第3章 汽车零部件载荷及强度计算方法
前后轮载荷计算公式
前后轮载荷计算公式在车辆设计和工程中，计算车辆的前后轮载荷是非常重要的。
这些载荷是指车辆在行驶过程中前后轮所承受的重量和压力，这些数据对于车辆的悬挂系统和轮胎选择非常重要。
在本文中，我们将介绍一些常用的前后轮载荷计算公式，以及一些影响载荷的因素。
首先，让我们来看一下前后轮载荷的定义。
前后轮载荷是指车辆在静止和行驶过程中前后轮所承受的重量和压力。
这些载荷是由车辆本身的重量以及行驶过程中的加速度、制动力和转向力等因素所决定的。
在设计车辆的悬挂系统和选择轮胎时，需要准确地计算出前后轮的载荷，以确保车辆具有良好的操控性和舒适性。
接下来，让我们来看一下常用的前后轮载荷计算公式。
在一般情况下，前后轮载荷可以通过以下公式来计算：前轮载荷 = 车辆静止重量×前轮轴重量分配比。
后轮载荷 = 车辆静止重量×后轮轴重量分配比。
其中，车辆静止重量是指车辆本身的重量，前轮轴重量分配比和后轮轴重量分配比是指车辆静止时前后轮所承受的重量比例。
这些比例通常由车辆制造商根据车辆的设计和性能要求来确定。
除了以上的基本公式，前后轮载荷还受到一些其他因素的影响，例如车辆的加速度、制动力和转向力等。
在实际计算中，需要考虑这些因素对前后轮载荷的影响，以确保计算结果的准确性。
在计算前后轮载荷时，还需要考虑到车辆在行驶过程中的动态载荷。
动态载荷是指车辆在行驶过程中由于加速、制动和转向等因素所产生的额外载荷。
这些额外载荷会对前后轮的载荷产生影响，需要在计算中予以考虑。
最后，让我们来看一些实际应用中的例子。
假设我们需要计算一辆车在行驶过程中前后轮的载荷，我们可以首先确定车辆的静止重量和前后轮轴重量分配比，然后考虑车辆在行驶过程中的加速度、制动力和转向力等因素，最终通过以上的公式来计算出前后轮的载荷。
总之，前后轮载荷的计算是车辆设计和工程中的重要内容。
通过准确地计算前后轮的载荷，可以帮助车辆制造商和工程师选择合适的悬挂系统和轮胎，从而确保车辆具有良好的操控性和舒适性。
汽车荷载计算范文
汽车荷载计算范文汽车荷载计算是汽车设计和制造过程中非常重要的一步，它关系到汽车的安全性、可靠性和经济性。
在计算荷载时，首先需要确定车辆的整车结构和部件的受力状态，然后根据力学原理和材料力学性能，采用适当的数学模型和计算方法进行分析和计算。
汽车荷载计算的主要内容包括静力计算、动力计算和疲劳计算。
静力计算主要是对汽车各部位在静力条件下的受力情况进行计算，包括车身、悬挂系统、转向系统、传动系统等部件的强度计算。
动力计算主要是对汽车在运动状态下的受力情况进行计算，包括轮胎、刹车系统、悬挂系统等部件的动力学计算。
疲劳计算主要是对汽车各部位在工作条件下的疲劳寿命进行计算，以保证汽车的使用寿命。
汽车荷载计算涉及到各个部位的力学、材料力学、振动学等知识，需要综合运用数学、力学、材料科学等学科的基本理论和方法进行分析和计算。
同时，汽车荷载计算还需要考虑到不同工况和使用环境下的荷载变化，并对其进行合理的修正和校正。
一般来说，汽车的荷载可以从以下几个方面进行计算：1.车身荷载计算：车身是汽车结构的基本部分，它承受着车辆自重、乘员和货物的荷载，还要承受行驶过程中的各种惯性力和激励荷载。
车身荷载计算主要包括车辆自重的计算、乘员和货物的荷载计算、行驶过程中惯性力的计算等。
2.悬挂系统荷载计算：悬挂系统是汽车运动过程中非常重要的部件，它不仅要承受车辆自重和乘员、货物的荷载，还要适应不同路面条件下的悬挂变形和冲击荷载。
悬挂系统荷载计算主要包括轮胎负荷的计算、悬挂变形和冲击荷载的计算等。
3.刹车系统荷载计算：刹车系统是汽车行驶过程中必不可少的部件，它需要承受停车、制动和制动力矩等荷载。
