.s第一章汽車的動力性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：車輪滾動時,由于車輪的彈性變形、路面變形和車轍摩擦等原因所產(chǎn)生的阻礙汽車行駛的力稱為輪胎滾動阻力。產(chǎn)生機理和作用形式：(1)彈性輪胎在硬路面上滾動時，輪胎的變形是主要的，由于輪胎有內(nèi)部摩擦，產(chǎn)生彈性遲滯損失，使輪胎變形時對它做的功不能全部回收。由于彈性遲滯，地面對車輪的法向作用力并不是前后對稱的，這樣形成的合力Fz并不沿車輪中心（向車輪前進(jìn)方向偏移）。如果將法向反作用力平移至與通過車輪中心的垂線重合，則有一附加的滾動阻力偶矩Tf=Fz*a。為克服該滾動阻力偶矩，需要在車輪中心加一推力Fp與地面切向反作用力構(gòu)成一力偶矩。（2）輪胎在松軟路面上滾動時，由于車輪使地面變形下陷，在車輪前方實際形成了具有一定坡度的斜面，對車輪前進(jìn)產(chǎn)生阻力。（3）輪胎在松軟地面滾動時，輪轍摩擦?xí)鸶郊幼枇?。?）車輪行駛在不平路面上時，引起車身振蕩、減振器壓縮和伸長時做功，也是滾動阻力的作用形式。1.2滾動阻力系數(shù)與哪些因素有關(guān)？答：滾動阻力系數(shù)與路面的種類、行駛車速以及輪胎的構(gòu)造、材料和氣壓有關(guān)。這些因素對滾動阻力系數(shù)的具體影響參考課本P9。1.3 確定一輕型貨車的動力性能（貨車可裝用4擋或5擋變速器，任選其中的一種進(jìn)行整車性能計算）：1）繪制汽車驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖。2）求汽車最高車速，最大爬坡度及克服該坡度時相應(yīng)的附著率。3）繪制汽車行駛加速度倒數(shù)曲線，用圖解積分法求汽車用2檔起步加速行駛至70km/h的車速時間曲線，或者用計算機求汽車用2檔起步加速行駛至70km/h的加速時間。輕型貨車的有關(guān)數(shù)據(jù)：汽油發(fā)動機使用外特性的Tq-n曲線的擬合公式為式中，Tq為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（Nm）;n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）。發(fā)動機的最低轉(zhuǎn)速nmin=600r/min,最高轉(zhuǎn)速nmax=4000r/min。裝載質(zhì)量 2000kg整車整備質(zhì)量 1800kg總質(zhì)量 3880kg車輪半徑 0.367m傳動系機械效率 t=0.85滾動阻力系數(shù) f=0.013空氣阻力系數(shù)迎風(fēng)面積 CDA=2.77m2主減速器傳動比 i0=5.83飛輪轉(zhuǎn)動慣量 If=0.218kgm2二前輪轉(zhuǎn)動慣量 Iw1=1.798kgm2四后輪轉(zhuǎn)動慣量 Iw2=3.598kgm2變速器傳動比 ig(數(shù)據(jù)如下表) 檔檔檔檔檔四檔變速器6.093.091.711.00-五檔變速器5.562.7691.6441.000.793軸距 L=3.2m質(zhì)心至前軸距離（滿載） a=1.974m質(zhì)心高（滿載） hg=0.9m分析：本題主要考察知識點為汽車驅(qū)動力行使阻力平衡圖的應(yīng)用和附著率的計算、等效坡度的概念。只要對汽車行使方程理解正確，本題的編程和求解都不會有太大困難。常見錯誤是未將車速的單位進(jìn)行換算。2）首先應(yīng)明確道路的坡度的定義。求最大爬坡度時可以對行使方程進(jìn)行適當(dāng)簡化，可以簡化的內(nèi)容包括兩項精品.和，簡化的前提是道路坡度角不大，當(dāng)坡度角較大時簡化帶來的誤差會增大。計算時，要說明做了怎樣的簡化并對簡化的合理性進(jìn)行評估。3）已知條件沒有說明汽車的驅(qū)動情況，可以分開討論然后判斷，也可以根據(jù)常識判斷輕型貨車的驅(qū)動情況。解：1）繪制汽車驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖汽車驅(qū)動力Ft=行駛阻力Ff+FwFi+FjGf + +Gi+發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為：由本題的已知條件,即可求得汽車驅(qū)動力和行駛阻力與車速的關(guān)系,編程即可得到汽車驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖。2）求汽車最高車速，最大爬坡度及克服該坡度時相應(yīng)的附著率由1）得驅(qū)動力與行駛阻力平衡圖，汽車的最高車速出現(xiàn)在5檔時汽車的驅(qū)動力曲線與行駛阻力曲線的交點處，Uamax99.08m/s2。汽車的爬坡能力，指汽車在良好路面上克服后的余力全部用來（等速）克服坡度阻力時能爬上的坡度，此時，因此有，可得到汽車爬坡度與車速的關(guān)系式：；而汽車最大爬坡度為檔時的最大爬坡度。利用MATLAB計算可得，。如是前輪驅(qū)動，；相應(yīng)的附著率為1.20，不合理，舍去。如是后輪驅(qū)動，；相應(yīng)的附著率為0.50。精品.3）繪制汽車行駛加速度倒數(shù)曲線，求加速時間求得各檔的汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)如下表所示：汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)檔檔檔檔檔1.38291.10271.04291.02241.0179利用MATLAB畫出汽車的行駛加速度圖和汽車的加速度倒數(shù)曲線圖：忽略原地起步時的離合器打滑過程，假設(shè)在初時刻時，汽車已具有檔的最低車速。由于各檔加速度曲線不相交（如圖三所示），即各低檔位加速行駛至發(fā)動機轉(zhuǎn)速達(dá)到最到轉(zhuǎn)速時換入高檔位；并且忽略換檔過程所經(jīng)歷的時間。結(jié)果用MATLAB畫出汽車加速時間曲線如圖五所示。如圖所示，汽車用檔起步加速行駛至70km/h的加速時間約為26.0s。精品.1.4空車、滿載時汽車動力性有無變化？為什么？答：動力性會發(fā)生變化。因為滿載時汽車的質(zhì)量會增大，重心的位置也會發(fā)生改變。質(zhì)量增大，滾動阻力、坡度阻力和加速阻力都會增大，加速時間會增加，最高車速降低。重心位置的改變會影響車輪附著率，從而影響最大爬坡度。1.5如何選擇汽車發(fā)動機功率？答：發(fā)動機功率的選擇常先從保證汽車預(yù)期的最高車速來初步確定。若給出了期望的最高車速，選擇的發(fā)動機功率應(yīng)大體等于，但不小于以最高車速行駛時的行駛阻力功率之和，即。在實際工作中，還利用現(xiàn)有汽車統(tǒng)計數(shù)據(jù)初步估計汽車比功率來確定發(fā)動機應(yīng)有功率。不少國家還對車輛應(yīng)有的最小比功率作出規(guī)定，以保證路上行駛車輛的動力性不低于一定水平，防止某些性能差的車輛阻礙車流。