1、第一章 專用汽車的總體設計1 總布置參數的確定1.1 專用汽車的外廓尺寸（總長、總寬和總高）1.1.1 長 載貨汽車 12m 半掛汽車列車 16.5m1.1.2 寬2.5m（不含后視鏡、側位燈、示廓燈、轉向指示燈、可折卸裝飾線條、撓性擋泥板、折疊式踏板、防滑鏈以及輪胎與地面接觸部分的變形等）1.1.3 高4m（汽車處于空載狀態，頂窗、換氣裝置等處于關閉狀態）1.1.4 車外后視鏡單側外伸量不得超出汽車或掛車最大寬度處 250mm1.1.5 汽車的頂窗、換氣裝置等處于開啟狀態時不得超出車高 300mm1.2 專用汽車的軸距和輪距1.2.1 軸距軸距是影響專用汽車基本性能的主要尺寸參數。軸距的長短

2、除影響汽車的總長外， 還影響汽車的軸荷分配、裝載量、裝載面積或容積、最小轉彎半徑、縱向通過半徑等， 此外，還影響汽車的操縱性和穩定性等。1.2.2 輪距輪距除影響汽車總寬外，還影響汽車的總重、機動性和橫向穩定性。1.3 專用汽車的軸載質量及其分配專用汽車的軸載質量是根據公路運輸車輛的法規限值和輪胎負荷能力確定的。1.3.1 各類專用汽車軸載質量限值（ JT701-88公路工程技術標準 ）汽車最大總質量（ kg）10000150002000030000前軸軸載質量（ kg）3000500070006000后軸軸載質量（ kg）70001000013000240001.3.2 基本計算公式A 已知

3、條件a）底盤整備質量 G1b）底盤前軸負荷 g1c）底盤后軸負荷 Z1d）上裝部分質心位置 L2e）上裝部分質量 G2f）整車裝載質量 G3（含駕駛室乘員）g）裝載貨物質心位置 L 3（水平質心位置）h）軸距 l（l1 l2）B 上裝部分軸荷分配計算（力矩方程式）例圖 1g2（前軸負荷）G2（上裝部分質量） L2（上裝部分質心位置2則后軸負荷 Z2 G2 g2C 載質量軸荷分配計算1g3（前軸負荷）× （l 1 l1） =G3×L3（載質量水平質心位置）2g3（載質量前軸負荷）G3（整車裝載質量 ） L3（裝載貨物水平質心位置2則后軸負 Z3 G3 g3D 空車軸荷分配計算

4、g 空（前軸負荷） =g1（底盤前軸負荷） +g2（上裝部分前軸軸荷）Z 空（后軸負荷） =Z1（底盤后軸負荷） +Z2（上裝部分后軸軸荷）G 空（整車整備質量） =g空 Z空E 滿車軸荷分配計算g 滿（前軸負荷） =g 空 +g3Z 滿（后軸負荷） =Z 空+Z3G 滿（滿載總質量） =g 滿 +Z 滿在總體設計時1.4 專用汽車的質心位置計算專用汽車的質心位置影響整車的軸荷分配、 行駛穩定性和操縱性等，必須要慎重全面考慮計算或驗算，特別是質心高度是愈低愈好。1.4.1 水平質心位置計算（力矩方程式）A 已知條件a）底盤軸距 l（l1 l 2）b）整車整備質量 G 空與滿載總質量 G滿c）空

5、載前軸質量 g空與后軸軸載質量 Z 空d）滿載前軸質量 g 滿與后軸軸載質量 Z 滿B 空載整車水平質心位置計算（力矩方程式）L 空= g空 l（或l 1/2l1）（或l l1 ） （質心至后橋中心水平距 離）g空G空C 滿載水平質心位置計算L 滿（至后橋水平距離）g滿 l（或l 1/2l1）（或l l1）G滿1.4.2 垂直質心高度位置計算A 已知條件a） 整車各總成的質量為 gib） 整車各總成的質心至地面的距離為 YiB 整車質心高度 hg = Ga （Ga 專用車總質量 ）C 空載整車質心高度計算hg空=gi空 （空載時各總成質量 ） yi空 （空載時各總成質心高度 ）Ga空 （整車整

6、備質量 ）D 滿載整車質心高度計算hg 滿 =gi滿（滿載時各總成質量 ） yi滿 （滿載時各總成質心高度 ）Ga滿 （整車滿載總質量 ）2 專用汽車行駛穩定性計算2.1 專用汽車橫向穩定性計算A 已知條件a） 專用汽車輪距 Bb）專用汽車空載質心高度 hg 空c）專用汽車滿載質心高度 hg滿d）專用汽車行駛路面附著系數 （一般取 = 0.70.8）B 計算公式保證汽車行駛不發生側翻的條件： B （hg 專用汽車質心高度 ） 2hgBC 保證空車行駛不發生側翻的條件： B 2hg空BD 保證滿載行駛不發生側翻的條件： B 2hg滿2.2 專用汽車縱向穩定性計算A 已知條件a）專用汽車質心到后軸

