汽车理论第五版-课后习题答案

第一章汽车的动力性试说明轮胎滚动阻力的定义，产朝气理和作用形式。答：车轮滚动时,由于车轮的弹性变形、路面变形和车辙摩擦等缘由所产生的阻碍汽车行驶的力称为轮胎滚动阻力。产朝气理和作用形式：弹性轮胎在硬路面上滚动时，轮胎的变形是主要的，由于轮胎有内部摩擦，产生弹性迟滞损失，使轮胎变形F并不沿z（向车轮前进方向偏移a偶矩Tf

Fa。为克制该滚动阻力偶矩，须要在车轮中心加一推力z

及地面切向反作用力构成一力偶矩。P轮前进产生阻力。轮胎在松软地面滚动时，轮辙摩擦会引起附加阻力。车轮行驶在不平路面上时，引起车身振荡、减振器压缩和伸长时做功，也是滚动阻力的作用形式。滚动阻力系数及哪些因素有关？影响参考课本P9。确定一轻型货车的动力性能（货车可装用4挡或5挡变速器，任选其中的一种进展整车性能计算1）绘制汽车驱动力及行驶阻力平衡图。2）求汽车最高车速，最大爬坡度及克制该坡度时相应的附着率。3）绘制汽车行驶加速度倒数曲线，用图解积分法求汽车用2档起步加速行驶至70km/h的车速－时间曲线，或者用计算机求汽车用2档起步加速行驶至70km/h的加速时间。轻型货车的有关数据：汽油发动机运用外特性的Tq-n曲线的拟合公式为Tq为发动机转矩N•m;n为发动机转速r/min发动机的最低转速n=600r/min,最高转速n=4000r/min。装载质量整车整备质量装载质量整车整备质量2000kg1800kg总质量3880kg车轮半径0.367m传动系机械效率η=0.85t滚动阻力系数空气阻力系数×迎风面积f=0.013C=2.772D主减速器传动比 i=5.83•0•飞轮转动惯量 I=0.218kgm2f二前轮转动惯量 I=1.798kg•m2w1四后轮转动惯量 I=3.598kg•m2w2变速器传动比ig(数据如下表)Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档 Ⅳ档Ⅴ档四档变速器6.093.091.71 1.00-五档变速器5.562.7691.644 1.000.793轴距质心至前轴间隔质心高（满载）（满载）L=3.2ma=1.974mhg=0.9m车行使方程理解正确，本题的编程和求解都不会有太大困难。常见错误是未将车速的单位进展换算。首先应明确道路的坡度的定义i。求最大爬坡度时可以对行使方程进展适当简化，可以简化的内容包括两项cos1和sintan要说明做了怎样的简化并对简化的合理性进展评估。已知条件没有说明汽车的驱动状况，可以分开探讨然后推断，也可以根据常识推断轻型货车的驱动状况。解：1）绘制汽车驱动力及行驶阻力平衡图汽车驱动力Ft=

Tiitqgo tr行驶阻力F+F＋F+F•f+

CDAu2+G•i+mduf w i

21.12

dtrn发动机转速及汽车行驶速度之间的关系式为：ua0.377iig02）求汽车最高车速，最大爬坡度及克制该坡度时相应的附着率①由1）得驱动力及行驶阻力平衡图，汽车的最高车速出如今5档时汽车的驱动力曲线及行驶阻力曲线的交点处，Ua＝99.08m/s2。max②汽车的爬坡实力，指汽车在良好路面上克制Ff

F后的余力全部用来（等速）克制坡度阻力时能爬上的坡度，wdu

FF F此时 0因此有Fdt

FF Ft f

可得到汽车爬坡度及车速的关系式tanarcsin t f G

w；而汽车最大爬坡度i 为Ⅰ档时的最大爬坡度。利用MATLAB计算可得，i 0.352。max max

q ；相应的附着率Cbhgq

为1.20，不合理，舍去。如是后轮驱动，C 2

L Lqahgq

；相应的附着率C2

为0.50。L L汽车旋转质量换算系数Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档汽车旋转质量换算系数Ⅰ档Ⅱ档Ⅲ档Ⅳ档Ⅴ档 1IIiiwmr222fg0 mr21.38291.10271.04291.02241.0179利用MATLAB画出汽车的行驶加速度图和汽车的加速度倒数曲线图：忽视原地起步时的离合器打滑过程，假设在初时刻时，汽车已具有Ⅱ档的最低车速。由于各档加速度曲线不相交（如图三所示果用MATLAB画出汽车加速时间曲线如图五所示70km/h的加速时间约为26.0s空车、满载时汽车动力性有无变更？为什么？度。如何选择汽车发动机功率？答：发动机功率的选择常先从保证汽车预期的最高车速来初步确定。若给出了期望的最高车速，选择的发动机功率应大体等于，但不小于以最高车速行驶时的行驶阻力功率之和，即Pe

