汽車理論課后習題答案余志生版車輛工程.doc

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1、 D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相對于法線前移一個距離a, 它隨彈性遲

2、滯損失的增大而變大。即滾動時有滾動阻力偶矩 阻礙車輪滾動。 3）作用形式：滾動阻力 （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 即 行駛阻力為： 2）⑴最高車速： 有 分別代入和公式： 把的

3、擬和公式也代入可得： n>4000 而r/min ∴ Km/h ⑵最大爬坡度： 掛Ⅰ檔時速度慢，可忽略： =0.366 （3）克服該坡度時相應(yīng)的附著率 忽略空氣阻力和滾動阻力得： 3）①繪制汽車行駛加速倒數(shù)曲線（已裝貨）：40.0626 （為動力因素） Ⅱ時， 1.128 由以上關(guān)系可由計算機作出

4、圖為： ②用計算機求汽車用Ⅳ檔起步加速至70km/h的加速時間。 （注：載貨時汽車用Ⅱ檔起步加速不能至70km/h） 由運動學可知： 即加速時間可用計算機進行積分計算求出，且曲線下兩速度間的面積就是通過此速度去件的加速時間。 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

5、載時有關(guān) 。 1.5、 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： 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 時的汽車功率平衡圖： 顯而可見，當總的轉(zhuǎn)動比較大時，發(fā)動機后備功率大，加速容易，更易于達到較高車速。 1.7、答：1> 對于F-F型轎

6、車： 最大驅(qū)動力等于前輪附著力 對于F-R型轎車： 最大驅(qū)動力等于后輪附著力 顯然F-F型轎車總的附著力利用情況較好。 2 > (1)對于： 極限車速： 極限爬坡度：

7、 極限加速度： （2）同理可有：當時， 1.8、解：<1> 先求汽車質(zhì)量換算系數(shù) ： 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 由于不記滾動阻力與空氣阻力，即、 這時汽車行駛方程式變?yōu)? 當 代入有： 再由

8、 將代入上試有 此時： 將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象， 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： 應(yīng)使： 其中： 不變， 則由公式： 得出：b=1704.6mm 前軸負荷率為： 1.9、答：1> 由汽車行駛方程式: 低速滑行時, , 此時： 由低速滑行曲線擬臺直線公式可得: 2

9、> 直接檔， <以四檔為例> 先求汽車質(zhì)量換算系數(shù) ： 代入數(shù)據(jù)得： 再有動力因素公式： 其中： 所以： 而： 3> 由 可得，最大爬坡度為： 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

10、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

11、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： （式中A為對某汽車而言的常數(shù) ） 當汽車一速度在一定道路沙鍋行駛時，根據(jù)應(yīng)該提供的功率： 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。將，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

12、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

13、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，則變速器傳動比變化范圍較大，檔數(shù)多，結(jié)構(gòu)復雜。 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： 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：

14、 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: (L/100Km) 由 ① 最高檔時: , 不妨取 ⅰ:n=815r/min,即 由負荷特性曲線的擬合公式: ⅱ:n=1207r/min,即 由負荷特性曲線的擬合公式得: ⅲ:n=1614r/min,即 由負荷特性曲線

15、的擬合公式得: ⅳ:n=2603r/min,即 由負荷特性曲線的擬合公式得: ⅴ:n=3403r/min,即 由負荷特性曲線的擬合公式得: ⅵ:n=3884r/min,即 由負荷特性曲線的擬合公式得: 故有以上各個點可以做出最高檔的等速百公里油耗曲線: ②同

16、樣,可做出次高擋的等速百公里油耗曲線(省略) . 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：只要時換檔， 以1.3題圖為例，在時換檔 顯然滿足動力性最佳。 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。

17、 第四章 4．1 一轎車駛經(jīng)有積水層的—良好路面公路，當車速為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： 為胎壓（kPa） 代入數(shù)據(jù)得：km/h 而 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)估算的數(shù)值，以說明制動器作用時間的重要性。 提示：由表4-3的數(shù)據(jù)以及公式 計算的數(shù)值。 可以認

18、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，制動減速度上升時間。 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距離。 答案：1） 前軸利用附著系數(shù)為： 后軸利用附著系數(shù)為： 空載時：= 故空載時后輪總是先抱死。 由公式 代入數(shù)據(jù)（作圖如下） 滿載時

19、：= 時：前輪先抱死 代入數(shù)據(jù)=（作圖如下） 時：后輪先抱死 代入數(shù)據(jù)=（作圖如下） 2）由圖或者計算可得： 空載時 制動效率約為0.7 因此其最大動減速度 代入公式： =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 制動距離 =5.34m 3） A.若制動系前部管路損壞 后軸利用附著系數(shù) 后軸制動效率 代入數(shù)據(jù)得：空載時：=0.45 滿載時：=0.6

