乘用车悬架安装点静刚度分析规范
Q/JLY J711 -2008
乘用车悬架安装点静刚度CAE分析规范
编制：
校对：
审核：
审定：
标准化：
批准：
浙江吉利汽车研究院有限公司
二〇〇八年九月
前言
为了给新车型开发提供设计依据，指导新车设计，评估新车结构性能，结合本企业实际情况，制定本标准。
本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司提出。
本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司综合技术部负责起草。
本规范主要起草人：汤志鸿。
本规范于2008年9月15日发布并实施。
1 范围
本标准规定了乘用车悬架安装点静刚度CAE分析的软硬件设施、输入条件、输出物、分析方法、分析数据处理及分析报告。
本标准适用于乘用车悬架安装点静刚度CAE分析。
2 软硬件设施
乘用车悬架安装点静刚度CAE分析，主要包括以下设施：
a)软件设施：主要用于求解的软件，采用MSC/NASTRAN；
b)硬件设施：高性能计算机。
3 输入条件
3.1 白车身3D几何模型
乘用车悬架安装点静刚度CAE分析的白车身3D几何模型，数据要求如下：
a)白车身各个零件的厚度或厚度线；
b)白车身几何焊点数据；
c)3D CAD数据中无明显的穿透或干涉；
d)白车身各个零件的明细表。
3.2 白车身有限元模型
乘用车悬架安装点静刚度分析的输入条件主要指白车身的有限元模型，一个完整的白车身有限元模型中含内容如下：
a)白车身各个零件的网格数据；
b)白车身焊点数据；
c)各个零件的材料数据；
d)各个零件的厚度数据。
4 输出物
乘用车悬架安装点静刚度分析的输出物为PDF文档格式的分析报告，针对不同的车型统一命名为《车型悬架安装点静刚度分析报告》（“车型”用具体车型代号替代如：车型为GC-1，则分析报告命名为《GC-1悬架安装点静刚度分析报告》），报告内容的按7规定的内容编制。
5 分析方法
5.1 分析模型
分析模型包括白车身的有限元模型（不含四门两盖和前、后挡风玻璃），钣金件均采用壳单元模拟。
5.2 分析模型建立
建立有限元模型，应符合下列要求：
a)白车身各个零件的网格质量应符合求解器的要求；
b)白车身同一总成的零件，须放在同一个“集合”里；
c)白车身各个零件的材料，须与明细表规定的材料相对应；
d)白车身各个零件的厚度，须与明细表规定的厚度相对应；
e)焊点几何坐标须与3D焊点坐标一致，焊点连接的层数须明确，焊点单元的直径设为6mm；
f)白车身有限元模型的质量应该与实车相等。
5.3 刚度分析
刚度分析，包括以下内容：
a)定义分析类型为静态线性分析；
b)定义输出结果类型包括位移和应力；
c)定义刚度分析求解工况。
5.4 分析工况
5.4.1 约束条件
如图1所示，约束A柱与C柱对应门槛处的全部6个自由度。
5.4.2 载荷条件
对悬架每个安装点分3种工况分别在X、Y、Z方向施加10N的力，安装点数目视不同车型而定，图1中有12个点共36种工况，各点所代表的位置为：
a)LF1、LF2、LF3：副车架左安装点；
b)RF1、RF2、RF3：副车架右安装点；
c)LR1、RR1：扭力梁安装点；
d)LR2、RR2：弹簧座；
e)LR3、RR3：后减震器安装点。
图1 乘用车悬架安装点静刚度分析工况示意图
6 分析数据处理
乘用车悬架安装点静刚度分析的数据处理主要是刚度值的计算，其计算公式为：
式中：
K——刚度值，单位牛顿/毫米（N/mm）；
F——施加在各安装点的X/Y/Z向载荷，单位牛顿（N）；
Δ——对应安装点的X/Y/Z向位移，单位毫米（mm）。
7 分析报告
乘用车悬架安装点静刚度CAE分析的分析报告统一为PDF格式的文档，其报告内容如下：
a)分析结论；
b)分析概述；
c)模型概述；
d)分析工况；
e)分析结果；
f)分析文件归档清单。
__________________________
车辆悬架振动分析
车辆悬架系统振动研究概述 关键词：振动悬架 摘要： 本文简单介绍了车辆振动的相关知识，对其做了简明的分析，由于篇幅有限故只重点介绍了与车辆悬架相关的知识。根据不同结构悬架的特点，分别介绍与其相关的振动研究内容和成果。 引言 悬架系统是提高车辆平顺性(乘座舒适性)和安全性(操纵稳定性)、减少动载荷引起零部件损坏的关键,。自70年代以来,工业发达国家开始研究基于振动主动控制的主动/半主动悬架系统。引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性机、电、液动力系统,其研究进展和开发应用与机械动力学、流体传动与控制、测控技术、计算机技术、电子技术、材料科学等多个学科的发展紧密相关。为此，关于车辆悬架系统振动的研究比较困难，但是其又具有十分重要的实际意义。一、车辆悬架系统简介 悬架系统的作用主要是连接车桥和车架,传递二者之间的作用力和力矩以及抑制并减少由于路面不平而引起的振动,保持车身和车轮之间正确的运动关系,保证汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。 悬架系统一般由弹性元件、减振器和导向装置等组成。其中,弹性元件的作用是承受和传递垂直载荷,缓冲并抑制不平路面所引起的冲击。按弹性元件分类包括钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架以及气体弹簧悬架。钢板弹簧是1根由若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用,可以不装减振器而用于货车后悬架。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成,常用于各种独立悬架。其特点是没有减振和导向功能,只能承受垂直载荷。扭杆弹簧本身是1根由弹簧钢制成的杆,一端固定在车架上,另一端固定在悬架的摆臂上。气体弹簧是在1个密封的容器中冲入压缩气体,利用气体可压缩性实现弹簧的作用。气体弹簧具有理想的变刚度特性。气体弹簧有空气弹簧和油气弹簧2种。
汽车振动分析试题1