1(Gf 3600t

uamax

C AD u76140

)。amax最小比功率作出规定，以保证路上行驶车辆的动力性不低于肯定程度，防止某些性能差的车辆阻碍车流。超车时该不该换入低一挡的排挡？低一档，否则不应换入低一挡。D统计数据说明，装有0.5～2L排量发动机的轿车，若是前置发动机前轮驱动轿车，其平均的前轴负荷为汽车总重力的(F.R.55.7％车的轴距L=2.6m，质心高度h=0.57m。试比拟采纳F.F及F.R形式的平均值。确定上述F.F轿车在及0.7路面上的附着力，并求由附着力所确定的极限最高车速及极限最（Fw=0=1600kgC=0.45=2.002,=0.021.0。D和应用。应熟知公式的意义和推导过程。分析）比拟附着力利用状况，即比拟汽车前F.(F.R.F.、后轮(F.R.空气阻力的反作用力。（15着率的表达式，令附着率为附着系数，带入已知项，即可求得最高车速。常见错误：地面切向反作用力的计算中滚动阻力的计算错误，把后轮的滚动阻力错计为前轮或完全的滚动阻力。3）最极限最大爬坡度时依旧要明确道路坡度的定义和计算中的简化问题，详细见1.3题的分析。但经过公式推导本题可以不经简化而便利得求得精确最大爬坡度。解：1.比拟采纳F.F及F.Ri>对于前置发动机前轮驱动式轿车，1空气升力F

C Au2，ZW1 2 Lf r由m=1600kg，平均的前轴负荷为汽车总重力的61.5％，静态轴荷的法向反作用力Fz=0.615X1600X9.8=9643.2N，s1∴汽车前轮法向反作用力的简化形式为：1Fz=

-Fz

＝9643.2--

Au2s1 w1

Lf r地面作用于前轮的切向反作用力为：Fx=

+Fw=0.385Gf+

C A C AD u2＝120.7＋ D u21 f2

21.15 a

21.15 aF 120.7

CDAu2附着力利用状况：X1F

21.15 a1Z 9643.2 C Au21 2 Lf rii>对于前置发动机后轮驱动（F.R.）式轿车同理可得：F F一般地，C及CLr Lf

相差不大，且空气升力的值远小于静态轴荷的法向反作用力，以此可得X1FZ1

X2，前置发动FZ2机前轮驱动有着更多的储藏驱动力。结论：本例中，前置发动机前轮驱动2．对F.F.式轿车进展动力性分析附着系数0.2时i>求极限最高车速:＝9643.2。1最大附着力F1

=Fz1

=1928.6N。令加速度和坡度均为零，则由书中式有：F =F =F +F ，X1 W f2则F F FW 1 CA

=1928.6-0.02X0.385X1600X9.8=1807.9N，又F W

D21.15

u2amax由此可推出其极限最高车速：u =206.1km/h。amaxii>求极限最大爬坡度:计算最大爬坡度时加速度为零，忽视空气阻力。G g前轮的地面反作用力G g

b(

hsin)L 最大附着力F L 1

z1 zs1FFz1由书中式1－1，有F

=F

GsinGacosacosL以上三式联立得：imax

tanaf＝0.095。Lhgiii>求极限最大加速度：0，Fz＝9643.2N1F =F1

＝1928.6N由书中式（1－15）F =F =F1 X1 f2

max解得a

1.13。max当附着系数uamax=394.7。最大爬坡度：imax最大加速度：amax

0.347。4.14方法二：忽视空气阻力及滚动阻力，有：b/Lq1/h/Lg

，最大爬坡度imax

q，最大加速度a

max

q.g所以0.2时，imax

0.118,

max

1.16m/s2。0.7时，imax

0.373,

max

3.66m/s2一轿车的有关参数如下：1600kgM=140Nm2i=3.85；emax 1主减速器传动比i=4.08；传动效率η=0.9；车轮半径r=300mm；飞轮转动惯量I=0.25kg·m2；全部车轮惯量∑0 m fI=4.5kg·m2(其中后轮I=2.25kg·m2,前轮的I=2.250.6w w w时，在加速过程中发动机扭矩能否充分发挥而产生应有的最大加速度？应如何调整重心在前前方向的位置b位置，b才可以保证获得应有的最大加速度。若令L

为前轴负荷率，求原车得质心位置变更后，该车的前轴负荷率。大于后者，则发动机扭矩将不能充分发挥而产生应有的加速度。解：忽视滚动阻力和空气阻力，若发动机可以充分发挥其扭矩则amax

Ftmax；δmFtmax

Memaxii01r

m＝6597.4N；

Ii2i2=1

w＋f10

m=1.42；mr2 mr2解得a

max

2.91m/s2。前轮驱动汽车的附着率1 q ；bhgq等效坡度q

L Lamax0.297。g则有，Cφ1＝0.754>0.6,所以该车在加速过程中不能产生应有的最大加速度。为在题给条件下产生应有的最大加速度，令Cφ1＝0.6，代入q=0.297，hg=0.63m，L=2.7m，解得b≈1524mm，则前轴负荷率应变为b/L=0.564，即可保证获得应有的最大加速度。2152kg52％，48i=4.55，变速器传动比：一0挡：3.79，二档：2.17，三档：1.41，四档：1.00，五档：0.86。质心高度h＝0.57m，CA=1.5m2，轴距L=2.300m，g D飞轮转动惯量I，四个车轮总的转动惯量I，车轮半径r＝0.367m0.6的f w1所示。图上给出了滑行数据的拟合直线v=19.76-0.59T，v的单位km/hT的单位为，干脆档最大加速度ama＝0.75m/2（u＝50km/。设各档传动效率均为0.9，求：汽车在该路面上的滚动阻力系数。求干脆档的最大动力因数。解：1）求滚动阻力系数汽车在路面上滑行时，驱动力为0，飞轮空转，质量系数中该项为0。Gfmdu0

