悬挂器的悬挂载荷计算
悬挂器载荷试验记录
施加最大额定载荷xxxxxN，保持5分钟
g.降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
试验载荷
降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
h.压力降到零`
试验载荷
压力降到零
i.循环三次
循环次数
循环三次
j.验收准则应能承受额定载荷，且无使其他要求的性能特性得不到满足的变形。
试验评价
能承受额定载荷，且无使其他要求的性能特性得不到满足的变形。
c.降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
试验载荷
降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
d.再施加最大额定载荷xxxxxN，保持5分钟
试验载荷
施加最大额定载荷xxxxxN，保持5分钟
e.降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
试验载荷
降到最小载荷，保持5分钟 （xxxxxN）
f.再施加最大额定载荷xxxxxN，稳保PR1-3组芯轴式悬挂器载荷试验记录
编号：xxxxxxx
项目
要求
操作者
试验结果
结论
检验员
载荷试验
a.从零载荷施加最大额定载荷 （xxxxxN）
年月日
试验载荷
施加最大额定载荷 （xxxxxN）
年月日
b.保持最大额定载荷xxxxxN，保持5分钟
试验载荷
保持最大额定载荷xxxxxN，保持5分钟
深井尾管悬挂器强度分析及悬挂载荷计算
Ａｎ ｌ ｓｓｏ ｔ ｅ ｇ ｈ ａ ｄ Ｓｕ ｐ ｎ ｅ ａ ｆＬｉ ｅ ｎ ｅ ｎ Ｄｅ ｐ Ｗ ｅ ｌ ａ ｙ ｉ ｆＳ ｒ ｎ ｔ ｎ ｓ ｅ ｄ ｄ Ｌｏ ｄ ｏ ｎ ｒ Ｈａ ｇ ｒ ｉ ｅ ｌ
尾管 悬挂器 作 为 深井 石 油 钻井 的重 要 工 具 ， 一 直 受到 钻井业 界高度 重视 。深 井 固井作业 多采 用尾
次使 用成 功率 更 高 。本 文研 究 了尾管 悬挂器 与 套 ］ 管 的相 互作 用 ， 分析 了坐挂 尾管 顶节 套管 的强度 ， 对 尾 管悬 挂器 卡 瓦进行 了力 学 分 析及 设 计 ， 算 了尾 计 管 悬挂 器 的额 定 载荷 。
可靠 。研 究了尾 管悬挂 器 坐挂 后卡 瓦与 套 管的接 触 力学行 为 ， 导 了悬挂 器 卡 瓦和 外层 套 管 的 强 推 度校 核数 学公 式 ， 出了卡 瓦优 化设 计方 法 ， 算 了深 井 中尾 管悬挂 器的额定 悬挂 载荷 。可 为尾 管 提 计 悬挂 器的优 化 设计和 油 田选择使 用提 供 参考 。
ＹＩ Ｆｅ ＧＡ（ Ｂａ — ｕ ， ＵＡＮＧ ｎ Ｊ Ｎ ｉ Ｎ ｉ 。 ） ｏｋ ｉ Ｈ Ｄａ ， Ｉ Ｉｅ
（ ． ｉａＵｎ ｖ ｒｉｙ ｏ ｔｏｅ ｍ ， ｉｉｇ ｌ ２ ４ ， ｉａ； ． ｂ ｉ ｉｅ ｓｔ ｇ ｕ ａ ３ ０ ２， ｈ ｎ １ Ｃｈ ｎ ｉｅ ｓｔ ｆ Ｐｅｒ ｌｕ Ｂｅｊ ｎ ０ ２ ９ Ｃｈ ｎ ２ Ｈｕ ｅ ｖ ｒｉｙ， ｒｈ ｎ ４ ０ ６ Ｃ ｉａ） Ｕｎ
ｗ ｅ ｌａ ｉ ｅ ｒ ｃ ｅ １ Ｃｏ ｐ ｒ ｄ ｗ ｉｈ ｏ ｈｅ ｏ ｎｈ ｅ ｔ ｌ ｌｎ ｒｈａ ｇｅ ｅ ｄ ｏ ｅ ｒ ｌａ ｅ ｎ ｌ ｎｄ ｓｄ ｔ ａ ｋ ｗ ｌ． ｍ ａ ｅ ｔ ｔ ｒ ｄ ｗ ｏｌ ｏｏ ｓ，ｉ ｅ ｎ ｒ ｎ ｅ ｓ ｍ ｒ ｅｉ ｂｌ．Ｉ ｔ ｓｐａ ｅ ， ｏｎ ａ ｔ ｅ ｈａ ｃ ｔ ｅ ｎ ｌｐｓ ｎｄ ｏ ｅ ａ ｉ ｇ ｉ ａ ｔ ｒ ｌｎｅ ｈ ｎｇ ｒ ｉ ｓ ｔ ｎ ｈｉ ｐ ｒ ｃ ｔ ｃ ｍ ｃ ｎｉ ｓ ｂｅ ｗ ｅ ｓｉ ａ ｕｔ ｒ ｃ ｓｎ ｐ ｐｅ ｆ ｅ ｉ ｒ ａ ｅ ｓ ｅ ａ ｄ
外挂架受力计算
外挂架受力计算一、荷载计算（外挂架间距按1.7m计算）1、计算外挂架自重W（∟50*5）∟50*5角钢重量：3.77kg/m；除DE、FD杆件采用∟50*5外，其余杆件均为2∟50*5；节点钢板厚8mm。
W=3.77*(2*2+1.35*2+2.41*2+1.21*2+0.68+1)*1.3=76.6kg2、外挂架受力计算简图：见右F1、F2、F3、F4及q的计算数值如下：①、 F1(大模板自重)F1=150*3*1.7+76.6/2=803.3kg②、 F2(外排脚手架自重)F2=3.84*(8*1.7+8+1.4)+700*0.05*0.5*1.7+75+8*1+76.6/2=239.4kg③、 F3(下挂脚手架自重及大模板上口操作平台之下传重量.