汽车系统动力学第5章-纵向动力学性能分析课件.ppt

1、第五章第五章 纵向动力学性能分析纵向动力学性能分析第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应第二节第二节 动力性动力性第三节第三节 燃油经济性燃油经济性第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率第五节第五节 制动性制动性第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求 这里介绍的车辆行驶阻力,实际上代表了车辆对动力的需求（记为Fdem）。按行驶状态的不同,车辆行驶阻力可分为稳态匀速行驶状态下的阻力和瞬态加速时的阻力两部分。前者包括车轮滚动阻力、空气阻力和坡度阻力;后者主要是指加速阻力。图5-1车辆加速上坡时所受到的行驶阻力第一节第一节 动力的需求与供应

2、动力的需求与供应一 车辆对动力的需求在车辆加速上坡时,作用于车辆的行驶阻力如图5-1所示,主要包括车轮滚动阻力FR、空气阻力FD、坡度阻力FG和加速阻力Fa。其中关于车轮滚动阻力和车辆的空气阻力,已在第三章第四节和第四章第七节做了详细介绍。设车辆整备质量为mv,车辆装载质量为mc,当坡度角为G时,由重力导致的坡度阻力FG为:FG=(mv+mc)gsinG(5-1)考虑一般道路坡度较小,所以近似有:FG=(mv+mc)gtanG=(mv+mc)giG式中,iG为路面坡度。第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求当车辆非匀速行驶时,必须克服由加速(或减速)所产生的惯性力,

3、这里统一记为“加速阻力”Fa,它包括车身质量加速(或减速)运动产生的平动(translational)分量Fa,t和车辆旋转部件加速(或减速)产生的转动(rotational)分量Fa,r,分别为:Fa,t=(mv+mc)ax(5-2)Fa,r=(5-3)式中,mv为车辆整备质量;mc为车辆装载质量;ax为车辆沿前进方向的加速度,等于;Ma为由旋转部件非匀速运动引起的惯性力矩;为所有旋转部件换算到驱动桥的总等效转动惯量;为驱动轮的角加速度;rd为驱动轮滚动半径。由于tw=x/rd,故有=/rd,且=ax,因此,加速阻力的转动分量可写为:Fa,r=ax/(5-4)第一节第一节 动力的需求与供应动

4、力的需求与供应一 车辆对动力的需求对旋转质量总等效转动惯量来说,必须考虑所有动力装置和传动系统部件的转动惯量,对图5-2所示的典型车辆而言,具体包括以下几方面:1)发动机、离合器:e+c;2)某特定传动比i时的传动系统(相对传动系统输入轴):Ti;3)驱动桥、差速器:dr;4)车轮(包括制动鼓或制动盘及半轴):w。在计算车轮质量转动惯量时须特别注意:不管是前轮驱动还是后轮驱动,或者是四轮驱动,必须考虑所有的车轮。第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求图5-2非匀速工况下需考虑的旋转质量的转动惯量第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求采用某

5、特定传动比ig和后轮(或前轮)驱动桥主减速器传动比i0的乘积,可以得到相对于该驱动桥传动比i的简化等效旋转质量转动惯量i,但要求替代的等效系统的输出必须相同,即:i=w+dr+(e+c+Ti)(5-5)将加速阻力平动分量Fa,t和加速阻力转动分量Fa,r相加,并将式(5-2)和式(5-4)代入,即得到总的车辆加速阻力Fa:Fa=ax(5-6)若定义一个仅与车辆参数有关的旋转质量换算系数i:i=+1(5-7)则车辆总的加速阻力可写成以下形式:Fa=(imv+mc)ax(5-8)第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求由式(5-5)可知,旋转质量惯性矩是传动系统传动比的二

6、次函数,因而其大小很大程度上由传动系统传动比决定。不同典型车型在不同档位的旋转质量换算系数i见表5-1。若旋转质量换算系数大于2时,表明更高的动力需求是用来加速旋转质量,而非用于车辆的平动加速。档位12345福特 Escort1.321.151.101.071.06宝马 730i A1.211.101.051.03戴姆勒-奔驰-bus1.611.181.081.061.03档位12468戴姆勒-奔驰1632K10.123.181.651.211.08表5-1不同典型车型在不同档位的旋转质量换算系数i第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求综上所述,代表车辆动力需求的车

7、辆总行驶阻力FDem可写成:FDem=Fa+FG+FR+FD=(imv+mc)ax+(iG+fR)(mv+mc)g+CDAu2(5-9)将各行驶阻力分量绘制在同一图中,就得到了车辆行驶阻力曲线图,如图5-3所示。由于反映了不同驱动工况下车辆所需的驱动力矩,所以行驶阻力曲线也称为动力需求特性曲线。图5-3车辆上坡时的行驶阻力曲线图第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求各行驶阻力分量对总行驶阻力的影响程度与车辆的行驶状态有关。通常,对野外高速行驶的乘用车而言,空气阻力起主导作用;而对商用货车,空气阻力的影响相对较小。图5-4所示为典型商用车在不同行驶条件下各阻力分量引起

