【正文】 如上圖53示，此距離為60mm合適。同時腹板中線正好通過車輪軸承箱的中心面。根據(jù)[2]表72推薦，選定端梁各構(gòu)件的板厚如下：上蓋板 =18 mm中部下蓋板 =18mm頭部下蓋板 =20 mm腹板 =8 mm按照[2]查得600車輪組的尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板高度時，首先應(yīng)配合好支承車輪的截面，見下圖所示；其次再決定端梁中間截面尺寸。cm端梁因小車在起、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩由[2]公式（732）計算： 式中： ——小車慣性載荷，由[2]公式（78）計算： =25000 N因此， =2350000 Ncm式中： ——導電側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，=90 cm ； 端梁因車輪在側(cè)向載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩由[2]公式（731）計算： 式中： ——車輪側(cè)向載荷，由[2]公式（26）計算，； ——側(cè)壓系數(shù)，由[2]圖23查得，=； ——車輪輪壓，即端梁的支反力=。cm 主梁的強度驗算 主梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力根據(jù)[2]公式（719）計算： ≤式中： ——主梁中間截面對水平重心軸線—的抗彎截面模數(shù)，其近似值： =22307 cm ——主梁中間截面對垂直重心軸線—的抗彎截面模數(shù)，其近似值： = 8397 cm因此可得： = 由[2]表219查得，Q235鋼的許用應(yīng)力為 = MP 故 ＜主梁支承截面的最大剪應(yīng)力根據(jù)[2]公式(720)計算: ≤式中: ——主梁支承截面所受的最大剪力,由[4]公式(714)計算: = = 551620 N —— 主梁支承截面對水平重心軸線—的慣性矩，其近似值： ≈ = = 547201 cm ——主梁支承截面半面積對水平重心軸線—的靜矩： = = 6752 cm因此可得： = MP由[2]表224查得鋼的許用剪應(yīng)力為 = MP 故 ＜ 由上面的計算可知,強度足夠. 主梁的垂直剛度驗算 主梁在滿載小車輪壓作用下，在跨中所產(chǎn)生的重大垂直撓度可按照[2]公式（723）進行計算： 式中： ≈=因此可得： = cm允許的撓度值由[2]公式(722)得: = cm (級) 因此 ＜ 主梁的水平剛度驗算 主梁在大車運行機構(gòu)起、制動慣性載荷作用下，產(chǎn)生的水平最大撓度可按[2]公式（725）計算： 式中：——作用在主梁上的集中慣性載荷；=（～） = （～）(175000+170000) = 4025 ～ 8050 N——作用在主梁上的均布慣性載荷；=（～） =（～） = ～ N/cm = 256109 cm由此可得， = cm水平撓度的許用值： = cm因此, ＜ 由上面計算可知,主梁的垂直和水平剛度均滿足要求。cm因此得主梁水平最大彎矩: ～ =(～) 10 N將各已知數(shù)值代入上式計算可得： +10000280 = 10 N查[2]第七章三節(jié)采用∠45455 角鋼作水平加勁桿。 為了保證主梁截面中受壓構(gòu)件的局部穩(wěn)定性，需要設(shè)置一些加勁構(gòu)件。5 橋架結(jié)構(gòu)的計算參數(shù)已知數(shù)據(jù)：起重量Q=20t；跨度L=；大車運行速度=90m/min；起重機工作類型為級；大車運行機構(gòu)采用分別驅(qū)動方式；小車軌距=2500 mm ；小車輪距=3300 mm ；起升速度：= 16 m/min 。 ——安全系數(shù)，； ＜ [] ，故疲勞強度驗算通過。⑵ 靜強度驗算： 計算靜強度扭矩： = 136 = 7539 Nm式中 ： ——動力系數(shù)，查[2]25得φ= ； 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： = MP 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： []= = = MP ＜ [],故靜強度驗算通過。⑴ 疲勞強度驗算： 等效扭矩： = 136 = 4222 Nm式中:—— 等效系數(shù),見[2]表26 取φ=；由上節(jié)已取浮動軸端直徑 = 80 mm ,故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為: = 10 N/m = MP由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)(因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)之扭矩相同),所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為: []= = MP式中材料用45號鋼,取= 600 MP,= 300 MP,所以 = = 600 = 132 MP = = 300 =180 MP = = —— 考慮零件幾何形狀,表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù),由[2]第二章第五節(jié),查得 =，=。 故從[3]表3126中選用4個聯(lián)軸節(jié)： 其中兩個為： CL6 （靠減速器端） 另兩個為：CL6 （靠車輪端）所有的[]=11200Nm；= kg 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為:+=+=在靠近減速器端，由[2]附表43選用兩個半齒聯(lián)軸器s493 （靠近減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑=40 mm ）；其[]=710Nm；=0. 42 kg，考慮到所取的制動時間 ，在驗算起動不打滑條件時已知時足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。 = ＞ ，故也不會打滑。⑵事故狀態(tài)：當只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則 ≥ 式中： = 148000 N ――工作的主動輪輪壓； N ――非主動輪輪壓之和； ――一臺電動機工作時的空載起動時間； = = s = ＞ ，故不打滑。