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。
QD20t设计计算书
通用桥式起重机计算书（QD20/5t-17.5m）编制：批准：中国起重机械计算书第一部分主梁设计计算一、主梁设计计算1、主要参数：起重量Q=20/5t 工作级别A5跨度LK=17.5m小车总重Gxc=7598t ρ2、主梁截面形状尺寸：上盖板δ=10mm 材料Q235-B下盖板δ=10mm 材料Q235-B腹板δ1=10mm 材料Q235-B腹板δ2=10mm 材料Q235-B腹板间距b=440mm腹板高h0=1100mm3、主梁截面性质：（1）主梁截面面积S=500*10*2+1100*6*2=23200mm2（2）半个桥架的质量：设加筋肋系数K=1.1Gqj=K*ρ*S*Lk=1.1*7.85*10-6*23200*17500=3506kg（3）主梁均布载荷集度q=3506/17500=0.2.kg/mm（4）主梁形心位置的确定X0=226mmY0=560mmXmax=560mmYmax=226mm（5）主梁截面惯性矩的确定对于X轴Ix=(500*103/12+500*10*5052)*2+(6*10003/12)*2=0.44×1010mm4对于Y轴Iy=(10*5003/12)*2+(1000*63/12+1000*6*2232)*2=8.04×108mm4(6)主梁截面对X轴Y轴的抗弯模数对于X轴Wxmin=Ix/Xmax=0.44×1010/560=7.86×106mm3对于Y轴Wymin=Iy/Ymax=8.04×108/226=3.56×106mm34、作用于主梁上的载荷及内力计算Ⅰ:按载荷组合IIa计算桥架重量Gqj=1.0×Gqj=3506kg小车重量Gxc=1.0×Gxc=7598kg起升载荷Qq=ΨII×Qq=1.25×(20000+468)=25585kg ΨII取1.2（水平惯性载荷Pgy不考虑）（1）小车轮压的计算Bx=2600mm b1=1231mm b2=1329mmP 1=Qq/2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=8438kgP 2Qq/2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7956kg（2）当四轮小车作用于桥架时，主梁最大的弯距截面处距A点的距离：X=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]/[2×(p1+p2)/ Lk+q] （代入相应数值）（3）由垂直载荷在主梁上产生的最大弯矩为：M c max=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]2/[2×(p1+p2)/ Lk+q]+Mg（代入相应数值） =1.004×108 kg.mmMg=RaX----有固定集中静载荷（操纵室Gc、运行机构Gy、电气设备Gd）在主梁应力最大截面处产生的弯距：Mg=RaX=3.1×107kg.mmRa-----由操纵室、运行机构、电气设备的重量产生的支反力Gc=1500kg L1=2100mmGc=1204kg L1=800mmGc=1771kg L1=5000mmRa=[ Gc×(Lk-L1)+Gy×Lk+Gd×Lk/2]/ Lk(代入相应数值)=3789kg（4）当p1作用于A点处时，A端最大切力：Vamax=p1+p2(1-Bx/Lk)+Ra (代入相应数值)=22506.97kgⅡ: 按载荷组合IIb计算桥架重量Gqj=KII×Gqj=3856.6kg小车重量Gxc=KII×Gxc=8358kg起升载荷Qq=KII ×Qq= 22515kg KII取1.1（水平惯性载荷Pgy按Pgy max考虑）(1) 小车轮压的计算Bx=2600mm b1=1231mm b2=1329mmP 1=Qq/2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7844kgP 2Qq/2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=7419kg(2)当四轮小车作用于桥架时，主梁的最大弯距截面处距A点的距离：X=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]/[2×(p1+p2)/ Lk+q] （代入相应数值）=8275mm(3) 由垂直载荷在主梁上产生的最大弯矩为：M c max=[p1+p2(1-Bx/Lk)+qLk]2/[2×(p1+p2)/ Lk+q]+Mg（代入相应数值） =1.01×108kg.mmMg=RaX----有固定集中静载荷（操纵室Gc、运行机构Gy、电气设备Gd）在主梁应力最大截面处产生的弯距：Mg=RaX=3.45×107kg.mmRa-----由操纵室、运行机构、电气设备的重量产生的支反力Gc=1500kg L1=2100mmGc=1204kg L1=800mmGc=1771kg