一般销轴的验算基本上都采用了简支梁的计算方法，其计算结果只要小于许用应力，就认为销轴安全，但是，对于一些铰点支座连接较宽的校验，其结果往往与实际情况相比就显的过于保守，根据计算结果所选出的销轴往往又粗又大，有时由于结构空间的限制，给工程应用造成了困难；因此，深入研究分析铰点支座连接较宽的销轴受力情形，对于工程实际中的应用具有特别重要的意义。
　　（一）一般手册推荐的销轴类常规计算思想
　　以我厂新研制３７米混凝土泵车的一节变幅缸下铰点销轴为例，其变幅缸的推力已达到了１２５吨，而连接的轴径仅为９０，材料为４２ＣｒＭｏ，其连接方式：见图１ ：
　　传统的简直梁计算方法如下：（受力简图及模型图如图２）
　　最大剪切应力为：τｍａｘ＝４Ｑｍａｘ／３Πｄ＝１３１（ＭＰａ）
　　最大弯曲应力为：σｍａｘ＝Ｍｍａｘ／Ｗｎ＝３２Ｍｍａｘ／ΠＤ＝４４９７（ＭＰａ）
　　显然，以上的计算模型是假定销轴与铰孔紧密贴合，属于一种理想化的状态，从以上计算也已经看出弯曲应力已经非常大，同时从模型图中也看出，当两侧铰孔越宽，弯曲应力越大，但在实际的应用中这是不可能的，这也说明这种计算模型过于保守，已经不太符合工程实际的使用工况。当销轴较长，铰点支座较短时，以上的分析及计算基本上能够指导实际生产。但是像本文提及的特殊情况，必须对整个销轴进行认真细致的分析，采用贴合实际工作情形的有限元法。
　　（二）符合实际工作情况的计算思想及有限元计算法
　　本文所提及的特例在实际工作情况下销轴与铰孔的配合均为间隙配和，从实际的油缸结构也可以看出，变副缸支座设计刚强，实际工作中几乎没有变形，可认为为刚性支座。当变幅缸加载时，铰孔的外侧下方半边缘及其内侧上方半边缘与销轴间产生了极其微小的间隙为ｄｘ，而支座铰孔的内侧下方半边缘对销轴产生了约束，如图３示：从以上分析所看，其受力模型又属于典型的静不定连续梁结构，根据以上具体实际情况的分析，本文采用了ＡＮＳＹＳ分析软件对整个销轴进行模拟实际工况的有限元分析。
　　１单元处理方式：单元划分采用了四节点ＰＬＡＮＥ４２面单元绕Ｘ轴旋转，对销轴实体模型进行离散，得到销轴结构的有限元网格。这样一来可以使得扇形单元近似于八节点实体单元ＳＯＬＩＤ４５，并且单元规整，限制了单元的个数，提高了计算精度与速度。
　　２载荷处理：为了便于面载荷的施加，在油缸实际工作区域人为的划分半圆周面，销轴所受的变幅油缸推力载荷经过等效的计算，转化为等效的面载荷，施加在销轴中间１２０宽度区域上半轴圆周区域。这样加载比较符合实际的工作状况。（见图４）
　　３、约束处理：由图１中实物模型图所示：销轴左端部接一轴挡板，也就是说左端部支座孔对销轴的上半边缘及下半边缘约束Ｘ、Ｙ、Ｚ三个方向的****度，右端部支座孔对销轴的上半边缘及下半边缘约束Ｙ、Ｚ两个方向的****度，Ｘ方向****度释放。此种处理符合工作中的实际情形。（分别见图３、图４）
　　（三）研究及分析结论：
　　从计算结果应力图（图５）显示，约束部分为应力奇异点，最大应力点在销轴的中间部分为２３７５ＭＰａ，其结果接近短销轴一般经验公式应力计算结果；同时其应力值与实际工作中的结果大致一样。这就说明此种特例计算的分析模型是基本符合实际情况的，有限元的计算结果也是可信的。同时从应力图也看出，在约束区域，产生了应力奇异点，这也与实际工作中一般短销轴的疲劳损坏位置也是大致相同的，即剪切应力将是短销轴的主要损坏方式。从以上的分析也可以得出：对于一般短销轴，较宽支座的特殊受力类型，销轴的验算完全可以采用以上的约束加载方式，采用有限元计算法，通过合理的模型单元划分，得到基本符合实际工作情况的计算结果。同时在设计当中铰点支座要设计的尽可能刚强。
　　参考文献：
《材料力学》 刘鸿文主编 高等教育出版社
《机械设计手册》 成大先主编 化学工业出版社
《ＡＮＳＹＳ工程应用教程》　　　　　　中国铁道出版社
《ＡＮＳＹＳ高级技术分析指南》　　　　美国ＡＮＳＹＳ公司
《中国科技大学——徐工集团博士后研究工作报告》　　　　纪爱敏