易造成車毀人亡。小轎車追尾大貨車事故約占追尾交通事故的46%,其致死比1緒論 11.1研究背景及意義 1 2 3 42.1防護裝置的設計要求 42.2防護裝置的總體結構 5 5 63防護架的設計 83.1防護架的組成 8 8 8 9 4.3活塞和活塞桿的設計 4.4端蓋的設計 4.7.2連接裝置強度設計 2411緒論1.1研究背景及意義隨著國民經濟的發展，汽車在我們日常生活中發揮的作用越來越大，汽車的數量越來越多。盡管汽車的出現給人們出行帶來極大便利，但隨著汽車數量的劇增，帶來了極大的出行安全性問題。2008年，全國累計發生道路交通事故約25萬起。在2009年的上半年，全國總共發生了道路交通事故107193起，造成了29866人死亡、128336人受傷錯誤!未找到引用源。。汽車的安全性問題直接關系到個人的生命，必須得到高度重視。追尾碰撞是高速公路交通事故中最具有代表性的事故形式。在涉及大型貨車的交通事故中，小轎車追尾大貨車事故(如圖1所示)約占追尾交通事故的46%,其致死比例是轎車與其他車型碰撞致死比例的四倍[1,造成的惡性程度很大，極易造成車毀人亡。為了防止并減輕載貨汽車被追尾事故帶來的嚴重傷害，大型載貨汽車的被動安全性必須引起重視。目前，我國大型載貨汽車后防護欄的被動安全性水平低下，在離地高度、剛度、強度等方面存在一定的缺陷[2]。只有設計出合適的后防護裝置，才能切實提高載貨汽車被動安全性，有效保護駕駛人員和乘車人員的安全。因此，設計科學合理的貨車后防護裝置是十分必要的。2(1)發展歷程20世紀80年代末，國內首個實車碰撞試驗臺在清華大學搭建成功并投入試2016年設計了一款新的貨車后部防護裝置，設計了一款兼顧車輛通過性能，在碰撞仿真分析，驗證RUPD的緩沖吸能性和阻擋性能。新裝置對于提高貨車通(2)法規方面法規體系，其中最具有代表性的法規就是歐洲的ECE和美國的FMVSS。日本是上仍然略微遜色于歐美國家。歐洲關于貨車后碰撞防護的法規ECER58于1983年7月1日就已正式實施，日本在它的汽車安全技術法規中并沒有明確指出試驗(3)實驗方面國外對現有提供的汽車碰撞吸能裝置的研究成果主要從實車測試和計算機改進與優化方面，鮮有涉及小車追尾載貨汽車后下部安全裝置的碰撞試驗研究31.3論文主要內容護裝置達到國標要求的僅占總數的23%,部分或完全不合乎要求的比例高達77%。為了降低小車追尾貨車后部事故的傷害，提高貨車行駛安全，本論文擬進(1)確定貨車后部防護裝置的整體方案；(2)進行貨車后部安全防護裝置中防護架的設計、校核；(3)進行貨車后部安全防護裝置中液壓系統的設計、校核；42貨車后部防護裝置的整體方案(1)幾何尺寸據研究，貨車后部防護裝置的離地間隙應該是在450mm到550mm之間，如(2)型材的選擇裝置的型材錯誤!未找到引用源。(3)剛度要求防護裝置剛度對提高轎車與大貨車啞撞相容性的影響錯誤!未找到引用源。。(4)重量因子5和剛度要求的前提下，應盡量減輕防護裝置的重量，以提高車輛碰撞的相容性錯誤!未找到引用源。該防護裝置由防護架、液壓裝置、連接裝置三大部分組成。(1)防護架的主體包含活塞桿、連接塊、叉板、槽鋼以及橫梁。這些基本零件，用相應的螺栓、銷相互連接起來，組合成防護架的主體結構，即防止車鉆入的部分。防護架主體的設計主要考慮結構以及安裝到車尾后對車的通過性能的影響，其次是對剛度的校核，所設計的防護架在一般碰撞情況下，能保證不斷裂、不脫落。(2)液壓系統由液壓缸、活塞、減壓閥等組成。液壓缸與防護架的支臂相連，受到撞擊后，通過液壓缸中的液壓油流動起到反作用力進行第一次緩沖，通過相應的閥對液壓油減速來起到第二次緩沖的作用。(3)防護架連接裝置將液壓缸與車體底盤通過螺栓相連接，主要保證剛度與強度要求。在兩車相碰撞時，不會產生松動或者斷裂即可。防護架連接裝置的質量可以盡可能的取小，以減少車的負荷，對車的運動有利。防護架的類型一般分為以下幾種；(1)懸臂粱式結構(T型),由與載貨汽車橫粱相連的兩個支座來連接后下部防護裝置，且僅用一根橫向構件作為載貨汽車的后防護欄，大多采用槽型鋼方式。此種裝置一般都置于載貨汽車內部。(2)可翻轉結構：它可在載貨車輛遇到障礙物時自行或自動翻起，當車輛通過后即恢復原狀，同時，它所具有的上下鎖定功能也賦予其更大的靈活性。