半挂车设计计算书样本
(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。
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。
10吨半挂车后桥总成设计概论
毕业设计题目：10吨半挂车后桥总成设计学生姓名：指导教师：专业班级：二级学院：2015 年5 月目录1 绪论 (1)1.1半挂车研究的目的与意义 (1)1.2 半挂车的地位、效益和作用 (2)1.3 几种常见的汽车半挂车类型 (3)1.4 半挂车目前的生产制造状况 (6)1.5 随动转向轴技术在多轴半挂车上的应用 (8)2 半挂车整体方案的确定 (11)2.1 半挂车列车及车体设计总体要求 (11)2.2 牵引车应具有的结构特点 (11)2.3 牵引车EQ4090EJ的基本参数 (12)2.4 半挂车列车自重的选择确定 (13)2.4.1 初步估算确定半挂车合理的装载质量 (13)2.5半挂车列车总体布置和设计参数 (15)3 汽车列车牵引动力性计算 (16)3.1汽车列车牵引动力性计算所需参数的确定 (16)3.1.1 发动机外特性参数 (16)3.1.2 传动系速比确定 (16)3.2 牵引动力参数计算 (17)3.2.1 最大牵引力Ftmax (17)3.2.2 最小转弯直径Dmin (17)4 半挂车后桥总成结构设计 (18)4.1后轴形式的选择 (18)4.2后轴材料的选择 (19)4.3后轴的结构设计 (19)4.4轴头与轴体焊接加工工艺 (20)4.5后轴强度计算 (20)4.6后轴承载强度的计算 (21)4.7计算得出结论 (21)5 其他装置选择 (22)5.1支承连接装置 (22)5.2制动装置 (22)5.3辅助支承装置 (22)5.4防护栏 (23)5.5 后保险杠 (23)5.6 挡泥板 (23)5.7半挂车照明和信号装置 (23)5.8半挂汽车主要技术参数 (25)6 总结 (25)致谢 (27)参考文献 (28)10吨半挂车后桥总成设计摘要本次设计的是半挂车的后桥总成，即半挂车的支承桥，并无转向和驱动作用。
其次作为半挂车一个整体，后桥的机构设计应与整车相匹配。
所以，首先是对半挂车的总体布置尺寸进行设计，其中以牵引车的基本参数为依据。
(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。
低平板半挂车车架设计
01462E- 06
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表 2 结构梁单元最大应力 N mm 2
单元 98 96
I端 01318E+ 02 01745E+ 00
J端 01745E+ 00 01318E+ 02
245 N mm 2, 最大节点位移在节点 4、30 处, 其值为 Zmax = 01239 mm , 按文献[ 2 ]推荐, 一般纵梁的允许 变形量[ Z ]< 0185 mm , 因此, CXQ 9380TD P 型低平 板半挂车的强度和刚度足够。
参考文献 1 蒋崇贤, 何明辉主编. 专用汽车设计. 武汉工业大学出版
社, 1994 2 周天佑编. 汽车列车选型与设计. 交通部公路科学研究所
情报资料室, 1991
D esign of Fram es of L ow Fla t-bed Sem i- tra ilers
L UO J ia- lan
1 前言 低平板半挂车是履带式挖掘机、压路机、推土机
等工程机械的专用运输工具, 具有提高运输效率, 确 保运输安全等优点。 车架是低平板半挂车的主要承 载构件, 其结构直接影响车辆的使用性能。 本文对 CXQ 9380TD P 型 30 t 低平板半挂车的车架结构进 行分析, 并用有限元理论分析其强度和刚度。 2 车架结构
会出现较大的应力。 由于车架的牵引销处和悬架支 座部位扭转变形小, 在此部位采用了这种连接方式,
Z 轴: 过左、右纵梁前端连线的铅垂面与车架纵 向对称面的交线, 正向指向下方。