8、的相对燃油消耗百分比。需强调的是,除空气阻力外,其他所有行驶阻力分量均与车重有关。这也意味着减小车重对节省能耗有显著意义。第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应一 车辆对动力的需求图5-4典型商用车在不同行驶条件下各阻力分量引起的相对燃油消耗百分比第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应二 车辆的动力供应将地面给驱动轮胎接地印迹内纵向作用力的合力定义为驱动力Fx。若发动机至驱动轮毂的转矩损失为ML,变速器传动比为ig,主减速器传动比为i0,可得出由发动机转矩Me传递至驱动轮毂的转矩MH为:MH=(Me-ML)i0ig(5-10)若定义传动系统额定效率为t0,则发动机在额定工况下的

9、转矩损失可表示为:ML=(1-t0)Me,0=(1-t0)(5-11)式中,P0为发动机额定功率;n0为发动机额定转速;Me,0为发动机额定工况下的转矩。第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应二 车辆的动力供应影响转矩损失ML的因素很多,主要包括转速、转矩、传动比和油温等。图5-5所示为某轿车三档时在不同输入转矩下的传动效率试验数据1。由图5-5可见,当发动机额定转矩Me,0为350Nm时,其传动效率约为0.95。除去传动过程中的转矩损失,将剩余的发动机转矩(Me-ML)称为净转矩,记作Mn。一般情况下,可假定某特定档位车速下的转矩损失ML恒定。因而,净转矩Mn的变化曲线可近似地由发动

10、机满载转矩特性曲线减去某一固定值而得出,如图5-6所示。第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应二 车辆的动力供应图5-5不同输入转矩下传动系统的传动效率图5-6发动机额定转矩和净转矩随转速的变化第一节第一节 动力的需求与供应动力的需求与供应二 车辆的动力供应若驱动轮滚动半径为rd,根据净转矩Mn的定义,则可得到驱动力Fx为:Fx=MH/rd=Mnigi0/rd(5-12)若车辆传动系统效率为t,则驱动力Fx为:Fx=Mnigi0/rd=tMeigi0/rd(5-13)根据车辆的动力需求式(5-9)和动力供应式(5-13),即得到车辆沿前进方向的动力供求平衡方程为:=(imv+mc)ax

11、+(iG+fR)(mv+mc)g+CDAu2(5-14)第二节第二节 动力性动力性一 概述车辆的动力性由加速能力、爬坡能力和最高车速来衡量,也可通过对特定行驶工况下车辆动力需求与动力供应之间的比较来评定,而供求双方的平衡关系则由驱动轮轮胎与地面间的相互作用所决定。评价车辆动力性时,通常采用“驱动力平衡图”或“驱动功率平衡图”进行分析。若同时考虑车辆在某一工况下的行驶阻力和驱动力,则可用图来表示该工况下的动力供求关系,这样的图称为驱动力与行驶阻力平衡图,简称驱动力平衡图。一个典型的水平路面行驶工况下的驱动力平衡图如图5-7所示。第二节第二节 动力性动力性一 概述图5-7驱动力平衡图(水平路面行驶

12、工况)第二节第二节 动力性动力性一 概述根据驱动力平衡图(图5-7),若分别将某特定车速u下的驱动力和行驶阻力值与车速u相乘,即得到传递至车轮轮毂的功率(即功率供应)PH和水平路面行驶时需克服的功率(即功率需求)PDem。将功率供应PH=Fxu和功率需求PDem=FDemu两项绘制于同一图中进行比较,即得到了驱动功率平衡图,如图5-8所示。根据已知的最大驱动力特性曲线,还可绘制出不同档位下行驶的满负荷功率曲线。此外,对水平路面行驶的车辆,可由驱动力平衡图或驱动功率平衡图中得出最高行驶车速ua,max。第二节第二节 动力性动力性一 概述图5-8驱动功率平衡图(水平路面行驶工况)第二节第二节 动力

13、性动力性二 爬坡能力现将车辆行驶时实际所需的驱动力FDem与车辆所能提供的最大驱动力Fx的差值定义为后备驱动力Fx,ex。后备驱动力可通过驱动力平衡图方便地确定,它与行驶车速的关系如图5-9所示。图5-9后备驱动力与爬坡能力的驱动力平衡图第二节第二节 动力性动力性二 爬坡能力车辆上坡行驶时必须克服的坡度阻力见式(5-1)。在确定爬坡能力时,通常假设车辆为匀速行驶工况,因此全部后备驱动力Fx,ex都可用于克服坡度阻力。由此可得出某一特定档位车速下的最大爬坡角G,max,即:sinG,max=(5-15)可以看出最大爬坡角正弦值与后备驱动力成正比关系。第二节第二节 动力性动力性三 加速能力车辆的加

