汽車理論重點

叮叮小文庫汽 車 理 論第一章 汽車的動力性汽車的動力性是指汽車在良好路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。1.1 汽車的動力性指標汽車動力性主要由汽車的最高車速、加速時間和最大的爬坡度三個指標來評定。一最高車速汽車的最高車速是指汽車在無風的條件下，在水平、良好的路面（混凝土或瀝青）上所能達到的最高行駛速度。以符號uamax表示，單位為km/h。二汽車的加速時間汽車的加速時間t反映汽車的加速能力。常用汽車原地起步加速時間與超車加速時間來表明。原地起步加速時間：在無風的條件下，由停車狀態(tài)起步后以最大加速強度連續(xù)換到最高檔后，到某一預定的距離或車速所需的時間。預定距離常用400m 或1000m，預定車速常用100km/h或80km/h。超車加速時間：在無風的條件下，用最高檔或次高檔，由一預定車速全力加速到某一高速所需的時間。沒有一致的規(guī)定，多用由30km/h或40km/h加速到某一高速。三最大爬坡度汽車的最大爬坡度imax反映汽車的爬坡能力。是指汽車在滿載（或某一載質量）無風的條件下，在良好的路面上以最低前進檔所能爬的最大坡度。一般越野車imax可達60%即31左右。一些國家還規(guī)定汽車在常遇的坡道上能以一定的速度行駛來表明汽車的爬坡能力。如要求單車在3%的坡度上能以60km/h的車速行駛。汽車的驅動力與行駛阻力確定汽車的動力性，首先要分析沿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)這些力的關系，建立汽車行使方程式，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: 汽車的驅動力如圖12。作用在驅動輪上的轉矩Tt，對地面作用一圓周力F0，此時地面對驅動輪的反作用力Ft，即是驅動汽車行駛的外力，定義為汽車的驅動力。 Ft = Tt / r驅動力公式若以Ttq表示發(fā)動機的輸出扭矩，ig表示變速器的傳動比，i0表示主減速器的傳動比，T表示傳動系的機械效率，則作用在驅動輪上的轉矩Tt為TtTtqigi0T （Nm） Ft Ttqigi0T /r （N）由上式可知，汽車的驅動力Ft與發(fā)動機轉矩、傳動系機械效率和傳動比及車輪半徑有關。（一）. 發(fā)動機的轉矩在進行汽車動力估算時，發(fā)動機的轉矩和功率一般利用在穩(wěn)定工況下由發(fā)動機臺架試驗測定的使用外特性曲線求得。發(fā)動機特性曲線：發(fā)動機外特性曲線：如圖1-3使用外特性曲線： 在缺少試驗數(shù)據(jù)時，可用近似公式來估算。3（二）. 傳動系的機械效率發(fā)動機所發(fā)出的功率Pe經(jīng)傳動系傳至驅動輪的過程中，存在功率損失。如以PT表示傳動系的功率損失，則傳動系的機械效率為T（Pe-PT）/ Pe1- PT/ Pe傳動系功率損失分為機械損失和液力損失。傳動系效率是在專門的試驗臺上測得的。在進行動力性估算時，把T看作一個常數(shù)。采用有級變速器的轎車T 取0.90.92；貨車、客車T取0.820.85；越野車T取0.800.85；也可按表1-1對T進行估算。（三）. 車輪的半徑 車輪的工作半徑和輪胎的結構、氣壓、承受的載荷及轉速等因素有關。車輪充氣后，未承受任何載荷時的半徑稱為自由半徑。汽車靜止時，輪胎因承受載荷產(chǎn)生徑向變形，車輪中心至路面與輪胎接觸面間的距離稱為靜力半徑rs。 若除徑向載荷外，車輪上還作用有轉矩，此時車輪中心至路面與輪胎接觸面間的距離稱為動力半徑rd。 車輪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rr。由于靜力半徑、動力半徑和滾動半徑三者差別很小，在一般工程計算時，常不計它們的差別，統(tǒng)稱為車輪半徑r，認為rsrdrrr（四）. 汽車的驅動力特性圖汽車的驅動力Ft與車速ua的函數(shù)關系曲線稱為汽車的驅動力特性圖。驅動力Ft的計算公式： Ft Ttqigi0t /r （N）車速ua 的計算公式：ua0.377rn/igi0 （km/h）該圖能全面地表示出汽車各檔驅動力與車速的關系。二、 汽車的行駛阻力汽車行駛時需要不斷地克服所遇到的各種阻力。當汽車在水平道路上等速行駛時，需克服來自地面的滾動阻力Ff和來自空氣的空氣阻力Fw；當汽車在坡道上行駛時，還需克服汽車的重力沿坡道的分力，稱為坡度阻力或上坡阻力Fi；當汽車加速時，還需克服汽車的慣性阻力，稱為加速阻力Fj。因此汽車行駛時所遇到的總阻力為F=FfFwFiFj（一）. 滾動阻力車輪的輪胎接近絕對彈性體，圖1-10為輪胎在硬路面上受徑向載荷時的變形曲線。面積0CADE為加載與卸載過程的能量損失，稱為彈性物質的遲滯損失。遲滯損失表現(xiàn)為阻礙車輪滾動的一種阻力偶。地面法向反作用力的分布，前后不對稱。合力Fz相對于法線前移一個距離a。合力Fz與法向載荷W大小相等，方向相反。將法向反作用力Fz平移至與通過車輪中心的垂線重合，有滾動阻力偶矩TfFza 。對從動輪而言，為克服滾動阻力偶矩，使其等速滾動，必須在車輪中心加一推力Fp1，它與地面切向反作用力構成一力偶矩。