汽车理论教案

教学内容备注汽车的动力性动力性——汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达成的平均技术速度。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出发，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。汽车的加速能力：加速时间t（s）（或加速路程）（1）原地起步加速时间：用Ⅰ、Ⅱ档起步，并以最大的加速强度持续换档，换至最高档后至某一预定车速或路程所需的时间。（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）汽车的最大爬坡度：imax（%）满载、良好路面；（2）最低档（Ⅰ档）。△针对不同用途的汽车，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→地面反作用在轮胎上的Ft数值大小：Ft=EQ\f(Tt,r)=EQ\f(Ttqigi0ηt,r)3、参数讨论（影响因素）：⑴发动机转矩：Ttq发动机转速特性：发动机油量调节机构位置一定时，发动机的转矩Ttq、功率Pe以及燃油消耗率b随发动机转速n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）的转速转速特性为发动机的外特性；发动机节流阀部分启动（或部分供油）的转速转速特性为发动机的部分转速特性。带上全部附件设备（空气滤清器、水泵、电扇、消声器、发电机等）时的发动机特性——发动机的使用特性。使用外特性功率不大于外特性功率。最大功率（汽油机小约15%、货车柴油机小约5%、轿车柴油机小约10%）。为便于计算，惯用拟合多项式来描述发动机的转矩外特性：Ttq=a0+a1n+a2n2+…+aknkk=2,3,4,5Ttq是变量（随负荷、转速变化）Ft将随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:=0；fori:=kdownto0doT:=T.n+a[i];⑵传动系的机械效率：ηtηt=EQ\f(P输出,P输入)×100%=EQ\f(Pe-Pt,Pe)×100%=（1-EQ\f(Pt,Pe)）×100%Pt为传动系损失功率，涉及：机械损失：磨擦↗←Ttq↗液力损失：搅油↗←n↗相似档位、相似转矩：n增加，使ηt减小（由于n增加，使搅油损失增加）相似档位、相似转速：Ttq增加，使ηt增大（由于Ttq增加，即使机械损失有所增加，但Pe增加更多，使ηt增大。）直接档：ηt最大事实上：ηt基本上保持不变，在对汽车进行初步动力性分析时可视为常数。车轮半径：r（m）自由半径r0：静力半径rs：滚动半径rr：rr=EQ\f(S,2πN)r=0.0254[EQ\f(d,2)+B(1-λ)]对于低压胎（标记B-d或BRd：单位inch）λ：轮胎径向变形系数（原则胎取0.1～0.16）4、汽车的驱动力图：用Ft—ua图全方面表达汽车的驱动力。Ft=EQ\f(Ttqigi0ηt,r)ua=0.377EQ\f(rn,igi0)分析：⑴Ft与档位的关系：不同档位，Ft的变化范畴不同，低档的Ft高；⑵ua与档位的关系：不同档位，ua的变化范畴不同，高档的ua高二、汽车的行驶阻力：滚动阻力、空气阻力、坡度阻力、加速阻力汽车的总阻力：∑F=Ff+FI+Fw+Fj滚动阻力：Ff力的产生（形成因素）：轮胎（坚硬路面上）、地面（松软路面上）变形过程中，内部分子摩擦而损失的能量。下面分析在硬路面上Ff的产生：⑴能量观点（解释现象）：功效原理——弹性迟滞损失。OCA为加载曲线，ADE为卸载曲线。即：曲线OCADEO所围的面积为弹性迟滞损失变形——内部分子摩擦生热——热量散发⑵力学办法（简化问题）：从动轮：地面法向反力在d点>在d‘点→地面法向反力的分布前后不对称→合力FZ1前移一段距离a→为便于受力分析和计算，将FZ1力线后移到与W1重叠，则出现滚动阻力偶矩Tf1=FZ1·a欲作等速流动，必须由加于车轮中心的推力Fp1与地面切向反力Fx1构成一力偶矩，来克服滚动阻力偶矩，即Fx1·r=Tf1Fx1=Tf1/r=FZ1·EQ\f(a,r)令f=a/r，f称为滚动阻力系数，考虑FZ1与W1大小相等∴从动轮上的滚动阻力大小为：Ff1=W1·f驱动轮：Fx2·r=Tt-FZ2·a∴Fx2=Tt/r-FZ2·EQ\f(a,r)=Ft-Ff2总的滚动阻力：Ff=Ff1+Ff2=W1f+W2f=G·f在坡度为α的路面上：Ff=Gcosα·ff的影响因素：⑴路面种类：路面越松软，f越大（∵路面变形损失能量大）⑵ua：ua↗，f↗ua<140km/h，f变化不大；ua>200km/h，f↗↗，发生驻波现象（∵ua↗，单位时间变形次数↗，局部产生共振，加载变形轮胎来不及卸载回收能量，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：在硬路面上，气压↘，变形↗，弹性迟滞损失↗（软路面上，变化趋势可能相反）f的经验公式：轿车：f=0.014(1+ua2/19440)货车：f=0.0076+0.000056ua空气阻力：Ft——空气对汽车的作用力在行驶方向上的分力产生：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—形状阻力（58%）、干扰阻力(14%)、内循环阻力(12)、诱导阻力(7%)计算：Fw=（EQ\f(1,2)ρur2）CDA括号中为动压力Fw=EQ\f(CDAua2,21.15)影响因素：⑴ua：ua↗，FW↗↗⑵A：A↗，FW↗（受乘坐使用空间限制不可能减小）估算办法：小客车：A=0.94BH载货汽车：A=1.05BH公共汽车：A=1.20BH⑶CD：（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基本相似；K形车与短流线型相比，K形车的CD小；楔形和负升力翼——减少升力；导流板、连接软膜——货车、半挂车等。坡度阻力：Fi——汽车重力沿坡道的分力。大小：Fi=G·sinα坡度：i=EQ\f(h,s)=tgαi较小时，sinα≈tgα=i，则Fi=G·i道路阻力：Fψ=Ff+Fi=G（f+i）=G·ψ其中，ψ——道路阻力系数。加速阻力：Fj——加速时，需克服其质量加速运动时的惯性力。计算：平移质量→惯性力：mEQ\f(du,dt)；旋转质量→惯性力偶矩（飞轮、车轮等）。已知汽车加速度为EQ\f(du,dt)，则飞轮和车轮的惯性阻力偶矩为：车轮：Twj=IwEQ\f(dωw,dt)=EQ\f(Iw,r)EQ\f(du,dt)飞轮：Tfj=IfEQ\f(dωe,dt)=IfEQ\f(d(ωwigi0),dt)=EQ\f(Ifigi0,r)EQ\f(du,dt)为便于计算，普通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>1）。