LDt電動單梁起重機(jī)計算書要點

1、LD13216.4 A3電動單梁起重機(jī)校核計算書編 寫: 日期：審 核: 日期：批 準(zhǔn): 日期：XXXXXX起重機(jī)械有限公司目 錄第一節(jié) 設(shè)備概述、型式及主要技術(shù)參數(shù)3一、設(shè)備概述、型式及結(jié)構(gòu)特點3二、主要技術(shù)參數(shù)4第二節(jié) 主梁計算5一、主梁斷面幾何特性5二、主梁強(qiáng)度的計算8三、剛度計算13四、穩(wěn)定性計算16第三節(jié) 端梁計算17一、輪距的確定17二、 端梁中央斷面幾何特性18三、起重機(jī)最大輪壓20四、最大歪斜側(cè)向力23五、端梁中央斷面合成應(yīng)力24六、車輪輪軸對端梁腹板的擠壓應(yīng)力擠25第四節(jié) 主、端梁連接計算26一、主、端梁連接形式及受力分析26二、螺栓拉力的計算27第五節(jié)、運(yùn)行機(jī)構(gòu)計算31一、

2、運(yùn)行機(jī)構(gòu)電動機(jī)及減速機(jī)的選擇32第一節(jié) 設(shè)備概述、型式及主要技術(shù)參數(shù)一、設(shè)備概述、型式及結(jié)構(gòu)特點LD1型電動單梁起重機(jī)是按照GB/T3811-2008、JB/T1306-2008及TSGQ0002-2008起重機(jī)械安全技術(shù)監(jiān)察規(guī)程-橋式起重機(jī)的有關(guān)條款研制出來的產(chǎn)品，突出特點為電動葫蘆運(yùn)行軌道采用異型工字鋼，使起重機(jī)主梁結(jié)構(gòu)更趨合理，是單梁起重機(jī)發(fā)展的一個方向。其外形簡圖見圖1.圖1 LD1型電動單梁起重機(jī)簡圖二、主要技術(shù)參數(shù)起重量Gn=32t； 跨度L=16.4m； 大車運(yùn)行速度V運(yùn)= 20 m/min；工作制度A3； 小車采用32噸電動葫蘆； 葫蘆最大輪壓Pmax=3140kg ； 葫蘆起

3、升高度=9m；葫蘆運(yùn)行速度V小車 =20 m/min； 操縱型式：地面手電門。32噸電動單梁起重機(jī)基本技術(shù)參數(shù)序號名 稱型號/單位參數(shù)值備注1起重量噸322操縱形式地操3大車運(yùn)行運(yùn)行速度V運(yùn)米/分20擺線針輪減速機(jī)BLY27-25(水平安裝)i=25電機(jī)法蘭與減速機(jī)法蘭相配4電機(jī)型號YSE100L2-4軟啟動5功率N千瓦2×3kw寧波新大通軟啟動6轉(zhuǎn)速n轉(zhuǎn)/分12007電動葫蘆電動葫蘆型號HC32-9M332t8起升速度V起米/分3.59起升高度H米910運(yùn)行速度V運(yùn)米/分2011電機(jī)型號ZDY121-412功率N千瓦4×0.813轉(zhuǎn)速n轉(zhuǎn)/分120014小車最大輪壓t3.

4、1415工作級別M316重量kg250017整機(jī)工作級別A318電源380V50HZ19車輪踏面直徑mm460小齒輪與齒圈17/59（齒數(shù)）i=3.4720主動輪數(shù)套221輪槽寬mm7022跨度 Lm16.423起重機(jī)最大輪壓t21起重機(jī)總重kg9860含電動葫蘆第二節(jié) 主梁計算一、主梁斷面幾何特性主梁及主要參數(shù)如下圖3、圖4圖3圖4主梁斷面尺寸及截面幾何特性CAD計算機(jī)自動計算結(jié)果，如圖5。采用定軋的異型工字鋼I30#（特種型號），尺寸為;h=300mm,b=128mm,d=11mm, t1=20mm, t2=14.68mm, Fj=73.66cm2, g1=57.82kg/m, Ix=10

