吊车计算书精编版

吊装计算书

一:起重机的选型

1:起重力

起重机的起重力Q≧Q1+Q2

Q1—构件的重量, 本工程柱子分两级吊装,下柱重量为30吨,上柱7.5吨。

Q2帮扎索具的重量。取2吨

Q=32+2=34吨

2:起重高度

起重机的起重高度为H≧h1+h2+h3+h4

式中h1---安装支座表面高度(M),柱子吊装不考虑该内容.

H2---安装间隙,视具体情况定,一般取0.3—0.5米

H3帮扎点至构件吊起后地面距离(M);

H4吊索高度(m),自帮扎点至吊钩面的距离,视实际帮扎情况定.下柱长30.3米.上柱长9.1米

上柱: H=0.3+30.3+3=33.6米，下柱:H=0.5+30.3+9.1+3=43.9米3:回转半径

R=b+Lcomα

b—起重臂杆支点中心至起重机回转轴中心的距离.

L ;α分别为所选择起重机的臂杆长度和起重机的仰角

R=16.32米,主臂长选用54.8米

根据求出的Q;H;R查吊机性能表,采用150吨履带吊,其性能能满足吊装上下柱的要求,在回转半径16米,主臂长54.8米时可吊装35吨

二:履带式起重机稳定性计算

1:起重机不接长稳定性计算

履带式起重机采用不原起重臂杆稳定性的最不利情况为车身与履带成90度,要使履带中心点的稳定力矩Mr大于倾覆力矩Mou,并按下列条件核算.

当考虑吊装荷载以及所有附加荷载时:

K1=Mr/Mou=〔G1L1+G2L2+G0L O-(G1h1+G2h2+G0h0+G3h3)sinβ-G3L3+M F+Mg+Ml〕/(Q+q)(R-L2)≥1.15

只考虑吊装荷载,不考虑附加荷载时:

K2=Mr/Mou=(G1L1+G2L2+G0L0-G3L3)/(Q+q)(R-L2)≥1.4

式中:G1–起重机机身可转动部分的重力,取451KN

G2---起重机机身不转动部分的重力,取357KN

G0—平衡重的重力, 取280KN

G3---起重臂重力, 取85.1KN

Q----吊装荷载(包括构件重力和索具重力)

q----起重滑车组的重力

L1—G1重心至履带中心点的距离

L2—G2重心心至履带中心点的距离

L3—G3重心到履带中心点的距离

L0—G0重心到履带中心点的距离

H1—G1重心到地面的距离 2.33米

H2—G2重心到地面的距离 0.89米

H3---G3重心到地面的距离 19.2米

H0---G0重心到地面的距离 1.92米

β地面仰斜角度,应限制在30以内

R---起重半径

M F---风载引起的倾覆力矩,

M G---重物下降时突然刹车的惯性力矩引起的倾覆力矩

M G=P G(R-L2)=(Q+q)(R-L2)V/gt

其中P G是惯性力

V—吊钩的下降速度(m/s),取为吊钩速度的1.5倍; 取0.375米/秒g---重力加速度

t---从吊钩下降速度变到0所需的制动时间,取1秒.

M L---起重机回转时的离心力所引起的倾覆力矩,为:

M L=P L H=(Q+q)Rn2H/(900-n2h)

其中:P L--离心力

n---起重机回转速度(r/min)

h---所吊构件处于最低位置时,其重心至起重杆的距离

H起重机顶端至地面的距离.

e0=6.48米e1=2.82米β=30

以以上数据核算起重臂最大倾角770时的最大安全起重力.

计算有关数据:

L2=(M-N)/2=(6.738-1.118)/2=2.81米

L1= e1+L2=2.82+2.81=5.63米

L0= e0+ L2=6.48+2.81=9.29米

R=2.02+54.8com77=14.34米

L3=2.02+54.8com77/2-L2=5.37米

将以上参数代入只考虑吊装荷载的式中.

K2=Mr/Mou=(G1L1+G2L2+G0L0-G3L3)/(Q+q)(R-L2)

=(451×5.63+357×2.81+280×9.29-85.1×5.37)/(320+10)

(14.34-2.81)=1.49≥1.4

吊车在最不利条件下能满足抗倾覆安全性能要求.

三:钢丝绳的计算

1、钢丝绳计算

钢丝绳的安全荷载（允许拉力）S由下式计算

S=S b/k

其中S b:钢丝绳的破断拉力，S b=α.Pg

Pg:钢丝绳的钢丝破断拉力总和（KN）,可从钢丝绳规格和荷载性能表中查得，如无，可近似地按Pg＝0.5d2(d-钢丝绳直径);

α—考虑钢丝绳受力不均匀的钢丝绳破断拉力换算系数,

K钢丝绳使用时安全系数

起吊构件采用9×61,直径30.5mm,钢丝绳极限强度为2000N/mm2,作吊装用钢丝绳,由表查得9×61,直径30.5mm,钢丝绳的钢丝破断拉力总和为:827 KN,换算系数α=0.85,查表的安全系数K=6,则钢丝绳的允许拉力为:

S=(0.85×827)/6=117.2KN

故吊装时,采用4根9×61,直径为 30.5mm的钢丝绳帮扎构件

117.2×4=468.8KN=46.88吨,能满足吊装要求.

