悬置系统
发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰。引起零部件的损坏和乘坐的不舒适等。所以设置悬置系统，把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度。成功地控制振动，主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。确定—个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作，它要满足—系列静态及动态的性能要求，同时又受到各种条件的约束，这些大大增加了设计的难度。一般来讲对发动机悬
置系统有如下要求。
①能在所有工况下承受动、静载荷，并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉。同时在发动机大修前，不出现零部件损坏。
②能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递，降低振动噪声。
③能充分地隔离由于路面不平产生的通过悬置而传向发动机的振动，降低振动噪声。
④保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过发动机厂家的允许值。
悬置系统的激振源
作用于发动机悬置系统的激振源主要如下：
①发动机起动及熄火停转时的摇动；
②怠速运转时的抖动；
③发动机高速运转时的振动；
④路面冲击所引起的车体振动；
⑤大转矩时的摇动；
⑥汽车起步或变速时转矩变化所引起的冲击；
⑦过大错位所引起的干涉和破损。
作用在发动机悬置上的振动频率十分广泛。按着振动频率可以把振动分为高频振动和低频振动。频率低于30Hz的低频振动源如下：
①发动机低速运转时的转矩波动；
②在发动机低速运转时由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振功；
③轮胎旋转时由于轮胎动平衡不好使车身产生的振动；
④路面不平使车身产生的振动；
⑤由于传动系的联轴器工作不佳产生附加力偶和推力，使动力装置产生的振动。
频率高于30Hz的高频振动源如下：
①在发动机高速运转时，由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；
②变速时产生的振动；
③燃烧压力脉动使机体产生的振动；
④发动机配气机构产生的振动；
⑤曲轴的弯曲振动和扭振；
⑥动力总成的弯曲振动和扭振；
⑦传动轴不平衡产生的振动。
总之，使发动机总成产生振动的主要振源概括起来有两类：一为内振源，主要是由于燃烧脉动、活塞和连杆的运动产生的不平衡力和力矩。二为外振源，主要来源于不平的道路或传动系。这两种振源几乎总是同时作用，使发动机处于复杂的振动状态。
(1) 燃烧激振频率
这是由发动机气缸内混合气燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性地发生变化，导致发动机上反作用转矩（又称倾覆力矩）的波动。这种波动使发动机产生周期性的扭转振动，其振动频率实际上就是发动机的发火频率，计算公式为：
f1＝2×i×n/60/τ
式中：f1－点火干扰频率；Hz
τ－发动机冲程数；(2或4)
i－发动机气缸数；
n－曲轴转速，r/min
(2) 惯性力激振频率
由不平衡的旋转质量和往复运动的质量所引起的惯性激振力和力矩的激振频率为：
f2＝Q×n/60
式中：f2－惯性力激振频率；
Q－比例系数(一级不平衡力或力矩Q＝1，二级不平衡力或力矩Q＝2)。
不平衡惯性力的激振频率与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡量与发动机缸数和结构特征有着密切的关系。
关于外振源，归根结底是路面的激励，通过车轮、驱动系统、转向系统及车架等而传递到动力总成，所以在选择悬置系统的固有频率时，需要考虑到车辆与发动机连接部分的共振频率。
因此，悬置系统特性的选择首先要隔离发动机自身的振动，即不让发动机不平衡力造成的振动过分地传向车体。这就要求悬置系统的固有频率低于发动机怠速工况下激振频率的0.7倍。车体结构振动的降低，十分有利于降低结构振动造成的噪声。目前汽车发动机的悬置软垫都相当软，发动机的固有频率大多处在6－20Hz的范围内。如此低的频率，当汽车以正常车速行驶时，刚好处于不平道路的低频激励阶段，这就带来了路面激励下发动机的晃动问题。在低频段内，发动机的固有频率与整车特性匹配不当时，路面激励所造成的发动机晃动可能引起汽车乘坐舒适性下降，也可能影响到汽车的操作性。
悬置系统的布置
1) 悬置点的数量
悬置点的数量根据动力总成的长度、质量、用途和安装方式等决定。悬置系统可以有3、4、5点悬置，典型的布置见图3－16－1。
一般在汽车上采用三点及四点悬置系统。因为在振动比较大时，如果悬置点的数目增多，当车架变形时，有的悬置点会发生错位，使发动机或悬置支架受力过大而造成损坏。
三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平面，不受车架变形的影响，而且固有频率低，抗扭转振动的效果好。值得推荐的是前悬置采用两点左、右斜置、后端一点紧靠主惯性轴的布置方案，这种布置具有较好的隔振功能。在四缸机上得到广泛应用。而前一点、后两点的三点式多用于六缸机。
四点式悬置的稳定性好、能克服较大的转矩反作用力，不过扭转刚度较大，不利于隔离低频振动。但经过合理设计，仍可满足四缸机、更能满足六缸机的要求。四点式悬置在六缸机上的使用最为普遍。图3－16－2是典型的三点式和四点式悬置。
在重型汽车上，因为其动力总成质量和长度大，为了避免发动机机体后端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩，一般在变速器上增加一个辅助支点，从而形成五点式悬置。由于该支点距动力总成的质心最远，又是过定位点，因此辅助支点刚度不能太大，以避免因车架变形
而损坏变速器或悬置支架。
2) 悬置系统的解耦
(1) 悬置系统的解耦目的
当弹性支承的刚体在一个自由度上的自由振动独立于另一个自由度上的自由振动时，我们说这两个自由度的振动是解耦的。发动机悬置系统实际上具有六个自由度，并且是互为耦合的。耦合的作用使发动机振动互相激励而加大，振动频率范围变宽。这样要想达到同解耦时相同的隔振效果，就需要更软的悬置软垫，这就使得动力总成与周围零件之间有较大的相对位移，造成风扇与护风罩相碰或其他部件之间产生振动干扰，给整车布置造成困难。由于软垫的较大位移，使橡胶内应变增大而影响其使用寿命。
另外，由于各自由度振动的互为耦合，很难对某个产生共振的自由度上的频率进行个别改进而不影响其他自由度上的隔振性能。
(2) 悬置系统弹性中心
作用于被支承物体上的一个任意方向的外力，如果通过弹性支承系统的弹性中心，则被支承物只会发生平移运动，而不会产生转动。反之，被支承物体在产生平移运功的同时，还会产生转功，即两个自由度上产生运动耦合。
同样，如果一个外力矩绕弹性中心主轴线作用于被支承物体上，该物体只会产生转动而不会产生平移运动。反之，物体在产生转动的同时，还会产生平移运动，同样出现两个自由度上的运动耦合。
弹性中心是由弹性元件的刚度和几何布置决定的，与被支承物体的质量无关。它对弹性系统而言，犹如质心之于刚体。如果刚体质心与支承系统的弹性中心重合，则振动将大为简化。理论上，如果使发动机悬置系统的弹性中心同发动机总成的质心重合(图3－16－3)，就可获得所有六个自由度上的振动解隅。实际上完全解耦在悬置设计中是难以实现的，因为发动机的主要激振力只有垂直和扭转两种，而悬置设计中存在较多的约束。因此只要在几个主要方向上获得近似解耦就行了。
3) 悬置系统的布置
