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1、目 錄 摘 要 IX Abstract X 前 言 1 1.1課題背景 1 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3主要研究內(nèi)容 2 2汽車動力性和燃油經(jīng)濟性評價 4 2.1汽車動力性的評價指標 4 2.2汽車燃油經(jīng)濟性評價指標 5 2.3影響汽車燃油經(jīng)濟性的因素 7 2.4汽車動力性和燃油經(jīng)濟性綜合評價 10 2.5汽車經(jīng)濟性和動力性的相互關系 11 2.6本章小結 12 3汽車的動力性計算 13 3.1汽車車身及發(fā)動機參數(shù) 13 3.2汽車動力性計算 18 3.3本章小結………………………………………………………28 4汽車燃油經(jīng)濟型計算 29 4.1等速

2、行駛工況燃油消耗量計算 30 4.2多任務況循環(huán)行駛燃油消耗量計算 34 4.3等減速行駛工況燃油消耗量的計算 36 4.4怠速停車時的燃油消耗量 37 4.5整個循環(huán)工況的百公里燃油消耗量 37 4.6本章小結 37 結 論 38 致 謝 39 參考文獻 40 附錄……………………………………………………………………43 - 39 - 摘 要 汽車的傳動系對整車的動力性和燃油經(jīng)濟性有很大的影響。為實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的最佳匹配，達到充分發(fā)揮汽車整車性能的目的，正確選擇傳動系參數(shù)成為汽車設計中的一項重要工作。本文以HFJ7130為例，計算不同傳動比條件下的整車

3、動力性和燃油經(jīng)濟性，在既保證整車符合國家現(xiàn)行燃油法規(guī)標準，同時又能滿足其動力性要求的前提下，確定適合的傳動比。 首先，論述汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的評價指標，及汽車動力性和燃油經(jīng)濟性評價指標的計算方法。 其次，對HFJ7130選取不同的動力傳動參數(shù)，對其整車動力性和燃油經(jīng)濟性進行詳細的計算與分析。 關鍵詞：動力傳動系統(tǒng)；動力性；燃油經(jīng)濟性 Abstract The transmission system has great influence on automobile，s power performance and fuel economy performan

4、ce. In order to obtain the best matching between engine and transmission system and improve the performance of automobile, choosing its parameters correctly is very important in designing a car. Taking HFJ7130 as an example, this paper finished simulation calculation of its power and fuel economy pe

5、rformance for different transmission rates. Thinking of not only current country standard of fuel law but also realizing power performance, a suitable rate was obtained and the optimization of the car，s transmission parameter was achieved. Firstly, automobile，s power performance and fuel economy pe

6、rformance indexes were discussed in detail, then the simulation calculating methods were presented in this thesis. Secondly, using above methods to calculate and analyse automobile，s power and fuel economy performance under the conditions of different transmission rates. Keywords: transmis

7、sion system; power performance; fuel economy performance 前 言 1.1課題背景 人類在政治、經(jīng)濟、文化和軍事活動中，總會有人的出行和物的運輸環(huán)節(jié)。隨著社會的發(fā)展，出行與運輸?shù)姆秶絹碓綇V，頻率越來越高，節(jié)奏越來越快。所以人類對出行和運輸行和運輸所用的工具特別重視，不斷地開發(fā)新品種。汽車就是人類開發(fā)出的杰出產(chǎn)品之一，并己成為人類社會活動中難以離開的必需品。進入20世紀以來，全世界的汽車保有量愈來愈多，特別是第二次世界大戰(zhàn)以后汽車保有量增加很快，1950年為6897萬輛，而在1986年達到5.033億輛，如今己達到6.785

8、億輛。在汽車運輸成本中，燃料消耗占20%-30%，而目前汽車發(fā)動機使用的仍是石油燃料，隨著國民經(jīng)濟的進步和交通運輸?shù)陌l(fā)展，特別是當今能源供給日趨緊張，如何使汽車節(jié)能降耗，發(fā)揮出最佳社會效益，成為一個急需解決的現(xiàn)實問題。 傳動系統(tǒng)是發(fā)動機與整車聯(lián)系的橋梁，傳動系統(tǒng)設計的好壞將直接影響到整車的動力性和燃油經(jīng)濟性。在整車和發(fā)動機參數(shù)確定后，選擇合適的傳動系參數(shù)，使發(fā)動機經(jīng)常在其理想的工作去附近工作[1]。合理設計傳動系統(tǒng)，使整車既滿足動力性要求又最大程度的提高燃油經(jīng)濟性是至關重要的。 1.2國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 自70年代世界范圍能源危機發(fā)生以后，各國汽車界都被迫努力降低燃料消耗，圍繞汽車和發(fā)動機采

9、取了一系列措施，包括提高汽車的行駛效率、提高發(fā)動機性能、開發(fā)利用新型動力、優(yōu)化動力傳動系統(tǒng)[2]。由于傳動系統(tǒng)參數(shù)是直接影響整車動力性、燃油經(jīng)濟性的重要因素，國內(nèi)外汽車學者、專家都十分重視整車、發(fā)動機與傳動系統(tǒng)匹配的技術研究工作。在國外，1972年美國通用汽車公司首先開發(fā)汽車動力性、燃油經(jīng)濟性通用性預測程序CP-SMI，該程序可以模擬汽車在任何行駛工況下的瞬時油耗、累計油耗、行駛時間和距離，預測汽車設計參數(shù)，如質(zhì)量、傳動系速比、空氣阻力系數(shù)等的變化對整車性能的影響[3-5]。 我國汽車動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化匹配研究工作起步比較晚，20世紀80年代以后，國內(nèi)汽車行業(yè)和部分有關院校開展了一些研究工作，

