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汽 車 技 術(shù)汽 車 技 術(shù) 并聯(lián)混合動力轎車傳動比初選方法 鐘再敏 馬 勇 （同濟(jì)大學(xué) ） 【摘要 】通過分析 ，對混合動力汽車傳動比的選擇給出了初步結(jié)論 ：從動力性角度出發(fā) ，當(dāng)動力源工作在最大功 率點時 ，恰當(dāng)選擇傳動系統(tǒng)的總傳動比 ，使得汽車能夠達(dá)到最高設(shè)計車速 ，選擇此時傳動比為最小傳動比 ；綜合考慮 最大爬坡度 、附著率及汽車最低穩(wěn)定車速 3 方面的問題確定最大傳動比 ；最大和最小傳動比之間的中間擋位應(yīng)按照 等比級數(shù)分配傳動比的原則進(jìn)行分配 。 主題詞：并聯(lián)混合動力汽車 傳動比 動力性 中圖分類號： U469.7 文獻(xiàn)標(biāo)識碼： A 文章編號： 1000－3703（2010）09－0024－04 The Method of Drive Ratio Configuration for Parallel Hybrid Car Zhong Zaimin, Ma Yong （Tongji Universityy） 【Abstract】A primary conclusion is given for the selection of drive ratio of hybrid car based on analysis: from the dynamic point of view, when the power source operates at the maximum power point, selecting appropriately the overall drive ratio of the driveline, which enables the vehicle to obtain the maximum design speed, the drive ratio selected at this moment is the minimum drive ratio; define the maximum drive ratio based on the maximum gradient, adhesion rate and the minimum vehicle stable speed; the intermediate gear between the maximum and minimum drive ratio shall be assigned according to the principle of geometric sequence drive ratio assignment. Key words：Parallel hybrid vehicle, Drive ratio, Dynamics 1 前言 汽車傳動系統(tǒng)傳動比的選定包括變速器擋位 、 各擋位齒數(shù)比以及主減速器齒數(shù)比 。 對于以傳統(tǒng)發(fā) 動機(jī)作為動力源的汽車而言 ，傳動系統(tǒng)傳動比的選 擇有完整的理論和較成熟的實踐經(jīng)驗 ，但是對并聯(lián) 式混合動力汽車而言 ，由于電機(jī)特性與發(fā)動機(jī)特性 有較大差別 ，同時電機(jī)控制也較為靈活 ，因此在確定 傳動系統(tǒng)傳動比時 ，傳統(tǒng)經(jīng)驗就不完全適用 。 2 并聯(lián)式混合動力汽車結(jié)構(gòu)簡介及模型 建立 2.1 結(jié)構(gòu)簡介 并聯(lián)式混合動力汽車結(jié)構(gòu)如圖 1 所示 。 該并聯(lián) 式混合動力汽車基于機(jī)械式自動變速器 （AMT）平 臺 ，發(fā)動機(jī)和電機(jī)的動力在變速器前由離合器進(jìn)行 耦合 。 