25T-门式起重机设计论文

论文（设计）题目：25t门式起重机金属结构及大车运行机构设计姓名吕**学号09**0110**院系机电工程学院专业机械设计制造及其自动化年级2009级指导教师陈**2013年5月19日目录TOC\o"1-3"\h\u2555摘要 摘要本次设计将注重对作业范围的扩大和非常规起重量的设计。同时由于起重机械工作频繁、承受的大多是随机动载荷，其焊接钢结构在低应力反复作用下，会产生疲劳现象，当疲劳破坏发生时，构件会发生突然断裂，导致灾难性的设备事故和人身伤亡。因此在强度、刚度方面也将进行一系列的设计计算，确保起重机在在工作过程中安全可靠，同时在工作范围上有所提高。本次设计就是本着提高起重机的作业范围，设计的较大吨位、大跨度、大起升高度的单轨箱型门式起重机。我设计的25t将是是现有MH系列的最大的起重量，跨度和起升高度也将有所提高，这将大大扩大起重机的工作区域，作业能力大大提高。关键字：轨道式；偏轨箱型；门式起重机；结构设计；大车运行机构

AbstractThedesignwillfocusontheweightofthedesigntoexpandthescopeofworkandunconventional.Atthesametime,becauseofthefrequentoperation,bearmostlyrandomdynamicloads,theweldingsteelunderlowstressrepeatedloading,willproducefatiguephenomenon.Whenfatiguefailureoccurs,thecomponentwillbeasuddenrupture,causingcatastrophicaccidentsandpersonalinjuries.Sointermsofstrength,stiffnesswillalsocalculateaseriesofdesign,toensurethatthecraneintheworkprocessissafeandreliable,alsoincreasedinthescopeofwork.Thisdesignisbasedonimprovingthecraneoperatingrange,single-trackboxtypegantrycraneliftingheightlargertonnage,largespan,largedesign.My25tistheexistingMHseriesthelargestweight,spanandheightwillbeincreased,whichwillgreatlyexpandthecraneworkarea,workabilityisgreatlyimproved.Keyword:Tracktype；structuraldesignpartialrailbox；gantrycranecrane；travelingmechanism

绪论轨道式偏轨箱型门式起重机是众多起重机械中的一种，它以采用市电无污染、能源充足等有点适用于固定场所的长期作业，是货物装卸运输的必备设备。单梁偏轨箱型门式起重机是桥式起重机的一种变形，主要用于室外的货场、料场,对货物进行装卸作业。它的金属结构像门形框架，承载主梁下安装两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。单主梁门式起重机结构简单，制造安装方便，自身质量小，主梁多为偏轨箱形架结构。与双主梁门式起重机相比，整体刚度要弱一些。因此，当起重量Q≤50t、跨度S≤35m时,可采用这种形式。单主梁门式起重机门腿有L型、C型和A型三种形式。L型的制造安装方便，受力情况好,自身质量较小，但是，吊运货物通过支腿处的空间相对小一些。C型的支腿做成倾斜或弯曲形，目的在于有较大的横向空间，以使货物顺利通过。一般情况下，起重量在50t以下，跨度在35m以内，无特殊使用要求，宜选用单主梁式。如果要求门腿宽度大，工作速度较高，或经常吊运重件、长大件，则宜选双梁门式起重机。本次设计是基于现有产品模型自行设计出来的，设计过程中难免会有疏漏和过失之处，在后期的设计当中作者会不断的更新改正。本设计仅仅设计金属结构的设计和大车运行机构。设计过程中，学校老师和导师为我们提供了巨大的帮助，再次向我的指导老师表示诚挚的感谢！

