汽車理論課后習(xí)題答案(余志生版)()

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1、WORD格式 第一章 1.1、試說明輪胎滾動阻力的定義、產(chǎn)生機理和作用形式? 答：1）定義：汽車在水平道路上等速行駛時受到的道路在行駛方向上的分力 稱為滾動阻力。 2）產(chǎn)生機理：由于輪胎內(nèi)部摩擦產(chǎn)生彈性輪胎在硬支撐路面上行駛時加載 變形曲線和卸載變形曲線不重合會有能量損失，即彈性物質(zhì)的遲滯損失。這 種遲滯損失表現(xiàn)為一種阻力偶。 當(dāng)車輪不滾動時，地面對車輪的法向反作用力的分布是前后對稱的；當(dāng) 車輪滾動時，由于彈性遲滯現(xiàn)象，處于壓縮過程的前部點的地面法向反作用 力就會大于處于壓縮過程的后部點的地面法向反作用力，這樣，地面法向反 作用力的分布前后不對稱，而使他們的合力Fa相對于

2、法線前移一個距離a, 它隨彈性遲滯損失的增大而變大。即滾動時有滾動阻力偶矩TfFza阻 礙車輪滾動。 T 3）作用形式：滾動阻力Ffw f F fr f（f為滾動阻力系數(shù)） 1.2、滾動阻力系數(shù)與哪些因素有關(guān)？ 提示：滾動阻力系數(shù)與路面種類、行駛車速以及輪胎的構(gòu)造、材料、氣壓等有 關(guān)。 1.3、解答：1）（取四檔為例）由 F t Tq Tqn un F t u 即 Tii qgoT F t r Tq19.13259.27( n 1000 ) 165 .44 ( n 1000

3、 ) 2 40 .874 ( n 1000 ) 3 3 . 8445 ( n 1000 ) 4 u 0. 377 igi o rn 行駛阻力為FfFw： F CA D fFGfU w 21.15 2 a 2 494.3120.131U a 由計算機作圖有 1 專業(yè)資料整理 ※本題也可采用描點法做圖： 由發(fā)動機轉(zhuǎn)速在nmin600r/min，nmax4000r/min，取六個點分別代入 公式： ???????????? 2）

4、⑴最高車速： 有 F tFF fw 2 Ft494.3120.131Ua 分別代入 U和Ft公式： a Tq *n 6.9*5.83*0.85 0.377*0.3697 494.3120.131( 0.3675.83*6.09 ) 2 把 T的擬和公式也代入可得： q n>4000 而nmax4000r/min 0.367*4000 ∴U0.377*94.93Km/h max 1.0*5.83 ⑵最大爬坡度： 掛Ⅰ檔時速度慢，F(xiàn)w可忽略： F( iFFF tmaxfw ) Gi

5、 F tmax Gf i F tmax maxf G 14400 388*09.8 0.013 2 =0.366 （3）克服該坡度時相應(yīng)的附著率 F F x z 忽略空氣阻力和滾動阻力得： Fi F z a iil /la 0. 366*3 1.947 .2 0.6 3）①繪制汽車行駛加速倒數(shù)曲線（已裝貨）：40.0626 1 a dt du g(Df) （ FtFw D為動力因素） G 22 IIii11 wfg0T

6、Ⅱ時，1 22 mrmr 1 2 2 11.7983.59810.218*3.09* 38000.367 5.83 2 0.367 2 3800 * 0.85 1.128 F t Ti i qg o r T Tq19.13 n 259.27() 1000 nnn 23)4 165.44()40.874()3.8445( 100010001000 CA D FwU 21.15 a 2 由以上關(guān)系可由計算機作出圖為： ②用計算機求汽車用Ⅳ檔起步加速至70km/h的加速時

7、間。 （注：載貨時汽車用Ⅱ檔起步加速不能至70km/h） 由運動學(xué)可知： 3 dt 1 a du t 1 t du 0a A 1 即加速時間可用計算機進行積分計算求出，且ua a 積就是通過此速度去件的加速時間。 曲線下兩速度間的面 經(jīng)計算的時間為：146.0535s 1.4、空車、滿載時汽車動力性有無變化？為什么？ 答：汽車的動力性指汽車在良好路面上直線行駛時，由縱向外力決定的所能達到 的平均行駛速度。 汽車的動力性有三個指標：1）最高車速2）加速時間3）最大爬坡度 且這三個指標均于汽車是空載、滿載時有關(guān)。 1

8、.5、如何選擇汽車發(fā)動機功率? 答：依據(jù)（原則）：常先從保證汽車預(yù)期的最高車速來初步選擇發(fā)動機應(yīng)有的功 率?！矎膭恿π越嵌瘸霭l(fā)〕這些動力性指標：umax,i,tj P 1 ePP fw t 1GfCA D Peuu amax 360076140 t 3 a max 發(fā)動機的最大功率應(yīng)滿足上式的計算結(jié)果，但也不宜過大，否則會因發(fā)動機負荷 率偏低影響汽車的燃油經(jīng)濟性。（詳見第三章課件） 1.6、超車時該不該換入低一檔的排檔? 答：可參看不同i0時的汽車功率平衡圖： 4 顯而可見，當(dāng)總的轉(zhuǎn)動比較大時，發(fā)動機后備功率大，加速容易，更易