其中操作平台站2人,重150kg)F3=3.84*(3*1.7+3.8+1.4)+3*1+700*0.05*(0.5+0.7)*1.7+75* (2+1)=339kg④、 F4(大模板上口操作平台的脚手架自重)F4=3.84*(2*1.7+2*3)+6*1=42kg⑤、 q(每榀外挂架上承受的均布荷载,按3人225kg外加270kg的脚手板自重计)q=700*0.05*1.7+(75*3+270)/1.35=59.5+366.7=426.2kg/m 二、求各点反力由∑Y=0，得：N A’=803.3+239.4+339+42+426.2*1.35=1999.1kg=19991N 由∑M C=0,有:239.4*1.35+42*0.675+339*0.35+426.2*1.352/2- N A*2=0N A=429.3kg=4293N(此为拉力)由∑X=0，得：N C=429.3kg=4293N(此为压力)三、计算各杆件内力1、将所有反力转化为节点力，如右图所示：F2’=239.4+(426.2*1.35)/4=383.2kgF4’=42+(426.2*1.35)/2+339*0.35/0.675=505.5kgF1’=803.3+(426.2*1.35)/4+339*0.325/0.675=1110.4kg2、节点法求各杆件的内力①、取节点BN BD=383.2*2.41/2=461.8kg(此为压力)N BF=383.2*1.35/2=258.7kg(此为拉力)②、取节点FN FD= F4’=505.5kg(此为压力)N FA= N BF =258.7kg(此为拉力)③、取节点A由∑X=0，有：N A- N FA- N DA*1.35/2.41=0即:429.3-258.7-1.35/2.41* N DA=0，故: N DA=304.6kg(此为拉力)由∑Y=0，有：1999.1-1110.4-304.6*2/2.41- N AE=0故: N AE=635.9kg(此为拉力)④、取节点CN DC=635.9*2.41/2=766.3kg(此为压力)复核:766.3*1.35/2.41=429.3kg，结果正确！⑤、复核节点D：由∑X=0，带入数值：（766.3-461.8）*1.35/2.41-304.6*1.35/2.41=0由∑Y=0，带入数值：(766.3-461.8)*2/2.41+304.6*2/2.41-505.5=0四、强度复核1、螺栓强度复核穿墙钩头螺栓直径32mm，则有效直径de=28.7168mm，有效面积Ae=647.35mm2(查表可知)，f=190N/mm2，fy=110N/mm2。
独立悬架系统零部件动态载荷计算方法
摘要在车辆行驶过程中，悬架系统各零部件承受并传递来自轮胎及车身的多种动态载荷，这些载荷是进行悬架系统的结构强度、疲劳分析必不可少的边界条件，也是指导悬架以及车身结构优化的重要参数。
本文结合多体动力学相关理论和Udwadia-Kalaba方程的约束处理方法，以轮心六分力为输入，对独立悬架系统各零部件的动态载荷计算方法及其应用展开了研究。
具体研究内容如下：首先以不含衬套连接的前双横臂、后五连杆悬架系统作为研究对象，基于Udwadia-Kalaba方程的基本思想，分别建立了无约束系统动力学模型、系统约束方程以及完整的前后悬架动力学模型；推导了系统总约束力的分解过程从而得到各零部件硬点载荷的解析表达式；在MATLAB中分别建立上述模型进行仿真计算，与ADAMS/Car的仿真结果进行对比，验证了方法的正确性。
②然后考虑含橡胶衬套的连接方式，建立了表征衬套动态特性的数学模型；针对前后悬架在衬套分布位置上的差异，以及与无衬套模型在建模方法上的区别与联系，分别推导了前后悬架动力学建模以及各硬点载荷的计算过程；在MATLAB及ADAMS/Car中进行仿真计算，验证了上述方法的正确性。
③其次以某SUV为对象开展了六分力测试试验，测量了实车在两种路面工况中的轮心六分力，结合前文建立的悬架动力学模型，预测得到了前悬架控制臂各硬点处的动态载荷；以预测载荷及六分力作为边界条件，对控制臂在两种工况下的疲劳寿命进行了分析。
④最后为便于方法的使用，分别完善了麦弗逊、四连杆等其余独立悬架的建模计算过程，在MATLAB/GUI中设计了一种独立悬架系统建模及动态载荷计算的仿真平台，实现了多种悬架的参数化建模。
本文将Udwadia-Kalaba方程应用到汽车独立悬架研究领域，结合多体动力学相关理论，详细地推导了独立悬架动力学建模及零部件动态载荷的计算过程。
研究过程中将理论与实践相结合，可为这一类含约束复杂机械系统的建模计算提供一种新思路。
空气悬挂的承载力计算公式
空气悬挂的承载力计算公式空气悬挂是一种利用气体的压力来支撑物体的悬挂系统。
在很多工程和科学领域，我们需要计算空气悬挂的承载力，以确保悬挂系统的稳定性和安全性。
本文将介绍空气悬挂的承载力计算公式，并探讨其在实际工程中的应用。
首先，我们需要了解空气悬挂的基本原理。
空气悬挂的承载力取决于气体的压力和悬挂系统的设计。
当气体被压缩到一个封闭的容器中时，它会产生一个向外的压力，这个压力可以用来支撑物体。
在空气悬挂系统中，通常会使用气缸或气囊来容纳气体，并通过调节气体的压力来控制悬挂系统的承载力。
空气悬挂的承载力可以通过以下公式来计算：F = P A。
其中，F表示承载力，P表示气体的压力，A表示悬挂系统的有效面积。
这个公式表明，承载力与气体的压力成正比，与悬挂系统的有效面积成正比。
这也意味着，通过增加气体的压力或者增大悬挂系统的有效面积，可以增加空气悬挂的承载力。
在实际工程中，我们需要根据具体的情况来确定气体的压力和悬挂系统的有效面积。
气体的压力可以通过气缸或气囊的设计参数来确定，通常可以通过压力表或传感器来监测。
悬挂系统的有效面积则取决于悬挂系统的结构和设计，可以通过实际测量或者计算来确定。
除了计算承载力，我们还需要考虑空气悬挂系统的稳定性和安全性。
