毕业设计（论文）-5吨“L”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计.doc

毕 业 设 计（论文）说 明 书课题：5吨“l”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计专 业 机械设计制造及其自动化班 级 机械0231 学 号 19 姓 名 指导教师 完成日期： 2007年 3 月至2007年 6 月湖南冶金职业技术学院机械工程系 湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）总成绩单学 生姓 名专业机械设计制造及其自动化班级机械0231学号19毕业设计题目5吨“l”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计序号项 目 名 称成绩比例（%）签 名1指导教师评定502答辩委员会评定50系（部）审核总 成 绩（盖章）年 月 日湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）指 导 教 师 意 见 书学 生姓 名专业机械设计制造及其自动化班级机械0231学号19毕业设计题 目5吨“l”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计 评 语 指导教师： （签名） 年 月 日湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）任务书学 生姓 名专业机械设计制造及其自动化班级机械0231学号19毕业设计题 目5吨“l”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计要求完成的主要工作量1张手绘小车装配图1张手绘卷筒装配图1张cad小车装配图1张cad卷筒装配图3张cad零件图1份设计说明书毕业设计(论文)完成日期从 年 月 日 至 年 月 日指导教师(签 名)教研室主任(签 名)系（部）审核： （签章）湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）答辩表学 生姓 名专业机械设计制造及其自动化班级机械0231学号19毕业设计题目5吨“l”型支腿 箱形单主梁门式起重机设计主答辩委员答辩时间 年 月 日(上、下午)向学生提出的主要问题前言随着社会的发展进步,建设创新型国家,培养创新型人才已经越来越成为一个非常迫切的任务.毕业设计作为我们大专学生在校学习的最后一个教学环节,搞好毕业设计工作,不断提高毕业质量,也成为了培养学生成材的一个重要环节.大专生毕业设计即是一种创新研究的尝试. 起重机机械主要用于装卸和搬运物料,不仅广泛用于工厂 港口建筑工地等生产领域,通过起重机吊钩或其他吊具的起升,下降及移动完成各物品的装卸和移动,使用起重机能减轻工人劳动强度,提高劳动生产率,甚至完成人们无法直接完成的某些工作. 由于本人是第一次单独完成这项复杂的工作,其结论必有许多不足之处,望老师们能给予批评指正,我将积极改正并予以诚挚的感谢! 编 者 2007 年 6 月毕业设计题目及原始数据题号起重量跨度工作级别起升高度起升速度小车运行速度大车运行速度25t25.5a71215(m7)40110说明;1.大车运行机构的工作级别与起升机构相同,小车运行机构的工作级别一律为m5级; 2.表中所列速度要求,在计算后所得的实际数值可允许有15%的偏差. 目 录前言.1(一) 毕业设计题目及原始设计数据2(二) 小车起升机构和运行机构的设计计算3(三) 卷筒及部件的设计计算.18(四) 门架及部件的设计计算.21(五) 大车及部件的设计计算.52(六) 小 结.59(七) 参 考 文 献60设计内容 计 算 与 说 明结 果1)确定起升机构传动方案，选择 滑轮组和吊钩组 2)选择钢丝绳3)确定沿轮主尺寸4)确定卷筒尺寸，并验算强度5)选电动机6)验算电动机发热条件7)选择减速器8)验算起升速和实际所需功率9)校核减速器输出轴强度10)选择制动器11)选择联轴器12)验算起动时间13)验算制动时间14)高速浮动轴计算1确定机构传动方案2)选择车轮与轨道并验算其强度 3)运行阻力计算4)选电动机5)验算电动机发热条件6)选择减速器7)验算运行速度和实际所需功率8)验算起动寸时间9)按起动工况校核减速器功率10够验算起动不打滑条件11)选择制动器12)选择高速轴器及制动轮13）选择低速轴联轴器14）验算低速浮动轴强度1)卷简心轴计算2)选择轴承3)绳端固定装1 . 门架主要尺寸定1）主梁几何和特性2支腿几何尺寸和几何特性 3)下横梁截面尺寸及几何特性4)主粱支腿抗弯刚度比5)大车轮距取2.门架的计算载荷1主梁单位长度质量2小车轮压3)小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力4）大车制动时产生的惯性力5）风载荷主梁的内力计算1)垂直面内应力1。 