由平衡條件得：Fp1rTf Fp1Tf/rFza/rWa/r令fa/r，f 稱為滾動阻力系數(shù)。即單位車重所需的推力。車輪滾動時的滾動阻力即等于滾動阻力系數(shù)與車輪負荷之乘積。 FfWfTf/r分析汽車滾動阻力時，只要知道f 值。F 值由試驗方法確定。影響f值的因素：輪胎、道路、行駛速度等；進行動力性分析時，取良好硬路面的f值。滾動阻力驅動輪在硬路面上等速滾動的受力分析：如圖1-12。Fx2rTtTfFx2FtFf真正作用在驅動輪上驅動汽車行駛的力為Fx2。Ft和Ff在受力圖上是畫不處來的，只是一種定義。（二）. 空氣阻力汽車所受空氣力分為空氣阻力Fx、側向力Fy、升力Fz三個方向的空氣力，和由空氣力引起的三個方向的空氣力矩，即側傾力矩Mx、縱傾力矩My和橫擺力矩Mz。根據(jù)空氣動力學的理論，在汽車行駛的速度范圍內(nèi)，空氣力通常與氣流相對速度的動壓力成正比。公式：Fi0.5CiAur i=x、y、z空氣阻力Fw ：汽車直線行駛時受到的空氣力在行駛方向的分力稱為空氣阻力?？諝庾枇Φ慕M成：形狀阻力：是汽車表面壓差阻力，占氣動阻力的58%左右。摩擦阻力：是空氣的粘滯性在車身表面產(chǎn)生的摩擦力，占氣動阻力的9%左右。誘導阻力：是氣動升力產(chǎn)生的縱向水平分力，占氣動阻力的7%左右。干擾阻力：是汽車外部附件阻力，占氣動阻力的14%左右。內(nèi)部阻力：是汽車內(nèi)循環(huán)阻力，占氣動阻力的12%左右?？諝庾枇諝庾枇w的公式： Fw0.5CDAua CDAua /21.15根據(jù)公式，空氣阻力與空氣阻力系數(shù)CD及汽車迎風面積A成正比。 空氣阻力系數(shù)可通過風洞試驗求得。迎風面積A可直接在投影面上測得，也可估算。（三）. 坡度阻力如圖1-19，汽車重力沿坡道的分力表現(xiàn)為汽車坡度阻力Fi，即FiGsin 道路的坡度道路坡度除了以角度表示外，道路工程通常用坡高與底長之比的百分率來表示，即 ih/stg在坡度較小時：FiG sinG tg=Gi 在坡度較大時，近似公式誤差較大，按等式計算。 (三)坡度阻力滾動阻力和坡度阻力都與道路有關，而且與汽車重力成正比，故二者之和通常用道路阻力F來表示，即FFfFifGcosG sin（N）小于1015時：FGfGiG(f+i)G道路阻力系數(shù)。（四）. 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。汽車質量分為平移質量和旋轉質量。汽車加速時，平移質量加速運動產(chǎn)生慣性力，旋轉質量產(chǎn)生慣性力矩。為了便于計算，通常把旋轉質量的慣性力矩轉化為當量的平移質量的慣性力。 Fj公式： Fjmdu/dt旋轉質量換算系數(shù)為大于1的數(shù)，其值為： 初步計算時，也可利用圖1-21確定。汽車行駛方程式根據(jù)上面逐項分析的汽車行駛阻力和力的平衡條件，可以得到汽車的行駛方程式為Ft=FfFwFiFj將前述公式代入：Ttqigi0T/r fGcos +CDAua/21.15 +G sin+mdu/dt汽車列車的行駛阻力汽車列車的行駛阻力仍然可以用上述公式計算，但汽車的總重力應為汽車列車總重力。汽車列車的空氣阻力較單車空氣阻力大15%左右。換算系數(shù)應考慮汽車列車所有車輪的旋轉質量。汽車列車的行駛方程式：Ttqigi0T/r fGcos +1.15CDAua/21.15+Gsin+ G du/gdt G 汽車列車總重力。汽車驅動力平衡圖與動力特性圖利用汽車行駛方程進行汽車的動力性能分析的方法：圖解法：利用汽車驅動力平衡圖解析法：利用公式計算汽車驅動力平衡圖：把汽車行駛時的滾動阻力和空氣阻力與車速的關系疊加地畫在汽車的驅動力特性圖上。汽車驅動力平衡圖如圖1-23確定最高車速： Fi=Fj=0 即Ft=FfFw 確定加速能力： Fi=0 由Ftua圖畫出aua圖，如圖1-24 ，再畫出1/aua圖，如圖1-25，求出曲線下的面積即為加速過程的加速時間，如圖1-26。 最大的加速強度：如圖1-24 。在加速度曲線交點處換檔。如果和檔加速度曲線無交點，應在檔加速到發(fā)動機最大值時換入檔。 確定爬坡能力： Fj=0 動力特性圖為評定汽車的動力性應擬定與汽車重力和空氣阻力無關的評價參數(shù)，通常采用汽車動力因數(shù)D來表征汽車動力性指標。D（FtFw）/G 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。動力特性圖只要D相等，便能克服同樣的坡度和加速阻力。利用汽車動力特性圖分析汽車的動力性，如圖4-2-9： 確定最高車速：Df 時 臨界車速 ：各檔的最大動力因數(shù)對應的車速。 車速大于臨界車速，汽車行駛穩(wěn)定，反之，不穩(wěn)定。直接檔的臨界車速越低越好。 確定加速能力 確定爬坡能力 汽車行駛條件與功率平衡圖一、汽車行駛條件汽車行駛的第一個條件驅動條件： Ft FfFwFi汽車行駛的第二個條件附著條件： Fx2 Fz2近似寫成：Ft Fz2汽車行駛的必要與充分條件，也稱為汽車行駛的驅動附著條件： FfFwFi Ft Fz2附著率定義為：C2= Fx2 / Fz2 C2 汽車行駛條件在一般動力性分析中只取附著系數(shù)的平均值。