在设计和使用空气悬挂系统时，需要考虑气体的泄漏和压力的变化对承载力的影响，以及悬挂系统的结构和材料对承载力的限制。
此外，还需要考虑悬挂系统在不同工况下的承载能力，以确保系统的稳定性和安全性。
在汽车、铁路、航空航天等领域，空气悬挂系统被广泛应用。
在汽车领域，空气悬挂系统可以提高车辆的悬挂性能和舒适性，同时也可以根据不同的路况和载荷来调节车辆的高度和承载力。
在铁路和航空航天领域，空气悬挂系统可以减轻车辆或飞行器的重量，提高运输效率和安全性。
总之，空气悬挂的承载力计算公式可以帮助我们理解空气悬挂系统的工作原理和设计要点。
在实际工程中，我们可以根据这个公式来确定空气悬挂系统的承载能力，并根据具体情况来优化设计和应用。
悬挂式吊篮计算书配重式
悬挂式吊篮计算书计算依据：1、建筑施工工具式脚手架安全技术规范JGJ202-20102、钢结构设计规范GB50017-2003一、吊篮参数计算简图：三、荷载计算吊篮受风面积：F=3×= m2吊篮的风荷载标准值：Q wk=ωk×F=×= kN/m2吊篮底部最大面积：A=3×= m2施工活荷载标准值：Q k= q k'×A=1×= kN吊篮动力钢丝绳竖向荷载标准值：Q1=G K+Q k/2=6+/2= kN吊篮动力钢丝绳水平荷载标准值：Q2=Q wk/2=2= kN动力钢丝绳所受拉力的施工核算值：Q D=KQ12+Q22=9×+= kN支撑悬挂机构前支架的结构所承受的集中荷载：N D= Q D1+ L1/L2+G D=×1++= kN四、钢丝绳校核g gF g= kN ≥Q D= kN满足要求五、配重验算D12允许最小配重重量：m0=T×100=×100= kg实际配重：m=1200 kg≥m0= kg满足要求六、悬挂横梁强度验算1、悬挂横梁抗弯强度验算M max=Q D×L1=×= kN·mσ=M max/ W=×106/141×103= N/mm2σ= N/mm2≤f=205 N/mm2满足要求2、悬挂横梁抗剪验算V max=Q D+g k×L1=+×= kNτmax=V max b×h o2-b-δ h2/8I zδ=×1000×88×1602-88-6×/8×1130×10000×6= N/mm2 τmax= N/mm2≤τ=125 N/mm2满足要求3、悬挂横梁整体稳定性验算φb - 梁的整体稳定性系数：查表钢结构设计规范GB50017-2003得,梁的整体稳定性系数φb=2由于φb大于,根据钢结构设计规范GB50017-2003附表B,得到φb值为;σ=M max/φb W=×106/×141×1000= N/mm2σ= N/mm2≤f= 205 N/mm2满足要求。
800吊篮标准悬挂机构(前3米后6米)的受力分析(采用变形协调方程计算)
800型吊篮悬挂机构（前3m、后6m）受力分析计算说明书雄宇重工集团股份有限公司江南大学机械工程学院吊船工程机械研究所目录1.1 悬挂机构载荷 (3)1.2 悬挂机构整体分析 (4)1.3 悬挂机构分部分析 (5)1.3.1AB的组合应力校核 (5)1.3.2AB杆稳定性校核 (7)1.3.3BD的杆的校核 (8)1.3.4BC的杆的校核 (10)1.3.5CG的杆的校核（受拉力） (11)1.4 钢丝绳悬挂架销轴的强度校核 (11)1.4.1剪切强度校核 (11)1.4.2挤压强度校核 (12)1.5 钢丝绳的安全系数 (12)1.5.1LP800吊篮钢丝绳校核 (12)1.5.2LP800吊篮钢丝绳安全系数校核 (12)1.6综述 (13)1.1 悬挂机构载荷新型悬挂机构结构简图如下图所示，E 点处为支撑点，G 点处为配重块，A 点为吊篮吊点位置。
吊篮对A 点的拉力通过拉攀钢丝绳传导到ADC ，即A 的拉力传导了悬挂机构的后端，增加了整体悬挂机构的安全性。
对该悬挂机构受力进行简化得，E 点为铰支座，G 点为配重块，为固定铰支座。
其中吊篮载重为800kg ，自重为579kg ，配重块为900kg 。
具体载荷计算为（1）钢平台自重：425kg （按3节×2米=6米）（2）钢丝绳：50kg （按长度100米×2根×25kg ）（3）安全绳：50kg （按长度100米×2根×25kg ）（4）电缆线：30kg （按长度100米）（5）重锤：24kg （12kg×2）（6）额定载荷：800kg又因两个悬挂机构吊一个吊篮，故单一悬挂机构的A 吊点受力为=⨯+=k P 2579080003.16895⨯=8964N 。
式中k 为自重系数，为1.3。
杆AB =3000㎜，BD =1092㎜，BC =6000㎜，AD 与AC 的夹角为α=20°CD 与AC 的夹角为3.10)6000/1092arctan(==β°该悬挂机构用Q235B 材料。
悬挂荷载导算
网上热点讨论和专家答疑 建筑结构.技术通讯 2007年5月[编者按] 讨论源自《建筑结构》论坛（ /index.asp?boardid=4）、《同是土木人》QQ 群(6983479)近期的热点话题。
文中黑体字是本刊特约专家朱炳寅、邱鹤年教授高工、黄吉锋副研究员和刘民易高工的评议。
采编：李静。
19*************************************************************问：关于部分框支-剪力墙结构的底部加强层高度问题。
