汽车载荷计算准则
动载荷计算概述
同济大学《机械设计》第 章滚动轴承第1节概述一. 构造 二. 特点1•摩擦力矩小且稳定，易启动。
2. 轴向宽度小，结构紧凑。
3. 能同时承受轴向力和径向力。
4•易润滑。
5. 可消除径向间隙。
6. 批量生产成本低。
7. 对轴的材料和热处理要求低。
8. 承受冲击载荷能力差。
9. 寿命短。
10. 振动、噪声大。
11. 径向尺寸大。
12. 不能剖分。
第2节 滚动轴承的主要类型及代号.滚动轴承的类型1. 按轴承构成分2. 按轴承受力分3. 按接触情况分.滚动轴承的代号代号 00 01 02 03 04~99 内径101215175代代号前置代号 表示轴承分部件基本代号 五四三 -二二 '一一类 型代 号尺寸系 列代号 内径系列代号宽 度 系 列 代 号 直 径 系 列 代 号后置代号表示轴承结构公差精度等1. 内圈2. 外圈3. 滚动体4. 保持架边界 混合m/p滑动摩擦特性曲线圆锥滚子轴承角接触球轴承7OOOC(G=150)7000AC(G =25°)7000B(a=40°) S=R/(2Y)S=eRS=0.68RS=1.14R注：1）Y 对应A/R>e 的Y 2）e 由轴承样本查取第3节滚动轴承的类型选择选择轴承类型时考虑的因素：二.轴承的转速 .轴承的载荷载荷大小、方向是决定轴承类型的重要依据三.安装方便性 四•轴承的调心性能第4节 滚动轴承的工作情况一. 轴承元件上的载荷分布 1 .推力轴承设轴承受到轴向力 S,则每个滚动体受力： 3.失效形式：疲劳点蚀F i =S/Z4.设计计算准则：保证一定的接触疲劳强度二.向心推力轴承的派生轴向 力（附加轴向力）1.派生轴向力的产生 R ■■ Ni ■■ Si ■■ S — A2向心轴承1）力分布2.轴向力对接触情况的影响A/R=tan 二 A/R=1.25tan F i2）轴承元件上应力A/R>1.7tan 用第5节滚动轴承的尺寸选择一.滚动轴承的失效形式及基本额定寿命1. 失效形式滚动体或内外圈滚道上的疲劳点蚀。
城市桥梁与公路桥梁设计荷载标准对比分析
城市桥梁与公路桥梁设计荷载标准对比分析摘要：针对城市桥梁、公路桥梁设计载荷标准异同展开分析，简要阐述了城市桥梁与公路桥梁的功能、特点，探讨了二者在结构型式、规模跨径等方面的区别，在此基础上梳理桥梁设计载荷演变历程，明确了设计载荷标准更新、完善的内在机理和成因，最后就具体标准细节展开比较，从载荷标准项、汽车标准载荷，以及汽车冲击力、人群载荷四个方面论述分析。
关键词：城市桥梁；公路桥梁；设计载荷标准前言：近年来我国产业结构升级迭代，民生建设和城市建设步伐明显加快，与之相关的桥梁工程规模也有所扩大，截至2020年末，全国统计公路桥梁数已经达到91.28万座，特大桥梁数目超过6千座，城市桥梁工艺也逐步完善，为省内、省际交通网线的完善提供了助力。
尽管城市桥梁、公路桥梁均是为路网完善而服务、而建设的，但二者在设计载荷标准上仍旧有所不同，有必要进行深入探讨。
1城市桥梁与公路桥梁的功能及特点区分为缓和既有交通线网压力，改善交通城市、城际交通便捷性差、交互性低的困境，近年来我国加大了道路、路桥规划建设步伐，工程中应用的技术体系愈发成熟先进，规划方案也更加完善。
城市桥梁作为路桥系统中关键的组成部分，主要代指城区内部的桥梁结构，既包含河道桥梁，也包含人行桥梁、市政路网桥梁等，可以供市内行人、汽车甚至是火车通行，担负着重要的通行运输功能，设计环节需要兼顾到美观性、经济性原则，外形要与周边规划相协调。
