关于后悬架销轴校核计算的报告
悬架系统设计计算报告.
悬架系统设计计算报告目录1 系统概述 (1)1.1 系统设计说明 (1)1.2 系统结构及组成 (1)1.3 系统设计原理及规范 (2)2 悬架系统设计的输入条件 (2)3 系统计算及验证 (3)3.1 前悬架位移与受力情况分析 (3)3.2 后悬架位移与受力情况分析 (7)3.3 悬架静挠度的计算 (10)3.4 侧倾角刚度计算 (10)3.5 侧倾角刚度校核 (13)3.6 侧翻阀值校核 (15)3.7 纵向稳定性校核 (15)3.8 减震器参数的确定 (16)4 总结 (18)参考文献 (20)1系统概述1.1系统设计说明悬架是汽车上重要总成之一，它传递汽车的力和力矩、缓和冲击、衰减振动，确保汽车必要的行驶平顺性和操纵稳定性。
根据项目要求，需要对前后悬架的特征参数进行计算与较核，在确保悬架系统满足必要功能的同时，使悬架的各特征参数匹配合理，且校核其满足通用汽车的取值范围。
1.2系统结构及组成该款车型前悬架采用麦弗逊式独立悬架，该悬架上端螺旋弹簧直接作用于前减振器筒体之上，与前减振器共同组成前支柱总成，一起传递汽车所受力和力矩，并衰减汽车的振动。
下部三角形的摆臂通过橡胶衬套对称安装于副车架的两侧，通过副车架与车身牢固的连接在一起。
前支柱与摆臂总成特定的匹配关系确保了整个悬架系统固有的使用特性，使其满足实际设计的各项要求，其结构简图如图1所示。
图1 前悬架结构形式后悬架采用复合纵臂式半独立悬架，为经济型车型应用最为普遍的一种悬架结构，其显著特点是结构简单，成本低，使用可靠，侧倾性能优良。
中间工字形的扭转梁在传递汽车所受纵向力的同时，也为后螺旋弹簧与减振器提供了必要的安装空间，同时通过自身的扭转刚度保证了后悬架具有优良的侧倾特性。
扭转梁前安装点通过各向异性的橡胶衬套弹性的与车身相连，既具有良好的隔振性能又防止了汽车由于前后轴转向而产生的过多转向特性。
其结构简图如图2所示。
图2 后悬架结构形式1.3系统设计原理及规范LF7133前后悬架的设计是以标杆车为依托，根据标杆车悬架系统基本参数的检测，通过计算，求得反映其悬架系统性能的基本特征量，在保持整车姿态与标杆车一致的前提下，依据标杆车的悬架特征量对LF7133车型悬架参数进行设计。
某轮式起重机后悬架板簧销的强度校核
与车桥，其作用：一是传递牵引力、制动力 以及相应的反作 用力矩，二是车桥的定位 ，确保相关零部件的可靠性 。板簧
销 主 要 应 用 在 前 轴 以及 单 后 桥 悬 架 上 ，需 要 传 递 各 种 力 和 力 矩 。 由于 轮 式 起 重 机 后 悬 架 的独 特 性 ，推 力 杆 以及 板 簧 销 在
驱 动 力工 况 、 倒车 制 动工 况 时推 力 杆 以及 板 簧销 的受力 情 况 。
引 言
推 力 杆 主 要 应 用 在 载 重 车 辆 的 平 衡 悬 架 上 ，连 接 着 车 架
表 １ 整 车 参 数 表
项目
发 动 机 最 大 扭 矩 Ｍｅ
数值
１ １ ０ ０ Ｎ ． ｍ
（ 陕 西重 型汽 车有 限 公 司 ， 陕西 西 安 ７ １ ０ ２ ０ ０ ） 摘 要 ： 本文 对 某 轮 式起 重 机 后 悬架 的推 力杆 以及 板 簧 销 的 受 力 进 行 了详 尽 的 分 析 以及 计 算 ，为 轮 式 起 重 机 后 悬 架 系统各总成的设计提供理论依据 。 关 键 词 ：后 悬 架 ；板 簧 销 中图 分 类 号 ：Ｕ ４ ６ ３ ． ８ 文 献 标 识 码 ：Ａ 文 章 编 号 ： １ ６ ７ １ — ７ ９ ８ ８（ ２ ０ １ ４ ） １ ２ — ２ ８ — ０ ３
设 计 研 究
汽 实 『 ｆ Ｊ 技 术
ＡＵＴ０ＭＯＢｌＩ Ｊ Ｅ ＡＰＰｌ １ ＥＤ ＴＥＣ｝ ｔ Ｎ０Ｉ ＯＧＹ
