的主梁内力计算 (14)3.3.1.主梁均布载荷引起的内力 (14)3.3.2.移动载荷引起的主梁内力 (15)3.4．水平平面内的主梁内力计算 (17)3.4.1.小车位于跨中时 (17)3.4.2.小车位于悬臂端时 (18)3.5．主梁验算 (19)3.5.1.弯曲应力验算 (19)3.5.2.主梁疲劳强度校核 (21)3.5.3.主梁稳定性校核 (22)3.5.4.主梁拱度验算 (26)第四章支腿设计计算 (28)4.1支腿参数确定 (28)4.2门架平面内的内力计算 (29)4.2.1.由主梁均布载荷产生的内力 (29)4.2.2.由移动载荷产生的内力 (29)4.2.3.由风载荷产生的内力 (30)4.3支腿平面内的支腿内力计算 (31)4.3.1.垂直载荷作用在支腿平面 (31)4.3.2水平载荷作用在支腿顶部 (31)4.3.3.风载荷载荷作用在支腿平面 (32)4.3.4.马鞍自重载荷作用在支腿平面 (32)4.4支腿验算 (32)4.4.1.支腿强度验算 (32)4.4.2.支腿稳定性验算 (34)4.5下横梁稳定性验算 (36)第五章螺栓连接设计计算 (38)1.主梁接头处螺栓连接强度校核 (38)第六章整机抗倾覆性计算 (39)参考文献 (40)总结 (41)引言随着我国制造业的发展，门式起重机越来越多的应用到工业生产当中。
包厢葫芦龙门Gantry crane 计算书
包箱单主梁龙门MH10t-20/3m ，H=9m主梁计算一、垂直载荷1、活动载荷在跨中时产生弯矩。
⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-+=∑284224ql qL P L M cvϕ起重机和葫芦小车总重---∑P 。
kg P 11000=∑主梁均布载荷---q 。
cm kg q /8.2=起重机跨度---L 。
cm L 2000=运行冲击系数---4ϕ。
2.14=ϕ悬臂长度---l 。
cm l 300=cm kg M CV ∙=81288002、 活动载荷在悬臂端位置时悬臂根部弯矩。
⎥⎦⎤⎢⎣⎡+∙=∑2214ql l P M dvϕ悬臂有效长度---1l 。
cm l 3001=cm kg M dv ∙=4111200二、 水平载荷1、 主梁均布惯性力载荷cm kg q F H /2.014==2、小车在水平面内承受大车运行，制动产生的集中惯性力。
kg P P G 78514==∑3、偏斜侧向力kg P P rd sd 4451.089005.021=⨯⨯==λkgP P rc sc 3451.069005.01.069005.021=⨯⨯=⨯⨯==λ 偏斜侧向力。
小车在端部时下横梁的---sd P 受的轮压。
小车在端部时下横梁承---rd P 偏斜侧向力。
小车在跨中时下横梁的---sc P 受的轮压。
小车在跨中时下横梁承---rc P 查取。
侧向力系数，按0B L ---λ 4、主梁侧向风力11A cq F w =风力系数。
---c工作风压。
---1q主梁单位长迎风面积。
---1A5、小车在跨中时产生的水平弯矩()()cmkg B P l F F L F F L P M sc W H W H G CH ∙=++-++=60287021284022 6、小车在悬臂端时产生的水平弯矩()cmkg B P l F F l P M sd W H G DH ∙=+++∙=5524402121 三、 应力计算1、 主梁上翼缘应力[]σσ≤=⨯+⨯=+=211/1243798745.27602870470697608128800cm kg I x M I y M y CH x CV S主梁下翼缘应力 外边缘 2220/1087798748.6602870470697608128800cm kg I x M I y M y CH x CV =⨯+⨯=+=σ 轮压作用点232/1072798748.4602870470697608128800cm kg I x M I y M yCH x CV p =⨯+⨯=+=σ主梁下翼缘组合应力 bz σσσ+=0 局部弯曲应力---bz σ 轮压作用点()()[]σσσσσσσ≤+-++pz pz p pz pz p22局部弯曲应力。
