YD9160TCL轿运车箱体设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目 录 第 1 章 前言 1 第 2 章 车箱方案论证 2 2.1 设计选型原则 .2 2.2 车箱车架选择 .2 第 3 章 主要尺寸参数的选定 4 3.1 外廓尺寸 4 3.2 质量参数 4 第 4 章 车架总成设计 .5 4.1 车架的结构设计 5 4.2 车架宽度的确定 . .8 4.3 车架的选材 8 4.4 车架的技术要求 9 第 5 章 车架的设计计算 .10 5.1 车架质量 .10 5.2 车架载荷分析 .11 5.3 车架弯曲强度的计算 .11 5.4 车架扭转应力的计算 .17 第 6 章 侧围总成设计 .21 6.1 侧围的结构设计 .21 6.2 立柱设计 .21 6.3 侧围板的选定 .22 6.4 爬梯的设计 .22 6.5 车门的选定 .23 6.6 顶蓬的设计 .23 6.7 顶蓬的设计 .23 6.8 车箱的技术要求 .24 结论 25 参考文献 .26 致谢 27 附录 28 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 1 第一章 前 言 为了降低乘用车长途运输成本，随之出现了乘用车运输专用车 (即轿运车 )。 自1990 年崔洪金董事长麾下的天津安达集团设计出 乘用 车集装运输车 ， 开创 “ 零公里 ”运输以来，人工驾运才逐渐淡出，国内 乘用 车物流市场取得巨大发展。近 十几 年来 ，轿运行业发展迅猛，我国 90以上的轿车依靠轿运车运输，轿运车以他独有的姿态成为国内干线公路物流运输中一道亮丽的风景。 轿运车要求整体外型大、重量轻，基本上不存在超载的问题 ,只运 送单一种类的货物，固定方式运输，有严格的监控要求，货物不能包装，有严格的规格要求；必须走高等级路面；驾驶员要求素质高； 不 惧怕天气变化 。 本次设计的课题为 YD9160TCL 轿运车箱体设计， 课题来源于江苏悦达专用车有限公司，是为适应东风悦达起亚乘用车的发展需要，而研发乘用车运输车。设计装运基本乘用车八辆，设计要求必须符合箱式挂车相应的标准。 本说明书以设计轿运车挂车部分的车箱为主线，覆盖了车架设计和侧围设计等内容。 配合总体设计，进行了方案论证，根据设计选型原则，确定了车型和主要尺寸参数。 在车架设计中，首先是车架 的结构设计，确定了 纵梁形式，横梁形式，以及纵梁与横梁的连接方式，还有活动爬梯，活动踏板，加强梁的 结构设计， 确定了车架宽度， 然后是 车架的选材 ， 车架制造时的技术要求。接下来就是车架设计计算，包括 车架质量计算， 车架载荷分析，车架弯曲强度，扭转应力的计算。其中画出了剪力图，弯矩图等参数图。 在侧围设计中，首先是侧围的结构设计，确定了六个立柱总成的结构，最后是侧围板的选定，爬梯的设计，车门的选定和顶蓬的设计。 在本课题中，本人完成车箱设计，在车箱设计部分，根据设计的车架结构，侧围结构，计算的车架，立柱刚度和强度，完成了 车架的总装图，侧围总装图，车架底板图，车架后端横梁图，车架前端横梁图，活动爬梯总成图，活动爬梯销图，活动踏板总成图，牵引底板图，牵引销图的绘制。 YD9160TCL 轿运车箱体设计 2 第二章 车箱方案论证 2.1 设计选型原则 a.设计适合于我国道路行驶的专用轿车运输车，采用国内技术先进的、性能优良的汽车底盘作为专用牵引车；选用国内成熟的标准总成和零部件进行配套；设计系列产品，提高标准化、通用化程度，降低生产成本，增强市场竞争力。 b.在消化吸收国外先进技术的基础上，大胆改进，大胆创新，使整车的技术性能达到国 内领先水平。 c.整车及零部件的设计应保证专用汽车的使用可靠性、安全性和较好的经济性，使用维修方便。 d.设计应先进合理，性能优良，造型美观大方，符合国家有关标准和法规的要求和规定 。 2.2 车箱车架选择 目前国内生产的轿车运输车种类不多，基本上都是应用传统的半挂车形式，两层货台平板结构，其原理陈旧，装备落后，结构庞大，限制了轿车的装载量。而国外，轿车运输车一般为两层或三层货台结构。以装备先进，增加装载量，提高运输效益为目的。