5、462.53cm4, Iy=529.84cm4圖5主梁斷面尺寸及截面CAD計算機(jī)自動計算結(jié)果（單位：mm）通過AoTu CAD2000以上版本1:1畫出主梁截面圖，然后面域，再使用面域質(zhì)量特性得出結(jié)論。由上圖可得：1 主梁橫截面面積；F=319.11cm22 梁斷面水平形心軸X-X位置Z=76.34(cm)3 主梁斷面慣性矩；jX =875218.8cm4jy=132319.02cm4二、主梁強(qiáng)度的計算根據(jù)這種結(jié)構(gòu)形式起重機(jī)的特點，不考慮水平慣性力對主梁造成的應(yīng)力，及其水平平面內(nèi)載荷對主梁的扭轉(zhuǎn)作用也可忽略不計。主梁強(qiáng)度的計算按第類載荷進(jìn)行組合。對活動載荷，由于小車輪距很小，可以近似按集中載荷

6、計算。驗算主梁跨中斷面彎曲正應(yīng)力和跨端斷面剪應(yīng)力?？缰袛嗝鎻澢龖?yīng)力包括梁的整體彎曲應(yīng)力和由小車輪壓在工字鋼下翼緣引起的局部彎曲應(yīng)力兩部分，合成后進(jìn)行強(qiáng)度校核。本起重機(jī)用于一般用途，所以金屬結(jié)構(gòu)采用許用應(yīng)力設(shè)計法設(shè)計計算，載荷組合按B類算，安全系數(shù)n=1.34，故： 許用應(yīng)力梁的整體彎曲在垂直平面內(nèi)按簡支計算。在水平平面內(nèi)按剛接的框架計算。見圖6圖61.垂直載荷在下翼緣引起的彎曲正應(yīng)力式中；其中 Gn額定起重量 Gn =32000kgG葫電動葫蘆自重 G葫=2500kg-動載系數(shù) 按GB/T3811-2008計算得=（查GB/T3811-2008標(biāo)準(zhǔn)P19頁）-沖擊系數(shù) 按GB/T3811-2

7、008計算得=（查GB/T3811-2008標(biāo)準(zhǔn)P21頁）S跨度，S=16.4m=1640cmZ主梁下表面距斷面形心軸X-X的距離 Z=76.34cmjx-主梁跨中斷面對軸X-X的慣性矩；jx=875218.8cm4c-操縱室重心支點的距離 c=0 cm(地操無此值)G室-操縱室重量 G室=0kg(地操無此值)q橋架單位長度重量（均布載荷） （kg/m）q=1000·F·+q' 式中F-主梁斷面的總面積；F=319.11cm2=0.031911m2材料比重 =7.85t/m3q'-主梁隔板、縱向加勁肋重量所產(chǎn)生的均布載荷，查圖紙得 q'=52.44

8、kg/ mq=1000×0.031911×7.85+52.44=302.94kg/ m=3.03kg/cmkg/cm2 15381754 kg/cm2 符合要求2.主梁工字鋼下翼緣局部彎曲計算 見圖7圖7(1) 計算輪壓作用點位置i及系數(shù)i=a+c-e式中；i -輪壓作用點與腹板表面的距離 （cm）c-輪緣同工字鋼翼緣邊緣之間的間隙；取c=0.4 cme=0.164R 對普通工字鋼，翼緣表面斜度為1/6R-電動葫蘆走輪踏面曲率半徑；可從電動葫蘆圖紙查得；R=17.2cme=0.164×17.2=2.82 i =5.85+0.4-2.82=3.43 = i/ a=

9、3.43 ÷5.85=0.58圖8(2) 工字鋼下翼緣局部彎曲應(yīng)力計算；見圖8圖8中1點橫向（xy平面內(nèi)）局部彎曲應(yīng)力1由下式計算 1點受拉，故式中；a1-翼緣結(jié)構(gòu)形式系數(shù)；貼補(bǔ)強(qiáng)板時取a1=0.9K1-局部彎曲系數(shù)；查圖9得K1=1.8P輪電動葫蘆輪壓 P輪=3140kgt0= t +； t-工字鋼翼緣平均厚度，t=2.0cm-補(bǔ)強(qiáng)板厚度 =1.2cmt02=(2+1.2)2=10.24cm2圖9局部彎曲曲線圖圖8中1點縱向（yz平面內(nèi)）局部彎曲應(yīng)力2由下式計算 式中；a1-翼緣結(jié)構(gòu)形式系數(shù)；貼補(bǔ)強(qiáng)板時取a1=0.9K2-局部彎曲系數(shù)；查圖9得K2=0.6P輪電動葫蘆輪壓 P輪=3

