汽车理论红和黑集.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流汽车理论红和黑集.精品文档. F1 地面沿轮胎的法向反力总是偏前一距离a，使地面反力与车轮上垂直负荷W形成力偶Fza，它起到阻止运动的作用，称为滚动阻力偶。 汽车滚动阻力以滚动阻力偶的形式出现。 F2 真正作用在驱动轮上驱动汽车行驶的力为地面对车轮的切向反作用力Fx2，它的数值为驱动力Ft减去驱动轮上的滚动阻力Ff Fx2=Ft FfF3 在纵向滑动率s=15%30%之间，j值可达到最大，最大的jmax称为峰值附着系数。F4 附着率是指汽车在直线行驶时，充分发挥驱动力作用时要求的最低附着系数。后驱动汽车的后驱动轮的附着率Cj2可表达为 不同的

2、行驶工况所要求的附着率是不一样的。汽车的附着条件是： jCj2 Cj2越小越容易满足附着条件。F5 车轮中心受到侧向力Fy，则地面给车轮以侧偏力FY，并产生侧偏角a（k为侧偏刚度）。在侧偏角较小时，FY与a成线性关系。F6 轿车轮胎的ka值在-28000 -80000N/rad之间。负的侧偏力产生正的侧偏角，侧偏刚度是负值。正的车轮侧向力，产生负的车轮侧偏力，产生正的车轮侧偏角，产生正的回正力矩。F7 其中FYr是外倾地面侧向力, kr是外倾刚度，为负值. r是车轮外倾角F8 其中Da是外倾侧偏角。kr是外倾刚度,为负值。k是侧偏刚度，为负值r是外倾角若车轮侧向力为正，那么地面侧偏力为负、车轮

3、侧偏角为正、回正力矩为正。若外倾角为正，那么车轮中心侧向力为正、地面侧向力为负、车轮侧偏角为负、回正力矩为负。F9 一般把旋转质量的惯性力偶矩转化为平移质量的惯性力，并以大于1的系数d计入，称为旋转质量换算系数，所以汽车加速阻力为dm (N) (汽车行驶加速度 m/s2 )d 汽车旋转质量换算系数；m汽车质量 kg ；式中去掉d，等式右边为平移质量的加速阻力；保留d为平移质量的加速阻力，加上回转质量的加速阻力。F10 d表达式： If: 发动机飞轮的转动惯量 kg*m2 Iw: 车轮的转动惯量 kg*m2有的越野汽车1档d值甚大，有可能使得汽车的2档加速度大于1档的。F11 汽车行使的附着条件

4、：Ft Fz2j汽车行使的驱动附着条件：Ff+Fw+Fi Ft Fz 2 jFz2 作用于驱动轮上的法向反作用力，NF12 双离合器式自动变速器，即DCT(Dual Clutch Transmission, Double Clutch Transmission或Twin Clutch Transmission)。它能在换挡过程中不间断地传递发动机的动力，因此可进一步提高汽车的动力性。AMT由于动力会中断而使车辆产生负的加速度，而DCT的总是正。F13 “熟悉变矩器的无因次特性（原始特性）。熟悉变矩器的基本参数：1) 2) 4)1) 其中K变矩比， TT涡轮转矩， TP泵轮转矩2) 其中i变矩器

5、速比， nT涡轮转速，nP泵轮转速3) 其中h变矩器效率， i变矩器速比4) 其中lp泵轮转矩系数，r工作油密度、g重力加速度、D变矩器有效直径汽车工况对变矩器的参数的影响可用透过度p表示，透过度是变矩器的重要性能参数。 其中Tpo为涡轮不转动时泵轮的转矩 lpo为涡轮不转动时泵轮的转矩系数 Tpc为偶合器工况即变矩比K为1时泵轮的转矩 lpc为偶合器工况即变矩比K为1时泵轮的转矩系数。P=1表示变矩器为不透性 P1表示变矩器为反透性 P1表示变矩器为正透性。显然只有正透性符合汽车的使用要求，在实际设计时，要求P1.2，通常乘用车（轿车）2 、其他车辆1.3-1.8。正透性变矩器汽车，在上坡时

