专用汽车设计常用计算公式汇集(43页).doc

-第一章 专用汽车的总体设计1 总布置参数的确定 1.1 专用汽车的外廓尺寸（总长、总宽和总高） 1.1.1 长 载货汽车12m 半挂汽车列车16.5m 1.1.2 宽2.5m（不含后视镜、侧位灯、示廓灯、转向指示灯、可折卸装饰线条、挠性挡泥板、折叠式踏板、防滑链以及轮胎与地面接触部分的变形等）1.1.3 高4m（汽车处于空载状态，顶窗、换气装置等处于关闭状态）1.1.4 车外后视镜单侧外伸量不得超出汽车或挂车最大宽度处250mm1.1.5 汽车的顶窗、换气装置等处于开启状态时不得超出车高300mm1.2 专用汽车的轴距和轮距 1.2.1 轴距轴距是影响专用汽车基本性能的主要尺寸参数。轴距的长短除影响汽车的总长外，还影响汽车的轴荷分配、装载量、装载面积或容积、最小转弯半径、纵向通过半径等，此外，还影响汽车的操纵性和稳定性等。1.2.2 轮距轮距除影响汽车总宽外，还影响汽车的总重、机动性和横向稳定性。1.3 专用汽车的轴载质量及其分配专用汽车的轴载质量是根据公路运输车辆的法规限值和轮胎负荷能力确定的。1.3.1 各类专用汽车轴载质量限值（JT701-88公路工程技术标准）汽车最大总质量（kg）10000150002000030000前轴轴载质量（kg）3000500070006000后轴轴载质量（kg）70001000013000240001.3.2 基本计算公式A 已知条件a） 底盘整备质量G1b） 底盘前轴负荷g1c） 底盘后轴负荷Z1d） 上装部分质心位置L2e） 上装部分质量G2f） 整车装载质量G3（含驾驶室乘员）g） 装载货物质心位置L3（水平质心位置）h） 轴距B 上装部分轴荷分配计算（力矩方程式）例图1g2（前轴负荷）×（）（例图1）=G2（上装部分质量）×L2（质心位置）g2（前轴负荷）= 则后轴负荷C 载质量轴荷分配计算g3（前轴负荷）×=G3×L3（载质量水平质心位置） g3（载质量前轴负荷）= 则后轴负D 空车轴荷分配计算g空（前轴负荷）=g1（底盘前轴负荷）+g2（上装部分前轴轴荷）Z空（后轴负荷）=Z1（底盘后轴负荷）+Z2（上装部分后轴轴荷）G空（整车整备质量）= E 满车轴荷分配计算g满（前轴负荷）=g空+g3Z满（后轴负荷）=Z空+Z3G满（满载总质量）=g满+Z满1.4 专用汽车的质心位置计算专用汽车的质心位置影响整车的轴荷分配、行驶稳定性和操纵性等，在总体设计时必须要慎重全面考虑计算或验算，特别是质心高度是愈低愈好。1.4.1 水平质心位置计算（力矩方程式）A 已知条件a） 底盘轴距b） 整车整备质量G空与满载总质量G满c） 空载前轴质量g空与后轴轴载质量Z空d） 满载前轴质量g满与后轴轴载质量Z满B 空载整车水平质心位置计算（力矩方程式）L空= C 满载水平质心位置计算L满（至后桥水平距离）= 1.4.2 垂直质心高度位置计算A 已知条件a） 整车各总成的质量为gib） 整车各总成的质心至地面的距离为YiB 整车质心高度hg =C 空载整车质心高度计算hg空=D 满载整车质心高度计算hg满=2 专用汽车行驶稳定性计算2.1 专用汽车横向稳定性计算A 已知条件a） 专用汽车轮距Bb） 专用汽车空载质心高度hg空c） 专用汽车满载质心高度hg满d） 专用汽车行驶路面附着系数（一般取 = 0.70.8）B 计算公式保证汽车行驶不发生侧翻的条件：C 保证空车行驶不发生侧翻的条件：D 保证满载行驶不发生侧翻的条件：2.2 专用汽车纵向稳定性计算A 已知条件a） 专用汽车质心到后轴中心距离Lb） 专用汽车质心高度hgc） 专用汽车行驶路面附着系数（一般取 = 0.70.8）B 计算公式 保证汽车行驶不发生纵翻的条件：C 保证空车行驶不发生纵翻的条件：D 保证满载行驶不发生纵翻的条件：3 专用汽车有关限值标准与计算3.1 载质量利用系数计算A 栏板类载货汽车与自卸汽车限值标准GB/T15089总质量M（千克）N1N2N3M35003500M12000M12000整车整备质量m（千克）m1100m1100m3500m3500载质量利用系数0.650.750.851自卸车（纵向）0.55自卸车（纵向）0.65自卸车（纵向）0.75B 