（1）《高规》第10.2.4条，底部带转换层的高层建筑结构，其剪力墙底部加强部位的高度可取框支层加上框支层以上两层的高度及墙肢总高度的1/8二者的较大值。
（2）《混规》第11.1.5条和《抗规》第6.1.10条，部分框支抗震墙结构的抗震墙，其底部加强部位的高度，可取框支层加框支层以上二层的高度及落地抗震墙总高度的1/8二者的较大值，且不大于15m ；其他结构的抗震墙，其底部加强部位的高度可取墙肢总高度的1/8和底部二层二者的较大值，且不大于15m 。
当结构底部框支3层，每层高 4.5m ，框支以上每层3.9m ，共16层（楼高=3×4.5+13×3.9=64.2m ）。
底部加强部位应为多高，应执行哪条规范？答：三本规范对框支-剪力墙结构底部加强部位高度问题的规定有不一致的地方。
其中限制总高不大于15m 的要求，在房屋高度较高的高层建筑中，当框支层位置在层2及层2以上或者底部楼层层高较大时，不尽合理。
建议对于较高的高层建筑，按《高规》的相关规定确定。
详细分析可见我写的《建筑结构设计新规范应用图解手册》第142~143页。
（朱） 问：高层结构中，框-剪结构、短肢剪力墙结构中的框架柱或短肢墙所承担的地震倾覆弯矩是每层均要满足规范要求？还是仅底层满足即可？对主立面有退台（退二次）的结构呢？答：对符合抗震设计基本原则（均匀对称）的一般结构，底部满足即可，对复杂结构，建议底部加强区高度范围内应满足要求。
悬架各工况受力计算公式表
悬架各工况受力计算公式表悬架各工况受力计算公式表是汽车设计师们必备的一份文档，因为悬架是汽车上最重要的零部件之一，它直接关系到汽车的运行性能和安全性。
本文将详细介绍悬架各工况受力的计算公式表，以帮助读者更好地理解。
首先，悬架是一个复杂的系统，由若干个部件组成，包括弹簧、减震器、传动轴、控制臂、节流阀等。
在实际工作过程中，悬架各部件都会承受不同的受力状态，如纵向加速、横向转向、制动、加速、刹车等。
而悬架各部件所承受的受力状态也是不同的，因此，针对不同的受力状态，悬架各部件的受力计算公式也是不同的。
以下是悬架各工况受力计算公式表：1. 纵向加速时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = ma / FZ，其中m是汽车质量，a是车辆纵向加速度，FZ是轮胎垂直载荷。
2. 横向转向时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = Fy * h，其中Fy是横向力，h是控制臂与地面垂直距离。
3. 制动时，制动力矩的计算公式为：M = W * (R - r) / 2，其中W是车辆重量，R是轮胎半径，r是制动器半径。
4. 加速时，驱动轴承受的力矩计算公式为：M = T /i * η * r，其中T是发动机输出扭矩，i是变速器传动比，η是传动效率，r是驱动轴半径。
5. 刹车时，制动器受到的压缩应力计算公式为：σ =F / A，其中F是制动力，A是制动器面积。
6. 路面颠簸时，减震器吸收的能量计算公式为：E = 1 / 2 * k * δ^2，其中k是减震器弹簧刚度，δ是减震器伸缩位移。
以上是悬架各工况受力计算公式表的部分内容，这些公式可以帮助汽车设计师了解悬架各部件在不同工况下所承受的受力情况，从而优化设计方案，提高汽车的性能和安全性。
总之，悬架各工况受力计算公式表是非常重要的一个文档，它涉及到汽车设计的方方面面，设计师们应该积极学习和掌握这些公式，以更好地提高汽车的性能和安全性。
麦弗逊悬架计算说明书
悬架系统计算说明书1．整车有关参数1．1 轴距：L=2610mm1．2 轮距：前轮B1=1530mm后轮B2=1510mm1．3 轴荷(kg)1.4 前后轮空满载轮心坐标（Z向）1．4 前、后悬架的非簧载质量(kg)：G u1=108kg G u2=92kg1．5 悬架单边簧载质量(kg)悬架单边簧载质量计算结果如下：=（795-108）/2＝343.5kg 前悬架：空载单边车轮簧载质量为M01=（872-108）/2＝382kg半载单边车轮簧载质量为 M03满载单边车轮簧载质量为M02=（891-108）/2＝391.5kg=（625-92）/2＝266.5kg 后悬架：空载单边车轮簧载质量为M1半载单边车轮簧载质量为M=（773-92）/2＝340.5kg3满载单边车轮簧载质量为M2=（904-92）/2＝406kg2、前悬架布置前悬架布置图见图1图1 T21前悬架布置简图3、前悬架设计计算3．1 前悬架定位参数:3．2 前悬架采用麦弗逊式独立悬架，带稳定杆，单横臂，螺旋弹簧，双向双作用筒式减震器。
(1) 空满载时缓冲块的位置和受力情况 空载时，缓冲块起作用，不受力 满载时，缓冲块压缩量为13.8mm ，（由DMU 模拟得知，DMU 数据引自T21 M2数据）。
根据缓冲块的特性曲线，当缓冲块压缩13.8mm 时，所受的力为：125N (2) 悬架刚度计算螺旋弹簧行程杠杆比：1.06悬架刚度为K 1= （（391.5-343.5）*9.8-125/1.06）/（5-（-15））= 17.62N/mm（3）前螺旋弹簧①截锥螺旋弹簧②螺旋弹簧行程杠杆比：1.06③刚度C1=K1*（1.06）2*0.9=17.62*（1.06）2*0.9=17.81N/mm（4）静挠度和空满载偏频计算空载时挠度 f 1= N 1/K 1=( M 01*9.8)/K 1=(343.5*9.8)/17.81=18.9cm 静挠度 f 01= f 1 +(5-(-15))/10=20.9 偏频n:空载为 Hz f n 15.19.18/5/511===满载为 Hz f n 09.19.20/5/50101===结论：前悬架偏频在1.00～1.45Hz 之间，满足设计要求。
