汽车理论教案

10教 学 内 容 备注第一章汽车的动力性向外力打算的、所能到达的平均技术速度。平均技术速度：是指单位实际行驶时间内的里程.本章思路：从分析汽车行驶时的受力动身,建立行驶方程式，并用图解法求解动力性的评价指标。§1—-1汽车动力性的评价指标1、汽车的最高车速：uamax〔km/h〕满载、水平、良好路面〔混凝土或沥青〕;最高档、全油门.t〔s〕(或加速路程〕强度连续换档,换至最高档后至某一预定车速或路程所需的〔0↗ua)〔2〕超车加速时间:用最高、次高档由某一较低车速全力加速至某一更高车速所需的时间。(ua1↗ua2)3、汽车的最大爬坡度：imax〔%〕满载、良好路面；最低档〔Ⅰ档。,侧重于不同的指标：轿车——路况好〔uamax〕;公共汽车—分段t；越野车——坏路、无路〔imax〕.§1—2汽车的驱动力与行驶阻力汽车的行驶方程式：Ft=ΣF一、汽车的驱动力：1、产生：发动机的Ttq →传动系→车轮Tt→对地面圆周力Fo

本章课堂授次课。1-2h第一次课开头)□幻灯切换□列表比照介绍不同类型汽车及国内外军用汽车最高车速，给学员以感性生疏。□列表比照介绍起步加速时间。□列表比照介绍最大爬坡度。次课完毕)▽3-4h2、数值大小：Ft=

Tt=错误!r3、参数争论〔影响因素：rTtq发动机转速特性：发动机油量调整机构位置肯定时，发动Pebn的变化关系。发动机节流阀全开〔或高压油泵在最大供油量位置〕的转〔或局部供油)的转速转速特性为发动机的。(空气滤清器、水泵、风扇、消声器、发。使用外特性功率小于外特性功率。最大功率〔15%、货车柴油机10。:Ttq= a0+a1n+a2n2+…+aknkk=2，3，4,5Ttq是变量〔随负荷、转速变化〕Ttq而变化此多项式的计算机算法:T:=(〔a［k].n+a［k-1］)。n+a［k-2]〕.n+…+a[0] 即：T:=；for：=kdownto0doT:=。n+a[i；：ηt—错误!〕×100％Pt为传动系损失功率，包括：机械损失:磨擦↗←Ttq↗液力损失：搅油↗←n↗①一样档位、一样转矩：n增加，使ηt减小(n增加，使搅油损失增加〕②一样档位、一样转速:Ttq增加，使ηt增大(Ttq增加,虽然机械损失有所增加，但Pe增加更多，使ηt〕③直接档:ηt最大时可视为常数。⑶车轮半径：r〔m〕rs:rr：rr=错误!r=0.0254[错误!+B〔1—λ)]inch〕λ：轮胎径向变形系数〔0.1～0.16)4、汽车的驱动力图：图全面表示汽车的驱动力。Ft=错误!ua=0。377错误!分析：Ft与档位的关系:Ft高；ua与档位的关系：ua高二、汽车的行驶阻力：汽车的总阻力：∑F=Ff+FI+Fw+Fj〔一〕滚动阻力：Ff1形成缘由：坚硬路面上、地面〔松软路面上〕变形过程中，内局部子摩擦而损失的能量。Ff的产生:〔解释现象〕:-弹性迟滞损失。OCA为加载曲线,ADE为卸载曲线.变形——内局部子摩擦生热-—热量散发〔简化问题)：①从动轮:d点>点→地面法向反力的分布前后不对称FZ1aW1重合，Tf1=FZ1·aFp1与地面切Fx1·r=Tf1Fx1=Tf1/r=FZ1·错误!f=a/r,fFZ1W1大小相等∴从动轮上的滚动阻力大小为：Ff1 =W1·f②驱动轮：Fx2·r=Tt-FZ2·a∴Fx2=Tt/r—FZ2·错误!=Ft—Ff2总的滚动阻力:FfFf1+Ff2W1fW2fG·fα的路面上：Ff=Gcosα·f2、f的影响因素：路面越松软,f越大〔∵路面变形损失能量大〕⑵ua：ua↗，f↗①ua<140km/h，f变化不大；②ua〉200km/h，f↗↗，发生驻波现象,温度快速增高,帘布层与胎面脱落，很快爆胎。)⑶轮胎构造：帘布层数越多，内部摩擦损失越大，f越大。⑷轮胎气压：,气压↘，变形↗，弹性迟滞损失↗)3、f的阅历公式：轿车：f0。014(1+ua2/19440〕货车：f0.0076+0.000056ua〔二〕空气阻力：Ft-—空气对汽车的作用力在行驶方向上的分力1、产生：⑴宏观上，前—压力；后-真空吸力；侧—摩擦。⑵细分：①摩擦阻力(9％〕②压力阻力—外形阻力(58(14％力(12)、诱导阻力(7％〕2、计算：rFw=〔错误!ρu2〕CDA 括号中为动压力rFw=错误!3、影响因素：⑴ua：ua↗，FW↗↗A： A↗,FW↗〔受乘坐使用空间限制不行能减小)估算方法：小客车：A=0。94BHA=1。05BH公共汽车:A=1.20BHC〔取决于车身主体的流线型〕45°倾角档风玻璃与完全园形车头相比，CD根本一样；K形车与短流线型相比，KCD小；-货车、半挂车等。〔三〕坡度阻力：Fi——汽车重力沿坡道的分力。Fi=G·sinαsi=h=tgαs=iFi=G·iFψ

=Ff+Fi=G(f+i〕=G·ψ其中，ψ——道路阻力系数。〔四〕加速阻力：Fj——加速时，需抑制其质量加速运动时的惯性力。计算：平移质量→惯性力：m错误!;〔飞轮、车轮等〕.汽车加速度为错误!,则飞轮和车轮的惯性阻力偶矩为：车轮：Twj=Iw错误!=错误!错误!飞轮：TfjIf错误!If错误!=错误!错误!为便于计算，一般把旋转质量的惯性阻力偶矩转化成平移质量的惯性阻力，并以δ作为质量换算系数δ〉1δ=1+错误!错误!+错误!错误!阅历公式：δ=1+δ1+δ22其中，δ1≈δ20.03～0。05则汽车加速时的惯性力为：Fj=δm错误!三、汽车的行驶方程式：进展受力分析：1、从动轮和驱动轮在加速过程中的受力分析：〔１)从动轮:F =mdu+Fp1 1dt x1Fx1r=Tf1+Iw1错误!，Ff1=Tf1/rFx1=Ff1+错误!错误!从动轴作用于从动轮的水平力为：Fp1=Ff1+〔m1+错误!〕错误! (1〕即推动从动轮前进的力要克听从动轮的滚动阻力和加速阻力。〔２)驱动轮:Fx2=Fp2+m2错误!Fx2r+Iw1错误!+Tf2=Tt”,Ff2=Tf2/r，Ft”=Tt’/rFt’为加速过程中驱动轮上的驱动力〔Ft”<Ft〕,其大小为：Ft’=Fp2+Ff2+〔m2+错误!)错误! 。.〔2)2加速阻力：加速时半轴施加于驱动轮的驱动转矩为:Ｔt’=〔Ttq—Tfj〕igi0ηt =(Ttq-If错误!)igi0ηtFt’=Tt’/r=(Ttq—错误!错误!)错误! 〔3)3、车身〔除从动轮、驱动轮外的汽车其余局部〕的受力分析：Fp2=Fp1+Fw+mB错误! (4〕mBm=m1+m2+B4、整部汽车的行驶方程式：(3)Ft’和(4〕Fp2代入(2〕式：(Ttq—错误!错误!)错误!=f1+〔m1错误错误+Fw+B错误+f2+(2错误〕dudt整理得：错误!FfFw(1+错误!错误!+错误!错误!〕m错误!=Ff+Fw+δm错误!设汽车在坡道上行驶：Ft=Ff+FW+Fi+δm错误!错误!=Gcosαf+错误!+Gsinα+δm错误!§1—3汽车行驶的驱动与附着条件:1、驱动条件-首先得有劲δm错误!=Ft–〔Ff+FW+Fi)≥0Ft≥Ff+FW+Fi2、附着条件—有劲还得使得上Fφ〔φ为附着系数〕驱动轮的附着力：前轮驱动汽车：F =Fφφ1Z1后轮驱动汽车：F =Fφφ2Z2全轮驱动汽车：F =FφF =Fφ〔2〕汽车的附着力：φ1F=Z1Fφφ2 Z2φ Z1F=FφφF

