液压支架用50 t 重型平板车结构设计

王宁宁，石 倩，杨加斌

（1.平凉信息工程学校，甘肃 平凉 744000；2.华亭煤业集团有限责任公司砚北煤矿，甘肃 平凉 744000）

重型平板车主要用于将大吨位液压支架由地面运送至工作面，使用条件受到巷道及提升容器的限制。普通通用型平板车由于存在盘面过高、装载量小的特点，无法用于大吨位液压支架的运输。目前我国对重型平板车的设计标准仅对10、15、20、25、30 t 平板车进行了规定，为满足崔木煤矿大型液压支架的运输要求，在30 t 平板车设计基础上对50 t 大装载量平板车进行了改进设计，目前已在煤矿中投入使用。

1 平板车技术参数

2 平板车结构特点

采用开式轮轴结构，便于轮轴拆卸及轴承游隙调整。轴承选用承载能力大、寿命长的圆锥滚子轴承，轴承内盖内嵌，轴承外盖凸出部分圆弧过渡，与车轮螺栓连接。

为保证车架具有足够的强度，车架整体采用闭口焊接，50 t 平板车将原30 t 平板车中所使用的槽钢框架结构改进为12#矿用工字钢结构，如图1 所示，通过增加截面系数起到改善平板车高度的要求。另外在轴支座横梁处增设8 个筋板，提高平板车强度。在固定支架的螺栓孔处镶套，并与面板、横梁环焊来对螺栓进行定位。

图1 平板车结构图

3 主要部件校核计算

3.1 轮压计算

轮径选择与载荷系数、圆周速度、受载情况等因素有关。初定车轮直径400 mm 进行校核轮压，因钢轨顶部为弧形，故车轮接触压应力按点接触计算

式中：α 为系数，钢制车轮α=4 000；Ν 为单个车轮上的承压重量，Ν=130 217 N；Κm为动载系数，Km=1+0.2V=1.2，V 为车轮的速度，取V=1 m/s；D 为车轮踏面直径，D=400 mm；R 为钢轨顶圆孤半径，R=300 mm。

[σΤ]为许用接触应力，ZG 材料为ZG35SiMn 材料，车轮表面淬火硬度为HRC40-45，由于[σΤ]=1 217 MPa>σ，满足设计要求。

3.2 轴承强度校核

选用轴承型号30321，按额定动载荷[C]=432 kN 进行计算，考虑3 个车轮受力，每个轴承承受的最大径向载荷

计算额定动载荷C=（fhfp/fufT）Pm=341 778 N<[C]，因此轴承强度足够。式中：fh为寿命系数按5 000 小时计算时取1.23；fp为负荷系数按中等冲击时为1.6；fu为速度系数按n=230 r/min=230 时取0.56；fT为温度系数按T<100℃时取1。

按额定静载荷计算时当量动载荷按下列两式计算取较大值：

P0=Fr=101 612 N，

P0=X0Fr+Y0Fa=0.5Fr+1.4Fa=103 788.6 N。

因此安全系数n0取2 时C0=n0P0=207 577<562 000，满足设计要求。

3.3 轴强度校核

45 钢正火处理后σ=355 MPa，安全系数为1.5，[σ-1]=σs/n=236.7 MPa，选用D=135 mm，d=105 mm，均大于计算值，满足强度要求。

3.4 轴有限元分析

轴在集中力作用下发生弯曲变形，为确保轴对塑性变形具有足够抵抗能力，利用ANSYS Workbench对轴进行了结构静力学分析，同时轴支座中间部分的梁承受剪力，进行了剪力校核。轴材料设置为45优质钢，弹性模量E=2.09e11，泊松比v=0.28，密度ρ=7.89e3kg/m3，梁单元选用BEAM188。在DM 窗口构造节点创建几何模型，网格划分采用默认网格，对图1、图2 中的D 点、E 点分别施加垂直集中载荷P=341 226 N，轮轴的组合应力云图、剪力云图如图3、图4所示。

图2 轮轴受力模型

根据数值模拟分析结果，轴最大组合应力发生在集中力施加位置，由于轴不受轴向力，则最大弯曲应力即为最大组合应力2.17×108Pa，2.17×108Pa<2.36×108Pa，符合强度要求。

轴最大剪力在最小截面处，轴许用剪切应力[τ]=（0.6～0.8）[σ]=142～188 MPa，轴剪切应力τ=39.42 MPa<[τ]，符合剪力强度要求。

4 结束语

综采设备生产能力的提高促进了重型液压支架的广泛使用，必须保证液压支架运输的安全、方便。液压支架用50 t 重型平板车结构设计紧凑，盘面低，满足井下运输条件。50 t 重型平板车通过在崔木煤矿的投入使用，目前运转情况良好能满足使用要求，具有广阔使用前景。