半挂车设计计算书
(完整word版)半挂车设计计算书
概述半挂车，具有机动灵活、倒车方便和适应性好的特点，这种车可以提高装载量，降低运输成本，提高运输效率。
由于装载量的不同要求，对于车架的承受载荷也有不同，该半挂车的轴距较大，因而对车架的强度与刚度的要求也较高。
对车架的强度与刚度进行了分析计算。
半挂车参数表车架结构设计本车架采用采平板式，为了具有足够的强度和刚度,所设计车架材料选用Q235钢板,采用焊接式结构。
2.1 总体布置图1 车架总体布置图2.2 纵梁纵梁是车架的主要承载部件，在半挂车行驶中受弯曲应力。
为了满足半挂车公路运输、道路条件差等使用性能的要求，纵梁采用具有很好抗弯性能的箱形结构，纵梁断面如图2所示。
上翼板是一块覆盖整个车架的大板，图中只截取一部分。
图2 纵梁截面示意图为了保证纵梁具有足够的强度，在牵引销座近增加了加强板；为减小局部应力集中，在一些拐角处采用圆弧过渡。
在轮轴座附近也增加了加强板(图1中轮轴座附近)。
由于半挂车较宽，为防止中间局部变形过大，车架的中间增加了倒T形的纵梁加强板。
图3 部分加强板示意图2.3 横梁横梁是车架中用来连接左右纵梁，构成车架的主要构件。
横梁本身的抗扭性能及其分布直接影响着纵梁的内应力大小及其分布。
本车架的19根横梁，主要结构形状为槽形。
2.4纵梁和横梁的连接车架结构的整体刚度，除和纵梁、横梁自身的刚度有关外，还直接受节点连接刚度的影响，节点的刚度越大，车架的整体刚度也越大。
因此，正确选择和合理设计横梁和纵梁的节点结构，是车架设计的重要问题，下面介绍几种节点结构。
一、 横梁和纵梁上下翼缘连接（见图4（a ））这种结构有利于提高车架的扭转刚度，但在受扭严重的情况下，易产生约束扭转，因而在纵梁翼缘处会出现较大内应力。
该结构形式一般用在半挂车鹅劲区、支承装置处和后悬架支承处。
二、横梁和纵梁的腹板连接（见图4（b ））这种结构刚度较差，允许纵梁截面产生自由翘曲，不形成约束扭转。
这种结构形式多用在扭转变形较小的车架中部横梁上。
半挂车设计计算书
概述半挂车，具有机动灵活、倒车方便和适应性好的特点，这种车可以提高装载量，降低运输成本，提高运输效率。
由于装载量的不同要求，对于车架的承受载荷也有不同，该半挂车的轴距较大，因而对车架的强度与刚度的要求也较高。
对车架的强度与刚度进行了分析计算。
半挂车参数表车架结构设计本车架采用采平板式，为了具有足够的强度和刚度,所设计车架材料选用Q235钢板,采用焊接式结构。
2.1 总体布置图1 车架总体布置图2.2 纵梁纵梁是车架的主要承载部件，在半挂车行驶中受弯曲应力。
为了满足半挂车公路运输、道路条件差等使用性能的要求，纵梁采用具有很好抗弯性能的箱形结构，纵梁断面如图2所示。
上翼板是一块覆盖整个车架的大板，图中只截取一部分。
图2 纵梁截面示意图为了保证纵梁具有足够的强度，在牵引销座近增加了加强板；为减小局部应力集中，在一些拐角处采用圆弧过渡。
在轮轴座附近也增加了加强板(图1中轮轴座附近)。
由于半挂车较宽，为防止中间局部变形过大，车架的中间增加了倒T形的纵梁加强板。
图3 部分加强板示意图2.3 横梁横梁是车架中用来连接左右纵梁，构成车架的主要构件。
横梁本身的抗扭性能及其分布直接影响着纵梁的内应力大小及其分布。
本车架的19根横梁，主要结构形状为槽形。
2.4纵梁和横梁的连接车架结构的整体刚度，除和纵梁、横梁自身的刚度有关外，还直接受节点连接刚度的影响，节点的刚度越大，车架的整体刚度也越大。
因此，正确选择和合理设计横梁和纵梁的节点结构，是车架设计的重要问题，下面介绍几种节点结构。
一、 横梁和纵梁上下翼缘连接（见图4（a ））这种结构有利于提高车架的扭转刚度，但在受扭严重的情况下，易产生约束扭转，因而在纵梁翼缘处会出现较大内应力。
该结构形式一般用在半挂车鹅劲区、支承装置处和后悬架支承处。
二、横梁和纵梁的腹板连接（见图4（b ））这种结构刚度较差，允许纵梁截面产生自由翘曲，不形成约束扭转。
这种结构形式多用在扭转变形较小的车架中部横梁上。
易燃液体运输半挂车设计计算书
易燃液体运输半挂车设计计算书1、产品简介：该车为道路运输三轴半挂式车辆（见图1-1.1），运输介质为乙醇。
罐车的卸料方式为上装下卸。
罐体为卧式钢制焊接直圆筒结构，罐体截面为圆形，罐体内置3块防波板。
罐体内径φ2010mm，长度为9400mm,容积为28.16m³，半挂车总长度为9900mm，罐体的主体材料为碳素结构钢Q235B。
罐体上部设置DN500mm人孔2个、DN32mm呼吸阀2个。
罐体下部设置DN100卸料口1个。
罐体上部设置操作平台护栏。
后部设置为扶梯，工具箱、卸料箱等图1-1.12、设计参数的确定2.1 设计条件1.三轴半挂式罐式车辆，装料方式为上装重力装料，卸料方式为重力底部卸料；2.罐体设计代码：LGBF ;3.运输介质：乙醇。
4.乙醇的物化特性：GB12268 UN编号1170、类别3类；HG20660 易燃程度：易燃（在空气中爆炸极限为3.3％-19％）性状：易燃、易挥发的无色透明液体，它的水溶液具有酒香的气味，并略带刺激。
有酒的气味和刺激的辛辣滋味，微甘。
熔点（℃）：－114.1℃ ，沸点（℃）：78.3℃饱和蒸气压（绝压）：0.029436Mpa 密度γ：0.7769×10³kg/m ³ 5. 主要材质：罐体及封头材质：碳素结构钢Q235B (抗拉强度R m 375MPa ，屈服强度R el 235 MPa ，延伸率A ≥26%)2.2 半挂车参数的确定该车的额定载质量21000 kg ，整备质量为9000 kg 。
则该半挂车最大总质量30000 kg 。
取前悬为1100mm （含气管接头100mm ），轴距4680mm+1310mm+1310mm 。
根据GB1589-2004《汽车外廓尺寸、轴荷及质量限值》要求，半挂车并装三轴≤24000kg 。
满载轴荷计算如下：整备质量：G 1=9000 kg 设计载质量：G 2=21000 kg 最大总质量：G=30000 kg 车架罐体及附加质量G 01=5100 kg悬挂质量：G 02=3300 kg通过零部件质量以及位置计算得：空载时车架罐体以及附件的重心距离后三轴中心距离为：2140 mm 货物重心位置至后三轴中心距离为：2205mm 空载时轴荷分配：牵引销K 1=2140 kg 后三轴 K 2= 6860 kg 满载时轴荷分配：牵引销R 1=2140+5990205221000⨯= 9870kg则三后轴：R 2 =30000 - R 1 = 20130kg ＜24000kg罐体容积V=λG2×1.05=28.38m ³(系数1.05为考虑预留约5%的气相空间) 根据罐体尺寸选用截面形状如下图1-1.2：（截面面积A=3.17 m 2 ）图1-1.2 罐体截面形状2.3 罐体的当量内直径：Di=2010mm2.4 罐体设计压力：P=0.03 MPa2.5 罐体设计温度：50 ℃（根据GB 18564.1-2006中5.4.5）2.6 罐体计算压力：（根据GB 18564.1-2006中5.4.3）P c1= P1=2×H×1×103×9.8=0.039 MPa式中:P1：2倍静态水压力，MPa；H：罐体内高尺寸，H取2.01m。
货车设计计算说明书
中型车辆整车设计[摘要] 汽车设计过程中相当重要的工作是汽车的总体布置设计，整车性能的好坏主要取决于总体布置设计的合理性。
本文首先主要根据所设计汽车的用途和使用条件，参考同级汽车的国内外资料，选择其整车型式及主要的尺寸参数，再根据已有数据进行发动机及各主要总成的选型，并确定其主要技术参数，在此基础上对汽车进行总成的布置。
最后，对汽车的动力性和燃油经济性进行计算校核，结果显示，该车能较好地满足动力性和经济性要求，符合设计要求。
