GB／T 22437.5-2021  起重机 载荷与载荷组合的设计原则 第5部分：桥式和门式起重机

5.1.3.2理论动载系数（Φ2）的确定

GB/T22437.12018中起升状态级别应通过理论动载系数（Φ2t）的选取来确定，Φ2t应根据下 之一进行估算。 考虑弹性、惯性和阻尼特性进行完整的动力学仿真，前3S内作用在起重挠性件（钢丝绳/ 条）上的最大载荷等于起升载荷与理论动载系数（Φ2）的乘积。 采用简化公式（2）进行计算

轻工业标准表2起升状态级别的选取

5.1.3.3起升速度的选择

代表载荷组合A和B中正常工作和载荷组合C中的特殊情况的起升速度，应根据系统提供的 呕动级别和GB/T22437.1—2018表2b选取

5.1.3.4起升动载系数（Φ2）的计算

根据GB/T22437.1一2018的6.1.2.1.1，用5.1.3.2和5.1.3.3中选择的起升状态级别和确定起 计算起升动载系数（$）。

5.1.3.5通过测试确定起升动载系数（Φ2）

起升动载系数（2）亦可通过一台等效的起重机测试获得。不同起升速度下的测定值应直接用于 计算而与起升状态级别无关。 通过测试或动态仿真得到的挠度动态增量包括了含起重小车在内的起重机质量的动力效应， 见5.1.2。a所代表的部分可从最终虫2的估算中移除，以避免在$，和$2中重复考虑。

5.1.4在非平坦路面上运行引起的载荷

道路内或道路外或者轨道上运行的带载或空载起重机的动力效应，通过运行冲击系数（Φ。）予以考 虑。对于连续轨道或接头经打磨平顺的焊接轨道，Φ4一1.0。 对于道路或具有高低错位或间隙的轨道，应根据GB/T22437.1一2018计算Φ4。对于轮胎起重机， 应考虑轮胎的弹性，

5.1.5驱动机构加速引起的载荷

式中： S(最终载荷效应； S()一初始载荷效应。 注：载荷效应变化值（△S）是由驱动力变化值（△F）引起的，其公式为△F=F一F)，其中，F是最终驱动力， 而F是初始驱动力。 由驱动力产生的加速度或减速度在起重机中引起的载荷可采用刚体动力学模型计算。载荷效 应（S)应施加到承受驱动力的部件和起重机的适当位置以及起升载荷上。由于刚体分析不能直接反映 弹性效应，因此应根据GB/T22437.1一2018的6.1.4，采用机构驱动加（减）速动载系数（Φs），按公式（4） 计算载荷效应（S）：

式中： S()一一初始载荷效应； 起重机驱动装置加速引起的动载荷的增大系数； 一一连续定位运动效应系数，见5.1.6，取值见表6； Q 一加速度或减速度值； m一加速度或减速度α作用的质量。 除非通过弹性模型计算或测试获得更精确的系数Φ5，否则应由表3和表4选取。Φ，应从表6 选取。 若力（S）受摩擦或驱动机构属性的限制，则应用摩擦力代替计算的力（S）

表3大、小车运行机构和回转机构的加（减）速动载系数（Φ，）

表4起升机构的加（减）速动载系数（d，）

注：表3和表4中的系数考虑了速度的起始、结束及变化

驱动载荷到达预定位置的预 虑至能力验证中。根据GB/T20863.1 的7.6，这应通过平均加速次数（力）来 加速次数的分级，图1为图示说明，

当未能以最佳方式进行定位运动时，可能会使总载荷效应增大，应根据级别P采用定位运动效应 系数（，）考虑此情况

当未能以最佳方式进行定位运动时，可能会使总载荷效应增大，应根据级别P采用定位运动效应 系数（，）考虑此情况

5.1.7位移引起的载荷

根据GB/T22437.1一2018的6.1.5，设计计算中应考虑位移引起的载荷， 若与轨道跨度变化或支承变形有关的位移保持在GB/T10183.1一2018第5章规定的极限值以 内，则在应力分析中不必考虑它们的影响。

根据GB/T22437.1一2018和下述修正，在防弹性失稳的能力验证中应考虑很少发生的偶然 效应，但在疲劳评估中通常可以不考虑

5.2.2偏斜运行引起的载荷

一般而言，偏斜载荷通常作为偶然载荷，并应归于载荷组合B，但它们发生的频率随着起重机或小 车的类型、结构形式、轮轴平行度的精度以及使用工况而变化。个别情况下，发生的频率将决定它们是 偶然载荷还是常规载荷。

