汽車理論第一章汽車的動力性目錄汽車的動力性指標汽車的驅動力與行駛阻力汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖第一節(jié)第二節(jié)第三節(jié)汽車行駛的附著條件與汽車的附著率第四節(jié)汽車的功率平衡裝有液力變矩器汽車的動力性電動汽車的動力性第五節(jié)第六節(jié)第七節(jié)第一節(jié)

汽車的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),汽車的動力性主要可由三方面的指標來評定,即:1)汽車的最高車速Uamax。2)汽車的加速時間t。3)汽車的最大爬坡度imax。最高車速是指在水平良好的直線道路(混凝土或瀝青)上汽車能達到的最高行駛穩(wěn)定車速圖1-1轎車的原地起步加速過程曲線第一節(jié)

汽車的動力性指標汽車的加速時間表示汽車的加速能力,它對平均行駛車速有著很大影響,特別是轎車,對加速時間更為重視。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Ⅱ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。因為超車時汽車與被超車輛并行,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→402.5m(0→1/4mile)或0→400m的時間來表明汽車原地起步加速能力;也有用0→96.6km/h(0→60mile/h)0→100km/h所需的時間來表明加速能力的。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30km/h或40km/h全力加速行駛至某一高速所需的時間;還有用加速過程曲線即車速-時間關系曲線全面反映加速能力的。圖1-1所示為一些轎車的原地起步加速過程曲線。第一節(jié)

汽車的動力性指標汽車的上坡能力是用滿載(或某一載質量)時汽車在良好路面上的最大爬坡度imax表示的。顯然,最大爬坡度是指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;然而,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,一般imax為30%即16.7°左右。要進一步說明的是: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坡度超出很多,這是因為應考慮到在實際坡道行駛時,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、克服坡道上崎嶇不平路面的局部大阻力等要求的緣故。第一節(jié)

汽車的動力性指標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60%即31°左右。應指出,上述三方面指標均應在無風或微風條件下測定。有時也以汽車在一定坡道上必須達到的車速來表明汽車的爬坡能力。例如在TimothyC.Moore[1.8]所寫的文章中規(guī)定美國新一代轎車的爬坡能力為:在EPA試驗規(guī)定的質量下,應能以104km/h的車速通過6%的坡道,而在滿載時的車速則不能低于80km/h。軍用車輛的戰(zhàn)術技術要求中,不一定包含車輛的最高車速,但常規(guī)定在一定坡道上車輛應達到的速度。也有以一定坡道上汽車的加速時間來表明汽車加速性能的。例如TimothyC.Moore提出美國新一代轎車滿載時,在6%坡道上0→96km/h的加速時間不應大于20s。他認為,汽車具有這樣的加速性能,便可以安全地從有坡度的匝道進入高速公路而駛入高速行駛的車流。第二節(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,就可以估算汽車的最高車速、加速度和最大爬坡度。汽車的行駛方程式為Ft=ΣF式中,Ft為驅動力;ΣF為行駛阻力之和。驅動力是由發(fā)動機的轉矩經(jīng)傳動系傳至驅動輪上得到的。行駛阻力有滾動阻力、空氣阻力、加速阻力和坡度阻力?，F(xiàn)在分別研究驅動力和這些行駛阻力,并最后把Ft=ΣF這一行駛方程式加以具體化,以便研究汽車的動力性。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力一、汽車的驅動力汽車發(fā)動機產(chǎn)生的轉矩,經(jīng)傳動系傳至驅動輪上。此時作用于驅動輪上的轉矩Tt產(chǎn)生一個對地面的圓周力F0,地面對驅動輪的反作用力Ft(方向與F0相反)即是驅動汽車的外力(圖1-2),此外力稱為汽車的驅動力。其數(shù)值為Ft=Tt/r式中,Tt為作用于驅動輪上的轉矩;r為車輪半徑。圖1-2汽車的驅動力第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力作用于驅動輪上的轉矩Tt是由發(fā)動機產(chǎn)生的轉矩經(jīng)傳動系傳至車輪上的。若令Ttq表示發(fā)動機轉矩,ig表示變速器的傳動比,i0表示主減速器的傳動比(也可稱為主傳動比),ηT表示傳動系的機械效率,則有Tt=Ttqigi0ηT對于裝有分動器、輪邊減速器、液力傳動等裝置的汽車,上式應計入相應的傳動比和機械效率。因此驅動力為Ft=Ttqigi0ηT/r(1-1)

第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力1.發(fā)動機的轉速特性如將發(fā)動機的功率Pe、轉矩Ttq以及燃油消耗率b與發(fā)動機曲軸轉速n之間的函數(shù)關系以曲線表示,則此曲線稱為發(fā)動機轉速特性曲線,或簡稱為發(fā)動機特性曲線。如果發(fā)動機節(jié)氣門全開(或高壓油泵在最大供油量位置),則此特性曲線稱為發(fā)動機外特性曲線;如果節(jié)氣門部分開啟(或部分供油),則稱為發(fā)動機部分負荷特性曲線。圖1-3汽油發(fā)動機外特性中的功率與轉矩曲線第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-3所示為一臺汽油發(fā)動機外特性中的功率與轉矩曲線。nmin

為發(fā)動機的最小穩(wěn)定工作轉速,隨著發(fā)動機轉速增加,發(fā)動機發(fā)出的功率和轉矩都在增加,最大轉矩Ttqmax

時的發(fā)動機轉速為ntq;再增加發(fā)動機轉速時,Ttq有所下降,但功率繼續(xù)增加,一直到最大功率Pemax,此時發(fā)動機轉速為nP;繼續(xù)增加轉速時,功率下降,允許的發(fā)動機最高轉速為nmax。如轉矩的單位以N·m表示,功率的單位以kW表示,轉速以r/min表示,則功率與轉矩有如下關系:Pe=Ttqn/9550第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-4所示為汽油發(fā)動機外特性及部分負荷特性的功率與轉矩曲線。曲線上的數(shù)值為節(jié)氣門開度百分比,相應的曲線便是各個節(jié)氣門開度下的發(fā)動機轉矩與功率。圖1-5所示為兩種貨車用增壓柴油機的外特性。圖1-4汽油發(fā)動機外特性及部分負荷特性的功率與轉矩曲線圖1-5兩種貨車用增壓柴油機的外特性第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力發(fā)動機制造廠提供的發(fā)動機特性曲線,有時是在試驗臺上未帶水泵、發(fā)電機等條件下測得的。帶上全部附件設備時的發(fā)動機特性曲線稱為使用外特性曲線。使用外特性曲線的功率小于外特性的功率。圖1-6所示為BJ212汽車發(fā)動機外特性和使用外特性中的功率與轉矩曲線。一般汽油發(fā)動機使用外特性的最大功率比外特性的最大功率約小15%;貨車柴油機的使用外特性最大功率比外特性的最大功率約小5%;轎車與輕型汽車柴油機使用外特性的最大功率比外特性的最大功率約小10%。日本JIS規(guī)定,1985年以后生產(chǎn)的汽車均應給出凈(net)功率,即使用外特性功率。圖1-6