10、140kgt0= t +； t-工字鋼翼緣平均厚度，t=2.0cm-補(bǔ)強(qiáng)板厚度 =1.2cmt02=(2+1.2)2=10.24cm2圖8中2點縱向（yz平面內(nèi)）局部彎曲應(yīng)力3由下式計算 式中；K3-局部彎曲系數(shù)；查圖9得K3=0.4; a2-翼緣結(jié)構(gòu)形式系數(shù)；貼補(bǔ)強(qiáng)板時取a2=1.5 3.主梁跨中斷面當(dāng)量應(yīng)力計算圖8中1點當(dāng)量應(yīng)力當(dāng)1由下式計算 1517kg/cm2<許 =1754 kg/cm2 符合要求圖8中2點當(dāng)量應(yīng)力當(dāng)2由下式計算當(dāng)2=x+3 =1538+183.9 =1721.9 kg/cm2<許 =1754 kg/cm2 符合要求三、剛度計算LD1型電動單梁橋式起重機(jī)應(yīng)

11、對主梁的垂直靜剛度和水平靜剛度進(jìn)行驗算，并必須符合要求。而對動剛度一般可不驗算，只有在使用上提出特殊要求時，如高速運(yùn)行或精確安裝的起重機(jī)，尚需驗算動剛度。1.垂直靜剛度計算式中；f-主梁垂直靜撓度 （cm） P-靜載荷 P=Gn+G葫=32000+2500=34500（kg）S跨度 S=1640cm E材料彈性橫量，Q235鋼的E=2.1×106 kg/cm2jx-主梁跨中斷面垂直慣性矩 (cm4) jX =875218.8cm4f- 許用垂直靜撓度（cm）；按GB/T3811-2008中等定位精度特性起重機(jī)取f= S/750=1640/750=2.19 cm1.72cm2.19cm

12、 符合要求2.水平靜剛度計算f水= 式中；f水-主梁水平靜撓度 （cm）P- 水平慣性力（kg）P= P/20=34500/20=1725kgjy-主梁跨中斷面水平慣性矩 (cm4) jy=132319.02cm4f水- 許用水平靜撓度（cm）；取f水= S/2000=1640/2000=0.82cmf水= 0.57cm< 0.82cm 符合要求注：系數(shù)的選取是按p慣=p慣水平慣性力（kg）g 重力加速度g=9.8米/秒2 a平起重機(jī)運(yùn)行的平均加速度，當(dāng)驅(qū)動輪為，總輪數(shù)的1/2 時，一般取a平=0.5米/秒2左右3. 動剛度計算在垂直方向上的自振周期 秒式中：T自振周期（秒）M

13、起重機(jī)和葫蘆的換算質(zhì)量（單位：公斤.秒2/厘米）M= g重力加速度（g=9.8米/秒2=980cm/秒2）q主梁均布載荷（kg/m），q=3.03kg/cmK橋梁在垂直平面內(nèi)的剛度，E彈性模量 E=2.1×106（kg/cm2）jx主梁跨中斷面垂直慣性矩 (cm4) jX =875218.8cm4S跨度 S=1640cm0.071秒T=0.3秒 符合要求四、穩(wěn)定性計算穩(wěn)定性計算包括兩部分，即主梁“整體穩(wěn)定性計算和主梁腹板受壓翼緣板的局部穩(wěn)定性計算。1、 起重機(jī)整體穩(wěn)定性 當(dāng)主梁具有足夠的水平剛度時，就能明顯的阻止主梁斷面的扭轉(zhuǎn)。當(dāng)主梁水平撓度，即水平剛度得以保證，一般可以不計算主梁的

14、整體穩(wěn)定性。本產(chǎn)品均能保證水平剛度，所以以下將不再計算主梁的整體穩(wěn)定性。2、主梁腹板的局部穩(wěn)定性 一般當(dāng)主梁腹板受拉區(qū)直接作用有集中輪壓時可以不考慮集中輪壓對腹板穩(wěn)定性的影響。本產(chǎn)品正符合這一特征，即葫蘆小車的輪壓是作用在主梁的受拉區(qū)，所以以下也將對主梁腹板局部穩(wěn)定性不予以計算。3、受壓翼緣板局部穩(wěn)定性 本產(chǎn)品主梁是由鋼板拼接成的型槽通過每隔一間距的橫向加勁板及斜側(cè)板同異型工字鋼組焊成一體，形槽的兩直角都將大大減小翼緣板（上蓋板）的局部不穩(wěn)定性，有關(guān)這方面的計算，此處暫不計算。 第三節(jié) 端梁計算 本產(chǎn)品的端梁結(jié)構(gòu)采用鋼板拼焊成型槽，再組焊成箱形端梁。見圖10。端梁通過車輪將主梁支承在軌道上。端

