畢業(yè)設計論文70t雙梁橋式起重機大車運行機構的設計全套圖紙

1、1 前言全套圖紙加174320523 各專業(yè)都有 隨著現(xiàn)代科學科技的發(fā)展、工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模的擴大和自動化程度的提高，起重機在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中應用越來越廣，作用越來越大。起重運輸機械通常用于物料搬運，隨著科技的進步、現(xiàn)代化大規(guī)模生產(chǎn)的發(fā)展，機械越來越廣泛地使用于國民經(jīng)濟的各部門?，F(xiàn)在不僅在港口、車站、倉庫、料場、電站、高層建筑、工礦企業(yè)生產(chǎn)車間等領域用到起重運輸機械，甚至在生活里也用到起重運輸機械，例如電梯、自動扶梯等。所以它不僅在國民經(jīng)濟中占有重要位置，而且它在社會生產(chǎn)和生活的領域正在不斷擴大。并且大型起重設備的狀況，標志著一個國家工程機械制造的能力，決定著交通建設的速度與質量。隨著生產(chǎn)規(guī)模的日益

2、發(fā)展,對車間內(nèi)部的起重機械的工作性能也提出了更新更高的要求：起重量的增大，工作次數(shù)頻繁,操作舒適而可靠,自重減輕等。橋式起重機是生產(chǎn)車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現(xiàn)生產(chǎn)過程機械化與自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率的重要物品搬運設備。他通常用來搬運設備，也可以用于設備的安裝和檢修等其他用途。橋式起重機安裝在廠房高處兩側的吊梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道（在車間上方）縱向行駛。橋式起重機可以人力驅動或電力驅動。人力驅動只用在起重量不大（不超過20t）而且工作很輕閑的場合。在其它情況下，一般均使用電力驅動。其中雙梁橋式起重機比單梁橋式起重機更好地解決提高起重量和增大跨度之間的矛盾。所以電

3、動雙梁橋式起重機是我國生產(chǎn)的各種起重機中產(chǎn)量最大應用最廣的一種。通用的電動雙梁橋式起重機的一般起重量在4t和500t之間。我國目前生產(chǎn)的標準橋式起重機范圍在5250t之間。運行機構是橋式起重機的一個重要部分。它安裝在起重機的橋架上。運行機構的任務是起重機和小車作水平運動。有時用于搬運物品；有時用于調整起重機的工作位置。大車運行機構由電動機、聯(lián)軸器、減速器、浮動軸、制動器、車輪組等設備組成。大車運行機構傳動方案，基本分為兩種，即分別傳動的和集中傳運的。橋式起重機常用的跨度（10.532m）范圍內(nèi)，均可用分別傳動方案。本設計橋式雙梁起重機跨度為16m，故選用分別傳動方案。 在分別驅動的橋架運行機構

4、中，兩側的主動輪都有各自的電動機通過制動器、減速器和聯(lián)軸器等部件來驅動。兩臺電動機之間可以采用專門的電氣聯(lián)鎖來保持同步工作，但是本設計不采用電氣聯(lián)鎖方法，而是采用感應電動機的機械性能和橋架結構的剛性，自行調整由于不同步而引起的橋架運行歪斜。 為了既保證電動機的正常運轉，又使減速器靠近梁，減少主梁的扭轉載荷，機構采用保留高速浮動軸而取消低速浮動軸的情況。 這種結構緊湊、體積小、重量輕。便于組織專業(yè)制造場生產(chǎn)配套有利于提高產(chǎn)品質量，提高生產(chǎn)率和降低成本。在維護檢修方面，對于小型起重機可以方便的整套替換。 在具體布置大車運行機構的零部件時，因為大車運行機構要安裝在起重機橋架上，橋架的運行速度很高，而