起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则，决定采用图4-10的方塞。如图4-22所示，采用了双联滑轮组。按q=5t查表42取滑轮组倍率 ih=2，承载绳分支数； z=2ih =4图4-22 起升机构计算简图查起重机课程设计附表8选图号为g13吊钩组，得其质量g0=99kg,两动滑轮间距 a=200mm 若滑轮组用滚动轴承，当 ih =2，查表得滑轮组效率：=0.99钢丝绳所受最大拉力: smax=12.876kn 查通用机械表2-4中级工作类型(工作级别m7)时，安全系数n=7,钢丝绳计算破断拉力sb sb=nsmax=5.512.876=90.132kn 查起重机课程设计附表l选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6x19w+fc，钢丝公称抗拉强度1670mpa，光面钢丝，右交互捻，直径d=13mm，钢丝绳最小破断拉力sb=93.14kn,标记如下； 钢丝绳13nat6l9w十fcl670zs93gb8918-88 滑轴的许用最小直径： dd(e-1)=13(25-1)=312mm式中系数e=25由1通用机械表1-6查得。由起重机课程设计附表2选用滑艳直径d=315mm,，取平衡滑轮直径dp0.6d=06 315=189mm 由起重机课程设计附表4选用钢丝绳直径d=13mm.d=315mm.滑轮轴直径d=90mm的f型滑轮标记为： 滑轮f13x 25590 zb j80 006987由起重机课程设计附表5平衡滑轮选用d=13mm，d=225mm,滑轮轴直径d6=45mm的f型滑轮标记为：滑轮f13x22545 zb j80 006987 确定卷筒尺寸，并验算强度： dd(e-1)=13(25-1)=312mm由起重机课程设计附表13选用d=315mm，卷简绳槽尺寸由起重机课程设计附表143查得槽距，t=13mm，槽底半径r7mm 卷筒尺寸:l=2=2(=984.32mm 取l=1500mm式中 z0附加安全系数,z0=2; l1卷槽不切槽部分长度,取其等与吊钩组动滑轮的间距,即l1=a=200,实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适应增减。d0卷筒计算直径d0=d+d=431mm卷筒壁厚：=0.02d+(610)=0.02400+(610)=1418mm取=15mm卷筒壁压应力验算: 选用灰铸铁ht200,最小抗拉强度b=195 n/cm2许用应力:y= 130mpaymax3d,尚应验算弯矩产生的拉应力,卷筒弯矩图示于图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:m=w=0.1式中 d卷筒外径,d=400mm di=卷筒内径,di=370mm于是i=mw/w=8369400/1714597.5=4.9 mpa合成应力：=+=20.995n/2式中许用拉应力=39mpa 1ll 卷筒强度验算通过。 卷筒a315x15007x13122左zb j80 007287 计算静功率; nj=(q+g0)v/10260=14.7kw式中 机构总效率，一般=o80.9，取=085电动机计算功率，nekdnj=0.914.7=13.23kw式中 系数k对于m级机构，kd=o85095,取kd=0.9 查起重机课程设计附表30选用电动机jzr-42-8，其中n（25）=16kw n=715rpm,gd=1.46kg.m,电机质量=260kg 按照等效功率法，求jc=25时所需的等效功率： nkr=0.850.8714.7=10.62kw 式中k工作级别系数。对于m级，k=0.85 r系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（t/t）查得，一般起升机构t/t=0.1查得r=0.87由以上计算结果 n，故初选电动机能满足卷筒转速; n=23.07r/min 减速器总传动比; =31 查起重机课程设计附 表35选zq5003ca减速器，当工作类型为重级(相当工作级别为m级)时，许用功率n=12.8kw,=31.5,质量g=345kg，入轴直径=50mm，轴端长=85mm(锥形) 实际起升速度; =15=15.24m/min 误差： =x100=1.6=15 实际所需等效功率： =10.6=10.24kwne(25)=16kw 由(1)公式(616)得输出轴最大径向力： rmax=（as+g）r式中 as=2x12876=25752n n=25.752kn-卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷， g=4.56kn-卷筒及轴自重，参考附表14估计， r=20.5knzq5oo减速器箱出轴端最大允许径向载荷，由起重机课程设计附表40查得。