公路桥梁型式则更加多样，通常建设于非城区环境，既有梁桥、拱桥，也有斜拉桥、悬索桥等，主要服务对象为货车、私家车，可以满足中短途路上交通需求，耐久性、可靠性是该类桥梁设计规划过程中关注的两个重点指标。
两种桥梁在现代路桥系统中具有关键性地位，可以为路网完善提供助力，但在细节特征上也存在一定区别，其中公路桥梁跨径更大，等级分类更加严格，力求为货物运输提供更加安全的环境，相比之下城市桥梁的跨径更小，运输载荷等级也更低一些。
2城市桥梁与公路桥梁设计载荷演变历程2.1城市桥梁设计载荷我国正式的城市桥梁设计载荷标准出现于1993年，与城市化建设几乎同步推进，首部法规为《城市桥梁设计准则》（CJJ 11-1993），揭开了城市桥梁设计规制篇章，明确了桥位选择方法、平面纵面设计方法，以及载荷净空标准等，填补了我国城市桥梁设计规范空白。
机械零件的强度和设计准则
• 减轻振动的一般措施：
（1）尽量采用对称结构（如花键联接）、减少悬臂长度、缩短中心距等； （2）对转动零件进行平衡，尽量满足动、静平衡条件；（3）采用阻尼 作用消耗引起振动的能量，比如设置滑动轴承的油膜阻尼器、液压缸端部 的阻尼孔等；（4）设置隔振零件，比如加装弹簧、橡胶垫、隔振层等都 具有减振作用。
• 同一种零件发生失效的形式可能有很多种； • 最常发生的失效形式主要是由于强度、刚度、耐磨性、耐温度性、
振动稳定性、可靠性等方面的问题。
提高机械零件强度的一般措施
1．合理布置零件，减少零件所受到的最大载荷
2. 采用等强度结构 3.减小载荷和应力集中
4.选用合理截面 比如梁的截面采用工字型、T字型；轴的截面采用圆形、 空心圆形等。
复习思考题
1、何谓零件的失效？常见形式有哪些？ 2、载荷、应力各如何分类？基本变应力有哪几种？用哪些参数描述变应 力？ 3、如何判断零件受力类型？ 4、两种判断零件强度的方式是什么？ 5、安全系数如何选择？其大小会产生什么影响？ 6、提高零件强度有哪些措施？ 7、表面强度有哪几种？如何计算挤压和磨损强度？ 8、何谓刚度和柔度？刚度不足会产生什么影响？影响刚度的因素有哪些？ 9、根据冲击模型推导解释冲击载荷的危害及如何缓和冲击作用。 10、何谓振动、共振及失稳？稳定性计算的准则是什么？减轻振动的措 施有哪些？ 11、什么是可靠度？
失效概率
Rt
Nt N
N Nf N
1 N f N
Ft
Nf N
1 Rt
Rt Ft 1
可靠性计算准则：保证零件在工作过程中能够满足规定的可靠性 要求。
如果试验时间不断延长，则Nf将不断增加，可靠度逐渐 减少，这说明零件的可靠度是随时间发生改变的，是时 间的函数。
第2章机械零件的工作能力和计算准则
复合应力计算安全系数为：
s sca [s] s 2 2 2 ( ) s
或： sca
s s s s
2 2
[s]
3.允许少量塑性变形的零件(可按 1.5 s 作为极限应 力)
这类零件可按允许一定塑性变形时的载荷进行强度计算。 看课本图2.3，受弯矩M的简支梁，用塑性材料制成时，随 着弯矩M的增大，由（a）到（c）变化，到（c）图时材料 全部屈服。此时梁承受的弯矩计为 M lim ，因此，可以按 进行强度计算。 M lim
第2章 机械零件的工作能力 和计算准则
1.失效：机械零件丧失工作能力或达不到设 计要求的性能时，称为失效。 有人平时不说“失效”，而说“坏了”，是 不准确的。有些零件看上去没有“坏”但 已经失效了。 2.常见的失效形式
零件失效表现在强度问题、刚度问题、表面 失效和其他方面。
零件的失效形式有： 1）断裂; 2）过大塑性变形； 3）过量的弹性变形； 4）表面失效（工作表面的过度磨损或损伤 等）； 5）其他形式（联接的松弛、摩擦传动的打滑 等）。
单位接触线载荷。B为接触线长度。