5、且受載之后向下?lián)锨?，機構零部件在橋架上的安裝不可能十分準確，所以從機構的運行性能和補償安裝的不準確性著眼，靠近電動機、減速器和車輪的軸采用浮動軸。浮動軸的長度一般應大于800mm，以免影響補償效果。同時為使浮動軸可以在運行機構制動時能發(fā)揮吸收部擊動能的作用，制動器要靠近電動機。 橋式起重機運行時經(jīng)常發(fā)生橋架對于軌道的歪斜現(xiàn)象。它不僅使運行機構的電動機和傳動裝置的負載增加，更主要的是大大縮短了車輪的使用壽命。因此，對于分動驅動的運行機構在設計時采取了以下措施：限制橋架跨度l和輪k的比值。因為起重機運行時，自由歪斜是指在車輪側緣與軌道牛接觸之前允許橋架一側相對另一側的超前距離。這個距離與l/k比值

6、成反比，也就是說橋架的輪距越大越不容易發(fā)生歪斜啃軌；提高電動機的機械特性和橋架水平剛性，本身就具有自動同步作用。因此，提高橋架的水平剛性是發(fā)揮分別驅動運行機構自動同步的關鍵；減輕車輪側緣和軌道的摩擦作用，采用潤滑側緣和軌道的方法。近來有些起重機采取帶水平滾輪的無側緣車輪不代替有側緣的車輪，這種辦法不僅可以改善啃軌時車輪和軌道的磨損，也可以減少運行機構的阻力。但是車輪裝置的構造要復雜些。1.1 橋架類型起重機大車運行機構的典型形式大車運行機構由驅動裝置和支承裝置兩部分組成。分別傳動的大車運行機構的布置方式如圖1-1。 （a） （b） （c）圖1-1 分別傳動的大車運行機構的布置方式(a) 所示為

7、在電動機與減速器間，減速器與車輪間均有浮動軸的布置情況。（b）所示為保留高速浮動軸而取消低速浮動軸的情況。（c）所示為無浮動軸的不知情況。 1.2 大車運行機構要求及具體布置的主要問題1.大車運行機構要求：（1）機構要緊湊，重量要輕；（2）和橋架配合要合適；（3）盡量減輕主粱的扭轉載荷，不影響橋架的剛度；（4）維護檢修方便，機構布置合理，使司機從駕駛室上、下走臺方便，便于裝拆零件及操作。2.具體布置的主要問題：（1）車輪及其軌道的選擇 （2）電動機的選擇（3）減速器的選擇 （4）制動器的選擇（5）聯(lián)軸器的選擇 （6）軸的設計2 設計計算部分2.1 設計主要技術參數(shù)主要技術參數(shù)：起重機跨度： 1

8、6.5m 起吊重量： 70t起升高度： 16m 大車運行速度：87.6m/min小車運行速度： 42.4m/min 工作級別:m6起重機估計總量: 65t 小車自重:25t電源： 三相交流電源，380v，50hz 機構接電持續(xù)率：jc=252.2 確定傳動方案跨度16.5m為中等跨度,為減輕重量,決定用以下傳動方案：圖2-1 傳動方案2.3 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 車輪結構如圖2-2：圖2-2 車輪結構圖 計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓 圖2-3 輪壓計算圖 滿載時,最大輪壓: = （2-1） = =53.18t 滿載時,最小輪壓: = =14.318t （2-2） 空載時，最大輪壓：

9、 空載時，最小輪壓： 載荷率：q/g=70/65=1.08 由文獻1表19-6選擇車輪：當運行速度為vdc=60-90m/min，q/g=1.08時工作類型為中級時，車輪直徑dc=700mm，軌道為qu100的許用輪壓為65.5t，故可用。 1.疲勞強度的計算疲勞強度計算時的等效載荷：qd=2·q=0.6 70t=42t (2-3) 式中2等效系數(shù)，由文獻1表4-8查得2=0.6。車論的計算輪壓： pj= kci· r ·pd=1.05×0.845×40.45=35.89t式中：pd車輪的等效輪壓pd=40.45tr載荷變化系數(shù)，由文獻1表19