1.6超車時該不該換入低一擋的排擋？答：超車時排擋的選擇，應(yīng)該使車輛在最短的時間內(nèi)加速到較高的車速，所以是否應(yīng)該換入低一擋的排擋應(yīng)該由汽車的加速度倒數(shù)曲線決定。如果在該車速時，汽車在此排檔的加速度倒數(shù)大于低排擋時的加速度倒數(shù)，則應(yīng)該換入低一檔，否則不應(yīng)換入低一擋。 （16題圖）1.7 統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，裝有0.52L排量發(fā)動機的轎車，若是前置發(fā)動機前輪驅(qū)動（F.F.）轎車，其平均的前軸負(fù)荷為汽車總重力的61.5；若是前置發(fā)動機后輪驅(qū)動(F.R.)轎車，其平均的前軸負(fù)荷為汽車總重力的55.7。設(shè)一轎車的軸距L=2.6m，質(zhì)心高度h=0.57m。試比較采用F.F及F.R.形式時的附著力利用情況，分析時其前軸負(fù)荷率取相應(yīng)形式的平均值。確定上述F.F轎車在0.2及0.7路面上的附著力，并求由附著力所決定的極限最高車速與極限最大爬坡度及極限最大加速度（在求最大爬坡度和最大加速度時可設(shè)Fw=0）。其它有關(guān)參數(shù)為：m=1600kg,CD=0.45,A=2.00m2,f=0.02,1.00。分析：分析本題的核心在于考察汽車的附著力、地面法向反作用力和作用在驅(qū)動輪上的地面切向反作用力的理解和應(yīng)用。應(yīng)熟知公式（1-13）（1-16）的意義和推導(dǎo)過程。分析1）比較附著力利用情況，即比較汽車前（F.F）、后輪(F.R.)地面切向反作用力與地面作用于前（F.F）、后輪(F.R.)的法向反作用力的比值。解題時應(yīng)注意，地面法向發(fā)作用力包括靜態(tài)軸荷、動態(tài)分量、空氣升力和滾動阻力偶矩產(chǎn)生的部分，如若進(jìn)行簡化要對簡化的合理性給予說明。地面作用于車輪的地面切向反作用力則包括滾動阻力和空氣阻力的反作用力。2）求極限最高車速的解題思路有兩個。一是根據(jù)地面作用于驅(qū)動輪的地面切向反作用力的表達(dá)式（115），由附著系數(shù)得到最大附著力，滾動阻力已知，即可求得最高車速時的空氣阻力和最高車速。二是利用高速行駛時驅(qū)動輪附著率的表達(dá)式，令附著率為附著系數(shù)，帶入已知項，即可求得最高車速。常見錯誤：地面切向反作用力的計算中滾動阻力的計算錯誤，把后輪的滾動阻力錯計為前輪或整個的滾動阻力。3）最極限最大爬坡度時依然要明確道路坡度的定義和計算中的簡化問題，具體見1.3題的分析。但經(jīng)過公式推導(dǎo)本題可以不經(jīng)簡化而方便得求得準(zhǔn)確最大爬坡度。解：1. 比較采用F.F及F.R.形式時的附著力利用情況i> 對于前置發(fā)動機前輪驅(qū)動（F.F.）式轎車， 空氣升力，由m=1600kg，平均的前軸負(fù)荷為汽車總重力的61.5，靜態(tài)軸荷的法向反作用力Fzs1 = 0.615*1600*9.8 = 9643.2N ，所以，汽車前輪法向反作用力的簡化形式為：精品.Fz1= Fzs1-Fzw19643.2地面作用于前輪的切向反作用力為：Fx1 = Ff2+Fw = + 120.7附著力利用情況： ii> 對于前置發(fā)動機后輪驅(qū)動（F.R.）式轎車同理可得：一般地，CLr與 CLf相差不大，且空氣升力的值遠(yuǎn)小于靜態(tài)軸荷的法向反作用力，以此可得，前置發(fā)動機前輪驅(qū)動有著更多的儲備驅(qū)動力。結(jié)論： 本例中，前置發(fā)動機前輪驅(qū)動（F.F）式的轎車附著力利用率高。2對F.F.式轎車進(jìn)行動力性分析1) 附著系數(shù)時i> 求極限最高車速:忽略空氣升力對前輪法向反作用力的影響，F(xiàn)z19643.2 N。最大附著力。令加速度和坡度均為零，則由書中式（115）有： ，則= 1928.6-0.02X0.385X1600X9.8= 1807.9 N， 又由此可推出其極限最高車速：= 206.1 km/h。ii> 求極限最大爬坡度:計算最大爬坡度時加速度為零，忽略空氣阻力。前輪的地面反作用力最大附著力 由書中式（115），有 以上三式聯(lián)立得：0.095。精品.iii> 求極限最大加速度： 令坡度阻力和空氣阻力均為0，F(xiàn)z19643.2 N1928.6N由書中式（115） 解得1.13。2) 當(dāng)附著系數(shù)0.7時，同理可得：最高車速：= 394.7 km/h。最大爬坡度：。最大加速度：4.14方法二：忽略空氣阻力與滾動阻力，有：，最大爬坡度，最大加速度所以時，。時，1.8 一轎車的有關(guān)參數(shù)如下：總質(zhì)量1600kg；質(zhì)心位置：a=1450mm,b=1250mm,hg=630mm；發(fā)動機最大扭矩Memax=140Nm2，檔傳動比i1=3.85；主減速器傳動比i0=4.08； 傳動效率m=0.9；車輪半徑r=300mm；飛輪轉(zhuǎn)動慣量If=0.25kgm2；全部車輪慣量Iw=4.5kgm2(其中后輪Iw=2.25 kgm2,前輪的Iw=2.25 kgm2)。若該轎車為前輪驅(qū)動，問：當(dāng)?shù)孛娓街禂?shù)為0.6時，在加速過程中發(fā)動機扭矩能否充分發(fā)揮而產(chǎn)生應(yīng)有的最大加速度？應(yīng)如何調(diào)整重心在前后方向的位置（b位置），才可以保證獲得應(yīng)有的最大加速度。若令b/L為前軸負(fù)荷率，求原車得質(zhì)心位置改變后，該車的前軸負(fù)荷率。分析：本題的解題思路為比較由發(fā)動機扭矩決定的最大加速度和附著系數(shù)決定的最大加速度的大小關(guān)系。如果前者大于后者，則發(fā)動機扭矩將不能充分發(fā)揮而產(chǎn)生應(yīng)有的加速度。解：忽略滾動阻力和空氣阻力，若發(fā)動機能夠充分發(fā)揮其扭矩則；6597.4 N；=1.42；解得。前輪驅(qū)動汽車的附著率；等效坡度。精品.則有，C10.754>0.6,所以該車在加速過程中不能產(chǎn)生應(yīng)有的最大加速度。為在題給條件下產(chǎn)生應(yīng)有的最大加速度，令C10.6，代入q=0.297，hg=0.63m，L=2.7m，解得b1524mm，則前軸負(fù)荷率應(yīng)變?yōu)?b/L= 0.564，即可保證獲得應(yīng)有的最大加速度。1.9一輛后軸驅(qū)動汽車的總質(zhì)量2152kg,前軸負(fù)荷52，后軸負(fù)荷48，主傳動比i0=4.55，變速器傳動比：一擋：3.79，二檔：2.17，三檔：1.41，四檔：1.00，五檔：0.86。質(zhì)心高度hg0.57m，CDA=1.5m2，軸距L=2.300m，飛輪轉(zhuǎn)動慣量If=0.22kgm2，四個車輪總的轉(zhuǎn)動慣量Iw=3.6kgm2，車輪半徑r0.367m。