v型悬置支承软垫受力分析

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1、《装备制造技术》2004年第3期V型悬置支承软垫受力分析何学军(东风柳州汽车有限公司,广西柳州545005)摘要:根据悬置软垫剪切变形量计算值与实际值偏差较大的现象,以实例形式重新对系统受力进行详细分析,找出了V型悬置支承受力分析中的错误,分析了影响剪切变形量偏大的原因。并讨论了支承面与水平方向夹角大小对橡胶软垫剪切力和压缩力的影响,提出了精确求解发动机静力状态下软垫的垂直下沉量公式,对精确定位风扇与护风罩的位置提供帮助,为解决风扇与护风罩位置定位不准常出现干涉提供理论支持。关键词:V型支承;支反力;压缩变形;压缩力;剪切变形;剪切力中图分类号:U464

2、6112文献标识码:B文章编号:1672-545X(2004)03-0011-05111发动机、离合器、变速箱组合结构尺寸(见图前言1)。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,易引起零部件的损坏和乘坐不舒适等。所以要求悬置系统把发动机传递到支承体的振动减小到最低限度。成功的控制振动,主要取决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。确定一个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作,它要满足一系列静态及动态的性能要求,同时又受到各种条件的约束,增加了设计的难度。悬置系统受力分析,特别是悬置软垫的受力分析是发动机振动

3、求解的前提条件。正确的求解将有图1发动机、离合器、变速箱重心示意图助于从理论上解决实际存在的问题并可有效的指导序号各部位尺寸名称YC6108ZQB机1发动机缸体长度Lg82915设计。一般发动机普遍采用四点支承方式,其前悬置2发动机前悬位置至缸体前端面Lj92153飞轮壳宽度Lf147支承一般采用V型支承方式。4发动机重心至缸体后端面距离412我们就以前悬置系统设计计算中出现的情况:5发动机重心至前悬位置L1Lg2Lj24126发动机重心至曲轴中心Hf142悬置软垫剪切变形量计算值与实际值的对比,计算7发动机前后悬间距L81715值远大于实际数值进行分析

4、与计算,以供读者参考。8后悬位置离缸体后端面Lh′80159发动机的质量(kg)mf600+1710发动机机油量19L约17kg1悬置系统的受力分析与计算11离合器的质量(kg)mh(5420)521512变速箱的质量(kg)mb(大同80)17013离合变速等效的质量(kg)me122215以LZ3210MD23(F21)车型悬置系统的前悬置14离合变速等效的外形尺寸782×294×390设计计算为例,它是配装玉柴YC6108ZQB发动机15离合变速等效重心高度位置曲轴线下方4416全部总成等效的质量(kg)me83915和大同80变速器总成。原计算过

5、程如下:作者简介:何学军(1972-),男,四川简阳人,工程师,主要从事东风柳州汽车有限公司质量管理工作。收稿日期:2003-12-28修订日期:2004-05-1111EquipmentManufacturingTechnologyNo13,2004变速箱估算方法:变速箱与飞轮、飞轮壳、离合由静力矩平衡有:R2×L=me×g×Le2器一起估成长方体,由于飞轮壳、离合器尺寸大,但重力加速度g=918mös变速箱后部小,正好互补,截面按变速箱横截面,约求解得:R2=me×g×LeöL294mm×390mm,曲轴中心比其高约44mm,长度为R1=me×g-R

6、2635+147=782mm,基本参数见表1。R2=5412154NR1=2814156N表1YC6108ZQB机基本参数11312校核缸体后端面的最大力矩Mx,零力矩为缸径×冲程5108×132最理想的。排量(L)71252Mx=R2×Lh+me×g×(Lg+Lj-Le)-R1×(L-Lh)N1m额定功率kWörömin155ö2600Mx=-0100316结果很理想。额定扭矩N1mörömin640ö1500~180011313前悬支承每一侧对发动机受力分解(见图最低比油耗(gökW1h)2122)112具体结构尺寸计算如下:11211由质心坐标公式

7、:megLe=mfgL1+me1gL3可计算得:总成等效的质心位置距前悬Le=[mf×L1+me1×L3]ömeL3=L+L2=L+(782ö2-Lh′)=1128L1=Lg-Lj-412=325Le=537182611212主惯性轴与曲轴夹角图2前悬支承受力分解示意图HfR1R1H=arctg()F1=2×cos51G1=2×sin5151=35°L4Hf(L3-L1)F1=1163183NG1=807118N其中L4==613104He1+Hf114橡胶软垫受力计算H=131042°11411橡胶软垫的结构尺寸(外形见图纸),前悬软11213前悬位置

8、与主惯性轴交点至曲轴距离垫(DA-1001020)为矩形橡胶,Hq=tgH×(L

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