汽車理論超級總結(考研筆記)

1、備注：各課次內容中：用紅色字標記的是重點，加粗且斜體標記的是難點，既用紅色標記又加粗斜體標記的既是重點也是難點。課次1:內容：第一章、汽車的動力性§1-1汽車的動力性指標§1-2汽車的驅動力與行駛阻力一、汽車驅的驅動力：發(fā)動機的外特性，傳動系的機械效率，車輪半徑，汽車的驅動力圖。課次2:二、汽車的行駛阻力：滾動阻力及滾動阻力系數(shù)，空氣阻力及空氣阻力系數(shù)，上坡阻力，加速阻力。課次3:三、汽車的行駛方程式§1-3汽車行駛的驅動與附著條件,附著力與附著利用率課次4:§1-4汽車的驅動力一一行駛阻力平衡：驅動力一行駛阻力平衡圖,利用驅動力一行駛阻力平衡圖分析汽車

2、的動力性指標。§1-5汽車的動力因數(shù)與動力特性圖：利用動力特性圖分析汽車的動力性指標。課次5:§1-6汽車的功率平衡：利用功率平衡圖分析汽車的動力性指標。課后習題：汽車動力性習題試驗1:汽車動力性路上試驗課次6:第二章汽車的燃油經(jīng)濟性§2-1汽車燃油經(jīng)濟性的評價指標§2-2汽車的燃油經(jīng)濟性計算：汽車發(fā)動機的負荷特性與萬有特性，汽車穩(wěn)定行駛時燃油經(jīng)濟性的計算課次7:§2-2汽車的燃油經(jīng)濟性計算：汽車的加速、減速與停車怠速的耗油量計算。§2-3影響汽車燃沒油經(jīng)濟性的因素：影響汽車燃油經(jīng)濟性的使用因素，影響汽車燃油經(jīng)濟性的結構因素，提高汽車

3、燃油經(jīng)濟性的途徑。試驗2:汽車燃油經(jīng)濟性實驗課次8:第三章汽車發(fā)動機功率與傳動系傳動比的選擇§3-1發(fā)動機功率的選擇§3-2傳動系最小傳動比的確定課次9:§3-3傳動系最大傳動比的確定§3-4傳動系檔數(shù)與各檔傳動比的確定課后習題：汽車燃油經(jīng)濟性及傳動系統(tǒng)參數(shù)選擇習題課次10:第四章汽車的制動性§4-1制動性的評價指標§4-2制動時車輪的受力：地面制動力、制動器制動力與附著力的關系，滑動率與附著系數(shù)的關系。課次11:§4-3汽車的制動效能：汽車的制動減速度，制動距離，汽車制動效能的恒定性§4-4制動時汽車的方向穩(wěn)定性

4、：制動跑偏，制動側滑。課次12:§4-5前后制動器制動力的比例關系：一、地面對前、后車輪的法向反作用力，前、后制動器制動力的理想分配曲線，二、具有固定比值的前、后制動器制動力實際分配線，同步附著系數(shù)及其選擇，制動過程分析課次13:三、在附著系數(shù)不同的道路上的制動過程分析、利用附著系數(shù)與附著效率。§4-6制動力調節(jié)：制動力調節(jié)原理，制動系限壓閥、比例閥，防抱制動系統(tǒng)。課次14:第七章汽車的通過性§7-1汽車通過性概述§7-2汽車間隙失效、通過性的幾何參數(shù)§7-3汽車越過臺階、壕溝的能力課后習題：汽車制動性和通過性習題課次15:第五章汽車的操縱穩(wěn)定

5、性§5-1概述：操縱穩(wěn)定性概念，車輛坐標系，剛體運動微分方程。§5-2輪胎的側偏特性：輪胎坐標系，輪胎側偏現(xiàn)象與側偏特性，課次16:§5-2輪胎的側偏特性：影響側偏特性的諸因素，有外傾角時輪胎的滾動。§5-3線性二自由度汽車模型對前輪角輸入的響應：汽車操縱系統(tǒng)的簡化模型對前輪角輸入的響應：二自由度汽車的運動微分方程式課次17:§5-3線性二自由度汽車模型對前輪角輸入的響應：汽車的穩(wěn)態(tài)響應，汽車的瞬態(tài)響應。§5-4汽車操縱穩(wěn)定性與懸架、轉向系的關系：懸架的側傾特性，側傾時左右車輪垂直載荷變化對汽車轉向性能的影響課次18:§5-

6、4汽車操縱穩(wěn)定性與懸架、轉向系的關系：側傾時車輪外傾角的變化對汽車轉向性能的影響，運動側偏對汽車轉向性能的影響。課次19:§5-5側偏柔度、不足轉向量及氣車時域響應的計算課后習題：汽車操縱穩(wěn)定性習題試驗3:汽車穩(wěn)態(tài)轉向試驗課次20:第六章汽車的行駛平順性§6-1人體對振動的反應和平順性的評價：人體對振動的反應，汽車行駛平順性的評價方法與主要指標，研究汽車行駛平順性的基本方法。2課次21:§6-2路面的統(tǒng)計特性：路面功率譜，空間頻率譜密度轉化為時間頻率譜密度路面輸入譜。課次22:4 6-3汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質量系統(tǒng)的振動：單質量系統(tǒng)的自由振動，單質量系統(tǒng)的頻率響

7、應特性，單質量系統(tǒng)在路面隨機激勵下的響應，譜分析與方差（均方根值）的計算。課次235 6-4車身與車輪雙質量系統(tǒng)的振動課次246 6-4車身與車輪雙質量系統(tǒng)的振動復習課后習題：汽車行駛平順性習題課次25:考試汽車理論汽車理論是研究汽車主要使用性能的科學，是在分析汽車運動基本規(guī)律的基礎上研究汽車主要使用性能與其結構之間的內在聯(lián)系，分析汽車主要使用性能的各種影響因素，從而指出正確設計汽車和合理使用汽車的基本途徑。對汽車提出的使用性能的要求是多方面的，汽車理論主要研究汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性和通過性等。汽車的動力性學習目標通過本章的學習，應重點掌握汽車的動力性指標，熟練分