动力总成一般有三个弯曲模态，如果把前悬置点布置在节点上，使得弯曲模态在节点上不能被激发，则可将车架与发功机引起的弯曲振动激振力相隔离，发动机的垂直振动不致传到车架上。通常应尽可能将前悬置点布置在动力总成一弯模态的一个节点上，以减小振动传递。出于解耦的考虑，应根据撞击中心理论将后悬置布置在前悬置点的共轭点上，使前、后悬置点的冲击不至于相互影响，从而达到良好的隔振效果。
Lf ?LR=Jy/m
式中：Lf－前悬置点离动力总成质心G的纵向距离；
LR－后悬置点离动力总成质心G的纵向距离；
JY－动力总成绕Y轴的转动惯量；
M－发动机－变速器动力总成的质量。
前、后悬置的刚度还要根据承载量及到质心的距离合理地匹配，达到垂直及俯仰方向上的解耦。
KFV?LF=KRV?LR
式中：KFV、KRV－分别为前后悬置的垂直刚度N/cm。
悬置点如为一点，则尽可能靠近动力总成的最小惯性轴。如为两点，出于解耦的目的，最好是呈V形布置，一般倾斜角度θ：40o～45o，如图3－16－4所示。
V型布置的悬置系统的弹性中心较低，在设计中通过倾角及位置的调整容易使其弹性中心落在或接近动力总成的主惯性型轴上。如果假设悬置软垫在两个剪切方向上的刚度近似相等，
有下列公式。
垂直刚度：KV=2(kpsin2θ+kscos2θ)
侧向刚度：KL=2(kpcos2θ+kssin2θ)
扭转刚度：Kθ=2B2kpks/(kpcos2θ+kssin2θ)
θ-α=arctan(tanθ/k0)
式中k0—悬置软垫的压缩刚度与剪切刚度之比，即k0=kp/ks；
A—弹性中心高度；
B—软垫支点到半水平距；
α—弹性中心到支点的连线的仰角；
θ—悬置软垫的安装倾斜角；
在实际设计中还有许多其他的布置形式。如非对称的V形布置、平置、吊挂式等。
4)轿车发功机的悬置布置特点
轿车发动机一般采用四缸四冲程发动机．发动机前置、横置、前轮驱动，即FF式布置。FF 驱动方式下驱功反力矩直接作用于动力总成上，使发动机悬置受到较大的力。因此，为限制发动机及排气系统等的位移，发动机悬置要有必要的刚度。另一方面，为了减小怠速及中高速区域的振动噪声，要求发动悬置具有具有较好的柔件，达到良好的隔振性能。作用于发动机悬置上的驱动反力矩，在FR式场合，就是动力总成输出最人转矩时所产生的最大反作用力矩，即倾覆力矩，它等于发动机最大转矩乘变速器最大减速比。这—倾覆力矩主要由后悬置来承担，力矩方向与发动机旋转方向相反。因此在后悬置一侧的软垫上将产牛很大的额外压缩负荷。但在FF式的车辆上，则为差速器（驱动轴）的输出转矩。因此FF式的驱动反力矩为阳式的3～4倍。
此外，在主要采用横置发动机的轿车上，差速器的驱动反力矩与发动机转矩波功的激振方向一致，并和车身弯曲的方向相同，因此在横置发动机的悬置布置中，有以下特点：
①因降低发动机的扭转刚度应有一定的难度，很难确保对发动机转矩波动激振的隔离。
②因为车身弯曲共振频率接近于发动机扭转振动频率域，且振动方向一致，所以容易发生低速时的振动。
③发动机、变速器及差速器成为—体，所以瞬态变化剧烈。
根据上述特点，在悬置设计上大体分为低速区域的转短波动激振及中高速区的惯性激振两部分。悬置系统一般采用四点支承，其中一点为辅助点。在设计上尽时能减小振动的耦合度。采用非线性、变刚度的悬置软垫，提高低转矩时的隔振效率、减小大转矩时的振动位移。图3—16—5，给出的前置发动机前轮驱动汽车发动机的悬置布置方案中，利用A、B、C三个悬置支承发动机装置的质量。其中驱动转矩反力主要被C、D两个悬置所承受，这二个悬置的弹性和距离，也决定了动力装置的横滚共扼频率。在这种汽车上，由于最终减速机构布置在变速器内，驱动转矩的反力较大，为了限制动力装置的位移，必须把动力装置的横滚共振频率设定的较低。为此，C、D俩点大都采用非线性刚度系数的悬置软垫。
悬置软垫的设计
1）悬置软垫的负荷
通常前悬置位于发功饥机体前端或机体前部两侧，与后悬置相比、远离动力总成的质心，因此动力总成的垂直静负荷主要由后悬置承担，而前悬货主要承受扭转负荷。对后悬置来说．距离动力总成的主惯性轴较近，承受较小的扭转负荷及振幅。同时，由于它处于发动机动力输出端，受传动系不平衡力的严重干扰和外部轴向推力的冲击，当发动机输出最大转矩时．支承点出现的最大反作用力也应由后悬挂来承担。所以后悬置的垂直刚度较大，也起着限制动
力总成前后位移的作用。悬置系统同样还承受了汽车行驶在平平道路上的颠簸、冲击、汽车制动及转向时所产生的动负荷(表3-6-1)。
2)悬置软垫的机构形式
在设计发动机悬置时。必须充分的考虑悬置的使用日的，例如支承的质量和限制的位移等，选择合理的形状。悬置的基本形式有三中，即压缩式、剪切式和倾斜式，见图3-16-6。表3-16-2，给出了这二种悬置的基本特性及用途。通常采用倾斜式的悬置结构，利用这种悬置的弹性特性，支点设定可以获得较大的自由度。
表3-16-1 不同使用工况下可能出现的冲击加速度值
应用形式垂直加速度（g）
公路用车辆±4
越野车辆±6
发电机组±6
船用（包括辅助设备）±6
叉车±3
表3-16-2 悬置软垫的基本特性及用途
悬置形式压缩式倾斜式剪切式
弹性
特性压缩刚度大
剪切刚度小压缩、剪切
特性均好压缩刚度小
剪切刚度大
主要
用途用于振动输入小、支承质量大的场合用于振动输入大、支承质量大的场合用于振动输入小、支承质量小的场合
3）悬置软垫的限位、
如果动力总成的位移过大，使动力总成本身，或它进排气系、操纵机构管路、接线等和周围的机件相碰，产生损伤。同时悬置软垫也容易损坏。为此，必须从悬置结构上限制过大位移。
①增加位移较大的方向上的悬置刚度。例如，在汽车加速行驶或转弯行驶时，动力装置产生的惯性力，可能使动力装置产生较大的位移。为了限制动力装置的位移，应该在前后、左右方向上设置较硬的悬置．防止动力装置出现过大的位移。
②采用非线形、变刚度的悬置结构，以同时减小小激振力引发的振动和限制大激振力时大的振动位移。例如．在汽车停驶发动机怠速运转，或汽车等速行驶时，发功机的输出转矩较小。这时，悬置软垫的刚度较低，能有效地隔离振动。在快速起步时，驱动转矩的反力十分大，可能使动力装置产生左右横滚的振动。此外，汽车在不平整路面上行驶时，随着整车的大幅度上下颠动，动力总成也产业很大的上下惯性力。由于这时悬置软垫的刚度变大，也能有效地限制动力装置的振动和位移。悬置软垫限位结构的实例如图3-16-7所示。
4)悬置软垫的可靠性
(1)疲劳破坏
橡胶材料的循环变应力的作用下可能出现疲劳破坏，设计时应注意橡胶的许用应力和许用变
形，表3-16-6，给出了一般悬置橡胶材料的许用应力和许用变形。
(2)老化
悬置软垫在使用中，不可避免的会受到热、臭氧和紫外线等的作用、造成悬置软垫的抗拉强度、力学性能下降，并产生裂纹。因此在悬置设计中应使悬置软垫远离热源或加以隔离。表3-16-3悬置软垫许用应力和变形
变形形式允许应力允许变形
压缩1～1.5 15～20
剪切0.1～0.2 20～30
(3)永久变形
悬置软垫在使用中反复地变形，或受热等因素影响下，橡胶将产生永久变形，使橡胶的尺寸发生变化。
(4)粘接面的剥离
一般设计中要求橡胶与金属骨架的粘接强度高于3MPa，但由于产品质量问题或软垫在高温环境下长期使用后，粘接面的粘接强度下降并引起剥离而导致损坏。
5)悬置软垫橡胶的材料
在设计中应根据使用要求选择符合要求的橡胶材料。目前主要采用混合橡胶，它以天然橡胶为主料，添加了部分丁苯橡胶．有的悬置也采用了丁腈橡胶。目前采用的减振橡胶材料有一般的加硫橡胶，如NR (天然橡胶)，SBR(丁苯橡胶) ，BR (丁二烯橡胶)，IR(异戊橡胶)；特殊的耐油加硫橡胶，如NBR(丁腈橡胶)；特殊耐候(轻度耐油)橡胶，如CR(氯丁二烯橡胶)；阻尼力教大的橡胶，如IIR(丁基橡胶)；特别耐热的加硫橡胶，如EPDM（乙丙烯橡胶）。6)悬置软垫的阻尼