刹车系统荷载计算主要包括制动力的计算、制动力矩的计算等。
4.传动系统荷载计算：传动系统是汽车动力输出的重要部分，它需要承受发动机的输出力矩和传递给车轮的动力。
传动系统荷载计算主要包括发动机输出力矩的计算、传动系统传递力矩的计算等。
在进行汽车荷载计算时，需要考虑到车辆的实际使用情况和工作条件，选择合适的材料和结构参数，并进行合理的校核和验证。
专用汽车设计常用计算公式汇集
专用汽车设计常用计算公式汇集1.负载能力计算：
负载能力=轴重×轴数
2.强度计算：
强度=承载能力/安全系数
3.随载荷的车辆的弯曲刚度计算：
弯曲刚度=轮距×反曲率
4.弹性模量计算：
弹性模量=受力/受力产生的应变
5.轮胎筋度计算：
筋度=载荷/平均轮胎接地面积
6.轴间距计算：
轴间距=轴距/轴数
7.动力计算：
动力=扭矩×转速
8.燃油消耗计算：
燃油消耗=燃油消耗率×行驶距离
9.悬挂系统设计中的均布荷载计算：
均布荷载=最大悬挂荷载/悬挂系统自重
10.制动系统设计中的制动力计算：
制动力=负荷×制动系数
11.车辆加速度计算：
加速度=净推力/质量
12.转向半径计算：
转向半径=转向角度×轴距
13.刹车距离计算：
刹车距离=初速度²/(2×刹车力×摩擦系数)
14.路面阻力计算：
路面阻力=风阻+滚动阻力+坡道阻力+惯性阻力
15.加重系数计算：
加重系数=充油重量/空车重量
这些公式可以帮助设计师进行专用汽车的设计和计算，以确保其满足设计要求和安全标准。
然而，需要注意的是，实际应用中还需要考虑许多其他因素，如材料的强度特性、零部件的可行性、摩擦系数等，并且可能需要进行进一步的工程分析和测试。
因此，在设计专用汽车时，应综合考虑各种因素，以确保所设计的汽车能够满足用户需求和安全要求。
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。
汽车荷载计算.doc
汽车荷载计算一说到汽车荷载计算，相关建筑人士还是比较陌生的，汽车等效均布荷载如何计算？汽车荷载计算的基本概况如何？以下是为建筑人士车辆荷载基本内容，具体内容如下：下面通过本网站建筑知识专栏的知识整理，车辆荷载计算基本概况如下：公路车辆荷载通过对实际车辆的轮轴数目、前后轴的间距、轮轴压力等情况的分析、综合和概括，公路桥涵设计规范中规定了桥梁设计采用标准化荷载。
基坑支护设计过程中经常涉及到汽车荷载的超载施加问题，该如何施加，施加多少，现行《建筑基坑支护设计规程》中并没有说明，导致实际基坑支护设计时，汽车超载施加无指导性方法可循。
现笔者仅对自己实际工作中的一些想法，提出自己认为切实可行的做法。
基坑开挖过程中需要土方外运，土方外运一般采用前四后八自卸车外运，所谓前四后八自卸车就是说前面是双桥4个轮,，后面是双桥8个轮子。
汽车荷载属于动力荷载，当汽车荷载距离基坑坡顶线超过一定距离时，岩土对汽车荷载起缓冲和扩散作用，当汽车荷载距离超过1.0m 时，轮压荷载的动力影响已不明显，可取动力系数为1.0。
现就汽车等效分布荷载大小及作用深度的车轮压力扩散角取值不同做出说明：计算等效分布荷载大小时，现行《建筑地基处理技术规范》压力扩散角取30；计算等效分布荷载作用深度时，现行《建筑基坑支护技术规范》土压力扩散角取45；两者取值不同主要是从安全角度考虑，计算等效分布荷载大小时，取30对工程安全有利，计算等效分布荷载作用深度时，取45对工程安全有利，这也是两本规范土压力扩散角取值不同的原因所在。
通过计算标明基坑边缘车辆超载，距基坑边线距离为1.0~3.0m 时，汽车等效局部荷载为35.84~9.40kPa，等效分布深度为1.0~3.0m。
通过以上计算，现对坡顶汽车荷载等效分布荷载及作用深度表作简化，提供如下表格供设计人员设计时使用。
机械零件的强度计算.
