液压全挂车的轮轴及悬架设计范文参考

目 录摘 要··············································Abstract ··············································0引言···············································1重型挂车的发展 ·······································汽车列车的一般概念·································挂车的分类和结构特点································按牵引联接方式分类································按车架形式分类···································按车轴配置方式分类································按载重量分类·····································重型挂车的分类···································1.3全挂车的总体结构与设计 ······························全挂车的总体结构特点······························1.3.2 全挂车的总体尺寸及轴载质量分配 ····················2液压全挂车悬挂及车轴设计方案的建立 ····················2.1挂车的悬架·········································悬架的功用和组成·································挂车的悬架·······································2.2挂车的车轴·········································

124468891011121313131515151720强度计算·········································结构设计·········································2.3设计方案的确立 ·····································3轮轴部分的设计及验算 ·································轴的结构设计·······································轴的强度计算·······································制动计算···········································制动力计算：·······································制动减速度、制动时间、制动距离的计算·················轴套比压验算·······································轴承寿命计算：·····································轮轴强度校核·······································受力分析·········································轮轴各截面的校核·································4液压悬架部分的设计及验算 ······························悬挂缸工作压力计算：································动力机组柴油机及油泵选用计算························选用10HCy14-113高压柱塞泵························泵压力储备验算···································4.3管路及油缸的验算 ···································管道壁厚验算·····································悬挂缸壁厚验算···································

21232525252627272929303132343838404041414142word文档 可自由复制编辑4.3.3缸内凸肩处剪切校核································435.结论···············································44参考文献··············································45附录················································47译文················································48外文原文说明···········································56word文档 可自由复制编辑液压全挂车的轮轴及悬架设计摘 要全挂车与功率相同的货车相比， 充分利用了牵引车的后备功率， 不仅能运送外形尺寸大、质量大的整机或专业化设备，而且具有运输生产率高、燃料经济性好、运输成本低等优点。与发达国家相比，我国尚缺乏较高水平和质量的重型专用汽车，因此重型专用汽车的开发具有广阔的发展前景。本次论文的设计内容是液压全挂车的轮轴以及悬架的设计。此全挂车采用偏置式液压悬架，该形式用四连杆机构作为平衡臂，使轴头中心线在车轮上下跳动时始终保持水平，即车轮借助悬架与平衡臂的铰接获得上下和横摆的一定自由度，以适应地面的不平。经过理论计算及验算，本次设计的轮轴及悬架完全符合 JT3104-82《货运挂车系列型谱》和JT3105-82《货运全挂车通用技术条件》中所提出的要求。同时在使用过程中，本次设计的部件也体现出良好的性能。关键词：全挂车，液压悬架，轮轴word文档 可自由复制编辑DesignoftheAxleandSuspensionofHydraulicFull-TrailerAbstractFull-trailercantakefulladvantageofbackuppoweroftractorratherthantrucks,whentheyhavethesamepower.Andthefull-trailernotonlycantransportspecializedequipmentswhichhavelargedimensionsormass,butalsohasmoreadvantagessuchashightransportproductiveness,goodfueleconomy,andlowtransportcosts.Comparedwithdevelopedcountries,wearestilllackofhigherlevelheavy-dutyvehicles,sothereisabroadprospectofdevelopmentofheavy-dutyvehicles.Inthispaper,theaxleandsuspensionofhydraulicfull-traileraredesigned.Thebiashydraulicsuspensionofthefull-trailerusesfourlinkageasbalancearmstoalwaysmaintainthecenterlineofthegudgeonathorizontalposition.Inotherwords,thewheelswhicharehingedsuspensionandbalancearmscangainup-and-downandhorizontal-swingdegreesoffreedomtoadaptunevensurface.Throughtheoreticalcalculationsandrecalculations,thedesignoftheaxleandsuspensionfullymeetsthedemandsprovidedinJT3104-82“CargoTrailersSeries-Spectrum”andJT3105-82“GeneralCargoTrailersTechnicalConditions”.Itisdemonstratedthattheaxleandsuspensionhavegoodword文档 可自由复制编辑functionduringactualuse.Keywords: full-trailer，hydraulicsuspension，axleandwheelword文档 可自由复制编辑液压全挂车的轮轴及悬架设计毕凌玮0611032480引言重型车的发展，在很大程度上取决于重型专用汽车的发展。 目前我国重型专用汽车生产厂家有 80多个，都没有形成较大批量生产。我国的专用汽车占全国载货汽车保有量和年产量的比例不到 15%，而重型专用汽车年产量尚不到专用汽车年产量的 10%。与发达国家相比较差距很大，关键是目前我国尚缺乏较高水平和质量的重型专用汽车。 可见，重型专用汽车的开发，无论在品种上或批量上都具有广阔的发展前景。1重型挂车的发展随着汽车运输的日益发展，要求提高其运输效率，降低运输成本，保证运载安全、可靠、装卸方便，并能运送外形尺寸大、质量大的整机或专业化设备。使用货车单车运输则有其局限性，因此汽车列车得到了发展。随着结构型式、牵引连接装置的不断改进和完善， 汽车列车在公路运输上日益得到了广泛的应用。首先发展起来的是全挂汽车列车。这是由于与功率相同的货车相比，全挂汽车列车的运载量成倍提高， 它充分的利用了牵引车的后备功率， 因而具有运输生产率高、燃料经济性好、运输成本低等优点；全挂车制造维word文档 可自由复制编辑修成本低，可直接使用一般货车牵引，挂脱方便；一些装在挂车上长期使用不需经常拆卸的设备，如车用发电机，野战加油站等，既可方便地转移，又可摘挂后停在一处使用而不占用货车。全挂牵引车与全挂车组成了全挂汽车列车。全挂牵引车上没有车箱，可运载货物等；后部设有与挂车挂环挂接的牵引装置，以及与制动系统、电气设备连接的接头和插座。全挂牵引车上装有自行制动安全系统，当牵引车与拖挂的挂车偶然胶挂时，能使挂车自行制动。为了提高全挂汽车列车的行驶稳定性，牵引车在驱动或制动时，要求牵引杆上始终只承受拉力，而无侧向力和压力。为了自救或互救，有些牵引车上还装有绞盘。但随着公路及行车安全各项法规的日益严格， 全挂汽车列车总长受到限制，且由于牵引杆的配合间隙和形成的挂车摆振现象，使其行驶的稳定性较差，噪声问题也较严重。当前，国内外汽车列车正向重载、高速、专用、提高列车操纵稳定性和行驶平顺性的方向发展。从列车的机动性，公路的条件和综合经济效益考虑，总质量也不能过高。提高车辆速度能有效地增加其运输效率，高速公路上的汽车列车速度可达 80~90km/h，但过高的速度也会增大燃料消耗，故一般建议最大行驶速度也不超过 90km/h。同时，专用汽车列车也在不断发展。利用专用挂车可以适应不同货物、不同运输和装卸条件的需要，提高货物的完好率，减少损耗和重复劳动。当然随着汽车列车向大载荷、高速度方向发展，对其操纵稳定性和行驶平顺性的要求也越来越高。各国对挂车的侧滑、侧倾、振动及其预防措施加强了研究。word文档 可自由复制编辑汽车列车的一般概念汽车列车的专业术语定义为：“一辆汽车（货车或牵引车）与一辆或一辆以上挂车的组合。”根据牵引车与挂车（全挂车和半挂车）的不同组合形式，汽车列车可分为：全挂汽车列车：由牵引货车和一辆或一辆以上全挂车的组合，见图1.1（a）。半挂汽车列车：由半挂牵引车和一辆或一辆以上半挂车的组合，见图1.1(b)。双挂汽车列车：由半挂牵引车和一辆半挂车、一辆全挂车的组合，见图1.1(c)。全挂式半挂汽车列车：由牵引货车通过牵引拖台联接一辆半挂车的组合，见图1.1(d)。(5) 特种汽车列车：由牵引车和特种挂车的组合，见图 1.1(e)，(f)。汽车列车运输的优点在于能充分利用牵引车的后备功率， 以增加拖挂质量的方式来提高发动机的功率利用率，从而提高汽车的运输效率。但是，汽车列车随着拖挂质量增大， 车节加长，行驶阻力也增大，当其它条件与单车相同时，汽车列车的后备牵引力和后备功率减小， 动力性能降低，其原因在于汽车列车的最高车速降低， 加速时间长和低档使用次数增加。word文档 可自由复制编辑(a)全挂汽车列车； (b)半挂汽车列车； (c)双挂汽车列车； (d)全挂式半挂列车； (e)(f) 特种汽车列车1-货车；2-全挂车；3-牵引钩-挂环；4-牵引车；5-牵引座-牵引销；6-半挂车；7-牵引拖台；8-可伸缩牵引杆； 9-特种挂车图1.1汽车列车的不同组合形式因此，汽车列车的合理拖挂不仅影响到汽车列车的动力性，还影响汽车列车运输生产率和成本、平均车速和燃油消耗率。汽车拖带挂车后，发动机的负荷率增加，使燃油消耗率下降，挂车结构简单，重量利用系数大，使百吨公里油耗下降。过去，民用货车拖挂率仅为15%，公路部门营运货车拖挂率不到60%，远达不到一车一挂，更谈不上像国外一车多挂。国外在运输的各作业领域使用的专用汽车明显以重型居多。 这是因为word文档 可自由复制编辑重型车经济效益好、功率大有利于综合利用。重型化趋势直接依赖于国民经济发展的需要，基础工业建设的需要。油田开发建设、矿山开发建设、电站和水利建设等都需新增重型专用汽车； 交通运输建设发展，如高速公路建设和投入使用，都需要重型半挂、集装箱运输专用车的发展。目前世界上有20多个国家生产总重 15t以上的重型汽车，年产达 60多万辆，其中重型专用汽车占重型汽车产量的 70%以上。随着公路等级提高，高速公路的不断增加，公路干线客货运输车辆正向大型化发展，城市运输向轻型化发展，中型货车的比重逐年下降。而大型车发展受到车辆总质量及轴荷质量的法规限制，所以增加轴荷质量的合理途径是发展汽车列车，发展汽车列车是运输车辆大型化的重要标志。挂车的分类和结构特点挂车是汽车列车组合中的载货部分，除通用的挂车外，还可按运载货物的不同而制作各种专用挂车。挂车可以按以下几种方式分类：按牵引联接方式分类(1) 全挂车如图1.2(a)所示，用挂环2与牵引车的牵引钩联接，牵引架 3兼有牵引和转向功能，挂车的载荷全部由自身承受。半挂车如图1.2(b)所示，由牵引销1与牵引车的牵引座联接，挂车的部分载荷通过牵引座由牵引车承受。摘挂时用支承装置 6维持半挂车的平衡。