10、-2，當qd/g=0.65時，r=0.845kc1沖擊系數(shù)，由文獻1表19-1。第一種載荷當運行速度為 v=1.46m/s時，kc1=1.05根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 =4000 =17565kg/cm2 式中r-軌頂弧形半徑，由文獻1表19-10查得r=500mm，對于車輪材料65mn，當hb>320時，sjd =20000-25000kg/cm2，因此滿足疲勞強度計算。 2.強度校核最大輪壓的計算：pjmax=kcii·pmax =1.1×53.18t =58.45t式中kcii-沖擊系數(shù)，由起重機設計手冊表2-7第ii類載荷kcii=1.

11、1按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：jmax=20665.3kg/cm2 車輪采用65mn，由文獻1表19-3得，hb>320時， j=24000-30000kg/cm2，jmax < j,故強度足夠。2.4 運行阻力計算摩擦總阻力矩: （2-4） 由文獻15查得=700mm車輪的軸承型號為22334,軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為170mm。表 3-1 軸承的摩擦系數(shù)值軸承型式 滑動軸承 滾動軸承軸承結構 敞開式 用稀油潤滑的軸承箱 滾珠式和滾柱式 錐形滾子式 0.1 0.08 0.015 0.02由表3-1和文獻1表7-1、7-3查得:滾動摩擦系數(shù)k=0.0008m(凸頂鋼軌)；軸

12、承摩擦系數(shù)；附加阻力系數(shù)。代入上式得：當滿載時的運行阻力矩： （2-5） = =4201.86nm運行摩擦阻力: （2-6） = =12005.36n當空載時： （2-7） = =2178.75nm =6225n （2-8）2.5 選擇電動機電動機靜功率: （2-9） = =9.04kw式中: 滿載運行時的靜阻力；m=2驅動電動機臺數(shù)；=0.95機構傳動效率。 粗選電動機功率: n=kdnj =2x9.04=18.8kw （2-10）式中：kd電動機功率增大系數(shù)。 表2-2 運行機構的推薦值 運行速度（m/s） 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0起動時間（s） 5 6 6.5 7.

13、5 8 9(w=0.01) 1.2 1.6 2.0 2.2 2.4 2.6(w=0.02) 1.0 1.15 1.3 1.5 1.8 2.2由文獻2附表30選用電動機yzr200l-8； 額定功率=18.5kw，額定轉速701r/min；轉子飛輪矩=26.26n.；電動機質量210kg。2.6 驗算電動機發(fā)熱條件等效功率: kw （12-11）式中：k25工作級別系數(shù),由文獻1表6-4查得當jc%=25%時,k25=0.75； 由文獻1按起重機工作場所得tq/tg=0.25,查1圖6-6得 =1.3。由此可知, ,故初選電動機發(fā)熱通過。2.7 選擇減速器車輪轉速: = 39.85 r/min

14、（2-12）機構傳動比: = =17.59 （2-13）查文獻2附表13，選用兩臺zq-650-iv減速器i。=20.49；n=47.5kw，當輸入轉速為701rpm，可見nj<n中級。(電動機發(fā)熱條件通過,減速器：zq-650-iv )2.8 驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：vdc=vdc· i。/ i。 =87.6×17.59/20.49=75.2m/min誤差：=（vdc- vdc）/ vdc=（87.6-75.2）/87.6×100%=14.1%<15%合適實際所需的電動機功率：nj=njvdc/ vdc=9.04×75.2

15、/87.6=7.76kw由于nj<ne,故所選的電動機和減速器都合適2.9 驗算啟動時間啟動時間 （2-14）式中：=701 r/min；m=2 (驅動電機臺數(shù))；風力系數(shù)c=1.15；nm； （2-15） jc25%時電動機額定扭矩。 滿載運行時的靜阻力矩: （2-16） =215.86nm 空載運行時的靜阻力矩: （2-17） =111.93n.m 初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩: （2-18） 機構總飛輪矩(高速軸)： （2-19） =26.26+22.2=48.46n.m 滿載啟動時間 =6s （2-20） 空載啟動時間: =3s （2-21） 由文獻2知啟動時間在允許范圍(81