BJ212汽車發(fā)動機外特性和使用外特性中的功率與轉矩曲線第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力還應指出,外特性臺架試驗是在發(fā)動機工況相對穩(wěn)定,即保持水、機油溫度為規(guī)定的數(shù)值,且在各個轉速不變時來測量轉矩與油耗數(shù)值的;而在實際使用中,發(fā)動機的工況常常是不穩(wěn)定的。例如在汽車加速時,發(fā)動機是在節(jié)氣門開度迅速加大,曲軸轉速連續(xù)由低升高的變化過程中工作的。發(fā)動機的熱狀況、可燃混合氣的濃度等,與外特性臺架試驗時的穩(wěn)定工況有差異。在加速過程的不穩(wěn)定工況下,發(fā)動機所能提供的功率比穩(wěn)定工況時稍有下降,電噴汽油機比化油器汽油機要下降得更少些。在進行動力性估算時,一般仍沿用穩(wěn)態(tài)工況時發(fā)動機臺架試驗所得到的使用外特性中的功率與轉矩曲線。

為了便于計算,常采用多項式來描述由試驗臺測得的、接近于拋物線的發(fā)動機轉矩曲線,即式中,系數(shù)a0,a1,a2,…,ak可由最小二乘法來確定;擬合階數(shù)k隨特性曲線而異,一般在2、3、4、5中選取。同時,還應注意最佳平方逼近多項式中遇到的正規(guī)方程組系數(shù)矩陣的病態(tài)問題。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力例如,北京內燃機總廠生產(chǎn)的492Q發(fā)動機,由試驗測得的轉矩特性如下:發(fā)動機轉矩曲線可由如下五次多項式來表示:式中,Ttq為發(fā)動機轉矩(N·m);n為發(fā)動機轉速(r/min)。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力2.傳動系的機械效率輸入傳動系的功率Pin經(jīng)傳動系傳至驅動輪的過程中,為了克服傳動系各部件中的摩擦,消耗了一部分功率。如以PT表示傳動系中損耗的功率,則傳動系的機械效率為傳動系的功率損失由傳動系中的部件———變速器、傳動軸萬向節(jié)、主減速器等的功率損失所組成。其中變速器和主減速器的功率損失所占比重最大,其余部件的功率損失較小。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力傳動系功率損失可分為機械損失和液力損失兩大類。機械損失是指齒輪傳動副、軸承、油封等處的摩擦損失。機械損失與嚙合齒輪的對數(shù)、傳遞的轉矩等因素有關。液力損失指消耗于潤滑油的攪動、潤滑油與旋轉零件之間的表面摩擦等功率損失。液力損失與潤滑油的品種、溫度、箱體內的油面高度以及齒輪等旋轉零件的轉速有關。傳動系的效率是在專門的試驗臺上測得的。圖1-7a所示為解放牌4t貨車CA10B變速器在4檔、5檔工作時的傳動效率。試驗結果表明,在4檔(直接檔)工作時,嚙合的齒輪并沒有傳遞轉矩,因此比5檔(超速檔)時的傳動效率要高。同一檔位轉矩增加時,潤滑油損失所占比例減少,傳動效率較高。轉速低時攪油損失小,傳動效率比轉速高時要高。圖1-7b所示為新型解放10檔變速器第10檔的傳動效率,曲線反映的規(guī)律與CA10B發(fā)動機的傳動效率一致。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-7兩種發(fā)動機變速器的傳動效率a)解放牌4t貨車CA10B變速器在4檔、5檔工作時的傳動效率b)新型解放10檔變速器第10檔的傳動效率1—1200r/min

2—1600r/min;3—1900r/min

4—2200r/min第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力傳動效率因受到多種因素的影響而有所變化,但對汽車進行初步的動力性分析時,可把它看作一個常數(shù)。表1-1為傳動系各部件的傳動效率。采用有級機械變速器傳動系的轎車,其傳動效率可取0.9~0.92;貨車、客車可取0.82~0.85。表1-1推薦的數(shù)值亦可用來估算整部汽車的傳動效率。表1-1傳動系各部件的傳動效率第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力3.車輪的半徑車輪處于無載時的半徑稱為自由半徑。汽車靜止時,車輪中心至輪胎與道路接觸面間的距離稱為靜力半徑rs。由于徑向載荷的作用,輪胎發(fā)生顯著變形,所以靜力半徑小于自由半徑。如以車輪轉動圈數(shù)與實際車輪滾動距離之間的關系來換算,則可求得車輪的滾動半徑為式中,nw為車輪轉動的圈數(shù);S為在轉動nw圈時車輪滾動的距離。滾動半徑由試驗測得,也可以近似估算。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力歐洲輪胎與輪輞技術協(xié)會(EuropeanTyreandRimTechnicalOrganization,ETRTO)推薦用下式來計算滾動圓周:式中,d為ETRTO會員生產(chǎn)輪胎的自由直徑;F為計算常數(shù),子午線輪胎F=3.05,斜交輪胎F=2.99。以上滾動圓周系指在最大載荷、規(guī)定氣壓與車速在60km/h時的滾動圓周,故滾動半徑為第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力德國橡膠企業(yè)協(xié)會制定的WdK準則中,給出了在速度為60km/h時的輪胎滾動圓周長CR,并給出下式以計算不同車速ua時的滾動周長C′R(mm),即顯然,對汽車進行動力學分析時,應該用靜力半徑rs;而進行運動學分析時,應該用滾動半徑rr。但一般不計它們的差別,統(tǒng)稱為車輪半徑r,即認為rs≈rr≈r第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力4.汽車的驅動力圖一般用根據(jù)發(fā)動機外特性確定的驅動力與車速之間的函數(shù)關系曲線Ft-ua來全面表示汽車的驅動力,稱為汽車的驅動力圖。設計中的汽車有了發(fā)動機的外特性曲線、傳動系的傳動比、傳動效率、車輪半徑等參數(shù)后,即可用式(1-1)求出各個檔位的Ft值,再根據(jù)發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的轉換關系求出ua,即可求得各個檔位的Ft-ua曲線。發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為式中,ua

為汽車行駛速度(km/h);n為發(fā)動機轉速(r/min);r為車輪半徑(m);ig

為變速器傳動比;i0為主減速器傳動比。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-8所示為具有5檔變速器的貨車NKR552/555的驅動力圖。由于驅動力圖中的驅動力是根據(jù)發(fā)動機外特性求得的,因此它是使用各檔位時在一定車速下汽車能發(fā)出的驅動力的極值。實際行駛中,發(fā)動機常在節(jié)氣門部分開啟下工作,相應的驅動力要比它小。圖1-8貨車NKR552/555的驅動力圖第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力二、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和來自空氣的空氣阻力。滾動阻力以符號Ff表示,空氣阻力以符號Fw