Z2=Fφ=F

φ+Fφ对前驱动轮Fx1

φ Z≤FφZ1

Z1 Z1前驱动轮的附着率:Cφ1

错误!则要求C ≤φφ1对后驱动轮F≤Fφx2 Z2后驱动轮的附着率：Cφ2

错误!则要求C ≤φφ2∴Ft≤FZ2〔f+φ〕∵f〈<φ ∴Ft≤FZ2φ一般形式FtFZφφ3、驱动与附着条件：Ff+FW+Fi≤Ft≤FZφφ二、汽车的附着力：Fφ1、汽车附着力——在车轮与路面没有相对滑动的状况下，路面对车轮供给的切向反力的极限值。F=FZφφ φF取决于：φ①在硬路面上——可以是最大的静摩擦力,主要取决于路面与轮胎的性质；②在软路面上--取决于土壤的剪切强度和车轮与土壤的结合强度2F的影响因素：φX2，有利于驱动。:Z↗〔FZ+FZF↗φ高；多，抓地力量强，且沉陷量小,土壤阻力小；：φ取决于路面种类与状况、轮胎构造〔花纹、材料等〕及ua等因素。三、驱动轮的法向反作用力1、依据受力图列方程：将作用在汽车上的各力对前、后轮接地面中心取矩，则得：FZ1=错误!FZ2=错误!式中,∑TjTjW1+TjW2，∑TfTf1+Tf2无视旋转质量的惯性阻力偶矩和滚动阻力偶矩：FZ1=FZS1–错误!FZW1

=FZS2+

mhgduL dt

-FZW2前轮驱动：FX1=Ff2+FW+Fi+错误!后轮驱动：FX2=Ff1+FW+Fi+错误!低挡加速或爬坡时，后轮驱动汽车的后轮附着率：2C =错误!=错误!=错误!2φ令等效坡度q=错误!

=错误!2φ2在附着系数为φ的路面上能通过的最大等效坡度为:q=错误!低挡加速或爬坡时,前轮驱动汽车的前轮附着率:1C =错误!1φ在附着系数为φ的路面上能通过的最大等效坡度为：q=错误!对于四轮驱动汽车，定义后轴转矩安排系数为Ψ:Ψ=错误! 则后轴转矩安排系数为〔1-Ψ〕1C =错误! 1φ

=错误!2φ21C C1φ

时: q=错误!2φ2C1<C2时: q=错误!φ φ分析：①与汽车静止时地面法向反力比较：FZ1=G错误! FZ2=G错误!上式中第一项为汽车静止不动时前后轴上的静载荷；其次项为行驶中产生的动载荷。动载荷确实定值随坡度、加速度以及速度的增加而增大.②汽车行驶时：Z1↘,Z2↗，即：重量再安排现象。∴汽车多后轮驱动。例题：G=30000N，在φ=0.7,f=0.02，α,该车可否爬上此坡？(Me=150Nm，r=0.4m，ig1=6，i0=5，ηt=0.8,sinα=0。34，cosα=0。94，FW≈0，Fj≈0)t解：先校核附着条件:F<FtφFt=错误!=150·6·5·0.8/0。4=9000NF=Gcosαφφ=30000·0.94·0.7=19740NFt<F，满足附着条件；φ再校核驱动条件： Ft≥Ff+FW+FIFf+FW+FI=Gcosαφ+Gsinα=30000·0。94·0.02+3000·0。34=10764NFt<Ff+FW+FI,不满足驱动条件;综上所述，该车爬不上此坡。与动力特性图用图解法解行驶方程式：错误!=Gcosαf+错误!+Gsinα+δm错误!一、驱动力—行驶阻力平衡图：1、作图:〔Ff+FW)--ua图.2、图解法求解:⑴最高车速:uamaxFf+FW的交点对应的车速;ua曲线的交点对应的车速;Fj=0.Fi=Ft-(Ff+FW〕sinα=

Gα=arcsin错误!i=tgα当坡度很小时，i=错误!档位越低，i越大。imax——一档；i0max–直接档Fi=0错误!错误[Ft–〔f+Fw］∵aj=错误!t =错误!=错误!图曲线下的面积。二、动力特性图：,参数不同〔、、CD等不同，无法在Ft--ua图上比较动力性。动力因数，DD=错误!(定义式〕+!1、作动力特性图:2、图解法求解：Df的交点，D=f⑵最大爬坡度：错误!=0，D=f+i i=D—fDD1max∴imax=D1max—f:i=0Df 错误!错误!dtdu = 错误!(D—f)dtD0max对平均技术速度有很大影响。影响平均技术速度)例题:1、某车总重G=80000ND1max=0.36。假设改装为总重G‘=90000ND有何影响?〔其它构造不变〕解:D=错误!∵Ft—FW不变1max∴D1max·G=D‘ ·G‘1max1max0。36×80000=D‘ ×900001maxD‘Imax=0。322D0max=0.06⑴假设在f=0。02的道路上行驶，用直接档能爬上多大的坡度；⑵假设将上述动力用来加速，δ=1时，可获得多大的加速度？解:i=D-f=0。06-0.02=0。04=4％du g⑵dt=δ(D—f〕=9。8(0。06—0。02〕=0。392m/s2§1—5Pe∑F=传动系损失的功率Pt+∑F一、汽车的功率平衡方程式：Pe·ηt=Pf+PW+Pi+PjPe=

1η∑Fuaηt

/3600=错误![Gcosαf+错误!+Gsinα+δm错误!]ua/3600=错误![错误!+错误!+错误!+错误!错误!］二、功率平衡图：1、作图：2、分析:⑴PemaxI=PemaxII=PemaxIII;低档——ua小，且变化范围窄，高档——ua大，且变化范围宽。uamaxPe与(Pf+PW)/ηt的交点ua抬油门，等速行驶〔虚线〕:Pe-(Pf+PW〕/ηt=ac-bc=ab.〔ab〕,动力性↗〔bc)与可能发出的最大功率(ac)之比称为功率利用率。Qt↘.意义：1、汽车的燃油消消耗用约占汽车运输本钱的30％，减小燃油消耗可降低运输本钱；1973,如何有效地节约燃油，削减汽车使用部门关注的重要问题；3:工作;可使单车活动半径增大,保证更好完成任务.§2—1汽车燃油经济性的评价指标1的燃油消耗量，l/100km;↗则经济性↘1USgal=3.785l,1mile=1.61km2、的燃油消耗量，l/100t.km;3、按规定的的燃油消耗量，l/100km。我国有四工况试验方法和六工况试验方法:;六工况试验方法适用于长途客车、军车、载货汽车等.3、欧洲以l/100km1/3混合油耗:ECE—R.15循环+90km/h等速120km/h等速4、美国以MPG计的综合燃油经济性：=错误!5、其它：升/小时〔l/h〕,加仑/小时(GPH〕,kg/km〔气体)§2—2 汽车燃油经济性的计算1、等速行驶工况燃油消耗量的计算：.单位时间内发动机的燃油消耗量为:〔ml/s)Q= Pebt 367.1γ其中，Pe —为发动机的输出功率，当汽车等速行驶时：Pe =错误!［错误!+错误!]b—发动机燃油消耗率〔g/kw.〔1g=9。8×10—3〕γ—燃油重度(N/l〕6.96～7.15N/l7。94~8。13N/l燃油量为：(1m/s=3.6km/h)Qs=错误!×错误!,l/s ×错误!,s=错误!，l/100km2加速行驶时，发动机输出功率为：Pe= 错误!［错误!+错误!+错误!错误!］ua 1km/h所需时间为:Δt=错误!，s↗ua1+1所需燃油消耗量为:Q1=〔Qt0+Qt1)Δt，ml所需燃油消耗量为：Q2=〔Qt1+Qt2)Δt，ml….〕Qn=(Qt(n—1〕ml