15、梁同車輪的連接形式是將車輪通過心軸安裝在端梁腹板上。 端梁應(yīng)驗算中央斷面（支承主梁處斷面）的彎曲應(yīng)力和支承在車輪處斷面的剪應(yīng)力；還應(yīng)驗算車輪軸對腹板的擠壓應(yīng)力。圖10一、輪距的確定K=（1/71/5）S=（1/71/5）·16.4=2.34-3.28m 取K=2.5m.二、 端梁中央斷面幾何特性 根據(jù)系列產(chǎn)品設(shè)計資料，初步給出端梁斷面尺寸，斷面尺寸及截面幾何特性CAD計算機(jī)自動計算結(jié)果如圖11。 圖11端梁中央斷面尺寸及截面特性CAD計算機(jī)自動計算結(jié)果（單位：mm）通過AoTu CAD2000以上版本1:1畫出主梁截面圖，然后面域，再使用面域質(zhì)量特性得出結(jié)論。由上圖可得：1.截面總面

16、積 F=240.66cm22.形心位置Y=31.05cmX=3.65cm3.截面慣性矩 JX=90726.32cm4 Jy=38891.71cm44斷面模量三、起重機(jī)最大輪壓此冶金單梁起重機(jī)是由四個車輪支承的，起重機(jī)的載荷通過這些支承點傳到軌道上。 1起重機(jī)支承反力作用見圖12。圖122起重機(jī)最大輪壓的計算帶額定載荷小車分別移動到左、右兩端極限位置時，按第II類載荷計算最大輪壓。(1)地面操縱，載荷移到左端時，各車輪輪壓： 式中：-動載系數(shù) 按GB/T3811-2008計算得 =1.17-沖擊系數(shù) 按GB/T3811-2008計算得 =1.12G端端梁重 G端=511（kg）G輪主主動車輪裝置

17、重（kg）G驅(qū)驅(qū)動裝置重（kg），近似以為G驅(qū)完全由主動車輪承受。S跨度（cm）。L1跨中至載荷的極限位置之距離（cm）。式中; Gn-額定起重量. Gn =32000 KgG葫-電葫蘆重量. G葫=2500KgG端端梁重量. 查圖紙得G端=511KgG輪主主動車輪裝置重量.查圖紙得 G輪主=293KgG輪從-從動車輪裝置重量 查圖紙得 G輪從=227 KgG驅(qū)-驅(qū)動裝置重量 查樣本得 G驅(qū)=189 KgG操-操縱室重量 G操=0Kgq-主梁單位長度重量 q =3.03Kg/cmL-跨度 L=1640cmK-輪距K=250cmL1主梁重心到小車左極限位置距離 查圖紙得L1=655cmL2主梁重

18、心到小車右極限位置距離 查圖紙得L2=595cm(2)地面操縱，載荷移到右端時，各車輪輪壓：地操電動單梁起重機(jī)，它的最大輪壓是在當(dāng)載荷移動到左端極限位置時的驅(qū)動輪A上，即NA為最大輪壓。Nmax= 20313 Kg四、最大歪斜側(cè)向力 起重機(jī)運(yùn)行時，由于各種原因會出現(xiàn)跑偏歪斜現(xiàn)象，此時車輪輪緣與軌道側(cè)面的接觸并產(chǎn)生與運(yùn)動方向垂直的側(cè)向力S1。如圖13。圖13由圖13知，當(dāng)載荷移動到左端極限位置時，地面操縱時，最大輪壓NA=20313 Kg，并認(rèn)為NA=ND ，這時最大側(cè)向力SD=·N式中N-最大輪壓 N= 20313 Kg 側(cè)壓系數(shù)。對于輪距K同跨度L比例關(guān)系在K/L=1/51/7之間