第三章 机械零件的强度计算第0节 强度计算中的基本定义 一． 载荷1. 按载荷性质分类：1) 静载荷：大小方向不随时间变化或变化缓慢的载荷。
2) 变载荷：大小和（或）方向随时间变化的载荷。
2. 按使用情况分：1)公称载荷（名义载荷）： 按原动机或工作机的额定功率计算出的载荷。
2) 计算载荷：设计零件时所用到的载荷。
计算载荷与公称载荷的关系：F ca =kF n M ca =kM n T ca =kT n3) 载荷系数：设计计算时，将额定载荷放大的系数。
由原动机、工作机等条件确定。
二． 应力2．按强度计算使用分1) 工作应力：由计算载荷按力学公式求得的应力。
2) 计算应力：由强度理论求得的应力。
3) 极限应力：根据强度准则、材料性质和应力种类所选择的机械性能极限值σlim 。
4) 许用应力：等效应力允许达到的最大值。
[σ]=σlim /[s σ]稳定变应力 非稳定变应力对称循环变应力脉动应力 规律性非稳定变应力随机性非稳定变应力 静应力 对称循环变应力 脉动应力σ周期变应力第1节 材料的疲劳特性一． 疲劳曲线 1． 疲劳曲线给定循环特征γ=σlim /σmax ，表示应力循 环次数N 与疲劳极限σγ的关系曲线称为疲 劳曲线（或σ-N ）。
2． 疲劳曲线方程1) 方程中参数说明a) 低硬度≤350HB ，N 0=107 高硬度>350HB ，N 0=25×107b) 指数m ：c) 不同γ，σ-N 不同；γ越大，σ也越大。
…二、 限应力线图1) 定义：同一材料，对于不同的循环特征进行试验，求得疲劳极限，并将其绘在σm -σa坐标系上，所得的曲线称为极限应力线图。
CN N m m N ==0γγσσr N N k mNN σσσγγ==0mNN k N 0=整理：即：其中：N 0--循环基数σγ--N 0时的疲劳极限k N --寿命系数用线性坐标表示的疲劳曲线ND2)简化曲线3)σ-N与σm-σa关系a) σ-N曲线：同一循环特征下、不同循环次数。
车架的载荷计算公式为
车架的载荷计算公式为车架的载荷计算公式。
车架是汽车的骨架，承担着车身、发动机、底盘等部件的重量，同时还要承受来自路面的冲击力和扭矩。
因此，车架的设计和计算是汽车工程中非常重要的一部分。
在车架设计中，载荷计算是必不可少的一环，通过合理的载荷计算可以确保车架的强度和刚度满足使用要求，同时还可以减轻车架的重量，提高汽车的燃油经济性和行驶性能。
在进行车架的载荷计算时，需要考虑以下几个方面的载荷，静载荷、动载荷和振动载荷。
静载荷是指车辆在静止状态下受到的重力和惯性力，包括车身、发动机、底盘等部件的重量，以及车辆自身的重量。
静载荷的计算可以通过简单的重力加速度公式来进行，即静载荷 = 质量×重力加速度。
在实际计算中，静载荷还需要考虑车辆的载重量、乘客和货物的重量等因素，以确保车架在静态状态下不会发生变形或破坏。
动载荷是指车辆在行驶过程中受到的各种力，包括加速度、制动力、转向力等。
动载荷的计算需要考虑车辆的加速度、速度、质量分布、路面状况等因素，以确保车架在行驶过程中不会发生疲劳破坏或失稳。
振动载荷是指车辆在行驶过程中受到的振动力，包括路面的颠簸、车辆的颠簸、发动机的振动等。
振动载荷的计算需要考虑车辆的振动频率、振幅、路面状况等因素，以确保车架在振动过程中不会发生疲劳破坏或共振现象。
在进行车架的载荷计算时，需要使用一些专业的工程计算软件，如ANSYS、ABAQUS等，通过有限元分析等方法来进行载荷计算和强度分析。
同时，还需要考虑车架的材料、结构形式、焊接工艺等因素，以确保车架的强度和刚度满足设计要求。
在实际的工程中，车架的载荷计算是一个复杂而又重要的工作。
通过合理的载荷计算，可以确保车架的强度和刚度满足使用要求，同时还可以减轻车架的重量，提高汽车的燃油经济性和行驶性能。
因此，对于汽车工程师来说，掌握车架的载荷计算方法是非常重要的，可以为汽车的设计和制造提供重要的技术支持。
总之，车架的载荷计算是汽车工程中非常重要的一环，通过合理的载荷计算可以确保车架的强度和刚度满足使用要求，同时还可以减轻车架的重量，提高汽车的燃油经济性和行驶性能。
汽车零部件的载荷及其强度计算方法51页PPT
