同济大学汽车理论考题答案

汽车理论（同济大学第二版）复习

F1、p3滚动阻力等于滚动阻力系数与车轮垂直载荷（或地面法向反作用力）之乘积。 F2、p6由式（1-4）可知,真正作用驱动轮上驱动汽车行使的力为地面对车轮的切向反作用力Fx2,它的数值为驱动力Ft减去驱动轮上的滚动阻力Ff 。”

F3、在s=15%-20%之间，值可达到最大，最大的max称为峰值附着系数。（30%可以写为20%）

F4、p12第5行-第9行。“附着率是指……用C2、Fx2、Fz2”。

附着率是指汽车在直线行驶时，充分发挥驱动力作用时要求的最低附着系数。在低速阶段，如加速或上坡，驱动轮上的驱动力矩大，要求的（最低）附着系数大，此外超高速行驶时要求附着系数也大，附着率用符号Ci表示”C2FX2 i=1,2 如前轮驱动用C1 Fx1、Fz1 后轮驱动力用C2、Fx2、Fz2

FZ2 “不同的行驶工况所要求的附着率是不一样的。汽车的附着条件是：≥C2 C2越小越容易满足附着条件。”

F5、p12倒数第2行到倒数第1行“当汽车曲线行驶时，或受侧风作用，车轮中心将受到一个侧向力Fy″相应的在地面上产生地面侧向反作用力Fy，也称为侧偏力”（引文中Fy为Fy，Fy为FY，以 下同）

“FYka车轮中心受到侧向力Fy，则地面给车轮以侧偏力FY，并产生侧偏角（k为侧偏刚度）。在侧偏角较小时，FY与成线性关系。”

F6、p13第17行到第23行“由轮胎坐标系有关符合规定可知，负的侧偏力产生正的侧偏角，因此侧偏刚度是负值。Fy与ɑ的关系可用Fy=ka*ɑ（书中ka即k）。轿车轮胎ka值在28000～80000N/rad之间。

正的车轮侧向力，产生负的车轮侧偏力，产生正的车轮侧偏角，产生正的回正力矩。

F7、p20“FYrkrr 其中FYr是外倾地面侧向力 kr是外倾刚度，为负值r是车轮外倾角” F8、①p21： “krr其中是外倾侧偏角kr是外倾刚度，为负值k是侧偏刚度，为负值。kr是外倾角”

②“若车轮侧向力为正，那么地面侧偏力为负、车轮侧偏角为正、回正力矩为正。

若外倾角为正，那么车轮中心侧向力为正、地面侧向力为负、车轮侧偏角为负、回正力矩为负。” F9、p40第22行到第28行。“为了便于计算，一般把旋转质量的惯性力偶矩转化为平移质量的惯性力，并以大于1的系数计入，称之为旋转质量换算系数，所以汽车加速阻力为Fj=m du/dt (N) 式中：——汽车旋转质量换算系数；m——汽车质量，kg; du/dt——汽车行驶加速度，m/s2” “此式中去掉，等式右边的意义为：汽车平移质量的加速阻力；保留，等式右边的意义为：汽车平移质量的加速阻力与汽车回转质量的加速阻力的和。”

22Ifigi0TI11wp41 表达式 12。 2mrmr式中If ——发动机飞轮的转动惯量，kg·m2; IW——车轮的转动惯量，kg·m2

“有的越野汽车1档值甚大，有可能使得汽车的2档加速度大于1档的加速度。” F10、P42由于滚动阻力系数f比附着系数小得多，故可省去Fz2f项，此式可近乎写成Ft≤Fz2 式中：Fz2——作用于驱动轮上的法向反力，N。此式称为汽车行驶的附着条件。（书中此处的Fzφ为Fz2之误）

F11、p47最高车速（Umax）是指汽车在良好水平路面上直线行驶时能达到的最高行驶车速。所以，此时汽车应该以最高档行驶，且坡度阻力和加速阻力皆为零””

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P48汽车的爬坡能力指汽车满载时在良好路面上等速行驶能爬过的最大坡度。此时，汽车驱动力除克服滚动阻力和空气阻力外的剩余驱动力全部用来克服坡度阻力，所以，其加速度为零。”