δ=1+EQ\f(1,m)EQ\f(∑Iw,r2)+EQ\f(1,m)EQ\f(Ifig2i02ηt,r2)经验公式：δ=1+δ1+δ22其中，δ1≈δ2=0.03～0.05则汽车加速时的惯性力为：Fj=δmEQ\f(du,dt)三、汽车的行驶方程式：进行受力分析：从动轮和驱动轮在加速过程中的受力分析：（１）从动轮：Fp1=m1EQ\f(du,dt)+Fx1Fx1r=Tf1+Iw1EQ\f(dω,dt)，Ff1=Tf1/r故Fx1=Ff1+EQ\f(Iw1,r2)EQ\f(du,dt)从动轴作用于从动轮的水平力为：Fp1=Ff1+(m1+EQ\f(Iw1,r2))EQ\f(du,dt)…(1)即推动从动轮迈进的力要克服从动轮的滚动阻力和加速阻力。（２）驱动轮：Fx2=Fp2+m2EQ\f(du,dt)Fx2r+Iw1EQ\f(dω,dt)+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+EQ\f(Iw2,r2))EQ\f(du,dt)…………..(2)加速时半轴施加于驱动轮的驱动转矩、实际驱动力及飞轮的加速阻力：加速时半轴施加于驱动轮的驱动转矩为：Ｔt’=(Ttq-Tfj)igi0ηt=(Ttq-IfEQ\f(dωe,dt))igi0ηtFt’=Tt’/r=(Ttq-EQ\f(Ifigi0,r)EQ\f(du,dt))EQ\f(igi0ηt,r)…………(3)车身（除从动轮、驱动轮外的汽车其他部分）的受力分析：Fp2=Fp1+Fw+mBEQ\f(du,dt)………….(4)其中，mB为除从动轮和驱动轮外的汽车质量：m=m1+m2+mB整部汽车的行驶方程式：将(1)Fp1式代入(4)式，再将(3)式Ft’和(4)式Fp2代入(2)式：(Ttq-EQ\f(Ifigi0,r)EQ\f(du,dt))EQ\f(igi0ηt,r)=Ff1+(m1+EQ\f(Iw1,r2))EQ\f(du,dt)+Fw+mBEQ\f(du,dt)+Ff2+(m2+EQ\f(Iw2,r2))EQ\f(du,dt)整顿得：EQ\f(Ttqigi0ηt,r)=Ff+Fw+(1+EQ\f(1,m)EQ\f(∑Iw,r2)+EQ\f(1,m)EQ\f(Ifig2i02,r2))mEQ\f(du,dt)=Ff+Fw+δmEQ\f(du,dt)设汽车在坡道上行驶：Ft=Ff+FW+Fi+δmEQ\f(du,dt)EQ\f(Ttqigi0ηt,r)=Gcosαf+EQ\f(CDAua2,21.15)+Gsinα+δmEQ\f(du,dt)§1—3汽车行驶的驱动与附着条件汽车行驶的驱动与附着条件：驱动条件—首先得有劲δmEQ\f(du,dt)=Ft–(Ff+FW+Fi)≥0Ft≥Ff+FW+Fi附着条件—有劲还得使得上用Fφ表达轮胎切向反力的极限，在硬路面上它与驱动轮所受的法向反力成正比：（φ为附着系数）（1）驱动轮的附着力：前轮驱动汽车：Fφ1=FZ1φ后轮驱动汽车：Fφ2=FZ2φ全轮驱动汽车：Fφ1=FZ1φFφ2=FZ2φ（2）汽车的附着力：前轮驱动汽车：Fφ=FZ1φ后轮驱动汽车：Fφ=FZ2φ全轮驱动汽车：Fφ=FZφ=FZ1φ+FZ1φ对前驱动轮Fx1≤FZ1φ前驱动轮的附着率：Cφ1=EQ\f(FX1,FZ1)则规定Cφ1≤φ对后驱动轮Fx2≤FZ2φ后驱动轮的附着率：Cφ2=EQ\f(FX2,FZ2)则规定Cφ2≤φ∴Ft≤FZ2（f+φ）∵f<<φ∴Ft≤FZ2φ普通形式Ft≤FZφφ驱动与附着条件：Ff+FW+Fi≤Ft≤FZφφ汽车的附着力：Fφ汽车附着力——在车轮与路面没有相对滑动的状况下，路面对车轮提供的切向反力的极限值。Fφ=FZφφFφ取决于：在硬路面上——能够是最大的静摩擦力，重要取决于路面与轮胎的性质；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Fφ的影响因素：⑴载重量：增加驱动轮的法向反力X2，有助于驱动。例：越野车由货车的FZ2↗（FZ2+FZ1），使Fφ↗⑵轮胎构造：深大花纹——在松软路面上，使土壤与车轮的结合强度提高；松软路上放气P↘——胎面接地面积大，嵌入土壤的花纹数多，抓地能力强，且沉陷量小，土壤阻力小；⑶附着系数：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。驱动轮的法向反作用力——汽车行驶时重量再分派根据受力图列方程：将作用在汽车上的各力对前、后轮接地面中心取矩，则得：FZ1=EQ\f(G,L)(bcosα-hgsinα)–\f(1,L)(mhgEQ\f(du,dt)+∑Tj)-FZW1-\f(1,L)∑TfFZ2=EQ\f(G,L)(acosα+hgsinα)+\f(1,L)(mhgEQ\f(du,dt)+∑Tj)-FZW2+\f(1,L)∑Tf式中，∑Tj=TjW1+TjW2,∑Tf=Tf1+Tf2忽视旋转质量的惯性阻力偶矩和滚动阻力偶矩：FZ1=FZS1–EQ\f(mhg,L)\f(du,dt)-FZW1FZ2=FZS2+EQ\f(mhg,L)\f(du,dt)-FZW2作用在驱动轮上的地面切向反作用力：前轮驱动：FX1=Ff2+FW+Fi+EQm\f(du,dt)后轮驱动：FX2=Ff1+FW+Fi+EQm\f(du,dt)低挡加速或爬坡时，后轮驱动汽车的后轮附着率：Cφ2=EQ\f(FX2,FZ2)=EQ\f(Fi+m\f(du,dt),FZS2+\f(mhg,L)\f(du,dt))=EQ\f(L(EQi+\f(1,gcosα)\f(du,dt)),a+hg(EQi+\f(1,gcosα)\f(du,dt)))令等效坡度q=EQi+\f(1,gcosα)\f(du,dt)则Cφ2=EQ\f(Lq,a+hgq)在附着系数为φ的路面上能通过的最大等效坡度为：q=EQ\f(φa,L-φhg)低挡加速或爬坡时，前轮驱动汽车的前轮附着率：Cφ1=EQ\f(Lq,b-hgq)在附着系数为φ的路面上能通过的最大等效坡度为：q=EQ\f(φb,L+φhg)对于四轮驱动汽车，定义后轴转矩分派系数为Ψ：Ψ=EQ\f(Tt2,Tt1+Tt2)则后轴转矩分派系数为（1-Ψ）Cφ1=EQ\f(L(1-Ψ)q,b-hgq)Cφ2=EQ\f(LΨq,a+hgq)Cφ1>Cφ2时：q=EQ\f(φb,L(1-Ψ)+φhg)Cφ1<Cφ2时：q=EQ\f(φa,LΨ-φhg)分析：与汽车静止时地面法向反力比较：FZ1=GEQ\f(b,L)FZ2=GEQ\f(a,L)上式中第一项为汽车静止不动时前后轴上的静载荷；第二项为行驶中产生的动载荷。动载荷的绝对值随坡度、加速度以及速度的增加而增大。汽车行驶时：Z1↘，Z2↗，即：重量再分派现象。∴汽车多后轮驱动。