支腿计算书
支腿计算
载荷计算： 载荷计算： 1.水平风载荷 水平风载荷FW： ： 水平风载荷 形状系数C1: 风振系数C2: 基本风压ｑ: 保温层外径D: 迎风面宽度MAX(1.2×D,0.6+D) FW＝C1C2ｑA……(10.7) 2.水平地震载荷 ： 水平地震载荷Fe： 水平地震载荷 地震影响系数K： 设备满水重W： 水平地震载荷Fe＝KW……(10.11) 3.作用于容器上的水平力 ： 作用于容器上的水平力FH： 作用于容器上的水平力 FH＝MAX(Fe ,FW)＝Fe 支腿反力： 支腿反力： 1.支腿的水平反力 R = 支腿的水平反力 2.支腿的垂直反力 支腿的垂直反力Fl 支腿的垂直反力 0.16 88000 Kgf 14080 Kgf 14080 Kgf 1 1 2 300 Kgf/m 1.724 m 2.324 m 2629.838 Kgf
FH L L (10 . 55 ) n
3520 Kgf
tg θ =
n ( Di + 2 t ) 8h
0.28 2944.88 Kgf -46944.88 Kgf 1
FH W − LL (10.56) 2 tgθ n FH W − LL (10.56) 弯矩的压缩侧 Fl = − 2 tgθ n
弯矩的拉伸侧
Fl = +
பைடு நூலகம்
300t汽车吊支腿受力计算书
300吨汽车吊支腿下地基承载力计算
考虑到300吨吊车吊装时的实际工况，吊车吊装过程中，吊装管廊、配重与吊车两个支脚成一条直线时为吊车最不利受力状态（如下图所示），故进行支腿承载力计算时，根据1-1吊车受力平面图进行计算，根据图示可知，吊车自重G1=79.65t，力臂L1=1.367m，吊重（管廊+钢丝绳）G2=40t、力臂L2=20m，吊车配重G3=98.2t、力臂L3=4.181m，根据受力状态图可列方程为：
G1×1.367+G3×4.181=G2×18.549-R1×5.946
将数据代入以上公式，可得：R1=604KN
混凝土支点自重：2m*3m*2m*25KN/m=300KN，则支点处受力和为：604+300=904KN，故支点处应力为：904/（2*3）=151Kpa，根据设计资料，在站台面以下2m处地质为硬质粘土，σ0=250Kpa＞151Kpa，故满足地基承载力要求。
2）汽车吊选用：
根据提供汽车吊工况参数表以及梁体、吊车自重可查表选择，取双机抬吊折减系数0.8；吊装示意图如下所示：
吊装空心板梁时：选用两台75t汽车吊，工作半径7m，臂长18m时对应起吊能力为：32t；故一台吊车吊装能力：32*0.8=25.6t>（46.8+0.38）/2=23.59t，满足吊装要求。
吊装300t汽车吊时：选用一台100t、一台200t汽车吊，其中100t汽车吊工作半径6m，臂长12.2m时对应起吊能力为：47t；200t汽车吊工作半径12m，臂长17.6m对应起吊能力为：49.5t，故100t吊车吊装能力：47*0.8=37.6t>34.69t，满足吊装要求。
汽车吊支腿负荷计算
三一220t汽车吊支腿压力计算书一、工程概况大新大厦改扩建项目1#6015拆卸时需三一220t全路面汽车吊在地面上进行作业，220吨汽车吊吊装50m吊臂时作业半径12m，吊臂重量8.36t。
二.吊装计算参数1).220t汽车吊整机自重72t;2).220t汽车吊平衡重75t;3).6015塔吊吊臂自重8.36t;三、作业工况分析现场情况，最不利吊装工况：1.工况a— 220t汽车吊在作业半径12m处吊装吊臂；四、支腿压力计算1.支腿反力计算公式:N ∑∑+++=XiXi Xi My Yi Yi Yi Mx n Q G ****)( G ——汽车吊整车自重（含配重）；Q ——汽车吊起重载荷（吊重）；N ——汽车吊支腿反力；n ——汽车吊支腿数；Mx 、My ——作用于汽车吊上的外力对通过回转中心的X\Y 轴的力矩值； Xi 、Yi ——支腿至通过回转中心的X 、Y 轴的距离；2.220t 汽车吊整机自重:G=72+75=147t;3.工况a —吊装6015吊臂时的支腿最大压力:1)50m 吊臂自重8.36t考虑动载荷时汽车吊起吊重量:Q=8.36*1.5=12.54t(动载系数取为1.5)2).吊装对X,Y 轴的力矩Mx=12.54*10=125.4t.mMy=12.54*6.6=82.76t.mt N 58.534*3.8*3.8 3.8*76.824*3.8*3.8 3.8*4.1254.5421147)3(=+++=4、220t 汽车吊支腿压力分散处理1).600*600支腿对地下室顶板的压应力:工况中取吊装吊臂时支腿最大压力N=53.58t P=2/49.1600*60010000*58.53600*600mm N N ==2).在4个支腿下垫2m*2m 钢板进行分散处理时支腿压应力: P=2/14.02000*200010000*58.532000*2000mm N N ==吊车支腿压力示意图。