表示。當汽車在坡道上上坡行駛時,還必須克服重力沿坡道的分力,稱為坡度阻力,以符號Fi

表示。汽車加速行駛時還需要克服加速阻力,以符號Fj

表示。因此,汽車行駛的總阻力為上述諸阻力中,滾動阻力和空氣阻力是在任何行駛條件下均存在的,坡度阻力和加速阻力僅在一定行駛條件下存在。在水平道路上等速行駛時就沒有坡度阻力和加速阻力。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力1.滾動阻力車輪滾動時,輪胎與路面的接觸區(qū)域產(chǎn)生法向、切向的相互作用力以及相應的輪胎和支承路面的變形。輪胎和支承路面的相對剛度決定了變形的特點。當彈性輪胎在硬路面(混凝土路、瀝青路)上滾動時,輪胎的變形是主要的。此時由于輪胎有內部摩擦產(chǎn)生彈性遲滯損失,使輪胎變形時對它做的功不能全部回收。圖1-9所示為9.00-20輪胎在硬支承路面上受徑向載荷時的變形曲線。圖中0CA為加載變形曲線,面積0CAB0為加載過程中對輪胎做的功;ADE為卸載變形曲線,面積ADEBA為卸載過程中輪胎恢復變形時放出的功。由圖可知,兩曲線并不重合,兩面積之差0CADE0即為加載與卸載過程之能量損失。此能量系消耗在輪胎各組成部分相互間的摩擦以及橡膠、簾線等物質的分子間的摩擦,最后轉化為熱能而消失在大氣中。這種損失稱為彈性遲滯損失。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-9

9.00-20輪胎在硬支承路面上受徑向載荷時的變形曲線圖1-10彈性車輪在硬路面上的滾動第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力進一步分析便可知,這種遲滯損失表現(xiàn)為阻礙車輪滾動的一種阻力偶。當車輪不滾動時,地面對車輪的法向反作用力的分布是前后對稱的;但當車輪滾動時,在法線n—n′前后相對應點d和d′(圖1-10a)變形雖然相同,但由于彈性遲滯現(xiàn)象,處于壓縮過程的前部d點的地面法向反作用力大于處于恢復過程的后部d′點的地面法向反作用力,這可以從圖1-10b中看出。設取同一變形δ,壓縮時的受力為CF,恢復時的受力為DF,而CF大于DF。這樣就使地面法向反作用力的分布在車輪前后并不對稱,它們的合力FZ相對于法線n—n′前移一個距離a(圖1-11a),它隨彈性遲滯損失的增大而變大。合力FZ與法向載荷W大小相等,方向相反。如果將法向反作用力FZ平移至與通過車輪中心的垂線重合,則從動輪在硬路面上滾動時的受力情況也可畫成圖1-11b所示的形式,即滾動時有滾動阻力偶矩Tf=FZa阻礙車輪滾動。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力由圖1-11可知,欲使從動輪在硬路面上等速滾動,必須在車輪中心加一個推力Fp1,它與地面切向反作用力構成一個力偶矩來克服上述滾動阻力偶矩。由平衡條件得式中,f為滾動阻力系數(shù)。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力可見,滾動阻力系數(shù)是車輪在一定條件下滾動時所需的推力與車輪負荷之比,即單位汽車重力所需的推力。換言之,滾動阻力Ff等于滾動阻力系數(shù)與車輪負荷之乘積,即圖1-11從動輪在硬路面上滾動時的受力情況第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力這樣,在分析汽車行駛阻力時就不必具體考慮車輪滾動時所受到的滾動阻力偶矩,而只要知道滾動阻力系數(shù),從而求出滾動阻力即可(當然,滾動阻力無法在真正的受力圖上表現(xiàn)出來,它只是一個數(shù)值)。這將有利于動力性分析的簡化。圖1-12所示為驅動輪在硬路面上等速滾動時的受力情況。圖中FX2為驅動力矩Tt所引起的道路對車輪的切向反作用力,Fp2為驅動軸作用于車輪的水平力,法向反作用力FZ也由于輪胎遲滯現(xiàn)象而使其作用點前移一個距離a,即在驅動輪上也作用有滾動阻力偶矩Tf。由平衡條件得圖1-12驅動輪在硬路面上等速滾動時的受力情況第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力滾動阻力系數(shù)由試驗確定。滾動阻力系數(shù)與路面的種類、行駛車速以及輪胎的構造、材料、氣壓等有關。表1-2給出了汽車在某些路面上以中、低速行駛時,滾動阻力系數(shù)f的數(shù)值。表1-2滾動阻力系數(shù)f的數(shù)值第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力行駛車速對滾動阻力系數(shù)有很大影響。圖1-13a說明,這兩種轎車輪胎在車速為100km/h以下時,滾動阻力逐漸增加但變化不大;在某一車速(如140km/h)以上時增加較快。車速達到某一臨界車速(例如200km/h)左右時,滾動阻力迅速增加,此時輪胎發(fā)生駐波現(xiàn)象,輪胎周緣不再是圓形而呈明顯的波浪狀。出現(xiàn)駐波后,不但滾動阻力顯著增加,輪胎的溫度也很快增加到100℃以上,胎面與輪胎簾布層脫落,幾分鐘內就會出現(xiàn)爆破現(xiàn)象,這對高速行駛的車輛是很危險的。圖1-13轎車輪胎的滾動阻力、滾動阻力系數(shù)與車速、充氣壓力的關系曲線第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力輪胎的結構、簾線和橡膠的品種,對滾動阻力都有影響。圖1-13b給出了幾種不同轎車輪胎的滾動阻力系數(shù)隨車速與充氣壓力而變化的曲線。可以看出,輪胎充氣壓力對f值影響很大。氣壓降低時f值迅速增加,這是因為氣壓降低時,滾動的輪胎變形大,彈性遲滯損失增加。從圖中還可以看出,子午線輪胎的滾動阻力系數(shù)較低。驅動狀況下的輪胎,作用有驅動轉矩,胎面相對于地面有一定程度的滑動,增加了輪胎滾動時的能量損耗。圖1-14所示為由試驗得到的滾動阻力系數(shù)(包含胎面滑動損失)與驅動力系數(shù)的關系曲線。驅動力系數(shù)為驅動力與徑向載荷之比。可以看出,隨著驅動力系數(shù)的加大,滾動阻力系數(shù)迅速增加;從圖1-14中還可以看出,子午線輪胎的滾動阻力系數(shù)較小,驅動力系數(shù)變化對它的影響也較小。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-14滾動阻力系數(shù)(包含胎面滑動損失)與驅動力系數(shù)的關系曲線貨車輪胎的滾動阻力系數(shù)較小。貨車的行駛車速較低,車速對滾動阻力系數(shù)的影響也比較小,輪胎滾動阻力系數(shù)與車速的關系接近于直線。在進行動力性分析時,若無試驗得到的準確滾動阻力系數(shù)值,可利用經(jīng)驗公式大致估算。例如,有人推薦用下式計算良好道路上貨車輪胎的滾動阻力系數(shù):第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-15a給出了根據(jù)此式計算得到的滾動阻力系數(shù),圖上還有依據(jù)其他經(jīng)驗公式計算得到的滾動阻力系數(shù)值?！镀噭恿W》推薦用下面的公式估算轎車輪胎在良好路面上的滾動阻力系數(shù):德國布倫瑞克工業(yè)大學車輛研究所在直徑2m的轉鼓試驗臺上進行了各種輪胎的滾動阻力系數(shù)測定工作,圖1-15b中是SR級(允許最高速度為180km/h)、HR級與VR級(允許最高速度分別為210km/h與大于210km/h)子午線輪胎滾動阻力系數(shù)fz與車速關系曲線的范圍。圖中還有SR-M+S級(用于泥漿和積雪覆蓋路面)、裝有塑料防滑鏈的SR級輪胎的滾動阻力系數(shù)曲線的范圍。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-15輪胎的滾動阻力系數(shù)a)貨車輪胎滾動阻力系數(shù)的估算公式b)轎車輪胎在轉鼓試驗臺上的滾動阻力系數(shù)fz第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力用式(1-4)對轉鼓上測得的各試驗曲線進行擬合,求得式(1-4)中的系數(shù)f0、f1、f4的數(shù)值如下:在圖1-15b中還有參考文獻[1.5]中給出的兩種子午線輪胎在轉鼓上測得的滾動阻力系數(shù)曲線。在140km/h車速以下,fz值維持不變;速度更高時,fz值逐漸增大,但大體上在布倫瑞克工業(yè)大學車輛研究所給出的范圍內?？梢岳帽碇械南禂?shù)f0、f1與f4的數(shù)值,粗略估計輪胎(在轉鼓試驗臺上)的滾動阻力系數(shù)fz。但是從圖1-15b可以明顯看出,SR級輪胎的試驗數(shù)據(jù)是很分散的,所以對SR級輪胎的fz值進行估算時,其可信度是較低的。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力輪胎在實際道路上的滾動阻力系數(shù)f大于在轉鼓上的滾動阻力系數(shù)。若令f=cfz,則在良好的瀝青路面上c=1.2,在粗糙的水泥路面上c=1.3~1.4。在獲得輪胎滾動阻力的試驗數(shù)據(jù)時,應求其回歸方程,以便于對汽車性能進行分析。輪胎滾動阻力的測量標準SAEJ1269—2000中推薦試驗室測量的滾動阻力采用如下的回歸方程:式中,FZ為輪胎載荷(N);FR為滾動阻力(N);p為充氣壓力(kPa);v為速度(km/h);A0~A4,a、b、c為系數(shù);α、β為指數(shù)。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力BenWen等人認為,SAEJ1269—2000中推薦的公式預測的只是80km/h車速下的滾動阻力;而SAEJ2452—1999中推薦的公式,其物理意義更加明確,更加好用。利用回歸方程可以方便地預測車速在115~150km/h范圍內,在一定壓力和載荷下的滾動阻力。附錄B和文獻中給出了一些輪胎擬合的參數(shù)。為了控制汽車排放的溫室氣體CO2的數(shù)量和節(jié)約燃料,歐洲聯(lián)盟于2009年7月13日發(fā)布了第661號法規(guī),對C1類、C2類、C3類輪胎的滾動阻力系數(shù)提出了限值要求,要求分兩個階段實施完成,即按照ISO28580:2009標準測量的滾動阻力系數(shù)不能超過表1-3的規(guī)定。2014年11月1日起,禁止不符合第一階段限值要求的新輪胎銷售和使用(C3類輪胎除外);2016年11月1日起,按照第二階段限值實施新型輪胎的型式認證。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力表1-3輪胎滾動阻力系數(shù)最高限值表1-4輪胎按滾動阻力分級第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力由表1-4可以看出,A級輪胎的滾動阻力系數(shù)已低到0.004、0.0065。

