汽車理論第五版課后習題答案正確

1、第一章汽車的動力性1.1試說明輪胎滾動阻力的定義，產生機理和作用形式。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生的阻礙汽車行駛的力稱為輪胎滾動阻力。 產生機理和作用形式：彈性輪胎在硬路面上滾動時，輪胎的變形是主要的，由于輪胎有內部摩擦，產生彈性遲滯損失，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（向車輪前進方向偏移 a）。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成一力偶矩。（

2、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 輪前進產生阻力。（3 ）輪胎在松軟地面滾動時，輪轍摩擦會引起附加阻力。（4）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？答：滾動阻力系數(shù)與路面的種類、行駛車速以及輪胎的構造、材料和氣壓有關。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，任選其中的一種進行整車性能計算）：1）繪制汽車驅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的附著率。

3、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。輕型貨車的有關數(shù)據：汽油發(fā)動機使用外特性的Tq-n曲線的擬合公式為Tq19313 295-27式中，Tq為發(fā)動機轉矩（N?m）165.44（需2 4。.874（秸0）3 3.8445爲4;n為發(fā)動機轉速（r/min ）。發(fā)動機的最低轉速nmin=600r/min,最高轉速nmax=4000r/min 。2000kg1800kg3880kg0.367mn=0.85f=0.013CDA=2.77m2i0=5.83If=0.218

4、kg?m2Iw1=1.798kg?m2Iw2=3.598kg?m2ig（數(shù)據如下表）裝載質量 整車整備質量 總質量車輪半徑傳動系機械效率滾動阻力系數(shù)空氣阻力系數(shù)x迎風面積 主減速器傳動比飛輪轉動慣量二前輪轉動慣量四后輪轉動慣量質心至前軸距離（滿載）質心高（滿載）變速器傳動比I檔n檔川檔檔V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=3.2ma=1.974mhg=0.9m分析：本題主要考察知識點為汽車驅動力-行使阻力平衡圖的應用和附著率的計算、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

5、是未將車速的單位進行換算。2）首先應明確道路的坡度的定義i tan 。求最大爬坡度時可以對行使方程進行適當簡化，可以簡化的內容包 括兩項cos 1和sin tan ，簡化的前提是道路坡度角不大，當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行評估。3）已知條件沒有說明汽車的驅動情況，可以分開討論然后判斷，也可以根據常識判斷輕型貨車的驅動情況。 解：1）繪制汽車驅動力與行駛阻力平衡圖汽車驅動力FtJtqigi。trC ad行駛阻力 Ff+Fw+ Fi+Fj= Gf+u；+G?+ m史21.12dt發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：r n ua 0.37

6、7igi。由本題的已知條件，即可求得汽車驅動力和行駛阻力與車速的關系，編程即可得到汽車驅動力與行駛阻力平衡圖。精選文檔2）求汽車最高車速，最大爬坡度及克服該坡度時相應的附著率由1）得驅動力與行駛阻力平衡圖，汽車的最高車速出現(xiàn)在5檔時汽車的驅動力曲線與行駛阻力曲線的交點處,Uamax= 99.08m/s2。汽車的爬坡能力，指汽車在良好路面上克服Ff Fw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 0 ,因此有Fi Ft Ff Fw ,可得到汽車爬坡度與車速的關系式: dttan arcsF fFwG;而汽車最大爬坡度imax為I檔時的最大爬坡度。利用MATLAB計算可得，imax

7、0.352。如是前輪驅動,q_ hg ； hgq相應的附著率C 1為1.20,不合理，舍去。如是后輪驅動，相應的附著率C 2 為 0.50。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質量換算系數(shù)如下表所示:汽車旋轉質量換算系數(shù)I檔n檔川檔檔V檔2 21Iw Ifigio T1 2 2 mrmr1.38291.10271.04291.02241.0179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，假設在初時刻時，汽車已具有n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)動機轉速達到最到轉速時換入高