+Qtn)Δt，整个加速过程的燃油消耗量为：Qa=Q1+Q2+…+Qn,ml加速区段的行驶距离为：sa=错误!，m3、等减速行驶工况燃油消耗量计算：等减速行驶时，发动机处于怠速状态。∵减速时间为：td =错误!,s∴油耗为：Qd=Qi.td ，ml 〔其中Qi为怠速油耗率ml/s)减速区段的行驶距离为:sd=错误!，m4、怠速停车时的燃油消耗量计算:Qi.ti，ml5、整个循环工况的百公里燃油消耗量:Q=错误!×100 ，l§2-3 汽车等速行驶的燃油经济特性一、汽车等速行驶的燃油经济特性:Q 错误!=错误!=错误!［Gf+错误!] ,lQ—ua曲线表示。争论：经济车速:Q最低的车速化油器省油器(加浓装置〕Q↗QQ〔柴油机的很平)2、利用功率平衡图和发动机负荷特性图求燃油经济特性图:1、 发动机的负荷特性与负荷率:(b)〔Pe〕〔U〕的关系.b—Peb—U曲线表示。U：发动机在某一转速下,节流阀局部开启时发出的功率与该转速下节流阀全部开启时的功率之比.1)当发动机空转时,U=0；节流阀全开时〔满负荷，U=100%;后备功率越大，则负荷率U越低。2、 曲线求燃油经济特性图：作图步骤:Pe；ua对应的发动机转速n：∵ua=0。377错误!，km/h ∴n=错误!b—Pen时,Pb;4)Q=错误!可求出该车速对应的燃油消耗量；10km/h取点,Q—Ua曲线。3、 利用发动机负荷特性图b—U曲线求燃油经济特性图：:PeU：U=错误!2〕同〔3)上；b-Un时，Ub；Q=错误!可求出该车速对应的燃油消耗量;10km/hQ—Ua曲线。3、利用功率平衡图和发动机万有特性图求燃油经济特性图:1、 发动机的万有特性图：在发动机的外特性图(Teq—n〕上，作出“等燃油消耗率曲线”和“等功率曲线”而组成的图。2、 作燃油经济特性图：Pe；uan=错误!；n时，Pb;Teq=9549Teqn时，Teqb;Q=错误!可求出该车速对应的燃油消耗量;10km/h取点,Q-Ua曲线。§2—4影响汽车燃油经济性的因素汽车燃油消耗方程式：Q=错误!一、汽车构造因素对燃油经济性的影响：(一〕发动机：1、提高其热效率与机械效率；2、‘汽’改‘柴”；3〔废气涡轮增压〕4、承受电控技术。〔二) 传动系：1、传动系效率:ηt↗，燃油经济性越好；2、档数:,燃油经济性越好。〔∵档数多,选用恰当档位使发动机处于经济工况的时机多〕3、传动比：i0(三〕汽车质量：GG的影响较大；质量利用系数=错误!整备质量指汽车空载即加足冷却液、燃油并带上随车附件(〕时的质量.是货运质量与客运质量〔包括驾驶员质量〕之和。.〔∵消耗在整备质量上的燃油越少〕(四〕汽车外形与轮胎：1、CD：2、轮胎帘布层数：.〔∵f↘〕油6～8％。二、 使用因素对燃油经济性的影响：〔一) 行驶车速:.缘由分析：依据燃油消耗方程式U太低，b太高，∴Q大;U大，但汽车的行驶阻力∑FU90％--95％时，b随之增大，∴Q大。(二〕档位的选择：,不应换入低档。缘由分析：同样的车速，当档位低时，后备功率大→U小→b高→Q大ua=30km/h，Ⅰ档：Q=9l/100km，Ⅱ档:Q=13.8l/100km〔三〕拖带挂车可省油，缘由：F增大,U↗→b↘；油耗↘。质量利用系数=错误!4.3t，则单车质量利用系数为错误!=1。16；5t2t,则全车质量利用系数为错误!=1。59跑空车时将挂车放在单车上，变整备质量为载质量。〔四) 加速-—滑行的运用：Q↘；,将加速时积蓄的动能加以利用。(五〕正确调整与保养：前轮定位、制动间隙、轮胎气压、化油器等汽车动力装置参数指发动机的功率、传动系的传动比。§3—1功率应不小于〔稍大于〕汽车以最高车速行驶时的阻力功率。即：误!]1、比功: 错误〔km/t〕=错误!错误!uamax+错误!错误!u 3amax初步选择发动机的功率.相差可以很大，可由总质量与最高车速,大体确定应有的发动机功率。2、转矩适应性系数：Ttqmax/TPTtqmax/TP越大，动力性越好,动力性好〔图中虚线)；n↘，Teq↗有利于抑制外界阻力，稳定行驶车速.3、比转速：nP/nT/nT,转速允许降低值大油门不动轮放出的惯性力矩大，有利于抑制外界阻力，稳定行驶车速。§3—2最小传动比的选择传动系的总传动比为：it=igici0一般汽车没有副变速器和分动器,ic=1；且直接档一般是高传动系的最小传动比就是主减速器传动比i0 。i01<i02<i03,当i0 =i02〔适中)时，最高车速最大，即：uamax2〉uamax1 且uamax2>uamax3当i0 =i03(偏大〕时，后备功率最大，即：ad〉bd>cd,既影响发动机的寿命,又使燃油经济性变差。当i0 =i01(偏小)时，后备功率最小,最高车速最小，动力性最差.但燃油经济性好。总之,选取i0时一般应使up等于或稍小于uamax .§3-3最大传动比的选择itmax，应考虑三个方面：D1max;附着力；最低稳定车速1〕i0确定后，确定传动系的最大传动比就是确定变速Iig1:Ftmax=Ff +Fimax即错误!=Gcosαmaxf+Gsinαmaxig1错误!2)应按下式验算附着条件：φFtmax=错误!≥Fφ对于越野汽车,传动系最大传动比应保证汽车在极低车速下能稳定行驶,uamin，则：itmax0.377错误!其中，nmin为发动机最低稳定工作转速§3—4 传动系档数的选择与各档传动比的安排一、档数：,增加了发动机发挥最大功率四周高功率的时机，提高了加速力量和爬坡力量,动力性好；,增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗，燃油经济性好.3、由于相邻档的传动比比值太大时会造成换档困难，一般应≤17～18,因此,最大传动比与最小传动比的比值错误!越大，档位数也应越多：0max1max0max间范围小，即错误!小。因此，可用三档变速器。但为了节约燃油，现在已多承受五档变速器。轻型和中型载货汽车：比功率小,一般用五档变速器。还需拖带挂车，要求有很大的驱动力，一般用六档~十几档的变速器。,错误!很大，档位数也比同吨位载货汽车多一倍左右。二、中间各档传动比的安排：变速器各档传动比大致是按等比级数安排的：ig1ig2

=错误!=…=q ,q为公比n档变速器，in=1直接档ig1，则:错误!.错误!.….错误!=qn-1ig1=qn—1∴q=n—1 ig1∴ig2=qn—2，ig3=qn-3,…,igm=qn—m，…，ign=qn—n=1传动比按等比级数安排的好处：1〕换档过程中,发动机总在同一转速范围内工作,驾驶员容证明：Ⅰ档→Ⅱ档：换档前，ua1=0.377错误!换档后，ua2=0.377错误!ua1=ua2得发动机转速降低到n1=错误!n2才能使离合器换档无冲击.

ig3nig2 2∵错误!=错误!=q ∴n1’=n1即,假设每次发动机都提高到转速n2换档，只要待转速降低到n1,离合器就能无冲击地接合。2〕能使发动机常常在接近外特性最大功率Pemax处的大功率范围运转，增加了汽车的后备功率，提高了动力性。〔见图〕合,构成更多档位的变速器。q2，1,q2，q4，q6，q8结合一副变速器，其传动比为1，q10档变速器：1,q，q2，q3，q4，q5，q6，q7，q8,q9但实际设计时，高档公比略小于低档公比。〔∵高档常常使用，利用率高)第四章汽车的制动性汽车在行驶中能强制地降低行驶车速以至停车的力量；在下长坡时维持肯定车速的力量；制动时保持行驶方向稳定性的力量。1〕直接关系到交通安全，是汽车安全行驶的重要保证；2)牢靠的制动性是汽车动力性充分发挥的前提.§4—1汽车制动性的评价指标包括:制动距离、制动减速度2、制动时汽车的方向稳定性：3〔即抗衰退性能〕包括：连续制动抗热衰退、涉水后抗水衰退.GB7258-8平、干水泥路或沥清路面〔φ=0。7〕<4。5t7。0m,制动减速度应>6.4m/s23.7m的通道.”§4—2FXb使其减速停车。1、大小: FXb=T/rμ2、取决于：⑴摩擦片与制动鼓或制动盘之间的摩擦力；二、制动器制动力：FμT所需的力。1、大小：