２ ０ １ ４ ｛ ｉ Ｉ ｉ ＊ ： 第ｌ ２ 冀 Ｈ
２０１ ４ Ｎ０． Ｉ ２
某轮式起重机后悬架板簧销 的强度校核
丁 志 恒
３ ２ ５ ３ ０ ｋ ｇ
悬架系统计算报告样本
悬架系统计算报告项目名称：03月编号：版本号：V1.0修订记录目次1 概述 (1)1.1 计算目的 (1)1.2 悬架系统基本方案介绍 (1)1.3 悬架系统设计的输入条件 (2)2 悬架系统的计算 (3)2.1 弹簧刚度 (3)2.2 悬架偏频的计算 (3)2.2.1 前悬架刚度计算 (4)2.2.2 前悬架偏频计算 (4)2.2.3 后悬架刚度计算 (5)2.2.4 后悬架偏频计算 (6)2.3 悬架静挠度的计算 (6)2.4 侧倾角刚度计算 (7)2.4.1 前悬架的侧倾角刚度 (7)2.4.2 后悬架的侧倾角刚度.......... 错误! 未定义书签。
2.5 整车的侧倾角计算 (10)2.5.1 悬架质量离心力引起的侧倾力矩 (11)2.5.2 侧倾后, 悬架质量引起的侧倾力矩 (12)2.5.3 总的侧倾力矩 (12)2.5.4 悬架总的侧倾角刚度 (12)2.5.5 整车的侧倾角 (12)2.6 纵倾角刚度 (12)2.7 减振器参数 (13)2.7.1 减振器平均阻力系数的确定错误! 未定义书签。
2.7.2 压缩阻尼和拉伸阻尼系数匹配 (16)2.7.3 减震器匹配参数 (16)3 悬架系统的计算结果 (17)4 结论及分析 (18)参考文献 (18)1概述1.1 计算目的经过计算，求得反映MA02-ME10Q纯电动车悬架系统性能的基本特征，为零部件开发提供参考。
计算内容主要包括悬架刚度、悬架侧倾角刚度、刚度匹配、悬架偏频、静挠度和阻尼等。
1.2 悬架系统基本方案介绍MA02-ME10 0纯电动车前悬架采用麦弗逊式独立悬架带横向稳定杆结构，后悬架系统采用拖曳臂式非独立悬架结构。
前、后悬架系统的结构图如图1、图2:图1前悬架系统图2后悬架系统1.3 悬架系统设计的输入条件悬架系统设计输入参数如表1:表1悬架参数列表22.1 弹簧刚度根据KC试验数据分析，选定弹簧刚度：前悬架弹簧刚度为：C sf 20N/mm；后悬架弹簧刚度为：C sr 21.7N/mm；2.2 悬架偏频的计算悬架系统将车身与车轮弹性的连接起来，由此弹性元件与它所支承的质量组成的振动系统决定了车身的固有频率，这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一。
悬架运动校核标准
上海同济同捷科技有限公司企业标准TJI/YJY悬架运动校核2005-XX-XX发布2005-XX-XX实施上海同济同捷科技有限公司发布TJI/YJY前言本标准由上海同济同捷科技有限公司提出。
本标准由上海同济同捷科技有限公司质量与项目管理中心负责归口管理。
本标准主要起草人：TJI/YJY悬架运动校核1、范围本标准适用于上海同济同捷科技股份有限公司总布置分院，使用于悬架系统零部件运动校核的规定。
2、引用标准无3、悬架系统零部件运动校核内容及要求3. 悬架系统零部件运动校核内容及要求3.1前悬架运动校核3.1.1前悬架的上跳极限为前限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/33.1.2前悬架的下跳极限为前减振器活塞杆拉出最长长度+0～1mm 位置时的状态，其中所加的0～1mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。
3.1.3在前悬架的跳动范围内及转向状态检查减振器、弹簧和弹簧座与车身轮包、纵梁、制动油管等的间隙，间隙值不小于12mm，推荐以15～20mm以上为宜。