8、檔位；并且忽略換檔過程所經歷的時間。結果用MATLAB畫出汽車加速時間曲線如圖五所示。如圖所示，汽車用H檔起步加速行駛至70km/h的加速時間約為26.0s1.4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量會增大，重心的位置也會發(fā)生改變。質量增大，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1 GfC a率應大體等于，但不小于以最高車速行駛時的行駛阻力

9、功率之和，即Pe （ Uamax D Uamax）。t 360076140在實際工作中，還利用現(xiàn)有汽車統(tǒng)計數(shù)據初步估計汽車比功率來確定發(fā)動機應有功率。不少國家還對車輛應有的 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，應該使車輛在最短的時間內加速到較高的車速，所以是否應該換入低一擋的排擋應該由 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)，則應該換入 低一檔，否則不應換入低一擋。1.7統(tǒng)計數(shù)據表明，裝有0.52L排量發(fā)動機的轎車，若是前置發(fā)動機

10、前輪驅動（ F.F.）轎車，其平均的前軸負荷為汽車總重力的61.5% ;若是前置發(fā)動機后輪驅動（F.R.）轎車，其平均的前軸負荷為汽車總重力的55.7%。設一轎車的軸距L=2.6m，質心高度h=0.57m。試比較采用F.F及F.R.形式時的附著力利用情況，分析時其前軸負荷率取相應形式 的平均值。確定上述 F.F轎車在 R 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Fw=0 ）。其它有關參數(shù)為： m=1600kg,Co=0.45,A=2.00m2,f=0.02,卜 1.00。分析：分析本題的核心在于考察汽車的

11、附著力、地面法向反作用力和作用在驅動輪上的地面切向反作用力的理解 和應用。應熟知公式（1-13）（1-16）的意義和推導過程。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生 的部分，如若進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。一是根據地面作用于驅動輪的地面切向反作用力的表達式（1- 15）,由附著系數(shù)得到最大附著力，

12、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動輪附著率的表達式，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。但經過公式推導 本題可以不經簡化而方便得求得準確最大爬坡度。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)動機前輪驅動（F.F.）式轎車，1 2空氣升力Fzw1-CLf A Ur ,由m=1600kg，平均的前軸負荷為汽車總重力的61.5%,靜態(tài)軸

13、荷的法向反作用力Fzs1 = 0.615X1600X9.8 = 9643.2N , 汽車前輪法向反作用力的簡化形式為：1 2Fz1= FZs1-FZw1= 9643.2- Cf A Ur2地面作用于前輪的切向反作用力為：C D A 2C D A 2Fx1 = Ff2+Fw = 0.385Gf + D u； = 120.7+ D u；21 .1521.15F附著力利用情況：一FziXi12.7 將1 2 9643.2 -CLf A ur22ii對于前置發(fā)動機后輪驅動（F.R.）式轎車同理可得:174.76946.2CD A 2-ua21.15 aCLr A ur 2般地，CLr與CLf相差不大，

14、且空氣升力的值遠小于靜態(tài)軸荷的法向反作用力，以此可得F X1FX2F Z1FZ2前置發(fā)動機前輪驅動有著更多的儲備驅動力。結論：本例中，前置發(fā)動機前輪驅動（F.F）式的轎車附著力利用率高。2.對F.F.式轎車進行動力性分析1）附著系數(shù)0.2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)Z1= 9643.2 No最大附著力Fj二 厭1=1928.6 N o令加速度和坡度均為零，則由書中式（1 佝有：F 1二Fx1 二Fw+Ff2 ,則 Fw F 1斥2 = 1928.6-0.02X0.385X1600X9.8= 1807.9 N ,又FwC-A21.152Uamax由此可推出其極限最

