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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X宽X高)/nun：
3360 x 1320 x 348
牵引高/mm :
285
自重/kg:
983
载重/kg:
1
轴距/mm:
11
轨距/mm:
6
车轮直径巾/mm:
3
(2)平板车结构例图1)

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。

梁单位长度上的载荷重：
q=W g/(6l =4904。9N/m
式中W g板车载重,Wg=490N;—车梁长度，l=3.33m
由均布载荷产生的弯矩：
M 1=K dqL12/2=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:
M 2=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=l。
59m o
在轴卡处最大弯矩：
M max=M ]+M 2=9942。6Nm
车梁的材料为Q235 ,承受II类载荷，其许用应力[%]=93. lMpao所以要求梁的抗弯截面模数：
W x=M max/ [ % ] =101。01cm 3
10#矿工钢W x=113. 4 W xi<W x，满足设计要求。
(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
每个车轮上的载荷:
P’=Kd’Qw/3= 38502.6N
式中Qw重车重量(不包括轮轴)，10715kg； Kj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=错误! =50。84mm
轴径根部直径：
d=*N 1/ (0。1[o1] 3)=42.59mm
其中，[。」3 =[。」3 IK =249.116Mpa,K =0O65K +0O 35=1.2392,
111 IIII
K K K K =1.368, K=1.2, K =1.14, K =1.
ii= 1 2 3，1，2，3
因为选用D=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D 1=3mm,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:
oT=a错误# 10-2=1269。6Mpa式中：a系数，钢质车轮a=40;
Km---动载荷系数，Km=1+0.2v=1.4
v运行速度,v=2m/s;
N1个车轮上的承压重量,N=3333.3kg
D1——车轮踏面直径，D1=30cm;
R冈轨顶圆弧半径，R=1。3cm。
[oT]为许用接触应力，车轮的材质为45Mn2，车轮表面淬火硬度为HRC45~55 , [%]=2156 Mpa,oT<[%],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：
重车时
Fa=F/2+Fr/2Y=6337.26 N
空车时
Fa =F/2+Fr /2Y=999.56 N式中 F离心力，F=(W —2q])K2/10c=949。73;
Y系数，Y=1。8 (按轴承型号查得)；
W重量总和，10983kg
q1轮轴自重，268kg;
vw车在弯道上的速度，1m/s;
c车轴距，11mm。
重车的当量动负荷：
由于Fa/Fr=0。33 <e=0o 35 (e由轴承型号查得)，因此
P1=XF r+YF a=19053o 27N
空车的当量动负荷：由于 Fa‘/ F=0。53>e=0。35，因此
P2=X Fa +Y Fr =3724.98N
平均动负荷：
Pm=错误!=15160」6N
轴承的计算额定动负荷：
C= (ff)/(f) P=53060.56h p u T m
式中％寿命系数，按50h计算时4=1。23;
f速度系数，按n=230r/min计算时<=0.56;
fp负荷系数，按中等冲击时fp=1.6；
fT温度系数，按T<1C时fT=1。
30318轴承额定动负荷[C ]=3420,因为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=XoF+Yq F=16258. 77N
Po=F =21104. 6N
Co=nopo=42209 0 2
式中n。安全系数,n=2o
因为[Co]=44>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例图5）。

图4销轴结构简图

图5销轴的受力情况
由牵引力P所产生的支座反力和最大弯矩
Ra=Rb=P/2=125N
M 曜广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 osSx=8201250 Nmm
式中Sx半截面的静矩，对直径为d的圆截面：
2Sx=d3/6 2Sx=15187。5 mm 3；
d销轴直径，45mm ;
os-材料的屈服强度，对40Cr钢o「540Mpa。
销轴的安全系数：
n=M n/Mmax= 33.65故安全可靠，满足设计要求。