26、要使整个人生都过得舒适、愉快，这是不可能的，因为人类必须具备一种能应付逆境的态度。——卢梭
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27、只有把抱怨环境的心情，化为上进的力量，才是成功的保证。——罗曼·罗兰
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28、知之者不如好之者，好之者不如乐之者。——孔子
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29、勇猛、大胆和坚定的决心能够抵得上武器的精良。——达·芬奇
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30、意志是一个强壮的盲人，倚靠在明眼的跛子肩上。——叔本华
汽车零部件的载荷及其强度计算方法
56、死去何所道，托体同山阿。 57、春秋多佳日，登高赋新诗。 58、种豆南山下，草盛豆苗稀。晨兴 理荒秽 ，带月 荷锄归 。道狭 草木长 ，夕露 沾我衣 。衣沾 不足惜 ，但使 愿无违 。 59、相见无杂言，但道桑麻长。 60、迢迢新秋夕，亭亭月将圆。
机动车传动系统零部件载荷的设计计算探讨
机动车传动系统零部件载荷的设计计算探讨作者：龚建华修忠文来源：《物联网技术》2013年第08期摘要：机动车传动系统是发动机与行驶系统的连接纽带。
在机动车传动系统设计过程中，零部件载荷计算是很重要的部分。
文中对机动车传动系的扭转振动、最大转矩、静强度的计算等问题进行了探讨和研究。
关键词：机动车传动系统；离合器；扭转振动；最大转矩；静强度中图分类号：TP391.9 文献标识码：A 文章编号：2095-1302（2013）08-0051-020 引言在机动车行驶过程中，其传动系统零部件承受的载荷的大小和性质受诸多因素的影响，例如车轮与路面间的相互作用，司机对操纵机构的操作力和操纵方式，以及发动机的工作工况等等。
传动系的零件与发动机的旋转部分、车轮以及整车构成一个多质量振动系统，这个系统在特定条件下会产生共振，从而降低传动系的寿命。
上述因素均使传动系零部件承受动载荷；而当发动机处于静止状态时，传动系零部件则承受静载荷。
1 传动系的扭转振动传动系中的扭转共振将加大传动系零件如轴、轴承、齿轮、壳体等的载荷，并引起附加振动，提高噪声水平。
在机动车行驶过程中要想消除共振，可以采用选择传动系的质量和扭转刚度匹配的方法，或加装扭转减振器以减小扭振的振幅。
传动系的前端与发动机相连，末端与驱动轮相接并通过弹性轮胎与整车的平移质量联系起来。
图1所示是机动车传动系的真实系统和当量系统简图，图中的上半部分为传动系的真实系统，它是一个多质量弹性扭转振动系统。
将此系统简化成图1的下半部分所示为传动系的当量系统，事实上，它也是用简图表示的传动系无阻尼自由扭振的力学模型。
当发动机转矩主谐量的频率与传动系的固有频率一致时，传动系将会发生扭转共振。
引起传动系扭转共振的发动机转速ne（r/min）为：式中，ωj是传动系固有频率，单位为rad/s； kj是发动机转矩主谐量的阶数。
由于最低阶的主谐量是引起传动系扭振和动载荷的最重要的激振转矩简谐分量，所以这里发动机转矩主谐量的阶数可取最低主阶数，最低主阶数由下式确定：式中，M是发动机气缸数；nS为发动机冲程数，四冲程的取4，二冲程的取2。
汽车零部件的载荷及其强度计算方法
2.1 汽车零部件损坏形式及对策
汽车零部件损坏形式 （1） 静强度失效
一般受到冲击载荷 （2） 疲劳失效（90%）
周期性动载
讨论环节：越野车传动系统故障分析
浏河沙地比赛越野 车的战果
动载 设计 材料、铸造工艺 安装、保养和维护
垂直力与侧向力联合作用
FVm2 k2 FV 0 , FLm1 F1 FV 0
FVm1 k1 FV 0 , FLm 2 F 2 FV 0 FVm1 k1 FV 0 , FLm 2 F 2 FV 0
图2-9 第三种侧向力工况（左、右两侧车 轮受到的侧向力FL方向相同）
制动鼓转动 前后蹄片上 的压力变化
影响。
某载货车前轴有限元分析
