基于解耦及广义力传递率的轻卡动力总成悬置 刚度参数优化
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法
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).
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。
动力总成悬置系统设计
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，
CAE技术在橡胶悬置静刚度设计中的应用
CAE技术在橡胶悬置静刚度设计中的应用 橡胶悬置是指动力总成（包括发动机，离合器及变速器）与车架/底盘之间的弹性连接件，不仅可以减少发动机向车架传递的振动，降低整车振动和噪声，改善乘坐舒适性，而且可以喊小路面激励对动力总成的振动破坏，保证动力总成工作安全性，延长其使用寿命。 CAE技术在汽车零部件产品开发中的应用非常广泛，与传统的橡胶悬置设计方法相比，CAE设计不仅可以减少试制开模的次数，缩短产品开发周期，而且可以节约开发成本。 1 产品设计要求 图1所示为要求设计的橡胶悬置原模型结构，橡胶主体的内外表面分别与铸铁内管、外管共硫化。橡胶主体的主要尺寸包括高度、内径和外径。产品静刚度(K)性能主要对轴向(K X)和Y向(K Y)有要求，对Z向不作要求，具体数值见表1。 点击图片查看大图 图1 原悬置模型 表1 橡胶悬置静刚度要求 点击图片查看大图
2 原模型静刚度的有限元计算 2.1 橡胶主体的网格划分 利用HyperMesh中的spin功能将橡胶主体部分划分成六面体单元，如图2所示。将划分好的网格导出inp格式文件，提交ABAQUS作进一步分析。 点击图片查看大图 图2 原悬置橡胶主体的有限元模型 2.2 静刚度有限元计算 在ABAQUS中对有限元模型使用M-R模型描述其超弹性属性，采用邵尔A型硬度为70度的橡胶。
橡胶体内表面与铸铁内管硫化在一起，因此把该表面上所有的节点与所建立的一个参考点（一般取内表面的中心点）通过刚性连接耦合在一起，并以该参考点作为加载点，在加载点施加X方向的位移，通过计算可获得该点的反力。 外表面与铸铁外管硫化在一起，且该外管固定在一个安装孔内，因此，在进行边界条件定义时，可令外表面上所有的节点位移为零。 有限元计算完成后，可以得出X方向的位移及其对应的反力，得到的刚度曲线如图3所示。经计算K X 为559.3N·mm-1，小于产品该方向的静刚度要求。 点击图片查看大图 图3 有限元计算原悬置结构X方向刚度曲线 同理，计算出K Y为2111.2N·mm-1，大于产品该方向的静刚度要求。 有限元计算结果表明，原悬置结构静刚度不能满足产品性能要求，需要进行重新设计。 3 产品设计思路
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
发动机悬置设计
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
汽车动力总成悬置系统研究综述
汽车动力总成悬置系统研究综述 汽车动力总成悬置装置的性能对车辆NVH表现有很大的影响。本文通过单自由度模型对悬置系统的隔振原理进行分析，阐述了悬置系统的发展过程，并对不同类型的隔振垫进行了介绍和比较。 动力总成是汽车主要的噪声和振动源，主要的激励可分为两类：一是汽缸燃烧而产生的震爆力；二是发动机曲轴旋转运动时不平衡而产生的惯性力。为了保证驾乘的舒适性，工程师设计了动力总成隔振装置用以隔离动力总成产生的振动。常见的轿车隔振装置在空间布置上可以分为： 1.底部布置，即将隔振装置安装在机舱底部的副车架上。