桥式起重机设计计算报告书.doc

75/20T 桥式起重机设计计算书
1. 重要技术参数
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Smax：
= 78868 N
式中，Q ——额定起升载荷，Q = 750000 N；
α —— 进入卷筒钢丝绳分支数，对于双联卷筒，α = 2；
q —— 滑轮组倍率，q = 5；
ηh —— 滑轮组效率，ηh =0.97。
B. 钢丝绳最小直径d min：
= 28.08 mm
式中，C —— 钢丝绳选取系数，C = 0.1；
C. 钢丝绳选取
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：
= 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Dmin≥（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es= = 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：ngd = 3圈；
单边安全圈数：naq = 1.5圈；
单边工作圈数：
= 30.75圈
式中，H —— 起升高度，H=16m。
D —— 卷绕直径，D= D0＋d=0.828m。
取ngz = 30.75圈；。
单边绳槽圈数：n = 35.25圈。
绳槽排列长度：Lgz = 35.25×32 = 1128 mm；
卷筒长度：Ljt = 2800 mm。
C. 卷筒转速
卷筒转速：
= 9.21 r/min
式中，υ—— 起升速度，υ=4.79m/min。
2.1.3. 电动机
A. 机构效率
减速机效率：ηj = 0.95
卷筒效率：ηt = 0.98
机构效率：η = ηj ηt ηh = 0.95×0.98×0.97 = 0.9
B. 电动机静功率
电动机静功率：
= 67.86kW
选取电动机YZR315S—10，S3，FC25%，Ne = 63 kW，ne = 580 r/min； S3，FC40%，N40 = 55kW，n40 = 580 r/min，(力矩倍数) Tm = 3.11，(飞轮矩) GDd2 =28.2 kg·m2，(自重) Gd = 1026 kg。
电动机额定力矩：
= 1037.3 N·m
C. 在静功率下电动机转速
在静功率下电动机转速：

= 575.324r/min
式中，n0 ——电动机同步转速， n0= 600 m/min；
n40 ——电动机在基准制S3，FC40%时转速，
n40 = 580 m/min；
N40 ——电动机在基准制S3，FC40%时功率，N40= 55kW。
D.电动机过载验算
电动机必要满足下式：
= 45.82 kW
式中，H —— 系数， 对于绕线电动机，H = 2.1；
m —— 电动机个数，对于一种吊点，m = 1；
N40 = 55kW，满足。
E.电动机发热验算
稳太平均功率：
= 54.288 kW < 63 kW 通过。
式中，G —— 稳太系数，对于本机， G = 0.8；
2.1.4. 速比与分派
A. 总传动比
= 62.467
B. 减速机
按QJRS-D560-63-ⅢC减速机考虑，减速机实际传动比is= 63，减速机许用输出扭矩TIja = 60000N·m。
实际起升速度υs = 4.79m/min。
2.1.5. 制动器选取
制动器按2个计，计算制动力矩：

= 791.775 N·m
式中，k —— 安全系数，k=1.75；
η' —— 制动时机构效率，η'≈ η = 0.9；
选取制动器YWZ2－500/125，额定制动力矩Tzha = 1800 N·m，自重Gzh = 220kg。
2.1.6. 起、制动时间验算
平均起动力矩：Ttm = 1.6Tn = 1.6×1037.3
= 1659.68 N·m
机构空载启动转动惯量：(高速轴之后某些按5%计)
kg.m2
对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr = 0。
启动时间：

= 0.55＋0.005 =0.555 s
式中，m —— 重物及吊具质量，m = 1.02×75000=76500 kg；
启动加速度：
= 0.144m/s2 < 0.4m/s2
带载启动时，静力矩：
= 1117.14 N·m
重物及吊具质量m，换算到高速轴上转动惯量为：

= 1.65 kg·m2
带载启动时间：

=
= 1.865＋0.015=1.88 s
启动加速度：
= 0.042m/s2 < 0.4m/s2 通过。
带载制动时，静力矩：
= 904.88 N·m
制动时间：

