10T平板车计算书教学教材

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10T平板车计算书
1 平板车技术参数及结构
（1）技术参数
外形尺寸（长×宽×高）/mm:3360×1320×348 牵引高/mm : 285
自重/kg: 983
载重/kg: 10000
轴距/mm: 1100
轨距/mm: 600
车轮直径φ/mm: 300
（2）平板车结构（见图1）
图1 平板车结构
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2 平板车主要结构件设计计算
（1）车梁设计计算
为保证车架的强度和刚度，10T支架平板车车架采用矿工钢为其框架梁，采用整体闭口焊接结构，车梁是由矿工钢焊接而成。

受力及弯矩计算图如图2所示。

图2 弯矩计算图
梁单位长度上的载荷重：
q=W/(6l)=4904.9N/m
g式中W----平板车载重，W=49000N; l----车梁长度,l=3.33m。

gg由均布载荷产生的弯矩：
2/2=2779.4Nm
=KqL M 11d式中K----动力系数，K=1.1；L----悬臂长度，
L=1.015m。

1dd1精品文档．
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由牵引力产生的弯矩：
M=Fe/6=6625 Nm
2式中F----牵引力，25KN；e----牵引点距车梁中心轴的距离，e=1.59m。

在轴卡处最大弯矩：
M=M+M=9942.6Nm
2max1车梁的材料为Q235，承受Ⅱ类载荷，其许用应力[σ]=93.1Mpa。

1所以要求梁的抗弯截面模数：
3
]=101.01cmσ=M/[W1maxxi3，WW=113.4 cm，满足设计要求。

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矿工钢xxxi＜（2）车轴设计计算
车轴的基本结构如图3所示，可以根据其受力情况确定各处轴径的尺寸。

图3 主轴受力情况
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精品文档每个车轮上的载荷：Q'/3= 38502.6N
'=KP wd '----动力系数。

KQ----重车重量（不包括轮轴），10715kg；式
中dw =R=P'反力R BA最大弯矩：Rb=3272.7Nm
M Amax=轴颈根部弯矩：c=1925.1 Nm = R M B1轴颈：3=50.84mm ]ω) D=M/(0.1[σ1max轴径根部直径：3=42.59mm
) ]ωd=M/(0.1[σ11 =0.65K+0.35=1.2392, ]ω/K=249.116Mpa,K]其中，[σω=[σ111ⅡⅠⅠ=1。

=1.14，K，K=1.2KKKK=1.368, K31=2123Ⅱ均比计算值大，所以强度足够。

因为选用Ｄ＝80mm,d=70mm ）轮压计算（3必须满足通过轨道上卡轨车压绳轮等各10T平板车的车轮直径，还必须根据载重量和车轮允许的圆周速种设备，设计较小的轮径时，校核其轮=300mm,度等计算车轮踏面的接触应力，初定车轮直径D1压，
因钢轨顶部为弧形，因此车轮轮压应按点接触计算，即车轮接触压
应力：精品文档．
精品文档32-2=1269.6Mpa
×10×9.8 KN（2/D+1/R）σ=α1Tm式中：α-----系数，钢质车轮α=4000；
K----动载荷系数，K=1+0.2v=1.4；mm v -----运行速度，v=2m/s；
N-----1个车轮上的承压重量，N=3333.3kg；
D----车轮踏面直径，D=30cm；11R-----钢轨顶圆弧半径，R=1.3cm。

[σ]为许用接触应力，车轮的材质为45Mn2，车轮表面淬火T硬度为
HRC45~55，[σ]=2156 Mpa，σ〈[σ]，所以满足设计要求。

TTT（4）轴承强度校核计算
选用承载能力大、寿命长的单列圆锥滚子轴承30318。

按额定动负荷验算：
考虑3个车轮受力，重车时每个轴承上承受的最大径向负荷：
F=W/6k=21104.6N
r空车时每个轴承上承受的最大径向负荷：
F=W/6k=1888.9N r‘式中k-----不均衡系数，取k=0.85。

离心力及径向力产生的附加轴向力的总和：
重车时
F=F/2+F/2Y=6337.26 N ra空车时
F=F/2+F/2Y=999.56 N
ra‘‘精品文档．
精品文档2 /10c=949.73; （W-2q）v式中F-----离心力，F=w1（按轴承型号查得）；Y-----系数，Y=1.8
10983kg；W----重量总和，
；----q轮轴自重，268kg 1；----车在弯道上的速度，1m/s v w。

c-----车轴距，1100mm
重车的当量动负荷：，因此e由轴承型号查得）/FF=0.3003＜e=0.35（由于ra=19053.27N +YFP=XF a1r空车的当量动负荷：，因此＞e=0.35由于F/ F=0.53ra‘‘=3724.98N =X F+Y FP ra2‘‘平均动负荷：333) +P0.5(P P=15160.16N
=2m1轴承的计算额定动负荷：
C=(ff)/(ff) P=53060.56
mhupT式中f----寿命系数，按5000h计算时f=1.23；hh f----速度系数，按n=230r/min计算时f=0.56；u u
f----负荷系数，按中等冲击时f=1.6；p p
f----温度系数，按T＜100℃时f=1。

T T
30318轴承额定动负荷[C]=342000，因为C＜[C]，所以轴承强度足够。

按额定静负荷验算：
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当量负荷P按下列2式计算取大值o P=X F+Y F=16258.77N
aoroo P=F=21104.6N ro C=np=42209.2 ooo式中n----安全系数，n=2。

oo因为[C]=440000＞C=42209.2，所以满足设计要求。

oo（5）销轴设计计算
设牵引力作用于销子孔中间，而销轴与销轴孔接触后，支持点在销轴孔的A、B两点（见图4），故销轴受力可以按两端固定梁考虑（见图5）。

图4 销轴结构简图
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销轴的受力情况图5
所产生的支座反力和最大弯矩由牵引力P
=P/2=12500N =RR BA
=PL/8=243750Nmm M max
78mm。

L----式中销轴两支座间距离，销轴可能达到的极限弯矩：
=8201250 Nmm
σSM=2xsn的圆截面：----半截面的静矩，对直径为d式中S x
33; =15187.5 mm=d/6，2S2S xx
；d-------销轴直径,45mm。

=540Mpa钢材料的屈服强度，对----σ40Crσss精品文档．
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销轴的安全系数：
n=M/M= 33.65 ,故安全可靠，满足设计要求。

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