载质量利用系数计算公式载质量利用系数= 3.2 货厢栏板高度计算 栏板式载货汽车、栏板式半挂车和栏板式全挂车的货厢栏板高度大于0.6米时，高度限值应按下列公式计算（式中取煤的比容900千克/立方米）货厢栏板高度（米）= 3.3 罐式汽车的总容量限值应按下列公式计算（式中取汽油的密度为700千克/立方米）总容量（立方米）3.4 半挂车的允许最大总质量、最大装载质量和整备质量应符合GB6420的规定：序号轴数基本系列基本型（t）液罐车系列（t）粉罐车系列(t)总质量装载质量整备质量总质量装载质量整备质量总质量装载质量整备质量1二轴40301040402三轴5340135353注：液罐车与粉罐车的最大允许装载质量 = 总质量整备质量4 专用汽车主要性能参数选择与计算4.1 专用汽车在平路行驶时发动机功率计算公式（发动机功率一般为选定值）Plmax = 式中：Ga 专用汽车总质量（t）T 传动系机械效率（0.850.9）f 滚动阻力系数（0.020.03）CD 空气阻力系数（0.81.0）AD 汽车正面投影面积 = BD×HD（BD前轮距、HD汽车总高）m2Plmax 发动机最大功率（kw）Vamax 汽车最高车速（km/h）4.2 专用汽车比功率标准 GB7258标准要求专用汽车比功率4.8kw/t4.3 专用汽车发动机最大扭矩计算（一般为选定值） Mlmax = 9549PlmaxK/np N·m 式中：Mlmax = 发动机最大扭矩（N·m）（一般为选定值） Plmax = 发动机最大功率（KW）（一般为选定值）K = 发动机扭矩适应性系数，柴油机为1.051.25np = 最大功率时的转速（1.42.0）nm（nm最大扭矩时的转速）K = 式中：Mp =4.4 发动机输出转矩计算公式Ml = anl2bnlcMl =式中：Ml 发动机输出转矩（N·m） nl 发动机输出转速（r/min）Mlmax 发动机最大输出转距（N·m）Mp 发动机最大输出功率时的输出转矩（N·m）np 发动机最大输出功率时的曲轴转速（r/min）nm 发动机最大输出转矩时的曲轴转速（r/min）a =b = c = 4.5 专用汽车运动平衡方程式 Ft = Ff Fi FwFj N式中：Ft 汽车驱动力（作用在汽车驱动轮上的圆周力）N Ff 滚动阻力（N）Fi 坡道阻力（N）Fw 空气阻力（N）Fj 加速阻力（N）4.5.1 汽车驱动力计算公式Ft = 式中：rd 驱动轮动力半径（m）ig 变速器的传动比i0 主减速比 传动系的机械效率（0.750.9） 发动机外特性修正系数（0.750.85）4.5.2 汽车滚动阻力计算公式Ff = magfcos（N）（g重力加速度9.81m/s2）式中：ma 专用汽车（或汽车列车）总质量（kg） 道路坡度角f 滚动阻力系数（f = f0kva）（50km/hVa100km/h）（一般取f = 0.0100.020）4.5.3 专用汽车坡道阻力计算公式Fi = magsin（N）4.5.4 专用汽车空气阻力计算公式 Fw = CDADVa2（N）式中：AD 专用汽车的迎风面积（m2）（AD可按AD=BDHD估算，BD轮距，HD汽车高度m）CD 空气阻力系数N·h2/（km2·m2），（专用汽车Cd=0.038580.06944），半挂车的空气阻力系数增加10%4.5.5 加速阻力计算公式Fj = maj（N）式中：专用汽车旋转质量换算系数j 专用汽车加速度（m/s2）的计算公式为：= 式中：Iw 车轮的转动惯量（kg·m2）If 飞轮的转动惯量（kg·m2）r 车轮滚动半径（m） 也可以按经验公式估算值= 1（0.040.06）i02ig2（0.0080.013）nl = k 滚动阻力比例系数（0.0001480.00023）4.5.6 专用汽车直线行驶时的运动微分方程式maj = AVa2BVaC1C2（fcossin）式中：A = B =C1 = C 2= mag4.6 专用汽车动力性参数计算4.6.1 