(3) 特种挂车word文档 可自由复制编辑如图1.2(c)所示，有两种联接方式，一种为全挂联接的牵引钩－挂环式（见图 1.1(e)），其牵引杆是可伸缩的，以适应不同长度货物的装载需要；另一种为非直接联接式，挂车车台通过货物与牵引车联接实现牵引 （见图1.1(f)）。(a)全挂车；(b)半挂车；(c)特种挂车1-牵引销；2-挂环；3-牵引架；4-可伸缩牵引杆； 5-车台；6-支承装置1.2按牵引联接方式分类的挂车按车架形式分类平板式如图1.3(a)所示，整个货台是平直的，且在车轮之上。牵引车和半挂车的搭接部分的上部空间得到了充分利用，因而具有较大的货台面积。word文档 可自由复制编辑(2) 阶梯式如图1.3(b)所示，亦称鹅颈式。半挂车车架呈阶梯形，货台平面在鹅颈之后，从而使货台主平面降低，便于货物的装卸和运输。凹梁式如图1.3(c)所示，其货台平面呈凹形，具有最低的承载平面，一般适于运输大型或超高的设备。平板式；(b)阶梯式；(c)(d)凹梁式1.3按车架形式分类的挂车按车轴配置方式分类车轴配置直接影响到挂车的装载质量。一般装载质量增加，车轴数相应增加。半挂车分为1轴、2轴、3轴、4轴等型式。考虑到半挂车的行驶阻力、转向时轮胎的磨损、横向稳定性等因素，其转向轮的配置又有所不同。全挂车，一般前轴为1轴（也有2轴的），后轴为1轴或2轴型。特种挂车分为1轴、2轴和3轴型式，3轴型式中，有1～2轴为转向轴。双挂车有半挂车 1轴、全挂车2轴配置的，也有半挂车2轴、全挂车word文档 可自由复制编辑4轴配置的。重型挂车可以通过单体挂车拼接组合为多轴挂车。 [1]按载重量分类挂车还可按装载质量分为：一般公路用轻型、中型和重型挂车（装载质量15t以上）。各国对公路用汽车列车总质量规定的上限为32～62t，但随着工业设备的大型化，其外形尺寸、单件质量远超过上述范围，因此适应大件货物运输的重型汽车列车和重型挂车得到了发展， 其装载质量可达100～450t，并广泛采用了液压悬架、全轮液压转向等先进结构。小吨位全挂车小吨位全挂车结构较为简单，由牵引架、车架、转向、制动、悬架、车轴及车轮等组成。车架的纵、横梁为槽形截面，用钢板压制而成，横梁有联接梁和分布横梁之分。前者在二纵梁之间将车架联为一个整体， 后者则搁置在纵梁上，用以铺设车箱底板。车架两侧伸出的侧悬梁焊接或铆接在纵梁上，用来固定各种部件。在总长超过 4m的全挂车车架上，已开始将纵、横梁制成箱形截面构件，这样可使其抗扭强度大幅度提高， 且可采用异型钢管，利于制造。大吨位全挂车典型大吨位全挂车的牵引架与牵引车尾部的牵引联接装置相连以牵引挂车运动；牵引车转向时，通过牵引架、转向系统，带动前排轴实现轴转向。制动系统与牵引车制动系统相连， 当牵引车制动时，挂车能同步制动；挂车在斜坡上时可用驻车制动器实现斜坡驻车。 车架上的载荷通过前后悬架分配到前后车轮上。word文档 可自由复制编辑在大吨位全挂车上已广泛采用液压技术，如液压悬架、液压转向等，形成液压全挂车。动力机组一般置于牵引车上，也可置于全挂车车架前端梁上，它由油箱、高压油泵和发动机(柴油机或汽油机)等组成，通过高压油罐与操纵箱接通。由于采用了液压悬架，使货台能前后或左右倾斜，便于装卸货物；且同侧油缸是互通的，当车辆在高低不平的道路上行驶时，可以保证同侧的各轴轮胎同时和地面保持接触。液压转向系统则可使列车实现全轮转向，或在倒车和通过狭窄路段时的控制转向。这些先进液压技术的采用提高了全挂车的牵引动力性能和机动性。重型挂车的分类(1) 重型挂车的拼接组合重型挂车具有多个轮轴在运送超重型货物时， 整车质量分配每一轴的负荷不应超过公路、桥梁等的允许载荷。如制成多轴重型挂车，采用单体挂车（模块单元车）拼接组合方式更为经济、合理。模块单元车是组合拼接的基础车，按不同的轴荷、轴距、车宽形成几种系列，以便根据各种需要组合成不同的全挂车。单元车轴数分为 3、4、5、6轴。对于一条轴线只有一根轮轴的单元车称为半模块单元车。组合式或单元车全挂车用乘号相联的两个数字 a b来表示，a为轴线数，b为轴线的列数，也即每一轴线的轮轴数。组合全挂车由模块单元车拼接组合而成的全挂车。 各模块单元车既可纵向拼接，也可横向拼接。重型挂车的承载方式重型挂车按承载方式分类，见表1.1。word文档 可自由复制编辑重型半挂车重重型平板挂车型重型挂全挂 重型长货挂车车车重型桥式挂车

表1.1重型挂车的分类及说明配置多轴或半挂式台车，以运送重载货物以车架上的大型平板承载，主要运送质量较集中的大件货物。其行驶机动性较好，应用最广泛由前后两个带转盘的挂车组成，被运送的长件货物将二者连接起来。长件货物行驶中受力应有足够的强度和刚度，它与挂车间有相对转动和摆动。列车速度低，机动性较差由前后两个带转盘举升台的挂车和其上架着的承载桥组成。承载桥中段放置超重货物，如超过 400t的发电机组等1.3 全挂车的总体结构与设计1.3.1 全挂车的总体结构特点全挂车和半挂车的最大不同是汽车列车在运输作业时， 挂车的全部载荷由挂车承受，牵引车只起牵引的作用。因此，全挂车的前支承为轮轴结构，且通常前轴设有转向装置，以减少轮胎的侧滑、磨损和汽车列车的转向阻力。全挂车的总体尺寸及轴载质量分配全挂车的总体尺寸应符合 JT3104-82《货运挂车系列型谱》和JT3105-82《货运全挂车通用技术条件》中所提出的要求。此外，在进行总布置时，还应考虑以下参数的确定。（1）总体尺寸word文档 可自由复制编辑图1.4全挂车总体尺寸普通全挂车总体尺寸如图 1.4所示。对于装载质量为 8t或8t以下的全挂车，其车架两纵梁宽度B 1100mm；前、后轮距系列尺寸B1B2或1800mm；钢板弹簧中心距Bmm。车箱宽度Ba有：1740f1046或1106BaB32a(1.1)B3——双轮轮胎的外边缘宽度（ mm）；a——车箱宽度缩小值，可取 8～15mm；满载时轮胎和车架底面之间的距离 h1 30mm；满载时轮胎的净跳动距h2 130mm（9.00-20轮胎）或h2 120mm（7.50-20轮胎）。对于栏板的中心立柱，当车厢总长La 4000mm时可不设置，当La 4000mm时应设置。(2) 前轴质量前轴质量m1可依据前轴质量分配系数来确定，即：m1 mb (1.2)mb——全挂车总质量（ kg）；word文档 可自由复制编辑——前轴质量分配系数，可取：(La2Lk)0.45~0.472LLa、LK、L如图1.2所示。2液压全挂车悬挂及车轴设计方案的建立挂车的悬架挂车悬架是将挂车车架与车轴（或车轮）相连的全套装置的总称。其主要功用是传递作用在车轮和车架之间的各种载荷 （承受各方向的力及力矩），并减少或消除由不平路面通过车轴传给车架的冲击和振动，以改善挂车行驶的平顺性。[2]2.1.1 悬架的功用和组成悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力（支承力）、纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架（或承载式车身）上，以保证汽车的正常行驶。现代汽车的悬架尽管有不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，特别是在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将达到很大的数值。冲击力传到车架和车身时，可能引起汽车机件的早期损坏，传给乘员和货物时，将使乘员感到极不舒适，货物也可能受到损伤。