汽車理論教案

教學內容備注第一章汽車的動力性動力性一一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、所能達到的平均技術速度平均技術速度:是指單位實際行駛時間內的里程。本章思路：從分析汽車行駛時的受力出發(fā)，建立行駛方程式，并用圖解法求解動力性的評價指標.§1-—1汽車動力性的評價指標1、汽車的最高車速：uamax（km/h）（1）滿載、水平、良好路面（混凝土或瀝青）；（2）最高檔、全油門。2、汽車的加速能力：加速時間t（s）或加速路程）（1）原地起步加速時間：用I、II檔起步，并以最大的加速強度連續(xù)換檔，換至最高檔后至某一預定車速或路程所需的時間。（0ua）（2）超車加速時間：用最高、次高檔由某一較低車速全力加速至某一更高車速所需的時間。（ua1ua2）3、汽車的最大爬坡度：imax（%）（1）滿載、良好路面；（2）最低檔（I檔）?！麽槍Σ煌猛镜钠嚕瑐戎赜诓煌闹笜耍恨I車路況好（Uamax）；公共汽車一一分段（t）；越野車-—壞路、無路（iax）。max§1—2汽車的驅動力與行駛阻力汽車的行駛方程式：Ft=XF一、汽車的驅動力：1、產生：發(fā)動機的Ttq一傳動系一車輪Tt—對地面圓周力Fo一地面反作用在輪胎上的Ft本章課堂授課共8學時（4次課）.1—2h（第一次課開始）幻燈切換列表對比介紹不同類型汽車及國內外軍用汽車最高車速，給學員以感性認識.列表對比介紹起步加速時間。列表對比介紹最大爬坡度.△1-2h（第一次課結束）3-4h52、數值大?。篎t=錯誤!=錯誤！3、參數討論（影響因素）：⑴發(fā)動機轉矩：Ttq發(fā)動機轉速特性：發(fā)動機油量調節(jié)機構位置一定時,發(fā)動機的轉矩Ttq、功率Pe以及燃油消耗率b隨發(fā)動機轉速n的變化關系。發(fā)動機節(jié)流閥全開成高壓油泵在最大供油量位置）的轉速轉速特性為發(fā)動機的外特性；發(fā)動機節(jié)流閥部分開啟或部分供油）的轉速轉速特性為發(fā)動機的部分轉速特性帶上全部附件設備（空氣濾清器、水泵、風扇、消聲器、發(fā)電機等）時的發(fā)動機特性—動機的使用特性。使用外特性功率小于外特性功率。最大功率（汽油機小約15%、貨車柴油機小約5%、轎車柴油機小約10%）。為便于計算，常用擬合多項式來描述發(fā)動機的轉矩外特性：Ttq=a0+ain+W+…+舛k=2,3,4,5Ttq是變量（隨負荷、轉速變化）Ft將隨Ttq而變化此多項式的計算機算法：T:=（（（a[k]。n+a[k-1]）。n+a[k—2]）.n+...+a[0]即：T:=0;for：i=kdownto0do：T=T.n+a[J;⑵傳動系的機械效率：ntp^，、，nt=p*出x1%=錯誤！乂1%=（1-錯誤?。﹛1%輸入Pt為傳動系損失功率，包括：機械損失：磨擦JTtq液力損失：攪油Jn相同檔位、相同轉矩：n增加，使nt減?。ㄒ驗閚增加，使攪油損失增加）相同檔位、相同轉速：Ttq增加，使nt增大（因為Ttq增加，雖然機械損失有所增加，但Pe增加更多,使nt增大。）直接檔：恥最大實際上：nt基本上保持不變，在對汽車進行初步動力性分析時可視為常數。⑶車輪半徑：r（m）自由半徑r0：靜力半徑rs：滾動半徑rr：rr=錯誤！r=00254錯誤!+B（1一入）］對于低壓胎標記B-d或BRd:單位inch）入：輪胎徑向變形系數標準胎取0.1~0.1）4、汽車的驅動力圖：用Ft—ua圖全面表示汽車的驅動力。Ft=錯誤！ua=。.37錯誤！分析：⑴Ft與檔位的關系：不同檔位，Ft的變化范圍不同,低檔的Ft高；⑵ua與檔位的關系：不同檔位，ua的變化范圍不同，高檔的ua高二、汽車的行駛阻力：滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力、加速阻力汽車的總阻力：￡F=Ff+F［+Fw+Fj（一）滾動阻力：耳1、力的產生（形成原因）：輪胎（堅硬路面上）、地面（松軟路面上）變形過程中，內部分子摩擦而損失的能量。下面分析在硬路面上Ff的產生：⑴能量觀點（解釋現象）：功能原理一T單性遲滯損失.OCA為加載曲線，ADE為卸載曲線.即:曲線OCADEO所圍的面積為彈性遲滯損失變形一-內部分子摩擦生熱一熱量散發(fā)⑵力學方法（簡化問題）：從動輪：地面法向反力在d點〉在d‘點T地面法向反力的分布前后不對稱t合力FZ1前移一段距離at為便于受力分析和計算，將FZ1力線后移到與W］重合，則出現滾動阻力偶矩Tf1=FZ1-a欲作等速流動，必須由加于車輪中心的推力Fp1與地面切向反力Fx1構成一力偶矩，來克服滾動阻力偶矩，即Fx1?r=Tf1Fxi=Tf/r=zF?錯誤！令f=a/rf稱為滾動阻力系數，考慮FZ1與可1大小相等從動輪上的滾動阻力大小為：Ff1=W1^f驅動輪：%?r=T—FZ2?aa..Fx2=T/r—FZ2^7=Ft—Ff2總的滾動阻力：F=Ff1+Ff廣W1f+W2f=G?f在坡度為a的路面上：Ff=Gcosa?f2、f的影響因素：⑴路面種類：路面越松軟,￡越大（’.?路面變形損失能量大）⑵U：aUa，fua〈140km/h,f變化不大;u>2km/h,f，發(fā)生駐波現象aC/U，單位時間變形次數，局部產生共振，加載變形a輪胎來不及卸載回收能量，溫度迅速增高，簾布層與胎面脫落，很快爆胎。）⑶輪胎結構：簾布層數越多，內部摩擦損失越大,￡越大。⑷輪胎氣壓：在硬路面上，氣壓，變形，彈性遲滯損失（軟路面上，變化趨勢可能相反）3、f的經驗公式：轎車：f=0014（1+u2/19440）a貨車：f=0.76+0.56ua（二）空氣阻力：Ft——空氣對汽車的作用力在行駛方向上的分力1、產生：⑴宏觀上，前一壓力；后一真空吸力；側一摩擦。⑵細分：摩擦阻力（9%）壓力阻力一形狀阻力（58%）、干擾阻力（14%）、內循環(huán)阻力（12）、誘導阻力（7%）2、計算：Fw=（錯誤!pur2）CDA括號中為動壓力Fw=錯誤！3、影響因素：⑴％：%,%⑵A：A,FW（受乘坐使用空間限制不可能減?。┕浪惴椒ǎ盒】蛙嚕篈=0.94BH載貨汽車：A=1。05BH公共汽車：A=1。20BH⑶CD：（取決于車身主體的流線型）45。傾角檔風玻璃與完全園形車頭相比，CD基本相同；K形車與短流線型相比,K形車的CD?。恍ㄐ魏拓撋σ硪灰粶p少升力；導流板、連接軟膜一-貨車、半掛車等。（三）坡度阻力：F.一汽車重力沿坡道的分力。大?。篎.=G?sina坡度：i=錯誤!=tgai較小時，sina~tga=i則F^G?i道路阻力：F=Ff+F,=G（f+i）=G?e其中,e——道路阻力系數。（四）加速阻力：F.——加速時，需克服其質量加速運動時的慣性力。計算：平移質量t慣性力：m錯誤!；旋轉質量t慣性力偶矩（飛輪、車輪等）。已知汽車加速度為錯誤!，則飛輪和車輪的慣性阻力偶矩為:車輪：Tw.=&錯誤!=錯誤!錯誤！飛輪：Tf.=「d?=f錯誤!=錯誤!錯誤！為便于計算，一般把旋轉質量的慣性阻力偶矩轉化成平移質量的慣性阻力，并以6作為質量換算系數（61）。6=1+錯誤!錯誤!+錯誤!錯誤！經驗公式：6=1+61+622其中，61-62=0.03~0.05則汽車加速時的慣性力為：F.=6m錯誤！三、汽車的行駛方程式：進行受力分析：1、從動輪和驅動輪在加速過程中的受力分析：（1）從動輪：Fp1=叫錯誤!+FxiFxir=Ti+w4錯誤!，Ffi=T/r故Fxi=%+錯誤錯誤！從動軸作用于從動輪的水平力為：Fp1=%+（m1+錯誤!）錯誤!（1）即推動從動輪前進的力要克服從動輪的滾動阻力和加速阻力。（2）驅動輪：Fx2=F2+明錯誤！dWFx2r+w1"dT+Tf2=T，Ff2=T2/r，tF=T/rFt’為加速過程中驅動輪上的驅動力（Ft’〈Ft）,其大小為：Ft’=p2F+Ff2+（m+錯誤!）