=
= 1.34＋0.011 =1.351 s
制动加速度：
= 0.059m/s2 < 0.4m/s2 通过。
2.1.7. 起升机构计算载荷
平均起动力矩倍数：β=1.6；
系数= 1.077；
系数
式中，JⅠ——轴上计算处前段转动惯量；
JⅡ——轴上计算处后段转动惯量；
动载系数：
； ；
一类载荷(疲劳载荷)TⅠ= φ8Tn ( Nm )；
二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ= φ5φ8Tn = (2φ8-ξ)Tn ( Nm )；
机构(换算到高速轴上)计算载荷系数见表1。
表1：起升机构计算载荷系数
项目
轴 段
JⅠ
JⅡ
α
φ8
φ5
φ5φ8
电动机轴
7.05
8.7
1.234
1.366
1.212
1.656
减速机高速轴
14.38
2.37
0.165
1.151
1.064
1.225
从上面表1可以看出，起升机构一、二类载荷动载系数都不不大于1，依照规范，分别用φ8、φ5φ8计算一、二类载荷。
在电动机轴段，
一类载荷TⅠ= φ8Tn =1.366×1037.3 = 1416.95 N·m ；
二类载荷TⅡ= φ5 φ8Tn =1.212×1.366×1037.3= 1717.34 N·m 。
在减速机高速轴段
一类载荷TⅠ= φ8Tn =1.151×1037.3 =1193.93 N·m ；
二类载荷TⅡ=φ5 φ8Tn =1.064×1.151×1037.3 =1270.34 N·m 。
换算到减速机低速轴上一类载荷：
TⅠj = 1193.93×63×0.95 = 71456.71 N·m ；
≈1，
可见，减速机满足。
换算到减速机低速轴上二类载荷：
TⅡj = 1270.34×63×0.95 = 76029.85 N·m ；
2.1.8. 卷筒轴计算
A. 卷筒轴尺寸与轴上载荷
卷筒轴受力分析见图1；
卷筒自重：Gjt = 23850 N；

图1 卷筒轴受力分析

B. 支反力
Rc = =
= 96860N
Rd = 2×78868 + 23850 – 96860
= 84726 N
Ra = =
= 97965N
Rb = 96860 ＋ 84726 – 97965
= 83621N
正号表达力方向与图示力方向相似。
C. 卷筒轴危险截面上弯矩
由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重忽视不计，卷筒轴弯矩图见图2，显然，危险截面在图1所示I-I、II-II截面上。
MI = 61573×0.147 = 17142 N·m
MII = 61573×0.059 = 7568 N.m

图2 卷筒轴弯矩图

D. 卷筒轴危险截面抗弯量
= = 401920 N/mm2
= = 130671 N/mm2
E. 卷筒轴危险截面弯曲应力
卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187~217，屈服极限σs = 285 N/mm2 ,许用应力σa = 178 N/mm2 ,各截面上应力：
== 42 .65N/mm2
< 178 N/mm2 = σa ； 强度满足。
= = 57.9N/mm2
< 178 N/mm2 = σa ； 强度满足。
2.1.9. 卷筒强度与稳定性
A. 卷筒强度验算
由于卷筒长度Ljt= 2800 mm，卷筒直径D=828mm。
挤压应力：

式中，δjt —— 卷筒壁厚，δjt=40 mm；
A1 —— 应力减小系数，普通取A1=0.75；
A2 —— 卷绕系数，单层卷筒A2=1.0；
卷筒用HT200制作，抗压极限σy = 736 N/mm2，许用挤压应力：

σy < σya ，强度满足。
B. 卷筒稳定性验算
由于Ljt > 2D0，须作稳定性验算。
卷筒单位面积上所受外压力：
= 4.46 N/mm2
卷筒绳槽底径：D0 = 800mm，卷筒内径：Dn = 720mm；

卷筒壁中部半径：rp = 380mm；
== 0.97
= = 7.37
== 9.25
可见，
< <
卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳临界压力为：
= 85.87 N/mm2
由于：
= = 815.77 N/mm2 >736 N/mm2 = σy，
则：
= = 19.25
> 1.2 ~ 1.5，稳定性满足。
2.2.副起升机构
副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。
2.2.1. 钢丝绳
A. 钢丝绳最大拉力Smax：
=26020 N
式中，Q ——额定起升载荷，Q = 00 N；
α —— 进入卷筒钢丝绳分支数，对于双联卷筒，α = 2；
q —— 滑轮组倍率，q = 4；
ηh —— 滑轮组效率，ηh =0.98。
B. 钢丝绳最小直径d min：
= 16.13 mm
式中，C —— 钢丝绳选取系数，C = 0.1；
C. 钢丝绳选取
按6×19W+FC-16-170-I-光-右交 型钢丝绳，d = 16mm，σb = 1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度）， 钢丝破断拉力总和S0= 183000N，
钢丝绳实际安全系数：
= 7.03> 6，通过。
钢丝绳型号为：
6×19W+FC-16-170-I-光-右交GB1102-74
2.2.2. 卷筒尺寸与转速