Gf。dtdu根据滑行数据的拟合直线可得：

0.59

dt m0.164m/s2。解得：f g dt

0.0169

dt 3.6求干脆档最大动力因数

Ii2i2干脆档：

=1

w＋f40 m1.027。mr2Dfdugdt

mr2。最大动力因数：Dmax

f

ag

0.0169

1.0279.8

0.750.096。在此路面上该车的最大爬坡度由动力因数的定义，干脆档的最大驱动力为：Ftmax4

F D GTtqmaxiiTtqmaxii04trT ii最大爬坡度是指一挡时的最大爬坡度：

tqmax 0r

tGfGimax以上两式联立得：

GfGimaxi1

D GF w max4Fi4由地面附着条件，汽车可能通过的最大坡度为：所以该车的最大爬坡度为0.338。第二章汽车的燃油经济性2.1“车开得慢，油门踩得小，就肯定省油越省油。由汽车等速百公里油耗算式车速有关，发动机省油时汽车不肯定就省油。试述无级变速器及汽车动力性、燃油经济性的关系。答：为了最大限度进步汽车的动力性，要求无级变速器的传动比似的发动机在任何车速下都能发出最大功率。为一般地，无级变速器的工作形式应当在加速阶段具有良好的动力性，在正常行驶状态具有较好的经济性。的“无级变速器调整特性图2-9a。利用此图可以找动身动机供应肯定功率时的最经济状况（转速及负荷及负荷率说明在外特性曲线上，便得到“最小燃油消耗特性及发动机转速n及汽车行驶速度之间关系（i'0.377nr，便可确定无级变速器的调整特性，详细方法参见课本P4。iu0a如何从改良汽车底盘设计方面来进步燃油经济性？答：汽车底盘设计应当从合理匹配传动系传动比、缩减尺寸和减轻质量来进步燃油经济性。为什么汽车发动机及传动系统匹配不好会影响汽车燃油经济性及动力性？试举例说明。越强，但发动机负荷率越低，燃油消耗率越高，百公里燃油消耗量就越大，传动比小时则相反。所以传动系统的设计应当综合考虑动力性和经济性因素。如最小传动比的选择，根据汽车功率平衡图可得到最高车速u(驱动力曲线及行max驶阻力曲线的交点处车速)，发动机到达最大功率时的车速为u。当主传动比拟小时，u>u，汽车后备功率小，动力p p max性差，燃油经济性好。当主传动比拟大时，则相反。最小传动比的选择则应使u及u相近，不行为追求单纯的的动p max力性或经济性而降低另一方面的性能。试分析超速档对汽车动力性和燃油经济性的影响。一挡传动比保证汽车的动力性须要。bBBPBP2BP3BP40 1e 2e 3e 4eb[g/(kWh)PeknQid

0.299mL/s（怠速转速400r/mi。1.3汽车功率平衡图。最高档及次高档的等速百公里油耗曲线利用计算机求货车按JB3352-83规定的六工况循环行驶的百公里油耗。计算中确定燃油消耗值b时，若发动机转速及负荷特性中给定的转速不相等，可由相邻转速的两根曲线用插值法求得。留意：发动机净功率和外特性功率的概念不同。发动机外特性功率是发动机节气门全开时的功率，计算公式为TnP tq

，在某一转速下，外特性功率是唯一确定的。发动机净功率则表示发动机的实际发出功率，可以根据汽车e 9550（）汽车功率平衡图

P发动机功率在各档下的功率Pe其中：

、汽车常常遇到的阻力功率

f W对车速u T

的关系曲线即为汽车功率平衡图，T 为发动机转矩（Nm）tq编程计算，汽车的功率平衡图为：2）先确定最高档和次高档的发动机转速的范围，然后利用u

0.377rn，求出对应档位的车速。由于汽车是等速行a ii0g

(F F驶，因此发动机发出的功率应当及汽车受到的阻力功率折合到曲轴上的功率相等，P f W a。然后根据不e TPe

和n，用题中给出的拟合公式求出对应工况的燃油消耗率。先利用表中的数据，运用插值法，求出每个n值所

,B,

,B,

。在这里为了保证曲线的光滑性，运用了三次样条插值。利用求得的各个车速0 1 2 3 4对应下的功率求出对应的耗油量燃油消耗率b。利用公式：Q

Pb ，即可求出对应的车速的百公里油耗s（L/100km。实际绘出的最高档及次高档的等速百公里油耗曲线如下：

1.02uga从图上可以明显看出，第三档的油耗比在同一车速下，四档的油耗高得多。这是因为在同一车速等速行驶下，汽车所受到的阻力根本相等，因此Pe

根本相等，但是在同一车速下，三档的负荷率要比四档小。这就导致了四档的油耗较小。。但是这对处在中部的插值结果影响不大。而且在完成后面局部的时候发觉，其实只需运用到中间的局部即可。（3）按JB3352-83规定的六工况循环行驶的百公里油耗。从功率平衡图上面可以发觉，III档及IV档可以满意六工况测试的速度范围要求。分为III档和IV档进展计算。先求匀速行驶局部的油耗