10、如長春汽研所、吉林大學、北京理工大學、清華大學、江蘇大學等院校都開展了該方面的研究工作，取得了一定成果。我國汽車行業(yè)中大部分產(chǎn)品，如整車技術、發(fā)動機技術以及傳動系統(tǒng)參數(shù)不同程度上是采用從國外知名汽車公司技術引進，或參照設計。因此，在我國汽車領域中，進行獨立優(yōu)化匹配應用到商品中的企業(yè)還很少;開展該項匹配技術研究的企業(yè)也只是用一些經(jīng)典理論進行模擬計算，還不具備完全準確優(yōu)化設計能力。目前國產(chǎn)汽車發(fā)動機使用工況多數(shù)是遠離其最佳經(jīng)濟區(qū)域，未能實現(xiàn)動力傳動系統(tǒng)的最佳匹配。因此，通過合理匹配汽車傳動系統(tǒng)來提高汽車運輸效率，降低嫩料消耗，具有較大潛力，是一個值得進一步研究的課題[6]。 1.3主要研究內(nèi)容

11、 從分析整車動力性、燃油經(jīng)濟性開始，結合HFJ7130及DA471QL發(fā)動機性能，分析了汽車傳動系參數(shù)變化對整車動力性、燃油經(jīng)濟性的影響，通過分析最終確定適合整車要求的傳動系參數(shù)。 根據(jù)汽車的實際使用工況，采用計算機模擬發(fā)動機外特性曲線、萬有特性曲線、傳動系統(tǒng)的各文件驅動力曲線、整車的行駛阻力曲線，對上述曲線進行綜合計算、分析，對傳動系統(tǒng)參數(shù)進行優(yōu)化，設計出合理的傳動系參數(shù)。 2汽車動力性和燃油經(jīng)濟性評價 2.1汽車動力性的評價指標 汽車的動力性系指汽車在良好路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率之高低在很大程度上取決于

12、汽車的動力性。所以，動力性是汽車各種性能中最基本、最重要的性能。 從獲得盡可能高的平均行駛速度的觀點出發(fā)，汽車的動力性能主要可由三方面的指標來評定，即： （1） 汽車的最高車速 最高車速是指在水平良好的路面（混凝土或瀝青）上汽車能達到的最高行駛車速。反映汽車本身具有的極限能力。 （2） 汽車的加速性能 汽車的加速能力對平均行駛車速有著很大的影響，特別是轎車，對加速時間更為重視。常用原地起步加速時間與超車加速時間來表示汽車的加速能力。原地起步加速時間指汽車由Ⅰ擋或Ⅱ擋起步，并以最大的加速強度（包括選擇恰當?shù)膿Q檔時機）逐步換至最高檔后到某一預定的距離或車速所需的時間。超車

13、加速時間指用最高檔或次高檔由某一較低車速全力加速至某一高車速所需的時間。因為超車時汽車與被超車輛并行，容易發(fā)生安全事故，所以超車加速能力強，并行行程短，行駛就安全。 一般常用0→402.5m（0→1/4mile）或0→400m的秒數(shù)來表明汽車原地起步加速能力；也有用0→96.6km/h（0→60mile/h）或0→100km/h所需的時間來表明加速能力的。 （3） 汽車的爬坡性能 汽車的上坡能力是用滿載（或某一載質(zhì)量）時汽車在良好路面上的最大爬坡度imax表示的。顯然，最大爬坡度是指Ⅰ擋最大爬坡度。imax代表了汽車的極限爬坡能力，它應比實際行駛中遇到的道路最大坡度超出很多，這是因為應考

14、慮到在實際坡度行駛時，在坡道上停車后順利起步加速、克服松軟坡道路面的大阻力、克服坡道上崎嶇不平路面的局部大阻力等要求的緣故。 轎車的最高車速大，加速時間短，經(jīng)常在較好的路面上行駛，一般不強調(diào)它的爬坡能力。貨車在各種道路上行駛，所以必須具有足夠的爬坡能力，一般imax在30%即16.7左右。 2.2汽車燃油經(jīng)濟性評價指標 汽車的燃油經(jīng)濟性常用一定運行工況下汽車行駛百公里的燃油消耗量或一定燃油量能使汽車行駛的里程來衡量。 在我國及歐洲，燃油經(jīng)濟性指針的單位為L/100km，即行駛100km所消耗的燃油升數(shù)。其數(shù)值越大，汽車燃油經(jīng)濟型越差。美國為MPG或mile/USgal，指的是每