8、析汽車的受力情況，深入理解汽車的行駛方程式，并熟練運用汽車的力平衡圖和功率平衡圖分析汽車的動力性指標。汽車的動力性是指汽車在良好路面上直線行駛時，由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率之高低很大程度上取決于汽車的動力性。所以，動力性是汽車各種性能中最基本最重要的性能。6.1 節(jié)汽車動力性指標從獲得盡可能高的平均行駛速度的觀點出發(fā)，汽車的動力性主要有以下三個評價指標。6.1.1 汽車的最高車速uamax最高車速是指在水平良好的路面（混凝土或瀝青）上，汽車能達到的最高行駛車速。6.1.2 汽車的加速時間t汽車的加速時間表示汽車的加速能力，它對平均行

9、駛車速有很大影響。常用原地起步加速時間與超車加速時間來表明汽車的加速能力。原地起步加速時間，指汽車由I檔或n檔起步，并以最大的加速強度（包括選擇恰當?shù)膿Q檔時機）逐步換至最高檔后，到某一預定的距離或車速所需的時間。超車加速時間，指用最高檔或次高檔由某一較低車速全力加速至某一高速所需的時間。由于超車時兩車輛并行，容易發(fā)生安全事故，所以超車加速能力強，并行行程短，行駛就安全。一般常用0-400m或0-100km/h所需的時間來表明汽車的原地起步加速能力。對超車加速能力還沒有一致的規(guī)定，采用較多的是用最高檔或次高檔，由某一中等車速全力加速行駛至某一高速所需的時間。轎車對加速時間尤為重視。6.1.3 汽

10、車的最大爬坡度i汽車滿載時，在良好路面上的最大爬坡度，表示汽車的上坡能力。顯然，汽車的最大爬坡度指I檔最大爬坡度。轎車最高車速大，加速時間短，經(jīng)常在較好的道路上行駛，一般不強調它的爬坡能力；而且它的I檔加速能力大，故爬坡能力也強。貨車在各種地區(qū)的各種道路上行駛，所以必須具有足夠的爬坡能力。實際上，imax代表了汽車的極限爬坡能力，它應比實際行駛中遇到的道路最大爬坡度超出很多。這是因為應考慮到在坡道上停車后，順利起步加速、克服松軟坡道路面的大阻力等要求的緣故。一般貨車imax在30%即16.7°左右，越野汽車要在壞路或無路條件下行駛，因而爬坡能力是一個很重要的指標，它的最大爬坡度可達6

11、0%即31°左右。三個指標的測定，均應在無風的條件下進行。確定汽車的動力性，就是確定汽車沿行駛方向的運動狀態(tài)。因此，需要掌握沿汽車行駛方向作用于汽車上的各種外力，即驅動力與行駛阻力。根據(jù)這些力的平衡關系，建立汽車行駛方程式，就可以估算汽車的最高車速、加速時間和最大爬坡度。8.2節(jié)汽車的驅動力與行駛阻力確定汽車的動力性，就是確定汽車沿行駛方向的運動狀況。為此需要掌握沿汽車行駛方向作用于汽車的各種外力，即驅動力與行駛阻力。根據(jù)這些力的平衡關系，建立汽車行駛方程式，就可以估算汽車的各項動力性能指標。汽車的行駛方程式為式中Ft汽車驅動力;匯F行駛阻力之和。1.2.1汽車的驅動力在汽車行駛中，

12、發(fā)動機發(fā)出的有效轉矩Ttq,經(jīng)變速器、傳動軸、主減速器等后，由半軸傳給驅動車輪。如果變速器傳動比為ia、主減速比為i0、傳動系的機械效率為g到驅動輪上的轉矩Tt,即驅動力矩為Tt=TtqigioT如圖1.1所示，此時作用于驅動輪上的轉矩Tt,產(chǎn)生對地面的圓周力Fo,則地面對驅動輪的反作用力Ft,即為汽車驅動力。如果驅動車輪的滾動半徑為r,就有Ft=Tt/r,因而，汽車驅動力為TtqigioT圖1.1汽車的驅動力Ft=(1.1)r下面將對式(1.1)中發(fā)動機轉矩丁Ttq、傳動系機械效率11T及車輪半徑r等作進一步討論，并作出汽車的驅動力圖。1.2.1.1發(fā)動機的外特性發(fā)動機的功率、轉矩及燃油消耗

13、率與發(fā)動也近200034MMI內電910機曲軸轉速的變化關系，即為發(fā)動機的速度特性。當發(fā)動機節(jié)氣門全開，或高壓油泵處于最大供油量位置時，此特性稱為發(fā)動機的外特性，對應的關系曲線稱為外特性曲線；如果節(jié)氣門部分開啟，則稱為發(fā)動機部分負荷特性曲線。圖1.2為某發(fā)動機的外特性曲線。nmin為發(fā)動2 傳動系的機械效率發(fā)動機發(fā)出的功率Pe,經(jīng)傳動系傳到驅動車輪的過程中，要克服傳動系各部件的摩擦而有一定的損失。若損失的功率為PT,則傳到驅動輪的功率為Pe-PT,傳動系的機械效率刈1為Pe-PT二1一PtPePe(1.5)2 車輪半徑輪胎的尺寸及結構直接影響汽車的動力性。車輪按規(guī)定氣壓充好氣后，處于無載時的半

14、徑，稱為自由半徑。在汽車重力作用下，輪胎發(fā)生徑向變形。車輪中心與輪胎接地面的距離稱為靜力半徑人。靜力半徑小于其自由半徑，它取決于載荷、輪胎的徑向剛度，以及支承面的剛度。作用于車輪上除徑向載荷外，還有轉矩。車輪中心至輪胎與道路接觸面切向反作用力之間的距離為動力半徑。此時輪胎不僅產(chǎn)生徑向變形，同時還產(chǎn)生切向變形。其切向變形取決于輪胎的切向剛度、輪胎承受的轉矩及轉動時的離心慣性力等。以車輪轉動圈數(shù)n與車輪實際滾動距離S之間關系換算得出的車輪半徑，稱為車輪的運動半徑(滾動半徑)rr,即Srr=2二n顯然，對汽車作動力學分析時，應該用靜力半徑(1.6)rs；而作運動學分析時應該用滾動半徑rr。但在一般的

