后轮驱动（精选5篇）
后轮驱动 篇1
0引言
1970年以前,后轮驱动汽车在我国汽车市场上占据主导地位[1]。随着时间的推移,1970年往后,因为前轮驱动汽车在生产成本及重量上的优势,开始在国内占据主导地位。由于后轮驱动汽车在操控性能等方面具备一定优势,所以在一些中高端汽车上还仍比较常见[2]。
关于爬坡性能分析,国外没有对爬坡度进行分析的文章,国内有运用汽车最大坡角实验来研究质心的高度以及摩擦因子等系数对最大爬坡度的影响,但是因考虑风阻影响较小,忽略了风阻对爬坡度的影响。但是风阻是否真的可以忽略不计,并没有实际的去计算考量。
本文首先运用汽车理论公式分别计算出考虑风阻的最大爬坡度并与相同条件下的前轮驱动汽车作比较,第二步计算不考虑风阻的最大爬坡度。而后运用软件进行了后轮驱动车辆的动力性方面的仿真,从建模到参数的输入,再到仿真的结果的输出,最后结合理论对仿真结果进行对比分析[3]。
1爬坡过程力学分析
图1为汽车加速上坡时的受力图。图中G是汽车所受的重力;ɑ是道路的坡角;hg是汽车质心的高度;Fw是空气阻力;Tf1、Tf2是分别作用在前轮与后轮上的滚动阻力偶矩;Tje是作用在横置发动机飞轮上的惯性阻力偶矩;Tjw1、Tjw2是分别作用于前轮和后轮上的惯性阻力偶矩;Fzw1、Fzw2为作用在车身上分别位于前轮和后轮接地点上方的空气升力;Fz1、Fz2是分别作用于前轮和后轮上的地面法向反作用力;Fx1、Fx2是分别作用于前轮和后轮上的地面切向反作用力;L为汽车轴距; a、b是汽车质心与前后轴之间的距离。
汽车的最大爬坡角度主要取决于两个因素:
1) 发动机提供的最大转矩所决定的牵引力Ft:
式(1)中:Ttq表示的是发动机转矩,ig表示的是变速器的传动比,i0表示的是主减速器的传动比,ηT表示的是传动系的效率,r为车轮半径。
汽车行驶方程:
当在斜坡上时[4]:
式中:Ff表示的是滚动阻力,Fw表示的是空气阻力,Fi表示的是坡道阻力,Fj表示的是汽车行驶时所需要克服的加速阻力,G表示的是重力,CD表示的是空气阻力系数,A表示的是迎风面积,ua表示的是汽车行驶速度,δ表示的是汽车旋转质量转换系数,m表示的是质量。
2) 汽车的动力性还受轮胎与地面的附着条件的限制,作用于轮胎上的转矩Tt引起的地面切向反作用力不能大于附着力。对于后轮驱动的汽车来说,有:
式(7)中:Tf2表示的是后驱动轮上的滚动阻力偶矩, Fx2为后轮上的地面切向反作用力,ϕ 称为附着系数。
如图1当在坡道上时,将作用在汽车前、后轮与道路接触中心取力矩,得到作用在前、后轮上的地面法向反作用力Fz1、Fz2:
根据汽车理论里面的知识,忽略掉旋转质量惯性阻力偶矩与滚动阻力偶矩之后,式(8)可以修改成下列式子:
2后轮驱动汽车整车参数及最大爬坡度的确定
根据滚动阻力系数f、汽车阻力系数CD与迎风面积A和传动系统效率ηT的选取来计算作用于汽车上的牵引力。
根据汽车理论里面的介绍,对于我们生活当中的路面来说,一般是良好的沥青或者混凝土路面,可以将滚动阻力系数选取在0.010~0.018之间, 本文f选取的值为0.015。
本文采用典型的轿车的模型,根据迎风面积的计算公式:A=0.81宽×高[5],计算出迎风面积值A=2.12,空气阻力系数选取为CD=0.32。
根据该后轮驱动汽车采用的是五档变速,单级主减速器,可计算出整体效率:ηT=0.89。
2.1后轮驱动汽车最大爬坡度计算
如上所述,后轮驱动汽车的最大爬坡度取决于两个因素。一是后轮驱动汽车的最大爬坡度的确定与后轮驱动汽车的最大转矩所能提供的牵引力;二是汽车轮胎与地面的附着条件的限制,即作用于轮胎上的转矩Tt引起的地面切向反作用力不能大于附着力。根据这两个条件便可求得后轮驱动汽车的最大爬坡度。