19、時，可取0.1。 SD=0.1×20313 2031 Kg 當(dāng)載荷移動到右端極限位置時，地面操縱時，最大輪壓為NB=19577Kg并認(rèn)為NC=NB ，這時最大側(cè)向力SB=·NB=0.1×195771958 Kg五、端梁中央斷面合成應(yīng)力 由于是地面操縱，所以最大側(cè)向力考慮當(dāng)載荷移動到左端極限位置時，最大側(cè)向力在輪A上，即SA=SD=2031Kg 式中K-輪距 K=250cmSA-最大側(cè)向力 SA=2031KgN-最大輪壓 N= 20313 KgWX， WY-端面模數(shù) WX=2921.9 cm3 WY=1796.4cm3 -許用應(yīng)力，本起重機(jī)金屬結(jié)構(gòu)許用應(yīng)力載荷組合按

20、II類算，強(qiáng)度安全系數(shù)n=1.34，故： 許用應(yīng)力六、車輪輪軸對端梁腹板的擠壓應(yīng)力擠圖10的B-B截面如圖14。圖14車輪軸對端梁支承腹板的擠壓應(yīng)力為擠擠許用擠壓應(yīng)力（kg/cm2），本產(chǎn)品對Q235材料的擠取擠=1150kg/cm2式中N-最大輪壓 N=20313 Kg0-端梁支承板厚度 0=2 cm d0- 端梁腹板軸孔直徑 d0=14 cm擠許用擠壓應(yīng)力 擠=1150 Kg/cm2 擠=1150 Kg/cm2符合要求. 第四節(jié) 主、端梁連接計算 一、主、端梁連接形式及受力分析 （一）、主、端梁連接形式本產(chǎn)品主、端梁連接是采用螺栓+減載凸緣結(jié)構(gòu)的形式，如圖15所示。主梁兩端同橫梁之間各用1

21、6個M24的螺栓（高強(qiáng)螺栓）連接。（二）、受力分析這種結(jié)構(gòu)的連接形式，經(jīng)分析可以認(rèn)為在主、橫梁之間，垂直載荷由主梁鞍座承受，鞍座將承受剪力及擠壓力。這種情況下的螺栓主要承受拉力，其拉力主要是由起重機(jī)運(yùn)行時的歪斜側(cè)向力S1和起重機(jī)支承反力所造成的。一般水平慣性對螺栓的影響可忽略而不計。圖15中，經(jīng)受力分析，設(shè)螺栓d受拉力最大，以下將從螺栓d為計算對象。這里僅驗算最大輪壓一側(cè)的主. 端梁連接強(qiáng)度。圖15 二、螺栓拉力的計算 已知參數(shù)：起重量Gn=32000 Kg，跨度L=1640 cm，起重機(jī)運(yùn)行速度V=20米/分。1 起重機(jī)歪斜側(cè)向力矩的計算；如圖13 起重機(jī)歪斜側(cè)向力矩為 MS=S1·

22、;KS1-歪斜側(cè)向力；由前節(jié)計算得S1=SB=1958KgK-軌矩 K=2.5米MS=2.5×1958 = 4895 Kg·m2 歪斜側(cè)向力矩對螺栓拉力的計算；見圖15(b)；對螺栓d拉力N1; N1=2.5 MS·X/Xi2 式中：系數(shù)2.5是考慮螺栓預(yù)緊力及載荷不均性的影響; MS-歪斜側(cè)向力矩; MS=4895Kg·m; X-螺栓d距離圖15(b) YY軸的距離X=0.72m X2-每個受拉螺栓距離圖15(b) YY軸的距離平方之和（m2）。 N1=2.5×4895 ×0.72÷（8×0.722+8×

23、;0.032）=8811÷4.1544= 2120Kg3. 起重機(jī)支反力對螺栓的作用力矩當(dāng)載荷移動到非最大輪壓一側(cè)的極限位置時，取端梁作為受力分離體，其受力圖如圖16。圖16取C點為受力平衡點；MC=0 得MR=MN=RB·0式中0-如圖取0=0.18mMR支反力RB對C點作用力矩( Kg·m )MN所有受拉螺栓對C點作用力矩( Kg·m )RB-起重機(jī)右端(圖12) 支反力可以認(rèn)為是RB=NB+NC=19577+19290 = 38867 Kg MN= MR= RB·0=38867×0.18 = 6996Kg·m4.支反力