门式起重机总体计算书

MQ100 门式起重机总体设计计算书一. 总体计算计算原则:MQ100门式起重机设计计算完全按《起重机设计规范》GB3811执行,并参照下列标准进行设计计算:

《塔式起重机设计规范》GB/T13752-92 《法国塔式起重机设计规范》NFE52081 工作级别 A 5 利用等级 U 5 起升机构 M 5 变幅机构 M 4 回转机构 M 4 行走机构 M 4 最大幅度 13m 最大起重量 8000Kg （一）基本参数: 回转速度 0.7r/min 回转制动时间 5s 行走速度 12.5/25m/min 行走制动时间 6s 回转惯性力 ()Kg RM M g t R n F 002242.0.60..25.1=?? =π回其中 g=9.81 n=0.7r/min t=5s 行走惯性力: ()Kg M M g t v F 0106184.0.605.1=?? =行其中 g=9.81 V=25m/min t=6s (二) 载荷组合: 自重力矩、惯性力及扭矩

上表中的回转惯性力到轨顶面的力矩总计为：-1971kg.m 上表中的行走惯性力到轨顶面的力矩总计为：5378kg.m (三)起重小车、吊钩和吊重载荷

起重小车265kg 绳60kg 吊钩230kg 起升动载系数(起升机构用40RD20)： =1.136, q=8t V=16m/min时, 2 吊重q=8000kg, 幅度R=13m (1) 吊载 Q=(8000＋230＋60/2)×1.136＋(265＋60/2)×1.1 =9708kg M=9708×13=126204kg.m (2) 风载（包括起重小车、吊钩和吊重）迎风面积A=5.52＋1.6×82/3=11.92m2 风力：F=11.92×25=298kg =298×13=3874kg.m 风扭矩：T n 风力到轨道上平面的力矩：M=298×12=3576kg.m (3) 回转惯性力 F=0.002242×(8000＋230＋265＋60)×13=249kg 回转惯性扭矩： T =249×13=3237kg.m n 回转惯性力到轨道上平面的力矩：M=249×12=2988kg.m (4)行走惯性力 F=0.0106184×(8000＋230＋265＋60)=91kg =91×13=1183kg.m 行走惯性扭矩：T n 行走惯性力到轨道上平面的力矩：M=91×12=1092kg.m (四) 风载荷 A、工作，垂直风（风向与臂架垂直）

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：4103 311018.512MM bh BH I ?=-= 主梁截面惯性矩：4103 32109.712MM bh BH I ?=-= 主梁X 向截面抵弯矩：373 310087.76MM H bh BH W X ?=-= 主梁Y 向截面抵弯矩：373 310089.56MM B hb 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。 )12 83 8(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()(2 3 212222113L L L P P b P L L L b P b P C K K ++++-=

＝1.00055 K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力 927.012=?= K L h I I K P 1,P 2:小车轮压 KN G G P P E X 9.3212 21=+== 代入数值： mm K K L L EI C L P P f K 911.22)12927.083 927.08240009000(10 9.710102.2300055.19000)109.321109.321() 12 838(3(10 5233232)21=+?+??+????????+?=++++= 按起重机设计规有效悬臂端的用挠度:mm L f K 7.25350 9000 350][=== ][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。 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： x y s p s q y qw x x W MT W M M W M W M ++++=max σ 式中 x M 为垂直载荷（固定载荷和移动载荷组成）产生的弯矩

MG40t×26m门式起重机计算书

MG40/5t×26m 电动双梁门式起重机设计计算书编制审核

设计计算依据及采用标准一.设计计算的依据为合同的技术规范二.设计计算采用的标准为《GB3811-83》起重机设计规范

目录一、总图及主要技术参数二、小车部分的配套选型计算三、大车部分的配套选型计算四、稳定性计算五、桥架部分的主梁结构强度、刚度计算六、支腿部分的结构强度计算

一、总图及主要技术参数 (一)、40/5t×26m门式起作用总图(图1-1) (二)、主要技术参数： 1、起重量：40/5t 2、跨度：26m 3、有效悬臂：6.5m 4、起升高度：9/10m 5、起升速度7.5/15.5m/min 6、小车运行速度42m/min 7、大车运行速度36.2m/min 7、工作级别：主起升：M3,副起升、大小车运行：M3 8、小车轨道型号：38kgf/m 9、小车轨距:2.5m 10、起重机自重：109.93t

二、小车部分的配套选型计算 (一)、机构配套选型 1、主起升减速器采用ZQ850减速器，小车运行减速器采立式减速器ZSC600，副起升采用ZQ500。 2、40吊钩采用单钩，40t 吊钩组重1.09t ，倍率m=4 5t 吊钩组重量为0.107t, 倍率m=2。 3、小车采用四只φ400车轮，采用集中驱动，车轮材质为 ZG55SiMn 。 (二)、机构选型计算 1.主起升设计计算：起重量:40t 工作级别:M3 起升静功率： Kw V G Q P j 24.5985 .06120105.709.1406120(3 =???+=?+=）（）吊钩η 选用 YZR315M-10 JC40% 75kw n=576r/min 合格钢丝绳的最大工作拉力： kgf t m G Q S 4643643.485 .04209 .1402m ax ==??+= ??+= η 吊钩按GB3811-83 M3 工作级别钢丝绳的安全系数5,钢丝绳计算选