14、速能力通常由可达到的最大加速度来表示。由于车辆加速时需同时考虑其平移质量和转动质量的影响,前面已经定义了一个传动系统传动比为i时的旋转质量换算系数i。因此,若车辆可能达到的最大加速度为amax,此时瞬时后备驱动力Fx,ex全部用来克服加速阻力,则可得到以下关系:Fx,ex=(imv+mc)amax(5-16)amax=(5-17)若不考虑旋转质量的影响(即令i=1),则加速性能曲线与后备驱动力曲线一致。第二节第二节 动力性动力性三 加速能力后备驱动力与加速能力的驱动力平衡图如图5-10所示。当考虑旋转质量的影响时,由于旋转质量换算系数i是随变速器档位的降低而增加的,因此最大加速度的变化曲线如图

15、5-10中虚线所示。通常,重型货车的i对加速能力的影响比较显著,为了获得较强的爬坡能力,重型货车需在最低档位下工作,这时的旋转质量换算系数相对较高,1档的加速能力甚至还不如2档,如图5-11所示。因此,为实现车辆的最大加速能力,换档的最佳时机应是发动机达到最高转速,或在相邻的高档能提供比当前档更高加速度的情况下。第二节第二节 动力性动力性三 加速能力图5-10后备驱动力与加速能力关系的驱动力平衡图第二节第二节 动力性动力性三 加速能力图5-11重型货车旋转质量系数i对加速能力的影响第二节第二节 动力性动力性三 加速能力图5-12加速能力与后备功率关系的功率平衡图第二节第二节 动力性动力性三 加

16、速能力由于车辆的最大加速能力与其最大后备驱动力呈线性关系,因而在同一档位下二者变化趋势一致。后备功率Pex为:Pex=Fx,exu=(imv+mc)amaxu(5-18)上式也意味着对匀加速行驶的车辆而言,其后备功率与车速成比例。图5-12所示为加速能力与后备功率关系的功率平衡图。车辆的最大爬坡能力与加速能力分别由式(5-15)和式(5-17)确定,联立这两个方程,可得到车辆最大加速度为:amax=gsinG,max(5-19)可见,车辆加速能力与爬坡能力之间的关系受旋转质量系数i的影响,因此两者之间的关系与变速器的档位有关。第二节第二节 动力性动力性四 传动系统设计方案的影响除了行驶阻力和发

17、动机特性的影响外,传动系统的设计方案和控制策略对车辆动力性也有显著影响。因而,在传动系统整体方案的设计中,必须对每个档位下的加速能力和爬坡能力逐一进行校核,使每个档位下车辆对后备驱动力或后备功率的供应均能满足相应的需求。车辆上坡或加速行驶时,可通过绘制驱动力(或驱动功率)平衡图来验证可用的驱动力(或驱动功率),还可分析各档位下的后备驱动力(或后备驱动功率)。图5-13所示为某车辆在不同坡度情况下的驱动力和驱动功率平衡图。第二节第二节 动力性动力性四 传动系统设计方案的影响图5-13不同坡度情况下的驱动力和驱动功率平衡图a)驱动力平衡图b)驱动功率平衡图第二节第二节 动力性动力性四 传动系统设计

18、方案的影响图5-14旋转质量换算系数i对加速工况下最佳换档时机的影响第二节第二节 动力性动力性四 传动系统设计方案的影响当发动机在部分负荷下工作时,可通过改变发动机的工作点得到所需的功率。因此,有级变速器换档时机的选择或连续无级变速器(CVT)的控制策略都对车辆动力性影响很大。获得良好动力性的条件是后备驱动力最大,因而各档后备驱动力曲线的交点即代表了相邻两档间的最佳换档时机,也代表了有级式变速器所能达到的最佳加速性能。若考虑旋转质量换算系数i的影响(图5-14),最佳换档时机的对应点将从ub向车速减小的方向偏移至ub,如图5-13b所示。车辆在匀速行驶工况下,获得最大爬坡能力的最佳换档时机即为

19、后备驱动力曲线之交点,也是驱动功率曲线的交点,此时与旋转质量换算系数i无关。第二节第二节 动力性动力性五 总制动力与制动潜力当离合器处于接合状态时,使车辆减速的总制动力等于车轮滚动阻力FR、空气阻力FD、坡度阻力FG、发动机缓速阻力Fe,t以及车轮制动力Fb之和。由于车辆减速行驶时的瞬时加速度为负,因而有:-Fa=FR+FD+FG+Fe,t+Fb(5-20)若制动减速度为axb,即所需的车轮制动力Fb为:Fb=-Fa-(FR+FD+FG+Fe,t)=(imv+mc)axb-(FR+FD+FG+Fe,t)(5-21)第二节第二节 动力性动力性五 总制动力与制动潜力图5-15采用发动机制动和电涡流