2008年振动力学期末考试试题 第一题（20分） 1、在图示振动系统中，已知：重物C 的质量m 1，匀质杆AB 的质量m 2，长为L ，匀质轮O 的质量m 3，弹簧的刚度系数k 。当AB 杆处于水平时为系统的静平衡位置。试采用能量法求系统微振时的固有频率。 解： 系统可以简化成单自由度振动系统，以重物C 的位移y 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 y ＝0，此时系统的势能为零。 AB 转角：L y /=? 系统动能： m 1动能：2 1121y m T = m 2动能：2222222 22 222)3 1(21))(31(21)31(2121y m L y L m L m J T ====? ω m 3动能：2322 323 33)2 1(21))(21(212 1y m R y R m J T === ω 系统势能： 2 21)21(21)21( y k y g m gy m V + +-= 在理想约束的情况下，系统的主动力为有势力，则系统的机械能守恒，因而有： E y k gy m gy m y m m m V T =+ +-++= +2 212 321) 2 1(2 12 1)2 13 1(2 1 上式求导，得系统的微分方程为： E y m m m k y '=+ + +) 2 131(4321 固有频率和周期为： ) 2 131(43210m m m k + + = ω 2、质量为m 1的匀质圆盘置于粗糙水平面上，轮缘上绕有不可伸长的细绳并通过定滑轮A 连在质量为m 2的物块B 上；轮心C 与刚度系数为k 的水平弹簧相连；不计滑轮A ，绳及弹簧的质量，系统自弹簧原长位置静止释放。试采用能量法求系统的固有频率。 解：系统可以简化成单自由度振动系统，以重物B 的位移x 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 x ＝0，此时系统的势能为零。 物体B 动能：2 212 1x m T = 轮子与地面接触点为速度瞬心，则轮心速度为x v c 2 1= ，角速度为x R 21=ω，转过的角度为x R 21= θ。轮子动能： )83(21)41)(21(21)4 1( 2 12 1212 122 21212 2 12x m x R R m x m J v m T c =+= + = ω 系统势能： x
动刚度与静刚度
动刚度与静刚度 静载荷下抵抗变形的能力称为静刚度，动载荷下抵抗变形的能力称为动刚度，即引起单位振幅所需要的动态力。 静刚度一般用结构的在静载荷作用下的变形多少来衡量，动刚度则是用结构振动的频率来衡量； 如果动作用力变化很慢，即动作用力的频率远小于结构的固有频率时，可以认为动刚度和静刚度基本相同。否则，动作用力的频率远大于结构的固有频率时，结构变形比较小，动刚度则比较大。 但动作用力的频率与结构的固有频率相近时，有可能出现共振现象，此时动刚度最小，变形最大。金属件的动刚度与静刚度基本一样,而橡胶件则基本上是不一样的,橡胶件的静刚度一般来说是非线性的,也就是在不同载荷下的静刚度值是不一样的;而金属件是线性的,也就是说基本上是各个载荷下静刚度值都是一样的; 橡胶件的动刚度是随频率变化的,基本上是频率越高动刚度越大,在低频时变化较大,到高频是曲线趋于平坦,另外动刚度与振动的幅值也有关系,同一频率下,振动幅值越大,动刚度越小 刚度 刚度 受外力作用的材料、构件或结构抵抗变形的能力。材料的刚度由使其产生单位变形所需的外力值来量度。各向同性材料的刚度取决于它的弹性模量E和剪切模量G(见胡克定律)。结构的刚度除取决于组成材料的弹性模量外，还同其几何形状、边界条件
等因素以及外力的作用形式有关。分析材料和结构的刚度是工程设计中的一项重要工作。对于一些须严格限制变形的结构（如机翼、高精度的装配件等），须通过刚度分析来控制变形。许多结构（如建筑物、机械等）也要通过控制刚度以防止发生振动、颤振或失稳。另外，如弹簧秤、环式测力计等，须通过控制其刚度为某一合理值以确保其特定功能。在结构力学的位移法分析中，为确定结构的变形和应力，通常也要分析其各部分的刚度。 刚度是指零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力。零件的刚度（或称刚性）常用单位变形所需的力或力矩来表示，刚度的大小取决于零件的几何形状和材料种类（即材料的弹性模量）。刚度要求对于某些弹性变形量超过一定数值后，会影响机器工作质量的零件尤为重要，如机床的主轴、导轨、丝杠等。 工艺系统的刚度 1 ．基本概念 刚度的一般概念是指物体或系统抵抗变形的能力。用加到物体的作用力与沿此作用力方向上产生的变形量的比值表示，即（10-5 ） 式中——静刚度( N) ； ——作用力（N/mm ）； ——沿作用力方向的变形量（mm ）。 越大，物体或系统抵抗变形能力越强，加工精度就越高。
四自由度汽车振动影响分析
四自由度汽车振动影响分析 一、汽车振动问题分析 汽车振动的分析研究是为了提高汽车平顺性，汽车平顺性是指汽车过程中能保证乘员不致因车身振动而引起不舒适和疲乏感觉，以及保持运载货物完整无损的性能。汽车平顺性是影响汽车乘坐舒适性的重要原因，而平顺性的主要就是依靠汽车减振来保证，汽车振动日益成为汽车研发和性能提高的关键所在。 在了解了汽车振动的危害之后，就需要人们研究振动问题，掌握振动机理，消除振动带来的不利影响，利用振动规律指导汽车的研发。汽车振动所要研究的问题主要有路面等级对汽车振动影响、车速对汽车振动影响、悬架参数对汽车振动影响。 二、汽车四自由度系统建模 图2.1四自由度汽车模型 考虑汽车纵向角振动时悬架对车身激振影响就必须至少将汽车振动系统简化为如图所示的一个四自由度平面振动模型。在这个振动模型中，要求车辆相对于纵垂面完全对称，并且左右车轮下的路面不平度完全一样，则认为车辆是在纵垂面上振动。把车身简化为质量为m，绕质心的转动惯量为觉得平面刚体；把前后车轴（包括轮胎）的质量简化为二个质量点m1，m2；前后悬架刚度为左右两侧刚度之和用k1，k2表示，而前后悬架减震器的阻尼系数为左右两侧之和用c1，c2表示：kt1和kt2为轮胎刚度，ct1，ct2为轮胎阻尼，它们也为两侧之和。