L1=5000mmRa=[ Gc×(Lk-L1)+Gy×Lk+Gd×Lk/2]/ Lk(代入相应数值)=3789kg考虑冲击系数影响Ra= KII×Ra=1.1×3789=4167.9kg(3) 桥架运行产生的水平惯性载荷在两主梁上平均分布，当正常制动时作用在每根主梁上的弯距为；M s=0.8×M c max×aqj/g (代入相应数值)=0.8×1.01×108×0.2/9.8=1.65×106kg.mm当猛烈制动时M s将增加一倍M s max=2*M s=3.3×106kg.mm5、主梁强度效核对本起重机主梁均按Ⅱ类载荷进行强度计算.Q235-B设计许用应力 [ a ]II=1600kg/cm2剪切许用应力 [ r ]II=900kg/cm2挤压许用应力 [ajy]II=1700kg/cm2(1)按载荷组合IIa计算IIa amax=M c max/Wxmin (代入相应数值)=1.004×108/7.861×106=12.77kg/mm2=1378kg/cm2 < [a]当p1作用于A点处时跨端腹板剪应力r最大r=Vmax/0.7hlf=22506.97/0.7×6×(650-20)×2=4.253 kg/mm2=425.3 kg/mm2 < [r]强度校核通过.6、主梁的钢度校核(1)主梁静钢度计算Fmax=p1×Lk3[1+a(1-6β2)]÷48Eix≤[f] 其中a=p2/p1<1=6745/7131=0.946Bx=2600mm b1=1231mm b2=1329mmP 1=Qq/2×b2/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）Qq=20468kg Gxc=7598kg=7131kgP 2Qq/2×b1/Bx+Gxc/4 （代入相应数值）=6745kgβ=Bx/ Lk=2600/17500=0.1486Bx----小车轮距[f]=1/1000Lk=17.5mmf=7131×175003×[1+0.946×(1-6×0.14862)]÷[48×2.1×104×0.44×1010] =15.69mm < [f]主梁静钢度通过二、起升机构计算1、主起升机构计算(1)主要参数工作级别 M5起升载荷 Qq=20000+468=20468kg (吊钩重量 q=468kg)滑轮倍率 a=4起升速度 V=9.12m/min(2)选用钢丝绳型号钢丝绳所受拉力 S=Qq/2a*Л=20468/2*4*0.97=2637.6kgЛ=0.97钢丝绳破断拉力SpSp≥ns×s=6×2637.6=15825.6kgNs=6Sp=0.85*soSo=18618.4kg结果：选钢丝绳型号6W(19)-17.5-155-Ⅰ钢丝绳破断拉力So=19850Kg钢丝绳直径 ds=17.5mm卷筒计算直径 Dj=el*ds=25×17.5=437.5mmel=25取标准卷筒系列 Dj=500mm Djs=500+17.5=517.5mm起升速度(3)电动机的选择按静功率初选电动机Nj=Qq*v/6120*Л=20468×9.12/6120×0.9=33.89kwЛ=0.9电动机额定功率 Ne≥kg*Nj （考虑惯性力的影响kg=0.7）=0.7×33.89=23.72kw选用电机型号：YZR225M-8（25%）电机额定功率：Ne=26kw电机转速： nz=708rpm(4)减速机的选择计算减速机速比：i=3.14*nz*Djs/a*v=40.17取标准速比i=40.17v1= nz*3.14* Djs/a*i=9.13△ =[( v1-v)/v]*100%=0.1%<10%起升速度验算在误差范围内按疲劳计算减速机Nhs=Ψhs*Ne25=1.05×26=27.3kwΨhs=1.05强度校核按输出扭矩Tmax=S×Djs=2637.6×0.5175=1318.8kg.m（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Tmax=1912.3kg.m最大径向力校核强度Rmax=(2s+Njt)/2=3202.5kg（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Rmax=4644kg减速机型号：ZQ650 速比：40.17（I=40.17时减速机容许输入功率29kw输出轴容许最大扭矩5950kgm最大径向载荷9250kg）验算合格(5)制动器的选择支持载荷所需的制动力矩MzMz=ns*Qq*Djs*Л/2a*i=1.75×20468×0.5175×0.9/(2×4×31.5)=66.2kg.m=662N.m≤Mez(Mez取1600N.m)Ns=1.75 Л=0.9Mez----制动器额定制动力矩制动器型号：YWZ-400 制动力矩：1×1600 