悬挂器的悬挂载荷计算
悬挂器的悬挂载荷计算许多采油工程书上都有啊。
红皮的王鸿勋、张琪的＜采油工艺原理＞中就有一组计算最大载荷的经验公式。
用起来很方便。
你可以选一个适合于你们油田情况的编个小程序。
用时很方便。
水下套管悬挂器螺纹连接强度分析PDF套管头结构应力分析及评价本篇文章来源于骆驼论文网（）原文出处：/a/guanli/xingzhengguanli/2011/0427/81418.html摘要：采用有限元软件建立套管头整体有限元模型，计算套管头在不同工况条件下的应力。
得到了套管头壳体各部分及内部悬挂器的应力分布状态，依据给出的复杂应力评定标准对其进行强度评价，并计算出不同类型套管头的极限悬挂载荷，为套管头安全可靠的工作提供了技术保证。
结果表明，套管头最终悬挂载荷取决于套管头壳体自身因素、内部悬挂器承受的极限重量和套管自身的强度等三方面的因素。
套管头是套管和井口装置的重要连接件，是安装井口防喷装置的基础。
套管头连接于表层管，悬挂除表层套管以外的其它套管，承受部分或全部的套管重量，套管头还密封各层套管的环形空间，承受套管环空的压力，具有重要的使用价值。
开展了不同工况条件下套管头力学分析，并对其整体及局部的应力进行应力分析及强度评价，得到不同工况下套管头的极限悬挂载荷。
一、整体套管头力学分析模型(1)建立有限元模型。
根据套管头结构特点和载荷特性，选择整个套管头为研究对象，同时考虑壳体开孔对其应力分布的影响、悬挂器螺纹和卡瓦牙在套管重量和内部压力作用下的局部分析，以及内部悬挂器与壳体的接触非线性行为，对套管头及其内部结构进行建模，建立了图1所示的实体模型和三维空间非线性有限元模型，以及悬挂器螺纹和卡瓦牙的局部轴对称模型，见图2。
(2)计算参数。
载荷：套管头受自重、内压、螺栓预紧力、悬挂器及局部悬挂套管作用，而局部套管受到内压和悬挂载荷作用。
边界条件：悬挂器与套管头壳体接触面为接触摩擦边界，表层套管下端为位移约束。
根据固井工艺及套管头承受载荷情况，选取最危险的两种工况对套管头进行应力分析；一级坐挂＋试压35MPa和二级坐挂＋试压70MPa。
悬挂器设计计算书
P为设计的额定工作压力,取P=69.0Mpa;(考虑到螺纹连接装置的压力限制)
R为内半径, R=80.2/2=40.1mm;
t为圆筒壳体壁厚,t=(116-80.2)/2=17.9mm
S=69X40.1/17.9+69/2
=189.0Mpa据API 6A 4.3.3.2条Sm=2/3SY=2/3×517=344Mpa
1.1.锥形定位台肩对悬挂器本体的径向载荷。
1.2.悬挂的管材重量通过悬挂器本体产生的拉伸载荷。
1.3.现场压力试验对悬挂器产生的载荷。
2结构设计
两端加工成27/8UP TBG母扣以悬挂管柱。
2.1由于密封型式采用直座式，锥形定位台肩对悬挂器本体的径向载荷实际上就是悬挂管柱重力之另一分解力。由于定位台肩角度为45°，sin45°＝cos45°，台肩对悬挂器本体的径向载荷等于油管重量作用在45°承载斜面上的应力
σ=247Mpa＜「σ」=2/3×517=344(Mpa)。
2.2悬挂的管柱重量通过悬挂器本体产生的拉伸强度计算
如图A一A截面上壁厚最小，根据最大拉应力理论，其拉应力为
σ=N/A《材料力学》P4
式中N——管柱最大重量取27/8UPTBG外加厚油管最大丝扣抗拉极限N=133.7T（N80，b=9.53）
A——丝扣端横截面积
A=π（D -d ）/4
D为悬挂器最小外径，且 ）/4 =(110 -80.2 )π/4
=4449（mm ）σ
设计文件名称
设计计算书
KQ65/70 JS
产品型号、名称
KQ65/70井口装置悬挂器
共3页
第2页
=133600/4449=30.02Kg/mm
外挂架悬挂结构计算
东方雅苑外挂架及安全防护施工方案外挂架悬挂结构计算（计算位置见外挂架布置图）
1.1荷载
作用在外挂架上的荷载有外挂架自重、大模板荷载、外防护架荷载、施工荷载、风荷载等。
外挂架自重：5360N（包括外防护架）
大钢模自重：23000N
施工荷载：1.5KN／m2：1500*9＝13500N
风荷载：10800N
P＝52660N＝52.66KN
1.2计算简图及受力分析
外挂架悬挂结构为一排钩头穿墙螺栓组成，如图中A、B两点。
作用于A悬挂点、B支撑点荷载P是包括1.1中所述的全部荷载值。
P对悬挂点的结构作用，可用一个弯矩Mp＝P、a和一个沿墙面的剪力V＝P来描述。
其中弯矩Mp，由两点组成点力矩来承担，即N*h＝Mp，所以NA＝NB＝Mp／h＝P*a／h
其中NA为拉力（N），NB为压力（N）；a＝500mm
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油井更换载荷计算公式
油井更换载荷计算公式在油田开发中，油井的更换载荷计算是一项非常重要的工作。
油井的更换载荷是指在进行油井更换作业时，油井设备所受到的最大载荷。
