1 .基本情况
某镀锌钢板有限公司原料/成品存储区有1台吊运钢卷的桥式起重机（以下简称桥机）。该机的基本参数为：起重量40 t；跨度35.25 m；工作级别A6大车运行速度0~161 m/min。该机的外形尺寸为：长135 m，宽36 m；该机总重96210 kg；小车重13984kg；移动司机室主2085 kg；大车、桥架及电气部分合计重80141kg;起重机工作中产生最大轮压为23500 kg。
使用2年后，现场检验时发现大车车轮、轨道磨损严重，大车车轮踏面磨损深度8 mm，个别车轮磨损深度15 mm；大车轨道踏面出现严重变形。
该机的大车驱动采用8个车轮、4角台车独立驱动形式；大车车轮采用无轮缘，侧面采用可调心的水平导轮控制左右偏斜；车轮组为45 剖分车轮。车轮采用锻造车轮，材质为35CrMo，淬火后车轮踏面硬度大于HB300，在车轮踏面内部20 mm深处，其硬度仍不低于HB260。车轮直径D=500 mm，宽度B=140 mm。大车轨道采用QU80侧面进行表面加工，车轮与轨道的工作见图1。
图1 起重机车轮与轨道示意图
1．大车车轮 2．端梁 3．水平反滚轮 4．轨道
2 .车轮损毁的原因
大车车轮与轨道理论上形成线接触，实际工作中由于机架变形等原因，使线接触的应力分布极不均匀，变为极不利的点接触。因此在车轮的接触应力计算时通常按点接触进行计算。
2.1 接触强度计算
建立力学模型，起重机工作中产生的最大轮压PMAX=235000 N，产生的接触应力为
（1）
式中：车轮半径r=D/2=250 mm，轨顶半径R=400 mm，最大轮压PMAX=23500 N，计算得 dMAX=1826.91 N/mm2，工作时最大接触应力的许用值为
[ II]＝1.4[ o] （2）
[ o]查表得[ o]=2000 N/mm2，[ II]=2800 N/mm2，因为 dMAX [ II]；所以强度校验合格。
2.2 疲劳强度验算
疲劳强度计算时的轮压按等效起重量并考虑轨道接头的影响及空钩的有利因素计算，等效起重量为
Qx＝f2Q （3）
式中 Qx 等效起重量
Q 额定起重量，Q=400000 N
f2 等效系数（单纯有载时），f2=0.94
计算得Qx=376000N。按Qx确定车轮的等效轮压Pl时对于桥机小车位置一般取在离支点1/4跨度处车轮的计算轮压则
Pl＝kchi Px （4）
式中: 为空钩折减系数，认为等效起升载荷运行时间与空载运行时间各占一半来计算；
Px为按Qx计算的轮压；小车自重Gx=139840 N和等效起重量Qx在离支点1/4跨度处产生的压力均布在4个车轮上，与起重机其他部件重量均布在8个车轮上后，其中1个车轮的轮压Px=96720+102782.5=199502.5 N；kchi为第一类载荷的冲击系数，由表查得kchi=1.1。
则 （5）
式中起重机的自重G=962100 N；计算得 =0.88，得出的结果为
Pl＝kchi Px=193118.4 N
疲劳验算接触应力计算
式中 r1 车轮半径，r1=D/2=250 mm
R 轨顶半径，R=400 mm
PI 等效轮压，Pl=193118.4 N
计算得： dI=1711.2N/mm2。
疲劳强度许用挤压应力[ I]，[ I]与机构的工作类型和车轮的转速有关，即
[ I]＝CCn[ o] （6）
式中 [ o] 基本许用挤压应力
C 机构的工作类型系数
Cn 车轮转速系数
车轮转数n=v/（pD）=102.5 r/min查表得Cn=0.8查表得C=0.9查表得[ o]=2000N/mm2 [ I]=CCn[ o]=1440 N/mm2， dI [ I]，车轮材料的疲劳强度不够，会产生疲劳破坏。
由此可见，大车车轮在实际使用过程中的过度磨损的原因，就是设计制造厂家没有进行相关的验算，使大车车轮的设计存在缺陷。在现场对大车车轮的进行硬度测试时，车轮的硬度为HB280~HB290，小于设计要求，说明车轮的制造质量存在缺陷。
3. 改进对策
（1）生产厂家更新车轮，选用许用接触应力更大的材料基本许用挤压应力[ o] 2500N/mm2，加强制造过程中的质量控制，保证车轮踏面的硬度符合设计要求；
（2）在保证接头强度要求和几何尺寸不变的前提下，对大车轨道接头进行焊接，减小轨道接头对车轮的冲击；
（3）大车轨道压板下面铺设10 mm厚的橡胶板，减小运行冲击和噪声，增加摩擦，保证轨道在大车起制动时不窜动；
（4）更新大车轨道，大车轨道加工面加工后要进行淬火处理保证加工后轨道强度指标不降低。