N.m(6)卷筒计算Dj=500mm=0.5mDjs=517.5mm=0.5175m查取绳槽节距P=20mmDn=456mmδ=(Dj-Dn)/2=22mm起升高度H=16m安全圈数L1=n*P=40mm（安全圈数n不小于2，取2）固定钢丝绳2L2=2*3*P=120mm=120mm光滑面L光滑螺旋槽部分2L0=2a*H*P/3.14*Djs=1575卷筒长度L=2L0+L1+2L2+L光滑=1575+40+120+120=1855mm考虑两端留有一定的退刀余量取L=2000mm卷筒压应力验算σy=ξ*ΨII*S/δ*P(1-δ/Dj)=1.0×1.45×2637.6/22×20×(1-10/500) =9.05kg/mm2<[σy]ξ=1.0Ψ=1.45σy=75kg/ mm2[σy]= σy/5=15 kg/ mm2卷筒壁抗压强度验算合格L=2000>3D=1500故需验算弯曲的影响σ1=Mw/W+{[σy]/ [σy]}*σy1=ΨII*S*[(L-L)/2]/[0.1(Dj4-Dn4)/Dj]光滑+[(σb/5)/ (σb/5)]*[ ξ*ΨII*S/δ*P*(1-δ/Dj)]=3.95 kg/ mm2<[σ1]σb=25 kg/ mm2[σ1]= σb/5=5 kg/ mm2卷筒受合成拉应力验算合格2、参照主起升的计算过程副起升机构计算副起升机构(1) 主要参数工作级别 M5起升载荷 Qq=5000+102=5102kg (吊钩重量 q=102kg) 滑轮倍率 a=2起升速度 V=19.7m/min(2) 选用钢丝绳型号钢丝绳所受拉力 S=Qq/2a*Л=5102/2*2*0.99=1288.4kgЛ=0.99钢丝绳破断拉力SpSp≥ns×s=5.5×1288.4=7086kgNs=5.5Sp=0.85*soSo=8336.7.4kg结果：选钢丝绳型号6W(19)-13.5-155-Ⅰ钢丝绳破断拉力So=11500Kg钢丝绳直径 ds=13.5mm卷筒计算直径 Dj=el*ds=25×13.5=337.5mmel=25取标准卷筒系列 Dj=400mm Djs=400+13.5=413.5mm(3)电动机的选择按静功率初选电动机Nj=Qq*v/6120*Л=5102×19.7/6120×0.9=18.24kwЛ=0.9电动机额定功率 Ne≥kg*Nj （考虑惯性力的影响kg=0.8）=0.8×18.24=14.6kw选用电机型号：YZR180L-6（25%）电机额定功率：Ne=17kw电机转速： nz=946rpm(4)减速机的选择计算减速机速比：i=3.14*nz*Djs/a*v=31.53取标准速比i=31.5v1= nz*3.14* Djs/a*i=9.13△ =[( v1-v)/v]*100%=0.1%<10%起升速度验算在误差范围内按疲劳计算减速机Nhs=Ψhs*Ne25=1.05×26=27.3kwΨhs=1.05强度校核按输出扭矩Tmax=S×Djs=2637.6×0.5175=1318.8kg.m（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Tmax=1912.3kg.m最大径向力校核强度Rmax=(2s+Njt)/2=3202.5kg（考虑动力系数的影响ΨII=1.45）Rmax=4644kg减速机型号：ZQ500 速比：31.5（I=31.5时减速机容许输入功率29kw输出轴容许最大扭矩5950kgm最大径向载荷9250kg）验算合格(5)制动器的选择支持载荷所需的制动力矩MzMz=ns*Qq*Djs*Л/2a*i=1.75×5102×0.5175×0.9/(2×4×31.5)=21.2kg.m=212N.m≤Mez(Mez取800N.m)Ns=1.75 Л=0.9Mez----制动器额定制动力矩制动器型号：YWZ-200 制动力矩：1×800 N.m三、小车运行机构计算(1)主要参数起升载荷Qq=20468kg小车自重G=7598kg车轮直径D=35cm轴承直径d=10cm电机数目m=1运行速度V=44.2m/min(2)阻力的计算摩擦阻力Pm max=(Qq+G)×(2u+df)/D×Kf （代入相应数值）=384.9kgKf=1.6 Kp=0.002 u=0.05 f=0.02 d=10 D=35Pm max=(2u+df)/D=240.6kg坡度阻力Pp=(Qq+G)×Kp （代入相应数值）=56.1kgKp=0.002Pj=Pm max+Pp=441kg(3)满载运行时电机静功率Nj=Pj*v/6120*Л=441×44.2/6120×0.9=3.54kw由于起动加速过程惯性力的影响，电动机的应选功率为：N=Kg*Nj=1.1×3.54=3.89kw(Kg=1.1)-6 （25%）选用电动机型号：YZR132M2电机额定功率Ne=4kw电机转速 nz=900ypm(4)减速机的计算速比计算：i=3.14*nz*D/v=22.38取标准速比i=22.4v1= nz*3.14* D/i=44.16rpm△ =[( v1-v)/v]*100%=0.1%<10%运行速度验算在误差范围内按疲劳计算减速机Nhs=Ψhs*Ne25=1.4ξ×4=5.26kwG/(G+Qq)=7598/(7598+20648)=0.27<0.3查取修正系数ξ=0.94按强度计算减速机输出轴上的最大扭矩Mmax=Ψhs*Me25*i*Л=2.3×975×4/900×22.4×0.9=200.9kgm选用减速机型号：ZSC-400 速比：22.4（i=22.4时减速机容许输入功率2.8kw）验算合格(5)制动器的选择所选制动器应使起重机在满载、下坡情况下停车所需制动力矩Mz=Ms+1/tz[1.2*GD*n*m/375+0.975(Qq+G)v2/n]Ms=pjs*D*Л/2i=-184.5×0.35×0.9/(2×22.4)=-1.297kgPjs=Pp-Pm min=-184.5kgGD2=0.28kgm2 v=0.74m/sec n=900 tz取5secMz=-1.297+3.13=1.84kgm=18.4n.m选用一台制动器选用制动器型号：YWZ-200/25 制动力矩：200N.m三、大车运行机构计算机构按跨度分为两种，跨度≤22.5m为第一种，≥22.5m为第二种.