μ=T/rμ μ2、取决于：制动器构造参数、制动踏板力(成正比〕.F

之间关系μ φ1、车轮抱死前—-纯滚动：μφFXb=F <Fμφ2、临界状态——刚刚抱死：μφFXb=F =Fμφ3、车轮抱死后——抱死拖滑：φFXb=Fφ

Fμ足够大且地面有较大的F

FXb。μ φFXb=min〔F,F〕μ Φ四、硬路面上的附着系数:φ附着系数，反映了地面供给切向反力的力量。(一〕分析接地印痕：花纹与印痕全都：uW=rωW2、边滚边滑——印痕模糊： (转动成份削减)uW〉rr0ωW3、车轮抱住--印痕粗黑： 〔没有转动成份〕ωW=0〔二〕滑移率s：制动过程中滑移成份的多少.s=错误!×100%〔车轮中心的速度、车速〕rωw--车轮的圆周速度争论：1、纯滚动时： uW=rωW， s=02、边滚边滑： uW>rωW, 0〈s〈100％3、车轮抱住：ωW=0，s=100%(三〕制动时附着系数与滑移率的关系：W之比；φt——--FyW之比.1、φb—s曲线:〔试验结果〕φps=15-20％时，有φbmax=φp:φSs=100％时的φb为φSOA段实际无滑移：rrw>rr0。〔∵制动时，轮胎受拉，如图〕2、φt-s曲线：s↗→φt↘；且s=100%时，φt=0，受侧向力干扰时，极易侧滑，甚至调头。摩擦圆：路面对轮胎的切向反作用力是各向同性的〔近似，

=FZφφF2=Fb2+F2Φ YZ等式两边同除以F ，得φ=错误!Zt有：φb↗→φt↘s15—20%时，φb最大,φt也较大，即能快速制动，又能防止侧滑，ABS防抱死系统〔四〕附着系数的影响因素：材料:为增加排水力量：宏观上，中间高、两边低;状况：干、湿、冰、雪、清洁度等2、轮胎的构造、花纹、材料：低气压、宽断面、深花纹、子午线轮胎的φ↗。3、车速：VaVa↗→φ↘(也说明：高速制动困难〕.§4—3汽车的制动效能及其恒定性.:制动距离，s〔m；制动减速度,j〔m/s2)。一、制动时整车的受力分析:沿行驶方向：Fj=FXb+∑F≈FXbi=〔水平路，f=〔坚硬路),F=〔制动初速度不高=mj为减速惯性力二、制动减速度：jj=FXb/m汽车在不同的路面上能到达的最大制动减速度为：jmax=FXbmax/m=φbG/m=φbg允许前后轮都抱死：jmax=φsg装有ABS的汽车： jmax =φpg:s汽车停住为止，所驶过的距离。1、制动过程::τ1=τ1τ1”〔驾驶员精神反响+生理反响〕制动器的作用时间：τ2=τ2τ2”〔制动器滞后时间+制动力增长时间〕持续时间：τ3 〔j根本不变)消退制动时间：τ4〔τ4过长，影响随后起步或加速行驶〕2、制动距离的大小估算：制动距离应是τ2’、τ2”和τ3期间驶过的距离.1〕τ2’期间驶过的距离：S2’=u0τ2” ，mτ2”期间驶过的距离:S2”∵制动减速度线性增长，即:错误!=kτk

jmaxτ2”∴∫du=∫kτdτ又∵τ=0u=u0故 u=u0+错误!kτ2则 τ=τ2”时 ue=u0+错误!kτ2“2 S2“=∫udτ=错误!=u0τ2“—错误!jmaxτ2“2∴S2=S2”+S2“τ3期间驶过的距离：S3ue0,则：S3=错误!=错误!-错误!u0τ2“+错误!jmaxτ2”2总制动距离：S=S2+S3u0(τ2”+错误!〕+错误!—错误!jmaxτ2”2u0〔τ2’+错误!)+错误!S=错误!〔τ2’+错误!〕ua0+错误!，m3、影响制动距离的因素:φ↗→S↘:ua0↗→S↗↗：τ2—-主要缘由〔与τ3比〕四、制动效能的恒定性:取决于摩擦副的材料、制动器的构造。1、抗热衰退性:2、抗水衰退性：§4—4制动时汽车的方向稳定性力量。-制动时,汽车自动向左或向右偏驶.侧滑——制动时，汽车的某一轴或两轴车轮横向滑移。-—指弯道制动时，汽车不再按原来弯道行驶而沿弯道切线方向驶出或直线制动时转动方向盘汽车仍按直线方向行驶的现象.一、汽车的制动跑偏：1、汽车的左右车轮特别是转向轮左右车轮制动器制动力F不μ相等；——由制造、调整的误差造成的，有向左或向右。2、制动时悬架导向杆系与转向杆系在运动学上的不协调。—-由设计缘由造成的，总向左〔或向右〕跑偏。,分析缘由：转向节上节臂处球头销离前轴中心线太高，且悬架钢板弹簧刚度太小〔软。试验分析:1、前轮无制动力、后轮有足够的制动力：——会侧滑；2、后轮无制动力、前轮有足够的制动力：——不会侧滑，但前轮失去转向力量；〔ua0=64.4km/h〕0。5s——不会侧滑，但前轮失去转向0。5s-—严峻侧滑；ua0和附着系数φ的影响：⑴ua0：ua0〉ua1时，后轴侧滑才成为一种危急的侧滑.φ: φ↘→侧滑程度↗试验结论：1、制动过程中,假设只有前轮抱死、或前轮先抱死，汽车不侧滑(稳定状态〕,但丧失转向力量；2、假设后轮比前轮提前肯定时间先抱死，且ua0>ua1时，汽车动时间愈长，后轴侧滑愈猛烈。〔一〕受力分析：1、前轮抱死、后轮滚动：Fj与侧滑方向相反，Fj减小或抑制侧滑-—稳定工况2、后轮抱死、前轮滚动:Fj与侧滑方向一样，Fj加剧后轴侧滑——非稳定工况〔危急)〔二〕结论:为保证制动方向稳定性,,不能消灭:，以防止危急的后轴侧滑；状况，以维持汽车的转向力量；最抱负的状况:防止任何车轮抱死.〔三〕消灭后轴侧滑时的解决方法：——松制动，并向侧滑方向打方向。§4—5前、后制动器制动力的比例关系问题引入：性,F2大小应适宜。μ

而先抱死→易侧滑μ φF2F2→影响制动效能μ μ该如何确定此安排比例呢？:FZ1、FZ2问题引入:FZ2F=FZφ∴F1↗、F

φ2↘,直接影响前、后轮抱死先后挨次φ φ有必要先争论制动时，FZ1、FZ2将如何变化：:i=0水平路f=〔坚硬路F=〔制动初速度不高。∴∑F=0.无视减速时旋转质量产生的惯性力偶矩。FZ1L=Gb+FjhgFZ2L=Ga—FjhgFj=m错误!，〔无视旋转质量，δ=1〕代入上式，得：GFZ1=L

b+错误!错误!)FZ2=错误!a-错误!错误!)假设前、后轮都抱死〔在φ的路面上〕:j=错误!=φg，则: FZ1=〔b+φhg〕G/LFZ2=(a—φhg〕G/L前移.二、抱负的前、后制动器制动力F的安排曲线：μ,,Fμ

—F

的关系曲线称为抱负的前、后制动器1μ1制动力的安排曲线.

2φ的路面μ μ上，前、后轮同时抱死？在任何φ:前后制F1、F

2分别等于各自的μ μ.即：F1=φFZ1μF2=φFZ2μF1+F2=φGμ μF1=〔b+φhg)Gφ/L ⑴μF2=〔a-φhg)Gφ/L ⑵μ⑴+⑵，得F

1+F

2=φG ;μ μ⑴/⑵，得:错误!=错误!——制动力安排线组上述两线组的对应φ值交点连线——抱负的前、后制动器制I曲线.消去φ：F2=错误!［错误!错误!错误!+2F

1)]μ争论：F

μ

2的安排关系假设能μ μI曲线，就能保证在任何φ的路面上前、后轮都同时抱死制动。即，只有当路面的φ变化后,F1、F

2I曲μ μ,才能使前、后轮同时抱死.由于当前后轮同时抱死或先后都抱死时：F1=Fxb1=F

2=Fxb2=F2μ Φ μ Φ因此，I曲线也是…〔m、质心到，bh。三、具有固定比值的前、后轮制动器制动力及同步附着系数:1、具有固定比值的前、后轮制动器制动力安排系数β及β线:一般汽车前、后轮制动器制动力之比为一固定值。β=F1/Fμ μ错误!=错误!