A. 卷筒直径
卷筒最小直径D min≥(e-1)d=19×16=304mm，
式中，e —— 钢丝绳直径倍数， e = 20；
取D0=500mm（卷筒名义直径），
实际直径倍数hs= = 31.25> 19，满足。
B. 卷筒长度
绳槽节距p = 20mm，绳槽半径r=10+0.2mm，绳槽顶峰高h= 6mm。
单边固定圈数：ngd = 2圈；
单边安全圈数：naq = 1.5圈；
单边工作圈数：
= 44.4圈
式中，H —— 起升高度，H=18m。
D —— 卷绕直径，D= D0＋d=0.516m。
取ngz = 44.5圈；。
单边绳槽圈数：n = 48圈。
绳槽排列长度：Lgz = 48×20 = 960 mm；
卷筒长度：Ljt = 2200 mm。
C. 卷筒转速
卷筒转速：
= 17.67 r/min
式中，υ—— 起升速度，υ=7.16m/min。
2.2.3. 电动机
A. 机构效率
减速机效率：ηj = 0.95
卷筒效率：ηt = 0.98
机构效率：η = ηj ηt ηh = 0.95×0.98×0.98 = 0.91
B. 电动机静功率
电动机静功率：
= 26.75kW
选取电动机YZR225M-8，S3，FC25%，Ne = 26 kW，ne = 708 r/min；S3，FC40%，N40 = 22kW，n40 = 715 r/min，(力矩倍数) Tm = 2.96，(飞轮矩) GDd2 =3.2 kg·m2，(自重) Gd = 390 kg。
电动机额定力矩：
= 350.71N·m
C. 在静功率下电动机转速
在静功率下电动机转速：

= 707.44 r/min
式中，n0 ——电动机同步转速， n0= 750 m/min；
n40 ——电动机在基准制S3，FC40%时转速，
n40 = 715 m/min；
N40 ——电动机在基准制S3，FC40%时功率，N40= 22kW。
D.电动机过载验算
电动机必要满足下式：
= 18.98 kW
式中，H —— 系数， 对于绕线电动机，H = 2.1；
m —— 电动机个数，对于一种吊点，m = 1；
N40 = 22kW，满足。
E.电动机发热验算
稳太平均功率：
= 21.4 kW < 26 kW 通过。
式中，G —— 稳太系数，对于本机， G = 0.8；
2.2.4. 速比与分派
A. 总传动比
= 40.03
B. 减速机
按ZQA650-Ⅱ-3CA减速机考虑，减速机实际传动比is= 40.17，减速机许用输出扭矩TIja = 61500N·m。
误差0.3%，
实际起升速度υs = 7.14m/min。
2.2.5. 制动器选取
制动器按1个计，计算制动力矩：

= 521.64 N·m
式中，k —— 安全系数，k=1.75；
η' —— 制动时机构效率，η'≈ η = 0.91；
选取制动器YWZ2－300/90，额定制动力矩Tzha = 630 N·m，自重Gzh = 104 kg。
2.2.6. 起、制动时间验算
平均起动力矩：Ttm = 1.6Tn = 1.6×350.71
= 561.14 N·m
机构空载启动转动惯量：(高速轴之后某些按5%计)
J0=()×1.05=1.454 kg.m2
对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr = 0。
启动时间：

= 0.192＋0.007 =0.199s
式中，m —— 重物及吊具质量，m = 1.02×0=20400 kg；
启动加速度：
= 0.6m/s2
带载启动时，静力矩：
= 360 N·m
重物及吊具质量m，换算到高速轴上转动惯量为：