F12、p60双离合器式自动变速器，即DCT（Dual Clutch Transmission, Double Clutch Transmission或Twin Clutch Transmission）。它能在换档过程中不间断地传递发动机的动力，因此可进一步提高汽车的动力性，图2-24给出了使用AMT与DCT汽车性能的比较。由图可见，在换档过程中AMT由于动力中断而使车辆产生负的加速度，而DCT的则为正。”

F13、p56第7行到第8行“原始特性曲线λp=f（i），K= f（i）、η= f（i）其中一半情况如图2-26所示”

P55第7行到第24行“特性参数……转矩系数”（其中，“透穿性CP”改“透过度P”） 变矩器的基本参数：

①转速比i： nT涡轮转速，nP泵轮转速inT

nP

②变矩比K：变矩器涡轮输出转矩TT和泵轮输入转矩TPKTT

TpTT*nTKi TP*nP④泵轮转矩系数λp：根据相似理论，一系列几何看似（有关尺寸成比例）的液力变矩器在相似工况（转速比i相同）下所传递的转矩值，与液体重度的一次方，转速的平方和循环圆直径的五次方成正比，即：

③效率 η：输出功率与输入功率之比p2TPPnPD5 pTp式中：D—循环圆直径，mm 5n2Dp⑤透过度P：指液力变矩器涡轮轴上的转矩和转速变化时，泵轮上的转矩和转速响应的变化能力

CPp0式中：λp0——失速工况(i=0)下泵轮的转矩系数；λpm——偶合器工况下泵轮的转矩系数。 PM

①汽车工况对变矩器的参数的影响可用透过度p表示，透过度是变矩器的很重要的性能参数。

pTpoTpcpo 其中Tpo为涡轮不转动时泵轮的转矩 po为涡轮不转动时泵轮的转矩系数 pcTpc为偶合器工况即变矩比K为1时泵轮的转矩 pc为偶合器工况即变矩比K为1时泵轮的转矩系数。

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P=1表示变矩器为不透性 P＜1表示变矩器为反透性 P＞1表示变矩器为正透性。

显然只有正透性符合汽车的使用要求，在实际设计时，要求P＞1.2，通常乘用车（轿车）≥2 、其他车辆≥1.3-1.8。

②正透性变矩器汽车，在上坡时因为速比减小，泵轮转矩系数增大，而增加了爬坡能力。 ③变矩器汽车通常都有良好的低速动力性、良好的起步性、发动机不易熄火以及能吸收过载等优点，但它的高速动力性略差，有时最高车速有可能降低。但是由于：变矩器汽车较之机械变速器汽车，低速动力性好，加速时间少，停车时间也少，所以变矩器汽车的平均行驶车速，通常比机械变速器汽车高些。

在机械变速器汽车的驱动力—行驶距阻力曲线图中，其纵坐标与1档驱动力曲线之间有1个空白，说明此低速处无驱动力，只能通过离合器的滑摩来提供起步时的驱动力，以实施起步。对于变矩器汽车来说，车速为零时的驱动力很大，起步性很好。”

F14、p126（其中Fb即为Fxb，下同）为不抱死的条件，否则即发生抱死。Fb≤F=Fz·,即得到最大地面制动力 Fbmax=Fz·,式中：Fz——地面垂直反作用力；——附着系数。此时车轮即抱死不转而出现滑移现象。”（此处“拖滑”改“滑移”）

“公式（Fbmax=Fz·）为不抱死的条件，不满足时发生抱死。 曲线图4—2，Fp1左为车轮未抱死的区域，右为车轮抱死的区域。据此可分析：制动力大小、满载空载、大小不同情况的抱死关系。

制动性中的角标b，均改为xb——Fxb表示汽车地面制动力。下同。”

2uao21）F15、①“S (2uao3.6225.92bmax其中S为制动距离、uao为汽车制动初速度、2为制动间隙消除时间、2制动力增长时间、bmax

为最大制动减速度。

②此处所指制动距离是指：开始踩制动踏板，到完全停车的距离。它包括制动器起作用，和持续制动两个阶段中汽车所驶过的距离，S2和S3，相应的时间是2和3。”