所以rmax=1/2(25.75+456)=15.155knr=20.5kn 由1公式(6-7)得输出轴最大扭矩： mmax=(07一08)式中 me=9750=218 nm-电动机轴额定力矩， max=2.8-当jc=25%时电动机最大力矩倍数，由起重机课程设计附表33查出， o=0.95-减速器传动效率， m=26500 nm-减速器输出轴最大容许转矩，由起重机课程设计附表36查得。mmax=0.8x 2.8x218x23.34x0.95=10827.5n.mm飞轮力矩(gd)=0.403kg.m 质量g=23.6kg 浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm,1=85mm 靠减速器轴端联轴嚣 由起重机课程设计附表43选用带300mm制动轮的半齿轮联轴器，其图 号为s124，最大容许转矩m=3150nm,飞轮矩(gd)=18kgm质量g=385kg。为与制动器ywz-31523相适应，将s124联轴器所带300mm制动轮修改为中315mm应用起动时间：t= 式中 (gd)=(gd)十(gd2)十(gd)=1.46十0.403十18=3.668kgm 静阻力矩;mj=(q+g)d/2i=(5000+99)0.413/2231.50.85=19.66kgm=196.6nm 平均起动转矩： mq=1.5me=15218=327nm 通常起升机构起动时间为1一5s此处tq1s，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故听选电动机合适 制动时间： 式中 由（1)表6-6查得许用减速度，a0.2， a=v/t 故. t=1.27tt 故合适1）疲劳计算 2起升机构疲劳计算基本载荷 =1.09218=237.62式中 -动载系数，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 起升载荷动裁系数(物品起升或下降制动的动载效应)， 1+0.71v=1+0.7115.24/60=1.18 由前节巳选定轴径d=45mm, 因扭转应力： n/m=13.03mpa 轴材料用45号钢，=600mpa，=300mpa，弯曲：=0.27(=0.27(600+300)=243mpa 扭转 =140mpa =0.6300=180mpa 轴受脉动循环的许用扭转应力， =式中 k=kk一考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数， k与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有链槽及紧合区段，k=1525， k一一与零件表面加工光洁度有关.对平面粗糙度为3.2的零件 k=1151.2：对于平面粗糙度为12.5的零件，k=1.25135 此处取k=21.25=2.5 考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢=0.2，n1-安全系数，n1=1.25(由2表30查得) = =88.9mpa故 通过 (2)强度验算 轴所受最大转矩： m=me=118218=257.24mpa 最大扭转应力： = 14.114mpa 许用扭转应力， =120mpa式中n-安全系数, n=1.5 故通过 浮动轴的构造如图4-24所示,中间轴径d1=d+(510)=50-55mm, 取=55mm !2小车运行机构计算 经比较后，确定采用如图4-25所示的传动方案 图4-25 小车运行机构传动简图 车轮最大轮压：小车质量估计取gxc=4000kg。假定轮压均布：pmax=2250kg=22500n车轮最小轮压： pmin=1000kg=10000n 初选车轮：由起重机课程设计附表17可知，当运行速度0.9,，工作级别为 重级时，车轮直径d=250mm，轨道型号为11kgm(p18)的许用轮压为2.21tpmax=2.25t。根据gb462884规宅，页径系列为dc=250、315。400、500，630mm，故初步选定车轮直径dc=315mm。