2023年7月25日发(作者：)

AVL CRUISE理论基础

1 Vehicle 整车参数

1.1 汽车瞬时质量的确定

汽车的质量是与汽车装载状态有关的。不同装载情况下，汽车的质量是不同的，可表示为：

mv,actmV(ZV,load) (1-1)

其中， 空载时ZV,load0mV(0)mV,min

半载时ZV,load1mV(1)mV,minmV,zul2

满载时ZV,load2mV(2)mV,zul

如果不是上面这三种状态，则可以按式（1-2）计算汽车的瞬时质量：

mv,actmV(0)mV,zul (1-2)

式中， mV,act：整车的瞬时实际质量，kg；

ZV,load：汽车的载荷状态；

mV,min：是汽车的整备质量，kg；

mV,zul：是汽车的满载质量，kg。

1.2车轮的数量的确定

汽车各个位置的车轮的数量（NW,f,r，NW,f,l,NW,r,r,和NW,r,l）是在考虑了车轮的定位（Lw,i）情况后由车轮的总数量来确定的。

1.3汽车质心位置的确定

由于在进行车轮动载荷分配的计算时需要用到汽车质心位置，所以需要先确定是在下面哪种情况下进行实验的。

（1）在路上行驶

在这种情况下，质心高度和与前轴的距离是与三种负载状态有关的，其计算方法如下：

hV,cog,acthV,cog(ZV,load)

lV,cog,actlV,cog(ZV,load)

(1-3)

(1-4)

式中， hV,cog,act：汽车质心的实际高度，mm； lV,cog,act：汽车质心距前轴的距离，mm；

hV,cog(ZV,load)：依据载荷状态的质心高度，mm；

lV,cog(ZV,load)：依据载荷状态的质心距离前轴的距离，mm。

（2）在底盘测功机上

当在底盘测功机上进行实验时，质心的垂直距离和支撑点的高度是两项很重要的参数。

hV,cog,acthV,cd

式中， hV,cd：在底盘测功机上支撑点的高度，mm。

1.4汽车挂钩上所受的力的确定

汽车挂钩上所受的力是由拖车的质量和拖车所受的阻力引起的。

FAmA,virt[aVgsin(U)]FA,virtcos(U)

式中， FA：汽车挂钩上所受的力，N；

mA,virt：拖车的质量，kg；

a2v：加速度，m/s；

FA,virt

αU实际坡度，rad。

车轮动载荷的确定

A）前轴动载荷

由平衡条件可知对后轮和路面的接触点处取矩的和为0，即：

Mr,ax0

依据式（1-8）可计算出前轴的载荷，为：

FmV,actlV,cog,actW,x,f,axhV,cog,act1lgcosUl(aVgsinu)

V,frV,fr式中， Fw,x,f,ax：前轴的负载，N；

lV,fr：轴距，mm。

前轴的载荷是均匀分布在前轴所有车轮上的，所以右前轮的载荷为：

FFW,x,f,axW,x,f,r2N

W,f,r左前轮的载荷为：

(1-5)

(1-6)

(1-7)

(1-8)

(1-9)

1.5FW,x,f,lFW,x,f,ax2NW,f,l (1-10)

B）后轴动载荷

同前轴一样，对前轮和路面的接触点处取矩的和也应为0，即：

Mf,ax0 (1-11)

所以后轴的动载荷应为：

lV,cog,actgcosUhV,cog,actFw,x,r,axmV,act(aVgsinU)

lV,frlV,fr右后轮的载荷为：

(1-12)

FW,x,r,rFW,x,r,axNW,r,r (1-13)

左后轮的载荷为：

FW,x,r,lFW,x,r,axNW,r,l (1-14)

式中， Fw,x,r,ax：后轴的负载，N。

1.6阻力的确定

A）从物理模块得

汽车所受阻力是由空气阻力，滚动阻力，加速阻力和坡度阻力几部分组成的。其中，滚动阻力是对所有车轮逐个进行计算得到的。

空气阻力

vU,V,relvVvU,air

(1-15)

(1-16)

2FV,air0.5cwAvU,airvU,V,rel

式中， vv：车速，m/s；

vU,air：空气的流动速度，m/s；

vU，V，rel：汽车与空气的相对速度，m/s；

cw：空气阻力系数；

ρU，air：空气的密度，一般取1.2258 N·s·m；

22-4Av：车的迎风面积，m；

FV,air：空气阻力，N。 坡道阻力

UU,upU,dn

(1-17)

(1-18)

FV,inclmv,actgsinU

式中， ααU,up：

：

U,dnαU：实际坡度，rad；

FV,incl：坡道阻力，N。

通过相对推力kV,add,trac和kV,add,push来确定额外的牵引力或者推力。它们与汽车的质量有关，其大小可以通过适用于特殊计算任务（如，最大牵引力）的方程解算器来确定。

总的行驶阻力为 ：

FV,resFV,airFV,incl(kv,add,trackv,add,push)mV,actg

式中， Fv,res：总的行驶阻力，N。

B）从参考汽车的阻力函数得

(1-19)

首先需输入cA，cB和cC三个参数。通过这些参数和式（1-20）可以得出行驶阻力函数，为：

FV,resmactmcWA2cAactcBvVcCvV

mrefmrefcW,refAref (1-20)

式中， mref：参考汽车的质量，kg。

C）从参考汽车的阻力表得

行驶阻力曲线是由力与车速关系得到的。从这个表中可以得出阻力函数中的常数部分和比例部分。

由参考汽车的质量得：

F(v)ABvVF(vV)

(1-21)

(1-22)

(1-23)

vV0AF(vV0)

BF(vV0)

式中， A：阻力函数系数（常数部分），N；

B：阻力函数系数（线性变化部分），Nh/km。

这些部分都与车的实际质量有关，可以分别进行处理。 用式（1-24）计算出阻力函数的高阶的部分，为：

F(vV)F(vV)ABvV (1-24)

现在，可以计算出每个时间步长内的实际阻力（FV,res,ges）。

FV,resmact(ABvV)F(vV)

mref (1-25)

FV,res,gesFV,resFV,incl(kv,add,trackv,add,push)mV,actg

D）从无参考汽车的阻力函数得

(1-26)

输入的cA，cB和cC三个参数。通过这些参数和式（1-27）可以得出行驶阻力函数，为：

2

FV,rescAcBvVcCvV (1-27)

E）从无参考汽车的阻力表得

行驶阻力的曲线是由力与车速关系得到的。从这个表中可以得出阻力函数的常数部分和比例部分。

F(v)ABvVF(vV)

(1-28)

(1-29)

(1-30)

vV0AF(vV0)

BF(vV0)

这些部分都与车的实际质量有关，可以分别进行处理。

用式（1-31）计算出阻力函数的高阶部分，为：

F(vV)F(vV)ABvV (1-31)

现在，可以计算出每个时间步长的实际阻力。

FV,res(ABvV)F(vV)

(1-32)

(1-33)

FV,res,gesFV,resFV,incl(kv,add,trackv,add,push)mV,actg

1.7将滑行特性函数转换成阻力函数或阻力表

在引出滑行特征函数且替换了t变量后，滑行特征函数v=f(t)就被转换成了α=f(v)。再用汽车质量乘以这个特征函数，它就服从阻力特性函数F=f(v)。这个特征函数是非常接近用最小二乘法得到的抛物线FABvCv2的（式中C为阻力函数系数中的三次方部分，Nh2/km2）。 1.8侧向力的计算

为了对车辆转弯工况进行计算需要设定以下这些限制条件：

（1）稳定的转弯状态；

（2）对小角度进行线性化；

（3）用线性逼近的方法处理侧向力；

（4）质心不变；

（5）假设轴上车轮装配在轴的中间；

（6）侧向力和径向力互不影响。

下面是转弯状态下各项参数进行计算。

1）侧向力的总和

FlateralFS,Fs,windFs,

式中， FS,ρ：由侧向加速度引起的侧向力，N；

Fs,wind：由侧向风引起的侧向力，N；

Fs,β：由侧滑引起的侧向力，N；

Flateral：总的侧向力，N。

由下面的式子可以计算出式（1-34）中的各项。

由侧向加速度产生的前(后）轴向力

2Ffront(rear),lateral,mVehiclevVehicleNfront(rear)N

Vehicle式中， Nfront（rear）：前轴（后轴）的车轮数量；

Nvehicle：总的车轮数量；

Mvehicle：整车的质量，kg；

Vvehicle：车速，m/s。

如果有需要，可由式（1-36）来计算侧向风引起的侧向力：

Fs,cv2Windwinds2Assin(compassslip)