正确计算油井的更换载荷可以有效地保障油井设备的安全运行，避免因载荷过大而导致的设备损坏或事故发生。
本文将介绍油井更换载荷的计算公式及其应用。
油井更换载荷的计算公式主要涉及到油井设备的重量、长度、直径、材质等参数。
根据油井设备的具体情况，可以采用不同的计算公式来计算更换载荷。
下面将介绍几种常用的计算公式：1. 悬挂载荷计算公式：悬挂载荷是指在进行油井更换作业时，油井设备所受到的垂直方向的载荷。
悬挂载荷的计算公式如下：F = W + P。
其中，F表示悬挂载荷，W表示油井设备的重量，P表示油井管道内的压力。
在计算悬挂载荷时，需要考虑油井设备的重量以及管道内的压力情况，以确保油井设备在更换作业中能够承受住垂直方向的载荷。
2. 横向载荷计算公式：横向载荷是指在进行油井更换作业时，油井设备所受到的水平方向的载荷。
横向载荷的计算公式如下：F = μW。
其中，F表示横向载荷，μ表示油井设备的摩擦系数，W表示油井设备的重量。
在计算横向载荷时，需要考虑油井设备与井筒壁之间的摩擦情况，以确保油井设备在更换作业中能够承受住水平方向的载荷。
3. 动态载荷计算公式：动态载荷是指在进行油井更换作业时，油井设备所受到的动态载荷。
动态载荷的计算公式如下：F = ma。
其中，F表示动态载荷，m表示油井设备的质量，a表示油井设备的加速度。
在计算动态载荷时，需要考虑油井设备在更换作业过程中的加速度情况，以确保油井设备在运动过程中能够承受住动态载荷。
通过以上的计算公式，可以对油井更换载荷进行准确的计算，从而保障油井设备在更换作业中的安全运行。
在实际应用中，还需要考虑到油井设备的实际情况，如材质、长度、直径等参数，以确保计算结果的准确性。
除了计算公式外，还需要对油井设备进行定期的检测和维护，以确保设备的安全运行。
半挂车轴荷分配和悬挂高度计算
半挂车轴荷分配和悬挂高度计算一、半挂车轴荷分配轴荷分配的目标是使各轴的荷载均匀，确保半挂车在行驶过程中保持良好的稳定性和操控性。
轴荷分配有两个主要要素：前轴荷和后轴荷。
前轴荷是车头和前轴承受的荷载，它由驾驶室、发动机和前悬挂所贡献。
前轴荷计算的关键是根据车头位置和驾驶室位置，确定前悬挂的位置。
后轴荷是指后轴承受的荷载，它由后部车身和后悬挂所贡献。
后轴荷分配的关键是根据后轴位置和货箱的位置，确定后悬挂的位置。
在计算半挂车轴荷分配时，可以采用以下方法：1.根据半挂车的总质量和货物质量，确定总载重量。
2.根据半挂车的车身结构和货箱位置，确定前轴荷和后轴荷的位置。
3.根据半挂车的前悬挂和后悬挂的位置，计算前轴荷和后轴荷的荷载。
确定半挂车轴荷的计算方法有多种，包括等分法、比例法和动态载荷法等。
其中，等分法是最常用的一种方法，即将总载重平均分配给各轴，确保各轴荷载相对均匀。
半挂车悬挂高度是指半挂车悬挂系统下面的最小距离，也是半挂车底盘最低点的位置。
悬挂高度的合理设置可以保证半挂车在行驶过程中的稳定性和通过性。
悬挂高度计算的考虑因素包括半挂车的车身结构、行驶的道路条件以及车辆的荷载情况等。
在计算半挂车悬挂高度时，可以采用以下方法：1.根据半挂车的车身结构确定前、后悬挂的位置。
2.根据半挂车的总载重量和轴荷分配计算所得的前、后轴荷，确定悬挂高度的调整范围。
3.根据半挂车的车轴类型和悬挂系统的特性，确定悬挂高度的合理范围。
4.根据道路条件和行驶的环境，调整悬挂高度的具体数值。
半挂车悬挂高度的计算方法需要结合具体的车型和车身结构进行计算，需要考虑车辆的通过性能、悬挂系统的特性以及货物荷载等因素。
在计算过程中，需要注意悬挂高度的合理性和稳定性，避免出现过高或过低的情况，从而保证半挂车在行驶过程中的平衡性和稳定性。
总结起来，半挂车轴荷分配和悬挂高度计算是确定半挂车各轴荷载和悬挂高度的重要方法，合理的轴荷分配和悬挂高度可以保证半挂车在行驶过程中的稳定性和平衡性。
计算说明书_悬架系统
悬架系统1．整车有关参数1．1 轴距：L=2610mm1．2 轮距：前轮B1=1530mm后轮B2=1510mm1．3 轴荷(kg)1.4 前后轮空满载轮心坐标（Z向）1．4 前、后悬架的非簧载质量(kg)：G u1=108kg G u2=92kg1．5 悬架单边簧载质量(kg)悬架单边簧载质量计算结果如下：前悬架：空载单边车轮簧载质量为M01=（795-108）/2＝343.5kg 半载单边车轮簧载质量为 M03=（872-108）/2＝382kg满载单边车轮簧载质量为M02=（891-108）/2＝391.5kg 后悬架：空载单边车轮簧载质量为M1=（625-92）/2＝266.5kg半载单边车轮簧载质量为M3=（773-92）/2＝340.5kg满载单边车轮簧载质量为M2=（904-92）/2＝406kg2、前悬架布置前悬架布置图见图1图1 T21前悬架布置简图3、前悬架设计计算3．1 前悬架定位参数:3．2 前悬架采用麦弗逊式独立悬架，带稳定杆，单横臂，螺旋弹簧，双向双作用筒式减震器。
(1) 空满载时缓冲块的位置和受力情况 空载时，缓冲块起作用，不受力 满载时，缓冲块压缩量为13.8mm ，（由DMU 模拟得知，DMU 数据引自T21 M2数据）。