300吨汽车吊支腿受力计算书
300吨汽车吊支腿受力
计算书
-CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1
300吨汽车吊支腿下地基承载力计算
考虑到300吨吊车吊装时的实际工况，吊车吊装过程中，吊装空心板梁、配重与吊车两个支脚成一条直线时为吊车最不利受力状态（如下图所示），故进行支腿承载力计算时，根据1-1吊车受力平面图进行计算，根据图示可知，空心板梁重吊车自重G1=69t，力臂L1=，吊重（空心梁+钢丝绳）G2=、力臂L2=，吊车配重G3=100t、力臂L3=，根据受力状态图可列方程为：
G1×+G3×=G2××
将数据代入以上公式，可得：R1=604KN
混凝土支点自重：2m*3m*2m*25KN/m=300KN，则支点处受力和为：604+300=904KN，故支点处应力为：904/（2*3）=151Kpa，根据设计资料，在站台面以下2m处地质为硬质粘土，σ0=250Kpa＞151Kpa，故满足地基承载力要求。
2）汽车吊选用：
根据提供汽车吊工况参数表以及梁体、吊车自重可查表选择，取双机抬吊折减系数；吊装示意图如下所示：
吊装空心板梁时：选用两台75t汽车吊，工作半径7m，臂长18m时对应起吊能力为：32t；故一台吊车吊装能力：32*=>（+）/2=，满足吊装要求。
吊装300t汽车吊时：选用一台100t、一台200t汽车吊，其中100t汽车吊工作半径6m，臂长时对应起吊能力为：47t；200t汽车吊工作半径
12m，臂长对应起吊能力为：，故100t吊车吊装能力：47*=>，满足吊装要求。
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。
400吨货物吊支腿受力计算书
400吨货物吊支腿受力计算书
根据客户提供的信息，我们将进行400吨货物吊支腿受力计算。
1. 货物重量
根据客户提供的信息，货物的重量为400吨。
2. 支腿布置
货物吊支腿的布置情况如下：
- 使用4个支腿进行支撑
- 支腿布置为正方形，每边使用一个支腿
3. 吊运高度
根据客户提供的信息，吊运高度为X米。
4. 主要受力情况
根据吊运操作的特点和假设，我们主要考虑以下受力情况：
- 支腿与地面之间的垂直力
- 支腿与地面之间的水平力
5. 受力计算
5.1 支腿与地面之间的垂直力
根据重力平衡原理，每个支腿受到的垂直力为：400吨重量除以支腿数目。
5.2 支腿与地面之间的水平力
根据吊运操作的特点和假设，我们假设支腿与地面之间的水平力为零，即支腿与地面之间不存在水平力。
6. 结论
根据以上受力计算，我们得出以下结论：
- 每个支腿所受的垂直力为400吨除以支腿数目。
- 支腿与地面之间不存在水平力。
请注意，此计算书是根据客户提供的信息进行计算，可能会存
在一定的假设和理论上的简化。
如需进行更详细和准确的受力计算，请咨询专业工程师或相关领域的专家。
以上为400吨货物吊支腿受力计算书。
吨汽车吊支腿受力计算书
吨汽车吊支腿受力计算书 Last updated on the afternoon of January 3, 2021
300吨汽车吊支腿下地基承载力计算
考虑到300吨吊车吊装时的实际工况，吊车吊装过程中，吊装空心板梁、配重与吊车两个支脚成一条直线时为吊车最不利受力状态（如下图所示），故进行支腿承载力计算时，根据1-1吊车受力平面图进行计算，根据图示可知，空心板梁重吊车自重G1=69t，力臂L1=，吊重（空心梁+钢丝绳）G2=、力臂L2=，吊车配重G3=100t、力臂L3=，根据受力状态图可列方程为：
G1×+G3×=G2××
将数据代入以上公式，可得：R1=604KN
混凝土支点自重：2m*3m*2m*25KN/m=300KN，则支点处受力和为：604+300=904KN，故支点处应力为：904/（2*3）=151Kpa，根据设计资料，在站台面以下2m处地质为硬质粘土，σ0=250Kpa＞151Kpa，故满足地基承载力要求。
2）汽车吊选用：
根据提供汽车吊工况参数表以及梁体、吊车自重可查表选择，取双机抬吊折减系数；吊装示意图如下所示：
吊装空心板梁时：选用两台75t汽车吊，工作半径7m，臂长18m时对应起吊能力为：32t；故一台吊车吊装能力：32*=>（+）/2=，满足吊装要求。
吊装300t汽车吊时：选用一台100t、一台200t汽车吊，其中100t汽车吊工作半径6m，臂长时对应起吊能力为：47t；200t汽车吊工作半径