为了缓和冲击，在汽车行驶系统中，除了采用弹性的充气轮胎之外，在悬架中还必须装有弹性元件，使车架（或车身）与车桥（或word文档 可自由复制编辑车轮）之间作弹性联系。但弹性系统在受到冲击后，将产生振动。持续的振动易使乘员感到不舒适和疲劳。故悬架还应当具有减振作用，使振动迅速衰减（振幅迅速减小）。为此，在许多结构形式的汽车悬架中都设有专门的减振器。车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。由此可见，上述这三个组成部分分别起缓冲、减振和导向的作用，然而三者共同的任务则是传力。对悬架提出的设计要求有：保证汽车有良好的行驶平顺性。具有合适的衰减振动的能力。保证汽车具有良好的操纵稳定性。汽车制动或加速时，要保证汽车稳定，减少车身纵倾，转弯时车身侧倾角要合适。有良好的隔音能力。结构紧凑、占用空间尺寸要小。(7) 可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件 质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。为了满足汽车具有良好的行驶平顺性，要求由簧上质量与弹性元件组word文档 可自由复制编辑成的振动系统的固有频率应在合适的频段，并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应合理。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用，使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小车轮的振幅，悬架应装有减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。要正确的选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时，应使之稍有不足转向特性。悬架系统的频率与汽车的平顺性（也称舒适性）有直接关系。 (2.1)n——悬架的频率；M——簧载质量；K——悬架刚度；悬架频率n 随簧载质量的变化而变化，人体最舒适的频率范围为1～1.6Hz，如果要将汽车行驶过程中的频率保持在 1～1.6Hz内，最好采用变刚度悬架。挂车的悬架挂车悬架和牵引车悬架在结构上相同，如一般采用钢板弹簧作为弹性元件；也有采用油气悬架结构等。但在一些较大装载质量的挂车上， 因其具有多轴承载，为保证各轴车轮与地面均有良好的接触及使悬架系统的载word文档 可自由复制编辑荷均匀，采用了平衡悬架；在液压全挂车上采用了液压悬架等。钢板弹簧平衡悬架钢板弹簧平衡悬架系列，通过采用不同轴数的悬架匹配，可以满足装载质量10～45t挂车弹性悬架的要求。按钢板弹簧相对车轴的位置，有上置式和下置式之分，后者可降低挂车货台的高度。平衡悬架的特点是在前后两组钢板弹簧间装有平衡臂，并用支架悬吊在车架上，这样在不平路面上，靠平衡臂的杠杆作用使前后车轴的位置与路面高低相适应，使各轴的轮荷保持均衡。车轴的牵引由拉力杆承受，并可利用拉力杆长度的调整，将车轴中心线调到与车架纵向对称线垂直的理想位置，从而减少车轮侧滑引起的磨损。该悬架装置的钢板弹簧有多片等截面的，也有单片或三片变截面的。变截面抛物线型钢板弹簧与等截面多片钢板弹簧相比，在承载能力相同的情况下，自身质量小，但制造工艺较复杂。摆臂式平衡悬架的两轴用一副钢板弹簧，由吊耳和摆臂连接起来。钢板弹簧的前吊耳，摆臂中部的转轴与支架相连，前轮轴安装在钢板弹簧中部，后轮轴安装在摆臂后端。采用这种结构时，若弹簧刚度不变，悬架刚度可改变；另外，当摆臂前后段杠杆比改变时，还可调整两轴负荷的比例。若在摆臂式平衡悬架上安装举升机构，则可在挂车载荷较小时将后轮提起离地，减少转向阻力和车轮的磨损。word文档 可自由复制编辑图2.1摆臂式平衡悬架刚性平衡梁悬架刚性平衡梁悬架用于低速的重型挂车上，与其它悬架不同之处是取消了弹性元件，由左右两个箱形结构的平衡梁与前后车轴连成框架结构。在左右梁间的中央枢轴上有枢轴托架与挂车车架相连。平衡梁与车轴的接合部衬有橡胶衬垫或孔型橡胶部件，用以吸收行驶中产生的较小振动和位移。路面的纵向不平度则由平衡梁的俯仰自由度来适应，从而保持前后轴负荷的相对平衡。若将左右平衡梁合成一体，并将平衡梁和车轮轴设计成枢轴连接，则成为即可纵向摆动又可侧向摆动的双摆动短轴式刚性平衡梁悬架。(3) 液压悬架液压悬架是利用液压缸来实现传力和减振功能。在液压全挂车上，它还与挂车的转向横拉杆连接，起到转向作用。偏置式液压悬架的液压缸置于轮轴的前方或后方。悬架轴用螺栓和螺钉固定在车架支承梁上，并用定位销定位，悬挂架用两个球轴承及平面word文档 可自由复制编辑轴承安装在悬挂轴上。悬挂架下方与平衡臂铰接，二者之间安装着液压缸。一组两对车轮的轴套装在平衡臂的轴头处。 车轮借助悬挂架与平衡臂的铰接和轴头获得上下和横摆的一定自由度，以适应地面的不平。单平衡臂式悬架轴头的中心线仅在挂车货台处于中间高度时与货台平行，在其它位置时该中心线不是水平的。 此时，一组两对车轮的轮轴将绕倾斜的轴头摆动，造成轮胎的折皱变形，加剧了在不平路面上的磨损。若采用双平衡臂液压悬架，则避免了上述问题。该悬架用平行四连杆机构作平衡臂，使轴头中心线在车轮上下跳动时始终保持水平。挂车的车轴轴是组成机械的一个重要零件。它支承着其他转动件回转并传递转矩，同时它又通过轴承与机架相连。轴的设计需考虑多方面因素和要求，其中主要问题是轴的选材、结构强度和刚度，对于高速轴还应考虑振动稳定性问题。轴的载荷有多种多样，但主要受力方式有扭转、弯曲或弯扭联合作用；其载荷常为交变力。在结构设计中应当进行疲劳强度设计和刚度设计。轴的疲劳强度设计的关键在于应力集中。 [3]挂车的车轴是非驱动轴，可看作是刚性横梁，支点位于轮胎中心，载荷作用于钢板弹簧座上，如图2.2所示。最大应力通常发生在悬架的弹簧座附近。word文档 可自由复制编辑图2.2挂车车轴的受载挂车轮轴的质量属于非悬挂质量， 对车辆行驶的平顺性不利。所以在设计车轴时，应尽量减少结构质量，并与合适的悬架匹配。强度计算挂车车轴的计算可按以下几种工况考虑：(1) 紧急制动①由垂直载荷所引起的钢板弹簧座之间的弯矩MV和应力V为：MV(mG2GW)Bs(2.2)22VMV(2.3)WVG2——轮轴上的载荷；m——质量转移系数，可取 m 1.2；GW——车轮自重力；B——轮距；word文档 可自由复制编辑s——板簧座的距离；WV——危断面垂直方向的抗弯截面模量；②由最大地面制力在水平面内生的弯矩 Mh和力 h：MhmG2Bs⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(2.4)4hMh⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(2.5)Wh——地面附着系数，取 0.7~0.8；Wh——危断面水平方向的抗弯截面模量；③由最大制力所生的反作用力矩Tr和力r：Tr1(2.6)mG2rd⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2rTr⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(2.7)Wrrd——力半径；Wr——危断面的抗扭截面模量；(2) 通不平路面汽列通不平路面，挂会受到最大垂直荷作用，危断面仍然在板簧座附近，其弯矩 Ms和力 s：MskG2Bs⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(2.8)4sMs⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯(2.9)WVk——荷系数，取 k 2~2.5。