20、缓速器的车辆下坡行驶稳定性分析第二节第二节 动力性动力性以下坡行驶工况为例,车辆受力的定性描述如图5-15所示。由图可见,与水平路面行驶工况相比,车辆下坡时的重力分力与行驶方向一致,使得驱动力需求减少。要使车辆以较低的稳定速度行驶,就必须施加一定的制动力,图中分别给出了采用发动机制动和电涡流缓速器时的制动力曲线。图5-15所示的稳定范围是充分使用电涡流缓速器的情况。在允许的最高行驶车速umax范围以内,采用电涡流缓速器的车辆与发动机制动相比,能维持在更高的稳定车速下行驶。而在低速范围内,只有采用发动机制动的车辆才能获得稳定的行驶工况。五 总制动力与制动潜力第三节第三节 燃油经济性燃油经济性目前

21、,大多数车辆仍采用内燃机作为发动机,其经济性主要以燃油消耗量表示。车辆燃油经济性的评价指标分为里程燃油消耗量Btr(单位为L/km)和瞬时燃油消耗量Btp(单位为L/h)。图5-16发动机万有特性图第三节第三节 燃油经济性燃油经济性根据初始的车辆设计参数,在车辆开发初期即可进行其燃油经济性理论上的估计,从而便于在车辆设计阶段进行设计参数的修正。计算燃油消耗量的第一步就是绘制出包含一系列等燃油消耗率(be)曲线的发动机万有特性图,如图5-16所示。若车辆在水平路面相对于风速uw以速度u匀速行驶时,所需的驱动力FDem为:FDem=(mv+mc)gfR+CDA(uuw)2(5-22)若考虑转矩损失

22、ML,则所需的发动机转矩MDem为:MDem=+ML(5-23)因此,所需的发动机缸内平均有效压力pme为:pme=(5-24)式中,Vs为发动机排量;i为每转点火次数(四冲程为0.5,两冲程为1)。一 燃油消耗量的计算第三节第三节 燃油经济性燃油经济性由车辆行驶速度u可求得发动机转速ne为:ne=uigi0/(2rd)(5-25)根据发动机万有特性图可确定发动机相应的工况,从而得到该工况下的燃油消耗率。根据所需功率及燃油密度,即可得到瞬时的燃油消耗量Btp为:Btp=cf(5-26)里程燃油消耗量Btr为:Btr=cf(5-27)式中,be为燃油消耗率,单位为g/(kWh);f为燃油密度,单

23、位为g/L;ne为发动机转速,单位为r/min;ua为车速,单位为km/h;cf为转换系数,此时为10-5/6,需根据单位做相应调整。一 燃油消耗量的计算第三节第三节 燃油经济性燃油经济性如果计算循环行驶工况下的燃油消耗,则需同时考虑稳定工况和非稳定工况下的燃油消耗。解决方法是:将车速变化过程划分成若干时间段,在足够小的时间段内,实际加速行驶的车辆可以近似看成是匀加速行驶,采用该时间段内的车速平均值,从而可计算出车辆所需的驱动力为:FDemj=(mv+mc)gfR+CDA(uuw)2+(jmv+mc)axj(5-28)式中,axj为j时间段内车辆的加速度;j为j时间段内采用的传动比对应的旋转质

24、量换算系数;mv为整车整备质量;mc为车辆装载质量。根据发动机万有特性图得出的有效燃油消耗率,再考虑到传动系统的功率损失,则每一小时间段内消耗的燃油mfj与时间段tj的关系如下:一 燃油消耗量的计算第三节第三节 燃油经济性燃油经济性mfj=bepmejVsneitjcf(5-29)在循环行驶工况下的里程燃油消耗量为各时间段内燃油消耗量的总和,即:式中,s为各时间段内的行驶里程总和。若利用计算机估算燃油消耗量,时间段可划分得尽可能小,从而得出足够准确的结果。但需说明的是,该燃油消耗量计算方法是基于发动机稳定工况下的。对于非稳定行驶工况而言,只能在某种程度上近似求解。一 燃油消耗量的计算第三节第三

25、节 燃油经济性燃油经济性根据式(5-24)、式(5-25)和式(5-27),可求得车辆的燃油消耗量为:式中,t为传动效率。从而得出一般行驶工况下车辆燃油消耗量的计算公式为:从式(5-32)可看出各个参数对燃油消耗量的不同影响,因而可以从以下几个方面找出减少燃油消耗量的途径。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性1)交通管理因素:包括交通管理系统、信号灯控制系统、驾驶人等因素,实际上均影响了车辆的行驶速度。2)车辆行驶阻力因素:在保证汽车安全性、人机工程、经济性和舒适性的同时,尽可能降低车辆行驶阻力,如减小整车质量、轮胎滚动阻力系数、空气阻力系数和迎风面积等。3)尽可能地降低附属设