并在牵引销后横梁处增设斜撑, 以提高纵梁的扭转 刚度。
31112 模型选择 不装钢板弹簧的车架承受静载荷
21312 横梁仅与纵梁的腹板相连接 这种结构 (如图 4b) 刚度较差, 允许纵梁截面产
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。
单胎高强度钢轻量化半挂车的设计
（ ２ ） 下翼板加 固： 下翼板加 固板前端与牵引销板 际使用没有影响 ； 在牵引销板后梁处 、 车架纵梁前端 焊接不允许交叉焊接 ， 两者端部分别 留 ２ ０ ｍ Ｉ ｎ 与牵 引梁鹅颈连接上表面直角处 ，后桥最前端板簧 之间 ， 如图 ５ 所示 ； 下翼板加 固板两侧采取 间段 焊 ， 支架处 ， 相应 最大等效应力分别是 ３ ０ ９ Ｍ Ｐ ａ 左右和 不焊 ，
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图６ 下 翼 板 两侧 焊 接 方式
． ０ ｒ ＝、 ／ 一 【 （ ０ 广 ｌ 一 ０ ＂ ２ ）＋ ２ 一 （ ）＋ （ （ ， ３ ＋ ｃ ｒ １ ） 第二和第三主应力 ， 为材料的许用应力 。
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《 装备制造技术） ２ ０ １ ３ 年第 ３ 期
表 １ 主 要 配 置
产品 名称 车轴数 及型 号 轮腑 规格 ／ 数 量 纵粱 高度 ／ 材 质 三轴 阶梯式平 板半 挂运输 车 外形 尺寸 １ ３ Ｔ 富华 车轴 ４ ２ ５ Ｉ ６ ５ １ １ ２ ２ ． ５ ， ６ 套 ４ ８ ０ ｒ ａ ｍ／ １ ７ ０ ０ 整备 质量 １ ３ ０ ０ ０ ｘ ２ ５ Ｏ Ｏ ｘ １ ５ ２ ０ ｔ ａ ｍ ５ ． ８ 吨
半挂车产品设计规范手册
专用汽车公司半挂车产品设计规范手册第一版2015年4月半挂车产品设计规范目的：为规范设计、总结经验、提高效率、保证设计质量，根据相关国家标准、行业标准特制定常规半挂车设计规范，为设计提供参考依据。
适用范围：东润所生产的栏板半挂车、仓栏半挂车、厢式半挂车。
1.总体设计原则1.1产品符合国家、行业相关标准法规要求，本公司有特殊规定的按本公司要求执行。
1.2结构设计合理，注重产品安全性。
1.3轴荷分配、重心布置、主挂高度差等主要参数符合公司相关规定。
1.4产品工艺性好，方便制造和安装。
1.5注重经济性，合理选用材料。
1.6注重外观，要求外观美观大方。
1.7考虑产品零部件的系列化、通用性。
2、整车2.1方案制定时需注意事项2.1.1整车外形尺寸及轴距、前后悬尽量符合公告，用户特殊要求除外，对于不符合公告之处，及时告知用户，让用户予以确认。
轴荷分配合理，整车性能应满足客户要求。
2.1.2 轴荷分配及主挂匹配性根据牵引车驱动形式及挂车确定轴荷分配及主挂匹配性半挂车轴荷分配比例及主挂匹配性要求2.1.3 关键部位设计（1）整车主要承力部位设计要安全、合理。
1）半挂车主要承力部位：牵引装置处、支承装置处、悬架部位处。
特别对于甩挂运输车辆，要特别注意这几个部位的强度问题。
2）对主要承力部位的设计原则：以保证使用安全为主要原则，根据车辆吨位配置不同，对易出现应力集中或强度较弱的部位进行局部或整体加强，分散应力，增加强度，且符合车辆尽量轻量化原则。
（2）轮胎跳动空间车架的边梁与轮胎间要留有足够的轮胎跳动空间，跳动空间不足时，在板簧中心正上方的下翼板上要加装限位块。
常用轮胎跳动空间：1100.00R20 跳动空间130；12.00R20-20 跳动空间150.（3）关键承力部位所选用配件及材料要与车辆吨位配置相匹配。
2.1.4车厢结构形式（1）栏板车车厢结构形式车箱由前栏板、箱板、立柱组成。
前栏板分东岳标准型及仿华骏型。
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。
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:
审核: 日期: . 批准: 日期: .