的 用弯曲 力 300~500N/mm2， 用扭 力150~400N/mm2。取小，板冲接取大。word文档 可自由复制编辑2.2.2 结构设计车轴由轴管和轴头两部分组成，轴管与悬架连接，轴头上安装车轮总成。轴管有无缝钢管、铸造轴管及钢板冲压成槽形后焊接成矩形管等形式。图2.3表示了两种典型车轴总成的结构，一种是圆管轴，另一种是方管轴，两种轴管的断面形状功能及尺寸见图 2.4。重型挂车大多采用矩形断面轴管。无缝钢管式挂车车轴结构简图；(b)钢板冲压焊接式挂车车轴结构简图2.3车轴总成word文档 可自由复制编辑图2.4轴管的断面结构轴管和轴头的连接形式如图 2.5所示。对于小吨位级的车轴可以采用整体式结构，即图 2.5(a)所示；其余的为分段式车轴，其轴管和轴头的连接采用镶焊或对焊方式，见图 2.5(b)；图2.5(c)(d)用法兰盘和螺栓与车轴连接的方式已被淘汰。图2.5轴管与轴头的连接形式挂车车轴的基本结构应相同，以系列化来满足不同轴载质量的要求。word文档 可自由复制编辑设计方案的确立基于上述分析，液压悬架能使货台前后或左右倾斜，便于装卸货物；且同侧油缸是互通的，当车辆在高低不平的道路上行驶时， 可以保证同侧的各轴轮胎同时和地面保持接触。这些先进液压技术能够提高全挂车的牵引动力性能和机动性。本论文采用偏置式液压悬挂，该形式用四连杆机构作为平衡臂， 使轴头中心线在车轮上下跳动时始终保持水平。3轮轴部分的设计及验算轴的结构设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、 零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。以下是一般轴设计原则：①节约材料，减轻重量，尽量采用等强度外形尺寸或大的截面系数的截面形状；②易于轴上零件的精确定位、稳固、装配、拆卸和调整；③采用各种减少应力集中和提高强度的结构措施；④便于加工制造和保证精度。word文档 可自由复制编辑G200T轴的强度计算轴的强度计算一般可分为三种：按扭转强度或刚度计算；按弯扭合成强度计算；精确强度校核计算。本论文按扭转强度或刚度计算，此法用于计算传递扭矩，不受弯矩或仅受较小弯矩的轴。但当轴的长度及跨度未定支点反力及弯矩无法求得时，此时，应降低许用扭转应力的方法考虑，可按此法进行初步计算，确定轴径。一般情况下，按扭转强度计算出所需轴端直径；当对轴的扭转变形限制较严时，亦可按扭转刚度计算确定轴端直径。按弯扭合成强度计算当轴的支承位置和轴所受载荷大小、方向、作用点及载荷种类均已确定，支点反力及弯矩可以求得时，可按弯曲及扭转合成强度进行轴的强度计算。作用在轴上的载荷，一般按集中载荷考虑。这些载荷主要是齿轮或涡轮的啮合力，或为带传动及链传动中带、链的拉力，其作用点通常取为零件轮缘宽度中点。轴上转矩则从轮毂宽度中点算起。如果作用在轴上的各载荷，不在同一平面内时，可将其分解到两个互相垂直的平面内，然后分别求出每个平面内的弯矩，再按矢量法求得合成弯矩，以此弯矩来确定轴径。当轴上的轴向力较大时，还应计算由此引起的正应力。综合以上因素，本文参照原有样图，全挂车原始数据如下：载重量自重 G1 40Tword文档 可自由复制编辑计算重量Gc20040T240轴负荷Gz13.313TTK1,K2133001.21.422344kg局部过载系数K11.2动载系数K21.4滚动阻力系数f0.02附着系数0.65~0.7设计的轮轴材料采用 40Cr，调质，胚料直径约 1203.3 制动计算制动缸（JN-150黄河齿轮）：直径Dg 10cmS 78.54cm2 7.854 103m2，所以选取行程 L 8cm刹车凸轮渐开线基圆半径： d 2cm 0.02m刹车臂长：摩擦片宽：

l 16.4cm 0.164mB 14cm单蹄接触包角： 98轮胎8.25-15（层板特制）：自由半径 ro 41.9cm；满载时工作半径 rK 38.6cm（100T实测数据）刹车鼓：D 30.4cm；R 15.2cm 0.152m；摩擦系数 0.33.4 制动力计算：取制动时空气压力 p 6 105Pa，则每一制动缸所产生力矩：Md 6105Pa 7.854 103 0.164 770.9Nm此力矩通过渐开线凸轮作用在刹车蹄片之 H平面上，p1 p2与渐开线基圆相切且垂直于 H平面：word文档 可自由复制编辑Md(p1p2)d22Md2770.9p1p277.99Nd0.02刹车蹄片分别绕O1,O2支点回转，令刹车鼓对于摩擦片径向力的合力分别为Q1,Q2：对O1点：Lo10Q12p1对O2点：Lo20Q22p2图3.1制动鼓作用在双胎上的制动力矩：word文档 可自由复制编辑MT1RT2RR(T1T2)R(2p12p2)2R(p1p2)20.30.152770907030.3Nm取：M7030Nm由制动力矩M造成的车轮对路面的制动力F：M703018212NF0.386rK全车制动力：FBF18212N36655647.7N66.9ton而作用在车轮上有效制动力受到轮胎与地面附着力限制允许最大制动：[p] GC 240 0.65 156Ton满足：F [p]，故通过。3.5 制动减速度、制动时间、制动距离的计算当p 6Pa时：FF655647.7NmGe240000kgaF6556472.7m/s2m240000Vo13.21初始速度：Vo13.2km/h时，制动时间：T13.60.329sa2.7Vo25km/h时，T2Vo250.278a0.51s2.7Voj10km/h（允许8km/h以便与150T比较），T3100.2782.71.02s轴套比压验算(QGY/07B-0000中49#)铜套内径：d100mm10cmword文档 可自由复制编辑长度：l882176mm17.6cm投影面积：S17.610176cm2载荷：PTK1K2GzK1K2133001.21.422344kg比压：pP22344126.95127kg/cm2S176已知：ZQSn663的[p]80kg/cm2，ZQSn101的[p]150kg/cm2，必须满足：p[p]，所以选用ZQSn101。轴承寿命计算：选用单列圆锥滚子轴承轴承I号7517（见图纸QGY/07B-0000中20#）轴承II号7815（见图纸QGY/07B-0000中9#）由于车辆车速低，可用以下公式求转速 n：V8km/h80000.386m133.3m/min，rK38.6cm60v133.3133.3pmn6.280.386109.8110r2rk1.213在轴承计算中动负荷 K2=1.4不计：Fr1Fr2Gz1.2/415960/43990kg由7815查证：额定动负荷CI13850kg，eI0.4，轴向系数yI1.5由7517查证：CII13400kg,eII0.4,yII1.5由径向负荷产生的轴向分力：SISIIFr39902y1330kg21.5每一轴承受的轴向负荷：FaI SII Fa 1330 0 1330kgword文档 可自由复制编辑FaIFaII1330e0.4FrIFrII0.33990当量动负荷：PIFr13990kg，PIFr23990kg由n110查证可知：fn0.672载荷情况： fF 1.4工件温度低于100C时：fT 1CIfn138500.672寿命系数：fhIfF39901.67PI1.4134000.6721.61fhII1.43990由寿命计算公式可知：轴承I寿命：LhI2300小时轴承II寿命：LhII2080小时由验算知两轴承寿命近乎相同，符合要求。