动力转向系统的匹配与计算
一、动力转向器与转向油泵的匹配选择一、已知如下条件
满载前轴负荷：G
1
= 750039.8 = 73500 N（载货25000 kg）轮胎气压：p = 0.91 Mpa（标准规定）（轮胎10.00-20-18PR）p = 1.1 Mpa（实际常用）（轮胎10.00-20-18PR）轮胎与路面间的滑动摩擦系数：f = 0.7
转向摇臂长：l
1
= 280 mm
转向节臂长l
2
= 298 mm
转向盘半径R
sw
= 225 mm
转向油泵最高油压：P = 10 Mpa
转向油泵控制流量：q = 16 L/min
转向器最大输出扭矩：Mmax = 3450 N2m
转向器角传动比：i
w
= 20.5
转向系统效率：η= 75%
转向器的齿扇分度圆半径：r = 44 mm
转向器的摇臂轴摆角：α = ±40.83°
转向轮的转角为：β= 32.49°
转向器油缸直径：D = 100 mm
转向螺杆螺距：t = 13.5 mm
二、系统油压
1、汽车的原地转向阻力距M
r
M r =
f
3
G
1
3
p
=
0.7
3
3
735003
0.91
≈ 4874018 N2mm
2、验算最小转向摇臂长l
1
β2l2α2l1 =
32.493298
40.833235
=
237.1
235
≈ 1.009，在0.85～1.1之间，满足要求。
3、不加方向助力时原地转向的方向盘转向力
F h =
l
1
M
r
l
2
R
sw
i
w
η
=
48740183235
2983225320.530.75
≈ 1111 N
4、转向直拉杆受力大小
F = M
r
l
2
=
4874018
298
≈ 16356 N
5、转向摇臂轴受到的力矩
M = F3l
1
= 163563235 ≈ 3843660 N2mm ＜ 4450000 N2mm 6、转向器油缸实际工作面积
S = π(D2－d2)
4
=
π21002
4
≈ 7853.98 mm2
7、系统所需油压
p =
M
S2r
=
3843660
7853.98344
≈ 11.12 N2mm2 = 11.12 MPa ＞ 10 MPa
三、系统工作流量
1、取转向盘转速为1.25r/s，根据汽车工程手册所述方法计算油泵理论工作流量为：
Q
= 60ntS = 6031.25313.537853.98 = 7952154.75 mm3≈ 8.0 L
实际需要流量为：
Q 1 =（1.5～2）Q
＋Q
2
=（1.5～2）8.0＋8.0315% = 13.2～17.2 L
2、取转向盘转速为1.5r/s，根据汽车设计手册所述方法计算油泵理论控制流量为：
Q = S2V = S2n2t = 7853.98390313.5 = 9542585.7 mm3≈ 9.54 L
实际控制流量为：
Q’= Q/0.85 = 9.54/0.85 = 11.2 L
二、转向油管的选择
1、吸油管：
v = 0.5 m/s时：d = 2
16310-3
602π20.5
≈ 0.0261 m = 26.1 mm
v = 1.5 m/s时：d = 2
16310-3
602π21.5
≈ 0.0151 m = 15.1 mm
2、回油管：
v = 1.5 m/s时：d = 2
16310-3
602π21.5
≈ 0.0151 m = 15.1 mm
v = 2 m/s时：d = 2
16310-3
602π22
≈ 0.0130 m = 13.0 mm
3、高压油管：
v = 2.5 m/s时：d = 2
16310-3
602π22.5
≈ 0.0117 m = 11.7 mm
v = 5 m/s时：d = 2
16310-3
602π25
≈ 0.0082 m = 8.2 mm
（橡胶软管：
v ＜ 4 m/s时：d ＞ 2
16310-3
602π24
≈ 0.0092 m = 9.2 mm）
根据实际使用时修整得下表：
三、转向油罐的选择1、转向器容积：
V 1 =
10022π
4
3(13.535.5) = 582862.5 mm2≈ 0.58 L
2、转向液压管路容积：
V 2 =
1922π
4
3490＋
1622π
4
32130＋
12.522π
4
