带防扭拉杆的动力总成悬置系统位移计算方法.doc

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1、带防扭拉杆的动力总成悬置系统位移计算方法*上官文斌1，2 ，陈大明1 ，叶必军2 ，段小成1，2( 1. 华南理工大学机械与汽车工程学院，广州510641 ;2. 宁波拓普声学振动技术有限公司，宁波315800 )摘要 在考虑悬置扭转刚度的条件下，为带防扭拉杆的动力总成悬置系统建立了包括拉杆模型在内的动力总成-拉杆系统计算模型。利用该模型，计算了一实际的动力总成悬置系统中动力总成的位移、悬置的位移和力。 结果表明，在动力总成承受大转矩或碰撞的工况下，采用实际的拉杆模型( 两点模型) 能得到更准确的计算结果。 关键词: 动力总成悬置系统; 防扭拉杆; 位移计算; 悬置扭转刚度A Calculat

2、ion Method for the Displacements of PowertrainMounting System with Torque StrutShangguan Wenbin1，2 ，Chen Daming1 ，Ye Bijun2 Duan Xiaocheng1，21. School of Mechanical and Automotive Engineering，South China University of Technology，Guangzhou 510641 ;2. Ningbo Tuopu Vibro-Acoustics Co ，Ltd ，Ningbo 31580

3、0Abstract With consideration of the torsional stiffness of mounts，a calculation model of powertrain-torquestrut system，including torque strut model is established for powertrain mounting system with torque strut Then the displacements of powertrain and the displacements and forces of mounts in a rea

4、l powertrain mounting system are calculated The results show that in the working conditions of powertrain subjected to high torque or crash，the cal- culation using practical torque strut model ( two-point model) can get more accurate resultsKeywords: powertrain mounting system; torque strut; displac

5、ement calculation; torsional stiffness of mounts当悬置系统中只有悬置而没有防扭拉杆时，在外力作用下，动力总成的位移、悬置的位移和悬置的 受力计算方法可参考文献4 。当悬置系统中有防 扭拉杆时，也 可 利 用 文 献4中 的 方 法 进 行 计 算。 此时，要把拉杆等效为一个悬置，并假定该悬置安装 于拉杆的悬置 1 端。计算结果表明，当动力总成在 一些工况下受到外力时，防扭拉杆的这种简化方法 是有效的。但是该简化方法未能完整体现出防扭拉 杆在悬置系统位移控制中的作用。在作者前期的工作基础上4，基于刚体动力学 理论6，当动力 总 成 悬置系统中有防扭

6、拉杆，并 考 虑悬置的扭转刚度时，建立了动力总成-拉杆静平衡 方程，给出了动力总成位移、悬置位移和受力的计算 公式。对一实际的动力总成悬置系统，当动力总成前言防扭拉杆广泛应用于动力总成横 置-前 驱 动 的动力总成悬置系统中1 5。图 1 为拉杆的结构图， 其中 1、2 为 橡 胶 悬 置 或者液 阻 悬 置。 悬 置 1 与 动力总成相连，悬置 2 与 车 身 或 者 副 车 架 相 连。 防扭拉杆的主要作用是:图 1 防扭拉杆当动 力总成输出大转矩 或者 动力总成受到汽车 前后方向的大载荷作用时，控制动力总成绕曲轴方向运动。2012( Vol 34) No 9上官文斌，等: 带防扭拉杆的动

7、力总成悬置系统位移计算方法 799 受到一些典型工况和极限工况力时，把防扭拉杆简化为一个悬置 ( 简称单点模型) 和考虑实 际 的 拉 杆 模型( 简称两点模型) 时，计算了动力总成的位移、 悬置的位移和受力。计算结果表明，当动力总成受 到大转矩工况或碰撞工况时，利用实际的拉杆模型 更能准确地 计 算出动力总成位移、悬 置 位 移 和 力。 文中的计算方法发展了悬置系统中动力总成位移、 悬置位移和受力的计算方法，为更加精准地设计悬 置系统中各个悬置的力-位移特性提供了计算方法。悬置 1 和悬置 2 的局部坐标系分别为 otjm1 utjm1 vtjm1wtjm1 和 otjm2 utjm2 v