15、分析中常不計它們的差別，統(tǒng)稱為車輪半徑r,即認為%=r二r2 汽車的驅動力圖在各個排檔上，汽車驅動力Ft與車速扇之間的函數(shù)關系曲線，稱為汽車驅動力圖。它直觀地顯示變速器處于各檔位時，驅動力隨車速變化的規(guī)律。當已知發(fā)動機外特性曲線、傳動系的傳動比及機械效率、車輪半徑等參數(shù)時，即可作出汽車驅動力圖。具體方法如下：(1)從發(fā)動機外特性曲線上取若干(ne、Ttq)o(2)根據(jù)選定的不同檔位傳動比，按式(1)算出驅動力值。(3)根據(jù)轉速ne、變速器傳動比iq及主減速比i0,由下式計算與所求Ft對應的速度：eg(1.7)ua=0.3771Tleigi。（4）建立Ft-Ua坐標，選好比例尺，對每個檔位，將計

16、算出的值（Ft,Ua）分別描點并連成曲線，即得驅動力圖。圖1.3即為某五檔變速器貨車的驅動力圖。從驅動力圖中可以看出驅動力與其行駛速度的關系及不同檔位驅動力的變化。驅動力圖可以作為工具用來分析汽車的動力性。1.2.2汽車的行駛阻力汽車在水平道路上等速行駛時必須克服來自地面的滾動阻力Ff和來自空氣的空氣阻力圖1.3汽車驅動力圖重力沿坡道的分力，即坡度阻力Fi；另外汽車加速行駛時還需要克服的阻力即加速阻力Fj。因此汽車行駛的總阻力為Fw;當汽車在坡道上上坡行駛時，還必須克服(1.8)匯F=Ff+Fw+E+Fj坡度阻力和加速上述各種阻力中，滾動阻力和空氣阻力是在任何行駛條件下均存在的。阻力僅在一定行

17、駛條件下存在。水平道路上等速行駛時就沒有坡度阻力和加速阻力。2.1 滾動阻力汽車行駛時，車輪與地面在接觸區(qū)域的徑向、切向和側向均產(chǎn)生相互作用力，輪胎與地面亦存在相應的變形。無論是輪胎還是地面，其變形過程必然伴隨著一定的能量損失。這些能量損失是使車輪轉動時產(chǎn)生滾動阻力的根本原因。2.1.1 彈性車輪在徑向加載后卸載過程中形成的彈性遲滯損失當汽車車輪在水平路面上，且不受側向力作用時，車輪與地面間將產(chǎn)生徑向和切向的相互作用力。圖1.4為輪胎在硬支承路面上受徑向載荷時的變形過程及對應的曲線。門a)b)圖1.4輪胎徑向變形曲線a）輪胎受力b）變形曲線從圖1.4中可見，當彈性車輪在硬支承路面上，對其進行加

18、載和卸載的過程中，徑向載荷W與由其引起的輪胎徑向變形量A之間的對應關系。加載變形曲線DCA與卸載變形曲線ADE并不重合，則可知加載與卸載不是可逆過程，存在著能量損失。面積OCABO為加載過程中對輪胎所作的功；面積ADEBA為卸載過程中，輪胎恢復變形時釋放的功。兩面積之差OCADEO即為加載與卸載過程的能量損失。這一部分能量消耗在輪胎各組成部分相互間的摩擦，以及橡膠、簾線等物質分子間的摩擦，最后轉化為熱能而消失在大氣中。這種損失稱為彈性物質的遲滯損失。從圖1.4b中可見，在同樣變形量6的情況下，處于加載過程的載荷較大，即圖中FC>FD。這說明當車輪在徑向載荷作用下滾動時，由于彈性遲滯現(xiàn)象，

19、使地面對車輪的法向支持力為不對稱分布，其法向反力合力作用線，相對于車輪中心線前移了一段距離，因而形成了阻礙車輪滾動的力偶矩。2.1.1 等速滾動從動輪受力分析及滾動阻力系數(shù)圖1.5從動輪在硬路面上滾動時的受力情況a）受力分析b）滾動阻力在水平路面等速直線滾動的汽車從動輪，如圖1.5a所示，其法向反力的合力Fz1相對車輪垂直中心線前移了一段距離a。a值隨彈性損失的增大而增大。車輪所承受的徑向載荷W,與法向反力Fz1,大小相等，方向相反，即Fz1=-W。若法向反力Fz1通過車輪中心，則是從動輪在硬路面上等速直線滾動的受力情況，如圖1.5b所示。圖中力矩丁門為作用于車輪上阻礙車輪滾動的滾動力偶矩，且

20、Tf1=Fz1ao要使從動輪等速直線滾動，F(xiàn)z1必須通過車輪中心，通過車軸施加以推力Fp1,它與地面切向反力F構成一力偶矩來克服滾動力偶矩Tf1,由車輪中心力矩平衡條件，得Fp1r=Tf1故所應施加推力為Tf1aaFP1FP1=FZ1=W1=Wf或frrr皿式中f稱為滾動阻力系數(shù)，可見滾動阻力系數(shù)是單位汽車重力所需的推力。換言之，滾動阻力等于滾動阻力系數(shù)與車輪負荷的乘積。故車輪滾動阻力TfiFfi=fWirFfi為(1.9)力（實際作用在車輪上的是滾動阻力偶矩1.2.2.1.3等速滾動的驅動輪受力分析圖1.6驅動輪在硬路面上滾動時的受力情況這樣，在分析汽車的行駛阻力時，可不必具體計算阻礙車輪滾