• 对前轴在分别承受4500KG,4600KG,4800KG轴荷，在 垂直弯曲、紧急制动、侧滑等三种工况下进行了刚度 和应力有限元分析，针对分析结果给出了评价。
建立有限元网格模型
1. 本次分析计算所使用的软件为MSC.Nastran 2. 根据提供的二维图纸进行几何建模及有限元建模，前轴和转向节通
2.4 汽车零部件强度计算
• 静强度许用应力 • 材料的选择
2.5 汽车零部件的许用应力与安全系数
• 疲劳强度许用应力的估计 目前并无很好的预测疲劳的方法，一般通过标
准试验获取零件在不同正负交变应力循环下的疲 劳寿命，然后增加一些修正系数，描述疲劳寿命 的改变与尺寸、形状、表面加工质量等因素。
无限寿命
寿命总损伤率：F N1 N2 ... Nn n Ni
N1 N2
Nn i1 Ni
零件发生疲劳破坏时 F N1 N2 ... Nn n Ni 1
第3章 汽车零部件载荷及强度计算方法
式中：θ1、θ2、θ3、θ4、θ5－相应圆盘的扭转角位 移。
如中央制动器的转动惯量为ＪＣ，其当量转动惯量 为Ｊ 2 C e J C 2 2 2
2 2 J 2C J C ( ) e 同理，从主减速器从动件到车轮零部件，如车 轮，其转动惯量为 Jω ，当主传动比为 io 时，其当量转 动惯量为： J
①图中，分别画出了第一、二、三、四固有频率 的振型图，在图a中，有一振幅为零的点，称为节点， b 、c 、d图的振型中，节点数逐个增多。
②理论分析表明：第一固有频率对应单节点振 型，第二固有频率对应双节点振型，依此类推，第j固 有频率对应节点数为j的振型。 ③在θm=1情况下，即发动机扭矩相同的条件下， 图形表明了其它轴段变形量的幅值。 二、由传动系激振转矩引起的传动系载荷 发动机气缸内变化的气体压力和曲柄连杆机构往 复运动质量不均匀惯性力形成了周期性变化的激振转 矩，它使传动系产生受迫振动。 1. 发动机气缸对曲轴产生的转矩
对于一般汽车，安全系数的取值标准如下： ①断裂破坏，安全系数取1.8； ②疲劳破坏，安全系数取1.3； ③屈服失效，安全系数取1.3。 同其它机械相比，汽车设计特别强调减轻自重， 所以一般安全系数取值较小，多数是极限设计。 但注意到，对安全密切相关的制动、操纵及车轴 等零件，必需细致地计算其承受的应力，既要减轻重 量；又要保证安全。另外，对容易腐蚀和磨损的零 件，根据不同的情况，安全系数加大15%～30%。
2. 假设 在模型中，假定代表系统各部分转动惯量（Ｊ１、 Ｊ２、Ｊ３、Ｊ４、Ｊ５）的圆盘是绝对刚性的，这些圆 盘之间是由无质量的、扭矩刚度为ＣＴ１、ＣＴ２、ＣＴ ３ 、Ｃ Ｔ４ 的弹性轴连接着，并把一些靠近的彼此之间 相对变形较小的旋转质量加以合并简化，以减少系统 的自由度。
车身承压强度计算公式
车身承压强度计算公式在汽车工程设计中，车身承压强度是一个非常重要的参数。
它是指汽车车身在受到外部压力作用时所能承受的最大强度，也可以理解为车身的结构强度。
车身承压强度的计算是汽车设计中的重要一环，它直接关系到汽车的安全性能和使用寿命。
本文将介绍车身承压强度的计算公式及其相关知识。
车身承压强度的计算公式通常是通过有限元分析（FEA）来进行计算的。
在进行有限元分析之前，需要先确定车身的材料性能、结构形式、外部载荷等参数。
然后，通过有限元分析软件对车身进行建模，并施加外部载荷，最终得到车身的应力分布和变形情况。
根据应力分布和变形情况，可以计算出车身的承压强度。
车身承压强度的计算公式一般可以表示为：σ = F/A。
其中，σ为车身的应力，单位为Pa；F为车身受到的外部载荷，单位为N；A为车身的受力面积，单位为m²。
在实际的汽车工程设计中，车身承压强度的计算公式还会考虑到车身的材料性能、结构形式、外部载荷的分布等因素。
因此，车身承压强度的计算公式可能会有所不同，但基本的原理是一致的。
在进行车身承压强度的计算时，需要注意以下几点：1. 车身的材料性能，车身的材料性能直接影响到车身的承压强度。
通常情况下，汽车车身采用的材料有钢铁、铝合金、碳纤维等。
不同材料的强度、韧性等性能是不同的，因此在进行计算时需要考虑到这些因素。
2. 车身的结构形式，车身的结构形式也会影响到车身的承压强度。
不同结构形式的车身在受到外部载荷时，其应力分布和变形情况是不同的。