参数按≥22.5m时取(1)主要参数起升载荷Qq=20468kg小车自重G=40329kg车轮直径D=60cm轴承直径d=10cm电机数目m=2运行速度V=75.27m/min(2)阻力的计算摩擦阻力Pm max=(Qq+G)×(2u+df)/D×Kf （代入相应数值）=547.2kgKf=1.5 u=0.08 f=0.02Pm max=(2u+df)/D=364.8kg坡度阻力Pp=(Qq+G)×Kp （代入相应数值）=60.8kgKp=0.001Pj=Pm max+Pp=608kg(3)满载运行时一个电机静功率Nj=Pj*v/6120*Л=4.15kw由于起动加速过程惯性力的影响，一个电动机的应选功率为：N=Kg*Nj=1.5×4.15=6.23kw (Kg=1.5)选用电动机型号：YZR160M-6 （25%）1电机额定功率Ne=6.3kw电机转速 nz=921ypm(4)减速机的计算速比计算：i=3.14*nz*D/v=23.05v1= nz*3.14* D/i=75.28rpm△ =[( v1-v)/v]*100%=0.1%<10%运行速度验算在误差范围内按疲劳计算减速机Nhs=Ψhs*Ne25=1.4ξ×6.3=10.32kwG/(G+Qq)=40329/(40329+20648)=0.66查取修正系数ξ=1.17按强度计算减速机输出轴上的最大扭矩Mmax=Ψhs*Me25*i*Л=2.3×975×6.3/921×23.05×0.9=318.2kgm选用减速机型号：ZQ-350 速比：23.05（i=23.05时减速机容许输入功率7.2kw）验算合格(5)制动器的选择所选制动器应使起重机在满载、下坡情况下停车所需制动力矩Mz=Ms+1/tz[1.2*GD*n*m/375+0.975(Qq+G)v2/n]Ms=pjs*D*Л/2i=-304×0.6/(2×23.05)=-3.56kgPjs=Pp-Pm min=-304kgGD2=0.48kgm2 v=1.25m/sec n=921 tz取5secMz=-3.56+18.8=15.2kgm=152n.m选用一台制动器选用制动器型号：YWZ-200 制动力矩：2×200N.m。
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。
汽车吊车计算书模板
吊装计算书一:起重机的选型1:起重力起重机的起重力Q≧Q1+Q2Q1—构件的重量, 本工程柱子分两级吊装,下柱重量为30吨,上柱7.5吨。
Q2帮扎索具的重量。
取2吨Q=32+2=34吨2:起重高度起重机的起重高度为H≧h1+h2+h3+h4式中h1---安装支座表面高度(M),柱子吊装不考虑该内容.H2---安装间隙,视具体情况定,一般取0.3—0.5米H3帮扎点至构件吊起后地面距离(M);H4吊索高度(m),自帮扎点至吊钩面的距离,视实际帮扎情况定.下柱长30.3米.上柱长9.1米上柱: H=0.3+30.3+3=33.6米，下柱:H=0.5+30.3+9.1+3=43.9米3:回转半径R=b+Lcomαb—起重臂杆支点中心至起重机回转轴中心的距离.L ;α分别为所选择起重机的臂杆长度和起重机的仰角R=16.32米,主臂长选用54.8米根据求出的Q;H;R查吊机性能表,采用150吨履带吊,其性能能满足吊装上下柱的要求,在回转半径16米,主臂长54.8米时可吊装35吨二:履带式起重机稳定性计算1:起重机不接长稳定性计算履带式起重机采用不原起重臂杆稳定性的最不利情况为车身与履带成90度,要使履带中心点的稳定力矩Mr大于倾覆力矩Mou,并按下列条件核算.当考虑吊装荷载以及所有附加荷载时:K1=Mr/Mou=〔G1L1+G2L2+G0L O-(G1h1+G2h2+G0h0+G3h3)sinβ-G3L3+M F+Mg+Ml〕/(Q+q)(R-L2)≥1.15只考虑吊装荷载,不考虑附加荷载时:K2=Mr/Mou=(G1L1+G2L2+G0L0-G3L3)/(Q+q)(R-L2)≥1.4式中:G1–起重机机身可转动部分的重力,取451KNG2---起重机机身不转动部分的重力,取357KNG0—平衡重的重力, 取280KNG3---起重臂重力, 取85.1KNQ----吊装荷载(包括构件重力和索具重力)q----起重滑车组的重力L1—G1重心至履带中心点的距离L2—G2重心心至履带中心点的距离L3—G3重心到履带中心点的距离L0—G0重心到履带中心点的距离H1—G1重心到地面的距离 