为了研究悬架与车身连接点处悬架振动对车身的激励，必须首先列出整个振系的振动微分方程组。为此根据分析动力学中的粘滞阻尼力的拉格朗日方程： . ..Z Z Z Z R U T T dt d ??- =??+??-? ??? ? ????)1.2( 式中：T ——振动系统的总动能； U ——振动系统的总位能； R ——振动系统的总耗散函数； 对四自由度平面振动模型其总动能为： 2.2 22.112.2.2 1 212121z m z m J z m T +++=θ)2.2( 总位能为： 22222111222211)(21 )(21)(21)(21q z k q z k z b z k z a z k U t t -+-+-++--= θθ )3.2( 总耗散能为： 2 .2.222 .1.112...22...1)(21)(21)(21)(21q z c q z c z b z c z a z c R t t -+-+--+--=θθ )4.2( 将三式代入拉格朗日方程求出系统振动的微分方程组整理成矩形式为： . . .. Q C Q K KZ Z C Z M t t +=++)5.2( 其中： ?? ??? ?? ?? ???=2100 0000000000m m J m M ?? ??? ?? ?????+--+--++---+-+=2222 1 111212 2 2121 21212 10 0t t k k b k k k k a k k b k a k b k a k b k a k k k b k a k k k K
关于汽车振动的分析
关于汽车的振动的分析 汽车振动系统是由多个子系统组成的具有质量、弹簧和阻尼的复杂的振动系统。汽车振动源主要有：路面和非路面对悬架的作用、发动机运动件的不平衡旋转和往复运动、曲轴的变动气体负荷、气门组惯性力和弹性力、变速器啮合齿轮副的负荷作用、传动轴等速万向节的变动力矩等。 在汽车工程中,多数振动是连续扰动力,而其他一些则是汽车承受的冲击力和短时间的瞬态振动力。振动又可分为周期性的和随机性的,发动机旋转质量的不平衡转动是周期振动的典型例子,而随机振动主要是由路面不平引起的。所有质量--弹性系统都有自己的固有频率,如果作用于系统的干扰频率接近振动系统的固有频率,就会发生共振现象。因此即使自身具有抗干扰能力的系统,装配到汽车上时仍有可能产生振动问题,这就要求在设计阶段准确建立系统模型及运动方程,分析自由振动特性和受迫振动响应,研究控制振动的方法。 汽车振动按照频率范围可分为： 1、影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬架上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1-8Hz(最新的研究表明：当考虑人体不同方向的响应时可到16Hz)。对于乘员其评价指标一般是：针对载货汽车的疲劳降低工效界限和针对乘用汽车的疲劳降低舒适界限，或直接采用人体加权加速度均方根值进行评价；对于货物其评价指标是：车箱典型部位的均方根加速度。由于该指标于人体生理主观反映密切相关，因此试验和评价往往采用测试和主观评价相结
合。 2、车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：(1)激励源；主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；(2)车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。当前对于低频结构振动和噪声分析研究的方法有：计算预测分析，(1)基于有限元方法通过建立结构动力学模型取得结构固有振动模态参数对结构动力学特性进行评价，通过试验载荷分析得到振动激励并结合结构动力学模型计算振动响应；(2)基于有限元和边界元的系统声学特性计算和声响应计算。试验分析：(1)各种结构振动和声学系统的导纳测量和模态分析；(2)基于实际运行响应的工作振型分析；(3)基于机械和声学导纳测量的声学寄予率分析； 3、各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生，它不仅容易使驾驶者疲劳严重时可能使操纵失控。对于这些振动各企业都有相应得评价和限值规定。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动(即：方向盘及转向轮摆振)。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。 4、空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动
机动车振动分析期末深刻复知识题(车辆工程专业用)
1. 圆筒质量m 。质量惯性矩o J ，在平面上在弹簧k 的限制下作纯滚动，如下图所示，求 其固有频率。 2. 下图示的弹簧质量系统，两个弹簧的连接处有一激振力t P t P ωsin )(0=的作用，求质量 m 稳态响应的幅值。 3. 建立如下图所示系统的运动微分方程并求稳态响应。 )(t 2 x x m 11x k (t P 22x k x m )x -
4. 如下图所示等截面悬臂梁，梁长度为L ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。在梁的a 位置作用有集中载荷)(t F 。已知梁的初始条件为零。求解梁的响应。（假定已知第i 阶固有频率为i ω，相应的模态函数为)(x i φ，∞=~1i ） 5. 两个均匀刚性杆如图所示，具有相同长度但不同质量，使用影响系数法求系统运动方程。 t A ωsin 1=
6. 如下图所示量自由度系统。（1）求系统固有频率和模态矩阵，并画出各阶主振型图形；（2）当系统存在初始条件??????=??????0210)0()0(x x x 和?? ????=??????00)0()0(21x x 时，试采用模态叠加法求解系统响应。 7. 如下图所示等截面梁，长度为l ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。集中质量m ，卷簧刚度1k ，直线弹簧刚度2k 。写出系统的动能和势能表达式，系统质量阵和刚度阵表达式。 y x l c x 2 k b x 1 k a x m
8 物块M质量为m1。滑轮A与滚子B的半径相等，可看作 质量均为m2、半径均为r的匀质圆盘。斜面和弹簧的轴线均 与水平面夹角为，弹簧的刚度系数为k。又m1 g>m2 g sin滚子B作纯滚动。试用能量法求：（1）系统的微分方程；（2）系统的振动周期。 9 在右图示系统中，质量为m1、半径为R的匀质圆盘，可沿水 平面作纯滚动。质量不计的水平直杆AB用铰链A、B分别与圆 盘A、匀质直杆BC连接。杆BC长为L，质量为m2，在B连 接一刚度系数为k的水平弹簧。在图示的系统平衡位置时，弹 簧具有原长。试用能量法求：（1）系统的微振动的运动微分方程；（2）系统的微振动周期。
