2-3汽车动力性分析

1/30 第二章 汽车动力性 第一节汽车行驶阻力 第二节汽车动力传动系统 第三节汽车动力性分析 第四节汽车行驶附着条件 第五节汽车动力性试验 2/30 第三节汽车动力性分析 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 二、汽车加速能力 三、汽车上坡能力 四、最高车速和传动系最小速比的确定 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 3/30 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率 平衡图 驱动轮上的驱动力为 0s T g t d T i i F r   Ts—使用状态的发动机转矩 T—传动系效率 ig , i0 —变速器和主减速器速比 rd—车轮动态半径 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 4/30 主要转动部件机械效率 主要转动部件机械效率 效率η(%) 4~6档变速器；副变速器或分动器 95 8档以上变速器 90 单级主减速器 96 双级主减速器 92 传动轴万向节 98 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 5/30 汽车速度与转速及传动系参数的关系式 rr—车轮滚动半径，m n—发动机转速，r/min 车轮滚动半径＝滚动圆周/2π 子午线轮胎 rr ＝0.97×自由半径 斜交轮胎 rr ＝0.95×自由半径 0 377.0 60 2 6.3 ii nrn ru g r ra   ，km/h 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 6/30 车轮动态半径车轮动态半径是指车轮承受铅垂载荷和转矩时的 半径，在硬路面上近似与单纯承受铅垂载荷的静力半 径相等，其经验计算式为 d —轮辋直径，m b —轮胎宽度，m λ —轮胎径向变形系数，额定胎 荷时可取为0.1~0.16 ，m   1202540 b/d.rd 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 7/30 驱动力-行驶阻力平衡图由发动机使用外 特性曲线，按不同档 位，可绘制各档的驱 动力-车速曲线图。 在图上画出常见 行驶阻力曲线，这样 就构成了驱动力-行驶 阻力平衡图。 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 8/30 在阻力曲线与驱 动力曲线的交点,即有： Ft=Ff+Fw 车辆可在该车速 下匀速行驶。 驱动力-行驶阻力平衡图 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 9/30 动力特性图动力特性图：动力因数- 车速关系曲线。 动力因数定义为： 动力特性图 t WF FD G   利用动力特性图可 比较不同车重和空气阻 力的车辆动力性能。 一、驱动力-行驶阻力平衡图、动力特性图和功率平衡图 10/30 功率平衡图驱动功率 由于不同档位对应的 车速范围不同，各档的驱 动功率与车速的关系曲线 亦不同。在图上再画出行 驶阻力功率曲线，就构成 了功率平衡图。 t T sP P Ps—发动机使用状态下的功率 11/30 二、汽车加速能力 从驱动力—行驶阻力平衡图可求得各档的后备驱动力 Ft-(Ff+Fw) 如用于加速(即令i=0)，即可求出对应的加速度 δ—汽车旋转质量系数 ( )t f WF F Fdu dt m    二、汽车加速能力 12/30 如果忽略旋转质 量的影响，即令δ=1， 得到的加速度曲线如 右图中实线。 由于δ＞1而且档位越低，ig值越大，δ值也越大，所 以实际加速度曲线为图中的虚线。 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 13/30 在某些载货汽车 上，由于旋转质量的 影响，1档的加速度常 常低于2档加速度，换 句话说，从加速度角 度来看，这时用2档起 步可能更理想。 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 14/30 所以由各档对应的后备动力因数(D-f)，即可求 出加速度(i=0) t WF F duD f i G g dt     因为动力因数 du D f g dt    各档加速度 的最大值总是对应于相应档位 的后备驱动力或后备动力因数的最大值。 du dt 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 15/30 所以各档后 备功率的最大值 与加速度最大值 互不对应。 在功率平衡图上则不相同，因为后备功率 ( ) [ ( )]t f W t f W a a du P P P F F F u m u dt       二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 16/30 最佳换档点I和Ⅱ都对应于发动机的最高转速， 这和相邻档加速度曲线交点相对应。 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 17/30 当相邻档位的驱动功率曲线有交点时，就把该点 作为换档点。如果不考虑旋转质量的影响，这和加速 度曲线交点是相对应的。 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 18/30 但实际δ＞1，结果加速度曲线交点，即最后换档 点，要比上述驱动功率曲线交点向低速方向偏移。 二、汽车加速能力 二、汽车加速能力 19/30 但实际δ＞1，结 果加速度曲线交点， 即最后换档点，要比 上述驱动功率曲线交 点向低速方向偏移。 旋转质量系数对换挡点的影响 二、汽车加速能力 20/30 对于高速挡，式 中 Ff=Gfcosαmax 可近似 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 示为 Ff=Gf ，直接解 出αmax值。 max ( ) sin t f WF F F G     如果保持车速一定，利用后备 驱动力上坡，可求得所能克服 的最大坡度角的正弦值 对于低速档，由于αmax较大，需用 三角方程来解出αmax值。由上式可 得出 max maxsin cosD f   或 max ( ) sin t f W a P P P Gv     三、汽车上坡能力 三、汽车上坡能力 四、最高车速和传动系最小速比的确定 21/30 传动系最小速比是由最高车速要求所决定的。 当驱动功率和克服行驶阻力所需功率相等时， 该点车速即为最高车速。 一般最高车速在平直、良好道路上测得，所 以达到最高车速时，功率平衡方程式为 0)(  fWt PPP 四、最高车速和传动系最小速比的确定 四、最高车速和传动系最小速比的确定 22/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 对于轿车，最高车速经常设计在发动机的最大功 率点附近，有三种设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 23/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 1) uamax设计—最高车速(即阻力功率曲线与驱动功率曲 线的交点)对应于发动机的最大功率点的转速n(Pemax ) 。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 24/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 优点—可利用 发动机发出的最大 功率，达到理论最 高车速。 缺点—在接近 的最高车速范围内， 后备功率较小，加 速和抗逆风的能力 不足。 1)uamax设计 四、最高车速和传动系最小速比的确定 25/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 2)高速设计—最高车 速对应的发动机转 速高于n(Pemax)。 这种设计方案 常用于带4挡变速器 的轿车。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 26/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定2)高速设计 优点—有较大的 后备功率。 缺点—达不到理 论最高车速；而且当 以行驶时，发动机转 速过高，因而噪声、 磨损和油耗都过高。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 27/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定3)低速设计—最高车 速时对应的发动机转 速低于n(Pemax)。 一般用于带5档变 速器的轿车。其5档是 超速档(又称节能档， 也称高速公路档)。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 28/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 3)低速设计 优点—车辆以 行驶时，发动机转 速较低；同时由于 发动机负荷率较高， 油耗下降。 缺点—达不到 理论最高车速；同 时后备功率比前两 种设计都小。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 29/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 一般4档变速器 中，4档的速比等于 1(此时，传动系速 比等于主减速比)， 作为直接档。 如果把该档按高速设计或uamax设计；而再增加5档 (变速器速比小于1)，按低速设计，作为超速档，就可 充分利用把这些设计的优点。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 30/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 4档和5档的最高 车速可能相等，甚 至5档的最高车速还 可能略低于4档。 采用这种方案，车辆在以速度行驶时，既经济， 噪声和磨损又低，且又有一定的后备功率。 四、最高车速和传动系最小速比的确定 31/30 四、最高车速和传动系最小 速比的确定 在装用柴油机 的车辆上，最高车 速由发动机转速限 制器决定。