因此，选择何种装载形式的车架形式是本设计的主题。为此我们拟订了三种方案： 第一种方 案是桁架固定式。上下层的货台由拓架固定，上层 1-3 个车位。货台的升降可分为“整体升降式”和“局部升降式”。其优点是强度好，结构简单，制作方便，工作安全可靠，而且成本低；其缺点是设计升降的货台能否保证轿车依靠自身的动力爬上顶层就位。 图 2-1 桁架固定式车架 第二种方案是桁架活动式。上下两层的货台通过活动举升机构使货台恢复双层结构形式，空载时，可将上层货台收拔叠放在下货台上。其优点是可以看着轿车的长度进行摆放，起到“因地制宜”的作用，还可以一车 多用，提高回程的运输效率，取得更好的经济效益；其缺点是结构庞大，不易制造，活动举升机构刚性较差，设 3 计难度大。 图 2-2 桁架活动式车架 第三种方案是桁架整体式。该机械形式的轿车运输车由双层专用牵引车和双层或三层货台的专用半挂车组成。专用牵引车和专用半挂车采用后置下沉托板鞍座联接牵引，采用特制底盘，车架底板高度低。牵引车设双层货台，可根据道路及用户需要，设计三个车位或五个车位的货台；专用半挂车可设计双层或三层货台结构形式。国外道路情况好，一般都 设计三层货台，承载 7台或 10 台轿车。货台采用“朽架固定式”结构，货台的升降采用“局部升降式”。其特点是可视轿车的大小按空间要求进行摆放，装载密度大，运输效率高，经济效益好。但其难点是结构复杂，不易制造。 图 2-3 整体式车架 综合以上结构的优缺点，在符合我国道路交通的具体规定和总体参数、几何尺寸下，应着重选择结构安全可靠，装载量大，运输效率高的结构形式的车型。为此，选择了第二种方案。 YD9160TCL 轿运车箱体设计 4 第三章 主要尺寸参数的选定 结 合总体设计，根据设计要求必须符合箱式挂车相应的标准，以及设计车箱所用的尺寸选择轿运车的主要尺寸参数。 3.1 外廓尺寸 我国对公路车辆的限制尺寸是：总高不大于 4米；总宽（不包括后视镜）不大于 2.5 米，左右视镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于 250 毫米；总长：汽车拖带挂车不大于 20 米。 根据设计要求：满足装运千里马、远舰、赛拉图等基本乘用车八辆的箱式挂车。现以赛拉图为例，赛拉图轿车车长为 4480 毫米，所以四辆车的总长为： 4480mm4=17920mm，两辆车之间的间隙大约为 200mm。所以需要总长度为 17920+200 3=18520mm，故总长定为 19000mm。 根据国家对车辆尺寸的限制，总宽定为 2500mm，总高定为 3990mm。 3.2 质量参数 3.2.1 装载质量 gM 一辆 赛拉图的重量大约为 1.1t，八辆赛拉图的重量为 8.8t，所以汽车的最大装载质量gM设计为 12t。 3.2.2 半挂车的整备质量1OM汽车的装载量与整备质量之比 mg/mo称为汽车的整备质量利用系数。它表明单 位汽车整备质量所承受的汽车装载质量。参考国内外同类型同级别的汽车整备质量利用系数和查汽车设计表 2-10，取值为 1.6。所以： kgMM gO 7 5 0 06.1126.11 3.2.3 轿运车的整备质量OM参考同类车辆的质量参数，牵引车的整备质量确定为 4500 ，所以： kgM O 1 2 0 0 07 5 0 04 5 0 0 3.2.4 半挂车的满载质量 1AM kgMMM gOA 1950011 3.2.5 轿运车的 满载质量 AM kgMMM gOA 24000 5 第四章 车架总成设计 4.1 车架的结构设计 车架是支撑、连接汽车各总成的零部 件，并承受来自车内外的各种载荷的基础构件。尽管承载式车身是轿运车车身的发 展趋势。但传统的梯形车架由于其所起到的缓冲、隔振、降低噪声、延长车身使用寿命等特点及生产上的继承性、工艺性等原因仍广泛应用在大型挂车上。挂车车架应具有足够的强度和适当的刚度。同时要求其 质量尽可能小。此外，车架应布置得离地面近一些，以降低整车重心位置， 有利于提高汽车行驶的稳定性。 