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。
汽车载荷计算准则
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 bδδ+=+-=-式中 h c ------车轮中心到重心的高度247mm 。
D------轮胎直径 607mmtro δ------后轮胎初始变形 15.6mm tfo δ-------前轮胎初始变形16.6mma--------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/mmd2 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/mmd3 总刚度（k ）111[]s st tk 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）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3.2.2 各种载荷情况下的基础计算 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22.72 2.74801 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 δ22221()()2of o f f o W h k k δδδδ-+=-即589.6×（80-218.5+2f δ）=0.5×2.72×（22f 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1096.31.689649.0f f fsR 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。
疲劳载荷及分析理论
疲劳载荷及分析理论疲劳载荷谱(fatigue load spectrum)是建立疲劳设计方法的基础。
根据研究对象的不同，施加在对象上的疲劳载荷也是不同的，所以在应用时要依据某种统计分析方法和理论进行分析。
1 疲劳载荷谱1.1 疲劳载荷谱及其编谱载荷分为静载荷和动载荷两大类。
动载荷又分为周期载荷、非周期载荷和冲击载荷。
周期载荷和非周期载荷可统称为疲劳载荷。
在很多情况下，作用在结构或机械上的载荷是随时间变化的，这种加载过程称为载荷—时间历程。
由于随机载荷的不确定性，这种谱无法直接使用，必须对其进行统计处理。
处理后的载荷—时间—历程称为载荷谱。
载荷谱是具有统计特性的图形，它能本质地反映零件的载荷变化情况[]。
为了估算结构的使用寿命和进行疲劳可靠性分析，以及为最后设计阶段所必需的全尺寸结构和零部件疲劳试验，都必须有反映真实工作状态的疲劳载荷谱。
实测的应力—时间历程包含了外加载荷和结构的动态响应的影响，它不仅受结构系统的影响，而且也受应力—时间历程的观测部位的影响。
将实测的载荷—时间历程处理成具有代表性的典型载荷谱的过程称为编谱。
编谱的重要一环，是用统计理论来处理所获得的实测子样[]。
1.2 统计分析方法对于随机载荷，统计分析方法主要有两类：计数法和功率谱法[]。
由于产生疲劳损伤的主要原因是循环次数和应力幅值，因此在编谱时首先必须遵循某一等效损伤原则，将随机的应力—时间历程简化为一系列不同幅值的全循环和半循环，这一简化的过程叫做计数法。
功率谱法是借助富氏变换，将连续变化的随机载荷分解为无限多个具有各种频率的简单变化，得出功率谱密度函数。
在抗疲劳设计中广泛使用计数法。
目前，已有的计算法有十余种之多，同一应力—时间历程用不同计数法编制出的载荷谱有时会差别很大。
当然，按照这些载荷谱来进行寿命估算或试验，也会给出不同的结果。
从统计观点上看，计数法大体分为两类：单参数法和双参数法[]。
所谓单参数法是指只考虑应力循环中的一个变量，例如，峰谷值、变程（相邻的峰值与谷值之差），而双参数法则同时考虑两个变量。
汽车零部件强度试验和评价
汽车零部件强度试验和评价 周 炜 上海大众汽车有限公司 【摘要】 汽车零部件的强度试验和评价是一项比较复杂的工作，必须考虑各方面的影响因素，载荷的复杂性、零件强度的离散性、以及影响这些参数的外部和内部因素。
本文从所涉及的力学和统计学的概念和理论入手，介绍了在强度分析中所用到的基础知识。
随后对载荷分析和测量、零部件强度试验、强度评价等一些在实际工作中采用的方法进行了阐述，最后通过一个应用实例进一步希望能起到抛砖引玉的作用。
关键词：强度 汽车零部件 疲劳耐久性试验1． 概述汽车的结构设计是一项综合性的工程，从时间上讲，它几乎贯穿整个产品开发阶段；从开发的对象来分，可以大致分成发动机、底盘、车身和电器部件；而从所涉及的专业上讲，又包括造型、振动和噪声、结构强度、整车性能等方面。
在这些专业领域中，强度是一个比较重要的问题。
一方面，为了满足在整个使用寿命内可靠性和耐久性要求，所有零部件、乃至整车需要有足够的强度；而另一方面，由于产品成本的要求，又要将零部件的材料用得最省。
