汽車理論第五版課后習題答案

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：

（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￡并不沿車輪中心〔向車輪前進方向偏移。如果將法向反作用力平移至與

通過車輪中心的垂線重合，那么有一附加的滾動阻力偶矩7；為克服該滾動阻力偶矩，需要

在車輪中心加一推力F?與地面切向反作用力構成一力偶矩。

〔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)與哪些囚素有關？

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P9o

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）繪制汽車行駛加速度倒數(shù)曲線，用圖解積分法求汽車月2檔起步加速行駛至70km/h的車速一

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(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，力為發(fā)動機轉矩m〕；n為發(fā)動機轉速〔r/min〕。

發(fā)動機的最低轉速nm,n=600r/min,最高轉速nna.=4000r/min0

裝載質量2000kg

整車整備質量1800kg

總質量3880kg

車輪半徑0.367m

傳動系機械效率77(=0.85

滾動阻力系數(shù)六0.013

空氣阻力系數(shù)X迎風面積6M=2.77m2

主減速器傳動比/戶5.83

飛輪轉動慣量/F0.218kg*m2

二前輪轉動慣量/,F1.798kg*m2

四后輪轉動慣量/片3.598kg?m2

變速器傳動比ig（數(shù)據(jù)如下表）

I檔II檔川檔IV檔V檔

四檔變速器6.093.091.711.00一

五檔變速器5.562.7691.6441.000.793

軸距L=3.2m

質心至前軸距離〔滿載〕a=1974m

質心高〔滿載〕hg=O.9m

分析：此題主要考察知識點為汽車驅動力一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，此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

單位進行換算。

2〕首先應明確道路的坡度的定義'=1紂】二。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cosoal和sinaatana,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〕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(jù)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

汽車驅動力京二力3”

行駛阻力廠"G+~E=G?f+/v(5in—

21.12“dt

r?n

發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：ua=0.377—

1/。

由此題的條件,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。

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

①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，Ua^=99.08m/s2o

②汽車的爬坡能力，指汽車在良好路面上克服弓+，后的余力全部用來〔等速〕克服坡度阻力

時能爬上的坡度，此時答=0,因此有耳=￡-(%+￡,.),可得到汽車爬坡度與車速的關系式：

(五一(F.+/7)、

Z=tanarcsin———二———；而汽車最大爬坡度為?檔時的最大爬坡度。利用MATLAB計算可

得，丸”=0.352。

③如是前輪驅動,q相應的附著率。⑴為1.20,不合理，舍去。

如是后輪驅動，。02=-T—；相應的附著率為050。

0ahg年

LL

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)J如下表所示：

汽車旋轉質量換算系數(shù)I檔II檔川檔IV檔V檔

6=1+女+1.38291.10271.04291.02241.0179

mr~mr~

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II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)動機轉速到達最到轉速時換入高檔位；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。如下圖，汽車用II檔

起步加速行駛至70km/h的加速時間約為26.Oso

F120.7+邑土說

附著力利用情況：為二--------產工——

%9643.2+g

ii＞對于前置發(fā)動機后輪驅動〔F.R.〕式轎車同理可得：

一般地，品與C“相差不大，且空氣升力的值遠小于靜態(tài)軸荷的法向反作用力，以此可得為＜&,前置發(fā)動

七%

機前輪驅動有著更多的儲藏驅動力。

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

D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)zi=9643.2No

最大附著力吃產。?巳=1928.6N。

令加速度和坡度均為零，那么由書中式〔1一15〕有：F^1=FX1=FW+FO,

那么1928.6-0.02X0.385X1600X9.8=1807.9N,

又F二GM“J

w21.15岫

由此可推出其極限最高車速：206.1km/ho

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儲=￡=G(^cosa-%sina)