乘用车驾驶员座椅安装点静刚度分析规范
Q/JLY J711 -2008 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度 CAE分析规范 编制： 校对： 审核： 审定： 标准化： 批准： 浙江吉利汽车研究院有限公司
二〇〇八年九月
前言 为了给新车型开发提供设计依据，指导新车设计，评估新车结构性能，结合本企业实际情况，制定本标准。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司提出。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司综合技术部负责起草。 本规范主要起草人：汤志鸿。 本规范于2008年9月5日发布并实施。
1 范围 本标准规定了乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析的软硬件设施、输入条件、输出物、分析方法、分析数据处理及分析报告。 本标准适用于乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析。 2 软硬件设施 a)软件设施：主要用于求解的软件，采用MSC/NASTRAN； b)硬件设施：高性能计算机。 3 输入条件 3.1 白车身有限元模型 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度分析的输入条件主要指白车身的有限元模型，一个完整的白车身有限元模型中含内容如下： a)白车身各个零件的网格数据； b)白车身焊点数据； c)各个零件的材料数据； d)各个零件的厚度数据。 3.2 白车身3D几何模型 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析的白车身3D几何模型，数据要求如下： a)白车身各个零件的厚度或厚度线； b)白车身几何焊点数据； c)3D CAD数据中无明显的穿透或干涉； d)白车身各个零件的明细表。 4 输出物 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度分析的输出物为PDF文档格式的分析报告，针对不同的车型统一命名为《车型驾驶员座椅安装点静刚度分析报告》（“车型”用具体车型代号替代如：车型为GC-1，则分析报告命名为《GC-1驾驶员座椅安装点静刚度分析报告》），报告内容的按7规定的内容编制。 5 分析方法 5.1 分析模型
车辆蛇形运动稳定性及运行振动分析
车辆蛇形运动稳定性及运行振动分析 1、车辆蛇形运动稳定性 具有一定他面形状的轨道轮对即使沿着平直轨道运转，受到微小激扰后就会产生一种振幅保持现状或继续增大直道轮缘受到约束的特有运动，此时轮对向前滚动一面横向往摆动，一面又绕铅锤中心来回转动，其轮对中心轨迹呈波浪形，称蛇形运动，当激扰消失而剧烈的蛇形运动不能收敛时，则称蛇行失稳。表面上轮对并未受到钢轨的纵向或横向位移激振，实际上这是一种自激振动，试论对对钢轨的相对运动产生了内部激振力，由这种激振力维持轮对相对运动，由机车牵引力提供的非振动能量由于轮轨间的自激机制转换为蛇形运动的能量。当车辆运行到某速度时车辆系统中的阻尼无法消耗这种能量。蛇形运动就失稳，该速度就称为蛇形失稳临界速度，轮轨间的蛇形运动是由等效斜率的踏面产生的，这种踏面避免轮对的轮缘始终贴靠在轨侧运动而采取的自动取中措施，正是这种取中的能力在一定条件下转化为失稳的动力。在纯粘着滚动假设条件下，由锥形踏面轮对与钢轨间的几何关系可以推导出一个无约束自由轮对的蛇形运动频率W w及波长L w的公式，之后又推出了轴距为2L w的刚性二轴结构转向架的蛇形波长L t及蛇形频率W t的相关公式。W w = 2πv/L w，L w =2πbr×1/λe2, W t =2πv/L t，影响蛇形运动因素很多，主要有以下几个，1轮对定位刚度，2轮对踏面等效斜率λe，3蠕滑系数，4转向架固定轴距，5中央悬挂装置。 2、车辆运行振动分析 车辆垂直振动，城市轨道车辆的转向架通常采用二系悬挂，力求在有限的空间获得柔性，研究表明，车辆的两个自由度简化的垂直振动系统有两个自振频率，低频P1与总静挠度f st有关，而高频P2除与静挠度有关外，还与刚度及车体质量和簧上部分质量之比有关。低频对应的振动型为车体与构架做相同振动，而高频振动对应车体与构架做反向振动，车体以低频振动为主，而构架则以高频振动为主干线客车及地铁轻轨车辆的两系垂直总挠度通常均在160mm以上。当中央系采用空气弹簧时，空气弹簧空气有弹簧的静挠度值可达200mm—300mm 。因此，车辆低频振动一般在1Hz左右，使车辆具有良好的隔振性能，减缓了轮轨冲击力对车体的影响。当车辆在中央及轴箱弹簧悬挂处并联阻尼器后，阻尼可以吸收车辆振动能量以衰减振动，具有阻尼的简化系统同样有两个自振频率，并各自对应一定的型，在阻尼不大的情况下，它们的自振频率和振型均与无阻尼系统的自振频率和振型相似。设置阻尼可以衰减车辆振动，一般阻尼设置在静挠度较大的中央悬挂，以有效设置车体振动，通过分析不同阻尼及一、二系弹簧静挠度比下的车体响应加速度振幅与激振频率的关系，可得到阻尼过大可以有力的抑制低频共振区的振动，但是车体高频振动加速度反而增大。阻尼过小则低频共振峰突起，而高频振动不大。
变刚度调平原理
高层建筑有相当比例的上部结构为刚度相对较弱、荷载不均的框剪、框筒结构，其基础采用桩筏、桩箱基础，建成后其沉降呈蝶形分布，桩顶反力呈马鞍形分布。这些工程的基础设计多数沿用传统理念，采用均匀布桩与厚筏（或箱形承台）。 这种传统理念可以概括为四点： 1、基桩的总承载力不小于总荷载，桩群形心与荷载重心重合或接近；即满足力和力矩的平衡。 2、桩的布置大体均匀，有的还主张在角部和边部适当加密；因为 实测桩顶反力角部最大，边部次之，中部最小； 3、沉降量和整体倾斜满足规范要求； 4、筏板厚度在满足抗冲切的前提下随建筑物层数和高度成正比增大，厚度达3-4m者鲜见，或为增加刚度而采用箱形承台； 常规设计计算方法只考虑静力平衡条件，而没有考虑上部结构、筏板、桩土的共同作用。而实际情况中，群桩效应将导致桩的支承刚度由外向内递减；对于框剪、框筒结构，荷载集度是内大外小，而其上部结构的刚度对变形的制约能力相对较弱。若采用传统设计方法，则碟形差异沉降较明显，易引起开裂，影响正常使用的要求。 而采用变刚度调平设计理论调整桩基布置，使得基底反力分布模式与上部结构的荷载分布一致，可减小筏板内力，实现差异沉降、承台(基础)内力和资源消耗的最小化。