該車在附著系數(shù)的路面上低速滑行曲線和直接檔加速曲線如習(xí)題圖1所示。圖上給出了滑行數(shù)據(jù)的擬合直線v=19.76-0.59T，v的單位km/h，T的單位為s，直接檔最大加速度amax0.75m/s2（ua50km/h）。設(shè)各檔傳動效率均為0.90，求：1） 汽車在該路面上的滾動阻力系數(shù)。2） 求直接檔的最大動力因數(shù)。3） 在此路面上該車的最大爬坡度。解：1）求滾動阻力系數(shù)汽車在路面上滑行時，驅(qū)動力為0，飛輪空轉(zhuǎn)，質(zhì)量系數(shù)中該項為0。行駛方程退化為：，減速度：。根據(jù)滑行數(shù)據(jù)的擬合直線可得：。解得：。2）求直接檔最大動力因數(shù)直接檔：。動力因數(shù)：。最大動力因數(shù)：。3）在此路面上該車的最大爬坡度由動力因數(shù)的定義，直接檔的最大驅(qū)動力為：最大爬坡度是指一擋時的最大爬坡度：以上兩式聯(lián)立得：由地面附著條件，汽車可能通過的最大坡度為：精品.。所以該車的最大爬坡度為0.338。第二章汽車的燃油經(jīng)濟性2.1“車開得慢，油門踩得小，就一定省油”，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：不對。由汽車百公里等速耗油量圖，汽車一般在接近低速的中等車速時燃油消耗量最低，并不是在車速越低越省油。由汽車等速百公里油耗算式（2-1）知，汽車油耗量不僅與發(fā)動機燃油消耗率有關(guān)，而且還與發(fā)動機功率以及車速有關(guān)，發(fā)動機省油時汽車不一定就省油。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。答：為了最大限度提高汽車的動力性，要求無級變速器的傳動比似的發(fā)動機在任何車速下都能發(fā)出最大功率。為了提高汽車的燃油經(jīng)濟性，應(yīng)該根據(jù)“最小燃油消耗特性”曲線確定無級變速器的調(diào)節(jié)特性。二者的要求是不一致的，一般地，無級變速器的工作模式應(yīng)該在加速階段具有良好的動力性，在正常行駛狀態(tài)具有較好的經(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，確定保證發(fā)動機在最經(jīng)濟狀況下工作的“無級變速器調(diào)節(jié)特性”。答：由發(fā)動機在各種轉(zhuǎn)速下的負(fù)荷特性曲線的包絡(luò)線即為發(fā)動機提供一定功率時的最低燃油消耗率曲線，如課本圖2-9a。利用此圖可以找出發(fā)動機提供一定功率時的最經(jīng)濟狀況（轉(zhuǎn)速與負(fù)荷）。把各功率下最經(jīng)濟狀況運轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)速與負(fù)荷率表明在外特性曲線上，便得到“最小燃油消耗特性”。無級變速器的傳動比i與發(fā)動機轉(zhuǎn)速n及汽車行駛速度之間關(guān)系（），便可確定無級變速器的調(diào)節(jié)特性，具體方法參見課本P47。2.4如何從改進(jìn)汽車底盤設(shè)計方面來提高燃油經(jīng)濟性？答：汽車底盤設(shè)計應(yīng)該從合理匹配傳動系傳動比、縮減尺寸和減輕質(zhì)量來提高燃油經(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。答：在一定道路條件下和車速下，雖然發(fā)動機發(fā)出的功率相同，但傳動比大時，后備功率越大，加速和爬坡能力越強，但發(fā)動機負(fù)荷率越低，燃油消耗率越高，百公里燃油消耗量就越大，傳動比小時則相反。所以傳動系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)該綜合考慮動力性和經(jīng)濟性因素。如最小傳動比的選擇，根據(jù)汽車功率平衡圖可得到最高車速umax(驅(qū)動力曲線與行駛阻力曲線的交點處車速)，發(fā)動機達(dá)到最大功率時的車速為up。當(dāng)主傳動比較小時，up>umax，汽車后備功率小，動力性差，燃油經(jīng)濟性好。當(dāng)主傳動比較大時，則相反。最小傳動比的選擇則應(yīng)使up與umax相近，不可為追求單純的的動力性或經(jīng)濟性而降低另一方面的性能。2.6試分析超速檔對汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的影響。答：汽車在超速檔行駛時，發(fā)動機負(fù)荷率高，燃油經(jīng)濟性好。但此時，汽車后備功率小，所以需要設(shè)計合適的次一擋傳動比保證汽車的動力性需要。2.7已知貨車裝用汽油發(fā)動機的負(fù)荷特性與萬有特性。負(fù)荷特性曲線的擬合公式為：其中，b為燃油消耗率g/(kWh)；Pe為發(fā)動機凈功率（kW）；擬合式中的系數(shù)隨轉(zhuǎn)速n變化。怠速油耗（怠速轉(zhuǎn)速400r/min）。計算與繪制題1.3中貨車的1）汽車功率平衡圖。2）最高檔與次高檔的等速百公里油耗曲線3）利用計算機求貨車按JB3352-83規(guī)定的六工況循環(huán)行駛的百公里油耗。計算中確定燃油消耗值b時，若發(fā)動機轉(zhuǎn)速與負(fù)荷特性中給定的轉(zhuǎn)速不相等，可由相鄰轉(zhuǎn)速的兩根曲線用插值法求得。注意：發(fā)動機凈功率和外特性功率的概念不同。發(fā)動機外特性功率是發(fā)動機節(jié)氣門全開時的功率，計算公式為，在某一轉(zhuǎn)速下，外特性功率是唯一確定的。發(fā)動機凈功率則表示發(fā)動機的實際發(fā)出功率，可以根據(jù)汽車行駛時的功率平衡求得，和轉(zhuǎn)速沒有一一對應(yīng)關(guān)系。精品.解：（1）汽車功率平衡圖發(fā)動機功率在各檔下的功率、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率對車速的關(guān)系曲線即為汽車功率平衡圖，其中：，為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（單位為）編程計算，汽車的功率平衡圖為：2）最高檔和次高檔的等速百公里油耗曲線先確定最高檔和次高檔的發(fā)動機轉(zhuǎn)速的范圍，然后利用，求出對應(yīng)檔位的車速。由于汽車是等速行駛，因此發(fā)動機發(fā)出的功率應(yīng)該與汽車受到的阻力功率折合到曲軸上的功率相等，即。然后根據(jù)不同的和，用題中給出的擬合公式求出對應(yīng)工況的燃油消耗率。先利用表中的數(shù)據(jù)，使用插值法，求出每個值所對應(yīng)的擬合式系數(shù)：。在這里為了保證曲線的光滑性，使用了三次樣條插值。利用求得的各個車速對應(yīng)下的功率求出對應(yīng)的耗油量燃油消耗率。利用公式：，即可求出對應(yīng)的車速的百公里油耗（）。