门式起重机计算书

常熟市莫城起重机械制造厂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： Lx1=11721Lk=24000Lx2=11421 B=3600 b1b2 p 1p 2 8 5 4 1 = h L=9000 计算简图小车自重： G X=153.8 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 760e 2751413 0 4 0 2 1 1 2 2 6 1 602 103 222 222 1338.7 1358.7 支腿折算惯性矩的等值截面14140012 6 14261 主梁截面刚性支腿折算惯性矩：I 1BH 3bh3 5.18 1010 MM 4 12 主梁截面惯性矩： I 2BH 3bh37.91010 MM 4 12 主梁 X 向截面抵弯矩：W X BH 3bh3 7.087 107MM3

主梁 Y 向截面抵弯矩：W Y HB 3hb3 5.089 107 MM 3 6B 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。 ( P1 P2) L2C 38K 3 f(L L K) 3EI 28K12 式中C3:小车轮压合力计算挠度的折算系数 ( P1b1 P2b2) L(2L K3L ) P2b2 3 C3 2 ( L K L) 2(P1 P2)L ＝1.00055 K:考虑轮缘参与约束，产生横向推力 K I 2h 0.927 I 1L K P1,P2:小车轮压 P1P2G X G E 321.9KN 2 代入数值： f(P P2C(L L K8K 3 ) 12)L3 3EI 28K12 (321.9103321.9 103 )9000 2 1.00055 (90002400080.927 3 ) 3 2.1021057.9101080.92712 22.911mm 按起重机设计规范有效悬臂端的许用挠度:[ f ]L K900025.7mm 350350 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。 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： M x M qw M q s M p s MT max W y W y W x W x

起重机设计计算书

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桁架式双梁门式起重机设计计算书设计: 审核:

第一章型式及主要技术参数一、型式及构造特点 ME型桁架式双梁门式起重机，主要适用于大型料场、铁路货站、港口码头等装卸、搬运;还可以配以多种吊具进行各种特殊作业。正常使用的工作环境温度为-25℃~+40℃范围内。安装使用地点的海拔高度不得超过2000m,超过１000ｍ时，应对电动机容量进行校核。整机主要由门架、小车、大车运行机构及电气控制设备四大部分组成：门架采用桁架结构，具有自重轻、用料省、刚度大、迎风面积小等特点。本机小车有两个吊钩,分为主、副钩，小车副钩可在额定负荷范围内,协同主钩进行工作(但决不允许两钩同时提放两个重物），物体的重量不得超过主钩的额定起重量。二、主要技术参数和结构简图主要技术参数工作级别:Ａ5、操纵方式：地操、单边悬臂长:9．1m 起重量:主钩7５t 副钩2０ｔ跨度:２7 ｍ起升高度:11/１3m 主钩起升速度:３．7m/ｍin 副钩起升速度:6ｍ/ｍin (1）

小车运行速度：２７ｍ/miｎ大车运行速度:34．1m/miｎ小车轮距:2８00mm小车车轮:4-φ500 小车轨距：3600mm 小车轨道:P43 大车轮距：10600mm 大车车轮:８-φ700 大车轨距:27000mm大车轨道：ＱU80 起重机总重：１１70６７ｋg 其中：小车运行机构：22080ｋg 大车运行机构:12780kg 电气设备（含电缆卷筒)等:４１20kg 门架金属结构部件重量：主梁:2ｘ2４751=495０２kg 支腿(Ⅰ)：２x2835.3=567０．3kg 支腿（Ⅱ）：2ｘ224５＝44９０kｇ联系梁：2x992.4=1984.8ｋg 马鞍梁: 2９62.6kg 下横梁：２ｘ4871=9７４２kg 电缆滑车架: 133２ｋg 梯子、平台、栏杆等:１７20kg 电缆拖车自重：13２０㎏ (２）

3t起重机计算书

3t起重机设计计算书 1.计算依据： 1.1依据起重机设计规范GB3811-2008, 依据《电动葫芦门式起重机技术条件》 JB/T5663-2008设计。 1.2主要技术参数主结构：桁架结构支腿结构：桁架结构额定起重量：3t 实验负荷静载起重量：3.75t 实验负荷动载荷起重量：3t 吊钩起升速度：7m/min 吊钩行走速度：20m/min 吊钩有效起升高度：24m，4m（桥上）+20m（桥下）大车行走速度：0-60m/min 大车设计轮压：8t以下供电方式：自带发电机（低噪音环保型）工作电源：380v/5Hz 工作状态风压：≤6级（即：250N/m2) 非工作状态风压：≤11级（即：800N/m2) 龙门吊工作级别：A3 起升机构工作级别：M3 大车走行机构工作级别：M4 跨度：9.65m 悬臂：两侧有效悬臂各4米适应坡度：±2% 走行方式：轮胎式 2.计算说明：载荷组合计算 2.1载荷计算 2.1.1结构自重载荷龙门吊大车结构自重约12000kg. 2.1.2起升载荷P Q =30kN 起升冲击系数φ 1 因为0.9≤φ 1≤1.1，取φ 1 =1.05 轮胎式起重机运行冲击系数φ 4 φ 4 =1.3 2.1.5起升载荷动载系数φ 2 φ 2 =1+0.71*V=1+0.71*0.117=1.08 式中：V----起升速度，V=7m/min=0.117m/s 2.1.6运行加速度α 按行程很长的低速与中速的起重设备，根据葫芦的运行速度V=20m/min=0.33m/s，加减速时间按 4.5s考虑。α =0.07m/s2 大车运行速度V=60m/min=1m/s,加减速时间按4.5s考虑，a=0.22m/s2.