LL

最大附著力％=0?0I

由書中式〔1-15〕,有1^,=1^1=F?4-F^=Gsina+G?cosa?f

L

以上三式聯(lián)立得：imax=tana=^^=0.095。

L+%(p

iii＞求極限最大加速度：

令坡度阻力和空氣阻力均為0,FZl=9643.2N

一二。,匕=1928.6N

由書中式(1-15]%=笈4〃4ax

解得“max=1J3。

2)當附著系數(shù)①=0.7時，同理可得：

最高車速：(miax=394.7km/ho

最大爬坡度：*X=0347。

最大加速度：amdX=4.14

方法二：

忽略空氣阻力與滾動阻力，有：

q=F：~~,最大爬坡度』二q，最大加速度〃max=q，g

\!（p+hjL

所以。=0.2時，/nux=0.118^nia,=1.16m」s?。

夕=0.7時,zmax=0.373Mmax=3.66m/s?

1.8一轎車的有關參數(shù)如下：

總質量1600kg；質心位置：5=1450mm,Z?=1250mm,/7^=630mm；發(fā)動機最大扭矩MgFlMNm?,I檔傳動比/斤3.85；

主減速器傳動比08；傳動效率〃聲0.9；車輪半徑r=300mm；飛輪轉動慣量/F0.25kg-m2；全部車輪慣量工

A=4.5kg-m"其中后輪/F2.25kg?m；前輪的AF2.25kg?m2）。假設該轎車為前輪驅動，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前方向的位置〔b位置〕，

才可以保證獲得應有的最大加速度。假設令2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：此題的解題思路為比擬由發(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，那么發(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，假設發(fā)動機能夠充分發(fā)揮其扭矩那么。ma、=絲吧；

0m

兒「3辿遍=6597.4N；

r

5=1+2，+上占連二1.42；

“2尸.”2尸

解得々max=2.91，〃/『。

前輪驅動汽車的附著率二Q

bhg

q

LL

等效坡度q=%"=0.297。

g

那么有，C01=O.754>O.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b光1524mm,那么前軸負荷率應變?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%,主傳動比沖4.55,變速器傳動比：一

2

擋：3.79,二檔：2.17,三檔：1.41,四檔：1.00,五檔：0.86。質心高度、=0.57m,C0A=1.5m,軸距L=2.300m,

飛輪轉動慣量/尸0.22kg?mz,四個車輪總的轉動慣量/尸3.6kg-m2,車輪半徑r=0.367m。該車在附著系數(shù)夕=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(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a皿=0.75m/s2〔u,=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0,飛輪空轉，質量系數(shù)中該項為0。

問+馮＞=1+————7=1.012。

mr22152x0.3672

行駛方程退化為：Qf+sg=0,減速度：半二—絲。

atatdm

,/7n59

根據(jù)滑行數(shù)據(jù)的擬合直線可得：—=0.164w/?

dt3.6o

01

解得；/=-2儂=0.0169。

g山

2）求直接檔最大動力因數(shù)

直接檔：1=1+嗎+"呼=1.027。

mrmr

動力因數(shù)：。=。+一￡。

gdi

最大動力因數(shù)：D=f+-t/=0.0169+x0.75=0.096

nmgnm9.8o

3〕在此路面上該車的最大爬坡度

由動力因數(shù)的定義，直接檔的最大驅動力為：4nm4=5+00G=

最大爬坡度是指一擋時的最大爬坡度：%?叼“;cy+Gia

以上兩式聯(lián)立得：?+"僦J+。"

由地面附著條件，汽車可能通過的最大坡度為:

q=———=0.338。

\/(p-h?/L

所以該車的最大爬坡度為0.338o

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。由汽車等速百公里油耗算式〔27〕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(jù)“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2-9ac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

與伊荷率說明在外特性曲線上，便得到“最小燃油消耗特性，無級變速器的傳動比/'與發(fā)動機轉速〃及汽車行駛速

度之間關系〔?=0.377』2〕，便可確定無級變速器的調節(jié)特性，具體方法參見課本P47。

儼“

2.4如何從改良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，傳動比小時那么相反。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(jù)汽車功率干衡圖可得到最高車速（驅動力曲線與