21、動的力偶矩，而只計算滾動阻）。圖1.6為驅動輪在硬路面上等速直線滾動時的受力圖。圖中Fz2為道路對驅動輪的切向反力，Tp2為車架通過懸架給輪軸的反推力，法向反作用力fZ2也由于輪胎彈性遲滯損失，使其作用線前移一段距離a,即在驅動輪上同樣作用有滾動力偶矩Tf2。由對車輪中心的力矩平衡條件得：Fx2r=Tt-Tf2_TtTf2_Fx2=一=Ft一Ff2（1.10）rr由上式可見，真正作用在驅動輪上驅動汽車行駛的力為地面對車輪的切向反作用力Fx2,其數(shù)值等于驅動力Ft減去驅動輪滾動阻力Ff2。1.2.2.1.4滾動阻力系數(shù)的影響因素滾動阻力系數(shù)與路面種類及其狀態(tài)、車速及輪胎等有關，其數(shù)值通過實驗確定

22、。（1）路面種類及其狀態(tài)對滾動阻力系數(shù)的影響表1.1列出了車速為50km/h時，汽車在各種路面上行駛時的車輪滾動阻力系數(shù)值。動阻力系數(shù)主要受路面的影響。路面的種類及其狀態(tài)都影響滾動阻力系數(shù)。表1.1滾動阻力系數(shù)值路面類型滾動阻力系數(shù)良好的瀝青或混凝土路面0.0100.018一般的瀝青或混凝土路面0.0180.020碎石路面0.0200.025良好卵石路面0.0250.030坑洼的卵石路面0.0350.050壓緊土路（干燥的）0.0250.035壓緊土路（雨后的）0.0500.150泥濘土路（雨季或解凍期）0.1000.250干砂0.1000.300濕砂0.0600.150結冰路面0.0150.

23、030壓緊的雪道0.0300.050(2)輪胎的結構和材質對滾動阻力系數(shù)的影響子午線輪胎與普通斜交輪胎相比，具有較低的滾動阻力系數(shù)。減小簾線層可使胎體減薄，從而可相應降低滾動阻力系數(shù)。因此，采用高強力粘膠簾布、合成纖維簾布或鋼絲簾布等，均可在保證輪胎強度的條件下減少簾布層數(shù)。(3)汽車行駛速度對滾動阻力系數(shù)的影響當車速在100km/h以下時，滾動阻力系數(shù)變化不大；當車速在100km/h以上時，滾動阻力系數(shù)隨車速提高而增大較快，當車速高到一定數(shù)值后，輪胎發(fā)生駐波現(xiàn)象，輪胎周緣不是圓形，出現(xiàn)明顯的波浪狀。滾動阻力系數(shù)迅速增大，輪胎的溫度也迅速升高，使輪胎簾線層脫落，幾分鐘內就會出現(xiàn)爆破現(xiàn)象。(4)

24、輪胎氣壓對滾動阻力系數(shù)的影響輪胎氣壓對滾動阻力系數(shù)的影響很大。在硬路面上行駛的汽車，輪胎氣壓低時，變形較大，滾動時的遲滯損失增大，滾動阻力系數(shù)相應增大。隨著輪胎氣壓增高，硬路面上的滾動阻力系數(shù)逐漸減小。汽車在軟路面上行駛，氣壓低，輪胎變形大，使輪胎與地面接觸面積增大，單位面積壓力下降，地面變形小，使?jié)L動阻力系數(shù)相應減小。2.1 空氣阻力汽車直線行駛時受到的空氣作用力在行駛方向上的分力，稱為空氣阻力。它分為壓力阻力和摩擦阻力兩部分。作用在汽車外形表面上的法向壓力的合力在行駛方向上的分力稱為壓力阻力。摩擦阻力是由于空氣的粘性在車身表面產(chǎn)生的切向力的合力在行駛方向上的分力。壓力阻力又分為四部分：形狀

25、阻力、干擾阻力、內循環(huán)阻力、誘導阻力。形狀阻力與車身主體形狀有關，流線型越好，形狀阻力越小；干擾阻力是車身表面突起物，如后視鏡、門把手、車燈等引起的阻力；發(fā)動機冷卻系、車內通風等空氣流經(jīng)車體內部時構成的阻力，為內循環(huán)阻力；誘導阻力是空氣升力在水平方向上的投影。對于一般轎車，這幾部分阻力的比例大致為：形狀阻力占58%,干擾阻力占14%,內循環(huán)阻力占12%,誘導阻力占7%,摩擦阻力占9%?？諝庾枇χ?，形狀阻力占的比重最大，所以，改善車身流線形狀，是減小空氣阻力的關鍵?？諝庾枇w(N)的計算公式為CdAH21.15(1.11)式中Ua相對速度，在無風時即為汽車的行駛速度(km/h)；A迎風面積(m

26、2);Cd空氣阻力系數(shù)。空氣阻力作用于由風洞試驗測得的風帆中心，以代替分布于整個汽車表面的力。為考查汽車造型對空氣阻力的影響，在圖1.7所示的4種車頭和4種車尾組合的轎車模型上做空氣阻力系數(shù)CD值的測定實驗。實驗結果表明，用完全圓形的車頭C型，代替擋風玻璃傾角45°階梯形車頭D型，對減小汽車空氣阻力并無明顯改善，但比較陡的擋風玻璃（E）或垂直的擋風圖1.7轎車模型的空氣阻力系數(shù)CD由圖中所示Z型車尾呈細長的a）玻璃（F）,使CD值顯著增加。Cd隨車型變化b）汽車模型空氣阻力系數(shù)Cd值最小，但這種造型是不實際的。車尾裝上適當尺寸的擾流板、保險杠下部或駕駛室頂部安裝適當?shù)膶Я靼?，都會減小

27、空氣阻力系數(shù)。為減小干擾阻力，首要的是減少車身外突起物的數(shù)量，其突起物的形狀也最好接近流線型。2.1 坡度阻力如圖1.8所示，當汽車上坡行駛時，其重力沿坡道斜面的分力Fj表現(xiàn)為對汽車行駛的一種阻力，稱坡度阻力。坡度阻力Fj（N）按下式計算:(1.12)Fj=Gsin式中a道路坡度角（°）。Fi=Gsin、£；Gtan：=Gi圖1.8汽車的上坡阻力sina之tana=i,則：坡道的表示方法是用坡度i,即用坡高h與底長S之比表示：hi100%=tanS當坡道角a<10°15°時，（1.13）由于坡度阻力Fi與滾動阻力Ff均屬與道路有關的汽車行駛阻力，故