6、因为速比减小，泵轮转矩系数增大，而增加了爬坡能力。变矩器汽车通常都有良好的低速动力性、良好的起步性、发动机不易熄火以及能吸收过载等优点，但它的高速动力性略差，有时最高车速有可能降低。但是由于：变矩器汽车较之机械变速器汽车，低速动力性好，加速时间少，停车时间也少，所以变矩器汽车的平均行驶车速，通常比机械变速器汽车高些。在机械变速器汽车的驱动力行驶距阻力曲线图中，其纵坐标与1档驱动力曲线之间有1个空白，说明此处无驱动力，只能通过离合器的滑摩提供起步时的驱动力，以实施起步。对于变矩器汽车来说，完全相反，此处的驱动力很大，起步性很好。F14 FbFj= Fz j （其中Fb即为Fxb，下同）为不抱死的

7、条件，否则即发生抱死。即得到最大地面制动力 Fbmax= Fz*j 式中：Fz 地面垂直反作用力；j 附着系数，此时车轮即抱死不转而出现滑移现象。Fp1左为车轮未抱死的区域，右为车轮抱死的区域。据此可分析：制动力大小、满载空载、j大小不同情况的抱死关系。F15 p67在本页空白处写：其中S为制动距离、uao为制动初速度、t2为制动间隙消除时间、t2制动力增长时间、abmax为最大制动减速度。此处所指制动距离是指：开始踩制动踏板，到完全停车的距离。它包括制动器起作用，和持续制动两个阶段中汽车所驶过的距离，S2和S3，相应的时间是t2和t3。”制动时，希望车轮滑动率为15%20%，此时出现最大纵向

8、附着系数。F16 汽车在制动过程中维持直线行驶的能力或按预定弯道行驶能力称为汽车制动时的方向稳定性。 汽车制动达不到方向稳定性有3个情况：制动跑偏；制动时后轴侧滑；制动时前轮失去转向能力F17 首先不希望出现后轮抱死，或后轮先于前轮抱死的情况，以防止危险的后轴侧滑；其次也不希望出现前车轮抱死，或前后车轮都抱死的情况，以维持汽车的转向能力，最理想的情况是防止任何车轮抱死，前后车轮处于滚动状态，这样才能确保汽车制动时的方向稳定性。F18 请理解其静态部分（Gb/L、Ga/L）动态部分（Gjhg），以及轴荷转移，即前轴负荷增加，后轴负荷减少。F19 前制动器制动力与汽车总制动力之比，称为制动器至制动

9、力分配系数，用b表示， 即b= Fu1/ Fu 汽车总制动力 Fu=Fu1 + Fu2F20 理想的制动力分配特性要求b是可变的，但传统的制动器系统中（特别是货车制动系）其制动动力分配系数b设计成恒定的，即b=常数,因而其实际制动力分配特性如式b= Fu1/ Fu 所示是线性的, 其斜率为：b值恒定的制动系是不可能在所有的附着条件和汽车实际的装载情况下都使汽车实现理想制动的。F20 若在同步附着系数j0（例如为0.6）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿b曲线增长，直到I曲线前后制动轮同时抱死。若在小于同步附着系数j0（例如为0.4）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开

10、始沿b曲线增长，直到与0.4的f曲线相交，其前后制动力开始按“0.4的f曲线”增长，此时其前轮抱死，直到到达I曲线，前后制动轮同时抱死。若在大于同步附着系数j0（例如为0.8）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿b曲线增长，直到与0.8的r曲线相交，其前后制动力开始按“0.8的r曲线”变化，此时其后轮抱死，直到到达I曲线，前后制动轮同时抱死。”“从历程分析可知：只有b曲线在I曲线下方时，才能保证前轴先抱死，而不会后轴先抱死。而且，希望b曲线贴近I曲线，以提高制动效率。此外，希望b曲线与I曲线的交点远离坐标原点，以得到较大的同步附着系数j0。这些是b为常值的制动系统无法实现的，然而

11、电控制动装置EBD等技术可以做到。F22 j0= (l b - l b)/ hg (同一量车j0 在空载、满载时是不同的)其中j0同步附着系数、l即L为轴距、b为制动力分配系数、lb即b为质心到后轴距离、hg为质心高度。乘用车（即轿车）的同步附着系数j0应至少不小于0.7，以保证在0.7的良好路面上行驶时，jj0，这样制动时不会后轮先抱死。此外，从公式可看到b增加，即质心前移，会引起j0减小，这样制动时可能会后轮先抱死，这是很不利的。F23 f线是指前轮先抱死，后轮未抱死时，前.后地面制动力的关系曲线。F24 r线是指后轮先抱死，前轮未抱死时前，后制动力的关系曲线。若b曲线在I曲线下方，当制动