實際繪出的最高檔與次高檔的等速百公里油耗曲線如下：精品.從圖上可以明顯看出，第三檔的油耗比在同一車速下，四檔的油耗高得多。這是因為在同一車速等速行駛下，汽車所受到的阻力基本相等，因此基本相等，但是在同一車速下，三檔的負(fù)荷率要比四檔小。這就導(dǎo)致了四檔的油耗較小。但是上圖存在一個問題，就是在兩頭百公里油耗的變化比較奇怪。這是由于插值點的范圍比節(jié)點的范圍要來得大，于是在轉(zhuǎn)速超出了數(shù)據(jù)給出的范圍的部分，插值的結(jié)果是不可信的。但是這對處在中部的插值結(jié)果影響不大。而且在完成后面部分的時候發(fā)現(xiàn)，其實只需使用到中間的部分即可。（3）按JB3352-83規(guī)定的六工況循環(huán)行駛的百公里油耗。從功率平衡圖上面可以發(fā)現(xiàn)，III檔與IV檔可以滿足六工況測試的速度范圍要求。分為III檔和IV檔進(jìn)行計算。先求勻速行駛部分的油耗先使用，求出在各個速度下，發(fā)動機所應(yīng)該提供的功率。然后利用插值法求出，三個勻速行駛速度對應(yīng)的燃油消耗率。由求出三段勻速行駛部分的燃油消耗量（mL）。計算的結(jié)果如下：勻速行駛階段：第一段第二段第三段勻速行駛速度/254050持續(xù)距離/50250250發(fā)動機功率4.70739.200813.4170燃油消耗率三檔678.3233563.0756581.3972四檔492.3757426.5637372.6138燃油消耗量三檔8.868144.964454.2024四檔6.437134.063234.7380再求勻加速階段：對于每個區(qū)段，以為區(qū)間對速度區(qū)段劃分。對應(yīng)每一個車速，都可以求出對應(yīng)的發(fā)動機功率：精品.。此時，車速與功率的關(guān)系已經(jīng)發(fā)生改變，因此應(yīng)該要重新對燃油消耗率的擬合公式中的系數(shù)進(jìn)行插值。插值求出對應(yīng)的各個車速的燃油消耗率，進(jìn)而用求出每個速度對應(yīng)的燃油消耗率。每小段的加速時間：。每一個小區(qū)間的燃油消耗量：。對每個區(qū)間的燃油消耗量求和就可以得出加速過程的燃油消耗量。計算結(jié)果如下：加速階段第一段第二段最大速度4050最小速度：2540加速度0.25（注：書中的數(shù)據(jù)有誤）0.20燃油消耗量三檔38.370544.2181四檔30.100138.4012勻減速階段：對于勻減速階段，發(fā)動機處在怠速工況。怠速燃油消耗率是一定值。只要知道勻減速階段的時間，就可以求出耗油量：。根據(jù)以上的計算，可以求出該汽車分別在三檔和四檔的六工況耗油量：三檔：四檔：一、關(guān)于插值方法的討論：在完成本題的第二個小問題，即求等速百公里油耗曲線的時候，處理題中所給的擬合函數(shù)的時候有兩種處理方法：一是先使用已經(jīng)給出的節(jié)點數(shù)據(jù)，使用插值方法，得出轉(zhuǎn)速插值點的對應(yīng)燃油消耗率。然后再進(jìn)而求出對應(yīng)車速的等速燃油消耗量。在這里的處理方法就是這種。從得到的等速百公里油耗曲線上可以發(fā)現(xiàn)，曲線有比較多的曲折。估計這是使用三次樣條插值方法得到的結(jié)果。因為三次樣條插值具有很好的光滑性。如果改用線形內(nèi)插法的話，得到的曲線雖然不光滑，但是能夠體現(xiàn)一個大體的趨勢。經(jīng)比較發(fā)現(xiàn)，使用三次樣條插值得到的曲線中部與線形內(nèi)插得到的曲線十分相似。精品.但是使用線形內(nèi)插的最大問題在于，對于超出節(jié)點兩頭的地方無法插值。在處理的時候，如果把頭尾的轉(zhuǎn)速去掉，即只考慮n從815rpm到3804rpm的時候。在完成全部的計算任務(wù)之后，得到的三、四檔的六工況百公里油耗如下：三檔：18.4090L （與使用三次樣條插值得到的結(jié)果相比，誤差為：0.77%）四檔：14.0362L（與使用三次樣條插值得到的結(jié)果相比，誤差為：0.92%）因此，兩種方法得到的結(jié)果十分相近。這種對系數(shù)進(jìn)行插值的方法的精度依靠于所給出的擬合公式中各個系數(shù)與n之間的關(guān)系。如果存在很好的線形關(guān)系，則使用線性內(nèi)插的精度比較高。另外一種處理方法就是，先利用給出的各個節(jié)點數(shù)據(jù)，求出了八個b值，然后利用這八個b與ua的數(shù)據(jù)，進(jìn)行插值。這種處理方法插值時所用的結(jié)點數(shù)比較少，插值得出的等速百公里油耗曲線比較平緩。二、關(guān)于加速過程的加速阻力的處理討論：在計算勻加速過程的時候，因為比勻速行駛的時候，增加了加速阻力，因此車速與發(fā)動機功率之間的關(guān)系已經(jīng)改變了。這樣，就應(yīng)該使用擬合公式，重新對b進(jìn)行計算，得出在加速過程中，速度對應(yīng)的燃油消耗率。而且對于不同的加速階段（加速度不同），就會得到不同的b與ua的關(guān)系。但是，這種方法仍然只是對實際情況的一種近似。因為對于加速過程，發(fā)動機是處在一個瞬時動態(tài)過程，而前面的處理方法仍然是使用穩(wěn)態(tài)的時候發(fā)動機的負(fù)荷特性進(jìn)行計算。也就是說把加速階段近似為一個加入了加速阻力功率的勻速過程來看待。這必然會出現(xiàn)一些誤差。2.8輪胎對汽車動力性、燃油經(jīng)濟性有些什么影響？答：1）輪胎對汽車動力性的影響主要有三個方面：輪胎的結(jié)構(gòu)、簾線和橡膠的品種，對滾動阻力都有影響，輪胎的滾動阻力系數(shù)還會隨車速與充氣壓力變化。滾動阻力系數(shù)的大小直接影響汽車的最高車速、極限最大加速度和爬坡度。 汽車車速達(dá)到某一臨界值時，滾動阻力迅速增長，輪胎會發(fā)生很危險的駐波現(xiàn)象，所以汽車的最高車速應(yīng)該低于該臨界車速。輪胎與地面之間的附著系數(shù)直接影響汽車的極限最大加速度和爬坡度。2）輪胎對燃油經(jīng)濟性的影響輪胎的滾動阻力系數(shù)直接影響汽車的燃油經(jīng)濟性。滾動阻力大燃油消耗量明顯升高。2.9為什么公共汽車起步后，駕駛員很快換入高檔？答：因為汽車在低檔時發(fā)動機負(fù)荷率低，燃油消耗量好，高檔時則相反，所以為了提高燃油經(jīng)濟性應(yīng)該在起步后很快換入高檔。2.10達(dá)到動力性最佳換檔時機是什么？達(dá)到燃油經(jīng)濟性的最佳換檔時機是什么？二者是否相同？答：達(dá)到動力性最佳應(yīng)該使汽車加速到一定車速的時間最短，換檔時機應(yīng)根據(jù)加速度倒數(shù)曲線確定，保證其覆蓋面積最小。達(dá)到燃油經(jīng)濟性的換檔時機應(yīng)該根據(jù)由“最小燃油消耗特性”確定的無級變速器理想變速特性，考慮道路的值，在最接近理想變速特性曲線的點進(jìn)行換檔。二者一般是不相同的。