5070GJYH型加油车设计计算书加油机.docx

1、5070GJYH型加油车设计计算书加油机5070GJYH型加油车设计计算书1、产品简介该车为道路运输42底盘罐式车辆（见图1），运输介质为汽油。罐车底盘型号为东风汽车有限公司的HFC1071P82K5C2Z，发动机功率88KW。罐车横截面为带有一定曲率的凸多边形截面，罐内设置一块防波板。前封头前设一仓为空仓，长800 mm，装税控加油机。装载介质为汽油。罐体外形尺寸为 3200mm1730mm1120mm，罐体有效容积为4.2m3。罐体的主体材料为碳素结构钢Q235-B。罐体上部设置DN500防爆人孔1个，DN80呼吸阀1个。罐体下部设置DN100紧急切断阀1个，DN50卸料口1个，税控加油机

2、一台。罐体上部设置操作平台，后部设置外扶梯，车上配工具箱等。 图1 5070GJYH 加油车简图 2、设计参数的确定2.1 设计条件1）42底盘罐式车辆，装卸方式为上装下卸，重力装，重力卸料和加油机卸料；2）罐体设计代码 LGBF；3）运输介质：柴油。HG 20660 易燃程度：易燃（在空气中爆炸限1.3%6.0%）；熔点600C，沸点700C 2000C；饱和蒸气压（绝压）：0.00732MPa (500C)；密度0.83103 kg/m3 (500C)。4）主要材质罐体及封头材质：Q235-B （抗拉强度Rm375MPa；屈服强度ReL235 MPa；断后伸长率A 26%）。副车架材质：Q

3、345-A （抗拉强度Rm470MPa630MPa；屈服强度ReL345 MPa；断后伸长率A 21%）。5）底盘为HFC1071P82K5C2Z，前悬 1105 mm ，轴距 3308 mm，底盘整备质量2260 kg 。整车整备质量3850 kg ，前轴载荷2360 kg，后轴载荷5000 kg，总质量7360 kg 。2.2 上装以及整车参数的确定经与同类型车的比较分析，可知该车上装部分空载质量为：1590 kg，故整车整备质量约为3850 kg。该底盘驾驶室准乘人数为3人。根据GB 1589汽车外廓尺寸界限要求，则该车额定载质量为G7360-3850-1953315 kg。上装以及货物

4、重心距离前桥中心L：该车上装部分重心与装载货物重心基本重合，驾驶室乘员（653 195 kg）直接加载于前轴，则根据后轴载荷的要求可得：所以 L1592 mm罐体容积：（系数1.053为考虑预留约5%的气相空间）根据罐体长度尺寸以及罐体容积选用截面形状如图2：（截面面积A=1.42m2） 图 2 罐体横截面形状简图 2.3 当量内直径当量内直径2.4 罐体设计压力罐体设计压力取下列工况中的较大值：a) 设计温度时介质饱和蒸汽压与封罐压力之和；b) 充装、卸料时的操作压力。饱和蒸汽压p=0.00732 MPa；齿轮油泵充装介质时，呼吸阀开启压力0.008 MPa；罐体设计压力取 p=0.008

5、MPa。2.5 设计温度罐体采用裸式结构，罐体设计温度取500C（根据GB 18564.1-2006中5.4.5）2.6 罐体计算压力罐体计算压力（根据GB 18564.1-2006中5.4.3）PC1 = P1 = 2H11039.8 = 0.025 MPa式中：P1两倍静态水压力，MPa。H罐体内高尺寸，H取1.25m。PC2=P2=0.00732 MPa式中：P2介质设计温度时饱和蒸气压（500C）；PC3=P3=2G g /（Di2 /4）= 0.0352MPa 0.035 MPa式中：P3等效压力，等于最大充装质量乘以2倍的重力加速器并除以罐体纵向投影面积的商，并与0.035 MPa