式中， cs：侧向风力系数；

A2s：汽车侧面面积，m；

vwind：风速，m/s；

(1-34)

(1-35)

(1-36) αβcompass：车的初始角度（是可变的），其初始值可以在风速下选择，rad；

slip：汽车侧滑的角度，rad。

侧滑引起的侧向力

Fs,2vvehiclecs2ASsin(slip)

 (1-37)

对于侧向风力所作用的轴上力的分解，侧向风的作用点是一项非常重要的参数。可以从汽车的前面来测量它。

dlaterallcMZ

cs (1-38)

式中， cMZ：偏转力矩系数；

dlateral：是指从汽车前面到侧向风作用点的距离，m。

侧向风在前轴产生侧向力

FS,frontdlaterallfront,frontaxlebwheelbase(Fs,WindFs,) (1-39)

式中， lfront，frontaxle车前端到前轴的距离，m；

bwheelbase轴距，m。

侧向风在后轴上产生侧向力

FS,frontbwheelbasedlaterallfront,frontaxlebwheelbase(Fs,WindFs,) (1-40)

2）在曲率的影响下，各个向下的力的变化情况

由平衡条件知，对右轮（左轮）和地面的接触的点取矩，所有力矩的和为零，即：

Mf,(r),ax0 (1-41)

右前轮（左前轮）向下的力为：

FD,f,r(l)FD,f,r(l)()式中， hGC

tf

hGCFS,front

tf (1-42)

右后轮（左后轮）向下的力为： FhGCD,r,r(l)FD,r,r(l)()tFS,rear

r式中， tr

3）在径向力的作用下前轮（后轮）侧滑的角度

FS,f(r)cf(r)1Fradial,f(r)c

4）艾克曼角

wheelbaseackermannb

5）转向角

ackermannr

1Ffradial,fc6）偏离角

bwheelbaselGCr

2 clutch离合器参数

2.1 摩擦系数的确定

首先，需要确定静摩擦系数和动摩擦系数，其值跟离合器的锁止状态也有关。

静摩擦系数

C,st0.4

滑动摩擦系数

C,slC,st0.8

2.2离合器的平均有效半径的确定

平均有效半径是一个假想的半径，它是指摩擦力所起作用的半径。

rMC,maxC,mN

CC,stF

C式中， MC,max：传递的最大扭矩，Nm；

(1-43)

(1-44)

(1-45)

(1-46)

(1-47)

(2-1)

(2-2) NC：摩擦表面的对数；

FC：离合器的压紧力，N；

rC，m：离合器的平均有效半径，m。

2.3实际摩擦系数的确定

输入和输出的相对速度：

C,relC,inC,out

式中，

C,in：驱动力一侧的角速度，rad/s；

C,out：功率输出一侧的角速度，rad/s；

C,rel：输入和输出的相对速度，rad/s。

在代码中，典型条件下的摩擦力的斜率是固定的。

CC0.01

式中，CC：摩擦力的斜率。

实际摩擦系数可以由式（2-4）得到：

c,relCCC,stC,sl,sl(C,stC,sl)eC,actC

式中，μC,act：实际摩擦系数。

2.4实际夹紧力（FC,act）的确定

实际夹紧力FC,act的计算是通过对离合器的实际分离状态的图FC(SC)的插补得到的。

2.5传递扭矩的确定

传递扭矩是指离合器从输入到输出的扭矩值。

对于滑动离合器，可以通过摩擦力来计算传递的扭矩：

MCC,actrC,mFC,actNC

式中， FC，act：指离合器的实际压紧力，N；

MC：离合器传递的扭矩，Nm。

对于粘性离合器，其传递的扭矩的值是由系统所使用的值来决定的：

MCMC,inMC,out

式中， MC,in：驱动力一侧的输入扭矩，Nm；

(2-3)

(2-4)

(2-5)

(2-6) MC,out：功率输出一侧的输出扭矩，Nm。

2.6 滑动与接合的判定

如果满足以下条件则表明离合器处于滑动状态：

MC,inMC,outMCC,rel0SC,act0.8

 (2-7)

如果满足以下条件则表明离合器处于接合状态：

M

C,inMC,outMCC,rel0.01SC,act0.8

 (2-8)

式中， SC,act：离合器的实际分离状态。

3 viscous clutch 粘性离合器

3.1转差速率的确定

转差速率是指离合器输入和输出的角速度值的差：

K,relK,inK,out

 (3-1)

式中，

K,in：驱动力一侧的角速度，rad/s；

K,out：功率输出一侧的角度速度，rad/s；

K,rel：离合器输入的和输出的角速度值的差，rad/s。

3.2传递扭矩的确定

粘性离合器的传递扭矩是根据速度的变化而变化的。可表示为：

UKMKMK,oVKK,rel

 (3-2)

式中， MK,o：怠速时的摩擦力矩，Nm；

VK：VC系数，Nms/rad；

UK：VC指数。

4 torque converter 液力变矩器

4.1扭矩转换的计算

输入和输出扭矩的转换的依据是泵轮和涡轮的速度比，同样也跟泵轮角速度的绝对值有关。 4.2速率比的确定

速率比是指离合器的输入和输出的角速度的差，其计算如下：

（1）泵轮的速度为0（T,in0）

a）（T,out0）

vT,actiT,tor(1)

b）（Tt,uo0）

vT,actiT,Tor(max)

c）（Tt,uo0）

vT,act1

式中，

T,in：驱动力一侧的角速度，rad/s；

T,out：功率输出一侧的角速度，rad/s；

vT,act：瞬时的速度转换比率；

iT,tor(iT)：依据速率比的函数的扭矩比。

（2）泵轮的输入不为0（T,in0）

vT,outT,act

T,in 4.3泵轮扭矩的确定

现在，通过在泵轮的扭矩图进行一个线性插补可以得出传递的扭矩。

MT,pump,nomMT,pump(vT,act)

式中， MT,pump,nom：泵轮在标称速度下的扭矩，Nm；

MT,pump（vT,act）：依据瞬时速度的转换得到的泵轮扭矩，Nm。

KT,inT,scale



T,p,n式中，

T,p,n：参考速度，rad/s;

(4-1)

(4-2)

(4-3)

(4-4)

(4-5)

(4-6) KT，scale：泵轮的标称速度与实际速度之间的转换系数。

用式（4-7）进行转换，可求出实际的泵轮扭矩:

2

MT,pump,actMT,pump,nomKT,scale (4-7)

式中， MT,pump,act：泵轮扭矩，Nm。

4.4涡轮扭矩的确定

通过在变矩比的图上进行一个线性插补可以求出泵轮和涡轮之间的的实际变矩比:

T,actCT(iT,tor(vT,act)1)1

式中， CT：扭矩增大倍数的修正；

(4-8)

iT,tor(vT,act)：依据瞬时速度的换算得到的变矩比；

μT,act：瞬时扭矩的转换。

可由式（4-9）求出实际的涡轮扭矩：

MT,turb,actMT,pump,actT,act

式中， MT,turb,act：涡轮扭矩，Nm。

4.5离合器扭矩的确定

(4-9)

离合器扭矩是指离合器锁止时所传递的扭矩。如果离合器未锁止，那么所传递的全部扭矩将被分成泵轮-涡轮部分和离合器部分。由此可见，可传递的离合器扭矩的大小是与离合器的线性分离状态有关的。

MT,clutch,actMT,clutch,maxZT (4-10)

式中， MT,clutch,max：离合器可传递的最大扭矩，Nm；

ZT：理想的离合器的分离状态；

MT，clutch，act：离合器扭矩，Nm。.