9、于達到較高車速。 1.7、答：1>對于F-F型轎車： 最大驅(qū)動力等于前輪附著力 FxbmaxFFz61.5%mg 對于F-R型轎車： 最大驅(qū)動力等于后輪附著力 FxbmaxFFz(155.7%)mg 44.3%mg 顯然F-F型轎車總的附著力利用情況較好。 2>(1)對于0.2： FxbmaxFFz1928.64N 極限車速： CA D FFfFGfUa xbmax21.15 w 2 Uamax194.8km/h 極限爬坡度：FxbmaxFfFiGfGi 5 i max Fxbmax G f i

10、max 1928.64 1600*9.8 0.02 0.13 dU FFfFjGfm 極限加速度：dt xbmax dUFGf ()max1.01km/(hs) dtm （2）同理可有：當(dāng)0.7時， U388.0km/h amax i0.4105 max dU ()max4.023km/(hs) dt 1.8、解：<1>先求汽車質(zhì)量換算系數(shù)： I 11 w Ii fg 2 i 0 2 T 1 22 mrmr 代入數(shù)據(jù)有：=1.4168 若地面不發(fā)生打滑，此時，地面最大驅(qū)動力 F xb1max

11、 F t Ti tq i g r 0t Fxb1max6597.36N 由于不記滾動阻力與空氣阻力，即Ff、0 F w 這時汽車行駛方程式變?yōu)? FtFF i j Ttqigi0t r Gim du dt 當(dāng)TQMeMax140NM代入有： du ()max dt 2.91 h bdu 再由Fz1GGsinmFw LLdt g G b L h g L m du dt du 將()max代入上試有 dt Fz1min6180.27N F

12、xb1 此時：0.6 F z1 將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象， 6 所以：在加速過程中發(fā)動機扭矩不能否充分發(fā)揮。 <2>調(diào)整： 要使發(fā)動機扭矩能否充分發(fā)揮，則： F xb1 應(yīng)使：0.6 F z1 其中：Fxb16597.36N不變， 則由公式： F z1 G b L h g L m du dt 得出：b=1704.6mm b63.1% 1704.6 前軸負荷率為：*100%*100% L(12501450) 1.9、答：1>由汽車行駛方程式: FtFFFF fwi j 低速滑行時,F0F,0 wj

13、 此時： FtF f 由低速滑行曲線擬臺直線公式可得: f dv gdt (19.76 0.59T gdt ) 0.060 2>直接檔，ig1<以四檔為例> 先求汽車質(zhì)量換算系數(shù)： 1 1 m r I 2 w 1 m Ii f g 2 i 0 2 r 2 T 代入數(shù)據(jù)得：1.0266 再有動力因素公式： D dU gdt 其中：fif00.060 dU 所以：Dmax()max gdt 而： dU 2 ()max0.75

14、m/s dt 1.0266 0.060*0.75*3.6 9.81 Dmax0.34255 dU 3>由Dmax()max gdt 可得，最大爬坡度為： 7 iDmaxf max i0.28255 max 16.41max 第二章 2.1、“車開得慢，油門踩得小，就—定省油”，或者“只要發(fā)動機省油，汽車就 一定省油”，這兩種說法對不對？ 答：均不正確。 ①由燃油消耗率曲線知：汽車在中等轉(zhuǎn)速、較大檔位上才是最省油 的。此時，后備功率較小，發(fā)動機負荷率較高燃油消耗率低，百公里燃油消 耗量較小。 ②發(fā)動機負荷率高只是汽車省油的一個方面，另一方面汽車列車的

15、質(zhì)量利用系數(shù)（即裝載質(zhì)量與整備質(zhì)量之比）大小也關(guān)系汽車是否省油。， 2.2、試述無級變速器與汽車動力性、燃油經(jīng)濟性的關(guān)系。 提示：①采用無級變速后，理論上克服了發(fā)動機特性曲線的缺陷，使汽車 具有與等功率發(fā)動機一樣的驅(qū)動功率，充分發(fā)揮了內(nèi)燃機的功率，大地改善了 汽車動力性。②同時，發(fā)動機的負荷率高，用無級變速后，使發(fā)動機在最經(jīng)濟 工況機會增多，提高了燃油經(jīng)濟性。 2.3、用發(fā)動機的“最小燃油消耗特性”和克服行駛阻力應(yīng)提供的功率曲線，確 8 定保證發(fā)動機在最經(jīng)濟工況下工作的“無級變速器調(diào)節(jié)特性”。 答：無級變速器傳動比I’與發(fā)動機轉(zhuǎn)速及期限和行駛速度之間有如下 關(guān)系： n