6、比较取较大值。罐体计算压力 PC = PC2+ PC3 = 0.0425 MPa PC12.7许用应力罐体材料设计温度下许用应力 =131.6 MPa（根据 NB/T 47003.12009中）2.8 单位容积充装量V =t 95%=0.8395%=0.7885t/ m3 (根据GB 18564.1-2006中5.4.9)式中：t设计温度下介质密度，0.83t/ m3 。2.9 罐体最大允许充装量罐体最大允许充装质量 W=V V = 0.78854.2=3312 kgW=3312 kg3315 kg 满足要求(GB 18564.1-2006中5.4.9.2)。2.10 接头系数焊接接头系数 =

7、0.85（根据 JB/T 47351997中3.7.1）2.11 腐蚀裕量 罐体腐蚀裕量按GB 18564.1-2006的规定，取C1 =1.0 mm。2.12 钢板厚度负偏差按 GB/T 709的规定，钢板厚度负偏差 C2 =0.5 mm。2.13 罐体加工减薄量筒体 C3 = 0 mm，封头C3 = 0.4 mm。2.14 罐体液压试验压力Pt为试验压力，取Pt = PC = 0.0425 MPa (根据GB 18564.1-2006中5.4.17)2.15 罐体气密性试验压力Pt为试验压力，取Pt = P = 0.036 MPa (根据GB 18564.1-2006中5.4.17.3)3

8、、设计计算3.1 罐体厚度计算罐体中筒体及封头的厚度计算见下筒体计算厚度封头设计厚度:封头选用碟型，其中R=0.9Di ； r =0.17 Di；M=1.325当装有防止罐体破坏的保护装置时，组合模量计算： 将防波板视为罐体内部的加强圈，防波板折高为75 mm，即加强圈的宽度b1 = 75 mm。加强圈与罐体组合截面时，圆筒有效宽度：式中，R m为圆筒平均半径，近似等于罐体当量直径的一半（D1 /2），圆筒有效厚度0 = 5.0 mm，固圆筒的有效宽度b3 = 173 mm。简化后的罐体与防波板可视为H型钢（见图3）， 图3图3中的参数：H = b3 = 173 mm，B = 20 = 10

9、mm，h = b1 = 75 mm，b = R m =788 mm，即H型钢的截面模量 ：W =（ BH3 + bh3 ）/（ 6H ）= 37.02104 cm3。按照GB 18564.1-2006要求，组合截面模量应不小于 104cm3，在计算截面模量时没有考虑车架、支座等外部支撑对罐体的加强作用，因此组合截面模量已高出国家标准要求。所以罐体标准钢最小厚度0：0 = 3.0 mm当装有防止罐体破坏的保护装置时，筒体和封头最小厚度1：当装有防止罐体破坏的保护装置时，筒体设计厚度D：D = max (1 + C1 ) ，(+ C1 ) = max ( 3.053+ 1 ) ，( 0.261 +

10、 1 ) = max 4.053 ，1.261 = 4 . 053 mm当装有防止罐体破坏的保护装置时，封头设计厚度D：D = max (1 + C1 ) ，(+ C1 ) = max ( 3.053+ 1 ) ，( 0.169 + 1 ) = max 4.053 ，1.169 = 4 . 053 mm当装有防止罐体破坏的保护装置时，筒体名义厚度n(已考虑加工减薄量)n =Int( D + C2 + C3) =Int（4.053+0.5+0） =Int（4.553）= 5.0 mm当装有防止罐体破坏的保护装置时，封头名义厚度n(已考虑加工减薄量)n =Int( D + C2 + C3) =In

11、t（4.053+0.5+0.4） =Int（4.953）= 5.0 mm3.2 罐体容积校核 图 4 罐体简图罐体容积： V = V1 0.85罐体容积要求罐体有效容积 4.2 m3 。 V1 = A L + L2 / 3 V0式中：V1 罐体外形尺寸计算容积；A 截面面积，A = 1.42m2 ；L罐体直线段长度，L = 2.96 m；L 1、L 2 蝶形封头深度，L 1 = L 2 = 0.12 m； V0罐内附件的体积总和，V0= 1.42 0.005 4 = 0.0284 m3。V1 = 1.42（2 . 96+20.12/3）- 1.42 0.005 4 = 4.2884 m3。V