行駛阻力曲線的交點處車速），發(fā)動機到達最大功率時的車速為Up。當主傳動比擬小時，Up>Umx,汽車后備功率小，動

力性差，燃油經濟性好。當主傳動比擬大時，那么相反。最小傳動比的選擇那么應使Up與Ue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，所以需要設計適宜的次

一擋傳動比保證汽車的動力性需要。

2.7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：

其中,b為燃油消耗率［g/（kW?h）］；Pe為發(fā)動機凈功率〔kW〕；擬合式中的系數(shù)隨轉速n變化。怠速油耗盤=0.299〃%/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)定的六工況循環(huán)行駛的百公里油耗。計算中確定燃油消耗值b時，假設發(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)氣門全升時的功率，計算公式為

"二黑'在某一轉速下‘外特性功率是唯一確定的。發(fā)動機等功率那么表示發(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，和轉速沒有一一對應關系。

解：〔1〕汽車功率平衡圖

P+P

發(fā)動機功率在各檔下的功率匕、汽車經常遇到的阻力功率」一上對車速4的關系曲線即為汽車功率平衡圖，

其中：

=7；.—x10-3=Tn{kW）,孔二里性-

eq6030000“0377r

—7；為發(fā)動機轉矩〔單位為N?加〕

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%=03Tl5,求出對應檔位的車速。由于汽車是等速行

*

(F,+F)u

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卜的功率相等，即儀=上^~w—O然后根據(jù)不

'360()7；,.

同的E，和〃，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(jù)，使用插值法，求出每個〃值所

對應的擬合式系數(shù)：8°,4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

Ph

對應下的功率求出對應的耗油量燃油消耗率6。利用公式：2=---------,即可求出對應的車速的百公里油耗

L023g

(L/100切？〕。

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

車所受到的阻力根本相等，因此E根本相等，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擬奇怪。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(jù)給出的范圍的局部，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

完成后面局部的時候發(fā)現(xiàn)，其實只需使用到中間的局部即可。

〔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)，|||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。

先求勻速行駛局部的油耗

(p4-F

先使用月=j—,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%

Pbs

速度對應的燃油消耗率〃。由。==—求出三段勻速行駛局部的燃油消耗量〔mL〕。

\02uapg

計算的結果如下:

勻速行駛階段：第一段第二段第三段

254050

勻速行駛速度/(Am/〃)

50250250

持續(xù)距裳/(加)

4.70739.200813.4170

發(fā)動機功率巳/(如，)

三檔678.3233563.0756581.3972

燃油消耗率〃/[g/(AW?/z)]

四檔492.3757426.5637372.6138

三檔8.868144.964454.2024

燃油消耗量。/(機/)

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。對應每一個車速吃，都可以求出對應的發(fā)動機功率:

：1(C"IC/)4T5口叫du、

.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

1360076140

Hr3600~dt;

Ph

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2二--------求出每個速度對應的燃

367.Ipg

油消耗率QeQ^Qn，……2”。每小段的加速時間：2=—石。每一個小區(qū)間的燃油消耗量：

Q=；(0“z)+2〃)Ar。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。

計算結果如下：

加速階段第一段第二段

4050

最大速度此口但/供團/〃)

2540

最小速度〃“minKkm/H)：

加速度。/(〃〃/)0.25〔注：書中的數(shù)0.20

據(jù)有誤)

燃油消耗量三檔38.370544.2181

Q《必四檔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2,/是一定值。只要知道勻減速階段的時間，就可以求出

耗油量：Q(l=Qidt。

Qd=Qult=0.299mL/sx19.3s=5.77mL。

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、關于插值方法的討論：

在完成此題的第二個小問題，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(jù)，使用插值方法，得出轉速插值點的對應燃油消耗率8。然后再進而求出對應車速的