4.1.1 车架类型的确定 挂车的车架多为边梁式，即车架由两根位于两边的纵梁和若干根横梁组成，用铆接或焊接方式将纵梁和横梁连接成坚固的刚性结构， 由于装载 千里马、远舰、赛拉图等基本乘用车八辆，所以装载上下两层轿车很可能超高， 设计时应尽量降低承载面高度，因此，车架采用凹梁式结构 如图 4-1所示。 根据一些国内外半挂车的技术参数资料和同行比较，一般取车架长度和半挂车轴距之比为 1.3-1.6较为合理。再结合总体设计 ,车架长度确定为 19000mm及为车箱的总长 , 宽度为 2500mm，这样满 足设计要求。 图 4-1 车架结构示图 4.1.2 纵梁形式的确定 车架纵 梁 根据截面形状分有工字梁和槽形梁。由于工字梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载质量大于 12 t(包括 12 t)的长轴距半挂车设计中选工字梁结构。为防止上下翼面受拉伸和压缩作用而破裂 ,翼面的宽度一般不超过 16d(d为钢板的厚度 )我们定翼面的宽度为 100mm。这样既可降低纵梁的高度，减轻整车自身重量，降低成本，亦可保证强度。 纵梁是车架的主要承载部件，在汽车行驶中受较大的弯曲应力。为了满足低平板半 挂车使用性能的要求，纵梁采用阶梯形结构。为保证牵引装置和悬架系统有足YD9160TCL 轿运车箱体设计 6 够的活动空间，其鹅颈处设计成变截面，悬架支座部位高度尽量收缩。 由于悬架支座部位的纵梁高度尺寸较小，此部位承受的支座反力较大。为了保证该区域具有足够的强度，在这里布置了内、外侧加强板和下加强板。内、外侧加强板与工字钢焊接组成箱形结构，下加强板上开有若干个塞焊孔，通过塞焊和两侧间断焊与工字钢下翼面连接。为了减小应力集中，内、外侧加强板端头设计成 u形结构，下加强板端头采用圆弧面，且下加强板端头与内、外侧加强板端头避开，使得悬架支座部位有足够的强 度。如图 4-2所示： 图 4-2 悬架支座部位加强板 4.1.3 横梁形式的确定 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的好坏及其分布，直接影响着纵梁的内应力大小及其分布 合理设计横梁，可以保证车架具有足够的扭转刚度。 从早期通过试验所得出的一些结论可以看出，若加大横梁的扭转刚度，可以提高整个车架的扭转刚度，但与该横梁连接处的纵梁的扭转应力会加大；如果不加大横梁，而是在两根横梁 间再增加横梁，其结果是增加了车架的扭转刚度，同时还降低了与横梁连接处的纵梁扭转应力 我们设计了十三部分横梁，有前端横梁，牵引板横梁，前踏板横梁，工具箱横梁，车架中间部分横梁，悬挂部分横梁，后踏板横梁及后端横梁。 4.1.4 纵梁与横梁的连接 横梁 与 纵梁 的连接方式有分段焊接和整体贯穿式。分段焊接可分为横梁和 纵梁上下翼板连接、横梁和纵梁的腹板连接、横梁与纵梁上翼板和腹板连接三种。分段式结构对纵梁的强度影响不大。但由于采用该结构时横梁的长度较小，刚度较大。所以允许车架的变形幅度较小。整体贯穿式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的特点。在偏载较大时，能使车架各处所产生的应力分布较均匀。因此，该车在选用连接方式时，同时采用了横梁与纵梁上翼板和腹板连接的分段焊和如 图 4-3所示的贯穿式结构。 7 图 4-3 横梁 与 纵梁 的 贯穿式 连接 横梁与纵梁连接的节点刚度直接影响到车架的整体刚度，合理设计横梁与纵梁的节点结构，是车架设计的重要问题。 4.1.5 活动爬梯 图 4-4 活动爬梯 4.1.6 悬架支座处 该低平板半挂车为单轴结构，采用的是单轴平衡式悬架系统，悬架支座直接与纵梁的下翼面焊接。汽车行驶时，由于车架的悬架部位承受较大的扭转应力，在支座处设置了三个截面尺寸较大的箱形横梁，保证车架有足够的扭转刚度，并能较理想的传递载荷。 4.1.7 车架中部 由于牵引销处和后轴处的扭转刚度大，车架中部的变形往往较大。为了允许车架有微量的翘曲，在车架中部布置了十根仅与纵梁腹板焊接的矩形横梁，横梁间距平均为 1250mm。 4.1.8 活动踏板 设计活动踏板作 用是在轿车往轿运车上装载时从后端横梁中抽出活动踏板倾斜放于地面让轿车从其上平稳开进车箱。其上同样设计了像车架两边底板一样的带孔钢板。