(Ff

FW

，求出在各个速度下，发动机所应当供应的功率。然后利用插值法求出，三个匀速行驶e T速度对应的燃油消耗率b。由Q匀速行驶阶段：匀速行驶阶段：/(km/h)/(m)P/(kw)e燃油消耗率b/[g/(kWh)]燃油消耗量Q/(ml)

Pbs求出三段匀速行驶局部的燃油消耗量mL。102uga第一段25第二段40第三段50502502504.70739.200813.4170三档678.3233563.0756581.3972四档492.3757426.5637372.6138三档8.868144.964454.2024四档6.437134.063234.7380再求匀加速阶段：对于每个区段，以/h为区间对速度区段划分。对应每一个车速 ua

，都可以求出对应的发动机功率：1Gfu

C Au3

duP

a D a

a 。此时，车速及功率的关系已经发生变更，因此应当要重新对燃油消耗率的拟T3600 76140 3600dtT合公式中的系数进展插值。插值求出对应的各个车速的燃油消耗率b，进而用Qt

Pb求出每个速度对应的燃367.1gQt0

,Q,Qt1 t

,……Qtn

t

1du 3.6dt1(Q

Q)t。对每个区间的燃油消耗量求和就可以得出加速过程的燃油消耗量。n 2 t(n1) tn计算结果如下：加速阶段加速阶段第一段最大速度u/(km/h)40第二段50amax最小速度u/(km/h)：2540amin加速度a/(m/s2)三档0.25（注：书中的数0.20据有误）38.3705燃油消耗量44.2181Q/(mL)a四档30.100138.4012匀减速阶段：对于匀减速阶段，发动机处在怠速工况。怠速燃油消耗Q 是肯定值。只要知道匀减速阶段的时间，就可以求出id耗油量：Qd

Qt。id三档：四档：一、关于插值方法的探讨：b。然后再进而求出对应车速的等速燃油消耗量。在这里的处理方法就是这种。从得到的等速百公里油耗曲线上可以发觉，曲线有比拟多的曲折。估计这是运用三次样条插值方法得到的结果。因为三次样条插值具有很好的光滑性。假如改用线形内插法的话，得到的曲线虽然不光滑，但是可以表达一个大体的趋势。经比拟发觉，运用三次样条插值得到的曲线中部及线形内插得到的曲线特别相像。即只考虑n815rpm3804rpm三档：18.4090L（四档：14.0362L（因此，两种方法得到的结果特别相近。这种对系数进展插值的方法的精度依靠于所给出的拟合公式中各个系数及n之间的关系。假如存在很好的线形关系，则运用线性内插的精度比拟高。另外一种处理方法就是，先利用给出的各个节点数据，求出了八个b值，然后利用这八个b及ua的数据，进展插值。这种处理方法插值时所用的结点数比拟少，插值得出的等速百公里油耗曲线比拟平缓。二、关于加速过程的加速阻力的处理探讨：在计算匀加速过程的时候，因为比匀速行驶的时候，增加了加速阻力，因此车速及发动机功率之间的关系已经变更了。这样，就应当运用拟合公式，重新对b进展计算，得出在加速过程中，速度对应的燃油消耗率。而且对于不同的加速阶段（加速度不同，就会得到不同的b及ua的关系。但是，这种方法仍旧只是对实际状况的一种近似。因为算。也就是说把加速阶段近似为一个参加了加速阻力功率的匀速过程来对待。这必定会出现一些误差。轮胎对汽车动力性、燃油经济性有些什么影响？答：1）轮胎对汽车动力性的影响主要有三个方面：①轮胎的构造、帘线和橡胶的品种，对滚动阻力都有影响，应当低于该临界车速。③轮胎及地面之间的附着系数干脆影响汽车的极限最大加速度和爬坡度。轮胎对燃油经济性的影响轮胎的滚动阻力系数干脆影响汽车的燃油经济性。滚动阻力大燃油消耗量明显上升。为什么公共汽车起步后，驾驶员很快换入高档？很快换入高档。到达动力性最佳换档时机是什么？到达燃油经济性的最佳换档时机是什么？二者是否一样？面积最小。到达燃油经济性的换档时机应当根据由“最小燃油消耗特性”确定的无级变速器志向变速特性，考虑道路的值，在最接近志向变速特性曲线的点进展换档。二者一般是不一样的。第三章汽车动力装置参数的选定3.11.3i0