31920 ≈ 138929＋428262＋235619
= 802810 mm2≈ 0.80 L
3、转向油罐容积：
油罐必须有足够的空间容积，可按空气/油约为1：1确定，即：V
3
＞ 23(0.58＋0.80) = 2.76 L
因此取：V
3
= 1.5 L
4、总加油量约为：
V = V
1＋V
2
＋V
3
= 0.58＋0.80＋1.5 = 2.88 L
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）。
钢筋砼单向板肋梁楼盖设计计算书 本课程设计的内容是某多层民用建筑的楼盖系统（楼梯间在此平面外），楼盖拟采用现浇钢筋混凝土单向板肋梁楼盖（如下图所示），主要采用横向主梁承重，周边以砖砌体为支座，在中间设置490×490mm独立砖柱，按照此要求进行设计。 板、次梁按照考虑塑性内力重分布设计，主梁按照弹性理论设计。设计资料如下： 1) 楼面作法如下： 陶瓷地砖面层 50mm厚（容重22KN/m3） 钢筋混凝土现浇板（容重25KN/m3） 板下混合砂浆抹面 20mm厚（容重17KN/m3） 2)楼面活荷载 q=3.5KN/ m2 3)、材料：混凝土，C25；钢筋，梁内受力钢筋为HRB335，其余采用HPB235钢筋。 4)、梁板入墙长度：板为120mm,次梁为240mm，主梁为370mm。 5）柱截面尺寸 b×h=490mm×490mm 1、根据构造确定板厚及主、次梁的截面尺寸 本设计采用横梁承重，确定主梁跨度为6.0m，次梁为6.6m，主梁每跨内布置两根次梁，板跨度为2.0m。 按照高跨比条件，要求板厚h≥2000/40=50mm，对民用建筑的楼盖板，要求h≥60mm，在这里统一取板厚h=70mm。 次梁截面尺寸： h=l/18～l/12=367～550mm ，取h=450mm； b= h/3～h/2=167～250, 取 b=200mm。 主梁截面尺寸： h=l/14～l/8=429～750mm ，取h=600mm； b= h/3～h/2=200～300, 取 b=250mm。 2、板的设计（塑性内力重分布法）
1）确定板的计算跨度 次梁截面200mm×450mm，板在墙上支乘宽度为120，板跨长如平面布置图所示。 边跨： l01= l n+h/2= 1780+70/2=1815mm l01= l n+a/2= 1780+120/2=1840mm 取较小值1815mm，近似取1820mm。 中间跨： l0= l n= 2000-200=1800mm 两跨跨度相差小于10%，可按照等跨连续板计算，取1m宽板带为计算单元，计算简图如附图1所示。 2）荷载计算 板的永久荷载标准值： 50mm厚陶瓷地砖面层 0.05×22=1.1KN/ m2 70mm厚钢筋混凝土现浇板 0.07×25=1.75KN/ m2 20mm厚板下混合砂浆抹面 0.02×17=0.34KN/ m2 合计 3.19 KN/ m2 活荷载标准值为3.5 KN/ m2，取分项系数为1.4。 永久荷载设计值 g=3.19×1.2=3.83 KN/ m2 可变荷载设计值 p=3.5×1.4=4.9 KN/ m2 荷载总设计值 g+p=3.83+4.9=8.73 KN/ m2 近似取 8.7 KN/ m2 3）内力及配筋计算 查表，得板的弯矩系数a: 边跨中为1/11，离端第二支座为-1/11，中间支座为-1/14，中跨中为1/16。 M1= -M B=1/11（p+g）l20=8.7/11×1.822=2.62 KN·m M2=1/16（p+g）l20=8.7/16×1.82=1.76 KN·m M C=-1/14（p+g）l20=-8.7/14×1.82=-2.01 KN·m 板厚h=70mm,h0=70-20=50mm;混凝土C25，a1=1，f c=11.9 N/ mm2；HPB235钢筋，f y=210 N/ mm2；板按考虑塑性内力重分布计算，取1m宽板带作为计算单元（b=1000mm），板的配筋计算见表1。
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
