自卸汽车F式举升机构的设计正式

F式举升机构设计系统

1.前言

对自卸车而言，液压举升系统举升机构的设计计算是各种起重举升汽车的共同问题，因此举升机构是自卸汽车的关键装置，它直接关系到自卸汽车的使用性能及整体布置，举升机构要有很好的动力性、卸料过程平衡协调，满足结构紧凑、安全可靠的要求。在举升机构诸多型式中，由其大吨位自卸车，选择浮动油缸连杆放大组合式举升机构，即F式浮动油缸连杆放大组合式举升机构，该结构比较紧凑，横向刚度好，机构效率高，举升时转动圆滑，杆系受力合理，起升时初始时刻的油压不高，油缸行程较短，能充分利用后桥至驾驶室之间纵向空间，有利于自卸汽车的总布置。

2.整车轴核分配计算：

2.1.根据整车布置，进行举升机构的布置。见如图所示：

图1

首先应当制定设计任务书，然后据此进行整车布置，如果采用二类底盘，必须进行称重，记录下底盘的质量、轴荷、外形尺寸、车架长度和宽度、取立器位置和形式等关键参数；如果是自行开发的，则需要进行全面布置和考虑，尽量有利于自卸上装的布置，进行布置和校核，然后根据国家现行法规及公告要求进行整车质量、性能等的计算，并在底盘空间允许的情况下，综合考虑使用工况，采用不同的举升机构形式，保证自卸汽车的可靠使用。

其中计算和分析主要有质量参数计算、整车动力性能计算、举升机构运动分析、受力分析，此外还有悬架校核、传动校核等。

在这里仅进行质量参数计算、举升机构运动分析、受力分析和计算。在这里介绍的是采用我公司自行生产的DFL3251A自卸车，上装举升机构采用F式举升机构，此机构目前是我公司较为成熟的产品。在计算时，可共同采用计算机CAD辅助绘图和EXCEL列表计算,即可得出任何位置的所要参数，此种方式较为直观和方便；也可以只采用计算机CAD辅助绘图进行分析，得出所要的举升立系数等结果，此种方式需要作出每一时刻的状态，数据分析不直观；或者也可以进行编制程序来计算分析，此种方式需要专业编程人员，且没有作图的直观，数据分析不好检查。

2.2. 进行举升机构在整车上的布置和校核后，将其质量参数列表如下，并进行轴荷计算：

质量参数表（用EXCEL表格进行计算）：

轴距3800+1350

从上表中可以知道轴核分配的合理性，对于6X4双胎汽车而言，空载时，前轴荷为31%到41%之间，中后桥在59%到69%之间，满载时，前轴荷在19%到25%之间，中后桥在75到81之间。其中轴荷可以作为设计车架和副车架的进行强度分析的依据，并且可以考虑整车

布置的合理性的依据。。 2.2. 举升系统要求

最大举升角51度，车厢翻转后最低点离地高度≤200mm,举升时间≤20s,降落时间≤20s,超载系数1.3到2.0之间。

3. 自卸汽车F 式举升机构的设计

3.1. 举升机构的工作原理

图2

F 式举升机构运动分析如图2所示，其工作原理如下： 在初始位置，该机构由拉杆（00E A ）、三角臂（000C B A ），举升油缸（00D B ）及车厢（车厢底架）组成，车厢（车厢底架）与副车架铰接于O 点，拉杆（00E A ）与车箱铰接于0E 点，举升油缸（00D B ）与三角臂（000C B A ）及车箱分别铰接于0B 点和0D 点。当液压油通过举升阀进入油缸下腔时，推动液压缸的活塞，通过活塞作用于0B 点，这时机构中的三角臂受到油缸作用，同时，通过拉杆在三角板臂0A 点产生拉力，二力作用使三角臂绕0C 点顺时针旋转，即同时通过车箱底板0D 点0E 点作用产生合力，从而使车箱底板（车箱）通过绕翻转轴O 点顺时针转动，从而达到车箱翻转，倾卸货物的目的。 3.2. 倾卸机构的设计计算