28、常把這兩種阻力之和稱為道路阻力F干(N),即F-FfFi=fGcosGsin(1.14)令中=fcosa+sinot,中稱為道路阻力系數(shù)。當坡度角ct較小時，cosa定1,sina3,則(1.15)Fj。汽車質量分為平移質量F,.=FfFiGfGi=G(fi)=G1.2.2.4加速阻力汽車加速行駛時，需克服其質量的慣性，這就是加速阻力和旋轉質量(飛輪、車輪等)兩部分。加速時平移質量要產(chǎn)生慣性力，旋轉質量要產(chǎn)生慣性力偶矩，為了便于計算，一般把旋轉質量的慣性力偶矩，轉化為平移質量的慣性力，并以系數(shù)6作為換算系數(shù)，則汽車加速時的加速阻力Fj(N)為，duFj=、m(1.16)dt式中汽車旋轉質量換算

29、系數(shù)，(每1),主要與飛輪、車輪的轉動慣量，以及傳動系的傳動比有關；m汽車質量，(kg);汽車行駛加速度，(m/s2)。dt1.5 節(jié)汽車的行駛方程式與汽車行駛條件1.5.2 汽車行駛方程式根據(jù)上節(jié)分析的汽車各行駛阻力，可以得到汽車的行駛方程式為Ft=FfFwFiFjTtqigi0tCDAuadu或=Gfcos二Gsin工"m(1.17)r21.15dt該方程式表示了驅動力與行駛阻力的數(shù)量關系，但并未經(jīng)過周密的推導。本節(jié)將對汽車各部分取隔離體，進行受力分析，以便更具體確切地說明汽車的總體受力，同時推導出旋轉質量換算系數(shù)6并建立汽車行駛方程式。1.5.2.2 從動輪在加速過程中的受力分

30、析圖1.9加速時車輪的受力圖W一從動輪上的載荷m1從動輪的質量Fz1一地面對從動輪的法向反作用力IW1一從動輪的轉動慣量FP1從動軸對從動輪的推力圖1.10加速時驅動輪的受力圖W2驅動輪上的載荷m2驅動輪的質量Fz2一地面對驅動輪的法向反作用力Iw2驅動輪的轉動慣量FP2一驅動軸對驅動輪的阻力Fz1地面切向反作用力Tf1從動輪滾動阻力偶矩Fx2地面切向反作用力dum1從動輪平移慣性力Tf2驅動輪的滾動阻力偶矩dtdIW1一繞從動輪重心的慣性力偶Tt一半軸作用于驅動輪的力矩dt圖1.9為加速時從動輪的受力圖。根據(jù)力(力矩)平衡條件，沿水平方向各力合力為零，即duFp1-mFx1(1.18)dt繞

31、車輪中心力矩之和為零，即L丁d,Fx1r-Tf11W1-dt由于Tf"r=Ff1,8=5/r,則上式可寫成(1.19)(1.20)Iw1duFx1二Ff1-2.rdt故從動軸對從動輪的推力為IW1xduFP1-Ff1(m1-2")r出可見，推動從動輪前進的推力,要克服兩種阻力，即從動輪的滾動阻力和從動輪的加速阻力。加速阻力又由平移質量的加速阻力m1dU和旋轉質量的加速阻力上1型所組成。dtr2dt1.5.3 汽車的行駛條件由汽車的行駛方程得：-=Ft-（FfFwFi）gdt可見，驅動力必須大于滾動阻力、坡度阻力和空氣阻力后，才能加速行駛。若驅動力小于這三個阻力之和，則汽車無

32、法開動，正在行駛中的汽車將減速直至停車。因此，汽車行駛的第一個條件為(1.25)Ft一FfFwFi此條件為汽車行駛的驅動條件，但它并不是汽車行駛的充分條件，實際上，驅動力是受附著力限制的。增加發(fā)動機轉矩及增大傳動比，可以增大驅動力。但驅動力達到路面可能給出的最大切向力，即附著力F中時，驅動輪會出現(xiàn)滑轉現(xiàn)象，汽車不能前進。附著力是路面對驅動輪切向反力的極限值,在硬路面上，它與驅動輪法向反作用力Fz2成正比，即x2max=F=Fz2驅動輪地面法向反作用力與汽車的總體布置、行駛狀況及道路的坡度有關。式中中為附著系數(shù)，它與路面的種類和狀況、車輪運動狀況、胎壓及花紋有關，行駛車速對附著系數(shù)也有影響。在一

33、般動力性分析中只取附著系數(shù)的平均值，見表1.2。表1.2輪胎與路面間的附著系數(shù)路面普通輪胎高壓輪胎干燥的瀝青或混凝土路面0.700.800.500.70潮濕的混凝土路面0.50.4潮濕的瀝青路面0.450.60.35碎石路面（十）0.600.700.500.60碎石路面（潮濕）0.400.500.300.40土路（干）0.500.600.400.50土路（濕）0.300.400.200.40土路（泥）0.150.250.150.25雪路（松軟）0.200.350.200.35雪路（壓實）0.200.350.120.20冰路面0.100.200.080.15硬路面的接觸強度大，地面的堅硬及微小的

34、凸起物和輪胎表面的機械嚙合作用等，使輪胎與地面之間產(chǎn)生較大的附著力，故附著系數(shù)較大。潮濕的路面和微觀凸凹、被污穢、灰塵所填的路面，附著系數(shù)下降。輪胎氣壓對附著系數(shù)有較大的影響，在干燥的硬路面上，降低輪胎的氣壓，輪胎與路面微觀不平處的嚙合面積增大，使附著系數(shù)加大。在潮濕的硬路面上，適當提高輪胎氣壓，可以提高對路面的單位壓力，有利于擠出接觸處的水分，附著系數(shù)提高。此外，在硬路面上行駛的汽車，胎面花紋做成淺而細的形狀，可以增強胎面與路面上微觀突起物間的嚙合作用，有利于提高附著系數(shù)。在軟路面上行駛的汽車，胎面花紋做成粗而深的花紋，可增大嵌入輪胎花紋內的土壤的剪切斷面，達到提高附著系數(shù)的目的。輪胎花紋做