由发动机提供的最大转矩所决定的牵引力式(1)和汽车的行驶方程(2)所产生的平衡关系,可得:
再将Ff、Fw、Fi、Fj的表达式代入式(10)得:
式 (11) 中n代表的是最大扭矩所对应的转速。
因为在最大坡度处整车基本上没有加速度,所以将式 (12) 整理得:
设 sina =t ,则式 (13) 可以整理得:
然后根据已有数据可求得t,再求反三角函数即可求得最大爬坡角a。
由表1及查阅资料可得:
2.1.1 求Ft,ua,Fw:
将Ttq、r、ig、i0、ηT代入式(10)得Ft:
Ft=Ttqigi0ηT/r=235*3.62*3*0.89/0.305=7447.11N
将n 、 r 、 ig、 i0代入式可以得到速度为 ua: 45.00km/h
将ua、A、CD代入式(4)得:Fw= 64.95N
2.1.2含有Fw的最大爬坡度
再将Fw、G、f、Ft代入式(13)可以得:
解方程式可得t1=0.466,t2=0.492。这里取t=t1继而求得a=27.78°
由imax=tana*100%,可以求得:
2.1.3忽略Fw的最大爬坡度
忽略Fw,可以求得t1= 0 . 4 7 0 , t2= 0 . 4 9 7 。这里取t=t1,继而求得a=28.03°
由imax=tana*100%,可以求得:
2.2可行性验证
2.2.1公式验证
根据后轮驱动汽车的最大转矩所确定的最大牵引力和汽车行驶方程,可以得到后轮驱动汽车的最大爬坡度。这只是满足了动力性方面的要求,还需结合式(7)来验证后轮驱动汽车是不是满足作用于轮胎上的转矩Tt引起的地面切向反作用力没有大于附着力。
式 (7) 中W表示的是车轮上由上向下的法向载荷,与Fz大小相等,方向相反。所以式(7)可以改成下列形式:
由于是后轮驱动FZ等于式(9)中的FZ2。如果式(14)也成立,则最大爬坡角a成立;如果式子(14)不成立,则需要通过式(14)重新确定最大爬坡角a 。再根据最大爬坡度与最大爬坡角之间的换算便可得到最大爬坡度,
2.2.2代入数据
因为是无风天气所以ur=ua。对于式(14)后轮驱动代入数据后得:
根据在最大驱动力下需满足附着力方程的要求,得最大爬坡度imax=52.68%
对于前轮驱动的车子代入数据得:
可见,在同等条件下改成前轮驱动力不满足附着力要求,最大爬坡度就达不到52.68%
3CRUISE建模与仿真
AVL-CRUISE软件主要用于对车辆的动力性,燃油经济性和排放性能进行仿真,对于后轮驱动汽车最大爬坡度是属于车辆动力性里面的内容,一些直观的结果便可在AVL-CRUISE中体现出来[6,7]。
3.1后轮驱动汽车建模
如图2所示,后轮驱动汽车模型主要包括轮胎 ( W h e e l ) 、制动器 ( B r a k e ) 、发动机( E n g i n e )、减速器(Single Ratio)、变速箱(Gear box)、离合器(Clutch)、差速器(Differential)、驾驶室 (Cockpit)模块等。
汽车模型能量链接及信号连接:
模型中的能量链接包括机械链接,排气系统链接和电器系统链接。这里的能量链接指的就是其中的机械链接[8]。如图2所示,图形中每个组件都有小方块在边上,这就是建立能量链接的点。鼠标右键点击其中的一个小方块,再点击connect就可以建立链接。当两个部件中有蓝色的线相连接,则此时两部件处于机械链接状态。机械链接是模型当中必不可少的一部分,也是比较简单的一部分,基于汽车构造基础理论便可以顺利的建立汽车模型。