确定车厢铰点、举升点、三角臂尺寸、拉杆尺寸及其相应的安装铰支点。其中的参数的选择必须考虑举升力系数、质心高度、油缸的形成和安装距、举升机构的安装位置是否与车架干涉等问题。考虑上述因素后，通过利用计算机辅助绘制运动分析图，进行运动校核，其中三角臂前端顶部距车厢底部的间隙满足在运动过程中不与底板干涉；而三角臂前端下部不与车架和变速箱干涉，保证足够的间隙。此外，该机构的最大举升角要满足货物的安息角。油泵、油缸的选择及在车架与车厢之间的安装位置。通过作出液压原理图、合理地选用液压元件，布置出其合理的安装位置。并应保证其工作可靠性和操控性。使之操纵简便可靠。

3.3. 直角坐标系及参数确定

首先，确定车箱的最大倾角MAX α（最大倾角MAX α根据物料安息角来定），和车箱

及货物中心到后翻转轴O 点的水平距离0G X 。

建立直角坐标系，将车厢与副车架的铰接点O 点作为直角坐标系原点，水平方向向左为X 轴的正方向，即指向汽车前方，垂直向上为Y 轴的正方向，初选油缸自由长度0L 、最大有效工作行程MAX L 、最大举升角MAX α。

参考同类举升机构，初步确定在初始位置的各点，此时坐标点的右下角的“O ”标识表示为初始位置，当为“i ”时为任意点的位置，O 点为（０，０）即后翻转中心，其位置通常是在垂直方向上，位于副车架上下翼面之间，由具体的设计结构确定其准确位置。

三角臂（000C B A ）与副车底架铰接点0C （0C X ，0C Y ）的坐标0C X 根据经验尽量靠前，0C Y 坐标考虑副车架断面高度尽量向上，由其结构最小尺寸和底盘空间决定。

油缸与车厢底架铰接点0D （0D X ，0D Y ）的选取，0D Y 坐标向上，应当尽量靠近车厢底板，以油缸外廓最顶部不干涉车厢底板为限；0D X 坐标尽量向前位于0C X 之后，在0E X 之前。

拉杆（00E A ）与车厢铰接点0E （0E X ，0E Y ）的选取，其0E X 坐标位于0D X 之后100mm~300mm 的范围内选取，0E Y 坐标尽量向下，以外廓最底部不干涉副车架和车架上的零部件为限。

根据底盘车架上翼面与车厢底板之间的空间，确定初步三角臂尺寸。其中三角臂（000C B A ）与油缸（00D B ）下支座铰接点0B （0B X ，0B Y ）；三角臂（000C B A ）与拉杆（00E A ）铰接点0A （0A X ，0A Y ）；拉杆（00E A ）与车厢铰接点0E （0E X ，

0E Y ）；油缸（00D B ）与车箱铰接点0D （0D X ，0D Y ）。

通过建立直角坐标系，确定了机构中各点的坐标，在机构中应保证各运动协调，不发生干涉，在允许范围内变化。由以上确定的各坐标点。进行计算机辅助反复绘图后得到图2。据图中参数，可以得出油缸的安装长度0L =00D B ，当车箱的角度为MAX α 时，油缸的长度MAX L =MAX MAX D B αα和油缸的行程S=MAX L —0L 。 通过计算机辅助绘图进行受力分析，可以作出如下的机构受力图：

图3 F 式举升机构受力图 3.4. 如上图，在此初始位置时记任何点的下标记为“0”，在其它任意位置时的点的下标记

为“i ”，因此在此初始位置，直线段00E A =00E A L ，00C A =00C A L ，00D B =00D B L ，

00C B =00C B L 。在任意位置，点Ai （Ai X ，Ai Y ）到直线段i i D B 的距离记为AiBiDi D ，

点Ai （Ai X ，Ai Y ）到直线段i i C M 的距离记为AiMiCi D ，点Bi （Bi X ，Bi Y ）到直线段i i E A 的距离记为BiAiEi D ，点Bi （Bi X ，Bi Y ）到直线段i i C M 的距离记为BiMiCi D ，点O （Oi X ，Oi Y ）到直线段i i C M 的距离记为OiMiCi D

3.5. 分别求出拉杆（00E A ）与车厢铰接点0E （0E X ，0E Y ）、油缸（00D B ）与车箱铰

接点0D （0D X ，0D Y ）以及举升质量质心0G 在任意举升角α时的点i G （Gi X ，Gi Y ）的坐标。

i D （Di X ，Di Y ）坐标由下式求得：

Di X =0D X *COS(α)-0D Y SIN(α) Di Y =0D X *SIN(α)+0D Y *COS(α)