第三章汽車動力裝置參數(shù)的選定3.1改變1.3題中輕型貨車的主減速器傳動比，做出為5.17、5.43、5.83、6.17、6.33時的燃油經(jīng)濟性加速時間曲線，討論不同值對汽車性能的影響。精品.解：加速時間的結(jié)算思路與方法：在算加速時間的時候，關(guān)鍵是要知道在加速的過程中，汽車的行駛加速度隨著車速的變化。由汽車行駛方程式：，可以的到：（）由于對于不同的變速器檔位，車速與發(fā)動機轉(zhuǎn)速的對應(yīng)關(guān)系不同，所以要針對不同的變速器檔位，求出加速度隨著車速變化的關(guān)系。先確定各個檔的發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速時對應(yīng)的汽車最高車速和最低車速。然后在各個車速范圍內(nèi)，對阻力、驅(qū)動力進(jìn)行計算，然后求出，即。式中可以通過已經(jīng)給出的使用外特性曲線的擬合公式求得。求出加速度隨著車速變化的關(guān)系之后，繪制出汽車的加速度倒數(shù)曲線，然后對該曲線進(jìn)行積分。在起步階段曲線的空缺部分，使用一條水平線與曲線連接上。一般在求燃油經(jīng)濟性加速時間曲線的時候，加速時間是指0到100km/h（或者0到60mile/h，即0到96.6km/h）的加速時間?？墒菍τ谒芯康钠?，其最高行駛速度是94.9km/h。而且從該汽車加速度倒數(shù)曲線上可以看出，當(dāng)汽車車速大于70km/h的時候，加速度開始迅速下降。因此可以考慮使用加速到70km/h的加速時間進(jìn)行代替。（計算程序見后）對于四檔變速器：檔位IIIIIIIV傳動比6.093.091.711.00計算的結(jié)果是如下：主傳動比5.175.435.836.176.33II檔起步0-70km/h加速時間/s27.303627.503227.129126.513225.9787然后計算各個主傳動比下，六工況百公里油耗。利用第二章作業(yè)中所使用的計算六工況百公里油耗的程序進(jìn)行計算，得到結(jié)果如下：主傳動比5.175.435.836.176.33六工況百公里油耗（L/100km）13.381113.619113.907914.141014.2608可以繪制出燃油經(jīng)濟性加速時間曲線如下：精品.從圖上可以發(fā)現(xiàn)，隨著的增大，六工況百公里油耗也隨之增大；這是由于當(dāng)增大以后，在相同的行駛車速下，發(fā)動機所處的負(fù)荷率減小，也就是處在發(fā)動機燃油經(jīng)濟性不佳的工況之下，導(dǎo)致燃油經(jīng)濟性惡化。但是對于加速時間來說，隨著的增加，顯示出現(xiàn)增大，然后隨之減小，而且減小的速度越來越大。其實從理論上來說，應(yīng)該是越大，加速時間就有越小的趨勢，但是由于在本次計算當(dāng)中，加速時間是車速從0加到70km/h，并不能全面反映發(fā)動機整個工作能力下的情況，比如當(dāng)=5.17的時候，車速從剛上IV檔到70km/h只有很短的一段，并不能反映出在此住傳動比之下，發(fā)動機驅(qū)動力變小所帶來的影響。因此反映到圖線中，加速時間反而有所下降。從上面的結(jié)果發(fā)現(xiàn)，的選擇對汽車的動力性和經(jīng)濟性都有很大影響，而且這兩方面的影響是互相矛盾的。汽車很大部分時間都是工作在直接檔（對于有直接檔的汽車來說），此時就是整個傳動系的傳動比。如果選擇過大，則會造成發(fā)動機的負(fù)荷率下降，雖然提高了動力性，后備功率增加，而且在高速運轉(zhuǎn)的情況下，噪音比較大，燃油經(jīng)濟性不好；如果選擇過小，則汽車的動力性減弱，但是負(fù)荷率增加，燃油經(jīng)濟性有所改善，但是發(fā)動機如果在極高負(fù)荷狀態(tài)下持續(xù)工作，會產(chǎn)生很大震動，對發(fā)動機的壽命有所影響。因此應(yīng)該對的影響進(jìn)行兩方面的計算與測量，然后再從中找出一個能夠兼顧動力性和經(jīng)濟性的值。另外，對于不同的變速器，也會造成對汽車的燃油經(jīng)濟性和動力性的影響。變速器的檔位越多，則根據(jù)汽車行駛狀況調(diào)整發(fā)動機的負(fù)荷率的可能性越大，可以讓發(fā)動機經(jīng)常處在較高的負(fù)荷狀態(tài)下工作，從而改善燃油經(jīng)濟性；但是對于汽車的動力性，增應(yīng)該對具體的變速器速比設(shè)置進(jìn)行討論。變速器與主減速器的速比應(yīng)該進(jìn)行適當(dāng)?shù)钠ヅ?，才能在兼顧動力性和?jīng)濟性方面取得好的平衡。通常的做法是繪出不同變速器搭配不同的主減速器，繪制出燃油經(jīng)濟性加速時間曲線，然后從中取優(yōu)。第四章汽車的制動性4.1一轎車駛經(jīng)有積水層的一良好路面公路，當(dāng)車速為100km/h時要進(jìn)行制動。為此時有無可能出現(xiàn)劃水現(xiàn)象而喪失制動能力？轎車輪胎的胎壓為179.27kPa。精品.解：由Home等根據(jù)試驗數(shù)據(jù)給出的估算滑水車速的公式：所以車速為100km/h進(jìn)行制動可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象。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)估算的數(shù)值，說明制動器作用時間的重要性。性能指標(biāo)制動時間/s制動距離/m最大減速度/(m/s2)真空助力制動系2.1212.257.25壓縮空氣液壓制動系1.458.257.65注：起始制動速度均為30km/h分析：計算的數(shù)值有兩種方法。一是利用式（4-6）進(jìn)行簡化計算。二是不進(jìn)行簡化，未知數(shù)有三個，制動器作用時間，持續(xù)制動時間，根據(jù)書上P79頁的推導(dǎo)，可得列出制動時間、制動距離兩個方程，再根據(jù)在制動器作用時間結(jié)束時與車速持續(xù)制動階段初速相等列出一個方程，即可求解。但是結(jié)果表明，不進(jìn)行簡化壓縮空氣液壓制動系的數(shù)值無解，這與試驗數(shù)據(jù)誤差有關(guān)。解：方法一（不簡化計算）：制動時間包含制動器作用時間，持續(xù)制動時間。 制動距離包含制動器作用和持續(xù)制動兩個階段汽車駛過的距離和，總制動距離：在制動器作用時間結(jié)束時與車速持續(xù)制動階段初速相等方程聯(lián)立可得：，。方法二（簡化計算）：略去總制動距離的二次小項有：計算結(jié)果如下表所示：（s）不簡化計算簡化計算真空助力制動系0.97（無解）0.895壓縮空氣液壓制動系無解0.445討論制動器作用時間的重要性（根據(jù)簡化計算結(jié)果討論）從實驗數(shù)據(jù)及以上估算出的制動器作用時間數(shù)據(jù)的比較來看，采用壓縮空氣-液壓制動器后，制動距離縮短了32%，制動時間減少了31.6%，但最大減速度只提高了3.5%，而同時制動器作用時間減少了50.3%。