5070GJYH型加油车设计计算书加油机概要.docx
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5070GJYH型加油车设计计算书加油机概要
5070GJYH型加油车设计计算书
1、产品简介
该车为道路运输4×2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800mm,装税控加油机。
装载介质为汽油。
罐体外形尺寸为3200mm×1730mm×1120mm,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15070GJYH加油车简图
2、设计参数的确定
2.1设计条件
1)4×2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。
HG20660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γ=0.83×103kg/m3(500C)。
4)主要材质
罐体及封头材质:
Q235-B(抗拉强度Rm=375MPa;屈服强度ReL=235MPa;断后伸长率A≥26%)。
副车架材质:
Q345-A(抗拉强度Rm=470MPa~630MPa;屈服强度ReL=345MPa;断后伸长率A≥21%)。
5)底盘为HFC1071P82K5C2Z,前悬1105mm,轴距3308mm,底盘整备质量2260kg。
整车整备质量3850kg,前轴载荷2360kg,后轴载荷5000kg,总质量7360kg。
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:
1590kg,故整车整备质量约为3850kg。
该底盘驾驶室准乘人数为3人。
根据GB1589《汽车外廓尺寸界限》要求,则该车额定载质量为G=7360-3850-195=3315kg。
上装以及货物重心距离前桥中心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(65×3=195kg)直接加载于前轴,则根据后轴载荷的要求可得:
所以L=1592mm
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=0.00732MPa;
齿轮油泵充装介质时,呼吸阀开启压力0.008MPa;
罐体设计压力取p=0.008MPa。
2.5设计温度
罐体采用裸式结构,罐体设计温度取500C(根据GB18564.1-2006中5.4.5)
2.6罐体计算压力
罐体计算压力(根据GB18564.1-2006中5.4.3)
PC1=P1=2×H×1×103×9.8=0.025MPa
式中:
P1——————两倍静态水压力,MPa。
H———罐体内高尺寸,H取1.25m。
PC2=P2=0.00732MPa
式中:
P2———介质设计温度时饱和蒸气压(500C);
PC3=P3=2×G×g/(π×Di2/4)=0.0352MPa>0.035MPa
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0.035MPa比较取较大值。
罐体计算压力PC=PC2+PC3=0.0425MPa>PC1
2.7许用应力
罐体材料设计温度下许用应力[σ]τ=131.6MPa(根据NB/T47003.1—2009中)
2.8单位容积充装量
ΦV=γt×95%=0.83×95%=0.7885t/m3(根据GB18564.1-2006中5.4.9)
式中:
γt—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=ΦV×V=0.7885×4.2=3312kg
W=3312kg<3315kg满足要求(GB18564.1-2006中5.4.9.2)。
2.10接头系数
焊接接头系数φ=0.85(根据JB/T4735—1997中3.7.1)
2.11腐蚀裕量
罐体腐蚀裕量按GB18564.1-2006的规定,取C1=1.0mm。
2.12钢板厚度负偏差
按GB/T709的规定,钢板厚度负偏差C2=0.5mm。
2.13罐体加工减薄量
筒体C3=0mm,封头C3=0.4mm。
2.14罐体液压试验压力
Pt为试验压力,取Pt=PC=0.0425MPa(根据GB18564.1-2006中5.4.17)
2.15罐体气密性试验压力
Pt为试验压力,取Pt=P=0.036MPa(根据GB18564.1-2006中5.4.17.3)
3、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δ
封头设计厚度δ:
封头选用碟型,其中R=0.9Di;r=0.17Di;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75mm,即加强圈的宽度b1=75mm。
加强圈与罐体组合截面时,圆筒有效宽度:
式中,Rm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δ0=5.0mm,固圆筒的有效宽度b3=173mm。
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=173mm,B=2×δ0=10mm,h=b1=75mm,b=Rm=788mm,即H型钢的截面模量:
W=(BH3+bh3)/(6H)=37.02×104cm3。
按照GB18564.1-2006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δ0:
δ0=3.0mm
当装有防止罐体破坏的保护装置时,筒体和封头最小厚度δ1:
当装有防止罐体破坏的保护装置时,筒体设计厚度δD:
δD=max{(δ1+C1),(δ+C1)}
=max{(3.053+1),(0.261+1)}
=max{4.053,1.261}=4.053mm
当装有防止罐体破坏的保护装置时,封头设计厚度δD:
δD=max{(δ1+C1),(δ+C1)}
=max{(3.053+1),(0.169+1)}
=max{4.053,1.169}=4.053mm
当装有防止罐体破坏的保护装置时,筒体名义厚度δn(已考虑加工减薄量)
δn=Int(δD+C2+C3)
=Int(4.053+0.5+0)
=Int(4.553)=5.0mm
当装有防止罐体破坏的保护装置时,封头名义厚度δn(已考虑加工减薄量)
δn=Int(δD+C2+C3)
=Int(4.053+0.5+0.4)
=Int(4.953)=5.0mm
3.2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4.2m3。
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=2.96m;
L1、L2——蝶形封头深度,L1=L2=0.12m;
V0——罐内附件的体积总和,V0=1.42×0.005×4=0.0284m3。
V1=1.42×(2.96+2×0.12/3)-1.42×0.005×4
=4.2884m3。
V=V1×0.85=4.2884×0.85=3.645m3<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215N·m,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,N·m;
K——拧紧力矩系数,K=0.284;
P0——预紧力,kN;
d——螺纹直径,mm。
所以215=0.284×P0×16×10-3
则P0=47.3kN
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=340.6kN=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=2805kg=2.81(T)
满载的罐体及其自重最大纵向惯性力:
W=(1170+3505)×2=9350kg=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力能够满足要求。
根据GB/T3098.1—2000《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91kN。
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=546kN=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)=3116kg
式中:
b——支座间的轴向距离,b=2960/2=1480mm;
Rm——筒体的平均半径,Rm=D1/2+δ=1576/2+5=793mm
在鞍座边角处(L/Rm<4):
式中:
b2——罐体的有效宽度,
K3——根据表格备注计算K3=0.0132;
δb——垫板厚度,δb=5mm。
考虑到公式中的载荷为静载荷,根据GB18564.1-2006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=2.55×105×Ar0.82/q
式中:
Ar——罐体受热面积,Ar=5.108×3.03+1.95×2×1.3=20.55m2
q——在泄放压力下的汽化潜热,q=310KJ/Kg
WS=2.55×105×20.550.82/310=2.55×105×11.93/310=9813Kg/h
3.5.1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=72kg/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=1.1×0.035+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0.035MPa,防爆口直径(喉颈)为250mm。
A=1×3.14×2502/4=49087.39mm2>8684.07mm2
帮安全阀排放能力满足要求。
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