離合器 、變速器以及相應(yīng)的自動執(zhí)行機(jī)構(gòu)組 成 AMT 系統(tǒng) 。 圖 1 并聯(lián)混合動力汽車典型結(jié)構(gòu) 這種并聯(lián)式混合動力結(jié)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)發(fā)動機(jī)和電 機(jī)分別驅(qū)動車輛 ，或通過扭矩耦合聯(lián)合驅(qū)動車輛模 式 ，有結(jié)構(gòu)簡單 、扭矩分配靈活等特點 。 2.2 模型建立 本文采用傳統(tǒng)發(fā)動機(jī)汽車和混合動力汽車各項 表征動力性的指標(biāo)比較來確定傳動比的差別及選擇 方法 ，因此必須首先建立兩個可用于比較的模型 。 車輛動力性由動力源的功率來表征 。 選定的兩 個比較模型出發(fā)點就是兩個模型的動力源最大功率 相同 ，這樣在保證動力性相同的基礎(chǔ)上討論傳動系 發(fā)動機(jī) 變速器 電池 逆變器 電機(jī) /發(fā)電機(jī) ·設(shè)計 ·計算 ·研究 ·設(shè)計 計算 研究 24— — 2010 年 第 9 期 統(tǒng)的傳動比分配問題才有意義 。 本文選擇 48 kW 發(fā)動機(jī)作為傳統(tǒng)汽車模型的 動力源 ， 用 37.5 kW 發(fā)動機(jī)和 10.5 kW 電機(jī)聯(lián)合作 為混合動力汽車模型的動力源 。 為了使模型更具有普遍性和參考價值 ，對于汽 車功率采用比功率的概念描述 ，即單位汽車總質(zhì)量 具有的發(fā)動機(jī)功率 ，用符號 P m 表示汽車比功率 ： P m = 1 000P e m （1） 本文中計算使用的參數(shù)均取自某一微型轎車 ， 該車動力源具有 48 kW 的最大功率 ， 整備質(zhì)量為 910 kg，滿載質(zhì)量為 1 250 kg。 采用的模型最大比功 率為 52.7 kW/t（通常比功率的計算采用整備質(zhì)量 ）。 本文采用的模型比功率在轎車中是比較小的 ， 屬于微型車范疇 （表 1）。 表 1 常見轎車比功率 混合動力汽車模型的發(fā)動機(jī)較輕 ， 但具有附加 的驅(qū)動電機(jī)和電池質(zhì)量 ， 因此整備質(zhì)量一般會大于 傳統(tǒng)汽車 ， 其差別與具體部件的選型相關(guān) 。 本文旨 在討論確定傳動比的新思路和方法 ， 因此在進(jìn)行各 項動力性指標(biāo)的對比計算時采用車輛滿載質(zhì)量 ，一 方面以消除兩個模型的整備質(zhì)量差別 ， 另一方面保 證模型的可比較性 。 比較兩個模型動力源比功率特性以及扭矩特性 如圖 2 所示 。 （a）比功率特性 （b）輸出扭矩特性 圖 2 模型動力源比功率特性及輸出扭矩特性 在低速段時 ， 混合動力模型的功率比傳統(tǒng)車模 型略大 ，而輸出扭矩遠(yuǎn)大于傳統(tǒng)車模型 ；在高速段 ， 兩個動力源模型的輸出扭矩幾乎相等 。 電機(jī)本身具有額定功率和瞬時功率 ， 上面的計 算使用電機(jī)的額定功率 ， 因此在不考慮電池容量前 提下 ， 功率是可以持續(xù)輸出的 。 電機(jī)瞬時功率一般 約為額定功率的 3 姨 倍 ，即可以達(dá)到 18 kW，在車 輛行駛時電機(jī)瞬時功率在加速 、 爬坡等工況下可以 為車輛帶來更好的動力 ，本文在傳動比的選擇上 ，仍 保守地以額定功率作為計算基礎(chǔ) 。 2.3 混合動力模型動力源功率選擇依據(jù) 選擇混合動力模型動力源發(fā)動機(jī)與電機(jī)的功率 比為 3.6:1，這樣選擇出于以下兩點考慮 ： a. 當(dāng)電機(jī)無法提供動力時 ， 發(fā)動機(jī)可以單獨 驅(qū)動車輛完成跛行模式行駛過程 。 b. 電機(jī)功率可以在適當(dāng)擋位下完成起步和驅(qū) 動車輛行駛 ，能夠?qū)崿F(xiàn)純電動模式 。 