二、传统设计理念的盲区 传统设计理念的盲区归纳起来有以下四个方面： 1、设计中过分追求高层建筑基础利用天然地基 将箱基或厚筏应用于荷载与结构刚度极度不均的超高层框筒结构 天然地基，由此导致基础的整体弯矩和挠曲变形过大，差异变形超标，甚至出现基础开裂。 2、桩筏基础中，忽视桩的选型应与结构形式、荷载大小相匹配的原则 将小承载力挤土桩用于大荷载高层建筑的情况，由此导致超规范密布大面积挤土桩，既不能有效减小差异沉降和承台内力，又极易引发成桩质量事故。 3、桩筏基础中，忽视合理利用复合桩基调整刚度分布、减小差异沉降的作用 由于荷载分布不均，布桩必然稀密不一，承台分担荷载作用在疏桩区不予利用，必然导致该部分支承刚度偏高，既不利于调平，又不利于节材。 4、桩筏设计中，对利用筏板刚度“调整荷载、桩反力分布及减小差异沉降”的期望值过高 筏板对调整荷载和桩反力、减小差异沉降可起到一定作用，但这是以高投入为代价，且效果不理想。 三、基本概念
变刚度调平设计
桩基变刚度调平优化设计 一、概述 高层建筑有相当比例的上部结构为刚度相对较弱、荷载不均的框剪、框筒结构，其基础采用桩筏、桩箱基础，建成后其沉降呈蝶形分布，桩顶反力呈马鞍形分布。这些工程的基础设计多数沿用传统理念，采用均匀布桩与厚筏（或箱形承台）。 这种传统理念可以概括为四点： 1、基桩的总承载力不小于总荷载，桩群形心与荷载重心重合或接近；即满足力和力矩的平衡。 2、桩的布置大体均匀，有的还主张在角部和边部适当加密；因为实测桩顶反力角部最大，边部次之，中部最小； 3、沉降量和整体倾斜满足规范要求； 4、筏板厚度在满足抗冲切的前提下随建筑物层数和高度成正比增大，厚度达3-4m者鲜见，或为增加刚度而采用箱形承台； 常规设计计算方法只考虑静力平衡条件，而没有考虑上部结构、筏板、桩土的共同作用。而实际情况中，群桩效应将导致桩的支承刚度由外向内递减；对于框剪、框筒结构，荷载集度是内大外小，而其上部结构的刚度对变形的制约能力相对较弱。若采用传统设计方法，则碟形差异沉降较明显，易引起开裂，影响正常使用的要求。 而采用变刚度调平设计理论调整桩基布置，使得基底反力分布模式与上部结构的荷载分布一致，可减小筏板内力，实现差异沉降、承台(基础)内力和资源消耗的最小化。 二、传统设计理念的盲区 传统设计理念的盲区归纳起来有以下四个方面： 1、设计中过分追求高层建筑基础利用天然地基 将箱基或厚筏应用于荷载与结构刚度极度不均的超高层框筒结构天然地基，由此导致基础的整体弯矩和挠曲变形过大，差异变形超标，甚至出现基础开裂。 2、桩筏基础中，忽视桩的选型应与结构形式、荷载大小相匹配的原则 将小承载力挤土桩用于大荷载高层建筑的情况，由此导致超规范密布大面积挤土桩，既不能有效减小差异沉降和承台内力，又极易引发成桩质量事故。 3、桩筏基础中，忽视合理利用复合桩基调整刚度分布、减小差异沉降的作用 由于荷载分布不均，布桩必然稀密不一，承台分担荷载作用在疏桩区不予利用，必然导致该部分支承刚度偏高，既不利于调平，又不利于节材。 4、桩筏设计中，对利用筏板刚度“调整荷载、桩反力分布及减小差异沉降”的期望值过高筏板对调整荷载和桩反力、减小差异沉降可起到一定作用，但这是以高投入为代价，且效果不理想。 三、基本概念 住宅建筑多采用剪力墙结构；办公楼等公共高层建筑主要采用框架-核心筒结构，部分采用框架-剪力墙、筒中筒结构、框支剪力墙结构。这两大类结构体系的力学特性有很大差别。第二类结构的整体刚度差，刚度与荷载分布不均，上部结构与基础、基础相互作用特性更复杂。就设计而言，第二类更复杂，工程实际中由于设计不当而引发的问题更多。 《建筑桩基技术规范》JGJ94-2008提出变刚度调平设计理念，其基本思路是： 考虑地基、基础与上部结构的共同作用，对影响沉降变形场的主导因素——桩土支承刚度分布实施调整，“抑强补弱”，促使沉降趋向均匀。具体包括： 1、高层建筑内部的变刚度调平； 2、主裙房间的变刚度调平。
车床静刚度测量实验报告
机械制造工艺学实验 实验一车床静刚度测量 一、实验目的 1.通过本实验，熟悉车床静刚度测量的原理方法和步骤 2.通过对车床静刚度的实测和分析，对机床的静刚度和工艺系统的静刚度的基本概念加深 认识 3.了解实验仪器的布置和调整，熟悉其使用方法 二、基本概念 工艺系统的静刚度是指车床在静止状态下，垂直主轴的切削力P y与工件在y向的位移的比值： 三、实验原理 1.由于静刚度仪和模拟车刀的刚度很大，在实验的加载范围内所产生的变形很小可以忽略 不计。这样所测得的变形可以完全是车床各部的变形，这样就可以把工艺系统的静刚度和车床的静刚度等同起来。 2.为模拟车床实际切削状态，使之在XYZ三个方向都有切削力载荷，并可以调整到一般切 削条件下的P X、P y、P z三个力的比值，采用三向刚度测定仪。该仪器是通过加载机构和测力环，再经过弓形体和模拟车刀，对车床施加载荷，模拟切削力和三向切削分力的关系为： P X= P*sinαβ P y= P*cosα*sinβ P z= P*cosα*cosβ 公式中：P 模拟切削力（由测力环千分表测得） α角为加载螺钉在弓形体上所调整的角度（刻度） β角为弓形体绕X轴（主轴）转动刻度读数的余角 3.为计算方便，模拟车刀的位置调整在弓形体的正中间，这样 为简便起见，去表中载荷P的最大值280kgf时，主轴头、刀架及尾座的静刚度代替三个部位的平均静刚度，这样带入下面公式就可以算出车床的静刚度。（公式的推导见教科书）
四、实验设备 1.C616车床一台 2.三向静刚度仪一台 3.千分表4只 五、实验步骤 1.消除车床零部件之间的间隙，加预载荷、 2.卸掉预载荷，将此时的各千分表的读数记下来（初始值），测力环千分表调零 3.按实验记录表中给出的测力环变形量和载荷的对应值依次加载，最大加至280kgf然后再 逐点依次卸载，每次加载后记录各千分表的读数 六、实验注意事项 1.在实验过程中刀架、溜板箱要锁紧 2.主轴锁紧，防止转动 3.机床在实验过程中不许有任何震动，以免影响测量结果 七、实验报告要求 1.实验名称 2.实验目的 3.实验所用的仪器设备 4.实验记录表 5.以实验记录数据中Y值做横坐标，计算出得P y为纵坐标，画出刀架在三种受力情况下的 静刚度曲线