16、0s)之內(nèi)，故合適。2.10 啟動工況下校核減速器功率 啟動工況下減速器傳遞功率： （2-22）式中： = 10399+(70000+28000)× =29088n （2-23）運行機構中同一級傳動減速器的個數(shù)，2因此， =22.5 kw （2-24）所選減速器的，njc2537.5kw>, 所以合適。2.11 驗算起動不打滑條件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。以下按三種工況進行驗算。1.二臺電動機空載時同時起動： （2-25）式中：p1=21.36+11.14=32.5t 主動輪輪壓和； p1=p2=32.5t 從動輪輪壓和； f = 0.2 室內(nèi)工作的

17、粘著系數(shù)； = 1.051.2 防止打滑的安全系數(shù)； ，故兩臺電動機空載起動不會打滑。2.事故狀態(tài)：當只有一個驅動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時，則 （2-26）式中： p1=pmax=21.36t工作的主動輪輪壓；p1=2=2×11.14+21.36=43.64t非主動輪輪壓之和； 一臺電動機工作時的空載起動時間：s =6.61 (2-32） , 故不打滑。3.事故狀態(tài)：當只有一個驅動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時， p1=11.14n p1=2=2×21.36+11.4=53.86t=6.61s，與第2種工況相同。,故也不會打滑。2.

18、12 選擇制動器由文獻1取制動時間3s。按空載計算制動力矩，即q=0 代入下式： （2-27）式中： = =-4.14n.m； （2-28）n 坡度阻力； 385n ( 2-29)m = 2 制動器臺數(shù)，兩套驅動裝置工作。 （2-30） =238.6nm現(xiàn)預選用兩臺ywz5-200/200制動器；查文獻2附表15其額定制動力矩為112225 nm ，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調至22以下?？紤]到所取的制動時間 ，在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。2.13 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)機構傳動方案，每套機構的高速軸采用浮動軸。1.高速軸上的計算扭矩： nm （2-31）式中

19、：聯(lián)軸器的等效力矩； =252×2=504n.m； （2-32） 等效系數(shù)，見2表2-6取2； ； （2-33） 聯(lián)軸器的安全系數(shù)，由2知。由機械設計課程設計手冊3表12-9查的:電動機yzr200l-8,軸端為圓柱形,d1=60mm,l=105mm;由起重機課程設計4附表12查得zq-650-iv的減速器,高速軸端為圓錐形d=60mm,l=110mm,故在靠電機端從起重機課程設計4附表17中選兩個帶300制動輪的半齒聯(lián)軸器s198（靠電動機一側為圓柱形孔，浮動軸端d=55mm，l=85mm;mi=3150nm,(gd2)zl=1.8kgm2） ；在靠近減速器端，由起重機課程設計4附

20、表19選用兩個半齒聯(lián)軸器clz3 (在靠近減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑為d=55mm，l=85mm;mi=3150 nm, (gd2)l=0.42kgm2, 重量g=18.4kg). 高速軸上的轉動零件的飛輪矩之和為：+=1.8+0.42=2.22 kg·m2=22.2nm2 （2-34）與原估計相符，故有關計算則不需要重復。2.低速軸上的計算扭矩： （2-35）=705.62×20.49×0.95=13735.25nm由起重機課程設計4附表12查zq-650-iv的減速器,低速軸端為圓柱形d=125mm,l=165mm；查起重機設計手冊4表19-4得，dc=7

