吉林大学网络教育汽车理论课件
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吉林大学汽车理论第三章_汽车动力装置参数匹配
A/m项，m增加，A增加有限。因此， A/m随总质量的增加而减少。(2～3m2)
货车比功率随总质量增加而减小。通常， 重型货车比功率约7.35kW/t。
有的国家对汽车比功率有规定，以保证 汽车动力性不低于一定的水平，防止阻
碍正常交通流。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
适当地选择最小传动比，既能保证 汽车的动力性，也能有合适的燃油 经济性。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
3.3 最大传动比的确定
最大传动比是汽车为I档时传动系的总传动 比。因主减速器传动比是固定的，普通汽 车没有分动器和轮边减速器，只要确定I档 传动比即可。
在选择最小传动比时，也要考虑最高档 (直接档)有足够的动力性，即动力因数。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
最小传动比的选择，既要考虑汽车 的最高车速，也要考虑最高档的动 力因数，特别是对货车。
主减速器传动比过小，会造成汽车 运行时发动机负荷率过大，反而不 利于提高燃油经济性。
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•最小传动比与最高车速的关系 许洪国3200 装置参数匹配
结论
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
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•P=Peak Power 许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
•3.2 最小传动比的选 择
•最高挡行驶
•变速器传动比
•最小传动比 •主减速器传动比
货车比功率随总质量增加而减小。通常， 重型货车比功率约7.35kW/t。
有的国家对汽车比功率有规定，以保证 汽车动力性不低于一定的水平，防止阻
碍正常交通流。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
适当地选择最小传动比，既能保证 汽车的动力性，也能有合适的燃油 经济性。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
3.3 最大传动比的确定
最大传动比是汽车为I档时传动系的总传动 比。因主减速器传动比是固定的，普通汽 车没有分动器和轮边减速器，只要确定I档 传动比即可。
在选择最小传动比时，也要考虑最高档 (直接档)有足够的动力性，即动力因数。
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
最小传动比的选择，既要考虑汽车 的最高车速，也要考虑最高档的动 力因数，特别是对货车。
主减速器传动比过小，会造成汽车 运行时发动机负荷率过大，反而不 利于提高燃油经济性。
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•最小传动比与最高车速的关系 许洪国3200 装置参数匹配
结论
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许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
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•P=Peak Power 许洪国320051031
吉林大学汽车理论第三章_汽车动力 装置参数匹配
•3.2 最小传动比的选 择
•最高挡行驶
•变速器传动比
•最小传动比 •主减速器传动比
汽车理论教程343页PPT
Qs
Peb
1.02ua g
Pe
1
T
ua 3600
F
Qs 1.02buag360u0aT
F C b F
T
C为常数； F 为总行驶阻力， FFf Fw。
影响燃油经济性的因素有以下三个：
1.燃油消耗率b
燃油消耗率与发动机负荷率及发动机自身有关。 负荷率＝使用负荷 最大负荷
15
第三节 影响汽车燃油经济性的因素
4.正确地保养与调整
16
第三节 影响汽车燃油经济性的因素