③制动时，希望车轮滑动率为15%—20%，此时出现最大纵向附着系数。

F16、p130汽车在制动过程中维持直线行驶的能力或按预定弯道行驶的能力称为汽车制动时的方向稳定性。汽车制动达不到方向稳定性常有以下3种情况：1）制动跑偏；2）制动时后轴侧滑；3）制动时前轮失去转向能力。。

F17、p132第13行到第16行。“首先不希望出现后轮抱死，或后轮先于前轮暴死的情况，以防止危险的后轴侧滑；其次也不希望出现前车轮抱死，或前后车轮都抱死的情况，以维持汽车的转向能力，最理想的情况是防止任何车轮抱死，前后车轮处于轮动状态，这样才能确保汽车制动式的方向稳定性。”

F18、p133公式4—17，请理解其静态部分（G·b/L、G·a/L）动态部分（G··hg），以及轴荷转移。

Fz1=G(lr+φhg)/l; Fz2=G(lf-φhg)/l

轴荷转移：制动时，前轴负荷增加，后轴负荷减少。

F19、p134倒数第2行到倒数第1行“我们把前制动器制动力与汽车总制动力之比，称为制动器制动力分配系数，并以符号表示,即=Fµ1/Fµ（4-24）” 汽车总制动力 Fu=Fu1 + Fu2,”

F20、p135第8行到第15行。“理想的制动力分配特性要求是可变的,但传统的制动器系统中(特别是货车制动系)其制动力分配系数设计成恒定的,即=常数,因而其实际制动力分配特性如式(2-41)所示是线性的,此直线在Fµ1~ Fµ2坐标中通过坐标原点,其斜率为:

tanθ=(1-)/ ; Fµ2=tanθ·Fµ1 (4-28)

值恒定的制动系是不可能在所有附着条件和汽车实际的装载情况下都使汽车实现理想制动的。” F21、p135

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“对图4-14进行制动历程分析。 若在同步附着系数（例如为0.6）的路面上，0

汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿曲线增长，直到到达曲线，前后制动轮同时抱死。

若在小于同步附着系数0（例如为0.4）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿曲线增长，直到与0.4的f曲线相交，其前后制动力开始按“0.4的f曲线”增长，此时其前轮抱死，直到到达曲线，前后制动轮同时抱死。

若在大于同步附着系数0（例如为0.8）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿曲线增长，直到与0.8的r曲线相交，其前后制动力开始按“0.8的r曲线”变化，此时其后轮抱死，直到到达曲线，前后制动轮同时抱死。”

“从历程分析可知：只有曲线在I曲线下方时，才能保证前轴先抱死，而不是后轴先抱死。而且，希望曲线贴近I曲线，以提高制动效率。此外，希望曲线与I曲线的交点远离坐标原点，以得到较大的同步附着系数0。这些是为常值的制动系统无法实现的，然而电控制动装置EBD等技术可以做到。”

F22、①p136（即公式4-31）0= (l  - l b)/ hg (同一量车0 在空载、满载时是不同的)

式中0同步附着系数、L（书上为I）为轴距、为制动力分配系数、为b（书上为lb）为质心到后轴距离、hg为质心高度。

② “乘用车（即轿车）的同步附着系数0应至少不小于0.7，以保证在0.7的良好路面上行驶时，＜0，这样制动时不会后轮先抱死。

③此外，从公式可看到b增加，即质心前移，会引起0减小，这样制动时可能会后轮先抱死，这是很不利的。”

F23、p137倒数第1行到p138第1行。“f线是指前轮先抱死，后轮未抱死时，前、后地面制动力的关系曲线。”（不同φ值时，f曲线是一组曲线，即f线组。）

F24、p138倒数第1行“r线是指后轮先抱死，前轮未抱死时前，后制动力的关系曲线”、 p139第14行到第16行。““若曲线在I曲线下方，当制动踏板力够大会出现前轮先抱死，提前丧失转向能力，若曲线在I曲线上方，则会出现后轮先抱死而汽车处于不稳定的制动状态。”

F25、p140 ①“不发生车轮抱死所需要的(最小)路面附着系数称为利用附着系数。当路面低于此附着系数时，发生抱死。

②制动效率就是，车轮不抱死的最大制动强度，对车轮与地面间的附着系数的比值。”