根据悬置系统的幅频响应特性，当动力总成在低频振动时，为了减小振动的振幅，应采用阻尼因数较大的软垫，此时阻尼越大，振动响应越小。其中，最典型的例子是冲击。而当动力总成作30Hz以上的高频振动时，由于激振力的频率较高，可以不必考虑动力总成悬置系统的共振问题。为了降低动力总成的振动对整车的影响，切断高频振动的传递。应该使振动系的阻尼越小越好，此时阻尼越小，振动响应越小。
液压悬置
只使用橡胶软垫，很难产生很大的振功阻尼。为了改善冲击等过大的振动，悬置必须具有很大的阻尼力，这就是液压式悬置，它同样可降低高频时的悬置刚废，提高减振、降噪效果。
1)液压悬置的构造
液压悬置的基本结构见图3-16-8。用一个中心螺栓将一个普通的锥形橡胶悬置垫固定在顶部，与隔板一起构成上腔，下腔由一个弹性皱皮膜和隔板构成，皱皮膜由—个固定盖保护，固定盖与皱皮膜构成与大气相通的气室，隔板上开有一个活动板。同时隔板上开有小孔，阻尼缓冲液可由隔板上的小孔经上腔流到下腔。
2)液压悬置的工作原理
当发动机高频小幅振动时，上腔内压没有上升，这样可得到较小的悬置刚度以减小振动(图3-16-8a)。当发动机低频大幅振动时，活动板的动作爱到限制、上腔压力升高，流体通过阻尼孔流人下腔，利用流体的流动阻力，产生很大的阻尼力，从而使振功得到很大的衰减（图3-6-8b）。在设计液压式悬置时，可以改变某些参数，自由地设定共振频率，例如改变液压悬置的动态参数，节流孔的口径和孔长等，这样，利用液体的共振现象，就能实现任意的动
态弹性特性。有的液压式悬置还设有高频节流孔等附加机件，能改善240Hz以下的动态弹性特性。液压悬置的动态特性见图3-16-9。
悬置系统的设计程序
①确定动力总成的总质量，包括内部注满的机油和冷却液。
②确定动力总成的质心位置。
③确定动力总成主惯性轴的位置。
④测出或估算出动力总成绕三个主惯性轴的转动惯量。
⑤设定动力总成前、后悬置支承点的数目，布置形式，各支承点离质心和主惯性轴的位置及相应的几何尺寸，并结合解耦原理作必要的分析计算。
⑥分别计算前、后悬置支承点上承受的静态负荷。
⑦计算发动机机体后端面与飞轮壳接合面上的静态弯矩，该弯短值必须在发动机制造商规定的范围内；否则，应调整前、后悬置支承点的位置或增加尾部辅助支承点，使该处的弯矩值控制在限值内。
⑧计算发动机、变速器总成在悬置软垫上可能引起的最大转矩反作用力。可用两种计算标准，一是发动机输出最大转矩时，另一是发动机在额定功率点时(包括最大变速比)。然后根据软垫制造商提供的软垫“负荷——变形”曲线，核对所选样的软垫是否能承受这一作用力及软垫的最大变形量是否在合理的范围内。
⑨按实际应用情况，确定动态负荷冲击加速度的数值。
⑩设计悬置支架，按动态负荷计算进行强度校核。若发动机制造商没有提出机体后端面与飞轮壳接合部位的静念弯矩限值，则应按动态负荷计算该部位的弯矩和工作应力，保证该薄弱环节安全可靠。
⑾选择合适的悬置软垫，应能承受上述动态负荷，并满足隔振要求，确定软垫的刚度。
⑿根据所选择的软垫的压缩和剪切刚度及系统布置形式，分别计算前、后悬置的垂直综合刚度，侧向综合刚度和扭转综合刚度及相应的固有频率（如果是平置式布置，则系统的垂直方向固有频率和隔振效率可从软垫制造商提供的坐标图上根据静态变形量确定）。
⒀确定发功机的外激振频率。
⒁通过软垫制造商提供的坐标图，按照软垫的静态压缩量以及外激振额率，确定悬置系统的隔振效率。
⒂检查悬置系统是否具备克服其他外力和惯性力的能力，必要时应设置限位装置。
⒃选择能满足工作环境条件的需要的悬置软垫的材料。
⒄校核悬置系统的结构布置能否适应整车提供的空间，确保不与周围零部件发生干涉。
⒅试验。
悬置系统设计指南 编制： 审核： 批准： 发动机工程研究二院 动力总成开发部
主题与适用范围 1、主题 本指南介绍了动力总成悬置系统开发的基本知识和基本过程，以及所涉及到的基本流程文件核技术文件。 2、适用范围 本指南适用于奇瑞所有装汽油或柴油发动机的M1类车动力总成悬置系统的设计。
目录 一、悬置系统中的基本概念 (4) 1.1 悬置系统设计时的基本概念 (4) 1.2动力总成振动激励简介 (6) 二、悬置系统的作用 (8) 2.1 悬置系统的设计意义及目标简介 (8) 2.2 动力总成悬置系统对整车NVH性能的影响 (8) 三、悬置系统的概念设计 (10) 3.1 悬置系统的布置方式选择 (10) 3.2 悬置点的数目及其位置选择 (11) 3.3 悬置系统设计的频率参数 (13) 四、悬置系统相关设计参数 (14) 4.1动力总成参数 (14) 4.2 制约条件 (15) 五、悬置系统设计过程中的相关技术文件 (16) 5.1 悬置系统VTS (16) 5.2 悬置系统DFMEA (17) 5.3 悬置系统DVP&R (17) 5.4 其它技术及流程文件 (17)
一、悬置系统中的基本概念 1.1 悬置系统设计时的基本概念 1：整车坐标系：原点在车身前方，正X方向从前到后，正Y方向指向右侧（从驾驶员到副驾驶），正Z方向朝上如图（1-1）。 （图1-1）整车坐标系 2：发动机坐标系：原点在曲轴中心线与发动机和变速箱结合面的交点处；正X方向从变速箱到发动机，沿着曲轴中心线，正Y方向指向右侧如果沿着正X方向看，正Z方向朝下如图（1-2）。 （图1-2）发动机坐标系 3：主惯性矩坐标系：原点在动力总成的质心位置，正X方向从变速箱到发动机，沿着最小主惯性矩轴线，正Y方向通常沿着最大主惯性矩轴线，正Z方向朝下并且沿着中等主惯性矩轴线如图（1-3）。
*第八节悬索 悬索有许多工程应用，常见的有高压输电线、架空索道、悬索桥等。悬索结构两端固定，它和梁的主要区别在于悬索不能抵抗弯曲，只能承受拉力。在初步的力学计算中，假设悬索具有充分的柔软性，故称为柔索。本节讨论的悬索均为柔索。对于已经处于平衡状态的悬索，根据刚化原理可知，作用在悬索上的力应该满足刚体的平衡条件。同时需要注意的是，绳索不是刚体，平衡方程表示绳索平衡的必要条件但非充分条件。 工程实际中经常碰到的问题是：在给定载荷作用下，求悬索的形状、索内拉力和绳索长度，以及它们与跨度、垂度、载荷之间的关系，以作为设计、校核悬索的根据。 悬索在工作中受到的载荷可以分为两类：（1）集中载荷；（2）分布载荷。其中分布载荷中最常见的是水平均布载荷、沿索均布载荷。当不计钢索自重时，旅游胜地高空缆车的索道受到车厢集中力（即重力）的作用（图8-39a）；装有吊篮的架空索道，同样受吊篮的集中力（即重力）的作用。这些都是悬索受集中载荷作用的例子。悬索直拉桥主索上承受的载荷可看成是水平均布载荷（图8-39b)。高空输电线（图8-39c)和舰船的锚链上承受的载荷可看成是沿索均布载荷。 (a) (b) (c) 图8-39 当悬索两支座A和B高度相同时，两个支承点之间的水平距离称为跨度；在载荷作用下，悬索上每一点下垂的距离称为垂度，由悬挂点到最低点的垂直距离称为悬索的垂度。在悬索计算中，跨度和索上最低点的垂度通常是已知的。 一、集中载荷 设绳索（柔索）连接在两个固定点A和B并有n个垂直集中载荷P1、P2、…、P n，如图8—39(a)所示，绳索的重力与绳索承受的载荷相比可以忽略。因此当绳索系统处于平衡状态时，相邻载荷之间的绳索段AC1、C1C2、C2C3和C3B均被拉紧成直线段，即在集中载荷作用下，绳索成折线状。故绳索段AC1、C1C2、C2C3和C3B均可以当作二力杆，绳索中任
1 发动机悬置系统的设计指南