[关键词] 总体布置；结构参数；设计计算Overal Design for Middle-sized VehiclesAbstract: The design of general layout is quite important in the process of automabile design, the vehicle performance mostly depends on the rationality of general layout. In this paper, firstly, according to the uses and the application conditions of designed vehicle and reference information for the same level of vehicles at home and abroad, choose the entire vehicle pattern and the main technical parameter. Secondly, choose the engine and other main assembly according to the existing data, then determine their technical parameter, and carry on gerneral layout. Finally, calculate the power performance and fuel economy of the vehicle, and the results show that the car can meet the requirements of power performance and fuel economy, namely the design meet the requirements.Keywords:general layout; structure parameter; design calculation目录引言 (5)第1章概述 (6)1.1 整车总布置设计的任务 (6)1.2 设计原则、目标 (7)1.3 已知参数 (7)1.4 设计方案的拟定 (7)第2章汽车形式及主要参数的选择 (8)2.1 轴数 (8)2.2 驱动形式 (8)2.3 布置形式 (8)2.4 轮胎选择 (9)2.5 汽车主要尺寸的确定 (10)2.5.1 轴距 (10)2.5.2 前轮距和后轮距 (10)2.5.3 前悬和后悬 (11)2.5.4 货车车箱尺寸 (11)2.5.5 外廓尺寸 (12)2.6 整车质量参数估算 (12)2.6.1 空车状态下整车质量、轴荷分配 (12)2.6.2 满载状态下整车质量、轴荷分配 (13)2.6.3 整备质量利用系数 (13)第3章发动机选型 (14)3.1 发动机基本形式的选择 (14)3.2 主要性能指标的选择 (15)3.2.1 发动机最大功率、最大转矩及其相应转速 (15)3.2.2 发动机的比功率和比转矩 (17)3.3 传动系参数的选择 (18)3.3.1 最小传动比的选择 (18)3.3.2 最大传动比的选择 (18)第4章底盘的总体布置 (20)4.1 整车布置得基准线—零线的确定 (20)4.2 各部件的布置 (21)4.2.1 发动机的布置 (21)4.2.2 传动系的布置 (22)4.2.3 转向装置的布置 (22)4.2.4 悬架的布置 (22)4.2.5 油箱和蓄电池的布置 (22)第5章设计计算校核 (22)5.1质心高度的估算 (22)5.1.1 车架质量的估算 (23)5.1.2 车厢质量的估算 (24)5.2 汽车稳定性的验算 (25)5.3 汽车动力性能计算 (26)5.3.1 发动机不同转速下汽车各挡速度的计算 (27)5.3.2 发动机不同转速下各挡所受空气阻力的计算 (28)5.3.3 发动机不同转速下汽车各挡驱动力的计算 (30)5.3.4 滚动阻力的计算 (31)5.4 动力性参数 (33)5.4.1 直接档动力因数 (33)5.4.2 Ⅰ档动力因数 (34)5.4.3 汽车最大爬坡度 (34)5.4.4 汽车最小转弯直径 (34)5.5 汽车燃油经济性计算 (36)5.6 计算校核总结 (38)6 结论 (39)致谢语 .................................................. 错误！未定义书签。
(完整word版)半挂车结构设计
系列报道：半挂车的通过性与结构（二）二、半挂车的结构1、有关的尺寸、重量参数：对于非特殊的半挂车，在确定有关的尺寸参数时，应当考虑运输成本，各个渡口的情况，交通安全的有关规定等等。
最大宽度不得超过2500毫米，总长不宜超过15米，总高不得超过3.8米，以便与火车车厢的地板及站台保持一致的高度，以利装卸。
如果大型金属棚式车厢，除车厢后门外，应当有右侧门，其宽度拟不小于1.2米（见图4）；车厢内高一般在2.4米以下，但要便于叉形起重机进行装卸作业。
由于隧道和市区电车线路的关系，为防止事故，高度要严格限制。
集装箱高一般不超过2.5米，如高于尺寸，拟乎用低地板半挂车。
2、载重重量：这与牵引车后桥驱动轮的负荷能力、半挂车的轴距，后轴载重量、轮胎尺寸等等有关。
普通牵引后桥驱动轮负荷能力一般不超过8.5～9.5吨，此轮负荷太小，汽车爬坡、加速时的动力性能要恶化，并会发生前述的“折迭”现象；而下坡时，则会发生前轮转向不稳的发“飘”现象。
同时轴距还影响到转向操作的灵活性与转弯半径。
因此，各轴负荷分配必须合理。
笔者认为中桥（驱动桥）负荷应占整车总量的41～43％较为合理。
3、车架：为降低地板高度，车架纵梁做成阶梯形。
所用材料，目前国内以16Mn钢板压制成型。
可减轻自重，国外普遍采用高强度钢板，甚至还采用高强度耐腐蚀的铝合金压制，并有应力低的部位冲出减轻孔，自重很轻。
目前国内有的半挂车制造厂，限于条件，车架纵梁用型钢（槽钢）制造，结果自重很大，并往往只能做成平直车架，相应提高了地板高度。
就载重8吨的半挂车纵梁而言，在相应的抗弯模量下，采用6～7毫米的16Mn板压制的车架纵梁与用22号槽钢的纵梁对比之下，前者可使地板高度降低80～100毫米，相对降低了重心高度，提高了稳定性。
车架自重也可以降低五分之一以上。
用型刚做半挂车车架纵梁的不合理设计一定要改变。
4、转盘：亦称连接装置，是牵引车与半挂车相连接的装置。
为了提高运输效率，国外往往是把半挂车拉到目的地后，丢下半挂车卸货，而套上另一只半挂车拉往目的地，因此要求能快速连接。
汽车设计计算书【范本模板】
设计计算书一、 质量参数1、 相关参数：整备质量: 4500kg载质量 ： 8850 kg最大总质量：13350 kg2、 轴荷分布空载：转向桥： 2025 kg驱动桥： 2475 kg各桥负荷比： 45％、55%满载:转向桥： 4670 kg驱动桥: 8675 kg各桥负荷比： 35％、65％二、 发动机功率选择计算计算参数：传动效率 ηT =0.85汽车总质量 M t =13350KG最高车速 V max =75km/h （满载) 85 km/h(空载） 空气阻力系数 C D =0。
7迎风面积 A=3。
2m 2滚动阻力系数 f=0.0165最大功率P max =3max max ***1()0.9360076140t D M g f C A V V =63。
76kw （76.7 kw 空载） 考虑空调系统和其它电器设备影响发动机使用特性曲线的P max ,（比万有特性曲线的P max 小）发动机的最大功率比设计的最大功率应大。
P max = P max *1.24=79kw （90 kw ）比功率：比功率=max 1000*tP M =5.92(7.12） 三、 发动机外特性曲线四、动力性计算设计参数：总质量M t=8850KG总重量G T= M t＊g=86730滚动阻力系数f=0。
0165滚动阻力F f= G T＊f=5637.45N空气阻力系数C D=0。
