20166版汽车理论

1、汽车理论（同济大学第二版）复习索引2016-6F1、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、真正作用在驱动轮上驱动汽车行驶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%-30% 之间， 值可达到最大，最大的 （30%可以写为 20%）max 称为峰值附着系数。F4、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，驱动轮上的驱动力距大，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 表示 如前轮驱动用 C 1 、Fx1、Fz1，

2、 后轮驱动用 C 2、 Fx2、 Fz2在本页空白处加：“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 2C 2 越小越容易满足附着条件。 ”F5、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 ，相应地在地面上产生地面侧向反作用力 Fy 称为侧偏力（引文中Fy 为 Fy，Fy 为 FY ，以 下同）在本页空白处加：“ FYka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、由轮胎坐标系有关符号规定可知，负的侧偏力产生正的侧偏角，因此侧偏刚度是负值。轿车轮胎的K值在 -28000-

3、80000N/rad 之间。”（书中 ka 即 k）。加：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 在本页空白处写：“ FYrkrr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、 p21 在本页空白处写：“kr rk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r 是外倾角” “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、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，

4、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)1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在此公式空白处写：“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。”式中 I f 发动机飞轮的转动惯量，kg*m 2、I W-车轮的转动惯量 kg*m 2在此公式附近空白处写：“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、 Ft FZ2+Fz2f由于滚动阻力系数 f 比附着系数 小得多，

5、故可略去Fz2f 项，上式可近似写成 Ft FZ2式中 Fz2作用于驱动轮上的法向反作用力，N. 上式可称为汽车行驶的附着条件。（书中此处的 Fz 为 Fz2 之误）F11、 最高车速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，此时汽车应以最高档行驶，且坡度阻力和加速阻力皆为零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、双离合器式自动变速器，即 DCT（ Dual Clutch Transminsion,Double Clutch Transmission

6、或 Twin ClutchTransmission）. 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，图给出了使用 AMT 与 DCT 汽车性能的比较。由图可见，在换挡过程中AMT 由于动力中断而使车辆产生负的加速度，而 DCT 的则总为正。F13、其中，“透穿性 CP”改“透过度 P”）在本页空白处写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。Tpopo其中 Tpo 为涡轮不转动时泵轮的转矩ppo 为涡轮不转动时泵轮的转矩系数TpcpcTpc 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

7、时泵轮的转矩系数。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。2显然只有正透性符合汽车的使用要求，在实际设计时，要求P1.2，通常乘用车（轿车） 2 、其他车辆 1.3-1.8 。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。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

8、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、有以下关系式Fb F = F z ×（其中 Fb 即为 Fxb，下同）为不抱死的条件，否则即发生抱死。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”）。在空白处写：“公式 Fb F = F z ×为不抱死的条件，不满足时发生抱死。曲线图 4 2（踏板力），Fp1 左为车轮未抱死的区域，右为

9、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。 ”F15、 p127 在本页空白处写：“ S1( 22 ） uaouao 23.6225.92b max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。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 。”制动时，希望 车轮滑动率为 15% 20% ，此时出现最大纵向附着系

10、数。F16、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有3 个情况：制动跑偏；制动时后轴侧滑；制动时前轮失去转向能力.F17、首先不希望出现后轮抱死，或后轮先于前轮抱死的情况，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，前后车轮处于滚动状态，这样才能确保汽车制动时的方向稳定性。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。轴荷转移：制

11、动时，前轴负荷增加，后轴负荷减少。3F19、前制动器制动力与汽车总制动力之比，称为制动器至制动力分配系数，用表示，即 = Fu1/ Fu汽车总制动力 Fu=Fu1 + Fu2F20、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= Fu1/ Fu所示是线性的 ,其斜率为：值恒定的制动系是不可能在所有的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 在本页空白处写：“对图 4-14 进行制动历程分析。若在同步附着系数0（例如为 0.6）的路面上，汽车进行制动，则其前后制

12、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

13、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、 p136 第 8 行（即公式 4-31） 0=L -l r /hg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 l r）为质心到后轴距离、 hg 为质心高度。在 p136 空白处写：“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。此外，从公式可看到b 增加

14、，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 “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。”加写：不同 值时， f 曲线是一组曲线，即f 线组。4F24、“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”、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，若线在 I线上方，则会出现后轮先抱死而使汽车处于不稳定的制动状态。”F25、p140 在本页空白处写：“ 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。制动效率就是，车轮不抱死的最大制动强度，对车轮与地面