26、备(如空调、动力转向、动力制动等)的能耗。4)提高传动系统效率,使发动机功率尽可能多地传递到驱动轮上。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性发动机的燃油消耗率定义为输出给定的机械功率所消耗的燃油量,它是衡量发动机能量转换能力的指标。在发动机万有特性图中,和功率曲线一样,等燃油消耗率曲线也是发动机特性曲线之一。因此,有级变速车辆的变速器传动比和主减速比的设计及换档时机的选择,装有转矩可连续变化的液力变矩器的车辆控制策略,都对燃油消耗率有很大影响。考虑变速器的增扭作用和传动系统中的功率损失,将随车速变化的滚动阻力曲线转换到发动机万有特性图上,可得到水平路面上减速行驶时的燃油消耗曲线。

27、图5-17中给出了有级变速车辆所需的燃油消耗量曲线和采用最小燃油消耗控制策略下的CVT系统控制特性曲线。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性二 减少油耗的途径图5-17发动机特性曲线与功率需求曲线第三节第三节 燃油经济性燃油经济性在有级变速器的设计中,最高档变速比是确定的,因为发动机大部分时间都在这个档位下工作。相应地,该档位的燃油消耗量曲线也应尽可能地靠近最省油的那个工作点。图5-18是某货车的燃油消耗图,它给出了不同档位下的燃油消耗与行驶车速的关系。与有级变速器相比,CVT系统可以根据所需功率,在发动机特性图上任意选择发动机的工作点。因此,通过对传动比的控制,它可使发动机总

28、是工作在最省油的工况下。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性二 减少油耗的途径图5-18某货车不同档位下的燃油消耗量第三节第三节 燃油经济性燃油经济性比较单位里程所需的能量,可以估计出减少车辆燃油消耗的潜力。图5-19给出了对各种城市客运交通工具的研究结果,这里以乘客的数量和行驶距离为评价指标。对于乘用车,欧洲经济委员会ECE的循环行驶工况是具有代表性的行驶工况,而对于公共汽车和轨道车辆,把站与站之间的距离、行驶车速、加速情况统计后取平均值作为它们的循环工况。由于所有工况中车速都很低,当空气阻力功率小于总需求功率的1/10时,可以忽略空气阻力。单位里程所需能量的影响因素如图5-

29、19所示。在第一象限(A)中,先不考虑车辆质量,即假设全部能量份额都用于货物运输所需的功率。主要的阻力功率是行驶阻力功率和加速阻力功率。轿车的净机械功率需求通常为5Wh/(Pkm)。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性二 减少油耗的途径图5-19单位里程所需能量的影响因素第三节第三节 燃油经济性燃油经济性在第二象限(B)中,主要考虑车辆质量利用系数的影响,它定义为车辆装载质量与车辆自身装备质量的比值,即mc/mv。将(A)象限的净功率需求乘以mv/mc(即质量利用系数的倒数)即得到(B)象限的实际功率需求。轿车驱动轮上的平均机械功率需求约为50Wh/(Pkm)。第三象限(C)表

30、示最终所需的总能量,其中定义一个总机械效率c为行驶一个循环所需能量与原始能量供应之比。通过提高质量利用系数和总机械效率c,人均单位里程所需能量可以明显减少。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性图5-20所示为在欧共体标准循环(MVEG)下,各参数的变化对某轿车燃油消耗量的影响。从图中可见提高传动效率t和减少车辆质量m会使燃油消耗量显著下降。而在此循环工况中,空气动力学参数和滚动阻力参数的优化对车辆燃油经济性的改善并不明显。对货车而言,车载质量对滚动阻力和燃油消耗量起决定性的作用。另外,由于货车通常都以最高车速行驶,因此与客车相比,通过调整车辆的空气动力学参数来减少货车(特别是对

31、长途货车)的燃油消耗量会有更加显著的效果。二 减少油耗的途径第三节第三节 燃油经济性燃油经济性二 减少油耗的途径图5-20各参数的变化对轿车燃油消耗量的影响(奥迪)第三节第三节 燃油经济性燃油经济性前面已经提到,变速器传动比设计方案和驾驶人换档操作对燃油消耗量影响显著。图5-21说明了某40吨半挂车因发动机没有在最佳工作点处工作而使燃油消耗量增加。二 减少油耗的途径图5-21发动机转速变化对油耗的影响第三节第三节 燃油经济性燃油经济性另外,附属设备对燃油消耗量的影响显著。研究发现1,随附属设备使用的增加,燃油消耗量显著增加,特别在低速档时,燃油消耗量增加近30%,该研究测得的试验数据见表5-2