为5.17、5.43、5.83、6.17、6.33时的燃油经济性—加速时间曲线，探讨不同i0

值对汽车性能的影响。解：加速时间的结算思路及方法：du在算加速时间的时候，关键是要知道在加速的过程中，汽车的行驶加速度dt

随着车速的变更。由汽车行驶方程式：Tii

C A dutqg0

TGfGi

D u2m ，可以的到：r 21.15 a dt由于对于不同的变速器档位，车速ua

及发动机转速n的对应关系不同，所以要针对不同的变速器档位，求出加速aua

变更的关系。先确定各个档的发动机最低转速和最高转速时对应的汽车最高车速u

a

和最低车速ua

du。然后在各个车速范围内，对阻力、驱动力进展计算，然后求出dt

，即a

。式中Ttq

可以通过已经给出的运用外特性Tq

n曲线的拟合公式求得。求出加速度a随着车速ua

变更的关系之后，绘制出汽车的加速度倒数曲线，然后对该曲线进展积分。在起步阶段曲线的空缺局部，运用一条程度线及曲线连接上。一般在求燃油经济性——加速时间曲线的时候，加速时间是指0到0094.9km/h。70km/h70km/h（计算程序见后）对于四档变速器：档位档位传动比iI6.09II3.09III1.71IV1.00g计算的结果是如下：主传动比主传动比i5.175.435.836.176.330II档起步0-70km/h加速时间/s27.303627.503227.129126.513225.9787主传动比i5.17主传动比i5.175.435.836.176.330六工况百公里油耗（L/100km）13.381113.619113.907914.141014.2608可以绘制出燃油经济性——加速时间曲线如下：从图上可以发觉，随着i0

的增大，六工况百公里油耗也随之增大；这是由于当i0

增大以后，在一样的行驶车速下，发动机所处的负荷率减小，也就是处在发动机燃油经济性不佳的工况之下，导致燃油经济性恶化。但是对于加速时间来说，随着i0

的增加，显示出现增大，然后随之减小，而且减小的速度越来越大。其实从理论上来说，应当是i0

越大，加速时间就有越小的趋势，但是由于在本次计算当中，加速时间是车速从0加到70km/h，并不能全面反映发动机整个工作实力下的状况，比方当i0

=5.17的时候，车速从刚上IV档到70km/h只有很短的一段，并不能反映出在此住传动比之下，发动机驱动力变小所带来的影响。因此反映到图线中，加速时间反而有所下降。从上面的结果发觉，i0

的选择对汽车的动力性和经济性都有很大影响，而且这两方面的影响是相互冲突的。汽车很大局部时间都是工作在干脆档（对于有干脆档的汽车来说，此时i0

就是整个传动系的传动比。i0

假如选择过大，则会造成发动机的负荷率下降，虽然进步了动力性，后备功率增加，而且在高速运转的状况下，噪音比拟大，燃油经济性不好；假如i0

选择过小，则汽车的动力性减弱，但是负荷率增加，燃油经济性有所改善，但是发动机假如在极高负荷状态下持续工作，会产生很大振动，对发动机的寿命有所影响。因此应当对i0

的影响进展两方面的计算及测量，然后再从中找出一个可以兼顾动力性和经济性的值。另外，对于不同的变速器，也会造成对汽车的燃油经济性和动力性的影响。变速器的档位越多，则根据汽车行驶—加速时间曲线，然后从中取优。第四章汽车的制动性一轿车驶经有积水层的一良好路面马路，当车速为100km/h179.27kPa。解：由Home等根据试验数据给出的估算滑水车速的公式：所以车速为100km/h进展制动可能出现滑水现象。在第四章第三节二中，举出了CA7001中所列数据估算' ''的数值，说明制动器作用时间的重要性。2 2 2性能指标真空助力制动系压缩空气－液压制动系

2.121.45

制动间隔12.258.25

7.257.65注：起始制动速度均为30km/h1分析：计算' ''的数值有两种方法。一是利用式（4-6）进展简化计算。二是不进展简化，未知数有三个，2 2 2制动器作用时间2

'2

)，持续制动时间2

，根据书上P79页的推导，可得列出制动时间、制动间隔两个方程，压缩空气－液压制动系的数值无解，这及试验数据误差有关。解：方法一（不简化计算：制动时间包含制动器作用时间2

'2

)，持续制动时间。2 3'2

''3

t ①制动间隔包含制动器作用和持续制动两个阶段汽车驶过的间隔ss2 3su('