例题：一全轮驶动的汽车，总重G=30000N，在φ=0.7，f=0.02，α=20°的坡度上行驶，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）解：先校核附着条件：Ft<FφFt=EQ\f(Ttqigi0ηt,r)=150·6·5·0.8/0.4=9000NFφ=Gcosαφ=30000·0.94·0.7=19740NFt<Fφ，满足附着条件；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；总而言之，该车爬不上此坡。§1—4汽车的驱动力——行驶阻力平衡图与动力特性图用图解法解行驶方程式：EQ\f(Ttqigi0ηt,r)=Gcosαf+EQ\f(CDAua2,21.15)+Gsinα+δmEQ\f(du,dt)驱动力—行驶阻力平衡图：作图：在Ft—ua图上加上（Ff+FW）--ua图。图解法求解：⑴最高车速：uamaxFt与Ff+FW的交点对应的车速；⑵以任一车速行驶：ua松油门，Ft的部分负荷曲线（虚线）与Ff+FW曲线的交点对应的车速；⑶爬坡度：Fj=0以任一车速行驶时，不松油门，用Ft剩余部分来爬坡。Fi=Ft-（Ff+FW）sinα=EQ\f(Ft–(Ff+Fw),G)α=arcsinEQ\f(Ft–(Ff+Fw),G)i=tgα当坡度很小时，i=EQ\f(Ft–(Ff+Fw),G)档位越低，i越大。imax——一档;i0max–直接档⑷加速度：Fi=0Fj=Ft-（Ff+FW）EQ\f(du,dt)=EQ\f(1,δm)[Ft–(Ff+Fw)]∵aj=EQ\f(du,dt)∴t=EQ\i\in(0,t,dt)=EQ\i\in(u1,u2,\f(1,aj)dt)加速时间t：即为1/aj—ua图曲线下的面积。动力特性图：不同汽车，参数不同（G、A、CD等不同），无法在Ft--ua图上比较动力性。动力因数，D——单位车重的驱动力与空气阻力之差。D=EQ\f(Ft–Fw,G)(定义式)D=f+i+EQ\f(δ,g)EQ\f(du,dt)(行驶方程式)作动力特性图：图解法求解：⑴最高车速：D与f的交点，D=f⑵最大爬坡度：EQ\f(du,dt)=0，D=f+ii=D-f∵一档的D为D1max∴imax=D1max-f⑶加速度：i=0D=f+EQ\f(δ,g)EQ\f(du,dt)EQ\f(du,dt)=EQ\f(g,δ)(D-f)⑷平均技术速度直接档的D0max对平均技术速度有很大影响。（∵汽车常挂直接档行驶，若D0max过小，遇小坡就得减档，影响平均技术速度）例题：某车总重G=80000N，D1max=0.36。若改装为总重G‘=90000N后，对D有何影响？（其它构造不变）解：D=EQ\f(Ft–Fw,G)∵Ft-FW不变∴D1max·G=D‘1max·G‘0.36×80000=D‘1max×90000D‘Imax=0.32某车D0max=0.06⑴若在f=0.02的道路上行驶，用直接档能爬上多大的坡度；⑵若将上述动力用来加速，δ=1时，可获得多大的加速度？解：⑴i=D-f=0.06-0.02=0.04=4%⑵EQ\f(du,dt)=EQ\f(g,δ)(D-f)=9.8（0.06-0.02）=0.392m/s2§1—5汽车的功率平衡发动机发出的功率Pe=传动系损失的功率Pt+克服阻力消耗的功率P∑F汽车的功率平衡方程式：Pe·ηt=Pf+PW+Pi+PjPe=EQ\f(1,ηt)∑Fua/3600=EQ\f(1,ηt)[Gcosαf+EQ\f(CDAua2,21.15)+Gsinα+δmEQ\f(du,dt)]ua/3600=EQ\f(1,ηt)[EQ\f(Gcosαfua,3600)+EQ\f(CDAua3,76140)+EQ\f(Gsinαua,3600)+EQ\f(δmua,3600)EQ\f(du,dt)]功率平衡图：作图：分析：⑴PemaxI=PemaxII=PemaxIII；低档——ua小，且变化范畴窄，高档——ua大，且变化范畴宽。⑵最高车速：uamaxPe与（Pf+PW）/ηt的交点⑶任一车速：ua抬油门，等速行驶（虚线）⑷后备功率：Pe-（Pf+PW）/ηt=ac-bc=ab反映了汽车的加速、爬坡能力。（图中ab）后备功率↗，动力性↗⑸功率运用率：实际发出的功率（bc）与可能发出的最大功率（ac）之比称为功率运用率。功率运用率↗，油耗Qt↘

第二章汽车的燃油经济性指汽车以最小的燃油消耗量完毕单位运输工作量的能力。意义：汽车的燃油消耗费用约占汽车运输成本的30%，减小燃油消耗可减少运输成本；2、 车用燃油是石油产品，而石油是重要的工业原料。自从1973年发生世界性石油经济危机以来，如何有效地节省燃油，减少燃油消耗，提高汽车的燃油经济性，已成为汽车制造业和汽车使用部门关注的重要问题；3、 节省燃油的军事意义：可减少军事活动中汽车燃油的总供应量，减少后勤供应工作；可使单车活动半径增大，确保更加好完毕任务。§2—1汽车燃油经济性的评价指标1、单位行驶里程的燃油消耗量， l/100km；↗则经济性↘美国用MPG（mile/USgal）1USgal=3.785l,1mile=1.61km2、 单位运输工作量的燃油消耗量，l/100t.km;3、 按规定的循环工况的燃油消耗量，l/100km。我国有四工况实验办法和六工况实验办法：四工况实验办法合用于都市客车、三轴铰接客车、旅行客车；六工况实验办法合用于长途客车、军车、载货汽车等。3、 欧洲以l/100km计的1/3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：=EQ\f(1,\f(0.55,都市循环)+\f(0.45,公路循环))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：燃油消耗量Q与行驶时发动机消耗的功率有关。单位时间内发动机的燃油消耗量为：（ml/s）Qt=EQ\f(Peb,367.1γ)其中，Pe—为发动机的输出功率，当汽车等速行驶时：Pe=EQ\f(1,ηt)[EQ\f(Gcosαfua,3600)+EQ\f(CDAua3,76140)]b—发动机燃油消耗率（g/kw.h）（1g=9.8×10-3N）γ—燃油重度（N/l）汽油6.96～7.15N/l;柴油7.94～8.13N/l∴汽车等速行驶100km消耗的燃油量为：(1m/s=3.6km/h)Qs=EQ\f(Peb,367.1γ)×EQ\f(1,1000),l/s×EQ\f(100×1000,ua/3.6),s=EQ\f(Peb,1.02γua),l/100km2、 加速行驶工况燃油消耗量的计算：加速行驶时，发动机输出功率为：Pe=EQ\f(1,ηt)[EQ\f(Gcosαfua,3600)+EQ\f(CDAua3,76140)+EQ\f(δmua,3600)EQ\f(du,dt)]ua每增加1km/h所需时间为：Δt=EQ\f(1,3.6EQ\f(du,dt)),s从ua1↗ua1+1所需燃油消耗量为：Q1=(Qt0+Qt1)Δt,ml从ua1+1↗ua1+2所需燃油消耗量为：Q2=(Qt1+Qt2)Δt,ml….