32、。二 减少油耗的途径循环工况无附属设备有空调有空调和发电机90km/h恒速7.898.949.76120km/h恒速9.8010.7511.22ECE循环10.9512.4314.10表5-2附属设备对燃油消耗量的影响(测试车辆:宝马525iX)(单位:L/100km)第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率一 车辆所受的垂向力符号物理量符号物理量Fzf前轴垂向载荷FD空气阻力Fzr后轴垂向载荷G路面坡度角Fzgf前轴重力垂向分量L轴距Fzgr后轴重力垂向分量FLf前轴升力Fzsf前轴静载FLr后轴升力Fzsr后轴静载h车辆质心到地面的距离Fzdf前轴动载a质心至前轴的距

33、离Fzdr后轴动载b质心至后轴的距离FRf前轴车轮滚动阻力m车辆质量FRr后轴车轮滚动阻力旋转部件简化到驱动桥的转动惯量Fxf前轮驱动力f前轴等效转动惯量Fxr后轮驱动力r后轴等效转动惯量Fa,t加速阻力平动分量rd车轮滚动半径表5-3车辆加速上坡的受力图符号说明第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率一 车辆所受的垂向力图5-22车辆加速上坡的受力情况第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率一 车辆所受的垂向力由图5-22所示的受力情况,分别绕前后轮胎接地点取矩,根据平衡方程可求得前、后轴静载荷。但上坡行驶的静轴载荷计算中还要考虑坡度角引起的轴荷转

34、移。车辆受到的空气升力(向上为正)也影响车辆的垂向载荷。与纵向空气阻力的计算公式相似,空气升力FL可由升力系数CL来计算。当车辆加速行驶时,产生的惯性力和惯性力矩将导致轴荷转移。计算轴荷时,可将车轮和传动系统(横置式发动机还包含发动机和变速器)的惯性力矩换算为驱动桥上的一个当量转动惯量。因此,导出的前、后轴垂向力分别为:Fzf=(Fzsf-Fzgf)-FLf-Fzdf=mg-CLfA(uuw)2-max(5-33)第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率一 车辆所受的垂向力Fzr=(Fzsr+Fzgr)-FLr+Fzdr=mg-CLrA(uuw)2+max(5-34)式(

35、5-33)和式(5-34)中第三项的计算说明如下。若只考虑车辆加速时的惯性力,结合图5-22,车辆绕前轮接地点的力矩平衡方程可写为:FzdrL-Fa,th-=0(5-35)假设驱动轮做纯滚动,则=ax/rd;再考虑到Fa,t=max,将其代入式(5-35)可得:Fzdr=ax(5-36)由于前、后轴动载大小相等、方向相反,由此可得Fzdf。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率二 车辆所受的纵向力为驱动车辆前进,轮胎接地处的纵向驱动力必须足以克服车辆的行驶阻力,包括空气阻力FD、坡度阻力FG、加速阻力平动分量Fa,t、加速阻力旋转分量Fa,r,f、Fa,r,r和车轮滚动

36、阻力FR。根据图5-22中的车辆受力图,可分别导出前轮驱动和后轮驱动车辆的驱动力。对前轮驱动车辆而言,驱动力为:Fxf=FD+FG+Fa,t+Fa,r,f+FRr=CDA(uuw)2+mgsinG+max+ax+mgfR(5-37)对后轮驱动车辆而言,驱动力为:Fxr=FD+FG+Fa,t+Fa,r,r+FRf=CDA(uuw)2+mgsinG+max+ax+mgfR(5-38)换算到驱动轮上的当量转动惯量,应由包括制动盘在内的车轮及所有相关旋转部件的转动惯量组成。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率三 前后轴的附着率为了建立某一车轴的法向力和驱动力与路面附着系数之间

37、的关系,引入附着率f的概念,定义为纵向驱动力与法向力的比值,则前、后轴的附着率分别为:ff=,fr=(5-39)将在不同驱动方式和行驶工况下推导出的前后轴附着率的近似计算公式总结在表5-4中,其中iG为路面坡度,并忽略轮胎滚动阻力,即令fR=0。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率三 前后轴的附着率驱动形式工况前轮附着率ff后轮附着率fr前轮驱动水平路面匀速直线行驶ax=0,iG=00低速上坡行驶ax=0,FD=00水平路面低速加速行驶0后轮驱动水平路面匀速直线行驶ax=0,iG=00低速上坡行驶ax=0,FD=00水平路面低速加速行驶0全轮驱动加速上坡行驶(q:后桥

38、驱动力矩所占份额)-水平路面匀速行驶表5-4不同驱动形式和不同行驶工况下的前、后轴附着率第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率四 由路面附着限制的加速或爬坡能力假定路面附着系数为,若潜在的附着力全部用于克服加速或上坡阻力,则可分别得出车辆纵向(沿x轴)和垂向(沿z轴)的力平衡方程以及绕y轴的俯仰力矩平衡方程。车辆在不同驱动形式和行驶工况下的加速和爬坡能力见表5-5。在最大加速能力的推导中,假定车辆由静止开始加速,并忽略旋转质量的影响;在最大爬坡角的推导中,假定车辆低速行驶,以忽略空气阻力的影响,并只考虑减速行驶工况。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和