F26、p140倒数第10行到倒数第5行“为了保证制动时汽车的方向稳定性和有足够的制动强度，联合国欧洲经济委员会制定的ECER13制动法规对双轴汽车前、后轮制动的制动力提出了明确的要求，法规规定，在各种装载情况下轿车在0.15≤z≤0.8，其他汽车在0.15≤z≤0.3的范围内，前轮都必须能先抱死。此外，在车轮尚未抱死的情况下，在0.2≤≤0.8范围内，对轿车和最大总质量大于3.5t的货车，要求制动强度z≥0.1+0.85（-0.2）（4-51）。”

F27、p92倒数第10行到p93第3行 “为克服滚动阻力与空气阻力，发动机应提供的功率Pe=1/ηT (Pf+Pw)”

根据等速行驶车速Va及阻力功率Pe,在万有特性图上（利用插值法）可确定相应的燃料消耗率b，从而计算出以该车速等速行驶时单位时间内的燃料消耗量（mL/s）为：

QtPeb（3—1）”

367.1g 第 4 页 共 9 页

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F28、①p110倒数第10行到倒数第9行“图3—20a）上左图是发动机的负荷特性，这些曲线包络线是发动机提供一定功率时的最低燃料消耗曲线。”

p110倒数第4行到p111第3行“确定无级变速器的调节性能，无机变速器的传动比i，与发动机转速n及汽车行驶速度之间有如下关系：

i=0.377·nr/i0ua=A·n/ ua

式中：A——对某一汽车而言为常数，A=0.377r/ i0。 如上所述，当汽车以速度u'a在一定道路上行驶时，根据应提供的功率P'e=(Pψ+Pf)/ηT由“最小燃油消耗特性”曲线可求出发动机经济的工作转速n'e。同时，节流阀也要作相应的控制，才能在n'e时发出功率P'e。将n'a和n'e代入上式，即得无级变速器应有的传动比i”。

确定无级变速器应有的传动比i＇”

②“发动机负荷特性曲线是发动机的燃油经济性曲线，它的纵坐标是油耗率b，横坐标是输出功率P，每一条曲线的转速n保持不变。当负荷增加时，油耗率下降，在大负荷时，油耗率上升，在该转速的负荷的80—90时，为最低值。”

③“CVT能够在某工况（Pe，ua）下，通过找到相应的i找到曲线图上的n。”（按p110图3-20 a） ④“汽车某消耗功率对应有一个ua工况，按该‘最低燃油消耗曲线’此功率有一个对应值n，CVT可据此计算得到i(即ig)，在此i值时最省油。

ig0.377nr 式中r车轮半径、i0主减速比” uai0F29、p167在本页空白处写：

“在大多数行驶状况下，汽车的侧向加速度不超过0.4g,若忽略一些次要因素，则可以把汽车近似地看作一个线性动力学系统。”

F30、p182在本页空白处写： “稳定性因数K可表达如下

Kmab2-2

单位 sm ()L2k2k1其中m汽车总质量、L轴距、汽车质心到前轴之距、b汽车质心到后轴之距、k1前轮侧偏刚度、k2后轮侧偏刚度。”

F31、①p182在本页空白处写： “横摆角速度增益可表达如下

urL)s 1Ku2其中 u汽车车速m/s、L轴距m、K稳定性因数s2m-2 ②K等于0，为中性转向 ③K大于0，为不足转向 其特征车速为uch

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uch1 m/s 其中K为稳定性因数s2m-2 K越大或uch越小，不足转向量越大。 K④K小于0，为过多转向 其临界车速为ucr

ucr⑤“K1 m/s 其中K为稳定性因数s2m-2 汽车到达临界车速时失去稳定性。” K12-2

(12) 其中K为稳定性因数smy侧向加速度ms2 L汽车轴距 yL12为前轮侧偏角与后轮侧偏角之差。

（12）0为不足转向 ， （12）0为过多转向 （12）0为中性转向” ⑥

F32、p186在本页空白处写：S.M.aa L其中中性转向点到前轴的距离 质心到前轴的距离 S.M.为正值时，汽车为不足转向。质心前移时不足转向量增加。” 参阅p186 “静态储备系数S.M.（Static Margin）就是中性转向点至前轴距离lf′和汽车质心到前轴距离lf之差（lf′-lf）与轴距的比值，即： S.M.lf'lfkrlflkfkrl 从S.M.的定义可知。S.M.与K有着密切关系。