15、加侖燃油能行駛的英里數(shù)。這個數(shù)值越大，汽車燃油經(jīng)濟性越好。 等速行駛百公里燃油消耗量是常用的一種評價指標，指汽車在一定載荷（我國標準規(guī)定轎車為半載、貨車為滿載）下，以最高擋在水平良好路面上等速行駛100km的燃油消耗量。常測出每隔10km/h或20km/h速度間隔的等速百公里燃油消耗量，然后在圖上連成曲線，稱為等速百公里燃油消耗量曲線，用來評價汽車的燃油經(jīng)濟性。 但是，等速行駛工況并沒有全面反映汽車的實際運行工況，特別是在市區(qū)行駛中頻繁出現(xiàn)的加速、減速、怠速停車等行駛工況。因此，在對實際行駛車輛進行跟蹤測試統(tǒng)計的基礎上，各國都制定了一些典型的循環(huán)行駛試驗工況來模擬實際汽車運行狀況，并以其百

16、公里燃油消耗量（或MPG）來評定相應行駛工況的燃油經(jīng)濟性。 歐洲經(jīng)濟委員會(ECE)規(guī)定，要測量車速為90km/h或120km/h的等速百公里燃油消耗量和按ECE—R.15循環(huán)工況的百公里燃油消耗量，并各取1/3相加作為混合百公里燃油消耗量來評定汽車燃油經(jīng)濟性。美國環(huán)境保護局(EPA)規(guī)定，要測量城市循環(huán)工況（UDDS）及公路循環(huán)工況（HWFET）的燃油經(jīng)濟性（單位為每加侖燃油汽車行駛英里數(shù)mile/gal），并按下式計算綜合燃油經(jīng)濟性（單位為mile/gal） 以它作為燃油經(jīng)濟性的綜合評價指標。 循環(huán)工況規(guī)定了車速—時間行駛規(guī)范，例如，何時換擋、何時制動以及行車的速度和加速度等數(shù)值

17、。因此，它在路上試驗比較困難，一般多規(guī)定在室內(nèi)汽車底盤測功機（轉鼓試驗臺）上進行測試；而規(guī)定在路上進行試驗的循環(huán)工況均很簡單。 2.3影響汽車燃油經(jīng)濟性的因素 下面分別從使用與汽車結構兩個方面討論影響汽車燃油經(jīng)濟性的因素，從而可以看出提高燃油經(jīng)濟性的一些途徑。 1.使用方面 （1）行駛車速 汽車在接近于低速的中等車速時燃油消耗量最低，高速時隨車速增加，燃油消耗量迅速加大。這是因為在高速行駛時，雖然發(fā)動機的負荷率較高，但汽車的行駛阻力增加很多而導致百公里油耗增加的緣故。 （2）擋位的選擇 在一定道路上，汽車用不同排擋行駛，燃油消耗量是不一樣的。顯然，在同一道路條件與車速下，雖然

18、發(fā)動機發(fā)出的功率相同，但擋位越低，后備功率越大，發(fā)動機的負荷率越低，燃油消耗率越高，百公里燃油消耗量就越大，而使用高擋時的情況則相反。 （3）掛車的使用 運輸企業(yè)中普遍拖帶掛車，這是提高運輸生產(chǎn)率和降低成本，包括降低燃油消耗量的一項有效措施。拖帶掛車后節(jié)省燃油的原因有兩個：一是帶掛車后阻力增加，發(fā)動機的負荷率增加，使燃油消耗率下降；另一個原因是汽車列車的質(zhì)量利用系數(shù)（即裝載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量之比）較大。 （4）正確的保養(yǎng)與調(diào)整 汽車的調(diào)整與保養(yǎng)會影響到發(fā)動機的性能與汽車的行駛阻力，所以對百公里油耗有相當?shù)挠绊?。例如，一般駕駛員經(jīng)常用滑行距離來檢查底盤的技術狀況。當汽車的前輪定位準確，制

19、動器摩擦片與制動鼓有正常的間隙，輪胎氣壓正常，各相對運動零部件滑磨表面光潔、間隙恰當并有充分的潤滑油時，底盤的行駛阻力減小，滑行距離便大大增加。阻力較小的裝載質(zhì)量為2.5t的汽車，在良好水平道路上以30km/h的車速開始摘擋滑行，滑行距離應達200～250m，當滑行距離由200m增至250m時，油耗可降低7%。 2.汽車結構方面 （1）縮減轎車總尺寸和減輕質(zhì)量 又大又重的豪華轎車（有的達2.7t以上）比小而輕的輕型或微型汽車（質(zhì)量只有500kg上下）的油耗幾乎要高3～5倍。大型轎車廢油的原因是大幅度的增加了滾動阻力、空氣阻力、加速阻力和坡度阻力。為了保證高動力性而裝用的大排量發(fā)動機，行駛

20、中負荷率低也是原因之一。 （2）發(fā)動機 發(fā)動機中的熱損失與機械損失占燃油化學能中的65%左右。顯然，發(fā)動機是汽車燃油經(jīng)濟性最有影響的部件。目前看來提高發(fā)動機經(jīng)濟性的主要途徑為： ①提高現(xiàn)有汽油發(fā)動機的熱效率與機械效率。 ②擴大柴油發(fā)動機的應用范圍（1996年西歐柴油轎車的市場份額已達21.5%）。 ③增壓化（目前常提供選用的增壓汽油機，采用增壓的柴油機已很普遍）。 ④廣泛采用電子計算機控制技術（如電控汽油噴射系統(tǒng)、柴油機的高壓共軌系統(tǒng)、可變進氣流量控制和可變配氣相位控制等）。 （3）傳動系 傳動系的擋位增多后，增加了選用合適擋位使發(fā)動機處于經(jīng)濟工作狀況的機會，有利于提高燃油經(jīng)濟