本文模型使用微型車參數(shù) ， 因此以上比例并不 一定適合動力源功率較大的混合動力車型 。 3 最小傳動比的選擇 當(dāng)動力源工作在最大功率點時 ， 恰當(dāng)選擇傳動 系統(tǒng)的總傳動比能夠使汽車達(dá)到最高設(shè)計車速 ，此 時變速器的傳動比為最小傳動比 。 因此 ， 本文中兩 個模型最小傳動比的選擇相同 。 本文模型設(shè)計最大車速為 150 km/h， 根據(jù)參考 車型數(shù)據(jù) ，兩種模型的最小傳動比暫選為 i g5 =0.838， 主減速器減速比 i 0 =4.412。 4 最大傳動比的選擇 確定最大傳動比時 ，要考慮最大爬坡度 、附著率 以及汽車最低穩(wěn)定車速 3 方面的問題 。 附著率需要 考慮到輪胎和路面的情況 ，這里不做討論 。 4.1 根據(jù)爬坡度計算 汽車爬大坡時 ，車速很低 ，因此忽略空氣阻力 ， 汽車的最大傳動比要滿足 ： i g1 ≥ G（f cos α max +sin α max ）r T tqmax i 0 η T （2） 式中 ， α max 為轎車的最大爬坡度 ，一般超過 30%；r 為 車輪半徑 ；T tqmax 為動力源最大扭矩 ；f 為滾動阻力系 數(shù) ；i 0 為主減速比 。 考慮到爬坡是在比較低的車速下 ， 因此選取發(fā) 動機(jī)轉(zhuǎn)速在 1 600 r/min 時兩種模型動力源能夠提 供的最大扭矩作為計算標(biāo)準(zhǔn) 。 分別計算可得 ， 傳統(tǒng) 車型 比功率 /kW·t -1 車型 比功率 /kW·t -1 寶馬 325 107 雅閣 2.4 84 寶來 1.8T 84 奧迪 A6 1.8T 75 寶來 1.8 70 凱越 1.6 63 QQ1.1 56 長安奔奔 1.3 63 40 30 20 10 0 0 2 000 4 000 6 000 轉(zhuǎn)速 /r·min -1 電機(jī) 混合動力發(fā)動機(jī) 混合動力聯(lián)合輸出 傳統(tǒng)車發(fā)動機(jī) 比 功 率 / k W · t - 1 0 2 000 4 000 6 000 150 100 50 0 轉(zhuǎn)速 /r·min -1 扭 矩 / N · m 混合動力聯(lián)合輸出 傳統(tǒng)車發(fā)動機(jī) 電機(jī) 混合動力發(fā)動機(jī) ·設(shè)計 ·計算 ·研究 ·設(shè)計 計算 研究 20 年 第 期 25— — 汽 車 技 術(shù)汽 車 技 術(shù) 車 1 擋傳動比最小值 i g1min 為 3.34； 混合動力模型 i g1min 為 2.07； 如果混合動力模型電機(jī)不提供輸出功 率 ，那么相應(yīng)的 1 擋傳動比最小值 i g1min 為 4.22。 4.2 根據(jù)最小車速計算 為了保證汽車可以在較低速度爬行 ， 滿足汽車 在城市中堵車 、泊車等工況需求 ，變速器 1 擋傳動比 應(yīng)該能使汽車在一定低速下穩(wěn)定行駛 ， 本文界定對 于傳統(tǒng)汽車以發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 900 r/min 且離合器完全 接合時汽車的行駛速度為最低車速 。根據(jù)汽車?yán)碚?， 當(dāng)最低車速為 4~6 km/h 時 ，相應(yīng) 1 擋傳動比為 3.3~ 4.9，結(jié)合參考車型 ，將傳統(tǒng)車模型的 1 擋傳動比暫 選為 3.818；對于混合動力汽車 ，由于電機(jī)可以在極 低車速下輸出穩(wěn)定扭矩 ， 并且本文采用的并聯(lián)混合 動力模型可以具有純電動工作模式 ， 因此混合動力 汽車模型最大傳動比的選擇可以不受最小車速條件 的約束 。 4.3 根據(jù) 1 擋加速性能計算 在乘用車設(shè)計中 ， 最大傳動比的選擇更多是根 據(jù)其加速性能最終確定的 。 