7、中心距離 Lb）專用汽車質心高度 hgc）專用汽車行駛路面附著系數 （一般取 = 0.70.8）B 計算公式保證汽車行駛不發生縱翻的條件： L hgC 保證空車行駛不發生縱翻的條件： L hg空D 保證滿載行駛不發生縱翻的條件： L hg滿3 專用汽車有關限值標準與計算3.1 載質量利用系數計算A 欄板類載貨汽車與自卸汽車限值標準GB/T15089 總質量 M（千克）N1N2N3M 35003500<M12000M>12000整車整備質量 m（千克）m1100m>1100m3500m>35000.650.750.85載質量利用系數自卸車自卸車自卸車1（縱向）（縱向）（縱

8、向）0.550.650.75B 載質量利用系數計算公式載質量利用系數 =最大允許裝載質量 （含額定乘員質量 ）（千克）整車整備質量 （千克）（千克 ）3.2 貨廂欄板高度計算欄板式載貨汽車、 欄板式半掛車和欄板式全掛車的貨廂欄板高度大于 0.6 米時，高度限值應按下列公式計算（式中取煤的比容 900 千克/立方米）貨廂欄板高度（米）= 最大設計裝載質量 （含額定乘員質量 ）（千克 ） = 900 貨廂內部長度 （米 ） 貨廂內部寬度 （米） 0.13.3 罐式汽車的總容量限值應按下列公式計算（式中取汽油的密度為700 千克/立方米）總容量（立方米） 最大設計裝載質量千（克含額立定方乘米員質量

9、）（千克） 1.05700（千克 / 立方米 ）3.4 半掛車的允許最大總質量、最大裝載質量和整備質量應符合GB6420 的規定：序號軸數基本系列基本型（ t ）液罐車系列（ t ）粉罐車系列 （t）總質量裝載質量整備質量總質量裝載質量整備質量總質量裝載質量整備質量1二軸40301040402三軸5340135353注：液罐車與粉罐車的最大允許裝載質量 = 總質量整備質量4 專用汽車主要性能參數選擇與計算4.1 專用汽車在平路行駛時發動機功率計算公式（發動機功率一般為選定值）Plmax = 2.72Ga fVamax CD ADVa max kwT 76140 T式中： Ga 專用汽車總質量（

10、 t）T 傳動系機械效率（ 0.850.9）f 滾動阻力系數（ 0.02 0.03）CD 空氣阻力系數（ 0.8 1.0）2 AD 汽車正面投影面積 = BD×HD（BD前輪距、HD汽車總高） m2Pl max 發動機最大功率（ kw ）Vamax 汽車最高車速（ km/h ）4.2 專用汽車比功率標準GB7258 標準要求專用汽車比功率 4.8kw/t4.3 專用汽車發動機最大扭矩計算（一般為選定值）Ml max = 9549Pl maxK/np N·m式中： Ml max = 發動機最大扭矩（ N·m）（一般為選定值）Pl max = 發動機最大功率（ KW

11、）（一般為選定值）K = 發動機扭矩適應性系數，柴油機為 1.05 1.25np = 最大功率時的轉速（ 1.4 2.0） nm（nm最大扭矩時的轉速）K = M l max （ 發動機扭矩適應性系數 ） MP式中：Mp = 9549 Pl max （N m）（發動機最大功率時輸出 轉矩） np4.4 發動機輸出轉矩計算公式Ml2= anl bnl cMlM l max M p 2 =Mlmax2 (nm nl )2(N m)(np nm )式中： Ml 發動機輸出轉矩（ N·m）nl 發動機輸出轉速（ r/min ）Ml max 發動機最大輸出轉距（ N ·m）Mp 發動

12、機最大輸出功率時的輸出轉矩（N·m)np 發動機最大輸出功率時的曲軸轉速（r/min )nm 發動機最大輸出轉矩時的曲軸轉速（r/min )Mlmax M p(nm np) 22nm(M l max M p )(nm np) 22M l max(Mlmax M p)nm(nm np )24.5 專用汽車運動平衡方程式Ft = Ff Fi FwFj N式中：Ft 汽車驅動力（作用在汽車驅動輪上的圓周力） NFf 滾動阻力（ N）Fi 坡道阻力（ N）Fw 空氣阻力（ N）Fj 加速阻力（ N）FtMligi0= l g 0 (N) rd式中：rd 驅動輪動力半徑（ m）ig 變速器的傳