对于有防偏斜运行装置的情况，在不考防偏斜装置的影响下所计算出的偏斜侧向力应归于载荷 组合C。若起重机能在防偏斜装置不起作用的情况下正常使用，则偏斜侧向力应归于载荷组合B。 支承式起重机和小车的偏斜侧向力应根据5.2.2.2～5.2.2.4和附录A中提供的考虑起重机结构刚 性和柔性的简化方法进行计算。悬挂式起重机的偏斜侧向力应根据5.2.2.5计算。 注1：GB/T22437.1一2018的6.2.2中所给出的方法适用于刚性结构。由于桥式起重机和门式起重机兼有刚性和 柔性特性，因此需要给出一种更为通用的方法。并且，此方法考虑了柔性结构、车轮数量不均、轮压分布不均 以及不同类型的导向装置和防偏斜装置。 注2：当起重机运行的滚动合成方向与轨道方向不再一致时，以及前端导向装置与轨道接触时，会由偏斜运行产生 偏斜侧向力。这是由于起重机制造（车轮孔）和运行轨道（弯曲、扭曲）制造过程中的公差和出现的误差引起 的。偏斜侧向力的大小和分布主要取决于轨道与轮缘或导向轮之间的间隙以及导向轮的位置，还取决于车轮 的数量、布置、轴承布置和转速的同步性以及结构的柔性。 注3：在运行过程中使用防偏斜装置会减小轨道和导向装置之间的导向力，这也会减小车轮的侧向滑动力，但宜考 毯由手车轮水平倡斜公差和结构侧尚变形而仍然保留的少许侧尚滑动的影响

偏斜角的计算方法如下： 设计所考虑的偏斜角可按公式（5)计算： α=αg+αw+αt 式中： α 设计时考虑的偏斜角； αg 车轮轮缘/导向轮与轨道侧面间隙引起的偏斜角分量，其值等于S。与W，（见图2)之比； w 车轮轮缘/导向轮与轨道侧面磨损引起的偏斜角分量； αt 车轮/轨道水平偏斜引起的偏斜角分量。

偏斜角的取值应按GB/T22437.1一2018的表E.2进行选取。 为确保起重机、小车运行良好，偏斜角应小于或等于0.015rad。 注：由于桥式和门式起重机及其小车很少使用全轨道间隙，所以对于较大的轨道间隙，偏斜运行角减小到75%。通 营仅前端导向装置与轨道相接触，

偏斜角的取值应按GB/T22437.1一2018的表E.2进行选取。 为确保起重机、小车运行良好，偏斜角应小于或等于0.015rad。 注：由于桥式和门式起重机及其小车很少使用全轨道间隙，所以对于较大的轨道间隙，偏斜运行角减小到75%。 常仅前端导向装置与轨道相接触。

5.2.2.3摩擦滑移关系

对于纵向和侧向摩擦滑移系数应接简化经验关系公式（6）计算：

A 附着系数，对于清洁轨道μ。=0.3；对于正常作业环境下的非清洁轨道μ。=0.2； 色 自然对数的底，e=2.718； 一滑移系数。 注：滑移系数(c)为纵向/侧向滑移距离与相应运行距离之比，对于侧向滑移，滑移系数等于瞬态总偏斜运行角度 (α 或a+ Aα),见 A.3.2

5.2.2.4偏斜侧向力计算方法的选取

应采用两种简化计算方法之一：刚性法或柔性法。刚性法假定起重机和运行轨道系统均为刚性。 而柔性法假定结构是柔性的。在不能确定的情况下，宜采用柔性法。根据表7中起重机大/小车结构形 式选择计算模型。

表7桥式和门式起重机偏斜侧向力的计算模型

7桥式和门式起重机偏斜侧向力的计算模型（

5.2.2.5悬挂式起重机的偏斜侧向力

对具有刚性结构并运行在刚性固定轨道梁下翼缘板上的悬挂式起重机，其偏斜侧向力应按与支承 式起重机相同的计算原理计算，见A.3。而导向力（Y）（GB/T22437.1一2018中E.2的F，）可分配在 引导平衡台车的两个车轮轮缘上。伴随平衡台车上较小的偏斜侧向力可忽略不计。图3给出了一个结 构示例及一组最不利偏斜侧向力的组合。 对一侧轨道梁（或两侧都）或一侧轨道上的平衡台车能够横向浮动的结构，侧向力（Y，和Y2）由两个 引导平衡台车各自的导向力（Y）平衡。 在这种情况下，图3中的导向力（1/2Y）通常应取车轮最大静垂直力（Z)的20%。而摩擦力（Y，和 Y2）为每个车轮垂直力的10%。导向力（Y）和摩擦力（Y)分别在两侧轨道上互相平衡，而在平衡台车 内形成内力系统，见图3中的b），并在底部轨道的翼缘板内形成局部内力系统。这些局部平衡的力不 会作为外力施加在起重机结构上。