最大傳動比除了滿足起 步要求外 ， 還要使車輛能夠在低速時具有更好的加 速能力 ，滿足車輛實際使用需要 。 下面考察傳統(tǒng)車不同的 1 擋傳動比對其加速性 能的影響 。 汽車行駛方程式 ： a= du dt = 1 δm [F t -（F f +F w ）] （3） 式中 ，F(xiàn) t 為驅(qū)動力 ；F f 為滾動阻力 ；F w 為空氣阻力 。 將汽車?yán)碚撝?F t 、F f 和 F w 的計算公式分別代入 式 （3）并分別取 i g1 值從 2.5～4.5 之間的一系列數(shù)值 ， 針對兩個模型計算可以得到圖 3 所示曲線 。 圖 3 兩個模型不同 1 擋傳動比下加速度特性 從圖 3 可以看出 ，在最大傳動比的選取上 ，在保 證加速度前提下 ，混合動力模型可以比傳統(tǒng)車模型選 的小一些 。 僅從圖上來看 ，傳動比可以選到 2.5 以下 。 5 傳動系統(tǒng)擋數(shù)和各擋傳動比的選擇 對于傳統(tǒng)汽車 ， 增加擋位數(shù)可以改善汽車的動 力性和經(jīng)濟(jì)性 。 經(jīng)過多年實踐 ， 普通手動變速器轎 車普遍采用 5 擋變速器 ，既能減小發(fā)動機(jī)排量 ，同時 不會使傳動系統(tǒng)過于復(fù)雜 ， 從而達(dá)到在保證動力性 的前提下節(jié)省燃油的目的 。 本文的傳統(tǒng)汽車模型也采取 5 擋變速器 。 根據(jù) 汽車?yán)碚?，在分配中間各擋傳動比時 ，主要原則是充 分利用發(fā)動機(jī)提供的功率 ，提高汽車動力性 。 為方便討論 ，再假設(shè)兩個對比模型 ，如圖 4 和圖 5 所示 ，兩種都具有 3 個擋位的傳動系統(tǒng) ，最大和最 小傳動比都相同 ，中間傳動比不同 。 （a）功率外特性曲線 （b）1 擋 （c）2 擋 （d）3 擋 圖 4 i g1 /i g2 =i g2 /i g3 時不同擋位下發(fā)動機(jī)功率覆蓋面積 （a）功率外特性曲線 （b）1 擋 （c）2 擋 （d）3 擋 圖 5 i g1 /i g2 ＞i g2 /i g3 時不同擋位下發(fā)動機(jī)功率覆蓋面積 汽車在全油門開度下加速時 ， 在 1 擋發(fā)動機(jī) 達(dá)到最大功率輸出時換入 2 擋可以保證 1 擋發(fā)動 機(jī)功率得到充分發(fā)揮 ， 從而獲得最大動力 ；2 擋換 入 3 擋也是如此 。 每個擋位下發(fā)動機(jī)功率的覆蓋 面積和傳動比分配方式有關(guān)系 ， 不同擋位積分得 到的功率覆蓋面積也有所不同 。 這個覆蓋面積越 大意味著發(fā)動機(jī)在轉(zhuǎn)速隨車速和擋位變化時可以 利用的功率越多 ，從而使汽車加速時間越短 ，動力 0 50 100 150 200 i g1 =3.818 i g2 =2.613 i g3 =0.838 60 40 20 0 車速 /km·h -1 功 率 / k W 50 40 30 20 10 0 0 2 000 4 000 6 000 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 i g1 功 率 / k W 0 2 000 4 000 6 000 50 40 30 20 10 0 i g2 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 功 率 / k W 0 2 000 4 000 6 000 50 40 30 20 10 0 i g3 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 功 率 / k W 0 2 000 4 000 6 000 50 40 30 20 10 0 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 功 率 / k W i g3 60 40 20 0 0 50 100 150 200 i g1 =3.818 i g2 =2.613 