从ua1+n-1↗ua1+n所需燃油消耗量为：Qn=(Qt(n-1)+Qtn)Δt,ml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=EQ\f(ua22-ua12,25.92EQ\f(du,dt)),m3、 等减速行驶工况燃油消耗量计算：等减速行驶时，发动机处在怠速状态。∵减速时间为：td=EQ\f(ua2-ua3,3.6EQ\f(du,dt)),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=EQ\f(ua22-ua32,25.92EQ\f(du,dt)),m4、 怠速停车时的燃油消耗量计算：设怠速停车时间为ti,s,则怠速燃油消耗量为：Qi.ti,ml5、 整个循环工况的百公里燃油消耗量：Q=EQ\f(∑Q,∑s)×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=EQ\f(Peb,1.02γua)=EQ\f(b∑F,3672γηt)=EQ\f(b,3672γηt)[Gf+EQ\f(CDAua2,21.15)],l用Q—ua曲线表达。讨论：1）经济车速：Q最低的车速2）化油器省油器（加浓装置）工作→Q↗3）曲线弯度愈小→不同车速下的Q与经济车速下的Q相差愈小→燃油经济性愈好（柴油机的很平）2、 运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：负荷特性：发动机在不同转速下，燃油消耗率(b)与负荷（Pe）或负荷率（U）的关系。惯用b—Pe曲线或b—U曲线表达。负荷率U：发动机在某一转速下，节流阀部分启动时发出的功率与该转速下节流阀全部启动时的功率之比。1）当发动机空转时，U=0；2）节流阀全开时（满负荷），U=100%；3）后备功率越大，则负荷率U越低。2、 运用发动机负荷特性图b—Pe曲线求燃油经济特性图：作图环节：1）在汽车的功率平衡图中求出ua对应的阻力功率，即为发动机的输出功率Pe；2）换算出ua对应的发动机转速n：∵ua=0.377EQ\f(rn,igi0)，km/h∴n=EQ\f(uaigi0,0.377r)3）在b—Pe曲线图中找出n时，P所对应的b;4）由Q=EQ\f(Peb,1.02γua)可求出该车速对应的燃油消耗量；5）每隔10km/h取点，即可描出Q—Ua曲线。3、 运用发动机负荷特性图b—U曲线求燃油经济特性图：作图环节：1）在汽车的功率平衡图中求出ua对应的Pe和负荷率U：U=EQ\f(bc,ac)2）同（3）上；3）在b—U曲线图中找出n时，U所对应的b;4）由Q=EQ\f(Peb,1.02γua)可求出该车速对应的燃油消耗量；5）每隔10km/h取点，即可描出Q—Ua曲线。3、 运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”而构成的图。2、 作燃油经济特性图：在汽车的功率平衡图中求出ua对应的阻力功率，即为发动机的输出功率Pe；换算出ua对应的发动机转速n=EQ\f(uaigi0,0.377r)；3）在万有特性图中找出n时，P所对应的b;或(3’)先由Teq=9549求出Teq，再在万有特性图中找出n时，Teq所对应的b;4）由Q=EQ\f(Peb,1.02γua)可求出该车速对应的燃油消耗量；5）每隔10km/h取点，即可描出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=EQ\f(Peb,1.02γua)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、 增压化；(废气涡轮增压)4、 采用电控技术。（二） 传动系：1、 传动系效率：ηt↗，燃油经济性越好；2、 档数：档数多，燃油经济性越好。（∵档数多，选用恰当档位使发动机处在经济工况的机会多）3、 传动比：i0（三） 汽车质量：G∑F受G的影响较大；质量运用系数=EQ\f(载质量,整备质量)整备质量指汽车空载即加足冷却液、燃油并带上随车附件（涉及备用轮胎、灭火器、原则备件、随车工具等）时的质量。载质量是货运质量与客运质量（涉及驾驶员质量）之和。质量运用系数↗，燃油经济性越好。（∵消耗在整备质量上的燃油越少）（四） 汽车外形与轮胎：1、 CD：CD>2.5时，减少CD是节省燃油的重要途径2、 轮胎帘布层数：帘布层数少，燃油经济性越好。（∵f↘）子午线轮胎最佳，与普通斜交胎比可节油6～8%。二、 使用因素对燃油经济性的影响：（一） 行驶车速：从燃油经济特性图可知，中速最省油。因素分析：根据燃油消耗方程式低速时，尽管行驶阻力∑F小，但发动机的负荷率U太低，燃油消耗率b太高，∴Q大；高速时，尽管发动机负荷率U大，但汽车的行驶阻力∑F（特别是空气阻力Fw）增加太快，且U达成90%--95%时，省油器工作燃油消耗率b随之增大，∴Q大。（二） 档位的选择：高档行驶可能性未用尽之前，不应换入低档。因素分析：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） 挂车的应用：拖带挂车可省油，因素：1、即使行驶阻力∑F增大，但发动机负荷率U↗→b↘；拖带挂车增加了汽车的质量运用系数→单位运输工作量的油耗↘。质量运用系数=EQ\f(单车载质量+挂车载质量,单车整备质量+挂车整备质量)如：CA141单车载质量5t，整备质量4.3t，则单车质量运用系数为EQ\f(5,4.3)=1.16；而挂车载质量5t，整备质量2t，则全车质量运用系数为EQ\f(5+5,4.3+2)=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：加速时，发动机负荷率高→Q↘；滑行时，将加速时积蓄的动能加以运用。（五） 对的调节与保养：前轮定位、制动间隙、轮胎气压、化油器等第三章汽车动力装置参数的拟定汽车动力装置参数指发动机的功率、传动系的传动比。§3—1发动机功率的选择常由汽车的最高车速uamax来选择发动机的功率。发动机的功率应不不大于（稍不不大于）汽车以最高车速行驶时的阻力功率。即：Pe≥EQ\f(1,ηt)[EQ\f(Gcosαfua,3600)+EQ\f(CDAua3,76140)]比功率：EQ\f(1000Pe,m)，（km/t）=EQ\f(g,3.6)EQ\f(f,ηt)uamax+EQ\f(1,76.14)EQ\f(CDA,mηt)uamax3载货汽车uamax（100km/h左右）相差不多，但总质量变化范畴很大，可参考同样总质量与同样类型车辆的比功率统计数据初步选择发动机的功率。轿车uamax（100～300km/h）相差能够很大，可由总质量与最高车速，大致拟定应有的发动机功率。