15、高車速：Uamax = 206.1 km/h oii 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。bhg前輪的地面反作用力Fz1FZs1 G（cosfsin ）最大附著力F1二中刃由書中式（1- 15）,有F 1 =FX1 =F +Ff2 GsinGggcos gf以上三式聯(lián)立得：imax tanafhg=0.095。iii求極限最大加速度:令坡度阻力和空氣阻力均為0, FZ1= 9643.2 NF 1= gFz1 = 1928.6N由書中式（1- 15）F 1=Fx1 =Ff2 mamax解得 amax1.13。2）當附著系數(shù) 二0.7時，同理可得:最高車速：uamax= 3

16、94.7 km/h。最大爬坡度：imax 0.347。最大加速度：amax 4.14方法二：忽略空氣阻力與滾動阻力，有：b / lq ，最大爬坡度imax q，最大加速度amax q.g1/hg/L所以 0.2 時，imax0.118, amax 1.16m/S?。20.7 時,imax 0.373,amax 3.66m/s1.8 一轎車的有關參數(shù)如下：總質量 1600kg；質心位置：a=1450mm,b=1250mm,hg=630mm ;發(fā)動機最大扭矩 Memax=140Nm 2, I 檔傳動比 h=3.85; 主減速器傳動比i0=4.08 ; 傳動效率 n=0.9 ;車輪半徑r=300mm

17、 ;飛輪轉動慣量lf=0.25kg m2;全部車輪慣量刀Iw=4.5kg m2（其中后輪Iw=2.25 kg m2,前輪的Iw=2.25 kg m2）。若該轎車為前輪驅動，問：當?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)揮而產生應有的最大加速度？應如何調整重心在前后方向的位置（b位置），才可以保證獲得應有的最大加速度。若令一為前軸負荷率，求原車得質心位置改變后，該車的前軸負荷率。L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)揮而產生應有的加速度。解：忽略滾動阻力和空氣阻力，若發(fā)動機能夠充分發(fā)

18、揮其扭矩則Ft maxFtmaxMemaxgi1 mr=6597.4 N;=1刀lw2 mr2.2I fi1 i0 mmr2=1.42;amax2解得 amax。前輪驅動汽車的附著率 C 1等效坡度q啦0.297。g貝U有，C 1殳7540.6所以該車在加速過程中不能產生應有的最大加速度。為在題給條件下產生應有的最大加速度，令C 1 =0.6,代入 q=0.297, hg=0.63m, L=2.7m ,解得b1524mm,則前軸負荷率應變?yōu)閎/L= 0.564，即可保證獲得應有的最大加速度。1.9 一輛后軸驅動汽車的總質量2152kg前軸負荷52%，后軸負荷48%，主傳動比i=4.55，變速器

19、傳動比：一擋：3.79,二檔：2.17,三檔：1.41,四檔：1.00,五檔：0.86。質心高度 hg= 0.57m, CDA=1.5m2，軸距 L=2.300m，飛輪轉動慣量If=0.22kg m2,四個車輪總的轉動慣量Iw=3.6kg m2,車輪半徑r = 0.367m。該車在附著系數(shù)0.6的路面上低速滑行曲線和直接檔加速曲線如習題圖1所示。圖上給出了滑行數(shù)據的擬合直線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 amax= O.75m/S2 （ua= 50km/h ）。設各檔傳動效率均為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

20、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，驅動力為=1 豈 13-62mr22152 0.3672行駛方程退化為： Gf mdu dt根據滑行數(shù)據的擬合直線可得：0，飛輪空轉，質量系數(shù)中該項為0。1.012。0 ,減速度：duGf。dtmdu0.5920.164m/s。dt3.6解得:g0.0169。g dt2）求直接檔最大動力因數(shù)直接檔:尸2.2厶 I w I I f i4 i0 m2 12mr mr1.027。動力因數(shù)：Ddugdt 最大動力因數(shù)：Dmaxamax g1.0270.01690.750.096。9.83）在此路面上該車的最大爬