结构 如图 4-5所示： YD9160TCL 轿运车箱体设计 8 图 4-5 活动踏板 4.1.9 加强梁 为了保证 车架应具有足够的强度和适当的刚度，而牵引底板部分承受的支座反力较大，单单几根支撑梁是不够的，我们设计了三种形式的 加强梁，材料选择槽形钢材。 如图 4-6所示： 图 4-6 牵引部分加强梁 4.2 车架宽度的确定 挂车车架宽度是指左右纵梁腹板外侧面之间的宽度。在总体设计中，整车宽度确定后，车架前后部分宽度就可以根据前轮 最大转向角、轮距、钢板弹簧片宽、装在车 架内侧的发动机外廓宽度及悬置等尺寸确定。从提高整车的横向稳定性以及减小车 架纵梁外侧装置件的悬伸长度来看，车架 尽量宽些，同时前后部分宽度应相等。以便简化制造工艺和避免纵 梁 宽度变化处产生应力集中。 4.3 车架的选材 车架纵 梁 根据截面形状分有工字梁和槽形梁。 由于工字梁具有强度高、工艺简单等特点，因此在载质量大于 12 t的长轴距半挂车设计中选工字梁 结构。工字 形钢 厚 9 度为 4mm。 横梁通常采用的结构有圆管形、工字形、槽形和方管形四种。圆管形和方管形具有较高的扭转刚度，但增加了车架的自身质量，成本高，工艺复杂。而槽形梁制造工艺简单，成本低，但扭转刚度较差。考虑到该四种结构所使用的具体情况，我们采用了槽形和方管形相结合 的方案。 材料选用 16Mn 低合金钢， 16Mn 低合金钢在强度 ,塑性 ,可焊性方面能较好地满足刚结构，是应用最广泛的低合金钢，综合机械性能良好 ,正火可提高塑性，韧性及冷压成型性能，一般在热扎状态下使用，广泛用于制造受动载荷的各种焊接构件。 车架底板采 用优质钢板，厚度为 3mm。底板结构设计如 图 4-7： 图 4-7 车架底板 其设计目的减轻车架的重量，材料消耗降低节约了制造成本，获得最佳的经济效益；由于该车架属于专用车车架，是轿运车半挂车，用来装载八辆轿车的，所以设计此车架底板的主要目的是固定轿车轮胎，钢板上的椭圆形又凸起部分增加了钢板的粗糙程度，降低了轿车的移动；当固定轿车轮胎时所用的专用钢钩正好钩在钢板上，又可以随时调节。 4.4 车架的技术要求 a. 各焊缝均匀呈鱼鳞状，无夹渣、气孔、焊穿 、漏焊等缺陷，焊后去焊渣、飞溅等。 b. 铰链套同轴度不超过 1mm。 c. 车架整体平正，无扭曲，对角线误差不超过 5mm。 YD9160TCL 轿运车箱体设计 10 第五章 车架的设计计算 5.1 车架质量 两边纵梁所选材料为工字形钢，但由于要满足刚度和强度要求，各部分的高度不一样，前端边梁高为 265mm，长为 3062mm；鹅颈边梁高为 400mm，长为 522mm；其余部分高均为 350mm 10001 LFW （ 5-1） 式中： kgW 理论重量， mmF 截面积， mL 长度， 385.7 cmg比重， dbhdF 22 （ 5-2） 102100235040026510 21195 mm 所以 61085.71 1 9 593514.32 3 2 21 3 7 01 1 2 5 55223 0 6 22 边梁Wkg6.403 前端 横梁所选材料为普通槽 钢887 002 35 887 078601 40 AGBQ GB，理论质量为 16.733kg/m，长为 2390mm。所以 3107 3 3.162 3 9 0 前横W kg40。 两根 牵引板横梁， 两根 前踏板横梁， 四根 车架横梁 3所选材料为方管钢材， 截面积公式为 dDdF 4 。 尺寸分别为 100 4， 50 4， 150 4；宽均为 2390mm。 四根工具箱横梁，十一根横梁 2，一根后端横梁 所选材料为矩形管钢材， 截面积公式为 dbhdF 22 。尺寸分别为 100 50 4， 150 50 4， 150 100 4；宽均为 2390mm。 61085.72 3 9 041504444504424100442 方形W kg6.260 61085.723904210015042425015042114250100424 矩形Wkg6.438 所以横梁 的质量 kgWWWW 2.7 3 96.4 3 8406.2 6 0 矩形前横方形横加上各支撑梁及车架底板的质量，结合总体设计，车架重量定为 2000kg。 