8、tjm2 wtjm2 。在已 发 表 的 文 献 中，通常将悬置简化为在其 3 个垂直的弹性主轴方向 ( u、v 和 w 方 向 ) 具 有 线 刚度的元件，不考虑其扭 转刚 度。 本 文 中 扩 展 了 悬置的模型，把悬置简化 为在 其 3 个 垂 直 的 弹 性图 3 悬置新模型主轴方向具有线刚度和 扭转刚度的元件。其中 31动力总成 拉杆系统与悬置建模个线刚度 为 ku 、kv 和 kw ，3 个 扭 转 刚 度 为 kru 、krv 和krw ，见图 3。悬置 3 个 方 向 的 力- 位移 特 性 为 非 线 性。 为 方便计算，可以用 5 段 直 线拟合，以表示其非线性以一横置动力

9、总成为例，该动力总成悬置系统由发动机悬置、变速器悬置和后防扭拉杆( 1、2 的连 线，简称拉杆) 组成，如图 2 所示。拉杆的两端分别 通过悬置 1 和悬置 2 与动力总成及车身相连。在动 力总成质心和拉杆质心分别建立固定坐标系 op xp yp zp 和 ot xt yt zt ，其 中，xp 水 平 指 向 汽 车 后 方，yp 沿曲轴方向指向发动机前端，zp 由右手法则确定， xt 、yt 、zt 分别与 xp 、yp 、zp 平行。4特性 ，如 图 4 所 示。悬置在任一 方 向 的 力 F ( 力 矩 M) 和 位 移 x ( 角 度 ) 的关系为图 4 悬置的力-位移非线性特性(

10、3)F = kx + 式中: x 为悬置的平动位移或转动角度; 为悬置的力-位移修正项。当变形量 x 不同时，k 和 不 同， 其计算公式见表 14。表 1 k 和 值图 2 含拉杆的动力总成悬置系统( 俯视图)动力总成的位移为T qp = ( xp ，yp ，zp ，p ，p ，p )( 1)其中动力总成质心的平动位移为分别沿 xp 、yp 、zp 的平动，动力总成的转动位移为分别绕 xp 、yp 、zp 的 转动。拉杆的位移为2动力总成 拉杆静平衡方程的建立动力总成的静平衡方程设作用在动力总成质心上的外力为 F 。 在 F 作用下，动力总成的位移为 qp ，第 j ( j = 1，2，Nt

11、 ) 个拉杆 的 位 移 为 qtj 。不与拉杆相连接的 第 i( i = 1，2，Nm ) 个悬置在坐标系 op xp yp zp 的T2. 1 qt = ( xt ，yt ，zt ，t ，t ，t )( 2)其中拉杆质心的平动位移为分别沿 xt 、yt 、zt 的 平动，拉杆的转 动 位 移 为 分 别 绕 xt 、yt 、zt 的 转 动。与 动力总成的质量相比，拉杆质量较小，可忽略不计，故将拉杆简化为一无质量连杆。设拉杆个数为 Nt ，不与拉杆相连接的悬置个数 为 Nm 。定义第 i( i = 1，2，Nm ) 个悬置的局部坐标平动位移 Up 和转动位移 p 为4，7mimi = pU

12、mi IR槇p Tmi q ( 4)pp系为 omi umi vmi wmi ，第 j( j = 1，2，Nt ) 个拉杆上的miOIx 的范围k第 1 段( ，ak1 k1 a + k2 ( a b) + k3 b第 2 段( a，bk2 k2 b + k3 b第 3 段( b，ck30第 4 段( c，dk4k3 c k4 c第 5 段( d，+ )k5k3 c k4 c + k4 d k5 d 800 汽 车工 程2012 年( 第 34 卷) 第 9 期式中: 上 标 p 表示变量的值定义在坐标系 op和力矩 Mptjm1 为xp yp zp ; I 为 3 3 的单位矩阵; O 为

13、3 3 的零矩阵;Fp =KpOR槇p TItjm1tjm1tmi 为第 i 个悬置在坐标系 op xp yp zp 的坐标; R槇 为tjm1I q RpppmiMpKpOtjm1rOtjm1Rp4，7mi 的斜对称矩阵。ppKtjm1tOO悬置 i 在坐标系 op xp yp zp 所受的力 Fmi 和力矩R槇t TItjm1q+tjMppmi 为Ktjm1rOIAT = Mp q + OFpKpATOOR槇p TItjm1mimitmi( 9)miItjm1pmiATpTOOKOAmirOtjm1mimi式中: Kp= AT KA ，Kp= AT K，分A( 5)，分 别 为 悬tjm1