第1章总体设计1.1设计参数起重量：Q=25t；小车自重：Gx=7286kg；小车轨距：b=888mm；起升速度：V起=12m/min；大车运行速度：V大=30m/min；起升高度：H0=18m；跨度：L=18m；悬臂长度：L1=(0.25～0.35)L，取L1=5m；材料A3钢；工作级别M5。1.2主梁设计1.2.1基本尺寸设计取主梁高度：H1=（1/14-1/17）L=1.06～1.29m根据设计的实际要求和结构的要求取H1=1240mm选用主梁为偏轨式箱形主梁。主梁宽度B1=（0.6～0.8）H1=744～992mm,取B1=980mm；B2=860mm。变截面长度初选为2m；主梁上、下翼缘板厚δ0=20mm；腹板厚度δ1=12mm。查可知：小车轨道选用QU120，材料为U71Mn；箱形梁采用宽翼缘T字钢拼合，型号为600；T字钢上翼缘厚20、腹板厚12。图1-1主桥架总图1.2.2主梁截面几何参数计算求截面积：A0=(980X20+860X20+1200X12X2)=65600（1-1）图1-2主梁截面尺寸求重心坐标：由主梁的截面图可知，主梁左右对称，因此y轴在截面的对称轴上，现只需计算x轴的位置。（1-2）求惯性矩：（1-3）（1-4）1.3端梁设计端梁高度H2=1/2H1=620mm；宽度与主梁段相同。端梁上、下翼缘板厚δ0=10mm；腹板δ=8mm。主梁和端梁采用法兰盘螺栓接。图1-3下端梁截面图1.4支腿设计考虑此起重机的跨度S=18m＜30m，故两条支腿全部用刚性支腿，支腿为“L”型。具体尺寸如下：；；主梁高；腿高。在门架平面计算按静定简图，在计算支腿平面内力时，采用超静定简图。由于设计起重机为工作级别为M5，查手册选取车轮的车轮直径为Φ800，轨道型号为QU80。刚性支腿上端宽度：b刚上=1.2h主=1.488m，考虑支腿要受到弯矩和扭力的共同作用，故取b刚上=1.49m。下端宽度b刚下>1.1／3=0.34m，考虑车轮和支腿支撑的构造，取b刚下=1000mm。支腿的结构尺寸设计如图1-4所示。图1-4支腿简图支腿上截面尺寸如图1-5所示。图1-5支腿上部截面支腿下截面如图1-6所示。支腿上部截面计算：(1-5)(1-6)(1-7)图1-6支腿下部截面支腿下部截面计算：(1-8)(1-9)(1-10）1.5下端梁设计图1-7外形下端梁图下端梁的C-C截面计算：（1-11）（1-12）（1-13）图1-8下端梁C-C截面图下端梁的D-D截面计算：图1-9下端梁D-D截面图(1-14)(1-15)(1-16）