强度设计的目标就是要在这两个相矛盾的要求间找到一个平衡点，使得零部件达到轻量化的同时，满足可靠性的要求。
与此同时，为了缩短整个产品开发过程的周期和降低开发费用，往往在样车还没有制成的开发初期阶段就需要强度设计的介入。
因此，强度设计要回答的问题就是：设计的零部件是否能够在使用寿命内不发生破坏？进行汽车零部件强度设计主要的手段包括：载荷测量，零部件试验和模拟计算。
本文结合作者的工作实际，重点从试验的角度出发，对汽车零部件的强度设计和评价进行阐述。
2． 概念和理论载荷和强度金属的疲劳理论经过近百年的发展历史，已自成体系，对实际工作具体较好的指导意义。
我们在进行强度设计时，实际上只需要关注两个参数：一是所研究的零部件在整个使用过程中将会受到的各种各样的载荷，其表现形式是多种多样的，可以是零部件上所受的力，也可以是某处的应变，也可以是某个物体的振动加速度，等等；二是零部件本身能够承受这些载荷的能力有多强，也即俗称的“强度”，它是由零部件的结构、材料、加工工艺等因素决定的，是零部件本身的特性。
理学有限元讲稿等效载荷
（8）精度较高的平面单元简介
如前所述，线性位移模式的单元为常应变单元，当单元尺寸较大时会产生明显误差。为减少离散化带来的误差，使所求得位移和应力能更好反映真实状态，可采用具有较高阶次位移插值函数的单元，即精度较高的平面单元。对平面问题，常用的较高精度单元是矩形单元和六节点三角形单元。
（8）精度较高的平面单元简介
（3）等效节点载荷的计算
如果单元上有体力作用，沿x,y方向的体力分量为{P}=[X, Y]T，相当于在点(x,y)处作用集中力为{P}tdxdy，则等效节点载荷为：
如果单元某边界受有面力q作用，沿x,y方向的面力分量为{q}=[qx, qy]T，若将微元体tds上的面力qtds当作集中载荷P，相当于在边界点(x,y)处作用集中力为P={q}tds，则等效节点载荷为：
（5）代入边界条件
在建立了结构总刚度矩阵后，就可以建立节点位移所满足的线性方程： [K]{}={R} 式中，{}为全部节点位移列阵，{R}为全部节点载荷列阵。但由于没有代入边界条件，这个方程组的解是不确定的。从线性代数理论上讲，上述线性方程组是奇异的，即线性代数方程组的系数矩阵的行列式的值为零det[K]=0，因此线性代数方程组无法求解。这一点从力学意义上理解，是因为采用位移法求解时，如果对受载结构不引入符合实际的几何约束条件，则该结构将产生没有限制的刚体运动，显然解是不确定的。这一点反映在数学上，总刚度矩阵[K]是奇异的，即它的行列式的值为零，因而其逆阵不存在。 因此对结构受力分析，要使有限元模型能够求解，必须保证至少有一个节点是完全固定的几何约束，即整个结构不能存在刚性运动。
（9）热应力的计算
对于平面热应力问题，温度T仅是坐标x,y的函数T=T(x,y)，温度产生的体积膨胀或收缩只影响弹性体的正应变，此时材料的应力-应变关系变为:
第二章 机械零件的工作能力和计算准则
强度问题 刚度问题 耐磨性问题
轴瓦磨损 齿轮齿面塑形变形 齿面接触疲劳
工作能力—不失效条件下零件的安全工作限度。 这个限度通常是以零件承受载荷的大小来表示， 所以又常称为“承载能力”
吊钩最大起重量——50 kN
工作能力或承载能力——50 kN 50 kN 设计计算准则：设计机械零件时，保证零件不产生时效所 依据的基本准则。 主要有：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定 性准则、可靠性准则。
强度条件：σ≤ [σ] 或 τ≤ [τ] 许用应力： [ ] lim ; [ ] lim
s s
σlim 、τlim — 极限应力 s — 安全系数
塑性材料： σlim = σs ；τlim = τs 脆性材料： σlim = σB ；τlim = τB σB、τB— 材料强度极限 σs、τs— 材料屈服极限
接触应力是不同于以往所学过的挤压应力的。挤压应力是面接触 性模量 引起的应力，是二向应力状态，而接触应力是三向应力状态。 接触应力的特点：仅在局部很小的区域内产生很大的应力。
接触线长度
两接触体材料的弹
•
当零件在循环接触条件下工作时，接触表面的失效属于疲劳 损坏，称为表面疲劳磨损（点蚀）。
齿面接触疲劳
•
•
应力判别 式：
lim
S
• • • 安全系数判别式：
S
lim
（2.1）
lim S S
lim S S
（2.2）
二、静应力作用下的强度问题
主要失效形式：断裂或塑性变形
• 名义载荷：理想工作条件下的载荷。 • 计算载荷：作用于零件的实际载荷。 计算载荷 = K × 名义载荷 载荷系数 • 设计计算：根据零件的工作情况和工作能力准则给出安 全条件，求出在此安全条件下所允许的零件危险剖面尺 寸，以此为基础使结构具体化。 强度条件（或刚度）
基于实测载荷谱的副车架疲劳寿命估算方法
方式为应变片距离焊缝 10 mm。
表 1 副车架载荷测点布置
测点 P1 P2 P3
测点位置 副车架与控制臂连接处 副车架与斜支撑柱焊接处 副车架与斜支撑柱焊接处
贴片位置 副车架 副车架 支撑柱
测点区域 左侧 右侧 右侧
2014 年 第 4 期
根据试验场耐久性测试规范与试验目的， 载荷