35、成具有良好的排水功能的形狀，提高汽車在潮濕路面上的附著系數(shù)。行駛車速對附著系數(shù)也有影響。在硬路面上，車速增加時，輪胎來不及與路面微小凸起部分很好嚙合，附著系數(shù)下降。雨天在硬路面上行駛，車速提高時，輪胎與路面間的水不易被擠出，使附著系數(shù)顯著下降。在松軟路面上行駛的汽車，由于汽車車速的提高，車輪的作用力很容易破壞土壤的結構，造成附著系數(shù)也下降。應當明確，附著力并不是汽車受到的一個力，它只是路面給車輪切向力的極限值。當?shù)孛媲邢蛄_到此值時，驅動輪將產(chǎn)生滑轉，汽車不能行駛，因此，汽車行駛應滿足的第二個條件一一附著條件為（對于后輪驅動的汽車）Fx2=Ft-Ff2MF.：=Fz2（1.26）Ft<F

36、Z2（f）而f?邛，所以上式可近似為FtMFz2邛或Ft<FzqfP(1.27)式中Fz,一一作用于所有驅動輪上的地面法向反作用力。Ff-Fw-Fi<Ft<Fz.：;：這就是汽車行駛的必要與充分條件。聯(lián)立式（1.25）和式（1.27）得汽車行駛的驅動與附著條件為（1.28）圖1.12為汽車加速上坡受力圖。可推導出Fz1、Fz2隨上述條件變化而變化的規(guī)律。圖1.12汽車加速上坡受力圖1.6 節(jié)汽車驅動力一行駛阻力平衡圖與動力特性圖1.6.2 驅動力一行駛阻力平衡圖前面得到汽車的行駛方程式為Ft=FfFw匕FjTtqigi0TCDAuaGdu或=Gfcos：Gsin:r21.15

37、gdt此方程表明了汽車行駛時，驅動力和各行駛阻力之間的平衡關系。當發(fā)動機轉速特性、變速器傳動比、主減速比、機械效率、車輪半徑、空氣阻力系數(shù)、汽車迎風面積及汽車總質量等初步確定后，便可利用此式分析汽車在良好路面（瀝青、混凝土路面）上的行駛能力,即確定節(jié)流閥全開時，汽車能達到的最高車速、加速能力和爬坡能力。為了清晰而形象地表明汽車行駛時的受力情況及其平衡關系，一般是采用汽車行駛方程式用圖解法來進行分析的。汽車的驅動力行駛阻力平衡圖就是最基本的一種，將汽車行駛中經(jīng)常遇到的滾動阻力和空氣阻力疊加后畫在驅動力圖上，并表明該疊加量隨車速的變化關系曲線。圖1.13即為一具有五檔變速器汽車的驅動力-行駛阻力平

38、衡圖。1.4.2利用驅動力一行駛阻力平衡圖圖解汽車動力性指標利用汽車驅動力-行駛阻力平衡圖，我們可以圖解分析汽車的各項動力性指標。圖1.13汽車驅動力一行駛阻力平衡圖6 最高車速在水平、良好的路面上，節(jié)流閥全開，變速汽車的最高車速是指汽車在無風的條件下,器置于最高檔所能達到的車速。根據(jù)汽車行駛方程Ft=FfFwFiFj此時，F(xiàn)i=0,Fj=0,Ft=Ff+Fw,即驅動力-行駛阻力平衡圖上Ft曲線（此時為最高檔驅動力曲線Ft5）與Ff十FW曲線的交點對應的車速，就是最高車速（圖中為175km/h）。從圖中還可以看出，當車速低于最高車速時，驅動力大于行駛阻力，這樣，汽車就可以利用剩下來的驅動力加速

39、或爬坡，或牽引掛車。當需要在低于最高車速的某一車速（如160km/h）等速行駛時，駕駛員可以關小節(jié)流閥開度（圖中虛線），此時發(fā)動機只用部分負荷特性工作，相應地得到虛線所示驅動力曲線，以使汽車達到新的平衡。6 汽車的加速能力汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時，能產(chǎn)生的加速度來評價。由于加速度的數(shù)值不易測量；一般常用加速時間來表明汽車的加速能力。例如用直接檔行駛時，由最低穩(wěn)定速度加速到一定距離或80%Uamax所需時間（新車一般用0100km/h所需的時間）。du出小(Fffl由汽車行駛方程得：050100150%/(km/h)顯然利用圖1.13,可計算得各檔的加速度曲線如圖1.14所示。

40、有的汽車I檔的6值甚大，n檔的加速度可能比I檔的還要大。根據(jù)加速度圖，可以進一步求得由某一車速加速至另一較高車速所需的時間。4工.du由于j=dtu21故t=duuij圖1.14汽車的行駛加速度曲線1一如果回出加速度倒數(shù)1隨速度變化的曲線，可用圖解積分法求出曲線下的面積，即為加速過程中的加速時間。6 汽車的爬坡能力汽車的爬坡能力是用最大爬坡度來評定。最大爬坡度imax%是指汽車滿載時，在良好路面上以最低檔所能爬行的最大坡度。此時汽車在良好路面上克服Ff+FW后的力，全部用來克服坡度阻力，故=0,即Fi=0dtj因此Fi=Ft-舊Fw)式中，F(xiàn)f應為Gfcos«，但Ff的數(shù)值本來就較小

41、，且cosa定1,故可認為Gsin：=Ft-(FfFw).FtYFfFw)-二arcsinG這樣利用圖1.13,即可求出汽車能爬上的坡道角，并相應地求出坡度值，如圖1.15所示。其中最大爬坡度imax為I檔時的最大爬坡度，直接檔最大爬坡度i°max亦應引起注意，因為汽車經(jīng)常是以直接檔行駛的，如果i0max過小，迫使汽圖1.15汽車爬坡度圖車在遇到較小的坡度時經(jīng)常換檔，這樣就影響了i0maxFt0max(Ft.Fw)G(1.29)行駛的平均速度；其數(shù)值按下式求出：式中Ft0max-直接檔時的最大驅動力。1.4.3動力因數(shù)利用汽車驅動力-行駛阻力平衡圖可以確定汽車的動力性，但不能用來直接