第2章主桥架的计算2.1载荷计算起重机中所承受的各种载荷不可能同时出现，所以应按各种载荷出现的频繁程度和对结构的影响程度的不同，根据起重机的各种不同工作情况，考虑在最不利情况下，进行合理组合。对于单梁门式箱型起重机载荷组合如下：2.1.1主梁及单梁的自重载荷由可知：对于80t以下的通用门式起重机，也可按下列经验公式计算主梁和支腿的总质量，有悬臂时：（2-1）所以主梁的单位重量：（2-2）2.1.2小车轮压的计算由于小车的轨距相对主梁桥梁的长度过小，所以在计算时可以将车轮上的压力作为一点的压力，可视为作用在主梁上的移动载荷。计算轮压：(2-3)式中：；(2-4)--与起升状态级别相应的起升动载系数的最小值；--按起升状态级别设计的系数，表3-2可查的。(2-5)2.1.3小车制动时由于货物和小车自重引起的惯性力小车制动时的惯性力主要受小车车轮和轨道的粘着力影响，即：(2-6)式中：μ--粘滑系数，一般取取；V--主动车轮轮压。（2-7）2.1.4大车制动时产生的惯性力大车制动时的惯性力也主要受大车车轮和轨道的黏着力影响，由于此起重机四角上的主动轮数为全部轮数的一半，所以其水平惯性力取为结构及设备重力的1/10，即(2-8)(2-9)2.1.5风载荷作用于货物上的风载荷：(2-10)当起重量为25t时，式中：C--风力系数，查可得C=1.2；--作用在起重机上的工作状态最大风载荷，查表3-9可得=150N/。(2-11)由于小车的面积相对于主梁来说很小，可将其面积均布于主梁面积中进行计算。因此作用在主梁和小车上的风载荷：(2-12)式中：由于小车面积为估算，故A取整为。(2-13)将主梁上的风载荷化为均布风载荷：(2-14)作用在支腿上的风载荷：(2-15)式中：。(2-16)(2-17)化为均布载荷：。(2-18)2.2主梁内力计算2.2.1主梁垂直平面内所受内力2.2.1.1小车位于跨中小车位于跨中央时，主梁的受力图如图2-1所示。图2-1小车位于跨中时的受力图小车在跨中时在垂直面内受的剪力如图2-2所示。图2-2垂直面内的剪力图小车在跨中时在垂直面内主梁所受弯矩如图2-3所示。图2-3弯矩图(2-19)(2-20)支反座力：(2-21)主梁跨中弯矩：(2-22)跨中主腹板所受剪力为：(2-23)2.2.1.2小车位于悬臂极限位置小车位于悬臂极限位置时，主梁上的受力如图2-4所示。图2-4小车位于极限位置时的受力分析计算支反座力：(2-24)(2-25)由以上两式可解得：小车位于极限位置时的弯矩图如图2-5所示。图2-5弯矩图由图3-5可以看出：最大弯矩在与之相邻的支腿处，此时弯矩(2-26)图2-6小车位于极限位置时的剪力图由图2-6可知：小车位于悬臂极限位置时主梁支腿端部截面所受剪力最大。最大剪力：(3-27)2.2.2主梁水平平面内所受内力大车制动时，由于惯性力和风载荷的作用，所以主梁在水平面沿大车轨道方向将受到弯矩和剪切力的作用。2.2.2.1小车位于跨中小车位于跨中时主梁在水平面内的所受到的外力如图2-7所示，产生的剪力和弯矩如图2-8所示。图2-7小车位于跨中时的受力分析图2-8小车位于跨中时的剪力和弯矩由可查得产生的水平弯矩：(2-28)(2-29)2.2.2.2小车在悬臂极限位置时小车位于悬臂处时，主梁在水平面内所受到的外力如图2-9所示，产生的剪力和弯矩如图3-10所示。图2-9小车位与极限位置时的受力图图2-10小车位于悬臂端时的弯矩和剪力水平弯矩：(2-30)(2-31)2.2.2.3小车制动惯性力引起的主梁内力小车制动时主梁产生的内力和由此产生的弯矩如图2-11所示。图2-11小车制动时引起的内力分析和弯矩小车制动时惯性力将在沿主梁方向上产生内力，因此可得：(2-32)，(2-33)小车制动时主梁所受的剪力如图2-12所示。图2-12小车制动时引起的剪力剪力：(2-34)2.3主梁的强度验算2.3.1主梁跨中的强度计算图2-13主梁截面需要计算主梁跨中截面危险点1、2、3的强度，图如下.主腹板上边缘点1的应力,主腹板边至轨顶距离为：(2-35)主腹板边的局部压应力为：(2-36)式中：C--集中载荷的分布长度，。垂直弯矩产生的应力为：(2-37)水平弯矩产生的应力为：(2-38)惯性载荷和侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用相反，应力很少，故不需进行计算。主梁上翼缘的静矩为:(2-39）主腹板边上的切应力为：（2-40）2.3.1.1点1的折算应力为：