(3)工字型載貨汽車后防護欄：采用工字型方式，市場上通常共由四根構件組成，本文采用的是五根構件組成的后下部防護裝置。除去兩根橫向構件，還有三根豎直的構件，裝置上部一般都與載貨汽車大梁連接，而下部由兩個支座與載貨汽車橫梁連接。防護架的鋼架結構一般設計為矩形管狀體，防護架中抵抗碰撞的部分盡量設6影響，在T型結構中加入類似筋板的結構，對T型架的剛度加以提升，提高抵兩個T型結構的伸出臂(活塞桿)部分較長，在碰撞過程中，若為非正碰，2.4初始參數基本數據類型牽引卡車全高mm軸距mm前懸mm后懸mm后離地高度整車重量T最大載重T//接近角離去角67發動機類型東風康明斯ISLe34030燃油種類柴油氣缸排列形式直列標準排放歐Ⅲ馬力340變速箱型號法士特12JS160TA83防護架的設計3.1防護架的組成防護架的主體包含活塞桿、連接塊、叉板、槽鋼、緊固桿以及橫梁。這些基本零件，用相應的螺栓、銷相互連接起來，組合成防護架的主體結構，即防止車鉆入的部分。防護架主體的設計主要考慮的是結構以及防護裝置安裝到車尾后對車的通過性能的影響，其次是對剛度的校核，所設計的防護架在一般碰撞情況下，能保證不斷裂、不脫落。圖2防護架示意圖3.2防護架的計算3.2.1碰撞力的計算由于該計算方法較復雜，在所學知識結構之內很難較準確的計算出相關碰撞力數據，為使得所設計的結構有較高的可靠性能，防止因校核剛度而出現很大誤差，故本設計的剛度校核中的碰撞力全都采用其他參考文獻中的碰撞結果。參考數據如下表：9角度表4計算結果比較1]自重KG角度由以上表中數據比較可知，該文獻的計算碰撞力誤差均在11%以內，其中最大誤差僅為10.16%。因此該文獻中的數據具有較高的參考可靠性。根據以上參考文獻的數據，結合本設計參考用車DFL4251A9的相關數據，車身自重8500KG,在空載情況下進行剛度校核，速度設計為60km/h(通常國內的卡車行駛速度上限為85km/h),碰撞角度取20°,而小車的速度設計為100km/h。(1)槽鋼的設計由于本文所選的卡車寬度為2500mm,而防護家的長度應略小于卡車的寬度，因此設定防護架擋板的長度為2400mm,高度為100mm,而防護架的橫梁高度為430mm,寬度為95mm。非正碰，且事故發生為一個偶然小概率事件，所以在此取其防護架總面積的70%防護架的截面積為兩U型槽的截面積之和。防護架的材料為45號鋼，經過正火之后其許用彎曲應力為σ_1=55MPa,剪切疲勞極限為t_=105MPa根據根據此截面積，設計的槽鋼截面尺寸外壁95mm×70mm、內壁85mm×65mm、壁厚5mm(見圖3),計算的總面積為(95mm×70mm-85mm×65mm)x=2550mm2。的最下方，支點在桿件的最上方，碰撞的彎矩圖如圖4:圖4彎矩圖最大的彎矩在F?點，由經計算，得F=7.56×103Nm該槽鋼與12.6#槽鋼較接近，取W=62.1cm3,有兩根槽鋼同時作用，因此，可(2)叉板和緊固桿的設計板，長度為319mm,直面的寬度為48mm,半圓面直徑為60mm,螺栓直徑為30mm,連接槽鋼部分設計一個減震環，減震環的半徑為16mm。寸，長度為232mm,兩端各有一個直徑為30mm,長度為14mm的螺栓。圖5緊固桿的形狀及尺寸圖6叉板的形狀及尺寸防護架的高度應該與相關的國家標準相一致，在保證小車不能鉆入的情況下，也要保證卡車的離去角。車底盤離地高度為1010mm,在保證防護架安裝以后其下邊緣部分離地高度不小于550mm。防護架的支臂與液壓缸相連接，在受到撞擊后，通過液壓缸中的液壓油流動通過相應的閥對液壓油減速來起到緩沖的作用。液壓缸基本標準化，只是對其中的一些結構進行相應的設計，能夠與車體的大小及形狀相容。與一般的液壓缸不同的是，該液壓缸的活塞桿與防護架的支臂相結合，形成一個整體，即防護架的支臂的后端即是液壓缸的活塞桿，這樣一個結構既節省了相當的空間和質量，安裝在卡車后部對卡車的運動不會造成有效的影響，且保證了連接的強度要求。4.1工作原理圖10為液壓裝置的系統圖，該防護裝置在受到外界碰撞力的時候，其液壓回路在外界碰撞力的作用下發生軸向移動，活塞桿發生軸向移動后帶動活塞在活塞缸內運動，活塞的運動會推動液壓油在活塞缸及液壓回路中形成液壓油的流動，當液壓油在油管內流動時，受到油管截面積的影響，對外有一個阻力，起到第一次緩沖作用；當液壓油通過減壓閥時，由于油的流速過大，油壓力過高，減壓閥的閥芯會發生移動，調整油液壓力，直到與設定的減壓閥的壓力相一致，此時油液流速變慢，出現很明顯的緩沖效果，類似于減震器中阻尼孔的作用。