4.6传递扭矩的确定

MT,transMT,pump,actMT,clutch,act (4-11)

式中， MT,trans：由锁定离合器在泵轮一侧转换的可传递的扭矩，Nm。

4.7离合器锁止状态的判断

如果符合式（4-12）的条件，则表明离合器处于滑动状态：

MT,inMT,outMTT,rel0ST,act0.8

 (4-12)

如果符合式（4-13）的条件则表明离合器处于接合状态是： MT,inMT,outMTT,rel0.01ST,act0.8

 (4-13)

式中， MT,in：驱动力一侧的输入扭矩，Nm；

MT,out：功率输出一侧的扭矩，Nm；

MT：离合器传递的扭矩，Nm；

ST,act：离合器实际的分离状态。

5 automatic clutch 自动离合器的参数

5.1参考扭矩的确定

通过输入速度和输出速度之间的关系，可以计算出扭矩曲线上的实际参考扭矩。

5.2传递扭矩的确定

通过实际输入速度和参考速度之间的关系可以得到变矩比。再用这个系数乘以参考扭矩就可以得到传递的扭矩了。

6 shaft 传动轴

6.1动态扭矩的组成

动态扭矩是由两个部分组成。第一部分是由减震弹簧的材料的刚度产生的弹性扭矩，第二部分是由阻尼力矩组成的。

6.2角度差和速度差的确定

相对角速度是指轴两端的角速度差：

S,diffS,inS,out

 (6-1)

式中，

S,in：驱动力一侧的角速度，rad/s；

S,out：功率输出一侧的角速度，rad/s；

S,diff：两端的角速度差，rad/s。

相对角加速度指驱动力一侧和功率输出一侧的角加速度的差。

S,diffS,inS,out



2 (6-2)

式中，

S,in：驱动力一侧的角加速度，rad/s； S,out：功率输出一侧的角加速度，rad/s2；

2S,diff：两端的角加速度差，rad/s。

下一步，角度差的计算可由（6-3）得到：

S,diff(t1)S,diff(t)(0.5S,difftS,diff)t

式中， φS，diff：两端的角度差，rad；

t：时间，s。

6.3弹性力矩的确定

由材料刚度引起的扭转力矩与角度差成比例关系，可表示为：

MS,elastCSS,diff

式中， CS：扭转刚度，Nm/rad；

MS，elast：弹性力矩，Nm。

6.4阻尼力矩的确定

轴部分的阻尼力矩是与角速度差有关的，可表示为：

MS,dampdSS,diff

式中， dS：阻尼因数，nms/rad；

MS,damp：阻尼力矩，Nm。

6.5轴上力矩的确定

在同样时间步长里，弹性轴上传递的扭矩是阻尼部分和弹性部分的和。

MSMS,elastMS,damp

式中， MS：轴上的扭矩，Nm。

7 gear box 齿轮变速箱

7.1实际齿轮齿数比的确定

瞬时传动比可由式（7-1）得到。

iG,actiGNG,act

式中， iG[NG,act]：齿轮所处在某个确切位置的传动比；

iG，act：齿轮箱实际的传动比。

(6-3)

(6-4)

(6-5)

(6-6)

(7-1) 7.2角速度和角加速度的确定

在齿轮箱功率输出一侧的瞬时角速度和角加速度的计算：

inouti

G,actoutini

G,act式中，

in：齿轮箱驱动力输入一侧的角速度，rad/s；

out：齿轮箱功率输出一侧的角速度，rad/s；

2in：齿轮箱驱动力输入一侧的角加速度，rad/s；

out：齿轮箱功率输出一侧的角加速度，rad/s2。

7.3转动惯量的确定

转动惯量也是从表中选出来的。

G,in,actG,inNG,act

G,out,actG,outNG,act

式中， ΘG,in[NG,act]：齿轮处在某个确切的位置上时，齿轮箱驱动力输入一侧的转动惯量， kgm2；

Θ2G,in，act：齿轮箱的实际输入转动惯量，kgm；

ΘG,out[NG,act]：齿轮处在某个确切的位置上时，齿轮箱功率输出一侧的转动惯量， kgm2；

Θ2G,out，act：齿轮箱的实际输出转动惯量，kgm。

7.4扭矩损失的确定

可以用四种不同的方法来计算齿轮变速箱的扭矩损失：

（1）不计损失的计算（ZG，i=1）

MG,.loss0

G1

式中， MG,loss：齿轮变速箱实际损失的扭矩，Nm；

ηG：齿轮变速箱实际的的效率。

(7-2)

(7-3)

(7-4)

(7-5)

(7-6)

(7-7)

（2）使用扭矩损失图来计算（ZG，i=2）

将名义上的损失量线性插补到损失图中。

MG,loss,nomMG,V,2G,in;MG,in;NG,act

 (7-8)

式中，

MG,V,2G,in;MG,in;NG,act：齿轮处在某个确切的位置上的扭矩的损失，Nm；

MG,loss,nom：名义上损失的力矩，Nm。

如果进行了依据温度的损失的仿真，则需加上另外一个的部分。

MG,loss,nomMG,V,2G,in;MG,in;NG,actMG,V,4G,in,NG,,TG

 (7-9)

式中，

MG,V,4G,in,NG,,TG依据温度的扭矩的损失，Nm。

现在，可以用式（7-10）计算出齿轮变速箱的效率：

G1MG,loss,nomMG,in (7-10)

式中， MG,in实际输入的扭矩，Nm。

（3）使用扭矩损失和效率来计算（ZG，i=3）

将转速引起的扭矩损失线性插补到损失曲线中。

MG,loss,nMG,V,3G,in;NG,act

 (7-11)

式中，

MG,V,3G,in;NG,act：齿轮在某个确切际位置上时的扭矩损失，Nm；

MG,loss,n：转速引起的扭矩的损失，Nm。

如果进行了依据温度的损失的仿真，那么扭矩损失是对图MG,V,4G,in,NG,TG进行插补得到的。

MG,loss,nMG,V,4G,in;NG,act;TG

 (7-12)

同时，在齿轮处于某个确切的位置时还需要选择效率： GG,V,3(NG,act) (7-13)

那么，实际扭矩损失可由式（7-14）得到：

MG,lossMG,in(1G)MG,loss,n

（4）使用效率计算

(7-14)

在齿轮处于某个确切的位置时需要选择效率：

GG,V,3(NG,act)

式中， ηG，V,3 (7-15)

（NG，act）：齿轮箱处于某个确切位置时的实际的效率。

实际扭矩损失的计算：

MG,lossMG,in(1G)

(7-16)

8 CVT无级变速箱

8.1齿轮齿数比的偏差的确定

对于齿轮的选择，实际传动比和目标传动比之间的差可用式（8-1）表示：

iH,actiH,requiH,act (8-1)

式中， iH,requ：理想的传动比；

iH,act：实际的传动比。

如果这个齿轮换挡条件已经满足而齿轮齿数比的限制还没达到，那么将进行下面的换挡过程。

a）不计滑动率的计算

仅仅通过运动学的等式来完成不计滑动率的计算。输入和输出的关系式是固定的。由传动比可知输入和输出的扭矩也是固定的。

b）考虑滑动的计算

在这种情况下也需要运用力的等式（动态仿真）。

通过下式，由滑动特性得出对应于实际传动比的参考滑动率。

SH,ref1(iH,actiH,nom)式中， iH,nom：标称传动比；

SH,diffiH,maxiH,min (8-2)

SH,diff：滑动变化率，%；

iH,max：最大传动比； iH,min：最小传动比；

SH,ref：参考滑动率，%。

根据实际扭矩和CVT标称扭矩之间的关系，可以得出滑动率的关系。

现在，根据参考滑动率和滑动率的关系可以求出实际的滑动率：

SHSH,refSH

SH,nom (8-3)

式中， SH,nom：标称滑动率，%；

SH：实际滑动率，%。

8.2扭矩损失的确定

可以用三种方式来计算齿轮箱中的扭矩损失。

（1）不计损失的计算（ZH,i=1）

MH,loss0

(8-4)

(8-5)

H1

式中， MH,loss：齿轮箱中瞬时总的扭矩损失量，Nm；

ηH：齿轮箱总的传动效率。

（2）使用扭矩损失图来计算（ZH,i=2）

图8-1扭矩损失图

MH,loss,nomMH,V,2H,in;MH,in;iH,act

 (8-6) 式中，

MH,V,2H,in;MH,in;iH,act：扭矩的损失，Nm；

MH,loss,nom：齿轮箱中名义上瞬时总的扭矩损失量，Nm。

如果进行依据温度的损失的仿真，那么就需要加上另外一个部分：

MH,loss,nomMH,V,2H,in;MH,in;iH,actMH,V,4H,in;iH;TH



(8-7)

H1MH,loss,nomMH,in (8-8)