测试选择某试验场综合路况， 具体路段里程与行驶
（c）应变花 90°方向
图 4 副车架 P3 点应力测试信号
— 59 —
·试验测试·
各测点测试信号为直角应变花的 3 向应变值，
在进行最大主应力计算之前需通过信号分析与处理
得到纯净载荷信号。
3.2 信号处理及分析
汽车试验场路况环境恶劣、 运行工况综合性
强，其载荷具有强随机性特征，但对于每一个综合
工况（试验场综合道路），其载荷仍具有一定的统
提供可靠测试位置。
3 副车架载荷测试
3.1 应变测试
为准确获得副车架在车辆运行中所承受的载
荷，根据有限元分析结果以及副车架的对称结构，考
虑测试方便性， 选取副车架左侧 1 点和右侧 2 点进
行测量， 载荷测点布置如表 1 所列。 测试选择电阻
应变计，型号为 BE350-3C A，电阻值为 350 Ω，布置
Key words：Subframe, Measured load spectrum, Fatigue life, Prediction
1 前言
车辆副车架作为重要结构件在车辆运行中起着 承载与传力作用， 因此面临严峻的疲劳破坏问题。 在疲劳耐久研究中， 需要考查车辆重要结构件的疲 劳寿命，以分析整车疲劳耐久性能。
信号进行滤波处理，滤波频率选择 30 Hz。 副车架各
【精选】滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则
1.滚动轴承的受力分析滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。
当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。
对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。
2.滚动轴承的载荷计算（1）滚动轴承的径向载荷计算一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。
角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。
角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。
接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。
为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。
图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力1)滚动轴承的轴向载荷计算当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。
但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。
角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。
图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。
由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。
各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。
按一半滚动体受力进行分析，有FS ≈ 1.25 Frtan α(1)计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。
表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y 为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。
ncode载荷谱损伤计算_解释说明以及概述
ncode载荷谱损伤计算解释说明以及概述引言部分的内容可以如下所示：1.1 概述载荷谱损伤计算是现代工程领域中非常重要的一个研究课题，它能够预测材料或结构在实际工作载荷下的损伤情况。
在设计和评估过程中，通过对载荷谱数据进行采集、处理和分析，可以更准确地估计材料和结构的疲劳寿命，从而提高产品质量和可靠性。
1.2 文章结构本文将分为五个核心部分来介绍ncode载荷谱损伤计算的相关内容。
首先，在引言部分中会对该主题进行概述，并给出文章的结构安排；接着，在第二部分将详细解释什么是ncode载荷谱损伤计算，包括其作用、应用场景以及原理和方法；然后，在第三部分将介绍ncode载荷谱损伤计算的要点一，包括载荷数据采集与处理、生成对应的载荷谱曲线以及损伤评估模型与参数选择；随后，第四部分则着重介绍ncode载荷谱损伤计算的要点二，包括损伤累积和疲劳寿命预测方法、影响计算精度的因素分析以及实例分析和应用实践案例分享；最后，在第五部分中，将总结已有成果并展望未来的研究方向，并给出结论。