11 5.2 车架载荷分析 汽车静止时，车架上只承受弹簧以上部分的载荷称为静载荷。汽车在行驶过程中，随行驶条件 (车速和路面情况 )的变化，车架将主要承受对称的垂直动载荷和斜对称的动载荷。 5.2.1 对称的垂直动载荷 这种载荷是当汽车在平坦道路上以较高车速行驶时产生的，其值取决于作用在车架上的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度之值。这种动载荷会使车架产生弯曲变形。 5.2.2 斜对称的动载荷 当汽车在不平道路 上行驶时，汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一起歪斜，其值取决于道路不平坦的程度以及车身、车架和悬架的刚度。这种动载荷将会使车架产生扭转变形。 由于汽车的结构复杂，使用工况多变，除了上述两种主要载荷的作用外，汽车车架上还承受其他的一些载荷。如汽车加速或制动时会导致车架前后载荷的重新分配；汽车转向时，惯性力将使车架受到侧向力的作用。一般来说，车架主要损坏的疲劳裂纹起源于纵梁和横梁边缘处，然后向垂直于边缘的方向扩展。在纵梁上的裂纹将迅速发展乃至全部断裂，而横梁上出现的裂纹则往往不再继续发展 或扩展得很缓慢。根据统计资料可知，车架的使用寿命主要取决于纵梁抗疲劳损伤的强度。因此，在评价车架的载荷性能时，主要应着眼于纵梁。 5.3 车架弯曲强度的计算 由于结构的限制，车架必须满足强度要求和结构设计要求。 5.3.1 受力分析 为简化计算，设计时做以下几点假设： a纵梁为支撑在前牵引销 (车架纵梁对应点 )和挂车双桥中心线上的简支梁 b空车时簧载质量均布在左、右纵梁的全长上八辆轿车的有效载荷也均布在车架纵梁凹部 c所有作用力均通过截面的弯心 (局部扭转的影响忽略不计 ) 图 5-1 车架的受力示图 YD9160TCL 轿运车箱体设计 12 图 5-1中：1F 牵引销所受的力 2F 后桥所受的力 1AM 载重 1OM 空车簧载 其中1l=1180mm,2l=2070mm,3l=10530mm,4l=1610mm,5l=1610mm,6l=2000mm 所以 mmllllllL 1 9 0 0 0654321 5.3.2 弯矩的计算 总体设计中又知：半挂车载质量 1AM 为 12000kg，簧上整备质量1OM为 7500kg。 A所以均布载荷集度 q为： 65432111 / llllllMMq OA （ 5-3） 2000161016101053020701180/750012000 mmNmmkg /26.10/026.119000/19500 图 5-2 车架载荷示图 B求支反力 由平衡方程 01 FM 得： 432212/ lllFLlLq （ 5-4） Nlll LlLqF 1 1 4 1 3 816101 0 5 3 02070 1 9 0 0 011802/1 9 0 0 026.102/33212 NFgMMF OA 8 0 8 6 21 1 4 1 3 8107 5 0 01 2 0 0 02111 C求剪力和弯矩并作剪力图和弯矩图： 把车架纵梁分为三段。如图 5-3所示： 13 图 5-3 纵梁分段受力示图 当10 lx时： 剪力 xqxQ 26.101 弯矩 221 13.52 xxqM 当43211 llllxl 时： 剪力 xFqxQ 26.108 0 8 6 211 弯矩 22111 13.51 1 8 08 0 8 6 22/ xxqxlxFM 当654321 llxllll 时： 剪力 xFFqxQ 26.101 9 5 0 0 0211 弯矩 226543211 1 9 0 0 013.52/ xxllllllqM a. 