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。
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。
半挂车产品设计规范手册范本
专用汽车公司半挂车产品设计规手册第一版2015年4月半挂车产品设计规目的：为规设计、总结经验、提高效率、保证设计质量，根据相关国家标准、行业标准特制定常规半挂车设计规，为设计提供参考依据。
适用围：东润所生产的栏板半挂车、仓栏半挂车、厢式半挂车。
1.总体设计原则1.1产品符合国家、行业相关标准法规要求，本公司有特殊规定的按本公司要求执行。
1.2结构设计合理，注重产品安全性。
1.3轴荷分配、重心布置、主挂高度差等主要参数符合公司相关规定。
1.4产品工艺性好，方便制造和安装。
1.5注重经济性，合理选用材料。
1.6注重外观，要求外观美观大方。
1.7考虑产品零部件的系列化、通用性。
2、整车2.1方案制定时需注意事项2.1.1整车外形尺寸及轴距、前后悬尽量符合公告，用户特殊要求除外，对于不符合公告之处，及时告知用户，让用户予以确认。
轴荷分配合理，整车性能应满足客户要求。
2.1.2 轴荷分配及主挂匹配性根据牵引车驱动形式及挂车确定轴荷分配及主挂匹配性半挂车轴荷分配比例及主挂匹配性要求2.1.3 关键部位设计（1）整车主要承力部位设计要安全、合理。
1）半挂车主要承力部位：牵引装置处、支承装置处、悬架部位处。
特别对于甩挂运输车辆，要特别注意这几个部位的强度问题。
2）对主要承力部位的设计原则：以保证使用安全为主要原则，根据车辆吨位配置不同，对易出现应力集中或强度较弱的部位进行局部或整体加强，分散应力，增加强度，且符合车辆尽量轻量化原则。
（2）轮胎跳动空间车架的边梁与轮胎间要留有足够的轮胎跳动空间，跳动空间不足时，在板簧中心正上方的下翼板上要加装限位块。
常用轮胎跳动空间：1100.00R20 跳动空间130；12.00R20-20 跳动空间150.（3）关键承力部位所选用配件及材料要与车辆吨位配置相匹配。
2.1.4车厢结构形式（1）栏板车车厢结构形式车箱由前栏板、箱板、立柱组成。
前栏板分东岳标准型及仿华骏型。
箱板开启方式分上下开启式、左右开启式。
(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。
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”。
半挂车通道圆计算
半挂车通道圆计算
比如说，咱们把半挂车想象成一个超级大的玩具车。
这个玩具车可不像咱们平时玩的小汽车那么灵活。
半挂车在转弯的时候，就像一个大巨人在跳舞，它的尾巴（车尾）会甩出去好远。
有一次呀，我在一个小路口看到一辆半挂车要转弯进一个院子。
那个院子的门不是很大，司机叔叔可小心了。
他慢慢地转动方向盘，半挂车就像一个长长的大蟒蛇在扭动身体。
半挂车的车头转过去了，可是车尾差点就撞到了院子的围墙。
这就是因为半挂车转弯的时候，它需要一个圆形的空间来活动。
那这个圆形空间怎么计算呢？咱们可以简单地想一下。
半挂车的车身长度就像是这个圆的一条长长的弦。
就好比咱们用一根长长的绳子在地上画一个大大的圆，半挂车的车身就像这根绳子的一部分。
再想象一下，如果半挂车的车头是圆心，那车尾到车头的距离就是半径的一部分啦。
当半挂车转弯的时候，它的车尾会画出一个弧线，这个弧线加上车头转的那部分，就差不多是一个圆啦。
咱们再举个例子吧。
假如有一个小停车场，要让半挂车能顺利开进去再开出来，那停车场的通道就得按照这个通道圆的大小来设计。
要是通道设计得太窄了，半挂车就像一个被困住的大怪兽，怎么转都转不过来，就会卡在那里，走不了也退不了，那可就麻烦大啦。
还有啊，在一些工厂的仓库区，也经常有半挂车进出。
那里的道路规划也要考虑半挂车通道圆。
如果不计算好，半挂车可能就会撞到仓库的墙，或者把旁边堆放的货物给撞倒。
那可就像一场小灾难一样，货物洒得到处都是，还得重新整理。
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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, 这种车能够提高装载量, 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。
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, 是当前国内外广泛采 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, 而且在偏载较大时, 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]=235 Mpa, 伸长率δ=26% , 密度ρ=7.8×103kg/m3。
Q235A 具有良好的塑性、 韧性、 焊接性能和冷冲压
( a)
( b)
( c)
图4( d) 贯穿式横梁结图4 半挂车纵梁和横梁的
性能, 以及一定的强度、 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a q , 有:
A F ——牵引销所受力( N) ;
B F ——后轴中心处所受力( N) ;
L ——牵引销到中间车轴的距离
( m) ;
k
L ——中间车轴到车架尾部的距离( m) 。
空载:
N L G q a k a 310523.413
8
.96000⨯=⨯==
N L L L L q F k a a a A 310959.2114
.82)
46.3213(1345232)2(⨯=⨯⨯-⨯=-=
N F L q F A a a B 31084.3621959134523⨯=-⨯=-=
满载:
N L G G q a e k a 310153.3013
8.940000⨯=⨯=+=
N L L L L q F k a a a A 310393.14614
.82)
46.3213(13301532)2(⨯=⨯⨯-⨯=-=
N F 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=39 N
l mg q 2/=( l 为纵梁总长, 取一根纵梁计算)
由上述计算得: 15628.97q N =
图5 车架均布载荷图。