驅動輪地面法向反作用力主要決定于汽車的結構參數(shù)、行駛狀態(tài)和道路條件等因素。受力圖如圖1-29。見公式1-13。汽車功率平衡圖在汽車行駛時，發(fā)動機發(fā)出的功率始終等于機械傳動損失與全部運動阻力所消耗的功率。利用汽車功率平衡方程式，通過圖解法同樣可以分析汽車的動力性能。汽車功率平衡圖：汽車動力性能分析如圖1. 確定最高車速2. 確定加速能力3. 確定爬坡能力 汽車的后備功率： 后備功率越大，汽車所加速能力越好，爬坡能力越大，汽車的動力性能越好。 汽車功率平衡圖不能直接評定不同汽車的動力性，需用比功率來評價。 汽車的比功率：發(fā)動機發(fā)出的最大功率與汽車總重力的比值。 影響汽車動力性的主要因數(shù)影響汽車動力性的主要因素有結構因素和使用因素。結構因素：發(fā)動機特性參數(shù)、傳動系的設計、汽車的總質量等。使用因素：道路條件、氣候和海拔高度等。 （一）發(fā)動機特性參數(shù)對動力性的影響 影響參數(shù)主要有：發(fā)動機最大功率、最大轉矩以及發(fā)動機外特性曲線的形狀。 （二）主減速器傳動比對動力性的影響圖3-4-6為直接檔行駛時的功率平衡圖。適當?shù)闹鳒p速器傳動比可使汽車獲得較大的最高車速，同時在低速有一定的后備功率，汽車有較好的動力性和燃料經(jīng)濟性。（三）變速器的檔數(shù)和傳動比對動力性的影響（四）汽車總質量對動力性的影響（五）使用因素對動力性的影響汽車的燃油經(jīng)濟性在保證動力性的條件下，汽車以盡量小的燃油消耗量經(jīng)濟行駛的能力，稱為汽車的燃料經(jīng)濟性。汽車的燃油經(jīng)濟性主要討論其評價指標、汽車的燃油經(jīng)濟性的計算方法、燃油經(jīng)濟性測定方法以及提高經(jīng)濟性的途徑等。2.1 汽車燃油經(jīng)濟性的評價指標汽車燃油經(jīng)濟性的評價指標用行駛單位里程的燃油消耗量或用單位燃油消耗量的汽車行駛里程數(shù)來表示。一. 燃油經(jīng)濟性指標的表示法A. 升/公里; B. 升/百公里; C. 公里/升；D. 英里/加侖； E. 千克/公里；F. 升/百噸公里 or 千克/百噸公里；二. 汽車耗油量的測定測定汽車的耗油量必須確定是在什么工況下進行的。1. 等速行駛工況油耗測定等速行駛百公里燃油消耗量是常用的一種評價指標。汽車在一定載荷（我國標準規(guī)定轎車為半載、貨車為滿載）下，以最高檔在良好的水平道路上以某一車速勻速行駛，通過1km路段的耗油量叫做該車速下的等速耗油量。車速從10km/h開始，每隔10km/h做一次，直到該檔最高車速的80%，每種車速試驗往返各一次，利用燃油流量計測量耗油量。繪制等速百公里燃油消耗量曲線，如圖3-5-12. 循環(huán)行駛試驗工況油耗測定各國都制定一些典型的循環(huán)行駛試驗工況來模擬實際汽車運行狀況。貨車六工況：考慮汽車實際行駛的變速工況，在1075m的行駛過程中有加速、減速和不同車速的勻速行駛，六個行駛工況的具體安排如圖3-5-2。汽車滿載，用最高檔，測量全程的耗油量，往返共進行四次，取平均值，并折算成百公里燃油消耗量。汽車燃油經(jīng)濟性的計算在汽車設計與開發(fā)工作中，常常利用發(fā)動機的萬有特性圖與汽車功率平衡圖，對汽車燃油經(jīng)濟性進行估算。計算時假設汽車在水平路面上行駛。1. 等速行駛工況燃油消耗量的計算 根據(jù)車速和阻力功率，求出發(fā)動機的功率；Pe=（PfPW）/ T 根據(jù)Pe 和ua 在萬有特性圖上，利用插值法，確定燃油消耗率b， 如圖2-3 ； 等速行駛工況燃油消耗量的計算求出車速ua下單位時間內(nèi)的燃油消耗量Qt；QtPb/367.1g求出等速過程的燃油消耗量；QPbs/102uag利用公式求出等速百公里燃油消耗量QsQsPb/1.02uag2. 加速行駛工況燃油消耗量的計算根據(jù)行駛阻力求出發(fā)動機提供的功率；如圖2-4，將加速過程按速度增加1km/h等分為若干區(qū)間；求出各點車速對應的單位時間內(nèi)的燃油消耗量Qt；求出汽車行駛速度每增加1km/h所需時間t；求出各區(qū)間的燃油消耗量Qn;求出整個加速過程的燃油消耗量Qa。求出整個加速過程的行駛距離。等減速行駛工況燃油消耗量的計算汽車減速行駛時，發(fā)動機處于強制怠速狀態(tài)；求出減速時間t；發(fā)動機的怠速燃油消耗率Qi；減速過程燃油消耗量為：Qd Qi t求出整個減速過程的行駛距離。怠速停車時的燃油消耗量若怠速時間為ts(s)，則燃油消耗量Qid（mL）為:Qid Qi ts5. 整個試驗循環(huán)工況的百公里燃油消耗量Qs為：Qs 100Q/s提高汽車燃油經(jīng)濟性的因素使用方面的措施1. 管理措施： 優(yōu)先選用柴油車； 專業(yè)運輸公司應傾向于重型車輛和列車運輸； 加強對油料的管理。 2. 行駛車速： 經(jīng)濟車速：在等速百公里油耗曲線上，耗油量最低點對應的車速。 經(jīng)濟車速隨道路情況和汽車載質量而變化。 3. 檔位的使用在換檔過程中，相鄰兩檔之間有車速的重疊區(qū)，盡量使用高檔行駛。發(fā)動機的負荷率在70%-80%時油耗率最低。4. 正確的維修： 保證汽車的滑行性能；保持發(fā)動機的技術狀況；保證輪胎的氣壓等。 