21、性。擋數(shù)無限的無級變速器，在任何條件下都提供了使發(fā)動機在最經(jīng)濟工況下工作的可能性。若無級變速器始終能維持較高的機械效率，則汽車的燃油經(jīng)濟性將顯著提高。 目前，在轎車上的到廣泛應用的無級變速器是自動液力變矩器。不過，由于液力變矩器的傳動效率較低，汽車裝用自動液力變矩器后，燃油經(jīng)濟性均有所下降。但由于它具有起步平穩(wěn)、操作簡便、乘坐舒適性好等優(yōu)點而受到人們的歡迎。近年來，為了節(jié)油和進一步提高動力性，自動液力變速器的擋數(shù)有所增加，一般為四個擋；在有的擋位（如三擋）進行功率分流，即較大部分功率不經(jīng)過液力變矩器而直接經(jīng)輸出軸輸出；高擋裝有鎖止離合器，當離合器鎖止時滑轉完全消除提高了傳動效率，從而提高了裝

22、有液力變速器汽車的燃油經(jīng)濟性。 （4）汽車的外形與輪胎 降低CD值是節(jié)約燃油的有效途徑。當CD值由0.42降低到0.3時，其混合百公里燃油消耗可降低9%，而以150km/h等速行駛的油耗則可降低25%左右[7]。 2.4汽車動力性和燃油經(jīng)濟性綜合評價 現(xiàn)有的汽車動力性和燃油經(jīng)濟性指標是相互矛盾的。因為動力性好，特別是汽車加速度和爬坡性能好，一般要求汽車穩(wěn)定行駛的后備功率大；但是對于燃油經(jīng)濟性來說，后備功率增大，必然降低發(fā)動機的負荷率，從而使燃油經(jīng)濟性變差。從汽車使用要求來看，既不可脫離汽車燃油經(jīng)濟性來孤立地追求動力性，也不能脫離動力性來孤立地追求燃油經(jīng)濟性，最佳的設計方案是汽車的動力性

23、與燃油經(jīng)濟性之間取得最佳折中。 目前，在進行動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化匹配時，一般應用多任務況燃油經(jīng)濟性或汽車原地起步連續(xù)換檔加速時間與多任務況燃油經(jīng)濟性的加權值作為綜合評價指標，而這些指標實際上是汽車基本性能指針，并不能定量反映汽車動力傳動系統(tǒng)的匹配完善程度，也不能提示動力傳動系統(tǒng)改善的潛力和途徑。汽車動力性燃油經(jīng)濟性的綜合評價指標，應該能定量反映汽車動力傳動系統(tǒng)匹配的程度，能夠反映出發(fā)動機動力性與燃油經(jīng)濟性的發(fā)揮程度，能夠提示汽車實際行駛工況所對應的發(fā)動機工況與其理想工況的差異，能夠提示動力傳動系統(tǒng)改善的潛力和可能的途徑。 汽車動力性燃油經(jīng)濟性的綜合評價指標。 （1）動力性能發(fā)揮程度的評價指標

24、——驅動功率損失率 在行駛文件位一定的情況下，驅動功率損失率表示實際汽車動力傳動系統(tǒng)特性與理想的動力傳動系的差距，反映了汽車動力性的大小與汽車動力性能發(fā)揮程度。其值越小，發(fā)動機與傳動系統(tǒng)在動力性能方面匹配得越好。 （2）經(jīng)濟性能發(fā)揮程度的評價指標——有效效率利用率 有效效率利用率為發(fā)動機常用工況平均有效效率與經(jīng)濟區(qū)有效效率的比值。有效效率利用率能夠反映出發(fā)動機經(jīng)濟性能發(fā)揮程度，其值越大，發(fā)動機與傳動系統(tǒng)在經(jīng)濟性能方面匹配得越好。 （3）汽車動力傳動系統(tǒng)匹配的綜合指標——汽車能量利用率 汽車能量利用率是指燃料的化學能轉化為汽車有用功的效率。汽車的能量利用率是一個新的概念，它統(tǒng)一了兩個相

25、互制約的概念:燃料經(jīng)濟性和生產(chǎn)率。這個指標把發(fā)動機和底盤的固有特性與汽車實際行駛條件相結合，既反映汽車具有的能力，又反映了汽車的實際使用效率。因此，用它作為汽車動力傳動系統(tǒng)合理匹配綜合評價指標，既反映汽車動力傳動系統(tǒng)與使用工況的匹配程度，又能提高動力傳動系統(tǒng)改善的潛力和途徑。 2.5汽車經(jīng)濟性和動力性的相互關系 經(jīng)濟性和動力性是密切相關的，其聯(lián)系的紐帶就是車輛行駛時所需的驅動力和所匹配發(fā)動機的萬有特性。 在車輛參數(shù)和發(fā)動機萬有特性確定的情況下，提高汽車的爬坡能力和加速度需要增加傳動系統(tǒng)的傳動比，最高車速與傳動比、車輛阻力特性密切相關。而傳動系統(tǒng)傳動比對整車經(jīng)濟性有著重要的作用。在進行經(jīng)濟