F P B
(2)两球接触
1 3 6F 2 2 1 1 1 2 E E2 1
2
F Hmax 2
H max
1
1 2 E1、E2 两接触体材料的弹性模 量 1、 2 两接触体材料的泊松比
式中 : 相应的强度条件可表示为:
σ、τ——零件的最大工作应力。其中σ为 正应力，可由拉伸、压缩、弯曲等产生；τ 为切应力，可由扭转、剪切等产生； 2.[σ]、[τ]——许用正应力、许用切应力； 3.σlim、τlim——材料的极限正应力、极限 切应力； 4.[Sσ],[Sτ]——对应于正应力、切应力的许 用安全系数。
RCC-M规范简介
第3类工况为紧急工况，是指设备在稀有事件情 况下才可能经受但必须予以考虑的工况。一般从技术 上来说，对于组成反应堆一次侧主系统的承压容器经 受的第3类工况在核电厂的整个寿期内应不多于20 次。一般一个事件发生的频率为5次。 第4类工况为事故工况，是指发生概率极低、但 其后果对设备安全性的影响必须予以研究的工况。在 这类工况中不必考虑概率过低以至于实际上不可信的 那些状态。一般一个事故在寿期中只假定1次。 试验工况为水压试验工况，在寿期内有15次左 右。
正常工况
O级准则
紧急工况
小破口等
C级准则
事故工况
大破口 SSE地震
D级准则
注：这里所说的工况均是指反应堆冷却剂系统的运行工况。
工况和载荷组合表
工 况 设计工况 正常工况 异常工况 紧急工况 事故工况 试验工况 载 荷 指正常运行工况 中最苛刻的一种 工况 正常运行工况 正常运行故障 小破口等 大破口 SSE地震 水压试验 载荷组合 持续载荷（正常内压＋自重 ＋接管载荷）的最大值 正常内压＋自重＋接管载荷 正常内压＋瞬态载荷的增量 ＋自重＋接管载荷+OBE 正常内压＋紧急载荷的增量 ＋自重＋接管载荷 正常内压＋大管破裂 （LOCA或MSLB）载荷＋ 自重＋接管载荷＋SSE 水压试验内压 应力 限制（值） A级准则 O 级准则 B级准则 C级准则 D级准则 试验
第Ⅰ卷每一篇均以一个字母为代号： ● A篇汇集了应用本设计建造规则的通用要求； ● B、C、D、E、G、H和J篇分别适用于： 不同等级设备 B、C和D篇分别适用于容器（包括热交换 器）、泵、阀门（不包括驱动机构）和管 道等的1、2和3级设备。 特殊设备 G篇，适用于堆内构件
特定类别的设备（所有等级）
小型设备 RCC-M将下述2、3级承压设备规定为“小型 设备”： -- 容积为≤100升的容器； -- 每侧容量≤100升的热交换器； -- 驱动功率≤160kW的泵； -- 管道，特别是用于电动泵机组的管道； -- 第一道关闭阀下游侧的仪表管线。
RCCM规范3200和3300(摘自设备计算导则)
设备计算基本方法杜坤2009年4月2日核岛系统所：踏踏实实做设计，一心一意为工程2009年4月3日星期五2/71主要内容1 概述2 计算方法和计算程序3 计算输入参数4 建立计算模型5应力计算求解6应力分类7应力评定8应力分析报告1 概述核岛系统所：踏踏实实做设计，一心一意为工程2009年4月3日星期五4/71设备应力分析是核电站核岛设备设计中的一项重要工作。
设备应力分析应证明核岛设备在与核电站各类工况相关联的载荷作用下能满足有关规范、标准的要求，从而为核岛设备在核电站寿期内的安全运行提供重要保证。
本教材涉及的核岛设备主要指容器设备及其支承件，包括RCC-M 一级容器设备、RCC-M 二级容器设备、RCC-M 三级容器设备和容器设备的S1级、S2级支承件，对应于RCC-M 的B 篇、C 篇、D 篇、H 篇。
本教材的目的是从工程设计角度来叙述设备应力分析流程,为设计工作提供指导和参考。