3.1.4在前悬架的跳动范围内检查摆臂与副车架的运动间隙，摆臂与副车架不允许有干涉现象。
3.1.5在前悬架的跳动范围内检查摆臂球头销的摆动范围，球头销与球头座碗不允许有干涉现象。
3.1.6在前悬架的跳动范围内检查稳定杆的运动范围和与周边零部件的间隙：稳定杆与副车架间隙不小于6mm；稳定杆与转向拉杆间隙不小于8mm；稳定杆与前围板间隙不小于20mm；稳定杆与纵梁间隙不小于10mm。
3.1.7在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆连杆运动范围及连杆球头销的摆角：稳定杆连杆不得与周边零件干涉，球头销的摆角在球碗的允许范围内。
3.1.8在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆与连杆是否存在失稳现象：稳定杆不允许出现翻转现象。
3.2后悬架运动校核3.2.1后悬架的上跳极限为后限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/33.2.2后悬架的下跳极限为后减振器活塞杆拉出最长长度+0～2mm 位置时的状态，其中所加的0～2mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。
K01H-PD-DP-006前、后悬架系统计算报告
目录1.概述 (1)1.1任务来源 (1)1.2标杆车悬架系统结构 (1)1.3计算的目的 (1)2.悬架系统设计的输入条件 (1)3.悬架系统相关计算 (1)3.1悬架偏频计算 (1)3.1.1前悬架偏频计算 (2)3.1.2后悬架偏频计算 (2)3.1.3前、后悬架偏频比 (3)3.2整车侧倾角计算 (3)3.2.1前悬架的侧倾角刚度 (3)3.2.2横向稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度 (4)3.2.3螺旋弹簧作用的侧倾角刚度 (4)3.2.4后悬架的侧倾角刚度 (5)3.3满载工况下侧倾角的计算 (6)3.4整车的纵倾角刚度 (6)3.5悬架的相对阻尼比 (7)3.5.1减震器阻尼系数 (7)3.5.1.1前减震器阻尼系数 (7)3.5.1.2后减振器阻尼系数 (7)3.5.2相对阻尼比 (7)3.5.2.1空载状态下前悬架的相对阻尼比 (8)3.5.2.2空载状态下后悬架的相对阻尼比 (8)3.6后减振器活塞杆行程校核 (9)3.7后悬架装车状态校核 (10)参考文献 (11)1.概述1.1任务来源根据K01H车型设计开发协议书及相关输出要求，K01H项目要求对底盘相关系统进行计算校核。
1.2标杆车悬架系统结构前悬架采用麦弗逊式独立悬架，后悬架采用纵置钢板弹簧式整体桥式非独立悬架。
1.3计算的目的对新设计车的悬架系统基本性能参数进行计算，以求得反映其悬架性能的基本特征参数，校核悬架匹配是否合理。
2.悬架系统设计的输入条件3.悬架系统相关计算3.1悬架偏频计算悬架系统将车身与车桥弹性的连接起来，由此弹性元件与它所支承的质量组成的振动系统决定了车身的固有频率，这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一。
根据力学分析，如果将汽车看成一个在弹性悬架上作单自由度振动的质量，则悬架系统的固有频率为：n，，:C（1）2n m m其中：n—偏频，hz；C一悬架刚度，N/mm ;工况下前悬架行行程变化较小，弹簧未并圈（或并圈很少）按等刚度进行计算。
销轴强度校核
销轴连接销轴连接是起重机金属结构常用的连接形式，例如起重机臂架根部的连接（图4-30a）以及拉杆或撑杆的连接等（图4-30b），通常都采用销轴连接。
图4-30 销轴连接示例(a) 臂架根部；(b) 拉杆。