26、性改進時，就必須考慮動力性。沒有動力性，經(jīng)濟性就失去了意義；沒有經(jīng)濟性，動力性也就喪失了競爭力。這需要對兩項進行統(tǒng)籌考慮，在充分分析的基礎上，經(jīng)過實際驗證，確定合理的結構參數(shù)，使動力性和經(jīng)濟性同時得到滿足。 2.6本章小結 首先介紹了汽車動力性的評價指標，分別從最高車速、爬坡度、加速時間三個方面分別進行闡述。然后介紹汽車燃油經(jīng)濟性的評價指標。最后，簡要的對汽車動力性與燃油經(jīng)濟性進行綜合分析。 3汽車的動力性計算 3.1汽車車身及發(fā)動機參數(shù) 3.1.1 HFJ7130車身參數(shù) （1）HFJ7130基本參數(shù) 汽車整備質(zhì)量:895 kg 最大總質(zhì)量:1270 kg 最高車速: 14

27、0 km/h 最大爬坡度: 36% 最小轉彎半徑: 9.5m 最小離地間隙:150mm （2）底盤 輪胎型號:165/65R13 驅動型式:FF 制動裝置型式(前/后):前盤后鼓制動器 離合器型式:單片，膜片彈簧式 變速器型式:齒輪嚙合式，五前進檔(均有同步器)，一倒退檔 3.1.2發(fā)動機參數(shù) （1）基本參數(shù) 型式:四缸、四沖程、水冷、直列、橫置、頂置雙凸輪軸、四氣門、電 控制點火、電控燃油噴射 額定功率:58 kW/5400r/min 最大扭矩:108 N.m/4000r/min 最低燃油消耗率:270 g/kW h 額定轉速:5400 r/min 怠速轉

28、速:800 r/min （2）發(fā)動機外特性 表3.1 DA471QL發(fā)動機外特性數(shù)據(jù) 工況（r/min） 扭矩（N*m） 功率（kW） 耗油率（g/kW*h） 1500 93.40 14.65 274.189 2000 93.49 19.59 266.217 2500 97.88 25.64 259.419 3000 104.67 32.87 252.462 3500 107.05 39.23 248.911 4000 108.06 45.56 251.887 4500 107.89 50.83 260.079

29、5000 105.71 55.33 268.602 5400 102.03 57.68 283.117 （3）發(fā)動機萬有特性 表3.2 DA471QL發(fā)動機萬有特性數(shù)據(jù) 轉速 r/min 功率 kw 耗油率g/kw.h 轉速 r/min 功率 kw 耗油率g/kw.h 5400 55.02 289.815 5000 52.98 274.358 5400 52.5 272.382 5000 47.36 266.044 5400 45.39 273.785 5000 42.13 269.383 5400 39.67

30、 283.659 5000 36.63 279.632 5400 33.85 297.320 5000 31.38 293.083 5400 28.21 315.515 5000 26.12 308.637 5400 22.4 342.653 5000 20.80 335.129 5400 17.02 387.780 5000 15.74 378.593 5400 11.16 482.386 5000 10.36 471.114 5400 5.63 771.246 5000 5.29 735.526 4500 4

31、8.44 262.810 4000 42.80 254.780 4500 44.63 259.184 4000 38.58 258.842 4500 43.36 259.966 4000 37.77 258.835 4500 38.75 265.633 4000 33.74 262.671 4500 33.93 273.981 4000 29.33 271.811 4500 29.2 284.492 4000 25.12 281.457 4500 24.67 296.537 4000 20.91 295.896

32、 續(xù)表3.2 4500 19.62 321.360 4000 16.74 319.049 4500 14.94 359.709 4000 12.46 361.594 4500 10.13 435.466 4000 8.29 445.844 3500 37.15 260.174 3000 31.61 253.346 3500 33.21 255.569 3000 28.29 255.417 3500 29.36 258.813 3000 25.04 258.730 3500 25.61 267.273 3000

33、 21.98 266.404 3500 21.95 278.087 3000 18.89 275.565 3500 18.18 293.036 3000 15.69 290.198 3500 14.61 317.258 3000 12.48 314.256 3500 10.95 357.199 3000 9.21 355.684 3500 7.28 438.986 3000 6.17 436.737 3500 3.92 638.572 3000 4.35 541.640 2500 24.41 257.868 2

34、000 18.07 296.599 2500 21.84 257.028 2000 16.26 306.163 2500 19.16 262.028 2000 14.57 313.388 2500 16.66 270.126 2000 12.91 326.259 2500 14.33 280.432 2000 11.24 339.787 2500 11.76 295.911 2000 9.58 344.835 2500 9.23 324.921 2000 7.91 354.416 2500 7.09 365.00

35、0 2000 6.16 376.495 2500 5.10 428.574 2000 5.57 375.621 1500 13.44 296.718 1500 12.45 290.076 1500 11.09 291.553 1500 9.83 303.052 1500 8.59 313.335 1500 7.39 328.796 1500 6.05 355.123 1500 5.97 360.476 3.1.3傳動系參數(shù)的確定 HFJ7130采用DABS10—4型系列前驅動變速器，其結構特點為齒輪傳動、小模數(shù)小壓力