1. 当中性转向点与质心重合时，S.M.=0，汽车有中性转向特性； 2. 当S.M.＞0时，汽车有不足转向特性 3. 当S.M.＜0时，汽车有过多转向特性 F33、p190倒数第9行到倒数第8行： 在汽车操纵稳定性中，常以前轮转角或方向盘转角ɑ为输入,汽车横摆角速度r，质心侧偏角度β为输出来表征汽车的动态特性。”

F34、p190 其中r()是r的傅里叶变换、()是的傅里叶变换。”

“式中 （）、r()——分别为δ和ωr的傅里叶变换 频率响应函数H(j)r—为HjrrB1jB0” 220j02F35、p217在本页空白处写：

“在汽车的操纵稳定性综合计算中，有时采用下列方法 ：

①D1为前轮侧偏柔度、D2为后轮侧偏柔度、U为不足转向量，U=D1— D2。当U为正时，汽车是不足转向，当U为负时，汽车是过多转向。

②D侧偏柔度 (0)/g ， 它可以综合表示由于各种因素引起的行驶方向角的偏离角和转向角，例如，侧向力侧偏角、侧倾外倾侧偏角、侧向力变形外倾侧偏角、囘正力矩侧偏角、倾侧转向角、侧向力变形转向角、囘正力矩变形转向角等，其中最重要的是侧向力引起的偏离，它占整个偏离角的70以上。”

F36、p240 “制定了国家标准ISO2631：《人体承受全身振动评价指南》，1997年又公布了ISO2631

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——1：1997（E）《人身承受全身振动评价——第一部分：一般要求》，此标准能与主观感觉更好地符合。”

在本页空白处写：

“在3.15Hz以下水平振动比垂直振动更敏感。并且车身部分会在此频率时发生共振，故应对水平振动于以充分重视。”

F37、p241第2行“ISO2631 – I：2010（E）标准制订了图6-8的人体坐姿受振模型。”

p241“对于人体振动的评价是加权加速度均方根值α，并分别用αz，αy，αx表示垂直方向，左右方向和前后方向振动的加权加速度均方根值。或用三轴向加权加速度均方根的矢量和即中加权加速度均方根值表示α0”（此处的α为英文字母a的小写，不是阿尔法，以下同）

P242第22行到27行“总加权加速度均方根值α0按下式换算：Leq20lga（6-13）” a0评价方法（参数）为

1、加权加速度均方根值w 2、总加权加速度均方根值w0 3、加权振级Leq”

F38、p256第2行到第4行“对道路而言，通常使用路面不平度函数（亦称路面纵断面曲线）对其进行描述。所谓路面不平度函数是指路面相对于基准平面的高度q沿着道路走向长度的变化，记作q（I），如图2-27所示。”

在p256页空白处写：

①“路面不平度的功率谱密度是评价路面统计特性的一个参数。

路面不平度的功率谱密度Gq(n)的定义是单位频率内的“功率”（均方值）

N为空间频率，是波长的倒数。如：某路面1m长度内有10个波，即波长为0.1m，则空间频率为10。”

②“Gq(n)是空间频率的功率谱密度，Gq(f)是时间频率的功率谱密度，两者关系是

1Gq(n)=Gq(f) 其中u汽车车速m/s f时间频率Hz”

uF39、p270空白处写：“汽车平顺性7自由度模型中，3个自由度是垂直、俯仰、侧倾。4个自由度是4个车轮质量的自由度。”

“在分析汽车前后轴双输入的振动系统中，当悬挂质量分配系数ε=1时，可以将前轴或后轴看作独立的双质量振动系统。若忽略车轮的影响，则汽车振动可以用车身振动的单质量系统来描述。”