信号连接是建立模型中比较难的一部分,也是模型能否正常运行最关键的一部分[9]。要想正确的建立组件间的信号连接,需要对汽车系统有比较细致的认识, 需要了解控制关系和各个组件之间的信号流向,只有清楚的了解信息的流向才能正确的建立模型之间的信号连接。如图2所示,车辆防滑控制(ASC)需要离合器 (Clutch)、Load signal和后轮滑行信号的输入。像前轮滑行系数则不在后轮驱动防滑控制的考虑之内。
各个组件的参数输入:
先是对于整车参数的一些设置,例如整备质量,发动机的参数,离合器的参数等。而后对运算的任务进行参数的设置,例如驾驶员的信息,风速等[10]。
3.2仿真计算与分析
3.2.1仿真计算
在进行完模型的建立,能量链接,信号连接及参数设置之后需要对之前的步骤进行检查,Cruise软件里的键可以检查模型中存在的问题[11]。
该模型是针对UDC工况(欧洲公交车客车循环工况)进行仿真(如图3所示)。
爬坡性能分析分为两种:一是Climbing Performance without slip(在不考虑侧滑的情况下,汽车所能达到的最大爬坡度,如图4所示);第二个就是Climbing Performance without slip-limited(考虑一定侧滑,也就是在满足附着力的情况下的最大爬坡度,如图5所示)。
如图4、图5两幅图,在不考虑侧滑和考虑有限侧滑的情况下,两幅图的曲线走向是相同的,由图可以看出,爬坡度的最大值在一档的位置上。当汽车挂在一档时,车速在45km/h左右时可以达到最大爬坡度imax= 47%。
图6表达的是前轮驱动汽车在考虑附着力的情况下的最大爬坡度。
3.2.2分析
1)如图4,图5所示。两图的曲线所对应的x,y轴数据都是相同的,这个仿真结果满足式(17),与计算值式(14)存在约5.68%的误差。通过驱动力所计算的最大爬坡度满足附着力的要求,所以考虑附着力与不考虑附着力的仿真结果应该相同,仿真结果满足要求。
2)如图5,图6所示。两图分别表示在满足附着力的要求下,后轮驱动汽车与前轮驱动汽车的最大爬坡度,两图满足式(17)和式(18)的计算。后轮驱动汽车满足附着力的要求,能达到最大驱动力下最大爬坡度,而前轮则不能。
3)如图5,图7所示。图5表示的是考虑附着力和风阻的情况下,后轮驱动汽车所能达到的最大爬坡度,图7表示的是考虑附着力,但是不考虑风阻下的最大爬坡度。两图可以看出波峰之间的坡度差为0.5%,满足式(15)与式(14)之差。
4结论
1)由分析可知,在本文所述条件下,后轮驱动汽车的最大爬坡度要大于前轮驱动汽车的最大爬坡度。由此也可体现出后轮驱动汽车,在上述情况下的动力性能是要强于前轮驱动汽车的。
2 )考虑风阻的情况下,通过理论计算所得最大爬坡度为52.68%,仿真结果约为47%,两者结果误差5.68% 。在不考虑风阻的情况下,通过理论计算所得最大爬坡度为53.24%,
仿真结果约为47.5%,两者结果误差5.74% 。考虑风阻与不考虑风阻两种情况下,理论计算值之差为0.56% ,仿真值之差为0.5%与计算值相符合。所以可认定为,不计入风阻的爬坡度要比算入风阻的爬坡度高0.5% 。0.5%的坡度在要求比较严格的状态下还是需要计算在内的。
后轮驱动 篇2
随着篱架型作物(葡萄、黄瓜、豇豆)种植面积的不断扩大,广大种植户对实现篱架型作物生产机械化的愿望愈发强烈。特别是近几年来,“作物标准化栽培”示范区建设及相应先进农艺技术实施走农机农艺相结合之路,大量农机新技术、新机具的引进,使篱架型作物生产机械化得到了长足的发展,篱架型作物种植生产中的田间耕作、施肥、除草、灌溉等主要环节已实现和基本实现了机械化作业,而篱架型作物理想的作业方式———全程机械化。我国篱架型作物植保机械才刚刚起步,已严重制约了篱架型作物产业化发展进程。