14、ttjm1 tjm1t tjm1tjm1rtjm1 tjm1r tjm1式中: Kp= AT K A ，Kp = AT K A别为悬置 tjm1 在坐标系 op xp yp zp 中的线刚度矩阵和扭转刚度矩阵; Ktjm1t 和 Ktjm1r 分别为悬置 tjm1 在其 局部坐标系下的线刚度矩阵和扭转刚 度 矩 阵; Atjm1mitmi mit mimirmi mir mi置 i 在坐标系 op xp yp zp 中的线刚度矩阵和扭转刚度矩阵; Kmit 、Kmir 分别为悬置 i 在其局部坐标系下的线刚度矩阵和扭转刚度矩阵4; A 为从 o为从 opp p p 到 tjm1tjm1 tjm

15、1 x y zo uvwtjm1 的 方 向 余 弦 矩 x y zmipp p p阵; tjm1 为悬置 tjm1 在其局部坐标系的力-位移修正项。在外力 F 作用下，悬置 tjm1 有平动位移，因而 悬置的安装点发生变化。变化后，悬置 tjm1 在坐标系 op xp yp zp 的新坐标为到 omi umi vmi wmi 的方向余弦矩阵; mi 为悬置 i 在其局部坐标系的力-位移修正项。在外力 F 作用下，悬置 i 有平动位移，因而悬 置的安装点会变化。变化后，悬置 i 在坐标系 op xp yp zp 的新坐标为R槇R槇R* ppp T* ppp T= Rmi + I q ( 6)R

16、= R+ I q ( 10)mimiptjm1tjm1tjm1p悬置 i 在坐标系 op xp yp zp 中对动力总成的反悬置 tjm1 在坐标系 op xp yp zp 中对动力总成的力 RFp 和反力矩 RMp 为反力 RFp 和反力矩 RMp 为mimiIOtjm1 = tjm1 Fp = RMpRFp Fp =IOIRFp =mimitjm1tjm1R槇* ppmi槇* p Mp tjm1p tjm1IRMR Mmimitjm1Kp R槇p Kp qp 槇 KpKp Rp qp mitmit mitjm1ttjm1t tjm1 R槇* pR槇 i Kmit R槇 i Kmirp* p

17、 ppp R槇* p Kp槇槇mi KmitR* p Kp Rp Kpmmtjm1 tjm1ttjm1 tjm1t tjm1tjm1rAT 槇* p TROT miKtjm1t R槇 ppt Ktjm1t mi ( 7)tjm1 qtj mi AmiAmi槇R槇R槇 R* p p* p ptp K tjm1 Ktjm1tKtjm1 tjm1t tjm1tjm1r第 j( j = 1，2，Nt ) 个拉杆上连接动力总成一端的悬置 1( 编号为 tjm1 ) 在坐标系 op xp yp zp 中的T 槇Atjm1O tjm1 ( 11)平动位移 Up 和转动位移 p 为R* p ATATtjm1t

18、jm1tjm1 tjm1tjm1与动力总成相连的所有悬置( 包括动力总成上的悬置和拉杆与动力总成相连的悬置) 对动力总成 的作用力，和作用在动力总成上的外力 F 处于静平衡，由此可得动力总成在坐标系 op xp yp zp 中 的 静平衡方程为 = pUp槇槇Rp TRtTIIOtjm1tjm1I q tjm1I q ( 8)ptj1 Otjm式中: 上标 t 表示变量的值定义在坐标系 otj xtj ytjztj ; R槇p表示悬置 tjm1 在坐标系 o x y z的位置矢tjm1pp p p量的斜对称矩阵; R槇t 表示悬置 tjm1 在拉杆质心坐NmNttjm1标系 otj xtj y

19、tj ztj 的位置矢量的斜对称矩阵; qtj 为第 j 个拉杆的位移。i = 1NmRFpj = 1Ntp tjm1RFmi+ F = 0( 12)+pp RMmi RMtjm1p悬置 tjm1 在坐标系 op xp yp zp 中受到的力 Ftjm1i = 1j = 12012( Vol 34) No 9上官文斌，等: 带防扭拉杆的动力总成悬置系统位移计算方法 801 对防扭拉杆 j，在悬置 tjm1 和悬置 tjm2 作用下，拉杆 j 的静平衡方程为拉杆的静平衡方程因坐标系 otj xtj ytj ztj 与 op xp yp zp 的对应坐标 轴平行，根据式( 9 ) ，拉杆 j 上连