1.1 悬置系统的设计意义及目标简介 现代汽车发动机无一不是采用弹性支承安装的，这在汽车行业称之为“悬置”，在力学及振动工程中则是个隔振问题。如果不用中间弹性元件而直接将发动机刚性地固紧在汽车车架（底盘）上，则当汽车在不平坦的路面上行驶时将导致机身由于车架的变形、冲击而损坏；而当汽车在平坦光滑的路面上行使时来自发动机的振动将导致车架、车身产生令人厌恶的结构噪声。此外弹性悬置还能补偿在发动机安装及运动过程中由车架变形导致的相对位置的不精确。 由此可知，悬置系统的设计目标值： 1) 能在所有工况下承受动、静载荷，并使发动机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其它零部件发生干涉； 2) 能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递，降低振动噪声； 3) 能充分地隔离由于地面不平产生的通过悬置而传向发动机的振动，降低振动噪声； 4) 保证发动机机体与飞轮壳的连接弯矩不超过发动机厂家的允许值。
1.2 悬置系统的布置方式选择 每个隔振器（悬置系统）不论其结构形状如何都可以看作由三个相互垂直的弹簧组成，按照这三个弹簧的刚度轴线和参考坐标轴线间的相对位置关系，悬置系统弹性支承的布置可以有常见的三种不同方式： 1) 平置式。这是常用的、传统的布置方式，其特征是布局简单、安装容易。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴各自对应地平行于所选取的参考坐标轴。 2) 斜置式。这是一种目前汽车发动机中用得最多的布置方式。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴相对于参考坐标轴的布置是：除一个轴平行于参考坐标外，其他两个轴分别与参考坐标轴有一夹角。一般斜置式的弹性支承都是成对地对称布置于垂向纵剖面的两侧，但每对之间的夹角可以不同，坐标位置也可任意。这种布置方式的最大优点是：它既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔度，因此特别适用于象汽车发动机这样既要求有较大的横向稳定性，又要求有较低的横摇固有频率以隔离由不均匀扭矩引起的横摇振动。此外，它还可以通过斜置角度、布置位置以及隔振器两个方向上的刚度比等适当配合来达到横向——横摇解耦的目的，这是平置式较难做到的。 3) 会聚式。这种布置方式的特点是弹性支承的所有隔振器的主要刚度轴均会聚相交于同一点。除了有良好的稳定性外它最大的优点是可以通过调节倾斜角度和布置坐标的关系来获得六种完全独立的
毕业设计 题目：越野车转向系统设计与优化学生姓名： 学号： 专业: 年级: 指导老师: 完成日期:
目录 第一章电动转向系统的来源及发展趋势 (1) 第二章转向系统方案的分析 (3) 1.工作原理的分析 (3) 2. 转向系统机械部分工作条件 (3) 3.转向系统关键部件的分析 (4) 4.转向器的功用及类型 (5) 5.转向系统的结构类型 (5) 6.转向传动机构的功用和类型 (7) 第三章转向系统的主要性能参数 (8) 1. 转向系的效率 (8) 2. 转向系统传动比的组成 (8) 3. 转向系统的力传动比与角传动比的关系 (8) 4. 传动系统传动比的计算 (9) 5. 转向器的啮合特征 (10) 6. 转向盘的自由行程 (11) 第四章转向系统的设计与计算 (12) 1. 转向轮侧偏角的计算（以下图为例） (12) 2. 转向器参数的选取 (12) 3. 动力转向机构的设计 (12) 4. 转向梯形的计算和设计 (14)
第五章结论 (16) 谢辞 (17) 参考文献 (18) 附录 (19)
转向系统设计与优化 摘要 汽车在行驶过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变行驶方向，即所谓汽车转向。用来改变或保持汽车行驶方向的机构称为汽车转向系统。汽车转向系统的功能就是按照驾驶员的意愿控制汽车的行驶方向。汽车转向系统对汽车的行驶安全是至关重要的。因此需要对转向系统进行优化，从而使汽车操作起来更加方便、安全。本次设计是EPS电动转向系统，即电动助力转向系统。该系统是由一个机械系统和一个电控的电动马达结合在一起而形成的一个动力转向系统。EPS系统主要是由扭矩传感器、电动机、电磁离合器、减速机构和电子控制单元等组成。驾驶员在操纵方向盘进行转向时，转矩传感器检测到转向盘的转向以及转矩的大小，将电压信号输送到电子控制单元，电子控制单元根据转矩传感器检测到的转距电压信号、转动方向和车速信号等，向电动机控制器发出指令，使电动机输出相应大小和方向的转向助力转矩，从而产生辅助动力。汽车不转向时，电子控制单元不向电动机控制器发出指令，电动机不工作。该系统由电动助力机直接提供转向助力，省去了液压动力转向系统所必需的动力转向油泵、软管、液压油、传送带和装于发动机上的皮带轮，既节省能量，又保护了环境。另外，还具有调整简单、装配灵活以及在多种状况下都能提供转向助力的特点。因此，电动助力转向系统是汽车转向系统的发展方向。 关键词：机械系统，扭矩传感器，电动机，电磁离合器，减速机构，电子控制单元。
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法 吕兆平吴川永 上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心 【摘要】本文论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28种载荷工况，介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，该计算数据为悬置支架的强度校核以及发动机仓零件设计及布置提供了理论依据。 [关键词]动力总成悬置系统，运动包络，工况载荷 The calculation method for the motion envelop and loadcase force of the powertrain mount system Lv Zhaoping Wu chuanyong (Technical Development Center,SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd..,Liuzhou 545007 ) [Abstract]The general principle for the design of motion control for powertrain mounting system is presented。Take a mini van powertrain mounting system as the object of study. with the 28 loadcase of the GM global standards. Introduces the method to solve the reaction force at the mounting points and the displacement and rotation of the COG of the powertrain.the calculated data provides a theoretical basis for the mounting bracket strength check and the parts of engine warehouse design and layout. [Keywords] powertrain mount system，motion envelop，Loadcase force 前言 [1]动力总成悬置系统的主要功能有两个，一是减振，二是限位。从悬置元件的刚度曲线来看，一般可以分为线性段和非线性段。其中，线性段可以看作悬置元件减振功能的体现。悬置系统设计工程师在设计悬置刚度线性段时，需要用悬置元件动刚度对动力总成的模态及解耦率进行计算。当动力总成的模态及解耦率满足要求时，悬置动刚度就确定了。而动刚度和静刚度成一定的比例关系(一般动刚度为静刚度的1．3~1．5倍)，这样即可确定悬置元件线性段的刚度。