5. 提高駕駛技術： 加速滑行技術；緩慢加速；預熱保溫；保持正常的冷卻水溫度等。 結構方面的措施1. 減輕車輛的重量；2. 縮減汽車的總體尺寸，改善其外形；3. 發(fā)動機的結構具有較高的壓縮比等；4. 傳動比的選擇應保證汽車在常用工況油耗低；5. 盡量采用子午線輪胎；6. 采用節(jié)油裝置等。汽車動力裝置參數(shù)的選定汽車動力裝置參數(shù)是指發(fā)動機功率、傳動系的傳動比。選擇原則： 根據(jù)汽車行駛時需要的功率來選擇發(fā)動機的功率； 按照盡量發(fā)揮發(fā)動機功率的原則確定傳動系的參數(shù)； 在確定參數(shù)時，要考慮參數(shù)對燃油經(jīng)濟性的影響； 滿足駕駛性的要求。發(fā)動機功率的選擇設計中常從保證汽車預期的最高車速來選擇發(fā)動機應有的功率。雖然最高車速僅僅是動力性中的一個指標，但現(xiàn)有轎車的統(tǒng)計數(shù)據(jù)證實了最高車速與爬坡能力、加速能力的一致性。如圖3-1和圖3-2。發(fā)動機功率的估算1、給出期望的最高車速，選擇的發(fā)動機功率應大體等于，但不小于以最高車速行駛時行駛阻力功率之和。 公式為（3-1）2 、實際工作中還利用汽車統(tǒng)計數(shù)據(jù)估計汽車比功率 來確定發(fā)動 機應有功率。 根據(jù)書中圖3-1 ，利用車重求出功率。 根據(jù)圖3-2 ，利用預定的最高車速和車重求出功率。 傳動比的選擇汽車的最小傳動比 當汽車最小傳動比為主減速器傳動比i0 的選擇。 主減速器傳動比i0 選擇到汽車的最高車速相當于發(fā)動機最大功率時的車速時，最高車速是最大的。如圖。 適當減小最小傳動比，可以得到較高的燃油經(jīng)濟性。 考慮駕駛性能： 最小傳動比過小，發(fā)動機在重負荷下工作，加速性不好，出現(xiàn)噪聲與振動；反之，燃油經(jīng)濟性差，發(fā)動機高速運轉噪聲大。 二、最大傳動比的選擇確定最大傳動比應考慮汽車的最大爬坡度、汽車的附著力和汽車的最低穩(wěn)定車速三個因素。根據(jù)汽車的最大爬坡度，由行駛方程式確定最大傳動比；驗算附著條件，若不滿足條件時，調(diào)整汽車總布置增強附著力。越野汽車的最大傳動比應保證汽車能在最低穩(wěn)定車速下行駛；轎車的最大傳動比常常根據(jù)加速能力確定。傳動系檔數(shù)與各檔傳動比的選擇（一）傳動系檔數(shù)增加檔位數(shù)會改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性。檔位數(shù)的多少會影響相鄰傳動比比值。比值過大會造成換檔困難。在變速器中，檔位數(shù)過多，會使結構復雜。（二）各檔傳動比的選擇一般汽車各檔傳動比大致符合相鄰傳動比比值相同。公式為：公比q一般小于1.71.8。相鄰檔傳動比采用等比級數(shù)的優(yōu)點：1. 駕駛員換檔時，容易做到使離合器無沖擊地接合。如圖3-5。2. 充分利用發(fā)動機的功率，提高汽車的動力性。如圖3-6。3. 便于和副變速器結合構成更多檔位的變速器。 實際上，各檔傳動比之間的比值并不是按等比級數(shù)來分配的。原因有： 各檔利用率差別很大。 傳動系中齒輪的齒數(shù)必須是整數(shù)； 換檔過程中，速度有下降； 利用燃油經(jīng)濟性加速時間曲線確定動力裝置參數(shù)初步選定參數(shù)后，通常利用燃油經(jīng)濟性加速時間曲線，綜合考慮各方面因素，最終確定動力裝置的參數(shù)。燃油經(jīng)濟性加速時間曲線：曲線大體呈C形，有稱之為C曲線的。主減速器傳動比的確定在動力裝置的其它參數(shù)不變的條件下，i0變化的C 曲線如圖3-8。變速器傳動比的確定裝用不同變速器的C 曲線如圖3-10。發(fā)動機、傳動比與主減速器傳動比的確定汽車的制動性汽車的制動性：汽車行駛時能在短距離內(nèi)停車且維持行駛方向穩(wěn)定性和在下長坡時能維持一定車速的能力。4.1 制動性的評價指標主要由制動效能、制動效能的恒定性和制動時汽車的方向穩(wěn)定性三個方面來評價。制動性的評價指標一、制動效能:是指汽車迅速降低行駛速度直至停車的能力。它是制動性能最基本的評價指標，它是由一定初速度下的制動距離，制動減速度和來評定，也常用來評價。 二、制動效能的恒定性 主要是指制動抗熱衰退性能。它是指汽車 高速制動、短時間多次重復制動或下長坡連續(xù)制動時制動效能的熱穩(wěn)定性。 三指制動時汽車的方向穩(wěn)定性。通常用汽車制動時，維持直線行駛或按預定彎道行駛的能力來評價。 制動車輪的制動力一. 地面制動力：汽車在制動過程中是人為地使汽車受到一個與汽車行駛方向相反的外力，汽車在這一外力的作用下迅速地降低車速以至停車，這個外力稱為汽車的制動力。一般為地面制動力。制動車輪受力如圖4-4-1，公式為：T+TfTjFxbr0 近似為Fxb T / r地面制動力決定于制動器摩擦力矩，其極限值受輪胎與路面間附著力的限制。在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力稱為制動器制動力。公式為：F T / r制動器的制動力決定于制動器的結構參數(shù)。