13、動比i0 主減速比4.5.1 汽車驅動力計算公式傳動系的機械效率（ 0.75 0.9）發動機外特性修正系數（ 0.75 0.85）4.5.2 汽車滾動阻力計算公式式中： ma專用汽車（或汽車列車）總質量（ kg）2 Ff = magfcos（N ）（ g 重力加速度 9.81m/s2）道路坡度角 滾動阻力系數（ f = f 0kva）（50km/hVa100km/h）（一般取 f = 0.010 0.020）4.5.3 專用汽車坡道阻力計算公式Fi = magsin（N）4.5.4 專用汽車空氣阻力計算公式2Fw = CDADVa2（N）式中： AD 專用汽車的迎風面積（ m2）（AD 可按

14、AD=BDHD 估算， BD 輪距， HD汽車高度 m）CD 空氣阻力系數 N·h2/（ km2·m2），（專用汽車 Cd=0.03858 0.06944），半掛車的空氣阻力系數增加 10%4.5.5 加速阻力計算公式Fj = maj（ N）式中： 專用汽車旋轉質量換算系數j 專用汽車加速度（ m/s2 ）的計算公式為：= 1Iw2 I fi02ig221 mar 2 mar 2式中： Iw車輪的轉動慣量（ kg·m2）2If 飛輪的轉動慣量（ kg·m2）r 車輪滾動半徑（ m ）也可以按經驗公式估算 值= 1（0.040.06）i02ig2（0.00

15、80.013）i0ig va nl =0.377rk 滾動阻力比例系數（ 0.000148 0.00023）4.5.6 專用汽車直線行駛時的運動微分方程式2maj = AVa BVaC1C2（fcossin）式中：A =i 3i 30 g a2 CD AD0.142r 2rd D DB =i2i20 g b0.377rr dC1ii0 g c rdC 2= mag4.6 專用汽車動力性參數計算4.6.1 專用汽車最高車速（ km/h）計算公式式中：4.6.2式中：4.6.3Vamax = (B kC2) D (km/h)2AD = (B kC2 )2 4A(C1 f0C2)專用汽車最大爬坡度計

16、算公式：imax（專用汽車最大爬坡度 %） = tgmaxEmax = arcsin21 f02f0 1 f02 E 2 2arcsin(E f0 1 E2B2 4AC1 E =4AC2加速度計算公式專用汽車最大加速度 jmax（ m/s2）計算公式：jmax =D24A ma4.6.4 專用汽車加速時間計算公式( t 加速時間 h)t = Va 20.7716 10 4 madVat = 2Va1 AVa2 BVa C1 C2( f0 kVa)0.7716 10 4 ma2AVa2(BkC2 )D2AVa1(BkC2 )D或 t = In InD2AVa1(BkC2)D2AVa1(BkC2

17、)D第二章 粉罐汽車設計計算公式（以 YQ9550GSN 為例）1 罐體容積計算1.1 中間直筒容積計算公式2V1=1 L1（式中 1直筒內徑 , L1直筒長度 ）41.2 直角斜錐筒容積計算公式V2= L3（ 3 4 3 4） 2（式中 3大端直徑 , 4小端直徑 , L3錐體長度 ）3 4 4 41.3 封頭容積計算V3=2××h2（rh/3）（式中 h封頭高度、 r封頭球面半徑）1.4 總容積計算公式V 決=V1+V2+V31.5 有效容積計算公式V 有效 =V 總 V 總×ka（ka容積系數 0.08）1.6 有效裝載容積計算公式Va=ml （式中ml粉罐

18、的額定裝載質量 kg,Ps粉料堆積密度 ,水泥1000kg / m3） Ps1.7 擴大容積計算公式Vb=kb×Va（kb 擴大容積系數 0.10.2）2 罐體壁厚計算公式2.1 筒體壁厚計算公式（圓筒）P1S1Pt 1 C（式中 P設計壓力取 0.3Mpa， S1筒體壁厚， 1 筒體內徑，2P許用應力， C 壁厚附加量）（焊縫系數）2.2 錐筒壁厚計算公式S P 1S2 2 P1cos cC（ c錐形半角 , 取 c 17 ）2.3 封頭壁厚計算公式（碟形封頭）2 0.5P式中：S3 封頭壁厚R 封頭球面部分內半徑r 封頭過渡段轉角內半徑Md 封頭形狀系數 =1 （3 R）3 軸荷

19、分配計算公式3.1 G 空銷 =上裝部分質量×罐體中心至承載橋中心距離 /牽引銷至承載橋中心距離G 空軸 =上裝部分質量 G 空銷3.2 G 滿銷=（上裝部分質量最大載質量）×罐體中心至承載橋中心距離 /牽引銷至承 載橋中心距離G 滿軸 =（上裝部分質量最大載質量） G 滿銷4 流態化床主要參數計算公式4.1 臨界流態化床氣流速度計算公式d1p.82 （g ）0.94Vf = 4.08（ 103）0.88g0.06式中： dp顆粒直徑 m，水泥取 88×10-6m33 顆粒真密度（ kg/m3）、水泥取 3200kg/m3g氣體密度，在氣壓 P=0.3Mpa、氣溫