16、rn i'（式 0.377A iuau 0a 中A為對某汽車而言的常數(shù) A r 0.377 i 0 ） 當(dāng)汽車一速度u' a在一定道路沙鍋行駛時，根據(jù)應(yīng)該提供的功率： Pe' P P w T 由“最小燃油消耗特性”曲線可求出發(fā)動機經(jīng)濟的工作轉(zhuǎn)速為n'e。 將ua'，n'e代入上式，即得無級變速器應(yīng)有的傳動比i’。帶同一植 的道路上，不同車速時無級變速器的調(diào)節(jié)特性。 2.4、如何從改進汽車底盤設(shè)計方面來提高燃油經(jīng)濟性? 提示：①縮減轎車總尺寸和減輕質(zhì)量。大型轎車費油的原因是大幅度地增 加了滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力和加速阻

17、力。為了保證高動力性而裝用的 大排量發(fā)動機，行駛中負荷率低也是原因之一。 ②汽車外形與輪胎。降低CD值和采用子午線輪胎，可顯著提高燃油經(jīng) 濟性。 2.5、為什么汽車發(fā)動機與傳動系統(tǒng)匹配不好會影響汽車燃油經(jīng)濟性與動力性?試 舉例說明。 提示：發(fā)動機最大功率要滿足動力性要求（最高車速、比功率）] ①最小傳動比的選擇很重要，（因為汽車主要以最高檔行駛） 若最小傳動比選擇較大，后備功率大，動力性較好，但發(fā)動機負荷率 較低，燃油經(jīng)濟性較差。若最小傳動比選擇較小，后備功率較小，發(fā)動機 負荷率較高，燃油經(jīng)濟性較好，但動力性差。 ②若最大傳動比的選擇較小，汽車通過性會降低；若選擇較大，則

18、變 速器傳動比變化范圍較大，檔數(shù)多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 ③同時，傳動比檔數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率的機會，提高了 汽車的加速和爬坡能力，動力性較好；檔位數(shù)多，也增加了發(fā)動機在低燃 油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗，燃油經(jīng)濟性也較好。 2.6、試分析超速擋對汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的影響。 提示：因為汽車并不經(jīng)常以此速度行駛，低速檔只要滿足動力性的要求。 2.7、答：1)<考慮空車的情況>發(fā)動機輸出功率： Tii qgo Peu Ta r /3600 Tq19.13259.27( n ) 1000 nnn 23) 165.44()40.87

19、4()3.8445( 100010001000 4 9 u a 0.377rn i i g o 由以上三條關(guān)系式，可以繪出各個檔位下發(fā)動機的有效功率圖。再有阻力 功率： 3 PPw1GfuCAu faDa ( 360076140 TT ) 3 33.638*105 7.647*10uaua 由以上信息作出汽車功率平衡圖如下： 2)<考慮滿載時情況> 等速百公里油耗公式: Pb e Qs(L/100Km) 1.02ug a 0.377rn u aii go 由 n p e

20、 b ①最高檔時:ig1,不妨取18Kw P e ⅰ:n=815r/min,即ua19.34Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式: b B 0 234 BPeBPBPBP 12e3e4e b1740.2g/(Kwh) 10 Qs Pb e231.2 L 1.02ug a ⅱ:n=1207r/min,即ua28.64Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式得: b295.0g/(Kwh) Q s 26.0L ⅲ:n=1614r/min,即ua38.30Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式得: b305.2g/(Kwh)

21、 Q s 20.5L ⅳ:n=2603r/min,即ua61.77Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式得: b280.1g/(Kwh) Q s 11.7L ⅴ:n=3403r/min,即ua80.75Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式得: b431.3g/(Kwh) Q s 13.6L ⅵ:n=3884r/min,即ua92.17Km/h 由負荷特性曲線的擬合公式得: b529.4g/(Kwh) Q s 14.8L 故有以上各個點可以做出最高檔的等速百公里油耗曲線: 11 ②同樣,可做出次高擋的等速百公里油耗曲線(省略

22、) . 2.8、輪胎對汽車動力性、燃油經(jīng)濟性有些什么影響? 提示： 2.9、為什么公共汽車起步后，駕駛員很快換入高檔? 提示：汽車起步后換入高檔,此時,發(fā)動機負荷率大,后備功率小,燃油經(jīng)濟性較 高. 2.10、達到動力性最佳的換擋時機是什么？達到燃油經(jīng)濟性最佳的換檔時機是什 么?二者是否相同? 答：①動力性最佳：只要{Ft(FwFf)}max時換檔， 以1.3題圖為例，在{Ft1(Fw1Ff1)}{Ft2(Fw2Ff2)}時換檔 顯然滿足動力性最佳。 12 ②燃油經(jīng)濟性最佳要求發(fā)動機負荷率高，后備功率低。 由下圖知，在最高檔時，后備功率最低，燃油經(jīng)濟性最佳。 13