這樣的變化趨勢我們可以得到這樣的結(jié)論：改用壓縮空氣-液壓制動器后制動距離減少的主要原因在于制動器作用時間的減少。而且減少制動器作用時間對于減少制動距離效果顯著。所以改進(jìn)制動器結(jié)構(gòu)形式是提高汽車制動效能的非常重要的措施。精品.4.3一中型貨車裝有前后制動器分開的雙管路制動系，其有關(guān)參數(shù)如下：載荷質(zhì)量（kg）質(zhì)心高h(yuǎn)g/m軸距L/m質(zhì)心至前軸距離a/m制動力分配系數(shù)空載40800.8453.9502.1000.38滿載92901.1703.9502.9500.381） 計算并繪制利用附著系數(shù)曲線和制動效率曲線2） 求行駛車速Ua30km/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0.02s，制動減速度上升時間0.02s。3） 求制動系前部管路損壞時汽車的制動距離s，制動系后部管路損壞時汽車的制動距離。分析：1）可由相關(guān)公式直接編程計算，但應(yīng)準(zhǔn)確理解利用附著系數(shù)和制動效率的概念。注意畫圖時利用附著系數(shù)和制動效率曲線的橫坐標(biāo)不同。2）方法一：先判斷車輪抱死情況，然后由前（后）輪剛抱死時的利用附著系數(shù)等于實際附著系數(shù)求得制動強度。方法二：由利用附著效率曲線讀得該附著效率時的制動效率求得制動強度。3）前部管路損壞損壞時，后輪將抱死時制動減速度最大。計算時，注意此時只有后輪有制動力，制動力為后輪法向反作用力與附著系數(shù)的乘積。同理可得后部管路損壞時的情況。解：1）前軸的利用附著系數(shù)公式為：， 后軸的利用附著系數(shù)公式為： 該貨車的利用附著系數(shù)曲線圖如下所示（相應(yīng)的MATLAB程序見附錄）制動效率為車輪不抱死的最大制動減速度與車輪和地面間摩擦因數(shù)的比值，即前軸的制動效率為，后軸的制動效率為，畫出前后軸的制動效率曲線如下圖所示：精品. 2)由制動距離公式，已知=0.03s, =30km/h,=0.80,需求出。利用制動效率曲線，從圖中讀出：=0.80的路面上，空載時后軸制動效率約等于0.68，滿載時后軸制動效率為0.87。 =制動效率*g所以車輪不抱死的制動距離(采用簡化公式計算)： 空載時=6.86m滿載時=5.33m。3）求制動系前部管路損壞時汽車的制動距離s，制動系后部管路損壞時汽車的制動距離。制動系前部管路損壞時則在后輪將要抱死的時候，得：，空載時，3.56，滿載時4.73。制動距離：解得空載時s=10.1m,空載時s=7.63m。制動系后部管路損壞時則在前輪將要抱死時， 得：，空載時，2.60，滿載時4.43。精品.制動距離：解得空載時s=13.6m,空載時s=8.02m。4.4在汽車法規(guī)中，對雙軸汽車前、后軸制動力的分配有何規(guī)定。說明作出這種規(guī)定的理由。答：ECE制動法規(guī)何我國行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)關(guān)于雙軸汽車前、后軸制動力分配的要求見書P95。作出這種規(guī)定的目的是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。4.5一轎車結(jié)構(gòu)參數(shù)同題1.8中給出的數(shù)據(jù)一樣。轎車裝有單回路制動系，其制動力分配系數(shù)。試求：1） 同步附著系數(shù)。2） 在的路面上的制動效率。3） 汽車能到達(dá)的最大制動減速度（指無任何車輪抱死）。4） 若將該車改為雙回路制動系統(tǒng)（只改變制動系的傳動系，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動系增益，并令原車單管路系統(tǒng)的增益為G。確定習(xí)題圖3中各種雙回路系統(tǒng)以及在一個回路失效時的制動系增益。5） 計算：在的路面上，上述雙回路系統(tǒng)在一個回路失效時的制動效率以及能夠達(dá)到的最大減速度。6） 比較各種回路的優(yōu)缺點。解：1）同步附著系數(shù)：。2）制動效率，前輪先抱死。制動效率為：。3）最大制動減速度：。4）易得各種情況下的制動系增益如下表所示：制動系增益a)b)c)雙回路系統(tǒng)GGG1回路失效時0.35 G0.5G0.5G2回路失效時0.65G0.5G0.5G5）分析：對于a)若一個回路失效其情況和4.3.3一樣，參照前面的分析。對于雙回路系統(tǒng)b)和c)，當(dāng)一個回路失效時，如不考慮軸距的影響，其制動效果是一樣的，所以只分析一種情況即可。一個管路損壞時，前、后車輪的抱死順序和正常時一樣。對車輪剛抱死時的車輪受力情況進(jìn)行，注意此時作用在單邊車輪上的地面法向反作用力只為總的地面法向反作用力的一半。注意：不能簡單的認(rèn)為此時的制動減速度為正常情況的一半。對于a):若前軸回路失效時則相當(dāng)于單回路時前部管路損壞，由4.3的推導(dǎo)：。最大制動減速度：0.323g。精品.制動效率：46.2。若后軸回路失效時則相當(dāng)于單回路時后部管路損壞，根據(jù)4.3的推導(dǎo)：。最大制動減速度：0.387g。制動效率：55.3。對b)和c)：由前面的討論知，所以前輪先抱死，當(dāng)前輪剛要抱死時：因為一個回路失效，。以上方程聯(lián)立解得：。制動效率：，最大制動減速度0.285g。6）兩種回路的優(yōu)缺點比較雙回路系統(tǒng)a)制動系增益最大，一個回路失效時的最大制動減速度也比b),c)大，所以其性能較優(yōu)。雙回路系統(tǒng)b)、c)制動系增益相同，如果不考慮軸距的影響，兩者在一個回路失效時的制動效率相同。但是，c)在一個回路失效時，制動力作用在一側(cè)車輪上，車身左右受力嚴(yán)重不均衡，會產(chǎn)生跑偏等問題。第五章 汽車的操縱穩(wěn)定性5.1 一轎車（每個）前輪的側(cè)偏剛度為-50176N/rad、外傾剛度為-7665N/rad。若轎車向左轉(zhuǎn)彎，將使前輪均產(chǎn)生正的外傾角，其大小為4度。設(shè)側(cè)偏剛度與外傾剛度均不受左、右輪負(fù)載轉(zhuǎn)移的影響，試求由外傾角引起的前輪側(cè)偏角。解：有外傾角時候的地面?zhèn)认蚍醋饔昧椋ㄆ渲衚為側(cè)偏剛度，kr為外傾剛度，為外傾角）于是，有外傾角引起的前輪側(cè)偏角的大小為：代入數(shù)據(jù)，解得0.611 rad，另外由分析知正的外傾角應(yīng)該產(chǎn)生負(fù)的側(cè)偏角，所以由外傾角引起的前輪側(cè)偏角為-0.611rad。5.2 6450N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，工程師們在懸架上加裝橫向穩(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。試分析其理論依據(jù)（要求有必要的公式和曲線）。精品.