21、坡度由動力因數(shù)的定義，直接檔的最大驅動力為:Ft max4FwDmax4G最大爬坡度是指一擋時的最大爬坡度：T%1七Gf GimaxDmax4以上兩式聯(lián)立得:ra/L1/ hg/L0.338。f Cd A2、上c八imaxi1(21.15Gua Dmax4)f 0Gf Gimaxi1i4由地面附著條件，汽車可能通過的最大坡度為:所以該車的最大爬坡度為 0.33 &第二章 汽車的燃油經濟性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。

22、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，而且還與發(fā)動機功率以及車速有關，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、燃油經濟性的關系。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濟性，應該根據“最小燃油消耗特性”曲線確定無級變速器的調節(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”和克服行駛阻力應提供的功率曲線，確定保證發(fā)動機在最經濟狀況下工作 的“無級變速器

23、調節(jié)特性”。答：由發(fā)動機在各種轉速下的負荷特性曲線的包絡線即為發(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濟狀況（轉速與負荷）。把各功率下最經濟狀況運轉的轉速與負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)動機轉速n及汽車行駛速度之nr間關系（i 0.377），便可確定無級變速器的調節(jié)特性，具體方法參見課本P47。ioUa2.4如何從改進汽車底盤設計方面來提高燃油經濟性？答：汽車底盤設計應該從合理匹配傳動系傳動比、縮減尺寸和減輕質量來提高燃油經濟性。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

24、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)的設計 應該綜合考慮動力性和經濟性因素。如最小傳動比的選擇，根據汽車功率平衡圖可得到最高車速Umax（驅動力曲線與行駛阻力曲線的交點處車速），發(fā)動機達到最大功率時的車速為Up。當主傳動比較小時，UpUmax，汽車后備功率小，動力性差，燃油經濟性好。當主傳動比較大時，則相反。最小傳動比的選擇則應使Up與Umax相近，不可為追求單純的的動力性或經濟性而降低另一方面的性能。2.6試

25、分析超速檔對汽車動力性和燃油經濟性的影響。答：汽車在超速檔行駛時，發(fā)動機負荷率高，燃油經濟性好。但此時，汽車后備功率小，所以需要設計合適的次 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)動機的負荷特性與萬有特性。負荷特性曲線的擬合公式為：b Bo BiPe B2Pe2 B3R3 B4FV其中，b為燃油消耗率g/（kW岔）；Pe為發(fā)動機凈功率（kW）；擬合式中的系數(shù)隨轉速 n變化。怠速油耗Qid 0.299mL/s （怠速轉速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

26、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 機轉速與負荷特性中給定的轉速不相等，可由相鄰轉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Pe 9T550，在某一轉速下，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，可以根據汽車行駛時的功率平衡求得，和轉速沒有一一對應關系。 解：（1）汽車功率平衡圖發(fā)動機功率在各檔下的功率其中：P PPe、汽車經常遇到的阻力功率 - W對車速Ua的關系曲線即為汽車功率平衡圖,Pe % 詈 10330000*，nUaigi。0.377rTTtq為發(fā)動機轉矩（

27、單位為N m）PfPw1 GfUaCd Au3t 360076140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)動機轉速的范圍，然后利用C Q77 廠ua飛廠，求出對應檔位的車速。由于汽車是等速行駛，因此發(fā)動機發(fā)出的功率應該與汽車受到的阻力功率折合到曲軸上的功率相等，即pe (Ff 電叢。然后根據不3600 T同的Pe和n，用題中給出的擬合公式求出對應工況的燃油消耗率。先利用表中的數(shù)據，使用插值法，求出每個n值所對應下的功率求出對應的耗油量燃油消耗率b。利用公式：Q1.02uaPb -，即可求出對應的車速的百公里油耗 g對應的擬合式系數(shù)：B,B1

28、, B2,B3,B4。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(L/100km)實際繪出的最高檔與次高檔的等速百公里油耗曲線如下: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Fe基本相等，但是在同一車速下，三檔的負荷率要比四檔小。這就導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， 于是在轉速超出了數(shù)據給出的范圍的部分，插值的結果是不可信的。但是這對處在中部的插值結果影響不大。而且在完成后(3)按JB3352-83