而后校核强度强度验算可按车轮与轨道为线按触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷 pc=10833n车轮材料，取zg340-640，=340mpa,=640mpa 线接触局部挤压强度： =6.031519.4 0.970.8=28452.8n式中 许用线接触应力常数(nmm)，由1表52查得=6： 车轮与轨道有效接触强度，对于轨道p11(由附表22)，=b=19.4mm： c转速系数，由1表5-3，车轮转速n=40.44rpm时c=0.97 ， c工作级别系数，由(1)表5-4，当为m级时c2=0.8 pcp， 故通过 点接触局部挤压强度 =kcc=0.1320.970.8=24318.75n式中 k许用点接触应力常数(nmm2)，由15-2查得k2=0.181 r-曲率串径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮r=d/2=315/2,轨道曲率半径=90(由起重机课程设计附22查得)，故取r=315/2=157.5 m-由r/r比值(r为r1，r2中的小值)所确定的系数，r/r=90/157.5=0.75，由1表5-5查得m=0.47 ppc 故通过 根据以上计算结果，选定直径dc=315的单轮缘车轮，标记为： 车轮dyl一315 gb 462884 摩擦阻力矩; mm=(q+g)(k+) 查起重机课程设计附表19，由d=250mm车轮组的轴承型号为7512，掘此选dc=315mm 车轮组轴承亦为7518。轴承内径和外径的平均值d=(90+160)/2=125mm。 由1)表7-l表7-3查得滚动摩擦系数=0.0005，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数：2.0，代人上式得满载寸运行阻力矩：m(q=q)=(5000+4000)(0.0005+0.02x0.125/2)2=31.5kgm=315nm 运行摩擦阻力； p(q=q)= = 当无载时： m(q=0)=4000（0.0005 +0.02 2=14kg.m=140nm p(q=0)=888.9n电动机静功率:n=1.48kw 式中p=pm(q=q)满载时静阻力，=0.9-机构传动效率， m=1-驱动电动机台数。 初选电动机功率:n=kn=1.15x1.48=1.702kw 式中 k电动机功率增大系数，由1中表7-6查得k=1.15 由起重机课程设计附表3o选用电动机jzr-11-6，ne=2.2kw，n=885rmin，(gd)=0.1105kgm;电机质量g=80kg等效功率: n=kn=0.75x1.48x1.12=1.24kw式中 k工作级别系数，由1查得，当jc=25%时,k=0.75; 由1表65查得tt=o2,查表图66得=112。 nxn，故所选电动机发条件通过 车轮转速; n=40.4r/min 机构传动比 =21.88 查起重机课程设计附表40选用zsc-400-i-3减速器：=22.4;n =1.9kw(当输入轴转速为1000rmin时)，n 实际运行速度; v=40=39.07m/mim 误差：=2.3115%合适 实际所需电动机等效功率:n=n=.1.24=1.21ne故合适起动时间： t=式中 n=885rmin;m=1驱动电动机台数； mq=1.5m=159550=35.63nm 满载运行时折算到包动机轴上的运行静阻力矩： mj(q=q)=15。63nm 空载运行寸折算到电动机上的运行静阻力矩 mj(q=0)=6.94nm 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： （gd）+（gd）=0。26kg.m 机构总飞轮矩， c(gd)=c(gd+(gd+(gd=1.15(0.1105+0.26) =0.426kg.m 满载起动时间： 无载起动时间： 由1表7-6，当=40m/min=0.67m/s时,tq推荐值为5.5s,tq(q=q)tq故所选电动机能满足快速起动要求 起动状况减速器传递的功率： n= =3kw 式中pd=p+pg=pj+= m运行饥构中同一级传功的减速器个数，m=1。 所用减速器的n=19kwt(q=0)”， 故不可能打滑。 满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： t 车轮与轨道的粘着力： f=pf= 故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适 由(1)查得，对于小车运行机构制动时间t34s,取t=3s，因此,所需制动转矩： m= = -9.81nm由起重机课程设计附表1 5选明ywz 520023，其制动转矩m=112nm 考虑到所取制动时间t=3s与起动时间t=2，64s很接近，故略去制动不打滑条件验算 高速轴联轴器计算转矩，由1（6-26)式： m=n=1.351.823.74=57.71nm式中 m=9750=23.74nm-电动机额定转矩， n-联轴器的安全系数，运行机构n=1.35 机构刚性动载系数，=122o，取 由起重机课程设计附表31查电动机jzr116两端伸出轴各为圆柱形d=35mm，80mm。由起重机课程设计附表37查zsz400减速器高速轴端为圆柱形d=30mm，l=55mm。故从起重机课程设计附表41选gcl鼓形卤式联轴器， 主动端a型键槽d=35mm； l=80mm,从动瑞a型键槽d30mm,l=55mm。标记为；gicl联轴器zbj1901389。其公称转矩tn=630nmm。