式中，

MH,V,4H,in;iH;TH：依据温度的扭矩的损失，Nm；

MH,in：输入的扭矩，Nm。

通过式（8-9）可以计算出实际的扭矩：

MH,lossMH,in(1H)MH,loss,nom

（3）使用扭矩损失和效率来计算（ZH,i=3）

(8-9)

标称损失量是在损失曲线上进行线性的插补得到的。

MH,loss,nomMH,V,3H,in;iH,act

 (8-10)

式中，

MH,V,3H,in;iH,act：依据实际传动比的扭矩的损失，Nm。

如果进行依据温度的损失的仿真，那么这个扭矩损失将被插补到MH,V,4H,in,NH,TH图上。

MH,loss,nomMH,V,4H,in;iH,act;TH

 (8-11)

同时，当齿轮处于某个确切的位置时还需要选择效率：

HH,V,3(iH,act)

式中， ηH,V,3 (8-12)

（iH,act）：实际传动比下的效率。

通过式（8-13）可计算出实际的扭矩损失。

MH,lossMH,in(1H)MH,loss,nom (8-13) 9 single ratio transmission 单一比率传动

9.1传动比的确定

在单一比率传动的情况，如果齿数是确定的，那么传动比也就确定了。

i2DZD,ZD,1

式中， ZD，1：输入的齿数；

ZD，2：输出的齿数；

iD：传动比。

9.2角速度和角加速度的确定

D,inD,outi

DD,inD,outi

D式中，

D,in：驱动力一侧的角速度，rad/s；

D,out：功率输入一侧的角速度，rad/s；

D,in：驱动力一侧的角加速度，rad/s2；

D,out：功率输入一侧的角加速度，rad/s2。

9.3扭矩损失的确定

有四种方式来计算齿轮箱的扭矩损失。

（1）不计损失（ZD,i=1）

MD,loss0

D1

式中， MD，loss：扭矩的损失，Nm；

ηD：变速箱的实际传动效率。

（2）使用扭矩损失图来计算（ZD,i=2）

在损失图中线性插补标称损失扭矩。

(9-1)

(9-2)

(9-3)

(9-4)

(9-5) MD,loss,nomMD,V,2D,in;MD,in

 (9-6)

式中，

MD,V,2D,in;MD,in：驱动力一侧的扭矩损失，Nm；

MD,loss,nom：标称损失扭矩，Nm。

如果了进行了依据温度的损失的仿真，那么就需要加上额外的一个的部分。

MD,loss,nomMD,V,2D,in;MD,inMD,V,4D,in;TD

 (9-7)

式中，

MD,V,4D,in;TD：依据温度的扭矩损失，Nm。

用式（9-8）计算效率：

D1MD,,in (9-8)

式中， MD,in：驱动力一侧的扭矩，Nm。

（3）使用扭矩损失和效率来计算（ZD,i=3）

回转速度引起的扭矩损失被线性插补到扭矩损失曲线中。

MD,loss,nomMD,V,3D,in

 (9-9)

式中，

MD,V,3D,in：驱动力一侧的扭矩损失，Nm。

如果进行了依据温度的损失的仿真，那么扭矩损失将被插补到MD,V,4D,in,TD图中。

MD,loss,nomMD,V,4D,in;TD

 (9-10)

式中，

MD,V,4D,in,TD：依据温度的扭矩损失，Nm。

用式（9-11）得出实际的扭矩损失：

MD,lossMD,in1D,V,3MD,loss,nom

（4）使用效率值来计算（ZD,i=4）

(9-11) 通过式（9-12）计算实际的扭矩损失。

MD,lossMD,in(1D,V,3)

式中， ηD,V,3效率。

10 differential 差速器

10.1齿轮齿数比的确定

第一步，计算出分配比的倒数

i1N,invi

N式中， iN力矩配系数Mo，2/Mo,1；

力矩分配比的倒数。

第二步，根据已知传动比来计算总传动比

iN,sum1iN

式中， iN,sum总传动比

10.2力矩分配方程式

10.2.1未锁止的差速器

对未锁止的差速器用式（10-3）进行扭矩计算：

N,in(iN1)N,out,1N,out,2iN

锁定的力矩为：

MN,lock0

式中，

N,out,1：功率输出一侧中1的角速度，rad/s；

N,out,2：功率输出一侧中2的角速度，rad/s；

N,in：驱动力输入一侧的角速度，rad/s；

MN,lock：锁定的力矩，Nm。

10.2.2锁止的差速器

对于锁止的差速器输出的两侧具有同样的速度：

(9-12)

(10-1)

(10-2)

(10-3)

(10-4) N,out,1N,out,2

锁定的力矩是

 (10-5)

MN,lockMN,out,1MN,out,2

(10-6)

11 planetary gear box 行星齿轮式齿轮箱

11.1行星齿轮箱的速度等式

PG,S(1iPG,o)PG,CiPG,oPG,R0

式中，

PG,S中心轮的角速度，rad/s；

 (11-1)

PG,C行星架角速度，rad/s；

PG,R环形齿轮的角速度，rad/s；

iPG，o基础传动比。

11.2行星齿轮式齿轮箱锁止状态时的计算

对于锁止状态时的行星齿轮箱，所有的传动轴有相同的转速

PG,SPG,CPG,R

 (11-2)

在平衡条件下，由运动的相对静止状态可知作用在行星齿轮箱上的所有的扭矩总和为零：

MPG,SMPG,CMPG,R0

式中， MPG，S：在中心轮上的扭矩，Nm。

(11-3)

MPG，C：在行星架上的扭矩，Nm。

MPG，R：在环形齿轮上的扭矩，Nm。

三个扭矩中的两个总是有相同的符号，他们绝对值的总和等于第三个扭矩的绝对值。符号相同的两个轴被称为分传动轴，另外一个轴被称为总传动轴。

下面是两条在分析双小齿轮式齿轮箱复杂的相互作用时非常有用的规则：

(1)总传动轴的扭矩和分传动轴的扭矩符号总是相反的

(2)两个分传动轴的扭矩的符号总是相同的 12 double pinion gear box 双小齿轮式齿轮箱

12.1双小齿轮式齿轮箱的等式系统

双小齿轮式齿轮箱的速度等式

sumcarrier(1i0)i0ring0

式中i0 (12-1)

ZR

ZS式中， ωsum：中心轮的角速度，rad/s；

ωcarrier：行星架的角速度，rad/s；

ωring：环形齿轮的角速度，rad/s；

io：基础传动比；

ZR：

ZS：

12.2双小齿轮式齿轮箱锁止状态下的计算

DP,CDP,SDP,R

 (12-2)

式中，

DP,S：中心轮的角速度，rad/s；

DP,C：行星架的角速度，rad/s；

DP,R：环形齿轮的角速度，rad/s。

对于锁止状态时的双小齿轮式齿轮箱，所有的传动轴的转速是一样的。

在平衡条件下，通过运动的相对静止状态可知作用在双小行星齿轮箱上的所有的扭矩总和为零。

MDP,SMDP,CMDP,R0

式中， MDP，S：中心轮上的扭矩，Nm；

MDP，C：行星架上的扭矩，Nm；

(12-3)

MDP，R：环形齿轮上的扭矩，Nm。

三个扭矩中的两个总是有相同的符号，他们绝对值的总和等于第三个扭矩的绝对值。符号相同的两个轴被称为分传动轴，另外一个轴被称为总传动轴。

下面是两条在分析双小齿轮式齿轮箱复杂的相互作用时非常有用的规则： (1)总传动轴的扭矩和分传动轴的扭矩符号总是相反的

(2)两个分传动轴的扭矩的符号总是相同的

13 engine 发动机

13.1满载特性的变换

用一个给定的满载特性作为功率得到其对应的力矩特性：

ME,vkPE,vkE,out (13-1)

式中， PE,vk：满载特性作为功率，W；

E,out：发动机功率输出一侧的角速度，rad/s；

ME,vk：满载特性作为扭矩，Nm。

或对应的平均有效压力：

peff,vkPE,vkNE,strokeVE,hE,out (13-2)

式中， NE,stroke：发动机冲程数；

VE，h：发动机的排量，cm；

peff，vk：在对应于E,out的满载特性曲线的平均有效压力，Pa。

用一个给定的满载特性作为力矩得出其对应的功率特性。

3PE,vkME,vkE,out

 (13-3)