'')1a ，

a b

2，总制动间隔：2 0 2

6 bmax21

3 2 3asssu''')

bmax2 ②2 2 0 2

6 bmax2 2 3在制动器作用时间完毕时及车速持续制动阶段初速相等u1a ''a ③24 (ua ob24 (ua obmax

bmax3

u2 u 1方程①②③联立可得：

''

o s)，

0 ''，'t''。2方法二（简化计算：

2abmax

3 a 2 2 2 2 3bmax计算结果如下表所示：计算结果如下表所示：'2"2不简化计算简化计算2真空助力制动系0.97（无解）0.895压缩空气－液压制动系无解0.445探讨制动器作用时间的重要性（根据简化计算结果探讨）从试验数据及以上估算出的制动器作用时间数据的比拟来看，采纳压缩空气---液压制动器后，制动间隔缩短了32%，制动时间削减了31.6%，但最大减速度只进步了3.5%，而同时制动器作用时间削减了50.3%。能的特别重要的措施。一中型货车装有前后制动器分开的双管路制动系，其有关参数如下：质心至前轴制动力安排载荷质量（kg）质心高hg/m轴距L/m间隔a/m系数β空载40800.8453.9502.1000.38满载92901.1703.9502.9500.38计算并绘制利用附着系数曲线和制动效率曲线求行驶车速，在＝0.80'2

＝0.02s，制动减速度上升时间''＝0.02s。2s，制动系后部管路损坏时汽车的制动间隔s'。和制动效率曲线的横坐标不同。2）方法一：先推断车轮抱死状况，然后由前（后）方法二：由利用附着效率曲线读得该附着效率时的制动效率求得制动强度。3）向反作用力及附着系数的乘积。同理可得后部管路损坏时的状况。解：1）前轴的利用附着系数公式为：f

，1bzh1L g后轴的利用附着系数公式为：r

)z1azh1L g该货车的利用附着系数曲线图如下所示（相应的MATLAB程序见附录）制动效率为车轮不抱死的最大制动减速度及车轮和地面间摩擦因数的比值，即前轴的制动效率为E

b/L

，后轴的制动效率为E

z

a/L

，画出前后轴的制动效率曲线如下图所f h /Lf f g示：

r )h /Lr r g1 u

1 2)由制动间隔公式s

2u a0

，已知

=0.03s,

=30km/h,φ=0.80,需求3.62

2a0

25.92a

b

2 2 2 a0出abmax

。利用制动效率曲线，从图中读出：φ=0.80的路面上，空载时后轴制动效率约等于0.68，满载时后轴制动效率为0.87。

bmax

=制动效率*φ*g所以车轮不抱死的制动间隔(采纳简化公式计算)：s

10.0330

302

=6.86m3.6 25.920.670.89.8s

10.0330

302

=5.33m。3.6 25.920.870.89.8s，制动系后部管路损坏时汽车的制动间隔s'。①制动系前部管路损坏时则在后轮将要抱死的时候，F

F

G(a

)Gzz

Lhg

，ab

Xb z2 L gzg空载时，abmax

＝3.56m/s2，满载时abmax

＝4.73m/s2。1 '' u2制动间隔：s ( 3.6 2

2 )u2 a0

a025.92abmax解得空载时s=10.1m,空载时s=7.63m。解得空载时s=10.1m,空载时s=7.63m。②制动系后部管路损坏时则在前轮将要抱死时，bz

Lhg

，ab

zg空载时，abmax

＝2.60m/s2，满载时abmax

＝4.43m/s2。1 '' u2制动间隔：s ( 3.6 2

2 )u2 a0

a025.92abmax解得空载时s=13.6m,空载时s=8.02m。解得空载时s=13.6m,空载时s=8.02m。制动法规何我国行业标准关于双轴汽车前、后轴制动力安排的要求见书P95向稳定性和有足够的制动效率。1.80.651）在0.7的路面上的制动效率。汽车能到达的最大制动减速度（指无任何车轮抱死。若将该车改为双回路制动系统（只变更制动系的传动系，见习题图，而制动器总制动力及总泵输出管路压力之比称为制动系增益，并令原车单管路系统的增益为G3回路失效时的制动系增益。计算：在0.7的路面上，上述双回路系统在一个回路失效时的制动效率以及可以到达的最大减速度。比拟各种回路的优缺点。解：1）同步附着系数：02）制动效率

Lbhg

2.70.651.250.63

0.80。，前轮先抱死。制动效率为：03）最大制动减速度：a E0.950.70.665g。bmax f易得各种状况下的制动系增益如下表所示：制动系增益a)b)c)双回路系统G’G’G’1回路失效时0.35G’0.5G’0.5G’2回路失效时0.65G’0.5G’0.5G’分析：对于a)4.3.3对于双回路系统b)和c)，当一个回路失效时，如不考虑轴距的影响，其制动效果是一样的，所以只分析一种状用在单边车轮上的地面法向反作用力只为总的地面法向反作用力的一半。留意：不能简洁的认为此时的制动减速度为正常状况的一半。①对于a):若前轴回路失效时则相当于单回路时前部管路损坏，由4.3的推导：最大制动减速度：a z g＝0.323g。bmax max

zmax

46.2％。r 若后轴回路失效时则相当于单回路时后部管路损坏，根据4.3的推导：最大制动减速度：a z g＝0.387g。bmax max

zmax

55.3％。r ②对b)和c)：由前面的探讨知，，所以前轮先抱死，当前轮刚要抱死时：01

2F。Xb1

Z1b 0.71.25z

2Lh 22.70.650.7g

0.285。Er

z40.7%0.285g。两种回路的优缺点比拟双回路系统a)制动系增益最大，一个回路失效时的最大制动减速度也比b),c)大，所以其性能较优。双回路系统b)c)制动系增益一样，假如不考虑轴距的影响，两者在一个回路失效时的制动效率一样。但是在一个回路失效时，制动力作用在一侧车轮上，车身左右受力严峻不平衡，会产生跑偏等问题。第五章 汽车的操纵稳定性一轿车（每个）前轮的侧偏刚度为-50176N/rad、外倾刚度为-7665N/rad。若轿车向左转弯，将使前轮均产生正的外倾角，其大小为4偏角。解：有外倾角时候的地面侧向反作用力为F kkY