錯誤!。.⑵2、加速時半軸施加于驅動輪的驅動轉矩、實際驅動力及飛輪的加速阻力：加速時半軸施加于驅動輪的驅動轉矩為：Tt'=tFTfj）隊"=（打f錯誤!）曷"Ft'=tT/r（=Ttq-錯誤!錯誤!）錯誤!（3）3、車身（除從動輪、驅動輪外的汽車其余部分）的受力分柝fp2=Fi+F+吟錯誤！.⑷其中，mB為除從動輪和驅動輪外的汽車質量：m=m1+m2+mB4、整部汽車的行駛方程式：將（1）Fp1式代入（4）式，再將（3）式F；和（4）式Fp2代入（2）式：（Ttq—錯誤!錯誤!）錯誤！=Ff1+（m+錯誤!）錯誤!+F.+吟錯誤!+Ff2+（m+錯誤!）錯誤！整理得：'""=Ff+F,+（1+錯誤!錯誤!+錯誤!錯誤!）m錯誤！=Ff+F+6m錯誤！設汽車在坡道上行駛：Ft=Ff+FW+F.+6m錯誤！錯誤!=Gcosaf+錯誤!+Gsina+6m錯誤！§1-3汽車行駛的驅動與附著條件一、汽車行駛的驅動與附著條件：1、驅動條件一首先得有勁106m舉6m舉=Fdtt(F+FW+FJ>0Ft>Ff+Fw+Fi2、附著條件一有勁還得使得上用F表示輪胎切向反力的極限，在硬路面上它與驅動輪所受的法向反力成正比：(巾為附著系數)(1)驅動輪的附著力:前輪驅動汽車:后輪驅動汽車:前輪驅動汽車:后輪驅動汽車:全輪驅動汽車:汽車的附著力：F=F巾F：2=fZ1巾氣=FZ1巾％=Fz2巾一般形式Ft一般形式Ft<FZ巾

驅動與附著條件：'3、11前輪驅動汽車：f,=七巾后輪驅動汽車：F：=F；2巾全輪驅動汽車：F*=F；e=F巾+F巾對前驅動輪F/孔巾'ZZ1Z1前驅動輪的附著率：ZC=錯誤！巾1則要求^1《巾對后驅動輪'F2<fz2巾后驅動輪的附著率：ZC=錯誤！巾2則要求C2《巾/.Ft<FZ2(f+巾)?.?f<<e.?.Ft<FZ2巾Ff+Fw+Fi<Ft<Fz淫二、汽車的附著力：F1、汽車附著力一一在車輪與路面沒有相對滑動的情況下，路面對車輪提供的切向反力的極限值。F=FZ巾F取決于：在硬路面上可以是最大的靜摩擦力，主要取決于路面與輪胎的性質；在軟路面上一一取決于土壤的剪切強度和車輪與土壤的結合強度2、七的影響因素：⑴載重量：增加驅動輪的法向反力x2,有利于驅動。例：越野車由貨車的FZ2(FZ2+FZ1)使f⑵輪胎結構：'深大花紋一一在松軟路面上，使土壤與車輪的結合強度提高；松軟路上放氣P—-胎面接地面積大，嵌入土壤的花紋數多，抓地能力強，且沉陷量小，土壤阻力?。虎歉街禂担篹取決于路面種類與狀況、輪胎結構（花紋、材料等）及ua等因素。三、驅動輪的法向反作用力——汽車行駛時重量再分配1、根據受力圖列方程：將作用在汽車上的各力對前、后輪接地面中心取矩則得：FZ1=錯誤！FZ2=錯誤！式中，￡Tj=Twi+TjW2，￡Tf=Ti+Tf2忽略旋轉質量的慣性阻力偶矩和滾動阻力偶矩：FZ1=FZS1錯誤！一％1FZ2=FZS2+錯誤！-FW2作用在驅動輪上的地面切向反作用力：前輪驅動：FX1=Ff2+F+F.+錯誤！后輪驅動：FX2=Ff1+F+F.+錯誤！低擋加速或爬坡時，后輪驅動汽車的后輪附著率：C"=錯誤！=錯誤！=錯誤！令等效坡度q=i+dt則七2=錯誤！gcosate在附著系數為e的路面上能通過的最大等效坡度為:q=錯誤！低擋加速或爬坡時，前輪驅動汽車的前輪附著率Ce1=錯誤！在附著系數芳e的路面上能通過的最大等效坡度為:q=錯誤！對于四輪驅動汽車，定義后軸轉矩分配系數為中：中=錯誤！則后軸轉矩分配系數為（1-中）Ce1=錯誤！Ce2=錯誤！Ce1>Ce2時：q=錯誤！八八eaCe1<Ce2時：q=LT—ehg分析：12與汽車靜止時地面法向反力比較：FZ1=G錯誤!FZ2=G錯誤！上式中第一項為汽車靜止不動時前后軸上的靜載荷;第二項為行駛中產生的動載荷。動載荷的絕對值隨坡度、加速度以及速度的增加而增大。汽車行駛時：Z1,Z2,即:重量再分配現象。汽車多后輪驅動。例題：一全輪駛動的汽車，總重G=3N，在6=0。7,f=0.02a=20°的坡度上行駛，該車可否爬上此坡？(Me=150Nm,r=0.4m,ig1=6,i0=5，nt=0.8,sina=0。34,coa=0.94，F-0,F>0)8解：先校核附著條件:Ft〈F,Ft=錯誤！=150?6?5?0。8/04=90NF=Gcosa6'=3-0O94?0。7=19740NFt〈F,，滿足附著條件；再校核驅動條件：Ft》Ff+FW+F]Ff+Fw+Fi=Gcosa6+Gsina=3-0.94-0O02+30?0。34=10764NFt〈Ff+FW+F],不滿足驅動條件；綜上所述，該車爬不上此坡?！?—4汽車的驅動力一一行駛阻動平特衡圖圖用圖解法解行駛方程式：錯誤!=Gcosaf+錯誤！+Gsina+6m錯誤！一、驅動力一行駛阻力平衡圖：1、作圖：在Ft—ua圖上加上(Ff+FW)--^圖。2、圖解法求解：⑴最高車速：％呻amaxFt與Ff+FW的交點對應的車速；13發(fā)動機發(fā)出的功率Pe發(fā)動機發(fā)出的功率Pe=傳動系損失的功率Pt+克服阻力消耗的功率P’F

一、汽車的功率平衡方程式：Pen=Pf+PW+Pi+PjPe 、1、2、⑴15直接檔的D0max對平均技術速度有很大影響.（?.?汽車常掛直接檔行駛，若D0max過小，遇小坡就得減檔，影響平均技術速度）例題：1、某車總重G=8N,D1max=0.36。若改裝為總重G‘=9N后，對D有何影響？（其它結構不變）解:D=錯誤！???F「Fw不變???D1max?G=D‘1max'G‘0。36X8=Dmax*9D‘Imax=0。322、某車D0max=0.06⑴若在f=0。02的道路上行駛，用直接檔能爬上多大的坡度；⑵若將上述動力用來加速，6=1時，可獲得多大的加速度？解：⑴i=D—f=0。06-0.02=0.04=4%⑵錯誤!=錯誤?。―-f）=9。8（0。06—0.02）=0.392m/2s§1—5汽車的功率平衡=錯誤DF"36=錯誤?。跥cosaf+錯誤！+Gsina+6m錯誤?。輚a/361=n［錯誤!+錯誤!+錯誤!+錯誤!錯誤!］功率平衡圖：作圖：分析：^emaxl°emaxll°emaxII;低檔-—ua小，且變化范圍窄，高檔-—ua大，且變化范圍寬.最高車速：UmaxamaxPe與（Pf+PW）/nt的交點任一車速：ua抬油門，等速行駛（虛線）⑷后備功率：P—（Pf+PW）/nt=ac—bc=ab反應了汽車的加速、爬坡能力。（圖中ab）后備功率，動力性⑸功率利用率：實際發(fā)出的功率（bc與可能發(fā)出的最大功率（ac）之比稱為功率利用率。功率利用率，油耗Qt第二章汽車的燃油經濟性指汽車以最小的燃油消耗量完成單位運輸工作量的能力。意義：1、汽車的燃油消耗費用約占汽車運輸成本的30%,減小燃油消耗可降低運輸成本；2、車用燃油是石油產品，而石油是重要的工業(yè)原料。自從1973年發(fā)生世界性石油經濟危機以來，如何有效地節(jié)約燃油，減少燃油消耗，提高汽車的燃油經濟性,已成為汽車制造業(yè)和汽車使用部門關注的重要問題；3、節(jié)約燃油的軍事意義：1）可減少軍事活動中汽車燃油的總供應量，減少后勤供應工作；2）可使單車活動半徑增大，保證更好完成任務?！?—1汽車燃油經濟性的評價指標1、單位行駛里程的燃油消耗量，i/1km則經濟性美國用MPG（mile/USgal）1USgal=3。785l,1mile=161km2、單位運輸工作量的燃油消耗量，l/1t.km3、按規(guī)定的循環(huán)工況的燃油消耗量，l/1km.我國有四工況試驗方法和六工況試驗方法：四工況試驗方法適用于城市客車、三軸鉸接客車、旅行客車；六工況試驗方法適用于長途客車、軍車、載貨汽車等。3、歐洲以l/1km計的1/3混合油耗：=ECE—R。