专用汽车最高车速（km/h）计算公式Vamax =式中：D =4.6.2 专用汽车最大爬坡度计算公式：imax（专用汽车最大爬坡度%）= tgmax式中：max= E = 4.6.3 加速度计算公式专用汽车最大加速度jmax（m/s2）计算公式：jmax = 4.6.4 专用汽车加速时间计算公式（t加速时间h）t = 或t = 第二章 粉罐汽车设计计算公式（以YQ9550GSN为例）1 罐体容积计算1.1 中间直筒容积计算公式V1=1.2 直角斜锥筒容积计算公式V2=1.3 封头容积计算V3=2××h2（rh/3）（式中h封头高度、r封头球面半径）1.4 总容积计算公式V决=V1+V2+V31.5 有效容积计算公式V有效=V总V总×ka（ka容积系数0.08）1.6 有效装载容积计算公式Va=1.7 扩大容积计算公式Vb=kb×Va（kb扩大容积系数0.10.2）2 罐体壁厚计算公式2.1 筒体壁厚计算公式（圆筒）（式中P设计压力取0.3Mpa，S1筒体壁厚，1筒体内径，许用应力，C壁厚附加量）（焊缝系数）2.2 锥筒壁厚计算公式2.3 封头壁厚计算公式（碟形封头）式中：S3 封头壁厚R 封头球面部分内半径r 封头过渡段转角内半径Md 封头形状系数=3 轴荷分配计算公式3.1 G空销=上装部分质量×罐体中心至承载桥中心距离/牵引销至承载桥中心距离G空轴=上装部分质量G空销3.2 G满销=（上装部分质量最大载质量）×罐体中心至承载桥中心距离/牵引销至承载桥中心距离G满轴=（上装部分质量最大载质量）G满销4 流态化床主要参数计算公式4.1 临界流态化床气流速度计算公式Vf = 式中：dp颗粒直径m，水泥取88×10-6m颗粒真密度（kg/m3）、水泥取3200kg/m3g气体密度，在气压P=0.3Mpa、气温T=373K、气体常数Ra=29.28时，气体的动力粘度（Pa×S）取0.0218×10-3Pa·S4.2 罐体最大空床截面积计算公式4.3 粉料带出气流速度（Vt）计算公式（粉料悬浮速度）（水泥的带出气速Vt= 0.58m/s）4.4 最小空床截面积（Amin）计算公式空压机排量Q与罐体Amax、Amin的对应值（对水泥）空压机额定排量Q（m3/min）4.85.25.47最大空床截面积Amax（m2）8.889.629.9912.96最小空床截面积Amin（m2）0.1390.1510.1570.2034.5 流态化条件计算公式式中：A流化床面积m2，Q气体体积流量m3/s，Vf临界流态化速度m/s，水泥为Vf=9×10-3m/s5 气力输送系统计算公式5.1 输送空气量计算公式式中：ka输送系统的漏气系数，取1.11.2输送速度（即卸料速度）（kg/min）g空气密度（kg/m3）输送混合比（水泥取4080）=物料质量/气体质量（Q空气压缩机排量m3/min，gm单位时间内输料管排出的粉料体积m3/min）5.2 输料管内气流速度计算公式式中：V1在入口处压力下空气流速；V2在末端压力下空气流速；Q1在入口处压力下空气流量（m3/min）；Q2在末端压力下空气流量；s颗粒密度（kg/m3）；d 输料管内径m计算结果，据经验：V11.3Vt5.3 输送系统压力损失计算公式H1=HdHJ=HdHHhH式中：H1系统全部压力损失（Pa） Hd动压损失（Pa） Hj静压损失（Pa） H直管壁磨擦压力损失Hh垂直升高压力损失H各局部阻力压力损失（式中g=9.81m/s2，Vm物料速度，V气流速度，输送混合比， 0.650.85）（式中摩擦阻力系数，查有手册，或当d=100mm时，取=0.0235）（L直管长度，挠性管接长度加一倍计算m）Hh9.8g（1+）h（h垂直升高高度m）式中：各种局部阻力系数（截止阀48，止回阀1.0-2.590°弯头1.02.0，三通1.5-2.0）摩擦阻力系数=k（0.0125）（式中k管道内壁系数：无缝钢管取k=1.0，新焊接钢管1.3，旧焊接钢管1.6）6 专业性能和主要参数计算公式6.1 平均卸料速度计算公式（式中mb实际装载质量t，m罐内剩余质量t，t卸料时间）6.2 