7主减速比i0=5.8331档传动比i1=7.312传动效率η=0.85轮胎滚动半径r=0.407m发动机最大扭矩T=265发动机最大扭矩时转速n=1600rpm迎风面积A=3.51、最高车速⑴、各档最大功率及对应车速和发动机转速⑵、利用软件进行分析得出相关数据（满载)⑶、结论：空载时最高车速为81km/h，满载时最高车速为75km/h。
2、最大爬坡度⑴、利用软件进行分析得出相关数据（满载）⑶、结论:最大爬坡度28。
5％。
2、加速性能利用软件进行分析得出相关数据(满载）五、 油耗计算设计参数：总质量 M t =8850 滚动阻力系数 f=0.0165 空气阻力系数 C D =0。
BSX9250GYY运油半挂车总体设计方案
BSX9250GYY运油半挂车总体设计方案1．任务来源：工厂下发的新产品设计任务书，任务编号CA00-11-25.2．研制的目的意义：提高本厂运油车产品的市场份额，完善运油车的产品系列. 3．功能：进行油品的运输和装卸。
4．主要技术指标：4.1.作业用途：该车型适合适用于油田、油库、油料部门及加油站用来运输轻质燃油等。
4.2.整车主要参数外型尺寸(长×宽×高)：11000×2480×3020 (mm)轴距：7500+1300 mm满载总质量：25830 Kg整备质量：8830 Kg额定容积：21250 L最大容积：27466 L4.3.可靠性：4.3.1行驶可靠性应通过QC/T252-1998《专用汽车定型试验规程》和QC/T653-2000《运油车、加油车技术条件》中规定的试验项目。
a. 滑行距离≥600米b.最大车速≤85km/hc.最小稳定车速≤20 km/hd.直接挡加速时间≤70秒（20－80 km/h）e.超步换挡时间：≤65秒（0－70 km/h）f.制动距离：≤10米4.3.2作业可靠性a.作业可靠性试验时间为240h。
b.平均故障间隔时间MTBF不小于60h。
c.固有有效度Ai不小于0.95。
d.平均连续工作时间Tc可达4h。
4.4.车载设备易损零部件应能方便拆卸和更换，整车标准化系数：90％4.5.安全性4.5.1静电防护a.设置可靠的导静电接地装置，包括导静电接地端子和拖地胶带等。
b.金属管路任意两点之间或任一点到接地装置的电阻不大于5Ω。
4.5.2 防火要求a.在适当位置设置灭火器。
b.油罐两侧设明显的“严禁烟火”标识.c.汽车发动机消声器置于汽车前部。
4.5.3行驶可靠性整车轴荷分配应满足挂车底盘轴座及后轴轴荷分配率的要求，车载设备的固定应安全可靠，在车辆行驶时，不得移位和损坏，车辆电气系统接线应正确，无短路、断路现象。
4.6.上装设备4.6.1油罐a.油罐总成应能承受36Kpa的空气压力,不得有渗漏和永久变形。
半挂车设计说明书
第一章绪论第一节概述［1]国标GB3730。
1-83对半挂车的定义为：由半挂牵引车牵引并且挂车最大总质量的相当一部分由牵引车承受的挂车。
由此可认为，用于承载货物的货箱及底架，前端籍牵引座支承于牵引车,后端通过悬挂、半挂轴和车轮支承于行驶路面，这种形式的挂车称为半挂车,它与牵引车组成半挂汽车列车（图2—1）。
半挂车通过牵引座对牵引车产生的作用，是行驶表面通过车轮作用于牵引车的四个外力之外的第五个外力，所以称为第五轮。
根据定义，显然半挂汽车列车有牵引座，而全挂车没有牵引座，这图1—1 半挂汽车是两者在结构上的主要区别。
通常提到挂车一词，是全挂车和半挂车的统称.第二节半挂车运输的优势一、半挂车运输比单车优越,因为在同等载质量的情况下,半挂车的运输生产率高，比4t和5t货车的运输生产率要高4～6倍，运输成本低85％～90%，单位运输工作量使用油耗L/(t·100km）的降低20％～30％；营运成本降低30%～50%；挂车制造简单、修理费用低，保养方便；货箱承载面高度可以做得很低，以利提高货物装卸的方便性和车辆行驶稳定性；易于完成不解体的整机、重型机械的运输以及特种运输和专业运输。
二、半挂汽车列车运输优于全挂汽车列车运输在于，经济性好;结构简单;工艺性强、外廓尺寸小、总长度短；机动性好.由于牵引车可制成短轴距,所以有可能减少最小转弯直径,易于实现倒车；停放场地和占地面积小；行驶性能较好、安全性较高以及保修费用较低。
第三节半挂车市场发展前景［2］一、国内半挂车行业市场分析半挂车,与其说它是一种车型不如说它是一个具有着很好兼容性与方便快捷性的公路运输方式.说到兼容性,就是这一分类当中可以包括：厢式半挂车、罐式半挂车、平板半挂车、集装箱半挂车、成品车辆运输半挂车等品种。
而且还可以在厢式半挂车的这一大类里又分出保温半挂车、冷藏半挂车、保鲜半挂车等，可以说在每一个大类的下面都能分出大量的细分车型.而且国家管理机构对半挂车也给出了如下规定:“专用半挂车的术语和定义是将专用汽车同类结构产品术语中的车字改为半挂车，定义中的汽车改为半挂车即可”。
半挂车 设计计算书
HQJ9401CCY型仓栅式运输半挂车设计计算书车辆有限公司1、半挂车参数的确定该车额定装载质量33900 kg,经与同类车型的比较分析,选取该车的整备质量约为6100kg.则该仓栅式运输半挂车的最大总质量40000kg.取前悬为1500mm,轴距5420+1310+1310 mm.根据GB1589《汽车外廓尺寸界限》要求,半挂车后轴满载轴荷≤24000kg。
满载轴荷计算如下：⑵整备质量：G1=6100kg⑶设计载质量：G2=33900 kg⑷最大总质量：G=400000 kg⑸车架箱体以及附件质量G01=3100 kg⑸悬挂质量G02=3000 kg通过零部件质量以及位置计算得半挂车质心位置:空载时车架箱体以及附件的重心距离并联两轴中心距2600 mm总质心在箱体中部距离牵引销4000mm。
空载时轴荷分配:牵引销 K1=2870kg 并联三轴 K2=5480kg满载时轴荷分配:牵引销R1=2870+(20000×5000)/7600≈16030kg并联三轴 R2=40000-16030=23970kg≤24000 kg(满足要求)2.1、车架强度的校核该车架属于承载式半挂车,车架强度校核按GB18564.1-2006中5.3.2a要求. 已知:车架材料为16Mn,力学性能指标:抗拉强度Rm=509 Mpa;屈服强度Rel=343 Mpa;断后伸长率≥21%.16Mn的许用应力:［σ］t ＝235 Mpa(根据JB/T4735-1997中表4-6)车架载荷分布图2.2、弯距计算车架上部构件在单位长度上的质量: q1 =5850/11820=0.494 kg/mm载质量在单位长度上的质量: q2 =20000/10070=1.657 kg/mm截面1-1:M1= R1×1350-q1×(1350+1980)2×0.5- q2×(1350+1980) 2×0.5=9714388 kg.mm截面2-2:M2= R1×2580-q1×(1350+2580)2 ×0.5- q2×(1350+2580) 2×0.5= 24746411kg.mm截面3-3:M3= R1×X-q1×(1350+X) 2×0.5- q2×(1350+X) 2×0.5由于从截面3-3后,纵梁截面不在变化,故只需求出弯距最大处的X即可.由弯距最大处:dM /dX=0得16030-0.494×1980-1.657×1350-(0.494+1.657) X=0所以X=5958M3= 16030×5958-0.494×(1350+5958) 2×0.5- 1.657×(1350+5958) 2×0.5=38067659 kg.mm2.3、纵梁的截面形状及特性W=(BH3- bh3)/6H截面1-1:H=266 h=250 b=94 B=140 W1≈1388337截面2-3:H=302 h=286 b=94 B=140 W2≈1972739截面3-3:H=306 h=290 b=94 B=140 W3≈20461902.4、应力σ1=M1/(W2×2)= 9714388/1388337×2=3.49 kg/mm2=34.28Mpa＜［σ］t =235Mpa σ2=M2/(W2×2)= 24746411/1972739×2=6.272 kg/mm2=61.46.8Mpa＜［σ］t =235Mpaσ3=M3/(W3×2)= 38067659/2046190×2=9.3 kg/mm2=91.16Mpa＜［σ］t =235Mpa 满足相关设计标准的规定.2.5、计算鞍座部分承载载荷F（Kg）F×7610=G×（7610-4830）=28350×2780F=10356由牵引车基本参数知道，半挂车鞍座最大允许承载质量是10360Kg,该车型鞍座部分承载载荷为10356Kg,小于10360Kg，符合要求。