=957.7nm, 飞轮矩(gd)l= o009kg.m,质量gl=5.9kg 高速轴端制动轮；根据制动器已选定为ywz520023,由起重机课程设计附表16选制动轮直径dz=20cmm，圆柱形袖孔d=35mml=80mm,标记为：制动轮200-y35 jbzq4389-86，其飞轮矩gd2z=0.2kgm2，质量gz=10kg以上联轴器与制动轮飞轮矩之和： (gd2)l+(gd2)z=0.209kgm2=与原估计0.26kgm基本相符，故以上计算不需修改 低速轴联轴器计算转炬，可由前节的计算转矩mc求出 mc=1/2mci0=581.6nm由起重机课程设计附表37查得zsc400减速器低速轴端圆柱形d=65mm,l=85mm,取浮动铀装联轴器铀径d=60，l=85，由起重机课程设计附表42选用两个giclz鼓形齿式联轴器。其主动瑞：y型轴孔a型键槽，=65mmo从动瑞：y型轴孔，a型键槽，d2=60mm,l=85mm,标记为： giclz联轴器zbj19014-89 由前节巳选定车轮直径dc=315mm，由起重机课程设计附表19参考350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65，l=85，同样选用两个giclz3鼓形齿式联轴器。其主动铀端，y型轴孔，a型键槽d1=60mm，l=85mm，从动端：y型轴孔，a型键槽d2=65mm，l=85mm，标记为： giclz联轴器zbjl9014-89(1)疲劳验算 由2运行机构疲劳计算基本载荷： 由前节已选定浮动轴端直径d=60mm,其扭转应力： 浮动轴的载荷变化力对称循环(因远行机构正反转转矩值相同)，材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算得-1=140mpa，=180mpa,许用扭转应力：式中k、 ni与起升机构浮动轴计算相同 n -1k 通过(2)强度验算 由(2)运行机构工作最大载荷： m=式中考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7，此处取甲=1.6， 刚性动载系数，取=1.8。 最大扭转应力，1610n/m 许用扭转应力： =120mpa 故通过 浮动轴直径：d=d+(510)=60十(510)=6570mm取d=70mm(参见图4-24) 卷 简 部 件 计 算 由前面计算已知数据有，卷简名义直径d=400mm螺旋节距t=16mm;卷筒长度l=1500mm壁厚为d=l5mm 通过做草图得到卷简心轴轧的支点位置(图58)，并参考有关资料，决定心它的各段直径。轴的材料用45号钢 1. 支座反力(图5-8，a)：ra=12876(200+656+200)+12876(656+200)/1660=14724nrb=21287619790=11028n心轴右轮毂支承处最大弯矩， mw=rb20=11028x20=220560ncm 2 疲劳计算：对于疲劳计算采用等效弯矩，由表2-7查得等效系系数=1.1，等效弯矩 md=kdmw1.1 220560=220560ncm弯曲应力： w=70.73mpa心轴的载荷变化为对称循环。由211,2-13式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其b=600mpa;s=300mpa，-1w=0.43b=258mpa式中 n=1.6安全系数（见2-18）； k应力集中系数； kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； km1.15面加工光滑度有关的应力集中系数，按5查得 故 ：-1w=100mpa w -1w 通过1 静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表2-5查得，=1.2, =264672nm max=77.16mpa 许用应力： w=s / n= 185.5mpa maxw 通过 故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过由于卷筒心轴上的左轴承的内、外座圈以同样速转动，故无相对运动可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转， 应按照额定动负荷来选择（可参考4选择）1 左端轴承：由4 （19-16）式轴承的额定静负荷 c0n0p0式中 c0 额定静负荷； p0当量静负荷； n0安全系数，由4表19-7取。参考起重机课程设计附表8，选用中型双排珠轴承，型号1313，由4表19-9查得轴承的额定静负荷c=22900n，左轴承的当量静负荷： p0= fdra=1.114724=16196.4n式中 fd=1.1-动负荷系数，由4表19-6选取n=1.0416196.4=16844c安全。