剩余率计算公式（ml额定装载质量t）6.3 输送混合比计算公式式中：混合比（即质量浓度）ms粉粒体质量流量（kg/s）mg气体质量流量（kg/s）g气体密度（kg/m3）Q 气体体积流量（m3/s）第三章 自卸汽车设计计算公式（以日产柴自卸汽车为例）1 前推连杆组合式举升机构计算公式1.1 三角臂A点与举升质量质心G点在举升角为的坐标：····················· ····················· 式中：、为= 0°时的坐标值XA、YA、XG、YG为A点和G点坐标（举升角为时）A点坐标（XA，YA），G点坐标（XG，YG）1.2 求举升角为时B点坐标：（XB，YB）···················· 1.3 求举升角为时C点坐标，求解方程组：················ 可得举升角为时的C点坐标（XC，YC）式中：、均为已知值1.4 求BD与CE交点下的坐标（XF、YF）（解方程）·············· 式中：XB、YB、XC、YC为上式可求值，XD、YD为已知值。（XE、YE为已知值）1.5 求点O至直线的距离1.6 求任意举升角时对车厢的举升力（对O点取力矩） ，则1.7 求B点到的距离 1.8 求B点到的距离1.9 任意举升角时的油缸推力计算公式取三角臂ABC为独立体，MB=0，得：（对B点取力矩） , 则式中：为任意举升角时的油缸推力设举升角为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个点，计算空载与满载时的油缸推力和举升力1.10 举升机构最大举升角度计算公式 ··················· ··················· ··················· ··················· ··················· ··················· ··················· 式中：、XE、YE、XD、YD为已知条件，求最大举升角max（解联立方程）1.11 求举升力、油缸推力和拉杆内力的斜率公式A 求FA的斜率和斜角（斜率公式），而斜角B 求拉杆BD的斜率和斜角（斜率公式），而斜角C 求油缸的斜率和斜角（斜率公式），而斜角1.12 求拉杆内力的计算公式（根据平面汇交力系力的平衡条件）式中：举升力（已知），油缸推力（已知） A5 举升力斜角=A3+（） A6 拉杆内力斜角= A7 油缸推力斜角=1.13 用作图计算法求举升力和油缸推力的计算公式（利用AutoCAD中的自动测绘功能，计算过程可大于简化）举升力油缸推力1.14 计算任意举升角时的油缸油压和行程并作油压特性曲线A 油缸油压计算公式：（N）式中系统效率取0.8，d油缸活塞直径mB 油缸行程用作图法或解式计算法计算1.15 液压泵选型计算公式A 最高油压计算公式式中：Pmax液压泵最高工作压力（Mpa）车厢额定装载量时最大举升力（N）d 油缸活塞直径（m），系统效率0.8，过载系数2B 液压泵流量和排量计算与确定a 液压缸最大工作容积计算（式中Smax、S0、d为m）b 液压泵额定流量计算公式（式中t举升时间s，v液压系统容积效率0.80.85）c 液压泵排量计算公式 （式中nBl 液压泵额定转速）d、Pmax、q和nBl确定后，即可对液压泵进行选型C 油箱容积计算：D 高压油管内径计算公式高压油管内径：式中Q 油泵的额定流量，V1为高压油管流量，E 低压油管内径计算公式低压油管内径：式中：V2为低压油管中油的流量，2 举升机构运动干涉计算2.1 分析图解说a ABC为举升三角臂，BD为拉杆，O点为倾翻中心b 过A点作直线MN与车厢底面平行c 以O点到直线MN的距离OM为半径作圆（该圆为倾翻基圆）d 在理论计算时可将MN线等效为车厢底面，在实际设计中，车厢底板线与MN线有一定距离C点不与车厢底面MN发生干涉的必须条件：CABBAOOAM180° ··················· （CAB、OAM为已知）在BAO中（式中BA、OA为已知） ··················· 