合肥工业大学车辆工程考研必看,汽车理论-第三章

第三章 汽车动力装置参数的选定摘要汽车动力装置参数包括发动机的功率和传动系的传动比。

它们对汽车的动力性与燃油经济性有很大影响。

在确定参数时，必须充分考虑到满足这两个基本性能的要求。

此外还要注意满足驾驶性的要求。

本章将对汽车动力装置参数选定的意义做一概括性论述，并具体讨论发动机的功率、传动装置参数的初步选择依据及按燃油经济性—加速时间曲线进一步确定这些参数的方法，最后通过具体实例应用这些方法。

引言追求最佳经济性和最大动力性共存，是汽车工业发展的恒久主题。

汽车工业诞生之初，以美欧为首的世界汽车制造商不断地追求更快的速度，更少的加速时间以及更大的爬坡度，与之相应的是大功率发动机的不断问世，由于油价比较低廉，汽车燃油经济性得不到足够重视。

然而随着20世纪几次石油危机的爆发，油价上升，汽车燃油经济性变得越发紧要起来，此时，日本经济型汽车成为市场主流，并由此引发了提高汽车燃油经济性相关技术的不断深入研究。

选择适合的传动系各档传动比，尤其是最小传动比、最大传动比，是提高汽车燃油经济性的有效方法。

同时汽车档位数的增加对于提高汽车的动力性，改善汽车的燃油经济性有着显著效果。

在节能减排与环保成为主题的今天，志在要求在保障汽车具有足够动力的同时尽量提高汽车的燃油经济性。

而日益成熟的消费者也会更为理性的根据自己的需求来选择购买汽车，这就要求汽车设计者能够根据汽车动力性与燃油经济性之间的关系，根据不同的市场需求选定汽车的动力装置参数，获得最佳经济性和最大动力性。

发动机最大功率和传动系传动比的确定，首先应考虑满足新设计车辆的动力性要求最高车速、最大爬坡度、加速能力等，同时还要兼顾汽车燃油经济性的要求。

在确定发动机最大功率和传动系传动比之前，先要参照同类型汽车和有关资料初步确定如下参数：(1)汽车的质量；(2)迎风面积和空气阻力系数；(3)轮胎的型号和尺寸；(4)传动系的机械效率。

第一节 发动机最大功率的确定确定发动机最大功率，通常采用以下两种方法。

1．根据最高车速计算发动机最大功率发动机的最大功率P emax 应不小于汽车以最高车速行驶时的阻力功率，即⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥3max max max 7614036001a D a t e u A C u fG P η （3－1） 所选发动机的最大功率应满足上式的计算结果，但也不宜过大，否则会因发动机负荷率偏低，影响汽车的燃油经济性。

2．用比功率确定发动机最大功率所谓比功率是指单位汽车总质量所具有的发动机功率，其常用单位为kw ／t ； 比功率可用下式计算mP e max 1000 比功率 （3－2） 式中 m ——汽车的总质量，kg 。

统计资料表明，货车的比功率一般在7.35kw/t 以上，其中轻型货车的比功率可达26～40kW ／t 。

重型自卸车因车速较低，故比功率较小。

轿车的车速高，其比功率一般远大于货车，但因各种轿车的动力性能差异很大，因此其比功率的变化范围也较大，通常在20～100kW ／t 之间。

对于货车来说，通常根据自身的总质量即可选定比功率的大小。

而轿车除了质量因素外，还要考虑最高车速的因素，方能选定比功率。

我国的国家标准“机动车运行安全技术条件”(GB7258—1997)规定，在道路行驶的汽车，其比功率应不小于4.8kW ／t ，以免因部分车辆动力性能太差而影响整个道路交通的畅通。

在确定了发动机最大功率后，还要考虑发动机最大功率时的转速n p 的大致范围，以便更好地选择合适的发动机。

n p 的范围可根据发动机类型、最高车速、发动机最大功率等因素来选定；通常汽油机的n p 在3000～5800r ／min 之间，柴油机的n p 在1800～4000r ／min 之间。

轿车和轻型货车的n p 偏高，中型货车则偏低，重型货车柴油机的n p 则更低些。

第二节 传动系最小传动比的确定传动系最小传动比就是系统中的各总成最小传动比之乘积，对于没有分动器和副变速器的汽车而言，传动系最小传动比等于变速器最高档传动比与主减速器传动比i 0的乘积。

下面将讨论变速器最高档为直接档时的传动系最小传动比i 0的确定。

i 0的选择应首先满足汽车最高车速的要求，同时还要兼顾汽车的加速能力、爬坡能力和燃油经济性，最终还要符合主减速器齿轮的齿数比。

假没有三个i 0可供选择，且i 01＞i 02＞i 03，三者所对应的最高车速虽不尽相同，但都能满足要求，其中与i 02对应的发动机功率曲线在最大功率处与阻力功率曲线相交，其最高车速最高，见图3—1。