因此，在进行计算时需要根据车身的结构形式来确定相应的计算公式。
3. 外部载荷的分布，外部载荷的分布也是影响车身承压强度的重要因素。
在实际使用中，汽车车身会受到各种外部载荷的作用，如碰撞力、振动力等。
这些外部载荷的大小和分布情况都会影响到车身的承压强度。
除了车身承压强度的计算公式外，还需要对车身进行强度测试。
强度测试是通过在实验室或者现场对车身进行静态或者动态加载，来检测车身的承压强度。
副车架衬套轴向载荷计算
副车架衬套轴向载荷计算一、副车架衬套轴向载荷计算的重要性副车架衬套作为汽车传动系统的重要组成部分，其轴向载荷的计算在设计阶段具有举足轻重的地位。
准确的轴向载荷计算可以确保传动系统的安全性能，降低故障率，提高汽车的整体性能。
同时，合理的载荷计算还能有效降低制造和维修成本，提高车辆的使用寿命。
二、计算方法的概述1.载荷计算公式副车架衬套轴向载荷计算主要依据以下公式：F = C * (P * L) / (π * d)其中，F表示轴向载荷，C为衬套材料的轴向刚度，P为传动系统的径向力，L为衬套长度，d为衬套直径。
2.材料性能参数的选择在计算轴向载荷时，需要选择合适的材料性能参数，如弹性模量、泊松比等。
这些参数可以直接影响轴向载荷的计算结果。
3.工况条件的考虑计算轴向载荷时，还需考虑实际工况条件，如车辆行驶速度、路面状况等。
这些因素会对轴向载荷产生影响，进而影响传动系统的性能。
三、具体计算步骤1.确定副车架衬套的尺寸和材料根据设计要求，确定衬套的直径、长度等尺寸，并选择合适的材料。
不同材料具有不同的性能参数，对轴向载荷的计算结果产生直接影响。
2.确定载荷类型和工况分析传动系统所承受的载荷类型，如均布载荷、集中载荷等，并根据实际工况条件，如车辆行驶速度、路面状况等，合理分配载荷。
3.计算轴向载荷根据载荷类型和工况，代入载荷计算公式，计算副车架衬套的轴向载荷。
四、计算结果的分析和验证1.结果分析计算得到的轴向载荷可用于分析传动系统的性能，如衬套的疲劳寿命、磨损情况等。
同时，对比不同设计方案的计算结果，可以为优化设计提供依据。
2.验证方法为验证计算结果的准确性，可以采用实车试验、模拟计算等多种方法。
实车试验可在实际工况下进行，通过监测衬套的轴向载荷、振动等参数，与计算结果进行对比。
模拟计算则可通过数值方法，如有限元分析（FEA），得到衬套轴向载荷的计算结果，并与实际测试数据进行对比。
五、结论与建议副车架衬套轴向载荷计算是汽车传动系统设计的关键环节。
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）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。
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如中央制动器的转动惯量为ＪＣ，其当量转动惯量 为Ｊ２Ｃ，根据动能相等的原则有：
则
1 1 2 2 J 2 C e J C 2 2 2
2 2 J 2C J C ( ) e 同理，从主减速器从动件到车轮零部件，如车 轮，其转动惯量为 Jω ，当主传动比为 io 时，其当量转 动惯量为： J
3.２ 许用应力和安全系数 一、许用应力 通过材料力学的学习，零件许用应力的大小随所
用材料的性质、承受载荷的种类及使用情况的不同而 异。 要决定许用应力的大小，需确定该零件在实际使 用的状态 ①载荷的种类、使用温度及其它因素 材料随承受载荷的种类和使用温度等不同而呈现 出种种不同的性质，并能承受外力的强度也差异很 大。 ②材料具有的强度及其机械性能。 二、安全系数 由于材料的质量未必均匀，因此实际的许用应力 要比材料的屈服极限低，因此需要考虑安全系数。决 定材料许用应力大小的强度基准是：
CT 1 CT 1 CT 2 CT 2 0 0
0 CT 2 CT 2 CT 3 CT 3 0
0 0 CT 3 CT 3 CT 4 CT 4
0 0 0 CT 4 CT 4
6．求解 (1)假定扭振系统各圆盘作同频率、同相位、仅振 幅不同的简谐振动，其微分方程的解为： 则： 式中：