变载面处的剪力和弯矩： 当 mmlx 11801 时： NNxQ 41021.18.1 2 1 0 61 1 8 026.1026.10 mmNmmNxM 622 1014.77143012118013.513.5 当 mmllx 32502070118021 时： NNxQ 41075.44 7 5 1 73 2 5 026.108 0 8 6 226.108 0 8 6 2 22 3 2 5 013.51 1 8 03 2 5 08 0 8 6 213.51 1 8 08 0 8 6 2 xxM mmNmmN 81013.11 1 3 1 9 8 7 1 5 当 mmlllx 1 3 7 8 01 0 5 3 02 0 7 01 1 8 0321 时： YD9160TCL 轿运车箱体设计 14 NNxQ 41005.62.6 0 5 2 11 3 7 8 026.108 0 8 6 226.108 0 8 6 2 22 1 3 7 8 013.51 1 8 01 3 7 8 08 0 8 6 213.51 1 8 08 0 8 6 2 xxM mmNmmN 71047.444733708 当 mmllllx 1 5 3 9 01 6 1 01 0 5 3 02 0 7 01 1 8 04321 时： NNxQ 4107.76.7 7 0 4 01 5 3 9 026.108 0 8 6 226.108 0 8 6 2 22 1 5 3 9 013.51 1 8 01 5 3 9 08 0 8 6 213.51 1 8 08 0 8 6 2 xxM mmNmmN 7106.66 6 0 0 2 2 5 3 当 mmLx 19000 时： 01 9 0 0026.101 9 5 00 026.101 9 5 00 0 xQ 01 9 0 0 01 9 0 0 013.51 9 0 0 013.5 22 xM b. 求最大弯矩： 因为 dxdMQ / ，所以当 Q=0时，弯矩最大 即 026.1080862 xQ ， mmx 7881 时 ， 弯矩最大 22m a x 7 8 8 113.51 1 8 07 8 8 18 0 8 6 213.51 1 8 08 0 8 6 2 xxM mmNmmN 81023.268.2 2 3 2 3 1 1 2 0 c. 求变矩为 0处的 x值： 当 013.51 1 8 08 0 8 6 2 2 xxM 时 mmxmmx 1 2 8 5,1 4 4 7 8 21 作剪力、弯矩图如图 5-4， 5-5所示： 15 图 5-4 受力图 图 5-5 弯矩图 5.3.3 强度验算 实验表明，当车速约 40 km h时，汽车在对称的垂直动载工况下，其最大弯矩maxDM约为静载荷下的 3 4.7倍，同时，考虑到动载荷作用下，车架处于受疲劳应力状态，如取疲劳安全系数为 1.15 1.4，可求得动载荷下的最大弯矩： mmNMM D 88m a xm a x 1047.1107.44.1 可用下式来 校核纵梁的弯曲强度： xD WM /m ax（ 5-5） 式中： 纵梁的弯曲强度 xW 抗弯模量 由于在设计中纵梁采用焊接工字梁，其截面如图 5-6所示： YD9160TCL 轿运车箱体设计 16 图 5-6 纵梁截面 示图 如图可知区域截面形状和截面特性，即抗弯截面系数为： HbhBHW 6/33 （ 5-6） 12 Hh （ 5-7） 2 Bb （ 5-8） 35331 1038.32656/24590265100 mmW 35332 1092.53 5 06/3 3 0903 5 01 0 0 mmW 比较车架全长上受力分析可知： 最大受力可能发生在最大弯矩处或变截面处，求两点的受力值加以比较求出安全系数： isin /（ 5-9） 其中s为材料的屈服应力，取其值为 345MPa，所以： MPaWM 95.1 6 41038.34/1023.24/ 581m a x3250 09.295.1 6 4/3 4 5/ 32501 sn MPaWM 05.1 1 11092.54/1023.24/ 582m a xm a x 12.305.1 1 1/3 4 5/ m a x2 sn 综上所述：车架发生最大受力时，静载安全系数不小于 2.09，所以 17 351002.5 mmW x 158m a x 2 4 81002.5/1047.1/ MPaWM xD按上式求得的弯曲应力不超过纵梁材料的疲劳极限 MPa2602201 。 