这种布置安装空间比较自由，但是隔振效果不理想。 2.悬置布置，即将隔振装置安装在动力总成扭矩轴上。这种布置隔振效果好，但是安装空间受到限制，而且通常需要1~2个扭拉杆或者隔振垫以限制动力总成在横向的转动角度。 在本文中，主要分析对象是悬置布置的动力总成隔振垫，即动力总成的悬置系统。动力总成悬置系统工作原理 动力总成悬架装置用于连接动力总成与车身结构，是汽车动力总成的重要组成部分，其主要功能可以归纳为如下两点： 1.支撑与限位。悬置系统的首要功能即连接动力总成与车身结构，因此悬置系统不仅要在静止状态下将动力总成定位并支撑在设计的位置，而且需要保证动力总成在不同工况下与机舱或其他部件不发生碰撞或干涉，将动力总成的位移限制在合理的一个区域内。 2.隔离振动。发动机的激振是汽车的主要振源之一，为了保证驾乘的舒适性，悬置系统需要尽可能减少由发动机传向车身和底盘的振动；另一方面，由于道路不平等原因，悬置系统也需要尽量隔离来自悬架和车轮的振动，防止该激振传递至动力总成，以保护发动机和变速器的正常工作。 由于悬置系统需要承载整个动力总成的重量以及发动机所产生的扭矩，这决定悬置系统需要足够大的刚度以保证动力总成的位置在合理的区域内。若刚度不足则可能导致动力总成与其他部件发生干涉或碰撞；另一方面，要获得较小的振动传递率，就需要更大的频率比，这就要求悬置系统的刚度尽可能小。阻尼方面，在低频区域时，大阻尼可以有效降低振动幅值；随着频率增大，在隔振区内，大阻尼会放大传递的振动幅值。因此，理想的悬置系统需要在低频时具有大刚度和大阻尼而在高频区域需要小刚度和小阻尼。 悬置系统的分类 在早期的汽车设计中，动力总成用螺栓刚性地与车身连接。这种连接方式不仅无法隔离动力总成所产生的振动，由悬架系统传递到车身的振动也会因为没有任何隔振措施而直接传递到动力总成，致使动力总成的寿命和可靠性都受到影响。随后设计师逐渐开始使用软木等软性材料来隔离振动。目前，动力总成的隔振垫可主要分为被动隔振垫，半主动隔振垫和主动隔振垫。其中，半主动隔振垫和主动隔振垫由于其尺寸庞大，结构复杂，一般较少使用；被动隔振垫是现代汽车所广泛使用的隔振方式。 被动悬置 被动悬置构造较简单，没有额外的控制单元，仅依靠材料的本身特性和不同的结构设计来完成隔振。主要可以分为橡胶悬置和液阻悬置。 橡胶悬置早在20世纪30年代就出现并广泛应用在汽车上。由于橡胶部件的结构和橡胶特性是一定的，所以橡胶悬置的刚度和阻尼要么同时设计得很大，要么同时设计得很小。根据前文所述，当悬置的刚度和阻尼都较大时，悬置系统比较适合冲击隔离，在低频工作区域
轿车白车身模态和静刚度的试验和CAE
轿车白车身模态和静刚度的试验和ＣＡＥ 东南（福建）汽车工业有限公司研发中心蔡坚勇宋名洋 ［摘要］本文介绍利用ＡＩｔａｉｒ／ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ软件创建某紧凑型轿车白车身有限元模型，运用ＭＳＣ／Ｎａｓｔｒａｎ软件求解白车身结构的固有模态、静态弯曲刚度和扭转刚度。介绍相关试验方法，并把试验值和ＣＡＥ分析值进行比较。验证了ＣＡＥ分析模型的有效性，认为该车型车身具有较好的动态特性和静态扭转刚度。 ［关键词］白车身；模态；弯曲刚度；扭转刚度 当前，ＣＡＥ（计算机辅助工程分析）技术已经成熟，在国外大型汽车企业中得到了广泛应用，在我国一些大型汽车企业为了提升自主研发能力。已将ＣＡＥ技术应用到新车型研发中，且获得了良好的效果。本文分别利用试验方法和ＣＡＥ分析方法求解某紧凑型轿车白车身的模态、静态刚度值，并把试验值和ＣＡＥ分析值进行比较，验证了ＣＡＥ分析值的可靠性。 １白车身ＣＡＥ模型创建 该车轴距２５ｌＯｍｍ．