刚度曲线的拐点则是动力总成的限位点，限位要求通常是主机厂提供的。如主机厂要求在三挡80％油门开度下动力总成需要良好的解耦，即要求动力总成各悬置点的位移量均在线性段内，供应商根据这个要求即可设计刚度曲线的拐点。在拐点之后，悬置刚度曲线可以看作是大刚度的线性段。这个大刚度的设计，则要满足主机厂对动力总成总体位移的设计目标值。因此，整个非线性段是为了实现悬置系统的限位功能。 [2]本文通过Adams／View软件建立动力总成模型及考虑了悬置在其三个弹性主轴方向力——位移特性的非线性关系，设计了悬置非线性刚度曲线，对某车型的动力总成进行28种工况的模拟计算，对动力总成悬置系统运动包络进行了校核并获得了28工况下各悬置点的工况载荷，为悬置支架、车身结构甚至变速器壳体强度校核都提供了输入条件。 1 工况计算前期准备 1.1 坐标系定义 一般我们在发动机大总成测试时，获得的质心坐标是在发动机坐标系下的坐标，转动惯量则是在质心坐标系下的转动惯量。因此在此先介绍一下坐标系的定义问题。 1.1.1 发动机坐标系 OeXeYeZe 以曲轴中心线与发动机后端面(RFB)的交点为坐标原点Oe; Xe轴平行于曲轴中心线,指向发动机前端; Ze轴平行与气缸线,指向缸盖; Ye根据右手定则确定,应与气缸中心线所在的中心面垂直,指向发动机左侧(从变速箱端向皮带轮端看).
发动机悬置设计 5.1 概述 汽车的乘坐舒适性——NVH（Noise-噪声、Vibration-振动和 Harshness-声振舒适性）越来越受到人们的重视和关注，因为噪声、振动和舒适性，是衡量汽车制造质量的一个 综合问题，它给汽车用户的感觉是最直接和最表面的。作为汽车动力源的发动机是汽车 主要的振动激励源之一，其气缸燃气压力、转速及输出转矩的周期性波动及不平衡惯性 力（矩）既激起发动机动力总成本身的刚体振动和弹性振动，又激起汽车动力传动的扭 转振动和弯曲振动等，从而导致十分严重的振动、噪声及结构问题，最终传递给车身， 引起整车振动与噪声。 汽车动力总成悬置系统是指动力总成（包括发动机、离合器及变速箱等）与车架或 车身之间通过弹性悬置元件连接而成的系统，发动机动力总成的振动与路面激励力是通 过弹性悬置元件传给车身，该项系统性能设计的好坏直接关系到发动机振动向车体的传递，影响整车的 NVH 特性。因此，最大限度的减小发动机动力总成所产生的振动及噪声 向车身传递，是汽车减振和降噪的主要研究内容之一。 5.2、悬置系统功能介绍 5.2.1 悬置总成的功用 a)悬置系统的首要作用即最基本的作用是支承动力总成的动、静载荷，并使发动机 动力总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与前舱内其它零部件发生干涉； b)隔离发动机动力总成的振动，最大限度地降低从发动机动力总成传递到车身/车架 上的振动，能有效的降低振动及噪音； c)在汽车做紧急制动、加速或受其它外界负荷的作用下时，发动机不应有过大的位移； d)隔离由于轮胎及车身的抖动而产生的振动和噪音通过悬置系统而传向发动机动力 总成，降低振动及噪音； e)悬置系统元件需有足够的使用寿命。 5.3 动力总成悬置系统设计方法 5.3.1 设计需解决的问题 a)主要起支撑减振的作用，因而，悬置必须要能够支撑起动力总成，并且保证其三
5.2转向器的结构型式选择及其设计计算 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。 对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t 的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t 且无动力转向和不大于4t 带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。 关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题，而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。因为高速行驶时，很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器。 下面分别介绍几种常见的转向器。 5.2.1循环球式转向器 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及落幕上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。 5.2.1.1循环球式转向器的角传动比w i 由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动?角时，转向螺母及其齿条的移动量应为 t s )360/(?= （5－21） 式中t ——螺杆或螺母的螺距。 这时，齿扇转过β角。设齿扇的啮合半径w r ，则β角所对应的啮合圆弧长应等于s ，即 s r w =?πβ2)360/( （5－22） 由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比w i 为
摘要 发动机动力总成悬置系统是发动机应用工程重要部分，它的好坏直接影响着汽车的NVH性能，进而影响该车的市场份额。本论文主要阐述了动力总成悬置系统设计的基本理论，对悬置系统的各项参数的收集作了简单介绍，并利用MATLAB完成了悬置系统的初步设计计算，得到悬置系统的6阶固有频率在6个自由度方向的解耦率未达到要求，悬置系统需要进行参数优化。在本论文动力总成悬置系统优化设计中，其优化设计目标是6个自由度方向的解耦率达到一定水平，设计变量是前后悬置三个方向的刚度值，约束条件是6个固有频率的范围，优化得到的结果在固有频率分配和解耦率方面都有了明显的改善。最后对悬置系统其中的一个托架基于hypermesh软件进行了三种工况下的强度校核和约束模态第一阶频率的校核，校核结果均满足设计要求。 关键词：悬置系统；设计计算；MATLAB；优化；托架；CAE
Abstract The engine mounting system is an important part of the engine application engineering, which directly affects the NVH performance of the vehicle and the market share of the vehicle. This paper mainly expounds the powertrain mounting system design of the basic theory, and briefly introduced collection of suspension system parameters. Then it has completed the preliminary design of the suspension system by using the MATLAB, the result is that six order natural frequency of the mounting system and each order modal in the rirection of six degree of decoupling ratedoes not meet the requirements and the mounting system parameters need to be optimized. In the power assembly mounting system optimization