2、转矩适应性系数：Ttqmax/TPTtqmax/TP越大，动力性越好由于：①后备功率大，动力性好（图中虚线）；②汽车偶遇外力，n↘，Teq↗有助于克服外界阻力，稳定行驶车速。3、比转速：nP/nTnP/nT越大，偶遇外力时，转速允许减少值大（油门不动），飞轮放出的惯性力矩大，有助于克服外界阻力，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普通汽车没有副变速器和分动器，ic=1；且直接档普通是高档，ig=1；传动系的最小传动比就是主减速器传动比i0。设i01<i02<i03，1）当i0=i02(适中)时，最高车速最大，即：uamax2>uamax1且uamax2>uamax32）当i0=i03(偏大)时，后备功率最大，即：ad>bd>cd动力性好，但高速行驶时发动机经常工作在高速区，既影响发动机的寿命，又使燃油经济性变差。3）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，选用i0时普通应使up等于或稍不大于uamax。§3—3最大传动比的选择拟定最大传动比itmax，应考虑三个方面：最大爬坡度或I档最大动力因数D1max；附着力；最低稳定车速1)当i0拟定后，拟定传动系的最大传动比就是拟定变速器I档传动比ig1:Ftmax=Ff+Fimax即EQ\f(Teqmaxig1i0ηt,r)=Gcosαmaxf+Gsinαmax∴ig1≥EQ\f((Gcosαmaxf+Gsinαmax)r,Teqi0ηt)2)应按下式验算附着条件：Ftmax=EQ\f(Teqmaxig1i0ηt,r)≥Fφ3)对于越野汽车，传动系最大传动比应确保汽车在极低车速下能稳定行驶，设最低稳定车速为uamin，则：itmax=0.377EQ\f(nminr,uamin)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分派档数：档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了加速能力和爬坡能力，动力性好；档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，减少了油耗，燃油经济性好。由于相邻档的传动比比值太大时会造成换档困难，普通应≤1.7～1.8，因此，最大传动比与最小传动比的比值EQ\f(itmax,itmin)越大，档位数也应越多：轿车：行驶车速高，比功率大，最高档后备功率也大，即最高档的动力因数D0max也大，D1max与D0max间范畴小，即EQ\f(itmax,itmin)小。因此，可用三档变速器。但为了节省燃油，现在已多采用五档变速器。轻型和中型载货汽车：比功率小，普通用五档变速器。重型载货汽车：比功率更小，使用条件也更复杂，有时还需拖带挂车，规定有很大的驱动力，普通用六档～十几档的变速器。越野汽车：使用条件最复杂，经常需牵引火炮或挂车，EQ\f(itmax,itmin)很大，档位数也比同吨位载货汽车多一倍左右。中间各档传动比的分派：变速器各档传动比大致是按等比级数分派的：EQ\f(ig1,ig2)=EQ\f(ig2,ig3)=…=q,q为公比设为n档变速器，in=1（直接档），且ig1已知，则：EQ\f(ig1,ig2).EQ\f(ig2,ig3).….EQ\f(ig(n-1),ign)=qn-1即ig1=qn-1∴q=n-1EQ\r(ig1)∴ig2=qn-2,ig3=qn-3,…,igm=qn-m,…,ign=qn-n=1传动比按等比级数分派的好处：换档过程中，发动机总在同一转速范畴内工作，驾驶员容易把握换档时机。证明：Ⅰ档→Ⅱ档：换档前，ua1=0.377EQ\f(n2r,igi0)换档后，ua2=0.377EQ\f(n1r,igi0)由ua1=ua2得发动机转速减少到n1=EQ\f(ig2,ig1)n2才干使离合器换档无冲击。同理，Ⅱ档→Ⅲ档时，需n1’=EQ\f(ig3,ig2)n2∵EQ\f(ig2,ig1)=EQ\f(ig3,ig2)=q∴n1’=n1即，如果每次发动机都提高到转速n2换档，只要待转速减少到n1，离合器就能无冲击地接合。能使发动机经常在靠近外特性最大功率Pemax处的大功率范畴运转，增加了汽车的后备功率，提高了动力性。（见图）主变速器按等比级数分派传动比，便于与副变速器结合，构成更多档位的变速器。例：设五档变速器公比为q2，传动比序列为1，q2，q4，q6，q8结合一副变速器，其传动比为1，q则得到10档变速器：1，q，q2，q3，q4，q5，q6，q7，q8，q9但实际设计时，高档公比略不大于低档公比。（∵高档经常使用，运用率高）第四章汽车的制动性1）汽车在行驶中能强制地减少行驶车速以至停车的能力；2）在下长坡时维持一定车速的能力；3）制动时保持行驶方向稳定性的能力。意义：1）直接关系到交通安全，是汽车安全行驶的重要确保；2）可靠的制动性是汽车动力性充足发挥的前提。§4—1汽车制动性的评价指标制动效能：快速地减少行驶车速以至停车的能力涉及：制动距离、制动减速度制动时汽车的方向稳定性：在制动过程中，维持直线行驶能力，或按预定的弯道行驶的能力。即：制动时不发生跑偏、侧滑、失去转向能力的性能。制动效能的恒定性：（即抗衰退性能）涉及：持续制动抗热衰退、涉水后抗水衰退。例：我国GB7258-87《机动车运用安全技术条件》规定：“在平、干水泥路或沥清路面（φ=0.7）上实验，总质量<4.5t的车辆，初速为30km/h时，制动距离应不大于7.0m，制动减速度应>6.4m/s2，不许偏出3.7m的通道。”§4—2制动时车轮受力地面制动力：FXb汽车制动时，地面对车轮提供一种与行驶方向相反的外力，使其减速停车。大小：FXb=Tμ/r取决于：⑴摩擦片与制动鼓或制动盘之间的摩擦力；⑵轮胎与地面间的附着力。制动器制动力：Fμ在轮胎周缘上克服制动器摩擦力矩Tμ所需的力。大小：Fμ=Tμ/r取决于：制动器构造参数、制动踏板力（成正比）。地面制动力FXb、制动器制动力Fμ及附着力Fφ之间关系车轮抱死前——纯滚动：FXb=Fμ<Fφ临界状态——刚刚抱死：FXb=Fμ=Fφ车轮抱死后——抱死拖滑：FXb=Fφ<Fμ结论：只有Fμ足够大且地面有较大的Fφ，才干得到较大的FXb。FXb=min（Fμ，FΦ）硬路面上的附着系数：φ附着系数，反映了地面提供切向反力的能力。（一）分析接地印痕：纯滚动——花纹与印痕一致：uW=rωW边滚边滑——印痕含糊：（转动成分减少）uW>rr0ωW车轮抱住——印痕粗黑：（没有转动成分）ωW=0滑移率（s）：制动过程中滑移成分的多少。s=EQ\f(uW-rωw,uW)×100%uW——车轮的实际速度（车轮中心的速度、车速）rωw——车轮的圆周速度uW-rωw——车轮的滑移速度讨论：纯滚动时：uW=rωW，s=0边滚边滑：uW>rωW,0<s<100%车轮抱住：ωW=0,s=100%（三）制动时附着系数与滑移率的关系：制动力系数：φb----地面制动力Fb与垂直载荷W之比；侧向力系数：φt----地面侧向力Fy与垂直载荷W之比。