F40、p270第5行到第10行“图6-47是分析车身振动的单质量系统模型，

由质量m2的车身和弹簧刚度k、减震器阻尼系数为c的悬架组成，q为路面不平度函数，它是以沿路前进方向的坐标x为参数的随机过程。

车身垂直位移坐标z的原点选在静力平衡位置，可得到系统运动的微分方程m2zckzcqkq（6-63）”。

P270第13行到第15行”系统频率响应特征函数定义为系统的响应z及激励q的博里叶变换之比，在此记为H（ω）z/q

由定义知 H()z/qZ()…（6-64） Z() 第 7 页 共 9 页

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F41、P270第19行到第22行“H()z/q12j式中，0km2为系统无阻尼固有频率；

122j/n为频率比。在平顺性分析主要关心响应幅值与激励频率的关系，式中的模即为幅频特性。H(j)Z/q1(2j)2 H(j)Z/q如图6-48，”在此处加写：“图形表示了纵坐标幅频特性与(12)2(2j)2频率（频率比）在不同阻尼比情况下的关系。当频率比等于1时，产生共振。”此外，文中的ωn改为ω0。

是评价平顺性的主要指标，另悬架的动挠度δd与其限位zF42、p271第3行到第6行“车身加速度行程【δd】有关，配合不当时，会经常碰撞限位块，使平顺性变坏。车轮与路面的动载Fd影响车轮与路面的附着效果，影响操纵稳定性。在进行平顺性分析时，要在路面随机输入下对汽车振动系统这三个振动响应量进行统计计算，以综合进行选择悬挂系统的参数。在此处加写：“此z、δd、Fd可以写作χ，χ是路面随机输入下的汽车的振动响应量。” F43、p271第8行到第11行“响应的时间频率的功率谱密度Gz（f）与路面输入量时间频率的功率密度Gq（f）的关系应为：G(f)H(f)/qGq(f)式中f2为频率（HZ）；H(f)/q即为幅频特性” 2“它是振动响应量χ对地面输入q的频率响应函数的模。”、 F44、p271 ②󰀀 q幅频特性曲线 z图6-49，︱与固有频率成正比,共振时ξ增大︱②p271倒数第1行到p272第3行““在共振点，︱/q/qzz︱也增大，所以要综合考虑ξ的取值。ξ取0.2-0.4较合适”︱减小；而在高频段，ξ增大，︱ /qz F45、在p272空白处加写：“图6-49中，fn改为f0，f0为固有时间频率，它与固有园频率的关系是f0=0/2 取值时f0可取1Hz，因为从图可知，f0值1 Hz与2 Hz相比较时，1 Hz时纵坐标数值（z）值q小。故取1Hz”

F46、p273图6-53。图中m2为悬挂质量（簧上质量，包括车身等），m1为非悬挂质量（簧下质量，包括车轮、车轴等），k，kt分别为弹簧和轮胎刚度，c为减振阻尼系数。

F47、p281在空白处写：

①“前面已经指出：在3 Hz以下人体对水平方向的振动比垂直方向更为敏感。”

②“由于在双轴汽车振动系统中，俯仰角振动会引起纵向水平振动，所以为了改善平顺性，应尽量减少俯仰角加速度。”

F48、p288在本页空白处写：

①“做一个汽车试验：以‘抛下法’得到两条曲线，一条是车身振动的振幅衰减图，另一条是车轮振动的振幅衰减图。纵坐标z2是车身振动的振幅，z1是车轮振动的振幅；横坐标t是时间。T是车身质量振动周期，T是车轮质量振动周期。

可由此得出车身部分和车轮部分的固有频率和阻尼比。

②因为T的倒数是时间频率f ，所以车身部分的固有频率

f0011以及车轮部分的固有频率ftt 2T2T 第 8 页 共 9 页

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A1A1③车身部分的衰减率，车轮部分的衰减率 衰减率越大，波形衰减就大，阻尼比A2A2就大。由衰减率求得阻尼比的公式如下： 车身部分的阻尼比114ln2112 车身部分的阻尼比t4ln22 F49、p278第1行到第3行““为了计算座椅传至人体的振动，要在车身与车轮双自由度的汽车振动模型上再附加一个“人体-座椅”系统，这样就成图6-36所示的三自由度振动系统。”及图6-58。

P279 图6-59“人体-座椅”系统的传递特性。

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