前轮距ｌ４７２ｍｍ。后轮距１４６５ｍｍ。采用Ａｌｔａｉｒ／ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ软件创建白车身ＣＡＥ模型，钣金件用壳单元模拟，共有４４４０３１个，其中三三角形壳单元１４１２４个．占３．２％，单元尺寸５～１５ｍｍ，粘胶和焊点采用实体单元模拟，共５１９５个。烧焊和螺栓采用刚性单元模拟。单元质缱符合企业给定标准。为减少ＣＡＥ建模的工作耸．采用同一个白车身ＣＡＥ模型进行以上所有工况分析。材料属性南企业提供的参数设置，见表１。白车身ＣＡＥ模型如图ｌ所示。 表１材料参数 图１白车身ＣＡＥ模型 ２白车身模态试验和ＣＡＥ分析 模态分析技术源于２０世纪３０年代提出的将机电进行比拟的机械阻抗技术，是用于对机械系统、土建结构、桥梁等工程结构系统进行分析的现代化方法和手段川。模态试验是通过试验设备，采集激励点信号和测肇点的响应信号，经过软件分析处理后获得结构固有频率和相应振型。它可以验证和校核有限元模型的合理性，为后续进行静刚度或其它ＣＡＥ分析提供一个合理的有限元模型。ＣＡＥ分析是由计算机根据有限元方法，求解有限元模型的固有频率和相应振型。模态试验和ＣＡＥ分析方法具有相同的效果，二者相互辅助。２．１模态试验 车辆坐标系的定义：以车辆前进方向为ｘ轴负向，前进方向左侧为ｙ轴负向，竖直向上为ｚ轴正向。 为了使试验值和ＣＡＥ分析值能够进行对比，试验时白车身上布置的测量点和ＣＡＥ模型中的观察点应具有相同的位置。 测量点布置在车身主要承载件上，发动机舱部分均匀布置在左、右前纵梁，前横梁，前嗣上挡板上，乘员舱部分均匀分布在顶蓬前横梁，顶蓬左、右横梁，左、右前立柱。左、右中立柱．左、右后立柱，后门框，左、中、右地板纵梁，前、后地板横梁，顶蓬加强梁上。ｘ、ｙ、ｚ三个方向信号提取点数目各为１３０个。 试验时用四根柔软的橡皮绳将白车身悬挂在刚性的支架上。悬挂点位于前、后悬架与车身的连接点上。车身保持水平。这样．整个车身的约束状态接近于自由状态。本次试验布置两个激励点，分别位于臼车身前部的右纵梁和尾部的左纵梁上，激励信号为猝发随机信号。试验测餐分析系统如图２所示。 ２０１０年第１２期（总第４８期） １２１
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
基于ADAMS的悬置刚度仿真指南
基于 A DAMS 的悬置刚度仿真指南 编制： 审核： 批准： 乘用车工程研究二院
编制日期：20100908 首先我们明确需要明确仿真所需要达到的目标： 1.悬置系统横向转动频率小于发动机点火频率的一半，能量分布最高频率小于点火频率的0.707； 2.悬置系统能量分布频率间隔大于1HZ； 3.6个方向的能量解耦达到80%；绕Y方向和Z垂向达到90%。 ADAMS分析软件在悬置系统仿真里可以进行的项目： 1．可以输入刚度查看在刚度下的悬置系统频率、解耦率、每阶振型； 2．可以参数化设计优化刚度值； 3．可以计算刚度下各种工况每个悬置的受力以及位移情况。 一 仿真数据输入 仿真前应该搜集好动力总成相关的数据，在仿真过程中输入。仿真数据的搜集是最重要 的一步，数据搜集错了，仿真再准确也是没有用的，所以在搜集数据的时候一定要保证好数 据 的准确与详细。 以下数据输入讲解均以 A21+477F+QR515为例 1．动力总成数据 动力总成在前舱的倾角： 后倾 6.5° ；该数据由总布置提供。 2．发动机参数 表1发动机数据表 参数来源 实际测量 发动机坐标系原点 在整车中的坐标（mm） （-198.769 ，-86.097 ，78.146） 发动机的质量（kg） 140 发动机质心 参考坐标系 发动机坐标系 位置坐标（mm） （7.995，115.4，100.652） 转动惯量（kg mm2）参考坐标系 发动机质心坐标系 I XX 4.91e+06 I YY10.21e+06 I ZZ9.21e+06 I XY 1.41e+06