20、 T=373K、氣體常數 Ra=29.28 時，3g2.75kg / m3Ra T氣體的動力粘度（ Pa×S）取 0.0218 10×-3Pa·S4.2 罐體最大空床截面積計算公式AmaxQ （式中Q氣體體積流量 m3 / s, V f臨界流態化速度 m/ s）60VfAmax 1.85Q（對水泥 ）4.3 粉料帶出氣流速度（ Vt）計算公式（粉料懸浮速度）14 （ g） 2 g2 3 2Vtgdp 式中 g 9.81m/ s2 （水泥的帶出氣速 Vt= 0.58m/s）225 g4.4 最小空床截面積（ A min）計算公式AminQ60Vt空壓機排量 Q 與罐

21、體 A max、 A min 的對應值（對水泥）空壓機額定排量 Q（m3/min）4.85.25.47最大空床截面積 Amax（ m2）8.889.629.9912.96最小空床截面積 Amin（m2）0.1390.1510.1570.2034.5 流態化條件計算公式QVf式中：A 流化床面積 m2，Q 氣體體積流量 m3/s，Vf臨界流態化速度 m/s，水泥為 Vf=9×10-3m/s5.1 輸送空氣量計算公式Qaka式中： ka輸送系統的漏氣系數，取 1.11.2V 輸送速度（即卸料速度） （kg/min）3g空氣密度（ kg/m3）輸送混合比（水泥取 4080）=物料質量 /氣

22、體質量V g(Q gm)Q 空氣壓縮機排量m3/min，gm 單位時間內輸料管排出的粉料體積 m3/min）5.2 輸料管內氣流速度計算公式V1 4（Q1 V / 2 s） （入口速度 m/s）160 d2V2 4（Q2 V/2 s） （出口速度 m/s）260 d 2式中： V1在入口處壓力下空氣流速；V2在末端壓力下空氣流速；Q1在入口處壓力下空氣流量（ m3/min）；Q2在末端壓力下空氣流量； s 顆粒密度（ kg/m3）； d 輸料管內徑 m計算結果，據經驗： V11.3VtH1=HdHJ=HdHHhH式中： H1系統全部壓力損失（ Pa）Hd動壓損失（ Pa） Hj 靜壓損失（ P

23、a） H直管壁磨擦壓力損失 Hh垂直升高壓力損失H各局部阻力壓力損失9.8 g V 2Vm2Hd 9.8 2gg V (1VVm2)式中 g=9.81m/s2，Vm物料速度， V 氣流速度， 輸送混合比，Vm2 V 2 0.650.85)H 9.8L g V (1 C ) 2g d式中 摩擦阻力系數，查有手冊，或當d=100mm時，取 =0.0235)L直管長度，撓性管接長度加一倍計算m）Hh 9.8g(1+)h(h垂直升高高度m）H 9.8 g V 2(1 C )2g式中： 各種局部阻力系數（截止閥 48，止回閥 1.0-2.5>90°彎頭1.02.0，三通 1.5-2.0）

24、0.0011摩擦阻力系數 =k（0.0125 0.0011 ）d（式中 k管道內壁系數：無縫鋼管取 k=1.0，新焊接鋼管 1.3，舊焊接鋼管 1.6）6.1 平均卸料速度計算公式V mb m （式中 mb 實際裝載質量 t，m 罐內剩余質量 t， t 卸料時間）6.2 剩余率計算公式i m 100% （ ml 額定裝載質量 t） ml6.3 輸送混合比計算公式mgg Q式中：混合比（即質量濃度） ms粉粒體質量流量（ kg/s） mg 氣體質量流量（ kg/s） g 氣體密度（ kg/m3） Q 氣體體積流量（ m3/s ）第三章 自卸汽車設計計算公式（以日產柴自卸汽車為例）1 前推連桿組合

25、式舉升機構計算公式FCEFAFCA4D0FAB DBCEADBFAGBFAF GA3YC0A0DA2XB0O前推連桿組合式舉升機構運動圖與受力圖（圖一）1.1 三角臂 A 點與舉升質量質心 G 點在舉升角為 的坐標：X A X A0 cos YA0 sinYA XA0 sin YA0 cosXG XG0 cos YG0 sinG0 G0···· · ··· YG XG0sin YG0 cos式中： XA0、YA0、 XG0、YG0為= 0°時的坐標值XA、YA、XG、YG為A 點和G點坐標（舉升角為時）A

26、 點坐標（XA，YA），G 點坐標（ XG，YG）1.2 求舉升角為 時 B 點坐標：(XB，YB)2 2 2 2 ··· (XB XA )2 (YB YA)2 BA1.3 求舉升角為 時 C 點坐標，求解方程組：2 2 2(XC XB)2 (YC YB )2 BC(XB XD )2 (YB YD)2 BD2 2 2(XC X A)2 (YC YA)2 AC2可得舉升角為 時的 C 點坐標（XC，YC） 式中： BD、 BA、BC、 AB均為已知值1.4 求 BD 與 CE 交點下的坐標（ XF、YF）（解方程）YF YBYD YBX F XB XD XBYF Y