42、評價不同種類汽車的動力性。因為種類不同的汽車，其質量或外形有所不同，因此各行駛阻力也不同，也就是說即使驅動力相近的汽車，其動力性也不相近。所以可以預想到表征動力性的指標，應該是一種既考慮驅動力，又包含汽車自重和空氣阻力在內的綜合性參數(shù)。將汽車行駛方程式進行一定的變換，便可找出評定汽車動力性的參數(shù)。Ft=FfFwFiFjFt-Fw=G'-：-dugdt(1.30)Ft-Fw,二包-G一gdt式（1.30）的右邊是汽車行駛時的道路阻力系數(shù)及加速度與-的乘積，左邊是汽車本身所具有g的參數(shù)。若令Ft-FwG為汽車的動力因數(shù)，并以符號D表不，則Ft-Fw；duG-gdt(1.31)圖1.16動力

43、特性圖不論汽車自重等參數(shù)有何不同，只要有式（1.31）稱為汽車的動力平衡方程。由式（1.31）可知,相等的動力因數(shù)D,便能克服同樣的坡度和產(chǎn)生同樣的加速度（設兩汽車的6值相同）。因此,目前常把動力因數(shù)作為表征汽車動力特性的指標。1.4.4汽車的動力特性圖及其應用利用Ft-ua和Fw=f（ua）的函數(shù)關系，根據(jù)式（1.31）計算出D并作出D-ua關系曲線，因此，目前常把動力因數(shù)作為表征汽車動力特性的指標。稱為動力特性圖，如圖1.16所示。再將汽車滾動阻力系數(shù)f隨車速ua變化關系曲線，以同樣的比例尺畫在動力特性圖上，就可以方便地分析汽車動力特性。1.4.4.1最高車速在汽車達到最（Wj車速時，j=

44、0,i=0,故汽車的動力平衡方程式（31）變?yōu)镈=f,即圖15中高速檔動力因數(shù)曲線與滾動阻力系數(shù)曲線交點處對應的車速為最高車速。2 各檔爬坡能力在各檔爬最大坡度時，加速度j=0,動力平衡方程式為因此，D曲線與f曲線之間的距離，就是汽車各檔的爬坡能力。粗略估算時,Dmax-f，就是汽車的最大爬坡度。實際上,1檔所能上的坡度一般較大，因此,cosot<1,sin豆wi,故imax=Dmaxf的誤差較太，此時Dmax=fcos：maxSin：max1f2D解此三角函數(shù)方程，求得：，max=arcsin然后再根據(jù)tan：max-imax換算成坡度。2 加速能力評定汽車的加速能力時，設i=0,則動

45、力平衡方程為duD=fgdtdU-(D-f)dt、因此，在汽車動力特性圖上，D曲線與f曲線之間距離的3倍；就是汽車各檔的加速d度。當求直接檔加速度時，若粗略判斷，可取6之1,g%10m/s2,則加速度值就是D曲線與f曲線之間距離的10倍。由上述可見，用動力特性圖求解汽車的動力性指標十分合適和方便，在汽車的技術文件中常用動力特性來表征汽車的動力性。在動力特性圖上幾個重要參數(shù)如下：(1)汽車在水平良好路面上的最高車速uamax。(2)I檔最大動力因數(shù)Dmax。它可粗略地代表最大爬坡能力。(3)直接檔的最大動力因數(shù)D°max。它說明了汽車以直接檔行駛時的爬坡與加速能力，該值對汽車行駛的平均

46、速度有很大影響。1.5節(jié)汽車的功率平衡汽車行駛時，不僅存在驅動力與行駛阻力的平衡關系，而且也存在發(fā)動機功率和汽車行駛的阻力功率間的平衡關系。即發(fā)動機發(fā)出的有效功率，始終等于機械傳動損失與全部運動阻力所消耗的功率。1.1.1.1.2 功率平衡方程汽車運動阻力所消耗的功率，有滾動阻力功率Pf、空氣阻力功率PW、坡度阻力功率R及加速阻力功率？,它們的表達式為FfUaGfCOSJiUaPf二二3.610003600L八A3FwUaCdAuaPW=360076140Pe1-二一(PfPwPTPj)FiuaGsin：ua36003600Fjua_、Guadu36003600gdt功率平衡方程為2即Pe=(

47、Gfcos。+Gsin:D、u)3600T21.15gdt當0(較小時,sina電i,cosa電1,上式可寫成ua_Pe=(GfGi36002CdAuaGdu+S21.15gdt)1.5.2功率平衡圖及其應用汽車的功率平衡關系也可以用圖解法表示。以縱坐標表木功率，橫坐標表小車速，將發(fā)flm/(r/rain),2一片次(rAnin)動機功率巳、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率1(Pf+PW),對應于車速的關系曲線繪在坐T標圖上，即彳#到如圖1.17所示功率平衡圖?？梢娪捎诎l(fā)動機功率隨車速的變化，實際上是隨轉速的變化，發(fā)動機轉速在各檔位對應的行駛車速不同，因此得出圖示的各檔功率與行駛車速的關系曲線。Pf在低

48、速范圍內為一直線，在高速時由于f是ua的一次函數(shù)，Pf是ua的二次函數(shù)；而圖1.17汽車功率平衡圖Pw則是ua的三次函數(shù)。兩者疊加后，阻力功率曲線是一條斜率越來越大的曲線。它與檔位無關，只與車速有關，所以高速時，汽車主要克服空氣阻力而消耗功率。1.5.2.1最（Wj車速汽車達最局車速時,1Pe=一(PfPw)即功率平衡圖中，發(fā)動機功率曲線（直接檔）與阻力功率曲線的交點對應的車速uamax,稍大于最高檔時發(fā)動機最大功率對應的車速Up。3 加速能力評價加速能力時，i=0,則Pj=TPe-(PfPw)T所以，不同車速時的加速度為dudt3600gtGUaPe1(PfPw)3 上坡能力評價汽車上坡能力