奇瑞汽车有限公司 基于A DAMS 的悬置刚度仿真指南 编制日期：20100908编者：版次：00第 3 页 共 16 页 I YZ0.04e+06 I ZX 1.3e+06 发动机怠速转速 800±50rpm 发动机气缸排列型式，冲程数直列 4冲程 汽油机/柴油机汽油机 发动机额定功率及相应转速 80KW 发动机怠速转速750+/-50 发动机最大扭矩及相应转速140N.m/3000--3500rpm 3．变速箱参数 变速箱是和发动机搭配的，它也有自己的坐标系，但是我们在搜集参数的时候应该把它放到整车下定好位置，在整车下搜集其数据，可以在整车下建立发动机坐标系测得，也可以直接选整车坐标系测得。 表2变速箱数据表 参数来源实际测量 变速箱的质量(kg)30 质心 参考坐标系（发动机坐标系） 位置坐标(－200.263，－77.5，－25.351 ) 转动惯量（kg mm2） 参考坐标系变速箱质心坐标系 I XX 3.27 e+05 I YY 5.11e+05 I ZZ 5.68e+05 I XY-7.23e+05 I YZ 2.57e+04 I ZX9.8e+04 ☆ 小提示：尽量使用动力总成一起测量参数，分开测量，需要合成，存在误差。
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
动力总成悬置系统布置设计研究
动力总成悬置系统布置设计研究 1 影响悬置系统布置设计的因素 1.1 发动机汽缸数的影响 不同缸数的发动机对动力总成的振动激励型式和激励频率不同。对于四缸四冲程发动机，在低频区的激振成分主要是第二阶不平衡往复惯性力;对于六缸四冲程发动机，其激振成分主要是第三、六阶转矩谐量。根据隔振理论，动力总成刚体振动模态频率应比主要激振频率的0.707倍要小。考虑怠速隔振的情况，当发动机的怠速转速相同时，四缸发动机动力总成的刚体振动临界频率上限需低于六缸机。对于四缸机，应特别注意其二阶不平衡往复惯性力。 1.2 发动机布置方式的影响 FF(发动机前置前轮驱动)式汽车的发动机可以横置或纵置，而横置发动机和纵置发动机的倾覆力矩对车身的低阶弯曲、扭转振动模态的相互耦合、匹配关系也完全不同。虽然动力总成的转动惯量几一般比几要大得多(3一倍左右)，但动力总成的俯仰振动模态频率一般低于侧倾振动模态频率，动力总成的俯仰振动幅值往往小于侧倾振动幅值。 在发动机怠速工况下，动力总成的侧倾振动较大，为了避免动力总成的振动引起车身的低阶弯曲、扭转模态共振，在动力总成悬置系统设计过程中需要合理匹配车身弯曲或扭转振动模态与动力总成刚体侧倾振动模态的频率，同时对动力总成悬置安装点与车身固有振型节线的相对位置关系进行合理匹配。例如，对于横置式发动机，动力总成的前后悬置不宜跨置于车身弯曲振型节线的两侧。 1.3 动力传动系统型式的影响 对于发动机前置—前轮驱动的FF式汽车动力传动系，其动力总成还包括驱动桥主减速器，使得作用在动力总成上的驱动反力矩比FR式汽车大大增加，就要求