i g3 =0.838 車速 /km·h -1 功 率 / k W 0 2 000 4 000 6 000 50 40 30 20 10 0 i g1 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 功 率 / k W 0 2 000 4 000 6 000 50 40 30 20 10 0 i g2 功 率 / k W 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速 /r·min -1 0 10 20 30 40 50 60 4.0 3.5 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 傳統(tǒng)車 i g1 =2.5 傳統(tǒng)車 i g1 =3.0 傳統(tǒng)車 i g1 =3.5 傳統(tǒng)車 i g1 =4.5 傳統(tǒng)車 i g1 =3.818 混合動力車 i g1 =2.5 混合動力車 i g1 =3.0 混合動力車 i g1 =3.5 混合動力車 i g1 =4.5 車速 /km·h -1 加 速 度 / m · s - 2 ·設(shè)計 ·計算 ·研究 ·設(shè)計 計算 研究 26— — 2010 年 第 9 期 性越好 。 通過求覆蓋面積極值 ，可以獲得最佳中間 傳動比分配方式 。 發(fā)動機(jī)輸出扭矩外特性曲線可以用三次或三 次以上的多項式來表示 。 本文使用的發(fā)動機(jī)模型 外特性曲線是用四次多項式通過最小二乘法擬合 獲得 ，即 ： T tq =a 0 +a 1 n+a 2 n 2 +a 3 n 3 +a 4 n 4 （4） 設(shè) i g1 =i g2 q 1 ，i g2 =i g3 q 2 ,發(fā)動機(jī)輸出最大功率處的轉(zhuǎn) 速為 n m ，則圖 4 和圖 5 中的 2 擋和 3 擋可利用功率 曲線覆蓋面積之和為 ： Q= nm nmq1 乙 p e dn+ nm nmq2 乙 p e dn （5） 代入公式并整理可以獲得 ： Q=2（b 1 n 6 m +b2n 5 m +b3n 4 m +b4n 3 m +b5n 2 m ） -b1n 6 m （q 6 1 +q 6 2 ）-b2n 5 m （q 5 1 +q 5 2 ） -b3n 4 m （q 4 1 +q 4 2 ）-b4n 3 m （q 3 1 +q 3 2 ） -b5n 2 m （q 2 1 +q 2 2 ） （6） 根據(jù)數(shù)學(xué)中的平均值不等式定理 （代數(shù)平均值 大于或等于幾何平均值 ， 等號成立的條件為各個元 素相等 ）， 式 （6） 中 q n 1 +q n 2 ≥2 q n 1 q n 2姨 （其中 ，n= 2,3,4,5,6）， 因 此 Q 取最大值的條件為 q 1 =q 2 = i g3 /i g1姨 ，即每兩個相鄰擋位之間的傳動比的比值相 等 ，此時各擋傳動比是按照等比級數(shù)分配 。 將擋位數(shù)擴(kuò)展到 5 個擋 ， 應(yīng)用平均值不等式定 理同樣可以得到相同的結(jié)論 。 上述結(jié)論對混合動力 汽車模型同樣適用 。 6 減少 1 個擋位的混合動力汽車與傳統(tǒng)汽 車動力性比較 6.1 選定模型傳動系統(tǒng)參數(shù) 對于傳統(tǒng)汽車模型和混合動力汽車模型傳 動比的選擇 ，經(jīng)過前面的分析可以得到以下 3 個 原則 ： a. 兩種模型最小傳動比選擇要相同 。 b. 混合動力汽車模型的最大傳動比可以選小一 些 ，基本可以選到 2.5 以下 ，但要大于 2.07（爬坡要 求 ）。 c. 對于最大和最小傳動比之間的中間擋位 ，兩 種模型都應(yīng)按照等比級數(shù)分配傳動比的原則進(jìn)行分 配 ，以充分利用動力源的功率 。 結(jié)合參考車型 ， 最終選定兩個模型的傳動比見 表 2。 