当BO线通过D点时，BO为最大值，BOmax=BDOD则BAO角为最大值BAOmax则举升机构不发生干涉的条件为：CABOAMB1A1O180° ··················· ··················· 确定可能发生干涉现象时举升角计算公式=AOA1=B1OA1AOD ··················· ··················· ··················· 式中：OA、OD、AD、B1O=BD+OD、OA1=OA、B1A1=BA均已知可用作图法分析举升机构的运动干涉情况和拟定解决办法（利用AutoCAD中的自动测绘功能，可简化计算过程）3 自卸汽车车厢、付梁、铰支点支座及焊缝强度计算或验算按理论力学、材料力学和机械设计手册中有关公式进行和计算机辅助设计。4 车厢后板与开合机构运动分析与计算4.1 图示解说：a、 O1点一后栏板铰支点，G点一后栏板质心角为后栏板质心夹角（O1绕O2点作圆弧运动）b、 O2点为车厢倾翻中心（与付梁固定）c、 O3点为开合机构导臂铰支点（与车厢固定）绕O2点作圆弧运动d、 C点为锁钩铰支点（与车厢固定）e、 角为锁钩脱开而后门可打开时的车厢倾翻角f、 F为货物对后栏板的推力4.2 开合机构与后栏板运动分析（车厢倾翻时）a、 车厢倾翻时后栏板绕O1点旋转，当车厢倾翻角（举升角）大于角时，后栏板在无任何机构约束的情况下，便可自动开启。反之，当车厢下降到倾翻角角时，后栏板在无任何机构约束的情况下，便能自动关闭。b、 当开合机构导臂滚轮离开导轨的约束时（车厢举升角为角时）锁钩在弹簧的作用下自动开启；而当车厢举升角角时，导臂滚轮受导轨的约束，锁钩在弹簧的作用下（F弹簧F弹簧），锁钩自动关闭，起锁定后栏板的作用。c、 锁钩与后栏板运动协调条件：角角当车厢举升时，锁钩先开启，后栏板后开启；当车厢下降运动时，后栏板先关闭，而锁钩后锁定的运动协调条件就是角大于角。角的大小可以通过后栏板质心位置G和铰支点O1至G的距离h来调整；角的大小可通过改变O2O3的长度尺寸进行调整。4.3 开合机构与后栏板受力分析a、 后栏板开启力下（货物对后栏板的推力），自卸车在运行过程中，后栏板受货物的推力，使后栏板有自动开启的趋势。b、 锁钩在导轨的约束和弹簧力F弹簧的作用下有锁定后栏板不会自动开启的功能c、 后栏板不会自动开启的约束条件：（货物对后栏板的最大推力）4.4 Fmax确定后，可对弹簧、弹簧进行设计计算，对锁钩、拉杆、拉杆叉、轴锁、导臂及支承件进行强度计算（应用材料力学有关公式）4.5 QCn29015标准对锁紧机构的技术要求：a、 锁紧装置（开合机构）应保证自卸汽车行驶过程中栏板不得自行开启。b、 举升角小于最大关闭角时()，栏板应能锁紧；举升角大于最大关闭角时（），栏板应开启，锁紧装置不得处于锁紧状态。c、 举升角等于或大于完全开启角时（），栏板应能完全开启。d、 锁紧装置应开关灵活、锁紧可靠、无卡滞现象。第四章 半挂车设计与计算1 半挂车的联结尺寸的确定1.1 半挂车的前回转半径和牵引车的间隙半径：A、 半挂车的前回转半径是指牵引锁中心至半挂车前端最远点垂线的距离（Rf）B、 牵引车的间隙半径（Rw）是指牵引鞍座中心至驾驶室后围或其它附件的最近点垂线距离。一般要求RwRf150mm1.2 半挂车的间隙半径和牵引车的后回转半径A、 半挂车的间隙半径Rr是指在牵引销中心至鹅颈或支承装置上最近点垂线的距离B、 牵引车的后回转半径Rc是指牵引鞍座中心至牵引车车架后端最远点垂线的距离一般要求RvRc70mm1.3 半挂车牵引销板离地高度和牵引车牵引鞍座板离地高度A、 半挂车牵引销板离地高度H3是当半挂车处于满载状态下的高度B、 牵引车牵引鞍座板离地高度H2是指牵引车满载状态下的高度，其值必须H3=H2图中A=Rw、L2=Rr、B为后轮宽度，H1为牵引车车架上平面离地面高度，L1为牵引座的前置距（牵引鞍座中心线至后桥中心的距离），H0为牵引鞍座上平面至地平面的距离（牵引车空载时）1.4 半挂车相对于牵引车的前俯角和后仰角和A、 前俯角（）是指半挂车前端最外点和牵引车车架相碰时，半挂车和牵引车之间的相对夹角7°14°B、 后仰角（）是仰角是指半挂车鹅颈处纵梁下翼板和牵引车尾端点相碰时的夹角=8°10°（对于越野车=16°左右）1.5 牵引销尺寸A、 50号牵引销，结合直径为50.8mm，最大牵引质量为50tB、 90号牵引销，结合直径为88.9mm，最大牵引质量为100t1.6 牵引销的强度计算A、 牵引销的强度计算载荷以承受冲击时的水平力为依据。