φb—s曲线：（实验成果）峰值附着系数：φps=15—20%时，有φbmax=φp滑动附着系数：φSs=100%时的φb为φSOA段实际无滑移：制动时，轮胎制动半径rrw>滚动半径rr0。（∵制动时，轮胎受拉，如图）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），即：在任何方向上都有Fφ=FZφFΦ2=Fb2+FY2等式两边同除以FZ，得φt=EQ\r(φ2-φb2)有：φb↗→φt↘结论：s=15—20%时，φb最大，φt也较大，即能快速制动，又能避免侧滑，ABS防抱死系统附着系数的影响因素：道路的材料、构造、状况：材料：构造----为增加排水能力：宏观上，中间高、两边低；微观上，粗糙且有锋利棱角。状况：干、湿、冰、雪、清洁度等轮胎的构造、花纹、材料：低气压、宽断面、深花纹、子午线轮胎的φ↗。车速：VaVa↗→φ↘（也阐明：高速制动困难）。§4—3汽车的制动效能及其恒定性——汽车快速减少行驶速度直至停车的能力。其评价指标：制动距离，s（m）；制动减速度，j（m/s2）。制动时整车的受力分析：沿行驶方向：Fj=FXb+∑F≈FXbi=0（水平路），Ff=0（坚硬路），FW=0（制动初速度不高）。其中Fj=mj为减速惯性力制动减速度：jj=FXb/m汽车在不同的路面上能达成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制动距离：s指汽车车速为ua0(空档)时，从驾驶员踩着制动踏板开始到汽车停住为止，所驶过的距离。制动过程：驾驶员的反映时间：τ1=τ1’+τ1”（驾驶员精神反映+生理反映）制动器的作用时间：τ2=τ2’+τ2”（制动器滞后时间+制动力增加时间）持续时间：τ3（j基本不变）消除制动时间：τ4（τ4过长，影响随即起步或加速行驶）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。τ2’期间驶过的距离：S2'=u0τ2',mτ2"期间驶过的距离：S2"∵制动减速度线性增加，即：EQ\f(du,dτ)=kτ其中k=-EQ\f(jmax,τ2")∴∫du=∫kτdτ又∵τ=0时u=u0故u=u0+EQ\f(1,2)kτ2则τ=τ2"时ue=u0+EQ\f(1,2)kτ2"2(求S3用)S2"=∫udτ=EQ\i\in(0,τ2",(u0+EQ\f(1,2)kτ2)dτ)=u0τ2"-EQ\f(1,6)jmaxτ2"2∴S2=S2'+S2"τ3期间驶过的距离：S3∵作匀减速运动，且知初速为ue,末速为0，则：S3=EQ\f(ue2,2jmax)=EQ\f(u02,2jmax)-EQ\f(1,2)u0τ2"+EQ\f(1,8)jmaxτ2"2总制动距离：S=S2+S3=u0(τ2'+EQ\f(τ2",2))+EQ\f(u02,2jmax)-EQ\f(1,24)jmaxτ2"2≈u0(τ2'+EQ\f(τ2",2))+EQ\f(u02,2jmax)S=EQ\f(1,3.6)(τ2’+EQ\f(τ2",2))ua0+EQ\f(ua02,254φb)，m影响制动距离的因素：⑴附着系数：φ↗→S↘⑵起始车速：ua0↗→S↗↗⑶制动器作用时间：τ2——重要因素（与τ3比）制动效能的恒定性：取决于摩擦副的材料、制动器的构造。抗热衰退性：抗水衰退性：§4—4制动时汽车的方向稳定性——汽车在制动过程中，维持直线行驶或按预定弯道行驶的能力能力。跑偏——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。前轮失去转向能力——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。汽车的制动跑偏：汽车的左右车轮特别是转向轮左右车轮制动器制动力Fμ不相等；——由制造、调节的误差造成的，有向左或向右。制动时悬架导向杆系与转向杆系在运动学上的不协调。——由设计因素造成的，总向左（或向右）跑偏。例：一试制中的货车，制动总向右跑偏，分析因素：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）。制动时后轴的侧滑：实验分析：前轮无制动力、后轮有足够的制动力：——会侧滑；后轮无制动力、前轮有足够的制动力：——不会侧滑，但前轮失去转向能力；前、后轮都有足够的制动力，但它们抱死拖滑的次序和时间间隔不同：（ua0=64.4km/h）⑴前轮比后轮先抱死，或后轮比前轮先抱死的时间间隔<0.5s——不会侧滑，但前轮失去转向⑵后轮比前轮先抱死的时间间隔>0.5s——严重侧滑；起始车速ua0和附着系数φ的影响：⑴ua0：只有ua0>ua1时，后轴侧滑才成为一种危险的侧滑。⑵φ：φ↘→侧滑程度↗因素：φ↘→制动时间↗→侧滑程度↗实验结论：制动过程中，若只有前轮抱死、或前轮先抱死，汽车不侧滑（稳定状态），但丧失转向能力；若后轮比前轮提前一定时间先抱死，且ua0>ua1时，汽车在轻微侧向力作用下就会侧滑。路面愈滑、制动距离和制动时间愈长，后轴侧滑愈激烈。受力分析：前轮抱死、后轮滚动：在侧向力作用下，前轴侧滑使汽车转向，离心力Fj与侧滑方向相反，Fj减小或克制侧滑——稳定工况后轮抱死、前轮滚动：在侧向力作用下，后轴侧滑使汽车转向，离心力Fj与侧滑方向相似，Fj加剧后轴侧滑——非稳定工况（危险）（二）结论：为确保制动方向稳定性，首先，不能出现：只有后轮抱死、或后轮比前轮先抱死的状况，以避免危险的后轴侧滑；另一方面，尽量少出现：只有前轮抱死、或前后轮都抱死的状况，以维持汽车的转向能力；最抱负的状况：避免任何车轮抱死。（三）出现后轴侧滑时的解决措施：——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：为确保有良好的制动性，即良好的制动效能和制动方向稳定性，后轮的制动器制动力Fμ2大小应适宜。若Fμ2↗→后轮FXb易先达成Fφ而先抱死→易侧滑若Fμ2↘→不能充足运用后轮Fμ2→影响制动效能那么，对于前、后制动器制动力按定比分派的普通汽车来说，该如何拟定此分派比例呢？地面对前、后车轮的法向反作用力：FZ1、FZ2问题引入：∵制动时，FZ1↗、FZ2↘，且Fφ=FZφ∴Fφ1↗、Fφ2↘，直接影响前、后轮抱死先后次序有必要先讨论制动时，FZ1、FZ2将如何变化：假定：i=0（水平路），Ff=0（坚硬路），FW=0（制动初速度不高）。∴∑F=0。忽视减速时旋转质量产生的惯性力偶矩。