的安排线--β线(直线〕μ μ2、同步附着系数：φ0——I曲线与β线的交点处的附着系数。φ0的意义：前、后轮制动器制动力为固定比值的汽车，只有在一种附φ0:∵错误!=错误!而错误!=错误!φ0=错误!β=错误!提问：φ0值是由路面参数打算的还是由汽车构造参数打算四、汽车在各种路面上制动过程的分析：〕fr线组:1、f线组-—在各种φ值的路面上，只有前轮抱死时的前、后FXb1、FXb2的关系曲线。当前轮抱死时：错误!=错误!=错误!

=φFZ1=φ

G〔b+错误!错误!)L代入并整理得：LFXb2=错误!FXb1- 错误!以不同的φ值代入上式，即得f线组。FXb2截距为：-错误!,全部线过点(0，—错误!).2、r线组--在各种φ值的路面上，只有后轮抱死时的前、FXb1、FXb2的关系曲线.当后轮抱死时：FXb2=φFZ2=φ错误!(a-错误!错误!)代入并整理得：FXb2=错误!FXb1+ 错误!以不同的φ值代入上式，即得f线组。FXb1截距为:错误!,全部线过点〔错误!,0)。以不同的φ值代入上式,r线组。fr线组图:fr线组交点,即前、后轮同时抱死点，fr线组交点连线，即I曲线；⑵r死，FXb=φG，不再增加,无意义。〔二〕制动过程的分析： 设：汽车的φ0=0。391、在φ〈φ0的路面上制动: 设φ=0.3O→A A点 A→A’ A车轮工况1 1 μ μ

均未抱死 前轮抱死拖滑 沿β线变化

FXb2

沿β线变化

交于φ=0.3f线

沿φ=0.3f线变化

交于φ=线(Iμ μ 与F FXb1=F1 FXb1<F1 μ μ 的关系 FXb2=F

2 FXb2=F2μ μ2、在φ>φ0的路面上制动： 设φ=0.7O→B B点 B→B” B车轮工况1 1 μ μ

均未抱死 后轮抱死拖滑 沿β线变化

FXb2

沿β线变化

交于φ=0.7 沿φ=0.7的r 交于φ=0.7的f线的r线 线变化 〔I曲线〕FXb1=Fμ1 FXb1=Fμ1 j=0。7g的关系 FXb2=F

2 FXb2〈F2μ的路面上制动:、FXb2、F

μ2沿β线上升；β线与r、f、μ μI线同时相交:前、后轮同时抱死。结论：βI线下方〔路面φ〈φ0βI线上方(路面φ>φ0)，总是后轮先抱死。五、制动强度q：为防止后轴侧滑或前轮失去转向力量，汽车在制动过程中〔侧滑〕,也不消灭前轴车轮先抱死或前后车轮都抱死的危急工况。∴应以马上消灭车轮抱死,但还没有任何车轮抱死时的制动减速度作为汽车能产生的最高制动减速度。定义：制动强度z=错误!/g,在φ面上制动时，z<φ0〔证明如下〕在φ<φ0度:F1=φFZ1=φ错误!〔b+错误!错误!)ΦF1=βF

=βFXb=β错误!错误!μ μ

1FXb1 可求出:φ μ错误!=错误!φg= 错误!φg∴z1= 错误!φ0∵φ<φ0∴φ–φ〉0 ∴z1<φ0在φ〉φ0路面制动时，后轮刚首先抱死时获得最大制动减速度：F2=φFZ2=φ错误!〔a-错误!错误!〕ΦF2=〔1—β)F

=(1-β)错误!错误!μ μ

可求出：φ μ错误!=错误!φg= 错误!φg∴z2= 错误!φ0∵φ>φ0∴φ–φ〉0 ∴z2〈φ0六、附着系数利用率ε：在附着系数为φ的路面上制动时，制动强度与附着系数之比：ε=错误!。φ<φ0时，ε1= 错误!<1；φ〉φ0时，ε2= 错误!<1；φ=φ0时，ε=1ε常用来评价汽车在不同路面上制动时方向稳定性的好坏.∵其值的大小在肯定程度上反映了前后轮先后抱死拖滑的时间间隔长短：ε越小,前后轮先后抱死拖滑的时间间隔越长，汽车丧失方向稳定性的可能性越大。εε的越合理。七、制动效率：汽车制动时，并不是把制动器制动力F

全部转化为地面制μFXb,F因不能充分发挥作用而存在效率问题.μ制动效率ηb：汽车在肯定附着系数的路面上制动时，前后车FXbmax与此时所需要的制动Fmax之比。μηb=Fxbmax/F

maxμG=53kN的汽车在不同φ值路面上的ηb：1、当φ〈φ0时，设φ=0。3：φFXbmax=Fφ

=φG0.3×5315。9kN需要的Fmax为：

max16。8kNμ μA45°的直线，与Y轴的交点,即为φ=。Fmax值.〕μ∴ηb=FXbmax/F

max≈94。2%μ2、当φ>φ0时，设φ0.7：φFXbmax=Fφ

=φG0.7×5337。1kN需要的Fmax为:

max=46.8kNμ∴ηb=FXbmax/F

μmax≈79.2％μ3、当φ=φ0时,FXbmax=F

max，ηb=100％μφ=φ0的路面上制动时，制动效率，ηb最大，其μXbma〈Fma，ηb<1〔证明从略〕μφ00.39↗0.7，则在较高φ的路上制动时，可保证有较高的制动效率，ηb。八、同步附着系数φ0的选择：汽车的制动状况取决于I曲线与β线的协作。I曲线是由汽车总质量和汽车质心位置打算的；β线是由前、后制动器制动力的安排打算的。因此可通过调整β值，得到I曲线与β线的恰当协作，从而改善制动状况。也就是选取适宜的φ0.1、调整β值,保证适宜的φ0β越大→β线的斜率小→φ0越大〔图中β1〈β2<β3〕β=F1/F,F1〔如前轮的制动轮缸活塞直径或制动气室μ μ μ膜片直径)2、针对不同车型选取φ0：ua高，后轴易侧滑,β应高，φ0应大.ua低,,即避开前轮抱死，β值应低些，应选较小的φ0值.3、针对不同的使用条件：如：多雨的山区⑴弯道多,强调转向力量，应避开前轮抱死;⑵ua低，不易发生后轴侧滑。∴选用较小的φ0值。十、对前后制动器制动力安排的要求〔制动力的调整〕为了防止后轴抱死消灭危急的侧滑，βI曲线的下方；为了削减制动时前轮抱死而失去转向力量,提高附着效率,βI线。方法:调整后轮制动油泵油压或气压,使后轮制动力矩减小。1、比例阀:2、感载比例阀：3、感载射线阀：第六章汽车的平顺性§6—1汽车的平顺性及其评价方法一、平顺性平顺性——汽车在行驶过程中，保持驾驶员和乘员处于振动环境中具有肯定的舒适度，或保持所载物资完好的力量。汽车行驶时，由于路面不公平缘由会激起汽车振动。振动会影响汽车的平顺性,使乘员感到不舒适和疲乏,或使所运载的物资受损;也会使通过性、操纵稳定性、经济性变坏，使动力性得不到充分发挥.比方:当能.二、人体对振动的反响:机械振动对人体的影响，既取决于振动频率、强度，振动作用的方向和暴露时间，又取决于人的心理、生理状态。因此评价困难。(一〕ISO2631国际标准《人承受全身振动的评价指南》用加速度的均方根值〔rms〕1~80Hz振动频率范围内人体对振动反响的三个不同界限：1、暴露极限：人体承受的振动强度低于此值,将能保持安康和安全.2、疲乏-工效降低界限:振动强度在此界限之内,驾驶员能准确灵敏地反响，正常地进展驾驶。3、舒适降低界限：振动强度低于此值，乘员能在车上顺当进展吃、读、写等动作。图中给出了“疲乏〔不同暴露时间下〕随频率的变a为垂直方向振动(上下b为水平方向振动(纵向和横向)。“暴露极限“值为“疲乏-2倍〔6db〕;“舒适降低界限”值为“疲乏—工效降低界限“1/3。15倍〔10db)。〔二〕影响“疲乏—工效降低界限”的因素：1、振动频率： 人体振动系统在垂直振动4~8Hz、水平振动1～2Hz频率范围的加速度允许值最小.2、振动作用方向：汽车上2。8Hz以下的振动较多,而水平方向动在水平方向的引起的水平振动.3、暴露时间:同一频率下，随着暴露时间的增长，加速度允许值暴露时间综合作用的结果.ISO推举的两种平顺性的评价方法：把传到人体的加速度进展频谱分析，得到1/3倍频带的加速度均方根值谱：1/3倍频带上、下限频率比值：fu/fl=错误!=1.26中心频率： fc=错误!带宽： Δf=fu—flfu=1。12fc ；fl=0.89fc各个1/3倍频带加速度均方根值的重量σ，pi,可由传到人体的加速度，pt的功率谱密度错误〔f:iσ错误!=错误!i〔一〕〔1/3倍频带的加权加速度均方根值重量〕分别评价方法:1/3倍频带都有振动能量作用于人体时,各频带振动的作用无明显联系，对人体产生影响的，主要是由人体感觉的振动强度1/3倍频带所造成的。错误可以用加权加速度均方根值重量σ !错误wi