（1）制动器间隙要合适
间隙过小，容易出现“自刹”现象，损耗发动机功 率，导致制动器发热，消耗燃油；
间隙过大，制动反应“迟钝”，导致制动距离加长。
（2）轮毂轴承预紧度调整要正常
预紧度过低，轮胎打摆，直线行驶性差； 预紧度过大，轴承发热，轴承磨损加快。 行驶中紧急制动（急刹车）、高速行车中猛打转向 盘都会造成轴承早期磨损。
Ff=Gf
Fw
CD Aua2 21.15
ua=80km/h ua=50km/h
3.传动效率ηT
传动效率越高，油耗越低。
提高传动系统（尤其是变速器、驱动桥和传 动轴）的设计水平、制造装配工艺、按规程 进行维修保养，以及尽可能使用直接挡行驶 等措施，都可以提高传动效率。
以上讨论的是等速油耗的影响因素。
汽车理论
第十讲
主讲教师：杨志华
学时：48
第二章 汽车的燃油经济性
第三节 影响汽车燃油经济性的因素
本节将分析影响汽车燃油经济性的 各个因素。
从而进一步寻求在使用和设计两方 面提高汽车燃油经济性因素
等速百公里油耗
Qs
Peb
汽车理论
（在一般的技术参数中往往不给此项数据。）
（2）超车加速时间
宝马520i
60～100km/h （4挡/5挡） 10.8s / 13.7s 80～120km/h （4挡/5挡） 10.6 s/ 14.1s
思考：从这组数据可得到什么信息？
低挡的超车加速能力更强。
20
第一节 汽车的动力性指标
3.最大爬坡度imax
SUV的最高车速
宝马X5(4.4L) 陆虎览胜(4.0L) 230km/h 210km/h
思考
宝马X5(3.0L)
大众途锐(3.0L) 捍马H2(6.0L) 帕杰罗速跑(3.0L)
202km/h
197km/h 180km/h 175km/h 中国高速公路允许的最高车速 120km/h 德国高速公路不限速
查阅资料：目前陆地行驶的最高车速可以达到多少？
16
第一节 汽车的动力性指标
现今内燃机汽车的最高车速记录为660km/h，由塞默 兄弟在1965年11月创造。 世界上车速的最高记录是英国飞行员安迪·格林 （Andy Green）在美国内华达州西北的盐湖上，于1997
年10月驾驶一辆喷气式发动机驱动的“冲刺”号汽车创造
当加速时间不易定量计算时，有时可以用加速度来代替。在给 定起始和终止速度的条件下，加速度越大，加速时间就越短。
汽车理论 吉林大学远程教育学院
第一节 汽车的动力性指标 2.加速时间t （1）原地起步加速时间
1） 0～100km/h的加速时间
飞度1.5L 红旗CA7460 捍马H2 宝马523Li 奥迪A8 宝马750 奔驰S600 12.0s 10.5s 10.0s 9.6s 7.0s 6.6s 6.5s 宝来1.8 M（手动挡）/A（自动挡） 11.1s/12.7s 宝来1.8T M （手动挡）/A（自动挡）
吉林大学汽车理论课件
➢世界上车速的最高记录是英国飞行员安迪·格林 （Andy Green）在美国内华达州西北的盐湖上，于1997 年10月驾驶一辆喷气式发动机驱动的“冲刺”号汽车创造 的，车速第一次超过了声速，达到1227.73km/h。
B
17
第一节 汽车的动力性指标
2.加速时间t
汽车的加速时间有两个含义，单位均为s。
宝马520i
（2）超车加速时间
60～100km/h （4挡/5挡） 10.8s / 13.7s 80～120km/h （4挡/5挡） 10.6 s/ 14.1s
思考：从这组数据可得到什么信息？
低挡的超车加速能力更强。
B
20
第一节 汽车的动力性指标
坡度的概念
s
3.最大爬坡度imax
h
i tan h
B
3
汽车理论研究的主要内容
汽车理论主要研究汽车的各项性能。
动力性
汽
车
燃油经济性
的
性 能
制动性
主
要 包
操纵稳定性
括
平顺性
通过性
汽车动力装置 参数的确定
汽车设计追求 的是最高性价比
B
4
学习思路
评价指标
评价指标的确定
学习过程中要注 重理论联系实际
分析影响因素
B
5
第一章 汽车的动力性
➢汽车在良好路面上直线行驶时，由汽车受到的纵向 外力决定的、所能达到的平均行驶速度。
S
可见，“坡度”指的不是坡道 的角度，而是该角度的正切值。
汽车的最大爬坡度就是满载（或某一载质量）时 汽车在良好路面上所能爬上的最大坡度。
例如，很多货车的最大爬坡度imax为30%，也就是 16.7°左右。
B
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第一节 汽车的动力性指标
2.加速时间t
汽车的加速时间有两个含义，单位均为s。
宝马520i
（2）超车加速时间