水平力的大小是假定牵引车紧急制动，而半挂车未能制动而撞击主车的工况考虑，此时所受到的水平力Fd=mb·g·式中：mb半挂车满载时的总质量；g重力加速度；附着系数B、 美国汽车工程师协会（SAE）标准规定牵引销应承受120000磅（533434N）的拉力，而在牵引销工作直径表面上各点都不产品残余应力1.7 牵引销板（牵引面板）的强度计算 ················ ················ ················ 式中：牵引面板厚度5牵引面板材料的屈服极限ns屈服极根的标准强度安全系数，取ns=1.6牵引面板材料的泊松比1.8 牵引鞍座1.8.1 牵引鞍座的分类A、 按牵引销直径大小分类：2和3两种牵引鞍座B、 按牵引座的活动自由度分类：有单自由度和双自由度两种牵引座C、 按牵引鞍座材料分类：有钢板冲压焊接式和铸造两种牵引座1.8.2 牵引鞍座的垂直和水平载荷半挂车和牵引座的载质量系列半挂车载质量（t）牵引座载质量（t）10681571225123012164015185020牵引鞍座的水平牵引力Fd（KN） 式中：mc牵引车允许总质量（t）；mk半挂车允许总质量（t）；md牵引座上允许最大承载质量（t）1.8.3 德国约斯特公司常用牵引座技术参数牵引鞍座规格牵引鞍座载质量（kg）牵引力(KN)半挂车总质量（kg）牵引座结构质量(kg)牵引座高度(mm)纵摆角(°)横摆角(°)备注26000593200071150185±150280007638000110150185±15021800012842000155200±15021800015265000155250±15022000015265000130150185±15036000152-200190±15036000260-2652901520±750000-29019015120注：在约斯特（JOST）牵引座中，2冲压焊接牵引座允许垂直载荷为3-20t；牵引力为22152KN；2铸件牵引座，其允许垂直载荷为1836t，牵引力为128260KN，铸件牵座，其允许垂直载荷为3650t，牵引力为152260KN。（英国约克Rockinger公司与此类似）2 半挂车车架设计与计算2.1 半挂车车架载荷分析半挂车车架载荷简化为只考虑车架受静载时的弯曲强度和刚度。车架两梁作为简支梁，且左右对称受载，自身的质量按均匀布置，载质量按集中载质量或均匀分布。2.2 半挂车车架的许用应力按下式计算式中：为纵梁材料的屈服强度，Q235为=24000N/cm2，而16Mn材料为35000N/cm2；n1安全系数取n1=1.3；n2动载系数取n2=2.52.3 允许半挂车车架纵梁的最大变形量YmaxYmax=(0.0020.003)·L （L半挂车轴距）2.4 半挂车车架纵梁2.4.1 鹅颈纵梁高选定A、 载质量15t时，取h=160mm左右B、 载质量20t时，取h=160210mmC、 载质量20t以上时，取L=210230mm左右对于阶梯式纵梁，鹅颈高度尺寸h可加高选择。2.4.2 半挂车车架的主截面尺寸选定A、载质量15t时，取主截面高度H=300mm左右B、载质量2030t时，取主截面高度H=350450mC、载质量4050t时，取主截面高度H=450550mm在纵梁受力较大的区段内可局部增设加强板或变为箱形截面。