来评价人体对振动强度的错误感觉。评价指标为加权加速度均方根值重量σ !错误wi

中的最大值。〔二〕(1/3倍频带的加权加速度均方根值〕总加权值评价方法：1~80Hz201/3倍频带的加权加速度均方根值重量σ错误w错误! 的方和根值，即总加权值σ !错误w错误wi

来评价。ww

=错误!§6—2汽车振动系统及其模型一、汽车振动系统弹性力机构及其零部件都具有质量或弹性，因而它们都是振动系统。汽车是由很多零部件组成的简单机械，各部件、总本钱身具有质量和分布质量的特点，因此汽车是一个具有无限多自由度的简单的振动系统.又由于各零部件之间存在干摩擦〔库仑阻尼、内摩擦〔构造阻尼因此汽车又是一个非线性系统。自由度是确定系统任意瞬时的几何位置所需的独立坐标的个数,独立坐标也称3刚体具有1个自由度。单自由度系统、双自由度系统、多自由度系统、无限自由度系统需要无限多个独立坐标才能确定系统的位置.二、模型在实际争论时，应按争论的目的、范围等对汽车系统进展简化，也即,在不影响所争论的问题的根底上对系统作一些假设，然后建立模型.在争论汽车的行驶平顺性时，根本假设有：悬挂质量〔车身质量)和非悬挂质量(车轮车车桥质量〕分别假想;无视各总成和部件的局部振动,把多数总成之间的弹性联接简化为刚性联接，而且仅计及悬架系统、轮胎或座椅弹簧等有限几个弹性元件的弹性；弹性恢复力与振动位移成正比;力与振动速度成正比。进一步,以双轴汽车为例，可简化成如下一些振动模型：1。7自由度立体模型2汽车悬挂质量〔车身、车架及其上的总成等〕视为刚体,m；2y该质量绕横轴y的转动惯量为I；y1非悬挂质量〔车轮、车轴、桥等〕视为刚体,m；1悬挂质量通过悬架弹簧和减振器与非悬挂质量相连；非悬挂质量通过轮胎的弹性和阻尼支承于不平地面上;1 左侧路面不平度为q〔I)，右侧路面不平度为q(I)1 此时有:车身的垂直方向运动、俯仰、侧倾3个自由度和四个车轮各7个自由度。2。4自由度平面模型7自由度模型根底上，假设汽车左右完全对称；左右路面不平度函数一样。此时有:2个自由度和两个车轮各自的垂直方4个自由度。mI

的车身质量按动力学等效的条2 ym2f,后轴上方质量m，质心质量2rm2c，并假定三质量由无质量的刚性杆连接.则:总质量保持不变：m2=m2f+m2r+m2c质心位置不变：m。a=m。b2f 2r车身绕y轴的转动惯量Iy的值不变：2Iy=m2

。ρ2=m

。a+m.by2f2r由此可求出三个集中质量的值:y2f2r2m2f=mρ2

2/〔aL) =m

εb/L2 y 2y2m2r=mρ2/〔bL〕 =mεa/L2 y 2y22m2c=m2

〔1—ρ

2/〔ab))=m〔1—ε〕yy2令ε=ρ2/〔ab)ε称作悬挂质量安排系数，汽车一般为0。8～1.2yy22自由度模型42个自由度。2自由度模型2f2r由于多数汽车ε≈1，故可认为m2c=0,前后轴上方质量mm 的垂2f2rm2fm2r的运动无关，因此，可分别争论m2fm2r2自由度模型.5。单质量单自由度模型2由度模型.这是最简洁的模型，也是争论其它模型的根底.63自由度模型只考虑人体、车身和车轮三质量的垂直运动.(三〕振动问题振动系统并不是孤立存在的：鼓励〔输入〕——作用在系统上的随时间变化的外力〔)，也称干扰力〔矩〕.路面不平度、车速路面的不平度用路面的不平度函数q〔I)来表示.是路面相对于基准平面的高度q沿道路走向长度I的变化.q是随机的，故常用路面的功率谱密度Gq〔n)来描述.Gq〔n)G错误!〔n)和加速度谱G错误!〔n〕来描述。n是空间频率，即为波长的倒数，表示每米波长中有几个波长。它f=un路面的空间频率谱密度Gq(f)=Gq(n〕/u

也可以换算成时间频率谱密度Gq(：响应〔输出〕—-振动系统在鼓励作用下产生的运动〔位移、速度、加速度等)。振动问题就是争论鼓励、响应与系统动态特性三者之间的关系，具体有如下三方面的课题：振动分析 系统的动态特性和鼓励,求系统的响应；振动环境推测系统的动态特性和响应，反求系统的鼓励；系统参数识别鼓励和响应，来确定系统的动态特性。〔四〕依据系统的鼓励分：自由振动 系统受初始鼓励后，去掉鼓励之后的振动。强迫振动 系统在外界鼓励下的振动。自激振动 当系统在输入和输出之间具有反响特性并能源补充时产生的振动。依据系统的响应分:确定性振动可以用确定的时间函数描述的振动。随机振动 对将来任一时刻,其瞬时值不能预先确定的振动即振动量不是确定的函数,振动的响应只能用概率统计的方法来争论。随机系统的振动必定是随机振动；但确定性系统的振动不肯定是确定性振动，由于当确定性系统受到随机鼓励时也会引起随机振动。周期振动每经一样的时间间隔其响应值重复消灭的振动,即振动量是时间的周期函数。简谐振动响应随时间按正弦或余弦规律变化的振动.3。依据系统的特性分：线性振动和非线性振动 等等。§6-3无阻尼的单质量系统的自由振动,图示为汽车车身单质量系统模型无鼓励,即作自由振动，且不计弹簧质量。相当于质量为m的物体放在刚度为k的弹簧上，弹簧下端支承于地面。当m处于静止状态时的位置称为“静λ，依据虎克定律弹簧变形量与所,s受外力成正比：smg=kλs为简便起见,这样的系统一般将坐标原点取在物体的静平衡位置。m取隔离体进展受力分析。mz轴方向移动了位移z。s有一对平衡力:mgkλ,由于当m在分析时可以不予考虑。s则只存在物体受到弹簧的拉力〔)，其方向与位移方向相反，始终指向平衡位置。即：Fs=-kz这里，Fs与位移方向一样。设此时m的加速度为错误!，依据牛顿力学定律可得运动微分方程：m错误!=Fs=—kz∴，z+kz=0错误!+错误!错误!错误!z0令ω0=错误!错误!错误!错误!错误!错误!错误!错误!错误!错误!这里，ω0只与系统的属性有关,称为系统的固有圆频率。它与固有频率的关系是f0=错误!，周期T=错误!。0·ω2z=00这是一个常系数微分方程,其通解为：z=A。sin〔ω0t+φ〕其中，A和φ为待定常数。在振动学中，A称为振幅，φ称为初相位。.设当0t=0时，初位移为z0,初速度为错误!,将初始条件代入通解：0z0=A。sinφ0