23、 第四章 4．1一轎車駛經(jīng)有積水層的—良好路面公路，當(dāng)車速為100km/h時要進行制動。問 此時有無可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象而喪失制動能力?轎車輪胎的胎壓為179．27kPa。 答：假設(shè)路面水層深度超過輪胎溝槽深度 估算滑水車速：h6.34pipi為胎壓（kPa） 代入數(shù)據(jù)得：h84.89km/h 而h故有可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象而失去制動能力。 4．2在第四章第三節(jié)二中．舉出了CA700轎車的制動系由真空助力改為壓縮空氣助力 后的制動試驗結(jié)果。試由表中所列數(shù)據(jù)估算 重要性。 ' 2 1 2 '' 2 的數(shù)值，以說明制動器作用時間的 提示：由表4-3的數(shù)據(jù)以

24、及公式 s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a025.92a b max 計算 1 ' 22 '' 2 的數(shù)值。 可以認為制動器起作用時間的減少是縮短制動距離的主要原因。 4．3一中型貨車裝有前、后制動器分開的雙管路制功系，其有關(guān)參數(shù)如下； 1)計算并繪制利用附著系數(shù)曲線與制動效率曲線。 2)求行駛車速30km/h，在0.80路面上車輪不抱死的制動距離。計算時取制動系反 ''' 應(yīng)時間20.02s，制動減速度上升時間0.02s 2。 3)求制功系前部管路損壞時汽車的制功距離，制功系后部管路損壞時汽車的制功

25、距離。 答案：1） 14 Lz 前軸利用附著系數(shù)為： fbzh g 后軸利用附著系數(shù)為： r L1 a zh g z 空載時： Lb 3.950.381.85 0=0.413 h 0.845 g 0故空載時后輪總是先抱死。 由公式 E r z r 1 a/L r h g /L 代入數(shù)據(jù) E r 2.449 2.1 0.845 r （作圖如下） 滿載時： Lb 3.950.381 0=0.4282 h 1.17

26、g 0時：前輪先抱死 E zb / L f/ h ffg L 代入數(shù)據(jù)Ef= 1.501 1 1.17 f （作圖如下） 0時：后輪先抱死 E za / L r1/ h rrg L 代入數(shù)據(jù)Er= 2.95 2.4491.17 r （作圖如下） 15 2）由圖或者計算可得： 空載時0.8制動效率約為0.7 因此其最大動減速度abmax0.8g0.70.56g 代入公式： s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a25.92a 0 bmax 1

27、 3.6 0.02 0.02 2 30 2 30 25.920.56g =6.57m 由圖或者計算可得： 滿載時制動效率為0.87 ' 因此其最大動減速度ab0.8g0.870.696g max 制動距離 s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a025.92a bmax 1 3.6 0.02 0.02 2 30 25.92 2 30 0.696g =5.34m 3）A.若制動系前部管路損壞 Fxb2 G g du dt Gz G

28、 Fz(azh 2g L ) 后軸利用附著系數(shù) Lz razh g 16 后軸制動效率 za/L E r1/ h rrg L 代入數(shù)據(jù)得：空載時：Er=0.45 滿載時： E=0.60 r a)空載時其最大動減速度abmax0.8g0.450.36g 代入公式： s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a25.92a 0 bmax 1 3.6 0.02 0.02 2 30 30 25.92 2 0.36g =10.09m b)滿載時其最大動

29、減速度abmax0.8g0.60.48g 代入公式： s 1 3.6 2 u 2a0 u 2225.92 a0a bmax 1 3.6 0.02 0.02 2 30 2 30 25.920.48g =7.63m B．若制動系后部管路損壞 Fxb1 G g du dt Gz G Fz(bzh 1g L ) 前軸利用附著系數(shù) Lz fbzh g 前軸制動效率 E zb / L f1/ h ffg L 代入數(shù)據(jù)空載時：Ef=0.57

30、 滿載時：Ef=0.33 a)空載時其最大動減速度abmax0.8g0.570.456g 代入公式： s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a025.92a bmax 1 3.6 0.02 0.02 2 30 25.92 2 30 0.456g =8.02m b)滿載時其最大動減速度abmax0.8g0.330.264g 代入公式： 17 s 1 3.6 2 u 2a0 u 22a025.92a b max 1 3.6 0.02 0.02 2