1.3 目的本文的目的是对ncode载荷谱损伤计算进行全面而深入的介绍和探讨。
通过对概念、原理、方法和应用等方面的详细解释，读者将能够了解到ncode载荷谱损伤计算在工程领域中的重要性以及如何有效地进行损伤评估与预测。
同时，本文还希望挖掘出该领域中尚未解决或亟待改进的难点问题，为未来的研究提供参考和启示。
2. ncode载荷谱损伤计算的解释说明2.1 什么是ncode载荷谱损伤计算在工程领域中，ncode载荷谱损伤计算是一种用于预测材料、构件或结构在长期使用中由振动引起的疲劳破坏和寿命损失的方法。
它基于载荷谱分析理论和试验数据统计分析，通过对振动信号进行采集和处理，将其转化为数学模型，并进一步将之与材料的损伤评估模型相耦合，从而能够对材料进行疲劳寿命预测。
2.2 载荷谱的作用和应用场景载荷谱是指记录了一段时间内某对象所受到的各种力量（如振动、冲击、压力等）随时间变化的图表或函数。
汽车零部件可靠性测评技术的发展与应用
10.16638/ki.1671-7988.2021.012.035汽车零部件可靠性测评技术的发展与应用宁世儒，张冠勇，庞方超（中汽研汽车检验中心（天津）有限公司，天津300300）摘要：随着汽车零部件可靠性验证已成为产品开发过程中越来越重要的一个环节，并占用了整车研发过程中的大量时间，因此迫切需要研发出更为高效的汽车零部件可靠性测评技术。
文章从编辑道路载荷谱、搭建疲劳耐久性台架试验以及虚拟仿真试验技术三个方面着手进行汽车零部件可靠性测评技术研究及应用现状阐述，并对未来车辆可靠性测评技术的发展方向进行展望，为实现汽车零部件产品开发流程的最优化，降低研发费用以及增强产品竞争力提供重要的理论支撑。
关键词：可靠性强化试验技术；道路载荷谱；可靠性台架试验；虚拟仿真试验技术中图分类号：U467 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2021)12-113-04Development and Application of Reliability StrengtheningTest Technology for Auto PartsNING Shiru, ZHANG Guanyong, PANG Fangchao( China Automotive Research Institute Automotive Inspection Center (Tianjin) Co., Ltd., Tianjin 300300 )Abstract: As the reliability verification of auto parts has become an increasingly important part of product development and takes up a lot of time in the vehicle parts development process, there is an urgent need to develop more efficient reliability evaluation technologies for auto parts. This paper starts to conduct auto parts reliability evaluation research and application status elaboration from three aspects: editing the road load spectrum, building reliability bench test and virtual simulation test technology, and looks forward to the future vehicle reliability evaluation technology, and provides important theoretical support for realizing the optimization of the development process of auto parts products, reducing R&D costs and enhancing product competitiveness.Keywords: Reliability enhancement test technology; Road load spectrum; Reliability bench test; Virtual simulation test technologyCLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2021)12-113-04前言近年来，国内汽车市场结束了连续29年的增长奇迹，市场对于汽车产品的可靠性和安全性提出越来越高的标准和要求[1-2]。
fesafe基础培训资料（DOCX页）
fe-safe软件基础培训资料02第二天培训内容1.Fe-safe有限元分析流程演示讲解一个有限元模型的疲劳分析计算流程，主要内容包括有限元结果读入、载荷历程定义、材料定义、算法指定、结果输出与查看等内容。