（2-41）（2-42）2.3.1.2点2的应力：（2-43）所以2点的强度符合要求。2.3.1.3点3的应力（2-44）2.3.2小车悬臂极限位置处主梁支腿根部截面的强度小车位于悬臂极限位置时仍然验算该截面的1、2、3点的强度。2.3.2.1点1的应力主腹板上边的切应力为:（2-45）（2-46）（2-47）2.3.2.2点2的应力（2-48）2.3.2.3点3的应力（2-49）2.3.3主梁的扭转剪应力主梁在水平面内所受水平惯性力和风力引起的剪应力一般较小，可略去不计算。对于单主梁箱型门式起重机，其主梁截面除承受自由弯曲应力外，还承受约束弯曲应力，约束扭转正应力和剪切力，此外，主梁还承受纯扭转剪应力。主梁所受弯矩如图2-14所示。主梁所受外扭矩:（2-50）式中：小车上机械部分重量；吊钩和最大起升载荷的重量；小车架及防雨罩的重量。腹板上的剪切力：（2-51）（2-52）图2-14弯心位置图2.4疲劳强度计算桥架工作级别为M5，应按载荷组合计算A计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度。由于水平惯性载荷产生的风载产生的应力相对较小，因此可以不对其进行计算。由前面的计算可知在梁中间位置和极端位置时相邻支腿处的应力最大，但极端位置时受力最大处在支腿处，因此可以不必对其进行计算。小车位于跨中时的最大弯矩为：（2-53）满载小车在悬臂极限位置时，跨中的弯矩最小，其为：（2-54）图2-15主梁截面验算主腹板受拉翼缘板焊缝4点的疲劳强度：（2-55）（2-56）应力循环特性：（2-57）根据工作级别A5，应力集中等级K1及材料Q235，可知:，。焊缝拉伸强度许用应力为：（2-58）焊缝拉伸强度满足要求。验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处5点疲劳强度：（2-59）（2-60）应力循环特性:（2-61）根据工作等级A5材料为Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，底板与受拉翼缘板的间隙距离为50mm，应力集中等级为K3，查得[σ-1]=71Mpa。（2-70）符合要求。2.5主梁稳定性计算2.5.1整体稳定性故整体稳定性符合要求。（2-71）2.5.2局部稳定性翼缘板稳定性：（2-72)故需在垂直中心线处设置一条纵向加劲肋。翼缘板最大外伸部分：所以翼缘板稳定性满足。腹板稳定性：(2-73)因为，所以应按等间距设置两条纵向加劲肋和若干横向加劲肋，其布置如图2-16所示。图2-16主梁加强后的截面图横向大隔板间距a=1000mm；纵向加劲肋位置；宽翼缘添加小隔板的间距为a0=500mm。加劲肋尺寸的确定:大隔板的厚度为：(2-74）所以大隔板厚度取为6mm。由于中间开孔的横隔板边宽不应大于20δ，所以板中间孔尺寸取为750mm×376mm。腹板采用相同的纵向加劲肋：∠125×125×10，，，。纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩:(2-75)(2-76)所以纵向加劲肋选择合适。端梁同样在翼缘板上添加小隔板，在腹板上加两根加劲肋，都在距翼缘板0.3h处。所用大隔板与主梁相同，间距a=1000mm，厚度δ=6mm，加劲肋均采用。