一、销轴计算（一）销轴抗弯强度验算（4-43）式中M──销轴承受的最大弯矩；──销轴抗弯截面模数；──许用弯曲应力，对于45号钢= 360MPa。
（二）销轴抗剪强度验算（4-44）式中Q──把销轴当作简支梁分析求得的最大剪力；──销轴许用剪应力，45号钢=125MPa。
二、销孔拉板的计算（一）销孔壁承压应力验算（4-45）式中P──构件的轴向拉力，即销孔拉板通过承压传给销轴的力；──销孔拉板的承压厚度；d──销孔的直径；──销孔拉板的承压许用应力，。
（二）销孔拉板的强度计算首先根据销孔拉板承受的最大拉力P求出危险截面（图4-31a中的水平截面b-b及垂直截面a-a）上的内力，然后用弹性曲梁公式求出相应的应力，并进行强度校核。
图4-31 销孔拉板计算简图1. 内力计算拉板承受的拉力P是通过销孔壁以沿孤长分布压力P的形式传给销轴，假定P沿弧长按正弦规律分布，即（4-46）由图4-31a，根据拉板的平衡条件可得则（4-47）根据拉板结构和受力的对称性，可知拉板上反对称的内力（即剪力）等于零。
若沿销孔中心线截开拉板，则截面上只有轴力N b 及弯矩M b ，如图4-31b 所示。
根据平衡条件，得（4-48）由于根据平衡方程解不出M b ，故是一次超静定问题，须根据变形条件求M b 。
为此需列出与水平线成α角的任一截面的弯程方程：()()ϕαϕαα-⋅⋅⋅--+=⎰sin cos 10R d r p R N M M b b将及代入上式，得()()ϕϕαϕπααd PR PR M M b ⋅-⋅--+=⎰sin sin 2cos 1210（4-49）令，即得a -a 截面的弯矩：（4-50）因为拉板的结构和受力是对称的，故a -a 截面的转角θa 应等于零，即将式（4-49）代入上式 ()()ααααπαπd cos sin 1cos 12120⋅⎥⎦⎤⎢⎣⎡⋅---+⎰PR PR M EIRb则PR PR M b 095.02142-=⎪⎭⎫⎝⎛-=π（4-51）将式（4-51）代入式（4-50），得（4-52）由图4-31b ，根据平衡条件，得P PP rd p N a 32.0d cos sin 2cos 2020==⋅=⋅⋅=⎰⎰πϕϕϕπϕϕππ（4-53）2. 强度计算应用弹性曲梁公式求危险截面的应力（4-54）式中 A ──计算截面积，对于矩形面积；K ──与计算截面形状有关的系数，对于矩形截面（4-55）b —b 截面：（4-56）代入得内侧应力（4-57）代入得外侧应力[]σδσ≤⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅-⋅=h R h K h Pb w 2095.0405.0（4-58）a —a 截面：（4-59）代入得内侧应力[]σδσ≤⎪⎭⎫⎝⎛-⋅-⋅=h R h K h P an 2087.0407.0（4-60）代入得外侧应力（4-61）例题 已知，试求危险截面的应力。
销轴强度校核
第三节 销轴连接销轴连接是起重机金属结构常用的连接形式，例如起重机臂架根部的连接（图4-30a ）以及拉杆或撑杆的连接等（图4-30b ），通常都采用销轴连接。
图4-30 销轴连接示例 (a ) 臂架根部；(b ) 拉杆。
一、销轴计算（一）销轴抗弯强度验算[]W W WMσσ≤=（4-43）式中 M ──销轴承受的最大弯矩； 323d W π=──销轴抗弯截面模数；[]W σ──许用弯曲应力，对于45号钢[]W σ = 360MPa 。
（二）销轴抗剪强度验算[]τππτ≤⋅=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫⎝⎛==243max 3166412d Q d d d Q Ib QS （4-44）式中 Q ──把销轴当作简支梁分析求得的最大剪力；[]τ──销轴许用剪应力，45号钢[]τ=125MPa 。