MG10t28m门式起重机设计计算书

双梁通用门式起重机MLH10T28M 设计计算书

目录一、产品用途…………………………………………………………… 二、主要技术参数……………………………………………………… 三、设计计算校核……………………………………………………… 1．主梁设计……………………………………………………… 2．支腿设计校核………………………………………………… 3．上下横梁设计校核………………………………………………… 4．起重机刚度设计校核……………………………………………… 5．起重机拱度设计校核……………………………………… 6．减速电机的选用……………………………………… 设计计算校核：

一、产品用途门式起重机是广泛用于工厂、建筑工地、铁路货场、码头仓库等处的重要装卸设备，按其用途不同，分为通用门式起重机，造船门式起重机和集装箱门式起重机。本产品为双梁门式起重机，为应用最广的一种。二、主要技术参数

三．设计计算校核（一）．主梁计算主梁的截面高度取决于强度、刚度条件，一般取h=（121~14 1 ）L=2333.3~ 2000 主梁计算的最不利工况为：起重机带载（小车在任意位置）运行起、制动并发生偏斜的情况。主梁承受的载荷有：结构重量，小车载荷，起升或运行冲击力，运行惯性力，偏斜侧向力。 1.载荷与内力主梁承受垂直载荷与水平载荷，应分别计算。 A ，垂直平面主梁在垂直平面内的计算模型应按门式起重机的各种工况分析确定。当门式起重机静止工作时，由于超静定门架的刚性支腿下端有水平约束,而使主梁减载、支腿加载；当门式起重机带载运行工作时，却能明显地减小超静定门架支腿下端的水平约束，甚至降低到零，这时主梁受载最大。因此，应取简支梁计算模型。对门式起重机的静定门架，不管其工况如何，主梁始终为简支梁模型。（1）载荷 1）主梁自重载荷——自重载荷可参照相近的结构估算，也可根据预选的主梁截面推算，已知一根主梁质量m G =21070kg ，则一根主梁的单位重

起重机设计计算书

桁架式双梁门式起重机设计计算书设计：审核：

第一章型式及主要技术参数一、型式及构造特点 ME型桁架式双梁门式起重机，主要适用于大型料场、铁路货站、港口码头等装卸、搬运；还可以配以多种吊具进行各种特殊作业。正常使用的工作环境温度为-25℃~+40℃范围内。安装使用地点的海拔高度不得超过2000m,超过1000m时，应对电动机容量进行校核。整机主要由门架、小车、大车运行机构及电气控制设备四大部分组成：门架采用桁架结构，具有自重轻、用料省、刚度大、迎风面积小等特点。本机小车有两个吊钩，分为主、副钩，小车副钩可在额定负荷范围内，协同主钩进行工作（但决不允许两钩同时提放两个重物），物体的重量不得超过主钩的额定起重量。二、主要技术参数和结构简图主要技术参数工作级别：A5、操纵方式：地操、单边悬臂长：9.1m 起重量：主钩75t 副钩20t 跨度：27 m 起升高度：11/13m 主钩起升速度：3.7m/min 副钩起升速度：6m/min （1）

小车运行速度：27m/min 大车运行速度：34.1m/min 小车轮距：2800mm 小车车轮：4-φ500 小车轨距：3600mm 小车轨道：P43 大车轮距：10600mm 大车车轮：8-φ700 大车轨距：27000mm 大车轨道：QU80 起重机总重：117067kg 其中：小车运行机构：22080kg 大车运行机构：12780kg 电气设备（含电缆卷筒）等：4120kg 门架金属结构部件重量：主梁：2x24751=49502kg 支腿（Ⅰ）：2x2835.3=5670.3kg 支腿（Ⅱ）：2x2245=4490kg 联系梁：2x992.4=1984.8kg 马鞍梁：2962.6kg 下横梁：2x4871=9742kg 电缆滑车架：1332kg 梯子、平台、栏杆等：1720kg 电缆拖车自重：1320㎏（2）

LD32t电动单梁起重机计算书要点

LD132—16.4 A3电动单梁起重机校核计算书编写: 日期：审核: 日期：批准: 日期： XXXXXX起重机械有限公司

目录第一节设备概述、型式及主要技术参数 (3) 一、设备概述、型式及结构特点 (3) 二、主要技术参数 (4) 第二节主梁计算 (5) 一、主梁断面几何特性 (5) 二、主梁强度的计算 (8) 三、刚度计算 (13) 四、稳定性计算 (16) 第三节端梁计算 (17) 一、轮距的确定 (17) 二、端梁中央断面几何特性 (18) 三、起重机最大轮压 (20) 四、最大歪斜侧向力 (23) 五、端梁中央断面合成应力 (24) 六、车轮轮轴对端梁腹板的挤压应力σ挤 (25) 第四节主、端梁连接计算 (26) 一、主、端梁连接形式及受力分析 (26) 二、螺栓拉力的计算 (27) 第五节、运行机构计算 (31) 一、运行机构电动机及减速机的选择 (32)