第3章支腿计算3.1载荷计算支腿平面内计算的最不利工况是：满载小车在悬臂极限位置，起重机不动或带载荷偏斜运动并制动，同时有风载荷作用。支腿承受的载荷有：结构设备重量、小车载荷、运动冲击力、偏斜侧向力及工作风力。主梁及主梁上的其它设备的重量：(3-1)大车及起吊重物的重量：(3-2)其余载荷前面均已计算。3.2支腿内力计算计算支腿内力时，可分别取门架平面和支腿平面作为平面刚架进行计算，门架平面按一次超静定结构。由于起重机的跨度小于30m所以采用两侧都是刚性支腿的结构，因此门架平面按一次超静定结构进行内力计算。3.2.1门架平面的支腿内力计算3.2.1.1主梁均布自重产生的内力有悬臂时的侧推力为：为了安全起见，现将有悬臂门架当做无悬臂门架计算，即：(3-3)(3-4)(3-5)(3-6)(3-7)(3-8)主梁均布自重引起的支腿弯矩如图3-1所示。图3-1主梁均布自重引起的支腿弯矩图弯矩：(3-9)3.2.1.2由移动载荷产生的内力由移动载荷产生的内力分为小车在跨中和小车在悬臂端两种情况。当小车在跨中，时，小车由移动载荷产生的内力和弯矩如图3-2所示。支座推力：(3-10)(3-11)图3-2小车位于跨中时的内力及弯矩图当小车在悬臂端时，小车由移动载荷产生的内力和弯矩如图3-3所示。图3-3小车受力图侧推力：(3-12)弯矩：(3-13)3.2.1.4作用在支腿上的风载荷产生的内力图3-4风载荷产生的内力侧推力：(3-14)(3-15)弯矩：(3-16)(3-17)(3-18)3.2.1.5顺小车轨道方向的小车制动惯性力和风载荷产生的支腿内力顺小车轨道方向的风载荷和小车制动惯性力产生的支腿内力，如图3-5所示。图3-5顺小车方向支腿内力侧推力：(3-19)弯矩：(3-20)A.当小车在跨中时支腿上的合成弯矩：(3-21)(3-22)B.当小车在悬臂端时支腿上的合成弯矩：(3-23)(3-24)3.3在支腿平面内的支腿内力计算支腿平面内的内力时，可按小车运行到支腿位置时计算，此时垂直载荷为：(3-25)在支腿平面内支腿在各种情况下的受力简图如图3-6所示：(a)(b)(c)(d)(e)图3-63.3.1由垂直载荷引起的支腿内力在垂直载荷P作用下引起的支腿内力如图3-6（a）所示。支反座力：(3-26)(3-27)(3-28)(3-29)(3-30)3.3.2水平载荷引起的支腿内力水平载荷引起的支腿内力如图3-6（b）所示。作用在支腿顶部的水平力：(3-31)作用在支腿中部的水平载荷：(3-32)支反力:(3-33)弯矩：(3-35)(3-36)(3-37)3.3.3支腿上承受从主梁传递的扭矩引起的内力支腿上承受的从主梁传递过来的的扭矩引起的内力如图3-6（c）所示，已知。支反力：(3-38)弯矩：(3-39)(3-40)(3-41)3.3.4支腿自重引起的支腿内力支腿自重引起的支腿内力如图3-6（e）所示。已知支腿自重；。化为均布载荷：(3-42)弯矩：(3-43)支反力：(3-44)(3-45)弯矩：(3-46)(3-47)3.3.5下横梁自重引起的下横梁内力在计算支腿平面内的门架内力时，可同时求出支腿上的弯矩和下横梁中的弯矩。下横梁自重在下横梁上产生的弯矩如图3-6(d)所示。下横梁自重。化为均布载荷：(3-48)支反力：(3-49)弯矩：(3-50)在支腿与下横梁联接处的下横梁C-C截面处的弯矩：(3-51)支腿平面内支腿下部弯矩的合成：(3-52)(3-53)3.4支腿强度计算在门架平面内，支腿上部的弯矩较大，向下逐渐减小，而在支腿平面内，支腿下部弯矩较大，向上逐渐减小，所以单梁门式起重机支腿的两个方向上的尺寸都设计成变截面形式。对于支腿的上部截面，当小车位于跨中时，可用门架平面内支腿的合成弯矩和支腿平面内支腿所受主梁传递的扭矩来验算支腿上部截面的强度。弯曲应力：(3-54)故支腿上部截面符合要求。对于下部支腿截面可按在支腿平面内，支腿下部承受的合成弯矩和轴向力来验算支腿强度。由前面的计算可知：轴向力：(3-55)弯曲应力：(3-56)故支腿下部截面符合要求。3.5支腿稳定性计算3.5.1整体稳定性门式起重机刚性支腿是双向压弯构件，支腿的整体稳定性验算按下面简化计算公式验算：(3-57)式中：Mx、My——门架平面和支腿平面的计算弯矩（常取距支腿小端0.45h处截面的弯矩）；φ——轴心压杆稳定系数，根据支腿长细比。其中龙门架平面支腿为上端固定，下端铰支，为变截面支腿的折算长度系数由《起重机设计手册》查得取。 (3-58)(3-59)取(3-60)故支腿的稳定性满足要求。两根支腿连接形式和外形尺寸完全一样，所以不对另一根支腿进行验算。3.5.2局部稳定性刚腿的翼缘板：所以应等间距地设置三条加劲肋和若干的横隔板。纵向加劲肋的尺寸：宽度h>10δ取h=110；厚度取。横隔板的尺寸：横隔板的外伸宽度根据式依具体情况而定，。腹板：，所以应同时设置两条纵向加劲肋位置同前，横向加劲肋为置也同前。纵向加劲肋的尺寸：宽度h>10δ取h=110；厚度取。所用加劲肋全部采用同样的规格即:∠110×110×8，。(3-61)(3-62)故所选加劲肋符合要求。加劲肋的布置如图3-7所示：图3-7支腿加劲肋布置图