龙门吊基础计算书
龙门吊基础计算书一、工程概况和16T龙门吊共用同一轨道。
二、龙门吊检算1、设计依据①龙门吊使用以及受力要求②施工场地布置要求③地铁施工规范2、设计参数：①从安全角度出发，按g=10N/kg计算。
② 16吨龙门吊自重：59吨， G1=59×1000×10=590KN；16吨龙门吊载重：16吨， G2=16×1000×10=160KN；16吨龙门吊4个轮子每个轮子的最大承重：G3=（590000/2+160000）/2=227.5KN③ 45吨龙门吊自重：133吨， G4=13.3×1000×10=1330KN；45吨龙门吊载重：45吨， G5=45×1000×10=450KN；45吨龙门吊8个轮子每个轮子的最大承重：G6=（1330000/2+450000）/4=278.75KN④混凝土强度：普通混凝土强度C30，C=2×1000=2000KPa⑤钢板垫块面积：0.20×0.25=0.05 m2⑥ 16吨龙门吊边轮间距：L1：7.5m⑦ 45吨龙门吊边轮间距：L2：8.892m3、受力分析与强度验算：只用45吨龙门吊进行受力分析，因为其单个轮子的荷载大于16吨龙门吊的单个轮子荷载，一旦其受力分析和强度验算能够满足，16吨龙门吊的也能满足。
45吨龙门吊受力图如下：龙门吊受力分析图3.1、按照规范要求，全部使用16吨龙门吊和45吨龙门吊使用说明推荐的P43大车钢轨。
3.2、根据受力图，两条钢轨完全作用于其下面的混凝土结构上的钢块，钢块镶嵌在混凝土上，故而进行混凝土强度验证：假设：（1）整个钢轨及其基础结构完全刚性（安装完成后的钢轨及其结构是不可随便移动的）。
（2）每台龙门吊完全作用在它的边轮间距内（事实上由于整个钢轨极其基础是刚性的，所以单个龙门吊作用的长度应该长于龙门吊边轮间距）。
即：龙门吊作用在钢轨上的距离是：L1=7.5m ，L2=8.892m根据压力压强计算公式：压强=压力/面积，转换得：面积=压力/压强要使得龙门吊对地基混凝土的压强小于2MPa才能达到安全要求。
16t门机技术规格书
MQ 16t/33m 门机技术规格书目录1、概述 (3)2、设计标准 (3)3、设计条件 (3)4、设计参数 (3)5、起重机及其各机构的工作级别 (3)6、材料与制造工艺 (4)7、钢结构 (5)8、作业平台、走台、阶梯和栏杆 (5)9、一般机构 (6)10、机器房 (7)11、司机室、控制台 (7)12、润滑 (8)13、监控系统 (8)14、油漆及准备工作 (9)15、电气系统 (9)16、安装、调试和验收 (10)17、随机图纸及资料 (12)18、安全装置 (12)19、起重机随机工具及附属设备清单 (12)20、门机主要配套件推荐表 (14)1.概述本浮吊专门为南京惠宁码头设计装于码头平台之上，用抓斗进行装卸作业，它具有起升、旋转、变幅三大机构，作业过程中，起升、变幅和旋转机构能独立操作，也能联合操作。
2.设计标准本机的设计、制造、调试和验收应符合起重机设计规范、起重机试车规范的程序、起重机安全规程、电气装置安装工程施工及验收规范以及有关行业标准和规范。
3.设计条件3.1 环境温度：最高45℃，最低-5℃。
3.2 风速：工作状态下设计风速20m/s，非工作状态下设计风速55m/s。