C (C C ) C 0 J 3 3 T2 2 T2 T3 3 T3 4 C (C C ) C 0 J 4 4 T3 3 T3 T4 4 T4 5 C C 0 J 5 5 T4 4 T4 5
式中：θ1、θ2、θ3、θ4、θ5－相应圆盘的扭转角位 移。
汽车设计
第三章汽车零部件的载荷及其强度计算方法
3.1 概述 一、载荷 在汽车行驶过程中，作用于汽车零部件上的载荷 值及其变化特性受到很多因素的影响，按其载荷作用 的性质，分静载荷及动载荷。 (1)静载荷 当汽车发动机处于静止时，汽车零部件上承受的 载荷为静载荷。 (2)动载荷 在汽车行驶过程中，零部件一般承受大小随时间
3.3 传动系的扭振和由发动机激起的传动系载荷 本节主要介绍： ①扭振系统固有频率和振型的计算方法； ②分析来自发动机的激振转矩，确定发动机的共 振转速； ③讨论在稳定工况下传动系由发动机激振转矩引 起的载荷变化特征。 一、系统的固有频率 1. 力学模型 汽车传动系的首端与发动机相连，末端通过弹性 轮胎与汽车平移质量相连，它是一个多质量的弹性扭 转振动系统。
而变化的载荷称动载荷，亦称变幅载荷。 动载荷又可分为： ① 规律性载荷 规律性载荷即动载荷的变化是规律的，可用确定 的时间函数来描述这种变化。在汽车上这样的载荷很 多，如传动轴在转速一定时，因质量偏心产生的离心 力而引起的动载荷就是规律性动载荷。 ②随机载荷 随机载荷是没有规律性载荷，它不能用确定的时 间函数来描述这种变化。如传动系和行驶系一些部件 因受路面不平的随机激励而产生的动载荷。 二、强度及其破坏 １. 静强度失效
C ( ) C ( ) J 3 3 T2 2 3 T3 3 4 C ( ) C ( ) J 4 4 T3 3 4 T4 4 5 C ( ) J
5 5 T4 4 5
整理得
C C 0 J1 1 T1 1 T1 2 C (C C ) C 0 J 2 2来自T1 1 T1 T2 2 T2 3
①图中，分别画出了第一、二、三、四固有频率 的振型图，在图a中，有一振幅为零的点，称为节点， b 、c 、d图的振型中，节点数逐个增多。
②理论分析表明：第一固有频率对应单节点振 型，第二固有频率对应双节点振型，依此类推，第j固 有频率对应节点数为j的振型。 ③在θm=1情况下，即发动机扭矩相同的条件下， 图形表明了其它轴段变形量的幅值。 二、由传动系激振转矩引起的传动系载荷 发动机气缸内变化的气体压力和曲柄连杆机构往 复运动质量不均匀惯性力形成了周期性变化的激振转 矩，它使传动系产生受迫振动。 1. 发动机气缸对曲轴产生的转矩
(3) 固有频率 从上面方程可知，f2除有一零根外，还有四个大于 零的正实根，这些实根可用数值方法近似求出。这四 个实根对应的 f1 、 f2 、 f3、 f4 为五质量自由振动系 统的固有频率。 若 按 f1 < f 2 < f3 < f 4 的 顺 序 排 列 ， 我 们 称 为 f1 、f2 、f3、 f4分别为第一、第二、第三、第四固有 频率。只要汽车结构参数一定， f1 、 f2 、f3、 f4就 可以求出。 (4) 振型 对某一固有频率fj值代入下式， （[CT]- f2［Ｊ］）{θm}={0} 设第一质量J1的振幅θm１=1，由上式可逐一求出每 一个圆盘的相对振幅，将这些相对振幅用图形表示， 并是对应于固有频率fj的振型图。
对于一般汽车，安全系数的取值标准如下： ①断裂破坏，安全系数取1.8； ②疲劳破坏，安全系数取1.3； ③屈服失效，安全系数取1.3。 同其它机械相比，汽车设计特别强调减轻自重， 所以一般安全系数取值较小，多数是极限设计。 但注意到，对安全密切相关的制动、操纵及车轴 等零件，必需细致地计算其承受的应力，既要减轻重 量；又要保证安全。另外，对容易腐蚀和磨损的零 件，根据不同的情况，安全系数加大15%～30%。
ii 当车轮滚动半径为rr时，汽车平移质量ma的当量转
动惯量为：
J4
2 2 g 0
由
而 故
2 2 a r J 5 ma 2 ma 2r 2 2 2 a 1 22 2 2 ig i0 2 va
1 1 2 2 ma va J 52 2 2
rr2 J 5 ma 2 2 ig i0