第4章连接强度验算支腿上端与主梁通过法兰盘用螺栓连接，下端与下横梁焊接。4.1计算下横梁上焊缝的强度支腿与法兰采用焊接连接，采用周边贴角焊缝连接，焊缝高度，焊缝连接如图4-1所示。支腿上法兰平面内焊缝在X轴所受的弯矩为：(4-1)水平作用力F为：(4-2)焊缝截面的面积：(4-3)计算焊缝的惯性矩:(4-4)(4-5)经过分析点6处为焊缝应力最大点，6点的应力为：图4-1焊缝连接图(4-6)(4-7)(4-8)(4-9)所以焊缝强度符合要求。两条支腿受力相同，故不对另一根支腿焊缝强度进行验算。4.2支腿上端与法兰盘连接支腿上端与法兰盘连接采用10mm焊缝焊接，焊接形式如图4-2所示。图4-2焊缝连接图(4-10)(4-11)分析可知外侧点7处应力最大故需对其进行计算。(4-12)故点7处满足要求。4.3螺栓连接计算图4-3螺栓布置图支腿与主梁连接的螺栓布置如图4-3所示。由支腿的受力分析可得出距y轴最远的一排螺栓的受力最大,竖直方向的压力最小值为0。(4-13)(4-14)共采用44个8.8级碳素钢螺栓，孔径的Φ40mm。螺纹小径为单个许用拉力为：(4-15)其中由《机械设计》查的。螺栓强度满足要求。单个螺栓的剪力： (4-16)(4-17)螺栓的抗剪强度满足要求。两条支腿受力一样,所以不对另一条支腿进行验算。

第5章刚度计算5.1静刚度和位移当起升载荷在主梁中点和悬臂端时，主梁的受力变形如图5-1所示。图5-1主梁受力变形图满载小车位于主跨中产生的垂直静挠度为：(5-1)验算通过。式中：；；；为刚性支腿对垂直平面的折算惯性矩，可以近似取支腿距小端为0.72H处的截面惯性矩；故小车位于跨中时静刚度符合要求。满载小车位于悬臂端极限位置产生的静挠度为：(5-2)符合要求。5.2桥架水平惯性位移主梁上的水平惯性力为:(5-3)桥架的水平惯性位移：(5-4)桥架的水平惯性位移满足要求。