3.3 湿度：最大相对湿度为90%4.设计参数4.1起重量: 16t（抓斗）4.2工作幅度（自旋转中心开始）： 9.5m～33m4.3起升高度最大起升高度（轨面以上）：20m（抓斗）最大下降深度（轨面以下）：15m4.4工作速度起升速度: 满载 60m/min 空载 80m/min变幅速度: 52m/min旋转速度: 1.56rpm行走速度: 26m/min4.5门架下净空高度:≥6m4.6尾部回转半径: ≤8.5m4.7轮压：≤250KN4.8轨距×基距: 10.5m×10.5m 轨道型号: P504.9供电电源：电缆卷筒AC380V，50Hz;单向行走距离80m。
5.起重机及其各机构的工作级别5.1起重机为装卸散货，考虑到起升、变幅、旋转同时运行，缩短作业循环时间，要求金属结构有足够的强度和刚度，驱动机构能产生足够扭矩保证正常运行且温升不超过允许值。
LXB16T-1.8m防爆梁式起重机校核计算书
已知条件：设备型号规格：LXB16-1.8-20 dIICT4；工作级别：A3；额定起重量：16t（156.8KN）；跨度：1.8m；大车运行速度：20 m/min；小车运行速度：20 m/min；起升速度3.5m/min；电动葫芦自重：1090 Kg；起重机总重：1724Kg；一、主梁与横梁的强度及刚度校核1、梁截面参数1.1主梁截面1.1.1截面面积A=138.102㎝2；1.1.2型心位置y1=20.8cm；1.1.3截面X-X轴惯性矩I X=27687.6cm4；1.1.4截面X-X轴抗弯模量W X=1331.1cm31.2横梁截面1.2.1截面面积A=58.6㎝2；1.2.2型心位置y1=9 cm；1.2.3截面X-X轴惯性矩I X=2740cm4；1.2.4截面X-X轴抗弯模量W X=304cm3；2、主梁与横梁的强度校核2.1主梁强度校核计算（σz＜[σ]）输入：起升载荷Q Gn=156.8KN；小车自重载荷G X=11.662K N；主梁均布载荷q=0.01KN/ cm；跨度L=180 cm；主梁X轴抗弯模量W X=1331.1cm3；冲击系数∮1=1.05 ；动载系数∮2=1.02；动力系数∮4=1；输出：主梁翼缘板应力σZ=57N/mm2＜[177] 校核通过2.2横梁强度校核计算输入：起升载荷Q Gn=156.8KN；小车自重载荷G X=11.662K N；主梁自重载荷G Z=3.16KN；横梁均布载荷q h=0.0056KN/ cm；大车基距L W=100 cm；横梁X轴抗弯模量W X=304cm3；冲击系数∮1=1.03 ；动载系数∮2=1.02；动力系数∮4=1；输出：σ=141N/mm2＜[177] 校核通过n2、主梁静刚度校核计算（ƒ≤[ƒ]）起升载荷Q Gn=156800N；小车自重载荷G X=11662K N；跨度L=180 cm ；主梁惯性矩I X=27687.6cm4；材料弹性模量E=21×106N/ cm2；输出：ƒ=0.4＜[2] 校核通过4、主梁小车轨道工字钢下翼缘局部受压应力校核4.1受力点1在xoy平面内的弯曲应力σx1和zoy平面内弯曲应力σz1校核计算输入：i=24；K1= -0.33；K2=0.27；轮压P=21058N，t=30输出：σx=－15N；σz1= 13N；14.2受力点2在xoy平面内的弯曲应力σx2和zoy平面内弯曲应力σz2校核计算输入i=34.5；K3= 0.27；K4=0.67 ；轮压P=21058N；t=30；输出：σx= 13N；σz2= 31N；24.3受力点3在zoy平面内弯曲应力σz3校核计算i=44；K5= 0.93；轮压P=21058N；t=30；输出：σz= 44N34.4受力点1、3各点的应力合成σ合i＜[σ]输入：σx= -15N；σz1=13N；σz3=44N；主梁截面x轴翼缘1板应力σz=57N；输出：受力点1的σ合1=79N/mm2＜[177] 校核通过受力点3的σ合3=101N/mm2＜[177] 校核通过二、大车运行机构校核计算1、电动机功率校核1.1电动机静功率P j输入：起升载荷Q