design, the design goal of this paper is the six degree of freedom decoupling rate reached a certain level, the design variables are three direction stiffness values of front and rear suspension and constraint conditions is six order natural frequency constraints.The optimized results in frequency assignment and the decoupling rate are significantly improved. Finally, the intensity in three cases and the first order frequency of a bracket of the suspension system is checked based on Hypermesh. The checked results meet the design requirements. Keywords:mounting system; Design calculation; MATLAB; optimization; bracket; CAE
计算说明 1、钢丝绳的实际参数由的产品质量保证书确定后，再进行复核验算。 2、在猫道承重索的计算中，风力根据设计提供的信息，按桥面处14.7m/s计，中跨、边跨分别计算。 3、在猫道承重索的荷载计算中，未计扶手绳及其绳卡的重量，施工人员按4人/4m，每副中跨猫道最多一次上20人计，每副边跨猫道最多一次上10人计。 4、猫道线性依据主缆空缆线形为基础进行计算。 泓口悬索桥猫道检算书 1、编制依据 （1）泓口大桥猫道设计图 （2）公路桥涵设计规范（JTJ025-86） （3）钢丝绳产品质量说明书（E04-426,B04-12496） （4）公路桥涵设计手册——《参考资料》 （5）简易架空缆索吊（段良策，人民交通出版社） 2、工程概况 泓口悬索桥为三结构，理论跨径42m+102m+42m。猫道系统顺桥向按三跨分离式设置，边跨的两端分别锚固于5#、10#过渡墩箱梁顶面，中跨两端均锚固于塔柱上。横向通道在跨中位置一个。每幅猫道宽3.0m，高1.0m，处于主缆正下方，面层与主缆中心距1.4m，与主缆线型基本一致。 每幅猫道承重索采用4根υ22.5钢丝绳（6W(19)-公称抗拉强度
2000MP a）,其两端分别锚固于两岸锚固端前端的型钢预埋件上，在两岸塔顶处断开，与塔顶顺桥向两侧的调节装置连接。 每幅猫道面层由［10槽钢（间距2.0m）/50×50mm］防滑方木条（间距0.5m）和υ1.6mm小孔（16×16mm）钢丝网、υ5mm大孔（50×100mm）钢丝网组成；两侧设1根υ16扶手钢丝绳，并每隔2.0m 设一道∠63×4mm角钢栏杆立柱，侧面防护网采用υ5mm（80×100mm）大孔钢丝网绑扎在立柱与扶手索上。 猫道选用钢丝绳相关参数如下 3、中跨猫道承重索检算 3.1荷载计算（按单幅猫道分析） 荷载包括恒载、活载及风力、温度等附加荷载。 3.1.1恒载 恒载包括承重索、面层、栏杆、索股滚轮支架、横通道抗风缆及其张力，其中横通道、抗风绳以集中荷载计，其余以均布荷载计。 3.1.1.1恒载均布荷载
动力总成悬置系统设计 发表时间：2017-08-18T11:23:56.023Z 来源：《基层建设》2017年第12期作者：郝永生蔡志坤杨林[导读] 摘要：悬置系统作为车辆的主要隔振元件，对车辆的NVH性能尤为重要。 长城汽车股份有限公司技术中心河北保定 071000 摘要：悬置系统作为车辆的主要隔振元件，对车辆的NVH性能尤为重要，本文主要介绍了悬置系统在设计过程中采用的方法，以及在设计过程中常遇到的问题，并通过设计仿真及实际验证相结合，最终实现了车辆悬置系统良好的NVH性能。 关键词：动力总成；悬置系统；解耦；匹配 引言 随着汽车工业的发展，汽车产业的竞争进入了白热化的阶段，以往单独追求动力性、经济性的产品已经不能满足客户的需求，尤其近些年来，车辆的舒适性（NVH性能），成为了当前消费者越来越关注的目标，动力总成悬置，作为车辆的重要减震元件，在整车的NVH性能评价指标中，占据着非常重要的地位，在发动机日益小型化的基础上，高功率、高扭矩的实现，进一步恶化了发动机的振动水平，因此需要动力总成悬置与之进行很好的匹配，以此来提升车辆的舒适性能。 1概述： 1.1动总成悬置 汽车动力总成悬置是安装在动力总成与车架（或者车身）之间的弹性减振系统，由悬置元件，连接支架、动力总成组成。 1.2动力总成悬置的功能 汽车动力总成在工作状态下所受的力主要有静（力矩）、瞬态和周期性激振力（力矩），动力总成悬置系统的设计一般要满足以下几方面的要求； 1）支撑作用：保证动力总成姿态，需要合理分配各悬置的受力载荷，尽可能保持平均； 2）限位作用：动力总成进行动力输出时，会受到来自地面的反作用力，以及不同路面（颠簸、坑洼）的激振力，造成动力总成摇摆晃动，因此需要限制动力总成的位移，这就是限位； 3）隔振性能：分为两方面：一方面是动力总成传向车身等部件的激励/振动（主动隔振），另一方面是路面激励传给动力总成的振动（被动隔振）；因此悬置系统必须具备主动隔振和被动隔振的双重作用； 右图，m代表动力总成质量，K代表悬置刚度，C 代表悬置阻尼，F代表发动机激振力，Fiso代表隔振力，X代表动力总成位移，Xf代表路面输入 图一 1）布置方式整体分为三点布置方式和四点布置方式，多数采用三点，部分日系车型采用四点，均为扭矩轴布置，（图一为常用布置方式：扭矩轴三点布置-拉杆式） 2）布置要求： ①左右悬置尽可能与扭矩轴重合，出现角度时，要求小于2°且左右应当放置在扭矩轴两侧。 ②悬置支架与动力总成距离小，保证模态，应该在500Hz以上，部分车型在700-800Hz； ③悬置安装点放置在发动机或车身（车架）节点位置。 2.2悬置系统解耦计算，
目录 1.概述 (1) 1.1任务来源 (1) 1.2转向系统基本介绍 (1) 1.3转向系统结构简图 (1) 2.转向系统相关参数 (1) 3.最小转弯半径 (2) 4.转向系传动比的计算 (3) 5.转向系载荷的确定 (3) 5.1原地转向阻力矩 M (3) r 5.2车轮回正阻力矩Ms (3) 5.3作用在转向盘上的力 F (3) k 6.转向管柱布置的校核 (4) 6.1转向管柱布置角度的测量 (4) 6.2转向管柱角速度及力矩波动计算 (4) 6.3转向管柱固有频率要求 (7) 7.结论 (7) 参考文献................................................... 错误！未定义书签。
1.概述 1.1任务来源 根据6430车型设计开发协议书， 6430项目是一款全新开发的车型，需对转向系统进行设计计算。 1.2转向系统基本介绍 转向管柱为角度不可调式管柱，转向机采用结构简单、布置容易的齿轮齿条式转向机。 转向盘采用软发泡三辐式，轮辐中间有一块大盖板，打开时可拆装调整转向盘。 1.3转向系统结构简图 2.转向系统相关参数