MBR系统（按照美能参数计算） 代表设计代表参项目基本资料 : 值数取值供水量360m3/d15m3/h 膜组件备用比例20%18m3/h 水源类型：工业污水 水温最高35℃最低5℃ (通量设计水温25℃温度系数 1 变化 系统设计参数 设计产水量 :360m3/d18m3/h 设计污泥浓度6000 ppm 设计回流比 2.5 ：1（回流量 :产水量） 计算膜池总进水流量 :63m3/h 膜设计参数 膜组件型号SMM -1520 每只膜组件的膜面积20 m2/module 设计通量14.0l/m2/h10-15 每片膜组件的产水能力0.28m3/h 膜组件数量计算值64 片双数，不宜 每套膜装置的膜组件数量64 片超过 70 每套膜装置的产水量17.9m3/h 每个操作单元的膜装置数量 1 套每单元容积m3 每个操作单元的产水量 3 17.9m /h MBR系统的操作单元数量 1 个 膜组件实际数量64 片 膜装置实际数量 1 套 应用的膜面积数量1280 m2 核算平均设计通量14.1 l/m2/h 核算平均通量11.7 l/m2/h 每支膜组件的实际产水量0.28 m3/h 操作运行参数 过滤产水 :10分 停止过滤气洗 :1分 每只膜组件的吹扫空气量 3.0Nm3/h 每个操作单元的吹扫空气量192 Nm3/h 3.2 m3/min 膜系统的吹扫空气量192 Nm3/h 3.2 m3/min 化学药剂耗量
推荐的化学药品浓度NaOCl H2SO4(或 HCl） 通量维持清洗 (MC) MC使用的清洗药剂NaOCl 方案 1 在线反洗每平米膜 每个操作单元 MC需NaOCl原液 量15.0L 每次 MC清洗所需 NaOCl原液量30 L 每年的 MC清洗次数122 次每年 MC清洗所需 NaOCl原液量 3.7 m3 通量恢复清洗 (RC)每隔 (1) NaOCl 10%；密度 50%；密度 3日1次 1L 药液浓度 3.3 吨 天或者当跨 180膜压差超过 5 ppm;(2) HSO 24 1.18 kg/L kg/L 1.14 （17% 200 ppm RC使用的清洗药剂溶液 每个操作单元 RC需NaOCl原液量112.9L 每次 RC清洗所需 NaOCl原液量226 L 每年的 RC清洗次数 3 次每年 RC清洗所需 NaOCl原液量0.68 m3每个操作单元 RC需H2SO4原液量267 L 每次 RC清洗所需 H2SO4原液量533 L 每年的 RC清洗次数 3 次每年 RC清洗所需 H2SO4原液量 1.61m3500溶液0.5% 0.8 吨 1.8 吨 推荐的主要设备参数各操作单 选择运行方案2元共用产 空气吹扫风机28Nm3/min@5mH1用1备37.0KW 产水泵86 m3/h@ 10 mH2用1备 3.7 KW 循环泵490m3/h@ 10 mH1用1备7.5KW 空压机0.22 m3/min0.8MPa1用1备 2.2 KW 压缩空气罐1m31MPa1套 真空泵0.53-0.09MPa1用1备 2.2 KW m /min 真空罐 1 m3-0.09MPa1套 NaOCl加药泵678L/h@ 10 mH1用1备0.03KW 酸加药泵1599L/h@ 10 mH1台0.06KW 次MC清 0.53可进行洗 NaOCl加药罐m7次R C清 酸加药罐 1.0m3可进行 1.9洗 主系统仪表 浊度仪0-20NTU4-20mA1套 PH & ORP计pH-14, -1000~1000mV4-20mA1套 每个操作单元的仪表和阀门总计产水流量传感器0-300 m3/h4-20mA1套 2 套产水压力传感器-0.09~0Mpa4-20mA1套 2 套
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
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 ）
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
家庭专用中央空调机组 设计计算书