提高悬置的静刚度。同时，FF式汽车动力总成与FR式相比，其扭矩轴与曲轴的夹角明显增大，当其悬置系统采用V型布置方案时，往往由于布置空间和布置位置的限制，难以使得悬置组在布置达到使悬置组的弹性中心落在扭矩轴上的目标。因此，有必要在整车总布置初期预留必要的空间。 1.4 整车隔振性能要求对动力总成悬置系统设计的影响 为了抑制路面激起的整车振动，可适当配置动力总成悬置系统的垂向振动模态频率，使其起到控制整车振动的动力吸振器的作用，由动力总成吸收经过悬架传递上来的振动，从而减小车身的振动。这往往要求动力总成悬置系统有较高的垂向刚度。 2 不同动力总成型式下的悬置布置设计 2.1 前置后驱式（FR式）汽车 前置后驱式（FR）汽车经常采用对称布置的三点或四点式悬置系统，二者隔振原理基本相同。 在FR式汽车动力总成悬置系统中，多在动力总成质心的左右各有一悬置，在变速器后部选用一点或两点悬置，组成三点或四点式悬置系统。 动力总成质心附近的悬置支承了动力总成质量的60％—80％，起主要隔振作用，被称作主悬置。 而变速器后部悬置的垂直方向刚度较低，主要起限制动力总成振幅的作用，防止其产生俯仰运动，被称作止动式悬置。 动力总成有六个刚体模态，在耦合振动系统中的某一模态受到激发的同时，其它模态振动也受到激发，不利于控制系统的振动。理想的解耦式振动系统中，悬置系统的弹性中心与动力总成的质心重合，这样六个刚体模态完全解耦。但由于动力总成在汽车上的安装空间受到限制，无法实现完全解耦。 Adam Opel汽车动力总成采用的三点式悬置系统中，在发动机前部的两侧各有一个与垂直方向倾斜一定角度的解耦式主悬置，在变速器后部有一止动式悬置，如图2-1所示。考虑到动力总成中扭矩波动、往复惯性力引起的扭振和垂直
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
【CN209795147U】一种电动汽车二级隔振动力总成悬置系统【专利】
(19)中华人民共和国国家知识产权局 (12)实用新型专利 (10)授权公告号 (45)授权公告日 (21)申请号 201920357521.0 (22)申请日 2019.03.20 (73)专利权人 麦格纳斯太尔汽车技术（上海）有 限公司 地址 201815 上海市嘉定区嘉定工业区汇 源路55号C幢 (72)发明人 李刚 (74)专利代理机构 上海精晟知识产权代理有限 公司 31253 代理人 杨军 (51)Int.Cl. B60K 1/00(2006.01) B60K 17/06(2006.01) (ESM)同样的发明创造已同日申请发明专利 (54)实用新型名称 一种电动汽车二级隔振动力总成悬置系统 (57)摘要 本实用新型涉及一种电动汽车二级隔振动 力总成悬置系统，包括减速器、电机，减速器与电 机组成动力总成，动力总成通过悬置系统安装在 车架上，悬置系统包括左悬置、右悬置支架、右悬 置、后悬置支架、后悬置、左悬置支架，左悬置设 置在动力总成左侧，右悬置设置在动力总成右 侧，左悬置与右悬置左右对称设置，后悬置设置 在动力总成后侧，左悬置、右悬置、后悬置均连接 在车架上，左悬置通过左悬置支架连接到动力总 成上，右悬置通过右悬置支架连接到动力总成 上，后悬置通过后悬置支架连接到动力总成上； 本实用新型同现有技术相比，能够有效降低汽车 动力总成悬置系统的高频动刚度，提升了高频隔 振性能， 改善了电动汽车高频振动和高频噪音。权利要求书1页 说明书4页 附图5页CN 209795147 U 2019.12.17 C N 209795147 U
权 利 要 求 书1/1页CN 209795147 U 1.