二、销孔拉板的计算 （一）销孔壁承压应力验算[]c c d Pσδσ≤⋅=（4-45）式中 P ──构件的轴向拉力，即销孔拉板通过承压传给销轴的力； δ──销孔拉板的承压厚度；d ──销孔的直径；[]c σ──销孔拉板的承压许用应力，[][]σσ4.1=c 。
（二）销孔拉板的强度计算首先根据销孔拉板承受的最大拉力P 求出危险截面（图4-31a 中的水平截面b -b 及垂直截面a -a ）上的内力，然后用弹性曲梁公式求出相应的应力，并进行强度校核。
图4-31 销孔拉板计算简图1. 内力计算拉板承受的拉力P 是通过销孔壁以沿孤长分布压力P 的形式传给销轴，假定P 沿弧长按正弦规律分布，即ϕsin max ⋅=p p（4-46）由图4-31a ，根据拉板的平衡条件可得 2sin 2sin 2max202max 20rp d rp rd p P π=ϕ⋅ϕ⋅=ϕ⋅ϕ⋅=⎰⎰ππ则rP p π=2max（4-47）根据拉板结构和受力的对称性，可知拉板上反对称的内力（即剪力）等于零。
若沿销孔中心线截开拉板，则截面上只有轴力N b 及弯矩M b ，如图4-31b 所示。
悬架系统设计计算报告
悬架系统设计计算报告一、引言悬架系统作为汽车底盘的重要组成部分，对车辆的行驶稳定性、乘坐舒适性和操控性能等方面有着重要影响。
因此，在汽车设计和制造过程中，悬架系统的设计十分关键。
本报告将介绍悬架系统设计过程中的计算方法和依据，并对其进行详细说明。
二、悬架系统设计计算方法1.载荷计算：首先需要计算车辆在不同行驶条件下的载荷。
通过分析车辆的使用环境和客户需求，确定悬架系统的额定载荷。
然后，根据车辆自重、乘员重量、行李重量、荷载等因素，计算出车辆的总载荷。
2.载荷分配计算：在计算悬架系统的载荷分配时，需要考虑车辆的静态和动态载荷。
静载荷主要指车辆停靠时的重力，而动载荷主要指车辆行驶过程中因加速度、制动力和路面不平均性等引起的载荷。
通过对车辆不同部位的载荷进行测量和分析，确定每个车轮的载荷。
3.悬架系统刚度计算：悬架系统的刚度对车辆的操控性和乘坐舒适性有着直接影响。
悬架系统的刚度可以分为纵向刚度、横向刚度和垂向刚度等。
在设计悬架系统的过程中，需要根据车辆的使用环境和性能需求，计算悬架系统的刚度。
4.悬架系统减振器计算：悬架系统的减振器的设计和选型是悬架系统设计的重要环节。
减振器可以减少车辆在行驶过程中的震动，提高乘坐舒适性和行驶稳定性。
根据悬架系统的刚度和载荷等因素，计算减振器的选择和设计参数。
5.悬架系统运动学计算：悬架系统的运动学计算是为了确定悬架系统在不同行驶状态下的主要参数，以便进行悬架系统的设计和调整。
通过对车辆的几何尺寸、运动学参数和悬架结构的分析和计算，确定悬架系统的工作范围和参数。
三、计算依据在悬架系统设计计算中，需要依据以下相关标准和原则进行设计：2.汽车悬架系统设计手册：根据汽车制造商提供的相关手册和技术资料，对悬架系统设计进行指导和计算。
3.数学和工程力学原理：在悬架系统设计计算过程中，需要运用数学和工程力学的相关原理和方法，如力学平衡、弹性力学、振动理论等，进行悬架系统的计算。
4.仿真和试验数据：通过对悬架系统的仿真分析和试验测试，获取悬架系统的相关参数和性能数据，为悬架系统的设计计算提供依据。
销轴强度校核计算
销轴强度校核计算
《销轴强度校核计算》
一、计算背景：
1.1 叶片销轴强度校核
1.2 销轴的材料特性：
材料特性：45＃钢
抗拉强度σb：≥800MPa
屈服强度σp：≥500MPa
断裂强度σF：≥1000MPa
2.1 计算方法
2.2 依据：中华人民共和国标准