根据缓冲块的特性曲线，当缓冲块压缩13.8mm 时，所受的力为：125N (2) 悬架刚度计算螺旋弹簧行程杠杆比：1.06悬架刚度为K 1= （（391.5-343.5）*9.8-125/1.06）/（5-（-15））= 17.62N/mm（3）前螺旋弹簧①截锥螺旋弹簧②螺旋弹簧行程杠杆比：1.06③刚度C1=K1*（1.06）2*0.9=17.62*（1.06）2*0.9=17.81N/mm（4）静挠度和空满载偏频计算空载时挠度 f 1= N 1/K 1=( M 01*9.8)/K 1=(343.5*9.8)/17.81=18.9cm静挠度 f 01= f 1 +(5-(-15))/10=20.9 偏频n: 空载为 Hz f n 15.19.18/5/511=== 满载为 Hz f n 09.19.20/5/50101===结论：前悬架偏频在1.00～1.45Hz 之间，满足设计要求。
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法
动力总成悬置 系统运动包络及 工况载荷计算 方法
韦 宝侣 ，吕兆 平
（ 上汽通用五菱汽车股份有限公司 技术 中心 ， 广西 柳州 ５ ５０ ） ４ ０ ７
１４ 悬 置 运动 范 围限制 条件 ．
发动机悬置的主要作用 ， 是把发动机安装在整车 上， 控制发动机的位移， 并吸收发动机的振动。 ２ 表 是 Ｇ Ｍ全球标准对控制发动机位移和转角的通用要求 。
表 ２ 动 力 总 成 运 动 空 间 限 制
图 ３ 整 车 坐 标 系
动力总成 自由度 质心最 大位移 ＋ ｍ ） ｄ ， ｍ 或（ ＿（ 嘲 前后（ ｏｅ ｆ ｘ Ｆｒ ａ ） ／ ｔ １ ５ 左右（ ａ ｒ ） Ｌｔａ ｙ ｅ１ ８ 上下（ｏ ｎ ｅｚ ｂｕｃ） ｌ ２ 侧倾（ ｏ ） Ｒｌｘ １ｘ １０ ． 俯仰 （ ｉ ｈ＂ Ｐｔ ） ｃ ３ ５＋ ，（ ） 横摆（ ａ ｚ Ｙ ｗ） ｚ １０ ，
豳
图 ２ 质 心 坐 标 系
瞄
１ ．工况计算前期准备
１１ 坐 标 系定义 ．
一
（） ３ 整车坐标系。 整车坐标系一般是 由客户定义 的， 一般客户在提供总成数模 时， 会装配在整车坐标 系 下 ， 轴从 车 头指 向车尾 ， 垂 直 向上 ， 轴按 右 ｚ轴 】 ， 手法 则确 定 。
摘 要： 阐述 了动力总成位移控制设计 的一般原理 ， 以一微车动 力总成 悬置 系统 为研 究对 象 ， 结合通 用汽车公 司全球 标 准的 ２ ８种裁荷工况 ， 绍 了求解各 悬置 点反力 以及发动机 质心位移和转 角的方法 。 介 该计 算数 据为悬置支 架的 强度 校核
机载悬挂物与悬挂装置连接部位的载荷计算方法
机载悬挂物与悬挂装置连接部位的载荷计算方法
曲林锋;王成波;隋福成
【期刊名称】《飞机设计》
【年(卷),期】2013(33)4
【摘要】介绍了我国现役飞机机载悬挂物与悬挂装置几种典型连接方式及强度计算所进行的载荷传递计算分析方法和程序,这些方法已成功的应用在多种型号飞机的外挂物及连接点强度计算分析中,并通过了试验验证,取得了令人满意的效果。
【总页数】4页(P31-34)
【关键词】机载悬挂物;悬挂装置;连接载荷;计算方法
【作者】曲林锋;王成波;隋福成
【作者单位】沈阳飞机设计研究所
【正文语种】中文
【中图分类】V215
【相关文献】
1.飞机/悬挂装置/悬挂物接口标准贯彻实施研究 [J], 舒振杰;王旭峰;严涵;胡景林;张诚铭
2.GJB1-80《机载悬挂物和悬挂装置接合部位的通用设计准则》简介及几点说明[J], GJB1-80编制组
-A-8591E机载悬挂物、吊耳和飞机与悬挂物接合面(运载状态)的通用设计准则 [J], 胡贤豪;刘一飞
4.加强机载悬挂装置/悬挂物“三化”工作势在必行 [J], 王树海;胡景林
5.悬挂提升系统中悬挂装置的连接与调试 [J], 张诚
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悬挂器的悬挂载荷计算
许多采油工程书上都有啊。
红皮的王鸿勋、张琪的＜采油工艺原理＞中就有一组计算最大载荷的经验公式。
用起来很方便。
你可以选一个适合于你们油田情况的编个小程序。
用时很方便。
水下套管悬挂器螺纹连接强度分析PDF
套管头结构应力分析及评价
本篇文章来源于骆驼论文网（）原文出处：
/a/guanli/xingzhengguanli/2011/0427/81418.html
摘要：采用有限元软件建立套管头整体有限元模型，计算套管头在不同工况条件下的应力。
得到了套管头壳体各部分及内部悬挂器的应力分布状态，依据给出的复杂应力评定标准对其进行强度评价，并计算出不同类型套管头的极限悬挂载荷，为套管头安全可靠的工作提供了技术保证。
结果表明，套管头最终悬挂载荷取决于套管头壳体自身因素、内部悬挂器承受的极限重量和套管自身的强度等三方面的因素。
套管头是套管和井口装置的重要连接件，是安装井口防喷装置的基础。
套管头连接于表层管，悬挂除表层套管以外的其它套管，承受部分或全部的套管重量，套管头还密封各层套管的环形空间，承受套管环空的压力，具有重要的使用价值。
开展了不同工况条件下套管头力学分析，并对其整体及局部的应力进行应力分析及强度评价，得到不同工况下套管头的极限悬挂载荷。
一、整体套管头力学分析模型
(1)建立有限元模型。
根据套管头结构特点和载荷特性，选择整个套管头为研究对象，同时考虑壳体开孔对其应力分布的影响、悬挂器螺纹和卡瓦牙在套管重量和内部压力作用下的局部分析，以及内部悬挂器与壳体的接触非线性行为，对套管头及其内部结构进行建模，建立了图1所示的实体模型和三维空间非线性有限元模型，以及悬挂器螺纹和卡瓦牙的局部轴对称模型，见图2。