2.33米H2—G2重心到地面的距离 0.89米H3---G3重心到地面的距离 19.2米H0---G0重心到地面的距离 1.92米β地面仰斜角度,应限制在30以内R---起重半径M F---风载引起的倾覆力矩,M G---重物下降时突然刹车的惯性力矩引起的倾覆力矩M G=P G(R-L2)=(Q+q)(R-L2)V/gt其中P G是惯性力V—吊钩的下降速度(m/s),取为吊钩速度的1.5倍; 取0.375米/秒g---重力加速度t---从吊钩下降速度变到0所需的制动时间,取1秒.M L---起重机回转时的离心力所引起的倾覆力矩,为:M L=P L H=(Q+q)Rn2H/(900-n2h)其中:P L--离心力n---起重机回转速度(r/min)h---所吊构件处于最低位置时,其重心至起重杆的距离H起重机顶端至地面的距离.e0=6.48米e1=2.82米β=30以以上数据核算起重臂最大倾角770时的最大安全起重力.计算有关数据:L2=(M-N)/2=(6.738-1.118)/2=2.81米L1= e1+L2=2.82+2.81=5.63米L0= e0+ L2=6.48+2.81=9.29米R=2.02+54.8com77=14.34米L3=2.02+54.8com77/2-L2=5.37米将以上参数代入只考虑吊装荷载的式中.K2=Mr/Mou=(G1L1+G2L2+G0L0-G3L3)/(Q+q)(R-L2)=(451×5.63+357×2.81+280×9.29-85.1×5.37)/(320+10)(14.34-2.81)=1.49≥1.4吊车在最不利条件下能满足抗倾覆安全性能要求.三:钢丝绳的计算1、钢丝绳计算钢丝绳的安全荷载（允许拉力）S由下式计算S=S b/k其中S b:钢丝绳的破断拉力，S b=α.PgPg:钢丝绳的钢丝破断拉力总和（KN）,可从钢丝绳规格和荷载性能表中查得，如无，可近似地按Pg＝0.5d2(d-钢丝绳直径);α—考虑钢丝绳受力不均匀的钢丝绳破断拉力换算系数,K钢丝绳使用时安全系数起吊构件采用9×61,直径30.5mm,钢丝绳极限强度为2000N/mm2,作吊装用钢丝绳,由表查得9×61,直径30.5mm,钢丝绳的钢丝破断拉力总和为:827 KN,换算系数α=0.85,查表的安全系数K=6,则钢丝绳的允许拉力为:S=(0.85×827)/6=117.2KN故吊装时,采用4根9×61,直径为 30.5mm的钢丝绳帮扎构件117.2×4=468.8KN=46.88吨,能满足吊装要求.。
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。
zl30装载机毕业设计计算书最终完整版[管理资料]
![zl30装载机毕业设计计算书最终完整版[管理资料]](https://img.taocdn.com/s3/m/3dc472ddb4daa58da1114adc.png)
本科毕业设计（论文）学科专业机械设计制造及其自动化班级机064班姓名指导教师辅导教师目录第1章前言 (1)第2章总体设计 (2)概述 (2)选择确定总体参数 (2)装载机底盘部件型式设计 (11)第3章牵引计算 (3)柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线 (23)确定档位及各档传动比 (28)运输工况牵引特性曲线 (31)求出各档最高车速并分析牵引特性 (34)第4章总体布置 (36)估计各部件重量,并确定位置坐标 (36)各部件位置 (36)求出平衡重 (39)进行桥荷计算,应满足桥荷的要求 (40)验算轮胎载荷 (43)第5章行星动力换档变速箱设计 (44)传动比的确定 (44)传动简图设计 (46)配齿计算 (48)离合器设计 (57)结构设计 (59)第6章有限元分析 (68)有限元分析方法概述 (68)Pro/MECHANICA分析方法 (73)基于Pro/MEGINEER特征的建模 (74)变速箱输入轴的静力学有限元分析 (76)本节小结 (80)毕业设计小结 (81)参考文献 (83)L BK2.2coszaK——铲斗开始提升物料时的剪切阻力）剪切阻力需通过实验确定，如对于块度的已松散岩石（花岗岩）所示；用线性插值法可由斗宽=28KN/m ——动臂开始提升时，铲斗刃运动方向与地面°。
=28KN/m=30°代入上式计算掘起阻力N=***28* cos30为轮胎的附着系数=hf P P hhP GfP G f——装载机空载附着重量，取96KNh——额定附着重量利用系数，它是相应于h=。
f ——滚动阻力系数，依参考书【1】表P K =96*+96*=马力54.72386.852700.7=装载机上所用的油泵有：作业泵（供工作装置液、转向泵（供置身液压缸用）力换档速箱和变矩器冷却用）等。
档速度取变而改变的性能称为变矩器的可透性，有以下几种类型：B n =常数且B M 随i 的减小而增大为正透穿； B n =常数且B M 不随i 的变化而变化，其值为恒值；B n =常数且B M 随i 的减小而减小为负透穿。