24、矩對螺栓的拉力設(shè)支反力矩MR對螺栓的拉力為N2(Kg)N2=2.5MN·Y/YI2式中MN各螺栓力矩之和 MN=6996Kg·mY-距離z軸最遠(yuǎn)的螺栓中心線至圖16中zz軸的距離(m) Y=0.45mYI2每個螺栓中心線至圖16中zz軸的距離平方之和2.5-考慮螺栓預(yù)緊力及載荷不均性的影響;N2=2.5×MN×0.45÷(2×0.452+2×0.352+2×0.252+2×0.152+2×0.052) =2.5×6996×0.45÷0.83=9483 Kg5. 螺栓

25、承受的總拉力N0N0=N1+N2=2120+9483=11603Kg6.驗算螺栓強(qiáng)度 受力螺栓強(qiáng)度 式中N0-螺栓總拉力 N0=11603 KgF0-螺栓凈斷面面積；cm2d0-螺栓小徑，對高強(qiáng)螺栓M24，d0=2.1 cm - 螺栓的許用應(yīng)力（Kg/cm2） =（0.50.6）S其中S材料的屈服極限；對材料高強(qiáng)M24螺栓，0.2=6600 Kg/cm2=0.55×6600=3630 Kg/cm27.凸緣垂直剪切應(yīng)力計算剪應(yīng)力c截面形狀系數(shù)，受剪截面為矩形截面時取RB-起重機(jī)右端(圖12) 支反力，RB=NB+NC=19577+19290 = 38867 Kg圖17受剪面積(cm2)

26、 見圖17 =238cm2許用剪切應(yīng)力(kg/cm2)對于Q235-B材料, s=2350kg/cm2,1.34系數(shù)，得 =245kg/cm2=1013kg/cm2 符合要求.8.支承連接處，對凸緣的擠壓應(yīng)力擠壓應(yīng)力支反力(kg), RB =38867 Kg Kg承壓端面面積(cm2) 見圖15(b)、（c）, =33.5×75=2513cm端面承壓時，對于Q235-B材料, s=2350kg/cm2,1.34系數(shù)=2350/1.34=1754kg/cm2=1754 kg/cm2符合要求。第五節(jié)、運(yùn)行機(jī)構(gòu)計算運(yùn)行機(jī)構(gòu)主要是用來作水平運(yùn)移物品的，根據(jù)電動單梁橋式起重機(jī)的使用，操作特點，

27、其運(yùn)行速度將隨著操縱形式而不同。一般地面操縱的起重機(jī)運(yùn)行速度必須小于操作者的步行速度（v步=50米/分），本產(chǎn)品確定地面操縱運(yùn)行速度20米/分。運(yùn)行機(jī)構(gòu)由驅(qū)動裝置（電動機(jī)），制動裝置（制動器）傳動裝置（減速器），車輪裝置四部分組成，LD1型電動單梁橋式起重機(jī)運(yùn)行機(jī)構(gòu)如圖18所示，驅(qū)動同制動裝置是由一臺實心轉(zhuǎn)子軟啟動制動電動機(jī)加上傳動裝置構(gòu)成，傳動裝置是由一閉一開式齒輪加擺線針減速器所構(gòu)成，車輪裝置是由一固定心軸（車輪軸）安裝在橫梁上。本產(chǎn)品起重機(jī)運(yùn)行機(jī)構(gòu)的驅(qū)動形式是采用分別驅(qū)動，即由兩套獨立，完全無機(jī)械聯(lián)系的運(yùn)行機(jī)構(gòu)組成。在改善起重機(jī)跑偏，啃道現(xiàn)象中，分別驅(qū)動將優(yōu)越于集中驅(qū)動。圖17一、運(yùn)行機(jī)構(gòu)電動機(jī)及減速機(jī)的選擇1）運(yùn)行摩擦阻力式中：Go起重機(jī)自重（包括葫蘆重）（kg） Go=9860kgGn額定起重量（kg） Gn=32000kgK滾動摩擦系數(shù)（cm）（見表1）因車輪直徑460mm，故取k=0.05 d車輪軸承內(nèi)徑（cm） 查圖紙得 d=12cm軸承磨擦系數(shù)（見表2） =0.02K附附加磨擦阻力系數(shù)，對于分別驅(qū)動的園柱車輪踏面，支承車輪的軸承