第一节设备概述、型式及主要技术参数一、设备概述、型式及结构特点 LD1型电动单梁起重机是按照GB/T3811-2008、JB/T1306-2008及TSGQ0002-2008《起重机械安全技术监察规程---桥式起重机》的有关条款研制出来的产品，突出特点为电动葫芦运行轨道采用异型工字钢，使起重机主梁结构更趋合理，是单梁起重机发展的一个方向。其外形简图见图1. 图1 LD1型电动单梁起重机简图

二、主要技术参数起重量Gn=32t；跨度L=16.4m；大车运行速度V运= 20 m/min；工作制度A3；小车采用32吨电动葫芦；葫芦最大轮压P max=3140kg ；葫芦起升高度=9m；葫芦运行速度V小车 =20 m/min；操纵型式：地面手电门。 32吨电动单梁起重机基本技术参数

汽车吊车计算书-修订稿

庆鼎精密电子(）吊装计算书 . .

现场预备吊装构建重量计算图表如下： GJ-01、GJ-02均由五榀钢梁连接成一整体：重量分别L1:5420.27kg、L2:5618.37kg、L3:6241.16kg、L4:5613.79kg、L5:5275.76kg 现场钢梁在地面组拼进行3+2吊装法：L1+L2+=11.03T 、L3=6.241T、L4+L5=10.89T分三组进行吊装。 . .

GJ吊车自F轴向A轴吊装，100吨汽车吊性能表如下所示：可以看出100吨汽车吊在主臂32.468m，作业半径为9m时候可以吊装27.87T吨，满足吊装工况要求。 . .

液压汽车起重机工况核算计算书计算依据： 1、《建筑施工起重吊装安全技术规》JGJ276-2012 2、《起重吊装计算及安全技术》主编卜一德 3、《钢结构设计规》GB50017-2003 一、基本参数二、计算示意图 . .

参数示意图起重臂坐标示意图 . .

三、起重机核算建立平面直角坐标系：以穿过起重臂铰链中心的水平线为X轴，以穿过吊装构件中心的竖直线为Y轴， A点坐标： x A=R+b3=9+2.67=11.67m y A=0m B点坐标： x B=S/2=2/2=1m y B=h3-h b=24.8-3.3=21.5m C点坐标： x C=0m y C=h1+h2+h3-h b=2+6.798+24.8-3.3=30.298m 直线AC的倾角： α1=arctg(y C/x A)= arctg(30.298/11.67)=68.935° 经过点A与（以B点为圆心，f+d/2为半径的圆）相切的点形成的直线的倾角：α2=arctg(y B/(x A-x B))+arcsin((f+d/2)/ (y B2+(x A-x B)2)0.5)=arctg(21.5/(11.67-1))+arcsin((1+1/2)/(21.52+(11.67-1)2)0.5)=67.189° 起重臂仰角：α=α1=68.935° 最小臂长：L= x A/cosα=32.468 m 幅度：R=9m . .

MH16tX9.93m单梁半龙门起重机计算书课案

MH16t-9.93m+3 m+0m葫芦单梁龙门起重机设计计算书广东顺发起重设备有限公司 2013年10月

1. 主要技求参数起重量Q ：16t ；起升高度H ：7.7m ；跨度L ：9.93m ；工作级别：A5 起升速度V ：3.5m/min ；有效臂长l:2m; 大车运行速度Vd ：30m/min 小车运行速度Vx ：20m/min ；上横梁间距b1：1.8m ；支腿下间距b2：3.8m ；大车轮距B ：5m ； 2. 主梁、端梁和支腿截面力学特性主梁、上横梁、下横梁和支腿作刚度计算，强度计算，稳定性计算和强度校核所用数据列表如下： 3. 主梁刚度起重机跨度9.93米，悬臂3米,悬臂和跨度比为0.35>0.316,悬臂没超长，达到设计规范的要求。 3.1 主梁的跨中刚度 EI Pl f 483 0= (1) 式中 --0f 在P 力作用下主梁跨中的下挠度； --P 额定起重量和电动葫芦自动的和力；

h G Q P += 其中 --Q 额定起重量；kg Q 16000 = 电动葫芦重量--h G ；kg G h 1142= )(17142114216000kg G Q P h =+=+= --L 跨度;L=993cm --E 弹性模量；26/102cm kg E ?= --I 主梁跨中截面的惯性矩；4266507 cm I = 于是 mm cm EI Pl f 56.6)(656.0266507 10248993171424863 30==????== 主梁跨中刚度比：750/11513/19930/56.6/0≤==l f 符合GB/T3811-2008中有关主梁跨中刚度的要求。 3.2 主梁悬臂刚度 h EI l Pl f C x ?+=32 (2) 式中 I E P 和、与式（1）同； --lg 悬臂的有效长度；cm l 300= --C l 支腿至主梁的距离；cm l C 200= 于是 mm cm EI l Pl f C x 6.1)(16.0266507 10233002001714236 22 ==????== 主梁悬悬臂刚度比：350/11250/12000/6.1/≤==C x l f 由此可见，刚度符合GB/T3811-2008中有关主梁悬臂刚度的规定，就能满足使用要求，本起重机的悬臂刚度是合格的。 4. 主梁的强度计算 4.1主梁的跨中强度