灵敏度分析的轿车白车身刚度
基于灵敏度分析的轿车白车身刚度改进研究 1 前言 轿车白车身刚度是现代轿车结构分析的重点关注部分，一方面，现代轿车大多采用承载式车身，研究表明这种结构的白车身刚度对整车刚度的贡献高达60%以上[1]；另一方面，白车身刚度也是评价车辆设计可靠性和整车安全性能等的重要指标。因此，轿车白车身刚度的研究对整车开发过程有着至关重要的意义。 国外许多学者对白车身刚度进行了大量的研究，如文献[1-3]中都针对有限元分析和灵敏度分析在结构设计和改进阶段的应用进行了系统而深入的研究。近年来，也有诸多国内学者对灵敏度分析在白车身结构优化方面的应用进行了研究，如高云凯等人基于车身的灵敏度分析，对灵敏部件的板厚修改，从而使白车身的强度和刚度性能得到显著提高[4]；刘显贵等人在刚度灵敏度分析的基础上，利用均匀设计法设计优化实验，对车身结构和刚度性能进行了优化[5]。但是，轿车白车身刚度的提升方法基本都还是以零件的厚度变化为主。 高刚度、轻量化成为当今汽车设计追求的指标[6]。显然，仅依靠增加零件厚度来提升白车身弯曲和扭转刚度是与此背道而驰的。而且，研究表明在车身的结构设计中，增加部件的厚度并不一定能够提高白车身的刚度[7]。为此，本文以灵敏度分析为基础，研究各零部件对白车身刚度的贡献量，以确定白车身骨架结构的薄弱环节，并对其结构进行改进，从而有效提升白车身刚度。 2 白车身刚度计算 2.1 有限元模型 本文选择合适的有限元单元类型，对某具体轿车白车身进行简化和数学离散，然后赋予车身结构合适的材料属性，从而建立其有限元模型。其中，分析模型单元数为473430个，包括四边形单元451627个，三角形单元21803个，焊点数为4085个；所赋予的材料属性：弹性模量E 为2.1×105MPa，泊松比μ为0.3，材料密度ρ为7.8×10-9T/mm3。轿车白车身有限元模型如图1所示。
国产汽车行走系统的特点分析
高职学生毕业论文题目：国产汽车行走系统的特点分析 学院: 汽车与交通工程学院 专业: 汽车运用技术 学号: 201023385068 学生姓名: 许弯 指导教师: 胡溧 日期: 2013.5.25
摘要 随着科学技术的不断发展和市场竞争的加剧，各业都进入到了一个更为激烈的竞争环境。近年来随着我国汽车工业的高速发展，21世纪的我们，年轻充满朝气与活力，作为年轻一代的我们选择汽车时，它的动力性，操作方便性，行驶舒适性，平稳性，安全性肯定是我们选择的重要要素。但我们最关注的肯定是汽车的行驶性能，因为它直接关系到我们驾驶和乘坐的舒适性，以及行车中的安全性。 本文就是从实际出发，细致的分析我国几种汽车行驶系统特点，让人们无论从感官上还是直观上都能更好的去了解汽车，为暂时还没车的一族提供可靠的参考，同时也为有车一族解决一些平时我们行驶路途中可能遇到的问题。 关键词：国产汽车行驶性能特点
Abstract With the development of science and technology and the intensification of market competition, the industry has entered a more fierce competitive environment. In recent years, with the rapid development of automobile industry in our country, we of the twenty-first Century, young and full of vigor and vitality, as the young generation we choose car, its power, convenient operation, ride comfort, stability, safety is our choice of important elements. But we are most concerned about is the running performance, because it is directly related to our driving and riding comfort, and security of traveling. This article is from the actual situation, China's automobile driving system features several detailed analysis, to let people from both the sensory or intuitive is better able to understand the car, to provide a reliable reference for the family temporarily not cars, but also for the car owners to solve some of the usual we travel journey may encounter problems. Keywords: Domestic Cars ；Driving characteristics
机床静刚度实验
实验一机床静刚度实验 一、实验目的： 通过实验，使学生进一步了解由机床（包括夹具）一工件一刀具所组成的工艺系统是一弹性系统，在此系统中因切削力、零件自重及惯性力等的作用，工艺系统各组成环节会产生弹性变形及系统中各元件之间若有接触间隙，在外力的作用下会产生位移，并且熟悉机床静刚度的测量方法和计算方法，从而更深的理解机械制造工艺中的工艺设备及其对零件加工质量的影响，提高学生分析和处理问题的能力。 二、实验装置 机床一台 静刚度测定装置一套 图1 机床静刚度测定装置图 三、实验方法与步骤 1、如上图所示，在机床的两顶尖间装夹一根刚度很大的光轴1 (光轴受力后变形可忽略 不计)。 2、将加力器5固定在刀架上，在加力器与光轴间装一测力环4。 3、在测力环内孔中固定安装一个千分表，当对如图1所示安装的测力环施加外力时， 其中的千分表指针就会变动，其变动量与外载荷之间对应关系可在材料试验机上预先测出，千分表2、3、6的指针也会因与之接触部位的位移而变动。 4、实验时用扳手扭转带有方头的螺杆7，以施加外载荷（Fy）。然后读出靠近在车头， 尾座和刀架安放的千分表（2）、（3）、（6）的读数，并记录下来填入表1中。 表1 外加载荷与千分表读数记录