在轉彎行駛時,輪胎發(fā)生側偏現(xiàn)象,滾動阻力大幅度增加。圖1-16中給出了總質量為34.5t的半掛車繞半徑為33m的圓周行駛時,滾動阻力增加的情況。試驗表明,這種由于轉彎行駛增加的滾動阻力已接近直線行駛時的50%~100%。但在一般的動力性分析中,常不考慮由轉彎增加的阻力。圖1-16轉彎時的滾動阻力與車速的關系第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力2.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?？諝庾枇Ψ譃閴毫ψ枇εc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的分力,稱為壓力阻力(圖1-17);摩擦阻力是由于空氣的黏性在車身表面產(chǎn)生的切向力的合力在行駛方向的分力。壓力阻力又分為四部分:形狀阻力、干擾阻力、內循環(huán)阻力和誘導阻力。形狀阻力占壓力阻力的大部分,與車身主體形狀有很大關系;干擾阻力是車身表面凸起物(如后視鏡、手柄、引水槽、懸架導向桿、驅動軸等)引起的阻力;發(fā)動機冷卻系、車身通風等所需空氣流經(jīng)車體內部時構成的阻力,即為內循環(huán)阻力;誘導阻力是空氣升力在水平方向的投影。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-17車身表面上的空氣法向壓力分布在一般轎車中,這幾部分阻力的大致比例為: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%。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力在汽車行駛范圍內,空氣阻力的數(shù)值通常都總結成與氣流相對速度的動壓力成正比的形式,即式中,CD為空氣阻力系數(shù),一般講應是雷諾數(shù)Re的函數(shù),在車速較高、動壓力較高而相應氣體的黏性摩擦較小時,CD將不隨Re而變化;ρ為空氣密度,一般ρ=1.2258kg/m3;A為迎風面積,即汽車行駛方向的投影面積(m2);ur為相對速度,在無風時即汽車的行駛速度(m/s)。本章只討論無風條件下汽車的運動,ur即為汽車行駛速度ua。如ua以km/h、A以m2計,則空氣阻力(N)為第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力空氣阻力是與CD及A值成正比的。A值受到乘坐使用空間的限制,不易進一步減小,所以降低CD值是降低空氣阻力的主要手段。20世紀50~70年代初,轎車CD值維持在0.4~0.6之間。但自70年代能源危機后,為了進一步降低油耗,各國都致力于設法降低CD值,至90年代,不少轎車的CD值已降到0.3甚至更低一點。例如CITROENZX富康轎車的CD值為0.315,而Passat轎車的CD值已低到0.28?，F(xiàn)代車身空氣動力學工程師認為,低CD值的轎車車身應具備下列特點(圖1-18)。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力(1)車身前部發(fā)動機蓋應向前下傾。面與面交接處的棱角應為圓柱狀。風窗玻璃應盡可能“躺平”,且與車頂圓滑過渡。前立柱應圓滑,側窗應與車身相平。盡量減少燈、后視鏡等凸出物,凸出物的形狀應接近流線型。在保險杠下方的前面,應裝有合適的擾流板。翼子板應與輪胎相平。(2)整車整個車身應向前傾斜1°~2°。水平投影應為“腰鼓”形,后端稍稍收縮,前端呈半圓形。(3)汽車后部最好采用艙背式(hatchback)或直背式(fastback)。應有后擾流板。若用折背式(notchback),則行李箱蓋板至地面距離應高些,長度要短些,后面應有鴨尾式結構,參看圖1-18b。(4)車身底部所有零部件應在車身下平面內且較平整,最好有平滑的蓋板蓋住底部。蓋板從車身中部或由后輪以后向上稍稍升高。(5)發(fā)動機冷卻進風系統(tǒng)仔細選擇進風口與出風口的位置,應有高效率的散熱器、精心設計的內部風道。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-18c所示為克萊斯勒公司DodgeIntrepidESX車身的外形,其設計意圖中的CD值為0.2。這種車身的前發(fā)動機罩、后行李箱蓋與車廂平順圓滑地相連,總體造型渾然一體。目前,對貨車與半掛車的空氣阻力也很重視。不少半掛車的牽引車駕駛室上已裝用導流板等裝置,以減小空氣阻力、節(jié)省燃油。值得指出的是,汽車的CD值實際上隨著車身的離地距離、俯仰角以及側向風的大小而變化。一般給出的是額定載荷下(如轎車為半載),無側向風時的空氣阻力值。