15循環(huán)+90km/h等速+120km/h等速4、美國以MPG計的綜合燃油經濟性：=錯誤！5、其它:升/小時（l/h,加侖/小時（GPH）,kg/km（氣體）§2—2汽車燃油經濟性的計算1、等速行駛工況燃油消耗量的計算：16燃油消耗量Q與行駛時發(fā)動機消耗的功率有關.單位時間內發(fā)動機的燃油消耗量為：(ml/s)Qt=錯誤！其中，Pe-為發(fā)動機的輸出功率，當汽車等速行駛時：Pe=錯誤！【錯誤!+錯誤?。輇一發(fā)動機燃油消耗率(g/kw.h)(1g=9.810-3N)Y一燃油重度(N/l)汽油6.96?7。15N/1;柴油7.94?8.13N/1汽車等速行駛1km消耗的燃油量為：(1m/s=3.6km/h)Qs=錯誤e錯誤!，1/sx錯誤!，s=錯誤!，1/1km2、加速行駛工況燃油消耗量的計算：加速行駛時，發(fā)動機輸出功率為：Pe=錯誤?。坼e誤!+錯誤!+錯誤!錯誤！］ua每增加1km/h所需時間為：At=錯誤!，s從ua1ua1+1所需燃油消耗量為：Q］=(Qt0+Qt1)At,m1從ua1+1ua1+2所需燃油消耗量為：Q2=(Q］+Qt2)At,ml從ua1+n-1ua1+n所需燃油消耗量為：Qn=(Qtn-1+QtI)At,m整個加速過程的燃油消耗量為：Qa=q+q+?"+Qn，m1加速區(qū)段的行駛距離為：sa=錯誤！，m3、等減速行駛工況燃油消耗量計算：等減速行駛時，發(fā)動機處于怠速狀態(tài)。.??減速時間為：td=錯誤！，s.,?油耗為：Qd=Q.t，m1其中Qi為怠速油耗率m1/s)減速區(qū)段的行駛距離為：sd=錯誤！，m4、怠速停車時的燃油消耗量計算：設怠速停車時間為tj,s則怠速燃油消耗量為：Qi。ti,m15、整個循環(huán)工況的百公里燃油消耗量：Q=錯誤！x1,1§2—3汽車等速行駛的燃油經濟特性一、汽車等速行駛的燃油經濟特性：Q=錯誤！=錯誤！=錯誤?。跥f錯誤?。?1用Q-ua曲線表示.討論：經濟車速：Q最低的車速172）化油器省油器（加濃裝置）工作TQ3）曲線彎度愈小t不同車速下的Q與經濟車速下的Q相差愈小T燃油經濟性愈好柴油機的很平）2、利用功率平衡圖和發(fā)動機負荷特性圖求燃油經濟特性圖：1、發(fā)動機的負荷特性與負荷率：負荷特性：發(fā)動機在不同轉速下，燃油消耗率（b）與負荷（Pe）或負荷率（U）的關系。常用b—Pe曲線或b—U曲線表示。負荷率U:發(fā)動機在某一轉速下，節(jié)流閥部分開啟時發(fā)出的功率與該轉速下節(jié)流閥全部開啟時的功率之比.1）當發(fā)動機空轉時，U=0；2）節(jié)流閥全開時（滿負荷），U=1%;3）后備功率越大，則負荷率U越低。2、利用發(fā)動機負荷特性圖b—Pe曲線求燃油經濟特性圖：作圖步驟：1）在汽車的功率平衡圖中求出ua對應的阻力功率，即為發(fā)動機的輸出功率Pe；2）換算出ua對應的發(fā)動機轉速n：???ua=0377錯誤!，km/h二n=錯誤！3）在b—Pe曲線圖中找出n時，P所對應的b;4）由Q=錯誤!可求出該車速對應的燃油消耗量；5）每隔10km/h取點，即可描出Q—Ua曲線。3、利用發(fā)動機負荷特性圖b—U曲線求燃油經濟特性圖：作圖步驟：1）在汽車的功率平衡圖中求出ua對應的Pe和負荷率U:U=錯誤！2）同（3）上；3）在b-U曲線圖中找出n時，U所對應的b;4）由Q=次卜可求出該車速對應的燃油消耗量；1.02yua5）每隔10km/h取點，即可描出Q-Ua曲線.3、利用功率平衡圖和發(fā)動機萬有特性圖求燃油經濟特性圖：1、發(fā)動機的萬有特性圖：在發(fā)動機的外特性圖（Teq-n上，作出等燃油消耗率曲線”和等功率曲線”而組成的圖。2、作燃油經濟特性圖：1）在汽車的功率平衡圖中求出ua對應的阻力功率，即為發(fā)動機的輸出功率Pe；2）換算出ua對應的發(fā)動機轉速n=錯誤!；183）在萬有特性圖中找出n時，P所對應的b;或（3’）先由Teq=9549求出Teq,再在萬有特性圖中找出n時,Teq所對應的b;4）由Q=錯誤!可求出該車速對應的燃油消耗量；5）每隔10km/h取點，即可描出Q-Ua曲線?！?—4影響汽車燃油經濟性的因素汽車燃油消耗方程式：Q=錯誤！一、汽車結構因素對燃油經濟性的影響：（一）發(fā)動機：1、提高其熱效率與機械效率；2、汽’改柴’；3、增壓化；廢氣渦輪增壓）4、采用電控技術。（二）傳動系：1、傳動系效率：nt，燃油經濟性越好；2、檔數：檔數多，燃油經濟性越好.（?.?檔數多，選用恰當檔位使發(fā)動機處于經濟工況的機會多）3、傳動比：i0（三）汽車質量：GEF受G的影響較大；質量利用系數=載質量質量利用系數=載質量

整備質量1919整備質量指汽車空載即加足冷卻液、燃油并帶上隨車附件包括備用輪胎、滅火器、標準備件、隨車工具等）時的質量。載質量是貨運質量與客運質量包括駕駛員質量）之和。質量利用系數，燃油經濟性越好。（??消耗在整備質量上的燃油越少）（四）汽車外形與輪胎：1、CD：CD〉2.5時，降低CD是節(jié)省燃油的主要途徑2、輪胎簾布層數：簾布層數少，燃油經濟性越好。（???？）子午線輪胎最好，與普通斜交胎比可節(jié)油6~8%。二、使用因素對燃油經濟性的影響：（一）行駛車速：從燃油經濟特性圖可知，中速最省油.原因分析：根據燃油消耗方程式低速時，盡管行駛阻力EF小，但發(fā)動機的負荷率U太低，燃油消耗率b太高，.?.Q大；高速時，盡管發(fā)動機負荷率U大，但汽車的行駛阻力SF（特別是空氣阻力Fw）增加太快，且U達到90%—-95%時,省油器工作燃油消耗率b隨之增大,.Q大.（二）檔位的選擇：高檔行駛可能性未用盡之前，不應換入低檔。原因分析：同樣的車速，當檔位低時，后備功率大一U小一b高一Q大ua=30km/h,I檔：Q=9l/1km,II檔：Q=13.8l/1km（三）掛車的應用：拖帶掛車可省油，原因：1、雖然行駛阻力￡「增大，但發(fā)動機負荷率U-b;2、拖帶掛車增加了汽車的質量利用系數一單位運輸工作量的油耗。質量利用系數=錯誤！如:CA141單車載質量5t整備質量4.3t則單車質量利用系數為錯誤!=1。16;而掛車載質量5t,整備質量2t,一八…，5+5則全車質量利用系數為廠3葛=1.59跑空車時將掛車放在單車上，變整備質量為載質量.（四）加速--滑行的運用：加速時，發(fā)動機負荷率高一Q；滑行時，將加速時積蓄的動能加以利用。（五）正確調整與保養(yǎng)：前輪定位、制動間隙、輪胎氣壓、化油器等第三章汽車動力裝置參數的確定汽車動力裝置參數指發(fā)動機的功率、傳動系的傳動比?！?-1發(fā)動機功率的選擇常由汽車的最高車速uamax來選擇發(fā)動機的功率。發(fā)動機的功率應不小于（稍大于）汽車以最高車速行駛時的阻力功率。即：Pe》錯誤!錯誤!+錯誤!]201、比功率：3：°七,（km/t）=錯誤錯誤!Uamax+錯誤錯誤!Uamax3載貨汽車uamax（1km/h左右）相差不多，但總質量變化范圍很大，可參照同樣總質量與同樣類型車輛的比功率統計數據初步選擇發(fā)動機的功率。轎車uamax（1~3km/h）相差可以很大，可由總質量與最高車速,大體確定應有的發(fā)動機功率.2、轉矩適應性系數：Ttqmax/TPTtqmax/TP越大，動力性越好因為：①后備功率大，動力性好（圖中虛線）；②汽車偶遇外力，n,Teq有利于克服外界阻力，穩(wěn)定行駛車速。3、比轉速：％/斗傳動系的總傳動比為：it=giC0一般汽車沒有副變速器和分動器,0=1；且直接檔一般是高檔，%/斗越大，偶遇外力時，轉速允許降低值大（油門不動），飛輪放出的慣性力矩大，有利于克服外界阻力，穩(wěn)定行駛車速.§3—2最小傳動比的選擇ig=1；傳動系的最小傳動比就是主減速器傳動比i傳動系的總傳動比為：it=giC0一般汽車沒有副變速器和分動器,0=1；且直接檔一般是高檔，D當i0=Uamax22）當ad0202（適中）時，最高車速最大，即:

〉Uamax1且Uamax2〉Uamax3

03偏大）時，后備功率最大，即：bd〉cd3）當i0=01（偏?。r,后備功率最小，最高車速最小，動力性最差。但燃油經濟性好?？傊x取10時一般應使Up等于或稍小于Uamax.§3-3最大傳動比的選擇確定最大傳動比itmax，應考慮三個方面：最大爬坡度或I檔最大動力因數D;imax附著力；最低穩(wěn)定車速1）當i0確定后，確定傳動系的最大傳動比就是確定變速器I檔傳動比ig1：F=F+F.21tmaxIimax21即Teqmax'l'^t=GC0Saf+GsiO.即r'jcusamaxmax二41》錯誤！2）應按下式驗算附著條件:Ftmax=錯誤！》"3）對于越野汽車，傳動系最大傳動比應保證汽車在極低車速下能穩(wěn)定行駛，設最低穩(wěn)定車速為uamin，則：Lmax=。377錯誤！其中，扁為發(fā)動機最低穩(wěn)定工作轉速§3—4傳動系檔數的選擇與各檔傳動比的分配一、檔數：1、檔位數多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會,提高了加速能力和爬坡能力，動力性好；2、檔位數多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗，燃油經濟性好.3、由于相鄰檔的傳動比比值太大時會造成換檔困難，一般應<1.7?1。8,因此，最大傳動比與最小傳動比的比值錯誤!越大，檔位數也應越多：1）轎車：行駛車速高，比功率大，最高檔后備功率也大,即最高檔的動力因數D°max也大，D1max與D0max間范圍小，即錯誤!小。因此，可用三檔變速器.但為了節(jié)省燃油，現在已多采用五檔變速器。2）輕型和中型載貨汽車：比功率小，一般用五檔變速器3）重型載貨汽車：比功率更小，使用條件也更復雜，有時還需拖帶掛車，要求有很大的驅動力，一般用六檔?十幾檔的變速器。4）越野汽車:使用條件最復雜，經常需牽引火炮或掛車，錯誤!很大，檔位數也比同噸位載貨汽車多一倍左右。二、中間各檔傳動比的分配：變速器各檔傳動比大致是按等比級數分配的：錯誤!=錯誤!=???=q，q為公比設為n檔變速器，n=1（直接檔），且ig1已知，則：錯誤!.錯誤!?！e誤!=中一1即ig1=q-1q=n-1錯誤！二ig2=q—2，ig3=q—3,…，igm=q-m，…，ign=『E傳動比按等比級數分配的好處：1）換檔過程中，發(fā)動機總在同一轉速范圍內工作，駕駛員22容易把握換檔時機.證明：I檔tII檔:換檔前,％=0377錯誤！換檔后，ua2=0.37錯誤！由ua1=u2得發(fā)動機轉速降低到n1=錯誤!n2才能使離合器換檔無沖擊。同理,11檔fill檔時，需nJ=錯誤!n2,??錯誤!=錯誤!=q二n1'=1n即，如果每次發(fā)動機都提高到轉速n2換檔，只要待轉速降低到n1，離合器就能無沖擊地接合。2）能使發(fā)動機經常在接近外特性最大功率Pemax處的大功率范圍運轉，增加了汽車的后備功率，提高了動力性.見圖）3）主變速器按等比級數分配傳動比，便于與副變速器結合，構成更多檔位的變速器。例：設五檔變速器公比為q2,傳動比序列為1,q2,q4,q6,（?結合一副變速器，其傳動比為1,q則得到10檔變速器：q,q2,q3,q4,q5,q6,q7,q8,（f但實際設計時，高檔公比略小于低檔公比。（??高檔經常使用，利用率高）第四章汽車的制動性1）汽車在行駛中能強制地降低行駛車速以至停車的能力；2）在下長坡時維持一定車速的能力；3）制動時保持行駛方向穩(wěn)定性的能力。意義：1）直接關系到交通安全，是汽車安全行駛的重要保證；2）可靠的制動性是汽車動力性充分發(fā)揮的前提.§4—1汽車制動性的評價指標1、制動效能：迅速地降低行駛車速以至停車的能力包括:制動距離、制動減速度2、制動時汽車的方向穩(wěn)定性：在制動過程中，維持直線行駛能力，或按預定的彎道行駛的能力。即:制動時不發(fā)生跑偏、側滑、失去轉向能力的性能。3、制動效能的恒定性：即抗衰退性能）包括：連續(xù)制動抗熱衰退、涉水后抗水衰退.23例：我國GB7258—87《機動車運用安全技術條件》規(guī)定：“在平、干水泥路或瀝清路面（*=0.7）上試驗，總質量<4。5t的車輛，初速為30km/h時，制動距離應小于7。0m,制動減速度應〉6.4m/2不許偏出3。7m的通道?！薄?—2制動時車輪受力一、地面制動力：ixb汽車制動時，地面對車輪提供一個與行駛方向相反的外力，使其減速停車。1、大?。篎Xb=T/r2、取決于：⑴摩擦片與制動鼓或制動盤之間的摩擦力；⑵輪胎與地面間的附著力.二、制動器制動力：F在輪胎周緣上克服制動器摩擦力矩T所需的力.1、大?。篎=T/r"2、取決于:制動器絆構參數、制動踏板力成正比）。三、地面制動力FXb、制動器制動力F及附著力F,之間關系1、車輪抱死前一純滾動：“*Fxb=F<F*2、臨界狀態(tài)一—剛剛抱死：Fxb=F=F*3、車輪抱死后一抱死拖滑：Fxb=F<廿結論：只有F足夠大且地面有較大的七，才能得到較大的FXb.FXb=mih（F,F）*四、硬路面上的附著系數：*附著系數，反映了地面提供切向反力的能力。（一）分析接地印痕：1、純滾動-花紋與印痕一致：uw=rwW2、邊滾邊滑--印痕模糊：（轉動成份減少）UW>rr0WW3、車輪抱住一一印痕粗黑：（沒有轉動成份）ww=0（二）滑移率（s）制動過程中滑移成份的多少.s=錯誤！*1%uW—-車輪的實際速度（車輪中心的速度、車速）rsw——車輪的圓周速度24uW—r3w—-車輪的滑移速度討論：1、純滾動時：uW=rwW,s=02、邊滾邊滑：uW>iwW,0<s<1%3、車輪抱住：wW=0,s=1%（三）制動時附著系數與滑移率的關系：制動力系數：eb-—--地面制動力Fb與垂直載荷w之比；側向力系數：et地面?zhèn)认蛄y與垂直載荷w之比.1、eb—s曲線：試驗結果）峰值附著系數:eps=15—20%時，有*bmax=*P滑動附著系數:eSs=1%時的eb為eSOA段實際無滑移：制動時，輪胎制動半徑rrw>滾動半徑rr0.（?.?制動時，輪胎受拉，如圖）2、et—s曲線：sT^t；且s=1%時，et=0，受側向力干擾時，極易側滑，甚至調頭。摩擦圓：路面對輪胎的切向反作用力是各向同性的（近似），即：在任何方向上都有f=FZe"2=F2+F2'等式兩邊同除以fz，得et=錯誤！有:eb^^結論：s=15—20%時，礦最大，et也較大，即能快速制動，又能防止側滑，ABS防抱死系統（四）附著系數的影響因素：1、道路的材料、結構、狀況：材料：結構-為增加排水能力：宏觀上，中間高、兩邊低；微觀上，粗糙且有尖銳棱角.狀況:干、濕、冰、雪、清潔度等2、輪胎的結構、花紋、材料：低氣壓、寬斷面、深花紋、子午線輪胎的e。3、車速：VavaTe（也說明：高速制動困難）。25§4—3汽車的制動效能及其恒定性——汽車迅速降低行駛速度直至停車的能力.其評價指標：制動距離，s（m）；制動減速度，j（m/s2）。一、制動時整車的受力分析：沿行駛方向：Fj=FXb+￡F-FXbi=0水平路），耳=0（堅硬路），FW=0（制動初速度不高）。其中Fj=mj為減速慣性力二、制動減速度：jj=Xb/m汽車在不同的路面上能達到的最大制動減速度為：jnax=FXbmax/m=*bG/m=*bg允許前后輪都抱死：jnax=esg裝有abs的汽車：￡.=*Pg三、制動距離：s指汽車車速為ua0空檔）時，從駕駛員踩著制動踏板開始到汽車停住為止，所駛過的距離。