Gn=156800N、起重机自重载荷G=17013N；车轮直径D=154、车轮轴承内径d=40；车轮滚动摩擦系数ƒ=0.25、轴承摩擦系数μ=0.02；附加摩擦阻力系数β=2.0；坡度阻力系数Kp=0.001；输出：大车运行电动机静功率P j=0.57KW1.2机构需用（稳态平均）功率P≤Pn校核计算实选电动机功率Pn=0.8KW输入：静功率P j=0.57KW；稳态负载平均系数Kd=1.2；输出：P=0.68KW＜0.8KW 校核通过2、减速器选用定型产品CD1型10T电动葫芦运行小车中的减速器，不再复核3、制动力矩Tz≤T计算校核实选ZDY121-4型电动机的制动力矩T=8.04N·m；输入：坡阻力Fp=173.8N、室内风阻力F f=0；满载最小摩擦阻力F m1=2934.5N，车论直径D=154；起升载荷Q Gn=156800N；起重机自重载荷G=17013N；机构传动效率η=0.9；减速比i=30.5；制动器台数mˊ=2；电动机台数m=2；制动时间t z=3.7S；运行速度υ=0.33m/s；电动机转速n=1380r/min；电动机转动惯量J1=0.036k g·m2；其它转动惯量系数kg=1.1；输出：机构需用制动力矩Tz=1.21N·m＜8N·m 校核通过。
电动葫芦门式起重机16-21m+5+5
电动葫芦整机结构计算
文件编号：HY/MH16.21-A3
电动葫芦门式起重机结构计算书
MH16-21 A3
计算： 审核： 批准：
2012 年 11 月
生效日期
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序
标准文件用纸
名 称 一、 基本参数 起重量:Q=16t 跨 度:L=21m 外悬 L=5m
电动葫芦整机结构计算
文件编号：HY/MH16.21-A3
由上所述，起重机的强度、刚度、稳定性满足设计要求。
四、 支腿结构计算 1、截面简图以及数据
截面基本尺寸 名称 支腿 支腿 支腿折算 上端 下端 0.654H 1427.5 6 6 385 6 1365.5 单 位 mm mm mm mm mm mm
盖板宽度（B） 1950 440 上盖板板厚（δ1） 6 6 下盖板板厚（δ3） 6 6 腹板高度（H） 385 385 腹板板厚（δ2） 6 6 腹板间隔（C） 1888 378 截面性质 名称 支腿上端 支腿下端
应力值满足设计要求。 经上述计算，主梁的强度计算合格，满足设计要求。 二、主梁静刚度的计算 1、主梁垂直静刚度 当小车位于跨中时，主梁的挠度按下式计算：
Y=
′ ′ P1 + P2 8× k + 3 × L3 × 48EIX 8 × k + 12 (8840 + 8840) * 21^3 8 × 0.776 + 3 = × 48 * 2.1* 810620 8 × 0.776 + 12 = 1.01cm Izl × H 810620 × 10216 K= = = 0.776 Izt × L 508140 × 21000
Gx + *Q 1680 + 16000 = kg 2 2
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电动葫芦门式起重机(Q=16t L k=20.5m H=9m A3)
设
计
计
算
书
江苏华东起重机有限公司
16t 葫芦龙门起重机是我公司设计制造的。
根据双方拟定的“技术协议”，我工程技术人员积极成立专业设计小组，进行认真地设计计算。
参照标准电动葫芦门式起重机相关内容，现对该起重机的电动葫芦的起升、运行速给于确定及起重机大车运行速度进行设计，并对相应的电动机、减速机给于确定；对起重机的门架进行设计（包括主梁的设计、支腿的内力计算以及下横梁的设计和强度校核）；对起重机的大车运行方式进行设计，并对轮压进行计算，确定车轮型号及合适道轨型号。
一、葫芦起升、运行速度的确定