一款罐式危险品半挂车车架的结构设计与强度计算
上装研究一款罐式危险品半挂车车架的结构设计与强度计算王建业陕汽淮南专用汽车有限公司，安徽淮南，232000摘要：半挂车车架按照罐体与车辆的连接方式和承载方式，分为半承载式和承载式罐体两种形式。
半承载式罐式半挂车的车架分为罐体车架与下车架，用于连接行走机构以及承受空载时的罐体的重量以及满载时货物与罐体的重量。
根据实际营运需求分为铝合金整体式和铝合金上车架+高强钢下车架等形式。
下车架总成主要由纵梁、横梁以及垫板连接而成。
下车架纵梁主体选用Q345B/T6，下车架横梁主体选用Q345B/T4，设计完成后对半挂车进行简化建模分析受力情况以及强度校核分析。
关键词：专用汽车；罐体；副车架中图分类号：U463.8收稿日期：2023-02-24DOI：10.19999/ki.1004-0226.2023.06.0151前言近年来，危化品罐式运输车在营运过程中屡屡发生各类严重交通事故。
国家管理部门为了有效规避因危化品罐式运输车导致的交通事故，从源头上逐步降低此类重大事故的安全隐患，相继出台了多部对罐式车辆强制性检验的最新标准，提高了罐式车辆在设计、制造、出厂检验的标准要求［1］。
车架是整个罐式半挂车的重要组成部分，在保障车辆运输过程中的安全和稳定起着至关重要的作用。
本文对罐式半挂车车架进行深入分析，从车架的材料选择、结构选型以及综合的受力计算分析，确定车架最佳的设计形式。
2车架结构设计与计算2.1车架的两种结构设计上车架+下车架式的罐式半挂车辆副车架多采用图1所示的多层梁，为了增强副车架在产品周期的使用寿命，对下车架进行结构及选材优化，形成锰钢一体式车架结构，如图2所示。
图1多层式车架图2一体式车架综合抗弯模量系数及整车布局该车架选用不等边L 型材，如图3所示。
图3车架截面2.2副车架与罐体、行走机构连接传统半挂车车架与罐体均使用焊接成形，车架与行走机构有螺连、焊接、螺连+焊接结构。
为确保副车架上部与罐体车架、副车架下部与行走机构之间的可靠连接，对标市场运营车型以及产品设计制造经验，本文设计车架罐体采用焊接，与行走机构采用焊接+螺连结构［2］。
型仓栅式运输半挂车设计任务书
XXXXXXXXXXXXXXX型仓栅式运输半挂车
设计任务书
编制: 日期:
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二○一三年七月一日XXXXXXXXXXXXXXX设计任务书
1 设计依据
1．1以xxxxxxxxxxxxxxx“十五规划”专用汽车开发计划依据。
1．2随着市场经济的发展，随着国家扩大内需的政策出台和基本建设投资力度加大，尤其当前，国家西部大开发契机，运输半挂车有着广阔的市场前景。
2 产品简介
本车车箱形式为对开门开启，上部为可拆卸的仓栅结构，装载质量为33.2吨，可用于中、短、长途各种散装货物的运输工具。
3 型号命名
按GB/T9417-1998《汽车产品型号编制规程》的规定，命名为XXXXXXXXXXXXXXX型仓栅式运输半挂车其整车最大总质量为：40000公斤。
4 设计原则
4．1 适用性：可用于中、短、长途各种散装货物的运输工具。
4．2可靠性：该车有优良的行驶可靠性，改装部门保证使用可靠，制造容易，维修方便、经济合理。
4．3“三化”的要求：该车型符合本公司特点，与其它车型的通用化、标准化、系列化程度高。
4．4本车型满足《机动车运行安全技术条件》（GB7258-2012）及国家其它各项安全法规。
5 仓栅式运输半挂车主要技术参数
5．1仓栅式运输半挂车尺寸参数
5．2 质量参数
6 专用装置主要总成及技术参数
7、引用标准。
汽车起重机总体设计计算书
汽车起重机总体设计（计算书）一、整机主要技术性能参数二、总体计算参数的确定三、坐标系的建立四、行驶状态整机重心及轴荷计算五、变幅机构三铰点计算六、起重作业吊臂仰角、起升高度计算七、吊臂伸缩机构计算八、吊臂强度起重量计算九、稳定性起重量计算十、吊臂强度校核计算十一、支腿反力计算十二、回转支承计算十三、回转机构计算十四、起升机构计算十五、整机作业稳定性及行驶稳定性计算十六、活动支腿危险截面强度校核计算一、整机主要性能参数1.最大额定起重量（t） 162.最大额定起重力矩（t·m） 603.基本臂最大起升高度（m） 9.84.全伸臂最大起升高度（m） 305.主臂加副臂最大起升高度（m） 37.56.支腿跨距（纵向×横向）（m） 4.7×5.67.主钩满载最大起升速度（m/min）（单绳） 708.副钩满载最大起升速度（m/min） 659.额定回转速度（r/min） 2.510.底盘型号 CA5241JQZ11.驱动型式 6×412.发动机型号 CA6DE2-22额定功率kw/rpm： 162/240013.轴距（mm） 4065+127014.接近角° 16.215.离去角° 10.316.最小转弯直径（m） 2017.最高行驶速度（km/h） 7018.最大爬坡度% 2419.整机外型尺寸（m）（长×宽×高） 11.971×2.490×3.220.整机重量（t） 23.42底盘主要技术性能参数：车辆长（m） 9.532 车辆宽（m） 2.490 车辆高（m） 2.342 前轮距（m） 2.024 后轮距（m） 1.854 底盘整备质量（kg） 8570前轴（kg） 3820中后桥（kg） 4750厂定最大总质量（kg） 24000 前轴允许最大载重质量（kg） 6000后轴允许最大载重质量（kg） 18000 最小离地间隙（mm） 250车架满载上平面距地高度（mm） 1345二、 总体计算参数的确定1、 整机行驶状态下车部分重量、重心参数注：底盘整备质量其中： G 前 ＝3820kg G 底 ＝8570kg G 后 ＝4750kg 行驶状态下车重量、重心计算下车总重G 下 ＝ ∑Gi ＝12708kg 重心至双后桥中心线水平距离X 下 ＝∑∑×GiXi Gi ＝166cm重心至地面的垂直距离Y 下 ＝∑∑×GiYi Gi ＝84cm重心至纵向中心线右侧的距离 Z 下 ＝∑∑×GiZiGi ＝02、 上车固定部分重量、重心参数上车固定部分坐标系为回转支承下平面与回转中心之交点为原点 行驶状态上车固定部分重量、重心计算：上车固定部分总重 G 上固 ＝ ∑Gi ＝5020kg上车固定部分重心至回转中心水平距离 X 上固 ＝∑∑×GiXiGi ＝166cm （上车坐标原点后方）上车固定部分重心至回转支承下平面垂直距离 Y 上固 ＝∑∑×GiYiGi ＝41cm (上车坐标原点上方)上车固定部分重心至整机纵向中心线距离Z 上固 ＝∑∑×GiZi Gi ＝8cm (整机行驶方向左侧)3、整机行驶状态上车活动部分重量、重心参数上车活动部分坐标系原点为吊臂后铰点中心 行驶状态上车活动部分重量、重心计算：上车活动部分重量 G 上活 ＝ ∑Gi ＝4896kg上车活动部分重心距吊臂后铰点水平距离 X 上活 ＝∑∑×GiXiGi ＝477cm （上车坐标系）上车活动部分重心距吊臂后铰点垂直距离Y 上活 ＝∑∑×Gi Yi Gi ＝151cm 上车活动部分重心距整机纵向中心线距离Z 上活 ＝∑∑×GiZi Gi ＝48cm4、整机上、下车几何参数的确定上车回转中心距双后桥中心的水平距离 X 0 回转支承下平面中心距双后桥轮胎中心垂直距离 Y 0 变幅油缸后铰点中心距上车回转中心的水平距离 X 1 变幅油缸后铰点中心距回转支承下平面中心垂直距离 Y 1 吊臂后铰点中心距回转中心的水平距离 X 