1、制動過程：駕駛員的反應時間：T1=T1，+T」（駕駛員精神反應+生理反應）制動器的作用時間：T2=T2'+2"（制動器滯后時間+制動力增長時間）持續(xù)時間：t3（j基本不變）消除制動時間：t4（t4過長，影響隨后起步或加速行駛）2、制動距離的大小估算：制動距離應是t2'、t2”和t3期間駛過的距離。1）T2’期間駛過的距離：S’=U）t2，，m2）t2”期間駛過的距離：S2”?.?制動減速度線性增長，即:錯誤!=kT其中k=-錯誤！.,.Jdu='kTdt又，..T=0時U=U故u=u+錯誤！kt2則t=t2”時ue=u+錯誤！kT2”2（求S3用）S2”=Judr=錯誤！26=%"'-錯誤!jnaxU'2???s2=s2’+2"3）t3期間駛過的距離：S3作勻減速運動，且知初速為ue，末速為0,則：S3=錯誤!=錯誤!-錯誤!U0T2"+錯誤亦axT2”2總制動距離：s=S+S3=U（t2'+錯誤!）+錯誤！一錯誤亦axt2"2鋁u0（t2'+錯誤?。?錯誤！S=錯誤?。═2’錯誤?。︰a0+錯誤！，m3、影響制動距離的因素：⑴附著系數:er⑵起始車速：1|0-S⑶制動器作用時間：t2——主要原因（與t3比）四、制動效能的恒定性：取決于摩擦副的材料、制動器的結構。1、抗熱衰退性：2、抗水衰退性：§4—4制動時汽車的方向穩(wěn)定性一汽車在制動過程中，維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力能力。跑偏制動時，汽車自動向左或向右偏駛。側滑一制動時，汽車的某一軸或兩軸車輪橫向滑移。前輪失去轉向能力一指彎道制動時，汽車不再按原來彎道行駛而沿彎道切線方向駛出或直線制動時轉動方向盤汽車仍按直線方向行駛的現象。一、汽車的制動跑偏：1、汽車的左右車輪特別是轉向輪左右車輪制動器制動力F不相等；“一-由制造、調整的誤差造成的，有向左或向右。2、制動時懸架導向桿系與轉向桿系在運動學上的不協調.由設計原因造成的,總向左（或向右）跑偏。例:一試制中的貨車，制動總向右跑偏，分析原因：轉向節(jié)上節(jié)臂處球頭銷離前軸中心線太高，且懸架鋼板彈簧剛度太?。ㄜ洠?。二、制動時后軸的側滑：試驗分析：1、前輪無制動力、后輪有足夠的制動力：會側滑；2、后輪無制動力、前輪有足夠的制動力：一-不會側滑，但前輪失去轉向能力；3、前、后輪都有足夠的制動力，但它們抱死拖滑的次序和時間間隔不同：（ua0=644km/h）⑴前輪比后輪先抱死，或后輪比前輪先抱死的時間間隔〈0。5s——不會側滑，但前輪失去轉向⑵后輪比前輪先抱死的時間間隔〉0.5s一-嚴重側滑；4、起始車速ua0和附著系數e的影響：⑴ua0：只有ua0>ua1時，后軸側滑才成為一種危險的側滑。（2）e：et側滑程度原因：et制動時間t側滑程度試驗結論：1、制動過程中，若只有前輪抱死、或前輪先抱死，汽車不側滑（穩(wěn)定狀態(tài)），但喪失轉向能力；2、若后輪比前輪提前一定時間先抱死且ua0>ua1時，汽車在輕微側向力作用下就會側滑.路面愈滑、制動距離和制動時間愈長，后軸側滑愈劇烈.（一）受力分析：1、前輪抱死、后輪滾動：在側向力作用下，前軸側滑使汽車轉向，離心力Fj與側滑方向相反，Fj減小或抑制側滑一一穩(wěn)定工況2、后輪抱死、前輪滾動：在側向力作用下，后軸側滑使汽車轉向，離心力Fj與側滑方向相同，Fj加劇后軸側滑一一非穩(wěn)定工況危險）（二）結論：為保證制動方向穩(wěn)定性，首先，不能出現：只有后輪抱死、或后輪比前輪先抱死的情況，以防止危險的后軸側滑；其次，盡量少出現：只有前輪抱死、或前后輪都抱死的情況，以維持汽車的轉向能力；最理想的情況：防止任何車輪抱死。（三）出現后軸側滑時的解決辦法：一-制動，并向側滑方向打方向。28§4—5前、后制動器制動力的比例關系問題引入：為保證有良好的制動性，即良好的制動效能和制動方向穩(wěn)定性，后輪的制動器制動力F2大小應合適.若F”t后輪FXb易先達到F,而先抱死t易側滑那么:2對于前能后制富器制后輪黑定影分配動效般汽車來說，該如何確定此分配比例呢？一、地面對前、后車輪的法向反作用力：FZ1、FZ2問題引入：???制動時，壇、fZ2，且F=FZe..?F,]、F"，直接影響前、后輪抱死先后順序有必要先討論制動時，垢、FZ2將如何變化：假定：i=0（水平路），耳=0（堅硬路），FW=0（制動初速度不高）..?.￡F=0。忽略減速時旋轉質量產生的慣性力偶矩.FziL=Gb+hFz2L=Ga-扎將Fj=m錯誤!，（忽略旋轉質量，6=1）代入上式，得：FZ1=錯誤?。╞+錯誤!錯誤!）fz2=錯誤?。╝錯誤!錯誤!）若前、后輪都抱死（在e的路面上）：j=錯誤!=eg，則：FZ1=（b+ehg）G/LFZ2=（a-ehg）G/L可見，當制動強度或附著系數變化時，fZ1、fZ2變化很大，重心前移。、理想的前、后制動器制動力F的分配曲線：制動時，前、后輪同時抱死，，對制動效能、制動方向穩(wěn)定性均有利,此時的F2--%的關系曲線稱為理想的前、后制動器制動力的分配曲線：“如何理想地分配f1--f2,才能使汽車在任何e的路面上，前、后輪同時抱死？“"在任何e的路面上，前、后輪同時抱死的條件是：前后制動器制動力的和等于地面附著力；且FyF2分別等于各自的附著力。即：““F.2eFz1eFz229F1+F2=eGF?=(b+ehg)Ge/L⑴Fl=(a—ehjGe/L⑵⑴+⑵，得：F1+F2=eG一等制動力線組;⑴/2）,得：p=錯誤!制動力分配線組“1上述兩線組的對應e值交點連線一一理想的前、后制動器制動力的分配曲線，簡稱i曲線.消去e：F2=錯誤?。坼e誤錯誤！（錯誤!+2F1）］“討論：“1）汽車前、后輪制動器制動力F1、F2的分配關系如果能滿足i曲線，就能保證在任何e的路面上前：后輪都同時抱死制動.即，只有當路面的e變化后,F1、f2的分配關系也隨i曲線變化，才能使前、后輪同時抱死：“2）由于當前后輪同時抱死或先后都抱死時：，=Fxb1=咯且F“2=Fxb2=F,2囪此，I曲線也是..：3）I曲線只與汽車的結構參數有關（汽車質量山、質心到前后軸的距離a,b、質心高度hg）。三、具有固定比值的前、后輪制動器制動力及同步附著系數：1、具有固定比值的前、后輪制動器制動力分配系數。及。線:一般汽車前、后輪制動器制動力之比為一固定值。阡Fj/廿二錯誤!=錯誤！實際的F“1、孔2的分配線一一。線（直線）—-1曲線與。線的交點處的附著系數。⑴e0的意義：前、后輪制動器制動力為固定比值的汽車，只有在一種附著系數（即：e0）的路面上制動時，才能使前、后車輪同時抱死。2）解析法求e0：,??錯誤!=錯誤！而錯誤!=錯誤！?^e0=錯誤或0=錯誤！提問：e0值是由路面參數決定的還是由汽車結構參數決定的？，e0必是i曲線上的點，只與汽車結構參數有關.四、汽車在各種路面上制動過程的分析：30（一）f線組與r線組：1、f線組在各種e值的路面上，只有前輪抱死時的前、后輪地面制動力FXb1、FXb2的關系曲線.當前輪抱死時：錯誤!=錯誤!=錯誤！FXb1=eFZ1=e錯誤?。╞+錯誤!錯誤!）代入并整理得：Fxb2=錯誤！Fxb1一錯誤！以不同的e值代入上式，即得f線組。與縱坐標FXb2截距為：一錯誤!，所有線過點（0,—錯誤!）.2、r線組一一在各種e值的路面上，只有后輪抱死時的前、后輪地面制動力FXb1、FXb2的關系曲線。當后輪抱死時：FXb2=efz2=e錯誤!（a-錯誤!錯誤！）代入并整理得：FXb2=錯誤！FXb1+錯誤！以不同的e值代入上式，即得f線組。與橫坐標FXb1截距為：錯誤!，所有線過點（錯誤!，0）。以不同的e值代入上式，即得r線組。3、作f線組與r線組圖：⑴f線組與r線組交點，即前、后輪同時抱死點，f線組與r線組交點連線，即I曲線；⑵I曲線以上f線組與I曲線以下的r線組：前、后輪均己抱死,FXb=eG,不再增加，無意義.（二）制動過程的分析：設:汽車的e0=0.391、在e〈e0的路面上制動：設e=0。3A都抱e=(ij=B都抱O-AA點A5車輪工況均未抱死前輪抱死拖滑F注2沿0線變化FXb1F<b2沿0線變化交于e=0。3的f線沿e=0。3的f線變化交于線FXb與氣的關系“FXb1=F1MFXb2=F2FXb1<F1MFXb2=F22、在e〉e0的路面上制動：設e=0。7OfB點Bf車輪工況均未抱死后輪抱死拖滑F注2沿0線變化31FXb1FXb2沿0FXb1FXb2沿0線變化始于巾=0。7