在《起重机金属结构设计》对葫芦龙门各机构和工作速度作了如下的规定：
起升速度：V q =3~7.5m/min
运行速度：V x =10~40m/min
大车运行速度：V d =20~60m/min
其工作级别依用途不同而定，一般定为A3~A5。
根据本起重机的使用情况及使用现场，可选为A3工作制度。
再查《电动葫芦技术文件》选用CD 116-9电动葫芦即可满足本起重机的使用要求，其具体参数如下：
电动葫芦型号：CD 116-9
起升高度：H=9m
起升速度：V q =3.5m/min
运行速度：V x =20m/min
二、确定大车运行速度及相对应的电动机、减速机规格
1、初估电动机的功率W'
由大车运行静功率计算公式：
W'=
W （Q +G ）V 6
式中 W ——大车每吨重量所产生的运行阻力（Kg/t)
Q ——起重量 （t ）
G ——大车自重 （t ）
η——大车支行机构总效率 （取0.9)
其中， W= （μd/2+f)K
R ——车轮半径（cm ）
d —— 车轮轴承内径（cm ）
μ—— 滚动轴承摩擦系数 f —— 滚动摩擦力臂
K ——轮缘摩擦阻力系数
又参照标准电磁吊大车运行参数性能参数，选取：
车轮直径：R=φ600mm ， d=90mm
再查《起重机设计手册》μ=0.015 f=0.06 K=1.6
所以将数据代入公式中得 W'=8.5KW
故，初选电动机 YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/min
2、确定减速机及大车运行速度
由公式 V 大=
其中 D ——车轮直径 （mm)
i= = =38
查标准减速机样本取 i=77.5
所以，选定减速机的型号： ZSC600-IIV-1/2 i=77.5
1R n πD i n πD V 大93
所以，实际大车运行速度 V 小= =20.5m/min
3、确定电动机的型号
反算电动机功率，将大车实际运行速度V 大代入公式中得
W=8.5KW
所以，初定电机能满足。
所以，大车运行速度：V 大=20m/min
电动机型号：YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/mi 减速器型号：ZSC600-III-1/2 i=77.5
三、主梁强度和稳定性的确定
1、主梁材料的选用
《起重机设计手册》规定以下选材原则：
a 、对于常温（-20℃~40℃）环境中工作的起重机宜采用Q235B.
b 、对于工作环境在-20℃以下或40℃以上时的起重机或-20℃~40 ℃ 环境中冶金起重机宜采用16Mn.
另外，16Mn 材料制造工艺复杂，对焊接处应力集中非常敏感。
本起重机安装地点属正常环境温度，故选用普通碳素钢Q235B 更为经济合理。
δs =235MPa δb =375~460MPa
2、安全系数和许用应力的确定
查《起重机运输机械金属结构设计》手册得
安全系数 n I =1.5 许用应力[δ]= =157MPa
3、主梁所承受自重载荷G 和葫芦集中载荷F
G=56180g=550564N
F=（16000+1206）g=169819N
9
3δs n
F q = =16946N/ m
4、葫芦位于跨中时对主梁产生的垂直弯矩
2 2 2 M=φ[ + + ]
式中， φ——运行冲击系数，这里取2.9
L ——起重机跨度，这里取18m
l —— 起重机外悬，这里取5m
代入公式中得：
M=5780997N.m
5、主梁截面惯性矩的计算
（1）形心轴 X-X 位置的确定
初选如下图所示的主梁截面
I z =I z 1+I z 2+I z 3+I z 4+I z 5
=1.2×1010 mm
4
而对于该起重机的主梁截面所需的截面惯性矩为
5
3F 4F 8F 1
3
I ≥
式中，L ——主梁的跨度（mm)