或对应的来自于方程式的平均有效压力。

如果满载特性是从节气阀图中取出的，那么平均有效压力的最大值将被迭代的分配到单个角速度上。在这种情况下，需要指出的是通过特性曲线编辑器的方法进行下面的计算比定义较少的单个图形更有效。

同样的公式也可以用于行驶曲线。

计算的核心是用平均有效压力进行计算。

13.2减少满载量的特性

13.2.1减少量的常系数

整个满载特性曲线乘以这个系数，为：

peff,vkpE,eff,vkZE,red (13-4) 式中， pE,eff,vk：满载特性作为BMEP，bar；

ZE，red：减少量的常系数。

13.2.2下降曲线

下降曲线是从满载特性曲线中减去减少的满载量得来的

peff,vkpE,eff,vkpE,eff,vk,red (13-5)

式中， pE,eff,vk,red：减少满载量的特性作为BMEP，bar。

13.2.3减少满载量的曲线

如果选中的齿轮有一条特殊的满载曲线，那么这个曲线将被用来代替最初的那条曲线。

NE,vk,red,i,lowNG,actNE,vk,red,

(13-6)

(13-7)

peff,vkpE,eff,vk,red,i

式中， NE,vk,red,i,low：保证减少满载量有效的最低齿轮位置；

NE,vk,red,i,high：保证减少满载量有效的最高齿轮位置；

pE，eff，vk，red，i：减少满载量下的BMEP，bar。

13.3对满载特性曲线的插补和与发动机实际转速相对应的行驶曲线

a）发动机转速低于怠速转速时（E,outE,idle）

kE,operate1

 (13-8)

式中，

E,out：功率输出一侧的转速，rad/s；

E,idle：怠速的发动机转速，rad/s；

KE,operate：操作控制。

对E,idle进行pE,vk,help和pE,sk,help的线性插补

ppE,vk,helppE,sk,help

peff,skp

2

(13-9)

(13-10)

E,idlefE,skE,outpE,sk,helppfE,sk

peff,vkpeff,skpE,idlefE,sk1(自动结构fE,sk4）

3fE,sk1E,out

3pE,idle (13-12)

2fE,sk2E,out (13-11) 式中， pE,vk,help

pE,sk,help

Δp

fE,sk

peff,sk：在驱动力曲线上适应E,out的平均制动压力，Pa。

b）发动机转速大于最大转速时（E,outE,idle）

kE,operate1

 (13-13)

对E,max进行pE,vk,help和pE,sk,help的线性插补

peff,vkpE,vk,helpE,maxE,outNE,strokeVE,hNE,strokeVE,h

(13-14)

peff,skpE,sk,helpE,maxE,outfe,sk1（手动结构fe,sk0）

fE,sk

(13-15)

(13-16)

式中，

E,max：发动机的最大转速，rad/s。

C）正常条件时（E,idleE,outE,max）

kE,operate0

 (13-17)

对E,out进行pE,vk,help和pE,sk,help的线性插补。

13.4有关环境条件的功率修正

当使用者是在不同于试验台上的条件下使用时，有关环境条件的功率修正也将被用于对满载特性的修正。在这种情况下会用到标准97/21/EG(April 1997)，它是可用于功率测量的标准中最早成熟的标准。

在进行功率修正之前，需要先对下面这两个选项作出选择：

（1）发动机的形式：汽油，柴油

（2）增压器的形式：没有增压器，涡轮增压，带中间冷却器的涡轮增压

通过这两个选项的选择可知对功率进行修正的系数是固定的并且所需输入的图形和特征量要是有效的。

为了对功率进行修正，首先需要确定标准条件。工作台在满载特性的情况下运行时，这些条件被称作环境条件。如果增压器或者中间冷却器被用于增压压力特性，那么还需要确定增压器或中间冷却器之后的温度。由这些值就能够得出在试验台运行时入口处的条件和增压器与中间冷却器的效率。

由增压器和中间冷却器效率的特性，通过考虑环境和动力室的温度和压力的不同，用实际的环境的条件就可以求出实际入口处的条件。

通过实际入口处的条件和在试验台上的条件，可以计算出修正系数并对满载特性进行修正。

a）在试验台上入口处的条件

首先，计算出在试验台上环境的干压：

pE,env,dry,dynopE,env,dynoRWetTE,env,dynoEW,env,dyno

式中， RWet=461.521J/kgK

其次，下面这些也是入口处的条件：

TE,inlet,dynoTE,env,dyno

pE,inlet,dynopE,env,dyno

式中， pE,env,dyno：测功机运行时的空气压力，bar；

TE,env,dyno：测功机运行时的空气温度，℃；

ρ3EW，env，dyno：测功机运行时的绝对湿度，kg/m；

pE,env,dry，dyno：测试台上环境的干压，pa；

pE,inlet,dyno：测试台入口处的干压，pa；

TE,inlet，dyno：测试台入口处的空气温度，K。

b）实际行驶条件下入口处的条件

首先，求出引擎盖下面的环境条件：

TE,MotTU,airTE,diff,ub

pE,Mot,drypU,airpE,diff,ubRWetTE,MotU,W

式中， TE,Mot：实际行驶条件下动力室里的温度，K；

TU,air：

TE,diff,ub

pE,Mot,dry：实际行驶条件下动力室里的干压，Pa；

pU,air：

pE,diff,ub：

(13-18)

(13-19)

(13-20)

(13-21)

(13-22)

ρU,W：在环境条件下的绝对湿度，kg/m3。

用式（13-23）通过相对湿度就可以求出在环境条件下的绝对湿度：

U,airpWU,WR

WetTU,air式中，P58.738956852.493W9.80665eTU,airU,air

这些引擎盖下的条件就等于入口处的条件：

TE,inlet,actTE,Mot

pE,inlet,actpE,Mot,dry

式中， TE,inlet,act：实际行驶条件下入口处的温度，K；

pE，inlet，act：实际行驶条件下入口处的干压，Pa。

c）修正系数

通过实际入口处条件和在试验台上入口处的条件可以计算出修正系数

XYfpTE,inlet,dynoAAE,inlet,actB

pE,inlet,dynoTE,inlet,act式中， 系数A,B,X,Y跟发动机和增压器的形式有关；

fA：跟环境相关的修正系数。

·发动机系数

—汽油机

fm1

—柴油机

燃油量供给参数的修正

qpE,mot,actcp1000NE,strokebE,hE,inlet,actV

E,hE,outqc40fm0.3

40qc65fm0.036qc1.14

qc65fm1.2

(13-23)

(13-24)

(13-25)

(13-26)

(13-27)

(13-28)

(13-29)

(13-30)

(13-31)

(13-32) ·功率修正系数

pow,corrfAf

m (13-33)

式中， fm：发动机修正系数；

qc：燃油量供给参数的修正系数；

bE,h,act：实际的燃油消耗图，kg/h；

αd）功率的修正

当使用这个修正系数后，发动机的满载特性就会减小。

pow,corr：功率修正系数。

peff,vkpeff,vkpow,corr (13-34)

根据节气阀的位置函数计算发动机的扭矩。

E,th0行驶曲线

E,th1满载特性

peff,theopeff,skpeff,vkpeff,skE,th

式中， αE,th (13-35)

：实际载荷信号；

peff，theo：对应于瞬时节气阀位置的发动机图上的实际的平均制动压力，Pa。

响应时间：

t如果满足peff,theopeff,theo,oldpeff,maxtE,add则peff,theopeff,theo,oldpeff,max式中， tE,add：响应时间，s；





(13-36)

t

tE,add (13-37)

peff,theo,old：最后的时间步长的平均制动压力，Pa。

13.5增压器响应动作的确定

增压器响应动作的计算过程十分类似于功率修正，也要进行入口处条件进行比较。这些条件是涡轮增压器的延时响应条件和一个无限时间的响应。所谓无限时间的响应是指对一定的速度总是保持满的增压压力是可能的。

可以通过和功率修正的计算方式一样来计算这个修正系数，例如，修正参数也是使用标准97/21/EG(April 1997)。 增压器响应动作的计算时在功率修正计算完成之后进行的。

对于没有功率修正的计算，可以通过底盘测功机来确定限定条件。

定义 TE,env,dyno

定义 pE,env,dry，dyno

TE,MotTE,env,dyno

(13-38)

(13-39)

pE,Mot,drypE,env,dry,dyno

对于考虑功率修正的计算，则必须使用来自发动机曲轴的条件。

来自功率修正TE,Mot

来自功率修正pE,Mot,dry

TE,env,dynoTE,Mot

(13-40)