如制動器的結構型式、結構尺寸、摩擦副的摩擦系數(shù)和車輪半徑等參數(shù)。一般情況其數(shù)值大小與制動踏板力成正比。制動器制動力曲線如圖4-4-2。制動力的極限值由計算公式知：地面制動力和制動器制動力有相同的數(shù)值，隨著踏板力的增長而增長。但是，地面制動力受到制動車輪和路面的附著條件的限制。其極限值不能超過附著力，公式為：Fxb F=FzFxbmax =Fz地面制動力、制動器制動力及附著力的關系如圖4-4-3。汽車制動時，只要當制動器制動力足夠大，同時提高附著力數(shù)值，才能獲得足夠的地面制動力。硬路面上的附著系數(shù)汽車制動過程時，從車輪滾動到抱死拖滑是一個漸變的過程。如圖4-4。經(jīng)過大量試驗，發(fā)現(xiàn)在這個過程中附著系數(shù)實際上是有很大變化的。隨著制動強度的增加，車輪滾動成分越來越小，而滑動成分越來越大，一般用滑動率s來說明滑動成分的多少?；瑒勇实亩x如公式4-5：不同滑動率時，制動力系數(shù)是不同的。如圖4-5。峰值附著系數(shù)、滑動附著系數(shù)。 影響附著系數(shù)的因素附著系數(shù)的數(shù)值主要決定于道路的材料、路面的狀況與輪胎結構、胎面花紋、材料以及汽車運動的速度等因素。如表4-2表示各種路面上的平均附著系數(shù)。速度越高，附著系數(shù)越低。在潮濕路面上，水起潤滑作用，附著系數(shù)顯著降低。增大輪胎與路面的接觸面積會提高附著性能，等等。汽車的制動效能及其恒定性制動效能是指汽車迅速降低行駛速度直至停車的能力。評價制動效能的指標有制動距離，制動減速度、制動時間和制動力。汽車的制動過程如圖3-6-3。駕駛員反應時間 制動系反應時間制動減速度的增長時間持續(xù)制動時間 制動釋放時間 制動減速度用減速度儀測出并畫出整個制動過程的減速度曲線。最大減速度公式：jmaxbg特點： 最大制動減速度由路面的附著系決定。 制動初速度的偏差對測試影響不大； 不能反映各車輪的制動性能，而是整車性能指標； 測試精度較低。制動力一般在制動試驗臺上測試制動力。特點：可以測出各車輪的制動力；附著系數(shù)穩(wěn)定；測試精度可以提高。 制動距離制動距離是指汽車以一定的初速度緊急制動，從駕駛員踩下制動踏板開始到汽車停住為止所駛過的距離。它是評價汽車制動性能最直觀的參數(shù)。 制動距離公式如4-6 ： 特點： 不能單獨反映各車輪的制動狀況，它是一個整車制動性能參數(shù)； 要嚴格控制初速度； 采用五輪儀測試，有較高的準確度。 制動效能的恒定性制動效能的恒定性是指制動器抗熱衰退能力。制動效能指標是指制動器工作溫度在100c以下的冷制動狀態(tài)下的指標。當制動器溫度常在300c以上時，制動器的摩擦力矩顯著降低，制動效能指標明顯下降，這種現(xiàn)象稱為制動器的熱衰退現(xiàn)象。標準要求：以一定的車速連續(xù)制動15次、每次j=3m/s、最后的制動效能不低于冷制動狀態(tài)下的指標60%。汽車制動的穩(wěn)定性汽車制動的穩(wěn)定性是指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。制動跑偏和后軸側滑或前輪失去轉向能力的現(xiàn)象都屬于制動穩(wěn)定性問題。汽車跑偏是指汽車制動時不能按直線方向減速或停車，汽車自動向左或向右偏駛的現(xiàn)象。側滑現(xiàn)象是指汽車制動時出現(xiàn)某一軸的車輪橫向滑動或兩軸的車輪同時發(fā)生橫向滑動的現(xiàn)象。如圖4-17。汽車的制動跑偏影響制動跑偏的因素很多。有汽車輪胎的機械特性、懸架的結構及其剛度，前輪定位、道路狀況、制動系統(tǒng)的機械特性、左右車輪制動器制動力、制動初速度和汽車懸架導向桿系與轉向桿系的運動干涉等。通常影響汽車制動跑偏的主要原因是汽車左右車輪、特別是轉向輪左右車輪制動器制動力不相等的影響。受力圖如4-4-10。汽車的制動跑偏根據(jù)受力分析，汽車制動時跑偏的原因有三點：FX1l繞主銷的力矩大于FX1r繞主銷的力矩，使轉向輪產(chǎn)生一個向左轉動的角度；FY1對轉向前輪產(chǎn)生繞主銷向左轉的力矩；FY1和FY2使車輪產(chǎn)生側向偏離現(xiàn)象，加劇了制動跑偏。左右車輪制動器制動力之差用不相等度Fr表示，如圖4-20，制動跑偏隨不相等度的增加而增大，當后輪抱死時，跑偏程度比未抱死時加大。汽車制動時車輪的側滑汽車在制動過程中，當車輪未抱死制動時，車輪具有承受一定側向力的能力，一般不會發(fā)生側滑現(xiàn)象。當車輪抱死制動時，車輪承受側向力的能力幾乎全部消失，汽車在橫向干擾力的作用下極易發(fā)生側滑。 汽車側滑時的運動情況如圖： 前輪先抱死側滑，慣性力Fj 與側滑方向相反，能減少或阻止 前軸側滑，汽車處于一種穩(wěn)定狀態(tài)； 后輪先抱死側滑，慣性力Fj 與側滑方向相同，慣性力加劇后軸側滑，汽車處于一種不穩(wěn)定的、危險的工況。 結論在制動過程中，若前輪先抱死滑移，汽車能維持直線減速停車，汽車處于穩(wěn)定狀態(tài)。但是，當汽車在彎道較多的山區(qū)道路上行駛時，如果前輪先抱死制動，汽車將喪失轉向能力，也是十分危險的。