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 ，
…
；
一
下 翼 Ｌ 一 扳 斥翼 ～ 板 加 厨 掘／ 一 一 。 ． ． ． ． ， ２ Ｑ 、 ＿、 、 此 ／ 照垫
焊
厂广 ———— — ——— ———
Ｔ 厶
——— ———Ｔ
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 。
ｌ ＿ Ｆ ：
； …’ １ ；
一 … 一 一 … 一 …
２ Ｑ 产 ’ 产 ’／
，
－ 一
一 ～ … … … ～
一
照 删 丕焊
ｆ 、 ： 二 二 ＝ ＝ ＝ ＝ ￡ ＝ 土 二 ’ ＝ ｊ ： ＝ ＝ ＝ 二 ＝ ＝ ＝ 二 ＝ ＝ ＝ 二 二 ＝ ； ： ： Ｚ 。 黛照 不 焊
《 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。
自卸车设计计算书-3
中设计计算书自卸汽车设计计算书一、整车要求1、用户要求：内控尺寸：6000*2300*1100；总质量：25000Kg；2、技术要求：（1）纵梁：180*70*8/Q345压制件；底板5/Q235，边板3/Q235（2）两纵梁底架，单后开门；3、技术条件；（1）、取钢的弹性模量E=206GPa;（2）、材料的力学性能：见下表(3)、安全系数的选择根据《机械设计手册》（化学工业出版社2002年第四版）第1篇第1-115页表1-1-92，选择安全系数。
S=S1*S2*S3式中：S—安全系数；S1—可靠性参数，为第一参数；S2—重要程度参数，为第二参数；S3—计算精确性参数，为第三参数，统一选为1.25；二、整车计算1、整车侧翻稳定性计算车辆在倾斜行驶时，需要验证它的安全角度。
如右图所示，车辆的重心垂直作用线不能超过轮胎外沿。
否则车辆定要向侧面倾翻。
计算车辆满载的重心：车厢高度1100毫米；副车架高度170毫米；底架高度180毫米底盘高度1150毫米；则：自卸车的承高为1150+170+180=1500；整车满载重心为1500+1100/2=2050所以：满载重心高度2050。
车辆横向度的一半为1250，两线成直角组合，并连接另一端点，构成三角形ABC当线AB垂直于地面（即线BD）时，车辆处于监界状态。
此时，车辆与地面的角度就是倾翻角度。
如右图所示。
角CBA和角A的大小应该一样。
计算可得知：角A最大为为42度，所以，角CBA的最大值为42度。
即车辆的满载倾翻角度为31度；车辆空载的重心高度：1150+170+180=1500即车辆空载的倾翻角度为：40度；2、前后轴荷计算整车总重量G为25000Kg。
自卸车的前后悬1500/1870，轴距4125+1350；经过计算简化，数量如下：上图中，L1为自卸车前悬，1500毫米L2为前后悬间距，4800毫米L3为自卸车后悬，2545毫米列方程式得：FA+FB=G；MA(F)=0；G*(L/2-L1)=FB*L2; G*(L/2-L3)=FA*L2联立解得： FB=15220KgFA=9780Kg前后桥承载比例分别为：前桥：9780/25000=39.12%符合前桥承载30～40%的比例；后桥： 15220/25000=60.88%符合后桥承载60～70%的比例；三、部件的计算1、纵梁计算1）、纵梁安全系数S由于纵梁为卷板成型的焊接件，材料的可靠性较低，选第一参数为1.5：纵梁属于重要件，选第二参数为1.5；由于计算准确度不高，统一选1.25；则纵梁的安全系数S=1.5*1.5*1.25=2.8；2）纵梁的强度计算纵梁180*70*8/Q345，则纵梁的许用应力[σ]= σS /S=345/2.8=123MPa 整车载重量为25000Kg，可以认为上述载荷均布，如下图所示：上图中，L1为自卸车前悬， 1500毫米L2为前后悬间距， 4800毫米L3为自卸车后悬， 2545毫米取重力加速度g=10m/s2则均布载荷 q=25000/2*10/8845=14.13N/mm ；求支反力，如前所得：前桥承载=97800N 后桥承载=152200N 则FA=48900N FB=76100Nb）绘剪力图，如左图所示c）绘弯矩图，如左图所示，并求得最大弯矩在第一个零点以前，x＝1500时，弯矩最大，有M1＝-1/2*q*L1^2=－15896250 N*mm；在两个零点之间，当剪力=0时，此时的弯矩最大，计算出此时，x＝3460，有：M2＝FAL2-1/2*q*(L1^2+L2^2+L3^2)＝234720000-224434031=10285969 N*mm在后一个零点之后，x=6300时，M3＝-1/2*q*L3^2=-45760181 N*mm；由以上可知，当在后一个零点处的弯矩最大，为危险断面，即Mmax=45760181 N*mmd）危险截面计算抗弯截面系数W=(140*450^3-134*430^3)/(6*450) =779097则，危险断面的应力为σ＝Mmax/W=4576018/779097=58.73MPa因为 [σ]=123MPa，上述三个断面的应力均小于[σ]，所以纵梁在弯曲变形方面是安全的；2）、纵梁稳定性计算自卸车在行驶过程中，免不了要过一些沟沟坎坎，车辆就要上下跳动。