2 吊臂后铰点中心距回转支承下平面中心垂直距离 Y 2 伸缩油缸后铰点距吊臂后铰点的水平距离 X 3 伸缩油缸后铰点距吊臂后铰点的垂直距离 Y 3 后支腿中心距回转中心的水平距离 X 4 后支腿中心距回转支承下平面的垂直距离 Y 4 吊臂后铰点距吊臂轴线的距离 C 1 吊臂头部滑轮中心距吊臂轴线距离 C 2 副臂根部中心到吊臂轴线距离 C 3 变幅油缸上铰点距吊臂轴线距离 C 4 吊臂头部滑轮中心距吊钩中心距离 C 5钢丝绳到吊臂后铰点的力臂 C6吊臂初始状态仰角 A0副臂工作时吊臂轴线距副臂轴线夹角 A1底盘轴距 L2底盘轮距 L L 支腿横向跨距 H K 支腿纵向跨距 Z K 基本臂长 L0吊臂上两铰点距离 L1副臂臂长 L2中长臂长 L Z 全伸臂长 L M 动载系数 K2静载系数 K1水平力影响系数 K3液压油密度 M0基本臂额定仰角 A A 中长臂额定仰角 A B A C A D 全伸臂额定仰角 A E 基本臂额定起重量 Q A 中长臂额定起重量 Q B Q C Q D 全伸臂额定起重量 Q E 主臂+副臂额定起重量 Q b 下车重量 G下上车固定部分重量 G上固上车活动部分重量 G上活全车重量 G全变幅油缸重量 G变变幅油缸缸筒重量 G变筒变幅油缸缸杆重量 G变杆伸缩油缸重量 G伸伸缩油缸缸筒重量 G伸筒伸缩油缸缸杆重量 G伸杆副臂重量 G副吊钩重量 G钩基本臂重心（包括伸缩油缸及副臂） l b1中长臂重心 l b2 l b3 l b4全伸臂重心 l b5三、坐标系的建立O下车坐标系 O0上车坐标系O1吊臂坐标系 O2变幅铰点坐标系在下车坐标系内的上车坐标位置 X0 Y0 Z0在上车坐标系内变幅油缸后铰点位置 X1 Y1 Z1在上车坐标系内吊臂后铰点位置 X2 Y2 Z2在吊臂坐标系内伸缩油缸后铰点位置 X3 Y3 Z3上车坐标系（回转支承上平面原点）下车坐标系（双后桥中心原点）四、行驶状态整机重心及前后轴荷计算行驶状态上车重量、重心计算： G 上 ＝ G 上固 +G 上活 ＝5020+4896=9916kg X 上 ＝上上活上活上固上固G X G X G ′×+× (其中X ′上活＝130- X 上活)＝10648)477130(48961665020−×+×＝-81cm (负号表示在上车坐标原点左侧)行驶状态整机重心及前后轴荷计算(以全车坐标系双后桥中心线左侧为正) X 全 ＝车下下上上G X G X G ×+×＝()车下下上上G X G X X G ×+−×0＝()234201661270830819916×+−×＝112cm行驶状态整机重量: G 车＝23420kg 整车重心: X 车＝112cm 前轴轴荷: P 前 后桥桥荷: P 后 轴距: L L ＝470cmP 后 ×L L ＝ G 车 ×(L L – X 全 )P 后＝()LL L X L G 全车−×＝()47011247023421−×＝17839kgP 前＝G 车 - P 后＝23421-17839＝5582kg Y 全＝全下下上上G Y G Y G ×+×=234218412708959916×+×=85cm五、 变幅机构三铰点计算1、 变幅机构三铰点的合理确定几何参数的计算L 0＝980cm Y 01＝63.5cmL 1＝468cm a 2＝69.5° a 角的变化范围 -3°～80° X 1＝40cm a 0＝20.5° X 2＝130cm O 1O 2＝181.5cm2、 变幅油缸安装长度及油缸行程的计算变幅油缸安装长度′32O O ＝a O O O O O O O O ′×′××−′+cos 23121231221＝ 5.14cos 7.4685.18127.4685.18122×××−+ ＝296.4cm (其中o 30−=′a a )3、 变幅油缸行程HH ＝′32O O -H ′＝227.6cm (其中H ′＝68.8cm) 4、 变幅油缸全伸长度32O O ＝′32O O + H ＝524cm 5、 变幅油缸最大仰角max a ＝arccos min 31212322312212a O O O O O O O O O O −××−+ ＝80° (其中min a 取-3°)6、 变幅油缸推力计算F ＝()LaS G X R Q B B cos 2××++×L ＝′×′×323121sin O O a O O O O i式中: F ：变幅油缸推力 kg Q ：额定起重量 kg R ：额定工作幅度 m X 2： 回转中心至吊臂后铰点的距离 m G B ：吊臂自重 kgS B ：吊臂重心至吊臂后铰点的水平距离 mi a ：吊臂任意位置时′3121O O O O 与之夹角 L ：变幅油缸力臂 m a ：额定起重量工况下吊臂仰角L ＝739.45.80sin 78.486.1××＝1.85m其中 i a ＝60°+20.5°＝80.5° ′32O O ＝4.739m 基本臂工况下变幅油缸推力计算:F ＝()4640085.160cos 345.243023.175.316000=××++×kg式中: Q ＝16000kg R ＝3.75m G B ＝3919kg S B ＝2.345m a ＝60° L ＝1.85m S B ′＝15.67m W ＝50kg L 0＝1.79m 变幅油缸最大工作压力P 变 P 变＝42DFπ＝36346400＝12.8Mpa 主臂全伸、副臂展开处于水平位置时，且空载工况下变幅油缸最大推力F 0＝3537579.167.153********=×+×=′×+×L S G L W B B B kg六、 起重作业、吊臂仰角、起升高度计算吊臂仰角：()LC C arctgC C L X R a 2122122arccos−−−++= 起升高度：H=()()21222212H H X R C C L −++−−+ 式中： R ：额定工作幅度. L ：臂长C 1：吊臂后铰点到吊臂轴线的垂直距离（205） C 2: 吊臂端部滑轮中心到吊臂轴线的垂直距离（485） H 1: 吊臂后铰点到地面的高度（2572）H 2：吊钩中心到吊臂端部滑轮组中心的垂直距离（1200） X 2：吊臂后铰点到回转中心的水平距离（1500） 其中： C 1=0.205m C 2=0.485m H 1=2.427cm H 2=1.3m 基本臂工况:取臂长L=9.8m 额定工作幅度R=3～8m 中长臂工况(Ⅰ):取臂长L=16.7m 额定工作幅度R=4～14m 中长臂工况(Ⅱ):取臂长L=23.6m 额定工作幅度R=5～20m 全伸臂工况:取臂长L=30.05m 额定工作幅度R=6～22m工作幅度-----吊臂仰角-----起升高度计算表七、吊臂伸缩机构计算伸缩机构伸缩力分析图1、计算参数Q=4000kg （限吊臂带载伸缩4000kg）a=70°(全伸臂工况)Q×sin a=3760kgQ×cos a=1368kgG4 =489kgG3 =585kgG2 =780kgG1 =1045kgG4×sin a=460kgG4×cos a=167kgG3×sin a=550kgG3×cos a=200kgG2×sin a=733kgG2×cos a=267kg⑴四节臂受力分析已知：L=8329mm；L1=4939mm；L″=1071mm；C=151mm；C″=95mm； e=287mm； a=602mm；H4=483mm； G1=483mm；α=70°Q=4000kg；f=0.05； S=2000kg⑵三节臂受力分析已知：L2=1188mm；L′2=4092mm；H3=534mm；b2=180mm；C2=185mm；d2=80mm；f=0.05；Z′1=14996kg；G2=586kg；α=70°⑶二节臂受力分析已知：H2=575mm；E=4mm；e=18mm；L B=1790mm；L G=4100mm；G2=778mmZ ′2=3150kg ；α=70°；f=0.05；α=70° ⑷ 四节臂伸缩力Z 1 计算： Z 1- F 1- E 1 –S-(G 4+Q)sin a =0B 1-A 