表 2 混合動力汽車模型最終選定的傳動比 從表 2 中可以看出 ，混合動力汽車模型的傳動 系統(tǒng)相當(dāng)于傳統(tǒng)車模型傳動系統(tǒng)去掉了第 1 擋和 倒擋 。 除了車速極低的情況外 ，兩種模型的傳動比 對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)能力相同 ，即對經(jīng)濟(jì)性能的影 響相同 。 在低速時 ，混合動力汽車模型的純電動模 式可以解決少了 1 個擋位后的低速爬行問題和倒 車問題 。 6.2 動力性能比較 從圖 6 中可以看出 ， 在不同擋位的動力源低速 段兩種模型功率輸出特性幾乎相同 ， 而高速段功率 輸出不同 ，并且與換擋時機(jī)有密切關(guān)系 。為了能夠統(tǒng) 一標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行比較 ， 本文比較兩種模型全油門加速能 力 ，即 0~100 km/h 加速時間和加速到最大車速的時 間 ，來說明動力性差異 。 圖 6 兩種模型功率外特性對比 畫出兩種模型的加速度倒數(shù)與車速之間關(guān)系曲 線如圖 7 所示 ， 各條曲線與車速軸圍成的面積中最 小面積即為最快加速所需時間 。 根據(jù)公式 ： t= t 0 乙 dt= v2 v1 乙 1 a du=A （7） 分段計算兩種模型從 0~100 km/h 和加速到最 大車速的加速時間 （理論上最大車速為 150 km/h）， 其中將起步時間也計算在內(nèi) ， 最終獲得對比數(shù)據(jù)如 表 3 所列 。 （下轉(zhuǎn)第 32 頁 ） 車速 /km·h -1 0 20 40 60 80 100 120 140 160 50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0 傳統(tǒng)汽車 混合動力汽車 阻力功率 功 率 / k W 傳動比 傳統(tǒng)汽車 混合動力汽車 i g1 3.818 2.613 i g2 2.613 1.789 i g3 1.789 1.224 i g4 1.224 0.838 i g5 0.838 —— i gR 3.583 —— ·設(shè)計 ·計算 ·研究 ·設(shè)計 計算 研究 20 年 第 期 27— — 汽 車 技 術(shù)汽 車 技 術(shù) （a）傳統(tǒng)車模型 （b）混合動力車模型 圖 7 兩種模型加速度倒數(shù)及最小覆蓋面積對比 表 3 加速性能對比 從表 3 可以看出 ， 混合動力汽車和傳統(tǒng)汽車相 比雖然少了 1 擋 ，但是動力性卻仍然比原車好 ，又因 為擋位數(shù)目有所減少 ， 從而可以在相同的行駛條件 下減少換擋次數(shù) 。 前面的討論都是針對全油門情況 ， 在車輛實 際使用中 ，全油門工況較少 ，絕大多數(shù)時間發(fā)動機(jī) 在部分節(jié)氣門開度下以部分負(fù)荷特性工作 。 由于 電機(jī)扭矩調(diào)節(jié)不依附于節(jié)氣門開度 ， 具有很大的 靈活性 ， 因此可以根據(jù)發(fā)動機(jī)的最佳工作點對發(fā) 動機(jī)輸出功率進(jìn)行調(diào)節(jié) 。 在瞬時工況中 （如起步或 短時超車等 ）， 電機(jī)還能夠爆發(fā)瞬時功率提供動 力 ， 因此混合動力對發(fā)動機(jī)動力性方面缺陷的彌 補將更加明顯 。 在去掉傳統(tǒng)汽車 1 擋和倒擋后 ， 混合動力汽車 模型傳動系統(tǒng)的擋位總數(shù)變?yōu)?4 個 ， 對于變速器齒 輪軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化 、 換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)的優(yōu)化以及換擋控 制都帶來諸多好處 ， 如果就此深入研究將更好地推 動混合動力技術(shù)的應(yīng)用和推廣 。 