其主要内容包括分析方法与计算程序、计算参数、计算模型、计算求解，应力分类、应力评定和分析报告等。
计算输入参数设备结构尺寸载荷（压力、温度、地震等）材料特性建立计算模型几何构形网格划分材料属性载荷工况静力分析2 计算方法和计算程序核岛系统所：踏踏实实做设计，一心一意为工程2009年4月3日星期五7/71计算方法设备应力分析包括弹性理论分析法、弹塑性理论分析法和实验应力分析法三种。
一般要求尽可能广泛采用弹性理论，只是在少数情况下才会辅之以简化的弹塑性分析。
实验应力分析方法一般用于那些尚未掌握合适的分析方法或设计准则的设备,有时也用于重要设备的重要部位的应力分析校核。
计算方法0=+∂∂+∂∂+∂∂X z y x xzxy x ττσ0=+∂∂+∂∂+∂∂Y zyxyz y xy τστ0=+∂∂+∂∂+∂∂Z zy x zyz xz σττ[x Eε=1y Eε=1[z Eε=1xyG γ1=yz G γ1=zxγ1=核岛系统所：踏踏实实做设计，一心一意为工程2009年4月3日星期五9/71计算方法{}[]{}eN δδ=插值函数:{}[]{}eB δε={}[][]{}eB D δσ={}[]{}tt t K F δ=应变方程:应力方程:平衡方程:弹性理论的有限元法核岛系统所：踏踏实实做设计，一心一意为工程2009年4月3日星期五10/71计算程序有限元法的应用离不开计算分析软件的支持。
fe-safe 多轴疲劳计算dang van准则
fe-safe多轴疲劳计算Dang Van准则在工程领域，材料的疲劳寿命是一个至关重要的问题。
随着技术的不断发展，工程材料在实际使用中所承受的复杂多轴应力状态也越来越普遍。
在这种情况下，如何准确地对材料进行多轴疲劳计算成为了一个亟待解决的问题。
在多轴疲劳计算中，Dang Van准则是一个被广泛应用的方法。
Dang Van准则是由法国学者Dang Van于1969年提出的，它是基于线性损伤累计（Linear Damage Accumulation，LDA）理论的一种多轴疲劳计算方法。
这种方法在实际工程中得到了广泛的应用，特别是在航空航天、汽车制造和重型机械等领域。
在fe-safe多轴疲劳计算中，Dang Van准则主要包括以下几个方面的内容：1. 多轴载荷下的疲劳损伤计算在实际工程中，材料往往承受着复杂的多轴载荷，如拉伸、压缩、剪切等。
Dang Van准则可以有效地对这种复杂载荷下的疲劳寿命进行评估和预测，为工程设计和材料选型提供重要参考。
2. 负弯矩应力状态下的疲劳评估在实际工程中，材料往往会处于复杂的应力状态下，特别是在负弯矩载荷作用下。
Dang Van准则可以有效地对这种负弯矩应力状态下的疲劳行为进行评估，为工程结构的疲劳寿命提供重要参考。
3. 应变控制疲劳试验Dang Van准则还可以用于指导应变控制疲劳试验的设计和执行，通过实验数据的获取和分析，来验证和修正疲劳计算模型，提高计算结果的准确性和可靠性。
fe-safe多轴疲劳计算中的Dang Van准则是一种非常实用的方法，它不仅可以帮助工程师准确地评估和预测材料的疲劳寿命，还可以指导疲劳试验的设计和执行，为工程设计和结构优化提供重要参考。
然而，需要注意的是，Dang Van准则也有其局限性，特别是在对非金属材料和非线性行为的疲劳计算中，还需要进一步的研究和改进。
fe-safe多轴疲劳计算中的Dang Van准则是一个非常实用的方法，它在工程领域得到了广泛的应用。
疲劳损伤谱（FDS）的基本原理
疲劳损伤谱（FDS）的基本原理01—概述我们在进⾏车辆可靠性耐久性研究时，需要设法对耐久载荷的强度进⾏量化评估，伪损伤值是最常⽤的⼀种⼿段。