5.4 车架扭转应力的计算 5.4.1 受力分析 简化设计计算，假设牵引横梁为一根前 悬架梁，共有七根主横梁，分别为 前端横梁， 工具箱横梁，三根方形横梁，一根矩形横梁和后端横梁，间距分别为al=2222mm, bl=2774mm, cl=3412mm, dl=3927mm, el=3780mm, fl=2885mm。 反载荷均匀分布在纵梁和横梁上。 图 5-7 车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图 1 7 为横梁； a f 为纵梁的区段 图 5-7为车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图。作用在车架上的四个力 R位于前后车轮轴线所在的横向铅垂平面内 5.4.2 求最大扭矩maxT这时各横梁的扭转角相等。此外，纵横梁单位长度的扭转角亦相等。由于扭转角 与扭矩 T，扭转刚度kGJ存在以 下关系： kk GJTlGJTl 3.57 （ 5-10） 式中： T 车架元件所受的扭矩， mmN L 车架元件的长度， mm G 材料的剪切弹性模量， MPa kJ 车架元件横断面的极惯性矩， 4mm 因此，作用在车架元件上的扭矩kT与该元件的扭转刚度kkGJ成正比，故有YD9160TCL 轿运车箱体设计 18 4721721 : kkbkakkkfba JJJJJJTTTTTT （ 5-11） 式中： ,21 TT 横梁 1， 2，所受的扭矩 , 21 kk JJ 横梁 1， 2，横断面的极惯性矩 , 21 TT 纵梁在 1， 2和 1， 2，横梁间所受的扭矩 , 21 kk JJ 纵梁在 1， 2和 1， 2， 横梁间横断面 的极惯性矩 如果将车架由对称平面处切开见图 5-8，则切掉的一半对尚存的一半的作用相当于在切口 横断面上作用扭矩721 , TTT 和横向力721 , QQQ 。对最右边的横梁 1取力矩的平衡方程式，则有 图 5-8 车架在反对称载荷作用下的受力简图 cbabaa lllQllQlQTTTTTTTRL 4327654321 0765 fedcbaedcbadcba llllllQlllllQllllQ （ 5-12） 由（ 5-11）式得： 1212kkJJTT ；1313kkJJTT ； （ 5-13） 11 kkaa JJTT ；11 kkbb JJTT ； （ 5-14） 111 22 JJCTCTQ kaa （ 5-15） kakbkab JJCJ TC TTQ 112 22； （ 5-16） 将上式代入（ 5-11），经整理后得： 19 7111 2nfammkmknklJCJR LJT （ 5-17） 式中： n 横梁数 M 两横梁之间的纵梁区段数 C 车架宽为 2390mm L 前后桥的距离为 14210mm a求极惯性矩nJ和抗扭截面系数nW由于 简化设计计算， 1， 4， 6， 7，横梁截面为 150 50 4； 2， 3， 5，横梁截面为 150 4；纵梁截面为 350 100 10。 如图 5-9所示： 图 5-9 截面图形及尺寸 hKbJ 3矩形（ 5-18） 截面中最大厚度 nn JW ， （ 5-19） 其中 K，查 新编非标准设备设计手册 表 4-1 k参数 h/b 1 2 3 4 6 8 10 10 K 0.141 0.229 0.236 0.281 0.299 0.307 0.312 0.333 由图知，本设计所有的截面矩形 h/b10,所以 K=0.333 432137641 8 0 8.8 1 8 3)1 4 250(43 3 3.02)(2 mmhhKbJJJJ kkkk 43213532 208.1 2 4 4 6)142150(4333.02)(2 mmhhKbJJJ kkk 43213 1 7 6 4 9 0)3 3 01 0 02(103 3 3.0)2( mmhhKbJ km YD9160TCL 轿运车箱体设计 20 7 1 4856.7 0 0 7 3208.1 2 4 4 63808.81834n kn mmJ 461081.21 9 0 0 01 7 6 4 9 02390 22 mmlJC fam mkmb求扭矩 将上面求出的极惯性矩代入（ 5-17）得： mmNJJlJCJR