(13-41)

pE,env,dry,dynopE,Mot,dry

在响应时间之后增压压力的增长的计算如下：

pE,ch,over,dynopE,inlet,dynopE,env,dynoRWetTE,inlet,dynoE,W,env,dyno (13-42)

pE,ch,over,actpE,ch,over,actpE,ch,over,dynottE,ch,buildup (13-43)

式中， pE,ch,over,dyno：测功台上增压器增加的干压，Pa；

pE,ch,over,act：实际行驶条件下增压器增加的干压，Pa；

tE,ch,build-up：依据速度函数得到的增加的压力形成的时间，s。

响应的时间所使用的是一个常数或图上的值。

13.6发动机扭矩的确定

E,th0行驶曲线

E,th1满载特性

peff,theopeff,skpeff,vkpeff,skE,th (13-44)

如果把来自数据总线的所需发动机扭矩作为“标称值”，那么这个值将被直接转变成peff,theo然后通过peff,vk进行限制。 13.7响应时间的确定

如果满足peff,theopeff,theo,oldpeff,maxt

tE,add



(13-45)

t那么peff,theopeff,theo,oldpeff,maxtE,add式中， peff,max：最大平均制动压力，N；

tE,add：响应时间，s。

13.8温度模式的确定

(13-46)

在CRUISE里，有两种方式来求出发动机的真实温度

（1）预先定义温度特性

（2）AVL温度模式

13.8.1预先定义温度特性

这种模式下的发动机的真实温度是对用户定义的温度特性进行一个线性插补。

13.8.2 AVL温度模式

通过燃料的消耗能够计算出燃烧方式所产生热量。这个热量通过一个系数来决定是分配到发动机活塞还是排放到空气中。通过在散热器中温度的损失可以计算出发动机的热量，从而可以计算出发动机的温度。

这个技术有两个优点：第一，给出了流经发动机的实际热量。第二，只需很少的费用就能测量所需数据。不需要用一个复杂的方式去得到一个瞬时的图。

为了计算发动机温度需要用到以下概念：

·输入的燃料（热机消耗的燃料加上由于平均压力增加导致的摩擦力上升而引起的额外的燃料消耗）的发热量是指输入发动机系统的（发动机加冷却系统）的燃料的发热量。为了计算出这个系统的发热量给出了一个具有同等发热量的水的等价（mE，eq）的质量。

·燃料的一部分用来做功。其他的部分又被分成两个部分：其中一部分到了排放的气体中去了（ZE,EE)。另一部分被输入到这个等效质量，见图（13-1） 图13-1流进发动机的能量示意图

通过燃烧发出的热量可由下式计算得出：

pE,heatbE,h,actE,fuelHE,fuel

式中， pE,heat：通过燃烧产生的热量，W；

b3E,h，act：燃油消耗量（瞬时的），m/s；

ρE,fuel：燃油的密度，kg/m3；

HE,fuel：发热量，KJ/Kg。

做功的部分：

PE,actME,actE,out

式中， PE,act：实际输出功率，W；

ME,act：功率输出一侧的扭矩，Nm。

排放出去的部分

PE,emisZE,EEPE,heatPE,act

式中， ZE,EE：浪费的能量中排放所占的比例；

PE,emis排放出去的气体的热量，W。

其余的能量一并被送进了冷却系统中：

PE,coolPE,heatPE,actPE,emis

(13-47)

(13-48)

(13-49)

(13-50) 式中， PE,cool：流进冷却系统的热量，W。

对等效质量做热量平衡，见图（13-2）。

图13-2发动机中的热量平衡

输入的是剩余的燃料热量。输出的是通过冷却系统散失到环境中去的热量（冷却特性：小型冷却循环——损失很少的热量，大型的冷却循环——损失大部分的热量）（见图）。通过最终等效质量中储存的热量和水中实际热量可以计算出等效质量的温度。

图13-3冷却特性

TE：发动机的实际温度;

cE,v,cool：热容量，J/K。

通过在冷却特性中进行一个线性插补，可以计算出cE,v,cool的值

这个值又可以转换为： VV,actAcE,v,cool10.483

式中，αA：实际发热量，W/K；

VV,act：

然后，可以算出发动机的温度

(13-51)

TETE(PE,coolA(TETW,air))timE,eqcp,H2o (13-52)

式中，

cp,H2o4187J/kgK；

mE,eq：等效质量，kg；

TW,air

TE：发动机的温度（瞬时），K。

13.9消耗的模式

在CRUISE里，当发动机还是冷的时候，对更精确的燃料消耗的计算有两种不同的模式可以使用。

·充分预热

·增加摩擦力的平均压力

13.9.1充分预热

在这种模式下，热启动时产生的额外的燃料消耗是通过对用户定义的特性之外的插补得到的。

13.9.2增加摩擦力的平均压力

图13-4 friction meanpressure

摩擦力的平均压力的特性是由在最大（pE,min）和最小（pE,max）速度时的摩擦力的平均压力和他们之间的曲率系数（cE,fric,p）给定的（cE,fric,p=1意味着一个线性特性；否则参考图13-4）。 首先，计算出摩擦力的平均压力的一个参考值

fBpE,fric,maxpE,fric,minE,maxcE,fric,pE,idlecE,fric,p (13-53)

fApE,fric,minfBE,idlepE,fric,reffAfBE,outcE,fric,p (13-54)

cE,fric,p (13-55)

式中， pE,fric,max：发动机最大转速时的FMEP，bar；

pE,fric,min：发动机最小转速时的FMEP，bar；

fB

pE,fric ref：参考摩擦力下的有效压力，Pa。

用动态燃油粘度作为温度的依据。这里只需要40℃时的粘度。其他温度下的燃油的粘度可以通过经验公式的方式计算出来。

fhelp159.56lnE,401.8104 (13-56)

T1.8104efhelpT273.1595efhelp887

(13-57)

(13-58)

E,actTEE,refTE,N

式中， ηE,40

：在40℃时燃油的粘度，Pa.s；

Fhelp：

T：设定的温度，K；

ηηE,act：实际温度下动态燃油粘度，Pa.s；

：相对温度下动态燃油粘度，Pa.s； E,refTE,N：标称温度，℃。

由粘度转换成摩擦力的平均压力需要一个摩擦力的平均压力指数（cE，vis，exp）。其计算如下：

pE,fric,addpE,fric,refE,actE,refcE,fric,exp1

 (13-59)

式中， pE,fric,add：由摩擦力所需的额外的平均压力，Pa。 cE,fric,exp：FMEP特性指数。

给出了在标称温度（TE，N）时的摩擦力的平均压力，燃油消耗曲线和排放图。由于进行了燃油消耗量的修正所以摩擦力的平均压力在发动机上的作用点是变化的。通过这些就可以计算出摩擦力的变化，实际温度和理想温度之间的平均压力并将他们加到燃油消耗图中去。这个作用点就会向更高的（实际温度低于标称温度）或者更低的（实际温度高于标称温度）的平均压力的方向变化的。通过其他的作用点，也会得到同样的结果（见图13-5）。

图13-5冷启动发动机上的作用点的变化

13.10高级摩擦模式

13.10.1发动机的损耗：在PNH模式

A）机械摩擦

1.曲轴

可以用式（13-60）计算出曲轴的平均有效压力：

fND3bLbnbDbN2D2bnbmepccbB2SnCcsB2Snctdn

ccc式中， B：孔深，m；

S：冲程长，m；

Db：轴承直径，m；

Lb：轴承长度，m；

(13-60) Nb：轴承的数量；

nc：汽缸的数量；

N：发动机转速，rpm；

Ccb：主轴承中流动的损失的系数，Pa/rpm m；

Ccs：主轴承密封中摩擦损失的系数，Pa m；

Ctd：由粘性消耗产生的摩擦损失的系数，Pa S/m rpm。

2.活塞（往复的）组

在往复式的活塞组中可以根据式（13-61）计算出摩擦力的平均有效压力：

3NDb1031VpLbnbpi1.332.38102Vp

meppbcpbBCpr1NB2Cop0.088rc0.182rcB2SnCpsca222 (13-61)