伪损伤值不考虑具体结构，直接把各种载荷信号都看作⼴义应⼒，以⼴义应⼒为输⼊，使⽤指定的标准SN曲线，再按照与计算真实疲劳损伤相同的⽅式进⾏循环计数和损伤累积。
伪损伤值因为计算简单，且只是信号本⾝的特性，不涉及具体结构，所以在整车及零部件耐久试验中获得了⼴泛应⽤。
伪损伤值的最⼤局限性在于其忽略了信号的频域特性，对载荷强度只能粗略评估，⽆法体现载荷作⽤于不同固有频率的结构时的差别。
疲劳损伤谱（Fatigue DamageSpectrum，简称FDS）也是载荷信号本⾝的⼀种特性。
疲劳损伤谱描述了载荷信号作⽤于单⾃由度振动系统所造成的疲劳损伤值与单⾃由度系统固有频率之间的关联。
因为它考虑了频率的影响，与伪损伤值相⽐，能更准确的反应载荷信号对实际结构的破坏能⼒。
02—疲劳损伤谱的计算流程疲劳损伤谱的计算流程简述如下：1. 将载荷信号施加于图1所⽰的⼀系列线性单⾃由度质量-弹簧系统，分别计算出各单⾃由度系统相对于⽀座的位移的时间历程z(t)。
2. 单⾃由度系统的应⼒与相对位移z(t)成正⽐，所以我们可得到应⼒的时间历程σ(t)=Kz(t)。
3. 对应⼒时间历程σ(t)进⾏峰⾕值编辑和⾬流计数，提取出应⼒循环。
4. 使⽤标准SN曲线，根据Miner线性损伤累计准则，计算出每个单⾃由度系统的疲劳损伤值。
5. 最后以单⾃由度系统的疲劳损伤值D为横轴，以单⾃由度系统的固有频率f0=ω0/2π为纵轴，绘制成⼀条曲线D(f0) ，该曲线就是载荷信号的疲劳损伤谱。
单⾃由度系统的阻尼特性会影响其应⼒响应值，所以计算疲劳损伤谱之前需要指定阻尼参数，通常指定阻尼⽐ξ=C/2√Km，也可指定品质因⼦Q=1/2ξ。
图1 ⽤于计算疲劳损伤谱的单⾃由度振动系统计算疲劳损伤谱所⽤的SN曲线不是某种材料的实际曲线，⽽是简化的标准曲线，通常使⽤双对数坐标系下的斜直线，如图2。
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3.2轿车计算实例
3.2.1 根据汽车载荷计算准则对轿车进行计算
b 重量及重心 额定载荷下，重量及重心位置见表3-4。
c 重心高度 从表3-1得出车轮到重心的高度。
重心到地面的高度如下式：
535.02tro tfo c a b D h h a b
δδ+=+
-=-
式中 h c ------车轮中心到重心的高度247mm 。
D------轮胎直径 607mm
tro δ------后轮胎初始变形 15.6mm tfo δ-------前轮胎初始变形16.6mm
a--------重心到前轮的距离 1134 b--------重心到后轮的距离 1256 d 弹簧系的刚度
d1 弹簧刚度 sf k 单侧前轮弹簧刚度 1.46kg/mm sr k 单侧前后轮弹簧刚度 1.47kg/mm
d2 轮胎刚度
tf k 单侧前轮胎刚度 19.55 kg/mm tr k 单侧前轮胎刚度 19.55 kg/mm
d3 总刚度（k ）
11
1
[]s s
t t
k n k n k -=+
式中 n s -------弹簧数 k s -------弹簧刚度（单侧）
n t -------轮胎数 k t -------轮胎刚度（单侧）
计算结果如下表3-5 弹簧系刚度
d4 弹簧系的初始变形（0δ）
0000()()s t s s s t t W n k R n k δδδ=+=+
式中 0s δ -------弹簧初始变形 0t δ-------轮胎初始变形 0W ---------弹簧上重量
s R -------加在轮胎上的力 计算结果如表3-6 弹簧系的初始变形