由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。m滿載起動時間: = s空載起動時間: = 由[5]知，起動時間在允許范圍內(nèi)（t8～10 s）之內(nèi)，故合適。起動時間： 式中： =912 r/min ； = 2（驅(qū)動電動機臺數(shù)）； = Nm ——JC25%時電動機額定扭矩；滿載運行時的靜阻力矩： = Nm空載運行時的靜阻力矩： = Nm初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩: = kg車輪轉(zhuǎn)速： = = = r/min機構(gòu)傳動比： = = 查[2]附表35,選用兩臺ZQ400IV1Z,ˊ= ；[N]= kw (當輸入轉(zhuǎn)速為 1000 r/min 時)，=，考慮減速器有一定的過載能力，故可以選用該減速器。m；電動機質(zhì)量 =174 kg。摩擦總阻力矩：=查[2]附表19查得=600 mm 車輪的軸承型號為3628，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：=220 mm ；由[1]表71～73查得，滾動摩擦系數(shù)=，軸承摩擦系數(shù)=，附加阻力系數(shù)=。線接觸局部擠壓強度驗算： ′==6001001=403512 =404 kN式中: ——許用線接觸應(yīng)力常數(shù)(N/mm),由[3]表386,取=； ——車輪與軌道的有效接觸長度，QU70軌道的=100 mm。圖 41滿載時，最大輪壓： P=+=+= kN空載時，最大輪壓：P′=+=+= kN空載時，最小輪壓：P′=+=+= kN車輪踏面疲勞計算載荷：P=== kN車輪材料： 采用ZG35CrMnSi，=700 ，=380 ，由[3]表3811選擇車輪直徑：當運行速度=60～90 m/min , =1,工作級別為M5時，車輪直徑=600 mm,軌道型號為QU100（起重機專用軌道）， t 。，為減輕重量，決定采用分別傳動的大車運行機構(gòu)布置方式。 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： == MPa許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： = 120 MPa ∴ ＜ 故通過。取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=80mm，=172mm ，由[2]附表42選用兩個鼓形齒式聯(lián)軸器，其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，d=80 mm。 以上聯(lián)軸器和制動輪飛輪轉(zhuǎn)矩之和： += kg .m ，故以上計算不需修改。故從[2] 附表41選GICL鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽d=48mm，=112 mm ，從動端A型鍵槽d=35 mm，=82 mm ，標記為：GICL聯(lián)軸器ZBJ1901389 ，其公稱轉(zhuǎn)矩T=1120 Nm ＞= Nm，飛輪轉(zhuǎn)矩（GD）= kg m，質(zhì)量= kg 。高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由[1]（626）式： = == Nm 式中： = 9550= = Nm —— 電動機額定轉(zhuǎn)矩； ——聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構(gòu)=； ——機構(gòu)剛性動載系數(shù)，一般= ～ ，取=；由[2]附表31查得電動機YZR160L6兩端伸出軸各為圓柱形d=48 mm，=110 mm。滿載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： = = kg = 17531 N 車輪與軌道的粘著力： kg=60000 N＞故滿載起動時不可能打滑，因此所選電動機合適。 因室內(nèi)使用，故不計風阻和坡度阻力矩，只驗算空栽及滿載起動時兩種工況。起動狀況減速器傳遞的功率： = kw式中： =+=+ = 11424+ = 12522 N 此值為計算載荷 ——運行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)， =1。車輪轉(zhuǎn)速： === r/min機構(gòu)傳動比： ==查[2]附表40選ZSC600Ⅳ2減速器，當中級工作類型時，許用功率[N]=14kw（當輸入軸轉(zhuǎn)速為1000 r/min） ，= ∴ ＜ 實際運行速度： = == r/min 誤差： =100% =% ＜ []= 15% 實際所需電動機等效功率： = kw ＜N ，故合適。 根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑D=500 mm 的單輪緣車輪，標記為 ：車輪 DYL500 GB462884摩擦阻力矩： =（Q+ G）（+μ）β由[2]附表19查得，由D=500 mm 車輪組的軸承型號為7524，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值== mm ，由[2]表71~表73查得滾動摩擦系數(shù)=，軸承摩擦系數(shù)μ=，附加阻力系數(shù)β= ，帶入上式得：當滿載（Q=Q）時運行阻力矩： =2（50000+10000）（+） = =2856 Nm 運行摩擦阻力： ==11424 N 當無載（Q=0）時運行阻力矩： =βG（+μ） =210000（+） =476 Nm==1904 N系數(shù)β值表（滾動軸承）電動機靜功率： == kw 式中：= ——滿載運行時靜阻力；η= —— 機構(gòu)傳動效率 ；m=1 —— 驅(qū)動電動機臺數(shù)； 初選電動機功率： === kw 式中：——電動機功率增大系數(shù)，由[1]表76查得，= 由[2]附表30選用電動機YZR160L6 ，N（25%）=13kw ，=942 r/min， (GD)= kgm，電機質(zhì)量 =108 kg。 強度驗算：