39、驱动效率四 由路面附着限制的加速或爬坡能力前轮驱动由最大加速度amax,表示的水平路面加速能力g+水平路面起步加速能力,即最大起步加速度amax,g最大爬坡能力tanG,max,后轮驱动由最大加速度amax,表示水平路面加速能力g+水平路面起步加速能力,即最大起步加速度amax,g最大爬坡能力tanG,max,全轮驱动由最大加速度amax,表示水平路面加速能力g-水平路面起步加速能力,即最大起步加速度amax,g最大爬坡能力tanG,max,表5-5不同驱动形式和行驶工况下由路面附着决定的加速和爬坡能力第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率四 由路面附着限制的加速或爬坡

40、能力由于通常情况下,车轮滚动阻力系数远小于地面附着系数,即fR,多数车辆通常有(+fR)hL。因此,可对表5-5的计算结果进一步简化。当车辆在水平路面起步加速时,采用前轮驱动和后轮驱动所能达到的最大加速度分别为:amax,fg,amax,rg(5-40)前轮驱动和后轮驱动所能达到的最大爬坡角分别为:tanG,max,f,tanG,max,r(5-41)第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率五 驱动效率将驱动效率定义为驱动轴静载Fzs与整车重量W的比值,即:=(5-42)驱动效率决定着车辆的驱动与附着极限,由于其大小与车辆重心位置直接相关,因而主要取决于发动机的布置和车辆

41、的装载情况。图5-23所示为某车辆在三种不同驱动方式下车辆的驱动效率与装载情况的关系。由图5-23可见,发动机前置前轮驱动的车辆驱动效率在空载情况下较高;随着装载量增加,由于其货箱位于后轴上方,使驱动效率下降。相反,发动机前置后轮驱动的车辆在载质量增加时,驱动效率增加,并且由于动态轴荷的转移或上坡引起的轴荷转移,后轴载荷也会有所增加,从而导致驱动效率增加。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率五 驱动效率将驱动效率定义为驱动轴静载Fzs与整车重量W的比值,即:=(5-42)驱动效率决定着车辆的驱动与附着极限,由于其大小与车辆重心位置直接相关,因而主要取决于发动机的布置和

42、车辆的装载情况。图5-23所示为某车辆在三种不同驱动方式下车辆的驱动效率与装载情况的关系。对货车而言,其载质量能力非常重要。因为空载与满载时车的质量会相差很大,结果导致驱动效率变化很大。图5-24所示为某满载质量为17吨的双轴货车的驱动效率,随着载质量的增加,驱动效率从0.475增加到0.647。第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率五 驱动效率图5-23不同驱动方式下车辆的驱动效率与装载情况的关系第四节第四节 驱动与附着极限和驱动效率驱动与附着极限和驱动效率五 驱动效率图5-24某满载质量为17吨的双轴货车的驱动效率第五节第五节 制动性制动性一 制动性的评价车辆的制动

43、性主要由下列三方面来评价:1)制动效能,即制动距离与制动减速度。2)制动效能的稳定性,即抗热衰退性能,它是指车辆高速行驶或下长坡连续制动时保持一定制动效能的程度。3)制动时的方向稳定性,即制动时车辆不发生跑偏、侧滑以及失去转向能力的性能。它通常用制动时车辆按给定路径行驶的能力来评价。作为制动效能的一个评定指标,制动强度z表示车辆的制动减速度axb与重力加速度g的比值：第五节第五节 制动性制动性一 制动性的评价本节主要讨论由地面附着条件决定的车辆制动性能。在制动性能分析中,通常不考虑路面阻力和发动机制动力矩。再回顾一下前面曾经提到的附着率f,只是这里讨论的不是驱动工况而是制动工况。相应地,将前、

44、后轴附着率分别定义为其制动力与相应轴荷的比值,即:为了描述地面附着条件的利用程度,通常将车轮将要抱死时的制动强度与附着率之比定义为制动效率。因此,车辆的前、后轴的制动效率分别为:第五节第五节 制动性制动性二 直线制动动力学分析假定车辆行驶在水平路面,并忽略空气升力对轴荷的影响,车辆的制动力Fb与制动强度z的关系如下:Fb=maxb=Fzsz(5-46)整车的制动力Fb等于作用于每一车轮的制动力之和。对于直线稳定行驶工况下的车辆来说,前、后车轴两侧车轮的制动力Fb,w基本相同,因而有:Fb=2Fbf,w+2Fbr,w=Fbf+Fbr(5-47)车辆制动过程中,需对前、后轴制动力进行合理分配,才能