一种电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：包括左悬置(10)、减速器(20)、电机(30)、右悬置支架(40)、右悬置(50)、车架(60)、后悬置支架(70)、后悬置(80)、左悬置支架(90)，所述减速器(20)与电机(30)输出端连接，所述减速器(20)与电机(30)组成动力总成，所述动力总成通过悬置系统安装在车架(60)上，所述悬置系统包括左悬置(10)、右悬置支架(40)、右悬置(50)、后悬置支架(70)、后悬置(80)、左悬置支架(90)，所述左悬置(10)设置在动力总成左侧，所述右悬置(50)设置在动力总成右侧，所述左悬置(10)与右悬置(50)左右对称设置，所述后悬置(80)设置在动力总成后侧，所述左悬置(10)、右悬置(50)、后悬置(80)均连接在车架(60)上，所述左悬置(10)通过左悬置支架(90)连接到动力总成上，所述右悬置(50)通过右悬置支架(40)连接到动力总成上，所述后悬置(80)通过后悬置支架(70)连接到动力总成上，所述左悬置(10)与左悬置支架(90)之间、右悬置(50)与右悬置支架(40)之间、后悬置(80)与后悬置支架(70)之间分别通过螺栓一(11)、螺栓二(51)、螺栓三(81)连接。 2.如权利要求1所述的电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：所述左悬置(10)包括基体一(12)和内嵌于基体一(12)的衬套一(13)、衬套二(14)、衬套三(15)，所述衬套一(13)设置在基体一(12)的中心部，所述衬套二(14)、衬套三(15)左右对称式设置在衬套一(13)的左右两侧，所述衬套一(13)、衬套二(14)、衬套三(15)的轴线相互平行，所述衬套二(14)、衬套三(15)的尺寸相同，所述衬套二(14)、衬套三(15)的外径小于衬套一(13)的外径。 3.如权利要求2所述的电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：所述右悬置(50)包括基体二(52)和内嵌于基体二(52)的衬套四(53)、衬套五(54)、衬套六(55)，所述衬套四(53)设置在基体二(52)的中心部，所述衬套五(54)、衬套六(55)左右对称式设置在衬套二(14)的左右两侧，所述衬套四(53)、衬套五(54)、衬套六(55)的轴线相互平行，所述衬套五(54)、衬套六(55)的尺寸相同，所述衬套五(54)、衬套六(55)的外径小于衬套四(53)的外径。 4.如权利要求3所述的电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：所述后悬置(80)包括基体三(82)和内嵌于基体三(82)的衬套七(83)、衬套八(84)、衬套九(85)，所述基体三(82)的截面呈L形结构，所述衬套七(83)设置在基体三(82)的垂直架板上，所述衬套八 (84)、衬套九(85)设置在基体三(82)的水平底板上，所述衬套七(83)、衬套八(84)、衬套九 (85)的轴线相互平行，所述衬套八(84)、衬套九(85)的尺寸相同且轴线齐平，所述衬套七(83)的轴线高于衬套八(84)、衬套九(85)的轴线，所述衬套八(84)、衬套九(85)的外径小于衬套七(83)的外径。 5.如权利要求4所述的电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：所述左悬置(10)通过其衬套一(13)中心处的螺栓一(11)连接左悬置支架(90)，所述右悬置(50)通过其衬套四(53)中心处的螺栓二(51)连接右悬置支架(40)，所述后悬置(80)通过其衬套七(83)中心处的螺栓三(81)连接后悬置支架(70)。 6.如权利要求5所述的电动汽车二级隔振动力总成悬置系统，其特征在于：所述左悬置(10)、右悬置(50)均安装在车架(60)上方，所述后悬置(80)安装在车架(60)下方，所述后悬置(80)基体三(82)的水平底板的上表面与车架(60)底板连接。 2
白车身弯曲刚度分析规范(参考Word)