GB/T1133-1989《机械摩擦销轴》
2.3 对象：叶片销轴
二、设计参数：
3.1 工作条件：
最高工作温度T：≤400℃
最高工作转速n：10000r/min
3.2 校核载荷：
弯矩M：以叶片力学计算结果为准
轴向拉力F：以叶片力学计算结果为准
三、销轴强度校核结果：
销轴材料及特性：45＃钢，σb≥800MPa，σp≥500MPa，
σF≥1000MPa
拉力许用应力：σa=σb/3=266.67MPa
弯矩许用应力：σm=σp/2=250MPa
根据叶片力学计算结果，轴向及弯矩载荷为：
F=1000N
M=1500N·m
销轴的计算应力分别为：
向心应力σx=F/πD2=62.83MPa
向轴应力σy＝M/πD3=97.82MPa
四、结论：
根据叶片力学计算结果，销轴计算应力小于材料许用应力，满足强度要求，叶片的销轴强度校核计算结果合格。
悬架运动校核报告编写规范标准
悬架运动校核报告编写规范标准悬架运动校核报告是汽车设计过程中的重要内容，旨在评估汽车悬架系统在各种情况下的动态响应和耐久性，并指导悬架参数的优化设计。
正确编写悬架运动校核报告，对汽车的安全性、品质和性能具有重要影响。
下面介绍悬架运动校核报告编写的规范标准。
一、报告结构悬架运动校核报告应包括标题、正文、结论和参考文献等部分。
其中，标题应准确反映报告主题，正文应按照逻辑顺序叙述研究内容，结论应简明扼要，参考文献应列出所引用文献的详细信息。
二、报告内容1. 引言：介绍研究目的、背景和意义，阐述悬架系统的结构和工作原理，分析研究需要解决的问题和重点。
2. 悬架运动学分析：对悬架系统进行运动学分析，计算并绘制车辆在行驶过程中的运动规律。
包括车辆的悬架几何参数、车轮悬挂方式、悬架软硬度、悬架刚度等方面的分析。
3. 悬架动力学分析：对悬架系统进行动力学分析，计算并绘制车辆在行驶过程中的动力学响应。
涉及到车辆在路面上运动过程中受到的力的分类、大小及方向，以及悬架系统对这些力的响应情况等方面的分析。
4. 悬架材料、结构分析：对悬架系统的材料和结构进行分析，评估其中一些可能存在的问题，如应力集中、材料疲劳等。
5. 模拟与仿真：在对悬架系统进行分析后，用计算机模拟与仿真的方法，评估悬架系统的动态响应。
可以使用MATLAB、SIMULINK等硬件仿真软件。
6. 结论：根据上述分析，得出悬架系统的优点和不足之处，提出可能存在的问题和改进方案，并展望未来的研究方向。
三、技术要求1. 技术标准：编写悬架运动校核报告的过程中，需要参照相关的技术标准和规范，包括国家标准和行业标准等。
2. 严谨性和准确性：报告内容应严谨、准确、无误。
在编写报告前应对所使用的数据和统计信息进行认真核对，确保数据的正确性和准确性。
3. 细致和完整性：报告内容应细致、全面，不遗漏任何重要的信息和数据，并对数据的来源进行详细的说明。
4. 结论说服力：在结论部分，应明确、简明扼要地表达研究所得到的结论，对未来的发展方向进行分析与预测，以及提出有效的建议。
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1 1 - 2 2 3 - 2 2 1 - 3 2 2
1 426.7- 642 426.7 14.912 64 14.912 403.9Mpa 2
即
403.9Mpa 426.7Mpa
仅按上述计算，螺栓工作应力 小于螺栓许用应力 ，但是受力 分析中，没有考虑转弯时的惯性力对销轴的弯矩作用，若综合考虑后 实际的应力值应比 403.9Mpa 要大。 6.结构对比分析 我司现有车型后悬架销轴的螺纹部分直径均为 M16，即危险截 面直径为φ 16mm，江淮、金旅等公司考斯特 7 米车型的后悬架销轴 的螺纹部分均为 M20。 我司现有销轴除危险截面直径偏小外， 销轴结 构也有很大差别，我司是阶梯状销轴与软橡胶衬套结构，销轴是拉、 剪应力的直接承受体。江淮、金旅等后悬架后板簧前销处采用金属衬 套、φ 25mm 直径销轴 M22 螺纹的结构，后悬架吊耳处采用内外金 属衬套中间橡胶的组合衬套结构，这种结构在螺栓打紧后，正常状态