图3悬挂式起重机的偏斜侧向力

斜运行外，悬挂式起重机平衡台车上的侧向力也可由非对称加载起重机的加速度、葫芦小车和 1速度产生。这些力应根据5.1.5考虑，

根据GB/T22437.1一2018和下述的补充和修正，特殊载荷及其效应也很少出现，并且通常在疲劳 评估中也同样可以不予考虑。特殊载荷包括由试验、非工作状态风、缓冲力、倾翻以及意外停机、驱动部 件失效和起重机基础支撑的外部激励引起的裁荷。

5.3.3缓冲力引起的载荷

对于使用缓冲器的场合，根据GB/T22437.1一2018的6.3.3和下述修正，借助刚体分析计算出自 碰撞力应乘以缓冲器碰撞弹性效应系数（，），来反应动态效应。

缓冲力应由不包括自由悬挂载荷（自由水平摇摆）的起重机移动质量在85%额定运行速度下产生 的动能计算得到；对于起重小车，应由不包括自由悬挂载荷的小车移动质量在100%额定运行速度下产 生的动能计算得到。若缓冲碰撞发生之前通过一个限制功能启动制动动作： 一对于不受风载作用的起重机和小车，缓冲力应由不包括自由悬挂载荷的移动质量在70%额定 运行速度下产生的动能计算得到； 一对于受风载作用的起重机和小车，缓冲力应由不包括自由悬挂载荷的移动质量在85%额定运 行速度下产生的动能计算得到；若在缓冲计算中包括了风力，可采用70%的额定运行速度。 对于上述两种情况，根据GB/T30024一2020的5.2.3.2，缓冲器终端止挡器支承的夹紧摩擦型（抗 滑移）连接设计时应考虑具体抗力系数=1.8。 计算中，可借助系数f=0.18考虑由车轮和轨道之间的摩擦接触产生的运动阻力

5.3.4意外停机引起的载荷

应根据GB/T22437.1一2018的6.3.6及下述修正计算意外停机引起的载荷。 Φs应设置为2，或通过实验或动态 分析进行确定

为了安全起见，采用两套（双联)机构或部件或者用其他方式保护机构或部件时，应考虑这些载荷 作用。 应假定任一系统的任何部分均可发生失效。对于有备用制动器提供保护的情况，应假定工作制动 系统的失效和备用制动器的激活都是在最不利的状态下发生的。 应根据5.1.5计算上述失效产生的荷载，并考虑任何由此产生的影响。 对于下列两种情况，应对起升机构的两套（双联）部件进行计算。 一常规加载状态，机构的所有部件作为一个整体运行，共同承担起升载荷。这应划归为载荷组合 A而用于疲劳和静态强度验证。 一特殊加载状态，考虑机构中任何单一部件的失效。失效发生期间机构剩余部分的加载应划归 为载荷组合C，用于剩余部分静强度的验证。由失效引起的动载系数（s）可通过动态分析确 定，否则应取Φ5=1.5。该系数应用于失效后剩余的有效系统所承载的总载荷

起升力限制器动态切断起升运动时引起的载荷

如果起重机的起升机构配备了起升力限制器，在能力验证计算中应考虑由此而产生的力。 当起升载荷时，起升力限制器根据限制器的类型、驱动控制系统和起重机的机械特性将起升力限制 在某一水平上。 有两种不同类型的限制器： a）直接作用式起升力限制器(DAL），将起升系统中的力限制在规定的级别，例如基于摩擦的滑 动离合器或液压起升系统的压力限制； b）间接作用式起升力限制器（IAL），测量作用在系统上的力并激活第二个装置以停止运动。 力限系数（L）取决于限制器的类型。 直接作用式起升力限制器（见5.3.6.1)，ΦL=ΦDAL。 间接作用式起升力限制器（见5.3.6.2），ΦL=Φ1AL。

直接作用式起升力限制器动态切断起升运动时引

直接作用式起升力限制器工作时，作用在起重机上的最大载荷（FmL）应按公式（7)计算：

式中： Fmax.L 最大载荷，单位为牛(N)； DAL 直接作用式起升力限制器的力限系数； mRc 额定起升载荷质量，单位为千克（kg）； m 起升载荷（总载荷）的质量，单位为千克（kg）； g 一重力加速度，9.81m/s。 对于液压系统，ΦDAL应小于或等于1.4。对于摩擦力矩限制器或气动系统ΦDAL应小于或等于1.6。

旬接作用式起升力限制器动态切断起升运动时引

在超载、失速载荷和相关的障碍载荷情况下，由间接作用式起升力限制器动作产生而施加在起 的最大载荷（FmL）应按公式（8）计算：

式中： Fmx.L 最大载荷，单位为牛（N)； 中IAL 间接作用式起升力限制器的力限系数； mRc 额定起升载荷的质量，单位为千克（kg）； mH 起升载荷（总载荷）的质量，单位为千克（kg）； g 重力加速度，9.81m/s。 Fmx,L表示触发动作和起升运动休止后起升系统中的最终载荷。计算时应适当考虑起升机构和结 构整体的刚度以及间接作用式起升力限制器的运行。 间接作用式起升力限制器的力限系数（ΦIAL）应按公式（9）计算：