的r線沿巾=0.7的r

線變化FXb與七

的關系FXb1=F1MFXb2=F2FXb1=%FXb2〈F"23、在巾=巾0的路面上制動:線制動開始:、FXb1、Fx?、、'、％沿。線上升；。線與交于相=0.7的f線

（I曲線）j=0.7gr、f、結論：0線位于I線下方（路面巾〈巾0），總是前輪先抱死；0線位于I線上方路面巾〉巾0），總是后輪先抱死。五、制動強度q：為防止后軸側滑或前輪失去轉向能力，汽車在制動過程中最好既不出現后軸車輪先抱死的危險工況（側滑），也不出現前軸車輪先抱死或前后車輪都抱死的危險工況。.??應以即將出現車輪抱死，但還沒有任何車輪抱死時的制動減速度作為汽車能產生的最高制動減速度。定義：制動強度z=錯誤!/g顯然，在巾=巾0的路面上制動時，z=e0；而在其它巾值的路面上制動時，z〈巾0。（證明如下）1）在巾＜巾0路面制動時，前輪剛首先抱死時獲得最大制動減速度：Fo1=巾FZ1=巾錯誤?。╞+錯誤!錯誤!）F1=0F=0FXb=0錯誤!錯誤！?.『前輪剛抱死,.?.有、=）=FXb1可求出：錯誤!=錯誤!巾8=錯誤!巾8?-z1=錯誤!巾??巾＜巾0.?.巾巾＞0二z］〈巾2）在巾〉巾0路面制動時，后輪剛首先抱死時獲得最大制動減速度：G/..…、F"=巾FZ2=巾L（a-錯誤!錯誤!）F2=（1-）F=（1—0）錯誤!錯誤！?.『前輪剛抱死，有"2=廿2可求出：錯誤!=錯誤!巾8=錯誤!巾8?-z2=錯誤!巾?.?巾＞巾0.?.巾巾＞0z2〈巾六、附著系數利用率°&：在附著系數為巾的路面上制動時，制動強度與附著系數之32比：&=錯誤!。e〈e0時，￡1=錯誤！<1；e>e0時，￡2=錯誤！<1；e=e0時，￡=11)￡常用來評價汽車在不同路面上制動時方向穩(wěn)定性的好壞。?.?其值的大小在一定程度上反映了前后輪先后抱死拖滑的時間間隔長短：￡越小，前后輪先后抱死拖滑的時間間隔越長，汽車喪失方向穩(wěn)定性的可能性越大。2)￡的大小也反映了地面附著條件的利用程度石越接近1,說明地面附著條件發(fā)揮的越充分，也說明汽車制動力分配的越合理。七、制動效率：汽車制動時，并不是把制動器制動力F全部轉化為地面制動力FXb,故F因不能充分發(fā)揮作用而存在效率問題。制動效率n\汽車在一定附著系數的路面上制動時，前后車輪都抱死所獲得的最大地面制動力FXbmax與此時所需要的制動器制動力Jmax之比。nb=Fxbmax/%ax下面分析G=53kN的汽車在不同6值路面上的nb：1、當e<e0時，設e=o。3：Fxbmax=F「eG=03X53=15.9kN需要的F“max為：F“max=16.8kN(此值可由A，點作一45。的直線，與Y軸的交點，即為6=0。3時的F“max值.)二nb=FXbmax/Fmax牝94。2%2、當6〉60時，設6=0。7：FXbmax=F=6G=07X53=371kN需要的F^x為：\ax=468kN..?恥=FXbmax/Fmax牝母2%3、當6=60時，FXbmax=F“max，nb=1%⑴只有在6=60的路面上制動時，制動效率，nb最大，其它的路面上FXbmax〈F如x，L<1；(證明從略)⑵若把60由0。390。7，則在較高6的路上制動時，可保證有較高的制動效率,nb.八、同步附著系數60的選擇：汽車的制動情況取決于I曲線與。線的配合。I曲線是由汽車總質量和汽車質心位置決定的；。線是由前、后制動器制動力的分配決定的。因此可通過調整。值，得到I33曲線與。線的恰當配合，從而改善制動情況。也就是選取合適的e0.1、調整。值，保證合適的e00越大^0線的斜率小-*0越大（圖中n<o2〈o3）P=廿/孔,改變F八（如前輪的制動輪缸活塞直徑或制動氣室膜2、針對不同車型選取e0：轎車ua高，后軸易側滑，o應高，e0應大。貨車ua低，不易出現后軸側滑，應盡量保證轉向能力，即避免前輪抱死，。值應低些，應選較小的e0值.3、針對不同的使用條件：如：多雨的山區(qū)⑴彎道多，強調轉向能力，應避免前輪抱死；⑵ua低，不易發(fā)生后軸側滑。選用較小的e0值。十、對前后制動器制動力分配的要求（制動力的調節(jié)）1）為了防止后軸抱死出現危險的側滑，。應位于I曲線的下方；2）為了減少制動時前輪抱死而失去轉向能力，提高附著效率，o線應盡量靠近I線。方法：調節(jié)后輪制動油泵油壓或氣壓，使后輪制動力矩減小。1、比例閥：2、感載比例閥：3、感載射線閥：第六章汽車的平順性§6—1汽車的平順性及其評價方法一、平順性平順性一一汽車在行駛過程中，保持駕駛員和乘員處于振動環(huán)境中具有一定的舒適度，或保持所載物資完好的能力。汽車行駛時，由于路面不平等原因會激起汽車振動.振動會影響汽車的平順性，使乘員感到不舒適和疲乏，或使所運載的物資受損；也會使通過性、操縱穩(wěn)定性、經濟性變壞，使動力性得不到充分發(fā)揮.比如：當車輪上下跳動時，車輪與地面附著性能下降，就會影響汽車的各種使用性能.二、人體對振動的反應：機械振動對人體的影響，既取決于振動頻率、強度，振動作用的方向34和暴露時間，又取決于人的心理、生理狀態(tài).因此評價困難.（一）ISO2631國際標準《人承受全身振動的評價指南》用加速度的均方根值（rms）給出了在1~80Hz振動頻率范圍內人體對振動反應的三個不同界限：1、暴露極限：人體承受的振動強度低于此值，將能保持健康和安全。2、疲勞-工效降低界限：振動強度在此界限之內，駕駛員能準確靈敏地反應，正常地進行駕駛。3、舒適降低界限：振動強度低于此值，乘員能在車上順利進行吃、讀、寫等動作。圖中給出了“疲勞-工效降低界限“（不同暴露時間下）隨頻率的變化趨勢。圖a為垂直方向振動（上下）；圖b為水平方向振動（縱向和橫向）。另兩個反應界限隨頻率的變化趨勢與之完全相同，只是允許值不同:“暴露極限”值為“疲勞-工效降低界限"值的2倍（上移6db）;“舒適降低界限”值為“疲勞-工效降低界限”值的1/3.15倍下移10db）.（二）影響“疲勞-工效降低界限”的因素：1、振動頻率：人體振動系統在垂直振動4~8Hz、水平振動1?2Hz環(huán)境中會出現共振.從曲線中可看出，人體對振動最敏感的頻率范圍的加速度允許值最小。2、振動作用方向：汽車上2。8Hz以下的振動較多,而水平方向人體最敏感頻率在此范圍之內，因此應充分重視由汽車俯仰角振動在水平方向的引起的水平振動。3、暴露時間：同一頻率下，隨著暴露時間的增長,加速度允許值減小。實際上，人體產生“疲勞"“不舒適”感覺是振動強度和暴露時間綜合作用的結果。三、ISO推薦的兩種平順性的評價方法：把傳到人體的加速度進行頻譜分析，得到1/3倍頻帶的加速度均方根值譜：1/3倍頻帶上、下限頻率比值f/f=錯誤！=1.26中心頻率：fc=%'!"帶寬：勇=u—￡f=1.12f;f=089fc各個1/3倍頻帶加速度均方根值的分量。錯誤!f可由傳到人體的加速度fp（t）的功率譜密度G錯誤!（f）積分得到：膈=錯誤?。ㄒ唬?/3倍頻帶的加權加速度均方根值分量）分別評價方法：當同時有許多個1/3倍頻帶都有振動能量作用于人體時，各頻帶振動的作用無明顯聯系，對人體產生影響的，主要是由人體感覺的振動強35度最大的一個1/3倍頻帶所造成的.可以用加權加速度均方根值分量。錯誤!wi來評價人體對振動強度的感覺。評價指標為加權加速度均方根值分量。錯誤!wi中的最大值.