QD75t×25m桥式起重机计算书

75t ×25.5m 桥式起重机计算书 QD 型双梁桥式起重机有一个由箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架，在桥架上运行起重小车，可起吊和搬运各类物件，它由小车、桥梁、大车运行机构和电气设备等组成，下面对75t ×25.5m 桥式起重机中主要机构断面进行计算、校核。一、主要技术参数起重量：主钩 Q 主 = 75吨，副钩 Q 副 =10吨跨度：25.5m. 起升高度：16.5/18m. 工作制度：A5. 工作速度：主起升 V = 6.2m/min 副起升 V = 12.5m/min 小车运行 V = 35.2m/min 大车运行 V = 66.7m/min 小车轨距：3600 大车车轮：4只，其中一半为驱动轮。二、计算（一）主起升机构 1、起升钢丝绳的选择式中： Q —— 额定起重量 Q 钩 —— 吊机组重量 m —— 倍率钢丝绳所受最大静拉力钩组 Smax = Q Q m +2γ

η组 —— 滑轮组效率 0.96 所选钢丝绳的折断拉力满足 kg 6985485 .06 9896=?= 根据ΣS 丝查钢丝绳产品目录可选用钢丝绳6W(19)–27–170-1-光-右交(GB1102-74) S ∑丝 kg kg 5055069854>= 所以满足要求，钢丝绳直径d = 27mm 2、滑轮、卷筒的计算（1）滑轮、卷筒最小值径的确定为了确保钢丝绳具有一定使用寿命，滑轮、卷筒的直径应满足 D ≥（e – 1）d 绳 e 取 25 卷筒和滑轮的直径 D = 800 （2）卷筒长度式中： Hmax —— 最大起升高度 m —— 倍率 D 0 —— 卷筒计算直径 kg S 989696 .05272582 75000max =??+= S S n 绳绳 max ≥而 S S 绳丝 =∑α.S S n kg ∑≥=?=丝max..α53546 0853******* 27)125(=?-≥∴D L H m D n t L L O =+?++20(max.)∏光

桥式起重机设计计算书

目录目录 0 1.前言 (1) 2.技术参数 (1) 3.起重小车的计算 (3) 3.1主起升的计算 (3) 3.2副起升机构的计算 (10) 3.3小车运行机构的计算 (12) 4.主梁的计算 (19) 4.1主梁断面的几何特性 (19) 4.2主梁载荷的计算 (20) 4.3主梁跨中法向应力 (25) 4.4跨中主梁腹板的剪应力 (25) 4.5刚度计算 (26) 5.端梁的计算 (27) 5.1端梁的支承反力和弯矩的计算： (27) 5.2端梁断面尺寸及几何特征 (32) 5.3端梁的强度计算 (33) 6.大车运行机构的计算 (33) 6.1主要参数： (33) 6.2轮压计算 (34) 6.3电动机的选择 (35) 7.参考文献 (37)

1.前言本机是通用桥式起重机，工作级别为A7，用于繁忙使用的车间等工作场合。其整体结构借鉴了相同额定起重量、相同跨度但不同工作级别的吊钩桥式起重机。依照19833811/-T GB 和199314405/-T GB 的有关规定，进行钢结构的设计和部件的选用。 2.技术参数起重量：主钩起重量：50t 副钩起重量：10t 跨度：22.5m 起升高度：主起升主H =12m 副起升副H =16m 工作级别：主起升；M7 副起升：M6 小车运行：M6 大车运行：M7 工作速度：主起升主V =12.3m/min 副起升副V =13.4m/min 小车运行小V =48.1m/min 大车运行大V =98m/min 小车轨距：2.5m 大车走轮4支，1/2驱动

主梁的许用应力第一类载荷组合：2/1567cm kg I =σ 第三类载荷组合：2/1760cm kg III =σ 主梁的许用下挠度对于工作级别为A7的桥式起重机，主梁在满载时，跨中的许用下挠值为： cm L f 25.21000 2250 1000==≤ 钢丝绳安全系数绳N ---对重级工作类型取7 电动机起动时间 s t s 21≤≤起电动机制动时间 s t 2≤制

75-20t-桥式起重机设计计算书

75/20T 桥式起重机设计计算书 1. 主要技术参数 1.1. 主起升机构起重量75t（750kN）起升速度 4.79m/min 起升高度16m 工作级别M5 1.2. 副起升机构起重量20t（200kN）起升速度7.16m/min 起升高度18m 工作级别M5 1.3. 小车行走机构行走速度32.97m/min 工作级别M5 轮距 3.3m 轨距 3.4m 1.4. 大车行走机构行走速度75.19m/min 工作级别M5 轮距 5.1m 轨距16.5m 2. 机构计算 2.1.主起升机构主起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。 2.1.1. 钢丝绳