21、00mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形d=130mm,l=160mm；選用兩個聯(lián)軸器clz7，ml=18000 nm, (gd2)=1.25kgm2選用兩個聯(lián)軸器clz7，ml=18000 nm, (gd2)=1.25kgm2.取浮動軸直徑d=100mm. 2.14 主動輪軸的設計2.14.1 求車輪軸上的轉速和轉矩t 已知所選電動機的功率ne=18.5kw,與車輪軸之間經(jīng)過5次機械傳動查文獻17表1-7得傳動效率（聯(lián)軸器），（減速器），車輪軸上的功率kw，車輪的運行速度為74.6m/min，則 （2-36） （2-37） nm 作用在車輪上的力 圓周切向力: n （2-38）徑向力: n （2-

22、39）2.14.2 初步確定軸的最小軸徑選取軸的材料為40crni鋼,調質處理。初步估算軸的最小直徑為： （2-40）系數(shù),查文獻21表13-2取120。 聯(lián)軸器的計算轉矩：nm （2-41）-工況系數(shù),查文獻21表14-1得=2.3。 車輪軸的最小軸徑式是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（如圖2-4）。在2.13中直徑已定，即，=；已選定聯(lián)軸器，即，nm。2.14.3 主動輪軸的結構設計 1擬定軸上零件的裝配方案，其方案如圖2-4圖2-4 軸的裝配方案 2.根據(jù)軸上定位得 要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需要制出一軸肩，故取段的 直徑。 （2）車輪組的穩(wěn)定性要求比

23、較高，因此4、6段的軸承需用圓螺母防止軸向運動，又因，取，選取規(guī)格為m100×2的圓螺母，其厚度為18mm，為保證圓螺母的緊固性，軸要比圓螺母的厚度多出幾個毫米，此段軸還要伸進軸承幾個毫米，故取，則相應的，。（3）在3.3中已選定軸承為圓錐滾子軸承7524e，其尺寸為，故 。（4)查文獻2附表19取安裝車輪處的軸段的直徑;車輪與兩邊軸承之間都采用套筒定位,已知車輪的輪轂的寬度為160mm,為了使套筒的端面可靠的壓緊車輪此軸段應略短與車輪輪轂的寬度,故取根據(jù)軸承的尺寸及車輪輪轂的與軸承的定位要求, 取階梯形套筒長度為30mm，階梯形套筒的大外徑為160mm，小外徑為140 mm，孔徑為

24、120mm。由于車輪輪轂的寬度大于軸段8mm，則兩邊裝軸承的軸段就要各加上4mm，按裝配要求，軸承外端應超過軸2mm,則。 （5）根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求，還有滿足小車行走裝置的裝配問題，并查文獻2附表19取。 3.軸上零件的周向定位車輪輪轂與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由文獻17表4-1查得平鍵b×h=28mm×16mm截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為140mm（標準鍵gb/t1096-2003）同時，為了保證車輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇車輪輪轂與軸的配合為h7/r6，同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為25mm×14mm

25、5;100mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/r6，滾動軸承與軸的周向定位借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差的為m6。2.15 主動輪軸的較核2.15.1 按彎矩合成應力校核軸的強度進行較核時，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面的強度。從軸的結構圖和軸的彎矩扭矩簡圖（圖2-4）中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c出的、及的值列于表2-3。表 2-3 截面c處的、及的值載荷水平面h垂直面v支反力r n彎矩m nm總彎矩扭矩tnm圖2-4軸的彎矩扭矩簡圖2.15.2 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。，軸的計算應力

26、： （2-42）前面已經(jīng)選定軸的材料為40crni鋼，調質處理，由文獻21 表131查。因此，故安全。2.15.3 精確校核軸的疲勞強度 1.判斷危險截面截面,，只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過盈配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕地確定，所以截面,，均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過渡配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面上的彎矩最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩的作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面c上雖然最大,但應力集中不大（過盈配合及鍵槽所引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最