F 3 F1 0.7 4287 .5 3001 .25
F3 3001 .25 14.91Mpa 2 R 3.14 8 2
2
4.螺栓许用应力计算 已知 S 640Mpa ，安全系数为 S 1.2 1.5 ，取极限值 S 1.5 ，则许
2
用应力为
3
下销轴不承受载荷产生的剪切应力， 只承受螺母打紧后产生的拉应力 及摩擦扭转切应力，相对我司目前的结构是有一定改善的。 经过以上对比，我司后悬架销轴不但危险截面直径偏小，且受力 复杂，从防患于未然的角度出发，建议将现有车型(从 7.5 米车开始) 的后悬架前销轴螺纹改为 M20，后悬架后吊耳销轴改为 M18 为宜。
根据剪切应力计算公式
FS 得 A
F1 5283 .3 26.3Mpa 2 R 3.14 8 2
汽车动载荷安全系数取 3 ，则剪切应力为
1 3 26.3 78.9Mpa
2. 拉应力计算 螺母打紧后对螺栓会产生拉应力， 螺母打紧后对螺栓的扭转切应 力约为拉应力的 0.3 倍。很据经验公式 F
S
S
640 426.7 MБайду номын сангаасa 1.5
5.强度校核 由于螺栓采用 45#钢，属于塑性材料，通常以屈服形式失效，采 用第四强度理论进行校核，按照研究一点应力状态时， 1 代表数值最 大的主应力， 3 代表数值最小的主应力，故取 1 426.7Mpa ，
2 1 64Mpa ， 3 2 14.91Mpa ，带入公式得
4
M后 2 M总 3 - M非 2 7000 - 440 = 4226.7kg 3
如图 1 所示为后悬架后 簧前端受力分析 ， 板簧前端 单边（去除非簧载质量）垂 F2 直载荷为
F1 F1 F3
板簧对轴的力简化为均布载荷
图1
1
F1
M后 2 2 2
G
4226 .7 10 5283 .3N 2 2 2
关于后悬架销轴校核计算的报告
本计算条件为按照 7.5 米中巴满载时的负载及参数为准，目前车 型的后悬架前销直径为φ 24mm， 螺纹处直径为φ 16mm， 此处受整车 重量产生的切应力，螺母打紧力矩产生的的拉应力，刹车时产生的切 应力等，为危险截面，故对此处进行强度校核计算。 校核数据：整车最大满载总质量 M 总=700 0kg，前、后桥载荷分 配约为 1:2，后桥质量约为 210kg，单条板簧质量约为 35kg，单个轮 胎（含轮辋）质量为约为 40kg ，后悬架板簧销轴直径为φ 16mm， G=10N/kg， 8.8 级螺栓的屈服强度为 S 640Mpa (机械设计表 5-8 螺栓 性能等级 ) ，紧螺栓连接变载荷安全系数为 S 1.2 1.5 （机械设计表 5-10 螺纹连接的安全系数 S） ， M16 螺栓打紧力矩为 M= 226 N m ,螺栓 有效截面积处直径按 d=16mm 计算。 1.垂直载荷切应力计算 后 桥 非 簧 载 质 量 M 非 210 35 2 40 4 440kg ， 后 桥 载 荷 为
M 得螺母打紧后拉力为 0.2d
M 226 106 F2 70625 N 0.2d 0.2 0.016
又根据公式
F 得拉应力为 SA
ca
F2 70625 351.4Mpa S A 3.14 8 2
故 1.3 ca 351.4 1.3 456.8Mpa 3.刹车切应力计算 如图 1 所示，刹车时车身对销轴有水平的切应力，刹车时动载荷 系数取 1 0.7 ，由 1 中计算得 F1 4287 .5 N 则