31、 30 2 30 25.920.264g =13.67m 4．4在汽車法規(guī)中，對雙軸汽車前、后軸制功力的分配有何規(guī)定。說明作出這 種規(guī)定的理由? 答：為了保證制動時汽車的方向穩(wěn)定性和有足夠的制動效率，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會制定的ECER13制動對雙軸汽車前、后輪制動器制動力提出了明確的要求。我國的行 業(yè)標準ZBT240007—89也提出了類似的要求。下面以轎車和最大總質(zhì)量大于3.5t的貨 車為例予以說明。法規(guī)規(guī)定： 對于0.2~0.8之間的各種車輛，要求制動強度 z0.10.85(0.2) 車輛在各種裝載狀態(tài)時，前軸利用附著系數(shù)曲線應(yīng)在后軸利用附著系數(shù)曲線之上。

32、對于最大總質(zhì)量大于3.5t的貨車，在制動強度z0.15~0.3之間，每根軸的利用附著 系數(shù)曲線位于z0.08兩條平行于理想附著系數(shù)直線的平行線之間；而制動強度 z0.3時，后軸的利用附著系數(shù)滿足關(guān)系式z0.30.74(0.38)，則認為也滿足了 法規(guī)的要求。但是對于轎車而言，制動強度在0.3~0.4之間，后軸利用附著系數(shù)曲線不 超過直線z0.05的條件下，允許后軸利用系數(shù)曲線在前軸利用附著系數(shù)曲線的上 方。 4．5一轎車結(jié)構(gòu)參數(shù)問題1.8中給出的數(shù)據(jù)一樣。轎車裝有單回路制動系，其制功器 制動力分配系數(shù)0.65。試求： 1)同步附著系數(shù)。 2)在0.7路面上的制動效率。* 3)汽

33、車此時能達到的最大制動減速度(指無任何車輪抱死時)f。 4)若將設(shè)車改為雙回路制動系統(tǒng)(只改變制動的傳動系， 見習(xí)題圖3)，而制動器總制動力與總泵輸出管路壓力之比稱為 ' 制功系增益，并令原車單管路系統(tǒng)的增益為G。確定習(xí)題圖3 中各種雙回路制動系統(tǒng)以及在一個回路失效時的制動系增益。 18 5)計算：在0.7的路面L。上述各種雙回路系統(tǒng)在一個回路失效時的制功 效率及其能達到的最大制功減速度。 6)比較各種雙回路系統(tǒng)的優(yōu)缺點。 Lb2.70.651.25 答案：1）同步附著系數(shù)0.8 0 h0.63 g 2）因0.70所以前輪先抱死 E zb/L f/

34、 h ffg L f 0.7 = 0.65 1.25/ 0.7 2.7 0.63 / 2.7 =0.951 3）最大制動減速度： a=E0.7g6.53m/s2 bmax f 'Fu G0.65 4）T a)1失效 Fu(1)Fu 22(1)'0.7' GG 1 T 2 T 2 FuFu 121.3 ' GG 2失效 1 T 1 T 2 1 2 Fu ' b)1失效G 1 T 2 1 Fu 2 ' ' G G 2失效 1 T 2

35、 1 Fu 2 c)1失效 1 T 2 ' 19 1 Fu 2 ' 2失效 G 1 T 2 Gdu 5）a)1失效Fxb2Gz gdt G Fz(azh 2g L ) 后軸利用附著系數(shù) Lz razh g 后軸制動效率 E r z r 1 a r /L h g / L 1 1.45/2.7 0.70.63/ 2.7 0.46 最大動減速度abmax0.7g0.460.32g Gdu 2失效Fxb1Gz gdt G Fz(bzh

36、1g L ) 前軸利用附著系數(shù) Lz fbzh g 前軸制動效率 E zb / L f1/ h ffg L1 1.25 0.7 /2.7 0.63/ 2.7 0.55 最大動減速度abmax0.7g0.550.39g b)由第2）問知：前輪先抱死 1失效與2失效情況相同。 Fxb1 G g du dt Gz G Fz(bzh 1g L ) 前軸利用附著系數(shù) f b Lz zh g 前軸制動效率 E zb / L f/

37、 h ffg = L0.65 1.25 0.7 / 2.7 0.63 / 2.7 =0.95 1 最大動減速度ab0.7g0.950.33g max 2c)與b）回路的情況相同。 6）比較優(yōu)缺點： a）其中一個回路失效時，不易發(fā)生制動跑偏現(xiàn)象。但當(dāng)1失效時，容易后 輪先抱死，發(fā)生后軸測滑的不穩(wěn)定的危險工況。 20 b）實現(xiàn)左右側(cè)輪制動器制動力的完全相等比較困難。 c）實現(xiàn)左右側(cè)輪制動器制動力的完全相等比較困難。其中一個管路失效時， 極容易制動跑偏。 第五章 5．1一轎車(每個)前輪胎的側(cè)偏剛度為-50176N／rad、