60～100km/h （4挡/5挡） 10.8s / 13.7s 80～120km/h （4挡/5挡） 10.6 s/ 14.1s
思考：从这组数据可得到什么信息？
低挡的超车加速能力更强。
B
20
第一节 汽车的动力性指标
坡度的概念
s
3.最大爬坡度imax
h
i tan h
B
3
汽车理论研究的主要内容
汽车理论主要研究汽车的各项性能。
动力性
汽
车
燃油经济性
的
性 能
制动性
主
要 包
操纵稳定性
括
平顺性
通过性
汽车动力装置 参数的确定
汽车设计追求 的是最高性价比
B
4
学习思路
评价指标
评价指标的确定
学习过程中要注 重理论联系实际
分析影响因素
B
5
第一章 汽车的动力性
➢汽车在良好路面上直线行驶时，由汽车受到的纵向 外力决定的、所能达到的平均行驶速度。
S
可见，“坡度”指的不是坡道 的角度，而是该角度的正切值。
汽车的最大爬坡度就是满载（或某一载质量）时 汽车在良好路面上所能爬上的最大坡度。
例如，很多货车的最大爬坡度imax为30%，也就是 16.7°左右。
02吉林大学远程网络教育余志生汽车理论课件杨志华48讲
Tt
r
Ft F0
3
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
一、驱动力Ft
Tt Ft r
Tt—驱动力矩；
Tt Ttq ig i 0T
ua
Ttq —发动机转矩； ig—变速器传动F0
4
ηT—传动系的机械效率。
Ft Ttq ig i 0T r
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
3）具体影响因素
（1）车速 ua ua高 f 大 货车 f=0.0076+0.000056ua 轿车
4
ua ua f f 0 f1 f4 100 100
24
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
（2）轮胎结构
子午线轮胎比斜交轮胎的滚动阻力小20%～30％； 滚动阻力与轮胎的帘线（棉、人造丝、尼龙、钢丝）
17
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
1.滚动阻力Ff
轮胎变形
硬路面上
产生滚动阻力的主要原因
思考
软路面上
轮胎变形和路面变形 轮胎变形为什么会产生滚动阻力？
轮胎的迟滞损失：轮胎在加载变形时所消耗的能量在卸 载恢复时不能完全收回，一部分能量消耗在轮胎内部摩擦 损失上，产生热量，这种损失称为轮胎的迟滞损失。
Ttq大 损失大 损失的比重小
ηT高
机械损失
齿轮对数
齿轮对数少 损失小 ηT高 直接挡ηT最高
PT
润滑油品质 温度 液力损失 油面高度
过低，热容量小 过高，搅油损失大
转速
12
第二节 汽车的驱动力与行驶阻力
表1-1 传动系各部件的传动效率 部件名称 4～6 挡变速器 辅助变速器（副变速器或分动器） 8 挡以上变速器 单级减速主减速器 双级减速主减速器 传动轴的万向节 ηT 95% 95% 90% 96% 92% 98%
42吉林大学远程网络教育余志生汽车理论课件杨志华48讲资料
z m2ω jCω K q jC K
2
H j z ~ q
K jC z q m2 2 K jC
即，可以由微分方程写出频率响应函数。
6
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性 H j z ~ q
频率比 / 0
-1:1
-2:1 0.1 0.1 1 频率比λ=ω /ω 0
12
lg 0
得交点的 1
10
-1
lg|z/q|
|z/q|
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性曲线
2 z 1 2 2 2 2 q 1 2
1 2
2时
-1 10
lgλ 0
1
1
z/q 1
与ζ 无关，即无 论阻尼比取何值， 幅频特性曲线都要 经过 （ 2 ,1 ）点
0.1 0.1 -2:1 1 2 频率比λ=ω /ω 0
13
1
0
-1:1
10
-1
lg|z/q|
|z/q|
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性曲线
两者统称为频率响应特性。
对于平顺性而言，相频特性不是非常重要。
4
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
1.频率响应特性的确定
由输出、输入谐量复振幅 z 与 q 的比值或 z t 与 q t 的傅里叶变换 Z(ω)与Q(ω) 的比值，可以确定频率响应函数 H jω 。