29、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檔進行計算。先求勻速行駛部分的油耗(Ff Fw ) Ua、先使用pe-，求出在各個速度下，發(fā)動機所應該提供的功率。然后利用插值法求出，三個勻速行駛3600 tPbs速度對應的燃油消耗率 b。由Q求出三段勻速行駛部分的燃油消耗量(mL )。102 Ua g計算的結果如下:勻速行駛階段：第一段第二段第三段勻速行駛速度/ (km/h)254050持續(xù)距離/ (m)50250250發(fā)動機功率Fe /(kw)4.70739.200813.4170燃油消耗率b/g/(k6)三檔6

30、78.3233563.0756581.3972四檔492.3757426.5637372.6138燃油消耗量Q/(ml)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1km/h為區(qū)間對速度區(qū)段劃分。對應每一個車速ua，都可以求出對應的發(fā)動機功率:31 GfUa Cd Auat 360076140mua du3600 dt。此時，車速與功率的關系已經發(fā)生改變，因此應該要重新對燃油消耗率的擬合公式中的系數(shù)進行插值。插值求出對應的各個車速的燃油消耗率b，進而用QtPb367.1 g求出每個速度對應的燃油消耗率Qt0,Qt1,Q

31、t2,Qtn 。每小段的加速時間：3.6蟲 dt每一個小區(qū)間的燃油消耗量:Qn l(Qt(n1) Qtn) t。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。2計算結果如下:加速階段第一段第二段最大速度uamax/(km/h)4050最小速度 uamin /(km/h):2540加速度a/(m/s2)0.25(注：書中的數(shù)據有誤)0.20燃油消耗量Qa /（mL）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Qid是一定值。只要知道勻減速階段的時間，就可以求出耗油量：Qd Qidt。Qd Qidt 0.

32、299mL/s 19.3s 5.77mL。QsQ100s根據以上的計算，可以求出該汽車分別在三檔和四檔的六工況耗油量: 三檔：8.8681 A%6442024 如705 必21815.77 ioo107518.2692L四檔:QsQ100s6.437134.0632 34.738030.100138.4012 5.77107510013.9079L一、關于插值方法的討論：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：一是先使用已經給出的節(jié)點數(shù)據，使用插值方法，得出轉速插值點的對應燃油消耗率b。然后再進而求出對應車速的等速燃油消耗量。在這里的

33、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果。因為三次樣條插值具有很好的光滑性。如果改用線形內插法的話，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插得到的 曲線十分相似。2*1:11i111rskJ-J20 i:/百會塁咼F 4J|L| fSOtanrij川14IVis但是使用線形內插的最大問題在于，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之后，得到的三、四檔的六工況

34、百公里油耗如下:三檔：18.4090L （與使用三次樣條插值得到的結果相比，誤差為：0.77%）四檔：14.0362L （與使用三次樣條插值得到的結果相比，誤差為：0.92%）因此，兩種方法得到的結果十分相近。這種對系數(shù)進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之間的關系。如果存在很好的線形關系，則使用線性內插的精度比較高。另外一種處理方法就是，先利用給出的各個節(jié)點數(shù)據，求出了八個b值，然后利用這八個 b與ua的數(shù)據，進行插值。這種處理方法插值時所用的結點數(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

35、時候，增加了加速阻力，因此車速與發(fā)動機功率之間的關系已經改 變了。這樣，就應該使用擬合公式，重新對b進行計算，得出在加速過程中，速度對應的燃油消耗率。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)動機的負荷特性進行計 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：輪胎的結構、簾線和橡膠的品種，對滾動阻力

36、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)動機負荷率低，燃油消耗量好，高檔時則相反，所以為了提高燃油經濟性應該在起步后 很快換入高檔。2.10達到動力性最佳換檔時機是什么？達到