同理点i E （Ei X ，Ei Y ）坐标由下式求得：

Ei X =0E X *COS(α)-0E Y SIN(α) Ei Y =0E X *SIN(α)+ 0E Y *COS(α)

同理点i G （Gi X ，Gi Y ）坐标由下式求得：

Gi X =0G X *COS(α)-0G Y SIN(α) Gi Y =0G X *SIN(α)+ 0G Y *COS(α)

求解举升角α时，i A 点坐标（Ai X ，Ai Y ）解下列方程：

I I C A Ci Ai Ci Ai L Y Y X X 2

22)()(=-+- i E A Ei Ai Ei Ai i L Y Y X X 2

22)()(=-+-

即可求出i A 点坐标（Ai X ，Ai Y ）。

同理，求解举升角α时，i B 点坐标（Bi X ，Bi Y ）解下列方程：

i i C B Ci Bi Ci Bi L Y Y X X 2

22)()(=-+- i E B Ei Bi Ei Bi i L Y Y X X 2

22)()(=-+-

即可求出i B 点坐标（Bi X ，Bi Y ）。

同理，可求解举升角α时，合力i M 点坐标（Mi X ，Mi Y ）解下列方程： 直线i i E A 的方程

Ai Ei Ai

Ei Ai Ai Y X Y X Y Y X X --=--

直线i i D B 的方程Bi

Di Bi

Di Bi Bi Y X Y X Y Y X X --=--

联立两个方程求解，即可求出i M 点坐标（Mi X ，Mi Y ）。 其直线方程为：

Ci

Mi Ci

Mi Ci Ci Y X Y X Y Y X X --=--

求O 点至直线i i C M 的距离OiMiCi D

OiMiCi D =

2

2

)

()()

(*)(*Ci Mi Ci Mi Mi Ci Mi Mi Ci Mi X X Y Y Y Y X X X Y -+-----

求点i A 到直线段i i D B 的距离AiBiDi D

AiBiDi D =

2

2

)

()()

(*)(*)(*)(*Di Bi Bi Di Bi Di Bi Di Bi Bi Di Bi Ai Bi Di Ai X X Y Y X X Y Y Y X X X Y Y Y X -+--+-+-+-

求点i A 到直线段i i C M 的距离AiMiCi D

AiMiCi D =

2

2

)

()()

(*)(*)(*)(*Mi Ci Ci Mi Ci Mi Ci Mi Ci Ci Mi Ci Ai Ci Mi Ai X X Y Y X X Y Y Y X X X Y Y Y X -+--+-+-+-

求点i B 到直线段i i E A 的距离BiAiEi D

BiAiEi D =

2

2

)

()()

(*)(*)(*)(*Ai Ei Ai Ei Ai Ei Ai Ei Ai Ai Ai Ei Bi Ai Ei Bi X X Y Y X X Y Y Y X X X Y Y Y X -+--+-+-+-

4.3 倾卸机构的受力分析

图4

以车箱为研究对象，在初始位置的受立如图4所示，在举升过程中倾卸机构受到了货物的质量i G 的作用，该质量作用在车箱底板上，这时，车箱底板上受到了油缸的推力i F '及拉杆的拉力i T '，根据力学平面汇交力学理论，推力i F '和拉力i T 它们的合力i R 必通过两力交点i M ，合力i R 的方向通过直线i i C M ，其在初始位置的情况见图5，

图5 所以对翻转轴O 点取力矩，得

i G *Gi X =i R *OMiCi D

式中：i G ------货物质量

i R -----油缸推力i F '和拉杆拉力i T 的合力。 Gi X ------i G 对O 点的力臂 OMiCi D ----合力i R 对O 点的力臂

我们再以三角臂为研究对象，它受到副车架对它的支反力（即合力i R '的反作用力）i R 、油缸推力（i F 的反作用力）i F '和拉杆拉力（i T '的反作用力）i T 这三种力的作用，对三角板臂i A 点取力矩得：