根据以上数据，计算出床头、刀架和尾座的受力F 头、F 刀和F 尾。 为了说明尾座套筒伸出长度对刚度的影响，实验时可将套筒分别伸出5mm 和105mm 。并分别测出千分表读数和计算出刚度的数值，填入表2中。 表2 机床静刚度计算 三、静刚度的计算 为了计算方便，实验时可将测力环抵在刚性轴的中点处。故机床、床头、刀架它们之间的刚度关系可以用下式表示： 实验时将测力环对准光轴中间，即X=L/2时，则上式简化为 式中：头 头头Y F j = ；刀刀 刀Y F j = ;尾 尾尾Y F j = 四、画出尾座套筒分别伸出为5mm 、105mm 时尾座的刚度曲线图。 其中横座标为尾座位移量Y 尾，纵座标为F 尾值。 五、实验结果分析及体会 六、填写实验报告
白车身刚度简介
强度是抵抗塑性变形的能力,刚度是表示材料发生弹性变形的难易程度不同类型的刚度其表达式也是不同的，如截面刚度是指截面抵抗变形的能 力，表达式为材料弹性模量或剪切模量和相应的截面惯性矩或截面面积的乘积。 其中截面拉伸（压缩）刚度的表达式为材料弹性模量和截面面积的乘积；截面弯 曲刚度为材料弹性模量和截面惯性矩的乘积等等。 构件刚度是指构件抵抗变形的能力，其表达式为施加于构件上的作用所引 起的内力与其相应的构件变形的比值。其中构件抗弯刚度其表达式为施加在受弯 构件上的弯矩与其引起变形的曲率变化量的比值；构件抗剪刚度为施加在受剪构 件上的剪力与其引起变形的正交夹角变化量的比值。而结构侧移刚度则指结构抵抗侧向变形的能力，为施加于结构上的水平力与其引起的水平位移的比值等等。 当然，也可以将材料的弹性模量或变形模量理解为材料的刚度。 在白车身刚度建模对标分析中的应用 1 引言 现代轿车车身大多数采用全承载式结构，承载式车身几乎承载了轿车使用过程中 的所有载荷，主要包括扭转、弯曲等载荷，在这些载荷的作用下，轿车车身的刚度特性则尤显重要。车身刚度不合理，将直接影响轿车的可靠性、安全性、NVH 性能等关键性指标，白车身的弯曲刚度和扭转刚度分析是整车开发设计过程中必 不可少的环节。 本文通过和试验方案对比，提出了用于刚度分析的有限元模型前处理方法，通过将计算结果和试验结果对比，证明了前处理方法的合理性。 2 白车身结构刚度分析的前处理 2.1 白车身结构的有限元建模 根据企业内部标准，首先利用HyperMesh对白车身各部件进行网格划分，得到白车身的有限元模型，如图1所示。该模型主要由四节点和三节点的壳单元构成， 焊点采用ACM方式，部分结构涂胶采用胶粘单元模拟。该模型共有438145个节点，432051个单元。 图1 白车身结构有限元模型 2.2 边界条件与载荷的处理
变刚度复合材料板弹簧及其刚度控制方法与设计方案
图片简介: 本技术涉及一种变刚度复合材料板弹簧，其包括一纤维增强树脂基复合材料板弹簧体，所述板弹簧体内部植入采用形状记忆合金制作的增强纤维；所述形状记忆合金的增强纤维单独或者与发热元件共同组成刚度驱动器。本技术的变刚度复合材料板弹簧将形状记忆合金作为刚度驱动器植入复合材料板弹簧中，并设计配套的加热装置；车载传感及控制系统根据当前驾驶模式的具体需求，对加热装置输出相应指令；加热装置根据指令对形状记忆合金加热，使形状记忆合金的弹性模量按照预定要求变化，最终实现复合材料板弹簧总成刚度在具体驾驶模式下的匹配控制。 技术要求 1.一种变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：包括一纤维增强树脂基复合材料板弹簧体，所述板弹簧体内部植入采用形状记忆合金制作的增强纤维；所形状记忆合金的增强纤维 单独或者与发热元件共同组成刚度驱动器。 2.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述板弹簧体采用纤维增强树脂基复合材料制作。
3.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述增强纤维排布方向与板弹簧体的长度方向一致或呈一定的角度；所述增强纤维连续不断，其两端和车载电源组成导电回路。 4.如权利要求1所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述板弹簧体两端设有接头螺栓；所述刚度驱动器通过接头螺栓和板弹簧体自身树脂的粘接作用来固定和约束。 5.如权利要求2所述的变刚度复合材料板弹簧，其特征在于：所述刚度驱动器采用如下方法得到：将连续的采用形状记忆合金制作的增强纤维布置在铺层上，并使增强纤维在接头螺栓的钻孔区域转向；在簧身固化成型后，通过接头螺栓及树脂粘接作用实现增强纤维的固定；复合材料板弹簧成型模具中设置形状记忆合金的引出空间，使刚度驱动器与外接电源的连接。 6.一种变刚度复合材料板弹簧的刚度控制方法，其特征在于：包括如下步骤： 1)，将刚度驱动器接口与车载电源连接，即与车载电源、车载传感及控制系统构成悬架刚度的主动控制系统； 2)，在汽车行驶过程中，车载传感系统采集汽车的行驶状态参数并将信息传输给车载控制系统； 3)，车载控制系统根据车载传感系统提供的信息，按照预定的控制策略对车载电源输出相应指令； 4)，车载电源根据车载控制系统的指令对复合材料板弹簧内部的刚度驱动器通电加热，刚度驱动器温度达到所需范围后，内部的形状记忆合金发生相变并改变弹性模量，实现复合材料板弹簧刚度在具体工况下的匹配控制。 7.如权利要求7所述的变刚度复合材料板弹簧的刚度控制方法，其特征在于：所述步骤2)中，所述行驶状态参数包括车身加速度、悬架动行程及轮胎动载荷，主动控制系统通过信号处理系统对采集到的状态信号进行滤波、放大等信号处理操作；同时，由车载路面识别系统对汽车行驶路面进行识别。
某重型载重车辆振动分析和控制_李顶根