27、CYE YCXF X CXE X C式中：XB、YB、XC、YC 為上式可求值， XD、YD 為已知值。（XE、Y E為已知值）1.5求點 O 至直線 FA 的距離 DOFADOFAYF(XA XF ) XF(YA YF)(YF YA)2 (XF X A)21.6 求任意舉升角 時對車廂的舉升力 FAF （對 O 點取力矩）1.71.8FAFDOFAGxG則 FAF求 B 點到 CE 的距離 DOFADBCEG xGDOFAxB(yEyC ) yB(xC xE) yC (xExC ) xC (yE yC)22 yC yE )(xC xE )求 B 點到 FA 的距離 DBFADBFAxF (y

28、A yF ) 22yF yA)(xF xA )xB(yA yF) yB(xF xA) yF (xA xF)1.9任意舉升角 時的油缸推力計算公式取三角臂 ABC 為獨立體， M B=0，得：（對 B 點取力矩）FCEBCEFAFDBFA則FCEFAF DBFADBCE式中： FCE 為任意舉升角 時的油缸推力設舉升角 為 0、 2、 4、6、8、10、12、14、 16、18、20、22、24、 26、28、30、32、34、36、38、40、 42、44、46、48、50、52 度，共 27 個點，計算空載與滿載時 的油缸推力 FCE 和舉升力 FAF1.10 舉升機構最大舉升角度計算公式X

29、A XA0cos max YA0 sin max · YA X A0 sin max YA0 cos max· (XB XD)2 (YB YD)2 BD2· 2 2 2(XB XA )2 (YB YA)2 BA2· (XCXB)2(YCYB)2BC 2· (XCXA)2(YCYA)2AC2· 2 2 2(XC XE)2 (YC YE )2 ECmax · 式中： ECmax 、 BA 、 BC、 AC、BD、XE、YE、XD、YD為已知條件，求最大舉升角 max（解聯立方程）1.11 求舉升力 FAF 、油缸推力 FCE和拉

30、桿內力 FDB 的斜率公式A 求 FA 的斜率和斜角k1 YF YA （斜率公式），而斜角 A3tg 1k11 XF X A3 1B 求拉桿 BD 的斜率和斜角k2 YB YD （斜率公式），而斜角 A6 tg 1k2XB X DC 求油缸的斜率和斜角k3 YC YE （斜率公式），而斜角 A7 tg 1k3XC X E1.12 求拉桿內力 FDB 的計算公式（根據平面匯交力系力的平衡條件）FAF cosA5 FDB cosA6 FCE A7 0式中：FAF 舉升力（已知）， FCE 油缸推力（已知）A5 舉升力斜角 =A 3+（ A3tg 1k1）A6 拉桿內力斜角 =tg 1k2A7 油缸

31、推力斜角 =tg 1k31.13 用作圖計算法求舉升力 FAF 和油缸推力 FCE的計算公式（利用 AutoCAD 中的自動測繪功能，計算過程可大于簡化）舉升力 FAFGaDOFA油缸推力 FCEFAF DBFADBCFFCEDBCEADBDBFAFEDOFAFA（圖二）1.14 計算任意舉升角 時的油缸油壓和行程并作油壓特性曲線A 油缸油壓計算公式：2FCE P（ N）式中系統效率取 0.8，d 油缸活塞直徑 mB 油缸行程用作圖法或解式計算法計算1.15液壓泵選型計算公式最高油壓計算公式4FCE maxPmaxCE2max MPad式中： Pmax液壓泵最高工作壓力（ Mpa）FCE ma

32、x車廂額定裝載量時最大舉升力（ N）d 油缸活塞直徑（ m），系統效率 0.8，過載系數 2B 液壓泵流量和排量計算與確定液壓缸最大工作容積計算2Vmax (Smax S0)106 (式中 Smax、S0、d為 m)4液壓泵額定流量計算公式VQ （式中 t 舉升時間 s，v 液壓系統容積效率 0.8 0.85） tv液壓泵排量計算公式q Q 10 3（ml /r） （式中 nBl 液壓泵額定轉速） nBld、Pmax、q 和 nBl 確定后，即可對液壓泵進行選型C 油箱容積計算： V 3 VmaxD 高壓油管內徑計算公式高壓油管內徑： d1 4.6V1式中 Q 油泵的額定流量， V1為高壓油管