27、大，故截面c也不必校核。截面,顯然更不必校核。由設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面的左右兩端即可。 2.截面的左側抗彎截面系數(shù) （2-43）抗扭截面系數(shù) （2-44）截面左側的彎矩m nm （2-45）截面上的扭矩 截面上的彎曲應力副 （2-46）截面上扭轉應力副 （2-47）彎曲平均應力 扭轉平均應力 mpa軸的材料為40crni號鋼，調質處理。由文獻21表13-1 ，。材料的等效系數(shù)：查文獻21表13-1取，。截面上由于軸肩而形成的應力集中系數(shù)：查文獻21附表13-2，因，可查得：，。絕對尺寸系數(shù)及表面質量系數(shù)：查文獻21附表13-4和附表13-5得于是，

28、計算安全系數(shù)值，按下式計算： （2-48） （2-49） （2-50）故故該軸截面左側的疲勞強度足夠。 3.截面的右側抗彎截面系數(shù) （2-51）抗扭截面系數(shù) （2-52）彎矩m nm （2-53）彎曲應力副 （2-54）扭矩 扭轉切應力副 （2-55）彎曲平均應力 扭轉平均應力 mpa應力集中系數(shù) 查文獻21附表13-1得 ，絕對尺寸系數(shù)及表面質量系數(shù)：查文獻21附表13-4和附表13-5得： 所以軸在截面右側的安全系數(shù)為: （2-56） （2-57） （2-58）故該軸截面右側的疲勞強度也足夠。2.16 低速浮動軸驗算2.16.1 疲勞強度驗算 低速浮動軸的等效扭矩： （2-59） =686

29、7.6n·m式中： 等效系數(shù)，由文獻2表2-6查得=1.4。由2.12已取浮動軸最小直徑d=100mm，故其扭矩轉應力為： （2-60）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之扭矩相同），所以許用扭轉應力為： （2-61）式中：材料用45號鋼，取;。 所以, （2-62） （2-63）考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。查得:; 。 安全系數(shù)。故疲勞強度驗算通過。2.16.2 靜剛度驗算計算靜強度扭矩： （2-64） =12263.58nm式中： 動力系數(shù)，查文獻2表2-5得 =2.5 扭轉應力： （2-65）許用扭轉剪應力： （2-66），故靜剛度驗算通過

30、。2.17 高速浮動軸驗算2.17.1 疲勞強度驗算 高速浮動軸的等效扭矩： （2-67）式中： 等效系數(shù)，由文獻2表2-6查得=1.4。由3.12已取浮動軸最小直徑d=45mm，故其扭矩轉應力為： （2-68）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之扭矩相同），所以許用扭轉應力為： （2-69）式中： 材料用45號鋼，取;。 所以, （2-70） （2-71） 考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。查得:；。 安全系數(shù)。 故疲勞強度驗算通過。2.17.2 靜剛度驗算 計算靜強度扭矩： （2-72）式中： 動力系數(shù)，查文獻2表2-5得 =2.5 扭轉應力： （2-73）

31、許用扭轉剪應力： ，故靜剛度驗算通過。 3 總結本次設計采用帶高、低速浮動軸的分別傳動方式。這種方式技術成熟，布置方式運轉效能較好，但占用的走臺較長，為了避免這個缺點，我將高、低浮動軸的長度都定位1m（浮動軸的長度不小于800mm，最好在1m以上，否則它補償軸線不準確的作用就體現(xiàn)不出來）。在選用軌道時，注意對軌道的熱處理方式，由于在實際生產(chǎn)中更換車輪的難度比更換軌道的難度小，所以應保證軌道的硬度大于車輪的硬度，在本次設計中，由于車輪的材料是zg340-640（調質），故軌道的調質熱處理中回火應采用低溫回火。在驗算車輪與軌道的接觸強度時，分別在點接觸和線接觸兩種情況下驗算，因為在接觸面磨損時線接觸可能變成點接觸。在計算運行阻力時，應考慮附加阻力，這是由車輪側沿與軌道之間的摩擦造成的。在驗算啟動不打滑條件