A. 钢丝绳最大拉力S max： S max = 1.02Q α q ηh = 1.02×750000 2×5×0.97 = 78868 N 式中，Q ——额定起升载荷，Q = 750000 N； α——进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒，α = 2； q ——滑轮组倍率，q = 5； η h——滑轮组效率，ηh =0.97。 B. 钢丝绳最小直径d min： d min = C S max= 0.1×78868 = 28.08 mm 式中，C ——钢丝绳选择系数，C = 0.1； C. 钢丝绳选择按6×19W+FC-28-170-I -光-右交型钢丝绳，d = 28mm，σb= 1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度），钢丝破断拉力总和S0= 492500N，钢丝绳实际安全系数： n = S0 S max = 492500 78868 = 6.24> 5，通过。钢丝绳型号为： 6×19W+FC-28-170-I -光-右交GB1102-74 2.1.2. 卷筒尺寸与转速 A. 卷筒直径卷筒最小直径D min≥（e-1)d=17×28=476mm，式中，e ——筒绳直径比，e = 20；取D0=800mm（卷筒名义直径），实际直径倍数e s= 800 28 = 28.57> 18，满足。 B. 卷筒长度绳槽节距p = 32mm，绳槽半径r=15+0.2mm，绳槽顶峰高h= 10.5mm。单边固定圈数：n gd = 3圈；单边安全圈数：n aq = 1.5圈；单边工作圈数：

通用桥式起重机计算书

通用桥式起重机计算书（QD20/5t-17.5m）编制：批准：中国起重机械计算书 2006年9月12日

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 ρ 2、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=1100mm 3、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=1.1 Gqj=K*ρ*S*Lk =1.1*7.85*10-6*23200*17500 =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=226mm Y0=560mm Xmax=560mm Ymax=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 =3.56×106mm3 4、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=1231mm b2=1329mm P 1=Q q /2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值） =8438kg P 2Q 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.mm Mg=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.mm Ra-----由操纵室、运行机构、电气设备的重量产生的支反力 Gc=1500kg L1=2100mm Gc=1204kg L1=800mm Gc=1771kg L1=5000mm Ra=[ 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) =22506.97kg Ⅱ: 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=1231mm b2=1329mm

起重机液压系统计算书

一、油缸的设计计算 1、变幅油缸设计计算 1）缸筒内径D(单位mm) P F D π4= 其中 F 为缸体最大受力，单位N P 为系统压力，单位MP 。计算出缸筒内径D 后，圆整到国家标准油缸参数（见起重机液压手册1057页）。 2）活塞杆直径d(单位mm) 根据国家标准油缸参数，找到缸筒内径D 对应的活塞杆直径d,考虑到减重及稳定性等参数，尽量选择对应较大速比的d 。 3）缸筒外径D1(单位mm) 根据国家标准油缸参数，找到缸筒内径D 对应的缸筒外径D1(JB 1068-67)，然后根据钢桶强度计算公式校对D1(计算公式见第5项)，如不满足要求就要加大缸筒外径D1。 4）活塞杆内径d1(单位mm) 考虑到减重一般活塞杆做成中空，d1的确定要根据活塞杆强度验算公式及稳定性公式验算（强度及稳定性公式分别见6、7项）。 5）校验缸筒强度是否满足要求 2δσD p y = 式中，式中，σ—缸筒应力，单位MPa ； y p —试验压力, 单位MPa ，y p 等于1. 5倍工作压力p ；

D —缸筒内径,单位mm ； δ—缸筒壁厚，2/)(1D D -=δ,单位mm ； ][σ—材料许用应力，MPa 0203/600n /b ==σ=σ］［； b σ—抗拉强度，材料选用45号钢MPa 600b =σ； n —安全系数，一般取3=n —5。根据要求缸筒应力σ应小于材料许用应力][σ。 6）校验活塞杆强度是否满足要求 () 4212d d F -=πσ 式中， σ—活塞杆应力,单位MPa ； F —最大负载力,单位N ； d —活塞杆外径,单位mm ； 1d —活塞杆内径单位mm 。根据要求活塞杆应力σ应小于材料许用应力][σ。 7）校验活塞杆稳定性是否满足要求液压缸承受轴向压缩载荷时，要计算活塞杆稳定性，活塞杆计算长度L(全伸长度)与活塞杆直径d 之比大于10时（即L/d ）应计算活塞杆的稳定性。计算稳定性时一般按照无偏心载荷时计算 1）等截面算法 ① 当细长比L/K ≥ n m 时，可按欧拉公式计算临界载荷P k 。此时 22P l EJ n k π= 式中P k ———活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷（N ）; n ———末端条件系数，此处n=1（根据固定类型而定：一端固定，一端自由n=1/4; 两端铰接n=1; 一端固定，一端铰接n=2;两端固定n=4）

起重机计算公式

起重机计算公式绞车选型方法 1):拉力计算本公司各型绞车技术参数中给出的是卷筒第一层钢丝绳的额定拉力.用户往往需要最外层拉力,此时可以按以下方法来换算 a).设定:卷筒的底径D 0(mm)为已知., 钢丝绳直径d( mm)O 为已知.. 绕绳层数X (1.2.3.4….)为已知, 钢丝绳第一层拉力F 1(KN)为已知. b).求X 层拉力 F X = d X D d D )12(00-++·F 1 (KN) 2) 容绳量L 理论计算.d 为推荐. 1： L=3.14B( d D 0+X)·X (m)2：L= 1000 n ?π(D+nd)·d L 1 式中,B 卷筒两档板之间的容绳宽度(m). D 0（D ）—卷筒底径(mm). D---钢丝绳直径(mm) X （n ）---绕绳层数实际可用的容绳量L 1应该考虑到防止绳头脱出,要将理论容绳量L 减去3卷的长度,即 L 1=3.14B( d D 0 +X) ·X-0.0094(D 0+d) (m) 布带卷筒形计算公式带总长计算：L=π(D+B)×n ＋ 2 )1(B n n ??-π mm D=卷筒底径mm B=带厚mm N=层数 π·B 积分差 3) 供油泵理论流量的计算当用户需要绞车X 层的绳速为Vx 已知时,供给该绞车泵的理论流量Q 为