第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力表1-5匯總了一些汽車的空氣阻力系數(shù)CD和迎風面積A的數(shù)據(jù)。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力3.坡度阻力當汽車上坡行駛時(圖1-19),汽車重力沿坡道的分力表現(xiàn)為汽車坡度阻力,即Fi=Gsinα(1-6)式中,G為作用于汽車上的重力,G=mg,m為汽車質量,g為重力加速度。道路坡度是以坡高與底長之比來表示的,即i=h/s=tanα根據(jù)我國公路路線設計規(guī)范,各級公路的設計車速見表1-6,公路的最大縱坡與車速的關系見表1-7。所以,一般道路的坡度均較小,此時sinα≈tanα=i故Fi=Gsinα≈Gtanα=Gi(1-7)第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-19汽車的坡度阻力第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-20所示為坡度i與坡度角α的換算圖。在坡度大時,近似等式有一定誤差,坡度阻力應按式(1-6)計算。上坡時垂直于坡道路面的汽車重力分力為Gcosα,故汽車在坡道上行駛時的滾動阻力為Ff=Gfcosα。由于坡度阻力與滾動阻力均屬于與道路有關的阻力,而且均與汽車重力成正比,故可把這兩種阻力合在一起稱作道路阻力,以FΨ表示,即FΨ=Ff+Fi=Gfcosα+Gsinα當α不大時,cosα≈1,sinα≈i,則FΨ=Gf+Gi=G(f+i)令f+i=Ψ,Ψ稱為道路阻力系數(shù),則FΨ=GΨ圖1-20坡度i與道路坡度角α的換算圖第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力4.加速阻力汽車加速行駛時,需要克服其質量加速運動時的慣性力,就是加速阻力Fj。汽車的質量分為平移質量和旋轉質量兩部分。加速時,不僅平移質量產(chǎn)生慣性力,旋轉質量也要產(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,對于固定傳動比的汽車,常以系數(shù)δ作為計入旋轉質量慣性力偶矩后的汽車旋轉質量換算系數(shù),因而汽車加速時的阻力(N)可寫作式中,δ為汽車旋轉質量換算系數(shù),δ>1;m為汽車質量(kg);du/dt為行駛加速度(m/s2)。δ主要與飛輪的轉動慣量、車輪的轉動慣量以及傳動系的傳動比有關。

根據(jù)公式推導(詳見下文)有第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力式中,Iw為車輪的轉動慣量(kg·m2);If

為飛輪的轉動慣量(kg·m2);i0為主傳動比;ig為變速器的速比。在進行動力性初步計算時,若不知道準確的If、ΣIw值,也可利用圖1-21,根據(jù)檔位與總傳動比大致確定δ值。圖1-21汽車旋轉質量換算系數(shù)a)轎車旋轉質量換算系數(shù)與傳動系總傳動比igi0的關系b)貨車旋轉質量換算系數(shù)與傳動系總傳動比igi0的關系第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力三、汽車行駛方程式根據(jù)上面逐項分析的汽車行駛阻力,可以得到汽車行駛方程式為考慮到實際上正常道路的坡度角不大,cosα≈1,sinα≈tanα,故常將上式寫為式(1-10)表示無風天氣、正常道路上行駛汽車的驅動力與行駛阻力的數(shù)量關系,在進行動力性分析時十分有用。但應指出,這個方程式并未經(jīng)過周密的推導。為此,下面依據(jù)動力學中的功率方程,即汽車整體動能對時間的變化率等于所有作用力的功率,導出汽車旋轉質量換算系數(shù)δ,并建立汽車行駛方程式。當車速為u(m/s)時,汽車的動能為第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力汽車受到的外力的功率(N·m/s)為P=-(Ff+Fw+Fi)u汽車內力的功率(N·m/s)主要是發(fā)動機氣缸內氣體推動活塞的功率,可寫作式中,ωe為發(fā)動機飛輪的角速度(1/s)。這一驅動功率還可寫作再則就是傳動系中的摩擦損耗功率。若Fr表示傳動系內各部分摩擦阻力轉換到車輪周緣的(總)阻力,則傳動系摩擦阻力的負功率為Pr=-Fru下面先確定Fr值,為此參看圖1-22第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力圖1-22加速時傳動系統(tǒng)的受力情況a)發(fā)動機飛輪受力圖b)驅動輪受力圖汽車加速或無級變速器速比變化時,發(fā)動機的旋轉質量(主要為飛輪)也相應有角加速度dωe/dt,它們之間的關系可由下式求得:式中,ω為車輪角速度(1/s);ig為有級或無級變速器傳動比。第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力無級變速器傳動比是隨時間而變化的,故忽略有級變速器齒輪或無級變速器旋轉元件、傳動軸與主減速器齒輪的轉動慣量,加速時半軸施加于驅動輪的轉矩Tt′為若設傳動系無任何摩擦阻力,則施加于驅動輪的轉矩為故傳動系中各處摩擦轉換到驅動輪處的摩擦阻力轉矩為顯然,傳動系中各處摩擦轉換到車輪周緣的(總)摩擦阻力為第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力所以傳動系中的摩擦損耗功率為依據(jù)動力學中的功率方程可列出下式:因此得出汽車行駛方程式如下:第二節(jié)