38、外傾剛度為-7665N／rad。若 轎車向左轉(zhuǎn)彎，將使兩前輪均產(chǎn)生正的外傾角，其大小為4 受左、右輪載荷轉(zhuǎn)移的影響．試求由外傾角引起的前輪側(cè)偏角。 0。設(shè)側(cè)偏剛度與外傾剛度均不 答：由題意：F Y=kk= 21 故由外傾角引起的前輪側(cè)偏角： 0 =kk= 5．26450輕型客車在試驗中發(fā)現(xiàn)過多轉(zhuǎn)向和中性轉(zhuǎn)向現(xiàn)象，工程師們在前懸架 上加裝前橫向穩(wěn)定桿以提高前懸架的側(cè)傾角剛度，結(jié)果汽車的轉(zhuǎn)向特性變?yōu)椴蛔戕D(zhuǎn)向。試 分析其理論根據(jù)(要求有必要的公式和曲線)。 答：穩(wěn)定性系數(shù)： K m a b 2k Lk 21 k、k2變化， 1 原來K

39、0,現(xiàn)在K>0,即變?yōu)椴蛔戕D(zhuǎn)向。 5．3汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有哪幾種類型?表征穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的具體參數(shù)有哪些?它們彼此之 間的關(guān)系如何(要求有必要的公式和曲線)？ 答：汽車穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有三種類型：中性轉(zhuǎn)向、不足轉(zhuǎn)向、過多轉(zhuǎn)向。 幾個表征穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向的參數(shù)： 1．前后輪側(cè)偏角絕對值之差( 轉(zhuǎn)向半徑的比R/R0; 3．靜態(tài)儲備系數(shù)S.M. 彼此之間的關(guān)系見參考書公式（5-13）（5-16）（5-17）。 5．4舉出三種表示汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的方法，并說明汽車重心前后位置和內(nèi)、外 輪負荷轉(zhuǎn)移如何影響穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性？ 答：方法： 1.時為不足轉(zhuǎn)向，時為中性 轉(zhuǎn)向，<0時為過多轉(zhuǎn)向； 2.R/R0>1

40、時為不足轉(zhuǎn)向，R/R0=1時為中性轉(zhuǎn)向，R/R0<1時為過多轉(zhuǎn)向； 3.S.M.>0時為不足轉(zhuǎn)向，S.M.=0時為中性轉(zhuǎn)向，S.M.<0時為過多轉(zhuǎn)向。 汽車重心前后位置和內(nèi)、外輪負荷轉(zhuǎn)移使得汽車質(zhì)心至前后軸距離a、b 發(fā)生變化，K也發(fā)生變化。 5．5汽車轉(zhuǎn)彎時車輪行駛阻力是否與直線行駛時一樣？ 答：否，因轉(zhuǎn)彎時車輪受到的側(cè)偏力，輪胎產(chǎn)生側(cè)偏現(xiàn)象，行駛阻力不一樣。 5．6主銷內(nèi)傾角和后傾角的功能有何不同? 答：主銷外傾角可以產(chǎn)生回正力矩，保證汽車直線行駛；主銷內(nèi)傾角除產(chǎn)生回正力矩 外，還有使得轉(zhuǎn)向輕便的功能。 5．7橫向穩(wěn)定桿起什么作用?為什么有的車裝在前懇架，有的裝在后懸架，

41、有的前 后都裝？ 答：橫向穩(wěn)定桿用以提高懸架的側(cè)傾角剛度。 裝在前懸架是使汽車穩(wěn)定性因數(shù)K變大，裝在后懸架使K變小，前后懸架都裝則 使前后懸架側(cè)傾角剛度同時增大。 5．8某種汽車的質(zhì)心位置、軸距和前后輪胎的型號已定。按照二自由度操縱穩(wěn)定 性模型，其穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性為過多轉(zhuǎn)向，試找出五種改善其轉(zhuǎn)向特性的方法。 答：即要K變大，可在前懸架上裝橫向穩(wěn)定桿，后懸架不變；前懸架不變，減小后懸架 側(cè)傾角剛度；同時在前后懸架裝橫向穩(wěn)定桿，但保證a/k2-b/k1變大；同時減小前 后懸架側(cè)傾角剛度，但保證a/k2-b/k1變大；增大汽車質(zhì)量。 5．9汽車空載和滿載是否具有相同的操縱穩(wěn)定性?

42、答：否，m不同，空載時的汽車m小于滿載時的m，即滿載時的K更大，操縱穩(wěn)定性更 好。 5．10試用有關(guān)計算公式說明汽車質(zhì)心位置對主要描述和評價汽車操縱穩(wěn)定性、穩(wěn) 態(tài)響應(yīng)指標的影響。 答：穩(wěn)定性系數(shù)公式： K m a b 2k Lk 21 22 汽車質(zhì)心位置變化，則a、b變化，即K也隨之改變。 5．11二自由度轎車模型的有關(guān)參數(shù)如下： 總質(zhì)量m＝1818．2kg 2 繞oz軸轉(zhuǎn)動慣量 I3885kgm z 軸距L=3.048m 質(zhì)心至前軸距離a=1.463m 質(zhì)心至后軸距離b=1.585m 前輪總側(cè)偏剛度k16261N8r/ad 后輪總側(cè)偏