33、流量， V1 3.6m/ sE 低壓油管內徑計算公式式中： V2為低壓油管中油的流量， V2 1m/ s2 舉升機構運動干涉計算2.1 分析圖解說a ABC 為舉升三角臂， BD 為拉桿， O 點為傾翻中心b 過 A 點作直線 MN 與車廂底面平行c 以 O 點到直線 MN 的距離 OM 為半徑作圓（該圓為傾翻基圓）d 在理論計算時可將 MN 線等效為車廂底面， 在實際設計中， 車廂底板線與 MN 線有一定距離B2 C1A1MMM2O2.2 C 點不與車廂底面 MN 發生干涉的必須條件：CAB BAO OAM <180（CAB 、OAM 為已知）在BAO 中BAO cos 12 2 2B

34、A2 OA2 BO 22 BA OA式中 BA 、OA 為已知）·當 BO 線通過 D 點時， BO 為最大值， BOmax=BD OD 則BAO 角為最大值 BAO max 則舉升機構不發生干涉的條件為：CAB OAM B1A1O<180B1A1Ocos 12 2 2BA2 OA2 (BD OD)22 BA OA··B1OA1cos 1222OA12 B1O2 B1A122 OA1 B1O·AOD1cos222OA2 OD 2 AD22 OA OD·2.3 確定可能發生干涉現象時舉升角 計算公式=AOA 1=B1OA1AOD式中： OA

35、、OD、AD、B1O=BD+OD、OA1=OA、B1A1=BA 均已知2.4 可用作圖法分析舉升機構的運動干涉情況和擬定解決辦法（利用 AutoCAD 中的自動測繪功能，可簡化計算過程）3 自卸汽車車廂、付梁、鉸支點支座及焊縫強度計算或驗算按理論力學、材料力學和機械設計手冊中有關公式進行和計算機輔助設計4 車廂后板與開合機構運動分析與計算4.1 圖示解說：彈簧（ F 彈 簧 ）E導軌 FhO1GA（圖四）a、O1 點一后欄板鉸支點， G 點一后欄板質心 角為后欄板質心夾角（ O1 繞 O2點作圓 弧運動）b、O2 點為車廂傾翻中心（與付梁固定）c、O3 點為開合機構導臂鉸支點（與車廂固定）繞

36、O2點作圓弧運動d、C 點為鎖鉤鉸支點（與車廂固定）e、角為鎖鉤脫開而后門可打開時的車廂傾翻角f、F 為貨物對后欄板的推力4.2 開合機構與后欄板運動分析（車廂傾翻時）a、車廂傾翻時后欄板繞 O1 點旋轉，當車廂傾翻角（舉升角）大于 角時，后欄板在無 任何機構約束的情況下，便可自動開啟。反之，當車廂下降到傾翻角 角時，后 欄板在無任何機構約束的情況下，便能自動關閉。b、當開合機構導臂滾輪離開導軌的約束時（車廂舉升角為 角時）鎖鉤在彈簧的作 用下自動開啟；而當車廂舉升角 角時，導臂滾輪受導軌的約束，鎖鉤在彈簧的作用下（ F 彈簧F 彈簧），鎖鉤自動關閉，起鎖定后欄板的作用c、鎖鉤與后欄板運動協調

37、條件： 角 角當車廂舉升時，鎖鉤先開啟，后欄板后開啟；當車廂下降運動時，后欄板先關閉， 而鎖鉤后鎖定的運動協調條件就是 角大于 角。角的大小可以通過后欄板質心位 置G和鉸支點 O1至G的距離 h來調整； 角的大小可通過改變 O2O3的長度尺寸 進行調整。4.3 開合機構與后欄板受力分析a、后 欄板開啟力下（貨物對后欄板的推力） ，自卸車在運行過程中，后欄板受貨物的 推力，使后欄板有自動開啟的趨勢。b、鎖鉤在導軌的約束和彈簧力 F 彈簧的作用下有鎖定后欄板不會自動開啟的功能c、后欄板不會自動開啟的約束條件：CAF彈簧 F彈簧Fmax （貨物對后欄板的最大推力）彈簧 彈簧 CB4.4 Fmax 確

38、定后，可對彈簧、彈簧進行設計計算，對鎖鉤、拉桿、拉桿叉、軸鎖、 導臂及支承件進行強度計算（應用材料力學有關公式）4.5 QCn29015 標準對鎖緊機構的技術要求：a、鎖緊裝置（開合機構）應保證自卸汽車行駛過程中欄板不得自行開啟。b、舉升角小于最大關閉角時 （ ），欄板應能鎖緊；舉升角大于最大關閉角時（ ）， 欄板應開啟，鎖緊裝置不得處于鎖緊狀態。c、舉 升角等于或大于完全開啟角時（ ），欄板應能完全開啟。d、鎖緊裝置應開關靈活、鎖緊可靠、無卡滯現象。第四章 半掛車設計與計算1 半掛車的聯結尺寸的確定1.1 半掛車的前回轉半徑和牽引車的間隙半徑：A 、 半掛車的前回轉半徑是指牽引鎖中心至半掛車