37、燃油經濟性的最佳換檔時機是什么？二者是否相同？答：達到動力性最佳應該使汽車加速到一定車速的時間最短，換檔時機應根據加速度倒數(shù)曲線確定，保證其覆蓋 面積最小。達到燃油經濟性的換檔時機應該根據由“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i0為5.17、5.43 5.83、6.17、6.33時的燃油經濟性一加速時間 曲線，討論不同i0值對汽車性能的影響。解：加速時間的結算思路與方法:在算加速時間的時候，關鍵是要知道在加速的過程中,pl.汽車的

38、行駛加速度巴隨著車速的變化。由汽車行駛方程式:dtGf GiCDAu；21.15-J.m-，可以的至U：dtdu1 rTtqigio Tdtm r(Gf2-3) ( Fi 0 )21.15由于對于不同的變速器檔位，車速ua與發(fā)動機轉速n的對應關系不同，所以要針對不同的變速器檔位，求出加速度a隨著車速Ua變化的關系。先確定各個檔的發(fā)動機最低轉速和最高轉速時對應的汽車最高車速Uamax和最低車速pl.Uamin。然后在各個車速范圍內，對阻力、驅動力進行計算，然后求出-，即a。式中Tq可以通過已經給出的使用外dt特性Tq n曲線的擬合公式求得。求出加速度a隨著車速-a變化的關系之后，繪制出汽車的加速

39、度倒數(shù)曲線，然后對該曲線進行積分。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。一般在求燃油經濟性一一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。可是對于所研究的汽車，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的加速時間進行代替。（計算程序見后）對于四檔變速器:檔位IIIIIIIV傳動比ig6.093.091.711.00計算的結果是如下:主傳動比i05.175.435.836.176.33II檔

40、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行計 算，得到結果如下：主傳動比i 05.175.435.836.176.33六工況百公里油耗（L/100km）13.381113.619113.907914.141014.2608可以繪制出燃油經濟性一一加速時間曲線如下:從圖上可以發(fā)現(xiàn)，隨著i。的增大，六工況百公里油耗也隨之增大；這是由于當i。增大以后，在相同的行駛車速下，發(fā)動機所處的負荷率減小，也就是處在發(fā)動機燃油經濟性不佳的工況之下，導致燃油經

41、濟性惡化。但是對于加速時間 來說，隨著i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，應該是i越大,加速時間就有越小的趨勢，但是由于在本次計算當中，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i=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。從上面的結果發(fā)現(xiàn)，i。的選擇對汽車的動力性和經濟性都有很大影響，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i0就是

42、整個傳動系的傳動比。i0如果選擇過大，則會造成發(fā)動機的負荷率下降，雖然提高了動力性，后備功率增加，而且在高速運轉的情況下，噪音比較大，燃油經濟 性不好；如果io選擇過小，則汽車的動力性減弱，但是負荷率增加，燃油經濟性有所改善，但是發(fā)動機如果在極高負 荷狀態(tài)下持續(xù)工作，會產生很大震動，對發(fā)動機的壽命有所影響。因此應該對io的影響進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濟性和動力性的影響。變速器的檔位越多，則根據汽車行駛 狀況調整發(fā)動機的負荷率的可能性越大，可以讓發(fā)動機經常處在較高的負荷狀態(tài)下工作，從而改善燃油經濟性；但是

43、 對于汽車的動力性，增應該對具體的變速器速比設置進行討論。變速器與主減速器的速比應該進行適當?shù)钠ヅ?，才?在兼顧動力性和經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，繪制出燃油經濟性一 加速時間曲線，然后從中取優(yōu)。第四章汽車的制動性4.1 一轎車駛經有積水層的一良好路面公路，當車速為1OOkm/h時要進行制動。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。解：由Home等根據試驗數(shù)據給出的估算滑水車速的公式：uh 6.34 7? 6.34179.27 84.9km/h所以車速為100km/h進行制動可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象。4.2在第四章第三節(jié)二