若后輪先抱死，汽車在側向干擾力作用下，將發(fā)生急劇甩尾或旋轉。制動起始速度越高，這種效應越明顯。因此，對于經(jīng)常在良好道路上高速行駛的車輛，后輪先抱死是極易導致汽車喪失制動穩(wěn)定性的。 汽車制動力的軸間分配 當制動器制動力足夠時，制動過程中可能出現(xiàn)三種情況：前輪先抱死拖滑；然后后輪抱死拖滑；后輪先抱死拖滑；然后前輪抱死拖滑；前、后輪同時抱死拖滑。若前、后輪同時抱死拖滑，則產(chǎn)生最大地面制動力所需的整個制動器制動力最小（即最大踏板力最?。４藭r制動系的效率最高。地面對前后車輪的法向反作用力前、后制動器制動力分配的比例將影響到汽車制動時的方向穩(wěn)定性和制動系的工作效率。忽略汽車的滾動阻力偶矩、空氣阻力以及慣性力偶矩。受力圖如圖4-26。地面的法向反作用力公式如4-7：制動強度z的定義：du/dt=zg前、后輪都抱死時地面的法向反作用力公式為4-8：理想的前、后制動器制動力分配曲線前、后輪同時抱死時，前后制動器制動力F 1和F 2的關系曲線稱為理想的前、后制動器制動力分配曲線，簡稱I曲線。前、后輪同時抱死的條件：前、后輪制動器制動力之和等于附著力；前、后輪制動器制動力分別等于各自的附著力。如公式4-9。利用作圖法直接求出I曲線。具有固定比值的前、后制動器制動力與同步附著系數(shù)前制動器制動力與汽車總制動器制動力之比稱為制動器制動力分配系數(shù)，用符號表示。 F 1 / F F 1 = F F 2=(1 ) F F 2 = (F 1)為一直線，這條直線稱為實際前、后制動器制動力分配線，簡稱 線。如圖。線與I曲線交點處的附著系數(shù)為同步附著系數(shù)0，所對應的制動減速度為臨界減速度。0公式如4-12：汽車在各種路面上制動過程的分析f線組表示在各種值路面上只有前輪抱死時的前、后輪地面制動力的分配關系。由公式4-13畫出f線組。r線組表示在各種值路面上只有后輪抱死時的前、后輪地面制動力的分配關系。由公式4-14畫出r線組。制動過程的分析設汽車的同步附著系數(shù)00.39。當0時， 線 f線 I曲線當 0 時， 線 r線 I曲線當0時， 線 I曲線結論1、汽車制動系的實際前、后制動力分配線（ 線）應總在理想的制動力分配線（I曲線）下方；2、為了減少制動時前輪抱死而失去轉向能力的機會，提高附著效率， 線應越靠近I曲線越好?？衫酶鞣N調(diào)節(jié)閥或液壓調(diào)節(jié)器達到改變制動力分配曲線的目的。3、只要在0的路面上，地面的附著條件才得到較好的利用。五 同步附著系數(shù)的選擇汽車的總重及重心位置給定后，即可作出I曲線。 線則由制動器制動力在前、后軸上的分配確定的。設計中可調(diào)整值以求得線與I線的恰當配合，保證合適的同步附著系數(shù)。同步附著系數(shù)一般是根據(jù)車型和使用條件來選擇的。例：某輕型越野車，原設計0 0.57，制動時經(jīng)常發(fā)生后軸側滑，后改為0 0. 7，側滑現(xiàn)象得到改進。汽車的操縱穩(wěn)定性汽車的操縱穩(wěn)定性包含相互聯(lián)系的兩個部分：操縱性及穩(wěn)定性。操縱性是指汽車及時而準確地執(zhí)行駕駛員的轉向指令的能力。穩(wěn)定性是指汽車受到外界擾動后維持或迅速恢復原運動狀態(tài)的能力。兩者相互影響，很難截然分開。隨著車速的顯著提高，汽車的操縱穩(wěn)定性已成為現(xiàn)代汽車的主要性能之一，被稱為“高速車輛的生命線”。 5-1概述汽車的操縱穩(wěn)定性包含的內(nèi)容：汽車操縱穩(wěn)定性涉及到問題較為廣泛，需要采用較多的物理參量從幾個方面來評價。如表5-1。在汽車操縱穩(wěn)定性的研究中，常把汽車作為一控制系統(tǒng)，求出汽車曲線行駛的時域響應與頻域響應，用來表征汽車的操縱穩(wěn)定性能。汽車曲線行駛的時域響應是指汽車在轉向盤輸入或外界側向干擾輸入下的側向運動響應。方向盤輸入有兩種形式：給方向盤作用一個角位移,稱為角位移輸入,簡稱角輸入;給方向盤一個力矩,稱為力矩輸入,簡稱力輸入.轉向盤角階躍輸入下進入穩(wěn)態(tài)響應及轉向盤角階躍輸入下的瞬態(tài)響應，就是表征汽車操縱穩(wěn)定性的轉向盤角位移輸入下的時域響應。橫擺角速度頻率響應特性是轉向盤轉角正弦輸入下，頻率由0時，汽車橫擺角速度與轉向盤轉角的振幅比及相位差的變化圖形車輛坐標系與方向盤角階躍輸入下的時域響應車輛坐標系:固結于汽車上的oxyz直角動坐標系。X軸平行于地面指向前方，z軸通過質心指向上方，y軸指向駕駛員的左側，原點o與質心重合。汽車的時域響應分為不隨時間變化的穩(wěn)態(tài)響應和隨時間變化的瞬態(tài)響應。汽車等速直線行駛時，給方向盤角階躍輸入，一般汽車經(jīng)過短暫時間后進入等速圓周行駛，這是一種穩(wěn)態(tài)，稱為轉向盤角階躍輸入下的穩(wěn)態(tài)響應，兩穩(wěn)態(tài)運動之間的過渡過程便是一種瞬態(tài)，相應的瞬態(tài)運動響應稱為轉向盤角階躍輸入下的瞬態(tài)響應。如圖5-3。汽車的等速圓周行駛也稱為汽車的穩(wěn)態(tài)轉向特性。穩(wěn)態(tài)轉向特性分為三種類型：不足轉向、中性轉向和過多轉向。