目录 1. 机组简介 (3) 2. 设计条件[1] (3) 3. 热力计算 (3) 4. 冷凝器设计计算 (5) 4.1 有关温度参数及冷凝热负荷确定 (5) 4.2 翅片管簇结构参数选择与计算 (6) 4.3 计算冷凝风量 (7) 4.4 计算空气侧换热系数 (7) 4.5 计算制冷剂侧换热系数 (8) 4.6 计算冷凝器总传热系数K (9) 5. 室外机风叶电机的选型 (10) 6. 蒸发器的设计计算 (10) 6.1 结构规划 (10) 6.2 翅片管各部分传热面积计算 (11) 6.3 确定冷却空气的状态变化过程 (12) 6.4 计算空气侧换热系数 (13) 6.5 计算管内表面传热系数i 和传热面积A0 (14) 7. 风侧阻力计算与内风机选型 (15) 8. 毛细管的选型 (15) 9. 配管设计 (16) 9.1 压缩机吸气管管径的计算 (16) 9.2 压缩机排气管管径的计算 (17) 9.3 冷凝器到毛细管前的液体管路管径的计算 (18) 参考文献： (18)
1. 机组简介 该XXX机组主要由压缩机、蒸发器、冷凝器、节流机构以及电控系统等组成。它通过直接向空调区域送冷却空气来达到调节室内空气环境的目的，适用于面积在约10-25㎡的办公室、酒店客房、小型营业场所或家居等场所。 2. 设计条件[1] 根据GB/T 18836-2002《风管送风式空调(热泵)机组》的要求，名义制冷工况：室内侧入口空气状态干球温度27℃，湿球温度19℃，室外侧入口空气状态干球温度35℃，湿球温度24℃。 3. 热力计算 根据名义制冷工况：室内侧入口空气状态干球温度27℃，湿球温度19℃，室外侧入口空气状态干球温度35℃，湿球温度24℃，初步确定：冷凝温度t k 为47℃，对应的冷凝压力P k为18.12bar（绝对压力，下同）；蒸发温度t0为4℃，对应的蒸发压力P0为5.66bar，并做如下假设：冷凝器过冷度为6℃，蒸发器过热度为6℃，蒸发器出口到压缩机入口的温升为2℃，冷凝器出口到膨胀阀前的温降为1℃。压缩机的指示效率ηi为0.8，忽略系统中的压力损失，循环参数及压焓图如下：
滑模施工 1、筒仓滑模施工概况 本工程水泥库为6Φ18筒仓结构，根据筒仓结构特点及工期要求，双排6Φ18筒仓分三组依次滑升，配置4套滑模设备。第1组筒仓先组装2套滑模，待第1组筒仓施工至库底板时，开始第2组筒仓组装滑模，待第1组筒仓滑模施工完毕并拆除后，转移至第3组筒仓进行组装滑模，形成流水作业。 若中标，在正式施工前应编制滑模施工专项施工方案。 1、滑模系统装置的设计 ①模板计算 本工程模板采用钢模、模板宽度筒仓用200mm，柱子用100mm、200mm 搭配使用，模板高度计算如下： H=T·V=4×0.2=0.8m 其中 H─模板高度 T─砼达到滑升强度的时间，一般取4 小时 V —模板滑升速度，取0.2m/h因此模板均选用900mm 高的钢模板，模板宽度可选用100、200mm 转角、洞口挡板、模板的形状尺寸进行特殊加工。 ②施工总荷载计算 模板系统：模板112m2 自重40kg/m2×112m2=4480kg=4.5T 磨阻力300kg/m2×112m2=33600kg=33.6T
开字架自重300kg/个×37 个=11100kg=11.1T 联圈、围圈自重2.196+0.965+0.18+0.244=3.585T=3.6T 吊脚手架外双重布置，内单层布置。 128m2×80kg/m2=10.24T 自重 128m2×30kg/m2=3.84T 荷载 集中荷载：液压站自重1.5T，电焊机自重1T 操作手台：面积145m2 自重：145m2×30kg/m2=4.35T 活载：145m2×150kg/m2=21.75T 施工总荷载=95.92T 按100T 计算 全部荷载由提升架承受，故开字架承受的荷载为100T。 ③围圈 根据圆筒仓的结构形式及规范要求，提升架间距1300mm，在模板上下口设两道围圈，围圈间距600mm，上下围圈用∠40×4 角钢作腹杆形成桁架，加大其刚度，用以克服相邻千斤顶不同步而产生的附加荷载。 ④提升架布置 提升架采用“开”字架，节点采用螺栓连接。由于圆筒仓附壁柱至漏斗平台就没有了，因此提升架布置时应避开柱子，沿圆弧均匀布置。于附壁柱处的两个提升架的间距要稍小一点，并在两个提升架之间设横梁以提升柱模板。 ⑤支承杆计算
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。
滑模架体计算书