12、踏板力够大会出现前轮先抱死，提前丧失转向能力，若b线在I线上方，则会出现后轮先抱死而使汽车处于不稳定的制动状态。F25 不发生车轮抱死所需要的(最小)路面附着系数称为利用附着系数。当路面低于此附着系数时，发生抱死。制动效率e就是，车轮不抱死的最大制动强度Z，对车轮与地面间的附着系数的比值。F26 为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动强度，联合国欧洲经济委员会制定的ECER13制动法规对双轴汽车前、后轮制动的制动力提出了明确的要求，在各种装载情况下轿车在0.15 z 0.8，其他汽车在0.15 z 0.3的范围内，前轮都必须能先抱死。此外，在车轮尚未抱死的情况下，在0.2 j 0.8范围

13、内，对轿车和最大总质量大于3.5t的货车，要求制动强度: z 0.1+0.85（j0.2）27 为克服滚动阻力与空气阻力，发动机应提供的功率根据等速行驶车速ua及阻力功率，在万有特性图（利用插值法）可确定相应的燃油消耗率b，计算出以该车速等速行驶时单位时间内燃油消耗量（mL/s）为 F28 1.上左图是发动机的负荷特性，这些曲线的包络线是发动机提供一定功率时的最低燃料消耗曲线。发动机负荷特性曲线是燃油经济性曲线，它的纵坐标是油耗率b，横坐标是输出功率P，每条曲线的转速n保持不变。当负荷增加时，油耗率下降，在大负荷时，油耗率上升，在该转速的负荷的80%90%时，为最低值。CVT能够在某工况（Pe

14、，ua）下，通过找到相应的i找到曲线图上的n。汽车某消耗功率对应有一个ua工况，按该最低燃油消耗曲线此功率有一个对应值n，CVT可据此计算得到i (即ig)，故最省油。式中r车轮半径、i0主减速比F29 稳定性因数K可表达如下,单位 s2m-2其中m汽车总质量、L轴距、a汽车质心到前轴之距、b汽车质心到后轴之距、k1前轮侧偏刚度、k2后轮侧偏刚度。F30 在大多数行驶状况下，汽车的侧向加速度不超过0.4g, 若忽略一些次要因素，则可以把汽车近似地看作一线性动力学系统。F31 横摆角速度增益可表达如下其中 u汽车车速m/s、L轴距m、K稳定性因数s2m-2K等于0，为中性转向K大于0，为不足转向

15、 m/s 其特征车速为u c h其中K为稳定性因数s2m-2 K越大或uch越小，不足转向量越大。K小于0，为过多转向 其临界车速为u c r m/s其中K为稳定性因数s2m-2 汽车到达临界车速时失去稳定性。”“ 其中K为稳定性因数s2m-2 侧向加速度m L汽车轴距m , 为前轮侧偏角与后轮侧偏角之差。F32 静态储备系数S.M. 其中a中性转向点到前轴的距离 a质心到前轴的距离S.M.为正值时，汽车为不足转向。质心前移时不足转向量增加。F33 在汽车操纵稳定性中，常以前轮转角d或方向盘转角dsw为输入,汽车横摆角速度wr为输出的汽车横摆角速度频率响应特性来表征汽车的动特性。F34 操纵稳

16、定性的频率响应函数H(jw)wrd为 其中wr(w)是wr的傅里叶变换、d(w)是d的傅里叶变换。F35 在汽车的操纵稳定性综合计算中，有时采用下列方法 ：D1为前轮侧偏柔度、D2为后轮侧偏柔度、U为不足转向量，U=D1- D2。当U为正时，汽车是不足转向，当U为负时，汽车是过多转向。D侧偏柔度 (0)/g ， 它可以综合表示由于各种因素引起的行驶方向角的偏离角和转向角，例如，侧向力侧偏角、侧倾外倾侧偏角、侧向力变形外倾侧偏角、囘正力矩侧偏角、倾侧转向角、侧向力变形转向角、囘正力矩变形转向角等，其中最重要的是侧向力引起的偏离，它占整个偏离角的70%以上。F36 制定了国际标准ISO2631：人

17、体承受全身振动评价指南，1997年又公布ISO26311:1997（E）人身承受全身振动评价第一部分：一般要求，此标准能与主观感觉更好地符合。 在3Hz以下水平振动比垂直振动更敏感。并且车身部分会在此频率时发生共振，故应对水平振动于以充分重视。F37 ISO26311：1997（E）规定：当振动波形峰值系数小于9时，评价方法（参数）为1、 加权加速度均方根值aw 2、总加权加速度均方根值av(书上为avw) 3、加权振级Law(书上为Leq)F38 q(I) 是路面不平度函数，是路面相对基准平面的高度q 对于道路走向长度I的函数。 “路面不平度的功率谱密度是评价路面统计特性的一个参数。路面不平