三、振动 从力学的观点来看，汽车的整体或任何一个子系 统，如传动系、行驶系等，都可认为是有一定自由度 的弹性系统。它们在外界作用下或本身的弹性恢复力 作用下，可产生各种形式的振动，如传动系的扭振、 行驶系的垂直振动、弯曲振动等。 当外界激励力的振动频率和系统中某一固有频率 相吻合时，就会产生共振，并导致构件上数值很大的 动载荷，从而造成零部件的损坏。因此，在研究系统 的动载荷时，必需研究振动。
当汽车受到短期的数值较大的尖峰载荷，并在危 险断面产生了超过屈服极限或强度极限的应力时，导 致构件过大的残余变形或最终断裂而失效。 在设计中进行静强度校核时，首先要确定构件危 险断面的最大载荷。 2.疲劳强度破坏 汽车零部件在动载荷长期作用下形成局部高应力 区，较弱的晶粒在变应力作用下形成微裂纹，然后发 展成宏观裂纹，并继续扩展，最终导致疲劳破坏。 在设计中进行疲劳强度校荷时，应以零部件所承 受的动载荷或由动载荷资料按一定方法编制的载荷谱 为基础。
4. 当量扭转刚度 图中两圆盘间弹性轴的扭转刚度，可根据其在传 动系中对应部分的扭转刚度，按弹性变形能相等的原 则计算。 设传动轴和主减速器输入轴段的扭转刚度为 ＣT2'， 半轴轴段的扭转刚度为ＣＴ3'，轮胎的扭转刚度为ＣＴ4'，
则其相应的当量扭转刚度分别为： 由
1 1 2 2 22 CT 21 CT 2 2
②任一阶简谐分量，可看成本阶γω角速度的旋 转矢量Tγ在某一方向的投影。 ③多缸发动机的γ阶激振转矩矢量等于各缸γ阶
激振转矩Tγ的矢量和。 ④多缸发动机对传动系的激振转矩，等于各气缸 的激振转矩之和。 三、传动系的共振转速 1.旋转矢量图 以四行程六缸发动机为例，假定：发动机第一缸 的各阶旋转矢量与该缸对应的曲柄同向，且各缸的激 振转矩幅值相等。作各阶旋转矢量图。
前式可写成如下的矩阵形式： ［Ｊ］｛θ｝+[CT]{θ}={0} 式中： ｛θ｝－系统各圆盘的角位移列向量；
{ } {1,2 ,3 ,4 ,5}T
｝－系统各圆盘的角加速度列向量； ｛
} { , , , , }T { 1 2 3 4 5
由于发动机气缸对曲轴产生的转矩Ｔ是一周期函 数，因而它可展开成傅里叶级数： Ｔ＝T0+ΣTγsin(γωt+αγ) 式中 T0― 气缸的平均转矩；ω― 发动机曲轴角速度； t―时间；γ―阶数，即曲轴角速度的倍数 对于二行程发动机，γ＝１，２，３，４，… 对于四行程发动机，γ＝0.5,1,1.5,2,2.5, … Tγ―转矩Ｔ的γ阶简谐分量的幅值；αγ―转矩Ｔ 的γ阶简谐分量的初相角。 上式表明：①一个气缸的转矩Ｔ通过谐波分析， 可将其视为一平均转矩T0和一系列具有不同幅值、不同 初相角、不同频率的转矩简谐分量的和。
四行程六缸发动机点火，为了减轻主轴承载荷； 避免进气重叠，影响充气。顺序是，１－４－２－６ －３－５（１－５－３－６－２－４）。 点火间隔角为７２０°／６＝１２０° 通过对不同阶的各缸旋转矢量图分析，得到如下 观点：
①对于四行程六缸发动机，当阶数γ=3 时，所有 旋转矢量重合，发动机所有气缸的激振转矩简谐分量 同 向 ， 可 激 起 传 动 系 扭 振 动 载 荷 ， 而 当 γ=0.5,1,1.5,2,2.5时，没有动载荷。 由此推断：六缸发动机阶数为 3整数倍的旋转矢量 同相。即γ=3 ， 6 ， 9 ， … ，把各缸旋转矢量同相的简 谐分量称为主谐量，其阶数为主谐数。 ②最低主谐数可表示为 ２Ｚ／Ｔ 其中：Ｚ－发动机气缸数；Ｔ－行程数，四行程 Ｔ＝４，二行程Ｔ＝２。 ③主谐量的幅值随阶数的增加而迅速减少，因而 最低主谐量是引起传动系扭振和动载荷最重要的激振 转矩谐分量。
{ } {m}sin( ft ) } f 2{ }sin( ft ) {
m
{m} {m1,m2 ,m3 ,m4 ,m5}T
将｛θ｝和｛ ｝代入扭振方程中有： （[CT]- f2［Ｊ］）{θm}={0} (2) 非零解 上述方程组为线性方程组 ，各圆盘振幅列向量 ｛θm｝有非零解的条件是｛θm｝的系数矩阵为零， 即： |[CT]- f2［Ｊ］|=0 展开上面行列式，可得到f2的高次方程 f2(f8-A1f6+A2f4-A3f2+A4)=0 式中： A1、A2、A3、A4-由振动系统的转动惯量和扭转刚度 决定的系数。