汽車的驅動力與行駛阻力由此可知汽車的加速阻力為對于裝有有級式固定傳動比變速器的汽車,dig/dt=0,加速阻力只有上式中前面一項δmdu/dt,所以δ為裝有固定傳動比變速器汽車的旋轉質量換算系數(shù)。若為裝有傳動比連續(xù)變化的無級變速器汽車,加速阻力還應包含上式中的第二項。第二項加速阻力是由于傳動比變化率dig/dt使發(fā)動機飛輪加速而產(chǎn)生的。第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖一、驅動力-行駛阻力平衡圖前面曾得到裝用有級式固定傳動比變速器汽車的行駛方程式為此公式表明了汽車行駛時驅動力和外界阻力之間相互關系的普遍情況。當發(fā)動機的轉速特性、變速器的傳動比、主減速比、傳動效率、車輪半徑、空氣阻力系數(shù)、汽車迎風面積以及汽車質量等初步確定后,便可利用此式分析在附著性能良好的典型路面(混凝土、瀝青路面)上的行駛能力,即確定汽車在節(jié)氣門全開時可能達到的最高車速、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,一般是將汽車行駛方程式用圖解法來進行分析的。就是說在圖1-8所示汽車驅動力圖上把汽車行駛中經(jīng)常遇到的滾動阻力和空氣阻力也算出并畫上,作出汽車驅動力-行駛阻力平衡圖,并以此來確定汽車的動力性。第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖圖1-23所示為具有5檔變速器緊湊型轎車的驅動力-行駛阻力平衡圖。圖1-23上既有各檔的驅動力,又有滾動阻力以及滾動阻力和空氣阻力疊加后得到的行駛阻力曲線。從圖1-23上可以清楚地看出不同車速時驅動力和行駛阻力之間的關系。汽車以最高檔行駛時的最高車速,可以直接在圖1-23上找到。顯然,Ft5曲線與Ff+Fw曲線的交點便是uamax。因為此時驅動力和行駛阻力相等,汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。圖1-23中最高車速為175km/h。圖1-23汽車驅動力-行駛阻力平衡圖第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖從圖1-23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,汽車就可以利用剩余的驅動力加速或爬坡。當需要在119km/h等速行駛時,駕駛員可以關小節(jié)氣門開度(圖1-23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。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,但第一節(jié)中已經(jīng)指出,由于加速度的數(shù)值不易測量,實際中常用加速時間來表明汽車的加速能力。譬如用直接檔行駛時,由最低穩(wěn)定速度加速到一定距離或80%uamax所需的時間表明汽車的加速能力?，F(xiàn)在根據(jù)圖1-23求出汽車的加速時間。由汽車行駛方程得第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖顯然,利用圖1-23可計算得出各檔節(jié)氣門全開時的加速度曲線,如圖1-24所示。由圖可以看出,高檔位時的加速度要小些,Ⅰ檔的加速度最大。但是有的越野汽車Ⅰ檔δ值甚大,Ⅱ檔的加速度可能比Ⅰ檔的加速度還大。根據(jù)加速度圖可以進一步求得由某一車速u1加速至另一較高車速u2所需的時間。由運動學可知圖1-24汽車的行駛加速度曲線第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖即加速時間可用計算機進行積分計算或用圖解積分法求出。用圖解積分法,將a-ua曲線(圖1-24)轉畫成1/a-ua曲線(圖1-25a)。曲線下兩個速度區(qū)間的面積就是通過此速度區(qū)間的加速時間。常將速度區(qū)間分為若干間隔,通過確定面積Δ1、Δ2…來計算(總)加速時間(圖1-25b)。圖1-25汽車的加速度倒數(shù)曲線第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖在進行一般動力性分析而計算原地起步加速時間時,可以忽略原地起步時的離合器打滑過程,即假設在最初時刻,汽車已具有起步檔位的最低車速。加速過程中的換檔時刻可根據(jù)各檔的a-ua曲線來確定,如圖1-24所示。若Ⅰ檔與Ⅱ檔的加速度曲線有交點,顯然,為了獲得最短加速時間,應在交點對應車速由Ⅰ檔換Ⅱ檔。若Ⅰ檔與Ⅱ檔加速度曲線不相交,則應在Ⅰ檔加速行駛至發(fā)動機轉速達到最高轉速時換入Ⅱ檔。其他各檔間的換檔時刻亦按此原則來確定。至于換檔過程所經(jīng)歷的時間,則常忽略不計。圖1-26所示為計算得到的輕型貨車BJ130加速時間曲線。計算汽車加速時間,確定汽車的加速能力,在選擇傳動系最佳方案或選擇合適的發(fā)動機排量時是十分有用的。第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖圖1-26計算得到的輕型貨車BJ130加速時間曲線根據(jù)汽車行駛方程式與驅動力-行駛阻力平衡圖,可確定汽車的爬坡能力。一般所謂汽車的爬坡能力,是指汽車在良好路面上克服Ff+Fw后的余力全部用來(即等速)克服坡度阻力時能爬上的坡度,所以du/dt=0。因此Fi=Ft-(Ff+Fw)第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖一般汽車最大爬坡度達30%左右,因此利用汽車行駛方程式確定Ⅰ檔及低檔爬坡能力時,應采用Gsinα作為坡度阻力,即上式應為利用圖1-23可求出汽車能爬上的道路坡度角,相應地根據(jù)tanα=i可求出坡度值。其中,汽車最大爬坡度imax為Ⅰ檔時的最大爬坡度。最高檔最大爬坡度亦應引起注意,特別是貨車、牽引車。因為貨車經(jīng)常是以最高檔行駛的,如果最高檔的最大爬坡度過小,迫使貨車在遇到較小的坡度時經(jīng)常換檔,這樣就影響了行駛的平均車速。第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖圖1-27所示為一輛緊湊型轎車的爬坡度圖。顯然,轎車的低檔驅動力是用以獲得好的加速性能的,所以計算中求得的爬坡度很大,完全超出實際要求的爬坡能力。圖1-27一輛緊湊型轎車的爬坡度圖第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖二、動力特性圖也有用動力特性圖來分析汽車動力性的。將汽車行駛方程兩邊除以汽車重力并整理如下:汽車在各檔下的動力因數(shù)與車速的關系曲線稱為動力特性圖(圖1-28)。在動力特性圖上作滾動阻力系數(shù)曲線f-ua,顯然f-ua曲線與直接檔D-ua曲線的交點即為汽車的最高車速。圖1-28汽車動力特性圖和利用動力特性來確定汽車的動力性第三節(jié)

汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖與動力特性圖在求最大爬坡度時,du/dt=0,故式(1-12)可寫成D=Ψ=f+i因此,D-ua曲線與f-ua曲線間的距離就表示汽車的上坡能力。Ⅰ檔時,坡度較大,此時imax=DⅠmax-f之誤差較大。應用下式計算:用上述同樣方法亦可求得加速度值,然后再計算出加速時間。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率一、汽車行駛的附著條件從上面的分析可知,動力裝置(指發(fā)動機與傳動系)所確定的驅動力是決定動力性的一個主要因素。驅動力大,加速能力好,爬坡能力也強。不過這個結論只在輪胎-路面有足夠大的附著力(例如良好輪胎在干燥的水泥路面上)時才能成立。在潮濕的瀝青路面上附著性能差時,大的驅動力可能引起車輪在路面上急劇加速滑轉,地面切向反作用力并不很大,動力性也未進一步提高。由此可見,汽車的動力性不只受驅動力的制約,它還受到輪胎與地面附著條件的限制。地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力Fφ,在硬路面上它與驅動輪法向反作用力FZ成正比,常寫成式中,φ為附著系數(shù),它是由路面與輪胎決定的。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率由作用在驅動輪上的轉矩Tt引起的地面切向反作用力不能大于附著力,否則將發(fā)生驅動輪滑轉現(xiàn)象,即對于后輪驅動的汽車這就是汽車行駛的附著條件,也可寫成式中,FX2/FZ2為后輪驅動汽車驅動輪的附著率Cφ2,即Cφ2≤φ對于前輪驅動汽車,其前驅動輪的附著率亦不能大于地面附著系數(shù)?？梢杂砂l(fā)動機、傳動系的參數(shù)及汽車的行駛工況確定汽車驅動輪的附著率。顯然,驅動輪的附著率是表明汽車附著性能的一個重要指標,是汽車驅動輪在不滑轉工況下充分發(fā)揮驅動力作用所要求的最低地面附著系數(shù)。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率二、汽車的附著力與地面法向反作用力汽車的附著力取決于附著系數(shù)以及地面作用于驅動輪的法向反作用力。附著系數(shù)主要取決于路面的種類和狀況,行駛車速對附著系數(shù)也有影響。附著系數(shù)還受到車輪運動狀況的影響,這些問題將在第四章“汽車的制動性”中做詳盡的介紹。在一般動力性分析中,只取附著系數(shù)的平均值。在良好的混凝土或瀝青路面上,路面干燥時φ值為0.7~0.8,路面潮濕時φ值為0.5~0.6;干燥的碎石路φ值為0.6~0.7;干燥的土路φ值為0.5~0.6,濕土路面φ值為0.2~0.4。驅動輪地面法向反作用力與汽車的總體布置、車身形狀、行駛狀況及道路的坡度有關。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-29所示為汽車加速上坡的受力。圖中,G為汽車重力;α為道路坡度角;hg為汽車質心高;Fw為空氣阻力;Tf1、Tf2為作用在前、后輪上的滾動阻力偶矩;Tje為作用于橫置發(fā)動機飛輪上的慣性阻力偶矩;Tjw1、Tjw2為作用在前、后車輪上的慣性阻力偶矩;FZw1、FZw2為作用于車身上并位于前、后輪接地點上方的空氣升力;FZ1、FZ2為作用在前、后輪上的地面法向反作用力;FX1、FX2為作用在前、后輪上的地面切向反作用力;L為汽車軸距;a、b為汽車質心至前、后軸的距離。圖1-29汽車加速上坡的受力第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率若將作用在汽車上的諸力對前、后輪與道路接觸面中心取力矩,則得由于Fw與FZw1、FZw2均是在風洞中實測獲得的,所以在式(1-13)中不能再計入Fw對前、后輪與道路接觸面中心的矩。從式(1-13)可以看出,前、后輪地面法向反作用力是由四個部分構成的。(1)靜態(tài)軸荷的法向反作用力即汽車重力分配到前、后軸的分量產(chǎn)生的地面法向反作用力。它們分別為第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率(2)動態(tài)分量即加速過程中產(chǎn)生的慣性力、慣性阻力偶矩造成的地面法向反作用力部分。它們分別為平移質量的慣性力為;旋轉軸線垂直于汽車縱向垂直平面的旋轉質量慣性阻力偶矩,即車輪的慣性阻力偶矩

與橫置發(fā)動機飛輪的慣性阻力偶矩(曲軸旋轉方向與車輪旋轉方向一致時取“+”號)。由于旋轉質量慣性阻力偶矩的數(shù)值較小,一般性分析中可忽略不計。(3)空氣升力由于流經(jīng)汽車頂部與底部的空氣流速不一樣,產(chǎn)生了作用于汽車的空氣升力。常將空氣升力分解為作用于前輪接地點與后輪接地點的前、后空氣升力?？捎迷囼灤_定的前、后空氣升力系數(shù)CLf、CLr來計算前、后升力,即式中,A為迎風面積,即汽車行駛方向的投影面積。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-30a中給出了幾種車身形式的前、后空氣升力系數(shù)。圖1-30b和圖1-30c中給出了后軸和前軸升力系數(shù)的變化過程,總趨勢是減小升力。車身前部壓低,尾部肥厚向上的楔形造型,可以降低空氣升力。合適的前保險杠下面的阻風板與后行李箱蓋上的后擾流板能進一步減小前、后空氣升力,如圖1-31所示。(4)滾動阻力偶矩產(chǎn)生的部分即式(1-13)中最后一項

。由于此項甚小,可以忽略不計。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-30汽車的前、后空氣升力系數(shù)a)一些轎車車身形式的前、后空氣升力系數(shù)b)后軸升力系數(shù)發(fā)展過程c)前軸升力系數(shù)發(fā)展過程第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-31前阻風板、后擾流板對空氣升力系數(shù)與空氣阻力系數(shù)的影響a)前阻風板高度對CD、CLf的影響b)后擾流板高度對CD、CLf、CLr的影響第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率三、作用在驅動輪上的地面切向反作用力圖1-32所示為前輪驅動汽車在坡道上加速行駛時從動輪、驅動輪與車身的受力。圖中,Gw1、Gw2為驅動輪、從動輪的重力;m1、m2為驅動輪、從動輪的質量;WB為車身重力;mB為車身質量;Fp1、Fp2為驅動軸、從動軸作用于驅動輪、從動輪的平行于路面的力;T′t為半軸作用于驅動輪的轉矩;Tf1、Tf2為作用在前、后輪上的滾動阻力偶矩;Tjw1、Tjw2為作用在前、后輪上的慣性阻力偶矩;FZ1、FZ2為作用在前、后輪上的地面法向反作用力;FX1、FX2為作用在前、后輪上的地面切向反作用力;L為汽車軸距;a′、b′為車身質心至前、后軸的距離。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-32前輪驅動汽車在坡道上加速行駛時從動輪、驅動輪與車身的受力第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率四、附著率附著率是指汽車直線行駛狀況下,充分發(fā)揮驅動力作用時要求的最低附著系數(shù)。不同的直線行駛工況,要求的最低附著系數(shù)是不一樣的。在較低行駛車速下,用低速檔加速或上坡行駛,驅動輪發(fā)出的驅動力大,要求的(最低)附著系數(shù)大。此外,在水平路段上以極高車速行駛時,要求的附著系數(shù)也大。下面就分析這兩種行駛工況下的附著率。1.加速、上坡行駛時的附著率根據(jù)前面求得的前、后軸地面法向反作用力與驅動輪地面切向反作用力,可以確定前驅動輪或后驅動輪的附著率。對于后輪驅動汽車,其后驅動輪的附著率為第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率在加速、上坡時,主要的行駛阻力為加速阻力與坡度阻力,空氣阻力與滾動阻力可忽略不計,故后驅動輪的附著率簡化為式中,可以理解為包含加速阻力在內的等效坡度,以q表示,則由于Cφ2為加速、上坡行駛時要求的地面附著率,故在一定附著系數(shù)φ的路面上行駛時,汽車能通過的(最大)等效坡度為第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率同理可以求得前輪驅動汽車的前驅動輪附著率為一定φ值路面上,能通過的等效坡度為對于四輪驅動汽車,前、后驅動力的分配是根據(jù)中央差速器的結構確定的。若令后軸的轉矩分配系數(shù)為式中,Tt1為前驅動軸的驅動轉矩;Tt2為后驅動軸的驅動轉矩。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率轉矩分配系數(shù)的選擇,首先必須滿足前、后驅動軸可承受的轉矩負荷需求,其次必須滿足前、后驅動軸的可承受軸荷的需求,最后按照行駛工況,必須滿足不同的坡道行駛工況需求。如是前輪驅動汽車,則Ψ=0;如是后輪驅動汽車,Ψ=1。四輪驅動汽車中,AudiQ系列汽車的Ψ=0.6,BMW325i汽車的Ψ=0.63,M.B.4Matic汽車的Ψ=0.65。根據(jù)Ψ值,在忽略滾動阻力、空氣阻力與旋轉質量的影響后,可以確定前、后輪的切向反作用力為故前、后驅動輪的附著率分別為第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率前、后驅動輪的附著率常不相等。如前驅動輪附著率較大,即一定等效坡度條件下,前驅動輪要求更大的地面附著系數(shù),則在一定φ值路面上行駛時,前驅動輪的驅動力將先達到地面附著力而滑轉。前驅動輪滑轉后,前驅動力不再增加,故后驅動輪動力也保持其在前輪剛開始滑轉時的數(shù)值而不再增加。即若Cφ1>Cφ2,在一定附著系數(shù)φ的路面上,該四輪驅動汽車能達到的等效坡度為反之,若Cφ1<Cφ2,則在一定φ值路面上能達到的等效坡度為第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率如果前、后驅動力的分配可以根據(jù)運動狀況自動調節(jié),使前、后驅動力同時達到附著力的限值,則全部附著力均可轉化為驅動力,有即φ=q此時等效坡度等于地面附著系數(shù)。