根据GB/T22437.1一2018的6.4应考虑的其他载荷，包括安装载荷、拆卸载荷以及平台和通道上 的载荷。

用的载荷、载荷组合和系

在载荷组合中应使用表8中给出的考虑动态效应的系数Φ。

载荷组合应符合GB/T22437.12018的原则，见表9

4，取值/荷载取值/相关标

对于桥式和门式起重机，载荷通过起升机构（H)、大车运行机构（Lt)、小车运行机构（Ct)或回转机 构（SI)移动（见图4)。 这些机构同时作用于起重机的加速效应取决于起重机的控制系统和使用工况以及载荷是从地面起 升还是悬挂状态起升。

表10加速效应的组合

附录A （资料性） 偏斜运行载荷：简化计算方法的假设

本附录给出的计算方法是基于以下内容的简化计算方法。 起重机运行过程中，起重机的前端导向装置（导向轮或车轮轮缘）以偏斜角（α）与轨道接触。 a）刚性法 起重机和轨道均为刚性。与偏斜角(α)有关的摩擦滑移关系允许采用线性形式。若μ。<0.2， 则不准许采用线性形式。 b）柔性法 结构框架为柔性，端梁为刚性。摩擦滑移关系不准许采用线性形式。结构框架翘曲引起的轮 压变化可忽略不计。 以下条件对上述两种方法均适用。 小车的位置以计算最大偏斜力的方式定位。通常，对于分别驱动，是远离导向装置侧的跨端位置。 于机械式集中驱动情况下，小车的位置以驱动轮载荷相等的方式定位，通常为起重机的跨中。而电气 中驱动则被认为是分别驱动。 上述方法假设均无加速度，起重机轨道平坦、水平，所有的角度都很小并且可忽略几何公差。 注：对起重机及其轨道的表述 起重小车及其轨道

A.2基于刚性法的偏斜侧向力计算

计算步骤：（见图A.1）选定一 机运行方向；为每个车轮指定一个数字编号j=1，2，，n；用 公式(A.1)计算总和S、Sa和Sad；用公式(A.2)a)计算中间值b；作用于车轮中线与轨道接触点的侧向 力（Y）和导向装置上的侧向力（Y,）由公式（A.3）计算得到，

公式（A.1)～公式（A.3)中： μt——与偏斜角α有关的摩擦滑移系数，根据5.2.2.3取α=α，单位为弧度(rad)； Z，一车轮i垂直方向上的力，j=1,2，，n，详见下文； 沿起重机运行方向，前端导向装置到车轮i的距离（当车轮位于前端导向装置之前时，d， 取负值）； W 不采用轴连接时W=0，否则，见A.2.2； mT 带载起重机的总质量：

1一一起重机跨度，仅在W0时用。 轴承的布置传递水平载荷时，Z，为车轮实际的垂直受力；轴承的布置不传递水平载荷时，Z，等 于0。 结果值： Y，——车轮j接触点的侧向力（GB/T22437.12018的E.2中的F）； Yr—导向装置上的侧向力（导向力)(GB/T22437.1一2018的E.2中的F，）。 对于仅靠轮缘导向且未采用轴连接（W=0)的四轮起重机，车轮编号j按图A.1a)，公式（A.1)～公 式（A3）可以简化为公式（A4）

aY= b)Y2=Y=0 c) Y,=μt ×Z. d) Y,=Y,+Y

园林养护管理a)Y,=μXZ b)Y2=Y=0 ...(A.4) c) Y,=μt ×Z. d)Y,=Y,+Y

若两个端梁之间的起重机车轮用轴连接在一起，则偏斜侧向力增加。若同一根轴上的两个车轮的 轮压值相同，则可计算出最大偏斜侧向力， 计算步骤：如图A.1e)所示，用公式（A.5)a)计算各轴i产生的车轮力W：；用公式（A.5)b)计算W： 之和，得到W：公式（A.2)a）需要W的值；用公式（A.5)c)计算各轴的力X

ZXZ2 a) b） W=ZW X,=μX1XbxW.

ZXZ2 W=ZW, ..(A.5) X.=mXIXhXW.

...........(A.5

Z:轴i上第1个车轮的轮压，Zli>0(i=1，"，m，m为轴的数量）； Z2i轴i上第2个车轮的轮压，Z2>0； 1一起重机跨度； W一合成车轮力。 若采用轴连接，则小车的位置宜根据轮压相等的原则进行设定（通常位于起重机的跨中）。

A.1起重机和三轮小车

铁路图纸图A.1起重机和三轮小车（续）