目前，国外半挂车车架纵梁均采用高腹板结构，其截面高H和翼板宽b之比有大幅度的提高，=1.8左右，=2.74.22.4.3 半挂车车架纵梁腹板与翼板尺寸规格表生产厂家翼板规格（宽×厚）（mm2）腹板厚度（mm）英国约克公司130×12、130×16、190×165、6、8美国富华公司127×12.7、152×12.7、152×9.5、152×194.2、4.6、6.4武汉特汽150×12、150×166、8本公司140×14、140×166、8、10、122.5 半挂车车架横梁2.5.2 半挂车车架横梁的作用横梁是车架中用来连接左右纵梁从而构成车架的主要构件。横梁本身的抗扭性能好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布，而合理地设计横梁可以保证车架具有足够的扭转刚度。2.5.3 常用横梁结构形式A、 圆管形横梁或矩形或长方形钢管该结构形式横梁与纵梁焊接固定抗扭性好，有较高的扭转刚度。B、 工字型横梁：从载荷过渡上考虑最为理想，但纵梁翼缘和横梁翼缘连接，对扭转约束较大，翼缘可能产生较大的应力，有产生裂纹的可能。C、 槽形横梁：多用钢板冲压或折弯成形，制造工艺简单，成本低，但扭转刚度较差。D、 箱形横梁：和圆管形横梁一样，具有较好的抗扭性，传递载荷理想。2.5.4 半挂车车架横梁布置间距为7001200mm。一般以800宜。2.5.5 半挂车车架纵梁和横梁间的连接结构A、 横梁和纵梁上下翼缘相连接如图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，产生约束扭转，纵梁翼缘处会产生较大的应力，该种结构一般在半挂车鹅颈区，支承装置处和后悬支承处采用。B、 横梁和纵梁的腹板连接如图b，这种结构刚度较差，允许纵梁截面产生自由翘曲，不产生约束扭转。这种结构形式多用在车架中部横梁上，因一般车架中部扭转变形小。C、 横梁同时和纵梁上翼缘及腹板相连接如图c，这种结构兼有以上两种结构特点，故采用较多。其缺点是：作用在纵梁上的力直接传到横梁上，因而要求横梁具有较高的刚度。D、 横梁贯穿纵梁腹板相连接如图d，这种结构减少了焊缝，使焊接变形减少，同时还具有腹板承载能力大和在偏载较大时，能使车架各处所产生的应力分布较均匀的优点。是目前国内外广泛采用的新型半挂车车架结构。2.6 车架宽度：车架宽度根据轮胎和车轴不同型号而取不同宽度，但从提高整车的横向稳定性以及减少车架纵梁外侧横梁的悬伸长度来看，希望尽可能增大车架宽度（本公司钢板弹簧中心距一般选定为1000mm，则车架宽度为1000mm）2.7 半挂车车架支承反力计算（以单轴半挂车为例） ········ ········ ········ 式中：RA前支承（牵引销）反力RB后支承反力后钢板弹簧前支承反力后钢板弹簧后支承反力L2后钢板弹簧两支承点距离（L1=LL2，L3=LKL2）车架单位长度线载荷：（式中G为车架总质量，G0为车架自身质量，Gt车架满载均布载荷）2.8 半挂车车架内力计算半挂车内力计算公式 ············· ············· 式中：b截面的剪力a截面的剪力b截面的弯矩a截面的弯矩a、b两截面之间线负荷q图形面积的代数和a、b两截面之间剪力Q图形面积的代数和半挂车车架的内力计算和绘制剪力图Q和弯矩图M，可以较清楚地看出在设计负荷作用下，各截面的内力变化规律，从而得到设计的控制值和控制截面位置。2.9 半挂车车架纵、横梁常用截面力学性能计算2.9.1 抗弯截面惯性矩Jx及截面Wx计算式中：各简单几何图形对其本身中性轴的轴惯矩各简单几何图形的面积各简单几何图形中性轴与组合截面中性轴的距离组合截面中性轴主截面外边缘的最大距离2.9.2 抗剪截面系数W计算式中：Jx截面轴惯矩；d截面中性轴处宽度；Smax截面最大静矩2.9.3 抗扭（纯扭）截面惯矩Jk及截面矩量Wk计算（槽形截面）（槽形截面）式中：h、各简单图形的长宽尺寸；系数，取=1.122.10 半挂车车架应力的验算弯曲应力剪切应力式中：M车架需验算截面的静弯矩Wx车架需验算截面的抗弯截面模量Q 车架需验算截面的剪力W需验算截面的抗剪截面系数车架材料抗弯许用应力车架材料抗剪许用应力（=0.30.5）-第 43 页-各国牵引销尺寸参数ISO西德与法国日本英国美国苏联中国50号90号50号90号50号90号50号90号50号90号50号