1-33中給出了前輪驅動、后輪驅動和四輪驅動汽車的等效坡度與地面附著系數(shù)的關系曲線。正如所預期的一樣,四輪驅動汽車的等效坡度,即加速與上坡能力大大超過單軸驅動汽車。圖1-33不同驅動型式汽車的等效坡度前輪驅動a/L=0.43,后輪驅動a/L=0.49,四輪驅動a/L=0.48第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率在第三節(jié)中已經(jīng)根據(jù)發(fā)動機與傳動系的結構參數(shù)確定了汽車的加速度與爬坡度,如圖1-24與圖1-27所示。顯然,為了完整表達汽車的動力性,還應給出達到相應加速度與爬坡度所要求的地面附著系數(shù),即附著率曲線。圖1-34a所示為圖1-23和圖1-24算例中后輪驅動轎車在Ⅰ、Ⅱ檔加速或爬坡行駛時相應的附著率曲線。由圖1-34a可知,Ⅰ檔加速時最大的Cφ2值為0.64,在φ=0.7的良好路面上汽車可以全力加速行駛。但從圖1-34b中卻可看出,在φ=0.7的路面上,該車Ⅰ檔(節(jié)氣門全開時)的爬坡能力基本上是無法實現(xiàn)的。不過Ⅱ檔的最大Cφ2值為0.45,相應的爬坡度達23%,遠大于四級公路在山嶺重丘區(qū)的最大縱向坡度9%。所以,該車在良好路面上的附著性能仍是令人滿意的。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率2.高速行駛時的附著率圖1-34汽車的附著率曲線a)圖1-23和圖1-24算例中轎車以Ⅰ、Ⅱ檔(全力)加速時相應的附著率b)圖1-23和圖1-27算例中轎車以Ⅰ、Ⅱ檔(全力)爬坡時相應的附著率第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率汽車在良好道路上高速行駛時,道路的坡度與汽車加速度均很小。令i=0,du/dt=0,則由式(1-17)便可求得高速行駛時后輪驅動汽車的后驅動輪附著率為圖1-35中給出了一輛緊湊型后輪驅動轎車后驅動輪地面切向反作用力、法向反作用力、附著率與車速的關系曲線。圖中的法向反作用力與附著率是按三種空氣升力系數(shù)求得的,即后空氣升力系數(shù)為0.28、0.15與0。由圖可以看出,隨著車速的增加,后輪的法向反作用力下降,而切向反作用力則按車速的平方關系增大。因此,附著率Cφ2隨著車速的提高而急劇增大。第四節(jié)

汽車行駛的附著條件與汽車的附著率圖1-35表明,在一般車速下Cφ2值甚小,汽車完全可以正常行駛。當車速達到250km/h、CLr=0.28時,Cφ2=0.57,附著率接近于瀝青路面的附著系數(shù)。當車速為300km/h、CLr=0.28時,Cφ2=0.99;CLr=0.15時,Cφ2=0.74。這說明在極高車速下,即使是良好路面也不能滿足附著性能的要求。不過上面的討論只限于做純粹直線行駛的汽車。實際行駛條件下,駕駛員必須根據(jù)道路與交通情況經(jīng)常轉動轉向盤來調整車輛的行駛路徑,汽車將產(chǎn)生一定的或很大的側向加速度,輪胎接地處常要承受一定的、甚至很大的地面?zhèn)认蚍醋饔昧?。所?為了保證安全行駛,所要求的地面附著系數(shù)遠比附著率高許多。通過改善車身形狀,或者增加一些輔助的空氣動力裝置,可以降低空氣升力系數(shù),達到減小附著率,以改善操縱穩(wěn)定性與動力性的目的;也可以通過調整汽車的總體布置,變動前、后軸的軸荷來減小驅動輪的附著率。第五節(jié)

汽車的功率平衡汽車行駛時,不僅驅動力和行駛阻力互相平衡,發(fā)動機功率和汽車行駛的阻力功率也總是平衡的。就是說,在汽車行駛的每一瞬間,發(fā)動機發(fā)出的功率始終等于機械傳動損失功率與全部運動阻力所消耗的功率。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Pi及加速阻力功率Pj。將汽車行駛方程式兩邊乘以行駛車速ua,并經(jīng)單位換算整理出汽車功率平衡方程式(式中功率單位為kW)如下:與力的平衡處理方式相同,功率平衡方程式可用圖解法表示。若以縱坐標表示功率,橫坐標表示車速,將發(fā)動機功率Pe、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率1/ηT(Pf+Pw)對車速的關系曲線繪在坐標圖上,即得汽車功率平衡圖。圖1-36所示為一緊湊型國產(chǎn)轎車的功率平衡圖。發(fā)動機功率與行駛車速的關系曲線Pe-ua,可根據(jù)發(fā)動機外特性及公式將發(fā)動機轉速轉換成車速繪得。可見在不同檔位時,功率的大小不變,只是各檔發(fā)動機功率曲線所對應的車速位置不同,且低檔時車速低,所占速度變化區(qū)域窄;高檔時車速高,所占變化區(qū)域寬。Pf在低速范圍內為一斜直線,在高速時由于滾動阻力系數(shù)f隨車速ua而增大,所以Pf隨ua以更快的速率加大;Pw則是車速ua的三次函數(shù)。二者疊加后,阻力功率曲線1/ηT(Pf+w)-ua是一條斜率越來越大的曲線。高速行駛時,汽車主要克服空氣阻力功率。圖1-36緊湊型國產(chǎn)轎車的功率平衡圖第五節(jié)

汽車的功率平衡圖1-36中發(fā)動機功率曲線(Ⅴ檔)與阻力功率曲線相交點處對應的車速便是在良好水平路面上汽車的最高車速uamax。該轎車的Ⅴ檔是經(jīng)濟檔位,其發(fā)動機最大功率相對應的車速up大于uamax,所以用