1.1. 实例图示为在其中心位置开有一圆孔的薄板，薄板一端固定，另一端承受在1个工作循环内承受P=50Mpa、-50Mpa、50Mpa交替变化的动压力，试用ANSYS+fe-safe软件计算：（1）该薄板能工作多少次循环？（2）若要使该薄板经过10E7次循环不破坏，则载荷应如何进行比例缩放？已知参数为：薄板长L=1m、高H=0.5m、厚T=0.005m、圆孔半径R=0.13m、拉应力P=50MPa；薄板为钢材，其材料牌号为SAE-950C-Manten，弹性模量E=2.03×1011Pa、泊松比ν=0.3、密度ρ=7850kg/m3。
分析步骤1：先在ANSYS环境，施加50Mpa载荷作一个静力分析；见文件fatigue01.txt。
分析步骤2：在fe-safe环境，打开有限元模型（file.rst）、定义载荷历程比例数据为：1、-1、1，指定材料（SAE-950C-Manten）、算法（Brown-Miller/finite life/morrow）、结果输出(指定fos输出)等后进行相关计算。
计算结果：最大主应力为222Mpa；最小寿命对数为6.412（寿命为2.58E6个循环）；规定寿命下的载荷因子为0.85。
见下图图1 薄板受力示意图薄板主应力计算结果薄板疲劳寿命计算结果薄板强度因子(FOS)计算结果2.学员练习从上述计算过程可以看出，在fe-safe中进行有限元模型的疲劳分析要涉及如下工作内容：读入有限元计算结果；指定载荷历程；指定模型材料、指定其它分析选项等。
具体内容将在后续讲解。
3.软件功能与界面3.1. 模块介绍含fe-safe（含safe4fatigue）、safe4fatigue、fe-safe/TMF、fe-safe/TURBOlife、V erityTM in fe-safe等模块。
乏燃料运输容器结构分析的载荷组合和设计准则
GB/TXXXX—20XX目录前言 (II)1范围 (1)2规范性引用文件 (1)3术语和定义 (1)3.1应力强度 (1)3.2一次应力 (1)3.3二次应力 (2)3.4一次薄膜应力 (2)3.5一次弯曲应力 (2)3.6交变应力强度 (2)3.7疲劳 (2)3.8安定性 (2)3.9包容边界 (2)3.10临界安全相关部件 (2)3.11其他安全相关部件 (3)3.12货包 (3)3.13包装 (3)3.14符号 (3)4载荷组合 (3)4.1总则 (3)4.2初始条件 (6)4.3正常运输条件下的载荷组合 (6)4.4运输事故条件下的载荷组合 (8)5设计准则 (9)5.1总则 (9)5.2包容边界结构的设计准则 (9)5.3临界安全相关部件的设计准则 (10)5.4其它安全相关部件的设计准则 (11)GB/TXXXX—20XX 乏燃料运输容器结构分析的载荷组合和设计准则1 范围本标准规定了乏燃料运输容器结构分析的载荷组合和设计准则。
本标准第4章载荷组合适用于所有类型乏燃料运输容器；第5章设计准则适用于奥氏体不锈钢制乏燃料运输容器。
主体为碳钢和低合金钢材料的乏燃料运输容器，其结构分析原则上可以采用本标准中第5章所规定的设计准则，但同时应考虑低温断裂韧性等附加要求。
本准则不适用于蠕变起控制作用的情况。
总活度超过3000A1/A2或30000Ci的放射源货包，其结构分析的载荷组合与包容边界设计准则原则上可参照本标准相关内容。
本标准规定的设计准则应用于线弹性分析，其基本假设可以应用叠加原理来确定载荷组合对容器结构的影响。
但其它安全相关部件（如减震器及其螺栓）可根据实际情况进行适当的非线性处理。
2 规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的。
凡是注日期的引用文件，仅所注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。
GB11806-2019《放射性物品安全运输规程》ASME 核电规范与标准, BPVC-III核设施部件建造规则第1册NB分卷ASME 核电规范与标准, BPVC-III核设施部件建造规则第1册NF分卷ASME 核电规范与标准, BPVC-III核设施部件建造规则第1册NG分卷NUREG/CR-3854 运输容器制造规范RG 7.6 运输容器包容结构分析设计准则RG 7.8 放射性材料运输容器结构分析载荷组合导则RG 7.11 壁厚不大于4 英寸（0.1米）的铁素体钢制运输容器包容边界基体材料的断裂韧性准则ANSI N14.6 称重为10000磅（4500 千克）或其以上的放射性物质运输容器专用提升装置3 术语和定义3.1应力强度stress Intensity应力强度是组合应力基于第三强度理论的当量强度，规定为给定点处最大剪应力的2倍，即给定点处代数最大主应力与代数最小主应力（拉应力为正值，压应力为负值）之差。
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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·。