不足轉向方向盤轉角不變，v，R中性轉向方向盤轉角不變，v，R不變過度轉向方向盤轉角不變，v，R轉向特性假設輪胎是剛性的、沒有側向變形。R0為轉向半徑，O點為轉向中心。輪胎是彈性，汽車轉彎行駛時，汽車的離心力對車輪施加側向力，使前、后輪胎產(chǎn)生側向變形。設前輪的側偏角為1，后輪的側偏角為2，實際轉向半徑變?yōu)镽。若2 1，即1 2R，即R/R0 2，即1 20，如圖3-7-7，R01 ，汽車具有這種轉向特性叫做不足轉向。若1 2，即1 20 ，轉向半徑與沒有側偏角的剛性輪胎的轉向半徑相同，即R/R01 。這種轉向特性叫做中性轉向。前、后輪側偏角絕對值之差1 2和轉向半徑的比R/R0都是表征穩(wěn)態(tài)響應的參數(shù)。轉向特性對操縱性的影響過多轉向汽車， 2 1，在側向風的影響下，汽車偏離了直行方向。如圖3-7-8，離心力Fj的側向分力F jy與側向風Fy同方向，使車輪受到的側向力加強，并不斷加劇，易造成翻車事故。因此過多轉向特性汽車在高速時不穩(wěn)定，應極力避免。不足轉向汽車在受到側向風作用下的受力如圖3-7-9。由于1 2，轉向中心O在汽車的另一邊，離心力Fj的側向分力F jy與側向風Fy方向相反，總側向力減小。當Fy消失后，離心力Fj使汽車自動回正。因此不足轉向汽車的操縱性好，是一種穩(wěn)定的轉向。中性轉向汽車在受到側向力作用時，沒有阻止側偏的作用，在側向力消失后不能自動回正，駕駛員操縱頻繁，操縱性也不好。5.2 輪胎的側偏特性輪胎的側偏特性:指測偏力、回正力矩與側偏角之間的關系 輪胎坐標系車輪平面垂直于車輪旋轉軸線的輪胎中分平面；坐標系原點o車輪平面和地平面的交線與車輪旋轉軸線在地平面上投影線的交點；X軸為車輪平面與地平面的交線，指向前方；z軸與地平面垂直，指向上方；y軸在地平面上，指向左側；回正力矩Tz地面反作用力繞z軸的力矩；側偏角輪胎接地印跡中心位移方向與x軸的夾角；外傾角垂直平面（xoz）與車輪平面的夾角。輪胎的側偏現(xiàn)象和側偏力側偏角曲線1、當車輪中心沿Y軸方向作用有側向力Fy時，就會在地面上產(chǎn)生地面?zhèn)认蚍醋饔昧Γ磦绕Y；剛性輪胎在側向力作用時的滾動如圖5-6由于車輪的側向彈性，只要側偏力出現(xiàn)，不管它是否達到附著極限車輪行駛方向都會偏離車輪平面，出現(xiàn)側偏,這就是側偏現(xiàn)象。a圖是車輪在側向力Fy的作用下，輪胎靜止時發(fā)生的側向變形。b圖中，輪胎胎面接地印跡的中心線aa與車輪平面cc的夾角稱為側偏角。產(chǎn)生側偏角時的地面?zhèn)认蚍醋饔昧?，稱為側偏力FY。.、側偏力側偏角（FY）曲線（圖5-8）影響側偏特性的因素采用扁平率小的寬輪胎可提高側偏剛度；（圖5-9）垂直載荷增大，側偏剛度先增大后減小；（圖5-11）氣壓增加，側偏剛度先增大后減?。唬▓D5-12）側偏角一定時，縱向力增加，側偏剛度有所下降，超過一定值后則顯著下降；（圖5-13附著橢圓）路面的粗糙程度、干濕狀況也會影響側偏特性?；卣氐漠a(chǎn)生輪胎發(fā)生側偏時，會產(chǎn)生使轉向車輪回復到直線行駛位置的回正力矩；地面微元側向反力的合力FY與側向力Fy產(chǎn)相等，但作用點在接地印跡幾何中心的后方；Tz = FY e，其中e為輪胎拖距；圖5-17：回正力矩逐漸增大，當側偏角為4050時達最大值，之后回正力矩下降，當100160時回正力矩為零；圖5-18：隨驅動力的增加，回正力矩達最大值后再下降。在制動力作用下，回正力矩不斷減小，達到零后，便變?yōu)樨撝?。有外傾角時輪胎的滾動1、有外傾角的存在，輪胎會各自向左、右側滾開，又由于前束的存在，使得車輪中心作用一側向力Fy，將車輪約束著向前滾動。于是在接地面中產(chǎn)生與Fy方向相反的外傾側向力FY；2、FY = k，其中k為外傾剛度，負值；3、輪胎的側偏剛度（圖5-20c）在各種外傾角下，輪胎的側偏剛度均為k;側偏角為零時的地面?zhèn)认蛄褪峭鈨A側向力FY；地面?zhèn)认蛄榱銜r的側偏角就是由外傾角產(chǎn)生的側偏角；地面?zhèn)认蛄镕Y時的側偏角，等于外傾角為零時FY產(chǎn)生的側偏角0與由此外傾角產(chǎn)生的側偏角之和； 側偏角為時的地面?zhèn)认蚍醋饔昧Γ扔谕鈨A角為零時的側偏力于外傾側向力之和。4、正側偏角對應于負的側偏力與正的回正力矩；正外傾角對應于負的外傾側向力與負的外傾回正力矩。（圖5-22）5-3 線性二自由度汽車模型對前輪角輸入的響應一、線性二自由度汽車模型的運動微分方程直接以前輪轉角為輸入，且認為汽車在平行于地面的平面運動。故只有沿y軸的側向運動和繞z軸的橫擺運動。同時將汽車簡化成兩輪摩托車后再作分析。二、前輪角輸入下的穩(wěn)態(tài)響應等速圓周行駛（一）穩(wěn)態(tài)響應1、穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益（轉向靈敏度）指穩(wěn)態(tài)時的橫擺角速度與前輪轉角之比。2、穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益的表達式 其中K為穩(wěn)定性因數(shù)。（二）穩(wěn)態(tài)響應的三種類型K0 中性轉向K0 不足轉向。特征車速uch K0 過多轉向。