一.编制计算书遵守的规范和规程： 《建筑结构荷载规范》（GB 50009-2001） 《钢结构设计规范》（GB 50017-2003） 《混凝土结构设计规范》（GB 50010-2002） 《混凝土结构工程施工质量验收规范》（GB 50204-2002） 《建筑施工计算手册》江正荣编著 《钢结构工程施工质量验收规范》（GB 50205-2001） 二.爬模下架体组成: 爬模下架体由预埋件、附墙装置、导轨及液压动力装置组成。
（用于直爬）
（用于斜爬，倾斜范围±18°） 三.计算参数： ⒈塔肢内外墙液压自爬模各操作平台的设计施工荷载为: 模板,浇筑,钢筋绑扎工作平台（1）最大允许承载 3.0KN/m2 (爬升时为 1.5KN/m2) 模板后移及倾斜操作主平台（2）最大允许承载1.5KN/m2 爬升装置工作平台（3）最大允许承载 0.75KN/ m2 拆卸爬锥工作平台（4）最大允许承载 0.75KN/ m2 (爬升时可不考虑
) ⒉除与结构连接的关键部件外，其它钢结构剪力设计值为：F =125KN; 拉力设 V 计值为：F=215KN; ⒊爬模的每件液压缸的推力为100KN (即10t)。 ⒋自爬模爬升时，结构砼抗压强度不低于15MPa。 四.荷载计算： ⒈施工荷载 ①参数说明 施工活载——施加到各平台的施工荷载； 平台长——分配到单个机位的模板宽度以3.0米计算； 平台宽——平台板的长度； 荷载分项系数——荷载的放大系数；活载取1.4 荷载设计值——强度计算中使用，其值等于荷载标准值乘以荷载分项系数； ②计算表格 爬升时，施工荷载为32KN。 ⒉油缸顶升力判定 ①模板自重 模板的自重一般是65Kg/m2,假定分配到单个机位的模板最大可以是3.0×6.15m,则模板自重是12KN； ②QPMX50下架体总重： 下架体自重——由发货清单计算而得，是个定值；
1 转向系统的功能 1.1 驾驶者通过方向盘控制转向轮绕主销的转角而实现控制汽车运动方向。 对方向盘的输入有两种方式：对方向盘的角度输入和对方向盘的力输入。装有动力转向系统的汽车低速行驶时，操作方向盘的力很轻，却要产生很大的方向盘 转角输入，汽车的运动方向纯粹是由转向系统各杆件的几何关系所确定。这时， 基本上是角输入。而在高速行驶时，可能出现方向盘转角很小，汽车上仍作用有 一定的侧向惯性力，这时，主要是通过力输入来操纵汽车。 1.2 将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶者。这种反馈，通常称为路感。 驾驶者可以通过手—---感知方向盘的震动及运转情况、眼睛—---观察汽车运动、 身体—---承受到的惯性、耳朵—---听到轮胎在地面滚动的声音来感觉、检测汽车 的运动状态，但最重要的的信息来自方向盘反馈给驾驶者的路感，因此良好的路 感是优良的操稳性中不可缺少的部分。 反馈分为力反馈和角反馈 从转向系统的功能可以得知：人、车通过转向系统组成了人车闭环系统，是驾驶者对汽车操纵控制的一个关键系统。 2 转向系统设计的基本要求 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。转向系的基本要求如下： 2．1 汽车转弯时，全部车轮应绕瞬时回转中心（瞬心）旋转，任何车轮不应有侧滑。 不满足这项要求会加剧轮胎磨损，并降低汽车的操作稳定性。实际上，没有哪 一款汽车能完全满足这项要求，只能对转向梯形杆系进行优化，一般在常用转向 角内（内轮15°～25°范围）使转向内外轮运动关系逼近上述要求。 2．2 良好的回正性能 汽车转向动作完成后，在驾驶者松开方向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。转向轮的回正力矩的大小主要由悬架系统所决定的前 轮定位参数确定，一般来说，影响汽车回正的因素有：轮胎侧偏特性、主销内倾 角、主销后倾角、前轮外倾、转向节上下球节的摩擦损失、转向节臂长、转向系 统的逆效率等。 2．3汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，方向盘没有摆动。 2．4 转向机构与悬架机构的运动不协调所造成的运动干涉应尽可能小，由于运动干涉使转向轮产生的摆动应最小。 汽车转弯行驶时，作用在汽车质心处的离心力的作用，内轮载荷减小，外轮载荷增加，使悬架上的载荷发生相应变化。若转向桥采用非独立悬架、钢板弹簧机