44、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果。試由表中所列數(shù)據估算 2- 2的數(shù)值，說明制動器作用時間的重要性。2性能指標制動時間/S制動距離/m最大減速度/（m/s 2）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/h1 ”分析：計算22的數(shù)值有兩種方法。一是利用式（4-6）進行簡化計算。二是不進行簡化，未知數(shù)有三個，2制動器作用時間 2（ 22），持續(xù)制動時間 3，根據書上P79頁的推導，可得列出制動時間、制動距離兩個方程，再根據在制動器作用時間結束時與車速持續(xù)制動階段初速相等列出一個方程，即

45、可求解。但是結果表明，不進行簡化壓 縮空氣-液壓制動系的數(shù)值無解，這與試驗數(shù)據誤差有關。解：方法一（不簡化計算）：制動時間包含制動器作用時間2（ 2 2），持續(xù)制動時間 3。2 2 3 t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s2和S3S2U0 ( 2 2)1bmax62 S2,S3abmax232，總制動距離SS2S2u0 ( 22)1bmax 22ab max3262在制動器作用時間結束時與車速持續(xù)制動階段初速相等Uoabmax 3方程聯(lián)立可得:it224ab max(Uot2abmaxs),Uo1“32 ,2ab max2II23。1b max2方法二（簡化計算）： 略去

46、總制動距離的二次小項有:卻2II|-)uo2Uo25.92兔2 乂 ( s)2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0.445max計算結果如下表所示:討論制動器作用時間的重要性（根據簡化計算結果討論）從實驗數(shù)據及以上估算出的制動器作用時間數(shù)據的比較來看，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

47、果顯著。所以改進制動器結構形式是提高汽車制動效能 的非常重要的措施。4.3 一中型貨車裝有前后制動器分開的雙管路制動系，其有關參數(shù)如下：載荷質里（kg）質心高hg/m軸距L/m質心至前軸距離a/m制動力分配 系數(shù)B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 Ua = 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時間2 = 0.02s,制動減速度上升時間2 = 0.02s3）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s。分

48、析：1）可由相關公式直接編程計算，但應準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。MATLAB程序見附錄）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：zf 1 ,L b zhg后軸的利用附著系數(shù)公式為：r(1 )z1 .L a zhg該貨

49、車的利用附著系數(shù)曲線圖如下所示（相應的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Efb/Lfhg/L后軸的制動效率為Era/L(1 )rhg/L畫出前后軸的制動效率曲線如下圖所示:2一12ua012）由制動距離公式s2 ua0，已知 2- 2 =0.03s, ua0 =30km/h,（=0.80,需求出3.6225.92abmax2abmax。禾U用制動效率曲線，從圖中讀出：0=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。abmax =制動效率 * 0*g所以車輪不抱死的制動距離（采用簡化公式計算）：空載時s13.

50、60.0330309.8 =66m25.920.670.81302滿載時s0.0330=5.33m。3.625.920.870.89.83）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s。制動系前部管路損壞時則在后輪將要抱死的時候，F(xiàn)Xb Fz2G（a Z0）Gz得：z,abmax ZgLhgr r _22制動距離:s 316(2II2)UaO2UaO2592abmax空載時，abmax = 3.56m/s，滿載時 abmax = 4.73m/s 。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，制動距離:s 316(2II

51、2)UaO2UaO25.92abmax得：Zbz，abmaxzgLhg空載時，22abmax = 2.60m/s，滿載時 abmax = 4.43m/s。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)標準關于雙軸汽車前、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0.65。試求:向穩(wěn)定性和有足夠的制動效率。4.5 一轎車結構參數(shù)同題1.8中給出的數(shù)據一樣。轎車裝有單回路制動系，其制動力分配系數(shù)1）同步附著系數(shù)。2）在 0.7的路面上的制動效率。3） 汽

52、車能到達的最大制動減速度（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0.7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)：0 - 2.7 0.65 1.25 0.80。hg0.632 ）制動效率Q0，前輪先抱死。制動效率為：Efb1.250.95。L hg 2.7 0.65 0.7 0.633)最大制動減速度：abmaxEf 0.95 0.7 0.665g。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