L JTkknfammkmknk 61167111 1088.74.9631081.2856.7 0 0 7 31 4 2 1 01 9 5 0 0 02所以： mmNTTTT 67641 1088.7mmNJTTT k 72532 102.1208.1 2 4 4 64.9634.963 mmNJT kmm 8107.11 7 6 4 9 04.9 6 34.9 6 3 所以： mmNTTm 8m a x 107.1， 31 7 6 4 910/ mmJWkmn 所以最大扭转应力为 M P aWTn 4.2 3 31 7 6 4 9/107.1/ 8m a xm a x ，没有超出 了材料的强度限值，因此车架刚度符合要求。 21 第六章 侧围总成设计 6.1 侧围的结构设计 侧围相当于汽车车身，是汽车三大部分之一，车身可以定义为装在底盘上的建筑性结构。它主要的功能让运输的货物免受风霜雨雪等恶劣自然环境的影响和毁坏。车箱骨架设计成矩形，门框，各立柱之间的相互平行。结合总体设计和上桁架设计，车身框架由两顶横梁和六根立柱焊接在车架上构成。车身设计有六根立柱总成和三根活动滑块支撑管总成，目的是支撑上桁架，顶横梁上装有 顶蓬结构，箱后设计了爬梯，整个侧围由侧围板外 包，其中设计了五扇门。结构如图 6-1 所示： 图 6-1 侧围结构示图 6.2 立柱设计 立柱是车箱的骨架，支撑着整个车箱，使其不得变形，毁坏。所以它必须满足强度和刚度要求。由于车箱设计了车门，所以设计了门立柱来固定车门。 由于上桁架分为三段，所以我们设计了六个立柱总成，每段上桁架由四根立柱支撑。为了加强它的强度，设计了三根支撑杆，上面有活动调节滑块。 第四，第五，第六根立柱设计液压装 置，液压缸在其立柱内，由油缸上下支座总成连接，结构如图 6-2 所示： YD9160TCL 轿运车箱体设计 22 图 6-2 第一 立柱总成 6.3 侧围板的选定 根据同行比较，侧围板选用 1.5 厚的钢板冲压成形 ,结构如图 6-3 所示： 图 6-3 侧围板 技术要求为： a. 零件应平直，不得有扭曲现象。 b. 未注压制圆角为 R3。 c. 未注公差尺寸的极限偏差按 GB/T04006.3-89 规定。 6.4 爬梯的设计 由于本课题设计 的轿运车 具有广泛的兼容性和多功能性， 所以在车箱后端设计了爬梯，方便车箱装载货物。爬梯结构设计如图 6-4所示： 23 图 6-4 爬梯结构示图 6.5 车门的选定 车箱车门共五副，两边四副对称，一边两个，一大一小，后面为后门，运输轿车时没有太大的作用，设计目的是空车返回时可以变成大型的货车运输货物，使其充分利用，提高经济效益。即其变为 多功能性，从而具有广泛的兼容性 ,满足用户的多种需求。五副车门均为外购。 结构如图 6-5所示： 图 6-5 车门 6.6 顶蓬的设计 车身没有设计上盖，设计了顶蓬，由十六根蓬杆骨架加油布组成。目的是节约材料，方便装载货物，透气性好，下雨时还可以瞬速排水，天气好时可以挡太阳。蓬杆骨架结构如图 6-6所示： 图 6-6 蓬杆骨架 6.7 滚轮架的设计 在侧围横梁 2 上设计了三套滚轮架，目的是把其作为定滑轮，改变力的方向，而这个力就是让上桁架放在最高点，使车箱空间最大 ，充分利用，从而体现了它的多功能性。如图 6-7 所示： YD9160TCL 轿运车箱体设计 24 图 6-7 滚轮架 6.8 车箱的技术要求 a. 车箱骨架应成矩形，对角线差不大于 3mm。 b. 门框，各立柱之间的平行度公差为 3mm。 c. 骨架上表面平面度不大于为 3mm。 d. 焊接采用 CO2气体保护焊，不允许有气孔、夹渣、未焊透等缺陷。 25 结 论 课题设计的主要内容 是进行车架的结构设计，车架的设计计算，侧围的结构设计及其它零部件的结构设计与强度校核。配合总体设计，得出原 始参数，计算推导出车箱的其它参数。力求零件标准化、部件通用化、产品系列化；考虑使用条件的复杂多变，保证装载的车辆安全，且车辆上、下装载方便，挂车与牵引车的连接方便，车架便于维修、调整，尽量使用通用件，以便降低制造成本。 YD9160TCL 型多功能轿运车的特点概括起来有以下几个方面 : a.多功能性 该