45、在不同附着系数的路面上达到尽可能好的制动效果,此时获得的最大制动强度zmax等于路面附着系数,即:zmax=axb,max/g=(5-48)第五节第五节 制动性制动性二 直线制动动力学分析将上述条件下的前、后轴制动力分配称为“理想的制动力分配”,它与车速、载荷等许多因素有关。根据附着率的定义,实现理想制动力分配的基本条件是前、后轴附着率相等,均为其理想值fid,即:ff=fr=fid(5-49)综合以上公式,理想制动力分配条件下,整车制动力为:Fb=zFz=Fbf+Fbr=ffFzf+frFzr=fidFz(5-50)可见,相应于每一车轴制动强度的各轴路面附着率均相等,即ff=fr=z。若忽略

46、旋转质量的影响,并已知车辆的静态轴荷分配,可导出理想的制动强度与前轴制动力Fbf的函数关系如下:第五节第五节 制动性制动性二 直线制动动力学分析对上述二次方程求解,可得出z为:当前、后轴制动力分配为理想状态时,有:将式(5-52)代入式(5-53),则可得出理想的制动力分配关系为:第五节第五节 制动性制动性二 直线制动动力学分析由式(5-54)可见,理想的制动力分配关系曲线为二次抛物线,它的形状取决于车辆质心位置和车辆装载情况。图5-25所示为前轴相对制动力随后轴相对制动力的变化过程曲线(也称为“制动力图”),同时还给出了一系列制动强度等值线。由图可见,随着制动强度的增加,导致后轴载荷逐步渐少

47、,从而后轴制动力增加趋势减缓。第五节第五节 制动性制动性三 制动稳定性分析首先,分析前轮先抱死拖滑而后轮仍处于滚动的状态。如果车辆受到任何作用于质心的侧向干扰力(可能由路面倾斜坡度、侧向风或左右车轮制动力不平衡等因素引起),即使此时转向盘固定不动,前轴也将受侧向力作用而发生侧滑。若假定前轴发生向右侧滑(图5-26a),则前轴中点的前进速度uf与车辆纵向轴线有一夹角(即前轴侧偏角),记为f;而后轴因未发生侧滑,因此后轴中点的速度ur仍沿车辆纵轴方向。此时,车辆发生类似转弯的运动,其瞬时回转中心O为速度uf和ur两垂线的交点。车辆做圆周运动时产生了作用于质心C的离心惯性力Fj。显然,离心惯性力的方

48、向与车辆侧滑的方向相反,因而可起到减少或阻止前轴侧滑的作用,即车辆处于一种稳定状态。同理可得,当前轴向左侧滑时,车辆也同样处于一种稳定状态。第五节第五节 制动性制动性三 制动稳定性分析图5-26前轮或后轮先抱死时的车辆稳定性分析a)前轮抱死导致前轴侧滑的情况b)后轮抱死导致后轴侧滑的情况第五节第五节 制动性制动性三 制动稳定性分析图5-26b所示为后轮先抱死拖滑而前轮仍处于滚动的状态。此时,若有侧向干扰力作用于车辆,其后轴发生侧滑的方向正好与离心惯性力Fj的方向一致,于是惯性力加剧后轴侧滑;后轴侧滑又加剧了惯性力,如此恶性循环下车辆将发生急转。图5-26b所示为后轴向左侧滑的情况,若后轴向右侧

49、滑时,分析结果相同。因此,后轴侧滑是一种不稳定的危险工况。需要说明的是,虽然前轮抱死后无法产生侧向力,会使车辆失去转向能力。但此时车辆仍处于一种趋向于“不足转向”(即转弯半径趋向增大、偏向于直线行驶)的稳定状态。通常,这相对于后轮抱死时发生“甩尾”(即转弯半径趋向迅速减小、呈极度“过度转向”趋势)的情况更为安全。关于前、后轮抱死情况下车辆的稳定性分析,将在后续的操纵动力学篇中给出更详细的解释。第五节第五节 制动性制动性四 转弯制动动力学分析当车辆在转弯过程制动时,轮胎必须提供足够的纵向力和侧向力来保证实现预定的转弯轨迹。对直线制动工况下有最佳制动效能的车辆,在转弯工况却不一定能达到最佳的制动效

50、能。当转弯加剧(如转弯半径变小,转向盘输入加大)时,无车轮抱死时的制动减速度将减小。图5-27所示为典型的后轴制动效率与车速和转弯半径的关系,其中路面附着系数为0.6。由图可见,直线制动时(相当于转弯半径为),后轮制动效率约为0.86,此时无车轮抱死制动产生的最大减速度为5.1m/s2。当车辆在初始速度为72km/h、转弯半径为91m的情况下制动时,制动效率减少到约0.45,而当后轴内轮接近抱死时产生的减速度只有2.65m/s2。第五节第五节 制动性制动性四 转弯制动动力学分析图5-27后轴制动效率与车速和转弯半径的关系2第五节第五节 制动性制动性四 转弯制动动力学分析实际车辆在转弯制动中,车