图6

i F *AiBiDi D =i R *AiMiCi D

式中：i F ----------油缸的推力

AiBiDi D -------油缸推力到i A 点的距离

AiMiCi D -------合力i F 到i A 点的距离

举升力系数的计算分析

举升力系数K g 是表示举升机构力效率的参数，是举升过程中液压缸推力i F 与货物质量

i G 的比值，即g K =i F /i G 随着车箱倾角的增大，i G 值减小，Kg 值是变化的。在机构选型

时，Kg 值不是唯一的指标，还需综合考虑横向刚度，机构质量利用系数，工作可靠性，平稳性，成本等方面的因素。

g K =

i i G F =OMiCi

AiBiDi Gi

AiMiCi D D X D ** 在这里，g K 欲小，机构的效率欲大。随着g K 值的减小，机构的形状将发生变化，其

几何尺寸会相应增大。g K 值仅与机构的结构有关，而与车厢的载荷、油缸的作用力无关。但与质心的位置有关。为了便于与其它车型的机构进行比较，所以令

OMiCi

AiBiDi AiMiCi

D D D K *=

装置

此系数是举升装置系数，反映的是举升装置的设计合理性。而令Gi G X K =，此参数反映的是车厢布置情况。则G g K K K *装置=，所以举升力系数g K 小并不能反映举升装置合理，反过来说经过优化的举升装置（即装置K 优化）也并不一定就能保证举升力系数g K 最佳，所以用装置K 来反映举升装置是比较恰当和合理的。在这里AiBiDi D 的变化量相对来说很小，所以可令

OMiCi

AiMiCi

D D K =

装置当量

作为举升装置当量系数。

图7

在图7中，连接O 0C ，作0OC C M ⊥''。设合力作用线00C M 与C M ''之夹角为β，三

角臂00B A 与C M ''

的夹角为λβ-，则有 )*)cos()(sin()cos(*sin *0

00000）（）（装置当量γββγγβtg L L L L D D K OC C A OC C A OMiCi AiMiCi -=-==

由上式可以看出降低装置当量K 的方法。

把三角臂尽朝前布置，以增大0OC 的值0OC L 。约束条件是举升缸的行程要能满足举升角的设计要求，而且三角臂的最前端B 点不能影响变速器的正常拆卸。

减少β角，所以要适当升高0A 点位置，以减小β角。约束条件是0A 与车厢底板不能干涉。

增大γ角，就要使合力0R 的作用线00C M 的斜率增大。实施办法是加大油缸和拉杆的安装角度，即使0E 点尽量向下、0C 点尽量朝上布置。这时必须考虑的约束条件是0C 点必须沿着i A A 0连线的垂直平分线变化，0C 点向上容易与拉杆00E A 干涉，且0E 点的降低容易造成与副车架及车架上平面的零部件运动干涉。除此之外，还要考虑到工艺问题。目前内

外采用F 式举升机构的自卸车0E 、

0C 的布置在结构上均是固定与车厢底板上的焊接式铰支座，所以这两点间的距离过大均会给铰支座设计造成困难，所以要考虑其结构的工艺性。

所以类比借鉴成熟车型的设计经验还是必要的。

根据确定的举升机构各参数，车箱倾角的不断变化，经EXCEL 列式计算或作图法可以不同角度的举升力系数g K 值。从而反过来再调整机构中的各项参数，主要是拉杆、三角臂、油缸、及它们与车厢底架和副车架的连接铰点。

4. 液压系统系统的计算分析

4.1. 液压缸最大推力F 的确定

要使货物质量在车箱绕O 点转动，所需的液压缸推力为：

F=

n

m i

g G K ηη

式中：ηm---------------液压系统效率

ηn---------------倾卸机构效率

5.2. 拉杆拉力的计算

取三角臂为研究对象，见图8，

图8 对0B 点取力矩得：

'

i T *BiAiEi D =i R *BiMiCi D

式中： BiAiEi D --------------拉杆对0B 点的力臂

BiMiCi D -------合力对0B 点的力臂 '

i T -------------------拉杆的拉力 i R ------------------拉杆的拉力

通过上式即可解出拉杆拉力'

i T

5.3. 液压油缸内径 d 的确定

举升油缸的直径决定于车厢载重量和举升机构的效率。在确定了载重量、选定了g K 值并选定了油泵的型号后，就可以确定举升油缸的直径。 i

G G G *ε+'=

式中：i

G 额定载重量(kg)