1-(G 4+Q)cos a =0f A F ⋅=11 fB E ⋅=11()()[]0cos sin sin cos 141411=+−++⋅+′′⋅+′−−′⋅a L a a Q e L G C S l B C H E C F θθA 1=()()()()[]()″″″″″+−⋅−⋅−−++−+++L C H f C f L C H f G Q SC a L Q e L G 44414cos sin cos sin cos θθθθθ代入数据得:A 1 =12030kg ；B 1 =13565kg ；Z 1 =7498kg⑸ 三节臂伸缩力Z 2计算：Z 2- E 2- F 2 –Z 1′-G 3×sin θ=0 E 2 =B 2×f F 2 =A 2×fB 2 -A 2-G 2×cos a =00sin cos 22222222222=××+×+××−×+×−×′′θθb G C Z l G a F d E L B()()kg d f L a f G b C Z L d f L G A 1896sin cos 22222222222−=⋅−+⋅⋅⋅−⋅−−⋅+⋅=′′θθB 2=2097(kg)()kg Z G f A f B Z 1575sin 12222=+⋅+⋅+⋅=′θ⑹ 二节臂伸缩力Z 3计算：Z 3- E 3- F 3 –Z 2′-G 2×sin θ=0 E 3 =B 3×f F 3 =A 3×f B 3-A 3+G 2×cos θ=0()0sin cos 222223233=−+⋅⋅−++ −−⋅E e G L G e H F e H E L B G B θθ求得：()()kg e H f L e H f E e G L e Hf L G A G B G 9902cos 2sin 2cos 222223=−−⋅+ +−⋅− − −+⋅=θθθB 3=A 3+G 2cos θ=1257(kg)代入数据得：Z 3=32340(kg) （缸底、活塞杆受力） ⑺ 伸缩液压缸缸筒（无杆腔）工作压力计算： F=ηπ×××42D PP=ηπ×××24D F=95.01614.33234042×××=169kg·f/cm 2 速比:ψ=222d D D −=2225.121616−=2.5 2、 伸缩液压缸稳定性计算(缸筒): ① 用非等截面法计算临界载荷：)(1269000207.710321.81006.239.02611222N L J E K P K =×××××=⋅⋅⋅=−ππ 式中：K—形状系数。
吊挂钢架计算书
吊挂钢架计算1、荷载计算1.1永久荷载标准值Gk=25.6×0.019×1.05=0.511 KN/m2所有结构自重由有限元计算程序自动计算计入1.2风荷载标准值Wk=βgz×μs×μz×W0=2.098×1.2×0.74×0.35= 0.652 KN/m2< 1.0Wk = 1.0式中：βgz —阵风系数，C类，10标高处，取2.098μs —体型系数，取1.2μz —风压高度系数，C类，10标高处，取0.74W0—基本风压，成都市W0=0.35 KN/m21.3地震荷载标准值qk=0.511×5×0.08=0.204 KN/m21.4 荷载组合在正常使用过程中，结构承受自重荷载、风荷载和地震荷载的影响自重与风荷载组合强度验算作用：S水平＝1.4×Wk + 1.3×0.5×qk＝1.533S竖向＝1.2×Gk + 1.3×0.5×qk＝0.746刚度验算作用：S水平k＝1.0×Wk + 1.0×0.5×qk＝1.102S竖向k＝1.0×Gk + 1.0×0.5×qk＝0.6132、建立模型：建立简化力学模型，结构固定在土建结构上，外荷载通过玻璃按照集中荷载得形式作用于吊挂钢架上，钢架采用桁架形式，与土建结构梁采用铰接，沿钢桁架弦杆轴向可以自由伸缩。
钢架总跨度为8.3米。
3、材料特性与截面参数:Q235B 弹性模量 E = 206000 MpaQ235B 强度设计值 fa = 215 MpaQ235B 泊松比ν = 0.34、计算结果构件最大应力：σ= 166.7 N/ mm2 < 215 N/ mm2 强度满足要求横梁最大位移：u= 4.8 mm / 2000×2 mm = 1/833 < 1/250 刚度满足要求5、附录1.模型图2.应力云图3.位移变形图。
挂车设计计算书
前言ST9430型鹅颈式半挂车主要是为了装运大中型设备而设计的。
该列车牵引车采用斯太尔1491·280/S29/6×4型半挂牵引车。
支承装置、车轴装置及制动系统等，各承受的负荷基本上与已定型产品的设计相吻合，这几部分不再重新进行计算，本设计计算书只对该列车的动力性有关技术参数，半挂车车架强度进行计算。
一、列车的基本技术参数（一）汽车列车1、外形尺寸(长×宽×高)(空载)(mm) 16500×3200×29552、整备质量(Kg) 21840前桥载质量(Kg) 4560中桥载质量(Kg) 8130后桥载质量(Kg) 91503、装载质量(Kg) 300004、最大总质量(包括驾乘2人)(Kg) 51970前桥载质量(Kg) 5440中桥载质量(Kg) 16680 后桥载质量(Kg) 29850 （二）半挂车1、外形尺寸(长×宽×高)(空载)(mm) 12830×3200×17702、平台尺寸(长×宽)(mm) 9000×32003、整备质量(Kg) 12980牵引销(Kg) 3830后轴(Kg) 91504、装载质量(Kg) 300005、满载质量(Kg) 42980牵引销(Kg) 13130后轴(Kg) 298506、轴距(mm) 9890+12207、轮距(mm) 1680/9158、前悬(mm) 4509、承载面高度(空载)(mm) 86010、前回转半径(mm) 98411、间隙半径(mm) 2356（三）牵引车1、车型斯太尔1491·280/S29/6×42、整备质量(Kg) 88603、轴距(Kg) 2925+13504、轮距(mm)前轮 1939后轮 18005、牵引座前置距(mm) 3006、牵引座接合面高度(mm) 14907、牵引座 90#8、最大功率(马力/转/分) 280/2400 9、最大扭距(公斤·米/转/分) 109/1400二、列车的动力性计算㈠、列车动力性参数及计算公式 1.发动机扭距M eM e =M emax － (n M －n e )2N ·m式中M emax ——发动机最大扭距，1068N ·M ； M ——发动机最大功率时对应的扭距，M p =9550 =9550× =820N ·M ；n M －发动机最大扭距时对应的转速，1400r/min ； n P －发动机最大功率时对应的转速，2400r/min ； n e －发动机转速。
油罐半挂车设计计算书
FR36M3GYY型运油半挂车设计计算书Q/FJTW.C.09-14FJ-FR36M3GYY-01设计：校对：审批：日期：整车计算书一、轴荷分配计算：半挂车总质量：34320（kg）半挂车整备质量：12000（kg）半挂车额定载质量：22320（kg）轴距：7280+1350（mm）后悬：1500（mm）整车外形尺寸：11526×2495×3710（mm）罐体外形尺寸：11160×2360×1740（mm）满载下轴荷分配计算：Rb＝4806×(34320-3000)÷8030＋3000≈21745(kg)Ra＝34320－21745＝12575(kg)空载下轴荷分配计算：Rb＝4806×(12000－3000)÷8030＋3000≈8386(kg)Ra＝12000－8386＝3614 (kg)结论：经计算，罐体轴荷分配满足<<GB1589-2004 道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值>>要求。
二、罐体强度计算计算依据：GB 18564.1-2006附录D.2罐体设计δ＝P C D i ÷( 2［σ］ｔ φ)式中：δ-------- 罐体计算厚度，单位为毫米（mm）;P C ----- 计算压力，单位为兆帕（MPa）;D i -------- 罐体当量内直径，单位为毫米（mm），非圆形罐体横截面折算成等面积的等效圆形截面积直径。