（其中kr

为外倾刚度，γ为外倾角）于是，有外倾角引起的前轮侧偏角的大小为：代入数据，解得 ＝0.611rad，另外由分析知正的外倾角应当产生负的侧偏角，所以由外倾角引起的前1轮侧偏角为-0.611rad。6450N侧倾角刚度，结果汽车的转向特性变为缺乏转向。试分析其理论根据（要求有必要的公式和曲线。答：由课本P138-140的分析知，汽车稳态行驶时，车厢侧倾角确定于侧倾力矩M 和悬架总的角刚度K ，即

M。r Kr前、后悬架作用于车厢的复原力矩增加：其中K ，K 分别为前、后悬架的侧倾角刚度，悬架总的角刚度K 为前、后悬架及横向稳定杆的侧倾角2 刚度之和。用于车厢的复原力矩增加（总侧倾力矩不变，由此汽车前轴左、右车轮载荷变更量就较大。由课本图5-46知在这种状况下，假如左右车轮轮胎的侧偏刚度在非线性区，则汽车趋于增加缺乏转向量。答：汽车的稳态响应有三种类型，即中性转向、缺乏转向和过多转向。表征稳态响应的参数有稳定性因数，前、后轮的侧偏角角肯定值之差(1

，转向半径的比R/R2 0系数S.M.等。它们之间的彼此关系为：K1a 1y

)（2

为侧向加速度的肯定值；1S.M.=

a(k

分别为汽车前、后轮的侧偏刚度，a为汽车质心到前轴的间隔，L为前、后轴之间的间隔)。

kk L 1 21 2举出三种表示汽车稳态转向特性的方法，并说明汽车重心前后位置和内、外轮负荷转移如何影响稳态转向特性？答：表示汽车稳态转向特性的参数有稳定性因数，前、后轮的侧偏角肯定值之差(1

，转向半径的比R/R2静态储藏系数S.M.等。①探讨汽车重心位置对稳态转向特性的影响，由式（5-17）S.M.=

a'a

a（a）L kk L1 2当中性转向点及质心位置重合时，S.M.＝0，汽车为中性转向特性；当质心在中性转向点之前时，a'a，S.M.为正值，汽车具有缺乏转向特性；当质心在中性转向点之后时，a'a，S.M.为负值，汽车具有过多转向特性。②汽车内、外轮负荷转移对稳态转向特性的影响直载荷变动量较大，汽车趋于减小缺乏转向量。汽车转弯时车轮行驶阻力是否及直线行驶时一样？轮还将受到地面侧向反作用力。主销内倾角和后倾角功能有何不同？倾还可削减前轮传至转向机构上的冲击，并使转向轻巧。自动回正，可保证汽车支线行驶的稳定性。依靠侧倾力，和车速有关；速度越高，回正力矩就越大。作用，其机理在题5.2中有述。横向稳定安装的位置也是由于前、后侧倾刚度的要求，以及如何调整稳态转向特性的因素确定的。转向，试找出五种改善其特性的方法。小，复原行程增大的特性；⑤使后悬架的侧倾转向具有趋于缺乏转向的特性。汽车空载和满载是否具有一样的操纵稳定性？稳定性因数、轮胎侧偏刚度、汽车侧倾刚度等操纵稳定性参数。答：以静态储藏系数为例说明汽车质心位置对稳态响应指标的影响：S.M.=

a'a

a（a'

L，为中性转向点至前轴的间隔）L kk L1 2

kk1 2当中性转向点及质心位置重合时，S.M.＝0，汽车为中性转向特性；当质心在中性转向点之前时，a'a，S.M.为正值，汽车具有缺乏转向特性；当质心在中性转向点之后时，a'a，S.M.为负值，汽车具有过多转向特性。二自由度轿车模型的有关参数如下：总质量 绕Oz轴转动惯量 Iz

3885kgm2轴距 L=3.048m质心至前轴间隔 a=1.463m质心至后轴间隔 b=1.585m前轮总侧偏刚度 k=-62618N/rad1后轮总侧偏刚度 k=-110185N/rad2转向系总传动比 i=20试求：稳定性因数K、特征车速u。ch 稳态横摆角速度增益曲线ru、车速u=22.35m/sr。 a s sw静态储藏系数S.M.，侧向加速度为0.4g及转弯半径的比值1 2R/R(R=15m)。0 0车速u=30.56m/s时，瞬态响应的横摆角速度波动的固有（圆）频 、阻尼比、反响时间及峰值0反响时间留意：2）所求的转向灵敏度

r中的

是指转向盘转角，除以转向系传动比才是车轮转角。sw解：1）特征车速u ch

sw1/K20.6m/s1/K稳态横摆角速度增益曲线

u

如下图所示： as车速u=22.35m/s时的转向灵敏度

r 3.3690/20=0.168swa-a k a态储藏系数S.M.