=A.cosφ联立可以解出：振幅 A=错误!φarctg错误!争论：0ω0

和固有频率f及周期T只与系统的构造有关.由于振动位置按正弦规律变化,因此，单自由度系统的自由振动为简谐振动。§6-4有阻尼的单质量系统的自由振动在车身单质量系统模型中，车身质量为m，悬架刚度为k，减振器粘性阻尼系数为c，如下图。建立图示垂直向上的广义坐标z，原点取在车身的静平衡位置.取车身为隔离体进展受力分析：当车身沿坐标方向有向上的位移z时，设速度为错误!,加速度为错误!，悬架会供给应车身弹性恢复力F，减振器会S供给阻力FC：FS=—kzFCc错误!依据牛顿力学定律，有：m错误!FSFC-kzc错误!m错误!c错误!kz0·+错误错误!+错误z=0错误!2n，错误!p2n=错误!称为系统的.=ω 错误!称为系统的。=0∴系统的运动微分方程为：·+2错误!ω2z=00定义ζ=错误!=错误!为或。依据ζ不同,可分为三种情形:(1〕ζ<1时，为小阻尼或弱阻尼，方程的特征根是一对共轭复根；ζ=1时，为临界阻尼，方程的特征根是一对相等实根;(3)ζ>1时,为大阻尼或强阻尼，方程的特征根是一对不等实根。对于汽车悬架，ζ≈0.25<1，为小阻尼情形。当<1时,·+2错误!ω2z=0的通解为：0z=Ae-nt.sin〔错误!t+α)可见，对于小阻尼的自由振动:振幅为Ae-nt,e-ntt→∞时，z=0，说明振动最终消逝。r有阻尼振动为ωr

=错误!〈ω0有阻尼振动频率fr=错误!=错误!〈f0有阻尼振动周期Tr=错误!=错误!=错误!=错误!〉T即有小阻尼时振动周期比无阻尼时振动周期长。当阻尼特别小时，其周期只比无阻尼时略有增大，故可不考虑阻尼对周期的影响。振幅的衰减程度：振幅的衰减程度用η来表示，定义为相邻两周期中振幅之比：η=错误!=错误!=enTr错误!=e可见，阻尼越大，衰减系数n越大，减幅系数η下降越快，振幅衰减越快。在小阻尼时，周期变化很小，振幅衰减却很显著。工程应用中，为避开取指数值的不便利，常用η的对数形式——-—δ来表示振幅的衰减程度：δ=lnη=n。Tr= 2πζ1-ζ2δ出系统的相对阻尼系数ζ，进而求出系统的粘性阻尼系数c:ζ=错误!ζ=错误!=错误!0∴c=2mωζ0这种求系统粘性阻尼系数c的方法称为“0对于小阻尼情形假设给出初始条件t=0时z=z0错误错误! ，0也可求出特解:A=错误!=arctg ·0α z0 ω=arctg ·0z+nz0 0当ζ〉1时，是大阻尼情形，运动已没有振动的性质〔不振动。当ζ=1,不会计仪表指针时,阻尼太小会产生振动，指针不稳；假设阻尼太大，指针到达指示位置又会过慢,迟滞时间长。因而一般设计成临界阻尼系统。临界阻尼的阻尼系数用CC表示:0CC=2mω=2 mk。 实际上，ζ=错误!。0例1 某车身单自由度系统如下图,考虑阻尼。悬架刚度k=450kN/m，并已经试验测得衰减振动曲线。求:车身作衰减振动的减幅系数η；悬架的相对阻尼系数ζ；0系统的固有圆频率ω和车身质量m;0系统的粘性阻尼系数c。解:η=错误!= 错误!=1。88∵lnη=错误!〔错误!〕2=错误!即(错误!)2=错误!解出ζ=0。1∵Tr=错误!=错误!=错误!=错误!0.4=错误!解出ω0

=15。79rad/s〔弧度/秒)∵ω2=错误!0m 错误!=错误!1806kg4ζ=错误!=错误!0∴c=2mωζ=2×18.6×15。79×0。1=5706Ns/m0例2某汽车质量m=2450kg，在重力作用下引起悬架静变形量λS=15cm,在悬架上并联上减振器,经试验测0.1倍。求：振动的减幅系数η和对数减幅系数δ；衰减系数n和衰减振动的周期Tr;解:悬架刚度k=mg =错误!=160000N/mλs固有圆频率ω0

=错误!=错误!8.08rad/s1. 错误!=错误!错误!=η210η=错误!3。16δ=lnη=1.152. Tr=错误!=错误!=错误!=错误!且δnTr1。15联立可解出:n=1。46s-1Tr=错误!0.788s§6-5 无阻尼单质量系统的强迫振动前面争论了单自由度系统的无阻尼和有阻尼自由振动,这些振动都是由运动的初始条件鼓励起来的.由于实际的振动系统或多或少地存在阻尼，故振动不会长期存在,随着衰减，最终总会完全停顿。汽车车身振动能持续下去，必定有外加能源，例如有外界干扰力作用于系统，弥补阻尼所消耗的能量，使系统的振动不会衰减。这种在干扰力(或鼓励力〕作用下的振动称为强迫振动。汽车受路面不平度q的鼓励。取汽车为隔离体进展受力分析:∵弹簧变形为z-q，∴弹性力为Fs=k〔z—q〕错误—错误C=c(错误错误)得系统的运动微分方程为:m错误!+c(错误!—错误!)+k(z—q〕=0整理后： m错误!+c错误!+kz=c错误!+kq0 也可写成错误!+2n错误!+ω2z=2n错误!+ω20 1此方程的全解由自由振动齐次方程的通解z〔t〕与非齐次方程的特1z〔t)组成.即：z〔t)=z〔t)+z(t〕2 1 2假设设路面不平度为正弦函数q=Assinωt，对于小阻尼的情形:z1(t)=Ae-nt.sin〔ωt+α) 其中,ω= ω2-n2r r 0z〔t)=B。sin〔ωt–β〕2rz〔t〕=Ae-nt。sin〔ωt+α)+B.sin〔ωt–β〕……全解r通解局部由于阻尼的存在会随时间而衰减掉，因此其稳态条件下系统的响应由特解确定,称为稳态振动。则车身强迫稳态振动为：z=B。sin(ωt—β〕错误!=Bωcos(ωt–β)错误!=-Bω2。sin〔ωt–β〕0 s 0 B0 s 0 代入运动微分方程t整理得：

，z+2nzω2z=2nAωcoωtω2Asiω0［ω2ω2〕coβ+2ωsiβ。B.siωt00- 〔ω2ω2)siβ—2coβB.coωt00 = 2nAsωcosωt+ω2Asinω0 依据比较系数法，上式两端的同类项系数应相等，于是有:0 0 ［(ω2-ω2〕cosβ+2nωsinβ].B=ω20 0 [〔ω2—ω2)sinβ-2nωcosβ]。B=2nAω0 s上两式联立，可以解出〔强迫振动振幅：SB=A。错误!SS=A。错误!S其中λ=错误!,ζ=错误!λ为，ζ为阻尼比〔相对阻尼系数〕强迫振动相位差:β=arctg

2ζλ22)定义DS

1-λ2+〔2ζλ= B ,称为强迫振动的位移。它表示在强迫AS振动过程中，振幅B相对于路面不平幅度AS的放大倍数。则：DS=错误!S假设取相对阻尼系数ζ作参变量,可以作出DS随频率比λ的变化曲D—λ，称(位移输入位移输出的〕。S该图清楚地显示出了振动系统的构造(ω0表示、支承运动频率ω〔λ=错误!表示〕以及相对阻尼系数〔ζ=错误!表示〕等对的影响。现对曲线作如下争论:S当干扰力的频率ω很小时，ω≈0,λ→0，则D→1表示支承运动的频率很小时,振幅很小.S0当λ→1ω≈ω时,D0〔ζ=0〕时,峰值为无限大。当λ=1时发生“共振“。共振振幅为：Br=B|=1=AS.错误!λ留意到，在共振点四周肯定范围内，阻尼对振幅有明显的抑制作用.且振动的峰值消灭在共振点的左边。当=错误D=1即曲线都经过点G错误表示在G点，振幅B和支承的振幅相等.当λ错误!时，DS<1；而且,系统的阻尼越大则动力因子也越大。这说明，假设支承运动的频率远大于系统的固有频率时，增大阻尼不仅不能抑制振幅，反而会使振幅加大。对于汽车上所载人员或物资来说，当汽车垂直振动的频率与人体某局部如心脏或大脑固有频率相近时，会使人感到不适或恶心甚至呕吐;当汽车垂直振动频率与物资固有频率相近时，会使所运物资严峻受损。留意：路面鼓励除了可以用位移q=Assinωt的形式表示外,还可以用速度或加速度的形式表示:假设用速度的形式表示·，q=Vssinωt，振幅为：VSBω.错误!假设用加速度的形式表示错误!=Jssinωt,振幅为:B=错误!.错误!例3如下图，某质量m=4900kg的汽车，以v=36km/h的水平速度在具有正弦波形y=4sin(错误!.x〕的路面上等速直线行驶。设悬架刚度为k=500kg/cm,只考虑车身的垂直振动，求其振幅B。解：汽车的固有圆频率为：p=错误!=错误!10rad/st=0时,x=0，于是x=vt可假设汽车不动，是路面相对汽车在运动，此时,路面的上下起伏就相当于支座的垂直运动：y=4sin〔错误!.vt〕将速度v=36km/h=10m/s代入，得：y=4sin(2πt〕即,鼓励频率为ω=2πω∴λ= p =错误!由于不考虑阻尼,n=0,ζ=0∴振幅B=错误!=错误!6.6cm§6-6 车身-车轮双质量二自由度系统的振动对于如下图车身—车轮双质量二自由度系统，设悬挂质量〔也称车身质量)m，非悬挂质量〔也称车轮质量〕m,悬架刚度k，悬架阻2 1 21尼系数c2,轮胎刚度k，无视轮胎阻尼。1z z 2 1212在各自的静平衡位置。对车身和车轮分别取隔离体进展受力分析，则可以依据牛顿力学定律建立运动微分方程：2122m2错误!2