车架作为喷雾车的主要承载结构,其质量和结构形式直接影响到整车的动力性、操纵稳定性、可靠性、经济性、安全性等主要性能,需要仔细设计。在满足喷雾车作业中对车身骨架的刚度、强度及工艺改造等因素要求的同时,应当尽可能减轻它们的质量和降低制造成本。因此,对车架结构进行研究显得十分重要[1,2,3]。
本论文作为863项目课题中一个重要组成部分,主要基于三维软件CATIA构建车架几何实体模型,依托现代有限元分析理论及目前行业内主流分析软件ANSYS生成有限元模型,对车架在典型工况下进行静态强度分析。车架的应力值小于材料的强度极限,满足设计的要求,但整体应力水平相对比较低,材料利用率不高,所以经济性不是很好,本文的研究为后续的结构优化提供了理论依据。
1 车架几何模型建立
ANSYS软件虽然带有建模模块,但其功能有限。因此,本文选取三维造型软件CATIA完成车架几何模型的建立,所建模型如图1所示。
2 有限元模型建立
参数化有限元模型采用梁单元188和质量单元MASS21,共879个节点,920个单元,如图2所示。模型来源:先提取几何模型中的型钢中心线,然后导入ANSYS中,赋予相应的梁单元,在相应的位置施加等效的质量单元。
3 静力分析
3.1 原始模型分析目标
针对初始设计的车架模型进行有限元分析,在各附件如发动机总成、变速器总成、活塞泵总成及水箱等重力载荷下,计算其刚度和强度是否满足要求。以下为原始几何模型,材料为Q235,弹性模量为2.06e11Pa,泊松比为0.3,密度为7 800 kg/m3,发动机总成重190 kg,变速器总成重60 kg,活塞泵总成40 kg,水箱160 kg。
3.2 边界条件及加载
利用APDL对原始模型进行参数化建模,总体施加重力加速度10 N/kg,两条横筋轴处施加全约束,两曲线支架前端全约束。
3.3 强度分析
强度是机械零件正常工作必须满足的最基本的要求。机械零件在工作时,不容许出现结构断裂或塑性变形,也不容许发生表面损坏。汽车的使用工况是相当复杂的,例如有弯曲工况、扭转工况、加速工况、转弯工况和制动工况等。考虑到设计要求的最高车速仅为15～30 km/h,工作车速很低,而且喷雾车工作环境主要是农田,双向驾驶无须急转弯调头。从以上因素出发,主要分析喷雾车车架结构在动载荷作用下的强度特性,认为直接关系到车架结构强度特性的主要工况是水平弯曲工况。
水平弯曲工况下,车架结构主要承受的载荷主要是各零部件总成以及车载乘员货物等质量在重力加速度作用下作产生的重力。该工况下车架结构的扭转角不大,路面的反作用力使车架结构承受对称的垂直载荷并产生水平弯曲变形,其大小取决于作用在车架上的静载荷及垂直加速度。ANSYS中约束和载荷处理办法是在前后悬架装配位置处节点约束六个自由度,用车架结构质量和所承受载荷乘以动载系数(本文动载系数取1.5),方向竖直向下,以模拟该工况下车架结构承受对称垂直动载荷作用。
3.4 强度计算结果及分析
重力加速度取10N/kg,约束条件为:前轮和左、右后轮的三个平动自由度和三个转动自由度均全部约束。
经计算最大应力出现在轴孔约束处,整体应力水平都比较低。最大等效应力为31 MPa小于屈服极限235 MPa,强度满足要求。
4 结语
通过分析喷雾车的工作条件和环境,选取了典型工况对车架结构进行有限元分析,即静态分析和模态分析,得到了车架结构在各典型工况下的应力分布和变形情况,对车架结构的强度和刚度特性进行了校核,为车架结构的优化设计提供了参考依据。从计算结果可以看出车架结构的应力值较低,强度和刚度均有富余,有一定的优化潜力。
参考文献
[1]薛学彪.单前轮导向单后轮驱动篱架型喷雾车车架有限元分析及结构优[D].硕士学位论文,2011,5.