臨界車速ucr1、uch時，其橫擺角速度增益為與軸距相等地中性轉向汽車的一半； uch降低，不足轉向量增加；2、ucr時，橫擺角速度增益趨于無窮大。ucr越低，過多轉向量越大3、汽車應具有適度的不足轉向。（三）幾個表征穩(wěn)態(tài)響應的參數(shù)用前、后輪側偏角絕對值之差（a1a2）表示轉向半徑的比值R/R0靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.中性轉向點使汽車前、后輪產(chǎn)生同一側偏角的側向力作用點；S.M.中性轉向點至前軸距離和質心至前軸距離之差與軸距地比值。K0 a1a2 R/R01 S.M.0（中性轉向點與質心重合） 中性轉向K0 a1a20 R/R01 S.M.0（質心在中性轉向點之前） 不足轉向 K0 a1a20 R/R01 S.M.0（質心在中性轉向點之后） 過多轉向4 汽車操縱穩(wěn)定性與懸架、轉向系的關系 汽車的側傾車廂側傾軸線1、車廂側傾軸線：車廂相對地面轉動時的瞬時軸線，該軸線通過車廂在前、后軸處橫斷面上的瞬時轉動中心，稱為側傾中心。2、可用圖解法或實驗法求得側傾中心，決定于懸架的導向機構1）單橫臂獨立懸架上車廂的側傾中心車廂不動，地面按順時針方向相對于車廂轉動。 2）雙橫臂獨立懸架上車廂的側傾中心三心定理：四連桿機構中，三根桿件的三個相對運動瞬時中心位于同一直線上。可用等效單橫臂懸架代替雙橫臂獨立懸架。3）縱置半橢圓板簧上車廂的側傾中心車廂相對于車軸的側傾有兩種極限狀態(tài)：鉸鏈作用發(fā)生在車廂與板簧的連接處鉸鏈作用發(fā)生在車軸與板簧的連接處（不大可能）一般認為側傾中心位于主片板簧的中心線兩點的連線上，轎車側傾中心在車輪中心。懸架的側傾角剛度指側傾時（車輪不離開地面），單位車廂轉角下，懸架系統(tǒng)給車廂總的彈性恢復力偶矩。可用懸架的線剛度來計算側傾角剛度。懸架的線剛度：指車輪保持在地面上車廂作垂直運動時，單位車廂位移下，懸架系統(tǒng)給車廂總的彈性恢復力。非獨立懸架的汽車，懸架的線剛度等于兩個彈簧線剛度之和；獨立懸架的汽車，計算較復雜，見公式5-41。懸架的側傾角剛度利用等效彈簧概念來計算，見公式5-42。（三）車廂的側傾角指車廂在側向力作用下繞側傾軸線的轉角。過大，乘客感到不舒服，過小，車廂內(nèi)沖擊大。1、 車廂側傾角決定于側傾力矩、懸架總的角剛度，公式5-43；2、側傾力矩由三部分組成1）懸掛質量離心力引起的側傾力矩2）側傾后，懸掛質量重力引起的側傾力矩，由于懸掛質量的質心偏移所致。3）獨立懸架中，非懸掛質量的離心力引起的側傾力矩二、側傾時垂直載荷在左、右側車輪上的重新分配及其對穩(wěn)定性的影響結論：側傾時，左、右輪上載荷發(fā)生變化。外側車輪載荷增加，內(nèi)側車輪載荷減小，且變化量W相同；側傾后，側偏角增大；W越大，側偏角越大；良好的操縱穩(wěn)定性要求：前輪的側偏角后輪的側偏角?？赏ㄟ^提高前軸懸架的側傾角剛度達到要求。而前軸和后軸的左、右輪載荷的變化量決定于前、后懸架的側傾角剛度；提高前軸側傾角剛度的結構措施1）增加一橫向穩(wěn)定桿來提高前軸側傾角剛度；2）減小后鋼板彈簧片數(shù)，減小后軸側傾角剛度。三、側傾外傾側傾時車輪外傾角的變化1、車廂側傾時，車輪外傾角有三種變化：保持不變、沿地面?zhèn)认蛄ψ饔梅较騼A斜、沿地面?zhèn)认蛄ψ饔梅较虻南喾捶较騼A斜。2、 分析圖5-591）非獨立懸架，車輪保持垂直狀態(tài)；2）上橫臂短，下橫臂長的雙橫臂獨立懸架，大體上可保持外側車輪垂直于地面；3）上、下橫臂長度相等且平行的雙橫臂、單縱臂、燭式獨立懸架，車輪傾斜方向與地面?zhèn)认蛄Φ姆较蛳喾?，有增大側偏角的效果。即增大不足轉向效果，可放在前邊；4）單橫臂燭式獨立懸架在小側向加速度時，車輪傾斜方向與地面?zhèn)认蛄Φ姆较蛳嗤?，有減小側偏角的效果。這種懸架系統(tǒng)適合放在后邊。四、側傾轉向（又稱軸轉向、運動學側偏）1定義指在側向力作用下車廂發(fā)生側傾，有車廂側傾所引起的前轉向輪繞主銷的轉動，后輪繞垂直于地面軸線的轉動，即車輪轉向角的變動。后軸的車輪轉向角由懸架導向桿的運動學關系產(chǎn)生前軸的則由懸架導向桿系與轉向桿系的干涉所致（側傾干涉轉向）2、軸轉向：發(fā)生側傾轉向時，車軸也發(fā)生繞垂直軸線的轉動。3、后軸的軸轉向對轉向特性的影響（圖5-63）五、變形轉向懸架導向裝置變形引起的車輪轉向角六、變形外傾懸架導向裝置變形引起的外傾角的變化七、轉向系統(tǒng)與汽車橫擺角速度穩(wěn)態(tài)響應的關系汽車的平順性汽車的行駛平順性是指汽車在一般車速范圍內(nèi)行駛時，保持乘員不致因振動而感到疲勞和不舒適以及保持所運貨物完好無損的能力。研究平順性的目的就是控制振動的傳遞。6-1 汽車平順性的評價平順性的評價汽車平順性主要考慮垂直方向的振動，特別是人體受到的垂直振動的振動頻率和振動加速度。1 、合適的車身振動頻率 人體較適應的振動頻率為人步行時重心振動頻率67 89 次/ 分（1.1 1.4Hz)。2、 加速度 人體能夠承受的加速度有一定的限度。根據(jù)國際標準（ISO2631)， 人體承受的振動加速度劃分出三種不同的感覺界限： 暴露極限 疲勞降低