12m，臂长对应起吊能力为：，故100t吊车吊装能力：47*=>，满足吊装要求。
300t汽车吊支腿受力计算书
300吨汽车吊支腿下地基承载力计算
考虑到300吨吊车吊装时的实际工况，吊车吊装过程中，吊装管廊、配重与吊车两个支脚成一条直线时为吊车最不利受力状态（如下图所示），故进行支腿承载力计算时，根据1-1吊车受力平面图进行计算，根据图示可知，吊车自重G1=79.65t，力臂L1=1.367m，吊重（管廊+钢丝绳）G2=40t、力臂L2=20m，吊车配重G3=98.2t、力臂L3=4.181m，根据受力状态图可列方程为：
G1×1.367+G3×4.181=G2×18.549-R1×5.946
将数据代入以上公式，可得：R1=604KN
混凝土支点自重：2m*3m*2m*25KN/m=300KN，则支点处受力和为：604+300=904KN，故支点处应力为：904/（2*3）=151Kpa，根据设计资料，在站台面以下2m处地质为硬质粘土，σ0=250Kpa＞151Kpa，故满足地基承载力要求。
2）汽车吊选用：
根据提供汽车吊工况参数表以及梁体、吊车自重可查表选择，取双机抬吊折减系数0.8；吊装示意图如下所示：
吊装空心板梁时：选用两台75t汽车吊，工作半径7m，臂长18m时对应起吊能力为：32t；故一台吊车吊装能力：32*0.8=25.6t>（46.8+0.38）/2=23.59t，满足吊装要求。
吊装300t汽车吊时：选用一台100t、一台200t汽车吊，其中100t汽车吊工作半径6m，臂长12.2m时对应起吊能力为：47t；200t汽车吊工作半径12m，臂长17.6m对应起吊能力为：49.5t，故100t吊车吊装能力：47*0.8=37.6t>34.69t，满足吊装要求。
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法兰计算：
（1）螺栓所受最大拉力的计算
弯矩Mx 和My 使角点上的螺栓A 产生最大拉力，而垂直压力Q 则使螺栓中的拉力减少。
螺栓A 中的最大拉力Ta 计算如下： 高强度螺栓：
][2·2·2max max t i i i i N z
Q y m y Mx x m x My Ta ≤-+=∑∑ 1、 支腿强度和稳定性
（1）支腿顶部截面（开始弯曲处）
][σσ≤++=x
td y d td d I y M I x M A N （2）支腿上法兰截面
][σσ≤++=x
tf y f t d I y M I x M A N 式中，分母为支腿相应截面的几何性质，
2、稳定性
（1）整体稳定性 支腿两端与主梁、横梁刚接构成空间构架，计算支腿整体稳定性时，必须考虑主梁（横梁）对支腿端部的约束影响。
空间刚架的支腿稳定性计算十分复杂，为了简化可将空间刚架分解成两个互相垂直的平面刚架来计算，而忽略两个平面刚架的相互影响。
计算支腿整体稳定性时，必须先把变截面支腿转换成等效等截面构件，按其等效的惯性矩来计算单位刚度比和支腿长细比。
t 210l μμl =
支腿的长细表：r
l 0=λ 支腿整体稳定性按右式计算：][σφσ≤++=
x
td y d td d I y M I x M A N
20吨小车计算：
钢丝绳的选择： （1） 钢丝绳的最大拉力：根据起重机的额定起重量Q=20吨，
查起重机手册选取滑轮组倍率m=4，起升机构缠绕如图：
钢丝绳最大拉力：组
ηm G Q S 2max += kg 式中Q ——额定起重量，Q=20*103kg
G ——钓钩组重量，G=364kg
m ——滑轮组倍率 m=4
组η——滑轮组效率，组η=0.975
根据公式得到Smax=2610kg
（2）钢丝绳的选择
所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式；
max S *n S 绳绳≥而∑=丝绳αS S *
式中；S 绳——钢丝绳破断拉力 ΣS 丝——钢丝绳破断拉力总和。
α——折减系数，对于绳6X37+1的钢丝绳α=0.82
n 绳——钢丝绳安全系数，对于中级工作制度，n 绳=5.5
由公式可得ΣS 丝=17511kg
查钢丝绳样本钢丝绳直径为17.5mm
2、滑轮与卷筒的计算
（1）滑轮和卷筒最小直径的确定
为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮和卷筒名义直径应满足下式绳ed D ≥0 式中 e ——系数，对于中级工作制度e=25
所以D0≥437mm ，取直径为D0=500 mm
（2）卷筒长度的计算
L 双=2*（L 0+L 1+L 2）+L 光 t n D m H L *).*(0