下面对三种选择作一分析比较。

图3－1 i 0改变时的功率平衡图(1)选用i 01，汽车的后备功率较大，动力性较好。

但因发动机的功率利用率降低，有效燃油消耗率增大，因而汽车的燃油经济性较差。

(2)选用i 02，则汽车的动力性较差，而燃油经济性较好。

(3)选用i 03，其最高车速大于上述两种选择，动力性和燃油经济性均介于二者之间。

若发动机最大功率时的车速用u p 表示，相应的最高车速为u amax 。

过去，多数汽车所选的i 0，使u amax 略大于u p ，见图3—l 中i 01曲线，或使u amax 等于u p ，见图3－1中i 02曲线。

近年来，为了提高汽车的燃油经济性，出现了减小传动系最小传动比的趋势，使u amax 略小于u p ，如图3—1中i 03曲线。

有的装有五挡变速器的汽车，五档时的最高车速反而略低于四档时的最高车速。

统计资料表明，现代汽车的u p /u amax 值在0.72～1.43之间。

设计人员可根据汽车的类型、用途和要求最终确定i 0的值。

为了使汽车获得较高的平均车速，还要求汽车以最高档行驶时具有一定的爬坡能力。

因此，在确定传动系最小传动比时，应考虑满足最高档动力因数D 0max 的要求。

例如，中、重型货车的推荐值一般为D 0max ＝0.04～0.08，中级轿车D 0max ＝0.1～0.15。

当最高档为直接档时，i 0与D 0max 的关系可用下式计算 GAu C r i T D at D ttq 15.2120max max 0-=η （3－3） 式中 T tqmax ——发动机最大转矩，N ·m ；u at ——汽车以最高档行驶时，发动机发出最大转矩时的车速，km/h 。

第三节 传动系最大传动比的确定对于普通汽车而言，传动系最大传动比等于变速器头档传动比i g1与主减速器传动比i 0的乘积。

一旦i 0选定后，剩下的问题就是如何确定变速器头档传动比i g1。

货车的变速器头档传动比通常是根据汽车所要求的最大爬坡度来确定的。

根据驱动力与行驶阻力相平衡的原理，当汽车行驶在最大坡度的路面时，头档的最大驱动力F tlmax 应等于相应的滚动阻力F f 、坡度阻力F imax 和空气阻力F w 之和。

考虑到此时的车速很低，空气阻力可忽略不计，则有：max max i f tl F F F +=或 max max 0max sin cos ααηG Df r i i T tgl tq +=即 ()to tq i T r f G igl ηααmax max max sin cos +≥ （3－4） 出于汽车的爬坡能力还受到附着条件的限制，如果选择过大的i g1非但未必能够提高爬坡能力，反而给变速器设计和换档操作带来不便。

另外，最终确定的i g1应与变速器中有关齿轮的齿数比相吻合。

一般货车的最大爬坡度约为30％，即αmax ≈16.7°。

轿车因比功率较大，其最大爬坡度一船都能超过30％，头档传动比的确定主要应满足加速能力的要求。

对于中、高级轿车，原地起步加速到100km/h 的时间一般为10～17s ，普通轿车则为12～25s 。

设计人员可参考同类型轿车来选择i gl 。

越野汽车的最大爬坡度一般可达60％左右，αmax ≈31°。

除此之外，还要求越野车能够在极低车速下稳定行驶，以防在松软地面上行驶时土壤受冲击遭剪切破坏而影响附着能力。

因此对所选的传动系最大传动比还要验算其最低稳定车速： maxmin min 377.0t a i r n u = （3－5）式中 u amin ——汽车最低稳定车速，km/h ；n min ——发动机最低稳定转速；i max ——传动系最大传动比。

第四节 传动系档数和中间各档传动比的确定增加档位数可以提高发动机的功率利用率，这对于提高汽车的平均车速和降低发动机的燃油消耗率均较为有利。

因此，增加档位数可以改善汽车的动力性和燃油经济性。

档位数的多少还会影响相邻两个档位传动比的比值。

比值过大会造成换档困难。

一般认为比值不宜超过1.7～1.8。

因此，传动系最大传动比i tmax 与最小传动比i tmin 之比i tmax ／i tmin 越大，档值数也应越多。

但是，档位过多会造成变速器结构复杂。

因此，目前轻、中型货车常采用五档变速器。

装有手动变速器的轿车，目前已有不少车型采用了五档变速器，较过去的档数有所增加。

重型汽车和越野汽车，因行驶阻力的变化范围大，i tmax ／i tmin 的比值大，所以常采用六个以上档位的变速器，甚至多达十几个档位。

为厂使变速器结构不至过于复杂，可采用装副变速器或分动器兼副变速器的方法。

在确定了传动系最大传动比、最小传动比和档位数后，应继续确定中间各档的传动比。

统计资料表阴，汽车传动系各相邻两档传动比的比值一般都比较接近，在换档过程中，传动系输出转矩的放大倍数较为均匀地逐级递增或递减。

例如，CA109l 汽车，其六档变速器各档传动比和相邻两档传动比的比值分别为： ;692.1857.2835.4;580.1835.4640.73221====g g g g i i i i ;417.1337.1895.1;508.1895.1857.25443====g g g g i i i i 。

337.1000.1337.165==g g i i 因此，在确定各档传动比时，可按等比级数的关系进行初步计算，即 q i i i i g g g g === 3221式中 q ——各档之间的公比。

由此可得，各档的传动比分别为：3221g g g g qi i qi i ==现以五档变速器为例，且假设i g5＝1，则各档传动比分别为：q i g =423q i g =32q i g =或 41g i q =对于具有n 个档位，其最高档为直接档的变速器，则公比q 为 11-=n g i q （3－6） 实际上，汽车行驶时各个档位的利用率差异很大，例如中型货车五档变速器中的四、五档的利用率一般可达85％～90％。

因此，适当减小较高档位之间的传动比比值，对于提高发动机的功率利用，改善汽车的动力性和经济性较为有利。

所以，经变速器齿轮齿数分配后，所得到的各档传动比往往按如下关系分布 21121g g gn gn gn gn i i i i i i ≤≤≤---第五节 利用燃油经济性-加速时间曲线确定动力装置参数初步选择参数之后，可拟定供选用参数数值的范围，进一步具体分析、计算不同参数匹配下汽车的燃油经济性与动力性，然后综合考虑各方面因素，最终确定动力装置的参数。