FZ1L=Gb+FjhgFZ2L=Ga-Fjhg将Fj=mEQ\f(du,dt)，（忽视旋转质量，δ=1）代入上式，得:FZ1=EQ\f(G,L)(b+EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))FZ2=EQ\f(G,L)(a-EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))若前、后轮都抱死（在φ的路面上）：j=EQ\f(du,dt)=φg，则：FZ1=（b+φhg）G/LFZ2=（a-φhg）G/L可见，当制动强度或附着系数变化时，FZ1、FZ2变化很大，重心前移。抱负的前、后制动器制动力Fμ的分派曲线：制动时，前、后轮同时抱死，对制动效能、制动方向稳定性都有利，此时的Fμ2——Fμ1的关系曲线称为抱负的前、后制动器制动力的分派曲线。如何抱负地分派Fμ1--Fμ2，才干使汽车在任何φ的路面上，前、后轮同时抱死？在任何φ的路面上，前、后轮同时抱死的条件是：前后制动器制动力的和等于地面附着力；且Fμ1、Fμ2分别等于各自的附着力。即：Fμ1=φFZ1Fμ2=φFZ2Fμ1+Fμ2=φGFμ1=（b+φhg）Gφ/L⑴Fμ2=（a-φhg）Gφ/L⑵⑴+⑵，得：Fμ1+Fμ2=φG——等制动力线组；⑴/⑵，得：EQ\f(Fμ2,Fμ1)=EQ\f(a-φhg,b+φhg)——制动力分派线组上述两线组的对应φ值交点连线——抱负的前、后制动器制动力的分派曲线，简称I曲线。消去φ：Fμ2=EQ\f(1,2)[EQ\f(G,hg)EQ\r(b2+\f(4hgL,G)Fu1)–(EQ\f(Gb,hg)+2Fμ1)]讨论：1）汽车前、后轮制动器制动力Fμ1、Fμ2的分派关系如果能满足I曲线，就能确保在任何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，Fμ1、Fμ2的分派关系也随I曲线变化，才干使前、后轮同时抱死。2）由于目前后轮同时抱死或先后都抱死时：Fμ1=Fxb1=FΦ1且Fμ2=Fxb2=FΦ2因此，I曲线也是…3）I曲线只与汽车的构造参数有关（汽车质量m、质心到前后轴的距离a，b、质心高度hg）。含有固定比值的前、后轮制动器制动力及同时附着系数：含有固定比值的前、后轮制动器制动力分派系数β及β线：普通汽车前、后轮制动器制动力之比为一固定值。β=Fμ1/Fμ∴EQ\f(Fμ2,Fμ1)=EQ\f(1-β,β)实际的Fμ1、Fμ2的分派线——β线(直线)同时附着系数：φ0——I曲线与β线的交点处的附着系数。⑴φ0的意义：前、后轮制动器制动力为固定比值的汽车，只有在一种附着系数（即：φ0）的路面上制动时，才干使前、后车轮同时抱死。⑵解析法求φ0：∵EQ\f(Fμ2,Fμ1)=EQ\f(1-β,β)而EQ\f(Fμ2,Fμ1)=EQ\f(a-φhg,b+φhg)∴φ0=EQ\f(Lβ-b,hg)或β=EQ\f(φ0hg+b,L)提问：φ0值是由路面参数决定的还是由汽车构造参数决定的？∵φ0必是I曲线上的点，∴只与汽车构造参数有关。汽车在多种路面上制动过程的分析：（一）f线组与r线组：f线组——在多种φ值的路面上，只有前轮抱死时的前、后轮地面制动力FXb1、FXb2的关系曲线。目前轮抱死时：EQ\f(du,dt)=EQ\f(FXb,m)=EQ\f(FXb1+FXb2,m)FXb1=φFZ1=φEQ\f(G,L)(b+EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))代入并整顿得：FXb2=EQ\f(L-φhg,φhg)FXb1-EQ\f(Gb,hg)以不同的φ值代入上式，即得f线组。与纵坐标FXb2截距为：-EQ\f(Gb,hg),全部线过点(0，-EQ\f(Gb,hg))。r线组——在多种φ值的路面上，只有后轮抱死时的前、后轮地面制动力FXb1、FXb2的关系曲线。当后轮抱死时：FXb2=φFZ2=φEQ\f(G,L)(a-EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))代入并整顿得：FXb2=EQ\f(-φhg,L+φhg)FXb1+EQ\f(φGa,L+φhg)以不同的φ值代入上式，即得f线组。与横坐标FXb1截距为：EQ\f(Ga,hg),全部线过点(EQ\f(Ga,hg),0)。以不同的φ值代入上式，即得r线组。作f线组与r线组图：⑴f线组与r线组交点，即前、后轮同时抱死点，f线组与r线组交点连线，即I曲线；⑵I曲线以上f线组与I曲线下列的r线组：前、后轮均己抱死，FXb=φG，不再增加，无意义。制动过程的分析：设：汽车的φ0=0.39在φ<φ0的路面上制动：设φ=0.3O→AA点A→A'A'点车轮工况均未抱死前轮抱死拖滑都抱死Fμ1Fμ2沿β线变化FXb1FXb2沿β线变化交于φ=0.3的f线沿φ=0.3的f线变化交于φ=0.3的r线(I曲线)FXb与Fμ的关系FXb1=Fμ1FXb2=Fμ2FXb1<Fμ1FXb2=Fμ2j=0.3g2、在φ>φ0的路面上制动：设φ=0.7O→BB点B→B'B'点车轮工况均未抱死后轮抱死拖滑都抱死Fμ1Fμ2沿β线变化FXb1FXb2沿β线变化交于φ=0.7的r线沿φ=0.7的r线变化交于φ=0.7的f线(I曲线)FXb与Fμ的关系FXb1=Fμ1FXb2=Fμ2FXb1=Fμ1FXb2<Fμ2j=0.7g3、在φ=φ0的路面上制动：制动开始：FXb1、FXb2、Fμ1、Fμ2沿β线上升；β线与r、f、I线同时相交：前、后轮同时抱死。结论：β线位于I线下方(路面φ<φ0)，总是前轮先抱死；β线位于I线上方(路面φ>φ0)，总是后轮先抱死。制动强度q：为避免后轴侧滑或前轮失去转向能力，汽车在制动过程中最佳既不出现后轴车轮先抱死的危险工况（侧滑），也不出现前轴车轮先抱死或前后车轮都抱死的危险工况。∴应以即将出现车轮抱死，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=EQ\f(du,dt)/g显然，在φ=φ0的路面上制动时，z=φ0；而在其它φ值的路面上制动时，z<φ0。（证明以下）在φ<φ0路面制动时，前轮刚首先抱死时获得最大制动减速度：FΦ1=φFZ1=φEQ\f(G,L)(b+EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))Fμ1=βFμ=βFXb=βEQ\f(du,dt)EQ\f(G,g)∵前轮刚抱死，∴有Fφ1=Fμ1=FXb1可求出：EQ\f(du,dt)=EQ\f(b,Lβ-hgφ)φg=EQ\f(b,b+(φ0-φ)hg)φg∴z1=EQ\f(b,b+(φ0-φ)hg)φ∵φ<φ0∴φ0–φ>0∴z1<φ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：FΦ2=φFZ2=φEQ\f(G,L)(a-EQ\f(hg,g)EQ\f(du,dt))Fμ2=(1-β)Fμ=(1-β)EQ\f(du,dt)EQ\f(G,g)∵前轮刚抱死，∴有Fφ2=Fμ2可求出：EQ\f(du,dt)=EQ\f(a,L(1-β)+hgφ)φg=EQ\f(a,a+(φ-φ0)hg)φg∴z2=EQ\f(a,a+(φ-φ0)hg)φ∵φ>φ0∴φ–φ0>0∴z2<φ附着系数运用率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=EQ\f(q,φ)。