49、時，j=0,粗略計算求出汽車的爬坡度為3600T1-一二0Pw)功率平衡圖上，各檔功率曲線表示汽車在該檔上，不同車速時可能發(fā)出的功率。總阻力功率曲線表示在平直良好路上，以不同車速等速行駛時所需要的功率。兩者間的功率差值為后備功率，它可以用來使汽車加速、爬坡等。利用功率平衡的方法求解動力性問題顯得麻煩。但汽車的速度越高，遇到阻力越大，克服阻力所消耗的功率就越大，因此，功率平衡是從能量轉換角度研究汽車動力性的。利用功率平衡，還可以研究行駛時發(fā)動機的負荷率，即一定工況下，克服阻力所需發(fā)動機發(fā)出功率和該工況下發(fā)動機能夠發(fā)出的最大功率的比值，以便研究經(jīng)濟性問題。5 節(jié)影響汽車動力性的主要因素5.4 發(fā)動

50、機參數(shù)的影響5.4.1 發(fā)動機最大功率的影響發(fā)動機功率愈大，汽車的動力性愈好。設計中發(fā)動機最大功率的選擇必須保證汽車預期的最高車速。最高車速愈高，要求的發(fā)動機功率愈大，其后備功率也大，加速和爬坡能力必然較好。但發(fā)動機功率不宜過大，否則在常用條件下，發(fā)動機負荷率過低，油耗增加。單位汽車重力所具有的發(fā)動機功率Fe/G稱為比功率或功率利用系數(shù)。比功率和汽車的類型有關。總重力49kN（5t）的貨車其比功率在較小范圍內變化，一般在75kW/kN以上。轎車和總重力小于39.2kN的貨車比功率較大，動力性很好。重型自卸汽車速度低，比功率較小。5.4.1 發(fā)動機最大扭矩發(fā)動機的最大扭矩大，在i0、ig一定時，

51、最大動力因數(shù)較大，汽車的加速和上坡能力也強。5.4.1 發(fā)動機外特性曲線的形狀兩臺發(fā)動機的外特性曲線形狀不同，但其最大功率和相對應的轉速可能相等。假定汽車的總質量、流線型、傳動比均為已知，為了便于比較，并假定總阻力功率曲線與兩臺發(fā)動機功率曲線交于最大功率點，后備功率較大的外特性曲線所代表的汽車具有較大的加速能力和上坡能力，因而動力性能較好。同時使汽車具有較低的臨界車速，換檔次數(shù)可以減少，因而有利于提高汽車的平均行駛速度。5.4 主減速器傳動比io的影響傳動系總傳動比是傳動系各部件傳動比的乘積。普通汽車上沒有分動器和副變速器，如果變速器的最高檔是直接檔，減速器傳動比i0對汽車動力性的影響，可利用

52、汽車在直接檔行駛時的功率平衡圖來分析。主減速器的傳動比io不同，汽車功率平衡圖上發(fā)動機功率曲線的位置不同，與水平路面行駛阻力功率曲線的交點所確定的最高車速不同。當阻力功率曲線正好與發(fā)動機功率曲線交在其最大功率點上，此時所得的最高車速最大，uamax=UP,Up為發(fā)動機最大功率時的車速。因此，主減速器的傳動比i0應選擇到汽車的最高車速相當于發(fā)動機最大功率時的車速，這時最高車速最大。主減速器的傳動比io不同，汽車的后備功率也不同。io增大，發(fā)動機功率曲線左移，汽車的后備功率增大，動力性加強，但燃油經(jīng)濟性較差。i0減小，發(fā)動機功率曲線右移，汽車的后備功率較小，但發(fā)動機功率利用率高，燃油經(jīng)濟性較好。5

53、.4 傳動系檔數(shù)的影響無副變速器和分動器時，轉動系檔數(shù)即為變速器前進檔的檔數(shù)。變速器檔數(shù)增加時，發(fā)動機在接近最大功率工況下工作的機會增加，發(fā)動機的平均功率利用率高，后備功率增大。有利于汽車加速和上坡，提高了汽車中速行駛時的動力性。檔數(shù)多，可選用最合適的檔位行駛，發(fā)動機有可能在大功率工況下工作。使功率利用的平均值增大。檔數(shù)的多少還影響到檔與檔間傳動比的比值。比值過大時會造成換檔困難。一般認為比值不宜大過1.71.8。因此變速器頭檔傳動比越大，檔數(shù)也應越多。各種汽車變速器檔數(shù)有大致的規(guī)律。貨車變速器檔數(shù)隨整車整備質暈的增加而增多?？傎|量3.5t以下輕犁貨車絕大多數(shù)采用四檔變速器?？傎|量3.510t

54、的汽車80%用五檔變速器?？傎|量14t以上的汽車85%帶有副變速器，采用8、10、12個或更多檔。越野車總質量在3.5t以下的多采用四檔變速器和兩檔分動器。3.5t以上的采用五檔或六檔變速器和兩檔分動器。轎車現(xiàn)在越來越多的采用五檔變速器。顯然，檔數(shù)多于五檔會使結構和操縱變得大為復雜。1.6.4汽車外形的影響汽車的外形影響汽車的空氣阻力系數(shù)，對汽車動力性也有影響。因為空氣阻力和車速平方成正比，克服空氣阻力所消耗的功率和車速的立方成正比，因此汽車的外形是否是流線型對汽車的最高車速影響很大。流線型外形對高速汽車的動力性、經(jīng)濟性影響十分顯著。但對汽車的爬坡能力和低速時的加速性能影響不大。汽車質量的影響汽車在使用中，其總質量隨載運貨物和乘客的多少而變化。尤其是載貨汽車拖帶掛車時，總質量的變化更大，汽車質量對其動力性有很大影響。汽車總質量增加時，動力因數(shù)D將隨之下降，而道路阻力和加速阻力隨之增大。故汽車的動力性將隨汽車總質量的增加而變差，汽車的最高行駛速度和上坡能力也下降。汽車的自身質量對汽車動力性影響也大，對于具有相同額定載重量的不同車型，其自身質量較輕的總質量也較輕，因而動力性也較好。因此，對于額定載重質量一定的汽車，在保證剛度與強度足夠的前提下，盡量減輕自身質量，可以