由F=PA=πd 2

p/4得： d=

P F π4=n

m i g p G K ηηπ泵压4

式中： d-------- 油缸直径（mm ）

泵压p -------油泵工作压力（kgf/mm 2）

m η--------油缸的机械效率(一般取0.95)

n η--------齿轮泵的机械效率(一般取0.95)

ε--------超载系数（一般取1.3）

5.4. 油泵选型

5.4.1. 油泵的工作压力

由液压缸的工作压力选择油泵的压力，而液压缸的工作压力为:

缸压p =n

m i g d G K ηηπ24

5.4.2. 油泵排量计算

g =m

nt S

d ηπ215

式中： g--------油泵排量

t-------设计的举升时间 n-------油泵的额定转速 S------油缸的行程

5.5. 实际举升时间的计算

t=n

m ng s d ηηπ260 式中：g--------油泵排量 n--------发动机转速

油缸工作容积V=3.14*缸径*行程=3.14X0.2X0.2/4X0.735=23.1升

根据取力器与变速箱相配后的速比i 、发动机转速发n 、齿轮泵的排量g 、工作效率1v 、额定转速泵n ，

东风DFL3251A 装用QH70 取力器，其参数如下： 取力器速比0.8

取力器与变速箱相配后的速比0.96(4/8 档);1.29(3/7 档);1.74(2/6 档);2.37(1/5 档); 输出旋转方式逆时针

输出功率（PS ） 182/2600 输出扭矩(N.m) 700

操纵方式远距离电控气双向气操纵 在整车上的输出方式后输出 在发动机额定转速2200时：

t=60*V/( 1v *发n /i* g)=60X23.1/（0.95X2200/1.005X63）=35.5秒 在发动机最高转速2500时：

t=60*V/(1v *发n /i* g)=60X23.1/（0.95X2500/1.005X63）=31秒 5.6. 选用CB63系列齿轮泵时，泵所需的功率和扭矩计算如下：

在泵的最低转速900rpm 时，工作压力为20Mpa 时，

流量b Q =60*泵n *0.001*泵容积η=60X900X0.001X0.93=50.22 L/min

输入扭矩b M =（p* g ）/（628*泵容积η）

=15.9*（（p*b Q ）/（i*泵容积η））

=15.9*（（200*50.22）/（900*0.93）） =190.8N.M

输入功率b N =（p*b Q ）/（612*泵容积η）

=（200X50.22）/（612X0.93） =17.6KW

在泵的额定转速2000rpm 时，工作压力为20Mpa 时， 流量b Q =63X2000X0.001X0.93=117.8L/min 输入扭矩b M =（p* g ）/（628*泵容积η）