1、范围 本标准规定了乘用车弯曲刚度分析的要求； 本标准适用于本公司乘用车白车身弯曲刚度分析。 2、输入条件 2.1 BIW 几何模型 数据要求如下： 1）模型完整，数据无明显的穿透或干涉； 2）各个零件的厚度齐全； 3）几何焊点数据齐全； 4）各个零件的明细表完整齐全。 2.2 BIW有限元模型 1）各个零件网格模型完整，数据中无穿透； 2）焊点数据齐全； 3）各个零件厚度数据齐全； 4）各个零件材料数据齐全。 3、输出物 BIW刚度分析输出物为PDF文档格式的分析报告，正对不同车型统一命名为《XX车型BIW 刚度CAE分析报告》 4、分析方法 4.1 分析模型 分析模型包括BIW有限元模型，钣金件均采用壳单元模拟，点焊采用CWELD单元模拟，线焊和螺栓连接采用RBE2模拟，减震胶采用SOLID模拟。 4.2分析模型建立 建立有限元模型，应符合以下要求： 1）BIW网格质量符合求解器要求； 2）BIW材料须与明细表规定的明细表相对应； 3）BIW的厚度须与明细表规定的厚度相对应； 4）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，点焊采用CWELD模拟，线焊和螺栓采用RBE2模拟，减震胶采用SOLID模拟。 4.3刚度分析 1）定义刚度分析约束条件 2）定义防毒分析求解工况 3）定义刚度分析载荷条件 4）求解器设置 4.4分析工况 约束条件：在前后悬架与车身连接处，约束XYZ移动自由度； 载荷条件：在前排左右座椅质心处各施加1000N的吹响李，后排座椅质心处施加2000N的垂向力。
5分析数据处理 5.1在车身纵梁下部和门槛梁下部分布了一系列考核点，通过考核点的X坐标值和Z向变形量绘制弯曲刚度曲线。 5.2绘制白车身弯曲刚度变形曲线 5.3刚度计算 刚度计算公式k=F/δ（F为加载力，δ为位移）。
弯曲刚度问题
第9章 弯曲刚度问题 9.1 基本概念 9.1.1 梁弯曲后的挠曲线 吊车梁若变形过大，将使小车行走困难，还会引起梁的严重振动。因此，必须对梁的变形加以限制。 若梁的变形在弹性范围内，梁的轴线在梁弯曲后变为一条连续光滑曲 线，该曲线称为弹性曲线或挠度曲线，简称弹性线或挠曲线。 挠曲线：梁变形后的轴线。 性质：连续、光滑、弹性、极其平坦的平面曲线。 9.1.2 梁的挠度与转角 设有一具有纵向对称面的悬臂梁，在自由端处作用一集中力P F 。P F 力作用在梁的纵向对称面内，使梁发生平面弯曲。 一、挠度与转角 梁的变形可用以下两个基本量来度量。
⑴ 挠度 挠度：横截面形心沿垂直于轴线方向的位移。 梁轴线上各点（各截面）的挠度 w 随着点（截面）的位置x 的不同而 改变 ，即各截面的挠度是截面位置坐标x 的函数。 挠曲线方程 单位： mm 挠度w 符号规定：向下为正，向上为负。 ⑵ 转角 转角：横截面绕中性轴转过的角度。用“θ” 表示。 梁不同横截面其转角是不相同的，θ是横截面位置坐标x 的函数 转角方程 单位： rad θ 的符号规定：由变形前的横截面转到变形后，顺时针为正；逆时针为 负。 ⑶ 水平位移：横截面形心沿水平方向的位移，用u 表示。 因小变形时，u 与w 相比为高阶无穷小，故忽略不计。 二、挠度 w 于转角θ间的关系 tan ()dw w x w dx θ''=== tan θθ≈
9.2 小挠度微分方程及其积分 9.2.1 小挠度微分方程 梁发生平面弯曲时，其轴线由直线变成一条曲率为1 ρ的平面曲线。 纯弯曲 1 M EI ρ= 细长梁横力弯曲 1() ()M x x EI ρ= 由高数知 2 21()d w x dx ρ=± 22() d w M x dx EI =± 在 w 向下为正的坐标系中 ()M x 与w ''的符号总是相反的。