a A 对称上下载荷
a1 A1 同时升起载荷倍数n 可由下式求得
2
2.72 2.7480
1 1.335100012351135n +=+
⨯=+
这种情况下的n 比载荷计算准则所选定的2.0小，但考虑到安全性，在下面的计算中去n=2.0计算结果如表3-7。
A2 单独下陷 前轮弹簧系的最大变形为2f δ
22221
()()2
of o f f o W h k k δδδδ-+=-即
589.6×（80-218.5+2f δ）=0.5×2.72×（2
2f δ-218.52）
2f δ=403.1mm
因此前轮的反作用力R f 为：f 2R 2.72403.11096.3f f k kg δ==⨯= 这时的载荷倍数1096.3
1.689649.0
f f fs
R n R =
=
=
对后轮同样求得n r =1.819
两者都比准则所给的2.5小。
下面的计算考虑到安全，取n=2.5.计算结果于表3-7。
A3 向上载荷 计算结果于表3-7 A4 交变载荷 计算结果于表
3-8
b B 非对称上下载荷 b1 B1 单轮升起 按下式计算
各扭转刚度计算值于表3-9，车轮反作用增量计算值于表3-10
b2 B2 单轮下陷 在B1的计算中，车轮反作用力不会是负值。
因此，与B1相比，B2往往处于严酷的状态。
根据载荷计算准则，对各构件的强度。
取B1或B2中的低值，因此可以省略对B2的校核。
C 横向载荷
C1 单一横向载荷 当重心位置上承受汽车总重0.6倍的横向惯性力时，前外侧车轮的向上载荷fo R 和由它引起的横向载荷Yfo F 由下式求出：
对于其他车轮，可同样求得。
结果如表3-11.。
特殊横向载荷C2 交变横向载荷C3如表3-12
D 对称前后载荷 对汽车前后、后轮制动进行计算。
D1 前进不偏制动初期 计算结果如表3-13
D2 前进不偏制动后期 因为在车辆重心处，承受总重0.6倍的向前水平力，因此前车轮的向上的载荷Rf 和由它引起的水平力Fxf ，由下式求出：
1256(0.6535.0)
1235.0814.92390
f R k
g +⨯=
⨯=
0.50.6814.9244.5xf F kg =⨯⨯=
前后轮的计算结果见表3-13
D3 后退不偏制动初期 计算时若将D1中的μ值取负值，则计算数值与D1相同。
D4 后退不偏制动后期 计算时同D2，μ取负值。
计算结果见表3-13。
D5 交变前后载荷，计算结果如表3-14
E 非对称水平载荷计算方法同D ，计算结果见表3-15
F 传递扭矩
F1 最大扭矩 根据发动机最大扭矩Q0，由下式求得变速器输出的最大扭矩Q1，及主减速器输出的最大扭矩Q2
011.5.Q kg m = 1120Q n n Q = 222122110Q n Q n n Q ηηη-=
式中，n1 n2为变速器及主减速器的传动比；1η 2η变速器及主减速器的传动效率。
其值如下：
变速器的传动效率------0.98 主减速器的传动效率----0.96 万向节传动效率-----0.98 计算结果如下表3-16
G 转向系载荷
绕前轮转向轴的转动力矩：
H 操纵载荷
H1 作用在转向盘上的扭矩：
式中转向盘半径为205mm H2 手制动拉力 40㎏
H3 制动器及离合器踏板踏力100㎏，
H4 杠杆、按钮类的操纵力 省略 J 特殊载荷 J1 牵引时
最大牵引力 2/X r F Q r = 侧向牵引力 Y X F F tg θ= 式中 Q2------传到车轮的最大扭矩。
r r -------后轮有效半径 287mm
θ-------牵引方向角 15·。