Q= d X D q X 3210·· ·])12([·ηηηπ-+∑∨(L/min) 式中,Vx--第X 层的绳速(m/min) D0—卷筒底径(mm) X-----层数 d------钢丝绳直径(mm) ∑q---绞车总排量(ml/rev) η1----泵的容积效率, η1=0.88～0.97(视泵不同品种) η2----系统中阀件容积效率, η2=0.985～0.995 η3---液压马达容积效率, η3=0.97～0.98(INM 和HGM 系列马达) 液压传动装置选型本产品实际尺寸相同的同一种液压马达有多种排量,尺寸相同的行星减速器也有几种传动比,它们之间适当组合,就可得到很多种总排量,(即液压马达排量乘以传动比)因此为了满足机器工况(牵引力及行走速成度),在液压系统流量Q,链轮分度圆直径D. 行走速度V.已经给定的条件下总排量的计算公式为. ∑q=0.1882·Q ·D ·η1·η2·η3/V （ml/rev ）? 式中：Q=泵的理论流量（L/min ） D=车轮或链轮分度圆直径（mm ） V=车轮或履带行走速度（km/h ） η1----泵的容积效率, 对柱赛泵 η1=0.96～0.97，对齿轮泵η1=0.88～0.90， η2----系统中阀件容积效率, η2=0.985～0.995 η3---液压马达容积效率, η3=0.97～0.98(INM 系列马达) η3=0.98～0.98(IGM 系列马达) 根据?式中计算所得的总排量，可以适当选择液压马达和行星减速器的规格，它们可以有多种组合，为了选取择出最合适的组合，此时考虑：首先液压马达的速度不能超出液压马达允许的最高转速，传动装置的转速 n=5300V/D （r/min ）2 式中，V---行走速度（km/h ） D---车轮或链轮分度圆直径（mm ）液压马达的转速 n 1=n ·i （r/min ）3 式中: i —行星减速机传动比由式3可见,为了使n 1小于液压马达所允许的最高转速,i 值取小值较好, 但另一方面液压马达的排量. Q 1=∑q/i(ml/rev) 4 由式4可见.i 值取小值时,在∑q 不变情况下,马达的排量q 1值就增大,对同一种尺寸的液压马达,q 1值是有限制的,不能任意增大,而且当q 1值选大值时,在相同工作压力和工作转速条件下,随着q 1值增大,液压马达的工作寿命与q 1值成3.3次方比例减小,为此在满足液压马达最高转速的条件下,i 值应该尽量选取大值,以使q 1值变小,这样有利于提主高液压马达的寿命。由计算所得到的∑q 值

SQ6S伸缩臂式随车起重机设计计算书1资料

SQ6S伸缩臂式随车起重机设计计算书第一章概述 SQ6S型随车起重机是以解放CA1165P1K2L2载重汽车为底盘，起重机直接安装在驾驶室和货箱之间的车架上，车架部分改装，动力以取力机构的形式从汽车发动机得到动力，各工作机构的动力皆来源于液压泵，在设计过程中，强调整车的性价比。第二章整车稳定性的计算一、装后起重机作业的主要参数和起重性能表：表一

二、底盘重心位置计算 1.根据底盘技术参数可知如下参数：表二 1．1各部件距回转中心的距离L(i)mm和各部件的重量G(i)Kg 1.1.1吊勾总成L(1)=3940 G(1)=54.1 1.1.2 伸缩臂总成L(2)=1800 G(2)=723.4 1.1.3 起升机构L(3)=-55 G(3)=95

1.1.4 转台与齿轮柱焊接 L(4)=-30 G(4)=207 1.1.5 油箱安装总成 L(5)=-215 G(5)=36 1.1.6 固定支腿与活动支腿装配 L(6)=-270 G(6)=506.8 1.1.7 回转基座装配 L(7)=0 G(7)=120 1.1.8 基座与固定腿焊接 L(8)= 0 G(8)=165 1.1.9 操纵系统 L(9)=250 G(9)=40 1.1.10 液压系统 L(10)=200 G(10)=200 1.1.11 变幅油缸 L(11)=280 G(11)=120 1.1.12 其它 L(12)= 0 G(12)=70 1.2 吊机自重：G(S)=∑==12 1i i G(i)=2337 Kg 1.3 吊机重心距回转中心距离： L1 = ∑ ==12 1 i i G(i)?L(i)/ G(S)=620 mm 2. 吊机在全伸状态时的重心计算 2.1 各部件距回转中心的距离L2(i)mm 经分析可知：只有吊勾和伸缩臂总成的重心发生变化 2.1.1 吊勾总成 L2(1)=9240 2.1.2 伸缩臂总成 L2(2)=4000 2.2 吊机重心距回转中心距离： L1 = ∑ ==12 1 i i G(i)?L(i)/ G(S)=1421 mm 3. 吊机在行驶状态下的桥荷分布：根据上述计算全缩时吊机重心距回转中心距离为620mm 。又根据设计图