12、= V1 0.85 = 4.2884 0.85 = 3.645 m3 4.2m3罐体容积满足要求。3.3 罐体以及副车架与底盘之间的连接计算罐体以及副车架与底盘纵梁之间用U型螺栓和对拉螺栓进行连接固定，并在副车架和底盘纵梁前后位置增加斜拉支架。在副车架与底盘纵梁之间垫有胶垫，可增大摩擦力，消除接触面之间的间隙。副车架与底盘纵梁之间连接共12个M16的螺栓，螺栓的性能等级为8.8级，其拧紧力矩为215Nm，每个螺栓的预紧力为P0。根据公式： M = K P0 d 10-3 式中： M拧紧力矩，Nm； K拧紧力矩系数，K=0.284；P0预紧力，kN；d 螺纹直径，m m。所以 215 = 0.2

13、84 P0 16 10-3则 P0 = 47.3 kN由于在副车架与底盘纵梁之间垫有胶垫，摩擦系数取0.6，12个螺栓的预紧力使得副车架与车架纵梁之间产生的摩擦力Q1：Q1 = 12 0.6 47.3 = 340.6 kN = 34.1 （T）满载的罐体及其自重（含副车架重）产生的摩擦力Q2：Q2 = （1170+3505） 0.6 = 2805 kg = 2.81（T）满载的罐体及其自重最大纵向惯性力：W = （1170+3505） 2 = 9350 kg = 9.35（T）Q = Q1 + Q2 = 34.1 + 2.81 = 36.91 9.35 = W帮罐体和副车架与底盘纵梁之间的摩擦

14、力能够满足要求。根据 GB/T 3098.12000紧固件性能 螺栓、螺钉和螺柱表7可知8.8级M16螺栓的保证载荷为91 kN。汽车正常行驶过程中，两侧向惯性力不超过1g，即9.35（T）；91 6 = 546 kN =54.6 （T） 9.35（T）故每侧6个螺栓的连接强度是满足要求的。3.4 支座局部应力校核由于该车罐体轴向弯距主要由底盘纵梁承载，由于该车满载时总质量以及轴荷分配均不超出底盘的允许，故可不进行轴向应力校核。罐体的周向应力计算：根据总图可知，该车罐体通过沿罐体长度方向上3道支架承载，则每两道支座承受载荷：F = （1170+3505）/（3/2） = 3116 kg式中：b

15、支座间的轴向距离，b = 2960/2 = 1480 m m；R m筒体的平均半径，R m = D1 / 2+=1576/2+5 = 793m m在鞍座边角处（L/ R m4）： 式中：b 2罐体的有效宽度，K3 根据表格备注计算K3 = 0.0132；b垫板厚度，b = 5 m m。考虑到公式中的载荷为静载荷，根据GB 18564.1-2006关于支座局部应力校核的规定，对式中的F值按照2倍考虑：则故支座校核满足要求。3.5 安全阀排放能力校核3.5.1 罐体的安全泄放量WS = 2.55105Ar0.82/q式中：Ar罐体受热面积，Ar =5.1083.03+1.9521.3=20.55

16、m2q在泄放压力下的汽化潜热，q =310 KJ/KgWS = 2.5510520.550.82/310= 2.5510511.93/310=9813Kg/h3.5.1 安全阀排放面积根据公式： 则： 式中：C气体特性系数，取C=350（K=1.33）；K安全阀的额定泄放系数，K= 0.65；M气体的摩尔质量，M= 72 kg / kmol；Z额定排放压力下饱和气体的压缩系数，Z=1；T额定排放压力下饱和气体的绝对温度，T=273+50=323k;Pd安全阀的排放压力（绝压），Pd =1.10.035+0.1=0.1385MPa。该罐体上部装有一只具有防爆功能的人孔，防爆口作用同安全阀，开启压力为0.035 MPa，防爆口直径（喉颈）为250mm。A=13.142502 / 4 = 49087.39 mm2 8684.07 mm2帮安全阀排放能力满足要求。