43、剛度k2110185N/rad 轉(zhuǎn)向系總傳動比i=20 試求： 1)穩(wěn)定性因數(shù)K、特征車速uch。 2)穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益曲線 r)s---ua車速u=22.35m/s時的轉(zhuǎn)向靈敏度 s---ua車速u=22.35m/s時的轉(zhuǎn)向靈敏度 r 。 sw 3)靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.，側(cè)向加速度為0．4g時的前、后輪側(cè)偏角絕對值之差a1a2與 轉(zhuǎn)彎半徑的比值R/R 0(R0=15m)。 4)車速u=30.56m/s,瞬態(tài)響應(yīng)的橫擺角速度波動的固有(圓)頻率0、阻尼比、反應(yīng)時 間與峰值反應(yīng)時間。 提示：1)穩(wěn)定性系數(shù)： K m a b 2k

44、 Lk 21 特征車速 uch 1 K 2)轉(zhuǎn)向靈敏度 r s uL 1Ku 2 1 3)K12 aL y 1， 2 L R0, R L 1 2 R R 0 4)固有圓頻率 0 c m 阻尼比 2 h m 0 反應(yīng)時間 arctg 0 峰值反應(yīng)時間 5．12穩(wěn)態(tài)響應(yīng)中橫擺角速度增益達到最大值時的車速稱為特征車速uch。證明： 特征車速uch=1/K，且在特征車速時的穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益，為具有相等軸距 L中性轉(zhuǎn)向汽車橫擺角速度增益的一半。

45、 23 答：轉(zhuǎn)向靈敏度 r s uL 1Ku 2 特征車速 uch 1 K r s u L ,中性轉(zhuǎn)向時 r s u L 得證。 5．13測定汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性常用兩種方法，一為固定轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角法，并以R/R0 —ay曲線來表示汽車的轉(zhuǎn)向特性(見第五章第三節(jié)二)；另一為固定圓周法。試驗時在場地 上畫一圓，駕駛員以低速沿圓周行駛，記錄轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角sw0，，然后駕駛員控制轉(zhuǎn)向盤使汽 車始終在圓周上以低速持續(xù)加速行駛。隨著車速的提高，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角sw（一般）將隨之加 大。記錄下 sw角，并以 sw

46、 a曲線來評價汽車的轉(zhuǎn)向特性，試證 y sw 1 2 Ku，說明 sw0sw0 如何根據(jù) sw a曲線來判斷汽車的轉(zhuǎn)向特性。 y sw0 證明：轉(zhuǎn)向半徑 2 uu1KuL R1Ku uL r 2 1Ku 2 R 0 sw sw0 1 2 Ku= R R 0 5．14習(xí)題圖4是滑柱連桿式獨立懸架(常稱為McPhersonstrutsuspnsion)示意圖。 試證： 1)R.C.為側(cè)傾中心。 mp 2)懸架的側(cè)傾角剛度為Kr2ks() n ，式中ks為一個彈簧的

47、(線)剛度。 提示：1)畫出地面對于車廂的瞬時轉(zhuǎn)動中心，即為側(cè)傾中心R.C. 2)證明參考書P135-136 24 5．15試求計算穩(wěn)態(tài)響應(yīng)質(zhì)心側(cè)偏角增益)s的公式，并求題5．11中轎車在 u=31．3m/s(70mile／h)、ay0.4g時的質(zhì)心側(cè)偏角。計算u=31．3m／s時的瞬態(tài)響應(yīng)峰 值反應(yīng)時間和轎車的汽車因數(shù)T.B.值。 提示：將方程組（5-9）兩式聯(lián)立，v=0, r=0,消去r)s 5．16為什么有些小轎車后輪也設(shè)計有安裝前束角和外傾角? 答：因為轎車后輪安裝前束角和外傾角是為提高操縱穩(wěn)定性。 5．17習(xí)題圖5為三種前獨立懸架對車輪相對車身垂直上下位移時

48、前束變化的影 響。試問圖中哪一條曲線具有側(cè)傾過多轉(zhuǎn)向效果？ 答：圖中點劃線所表示的具有過多轉(zhuǎn)向效果 5．18轉(zhuǎn)向盤力特性與哪些因素有關(guān)，試分析之。 答：轉(zhuǎn)向盤力特性決定于以下因素：轉(zhuǎn)向器傳動比及其變化規(guī)律、轉(zhuǎn)向器效率、動力轉(zhuǎn)向 器的轉(zhuǎn)向盤操作力特性、轉(zhuǎn)向桿系傳動比、轉(zhuǎn)向桿系效率、由懸架導(dǎo)向桿系決定的 主銷位置、輪胎上的載荷、輪胎氣壓、輪胎力學(xué)特性、地面附著條件、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動 慣性、轉(zhuǎn)向柱摩擦阻力及汽車整體動力學(xué)特性。 19地面作用于輪胎的切向反作用力是如何控制轉(zhuǎn)向特性的?P152-155。 第六章 6.l、設(shè)通過座椅支承面?zhèn)髦寥梭w垂直加速度的譜密度為一白噪聲， Ga(f