20、接动力总成一端的 悬置( tjm1) 在拉杆的质心坐标系 otj xtj ytj ztj 中受到2. 2t + t = 0RFtjm1RFtjm2( 17)ttRMtjm1RMtjm22. 3 动力总成 拉杆的静平衡方程的力 Ft 和力矩 Mt 为tjm1tjm1对动力总成和各拉杆分别进行受力分析后，可得出动力总成-拉杆的静平衡方程为MtFt = MpFptjm1tjm1( 13)tjm1tjm1NmNt pp RFmi RFtjm1拉杆发生位移后，悬置 tjm1 在 otj xtj ytj ztj 坐标系中的新坐标为i =1Nmj =1Nt+ F + RMmi RMtjm1pptjm1 =

21、Rtjm1 + IR槇 jm1= 0( 18)R* tttT q ( 14)ttji =1j =1悬置 tjm1 在坐标系 otj xtj ytj ztj 中对拉杆 j 的反RFtRFt + tjm1tjm2 力 RFt 和反力矩 RMt 为RMtRMttjm1tjm1tjm1tjm2 = IORMtRFt Ft =tjm1tjm1R槇* tt tjm1I M3动力总成 拉杆静平衡方程的求解tjm1tjm1Kp R槇t Kp qtj 式( 18) 是一个多元非线性方程组，其未知数为动力总成及各拉杆的位移。本文中采用离散牛顿迭 代法求解，即tjm1ttjm1t tjm1 R槇* tR槇 jm1

22、Ktjm1t R槇 jm1 Ktjm1rp* t ptptjm1 Ktjm1tttKp R槇p Kp qp +F ( x) J( x，h)=tjm1ttjm1t tjm1f ( x + h e ) f ( x)f ( x + h e ) f ( x) 1 1 1 1 1 n n 1 R槇* tR槇 jm1 Ktjm1t R槇 jm1 Ktjm1rp* t ppptjm1 Ktjm1ttt h1hnfn ( x + hn en )AT 槇* t TROtjm1 tjm1 ( 15)Ttjm1 Atjm1Atjm1f ( x + h e ) f ( x) fn ( x)n1 1n hn经与上述过程

23、类似的推导，拉杆 j 上连接车身( 或副车架) 的悬置 2( 编号为 tjm2) 在坐标系 otj xtj ytj ztj 中h1( 19)式中: x 为具有 n 个未知数的向量; h 为数值微分增对拉杆 j 的反力 RFt 和反力矩 RMt 为tjm2tjm2T量步长，h = ( h1 ，h2 ，hn ) ; e 为单位向量，且 ek ( k= 1，2，n) 的离散第 k 个分量为 1，其余分量为 0。离散牛顿法的迭代公式为KtR槇tRFt KtRMt = tjm2tjm2ttjm2t tjm2 q tj R槇* tttjm2 Ktjm2tR槇 jm2 Ktjm2t R槇 jm2 Ktjm2

24、r* tttttjm2ttxm + 1 = xm J( xm ，hm ) 1 F( xm )式中: m 为迭代步数。从式( 3) 和表 1 看出，悬置的力-位移修正项 是根据悬置的位移确定的。为确定悬置的力-位移 修正项的大小，需采用迭代方法。具体的迭代步骤可参考文献4。( 20)ATO 槇* tTRT tjm2 tjm2 ( 16)tjm2 Atjm2Atjm2式中: Kt= AT KA ，Kt= ATKA，分别tjm2t tjm2 tjm2ttjm2tjm2rtjm2 tjm2r tjm2为悬置 tjm2 在坐标系 otj xtj ytj ztj 中的线刚度矩阵和扭转刚度矩阵; Atjm2

25、 为从 otj xtj ytj ztj 到 otjm2 utjm2 vtjm2 wtjm2 的方向余弦矩阵; Ktjm2t 和 Ktjm2r 分 别 为 悬 置 tjm2 在其局部坐标系下的线刚度矩阵和扭转刚度矩阵;4计算实例Rttjm2 为悬置 tjm2 在坐标系 otj xtj ytj ztj 中初始安装的根据动力总成-拉杆系统的静平衡方程组，编写了位移计算程序，计算了某款带一个防扭拉杆的动 力总成悬置系统( 图 2) 在一些工况下的动力总成位 移，及各悬置在其弹性主轴方向的位移和受力。拉坐标; R* t 为拉杆产生位移后，悬置 tjm2 在坐标系 otjm2tj xtj ytj ztj