36、角、兩軸式、全同步器、手動五檔，扭矩范圍為110N*m。 分析DABS10—4系列變速器速比方案，提出3種變速器傳動比預選方案，見下表 表3.3 變速器傳動系參數(shù)選擇方案 檔位 傳動比方案 方案1 方案2 方案3 速比 總傳動比 速比 總傳動比 速比 總傳動比 一擋 3.416 16.072 3.416 14.989 3.416 12.943 二擋 1.894 8.911 1.894 8.31 1.894 7.176 三擋 1.28 6.022 1.28 5.616 1.28 4.849 四擋 0.914 4.3

37、0.914 4.010 0.914 3.463 五擋 0.757 3.562 0.757 3.322 0.757 2.868 主減速器 4.705 4.388 3.789 3.2汽車動力性計算 3.2.1最高車速、爬坡度 3.2.1.1驅動力的計算 式中：T—發(fā)動機輸出轉矩（N*m） —主減速比， —變速器速比， —傳動效率，取=0.92 —車輪滾動半徑，取=270mm 由上述公式,通過發(fā)動機外特性參數(shù)，分別計算出變速器處于不同擋位、發(fā)動機不同轉速時的最大驅動力，然后通過發(fā)動機轉速與車

38、速的轉換關系：計算出發(fā)動機各轉速n和變速器處于不同擋位時的車速，并根據(jù)計算結果作出汽車的驅動力曲線。 3.2.1.2行駛阻力的計算 汽車的行駛阻力主要有四部分組成：滾動阻力Ff、空氣阻力Fw、加速阻力Fa和坡度阻力Fi 汽車行駛的總阻力為 式中：—滾動阻力系數(shù)，且，取=0.012，=0.0028，=0.002 —車重（=1270kg） —空氣阻力系數(shù)（=0.32） —汽車迎風面積（查得=2.08488m2） —車速（km/h） —汽車爬坡度 3.2.1.3繪制驅動力—阻力平衡圖、功率平衡圖 根據(jù)上述計算結果，繪制驅動力—阻力平衡圖、功率平衡圖[8]，

39、 圖3.1 主減速比為4.705時的功率平衡圖 圖3.2 主減速比為4.705時的驅動力—阻力平衡圖 圖3.3主減速比為4.388時的功率平衡圖 圖3.4 主減速比為4.388時的驅動力—阻力平衡圖 圖3.5主減速比為3.789時的功率平衡圖 圖3.6 主減速比為3.789時的驅動力—阻力平衡圖 由上述功率平衡圖和驅動力—阻力平衡圖可以看出，功率平衡法和驅動力平衡法所得到的結論是相吻合的。 在配備不同主減速器時 ，一擋爬坡能力均能達到36%以上，滿足設計要求。 表3.4 三種主減速比時最高車速與發(fā)動機轉速 主減速比 變速器工作在4擋 變速器工作

40、在5擋 最高車速（km/h） 發(fā)動機轉速（r/min） 最高車速（km/h） 發(fā)動機轉速（r/min） 4.705 127.9 5403.5 161.2 5640.5 4.388 136.9 5394 159.3 5198.4 3.789 157.8 5368.7 149.4 4209.8 由上表可以看出，三種主減速比時的最高車速全部滿足不小于140km/h的要求，但三種減速比下最高車速對應的發(fā)動機工作狀態(tài)卻不同。發(fā)動機工作轉速越高，其工作性能可靠性越低。因此，在選擇主減速比時，應考慮整車行駛最高車速的同時，降低發(fā)動機的工作轉速。 變速器主減速比為4.

41、705時，五擋時的最高車速為161.2km/h，發(fā)動機轉速5640.5r/min，發(fā)動機工作在額定轉速，該方案不合理。 變速器主減速比為4.388時，五擋時的最高車速為159.3km/h，發(fā)動機轉速為5198.4r/min，與主減速比為4.705方案比較，性能有所改善。 變速器主減速比為3.789時，五擋時的最高車速為149.4km/h,發(fā)動機轉速為4209.8r/min，四擋時的最高車速為157.8km/h，發(fā)動機轉速為5368.7r/min。如果僅從最高車速和發(fā)動機可靠性來考慮，該方案是最好的。 3.2.2加速時間 汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度來評價。

42、 由汽車行駛方程可得 根據(jù)驅動力和行駛阻力計算出各擋位下的加速度[9] 根據(jù)汽車所受的驅動力和行駛阻力的合力，汽車三種主減速比下的加速度曲線見下圖 圖3.7 主減速比為4.705時的加速度曲線 圖3.8主減速比為4.388時的加速度曲線 圖3.9 主減速比為3.789時的加速度曲線 根據(jù)加速度圖可進一步求得由某一車速加速至某一較高車速所需的時間， 由運動學可知 即加速時間可用計算機進行積分計算或用圖解積分法求出。用圖解積分法，將加速度曲線轉換成加速度倒數(shù)曲線。曲線下兩個速度區(qū)間的面積就是通過此速度區(qū)間的加速時間。常將速度區(qū)間分為若干間隔，通過確定面積來計