39、前端最遠點垂線的距離（Rf）B、牽引車的間隙半徑（ Rw）是指牽引鞍座中心至駕駛室后圍或其它附件的最近 點垂線距離。一般要求 RwRf150mm1.2 半掛車的間隙半徑和牽引車的后回轉半徑A、半掛車的間隙半徑 Rr 是指在牽引銷中心至鵝頸或支承裝置上最近點垂線的距離B、牽引車的后回轉半徑 Rc是指牽引鞍座中心至牽引車車架后端最遠點垂線的距離一般要求 Rv Rc>70mm1.3 半掛車牽引銷板離地高度和牽引車牽引鞍座板離地高度A、半掛車牽引銷板離地高度 H3是當半掛車處于滿載狀態下的高度B、牽引車牽引鞍座板離地高度 H2是指牽引車滿載狀態下的高度， 其值必須 H3=H2圖中 A=R w、L

40、2=Rr、B 為后輪寬度， H1為牽引車車架上平面離地面高度， L1 為牽引座的前置距（牽引鞍座中心線至后橋中心的距離） ，H0為牽引鞍座 上平面至地平面的距離（牽引車空載時）1.4 半掛車相對于牽引車的前俯角和后仰角 和 A、前俯角（ ）是指半掛車前端最外點和牽引車車架相碰時， 半掛車和牽引車之間的相對夾角 > 7°14°B、后仰角（）是仰角是指半掛車鵝頸處縱梁下翼板和牽引車尾端點相碰時的夾角=8°10°（對于越野車=16°左右）1.5 牽引銷尺寸A、 50號牽引銷，結合直徑為50.8mm，最大牽引質量為 50tB、90 號牽引銷，結合

41、直徑為88.9mm，最大牽引質量為 100t1.6 牽引銷的強度計算A、 牽引銷的強度計算載荷以承受沖擊時的水平力為依據。水平力的大小是假定牽引車緊急制動，而半掛車未能制動而撞擊主車的工況考慮，此時所受到的水平力Fd=mb · g·式中： mb半掛車滿載時的總質量； g重力加速度； 附著系數B、 美國汽車工程師協會（ SAE）標準規定牽引銷應承受 120000 磅（ 533434N）的拉力，而在牽引銷工作直徑表面上各點都不產品殘余應力Fd L c2 b2M r 2 2· r 2 B c2 b26（1 ）ns Mr· s式中： 牽引面板厚度5牽引面板材料的

42、屈服極限ns 屈服極根的標準強度安全系數，取 ns=1.6牽引面板材料的泊松比1.8 牽引鞍座1.8.1 牽引鞍座的分類1A 、按牽引銷直徑大小分類： 2'和'3 1 '兩'種牽引鞍座2B、按牽引座的活動自由度分類：有單自由度和雙自由度兩種牽引座C、按牽引鞍座材料分類：有鋼板沖壓焊接式和鑄造兩種牽引座1.8.2 牽引鞍座的垂直和水平載荷半掛車和牽引座的載質量系列半掛車載質量（ t）牽引座載質量（ t）10681571225123012164015185020牽引鞍座的水平牽引力 Fd（KN ） Fd g 0.6 mc mk mc mk md式中： mc牽引車允許

43、總質量（ t）； mk 半掛車允許總質量（ t）； md 牽引座上允許最大承載質量（ t）1.8.3 德國約斯特公司常用牽引座技術參數牽引 鞍座 規格牽引鞍 座載質 量（kg）牽引力（KN）半掛車 總質量 （kg）牽引座 結構質 量（kg）牽引座 高度 （mm）縱擺角（°）橫擺角（°）備注2''6000593200071150185±1502''80007638000110150185±1502''1800012842000155200±1502''1800015265000155

44、250±1502''2000015265000130150185±15031'2'36000152200190±15031'2'360002602652901520±731'2'5000029019015120注：在約斯特（ JOST）牽引座中， 2'沖'壓焊接牽引座允許垂直載荷為 3-20t；牽引力為122152KN；2'鑄'件牽引座，其允許垂直載荷為 1836t，牽引力為 128260KN， 3 ''鑄件牽座，其允許垂直載荷為 3650t，

45、牽引力為 152260KN。（英國約克 Rockinger 公司與此類似）2 半掛車車架設計與計算半掛車車架載荷簡化為只考慮車架受靜載時的彎曲強度和剛度。車架兩梁作為簡支梁，且左右對稱受載，自身的質量按均勻布置，載質量按集中載質量或均勻分布。2.2 半掛車車架的許用應力 按下式計算n1 n2式中： s為縱梁材料的屈服強度， Q235為 s =24000N/cm2，而16Mn材料為 35000N/cm2； n1安全系數取 n1=1.3；n2 動載系數取 n2=2.52.3 允許半掛車車架縱梁的最大變形量 YmaxYmax=(0.0020.003) L· (L半掛車軸距)2.4 半掛車車