max 0+=π 式中；H max ——最大起升高度，H max=10m
n ——钢丝绳安全系数， n=2
t ——绳槽节距，t=d 绳+（2~4）=20mm
L1——根据结构确定卷筒空余部分，取L1=60mm
L 光——根据钢丝绳允许偏斜角确定，L 光=120mm
L0——卷绕部分长度 L0=550mm
L 双=1500mm
（3）卷筒轴上扭矩 卷
η卷0max D S m =
式中η卷=0.98 所以m 卷=1332kg*m
（4）卷筒转速
0D mv
n π=
3、根据静功率选择电动机
起升机构静功率按下式计算：
06120)(ηv G Q N += kw X X X N 98.349.061203.9)36410320(=+=
查电动机样本得功率为
4、减速器的选择
（1）传动比
根据传动比i=30.4，电动机功率N=30千瓦，电动机转速n=720转/分，工作制度=25%，查减速机样本选择ZQ650-31.5输入功率N=29千瓦。
（2）验算减速器被动轴的最大扭矩及最大径向力
最大扭矩验算
式中M-----电动机的额定扭矩 i-----传动比
η------电动机至减速机被动轴的传动效率，取η为0.94
φ------电动机最大转矩倍数φ=8.08
[M]------减速机低速轴上容许的最大扭矩，[M]=5950公斤·米 因为Mmax=2778公斤·米<[M]
所以满足要求。
最大径向力的验算
式中，Smax -----卷筒上钢丝绳最大拉力，Smax=
G 卷------卷筒重量=760公斤
[P]-------低速轴端的最大容许径向载荷[P]=9200公斤
因为
所以，满足要求。
（3）实际起升速度的验算
实际起升速度：
并要求起升速度偏差小于15%，即
5、制动器的选择
起升机构制动器的制动力矩应满足下式：
K-----制动安全系数，K=1.75
M-----满载时制动轴的静力矩，
查制动器样本，选择YWZ-400/90，制动力矩M=100公斤·米所以满足要求。
制动时间的验算：
制动时间偏小，为防止冲击，在使用时，可将制动器的制动力矩调小些，调到1.25秒左右。
6、起动时间与起动平均加速度的验算
（1）制动时间的验算
式中：M平起——电动机的平均起动力矩，M平起=1.6M额=66公斤·米M静=电动机轴上的静力矩，
龙门起重机起升机构的起动时间一般应控制在1-~2秒间，所以起动时间是符合要求的。
（2）起动加速度的验算
20.150.147/1.02
v t α===平起米秒
龙门起重机起升机构的起动加速度一般应小于0.2米/秒2间，所以起动时间是符合要求的。
（3）电动机的起动可靠性的验算
对于中级工作制度的起升机构，应满足下式要求：
1.5M M ≥必平起静
式中，M 必平起——电动机必须发出的平均起动力矩，
max min 2
M M M +=必起起平起， 其中max M 起——电动机最大起升力矩，max M 起=φ·M
额=3.08*40.625=125公斤·米。
min M 起——电动机所必须发出的最小起动力矩，min M 起=1.1*M 静=1.1*44.89=49.38公斤·米。
∴ 125.12549.3887.262
M +==必平起公斤·米。
1.5M 静=1.5*44.89=67.34公斤·米。
计算结果满足不等式 1.5M M 必平起静的要求。
7、电动机的发热验算
根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为：
25W K N γ≥静
式中，25W ——电动机在JC%=25时的额定功率，25W =30kw
N 静——满载静功率，
()20364*8.9833.1856120*0.9
Q G v N kw η+===实际静6120 K ——系数，对中级工作制，K=0.75
γ——系数，根据2
t t 起=0.18 ，γ=0.95 K N γ静=0.75*0.95*33.185=23.64<25W
计算结果满足要求。
8、联轴器的选择
带制动轮的联轴器通常采用齿轮联轴器，根据其所传递的扭矩、连接轴的轴径尺寸和转速，从产品目录中选出具体型号，使之满足下式：M ≤计[M]
对于齿形联轴器主要受使用寿命控制，其计算力矩可按下式确定： M M n =计等效
其中，M ϕϕ=额等效等效1等效2**M ，式中，
额M ——电动机额定力矩，
ϕ等效1——等效静载系数。
ϕ等效2——等效动载系数。
N ——安全系数
因此，M计=117公斤·米。
根据计算扭矩M计，同时考虑制动轮直径D=400mm，查联轴器产品目录，选择CL3型齿轮联轴器，允许最大扭矩=315公斤·米。
因为M计<[M]，所以满足要求。
（二）副起升机构的计算
（二）副起升机构的计算。