18、度的功率谱密度Gq(n)的定义是单位频率内的“功率”（均方值）N为空间频率，是波长的倒数。如：某路面1m长度内有10个波，即波长为0.1m，则空间频率为10。”“Gq(n)是空间频率的功率谱密度，Gq(f)是时间频率的功率谱密度，两者关系是Gq(n)=Gq(f) 其中u汽车车速m/s f时间频率HzF39 为一个把汽车车身质量看作为刚体的立体模型。这个模型中，车身质量讨论平顺性时主要考虑垂直.俯仰.侧倾三个自由度，四个车轮质量有四个垂直自由度，共7个自由度。F40 是分析车身振动的单质量系统模型，由车身质量m2 弹簧刚度K和减振器阻尼系数为C的悬架组成，q为路面不平度函数。F41 “H(jw)

19、Zq=Z/q=Z(w)/Q(w)频响函数H(jw)Zq，它是输出谐量复振幅Z与输入谐量复振幅q的比值。或Z(t)的傅里叶变换Z(w)，与q(t)的傅里叶变换Q(w)的比值。输出谐量复振幅Z=Z0 ejj2 输入谐量复振幅q=q0 ejj1在平顺性分析中，主要关心频响函数的模，即其幅频特性。的图形表示响应幅值和激励幅值之比（位移传递率）在不同阻尼系数下随频率的变化关系。车身加速度是评价平顺性的主要指标，悬架弹簧的动挠度fd与其限位行程【fd】有关，配合不当会增加撞击限位块的概率，使平顺性变坏。车轮与路面的动载fd影响车轮与路面的附着效果，影响操纵稳定性，与行驶安全有关。因此在进行平顺性分析时，要

20、在路面随机输入下对汽车振动系统这三个振动响应量进行统计计算，以综合进行评价和选择悬挂系统的参数。其中的“振动响应量”可以用c表示，它可以是车身加速度、或动挠度fd、或车身与路面间的动载Fd。F42 “振动响应量时间频率的功率谱密度，与路面输入时间频率的功率谱密度两者的关系是 其中为振动响应量c对所输入的q的频率响应函数H(f)z_q的模，即幅频特性当振动响应量c为时，得当振动响应量c为时，得（角标x-q ，本书为x/q）F43 为幅频特性曲线在共振点，与固有频率成正比，共振时增大，减小；而在高频段，增大，也增大，所以要综合考虑的取值。取0.2-0.4较合适。注意：所述文字中有4处均为，以与图6

21、-8相符。 图中f0为固有时间频率，它与固有频率的关系是f0=w0/2p取值时f0可取1Hz，因从图可知，f0值1 Hz与2 Hz相比较时，1 Hz时值小。故取1HzF44 图所示的两个自由振动模型。图中m2为悬挂质量（车身质量），m1为非悬挂质量（车轮质量）。K为悬挂刚度，C为阻尼器阻尼系数，K1为轮胎刚度。F45 a)图为幅频特性z2/q，它是由b)图幅频特性z2/ z1与c)图幅频特性z1/ q相乘得到，在双对数坐标轴上为后两幅频特性的叠加。F46 在3 Hz以下人体对水平方向的振动比垂直方向更为敏感。由于在双轴汽车振动系统中，俯仰角振动会引起纵向水平振动，所以为了改善平顺性，应尽量减少

22、俯仰角加速度。F47 “做一个汽车试验：以抛下法得到两条曲线，一条是车身振动的振幅衰减图，另一条是车轮振动的振幅衰减图。纵坐标z2是车身振动的振幅，z1是车轮振动的振幅；横坐标t是时间。T是车身质量振动周期，是车轮质量振动周期。可由此得出车身部分和车轮部分的固有频率和阻尼比。因为T的倒数是时间频率f ，所以车身部分的固有频率以及车轮部分的固有频率车身部分的衰减率，车轮部分的衰减率 衰减率越大，波形衰减就大，阻尼比z 就大。由衰减率求得阻尼比的公式如下：车身部分的阻尼比 车身部分的阻尼比F48 为了计算座椅传至人体的振动，要在车身与车轮双自由度的汽车振动模型上再附加一个“人体一座椅”系统，这样就成为图所示的三自由度振动系统。