43、算加速時間。 圖3.10主減速比為4.705時的加速度倒數(shù)曲線 如上圖所示，主減速比為4.705時，用一擋起步后連續(xù)換擋，車速由20km/h到120km/h的加速時間就是加速度倒數(shù)曲線與橫軸所圍的面積 A=72.5367(s2.km/h/m)=72.5367*1000/3600=20.149（s） 即配備主減速比為4.705的變速器時，車速由20km/h到120km/h，并且均在最佳換檔時刻換擋所用的加速時間為20.149秒。 圖3.11主減速比為4.388時的加速度倒數(shù)曲線 主減速比為4.388時，用一擋起步后連續(xù)換擋，車速由20km/h到120km/h的加速時間就是

44、加速度倒數(shù)曲線與橫軸所圍的面積 A=74.9488(s2.km/h/m)=74.9488*1000/3600=20.819(s) 即配備主減速比為4.388的變速器時，車速由20km/h到120km/h，并且均在最佳換檔時刻換擋所用的加速時間為20.819秒。 圖3.12主減速比為3.789時的加速度倒數(shù)曲線 主減速比為3.789時，用一擋起步后連續(xù)換擋，車速由20km/h到120km/h的加速時間就是加速度倒數(shù)曲線與橫軸所圍的面積 A=76.3482(s2.km/h/m)=76.3482*1000/3600=21.21(s) 即配備主減速比為3.789的變速器時，車速由20k

45、m/h到120km/h，并且均在最佳換檔時刻換擋所用的加速時間為21.21秒。 車速從20km/h到120km/h，主減速比為3.789時的加速時間最長，主減速比為4.705 時的加速時間最短，也就是說其加速性能最好。 3.3本章小結 介紹HFJ7130、DA471QL發(fā)動機的基本參數(shù)，初步選定變速器主減速器傳動比的三種方案，對三種傳動比下整車動力性進行分析，從而得出三種傳動比下的動力性能數(shù)據(jù)，包括整車的最高車速、最大爬坡度和加速時間。 4汽車燃油經(jīng)濟型計算 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，我國汽車工業(yè)正在經(jīng)歷快速發(fā)展階段，能源將是內(nèi)燃機面臨的嚴峻問題。我國石油地質(zhì)資源量940億噸，可開采資源量

46、為141億噸，占世界總量的4.5%。1999年底，我國累計探明石油地質(zhì)儲量205.6億噸，可開采儲量為59.3億噸，占世界總量的4.3%。我國人均石油儲量僅為世界的10%。我國石油年消耗量已達2億多噸，為安全儲備，今后每年國產(chǎn)石油維持在2億噸左右，需要增加的依靠進口。1993年開始我國已成石油凈進口國，每年進口遞增1000萬噸。2000年進口石油7000萬噸，支出200多億美元。目前， 我國已成為僅次于美國的第二大石油進口國。因此，整車的燃油經(jīng)濟性是國家與消費群體面臨的共同問題。 評價汽車燃油經(jīng)濟性的指針是單位行駛里程（通常為100公里）的燃油消耗量QS（L/100km），其計算公式為：

47、 式中：—燃油消耗率 —燃油重度，汽油的可取為6.96～7.15N/L —汽車的行駛車速（km/h） 因此，只要知道值，就可以求得汽車某個速度下的燃油經(jīng)濟性。計算步驟為： （1）計算出與速度、傳動比相對的發(fā)動機轉速n （2）計算在速度下，發(fā)動機所消耗的功率 （3）根據(jù)速度和發(fā)動機所消耗的功率，在萬有特性圖上查得燃油消耗率 （4）將、、代入公式，即可求得速度下的等速燃油經(jīng)濟性 （5）改變與的值，即可計算出不同擋位下汽車不同速度下等速百公里油耗，即汽車的燃油經(jīng)濟性。 4.1等速行駛工況燃油消耗量計算 根據(jù)等速行駛車速及阻力功率，在發(fā)動機萬有特性圖上可

48、確定相應的燃油消耗率。從而計算出以該車速等速行駛單位時間內(nèi)的燃油消耗率 式中：—燃油消耗率，單位為 —燃油重度，汽油的可取為6.96～7.15N/L 等速百公里燃油消耗量為： 4.1.1變速器主減速比為4.705時汽車百公里燃油消耗量 圖4.1主減速比為4.705時發(fā)動機油耗曲線 （1）汽車時速為80km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （2）汽車時速為100km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （3）汽車時速為120km/h時的百公里燃油消

49、耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 4.1.2變速器主減速比為4.388時汽車百公里燃油消耗量 圖4.2主減速比為4.388時發(fā)動機油耗曲線 （1）汽車時速為80km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （2）汽車時速為100km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （3）汽車時速為120km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 4.1.3變速器主減速比為3.789時汽車百公里燃油消耗量 圖4.3主減速比為3.789時發(fā)