式中， Ccb：连杆轴承的液力系数，Pa/rpm m；

Cps：汽缸裙部间流体动力系数，Pa s；

Cpr：活塞环-缸壁之间的间隙系数，Pa m；2

Co：气体压力形成的环形摩擦力的系数，Pa；

Vp：活塞的平均速度，m/s。

3.气门结构

用式（13-62）计算出在气门结构中摩擦力的平均有效压力下

.50.5NnbL1103LvnvnvvNFmepcvcvb1NSnFmepcam,follower (13-62)

B2SncvoCvhBSnCvmvcc对于平面凸轮

Fmepcam,follower对于滚子凸轮

103nvCvf1NSn

c (13-63)

NnvFmepcam,followerCvrSn

c

3 (13-64)

式中， Cvb：凸轮轴轴承的液力的系数，Pa m/rpm；

Cvh：往复液动润滑常数，Pa m/rpmCvm：往复混合润滑常数，Pa；

0.50.5； Cvo：取决于凸轮曲轴的密封处的边界润滑常量，Pa；

Lv：阀的最大上升量，m；

nv：阀的数量；

Cvf：平面凸轮从动件的常数，Pa m；

Cvr：滚子凸轮从动件的常数，Pa m。

这两种凸轮从动件的常数都与阀的外形结构有关。

4.附属机构的损失

式（13-65）可以用来计算由于附属结构产生的FMEP的值：

FmepauxNN2

3

-4 (13-65)

分别用6.23×10Pa，5.22Pa/rpm,-1.79×10Pa来代替α，β，γ三个常数。

B）脉动损失

pmep105

Disp0.07854.02105N1.06108N24.64108IMEP2.171010NIMEP0.0025 (13-66)

这里IMEP,Disp分别用平均有效压力和发动机的排量来代替。

13.10.2发动机的损耗：改进的PNH模式

发动机的结构和润滑油的预热影响摩擦力的损失的比率存在于整个循环中，因为这些都跟油的粘度有关，而油的粘度又跟温度有关。在热启动发动机最初的五十几秒摩擦力功率的下降的非常快，而后下降的比率急剧减小。这个现象表明摩擦力变化是受到油的粘度的影响的。通过测量瞬时的摩擦力损失在由Shayler et al充分预热的值中所占的比来考虑粘度变化的影响。

FmepToilFmepToil90oCvToilvTooil90C0.24 (13-67)

13.10.3发动机的损耗：SLM模式

A）机械摩擦

1.曲轴

通过式（13-68）来计算曲轴组件中摩擦力的平均有效压力：

FmepcranshaftNDLnccbB2Sncref0.63bbbCcsDb

B2Sncn (13-68)

式中， Ccb：主要轴承中流体动力的损失系数，Pa/rpm m； Ccs：轴承密封中摩擦力损失系数，Pa m；

n：粘度指数；

μ：工作温度下油的动态粘度，Pa.s；

μref2：参考条件下，充分预热后油的动态粘度，Pa.s。

2.活塞（往复式）组件

用式（13-67）表示在活塞中作用于摩擦力的平均有效压力：

Fmeppiston0.50.5N0.6D3LnVVppbbbcpbCpsCpr22BBrefBSnc0.6

n (13-67)

式中， Cpb：连杆轴承的液体动力系数，kPa /rpmmm；

Cps：汽缸裙部间隙的液体动力系数，kPa mm s；

Cpr：活塞环-缸套间隙的液体动力系数，kPa mmn：粘度指数，取0.4。

3.气门结构

在活塞组件中由于摩擦力所以用下式表达平均有效压力。

1.5 0.50.50.5s；

NnbFmepvalvetraincvbB2Dncref0.6.50.5L1NnvvCvsCvhBSncrefn10LvnvCvm2fmepcam/follower5NSnc (13-68)

n

平面凸轮

10nvFmepcam,followerCvf2Sn

5Nc滚子凸轮

(13-69)

NnvFmepcam,followerCvrSn

c

3

0.6 (13-70)

这里， Cvb：凸轮轴承的液体动力系数，kPa mm/rpm；

Cvh：振荡的液体动力粘度常数，Pa m/rpm；

Cvm：振荡中粘度常数的最大值，Pa；

Cvs：由于凸轮轴承密封，粘度常数的界限，Pa；

Cvf：平面凸轮下的常数，Pa m；

Cvr：滚子凸轮下的常数，Pa m；

0.50.5n：粘度指数（=0.7）。

4.辅助结构的损耗

FmepauxNN2

n (13-71)

对于油泵，常数αβγ和粘度指数（n）用以下参数代替：1.28 kPa，7.9x10-3kPamm3/rpm，-8.4x10-7kPamm3/rpm2，0.3（粘度指数）。

对于水泵用0.13 kPa，2x10-3 kPa mm3/rpm，3x10-7 kPa mm3/rpm2，0.7，代替。

对于油泵，它们是1.72 kPa，6.9x10-4 kPa mm3/rpm，1.2x10-7 kPa mm3/rpm2，0.5。

5.泵的损耗

对于发动机，这种模式是成熟的。因此，泵的损耗为0。

13.11燃料消耗率

燃料消耗率是在燃料消耗图bE,hE,out,pE上对发动机转速E,out和平均有效压力peff，

act的线性插补。因为E,outE,idle和αth<0所以燃料消耗可以随意由全图，详细的图中求得或者空载消耗率来确定。

13.12切断燃油供给条件的确定

A）对于E,actE,SA,low且ZE,SA,fc=有效的

bE,actbE,idlebE,idlebE,SAE,SA,lowE,idleE,actE,idle

 (13-72)

B）对于E,actE,SA,low

bE,actbE,SA

 (13-73)

式中，

E,SA,low》：切断燃油供给的最低速度的界限，rpm；

E,act：发动机实际的转速，rpm；

bE,SA：剩余燃油消耗率，l/h；

bE,idle：怠速时的燃油消耗率，l/h；

bE,act：实际燃油消耗率，l/h。

13.12.1排放的确定

首先需要计算出燃油消耗率的系数。他是指实际的消耗率和图中消耗率之间的关系。

fbE,actfuelb

E,h式中， bE,h：图中的燃油消耗率，l/h；

Ffuel：燃油消耗率的系数。

排放量是由对的图进行线性插补得到的。

图上的值必须用ffuel进行转换：

eE,xx,acteE,xxffuel

式中， eE,xx,act：某物质的实际排放量，kg/h。

13.12.2启动加浓

发动机在启动之后额外的燃油消耗被插补到用户定义的特性中。

13.12.3加速加浓

当踩下加速踏板时额外的燃油消耗被插补到用户定义的特性中。

13.12.4起动电流的确定

QIE,starttE,QQE,Q0.5IE,startti1i1I

E,starttiIE,startti2

式中， QE,Q：电池组的容量，As；

IE,start(t)：启动时的电流（）按时间变化，A。

制动

用式（14-1）计算出瞬时的启动转矩：

MB2pBABBBrBcB

式中， pB：制动压力，Pa；

A2B：制动器活塞表面积，m；

ηB：效率；

μB：摩擦系数；

(13-74)

(13-75)

(13-76)

(14-1)

14 brake rB：有效摩擦半径，m；

cB：特定的制动系数（盘式制动器cB=1，鼓式制动器cB>1)；

MB：制动力矩，Nm。

15 retarder减速器

15.1减速器制动力矩

减速器的实际位置（jR,act）被设在目的位置（jR,target）的上面。

减速器的制动力矩是从对实际减速器所处的位置和减速器的角速度的图的插补得到的。MMR,inR,kfjR,act,R,in

式中， MR,kf：减速器制动力矩的图上对应于每一个减速器所经过的过程，Nm；

R,in：减速器输入的角速度，rad/s；

MR,in：减速器制动力矩，Nm。

16 wheel 轮胎

16.1动态车轮半径的确定

有两种方法来计算动态车轮半径。

1.动态车轮的基础半径（ZW=1）

这种情况下认为在任何速度下车轮的半径是一个常数。

rW,dynrW,dyn,base

式中， rW,dyn,base：车轮的基础半径，mm；

rW,dyn：车轮的动态滚动半径，mm。

2.动态车轮半径（ZW=2）

动态车轮半径（rW,dyn）是由实际车轮转速（W,out）图中计算出来的。

rW,dynrW,dyn,listvv

式中， rW,dyn,list(vv)：由实际车轮转速的特性得到的动态车轮的滚动半径，mm。

(15-1)

(16-1)