= 0.42 kg·m2
带载启动时间：

=
= 0.7＋0.02=0.72 s
启动加速度：
= 0.166m/s2 < 0.4m/s2 通过。
带载制动时，静力矩：
= 304 N·m
制动时间：

=
= 0.54＋0.015 =0.555 s
制动加速度：
= 0.215m/s2 < 04m/s2 通过。
2.2.7. 起升机构计算载荷
平均起动力矩倍数：β=1.6；
系数= 1.03；
系数
式中，JⅠ——轴上计算处前段转动惯量；
JⅡ——轴上计算处后段转动惯量；
动载系数：
； ；
一类载荷(疲劳载荷)TⅠ= φ8Tn ( Nm )；
二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ= φ5φ8Tn = (2φ8-ξ)Tn ( Nm )；
机构(换算到高速轴上)计算载荷系数见表2。
表2：起升机构计算载荷系数
项目
轴 段
JⅠ
JⅡ
α
φ8
φ5
φ5φ8
电动机轴
0.8
1.074
1.343
1.357
1.241
1.684
减速机高速轴
1.384
0.49
0.354
1.179
1.126
1.328
从上面表2可以看出，起升机构一、二类载荷动载系数都不不大于1，依照规范，分别用φ8、φ5φ8计算一、二类载荷。
在电动机轴段，
一类载荷TⅠ= φ8Tn =1.357×350.71 = 476 N·m ；
二类载荷TⅡ= φ5 φ8Tn =1.60×350.71= 590.6 N·m 。
在减速机高速轴段
一类载荷TⅠ= φ8Tn =1.179×350.71 =413.5 N·m ；
二类载荷TⅡ=φ5 φ8Tn =1.328×350.71 =465.7 N·m 。
换算到减速机低速轴上一类载荷：
TⅠj = 413.5×40.17×0.95 = 15780 N·m ；
= 3.9 >1，
可见，减速机满足。
换算到减速机低速轴上二类载荷：
TⅡj = 465.7×40.17×0.95 = 17771.8 N·m ；
2.2.8. 卷筒轴计算
A. 卷筒轴尺寸与轴上载荷
卷筒轴受力分析见图3；
卷筒自重：Gjt = 3370 N；
图3 卷筒轴受力分析

B. 支反力
Rc = =
= 28934N
Rd = 2×26020 + 3370 – 28934
= 26476 N
Ra = =
= 29366N
Rb = 28934 ＋ 26476 – 29366
= 26044 N
正号表达力方向与图示力方向相似。
C. 卷筒轴危险截面上弯矩
由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重简化忽视不计，卷筒轴弯矩图见图4，显然，危险截面在图1所示I-I、II-II截面上。

图4 卷筒轴弯矩图

MI = 26044×0.1625 = 4232 N·m
MII = 26044×0.099 = 2578 Nm
D. 卷筒轴危险截面抗弯量
= = 113646 N/mm2
= = 60290 N/mm2
E. 卷筒轴危险截面弯曲应力
卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187~217，屈服极限σs = 285 N/mm2 ,许用应力σa = 178 N/mm2 ,各截面上应力：
== 37.2 N/mm2
< 178 N/mm2 = σa ； 强度满足。
= = 42.76 N/mm2
< 178 N/mm2 = σa ； 强度满足。
2.2.9. 卷筒强度与稳定性
A. 卷筒强度验算
由于卷筒长度Ljt= 2200 mm，卷筒卷绕直径D=516mm。
挤压应力：

式中，δjt —— 卷筒壁厚，δjt=25 mm；
A1 —— 应力减小系数，普通取A1=0.75；
A2 ——卷绕系数，A2=1.0；
卷筒用HT200制作，抗压极限σy = 736 N/mm2，许用挤压应力：

σy < σya ，强度满足。
B. 卷筒稳定性验算
由于Ljt > 2D0，须作稳定性验算。
卷筒单位面积上所受外压力：
= 3.9 N/mm2
卷筒绳槽底径：D0 = 500mm，卷筒内径：Dn = 450mm；
卷筒壁中部半径：rp = 237.5mm；
== 0.97
= = 9.26
== 9.25
可见，
< <
卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳临界压力为：
= 68.3 N/mm2
由于：
= = 648.85 N/mm2 <736 N/mm2 = σy，
则：

= = 17.5 > 1.2 ~ 1.5，稳定性满足。
2.3. 小车行走机构
小车行走机构由4组车轮组构成，两组积极，两组从动，对称布置,分别驱动。积极车轮组电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴，减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。
2.3.1. 行走轮压计算
图5 小车轮压计算简图
计算轮压时，小车重量
按Gxc= 251.1kN计，
主钩满载时行走载荷
QH1=750kN；
副钩满载时行走载荷
QH2=200kN；
计算简图见图5。
A. 空载轮压
小车重量近似均匀分布。用
P1k，P2k，P3k，P4k分别表达小
车重量Gxc折算到四组车轮组
轮压，