（二）（1/3倍頻帶的加權加速度均方根值）總加權值評價方法：用1?80Hz范圍內的20個1/3倍頻帶的加權加速度均方根值分量。pwi的方和根值，即總加權值a.；pw來評價.QPw=錯誤！§6—2汽車振動系統及其模型一、汽車振動系統一般來說，只要物質系統具有慣性（如質量、轉動慣量）和恢復力（如彈性力），就可能產生振動，這樣的系統稱為振動系統。由于任何機器、機構及其零部件都具有質量或彈性，因而它們都是振動系統.汽車是由許多零部件組成的復雜機械，各部件、總成本身具有質量和彈性，它們之間又多用彈性件相聯接，考慮到車架、車身等部件具有連續(xù)分布質量的特點，因此汽車是一個具有無限多自由度的復雜的振動系統。又由于各零部件之間存在干摩擦（庫侖阻尼）、內摩擦（結構阻尼），因此汽車又是一個非線性系統.自由度是確定系統任意瞬時的幾何位置所需的獨立坐標的個數，獨立坐標也稱廣義坐標例如：空間一質點具有3個自由度；放在彈簧上的剛體具有1個自由度。單自由度系統、雙自由度系統、多自由度系統、以上三種統稱為有限自由度系統，它們都是集中參數系統。無限自由度系統需要無限多個獨立坐標才能確定系統的位置。二、模型在實際研究時，應按研究的目的、范圍等對汽車系統進行簡化，也即，在不影響所研究的問題的基礎上對系統作一些假設，然后建立模型。在研究汽車的行駛平順性時，基本假設有：懸掛質量（車身質量）和非懸掛質量（車輪車車橋質量）分別假想為一個無彈性變形的理想剛體，其質量分別集中于各自的質心上;忽略各總成和部件的局部振動，把多數總成之間的彈性聯接簡化為剛性聯接，而且僅計及懸架系統、輪胎或座椅彈簧等有限幾個彈性元件的彈性；彈性恢復力與振動位移成正比;慣性力與振動加速度成正比；阻尼力與振動速度成正比.進一步，以雙軸汽車為例，可簡化成如下一些振動模型：7自由度立體模型⑴汽車懸掛質量（車身、車架及其上的總成等）視為剛體，質量為m2；⑵該質量繞橫軸y的轉動慣量為Iy;36⑶非懸掛質量(車輪、車軸、橋等)視為剛體，質量m1;懸掛質量通過懸架彈簧和減振器與非懸掛質量相連；非懸掛質量通過輪胎的彈性和阻尼支承于不平地面上；⑹左側路面不平度為q1(I)，右側路面不平度為q2(I)。此時有：車身的垂直方向運動、俯仰、側傾3個自由度和四個車輪各自的垂直運動，共7個自由度。4自由度平面模型⑴在7自由度模型基礎上，假設汽車左右完全對稱；⑵左右路面不平度函數相同。此時有:車身的垂直運動、俯仰2個自由度和兩個車輪各自的垂直方向運動，共4個自由度。工程中常把質量為m2，轉動慣量為Iy的車身質量按動力學等效的條件分解為三個集中質量：前軸上方質量m2f，后軸上方質量m2r，質心質量m2c，并假定三質量由無質量的剛性桿連接。則：a)總質量保持不變：m2=%地2r+mb)質心位置不變：2c3737m2f。a=m「。bc)車身繞y軸的轉動慣量Iy的值不變：Iy=m2-Py2=m2fa+m2r-b由此可求出三個集中質量的值：m2f=m2Py2/(aL)=嗎割兒吼廠m2py2/(bL)=叫苗兒m2c=m2(1-py2/(ab))=m2(1—￡)令8=py2/(ab)8稱作懸掛質量分配系數，汽車一般為0.8?1。2單質量2自由度模型在4自由度模型基礎上，忽略非懸掛質量，即只有車身的垂直運動和俯仰2個自由度.雙質量2自由度模型由于多數汽車8彩1，故可認為m2c=0，前后軸上方質量m2f、m2r的垂直方向運動是相互獨立的。即m2f的運動與m2r的運動無關，因此，可分別討論m2f和m2r的運動，成為只有車身質量垂直運動和車輪質量垂直運動的2自由度模型。單質量單自由度模型在雙質量2自由度模型基礎上，忽略非懸掛質量，則成為單質量單自由度模型。這是最簡單的模型，也是研究其它模型的基礎。“人體一車身-車輪“三質量3自由度模型只考慮人體、車身和車輪三質量的垂直運動。（三）振動問題振動系統并不是孤立存在的：激勵（輸入）一非用在系統上的隨時間變化的外力（矩）,也稱干擾力（矩）。路面不平度、車速路面的不平度用路面的不平度函數q（D來表示.是路面相對于基準平面的高度q沿道路走向長度I的變化。由于q是隨機的，故常用路面的功率譜密度Gq（n）來描述。Gq（n）是路面的位移譜;也可用路面的速度譜G錯誤?。╪）和加速度譜G錯誤!（n來描述。n是空間頻率，即為波長的倒數，表示每米波長中有幾個波長。它與時間頻率的關系為：f=un路面的空間頻率譜密度Gq（n）也可以換算成時間頻率譜密度Gq（f）：Gq（f）=Gq（n）/u響應（輸出）一振動系統在激勵作用下產生的運動（位移、速度、加速度等）.振動問題就是研究激勵、響應與系統動態(tài)特性三者之間的關系，具體有如下三方面的課題：振動分析已知系統的動態(tài)特性和激勵，求系統的響應；振動環(huán)境預測已知系統的動態(tài)特性和響應，反求系統的激勵；系統參數識別已知激勵和響應，來確定系統的動態(tài)特性.（四）振動的分類1。根據系統的激勵分：自由振動系統受初始激勵后，去掉激勵之后的振動。強迫振動系統在外界激勵下的振動。自激振動當系統在輸入和輸出之間具有反饋特性,并能源補充時產生的振動。2。根據系統的響應分：確定性振動可以用確定的時間函數描述的振動.隨機振動對未來任一時刻，其瞬時值不能預先確定的振動。即振動量不是確定的函數，振動的響應只能用概率統計的方法來研究。隨機系統的振動必然是隨機振動；但確定性系統的振動不一定是確定性振動，因為當確定性系統受到隨機激勵時也會引起隨機振動。周期振動每經相同的時間間隔其響應值重復出現的振動,即振動量是時間的周期函數。簡諧振動響應隨時間按正弦或余弦規(guī)律變化的振動.3。根據系統的特性分：線性振動和非線性振動等等。§6-3無阻尼的單質量系統的自由振動38圖示為汽車車身單質量系統模型，不計阻尼。假設路面水平（無激勵），即作自由振動，且不計彈簧質量。相當于質量為m的物體放在剛度為k的彈簧上，彈簧下端支承于地面。當m處于靜止狀態(tài)時的位置稱為“靜平衡位置”，設此時彈簧靜壓縮量為入s，根據虎克定律，彈簧變形量與所受外力成正比：mg=3為簡便起見，這樣的系統一般將坐標原點取在物體的靜平衡位置。將m取隔離體進行受力分析。設m沿z軸方向移動了位移z。有一對平衡力：mg和k入s,由于當m在任意位置時它們都平衡，所以在分析時可以不予考慮。則只存在物體受到彈簧的拉力（彈性恢復力），其方向與位移方向相反，始終指向平衡位置。即：Fs=-kz這里，Fs與位移方向相同。設此時m的加速度為錯誤!，根據牛頓力學定律可得運動微分方程：mz=F=-kzs.，.m錯誤！+kz=0錯誤！+錯誤!錯誤!錯誤!z=0令30=錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!錯誤!這里，30只與系統的屬性有關，稱為系統的固有圓頻率。它與固有頻率的關系是f0=30，周期T=錯誤!。則有：錯誤！+302z=0這是一個常系數微分方程，其通解為：z=A.sin30t+巾）其中，A和巾為待定常數。在振動學中，A稱為振幅，巾稱為初相位.微分方程的解與時間有關，要想求出特解，必須給出初始條件。設當t=0時，初位移為z0，初速度為錯誤!0,將初始條件代入通解：z0=A.si。錯誤!0=Acos巾聯立可以解出：振幅A=錯誤！初相位巾=arct錯誤！討論：振幅、初相位與初始條件有關。而固有圓頻率30和固有頻率f及周期T只與系統的結構有關.由于振動位置按正弦規(guī)律變化，因此，單自由度系統的自由振動為簡39諧振動.§6-4有阻尼的單質量系統的自由振動在車身單質量系統模型中，已知車身質量為m,懸架剛度為k,減振器粘性阻尼系數為c,如圖所示。建立圖示垂直向上的廣義坐標z,原點取在車身的靜平衡位置。取車身為隔離體進行受力分析：當車身沿坐標方向有向上的位移z時，設速度為錯誤!，加速度為錯誤!，懸架會提供給車身彈性恢復力FS，減振器會提供阻力FC：FS=-kzFC=—c錯誤！