10T平板车计算书教学教材

1、精品文档10T平板车计算书1平板车技术参数及结构精品文档（2）平板车结构（见图（1）技术参数外形尺寸（长x宽x高）牵引高/mm :自重/kg:载重/kg:轴距/mm:轨距/mm:车轮直径© /mm:/mm:3360X 1320X 3482859831000011006003001)（帧）型图1平板车结构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。qq二Wg/(6l)=4904.9N/m式中 Wg平板车载重，Wg=49000N; l-车梁长度,

2、l=3.33m由均布载荷产生的弯矩：Mi二KdqLi2/2=2779.4Nm式中Kd动力系数，Kd=1.1 ； L1悬臂长度，L1=1.015m。由牵引力产生的弯矩:M2=Fe/6=6625 Nm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 max=M i+M 2=9942.6Nm车梁的材料为Q235,承受H类载荷，其许用应力(T=93.1Mpa 所以要求梁的抗弯截面模数：Vxi =M max/ & i=101.01cm?10#矿工钢 Wx=113.4 cm3，Wxi<Wx，满足设计要求。(2) 车轴设计计算车轴的基本结构如图3

3、所示，可以根据其受力情况确定各处轴径RaRb图3主轴受力情况每个车轮上的载荷：P'Kd'Qw/3二 38502.6N式中Qw-重车重量(不包括轮轴)，10715kg; Kd'-动力系数。反力 Ra=Rb=P'最大弯矩：M max=RAb=3272.7Nm轴颈根部弯矩：M 1= RbC=1925.1 Nm轴颈：D=3Mmax/(0.1(X1 3 ) =50.84mm轴径根部直径：d=3 M/(0.1 x 1 3) =42.59mm其中，x 1 3 = x 1 3 1/K i =249.116Mpa,Q =0.65K n +0.35=1.2392, Kn = K1K

4、2K3=1.368, K1=1.2, K2=1.14, 如1。因为选用。=80mm,d=70mm均比计算值大，所以强度足够。(3) 轮压计算10T平板车的车轮直径，必须满足通过轨道上卡轨车压绳轮等各 种设备，设计较小的轮径时，还必须根据载重量和车轮允许的圆周速 度等计算车轮踏面的接触应力，初定车轮直径D1=300mm,校核其轮压，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：(TT=a 3 KmN (2/Di+l/R) 2x9.8 x 10-2=1269.6Mpa式中：a -一系数，钢质车轮a =4000；Km动载何系数，Km=1+0.2v=1.4 ；v 运行速度，v=2m

5、/s ；N-1个车轮上的承压重量，N=3333.3kg;D1 -车轮踏面直径，D1=30cm ；R-钢轨顶圆弧半径，R=1.3cm。t t为许用接触应力，车轮的材质为 45Mn2 ,车轮表面淬火 硬度为HRC4555, t t=2156 Mpa, tt t t,所以满足设计要求。(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：Fr=W/6k=21104.6N空车时每个轴承上承受的最大径向负荷：Fr =W/6k=1888.9N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

6、：重车时Fa=F/2+Fr/2 Y=6337.26 N空车时Fa=F/2+Fr /2Y=999.56 N式中 F-离心力，F= (W-2qi) Vw2/10c=949.73;Y-系数，Y =1.8 (按轴承型号查得)；W-重量总和，10983kg;qi-轮轴自重，268kg；Vw-车在弯道上的速度，1m/s；c车轴距，1100mm。重车的当量动负荷：由于Fa/Fr=0.3003v e=0.35 (e由轴承型号查得)，因此P1=XFr+YFa=19053.27N空车的当量动负荷：由于 Fa，/ Fr=0.53> e=0.35,因此P2=X Fa，+Y Fr =3724.98N平均动负荷：P

7、m=3 0.5(P1 3+P23) =15160.16N轴承的计算额定动负荷：C=(fhfp)/(fufT)Pm=53060.56式中fh-寿命系数，按5000h计算时fh=1.23;fu-速度系数，按 n=230r/min 计算时 fu=0.56;fp-负荷系数，按中等冲击时fp=1.6;fT-温度系数，按Tv 100C时存=1。30318轴承额定动负荷C=342000 ,因为Cv C，所以轴承强度足够按额定静负荷验算：当量负荷P。按下列2式计算取大值Po=x。Fr+Y Fa=16258.77NP。二Fr=21104.6NCo=nopo=42209.2式中n。-安全系数，n°=2。因为C°=440000>Co=42209.2,所以满足设计要求。（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）。如5ABOO图4销轴结构简图由牵引力P所产生的支座反力和最大弯矩RA=RB=P/2=12500NM max二PL/8=243750Nmm式中L-销轴两支座间距离，78mm。销轴可能达到的极限弯矩：M n=2(T sSx=8201250 Nmm式中Sx-