26、中的新坐标; tjm2 为悬 置 tjm2 在 其 局 部坐标系的力-位移修正项。 802 汽 车工 程2012 年( 第 34 卷) 第 9 期kgm2杆( j = 1) 与动力总成相连的悬置编号为 t1m1，与车身相连的悬置编号为 t1m2。表 2 动力总成的惯性参数4. 1动力总成与悬置参数动力总 成 的 质 量 M = 66. 48kg，在 坐 标 系 op 表 3 各悬置在汽车坐标系的安装位置mmxp yp zp 中的转动惯量和惯性积见表 2。在汽车坐标系中动力总成质心为( 1 203. 96，31. 09，373. 2 ) 。各 悬置在汽车坐标系的安装位置见表 3，拉杆的质心 取两

27、端悬置的中点。各悬置的局部坐标系与动力总 成质心坐标系平行，即 u、v、w 分别与 xp 、yp 、zp 平行。 各悬置在其局部坐标系的线 刚度及拐点坐标见表 4。各悬置在其局部坐标系的扭转刚度及拐点坐标 见表 5。从表 4 和表 5 看出，拉杆上与动力总成相 连的悬置 t1m1 的 刚 度 很 大，而与车身相连的悬置 t1m2 的刚度相对较小。4. 2不同拉杆模型的计算结果对比按照文献4中的计算方法，需把拉杆上悬置 1和 悬置2 的刚度等效为一个悬置，其安装位 置 位 于表 4悬置在其局部坐标系的线刚度和拐点坐标表 5悬置在其局部坐标系的扭转刚度和拐点坐标悬置局部坐标系扭转刚度 / ( Nm

28、 / ( ) )拐点坐标 / ( )k1k2k3k4k5abcd发动机悬置u0. 30. 30. 30. 30. 3 20 101020v0. 20. 20. 20. 20. 2 20 101020w0. 30. 30. 30. 30. 3 20 101020变速器悬置u0. 30. 30. 30. 30. 3 20 101020v0. 20. 20. 20. 20. 2 20 101020w0. 30. 30. 30. 30. 3 20 101020t1 m1u75357 10 5510v1. 51. 51. 51. 51. 5 20 101020w75357 10 5510t1 m2u0.

29、 30. 30. 30. 30. 3 20 101020v0. 20. 20. 20. 20. 2 20 101020w0. 30. 30. 30. 30. 3 20 101020悬置局部坐标系线刚度 / ( N / mm)拐点坐标 / mmk1k2k3k4k5abcd发动机悬置u50025070250500 8 338v1515151515 6 336w80030060300800 14 925变速器悬置u80025060250800 6 336v80025060250800 6 336w80030085300800 12 902t1 m1u8 0003 0001 5003 0008 000

30、 3. 5 223. 5v250250250250250 6 446w8 0003 0001 5003 0008 000 3. 5 223. 5t1 m2u80050090500800 13 4313v500300120300500 13 4413w500404040500 8 668悬置xyz发动机悬置1 179. 30374. 50529. 30变速器悬置1 178. 50 206. 50520. 60t1 m11 403. 50 0. 90165. 70t1 m21 570. 50 0. 90183. 20IxxIyyIzzIxyIyzIzx1. 750. 681. 66 0. 100.

31、 20 0. 112012( Vol 34) No 9上官文斌，等: 带防扭拉杆的动力总成悬置系统位移计算方法 803 拉杆与动力总成相连的 1 端，即把拉杆等效成一个单点悬置，此时拉杆的模型定义为单点模型。而本 文中建立的拉杆模型称为两点模型。拉杆单点模型的具体等效方法可按照平面力系平衡原则进行。其 中，等效后的悬置 u 方向( 1、2 两点的连线方向) 的线刚度为拉杆上悬置 1 和悬置 2 的 u 方向线刚度的 串联，v 和 w 方向的线刚度很小，可 取 为 15N / mm。拉杆等效为一个悬置时，该悬置只在 u 方向具有较 大的线刚度，v 和 w 方向线刚度很小。汽车的行驶工况包括多种典