c〔错误!—错误!〕k〔z

-z)=01m错误!—c(错误!-错误!〕—k(z—z)+k〔z1

-q〕=01 1 2 1 2 1 t 1假设无视悬架阻尼，作自由振动时，q=0，c=0,则可写成：2m2错误!2

+k〔z

-z〕=021m错误!-k〔z—z)+kz=0211 1 2 1 t1由方程可见,车身局部m2的振动与车轮局部m1m1的振动与车身局部m2耦合位移项耦合,称为，也称为。1、偏频：对于多质量振动系统，假定只有某一质量在振动，其它质量位移为0,此时相当于单质量单自由度系统的振动,其固有频率称为该局部质量的偏频。例如:22令1=0m·+kz2=22=∴ω 错误! 称为车身局部的偏频。=t10t111令2=0m11

+(k+k)z=0=∴ω 错误! 称为车轮局部的偏频。=t2、频率方程与主频率：设车身与车轮以一样的圆频率ω和相位α作简谐振动，常系数微分方程的特解为：1z1=A。sin(ωt+α〕12z2=A。sin(ωt+α〕2错误!1错误!2

=ωA=ωA

1.cos(ωt+α〕2.cos(ωt+α)1·=12·=2

1.sin(ωt+α)2.sin(ωt+α)将特解和偏频代入方程组得：2 0 2 0 t—A。ω2+ω2A–ω2A=2 0 2 0 t｛1-A。ω2-错误A｛1整理后:

2+ω2A1=0错误!A此方程组A、12有非零解的条件是：系数行列式为0A此方程组A、12有非零解的条件是：系数行列式为0，即：错误! =00 即： 〔ω2ω2〔ω2ω2)—错误=0 t 0 t 0 整理：ω4–〔ω2+ω2)ω2+ω2ω2–ω2错误!t 0 t 0 此方程称为系统的.= ( +其解为：ω2 错误!ω2ω2〕±错误!= ( +1，2 t 0其中ωω为系统的两个，1 2ωωωω分别称为一阶主频率和二阶主频率。1 2 1 23、主振型与振型分析:( - A A =0将ω2、ω2分别代入方程 ω2ω2〕 —ω2 或( - A A =01 2 0 2 0 1t 1错误!A2 +〔ω2-ω2〕A=t 11 2 1 对应于ωω,AA之比〔β=错误!)1 2 1 , ββ, 1 2=11β==11ωω

错误!β=1=

=错误!ω2—ω2=22β==22ωω

0 2 或βω2 ω

=错误!0从上两式可以看出：虽然振幅的大小需要初始条件来确定，但当系统以任一主频率振动时，振幅比却是不变的,只与系统本身的物理性质有关，而与初始条件无关.任一瞬时两质量的位移比等于其振幅比:错误!=错误!=错误!=β这说明，在振动过程中，系统各点位移的相比照值都可由振幅比确定，即振幅比打算了系统的振动形态。我们把系统在某一主频率时系统的振动形态称为。对应于ω1

为，对应于ω2

为二阶主振型。主振型用图形表示称为。求主振型的过程称为。2/1=10k/k=9求系统的主振型，并作出振型图。t0解：∵ω2=错误!=错误!=错误!=100ω2t0又错误!=错误!=90错误!=90ω40∴ω2=错误!〔ω2+ω2〕-错误!=0。9ω21 t 0 0ω2=错误!(ω2+ω2〕+错误!=100.1ω22 t 0 0∴β1β24、争论：

=β|=1ω=1=2==2ωω

=错误!0.1=错误!-99.21ω1

与车身偏频ω0

高的主频率ω2

与车轮偏频ωt

接近.当考虑路面鼓励时〔强迫振动，则：1〔〕当激振频率ω1q

接近ω1

时，产生低频共振，按一阶主振型振10车身质量在振动，称为“车身型振动2〔〕当激振频率ω2q

接近ω2

时，产生高频共振，按二阶主振型振动：车轮质量的振幅约是车身质量振幅的100倍,所以主要是车轮质量在振动,称为“车轮型振动坏,,会失去驱动力量,影响动力性；对转向轮，会失去转向力量，影响操纵稳定性.5、在分析高频共振时，可假设车身固定不动，只有车轮振动：m，z+错误! +〔k+k)z=kq1 1 1 t 1 t将复振幅z1=z10ejφ2,q1=q0ejφ1代入上式，得:-ω2m1z1+jωcz1+〔k+kt)z1=ktq车轮位移z1对路面不平度q的频率响应函数为：错误!=错误!=将车轮局部偏频ω错误!=t=和车轮局部阻尼比ζ错误!代入，得：=t错误!=错误!其幅频特性为：|错误!｜=错误!= 在高频共振时，ωω，车轮加速度均方根值谱 〔ω= t Z1 t幅频特性：｜错误!|=错误!争论:k，能使ωζ

加大,可减小车轮共振时的加t t t速度；t加大减振器阻尼系数ζ加大可减小车轮共振时的加速度；tm，会使ωζ

同时加大，车轮共振时的加1 t t1速度根本不变。但车轮局部的动载荷m1错误!1

下降。§6—7 车身二自由度平面系统的振动k对于如下图车身二自由度平面系统,m，绕质心横轴转动惯量为J，质心到前后轴距离分别为a和b，前悬架刚度为k1，后悬架刚度为，无视阻尼和轮胎刚度。k2取车身质心垂直位移zc、绕质心横轴转角φ为广义坐标，方向如下图，zc坐标原点取在静平衡位置。则zf=zc-atgφ=zc—aφzr=zc+btgφ=zc+bφ对车身取隔离体进展受力分析，则可以依据牛顿力学定律建立运动微分方程：m错误!=—kz—kzc ff rrJ错误!= kz。a-kz。bff rr即：m错误!+k〔z-aφ〕+k〔z+bφ)=0c f c r c错误!—k(c-φa+k(c+φ〕.b=0即:m错误!

+(k+k)z

+〔kb—ka)φ=0c f r c r fJ错误!+〔kfa2+krb2)φ+〔krb-kfa〕zc=0由方程可见，两方程存在位移项耦合，即静力耦合〔弹性耦合〕。y J=mρ2 ,其中,ρ为车身质量的回转半径垂直和角振动两局部系统固有圆频率为y zω2=错误! ; ω2=错误!zφ可以得出两个主频率：Ω21，2

= 错误![ω2+ω

2错误!］2φ2z,其中ηz,1

=错误! ;η

=错误!由于俯仰角振动会引起纵向水平振动,因此为改善平顺性,应减小俯仰角振动。1、悬挂质量安排系数ε〉1：悬挂质量安排系数：ε=ρ2y/ab，但实际上，大多数汽车的ε<1∵汽车要求构造紧凑，ρy

比较小；而车身布置又要轴距L=a+b足够大。2、前、后悬架的“交联”:⑵承受前、后悬架“交联“：在垂直振动时，k1=k′1+k″1,k2=k′2+k″2;俯仰角振动时，k1=k′1,k2=k′2，总刚度↘→俯仰角振动频率↘第五章汽车的操纵稳定性操纵性——汽车是否具有正确遵循驾驶员操纵转向机构及转向轮所给规定方向行驶的力量；稳定性——汽车在外界条件干扰下，能否抵抗干扰而保持原方向行驶的力量.§5-1操纵稳定性的内容与评价指标——→汽车系统——→响应见表5—1汽车曲线运动时的瞬态响应:，ωr的根本特点：1、时间上的滞后：τ〔反响时间〕2、执行上的误差：ωr1〔超调量〕3、ωr的波动：在ωr0上下波动,反映了转向半径的波动,使转向难以操纵。4、稳定时间：ωr