2L kk1

0.1576，La 0.4g时前、后轮侧偏角肯定值之差y速 u=30.56m/s 时，瞬态响应的横摆角速度波动的固有（圆）频率L kk 10 u mI

1Ku

5.58rad/s,f0

0.8874Hz，阻尼比

Z12Z 1212Z 122LmIkk 1Ku2Z12

b2k

0.5892， 12 arctan mua反响时间

Lk 0012

12峰值反响时间

arctan 1 120

0.3899s稳态响应中横摆角速度增益到达最大值时的车速称为特征车速uch

。证明：特征车速u ch

，且在特1/K1/K答：特征车速指汽车稳态横摆角速度增益到达最大值时的车速，汽车稳态横摆角速度增益为：1 u1/K1/K当Ku，即u1/K1/Ku

时等号成立，所以特征车速u ch

。此时的横摆角速度增益r)s

，具有2L相等轴距L中性转向汽车的横摆角速度增益为u/L，前者是二者的一半。测定汽车稳态转向特性常用两种方法，一为固定方向盘转角法，并以R/R-a曲线来表示汽车的转向特性；0 y另一为固定圆周法。试验时在场地上画一圆，驾驶员以低速沿圆周行使，记录转向盘转角

sw0

，然后驾驶员限制转向盘使汽车始终在圆周上以低速连续加速行使。随着车速的进步，进步转向盘转角sw

（一般）将随之加大。记录下sw角，并以sw

a曲线来评价汽车的转向特性。试证：sw 1Ku2，说明如何根据swu2曲线来推断汽车的转向特性。

ysw0

sw0

sw0证明：设转向器的总传动比为设低速运动时的前轮转角为 ，则0sw0

/iL（其中R为圆周半径。0 iR连续急速行使时，由式5-1：r(1Ku2)，又u/L r

u/R，得所以sw 1Ku2，证毕。sw0

1，swu2是一条直线；缺乏转向时sw 1，

将随车速得增加而渐渐sw0

sw0

swsw0增大；K<0sw1 sw0

将随车速得增加而渐渐减小。4（常称为McPhersonstrut1）R.C.为侧倾中心。2）悬架的侧倾角刚度为Kr

2ks

(n

)2，式中，ks为一个弹簧的（线）刚度。分析：计算悬架侧倾角刚度时，要利用虚位移原理进展推导。推导时留意，本题和书中的单横臂独立悬架是有区分的，主要是本题有一个角。证明：1）BACCB所在的直线上；由于AC点的运动方向平行及AC杆自身，故AC杆的瞬心必在过A点，垂直AC车轮的瞬心O’点，侧倾中心就在DO’及汽车中心线的交点上，如图中所示。2)a.求悬架的线刚度KlFz's为弹簧的虚位移，△s为车轮的虚位移，弹簧力相应增加Q,则Qks。s t s s设O’D及程度面的夹角为，因为O’为左侧车轮的运动瞬心，由图可知

，再在轮胎上加一微元力F ，△z'Fz'

ncosQmksm。s s单侧悬架的线刚度为Kl

F zst

k( )2。ms ncosm由式（5-42）整个悬架的侧倾角刚度为：习题图5过多转向效果？答：曲线1动，外侧前轮处于压缩行程，前束减小，车轮向外转动。采纳这种悬架导致汽车的侧倾转向增加了缺乏转向量，具有侧倾缺乏转向效果。曲线2对应的前独立悬架，曲线较其他两种更贴近纵坐标轴，说明这种悬架的侧倾转向量很小，几乎等于零。曲线3对应的前独立悬架，转弯时车厢侧倾，内侧前轮处于反弹行程，前束减小，车轮向汽车纵向中心线相反方具有侧倾过多转向效果。转向盘力特性及哪些因素有关，试分析之。转向器效率、动力转向器的转向盘操作力特性、转向杆系传动比、转向杆系效率、由悬架导向杆系确定的主销位置、轮胎上的载荷、轮胎气压、轮胎力学特性、地面附着条件、转向盘转动惯量、转向柱摩擦阻力以及汽车整体动力学特性等。答：参考课本第六节。第六章汽车的平顺性6.1设通过座椅支承面传至人体垂直加速度的谱密度为一白噪声，Ga

(f)

s30.5~80Hz围内加权加速度均方根值aw解

和加权振级Law

，并由表6-2查出相应人的主观感受。a [0w0.5

w(f)2G(f)df]0.5

1.434L 20lg(

)123(dB)，查 0.1(

0.524f216

1.5

12.52df)0.5f2

1.434(m

aws2)

1060.5 2 表得，人