B. 主钩满载时行走轮压
用P1H1，P2H1，P3H1，P4H1分别表达主钩满载时行走载荷QH1折算到四组车轮组轮压，用Q11，Q21，Q31，Q41分别表达主钩满载时四组车轮组合轮压，则

Q11= P1k＋P1H1= 62.775＋182.95 = 245.725 kN；
Q21= P2k＋P2H1= 62.775＋192.05 = 254.825 kN；
Q31= P3k＋P3H1= 62.775＋182.95 = 245.725 kN；
Q41= P4k＋P4H1= 62.775＋192.05 = 254.825 kN；
C. 副钩满载时行走轮压
用P1H2，P2H2，P3H2，P4H2分别表达副钩满载时行走载荷QH2折算到四组车轮组轮压，用Q12，Q22，Q32，Q42分别表达副钩满载时四组车轮组合轮压，则

Q12= P1k＋P1H2= 62.775＋11.06 = 73.835 kN；
Q22= P2k＋P2H2= 62.775＋88.94 = 151.715 kN；
Q32= P3k＋P3H2= 62.775＋11.06 = 73.835 kN；
Q42= P4k＋P4H2= 62.775＋88.94 = 151.715 kN；
可见，主钩满载时行走轮压最大，为254.825 kN。
2.3.2. 车轮组选取
最小轮压：Rmin = 73.835 kN，最大轮压：Rmax =254.825 kN；
车轮等效疲劳载荷：
= = 194.495 kN
选用车轮直径为Dc= Ø630mm角型车轮组，配P43轨，点接触，车轮轮压P = 224 kN，车轮许用轮压：
Ra = C1C2P
式中，C1 —— 转速系数；
车轮转速：

υc —— 行走速度；υc = 32.97 m/min；
查得：C1 = 1.09；
C2 —— 工作级别系数；C2 = 1.0；
因此，Ra = 224×1.09×1 = 244.16 kN > 194.495 kN = Rc，通过。
2.3.3. 电动机
2.3.3.1. 行走阻力计算
A. 摩擦阻力
Ff = ω Gxx
式中，Gxx —— 行走重量；Gxx = Gxc + QH1 = 251.1+ 750 = 1001.1 kN
ω —— 阻力系数：
= 0.012
式中，μ —— 轴承摩擦系数；μ=0.015
dc —— 车轮轴径，dc=160mm；
C —— 偏斜运营侧向附加阻力系数；C=2.0
k —— 车轮轨道方向滚动摩擦力臂；k=0.8
因此Ff = 0.012×1001.1 = 12 kN。
B. 坡道阻力
Fγ = Gxx Sinγ
式中，γ —— 坡度角；普通按Sinγ = 0.001；
因此，Fγ = 0.001×1001.1 = 1.0 kN。
C. 风阻力
Fω = C A q kh
式中，C —— 风力系数；C = 1.2；
kh —— 风压高度变化系数；kh = 1；
q—— 风压；一类风压qI=150N/m2，二类风压qII= 250N/m2；
A —— 受风面积；A = 7m2。
因此，FωI = 1.2×7×150 /1000 = 1.26 kN；
FωII 1.2×7×250 /1000 = 2.1 kN。
D. 静阻力
FstI = Ff + Fγ+ FωI = 12 + 1.0 + 1.26 =14.26 kN
FstII = Ff + Fγ+ FωII = 12 + 1.0 + 2.1 = 15.1 kN
2.3.3.2. 机构效率
减速机效率：ηj = 0.93
联轴器效率：ηl = 0.98
轴承效率：ηz = 0.98
机构效率：η=ηjηl2ηz = 0.93×0.983 = 0.89
2.3.3.3. 电动机选取
A. 电动机静功率
= 8.8 kW
B. 电动机启动加速功率
加速时间：ta = 5 s，加速度：a = 0.11 m/s2。
启动加速功率：