答：由課本P138-140的分析知，汽車穩(wěn)態(tài)行駛時，車廂側(cè)傾角決定于側(cè)傾力矩和懸架總的角剛度，即。前、后懸架作用于車廂的恢復(fù)力矩增加：，其中，分別為前、后懸架的側(cè)傾角剛度，懸架總的角剛度為前、后懸架及橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度之和。由以上的分析易知，當(dāng)增加橫向穩(wěn)定桿后汽車前懸架的側(cè)傾角剛度增大，后懸架側(cè)傾角剛度不變，所以前懸架作用于車廂的恢復(fù)力矩增加（總側(cè)傾力矩不變），由此汽車前軸左、右車輪載荷變化量就較大。由課本圖5-46知在這種情況下，如果左右車輪輪胎的側(cè)偏剛度在非線性區(qū)，則汽車趨于增加不足轉(zhuǎn)向量。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？答：汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有三種類型，即中性轉(zhuǎn)向、不足轉(zhuǎn)向和過多轉(zhuǎn)向。表征穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的參數(shù)有穩(wěn)定性因數(shù)，前、后輪的側(cè)偏角角絕對值之差，轉(zhuǎn)向半徑的比R/R0，靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.等。它們之間的彼此關(guān)系為：（為側(cè)向加速度的絕對值）；(k1，k2分別為汽車前、后輪的側(cè)偏剛度，a為汽車質(zhì)心到前軸的距離，L為前、后軸之間的距離)。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(fù)荷轉(zhuǎn)移如何影響穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性？答：表示汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的參數(shù)有穩(wěn)定性因數(shù)，前、后輪的側(cè)偏角絕對值之差，轉(zhuǎn)向半徑的比R/R0，靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.等。討論汽車重心位置對穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的影響，由式（5-17）（為中性轉(zhuǎn)向點至前軸的距離）當(dāng)中性轉(zhuǎn)向點與質(zhì)心位置重合時，S.M.0，汽車為中性轉(zhuǎn)向特性；當(dāng)質(zhì)心在中性轉(zhuǎn)向點之前時，S.M.為正值，汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性；當(dāng)質(zhì)心在中性轉(zhuǎn)向點之后時，S.M.為負(fù)值，汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性。汽車內(nèi)、外輪負(fù)荷轉(zhuǎn)移對穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的影響在側(cè)向力作用下，若汽車前軸左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于增加不足轉(zhuǎn)向量；若后軸左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減小不足轉(zhuǎn)向量。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：不一樣。汽車轉(zhuǎn)彎時由于側(cè)傾力矩的作用，左、右車輪的垂直載荷不再相等，所受阻力亦不相等。另外，車輪還將受到地面?zhèn)认蚍醋饔昧Α?.6主銷內(nèi)傾角和后傾角功能有何不同？答：主銷內(nèi)傾角的作用，是使車輪在方向盤收到微小干擾時，前輪會在回正力矩作用下自動回正。另外，主銷內(nèi)傾還可減少前輪傳至轉(zhuǎn)向機構(gòu)上的沖擊，并使轉(zhuǎn)向輕便。主銷后傾的作用是當(dāng)汽車直線行駛偶然受外力作用而稍有偏轉(zhuǎn)時，主銷后傾將產(chǎn)生車輪轉(zhuǎn)向反方向的力矩使車輪自動回正，可保證汽車支線行駛的穩(wěn)定性。精品.汽車轉(zhuǎn)向輪的回正力矩來源于兩個方面，一個是主銷內(nèi)傾角，依靠前軸軸荷，和車速無關(guān)；一個是主銷后傾角，依靠側(cè)傾力，和車速有關(guān)；速度越高，回正力矩就越大。5.7橫向穩(wěn)定桿起什么作用？為什么有的車裝在前懸架，有的裝在后懸架，有的前后都裝？答：橫向穩(wěn)定桿的主要作用是增加汽車的側(cè)傾剛度，避免汽車在轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生過多的側(cè)傾。另外，橫向穩(wěn)定桿還有改變汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的作用，其機理在題5.2中有述。橫向穩(wěn)定安裝的位置也是由于前、后側(cè)傾剛度的要求，以及如何調(diào)節(jié)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的因素決定的。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，試找出五種改善其特性的方法。答：增加主銷內(nèi)傾角；增大主銷后傾角；在汽車前懸架加裝橫向穩(wěn)定桿；使汽車前束具有在壓縮行程減小，復(fù)原行程增大的特性；使后懸架的側(cè)傾轉(zhuǎn)向具有趨于不足轉(zhuǎn)向的特性。6.輪胎壓力5.9汽車空載和滿載是否具有相同的操縱穩(wěn)定性？答：不具有相同的操縱穩(wěn)定。因為汽車空載和滿載時汽車的總質(zhì)量、質(zhì)心位置會發(fā)生變化，這些將會影響汽車的穩(wěn)定性因數(shù)、輪胎側(cè)偏剛度、汽車側(cè)傾剛度等操縱穩(wěn)定性參數(shù)。5.10試用有關(guān)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(biāo)的影響。答：以靜態(tài)儲備系數(shù)為例說明汽車質(zhì)心位置對穩(wěn)態(tài)響應(yīng)指標(biāo)的影響：（，為中性轉(zhuǎn)向點至前軸的距離）當(dāng)中性轉(zhuǎn)向點與質(zhì)心位置重合時，S.M.0，汽車為中性轉(zhuǎn)向特性；當(dāng)質(zhì)心在中性轉(zhuǎn)向點之前時，S.M.為正值，汽車具有不足轉(zhuǎn)向特性；當(dāng)質(zhì)心在中性轉(zhuǎn)向點之后時，S.M.