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。
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。
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。
重型载货汽车总体设计说明书
汽车设计课程设计说明书题目：重型载货汽车总体设计姓名：严炳炎学号：7同组者：孔祥生、席昌钱、余鹏、李朋超、郑大伟专业班级：09车辆工程2班指导教师：王丰元、邹旭东、李树成设计时间：2012. 9.3-2012. 11.21目录设计任务书 (3)第1章、汽车形式和主要参数的初步确定 (4)一、汽车形式的选择 (4)1.1、汽车轴数 (4)1.2、驱动形式 (4)1.3、布置形式 (4)二、汽车主要参数的选择 (5)2.1、汽车主要尺寸参数的确定 (5)2.2、汽车质量参数的确定 (6)2.3、轴荷分配 (7)第2章整车主要性能参数的确定和计算 (8)一、发动机的选择 (8)1.1发动机最大功率及其转速的确定 (8)1.2发动机最大转矩及其转速的确定 (8)1.3发动机主要参数 (8)二、配置大柴BA6M1013-28E3发动机的整车性能计算 (10)2.1汽车动力性能计算 (10)2.2汽车的加速性能计算 (12)三、轮胎的选择 (12)四、汽车重要性能参数和车身造型图 (13)第3章、总体布置 (14)总体布置要求与分析 (14)总体布置草图 (18)设计总结 (19)参考文献 (19)附录1 (20)附录2 (20)设计任务书重型载货汽车总体设计一、整车性能参数：设计一辆用于长途城际物流运输，最大总质量不超过31t,额定载重质量为16t，最高车速为100km/h的重型载货汽车(售价不高于对标竞争车型)。
整车尺寸（长*宽*高） 11976mm*2395mm*3750mm轴数/轴距 4/（2000+4700+1350）mm额定载质量 16000kg整备质量 11805kg公路行驶最高车速 100km/h最大爬坡度≥30%二、总体设计要求：1.初步确定尺寸、性能、质量参数等1)汽车轴数2)驱动形式3)布置形式4)车身型式5)汽车主要尺寸6)汽车质量参数，轴荷分配。
2.初步确定整车基本参数1)汽车重要性能参数2)发动机型式3)发动机主要性能指标4)轮胎3.总体布置1)画总布置草图2)进行车身总布置和造型第1章、汽车形式和主要参数的初步确定一、汽车形式的选择1.1汽车轴数汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。
货车总体设计说明书
货车总体设计说明书摘要根据本次课程设计的任务，完成了任务书上所要求的某货车的总体设计。
本篇说明书说明了货车设计的总体过程，本次课程设计为载重量0.75吨的轻型货车的设计，首先对汽车的形式进行了确定，其中包括汽车外尺寸的设计，质量参数的确定，轮胎，轴数，驱动形式以及布置形式的选择。
其次，以汽车的最高车速和总质量选择了汽车的发动机。
查资料确定了汽车的整体结构，包括车身，车厢，车头的选择。
细节有轮距，轴距的确定等。
在确定了发动机之后，计算了车的传动比，选择了变速器，计算了汽车的动力特性，包括了驱动力与阻力的平衡，动力因数，加速度，加速时间的确定。
然后计算了汽车的燃油经济性问题。
最后计算了汽车的稳定情况，保证了汽车可以安全的上路行使，完成了汽车的设计。
关键词：总体设计，轴荷分配，动力性，燃油经济性第一章 载货汽车主要技术参数的确定1.1 汽车质量参数的确定1.1.1 汽车载客量和装载质量汽车载客量：2人汽车的装载质量：m e =1250kg1.1.2 汽车整车整备质量预估1.质量系数ηmo 选取质量系数ηmo 是指汽车装载质量与整车整备质量的比值：o e mo m m /=η （1-1）表1-1 各类货车的质量系数根据表1-1，对于轻型柴油载货汽车，质量系数为0.80-1.00，取ηmo =0.8。
2.估算整车整备质量m o整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人的整车质量。
o m =e m /mo η=1250/0.8=1562kg1.1.3 汽车总质量ma 的确定汽车总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。
商用货车的总质量m a 由整备质量m o 、载质量m e 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，乘员和驾驶员每人质量按65kg 计，即m a = m o + m e +2×65kg=1562+1250+2×65=2942kg表1-2 质量参数1.1.4 汽车轴数和驱动形式的确定总质量小于19吨的商用车一般采用结构简单、成本低廉的两轴方法，所以本车轴数定为二轴。
CSU1060A设计计算说明书