46、架縱梁2.4.1 鵝頸縱梁高選定A、 載質量 15t 時，取 h=160mm 左右B、 載質量 20t 時，取 h=160 210mmC、載質量 20t 以上時，取 L=210230mm 左右對于階梯式縱梁，鵝頸高度尺寸 h 可加高選擇2.4.2 半掛車車架的主截面尺寸選定A 、載質量 15t 時，取主截面高度 H=300mm 左右B、載質量 2030t 時，取主截面高度 H=350450mC、載質量 40 50t 時，取主截面高度 H=450550mm在縱梁受力較大的區段內可局部增設加強板或變為箱形截面。目前，國外半掛車車架縱梁均采用高腹板結構，其截面高 H 和翼板寬 b 之比有大幅度的提高

47、， h =1.8 左 bH右， =2.7 4.2b2.4.3 半掛車車架縱梁腹板與翼板尺寸規格表生產廠家翼板規格（寬×厚）（mm2）腹板厚度（ mm）英國約克公司130×12、130×16、190×165、6、8美國富華公司127×12.7、152×12.7、152×9.5、152×194.2、4.6、6.4武漢特汽150×12、150×166、8本公司140×14、140×166、8、10、122.5 半掛車車架橫梁2.5.2 半掛車車架橫梁的作用橫梁是車架中用來連接左右縱

48、梁從而構成車架的主要構件。 橫梁本身的抗扭性能 好壞及其分布， 直接影響著縱梁的內應力大小及其分布， 而合理地設計橫梁可以保證 車架具有足夠的扭轉剛度。2.5.3 常用橫梁結構形式A 、 圓管形橫梁或矩形或長方形鋼管 該結構形式橫梁與縱梁焊接固定抗扭性好，有較高的扭轉剛度。B、工字型橫梁：從載荷過渡上考慮最為理想，但縱梁翼緣和橫梁翼緣連接，對扭轉 約束較大，翼緣可能產生較大的應力，有產生裂紋的可能。C、槽形橫梁：多用鋼板沖壓或折彎成形， 制造工藝簡單， 成本低，但扭轉剛度較差。D 、 箱形橫梁：和圓管形橫梁一樣，具有較好的抗扭性，傳遞載荷理想。2.5.4 半掛車車架橫梁布置間距為 700120

49、0mm。一般以 800 宜。A 、 橫梁和縱梁上下翼緣相連接如圖 a，這種結構有利于提高車架的扭轉剛度，但在受扭嚴重的情況下，產生約束扭轉，縱梁翼緣處會產生較大的應力，該種結構一般在半掛車鵝頸區，支承裝置處和后懸支承處采用B、橫梁和縱梁的腹板連接如圖 b，這種結構剛度較差，允許縱梁截面產生自由翹曲，不產生約束扭轉。這 種結構形式多用在車架中部橫梁上，因一般車架中部扭轉變形小。 C、橫梁同時和縱梁上翼緣及腹板相連接如圖 c，這種結構兼有以上兩種結構特點，故采用較多。其缺點是：作用在縱梁 上的力直接傳到橫梁上，因而要求橫梁具有較高的剛度。D、橫梁貫穿縱梁腹板相連接如圖 d，這種結構減少了焊縫，使焊

50、接變形減少，同時還具有腹板承載能力大和 在偏載較大時，能使車架各處所產生的應力分布較均勻的優點。是目前國內外廣泛采用的新型半掛車車架結構2.6 車架寬度：車架寬度根據輪胎和車軸不同型號而取不同寬度，但從提高整車的橫向 穩定性以及減少車架縱梁外側橫梁的懸伸長度來看，希望盡可能增大車架寬度（本公司 鋼板彈簧中心距一般選定為 1000mm，則車架寬度為 1000mm）2.7 半掛車車架支承反力計算（以單軸半掛車為例）RAqaLa(L2a Lk )LRB qaLa RA· ' '' 1RB RBRB· 2式中： RA前支承（牽引銷）反力RB后支承反力RB&#

51、39; 后鋼板彈簧前支承反力RB'' 后鋼板彈簧后支承反力L2后鋼板彈簧兩支承點距離（11L1=L L2， L3=L K L2)22qa 車架單位長度線載荷： qaG G0 GtLaLa式中 G 為車架總質量，G0為車架自身質量， Gt 車架滿載均布載荷）2.8 半掛車車架內力計算 半掛車內力計算公式Qb Qa Fq ab · Mb Ma F ab · 式中： Qbb 截面的剪力Qaa 截面的剪力M bb 截面的彎矩Maa 截面的彎矩a、b 兩截面之間線負荷 q 圖形面積的代數和aba、b兩截面之間剪力 Q 圖形面積的代數和半掛車車架的內力計算和繪制剪力圖 Q 和彎矩圖 M ，可以較清楚地看出在設計負荷作用下，各截面的內力變化規律，從而得到設計的控制值和控制截面 位置。2.9