在發生碰撞以后，活塞被擠壓到最左端，待碰撞力解除后需通過人工壓動手柄桿使液壓油重新回到液壓缸內，恢復原狀。F88W圖7液壓系統圖4.2液壓缸的設計(1)液壓缸內徑的確定缸筒內徑Dp-一選取的額定壓力；(2)壁厚的確定(3)缸體長度確定4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數優先次序按表5、6表5液壓缸行程系列(GB2349-80)12[12]表6液壓缸行程系列(GB2349-80)[12]查得標準，最終取值為L=250mm。4.3活塞和活塞桿的設計(1)活塞所選取的活塞截面積為活塞長度B一般為這里求得B=0.4D=48mm。由于活塞在外部碰撞力的作用下發生軸向移動，因此，它與缸筒的配合應當合適，間隙不能過大或者過小。間隙過大將配合過緊，不僅使最低的啟動壓力變大，降低了機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部液壓油泄露，降低可用容積的效率，這樣液壓缸將會達不到設計要求35(2)活塞桿由D值和速度比4決定的。對于無速度比要求的可以根據GB/T2348-93圓整。故取d=0.58D≈70mm令活塞桿全部伸出時，活塞桿端部和負載連接點與液壓缸支撐點的距離(安裝長度)假定為當l≤10d時，液壓缸為短行程型，主要驗算活塞桿壓縮或拉伸強度，即n?-—安全系數，一般為2-4;式中：Aa——活塞桿斷面積；W——活塞桿斷面模數；T——活塞桿所承受的彎曲力矩。得到應力σ=25而故因此，滿足強度要求。在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的缸蓋叫端蓋。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強度以承受液壓力，而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔(或裝導向套的孔)及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞[14]。端蓋厚h為：式中：D1—一螺釘孔分布直徑，cm;[σ]-—材料的許用應力，kgf/cm2。得到端蓋厚度為39mm。端蓋的直徑應大于液壓缸的內徑，因此選取端蓋直徑為154mm。圖9端蓋結構圖(1)緩沖裝置本裝置因活塞移動速度將非常快，因此應該設計一個緩沖裝置。緩沖裝置有環狀間隙節流緩沖裝置如圖10、三角槽式節流緩沖裝置如圖11、可變節流緩沖本論文設計的緩沖如圖13,采用環狀間隙節流緩沖裝置，被封在活塞和缸蓋的油液經針形節流閥流出。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現速度的遞減，直至為零[16]。(2)排氣裝置排氣裝置靠頭部的錐面氣密封作用，排氣是，擰松螺紋，缸內空氣從錐面空隙中擠出并經斜孔排出缸外。由于螺紋與缸筒或端面連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內空氣從錐面空隙中擠出來并經過斜孔排除缸外。這種排氣裝置簡單、方便，但螺紋與錐面密封處同軸度要求較高，否則擰緊排氣塞不能密封，造成外泄漏錯誤!未找到引用源。o圖14排氣裝置4.6減壓閥的設計由查閱相關數據，選用JDF-L10C型，其通徑為10mm、流量20L/min,調壓范壓力設定在9Mpa。釘緊固液壓缸與連接裝置，使兩者完全成一整體，如圖15所示。本結構的情況下盡可能的小以減少質量，與液壓缸的裝配關系見圖16。根據查閱資料可知，截面積需達到2.5×103mm2,就能抵抗撞擊力產生的F=137.5kN,由8根螺栓與底盤相連接。螺栓為M16,經計算得：t=111.2Mpa≤[t]=190~250M追尾碰撞是高速公路交通事故中最具有代表性的事故形式。在涉及大型貨車的交通事故中，小轎車追尾大貨車造成的惡性程度很大，極易造成車毀人亡。小轎車追尾大貨車事故約占追尾交通事故的46%,其