共振时，
2 z 1 2 2 2 2 q 1 2
2
H j z ~ q
K jC z q m2 2 K jC
即，可以由微分方程写出频率响应函数。
6
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性 H j z ~ q
频率比 / 0
-1:1
-2:1 0.1 0.1 1 频率比λ=ω /ω 0
12
lg 0
得交点的 1
10
-1
lg|z/q|
|z/q|
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性曲线
2 z 1 2 2 2 2 q 1 2
1 2
2时
-1 10
lgλ 0
1
1
z/q 1
与ζ 无关，即无 论阻尼比取何值， 幅频特性曲线都要 经过 （ 2 ,1 ）点
0.1 0.1 -2:1 1 2 频率比λ=ω /ω 0
13
1
0
-1:1
10
-1
lg|z/q|
|z/q|
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
2.幅频特性曲线
两者统称为频率响应特性。
对于平顺性而言，相频特性不是非常重要。
4
第三节 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动
1.频率响应特性的确定
由输出、输入谐量复振幅 z 与 q 的比值或 z t 与 q t 的傅里叶变换 Z(ω)与Q(ω) 的比值，可以确定频率响应函数 H jω 。
共振时，
2 z 1 2 2 2 2 q 1 2
汽车理论
三、汽车行驶方程式
Ft Ff Fw Fi Fj
Ttqigi 0T r CD A 2 du Gf cos ua G sin m 21.15 dt
cos 1
Ttq ig i 0T r
sin tan i
CD A 2 du Gf ua Gi m 21.15 dt
当需要以较低车速行驶时，可以关小 节气门，发动机以较低功率工作。
汽车理论 吉林大学远程教育学院
第五节 汽车的功率平衡
二、后备功率
功率平衡无法定量求解加速度和爬 坡度，一般采用后备功率来评价汽 车的加速和爬坡能力。
发动机功率与滚动阻力 和空气阻力消耗的发动机
功率的差值是后备功率。
Pe
爬坡。
1
T
( Pf Pw )
后备功率用于加速和
7
第五节 汽车的功率平衡
行驶中消耗的发动机功率
1
T
( Pf Pw ) bc
发动机能提供的功率
Pe ac
后备功率
Pe 1 ( Pf Pw )
T
ac bc ab
思考：后备功率与所使用 的挡位是否有关？
8
05 147
6200 90 55 80 115 160
ig1=2.13 ig2=1.46 ig3=1.02 ig4=0.73
ua1 ua2 ua3 ua4
ig5=0.57
ig6=0.39
ua5
ua6
26
39
99
159
188
276
205
300
4
奥迪A 4 轿车功率平衡图
可见
du
gdt
48吉林大学远程网络教育余志生汽车理论杨志华48讲PPT学习教案
性
第2页/共q9页
1 2
2
4
2 2
2
2
2
其中，Δ
1
ω/
ω0
2
1
γ
1 μ
ω/
ω0
2
1
4
ζ
2
ω/
ω0
γ
1 μ
1ω/
ω0
2
3
第四节 车身与 车轮双 质量系 统的振 动
1.车身固有频率f0的影响
第3页/共9页
可见，降低车 身部分固有频 率，有利于降 低车身加速度 和动载，但动 挠度会增大。
6
第四节 车身与 车轮双 质量系 统的振 动
4.悬架与轮胎的刚度比γ的影响
第6页/共9页
可见，降低刚 度比（采用软 的轮胎）有利 于降低车身加 速度、尤其是 动载；而动挠 度基本不变。
7
汽车的平顺性总结
人体对振动的感受、人体坐姿受振模型 路面不平度、路面不平度系数空间频率和时间频率 的功率谱密度、路面不平度速度谱是常数 振动系统简化为单质量系统模型、微分方程和频率 响应特性、振动响应量、响应量的功率谱密度和均 方根、固有频率和阻尼比对振动响应量的影响（固 有频率和阻尼比的选取）
48吉林大学远程网络教育余志生汽车理 论杨志华48讲
会计学
1
2
回顾：平顺性分析的思路
平顺性分析的振动响应量：车身加速度、悬架动挠度、车轮-地面间的动载
由 路 面 不 平 度系 数和车 速确定 路面位 移输入 （或者 速度输 入）的 功率谱 密度
Gq f
由 悬 架 系 统 参数 求出频 率响应 函数H（ f）x～q
振 动 响 应 量 的定量 评价， 既可以 采用功 率谱密 度函数 ，也可 以采用 均方根 。