參 考 文 獻(xiàn) 1 余志生 . 汽車?yán)碚?. 北京 . 機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2006. 2 吳光強(qiáng) . 汽車?yán)碚?. 北京 ： 人民交通出版社 ， 2007. （責(zé)任編輯 簾 青 ） 修改稿收到日期為 2010 年 8 月 1 日 。 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0 0 50 100 加 速 度 倒 數(shù) / s 2 · m - 1 i g1 =3.818 i g2 =2.613 i g3 =1.789 i g4 =1.224 i g5 =0.838 車速 /km·h -1 車速 /km·h -1 傳統(tǒng)汽車 混合動力汽車 加速時間 /s 換擋 次數(shù) 加速時間 /s 換擋 次數(shù) 0～100 21.72 3 20.04 2 0～150 112.07 4 102.66 3 i g1 =2.613 i g2 =1.789 i g3 =1.224 i g4 =0.838 3.0 2.5 2.0 1.5 1.0 0.5 0 0 50 100 車速 /km·h -1 加 速 度 倒 數(shù) / s 2 · m - 1 知其數(shù)值變化范圍都符合廠方規(guī)定的要求 。 圖 13 前懸架垂直剛度仿真曲線 4 結(jié)束語 通過對懸架仿真結(jié)果特性參數(shù)的分析 , 可知該 輕型載貨汽車設(shè)計中存在的缺陷 ： a. 前懸架的主銷橫向偏移距偏大 ， 容易發(fā)生 制動跑偏 、前束變化不合理等 。 b. 車輪跳動過程中輪距變化較大 ， 會引起 兩側(cè)輪胎方向相反的側(cè)偏運動 ，從而產(chǎn)生輪胎側(cè) 向力 ，導(dǎo)致輪胎的磨損 ，同時影響汽車的操縱穩(wěn) 定性 。 參 考 文 獻(xiàn) 1 常明 . 汽車底盤構(gòu)造 . 北京 ：國防工業(yè)出版社 , 2005. 2 汽車設(shè)計手冊 . 整車 ·底盤卷 . 長春汽車研究所 .1998 3 《汽車工程手冊 》編輯委員會 . 北京 ：人民交通出版社 .2007. 4 余志生 . 汽車?yán)碚?. 北京 : 機(jī)械工業(yè)出版社 , 2008. 5 陳軍 . MSC. ADAMS 技術(shù)與工程分析實例 . 北京 ： 中國水 利水電出版社 , 2008. 6 錢尼君 , 黃菊花 . 汽車前懸架系統(tǒng)動力學(xué)仿真與分析 . 南 昌大學(xué)學(xué)報 ·工科版 , 2008, 30（1）: 49~52. 7 胡磊 , 周君 . 基于 ADAMS 前雙橫臂獨立懸架的建模和仿 真分析 . 輕型汽車技術(shù) ， 2007（7）：27~29. 8 宋傳學(xué) , 蔡章林 . 基于 ADAMS/CAR 的雙橫臂獨立懸架建 模與仿真 . 吉林大學(xué)學(xué)報 （工學(xué)版 ）, 2004, 34 （4）: 554~ 558. 9 趙亮 , 張立軍 . 基于 ADAMS 的某 SUV 車前懸架定位參數(shù)分 析 . 遼寧工業(yè)大學(xué)學(xué)報 （自然科學(xué)版 ）, 2008, 28（3）: 192~194. 10 明巧紅 , 鐘紹華 . 基于 ADAMS 的雙橫臂獨立懸架的優(yōu) 化設(shè)計 . 專用汽車 ，2008:56~58. （責(zé)任編輯 學(xué) 林 ） 修改稿收到日期為 2010 年 8 月 15 日 。 245 225 205 185 165 145 -50 0 50 100 車輪跳動 /mm 前 懸 架 垂 直 剛 度 / N · m m - 1 ·設(shè)計 ·計算 ·研究 · （上接第 27 頁 ） 設(shè)計 計算 研究 32— —