轮胎规格为185R14LT ，层级为8。轮辋偏置距为+45mm ，负荷下静半径为304㎜，滚动半径约317mm ，满载下前胎充气压力240KPa 。 3.最小转弯半径 汽车的最小转弯半径是汽车在转向轮处于最大转角条件下以低速转弯时前外轮中心与地面接触点的轨迹构成圆周半径，它在汽车转向角达到最大时取得。 转弯半径越小，则汽车转向所需场地就愈小，汽车的机动性就越好。为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求转向系能保证在汽车转向时，所有车轮应绕瞬时转向中心作纯滚动。此时，内转向轮偏转角β应大于外转向轮偏转角α，在车轮为绝对刚体的假设条件下，角α与β的理想关系式应是： L ctg ctg K +=βα 式中： K —两侧主销轴线与地面相交点之间的距离； L —轴距。 3.1按外轮最大转角 C L R += α sin 1 =5194.9（mm ） 3.2按内轮最大转角 C KL K L R +++=2 1 222]tan 2)sin [(ββ =5912.3（mm ）
动力总成悬置系统设计流程；5.1悬置系统的设计输入：；一般需要输入以下参数：动力总成的激振源，动力总成；5.2悬置系统的主要设计参数：；悬置位置及数量的选择，悬置安装位置角度的选择，静；5.2.1悬置位置及数量；根据动力总成的长度、质量、用途、安装方式和机舱空；三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平；四点式悬置的稳定性好、能克服较大的转矩反作用力， 动力总成悬置系统设计流程 5.1 悬置系统的设计输入： 一般需要输入以下参数：动力总成的激振源，动力总成的惯性参数，隔振性能的要求，频率的匹配，模态的解耦，动力总成的位移控制，动力总成和整车的匹配，悬置元件的设计约束，发动机舱空间等。 5.2 悬置系统的主要设计参数： 悬置位置及数量的选择，悬置安装位置角度的选择，静刚度曲线的确定，动刚度的确定，阻尼参数的确定等。 5.2.1悬置位置及数量 根据动力总成的长度、质量、用途、安装方式和机舱空间等决定。悬置系统可以有3、4、5点悬置，一般在汽车上采用三点及四点悬置系统。因为在振动比较大时，如果悬置点的数目增多，当车架变形时，有的悬置点会发生错位，使发动机或悬置支架受力过大而造成损坏。 三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平面，不受车架变形的影响，而且固有频率低，抗扭转振动的效果好。
四点式悬置的稳定性好、能克服较大的转矩反作用力，不过扭转刚度较大，不利于隔离低频振动。 较常见的三点及四点悬置布置形式如下图： 三点悬置布置示意图四点悬置布置示意图 5.2.2悬置安装位置角度的选择 在传统的纵置式发动机中，V 型布置是经常采用的方式, 一般倾斜角度θ：40～45, V型布置的悬置系统的弹性中心较低，在设计中通过倾角及位置的调整容易使其弹性中心落在或接近动力总成的主惯性型轴上。 对于横置动力总成而言，一般采用的是左右悬置支撑动力总成，另配置下拉杆悬置或前后抗扭悬置来承担扭矩载荷，此类布局的优势是从功能配置上来说就区分了承载悬置和抗扭悬置，易于实现悬置系统的刚体模态解耦。 5.2.3悬置的静动刚度确定 受几何空间布置的影响，要想达到悬置系统的解藕，另外一个重要的可调参数即悬置本身的静动刚度。通过调整悬置的刚度及几何位置，使悬置系统的弹性中心与动力总成的质心重合，则振动将大为简化。 理论上，如果使发动机悬置系统的弹性中心同发动机总成的质心重合，就可获得所有六个自由度上oo 的振动解隅。实际上完全解耦在悬置设计中是难以实现的，因为发动机的主要激振力只有垂直和扭转两种，而悬置设计中存在较多的约束。因此只要在几个主要方向上获得近似解耦就行了。
密级：版本/更改状态：第一版／0 编号： 长城汽车股份有限公司技术文件 CC6460K/KY 转向系统设计计算书 编制： 审核： 审定： 批准： 长城汽车股份有限公司 二OO四年四月十五日
目录 1 系统概述????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1 2 转向系统设计依据的整车参数计设计要求????????????????????????????????????????????????????????2 3 转向系统设计过程????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 3.1 最小转弯半径计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 3.2 转向系的角传动比计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 3.3 转向系的力传动比计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 3. 4 转向系的内外轮转角?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 3. 5 液压系统的匹配计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????5 3.5.1 转向油泵流量的计算??????????????????????????????????????????????????????????????????????????5 3.5.2 转向油泵压力的变化??????????????????????????????????????????????????????????????????????????6 4 结论说明????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????7 5 参考文献????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????8
悬索桥的计算方法及其发展 悬索桥是一种古老的桥梁结构形式，也是目前大跨度桥梁的主 要结构型式之一。悬索桥主要是由缆索、吊杆、加劲梁、主塔、锚 碇等构成。从结构形式上看，它是一种由索和梁所构成的组合体系，在受力本质上它是一种以柔性索为主要承重构件的悬挂结构。悬索 桥随着跨度的增大，柔性加大，在荷载作用下会呈现出较强的非线性，所以悬索桥宜采用非线性方法来进行结构分析。 考虑悬索桥非线性因素的结构分析方法主要有挠度理论和有限 位移理论。挠度理论考虑了悬索桥几何非线性的主要因素，可用比 较简便的数值方法来分析，又有影响线可资利用，故很适用于初步 设计阶段的结构设计计算。有限位移理论则全面地考虑了悬索桥几 何非线性因素，计算结果较挠度理论精确，但计算过程复杂，直接 用于设计计算有诸多不便和困难。 悬索桥挠度理论是一种古典的悬索桥结构分析理论。这种理论 主要考虑悬索和加劲梁变形对结构内力的影响，在中小跨度范围内 其计算结果比较接近结构的实际受力情况，具有较好的精度。悬索 桥挠度理论主要分为多塔悬索桥挠度理论和自锚式悬索桥挠度理论。 最初的悬索桥分析理论是弹性理论。弹性理论认为缆索完全柔性，缆索曲线形状及坐标取决于满跨均布荷载而不随外荷载的加载 而变化，吊杆受力后也不伸长，加劲梁在无活载时处于无应力状态。弹性理论用普通结构力学方法即可求解，计算简便，至今仍在跨径 小于200米的悬索桥设计中应用[1]。但弹性理论假定缆索形状在加 载前后不发生变化，显然与悬索桥的可挠性不符，因此发展出计入 变形影响的悬索桥挠度理论。
古典的挠度理论称为“膜理论”。它是将悬索桥的全部近视看成是一种连续的不变形的膜，当缆索产生挠度时，加劲梁也随之产生相同的挠度。由于根据作用于缆索单元上吊杆力与缆索拉力的垂直分力平衡以及作用于加劲梁单元上的外荷载及吊杆力与加劲梁弹性抗力平衡的条件建立力的平衡微分方程而求解。挠度理论和弹性理论的最大区别是摒弃了弹性理论中关于缆索形状不因外荷载介入而改变的假设，相应建立缆索在恒载下取得平衡的几何形状将因外荷载介入而改变及同时计入缆索因外荷载所增索力引起的伸长量的假设，极大的接近悬索桥主索的实际工作状态，对悬索桥的发展起到了很大的推动作用。 悬索桥的挠度理论也是一种非线性的分析方法，至今仍不失为分析悬索桥的较简单实用的手段。但挠度理论在基本假设中忽略了吊杆的变位影响及加劲梁的剪切变形影响等，使分析结果的精度受到限制。随着计算方法、计算手段的发展，悬索桥的计算理论也发展到将悬索桥作为大位移构架来分析的有限位移理论。有限位移理论将整个悬索桥包括缆索、吊杆、索塔、加劲梁全部考虑在内，分析时可以将各种二次影响包括进去，从而使悬索桥的分析精度达到新的水平。 有限位移理论是20世纪60年代提出的计算理论。它是一种精确的理论，不需挠度理论所作的那些假定。其计算值一般要小于挠度理论[3]。根据参考文献，主跨为380m时，用有限位移理论计算的内力、挠度值，比挠度理论小10﹪；主跨768m时，在半跨加均