可行驶里程：S 8 2080 16640km轮轴强度校核轮轴采用40Cr，调质，胚料直径约120，详见图3.2。取S5000kg/cm2[]50002900kg/cm21.7word文档 可自由复制编辑图3.2轴受力分析由于挂车车速很低，因此转弯或紧急制动时侧向力较小， 不计轮轴主要承受垂直方向力，即TK1,K2，Fr223445586kg4由于车辆紧急制动，轮轴还受到水平方向的制动力：FB1F18212FB29106N929kg22制动力矩：M 7030Nm 717kgm 71700kgcm此轴的剪力图、弯矩图、扭矩图如图 3.3所示。word文档 可自由复制编辑图3.3轴的剪力图、弯矩图、扭矩图word文档 可自由复制编辑轮轴各截面的校核(1) 对于C-D截面的校核：CDM9117091170911701484.5kg/cm2W0.1d30.18.530.1614.13满足：CD[]剪应力校核:CDQ111721117211172196.9kg/cm2S0.78548.520.785472.2556.75满足：CD[]1720kg/cm2对于e-f截面的校核：该截面受弯扭联合作用，采用第三强度理论：Mr3Me2fMk22927642717002301420kgcmr3Mr33014203014203014201834.6kg/cm2W0.1d30.111.83164.3对于e-f方截面的校核：MefMef292764967.5kg/cm2u1302.6Wy12.236再计算方截面上的剪应力h12.21m12.2b0.208WKb30.20812.23377.7cm3由于本零件纯扭转，故为约束扭矩，在横截面上将有正应力产生， 但比正应力较小，故不计，本计算书中均按纯扭转计算。word文档 可自由复制编辑MK71700189.82KWK377.7190kg/cm242967.52419021039kg/cm2r3uK满足：r3[](3) a-b截面的校核①组合图形对于中心主轴之中心惯性主矩计算将原 a-b截面分成以下两面积，如图 3.4所示。(i)图形I，II对于形心轴之JyIo,JyIIo,JyIIIo的计算：I:JyIo18.616318.611.832453cm41212II:JyIIo12.220312.21633970.4cm41212III:JyIIIo12.20.931.0170.7290.7414cm412word文档 可自由复制编辑3.4a-b截面校核求组合图形之形心位置图3.4中，以对称轴作为 z轴，以图形I，II之形心轴作为 y轴，建立y-z坐标系。组合图形形心C必在对称轴z上， y 0只须求形心C在z轴上的坐标z：SyI0}(对于形心轴之静间距恒为零)SyII0zIII100.4510.45SyIIIFIIIzIII12.20.910.45114.7cm3FI18.62.1278.12cm2FII12.22248.8cm2FIII12.20.910.98cm2组合图形C坐标：word文档 可自由复制编辑FiziSyISyIISyIII00114.7114.7zFIFIIFIII78.1248.810.980.83cm8.3mmFi137.9过组合图形形心C作y0轴与y轴平行，则y0轴即为中心主轴，Jy0即为中心惯性主矩。分别计算图形I，II，III对于中心主轴之中心惯性主矩：I：Jy0IJyIoaI2FI24530.83278.122506.8cm4II：JyoIIJyIIoaII2FII3970.40.83248.84004cm4III：JyoIIIJyIIIoaIII2FIII0.74149.62210.980.741410161016.9cm437527.7cm4JyoJyoi2506.840041016.91a-b截面弯曲应力计算：uMabZmax50454910.83725.8kg/cm2Jyo7527.7③剪切应力计算：h18.68.864I：mb2.11(m0.63)2.743JK1b42.742.142.7419.4553.29cm4WK1b32.742.132.749.2625.38cm3h12.26.14II：mb21(m0.63)1(6.10.63)1.8233JKIIb41.82241.821629.12cm4word文档 可自由复制编辑WKIIb31.822314.56cm3mh12.21013.56III：b0.91m13.564.5233JKIIIb44.520.944.520.65612.97cm4WKIIIb34.520.934.520.7293.3cm3JK2JKI2JKIIJKIII53.29229.1222.97167.79cm4面积I上剪应力：max1MK(JK1)7170053.29427.322.1897kg/cm2JKWK1167.7925.38面积II上剪应力：max2 427.32 2 854.64kg/cm2面积III上剪应力：max3 427.32 0.879 375.6kg/cm2整个a-b截面上的最大剪应力即为截面 I上的最大剪应力：max max1 897kg/cm2④强度校核：242725.82489721935.3kg/cm2r3umax满足：r3[]2900kg/cm2，所以a-b截面通过。4液压悬架部分的设计及验算4.1 悬挂缸工作压力计算：已知条件： 自重：G1 40Ton；载重：G 200Tonword文档 可自由复制编辑计算重量：GC G1 G 240Ton轴负荷：Gz 13.3Ton(不考虑偏载及动载)偏载系数：动载系数：

K1 1.2K2 1.4几何尺寸详见下图 4.1图4.1悬挂缸几何尺寸其中：O：悬挂架与平衡臂铰接中心A ：悬挂缸上球铰中心（固定不变）b''：液压缸伸足时下球铰中心（此时工作台为最高）c,c',c''：轮胎在中间位置、上极限位置(此时工作台为最低 )、下极限位置时之轮心。（设定车架高度不变，根据胎与车架相对运动，此时首先不计K1,K2,则作用在每一根轮轴上载荷T即轴负荷Gz）T Gz 13300kgQ：作用在上、下关节轴承之横向力，word文档 可自由复制编辑在行驶过程中轮胎所受摩擦阻力忽略不计， 地面对轮胎反力确定为垂直向上，T反TGz13300kg。