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)，曲線有比擬多的曲折。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，但是能夠表達一個大體的趨勢。經比擬發(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。

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，那么使用線性內插的精度比擬高。

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)，進行插

值。這種處理方法插值時所用的結點數(shù)比擬少，插值得出的等速百公里油耗曲線比擬平緩。

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參加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：①輪胎的結溝、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。②汽車車速到達某一臨界值時，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。③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，高檔時那么相反，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到達動力性最正確換檔時機是什么？到達燃油經濟性的最正確換檔時機是什么？二者是否相同？

答：到達動力性最正確應該使汽車加速到一定車速的時間最短，換檔時機應根據(jù)加速度倒數(shù)曲線確定，保證其覆

蓋面積最小。到達燃油經濟性的換檔時機應該根據(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時的燃油經濟性一加速

時間曲線，討論不同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，汽車的行駛加速度也隨著車速的變化。由汽車行駛方程式:

dt

為地-=++佇,可以的到：

r21.15dt

E=o)

由于對于不同的變速器檔位，車速"〃與發(fā)動機轉速〃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。隨著車速“〃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〃.僦和最低車速

5。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4。式中7；可以通過已經給出的使用外

特性Tq-n曲線的擬合公式求得。

求出加速度〃隨著車速〃〃變化的關系之后，繪制出汽車的加速度，到數(shù)曲線，然后對該曲線進行積分。在起步階段

曲線的空缺局部，使用一條水平線與曲線連接上。一般在求燃油經濟性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?？墒菍τ谒芯康钠?，其最高行駛速度是94.9km/h0

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?II111IV

6.093.091.711.00

傳動比4

計算的結果是如下:

5.175.435.836.176.33

主傳動比

II檔起步27.303627.503227.129126.513225.9787

0-70km/h加速時間

/s

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：

5.175.435.836.176.33

主傳動比

六工況百公里油耗13.381113.619113.907914.141014.2608

(L/100km]

可以繪制出燃油經濟性一加速時間曲線如下:

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％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，導致燃油經濟性惡化。但是對于加速時間

來說，隨著io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，比方當=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)，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

很大局部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，那

么會造成發(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，噪音比擬大，燃油經

濟性不好；如果4選擇過小，那么汽車的動力性減弱，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，那么根據(jù)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?，?/p>

能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

—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(jù)試驗數(shù)據(jù)給出的估算滑水車速的公式：

所以車速為1OOkm/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(jù)估算r2+1r；的數(shù)值，說明制動器作用時間的重要性。

性能指標制動時間/s制動距離/m最大減速度/(m/s?)

真空助力制動系2.1212.257.25

壓縮空氣一液壓制動系1.458.257.65

注：起始制動速度均為30km/h

分析：計算j+gr；的數(shù)值有兩種方法。一是利用式〔4-6〕進夕亍簡化計算。二是不進行簡化，未知數(shù)有三個,

制動器作用時間72?2+E），持續(xù)制動時間73,根據(jù)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(jù)在制動器作用時間結束時與車速探賣制動階段初速相等列出一個方程，即可求解。但是結果說明，不進行簡化壓

縮空氣一液壓制動系的數(shù)值無解，這與試驗數(shù)據(jù)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r2（r2+r；）,持續(xù)制動時間r3。

r2'+馬"+J=，①

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*和工

$2=%?2'+，2"）一!為3、「2"2，，3=勺,：，總制動距離：

oZ

s=邑+&=%（匯2'+G"）-74a7；②

o2

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

劭一《勾加^^白姓內③

方程①②③聯(lián)立可得：『2"二12-?/-一”一一5）,r3=---r2'=r-r2Vr3o

7《22^nm'q皿2■

方法二〔簡化計算〕：

略去總制動距離的二次小項有:

計算結果如下表所示：

T,'+-^―〔S〕不簡化計算簡化計算

2

真空助力制動系0.97〔無解〕0.895

壓縮空氣一液壓制動系無解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)的比擬來看，采用壓縮空氣一-液壓制動器后，制動距離縮短了

32%,制動時間減少了31.6舟，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-一液壓制動器后制動距離減少的主要原因在于制動器

作用時叵的減少。而且減少制動器作用時間對于減少制動距離效果顯著。所以改良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—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：

質心至前軸制動力分配

載荷質量（kg）質心高hg/m軸距L/m

距離a/m系數(shù)B

空載40800.8453.9502.1000.38

滿載92901.1703.9502.9500.38

D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,在夕=0.80路面上車輪不抱死的制動距離。計算時取制動系反響時間不？=。-02s,

制動減速度上升時間r；=0.02so

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s'。

分析：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。

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：仰二丁一—,

7（"+現(xiàn)）

后軸的利用附著系數(shù)公式為：5=,一'）二

7（"z%）

該貨車的利用附著系數(shù)曲線圖如下所示〔相應的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

El=—=nbl\—，后軸的制動效率為J=三二-——，畫出前后軸的制動效率曲線如以下圖

%BfhjL（pr（1—0+e/g/L

所示：

2）臼制動距離公式5=---r9H——\ua0H----------,r24—r2-0.03s,右。^Okm/h,0=0.80,需求出

3.6「2）25.92%max2“

%max。利用制動效率曲線，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0.87oJ制動效率*6*g

所以車輪不抱死的制動距離（采用簡化公式計算）:

2

空載時S=J-X0.O3X3O+3O

=6.86m

3.625.92x0.67x0.8x9.8

滿載時SO?__________

S=-!-X0.03X30+33m。

3.625.92x0.87x0.8x9.8

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s'。

①制動系前部管路損壞時

那么在后輪將要抱死的時候，F(xiàn)xh=Fz2（p=-（a-zhjip=Gz

L

空載時，為2=3-56機/$2,滿載時4a=473m//。

制動距離：5'=—

3.62592牝a

解得空載時s=10.1m,空載時s=7.63m。

②制動系后部管路損壞時

那么在前輪將要抱死時，

b(p

得：z二=zg

空載時，4a=2.60機/$2,滿載時見max=4.43ml。

制動距離：

3.6225.926-

解得空載時s=13.6m,空載時s=8.02mo

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P95o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—轎車結構參數(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)0=0.65。試求：

1）同步附著系數(shù)。

2）在°=0.7的路面上的制動效率。

3）汽車能到達的最大制動減速度〔指無任何車輪抱死〕。

4）假設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8=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到達的最大減速度。

6）比擬各種回路的優(yōu)缺點。

缶〃、r=i止明生萬*L/3—b2.7x0.65—1.25

解：1〕同步附著系數(shù)：%=—;---=----------------=0n.8O0Ao

/?,0.63

2〕制動效率

夕＜。（），前輪先抱死。制動效率為：

1.25

=0.95。

L0-嘰2.7x0.65-0.7x0.63

3〕最大制動減速度：ahmAX-Ef(p=0.95x0.7=0.665#。

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)G'G'G'

1回路失效時0.35G'0.5G'0.5G'

2回路失效時0.65G'0.5G'0.5G'

5〕分析：對于a）假設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：不能簡單的認為此時的制動減速度為正常情況的一半。

①對于a）:

假設前軸回路失效時那么相當于單回路時前部管路損壞，由4.3的推導：

ci（p1.45x0.7_八2”

z———0.323o

L+（ph^2.7+0.7x0.63

最大制動減速度：=Zm州g=0.323g。

制動效率：耳二三

max=46.2%。

假設后軸回路失效時那么相當于單回路時后部管路損壞，根據(jù)4.3的推導:

b(pI"=0.387。

Zjnax

L-(phs2.7-0.7x0.63

最大制動減速度：=Zma