［σ］ｔ-----设计温度下，罐体材料许用应力，单位为兆帕（MPa）; φ-------- 焊接接头系数，按JB/T4735或JB/T4734的规定选取。
根据以上公式，经查询及计算结果如下：P C----0.15MPa（GB 18564.1-2006 5.4.3.2 d）D i----φ2165mm（非圆形罐体横截面折算成等面积的等效圆形截面积直径。
）［σ］ｔ---- 188MPa (JB4735-1997表4-1)φ----焊接接头系数取0.85(JB4735－1997 3.7.1)δ＝0.15×2165÷（2×188×0.85）＝1.1mm依据GB 18564.1-2006附录D2.2罐体最小厚度(表D.1)的要求,当罐体当量直径大于1800mm时，罐体最小厚度应≥4mm,经上述强度计算，并考虑腐蚀裕量，罐体材料选取5mm/Q345B钢板制造。
运油半挂车的侧向稳定性计算
运油半挂车侧倾稳定性计算A ：运油半挂车空载质心高度计算：广燕牌9400GYY 运油半挂车整备质量M 为10180KG ,各总成件质量及对应质心高度 分别如下：以上总成件质量及对应质心高度均经过严格计算，外购件现场过磅称重，各数据已做保守圆整处理。
则该半挂车空载质心高度H 为： H=（Σm*h ）/M=(4990*2250+1210*970+220*500+100*525+110*950+1380*550+720*605+1320*550+130*610)/10180=1440 mm式中：M —— 总质量m i —— 各总成及零部件质量 h i —— 各总成及零部件质心高度B ：运油半挂车侧倾稳定性计算：已知：本运油半挂车三根车桥的轮距及轮胎宽度均相同；轮距T N ---1.84m ；并装轮胎宽度MA---0.639m ；1. 根据6.2.1.2，并装轮胎车轴组的理论抗倾轮距： 22MA T T Ni i +==22639.084.1+ =1.95m2. 悬架装置侧倾刚度：已知：F GVi -着地点的轮胎垂直方向线性刚度，5500 kN/m 22i GVi DGiT F C ⨯=295.155002⨯==10457 kNm/rad3. 着地点计入地面倾斜作用的等效的侧倾刚度：已知：H N —簧上重量重心的高度，2.3m m i —着地点悬架滚动轴线名义高度，0.55m2⎥⎦⎤⎢⎣⎡-⨯=i N N DGi DGMi m H H C C255.03.23.210457⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-⨯==18055 kNm/rad4. 轮胎侧倾刚度：已知：F RVi -着地点轮胎垂直方向线性刚度，10000KN/m22i RVi DGiT F C ⨯=295.1100002⨯==190125. 着地点的复合侧倾刚度： DRiDGMi DRiDGMi DRESi C C C C C +⨯=19012180551901218055+⨯== 9260 kNm/rad 6. 轮子离地时虚拟车辆侧倾角度：已知：Ai —第i 个悬架装置负载，22.33kN说明：该运油半挂车为3桥平均负载，由于半挂车后桥总负载6872Kg ，则每付悬挂装置分别负载2290Kg ，即2.29*9.75=22.33 kN DRESiii C T A i ⨯⨯=2φ9260295.133.22⨯⨯==0.0023rad 7. 对于半挂车，牵引销的作用：nT T nii K ∑==1式中：T k —半挂车轮距，单位为米（m ）T i —第i 组带有并装轮胎的车轴组的理论抗倾轮距，单位为米（m ）由于本半挂车6套并装双胎车轮组的轮距及轮胎宽度均相同，故其理论抗倾轮距也相同，均为1.95m ，则T k =1.95m ；牵引销的侧倾刚度：已知：A k —牵引销座上载重3308KG ，即32.41 kN4⨯=K DRESK A C= 32.41x4 = 129.64kNm/rad8. 车辆总重：T A = 10180Kg ，即99.8 KN9. 簧下总重：T U = 3410KG ，即33.42 KN ，主要含车轴1380Kg 、轮胎1320Kg 及其他附属装置 10. 有效轮距按：()TKK Tnii i T A A T A A T T ⨯+⨯=∑=18.9941.3295.18.99333.2295.1⨯+⨯⨯==1.94 m 11. 总侧倾刚度：∑=+=niDRESK DRESi DREST C C C 1=7260x3+129.64 =21910 KNm/rad12. 由于该半挂车为3桥平均负载，共6个轮胎着地点，且6套悬挂装置的载重、轮距等参数近视相同，所以每个着地点车轮离地时的虚拟车辆侧倾角度也相同，因此： A M —带有最低Ø值的悬架装置的车轴载荷，22.33kN ；U M —带有最低Ø值的悬架装置的簧下重量，T U /3=33.42 KN /3=11.14 KN ； T M —带有最低Ø值的悬架装置的轮距，1.94m ；C DRESM —带有最低Ø值的悬架装置的侧倾刚度，9260 kNm/rad ； 13. 悬架装置的有效刚度系数：DRESTDRESM E C C F ==9260/21910 =0.42314. 第一个轮子离地时的侧向加速度与重力向加速度的比值: ()()()()⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⨯⨯-⨯⨯-+⨯⨯⨯⨯=N E T DRESM N E T T G T E MM M H F A C H F U A H A F T A q 22()()()()⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯⨯-⨯⨯-+⨯⨯⨯⨯=3.2423.08.9992603.2423.042.338.9944.18.99423.0295.133.222=0.35515. 理论上翻转时侧向加速度与重力向加速度的比值的最大理想值:()()()()⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⨯-⨯-+⨯⨯⨯=N T DREST N T T G T TT T H A C H U A H A T A q 22()()()()⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯-⨯-+⨯⨯⨯=3.28.99219103.242.338.9944.18.99295.18.992=0.67216. 对第一个轮子离地时的侧向加速度与重力加速度最大理论值采用线性插值法计算得到翻转时修正的侧向加速度与重力向加速度的比值:()TMM T T C A A q q q q ⨯--= ()8.9933.220.3550.6720.672⨯--= =0.60117. 侧倾稳定角arctg0.601=31.01度，大于23度.故，满足要求。
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概 述半挂车，具有机动灵活、倒车方便和适应性好的特点，这种车可以提高装载量，降低运输成本，提高运输效率。
由于装载量的不同要求，对于车架的承受载荷也有不同，该半挂车的轴距较大，因而对车架的强度与刚度的要求也较高。
对车架的强度与刚度进行了分析计算。
半挂车参数表序号项目参数半挂车长总 宽总 高 (空载)牵引销中心至Ⅰ轴距离Ⅰ轴至Ⅱ轴距离半挂车轴距Ⅱ轴至Ⅲ轴距离Ⅰ轴Ⅱ轴轮距Ⅲ轴前悬(牵引销至半挂车最前端距离)后 悬半挂车一轴中心至支腿中心距离长（mm ）宽（mm ）2货箱栏板内尺寸参数(mm)货箱栏板内尺寸(mm)高（mm ）车架结构设计本车架采用采平板式，为了具有足够的强度和刚度,所设计车架材料选用Q235钢板,采用焊接式结构。