[2]张林涛.客车车身骨架静态特性分析研究[D].合肥工业大学硕士学位论文,2007,12.
汽车前、后轮轮毂滚动轴承的调整 篇3
车轮应能灵活的在轮毂轴承上旋转而无卡滞, 轴向松动量不能过大或过小。过大, 是由于车轮轮毂轴承间隙过大或转向节衬套磨损产生的;轴向松动量过小, 使车轮旋转卡滞发热。检查时, 应先调整车轮轮毂轴承间隙。用千斤顶将车轮顶起, 拆去前轮毂盖, 搬开锁片, 拧下锁止螺母, 取下锁片与锁止垫圈。如东风EQ1090E型汽车用147～196N·m的力矩拧紧调整螺母, 同时向前后两方向转动车轮, 使轴承的圆锥形滚柱正确的落座于轴承圈的锥面上, 然后反方向旋松调整螺母约1～2个锁紧垫片的孔位, 使调整螺母上的止动销与销环上的邻近孔相重合, 再装上锁紧垫圈与锁紧螺母。按与拆装相反的顺序装复零件, 拧紧并用锁片锁住螺母。汽车行驶一段里程后, 用手摸试前轮毂, 如有过热现象, 需要重新调整前轮轮毂轴承的松紧度。
后轮毂轴承调整的操作要点如下:先拧下半轴螺栓, 拆下半轴, 用千斤顶将车顶起;拧下锁紧螺母, 取下锁止垫圈, 取出轮毂外油封和油封外壳, 以200～250N·m的力矩拧紧调整螺母 (以东风EQ1090型汽车为例) ;退回调整螺母, 并接着用手拧紧调整螺母, 使轴承的轴向间隙接近为零。再将调整螺母松退锁紧垫圈1个孔位的距离, 轴承轴向可出现0.11mm的间隙, 最后将锁紧螺母拧紧。按拆下的相反顺序装复好其它零件。调整前要将车辆顶起来, 其它车轮用三角木塞牢, 以防车辆滑动发生危险。调好后应注意检查车轮是否能自由转动, 而又感觉不出有轴向间隙。达到这一要求即说明调整合适。
检查与调整轿车轮毂轴承预紧度时, 将需检查的车轮支起, 并将车轮处于直线行驶位置。用磁力座百分表测量轮毂轴承间隙。具体方法是:用百分表指针靠在轮胎下方的中部, 用手扳动轮胎, 读取轮毂轴承间隙值;也可以把轮胎拆下, 把百分表抵在制动盘的侧面进行检查, 若检查的间隙不符合规定的, 必须进行调整轴承的预紧度。另外也可以用经验法检查, 即用手扳动轮胎, 看是否有明显的松旷感, 必要时应进行调整。
使用自制专用顶板拆装压路机后轮 篇4
1. 制作专用顶板
先切割1块1500mm×350mm×10m m钢板和1根长350 mm的8号方形钢管(或者8号槽钢),并将其毛刺和飞边用磨光机修磨平整;再将加工好的方形钢管与钢板一端对齐后焊接牢固,以用于支撑顶动后轮的千斤顶。如图1所示。
2. 拆卸后轮
首先,将压路机停放在平坦坚实的地面上,后轮右、左两侧需各留有1.5 m的平坦场地,以用于将后轮移出。用塞木将压路机前轮前、后贴地面处塞住,以防止在拆装后轮过程中前轮移动。用竖向放置的千斤顶将要拆卸的后轮大梁后端顶起,使后轮距离地面20 mm为止。
其次,将专用顶板放在后轮下的地面上,将焊有方形钢管的一头置于后轮内侧,如图2所示。方形钢管与后轮内侧的间距a用于横向放置千斤顶,其尺寸以千斤顶活塞杆全部缩回时,能将其放入为宜。专用顶板竖向中心则与后轮中垂线基本重合。