32、型工况和极限工 况。外力均作用在动力总成质心上。为对比不同工 况下采用拉杆的单点模型和两点模型时，在动力总成位移、悬置位移和力计算结果的差异，选取了 2 种 典型工况和 4 种极限工况计算动力总成的位移和各悬置在其弹性主轴方向的位移及力。表 9典型工况 1 下各悬置的位移及力表 10典型工况 2 下各悬置的位移及力4. 2. 1典型工况典型工况 1 为动力总成质心在侧向有 3Mg 的载荷; 典型 工 况 2 为 动力总成质心在垂直方向有 3. 5Mg 的载荷，侧向有 2Mg 的载荷。2 种工况下，作 用在动力总成上的力和力矩见表 6。利用不同拉杆模型计算得到的动力总成位移和各悬置在弹性主轴 方

33、向的位移及力见表 7 表 10。动机悬置 和 变 速器悬置的受力大小基本一致。同时，单点和两点模型的拉杆受力均较小。因此，当动 力总成质心受侧向或垂向的典型工况力时，将拉杆简化为单点模型和两点模型所得到的动力总成的位移和各悬置的受力计算结果基本一致。表 6 典型载荷工况4. 2. 2极限载荷工况选取 4 种极限载荷工况: ( 1 ) 大转矩工况: 动力总成质心绕曲轴方向有大转矩( 发动机最大转矩的15 倍) ; ( 2) 碰撞工况: 动力总成质心在纵向有 11Mg的载荷; ( 3) 大侧向加速度工况: 在侧向有 5Mg 的载 荷; ( 4) 大垂直方向加速度工况: 在垂向有 5Mg 的载荷。各

34、种工况下作用在动力总成上的力和力矩见表11。利用不同的拉杆模型计算得到的动力总成位移 及各悬置在其弹性主轴方向的位移及力见 表 12 表 16。表 7 典型工况 1 下的动力总成位移表 8 典型工况 2 下的动力总成位移表 11 极限载荷工况力矩 /从表 7 和表 8 可知，在这两种典型工况下，不同拉杆模型的 动力总成位移基本相同。从 表 9 和 表10 可知，在这两种典型工况下，主要受力的悬置都 为发动机悬置和变速器悬置，且利用不同拉杆模型时，发极限工况力 / N( Nm)FxFyFzMxMyMz大转矩工况00002 0090碰撞工况7 166. 600000大侧向加速度工况0. 003 2

35、57. 50000大垂直方向加速度工况003 257. 5000拉杆模型平动位移 / mm转动位移 / ( )xyzxyz单点0. 026. 827. 660. 24 0. 24 0. 01两点 0. 266. 997. 670. 26 0. 270. 01拉杆模型平动位移 / mm转动位移 / ( )xyzxyz单点0. 019. 600. 011. 05 0. 010. 02两点0. 089. 94 0. 141. 110. 010. 08工况力 / N力矩 / ( Nm)FxFyFzMxMyMz典型工况 101 954. 50000典型工况 201 3032 280. 26000悬置拉杆

36、模型悬置位移 / mm悬置所受的力 / NuvwFuFvFw发动机 悬置单点 0. 046. 174. 55 2. 6092. 60883. 50两点 0. 936. 254. 78 64. 8893. 80955. 36变速器 悬置单点0. 516. 212. 0230. 701 095. 7619. 70两点 0. 626. 292. 07 36. 91 164. 8654. 90拉杆等效悬置 0. 317. 658. 37 28. 10114. 70125. 60t1 m10. 070. 180. 01101. 7944. 4518. 47t1 m21. 130. 370. 46101.

37、 7944. 4518. 47悬置拉杆模型悬置位移 / mm悬置所受的力 / NuvwFuFvFw发动机 悬置单点0. 426. 741. 8429. 6101. 1110. 5两点 0. 256. 882. 17 17. 23103. 10171. 82变速器 悬置单点1. 246. 90 8. 8774. 71 651. 4 753. 7两点0. 747. 04 9. 1344. 21 763 802. 9拉杆等效悬置 1. 1613. 47 0. 55 104. 3202 8. 3t1 m1 0. 020. 35 0. 01 26. 9988. 36 20. 39t1 m2 0. 300. 74 0. 51 26. 9988. 36 20. 39