2.1 总体布置图1 车架总体布置图2.2 纵梁纵梁是车架的主要承载部件，在半挂车行驶中受弯曲应力。
为了满足半挂车公路运输、道路条件差等使用性能的要求，纵梁采用具有很好抗弯性能的箱形结构，纵梁断面如图2所示。
上翼板是一块覆盖整个车架的大板，图中只截取一部分。
图2 纵梁截面示意图为了保证纵梁具有足够的强度，在牵引销座近增加了加强板；为减小局部应力集中，在一些拐角处采用圆弧过渡。
在轮轴座附近也增加了加强板(图1中轮轴座附近)。
由于半挂车较宽，为防止中间局部变形过大，车架的中间增加了倒T形的纵梁加强板。
图3 部分加强板示意图2.3 横梁横梁是车架中用来连接左右纵梁，构成车架的主要构件。
横梁本身的抗扭性能及其分布直接影响着纵梁的内应力大小及其分布。
本车架的19根横梁，主要结构形状为槽形。
2.4纵梁和横梁的连接车架结构的整体刚度，除和纵梁、横梁自身的刚度有关外，还直接受节点连接刚度的影响，节点的刚度越大，车架的整体刚度也越大。
因此，正确选择和合理设计横梁和纵梁的节点结构，是车架设计的重要问题，下面介绍几种节点结构。
一、横梁和纵梁上下翼缘连接（见图4（a ））这种结构有利于提高车架的扭转刚度，但在受扭严重的情况下，易产生约束扭转，因而在纵梁翼缘处会出现较大内应力。
该结构形式一般用在半挂车鹅劲区、支承装置处和后悬架支承处。
二、横梁和纵梁的腹板连接（见图4（b ））这种结构刚度较差，允许纵梁截面产生自由翘曲，不形成约束扭转。
这种结构形式多用在扭转变形较小的车架中部横梁上。
三、横梁与纵梁上翼缘和腹板连接（见图4（c ））这种结构兼有以上两种结构的特点，故应用较多。
四、横梁贯穿纵梁腹板连接（见图4（d ））这种结构称为贯穿连接结构，是目前国内外广泛采用的半挂车车架结构。
它在贯穿出只焊接横梁腹板，其上下翼板不焊接，并在穿孔之间留有间隙。
当纵梁产生弯曲变形时，允许纵梁相对横梁产生微量位移，从而消除应力集中现象。
但车架整体扭转刚度较差，需要在靠近纵梁两端处加横梁来提高扭转刚度。
贯穿式横梁结构，由于采用了整体横梁，减少了焊缝，使焊接变形减少。
同时还具有腹板承载能力大，并且在偏载较大时，能使车架各处所产生的应力分布较均匀的特点。
强度计算3.1 纵梁强度计算车架纵梁及横梁均采用Q235，屈服点[σ]=235Mpa ，伸长率δ=26%，密度（a（b ）（c ）图4（d ）贯穿式横梁结构图4半挂车纵梁和横梁的连接b 强度、良好的冷弯性能。
轴荷分配如图5所示，车架承受纵向单位线长度均匀载荷，有：a q ——牵引销所受力（N ）；A F ——后轴中心处所受力（N ）；B F ——牵引销到中间车轴的距离（m ）；L ——中间车轴到车架尾部的距离（m ）。
k L 空载：N L G q a k a 310523.4138.96000⨯=⨯==NL L L L q F k a a a A 310959.2114.82)46.3213(1345232)2(⨯=⨯⨯-⨯=-=NF L q F A a a B 31084.3621959134523⨯=-⨯=-=满载：N L G G q a e k a 310153.30138.940000⨯=⨯=+=NL L L L q F k a a a A 310393.14614.82)46.3213(13301532)2(⨯=⨯⨯-⨯=-=NF L q F A a a B 310596.2451463931330153⨯=-⨯=-=在满载时进行纵梁的强度校核支反力计算:G=40000×9.8=392000N（l 为纵梁总长，取一根纵梁计算）l mg q 2/=由上述计算得：15628.97q N=由平衡力矩：0A M =∑222*2*1/2*(23)/20f l q l q l l +-+=得 2116265f N=1/2275815f G f N=-=图5 车架均布载荷图CA 段： ---------------------------①()s a f x q x =-)4.1<0(x ≤ AB 段： -----------------------②()1s a f x f q x =-)23.84.1(≤≤x BD 段： -----------------③()()s a f x q l x =-)13<23.8(≤x 弯矩的计算：CA 段： --------------------------①2()/2M x qx =-)4.1<0(x ≤AB 段： ----------②2()1(1)/2M x f x qx =--)23.84.1(≤≤x BD 段： -----------③2()()/2M x q l x =--)13<23.8(≤x 由上述三式可计算出各弯矩最大的点为： A 点的最大弯矩：；kNm qx M A 814.72/2=-=B 点的最大弯矩：；kNm x l q M b 393.602/)(2=--=由图可知，最大弯矩出现在段上，则有：(1,12)l l l + ；21[/21(1)]()0010a a d q x f x l dM x q x f dx dx -+-=⇒=⇒-+=即；175815 4.8615628.97a f x m m q ===22max /21(1)15678.97 4.85/275815(4.861)a M q x f x l =-+-=-⨯+-。
108.071KN m =⋅通过计算，可以画出车架纵梁的支反力、剪力、弯矩图图6 纵梁剪力、弯矩图危险截面确定由经验可知，纵梁的危险截面一般为变截面处和最大弯矩处，通过结构图和计算可知距车架前端距离为L X ，截面：H, δ1，δ2，B 由此可计算抗弯截面系数:=0.000546632m 33333211()(2)66BH B H BH bh H Hσσω----===0.00077676m 33333212()(2)66BH B H BH bh H Hσσω----===0.001323191m 33333213()(2)66BH B H BH bh H Hσσω----==截面处的弯矩:2/)1(21x x L q L f M ⨯--⨯=M 1=23439Nm M 2=80718Nm M 3=108071Nm由弯曲应力公式所计算出的弯矩分别计算各截面弯曲应力:ωσM ==42.86MPa1σ=103.92MPa2σ=81.67MPa3σ剪切应力： ——材料许用剪切应力[]0.6[]τσ=[]τ对于工字梁截面，其腹板上的剪切应力可看成是均布的，所以其剪切应力可由如下公式计算： --------------为腹板截面面积。
2sF hτσ=2h σ由上述计算各截面的剪切应力：τ1=29.49MPa τ2=12.27MPa τ3=0.038MPa由于纵梁同时承受剪力和弯矩，所以其应力应按下面公式计算：[]σσ=≤许用应力：12[]sn n σσ=式中：——材料屈服极限s σ图7 纵梁截面示意图——疲劳系数 =1.2~1.4 取=1.31n 1n 1n ——动载系数 =1.8~2.2 取=2.02n 2n 2n 所以可算出许用应力为：[σ]=90.38kPa由第四强度理论，分别校核各个截面的强度：截面1：66.68[]KPa σσ===≤截面2：σ=86.07kPa≤[σ]截面3：σ=81.67kPa≤[σ]通过上述计算，纵梁强度符合要求。
4 回转半径设计该车距前1400，宽度2500，故回转半径R=（14002+12502）1/2=1876mm满足挂车要求。
5 间隙半径设计该车r=6830-4200=2630mm允许后悬为L=（26302-12502）1/2=2313mm 满足牵引车要求。
6 侧倾稳定性6.1整车最大倾翻稳定角为35°（GB7258规定）。
ψ=tg35°=0.7；其中ψ为车轮和路面间的附着系数。
6.2车辆侧翻稳定性按式（1）计算。
B/2hg≥ψ (1)式中：B——等效轮距，m ；hg——整车质心至地面的高度，m ；ψ——车轮和路面间的附着系数，取0.7。
1840/（2×1148）=0.801≥0.7。