20、0 a)空載時 其最大動減速度 代入公式： =10.09m b)滿載時 其最大動減速度 代入公式： =7.63m B．若制動系后部管路損壞 前軸利用附著系數(shù) 前軸制動效率 代入數(shù)據(jù) 空載時：=0.57 滿載時：=0.33 a)空載時 其最大動減速度 代入公式： =8.02m b)滿載時 其最大動減速度 代入公式： =13.67m 4．4在汽車法規(guī)

21、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ECE R13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： 對于之間的各種車輛，要求制動強度 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。對于最大總質(zhì)量大于3.5t的貨車，在制動強度之間，每根軸的利用附著系數(shù)曲線位于兩條平行于理想附著系數(shù)直線的平

22、行線之間；而制動強度時，后軸的利用附著系數(shù)滿足關(guān)系式，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)。試求： 1)同步附著系數(shù)。 2)在路面上的制動效率。 * 3)汽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， 見習題圖3)，而制動器總制動力與總泵輸出管路壓力之比稱

23、為 制功系增益，并令原車單管路系統(tǒng)的增益為G。確定習題圖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。 5)計算：在的路面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。 答案：1）同步附著系數(shù) 2）因 所以前輪先抱死 ==0.951 3）最大制動減速度： = 4） a) 1失效

24、2失效 b)1失效 2失效 c) 1失效 2失效 5）a)1失效 后軸利用附著系數(shù) 后軸制動效率0.46 最大動減速度 2失效 前軸利用附著系數(shù) 前軸制動效率 0.55 最大動減速度 b)由第2）問 知：前輪先抱死 1失效與2失效情況相同。 前軸利用附著系數(shù) 前軸制動效率 ==0.95 最大動減速度 c) 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1失效時，容易后輪先抱死，發(fā)生后軸測

25、滑的不穩(wěn)定的危險工況。 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、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。設(shè)側(cè)偏剛度與外傾剛度均不受左、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。 答： 由題意：F=ka+kg=0

26、 故由外傾角引起的前輪側(cè)偏角： a=- kg/k=-76654/-50176=0.611 5．2 6450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)： 、變化， 原來K0,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)

27、： 1．前后輪側(cè)偏角絕對值之差(a1-a2); 2. 轉(zhuǎn)向半徑的比R/R; 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.a1-a2 >0時為不足轉(zhuǎn)向，a1-a2 =0時 為中性轉(zhuǎn)向，a1-a2 <0時為過多轉(zhuǎn)向； 2. R/R0>1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；

28、 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，有的

29、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?

30、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： 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 繞軸轉(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 后輪總側(cè)偏剛度 轉(zhuǎn)向系總傳動比 i

31、=20 試求： 1)穩(wěn)定性因數(shù)K、特征車速。 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/R(R=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、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)： 特征車速 2) 轉(zhuǎn)向靈敏度 3) ， , 4) 固有圓頻率

32、 阻尼比 反應(yīng)時間 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。證明： 特征車速=，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。 答： 轉(zhuǎn)向靈敏度 特征車速 ,中性轉(zhuǎn)向時 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—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，，然后駕駛員控制轉(zhuǎn)向盤使汽車

33、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（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：轉(zhuǎn)向半徑 = 5．14習題圖4是滑柱連桿式獨立懸架(常稱為Mc Pherson strut suspnsion)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，式中為一個彈簧的(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 5．15試求計算穩(wěn)態(tài)響應(yīng)質(zhì)心側(cè)偏角

34、增益的公式，并求題5．11中轎車在u=31．3m/s(70 mile／h)、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，=0, =0,消去 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？ 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

35、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、由懸架導向桿系決定的主銷位置、輪胎上的載荷、輪胎氣壓、輪胎力學特性、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 )=0.1。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。 答： 查

36、圖知：人的主觀感覺為極不舒適。 6.2、設(shè)車速u=20m／s ，路面不平度系，參考空間頻率no=0.1。畫出路面垂直位移、速度和加速度、、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。 解： 畫出圖形為： 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

37、的搓板路的波長λ=? 答：①當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： ②搓板路的波長 ： 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，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。　　 答：① 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)：f

38、o=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)=2.56，參考空間頻率no=0.1。 計算時頻率步長△f＝0.2Hz，計算頻率點數(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、、譜圖。進—步計算、、、、、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、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、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=? 答： 28