=15.9*（（p*b Q ）/（i*泵容积η））

=15.9*（（200*117.8）/（2000*0.93）） =201.4N.M

输入功率b N =（p*b Q ）/（612*泵容积η）

=（200X93）/（612X0.93） =32.68KW

5.7. 油压特性的计算

最理想的油压特性是油缸工作压力的最大值应在 α（举升角）小于15○

范围，最

小压力应在30○~45○

之间。 M i =

i F d 24

18

.9π (MPa) 式中：M i ------不同举升角度的油缸工作压力

F i ------不同举升角度油缸的推力 d-------油缸内径

5.7.1 油压波动系数m 的计算

较理想的举升机构m 应小于0.2 m=

1-均

M M ωκτ

式中： m-------油压波动系数

M max ----举升过程中液压系统最大工作压力

均M ------举升过程中液压系统工作压力的平均值 5.8. 系统安全系数的确定

系统安全系数反应了油缸的举升能力，系统安全系数越大越好，但过大造成系统浪费。 K 1=

m ax

1m ax

F F 式中：K 1-----------系统安全系数

F max -------举升过程中油缸所需的最大推力 F 1max -------油缸工作推力

5.9.车厢倾翻最大阻力矩计算

自卸车倾翻时，在汽车满载货物按自然坡度堆积在车厢前部出现不良装载状态时，应当是阻力矩最大时,见图15。所以车厢产生的阻力矩可以写成：

g X G X G M G G k **)cos(**)cos(*）（货物

车厢

货物车厢αα+'=

车厢

G ' ：车厢自重,单位kg ； 货物

G ' ：货物质量，单位kg 车厢G X ：车厢质心到点O 的水平距离，单位m ；

货物G X ：不良装载时，货物G X =300+Gi X 货物质心到点O 的水平距离，单位m 。

6. 机构强度的计算

6.1 这里只对三角臂、车厢底架及拉杆进行分析 车厢底架受力分析如下：

图9 图10

拉杆在倾卸机构中，主要起到平衡力的作用，即拉杆受拉，不存在拉杆失稳，故只考虑拉杆元件的抗拉应力，而拉杆结构抗拉应力最小处在两端头，因此只考虑端部截面的抗拉应力σ。设拉杆的材料抗拉强度为σb ，则计算结果应满足σb >σ1。在这里可以借助PRO/E 等有限元分析软件来进行分析，作为判断应力分布趋势的依据。

图11 图12

三角臂在倾卸机构中是主要受力元件，它的强度好坏直接影响整个机构的运行，三角臂的每一断面的抗拉应力应大于三角臂在实际机构运动过程中所受到的最大拉力，三角连臂其抗拉应力最小处应为三角臂的三个端头，因此，该截面的抗拉应力为σ2，设三角臂的材料的抗拉强度为σs，则：σs>σ2。在这里可以借助PRO/E等有限元分析软件

来进行分析，作为判断应力分布趋势的依据。

图13 图14

7. 车厢底架纵梁强度分析

由于，车厢底架是一个框形结构，所以其强度分析只能采取近似方式，即将车厢底架简化，通常只校核纵梁的抗弯强度。模型如下

取直角坐标系，X轴指向汽车尾部方向，Y轴向上。Z点为车厢与副车架铰接点，O点

为车厢底架纵梁端头。其力学模型简化如下：

图15

图中）（车厢1000*/**1000L g G q i =，单位：牛顿/米，车厢L 车厢的长度，后悬L 车

厢的后悬的长度，单位：mm 。F M 、T M 和Z M 均为力平移后转化的力矩。X F 和Y F 分别为油缸对车厢的水平和垂直方向的力，X T 和Y T 分别为拉杆对车厢的水平和垂直方向的力，和Y Z 分别为铰轴对车厢的水平和垂直方向的力。

在0到f 段

Q （X ）=-qx （0≤X ≤f ）

M （X ）=2

2

1qx -

（0≤X ≤f ） 在f 到t 段

Q （X ）=y F f x q +--)( （f ≤X ≤t ） M （X ）=)(2

1

)(212f X F M f x q y F -+---

（f ≤X ≤t ） 在t 到z 段

Q （X ）=Y y T F t x q ++--)( （t ≤X ≤z ） M （X ）=)(2

1

)(21)(212t x T M f x F M t x q Y T y F -++-+---

（t ≤X ≤z ） 在z 到h 段

Q （X ）=)(x L q --车厢 （z ≤X ≤h ） M （X ）=2)(2

1

x L q --

车厢 （z ≤X ≤h ） 其中力矩简化如下：

]2

)[(1

212H H H H Z M X Z ++-= )](2

[

021

D X F Y H H F M ---= ]2

)([1120H

H H Y T M D X T +-+=

车厢纵梁断面的尺寸见图16

图16

其截面模量为：

根据EXCEL 计算得X Z = ，Y Z = φ= °， 0R ，q= ，

9. ：副车架强度分析

副车架纵梁时常有断裂现象产生，有抗弯模量不足造成的，另外就是扭曲造成的，所

以有必要进行校核。对于前者通常采用一般力学计算即可，对于后者通常采用有限元分析。在这里，只进行副车架纵梁的抗弯强度分析。

对于自卸汽车而言，在静止或匀速直线行驶时，货物对车架的作用可按均布载荷处理，但在卸货过程中，则必须按集中力处理，因此这时自卸车的危险工况发生在刚开始卸货的瞬间。其受力模型如下：

图18

副车架L 副车架的有效长度，单位：mm ；y Z '为副车架铰座处受到的垂直力，方向与Y 轴方向相反，Z M '为副车架铰座处受到的简化后力矩，方向与为逆时针。y R '为副车架受到货物的合力，方向与如图所示，R M 为副车架铰座处受到的简化后力矩，方向与为顺时针。L 为e 点和f 点之间的距离。

