液壓支架用50 t 重型平板車結構設計

王寧寧，石 倩，楊加斌

（1.平涼信息工程學校，甘肅 平涼 744000；2.華亭煤業集團有限責任公司硯北煤礦，甘肅 平涼 744000）

重型平板車主要用于將大噸位液壓支架由地面運送至工作面，使用條件受到巷道及提升容器的限制。普通通用型平板車由于存在盤面過高、裝載量小的特點，無法用于大噸位液壓支架的運輸。目前我國對重型平板車的設計標準僅對10、15、20、25、30 t 平板車進行了規定，為滿足崔木煤礦大型液壓支架的運輸要求，在30 t 平板車設計基礎上對50 t 大裝載量平板車進行了改進設計，目前已在煤礦中投入使用。

1 平板車技術參數

2 平板車結構特點

采用開式輪軸結構，便于輪軸拆卸及軸承游隙調整。軸承選用承載能力大、壽命長的圓錐滾子軸承，軸承內蓋內嵌，軸承外蓋凸出部分圓弧過渡，與車輪螺栓連接。

為保證車架具有足夠的強度，車架整體采用閉口焊接，50 t 平板車將原30 t 平板車中所使用的槽鋼框架結構改進為12#礦用工字鋼結構，如圖1 所示，通過增加截面系數起到改善平板車高度的要求。另外在軸支座橫梁處增設8 個筋板，提高平板車強度。在固定支架的螺栓孔處鑲套，并與面板、橫梁環焊來對螺栓進行定位。

圖1 平板車結構圖

3 主要部件校核計算

3.1 輪壓計算

輪徑選擇與載荷系數、圓周速度、受載情況等因素有關。初定車輪直徑400 mm 進行校核輪壓，因鋼軌頂部為弧形，故車輪接觸壓應力按點接觸計算

式中：α 為系數，鋼制車輪α=4 000；Ν 為單個車輪上的承壓重量，Ν=130 217 N；Κm為動載系數，Km=1+0.2V=1.2，V 為車輪的速度，取V=1 m/s；D 為車輪踏面直徑，D=400 mm；R 為鋼軌頂圓孤半徑，R=300 mm。

[σΤ]為許用接觸應力，ZG 材料為ZG35SiMn 材料，車輪表面淬火硬度為HRC40-45，由于[σΤ]=1 217 MPa>σ，滿足設計要求。

3.2 軸承強度校核

選用軸承型號30321，按額定動載荷[C]=432 kN 進行計算，考慮3 個車輪受力，每個軸承承受的最大徑向載荷

計算額定動載荷C=（fhfp/fufT）Pm=341 778 N<[C]，因此軸承強度足夠。式中：fh為壽命系數按5 000 小時計算時取1.23；fp為負荷系數按中等沖擊時為1.6；fu為速度系數按n=230 r/min=230 時取0.56；fT為溫度系數按T<100℃時取1。

按額定靜載荷計算時當量動載荷按下列兩式計算取較大值：

P0=Fr=101 612 N，

P0=X0Fr+Y0Fa=0.5Fr+1.4Fa=103 788.6 N。

因此安全系數n0取2 時C0=n0P0=207 577<562 000，滿足設計要求。

3.3 軸強度校核

45 鋼正火處理后σ=355 MPa，安全系數為1.5，[σ-1]=σs/n=236.7 MPa，選用D=135 mm，d=105 mm，均大于計算值，滿足強度要求。

3.4 軸有限元分析

軸在集中力作用下發生彎曲變形，為確保軸對塑性變形具有足夠抵抗能力，利用ANSYS Workbench對軸進行了結構靜力學分析，同時軸支座中間部分的梁承受剪力，進行了剪力校核。軸材料設置為45優質鋼，彈性模量E=2.09e11，泊松比v=0.28，密度ρ=7.89e3kg/m3，梁單元選用BEAM188。在DM 窗口構造節點創建幾何模型，網格劃分采用默認網格，對圖1、圖2 中的D 點、E 點分別施加垂直集中載荷P=341 226 N，輪軸的組合應力云圖、剪力云圖如圖3、圖4所示。

圖2 輪軸受力模型

根據數值模擬分析結果，軸最大組合應力發生在集中力施加位置，由于軸不受軸向力，則最大彎曲應力即為最大組合應力2.17×108Pa，2.17×108Pa<2.36×108Pa，符合強度要求。

軸最大剪力在最小截面處，軸許用剪切應力[τ]=（0.6～0.8）[σ]=142～188 MPa，軸剪切應力τ=39.42 MPa<[τ]，符合剪力強度要求。

4 結束語

綜采設備生產能力的提高促進了重型液壓支架的廣泛使用，必須保證液壓支架運輸的安全、方便。液壓支架用50 t 重型平板車結構設計緊湊，盤面低，滿足井下運輸條件。50 t 重型平板車通過在崔木煤礦的投入使用，目前運轉情況良好能滿足使用要求，具有廣闊使用前景。