為負(fù)值，汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性。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繞Oz軸轉(zhuǎn)動慣量 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 k1=-62618N/rad后輪總側(cè)偏剛度 k2=-110185N/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、車速u=22.35m/s時的轉(zhuǎn)向靈敏度。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)偏角絕對值之差與轉(zhuǎn)彎半徑的比值R/R0(R0=15m)。4) 車速u=30.56m/s時，瞬態(tài)響應(yīng)的橫擺角速度波動的固有（圓）頻率、阻尼比、反應(yīng)時間與峰值反應(yīng)時間注意：2）所求的轉(zhuǎn)向靈敏度中的是指轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，除以轉(zhuǎn)向系傳動比才是車輪轉(zhuǎn)角。解：1）穩(wěn)定性因數(shù)精品.特征車速2） 穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益曲線如下圖所示：車速u=22.35m/s時的轉(zhuǎn)向靈敏度/20=0.1683） 態(tài)儲備系數(shù)，時前、后輪側(cè)偏角絕對值之差4） 速u=30.56m/s時，瞬態(tài)響應(yīng)的橫擺角速度波動的固有（圓）頻率，阻尼比，反應(yīng)時間精品.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(dá)到最大值時的車速稱為特征車速。證明：特征車速，且在特征車速時的橫擺角速度增益，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。答：特征車速指汽車穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益達(dá)到最大值時的車速，汽車穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益為：當(dāng)，即時等號成立，所以特征車速。此時的橫擺角速度增益，具有相等軸距L中性轉(zhuǎn)向汽車的橫擺角速度增益為u/L，前者是二者的一半。5.13測定汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性常用兩種方法，一為固定方向盤轉(zhuǎn)角法，并以R/R0-ay曲線來表示汽車的轉(zhuǎn)向特性；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使，記錄轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，然后駕駛員控制轉(zhuǎn)向盤使汽車始終在圓周上以低速連續(xù)加速行使。隨著車速的提高，提高轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角（一般）將隨之加大。記錄下角，并以曲線來評價汽車的轉(zhuǎn)向特性。試證：，說明如何根據(jù)曲線來判斷汽車的轉(zhuǎn)向特性。證明：設(shè)轉(zhuǎn)向器的總傳動比為i,設(shè)低速運動時的前輪轉(zhuǎn)角為，則，（其中R為圓周半徑）。連續(xù)急速行使時，由式（5-11）：，又，得。所以，證畢。中性轉(zhuǎn)向時，K=0，是一條直線；不足轉(zhuǎn)向時，K>0， 將隨車速得增加而逐漸增大；K<0，將隨車速得增加而逐漸減小。5.14習(xí)題圖4是滑柱連桿式獨立懸架（常稱為Mc Pherson strut suspension）示意圖。試證：1）R.C.為側(cè)傾中心。2）懸架的側(cè)傾角剛度為，式中，ks為一個彈簧的（線）剛度。精品. 分析：計算懸架側(cè)傾角剛度時，要利用虛位移原理進(jìn)行推導(dǎo)。推導(dǎo)時注意，本題和書中的單橫臂獨立懸架是有區(qū)別的，主要是本題有一個角。證明：1）先對左側(cè)懸架分析。當(dāng)車輪上下跳動時，CB桿繞B點轉(zhuǎn)動，故AC桿的瞬心必在CB所在的直線上；由于AC桿導(dǎo)向機構(gòu)的約束，A點的運動方向平行與AC桿自身，故AC桿的瞬心必在過A點，垂直AC的直線上。由此可得到左側(cè)車輪的瞬心O點，側(cè)傾中心就在DO與汽車中心線的交點上，如圖中所示。2) a.求懸架的線剛度設(shè)車廂不動，汽車處于靜止受力狀態(tài)，作用在輪胎上的地面法向反作用力為，再在輪胎上加一微元力，ss為彈簧的虛位移，st為車輪的虛位移，彈簧力相應(yīng)增加,則。設(shè)OD與水平面的夾角為，因為O為左側(cè)車輪的運動瞬心，由圖可知。根據(jù)力矩平衡：。單側(cè)懸架的線剛度為。由式（5-42）整個懸架的側(cè)傾角剛度為：。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？精品.答：曲線1對應(yīng)的前獨立懸架，轉(zhuǎn)彎時車廂側(cè)傾，內(nèi)側(cè)前輪處于反彈行程，前束增加，車輪向汽車縱向中心線轉(zhuǎn)動，外側(cè)前輪處于壓縮行程，前束減小，車輪向外轉(zhuǎn)動。采用這種懸架導(dǎo)致汽車的側(cè)傾轉(zhuǎn)向增加了不足轉(zhuǎn)向量，具有側(cè)傾不足轉(zhuǎn)向效果。曲線2對應(yīng)的前獨立懸架，曲線較其他兩種更貼近縱坐標(biāo)軸，說明這種懸架的側(cè)傾轉(zhuǎn)向量很小，幾乎等于零。 曲線3對應(yīng)的前獨立懸架，轉(zhuǎn)彎時車廂側(cè)傾，內(nèi)側(cè)前輪處于反彈行程，前束減小，車輪向汽車縱向中心線相反方向轉(zhuǎn)動，外側(cè)前輪處于壓縮行程，前束增大，車輪向內(nèi)轉(zhuǎn)動。采用這種懸架導(dǎo)致汽車的側(cè)傾轉(zhuǎn)向增加了過多轉(zhuǎn)向量，具有側(cè)傾過多轉(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)向盤力隨汽車運動狀況而變化的規(guī)律稱為轉(zhuǎn)向盤力特性，與下列因素有關(guān)：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)動慣量、轉(zhuǎn)向柱摩擦阻力以及汽車整體動力學(xué)特性等。5.19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？答：參考課