液压缸两断球铰作二力构件，所以t缸沿Ab''方向柱塞面积：Sd20.78541320.7854169132.7cm24对于平衡臂，在t缸及T反二力作用下处于平衡，所以对O点取矩：Lo0由于OHt缸H'T反，则t缸H'T反51.91330027721.7kgOH24.9油压：pt缸S27721.7132.7208.9kg若考虑偏载则油压：pK1208.91.2250.7251kg/cm2若再考虑动载：K21.4，pK1K2pK11.4351.4kg/cm24.2 动力机组柴油机及油泵选用计算选用10HCy14-113高压柱塞泵连续工作压力：PK31.5MPa理论排量：q12.2ml/r12.2106m3/r额定转速：n1500rpm25r/s管路沿程及局部阻力之和：p5bar0.5MPa计算压：PppK1p25.1MPa0.5MPa25.6MPa流量：Qpqn12.2106253051063.05104m3/sl18.3/min泵效率：0.85所需功率：NQpPp3.0510425.6106kW12.52ps1031030.859.2选用295P型柴油机，其12小时功率为18ps，1小时功率为19.8ps，word文档 可自由复制编辑nmax 1500r pm4.2.2泵压力储备验算Pp26.5MPaPKPK131.5323%压力储备：n25.625.6Pp符合20-60%的要求。4.3 管路及油缸的验算软管内径为 10，硬管采用 14 2，其内径为 10；管子内径d应按下式选用：d4Q1.13103Q(mm)VV已知：内径d10mm，Q3.05104m3/sV1.2769106Q1.27691063.051041.27693.053.89m/sd2102当系统工作压力>150bar时，管内许用流速[v]7m/s。实际流速满足：v3.89[v]，故通过。管道壁厚验算(1) 软管采用二单项层高压缠绕管，其长期工作压力 270kg/cm2，当考虑动载时，pK1,K2 351.4kg/cm2，但考虑到软管压力为长期工作压力的三倍，故认为可用。硬管采用20#无缝钢管142已知：b42kg/mm2，d10mm，安全系数n48（取n6）所以：[]b4200700kg/cm2n6word文档 可自由复制编辑壁厚：pd251101.79mm2[]2700实际壁厚：缸2mm，所以可用若考虑K1.4，则351.4102.51mm；2700先取n5：则[]b4200840kg/cm2；351.4102.09mmn52840综上所述，臂厚 2mm可用。悬挂缸壁厚验算缸体材料采用 203 30无缝钢管，45#调质已知： b 6500kg/cm2, 工作压力 175kg/cm2, 取安全系数n 4则许用应力：[] 6500 1625kg/cm24试验压力：Py 1.2 pK1K2 1.2 351.4 421.68kg/cm2液压缸内径：D 155mm 15.5cm以薄壁缸考虑，假设壁厚：PyD421.6815.5mincmmm2[]21625实际壁厚：(194155)19.5mm8%在允许的范围内，所以验算通过。20.1屈服极限S3400kg/cm2许用应力[]S34002125kg/cm2n1.6螺纹处拉应力：KP1.456033.6784472247.8kg/cm2(d12D2)0.7854(18.262172)34.94螺纹处剪应力：word文档 可自由复制编辑K1KPd00.1218.521.456033.6220.2d13(14)0.218.263(10.934)283.89kg/cm式中：D170.93d118.256合成应力：2322247.823283.892529.441042301kg/cm2[]230121251768%21252125图4.2悬挂油缸从图4.2液压油缸结构中可知，正常工作油缸行程顶足时，柱塞凸肩与缸内凸环接触，上述螺纹连接处受不到 p 56033.6kg的力，只是在缸内凸肩14413被剪断时，该处才承受如此大的 p，所以验证通过。缸内凸肩处剪切校核p 56033.6kgS151.361.26cm2p56033.6914.68kg/cm2S61.26word文档 可自由复制编辑图4.3S 2200kg/cm2；[] S 1375kg/cm21.6满足： [], 所以通过。5. 结论液压悬架能使货台前后或左右倾斜，便于装卸货物；且同侧油缸是互通的，当车辆在高低不平的道路上行驶时，可以保证同侧的各轴轮胎同时和地面保持接触。这些先进液压技术能够提高全挂车的牵引动力性能和机动性。本文基于对全挂车轮轴总体结构的分析以及对液压悬架工作原理的研究，参考原有样图，经过理论计算及验算，本次设计的轮轴及悬架完全符合JT3104-82《货运挂车系列型谱》和JT3105-82《货运全挂车通用技术条件》中所提出的要求。同时在使用过程中，本次设计的部件也体现出良好的性能。word文档 可自由复制编辑参考文献刘哲义，何明辉.专用汽车设计[M].武汉：武汉工业大学出版社，1994.徐达，蒋崇贤.专用汽车结构与设计[M].北京：北京理工大学出版社，1998.成大先.机械设计手册—轴及其联接[M].北京：化学工业出版社，2006.齐晓杰.汽车液压与气压传动[M].北京：机械工业出版社，2005.邱国庆，张岐生.液压技术与应用[M].北京：人民邮电出版社，2006.吴明通.汽车及汽车生产相关标准目录总览[M].北京：中国标准出版社，2002.盛伯浩，陈宗舜.机械产品设计与CAD技术[M].北京：清华大学出版社，2005.齐晓杰，安永东，齐英杰.汽车液压、液力与气压传动技术[M].北京：化学工业出版社工业装备与信息工程出版中心，2006.徐达，陆锦容.专用汽车工作装置原理与设计计算[M].北京：北京理工大学出版社，2002.于长吉，于学兵.重型汽车结构现代设计[M].大连：大连理工大学出版社，1997.王树华.英汉汽车工程技术大辞典[M].北京：科学技术文献出版社，1999.曹利亚.简明汉英汽车技术词典[M].北京：人民交通出版社，1999.汽车技术编辑组.英汉汽车缩略语词典（第三版）[M].北京：人民交通出版社，2005.蔡广新.汽车机械基础[M].北京：高等教育出版社，2005.梅彦利，司鹏鹍，罗灯明.重型多轴全挂车液压系统[J].液压与气动，2002（11）：40-41.罗灯明，司鹏鹍，梅彦利.组合式全挂车液压动力机组研制[J].承德石油高等专科学校学报，2001，3（1）：8-11.罗灯明，司鹏鹍，梅彦利.组合式全挂车液压系统设计[J].承德石油高等专科学校学报，2000，2（3）：10-13.机械设计手册编委会.机械设计手册新版第一卷[M].北京：机械工业出版社，2004.word文档 可自由复制编辑[19]SurachateChutima,ThoatsanopeKamnerdtong,DusitAungkurabrut.AStudyofFull-trailerandSemi-TrailerStructuresUsingFiniteElementMethod[DB].http://www.kmutt.ac.th/cocare/conference/A%20study%20of%20full-trailer%20and%20semi-trailer%20structures%20using%20finite%20element%20method.pdf.word文档 可自由复制编辑附 录轮轴总装配图液压悬挂总装配图悬挂油缸word文档 可自由复制编辑译 文摘要：由于全挂车和半挂车成本低的优点， 常常被广泛用于运输。此外，多轴设计还使货物摆放空间的分配趋于完美，在交通安全和减少维修保养开支方面也取得了显著成效。最近，泰国在陆上运输部门的监督下， 基于二维信息，重新设计了全挂车及半挂车。此项研究展现了在静态和动态方面，有限元法在研究全挂车及半挂车的三维模型领域的应用。研究结果显示，被测试计算的结构有着足够的强度。从梁构件的角度来看，六轮轴半挂车需要承受最大184.8MPa的应力，反之，全挂车的平板则暴露于最大 14.370MPa的应力下。