[f]——主梁的许用挠度，这里取 P ——额定起重量时总轮压（N ）
P=G+F=660383N
所以，代入相关数据， I=3.1 ×109mm 4 而 I z >I
所以，初定的主梁能满足刚度要求，主梁刚度通过。
6、主梁的稳定性
由于主梁的截面为封闭截面，并且宽高之比A= =2.5<3 所以，主梁的整体稳定性不必验算一定能满足。
四、支腿强度和稳定性的验算
1、支腿强度的校核
刚性支腿除承压外，还在两个刚架平面内承受弯矩，故为双向压弯构件，柔性支腿则为单向压弯构件，支腿强度为：
（1）支腿顶部截面（开始弯曲处）
δ1= + + <[δ]
（2）支腿上法兰截面
δ2= + + < [δ]
经计算，δ1=123MPa
δ2=125.5MPa
P 4E [f ]28N A M I
M I N A M I M I
所以，δ1<[δ] δ2<[δ]
所以，支腿的强度能满足，支腿强度通过。
2、支腿的稳定性
? 由下列经验公式
δ= + + <[δ] 代入相关数据，计算得：
δ=109MPa δ<[δ]
所以，支腿的稳定性能够满足起重机的性能要求。
五、下横梁的强度验算
下横梁是支腿的基础梁，其截面主要由大车车轮组安装尺寸决定。
下横梁承受支腿传来的垂直力和水平力以及自身的重量。
由经验可知，跨中截面产生的弯矩最大，其公式为
2
M c =F RD - -F D -N x1h 2 所以下横梁强度按下式计算
δ = + <[δ]
代入相关数据，可得
δ=162MPa>[δ]
所以，在下横梁内需增设横板，以加强强度。
六、大车轮压的计算及车轮道轨的确定
参照标准16t 葫芦龙起重机，大车运行机构的驱动形式，采用四车轮两主动两被动的驱动形式。
N φA M I M I
B 02φF 1B 08B 02
N 1A M I 1
初估起重机总重 G=43180Kg
又估Q 葫=1206Kg Q=16000Kg
由 起重机自重引起的平均轮压为
2 P 1= =36 KN
由起重载荷引起的平均轮压为
2 P 2= =13.7 KN
设距A 端车轮中心 x m 处，车轮轮压P 最大
则 由力矩平衡原理得
∑Δ=P 2 x+P 1L
代入相关数据得 x=14.1 m
所以，此时A 端的两车轮的轮压最大
P' (L-x)=P 1L
P' =9KN
所以，该起重机最大轮压为P=P 1+P'=45KN
再《起重机设计手册》可选用直径D 为600mm 车轮组，与之相适应的道轨可选用P43
七、设计总结
经过计算该起重机技术性能参数确定如下：
1、额定起重量：Q=16 t
2、工作级别：A3 ( 起升机构M3, 大车运行M3, 小车运行M3)
3、跨度：Lk=32m 悬臂各5m
(8(8
4、最大起升高度：H=9m
5、电动葫芦型号：CD116-9
起升高度：H=9m
起升速度：V q=3.5m/min
运行速度：V x=20m/min
6、大车运行速度：V大=20m/min
电动机型号：YZR160M2-6 P=8.5KW n=908m/mi
减速器型号：ZSC600-IIV-1/2 i=77.5
7、主梁截面（详见初定的主梁截面示意图）：
工字钢30特
上盖板δ1=16mm
腹板δ3=6mm
总宽s=700mm
总高s=1550mm（包括上下盖板厚）
8、大车运行车轮组为φ600，最大轮压45KN，可选用P43.
总之，该起重机整体设计新颖，造型美观、结构合理、技术先进、安全可靠。
尽可能地满足用户的特殊要求，严格遵照国家GB3811-2008起重机设计规范、JB 5663-2008电动葫芦门式起重机技术要求、
GB6067-85起重机安全规程、GB14405-94通用门式起重机产品质量标准、GB5909-86起重机试验和程序，严格按照ISO 9001国际质量体系标准规定的程序进行设计，并采用国内外最新设计标准，所有配件选用国内外最先进配套件。
设计完成后，通过评审，确认合格批准后，方可投入生产。