(2)计算参数。
载荷：套管头受自重、内压、螺栓预紧力、悬挂器及局部悬挂套管作用，而局部套管受到内压和悬挂载荷作用。
边界条件：悬挂器与套管头壳体接触面为接触摩擦边界，表层套管下端为位移约束。
根据固井工艺及套管头承受载荷情况，选取最危险的两种工况对套管头进行应力分析；一级坐挂＋试压35MPa和二级坐挂＋试压70MPa。
二、套管头复杂应力评价标准
套管头有限元统一的应力评定标准对套管头本体及内部构件进行评定。
参照SY/5127-2002标准，对于套管头本体的应力评定应将套管头本体的材料分为标准材料和非标准材料。
(1)对于标材料承压装置的设计计算按ASME锅炉和压力容器规范中所叙述的设计方法，设计许用应力应按下列准则限定。
Sm＝2/3sy
式中：Sy-材料规定的最小屈服强度：Sm-额定工作压力下的设计应力强度。
(2)同样采用上述设计方法，对非标材料承压装置的设计需用应力应按下列准则限定。
Sm＝min(2/3sv，1/2Su)
式中：Su-材料规定的最小抗拉强度。
(3)参照ASME锅炉和压力容器对复杂应力下强度评定标准，对套管头悬挂器进行强度评定。
考虑挤压的悬挂器主体的局部应力分布。
Sm＝Sy
(4)考虑悬挂器螺纹牙、卡瓦牙与套管间的局部屈服应力二次分布。
Sm＝min(2Sy，Su)
三、套管头应力分析及强度评价
(1)套管头应力分析。
根据GB/T9253.2-1999，确定出与本次计算相关的材料参数。
以双级分体式套管头(一级芯轴坐挂、二级卡瓦坐挂)为例进行计算，其余类型套管头计算方法与之相同。
根据所建立的有限元模型，计算两种危险工况下套管头的应力。
图3-图4给出工况1条件下的整体套管头及悬挂器螺纹的应力分布，各工况下主要部件的最大应力和强度评价结果。
分析表明，在工况1条件下，芯轴悬挂器应力分布范围为45.5-394MPa，最大应力值发生在芯轴悬挂器与技术套管作用的接触面上，其值为394MPa，属于挤压应力，满足强度要求St<1.5[S]。
[S]＝344，[S]代表许用应力，MPa。
密封垫片应力分布范围为14.5-201MPa，最大应力值发生在本体与垫片作用的接触面上，其值为201MPa，属于挤压应力，满足强度要求，St<1.5[s]。
其余各部件最大应力值小于许用应力，即满足强度要求，Sr<[S]。
芯轴螺纹牙的最大部件最大应力为584MPa大于其屈服应力，但是其发生弹塑变形区域小于承载面的1/3，满足强度要求。
在工况2条件下，卡瓦悬挂器应力分布范围为14.6-483MPa，最大应力值发生在卡瓦牙与油层套管作用的接触面上，其值为483MPa，属于挤压应力，满足强度要求，Sr<[1.5S]。
垫片应力分布范围为27.8-169MPa，最大应力值发生在本体与垫片作用的接触面上，其值为169MPa，属于挤压应力，满足强度要求，St<1.5[s]。
其余各部件最大应力值小于许用应力，即满足强度要求St<[S]。
其余类型套管头计算方法与之相同，由计算结果可知，双级套管头在内部悬挂器与套管头壳体相接触部位应力最大、最薄弱，与表层套管相接处支撑部位应力值次大，在进行套管头设计和试压时，应着重关注此部位；单级套管头在与表层套管相接处支撑部位应力值最大、最薄弱，在内部悬挂器与套管壳体相接触部位次大。
(2)套管头悬挂参数的设计。
为了确定不同形式套管在不同悬挂套管重量下的安全性，分别计算了各种套管头结构在给定套管内压、悬挂不同套管重量下的安全性，计算出不同套管头的极限悬挂载荷。
以双级分体式套管头(一级芯轴坐挂、二级卡瓦坐挂)为例进行计算，得到整体套管头及悬挂器螺纹、卡瓦牙在极限载荷作用下的应力分布情况。
在极限载荷作用下双级分体套管头满足强度要求；套管头的本体二级悬挂器悬挂座处的最大应力达到342MPa，接近许用应力强度344MPa，因此此处为套管头本体的最危险截面。
但是实际在工作中，套管头悬挂载荷的多少，除和套管头自身的悬挂能力有关外，还和所悬挂套管的强度有关。
因此套管头的极限悬挂载荷应该结合不同套管综合考虑。
采用相同的计算方法，得到不同套管头悬挂不同套管极限悬挂载荷。
结果表明，套管头最终悬挂载荷取决于三方面因素：一是套管头壳体自身因素。
二是内部悬挂器承受的极限重量，取决于卡瓦悬牙和芯轴悬挂器螺纹牙。
三是套管自身的强度，包括套管连接的丝扣强度和套管本体的屈服强度。
四、结束语
建立了整体套管头的三维有限元模型及螺纹牙、卡瓦牙的轴对称模型。
结果表明，套管头内部悬挂器与套管头壳体相接触部位及与表层套管相接处支撑部位应力值较大，较薄弱，但均满足强度要求。
通过对套管头极限悬挂载荷的计算可知，对于双级分体套管头，一级悬挂最重270t，二级悬挂最重228t；对于双级整体式套管头，一级悬挂最重250t，二级悬挂最重280t，单级套管头最大悬挂92t，极限悬挂与悬挂器类型无关。
参考文献：
1.刘扬，陈琳，陈国华，套管头结构模糊可靠性分析[J]，石油学报1994，15(1)：120-126
卡瓦悬挂器的悬挂载荷计算
卡瓦套管悬挂器的悬挂载荷计算
井口套管悬挂载荷的计算.PDF
SY/T 5731-1995套管柱井口悬挂载荷计算方法
SY/T 5724-2008套管柱结构与强度设计
SY/T 6663-2006。