然而，作用于梁上的主要应力的分力是有扭转所引起的， 加于平板上的普通应力则是弯曲跨距的结果， 这些都是三维效果。全挂车、并装双轴半挂车和六轮轴半挂车的基础频率分别为 73.16Hz、30.531Hz及37.560Hz。考虑到车轮支撑点之间巨大的距离， 并装双轴半挂车对于一种特定励磁有着最高的对称振幅。很明显，三维结构的分析对于提供既精确又合适的指标以提高经济性和安全性是十分必要的。简介：全挂车和半挂车由于在较低的燃油消耗量方面，在维修经费方面（包括现有铺路材料和挂车），以及在节省开支和提高整个国家的生产力等方面的优越性，而在泰国的运输业中被广泛地运用。因此，在向来以二维的挂车结构来满足垂直分布载荷的泰国，对这些挂车的结构配置和载重能力的设计，应当遵照所需要求以及适应陆上运输部门的规定。然而，这些挂word文档 可自由复制编辑车的结构过于复杂并且难以应用二维分析的方法。因此，在这项研究中，有限元法作为一种工具，用以展现在静态和动态条件下，全挂车和半挂车的结构形式，以及确认这项技术比普通技术更为先进。分析进程：这项研究的前提是假设不存在摩擦力， 不记变速器以及叶片弹簧、减振器等悬架构件。全挂车、并装双轴半挂车，和六轮轴式半挂车等三个模型，用一种SDRC公司开发的名为I-DEAR大师版7.0的商业软件进行分析。每一次分析各有三个过程。创建有限元模型以及预先处理，对模型以及处理进行分析，对分析或处理后的结果进行分析。所有的尺寸（毫米）和外形结构如图 1-3，和陆上运输部门的规定相符合的挂车的有限元模型由 4个成分组成：(a)主要底盘、(b)交叉构件、(c)纵梁、以及(d)薄壳体。所有结构的材料性质均列在表 1[2]，表中E为弹性模量,σy为屈服应力。挂车结构的有限元模型由两种主要的单元形式构成。 第一种是应用于有各种交叉部分的形状和区域的主要底盘、 交叉构件和纵梁等梁元件的单元形式。另一种是用于9毫米厚的薄外壳的壳体单元。由对应于连接的点所造成的每一个单元的长度和大小结构的支撑， 以及每个单元的高宽比都被认为是改进结果精确度的重要因素。 所有挂车型号模型的节点和单元的数量如表2所示。对于全挂车、并装双轴半挂车和六轮轴半挂车的限制适用于挂车前部的支撑及后轴悬架系统。对前部支撑的限制是绕 Y轴的转动，而悬架上的限制是只允许绕 Y轴转动和沿X轴方向的直线移动。对于这三种研究过的全挂车和半挂车，以上条件均应用于静态分析和动态分析。word文档 可自由复制编辑2.1.全挂车及半挂车的静态边界条件模型的静态边界条件的设想来自于泰国陆上运输部门对于全挂车和半挂车许用载荷的规定，许用载荷是货物的包装重量及载荷的总和。 参考EU指标85/3[3]，双轴全挂车、并装双轴半挂车和六轮轴半挂车的许用重量分别为18200kg、37400kg和44000kg，一个由特定数值的均匀分布载荷作用在整块面积上，并通过连接在两部分之间的刚性单元。 刚性单元将受力较大部分的载荷转移到较小的部分。如图 4-6所示。全挂车、并装双轴半挂车及六轮轴半挂车的分布载荷数值分别为 10000kg、17000kg和21000kg。全挂车和半挂车的动态边界条件在这项研究中，测试的是挂车受垂直冲击时的动态反应。这个冲击是以一般正弦波的形式作用在支撑面上的， 振幅与重心加速度相等，如图7。结构上的动态反应是在平板的中心点上表现出来的，如图 8。3.分析的结果挂车结构静态分析的结果是以在模型中的压力、梁的变形以及外壳单元的形式来表示的。固有频率和对应的方式形状在动态部分的结果中显示出来，其中也包括由于外部半正弦波励磁所引起的动态反应。3.1.1.全挂车的研究结论由均匀分布载荷得到的结果是，有 0.38毫米长的梁结构的两个边缘上轮子间距之间较低部分的最大形变量， 对于包含壳体单元的较高的部分来说，最大形变量为 0.494毫米。图9所示的是与中心线上壳体单元的形变量相对应的沿挂车长度的较低部分边缘（虚线）上的梁单元的形变量。word文档 可自由复制编辑很显然，壳体单元以一些需要进一步讨论的方式断断续续的发生形变。作用在梁结构上的压力是以 vonMises应力的形式表示的，这种应力与用于判断结构的强度的应力相结合。图 10中所示的支撑面上所受的最大应力为94.730MPa。图11中所示的最大应力的轴向和断面部分表明由于沿两轴发生的扭力，主要应力就是剪应力。这个应力部分是在二维分析中不能确定的结构横向变形的结果。图12所示的是挂车上较高的部分的壳体单元上受的力。我们发现，壳体单元的形变样式由对应于梁增强的位置的最小值，但是每个样式的最大形变量则位于每个细胞的中心上，在最大间距细胞上产生的壳体形变最大值，是弯曲时刻和承受横向载荷的结果。压力与在边界上（虚线）沿挂车长度的壳体单元的位置之间的关系，以及中心线如图13所示。作用在壳体单元上的最大应力是14.4MPa。3.1.2.并装双轴半挂车的研究结果并装双轴半挂车模型的静态分析的结果给出了发生在两轮间距是1.783毫米的结构边缘上的梁单元的最大形变量，沿挂车长度的中心线上的梁单元也有类似的形变样式，但数值较低。如图15所示，作用在梁结构上的 vonMises应力在支撑面上有一个132.5MPa的最大值。根据图 16中所给出的应力部分；产生 vonMises应力的主要因素就是梁结构横向形变造成的扭转时刻，半挂车的壳体单元的形变样式与被梁所加强的位置相对应。 作用在壳体单元上的最大应力 9.244MPa，同时受到弯曲变形和横向载荷的影响。图17所示的是作用在并装双轴半挂车的壳体单元上的应力样式。如图18所示边缘（虚线）上壳体单元的形变量与沿并装双轴半挂车中心线上的壳体单元的形变量相比较。word文档 可自由复制编辑3.1.3.六轮轴半挂车的研究结果对六轮轴半挂车的静态分析的结果表明最大的形变量出现在挂车边缘的梁单元上，大小为1.483毫米。六轮轴半挂车与并装双轴半挂车相比，形变量较小，是因为轮间距较小。与狭窄的被加强的区域相一致，发生形变的壳体单元与有相同最大形变量以及沿挂车长度的中心线。对于六轮轴半挂车，梁结构上的 vonMises应力如图20所示。作用在支撑面上的最大应力为 184.8MPa。图21表示结合剪应力与 vonMises应力的应力成分。很显然，给出的图确定了作用在梁上的应力是由沿梁轴的扭转所引起的。如图22所示，六轮轴半挂车的壳体单元的形变样式与梁加强位置相对应。作用在壳体单元上的最大应力为9.753MPa，受到了弯曲变形和横向载荷的影响。图23为作用在边缘上（虚线）的壳体元件的形变量。与沿长度中心线上形变量的比较。3.2.挂车结构动态分析的结果挂车结构动态分析分为两个部分。第一部分是固有频率和已确定的与振动相应的方式形状。我们发现，梁单元的第一个固有频率为 73.116Hz，出现在两轮间距之间较低部分的边缘上的方式形状的最大形变量如图 24所示。由于与较低部分的刚性连接，较高部分的基本频率也等于 73.116Hz。一般说来，梁所支撑的壳单元的方式形状与梁结构是相似的。 沿挂车长度边缘上的壳体单元的最大振幅与梁单元是相一致的。沿中心线对称的方式形状如图25所示。全挂车模型的动态反应如图 26所示。我们发现最大加速度的振幅在0.050秒达到了10.350m/s2。word文档 可自由复制编辑3.2.2.并装双轴半挂车模型的动态分析结果并装双轴半挂车模型上的梁单元的初期固有频率为 30.531Hz。相同的最大形变量出现在两轮间距之间的梁部分的边缘上，如图 27所示。28表示频率为20.531H