在学**阶段的各种设计练**及实际工作中，可能会经常遇到悬索桥的设计计算。本文结合笔者自身体验，叙述Midas/Civil计算悬索桥的基本步骤及使用中的心得技巧和注意事项。注：本文以Midas/Civil 2012为参照版本。 Midas/Civil计算悬索桥中的关键问题在于初始成桥线性的确定，这是由于悬索桥为大变形二阶柔性结构决定的。其分析过程及每步中的要点如下： 1.建立新文件，为了便于区分和查找，建议命名时加入文件创建日期及文件主要特征等信息； 2.按照初步设计，定义主缆、桥塔、横梁、加劲梁、横隔板等部件的材料及截面特性值； 3.在结构-悬索桥按钮点出“悬索桥建模助手”，在其中输入相关信息，利用建模助手功能生 成初步模型以便后续修改。在此需指出，利用悬索桥建模助手可以确定索单元大致的初始内力，利于后面的精细分析。实际上也完全可以自行建立悬索桥的全部梁、索单元，再进行非线性分析控制和迭代，但该步骤比较繁琐，因此一般推荐采用悬索桥建模助手生成初步模型； 在建模助手中有几个要点和技巧： 1）建模助手采用的默认对象是双塔三跨悬索桥。当建立的模型为双塔单跨悬索桥时，可以在边跨长度框内输入一个很小的数值（如1e-6），一般在Midas/Civil中，距离小于1e-5的节点将被合并，从而达到实际只建立了中跨的效果； 2）桥面系宽度，在桥塔竖直、索面竖直时指的是桥塔间距，也即主缆间距、吊杆吊点间距，在索面倾斜或桥塔倾斜时，一般理解为吊杆在加劲梁上的吊点间距更加方便； 3）桥面系单位重量，此处输入的单位重量必须等于加劲梁的自重加上二期恒载等以梁单元均布荷载形式施加给加劲梁单元的梁单元荷载的和，否则后面难以计算收敛。另外，当建立的模型为双塔单跨悬索桥时，应勾选此处“详细”对话框，并在对话框中分别设置边、中跨桥面系荷载集度，为了便于收敛，可以将实际不存在的边跨设置一个非常小的集度，如1e-6； 4）其余各项按照对话框要求及初步设计填写即可，点击“实际形状”，会给出初步计算的主缆横向内力，该值应该记下，以便在后面悬索桥分析控制中使用； 5）填写完成后建议命名并保存该wzd文件，以便后面再修改或重复利用。 4.建模助手填写完毕后，点击“确定”，即开始进行第一轮悬索桥生成时的初步非线性分析 计算，根据悬索桥复杂程度不等，通常该过程会持续数秒到数十秒，此时宜耐心等待。该过程运行结束后，程序会自动生成几何刚度初始荷载，并自动生成“自重”荷载工况； 5.悬索桥建模助手生成的是程序默认形式的地锚式竖直索面悬索桥，此时我们需根据实际桥 梁情况进行修改：比如自锚式悬索桥、空间主缆悬索桥、单塔悬索桥等，修改的内容包括节
整车技术部设计指南73 发动机悬置设计 5.1 概述 汽车的乘坐舒适性——NVH（Noise-噪声、Vibration-振动和 Harshness-声振舒适性）越来越受到人们的重视和关注，因为噪声、振动和舒适性，是衡量汽车制造质量的一个 综合问题，它给汽车用户的感觉是最直接和最表面的。作为汽车动力源的发动机是汽车 主要的振动激励源之一，其气缸燃气压力、转速及输出转矩的周期性波动及不平衡惯性 力（矩）既激起发动机动力总成本身的刚体振动和弹性振动，又激起汽车动力传动的扭 转振动和弯曲振动等，从而导致十分严重的振动、噪声及结构问题，最终传递给车身， 引起整车振动与噪声。 汽车动力总成悬置系统是指动力总成（包括发动机、离合器及变速箱等）与车架或 车身之间通过弹性悬置元件连接而成的系统，发动机动力总成的振动与路面激励力是通 过弹性悬置元件传给车身，该项系统性能设计的好坏直接关系到发动机振动向车体的传 递，影响整车的 NVH 特性。因此，最大限度的减小发动机动力总成所产生的振动及噪声 向车身传递，是汽车减振和降噪的主要研究内容之一。 5.2、悬置系统功能介绍 5.2.1 悬置总成的功用 a)悬置系统的首要作用即最基本的作用是支承动力总成的动、静载荷，并使发动机 动力总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与前舱内其它零部件发生干涉； b)隔离发动机动力总成的振动，最大限度地降低从发动机动力总成传递到车身/车架 上的振动，能有效的降低振动及噪音； c)在汽车做紧急制动、加速或受其它外界负荷的作用下时，发动机不应有过大的位 移； d)隔离由于轮胎及车身的抖动而产生的振动和噪音通过悬置系统而传向发动机动力 总成，降低振动及噪音； e)悬置系统元件需有足够的使用寿命。 5.3 动力总成悬置系统设计方法 5.3.1 设计需解决的问题 a)主要起支撑减振的作用，因而，悬置必须要能够支撑起动力总成，并且保证其三
第一节概述 转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。 机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。 对转向系提出的要求有： 1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。 2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。 3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。 4)转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。 5)保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6)操纵轻便。 7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8)转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9)在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10)进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。 正确设计转向梯形机构，可以使第一项要求得到保证。转向系中设置有转向减振器时，能够防止转向轮产生自振，同时又能使传到转向盘上的反冲力明显降低。为了使汽车具有良好的机动性能，必须使转向轮有尽可能大的转角，并要达到按前外轮车轮轨迹计算，其最小转弯半径能达到汽车轴距的2～2．5倍。通常用转向时驾驶员作用·在转向盘上的切向力大小和转向盘转动圈数多少两项指标来评价操纵轻便性。没有装置动力转向的轿车，在行驶中转向，此力应为50—100N；有动力转向时，此力在20—50N。当货车从直线行驶状态，以10km ／h速度在柏油或水泥的水平路段上转入沿半径为12m的圆周行驶，且路面干燥，若转向系没有装动力转向器，上述切向力不得超过250N；有动力转向器时，不得超过120N。轿车转向盘从中间位置转到每一端的圈数不得超过2．0圈，货车则要求不超过3．0圈。·近年来，电动、电控动力转向器已得到较快发展，不久的将来可以转入商品装车使用。电控动力转向可以实现在各种行驶条件下转动转向盘的力都轻便。