式中，mxx —— 行走总质量，mxx = 100111kg；
nd —— 电动机额定转速，r/min；
ΣGD2 —— 机构换算到电动机轴上总飞轮矩，kg·m2；
普通在选取电动机时，上式中后一某些按前一某些20%计，因此，
= 7.25 kW
C. 电动机额定功率
电动机额定功率：
= 9.44 kW
式中，m —— 电动机数量，m = 1 ；
λas —— 电动机平均启动转矩倍数，λas = 1.7 ；
选取电动机YZR160L-6，S3，FC25%，Ne = 13 kW，ne = 912 r/min，GD2 = 0.78 kgm2，Gd = 174 kg；S3，FC40%，N40 = 11 kW，n40 = 945 r/min，Tm = 2.47。
D. 电动机过载验算
电动机在FstII下静功率：
= 9.32 kW
电动机额定功率：
= 9.7kW
与电机静功率很相近，因此电机过载验算通过。
E. 电动机发热验算

<13 kW = Ne 发热验算通过。
式中，G —— 稳态系数， G = 0.8；
F. 电动机额定扭矩
电动机额定力矩：

G. 电动机在静功率下转速
在静功率下电动机转速：

式中，n0 ——电动机同步转速， n0=1000 m/min；
n40 ——电动机在基准制S3，FC40%时转速，
n40 = 945m/min；
N40 ——电动机在基准制S3，FC40%时功率，
N40 = 11 kW。
2.3.4. 速比与分派
A. 总传动比
= 57.3
B. 速比分派
按ZSC750-Ⅲ-1减速机考虑，减速机传动比为：ij =54.75。
此减速机为软齿面减速机，在同步转速为1000r/min时，许用功率Nja = 14.0kW，减速机自重Gj = 452kg。
传动比误差4.6%，实际行走速度υs = 32.97m/min。
2.3.5. 制动器
计算制动力矩：

=3.01 N·m
选取择制动器YWZ2-200/25，制动力矩Tzha =180 N·m，制动器自重Gj = 29kg。
2.3.6. 积极轮打滑验算
当小车空载运营时积极轮轮压与从动轮轮压同样，因此这种工况下积极轮不会打滑，打滑验算从略。
当主起升满载运营时积极轮轮压与从动轮轮压相近，因此这种工况下积极轮不会打滑，打滑验算从略。
当副起升满载运营时积极轮轮压与从动轮轮压相差较大，须作打滑验算。

小车行走，半数积极车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反方向吹，积极轮压和为：
Nt = 2×73835 = 147670 N
取粘着系数：μ0 = 012 (室外)
粘着力为：μ0 Nt = 0.12×147670= 17720 N。
满足下式时，车轮不打滑：

等号右侧各项之和表达电动机启动时作用在车轮周向驱动力(牵引力)：

按电动机功率13 kW配启动电阻，电动机产生驱动力为：

货载及小车自身质量换算到电动机轴上转动惯量为：

= 1.66kgm2
高速轴及联轴器转动惯量：

取β= 1.6，于是：

= 18809 N ≈ μ0 Nt

即，满足条件,验算通过。
2.3.7. 机构计算载荷
机构传动采用分别驱动，闭式传动。在计算启动或启动过程中惯性载荷时，普通应考虑货载质量在计算弹性振动尖峰载荷TII时，可不考虑货载质量。由于行走机构启动时，传动机构弹性振动扭转转矩不久达到它尖峰值TII，这时载荷摆角还很小；但在考虑刚体动态转矩时，普通要考虑货载质量。
小车自身质量mxc = 25111 kg，换算到高速轴上转动惯量为：

= 0.42 kgm2
平均起动力矩倍数：β=1.6；
高速轴及联轴器转动惯量：

摩擦阻力Ff =15 kN
坡道阻力Fγ= 1.0 kN
风阻力FωI = 5.4 kN
静阻力FstI = 21.4 kN

系数
式中，JⅠ——轴上计算处前段转动惯量；
JⅡ——轴上计算处后段转动惯量；
动载系数
； ；
一类载荷(疲劳载荷)TⅠ= φ8Tn ( Nm )；
二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ= φ5φ8Tn = (2φ8-ξ)Tn ( Nm )；
机构(换算到高速轴上)计算载荷见表2。
表2：小车行走机构计算载荷
项目 轴 段
JⅠ
JⅡ
α
φ8
φ5
φ5φ8
电动机轴
0.195
0.585
3
1.65
0.9
1.485
1.825
9.36
1.62
从上面表2可以看出，行走机构减速机高速轴上一类载荷(疲劳载荷)系数达到电动机额定转矩1.65倍，尖峰转矩达到1.485倍。
一类载荷TⅠ= φ8Tn =1.65×136.13 = 224.6 N·m ；
二类载荷TⅡ= φ5φ8Tn =1.485×136.13 = 202.2 N·m 。
换算到减速机低速轴上一类载荷：
TⅠj = 224.6×54.75×0.93 = 11436 N·m ；
换算到减速机低速轴上二类载荷：
TⅡj = 202.2×54.75×0.93 = 10295.5 N·m ；
2.4. 大车行走机构
大车行走机构由4组台车构成，每组台车由一种积极轮一种从动轮构成。走行台车由电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴，减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。
2.4.1. 行走轮压计算
计算轮压时，门机总重量按Gm=641.72kN计，小车重Gxc= 251.1kN，行走载荷Qx=750kN。I侧为司机室一侧，司机室及梯子平台重量按GS=8.72kN计，GS只作用在台车1上，门机除去小车、司机室和梯子重量Gj=641.72－251.1－8.72=381.9kN可视为均布于四组台车上，计算简图见下图6。