2 右端轴承：令右端轴承也采用1311，其额定动负荷c=40300n右轴承的径向负荷 fr= fdrb=1.111028=12130.8n 轴向负荷 fa=0设m5级工作类型的轴承工作时数lh=4000h,，由4表19-16查得1311轴承的e=0.23,，令 fa/ fr=0e,故x=1,y=2.7,当量动负荷 p=xfr+yfa=112130.8+2.70=12130.8n 由7（19-2）式：lh= (c/p)=1.067故动负荷c=(c/p)p=1.60712130.8=19494nc 根据钢绳直径为13mm,由4表311选择压板固定装置(图59)并将压板的绳槽改用 =40梯形槽.双头螺柱的直径m16 已知卷筒长度计算中采用的附加圈数z0=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数j=0.15.则在绳端固定处的作用力: s= 压板螺栓所受之拉力： p=式中 f1-压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。 当=40时。 f1=螺拄由拉力和弯矩作甩的合成应力： =1.3p/z(d21/4)+mw/0.1d3z式中 z=2(螺柱数) d1=13.8mm(螺纹内径) mw=sl= 1956.81.8=3522 n.cm(弯矩) = 螺枉材料为q235，屈服极限s=240mpa,则许用拉伸应力为： (由表2-21取安全系数n=1.6) l=s/ n=150mpa l 通过 门架的主要构件有主粱，支腿和下横粱，皆采用箱形结构。主粱截面如图824所示，其几何尺寸如下： 主梁几何尺寸 高度h（1/151/25）l =（1/151/25）x 22 =1.470.88m 取 h=1.516m 宽度b(060.8)h =(0.60.8)x1.52=0.911.21m 取 bs=1.10m; bx=0.96m 取副膻板厚度 2=0.6cm 其它板厚 1=3=4=0.8cm 其余尺寸 h=150cm,b=910cm腹板间距) 主梁几何特性 面 积 f=3748cm2 静面矩 sx=10150cm3; sy=6860cm3 惯性矩 ix=565cm4 iy=546465 cm4 截面模数 wx=56454 cm3; wyl=54454cm3; wyr=54422 cm3; 支腿总体尺寸 支腿几何图形如图8-25示参考同类型超重机，采用“l”型支腿, 确定总体几何尺寸如下: h=805m，h1=1.35m，h2=o40m，h3=150m，h4=200mh5=13.765m h=825m l=1.60m l=540m a=4.05m l=700mb=8.592m 计算门架内力时，取计算高度， h=h+h1+h2=i35十805十o4=9.80m 计算内力时，取计算高度: h=h=8.05ma-a截面: ixa-a=727588cm4; iya-a=l432431cm4;wya-a=17101cm3b-b截面：ixb-b=403208cm4; ixb-b =19511104;wyb-b= 19356cm3折算惯性矩：ixz=565398 cm4;iyz=16917704下横梁截面几何尺寸如图8-27所示，其截面几何特性为，cc截面： izc-c=1789263cm4;iyc-c=1113443 cm4 wyc-c=148855 cm3wzc-c =47713 cm3 d-d截面：izd-d =23452984 ; izd-d=99059c4， wyd-d=6338.63wyd-d =3301.93系数:k=i2/i1h/l式中 i2主梁绕x轴惯性矩; i1= ix2=565398cm4支腿折算惯性矩， h=9.8m，l=22m k=i2/i1*h/l=(1328762/565398)(9.8/22)=1kdc=(1/4-1/5)l0=9.16m 取 kdc=7m门架的计算载荷：q=50.13n/cm主梁的单位长度质量：qf=q=150.13=50.13n/cm式中起升冲击系数，由第二章，取=1。小车轮：单主梁小车有两个垂直车轮轮压 2p=q+gxc计算轮压：2pj=gxc+(q+go)由第二章，动力系数可按下式计算：=1+0.01vq=1+0.017.8=1.078取=1.15则2pj=16999+1.15(16000+322)=252539npj=252539/2=126269n由式（8-10）可知，小车制动时的惯性力受限于小车车轮与轨道的粘着力，即pxgfv式中 f粘着系数，f=0.15 v主动车轮轮压，pxgfv=0.15=0.15=17140.94n由式（8-7）可知，大车制动时引起的惯性力也受限于车轮与轨道的粘着力主梁自重引起的惯性力；在本例中，大车车轮总数为4，主动车车轮数为2，尺寸a和b见图8-24：货物自重和小车自重引起的惯性力 若取作用在处； =支腿自重引起的惯性力支腿自重：gt=3853kg=0.153853主梁自重引起惯性力化成均布截荷 作用于货物的风载荷当q=16t时，fw=10m2; c=1.