某重型载重车辆振动分析和控制X 李顶根 何保华 (华中科技大学能源与动力工程学院 武汉,430074) (华中科技大学水电与数字工程学院 武汉,430074) 摘要 为了有效消除某重型载重车的驾驶室水平晃动,对车架和驾驶室悬置进行了综合有限元模态分析,分析了载重车驾驶室和车架的前6阶固有频率及模态振型特征。结合试验测试的路面激振信号分析,对车架有限元模型进行了动力优化。实际结果表明,驾驶室侧向弯曲模态固有频率与路面随机激励频率错开3～4Hz后,减小了驾驶室的横向振动,改善了该型载重车的平顺性。 关键词 重型载重车 横向振动 模态分析 动力优化 中图分类号 U467 引 言 汽车的振动和噪声严重影响汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性。某重型载重车在水泥路面行驶时,其驾驶室在水平面内的筛状晃动比较严重。以前的研究表明,汽车行驶时,当动载荷很大以及有路面随机振动载荷作用时,就有可能导致车架产生共振和动态失效[1-2]。由于该类载重车为自卸式载货车,因此分析其车架和驾驶室的综合动态特性,并对车架进行动力优化,以控制其驾驶室的横向振动现象。 1 计算模型的建立 该载重车的车架为复合式结构,分为主、副车架。主车架由左右纵梁和6根横梁组成,全长5.684 m,最大宽度2.01m,轴距3.5m。由于整个汽车车架的结构复杂,在不影响车架动力学特性的前提下,建立模型时根据具体结构情况进行了以下的简化[3]: (1)略去纵横梁上承受载荷比较小、对结构变形影响很小的部件; (2)将一些节点的自由度进行耦合,如将纵、横梁支座与大量的螺栓连接处的自由度进行耦合; (3)省去纵横梁上的一些无关紧要的装配孔; (4)把发动机、变速箱、车箱等部件总成简化为其支点上的集中载荷; (5)不考虑铆钉的预应力及焊接应力等。 与车架相连的悬架系统采用弹性边界单元模拟,边界单元刚度选用钢板弹簧悬架系统的刚度,采用四边形壳单元为基本单元进行有限元网格划分,共计50312个节点和43318个有限单元。 根据自卸式重型载重车的结构,考虑驾驶室悬置及车架的综合模态分析。采用四边形壳单元为基本单元进行有限元网格划分,局部采用六面体单元。共计83962个节点和74304个有限单元,若干质量单元、弹簧单元和连接单元。 2 驾驶室悬置和车架的综合结构模态分析 根据模态分析理论,一般的工程结构只需计算前几阶较低的固有频率和振型,因为低阶振动对结构的动力影响最大。本文结合车架的实际结构及载荷工况,运用大型有限元分析软件ANSYS模态分析中的Lanczos分析方法[4-6],将计算分析车架结构的前6阶模态。采用Lanczos算法,使用稀疏矩阵来求解广义特征值,即通过一组向量来实现Lanczo s 递归。此法精确且速度快,在工程中常用来提取模型具有对称特征值的多阶模态,而且其在有限元模型中允许有质量较差的实体与板壳单元,但其不足之处是需要较多的内存空间。 车架的弯曲及扭转振动是其结构动态特性的主要表现形式。考虑到载货汽车的运行速度与路面条件,选取0～100Hz作为其计算频段。前6阶模态分析的频率及振型特征如表1和图1～图3所示。 表1 车架和驾驶室悬置的综合模态计算值 序号f/Hz振型 1 9.68扭转模态 215.03纵向弯曲模态 321.40侧向弯曲模态 424.80纵弯局部模态 526.32扭转局部模态 629.60侧弯局部模态 第28卷第2期2008年6月 振动、测试与诊断 Jo urnal o f Vibration,M easurement&Diag nosis V ol.28N o.2 Jun.2008 X收稿日期:2007-11-30;修改稿收到日期:2008-01-24。
机床静刚度的测定
实验一机床静刚度 一实验目的 通过实验理解和掌握： 1. 机床（包括夹具）——工件——刀具所组成的工艺系统是一弹性系统； 2. 力和变形的关系不是直线关系，不符合虎克定律； 3. 当载荷去除后，变形恢复不到起点，加载曲线与卸载曲线不重合； 4. 部件的实际刚度远比我们想象 要小； 5.通过测量计算机床的静刚度。 二设备与仪器 1.C616,CF6140 车床； 2.单向静刚度仪、三向静刚度仪。 机床单向静刚度 一实验原理 如图1--1所是：在 C616 车床的顶尖间装上一根刚度很大的光轴Ⅰ，其受力后变形可忽略不计，螺旋加力器 5 固定在刀架上，在加力器6 与光轴间装一测力环 7 ，在该环之内孔中固定安装一千分表 3 ，当对如图所安装的测力环加力时，千分表 3 的指针就会转动，其转动量与外载荷的对应关系可在材料实验机上预先测出。本实验中测力环的变形与外载荷（ 0 - 1500N时）的对应关系见表 1 - 1 。 实验时，将测力环抵在刚性轴的中点处，在刚性轴靠近主轴端装有千分表 1 ，在刚性轴靠近尾架端装有千分表 2 ，在刀架处装有千分表 4 ， 用扳手转动带有方头的加力螺杆 5 施一外载荷（F y），加载大小由千分表 3 的指针转动量所指示，千分表 3 的指针转动量与加载关系如表 1 — 1 所示，每次加载和卸载时，分别记录下千分表 1,2,4 的读数。 为了说明机床的静刚度与尾座套筒的伸出长度有关，实验时，可将套筒分别伸出 5mm 和 10mm 后各进行一次实验，可对实验结果进行比较。 二实验步骤
1.按图 1 — 1 把单向静刚度仪装在车床上，同时装好千分表。 2.把测力环抵在刚性轴的中点处，使千分表 3 的指针指零，转动加力螺杆 5 预加载荷 500N 后卸载（即千分表 3 的指针旋转 35 微米），然后，重新调整千分表 1,2,4 ，使其指针指零。 3.安照表 1 — 1 所给出的测力环所受载荷与千分表指示数之间的对应关系，千分表 3 的指针每转动 7 微米，等于测力环每次加载 100N ，顺次加至 1500N ，把每次加载后千分表 1,2,4 的位移数值记录到表 1 — 3 中。 表1--1 4.加载至 1500N 时，千分表 3 的指针转过 105 小格，这时进行卸载，每次卸载 100N ，直至载荷为零，（千分表的指针每次逆转 7 小格，直至载荷为零），切把每次卸载后千分表 1,2,4 的位移数值记录到表 1 — 3 中。 5.加载、卸载、记录要有专人负责，要严肃、认真。 三 单向静刚度的计算 机床的静刚度是由机床各个部件刚的刚度决定的。实验时把测力环抵在刚性轴的中点处，则机床的静刚度与床头、尾座、刀架它们之间的刚度关系可以用下式表示： k 机1=k 机1+41（k 机1+k 尾1） 式中 k 头= y 头 头F k 刀= y 刀 刀F k 尾= y 尾 尾F 式中y 头 、y 刀 、y 尾 为在其所受不同载荷的情况下，床头、尾座、刀架 的对应位移值，该值可由千分表 1 、 2 、 4 中读出， 即千分表3对应数值，F 头=F 尾= 2 1F 刀 ，则F 刀等于加载数值。 四 要求