50、動機油耗曲線 （1）汽車時速為80km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （2）汽車時速為100km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 （3）汽車時速為120km/h時的百公里燃油消耗量 根據(jù)上圖確定燃油消耗率 百公里燃油消耗量 4.2多任務況循環(huán)行駛燃油消耗量計算 在汽車加速行駛時，發(fā)動機還要提供為克服加速阻力所消耗的功率。若加速度為，則發(fā)動機提供的功率應為 下面計算由以等加速度加速行駛至的燃油消耗量。把加速過程分隔為若干區(qū)間，例如按速度每增加1km/h為一個小區(qū)間，每個區(qū)間的

51、燃油消耗量可根據(jù)其平均的單位時間燃油消耗量與行駛時間之積來求得。各區(qū)間起始或終了車速所對應時刻的單位時間燃油消耗量（ml/s），可根據(jù)相應的發(fā)動機發(fā)出的功率與燃油消耗率求得 而汽車行駛速度每增加1km/h所需時間（s）為 從行駛初速度加速至+1km/h所需燃油量（ml）為 式中，為行駛初速度時，即時刻的單位時間燃油消耗量（ml/s）；為車速為+1km/h時，即時刻的單位時間燃油消耗量（ml/s）。 由車速+1km/h再增加1km/h所需的燃油量（ml）為 式中，為車速為+2km/h時，即時刻的單位時間燃油消耗量（ml/s）。 依此，每個區(qū)間的燃油消耗量為 …

52、 式中，，，…，為，，…，各個時刻的單位時間燃油消耗量（ml/s）。 整個加速過程的燃油消耗量（ml）為 加速區(qū)段內(nèi)汽車行駛的距離（m）為 4.3等減速行駛工況燃油消耗量的計算 減速行駛時，節(jié)氣門松開（關至最小位置）并進行輕微制動，發(fā)動機處于強制怠速狀態(tài)，其油耗量即為正常怠速油耗。所以，減速工況燃油消耗量等于減速行駛時間與怠速油耗的乘積。減速時間（s）為 式中，、為起始及減速終了的車速（km/h）；為減速度（m/s2）。 減速過程燃油消耗量（ml）為 式中， 為怠速燃油消耗率（ml/s）。 減速區(qū)段內(nèi)汽車行駛的距離（m）為 4.4怠速停車時的燃油消耗量

53、 若怠速停車時間為（s），則燃油消耗量（ml）為 4.5整個循環(huán)工況的百公里燃油消耗量 對于由等速、等加速、等減速、怠速停車等行駛工況組成的循環(huán)，如ECE-R.15和我國貨車六工況法，其整個試驗循環(huán)的百公里燃油消耗量（L/100km）為 式中，為所有過程油耗量之和（ml）；為整個循環(huán)的行駛距離（m）。 4.6本章小結 主要針對所選擇的三種主減速比，按照國家相應整車燃油法規(guī)的要求對汽車的經(jīng)濟性進行計算。以汽車的等速行駛工況、怠速行駛工況、等加速行駛工況、等減速行駛工況為基礎，計算出三種主減速比時的整車百公里燃油消耗量，為最終主減速比的選擇提供了依據(jù)。 結 論 本文結合HF

54、J7130轎車，概括總結汽車動力性、燃油經(jīng)濟性的評價指標和計算方法。對HFJ7130轎車配置DA471QL發(fā)動機后采用不同的變速器主減速比時整車的動力性、燃油經(jīng)濟性進行計算，并得到以下結論： 1.在滿足國家現(xiàn)行燃油法規(guī)的前提下，為了兼顧整車動力性與燃油經(jīng)濟性，HFJ7130轎車配置DA471QL發(fā)動機后，其變速器的主減速器傳動比選擇4.388比較合適，其既能滿足整車動力性要求又能有較合適的經(jīng)濟型。 2.通過計算分析，采用上述計算方法能夠對整車的動力性、燃油經(jīng)濟性作出較為準確的計算，能夠對汽車傳動系參數(shù)進行優(yōu)化。 3.鑒于時間和條件有限 ，本文的計算還有不完善的地方，應該進一步詳細分析各處

55、影響環(huán)節(jié)，為提高計算的準確性繼續(xù)工作。 參考文獻 [1] 何 仁，王建峰. 汽車動力傳動系統(tǒng)合理配備的實用方法[J].中國公路學報,2000,1(1):100-108 [2] 張京明, 周金寶. 汽車動力性燃油經(jīng)濟性的綜合評價. 1996,18(1):51-54 [3] 夏迎春, 陳慧巖. 動力傳動系統(tǒng)的整體控制技術[J]. 車輛與動力技術,2002,(2):43-47 [4] 徐中明, 羅衛(wèi)東. 汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的計算機模擬與傳動系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設計[J].貴州農(nóng)機學報,1995,14(1):58-63 [5] 宋寶玉, 任秉銀. 汽車傳動系參數(shù)優(yōu)化設計系統(tǒng)的研究[J]. 哈爾濱工業(yè)大學學報,2001,33(2):179-182 [6] 李宏德. 計算機輔助汽車機械傳動系統(tǒng)動力性能分析[J]. 河南科學,1998,12(4):455-458 [7] 余志生. 汽車理論[M]. 第四版. 北京:機械工業(yè)出版社,2006 [8] 莊志. 發(fā)動機使用外特性曲線的一種擬合方法. 客車技術,2002,(2):24-24 [9] (德)米奇可.M. 汽車動力學,A卷,陳萌三譯,人民交通出版社(1992)