用P1j，P2j，P3j，P4j分别表达Gj折算到四组车轮组轮压，可见，
图6 大车轮压计算简图

A. 空载最小轮压
当空载小车位于门机II侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离c=2568.5mm，此时I侧轮压可达到最小值。见图7
图7 空载最小轮压计算简图

用P1m，P2m，P3m，P4m分别表达空载小车在此位置时折算到四组大车车轮组轮压，可见，P1m=P2m，P3m=P4m
且P1m＋P2m＋P3m＋P4m=P1k＋P2k＋P3k＋P4k=Gxc= 251.1kN
则

=39.1 kN
P1m= P2m=19.55 kN
P3m= P4m= 106 kN
用Q1k，Q2k，Q3k，Q4k分别表达空载时四组大车车轮组轮压，则
Q1k=P1j＋P1m＋GS= 95.475+19.55＋8.72 = 123.745 kN
Q2k=P2j＋P2m = 95.475+19.55 =115.025 kN
Q3k=P3j＋P3m = 95.475＋106 = 201.475 kN
Q4k=P4j＋P4m = 95.475＋106 = 201.475 kN
因此，，
B. 满载最大轮压
当主起升满载且小车位于门机I侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离d=2748.5mm，此时I侧轮压可达到最大值。见图8。
图8 满载最大轮压计算简图

用P1h，P2h，P3h，P4h分别表达满载小车在此位置时折算到四组大车车轮组轮压，可见，P1h=P2h，P3h=P4h
且P1h＋P2h＋P3h＋P4h=Q11＋Q21＋Q31＋Q41=Gxc＋Qx= 1001.1kN
则

=164.94 kN
P3h= P4h= 82.47 kN
P1h= P2h= 418.08 kN
用Q1h，Q2h，Q3h，Q4h分别表达满载时四组大车车轮组轮压，则
Q1h=P1j＋P1h＋GS= 95.475＋418.08＋8.72 = 522.275 kN
Q2h=P2j＋P2h = 95.475＋418.08 = 513.555 kN
Q3h=P3j＋P3h = 95.475+82.47 = 177.945 kN
Q4h=P4j＋P4h = 95.475+82.47 = 177.945 kN
因此 ，
2.4.2. 车轮组选取
最小轮压：Rmin = 61.87 kN，
最大轮压：Rmax = 261.14 kN；
车轮等效疲劳载荷：
= =194.7kN
选用车轮直径为Dc= Ø700mm角型车轮组，配QU100轨，点接触，车轮轮压P = 347 kN，车轮许用轮压：
Ra = C1C2P
式中，C1 —— 转速系数；
车轮转速：

υc —— 行走速度；υc = 75.19 m/min；
查得：C1 = 0.99；
C2 —— 工作级别系数；C2 = 1.0；
因此，Ra = 0.99×1.0×347 = 343.53 kN > 194.7 kN = Rc，通过。
2.4.3. 电动机
2.4.3.1. 行走阻力计算
A. 摩擦阻力
Ff = ω Gdx
式中， Gdx —— 行走重量；Gdx = Gm + Qx = 641.72+ 750 = 1391.72 kN
ω —— 阻力系数：
= 0.009
式中，μ —— 轴承摩擦系数；μ = 0.015
dc —— 车轮轴径； dc = 170mm
C —— 偏斜运营侧向附加阻力系数； C = 1.5
k —— 车轮轨道方向滚动摩擦力臂。k = 0.8
因此，Ff = 0.009×1391.72 = 12.53 kN。
B. 坡道阻力
F