(16-2) 16.2力和力矩的计算

16.2.1滚动阻力矩

MW,rollFW,incW,rvV,actrW,dyn

式中， FW，in

cW,r(vv)：由车轮速度函数得到的滚动阻力，%;

vV,act

MW,roll：滚动阻力矩，Nm。

由实际车速的图（Cw,f(Vv)）计算出滚动阻力系数。

滚动阻力可由式（16-4）得到：

ccvccRLcTcp

式中， c：滚动阻力系数；

cv：车速比例部分cv=cv(v)；

cρ：侧滑角度造成的滚动阻力。

cmv2vehiclevehicleabssinfr

式中， αf(r)：是指侧滑的角度；

CRL：车轮载荷比例部分。

c*RLcRL*FNFN,Norm/FN

式中，

c*RL：参考车轮载荷比例部分；

FN,Norm：参考车轮载荷，N。

CT：温度比例部分cT=cT(TU)；

CP：轮胎压力比例部分。

c*pcp*pN,Normpact/pNorm

式中，

c*p：参考轮胎气压的系数；

pNorm：参考轮胎的气压，bar；

pact：实际轮胎压力（基于整车部分定义的载荷），bar。

(16-3)

(16-4)

(16-5)

(16-6)

(16-7) 16.2.2滑动力矩

车轮滑动函数

对于现有的路况（μu，road）可以由SW，peak（μu，road）和μw，asym（μu，road）图计算出滑动特性。

通过这些，可以计算出滑动系数：

Cw,coeff122arcsinw,asym,act1tan (16-8)

CW,coeff2式中， μSw,peak,act4arcsinW,asym,act2 (16-9)

w,asym,act：对应于现时路况的滑动率修正系数的实际渐近线；

CW,coeff1：车轮滑动率1；

CW,coeff2：车轮滑动率2。

参考速度

如果vV,actW,inrw,dyn

则vW,refvV,act



(16-10)

(16-11)

否则vW,refW,inrW,dyn

(16-12)

式中，

W,in：车轮的角速度，rad/s；

vW,ref：相对速度，m/s。

瞬时的车轮滑动率

来自于独立的操作模式，车轮的滑动率由下式得：

sWW,inrW,dynvV,actvW,ref4

(16-13)

(16-14) 如果vW,ref10sW0

式中， sW滑动率信号，%。

滑动率差

由实际滑动率（SW）与摩擦力达到峰值时的实际滑动率（SW,peak,act）的差来定义滑动率差：

SWSWSW,peak,act (16-15)

对于不同的ΔSw有不同的计算方法，具体如下：

当ΔSw<0 Mw,slip0

当SW0.03

(16-16)

2

MW,slipSIGNSW5105SW (16-17)

当ΔSw>0.03

MW,slipSIGNSW51050.032Sw0.03

式中， MW,slip：滑动力矩，Nm。

16.2.3轮胎纵向压力的传递

这是通过车轮与路面的摩擦来传递的一个力。

最大的滑动率修正系数是：

(16-18)

CW,lim22sinCW,coeff1arctanCW,coeff2SWtanh3.6vV,act0.0278rW,dyn0.02 (16-19)

Fw,potFw,inw,tireu,road

式中，

：

μw，tire (16-20)

：轮胎摩擦系数；

Fw，pot：

CW,lim：最大的滑动率修正系数。

对于实际的车轮滑动率，传递的最大力是：

FV,a,limCW,limFW,pot (16-21)

用下面的式子可以得出汽车的力矩（车轮的有效半径=1m）

MV,virtFV,a,lim1m (16-22)

16.2.4实际的纵向压力(FW,a)

对实际的纵向压力，所需的滑动率修正系数可以在后面计算出来

CW,actFW,aFW,pot (16-23)

CslipFw,aFw,potCw,coeff1Cw,coeff2 (16-24) 式中， CW,act

Cslip

如果（Fw,a>FV,a,lim），那么应该传递出更大的力。因为由实际的车轮滑动率可知这是可能的。

同时考虑滚动阻力和滑动率：

MW,transFW,arW,dynMW,rollMW,slip

式中， FW,a：轮胎的纵向压力，N；

MW,roll：滚动阻力矩，Nm；

MW,slip：滑动力矩，Nm；

MW,trans：通过车轮传递的力矩，Nm。

16.2.5车轮的功率

(16-25)

通过车轮传递的扭矩和车轮的转速可以计算出车轮的功率。

PW,transMW,transW

式中，

W:速度，rad/s；

PW,trans:车轮的功率，W。

16.3滚动阻力模式

外径和表面积的确定

 (16-26)

DW,designDW,seat2RWWW

100 (16-27)

22DWDW,design,seat

AWWW244 (16-28)

式中， DW,seat：轮胎座直径，in；

DW,design：自由直径，m；

RW：轮胎的高宽比，%；

WW：断面宽度，mm；

AW：轮胎的表面积，m。

这个详细的轮胎模式的基本设定是通过用和环境温度下的轮胎稳态响应一样的方法来模拟轮胎温度的瞬态响应。

2FW,rollFW,roll,stab1kW,empTW,actTW,stab

 (16-29) 式中， FW,roll：瞬时的滚动阻力，N；

FW,roll，stab：稳定的滚动阻力，N；

TW,act：瞬时的轮胎温度，K；

TW,stab：稳定的轮胎温度，K；

kW,emp：依据经验得到的滚动阻力系数。

为了能够在每个时间步长上计算瞬时的滚动阻力，需要遵循下面的规则：

（1）在现时的条件下，稳态的滚动阻力值FW,roll,stab是轮胎载荷FW,act，轮胎膨胀压力ZV,load，轮胎平移速度VW,act和周围环境温度TU的函数。

FW,actFW,roll,stabFW,ISO

2vvvv1bW,actW,ISOcW,actW,ISO1cW,ambientTW,ISOTUvW,ISOvW,ISO式中， cW,roll,ISO：滚动阻力系数；

Pact：

pW,ISO：轮胎膨胀压力，bar；

FW，ISO：轮胎负载，N；

αW：压力灵敏度指数；

βW：载荷灵敏度指数；

VW,act：实际的轮胎转速，m/s；

ｖW，ISO：轮胎速度，m/s；

cW,ambient：温度灵敏度系数；

TＷ，ＩＳＯ：参考温度，℃。

pactcW,roll,ISOFW,actpW,ISOWW (16-30)

在这个式子中的系数cW,roll,ISO，pW,ISO，ｖW，ISO，TW,ISO，ｂW,lin，ｃW,quand，αW，βW，和cW,ambient是针对每个轮胎的。在ISO（或者实际）的实验条件下，ISO的下标简单的提到了这些参数值。同样的，这些值必须通过模式系数来确定。

在上面的等式中并没有加入空气阻力。由于空气阻力是根据温度来设定的，所以它是在计算好了瞬时滚动阻力之后加入的。

稳定的车轮温度（TW，stab）等于： TW,stabTU式中：

vW,actFW,roll,stabcW,convAW (16-31)

cW,convvW,act

cW,conv,ISOvW,ISO (16-32)

式中， cW,conv，ISO对流系数；

γ对流系数指数。

且cW,conv，ISO，γ和AW系数是针对每个轮胎的。在vW,act=0这种情况下，需要运用一个自由对流交换系数。在这种情况下我们首先需要确定雷诺数的值：

RaD3gWTW,actTUDW,designv

2 (16-33)

式中， g：是重力加速度，取9.807m/s；

βW：空气的体积热量膨胀系数（可以用2；

K1估计得出）TW,actTUv：空气动力学的速度，m/s。（通过在2TW,actTU2上插进一个表来计算）；

α空气的热扩散率，m/s。（通过在然后，可以计算出那塞特数和传热系数：

0.333

NuD0.15RaD2TW,actTU2上插进一个表来计算）。

(16-34)

cW,heatNuDkW,thermDW,design (16-35)

式中， kW,therm：是空气导热系数（通过在TW,actTU2上插进一个表来计算），W/mK。

（2）每个时间增量的瞬时平均轮胎压力可通过积分获得

TW,acttTW,act,last1mWcW,heat,equivF0tW,rollvW,actcW,heatAWTW,act,lastTUdt (16-36)

式中， cW,heat,equiv是指轮胎的等效比热，J/kg.K。

（3）上面已经计算出了瞬时的轮胎温度，那么瞬时的滚动阻力就可由式（16-37）得到