副车架纵梁断面的尺寸见图17

单位：mm 。R M 、Z M '均为力平移后转化的力矩。f F 和h F 分别为前轴和后轴对车架和副车架的水平和垂直方向的力。

在0到a 段

Q （X ）=0 （0≤X ≤a ） M （X ）=0 （0≤X ≤a ） 在a 到b 段 Q （X ）=f F （a ≤X ≤b ）

M （X ）=

)(2

1

a x F y -（a ≤X ≤

b ） 在b 到

c 段 Q （X ）=f F （b ≤X ≤c ） M （X ）=

)(2

1

a x F y -（

b ≤X ≤

c ） 在c 到

d 段

Q （X ）=y f R F '- （c ≤X ≤d ）

M （X ）=

R y f M c x R a x F ----')(2

1

)(21（c ≤X ≤d ）

在d 到e 段

Q （X ）=h y f F R F +-' （d ≤X ≤e ） M （X ）=

)(2

1

)(21)(21d x F M c x R a x F h R y f -+----'（d ≤X ≤e ） 在e 到f 段

Q （X ）=y Z '- （e ≤X ≤f ） M （X ）=l Z M y z *2

1'-

-'（e ≤X ≤f ） 忽略副车架及主车架横梁及加强板的影响，可以认为弯矩只由主梁和副梁承担，每侧主副车架纵梁在任一截面的弯矩为M ，而在该截面处，车架纵梁所受弯矩为1M ，副车架纵梁所受弯矩为2M ，则有：

)*/(/1112

21J E M d d x y = )*/(/2222

2

2J E M d d x

y =

式中：挠度；分别是主副车架纵梁的，21y y

弹性模量；分别是主副车架纵梁的，21E E

面的惯性矩；分别是主副车架纵梁截，21J J

假设主副梁挠度完全相同（否则，主副梁接触面之间将会出现间隙）即：21y y = 2

22

2

//21x y x

y d d d d =

则有： )*/()*/(222111J E M J E M =，又因为21M M M += 所以 M J E J E J E M *)]**/(*[2211111+= M J E J E J E M *)]**/(*[2211222+=

车架截面质心位置的确定： 车架截面简化如图18

图18

据平行移轴公式

]**[

2

1111

11A A y A y A y +''''+''=

]

**)2/(*)]*2(*)[()*[()2/(*)]*2(*)[()*[([

1

1111111111111111

h B H B h t h t B h B H t H t B H B ''''+''''''-''''-''-''''+''-''-'-''=所以主车架纵梁截面惯性矩及弹性模量计算如下：

)])*2(*)[(*(*)2/(12

])*2(*)(*[*111111211

3111

13

1112

111t H t B H B y H t H t B H B A a I J '-''-'-'''-'+

'-''-'-''=''+'=' )])*2(*)[(*(*)2/(12

])*2(*)(*[*11111121311113

11

12

111t H t B H B y H t H t B H B A a I J ''-''''-''-''''''-''+

''-''''-''-''''=''''+''="

则主车架纵梁截面惯性矩为

"

+'=111J J J

所以弹性模量如下：

1311113

11

1*6])*2(*)(*[H t H t B H B E ''-''-'-''=

'

1

311113

11

1

*6])*2(*)(*[H t H t B H B E ''''-''''-''-''''=

"

11

1E E E ''+'=

可得主车架所受弯矩为M J E J E J E M *)]**/()*[(2211111+= 求副车架纵梁截面质心及惯性矩如下：

副车架截面简化如图

19

图19

所以副车架纵梁截面惯性矩及弹性模量计算如下：

12

])*2(*)(*[322223

22

2t H t B H B J '-''-'-''='

12

])*2(*)(*[32222322

2t H t B H B J ''-''''-''-''''='''

则主车架纵梁截面惯性矩为

"+'=222J J J

所以弹性模量如下：

2

322223

22

2*6])*2(*)(*[H t H t B H B E ''-''-'-''=

'

2

322223

22

2

*6])*2(*)(*[H t H t B H B E ''''-''''-''-''''=

"

同理，22

2E E E ''+'= 可得副车架所受弯矩为M J E J E J E M *)]**/()*[(1122222+=

所以副车架纵梁主截面的应力计算公式如下：

2

222*2*J H M '

=σ

所以主车架纵梁主截面的应力计算公式如下：

1

111*2*J H M '

=σ