第6章垂直动刚度门式起重机的动刚度用满载小车位于起重机指定位置时产生的满载自振频率来表示。图6-1门式起重机垂直自振频率的计算满载小车位于跨中或悬臂端工作时，应按同一标准来检验起重机的垂直自振频率，计算模型如上图所示，门式起重机的垂直自振频率可用下面公式来计算： (6-1)起重量：小车重量：桥架中点的质量为:(6-2)起升钢丝绳最大下放长度为：(6-3)桥架跨中的静位移：(6-4)起升钢丝绳选用直径为Ф40mm，钢丝绳滑轮组的静伸长为：

(6-5)结构影响系数为：(6-6)起重机跨中的垂直自振频率为：(6-7)满足要求。小车位于悬臂端时频率很小，故不做验算。

第7章起重机的整体稳定性验算根据起重机设计规范规定：门式起重机需要验算纵向稳定性和横向稳定性。7.1纵向稳定性工况1的验算该工况是只有小车、桥架和起升载荷在纵向方向上作用时的情况，应满足下式要求。(7-1)式中:；；；小车自重重心到倾覆边的距离，；桥架自重重心到倾覆边的距离，。故纵向工况1下稳定性满足要求。7.2纵向稳定性工况2的验算倾覆边载荷组合最不利情况应是满载小车在桥架悬臂端制动时的情况。当时起重机稳定性满足要求，即：(7-2)故纵向工况2下稳定性满足要求。7.3横向稳定性验算该工况是起重机在非工作状态下最大风力作用时的自重稳定性验算。(7-3)因此横向稳定性也满足要求。

第8章起重机拱度为使小车正常运行，门式起重机的主梁需在跨间设置拱度，在悬臂设置翘度。主梁跨中央的上拱度取为：悬臂端的翘度取为：其它部分按二次抛物线变化，考虑制造误差和可能引起的变化（减小），允许将拱度和翘度值增大40%。

第9章大车运行机构的设计9.1车轮与轨道的选择由附表可知选择双轮缘，大车轮轴径d=170mm，车轮轴承型号7524，轨道型号QU80，轨顶曲率半径R=50mm。由（1）式求车轮踏面疲劳计算载荷(9-1)因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触，取=600，轨顶半径R=500，点接触的应力公式为：。(9-2)今选用车轮ZG35CHM52，所以=686N/。m=0.315车轮转速：(9-3)由查得；(9-4)故满足要求。9.2运行阻力的计算9.2.1摩擦阻力的计算(9-5)(9-6)9.2.2坡度阻力的计算(9-7)9.2.3风阻力的计算(9-8)9.2.4运行总阻力(9-9)9.3电动机的选择电动机的静功率，已知运行速度。(9-11)按式（7-10）电动机功率由可查得：电动机应选择YZ160L-6，JC=40%， ，。9.4减速器的选择减速器的传动比：(9-12)由减速器选型表可查得减速器应选用ZQ-650-I-3CA，。大车运行速度：(9-13)运行误差：符合要求。电动机功率，因现在选用减速器的传动比原来的大，即大车的运行速度降低，故电动机的功率合适。9.5选择联轴器由表37查得ZQ-650的输出轴尺寸，；输入轴尺寸，。机构输入轴的扭矩:（9-14）由可知：输入轴处选用梅花形弹性联轴器LM5-b，；输出轴处选用梅花形弹性联轴器LM9-c，。9.6电动机的验算9.6.1电动机过载能力的验算电动机的过载能力：符合要求。（9-15）9.6.2电动机的发热校验大车运行机构电动机的发热校验。稳态功率：（9-16）由可知：。（9-17）动态功率：（9-18）YZ160-6在JC=40%时：，所以发热校验通过。9.6.3运行时间验算9.6.3.1满载起动时间验算（9-19）（9-20）静力矩：（9-21）起动时间：所以起动时间符合要求。（9-22）9.6.3.2满载起动时间验算空载启动时的静力矩：（9-23）摩擦阻力的计算：（9-24）坡道阻力的计算:（9-25）风阻力：（9-26)空载起动时的静力矩：