49、)=0.1 23 ms。求在0.5～80HZ頻率范圍加權(quán)加速度均方根值aw和加權(quán)振級 Law，并由表6-2查出相應(yīng)人的主觀感覺。 25 答： 80 aw[WfGafdf 2()()] 0.5 1 2 80 f12.52412.5 [0.5*0.1df0.1df10.1dfdf 0.44 52 12.5 f 24.28 L20Lg( aw a w a 0 ) 20Lg( 24.28 ) 6 10 147.70 查P173圖知：人的主觀感覺為極不舒適。 6.2、設(shè)車速u=20m／s，路面不平度

50、系 83 Gq(n)2.56*10m，參考空間頻率 0 no=0.1 -1 m。畫出路面垂直位移、速度和加速度Gq(f)、Gq(f)、Gq(f)的譜圖。 畫圖時要求用雙對數(shù)坐標，選好坐標刻度值，并注明單位。 282 u20 G(f)Gq(n)n2.56*10*0.1* 解：2 q002 ff 5.12*10 91 2 f G 22 ()4() qfGqnnu 00 4 28 *2.56*10 * 2 0.1 * 20 2.02* -7 10 2 42482 Gq(f)

51、16Gq(n)nuf16*2.56*10*0.1*f 00 2 -7 3.99*10f 2 畫出圖形為： 26 6.3、設(shè)車身－車輪二自由度汽車模型，其車身部分固有頻率fo＝2Hz。它行駛在波長λ=5m 的水泥接縫路上，求引起車身部分共振時的車速un(km/h)。該汽車車輪部分的固有頻率f t=10Hz，在砂石路上常用車速為30km/h。問由于車輪部分共振時，車輪對路面作用的動載 所形成的搓板路的波長λ=? 答：①當(dāng)激振力等于車輛固有頻率時，發(fā)生共振， 所以發(fā)生共振時的車速為： uaf5*2 0 10m/s 30/3.65 ②搓板路的波長：m

52、106 6.4、設(shè)車身單質(zhì)量系統(tǒng)的幅頻|z／q| 用雙對數(shù)坐標表示時如習(xí)題圖6所 示。路面輸入譜與題6.2相同。求車 身加速度的譜密度Gz(f) ，畫出 其譜圖，并計算0.1～10Hz頻率范圍 車身加速度的均方根值z。 答：① 27 z 2Gn Gz(f)(2f)q(0 q ) (2*f 2 ) 22 1G(n)1.02*10f(0.1f q0 1時 ) (2*f 2 ) (1 10 lg(10f)) G q 2(1lg(10 f )) (n)1.02*10*10(1f 0

53、 10)時 101 z 2] [Gz(f)df 0.1 2 1101 21.02*10*10] 22(1lg(10f)) [1.02*10fdfdf 2 0.11 6.5、上機計算作業(yè)(報告應(yīng)包括：題目、計算說明、程序清單、結(jié)果分析)。 車身－車輪雙質(zhì)最系統(tǒng)參數(shù)：fo=1.5Hz、ζ=0.25、γ=9、μ=10。 “人體—座椅”系統(tǒng)參數(shù)：fs=3Hz、ζs＝0.25。 車速u=20m/s，路面不平度系數(shù)Gq(no)=2.56× -8 10，參考空間頻率no=0.1 -1 m。 計算時頻率步長△f＝0.2Hz，計

54、算頻率點數(shù)N＝180。 1）計算并畫出幅頻特性|z1／q|、|z2／z1|、|p／z2|和均方根值譜Gz(f)、 Gz2f、Ga(f)譜圖。進—步計算 () q、z1、z2、a、aw、Law值。 2)改變“人體—座椅”系統(tǒng)參數(shù)：fs=1.5～6Hz、ζs＝0.125～0.5。分析aw、Law值 隨fs、ζs的變化。 3)分別改變車身—車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)：fo＝0.25～3Hz、ζ=0.125～0.5、γ=4.5～18、 μ=5～20。繪制z、σfd、σFd/G三個響應(yīng)量均方根值隨以上四個系統(tǒng)參數(shù)變化的曲 線。 提示：本題可簡單利用matlab軟件求出各數(shù)值，并作出相應(yīng)的圖。 6.6、設(shè)前、后車輪兩個輸入的雙軸汽車模型行駛在隨機輸入的路面上，其質(zhì)量分配系數(shù) ε＝1，前、后車身局部系統(tǒng)的固有頻率均為fo＝2Hz，軸距L＝2.5m。問引起車身俯仰 角共振時的車速ua=?相應(yīng)隨機路面輸入的λ=? 28