根據牛頓力學定律，有：m錯誤！=冬+F=—kz-錯誤！二m錯誤！+(錯誤！+kz=0錯誤！+錯誤!錯誤！+錯誤!z=0令錯誤!=2n,錯誤!=p>則n=2m稱為系統的衰減系數3°=錯誤稱為系統的固有圓頻率系統的運動微分方程為：錯誤！+2n錯誤！+3°2z=0定義Z=錯誤!=錯誤!為阻尼比或相對阻尼系數根據Z不同，可分為三種情形：Z<1時，為小阻尼或弱阻尼，方程的特征根是一對共軛復根；Z=1時，為臨界阻尼，方程的特征根是一對相等實根；Z〉1時，為大阻尼或強阻尼，方程的特征根是一對不等實根。對于汽車懸架，1彩0。25〈1,為小阻尼情形。當］〈1時，運動微分方程錯誤！+2n錯誤！+302z=的通解為：z=Ae-nt.sin|f誤！t+a)可見，對于小阻尼的自由振動：振幅為Ae—nt，按e-nt衰減，因此稱為“衰減振動”當—8時,z=0,說明振動最終消失。有阻尼振動圓頻率為3r=錯誤！〈30有阻尼振動頻率為fr=錯誤!=錯誤!<f有阻尼振動周期為Tr=錯誤!=錯誤!=錯誤!=錯誤!〉T即有小阻尼時振動周期比無阻尼時振動周期長。當阻尼特別小時，其周期只比無阻尼時略有增大，故可不考慮阻尼對周期的影響.振幅的衰減程度：40振幅的衰減程度用減幅系數n來表示，定義為相鄰兩周期中振幅之比：n=錯誤!=錯誤!=enTr錯誤！=e可見，阻尼越大，衰減系數n越大，減幅系數n下降越快，振幅衰減越快。在小阻尼時，周期變化很小，振幅衰減卻很顯著.工程應用中，為避免取指數值的不方便，常用n的對數形式——-對數減幅系數&來表示振幅的衰減程度：8=lnn=nTr2=Z=實際上，在測得振動衰減曲線，求出對數減幅系數8后，可求出系統的相對阻尼系數Z，進而求出系統的粘性阻尼系數c:Z=錯誤！而［=錯誤!=錯誤！???c=2mwoZ這種求系統粘性阻尼系數c的方法稱為“自由振動衰減法。對于小阻尼情形，如果給出初始條件t=o時，z=z0,錯誤!=錯誤!0，也可求出特解：A=錯誤！a=arct錯誤！當Z>1時，是大阻尼情形，運動已沒有振動的性質不振動）。當Z=1時，是臨界阻尼情形。雖然這時運動也沒有振動的性質，不會振動，但臨界阻尼具有重要的工程意義。因為與大阻尼系統相比，具有臨界阻尼的系統位移最大，且返回平衡位置時的速度最快。例如設計儀表指針時，阻尼太小會產生振動，指針不穩(wěn)；如果阻尼太大，指針到達指示位置又會過慢，遲滯時間長。因而一般設計成臨界阻尼系統。臨界阻尼的阻尼系數用CC表示：CC=2mw0=2冗實際上，Z=錯誤!。例1某車身單自由度系統如圖所示，考慮阻尼。已知懸架剛度k=450kN/m，并已經實驗測得衰減振動曲線。求：車身作衰減振動的減幅系數n；懸架的相對阻尼系數Z；系統的固有圓頻率w0和車身質量m；系統的粘性阻尼系數c。解：n=錯誤!=錯誤!=1.8841/Inn=錯誤！二錯誤!）2=錯誤！即（錯誤!）2=錯誤！解出Z=0.1vTr=錯誤!=錯誤!=錯誤!=錯誤！即0.4=錯誤！解出30=1579rad/sM度/秒）..?302=錯誤！.，.m=錯誤!=錯誤！=1806kg4..Z=錯誤!=錯誤！..?c=2mw0C=2x18.6x15.79x0.1=5706Ns/m例2某汽車質量m=2450kg,在重力作用下引起懸架靜變形量入S=15cm。為了衰減汽車垂直方向振動，在懸架上并聯上減振器，經實驗測得兩次振動后振幅減小到原來的0。1倍。求：振動的減幅系數n和對數減幅系數&;衰減系數n和衰減振動的周期Tr；解：懸架剛度k=錯誤！=錯誤!=16N/m固有圓頻率30=錯誤！=錯誤！=8。08rad/s.錯誤!=錯誤!錯誤!=n2=10..n=錯誤！=3。168=lnn=1。15Tr=錯誤!=錯誤!=錯誤!=錯誤！且8=nTr=1.15聯立可解出：n=146-1Tr=錯誤!=0.788s§6-5無阻尼單質量系統的強迫振動前面討論了單自由度系統的無阻尼和有阻尼自由振動，這些振動都是由運動的初始條件激勵起來的。由于實際的振動系統或多或少地存在阻尼，故振動不會長久存在，隨著衰減，最后總會完全停止。汽車車身振動能持續(xù)下去，必定有外加能源，例如有外界干擾力作用于系統，彌補阻尼所消耗的能量，使系統的振動不會衰減。這種在干擾力（或激勵力）作用下的振動稱為強迫振動。汽車受路面不平度q的激勵.取汽車為隔離體進行受力分析：?.?彈簧變形為z—q，.彈性力為Fs=k（z-q）?.?阻尼器相對速度為錯誤!一錯誤!，.??阻尼力為FC=c錯誤!一錯誤!）得系統的運動微分方程為：42m錯誤！+c(錯誤!一錯誤!)+k(z-q)=0整理后：m錯誤！+c錯誤！+kz=錯誤!+kq也可寫成,z+2i錯誤！+302z=2錯誤!+302q此方程的全解由自由振動齊次方程的通解z1(t)與非齊次方程的特解z2(t)組成。即：z(t)=1zt)+2zt)如果設路面不平度為正弦函數q=Assiiwt,對于小阻尼的情形：z1(t)=Ae-ntsino6rt+a)其中，3r=錯誤！z2(t)=B。sin(3t0)則z(t)=Antsin(3rt+a)+B。sin(wt0)全解通解部分由于阻尼的存在會隨時間而衰減掉，因此其穩(wěn)態(tài)條件下系統的響應由特解確定，稱為穩(wěn)態(tài)振動。則車身強迫穩(wěn)態(tài)振動為：z=Bsin(3t—0)錯誤！=Bwcos?t0),z=—B32。sin(ot0)將上三式代入運動微分方程中，用比較系數法可求出強迫振動的振幅B和相位差0：代入運動微分方程z+2nz+302z=2n^wcoswt+w02Assinwt整理得：SS[(w02—w2)cos0+2nwsin0]。B.siiwt-[302-w2)sin0—2nwcos0].B.cowt=2nAswcoswtw02Assinwt根據比較系數法，上式兩端的同類項系數應相等，于是有:[(w02—w2)cos0+2nwsin0]。B=w02As[(w02—W2)sin0—2nwcos0]°B=2nAsw上兩式聯立，可以解出：兩式的平方相加)S強迫振動振幅：AS。錯誤!As。1+(2Z入)2As。(1-入22+5入2))其中入=w,z=錯誤!入為頻率比，Z為阻尼比(相對阻尼系數)w八強迫振動相位差:0=arctg錯誤！定義DS=錯誤!，稱為強迫振動的位移幅頻響應特性它表示在強迫振動過程中，振幅B相對于路面不平幅度AS的放大倍數。則：Ds=錯誤！43如果取相對阻尼系數Z作參變量,可以作出DS隨頻率比入的變化曲43線DS-入，稱（位移輸入位移輸出的）幅頻響應曲線該圖清楚地顯示出了振動系統的結構（30表示）、支承運動頻率3（入=錯誤!表示）以及相對阻尼系數（Z=錯誤!表示）等對幅頻特性的影響.現對曲線作如下討論：當干擾力的頻率3很小時，3彩0,入一0,則DS一1表示支承運動的頻率很小時，振幅很小。當入一1時，即3彩30時，D曲線出現峰值;而且當系統沒有阻尼（z=o）時，峰值為無限大。當入=1時發(fā)生“共振”。共振振幅為：Br=B|=1=&錯誤！注意到，在共振點附近一定范圍內，阻尼對振幅有明顯的抑制作用.且振動的峰值出現在共振點的左邊.當入=翌時，不論阻尼多大，D=1，即曲線都經過點G（錯誤!,1），表示在G點，振幅B和支承的振幅相等。當入〉錯誤!時，DS<1;而且，系統的阻尼越大則動力因子也越大.這說明，如果支承運動的頻率遠大于系統的固有頻率時，增大阻尼不僅不能抑制振幅，反而會使振幅加大.對于汽車上所載人員或物資來說，當汽車垂直振動的頻率與人體某部分如心臟或大腦固有頻率相近時，會使人感到不適或惡心甚至嘔吐；當汽車垂直振動頻率與物資固有頻率相近時，會使所運物資嚴重受損。注意：路面激勵除了可以用位移q=Assi3t的形式表示外，還可以用速度或加速度的形式表示：如果用速度的形式表示錯誤!=Vssi3t，振幅為：B=錯誤!。錯誤！如果用加速度的形式表示錯誤!=《siiwt，振幅為：B=錯誤!。錯誤