CSU1060A货车总体设计及驱动桥设计绪论驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。
对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等。
随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。
驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。
应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。
驱动桥设计应当满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。
2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。
3）当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。
4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。
5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。
6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。
7）齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。
8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。
9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。
10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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
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，纵梁断廂如图2所示。
上翼板是一块覆盖整个车架的大板，图
中只取一部分。
腹板
，…下翼板
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，杲车架设计的重要冋题，下廂介绍几种节点结构。
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，因而在纵梁翼缘处合出现较大内应力。
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。
宀' 图4半挂车纵梁和横梁'八
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
⑥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( 0 )这种结构兼有以上两种
I I I I
结构的特点，故应用较多。
二二
四、横梁贯穿纵梁腹板连接(见图4( d) 丄丄
种结构称为贯穿连接结构，是当前国内外广为)2- 用的半挂车
车架结构。
它在贯穿出只焊接横？板，其上下
翼板不焊接，并在穿孔之间留有间当纵梁产生
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扌鞫麒囲厦奔横梁结
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2 ]=235 Mpa,伸长率6 =26% ,密
度p=7.8xl03kg/m3o Q235A具有良好的塑性、韧性、焊接性能和冷冲压
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化有: Lk
—一中间车轴到车架尾部的距离(m)。
图5车架均布载荷图 空载：
q 丄a
一 2LJ = 4523 X 13(13 - 2 x 3. 46) 2L _ 2 x 8. 14 F s = q 花一巴=4523 x 13 - 21959 = 36. 84 x 10\¥
满载：
G k + G e z ■
=146. 393 x 10\¥
F s = q 丄9 一巧=30153 x 13 - 146393
= 245. 596 x 10\V 在满载时进行纵梁的强度校核
支反力计算：
G=40000x9.8=39 N
为纵梁总长，取一根纵梁计算)
由上述计算得：0 = 1562&97N
耳 --- 牵引销所受力(N);
耳一一后轴中心处所受力(N); 厶一一牵引销到中间车轴的距离
(m)；
1 M 1 1 M 1 J 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
A F A
L F B B
L K
La
21. 959 x 10\¥
30153 x 13(13 - 2 x 3.46)
2 x 8. 14。