φ<φ0时，ε1=EQ\f(b,b+(φ0-φ)hg)<1；φ>φ0时，ε2=EQ\f(a,a+(φ-φ0)hg)<1；φ=φ0时，ε=1ε惯用来评价汽车在不同路面上制动时方向稳定性的好坏。∵其值的大小在一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。ε的大小也反映了地面附着条件的运用程度，ε越靠近1，阐明地面附着条件发挥的越充足，也阐明汽车制动力分派的越合理。制动效率：汽车制动时，并不是把制动器制动力Fμ全部转化为地面制动力FXb，故Fμ因不能充足发挥作用而存在效率问题。制动效率ηb：汽车在一定附着系数的路面上制动时，前后车轮都抱死所获得的最大地面制动力FXbmax与此时所需要的制动器制动力Fμmax之比。ηb=Fxbmax/Fμmax下面分析G=53kN的汽车在不同φ值路面上的ηb：当φ<φ0时，设φ=0.3：FXbmax=Fφ=φG=0.3×53=15.9kN需要的Fμmax为:Fμmax=16.8kN(此值可由A’点作一45°的直线，与Y轴的交点，即为φ=0.3时的Fμmax值。）∴ηb=FXbmax/Fμmax≈94.2%2、当φ>φ0时，设φ=0.7：FXbmax=Fφ=φG=0.7×53=37.1kN需要的Fμmax为:Fμmax=46.8kN∴ηb=FXbmax/Fμmax≈79.2%3、当φ=φ0时，FXbmax=Fμmax，ηb=100%⑴只有在φ=φ0的路面上制动时，制动效率，ηb最大，其它的路面上FXbmax<Fμmax，ηb<1；（证明从略）⑵若把φ0由0.39↗0.7，则在较高φ的路上制动时，可确保有较高的制动效率，ηb。同时附着系数φ0的选择：汽车的制动状况取决于I曲线与β线的配合。I曲线是由汽车总质量和汽车质心位置决定的；β线是由前、后制动器制动力的分派决定的。因此可通过调节β值，得到I曲线与β线的恰当配合，从而改善制动状况。也就是选用适宜的φ0。1、调节β值，确保适宜的φ0β越大→β线的斜率小→φ0越大（图中β1<β2<β3）β=Fμ1/Fμ，变化Fμ1（如前轮的制动轮缸活塞直径或制动气室膜片直径）2、针对不同车型选用φ0：轿车ua高，后轴易侧滑，β应高，φ0应大。货车ua低，不易出现后轴侧滑，应尽量确保转向能力，即避免前轮抱死，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，强调转向能力，应避免前轮抱死；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分派的规定（制动力的调节）为了避免后轴抱死出现危险的侧滑，β应位于I曲线的下方；为了减少制动时前轮抱死而失去转向能力，提高附着效率，β线应尽量靠近I线。办法：调节后轮制动油泵油压或气压，使后轮制动力矩减小。比例阀：感载比例阀：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办法一、平顺性平顺性——汽车在行驶过程中，保持驾驶员和乘员处在振动环境中含有一定的舒适度，或保持所载物资完好的能力。汽车行驶时，由于路面不平等因素会激起汽车振动。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，使动力性得不到充足发挥。例如：当车轮上下跳动时，车轮与地面附着性能下降，就会影响汽车的多种使用性能。人体对振动的反映：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国际原则《人承受全身振动的评价指南》用加速度的均方根值（rms）给出了在1～80Hz振动频率范畴内人体对振动反映的三个不同界限：暴露极限：人体承受的振动强度低于此值，将能保持健康和安全。疲劳-工效减少界限：振动强度在此界限之内，驾驶员能精确敏捷地反映，正常地进行驾驶。舒适减少界限：振动强度低于此值，乘员能在车上顺利进行吃、读、写等动作。图中给出了“疲劳-工效减少界限”（不同暴露时间下）随频率的变化趋势。图a为垂直方向振动(上下)；图b为水平方向振动（纵向和横向）。另两个反映界限随频率的变化趋势与之完全相似，只是允许值不同：“暴露极限”值为“疲劳-工效减少界限”值的2倍(上移6db)；“舒适减少界限”值为“疲劳-工效减少界限”值的1/3.15倍(下移10db)。（二）影响“疲劳-工效减少界限”的因素：振动频率：人体振动系统在垂直振动4～8Hz、水平振动1～2Hz环境中会出现共振。从曲线中可看出，人体对振动最敏感的频率范畴的加速度允许值最小。振动作用方向：汽车上2.8Hz下列的振动较多，而水平方向人体最敏感频率在此范畴之内，因此应充足重视由汽车俯仰角振动在水平方向的引发的水平振动。暴露时间：同一频率下，随着暴露时间的增加，加速度允许值减小。事实上，人体产生“疲劳”“不舒适”感觉是振动强度和暴露时间综合作用的成果。ISO推荐的两种平顺性的评价办法：把传到人体的加速度进行频谱分析，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=EQ\r(3,2)=1.26中心频率：fc=EQ\r(fufl)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分量σEQ\o(,p)i，可由传到人体的加速度fEQ\o(,p)(t)的功率谱密度GEQ\o(,p)(f)积分得到：σEQ\o(,p)i=EQ\r(\i\in(0.89fci,1.12fci,G\o(,p)(f)df))（1/3倍频带的加权加速度均方根值分量）分别评价办法：当同时有许多个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，重要是由人体感觉的振动强度最大的一种1/3倍频带所造成的。能够用加权加速度均方根值分量σEQ\o(,p)wi来评价人体对振动强度的感觉。评价指标为加权加速度均方根值分量σEQ\o(,p)wi中的最大值。（1/3倍频带的加权加速度均方根值）总加权值评价办法：用1～80Hz范畴内的20个1/3倍频带的加权加速度均方根值分量σEQ\o(,p)wi的方和根值，即总加权值σEQ\o(,p)w来评价。σEQ\o(,p)w=EQ\r(\i\su(i=1,20,(σEQ\o(,p)wi)2))§6—2汽车振动系统及其模型一、汽车振动系统普通来说，只要物质系统含有惯性（如质量、转动惯量）和恢复力（如弹性力），就可能产生振动，这样的系统称为振动系统。由于任何机器、机构及其零部件都含有质量或弹性，因而它们都是振动系统