再次,操纵竖向放置千斤顶使其活塞杆缩回,将后轮放下,并使后轮压在专用顶板上。为防止顶大梁的千斤顶倾斜,在其旁边垫上方木。
然后,将后轮端盖及轴端固定螺栓拆下,将横向放置千斤顶就位,使其活塞杆对准后轮内侧边缘处。注意:该千斤顶泵油柱塞顶杆应朝地面,否则柱塞处缺油,千斤顶无法顶出。操纵横向放置千斤顶使其活塞杆伸出,便可将后轮缓缓顶出来。
最后,待横向放置千斤顶活塞杆全部伸出后,取出该千斤顶,将其活塞杆缩回后放回原位。再将后轮与千斤顶之间垫上尺寸适宜的方木,继续操纵千斤顶顶推后轮。如此反复几次,即可将后轮拆下(共顶出600～700 mm)。
3. 安装后轮
首先,将传动小齿轮、驱动大齿轮轴上轴承和后轮内孔上的污物清理干净,并涂上润滑脂。
其次,将专用顶板换向180°,即将焊有方形钢管的一头置于后轮外侧。方形钢管与后轮外侧的间距a用于横向放置千斤顶,其间距a以千斤顶活塞杆全部缩回时,能将其放入为宜。
再次,将后轮推上专用顶板,并使后轮孔轴与后轮轴的轴线基本重合。
最后,放入横向放置千斤顶,顶推操作方法同拆卸一样,如此反复多次,便可将后轮顶推到后轮轴上。如图3所示。
4. 注意事项
拆装压路机后轮时,应防止其自动滚动或倾斜。安装后轮时,若齿轮副错位,可挂上挡,用工具撬动柴油机飞轮,以使其啮合。
后轮驱动 篇5
1.1 汽车后轮罩首次模拟结果分析
1) 模拟参数
材料形状及尺寸:1220*1015*1.0 mm
板材厚度:1.0mm
2) 结果分析
出现这个严重拉裂的现象有以下几种可能: (1) 材料选择不恰当, 抗拉强度低, 塑性不好, 材料流动不充分; (2) 毛坯大小不合适, 由于阻力太大, 流动太慢, 导致拉裂现象; (3) 因压边力太大而使顶盖下边板料拉裂;改材料为正规材料ST14, 改用实际拉延筋, 压边力调整为100t, 进行第二次模拟[2]。
1.2 汽车后轮罩第二次模拟结果分析
2 结果分析
经逐步观看计算过程, 及以上各图所示结果[3,4]。此模型在所给定的条件下, 计算过程中并未产生起皱和拉裂现象, 在应变图中显示应变充分且均匀, 说明以此设计的工艺补充及压料面与压边力的大小是合理的, 能够指导生产。
3 结论
本章介绍了Auto Form模拟软件的特点、仿真模拟的一般流程, 并结合实例对汽车后轮罩进行冲压仿真模拟, 对模拟结果进行分析、优化, 最终得到较为合格的工艺参数, 可用于拉延模的实际设计与制造中。
参考文献
[1]富壮, 徐成林, 刘世宝.冲压成形CAE技术在汽车冲压零件设计流程中的应用[J].汽车工艺与材料, 2009, (2) :16-19.
[2]杨云凌.基于CAE技术的汽车覆盖件冲压工艺分析[D].青岛:青岛理工大学, 2013.
[3]宋燕利, 华林.车身覆盖件拼焊板冲压成形技术的研究现状及发展趋势[J].中国机械工程, 2011, (1) :111-118.