15、间的附着系数的比值。”F26、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，在各种装载情况下轿车在0.15 z 0.8，其他汽车在0.15z 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）F27、为克服滚动阻力与空气阻力，发动机应提供的功率根据等速行驶车速ua 及阻力功率，在万有特性图（利用插值法）可确定相应的燃油消耗率b，计算出以该车速等速行驶时单位时间内燃油

16、消耗量（mL/s）为F28、 p110 倒数第 10 行到倒数第 9 行“图 3 20a）是发动机的负荷特性，这些曲线的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，无极变速器的传动比i”5在本页空白处写：“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 8090 时，为最低值。 ”“ 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。”（

17、按 p110 图 3-20 a）“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 i g)，在此 i值时最省油。nr0.377 nri g 0.377i g式中 r 车轮半径、 i0 主减速比”uai0uai 0F29、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Km2( ab )单位 s2 m-2Lk 2k1其中 m 汽车总质量、 L 轴距、汽车质心到前轴之距、b 汽车

18、质心到后轴之距、k1 前轮侧偏刚度、 k2后轮侧偏刚度。 ”F31、 p182 在本页空白处写：“横摆角速度增益可表达如下ur) sL1Ku 2其中 u 汽车车速m/s、 L 轴距 m、 K 稳定性因数 s2 m-2 K 等于 0，为中性转向K 大于 0，为不足转向其特征车速为 uchuch1m/s其中 K 为稳定性因数s2 m-2K 越大或 uch越小，不足转向量越大。K K 小于 0，为过多转向其临界车速为 ucrucr1m/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。”K“ K1( 12 )其中 K 为稳定性因数 s2 m-2y 侧向加速度 m s 2L 汽车轴距y

19、L12 为前轮侧偏角与后轮侧偏角之差。（12）0为不足转向，（ 12）0为过多转向（ 1 2） 0为中性转向 ”6F32、p186 在本页空白处写：“静态储备系数S.M.aaS.M .L其中中性转向点到前轴的距离质心到前轴的距离L 汽车轴距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。”静态储备系数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 SM>0 时，汽车有不足转向特性。3、 当 SM<0 时，汽车有过多转向特性”F33、p190 倒数第 9 行到倒数第8 行：“在汽车操纵稳定性分析中，常以前轮转角

20、或者转向盘转角为输入，汽车横摆角速度 r 质心侧偏角 B 为输出来表征汽车的动态特性。 ”F34、p190 倒数第 3 行到倒数第1 行：“式中（ ）、 r () 分别为 和 r 的傅里叶变换 = r () ”()F35、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： D 1 为前轮侧偏柔度、 D2 为后轮侧偏柔度、 U 为不足转向量， U=D 1 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。D 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

21、、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、制定了国际标准 ISO2631 ：人体承受全身振动评价指南 ，后来对它进行过修订。补充，从 1985 年开始进行全面修订， 1997 年又公布 ISO2631 1:1997（ E）人身承受全身振动评价 第一部分： 一般要求，许多国家都参照它进行汽车平顺性的评价。”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、 ISO2631-I ： 2010（E ）标准规定了图6-

22、8 所示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w， 并分别用zw xw y w 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值的矢量和即总加权加速度均方根值表示 0 ”（此处的 为英文字母a 的小写，不是阿尔法，以下同）7评价方法（参数）为1、加权加速度均方根值w2、总加权加速度均方根值w03、加权振级Leq”F38、在 p256 页空白处写：“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

23、长度内有 10 个波，即波长为 0.1m，则空间频率为 10。” “ 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/sf 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=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、“图 6-47 是是分析车身振动的单质量系统模型，由车身

24、质量m2 弹簧刚度 K 和减振器阻尼系数为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。F41、”在此处加写： “图形表示了纵坐标幅频特性与频率（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 n 改为 0。8F42、 p271 第 3 行到第 6 行“车身加速度z 是评价汽车平顺性的主要指标，另外悬架的动挠度 d 与其限位行程【 d】配合不当时，会经常撞击限位块，使平顺性变坏。车轮与路面间的动载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的这三个振动响应量进行分析计

25、算，以综合选择悬架系统的设计参数。 ”在此处加写： “此 z 、d、Fd 可以写作 ，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 “响应的功率谱密度GZ 与路面输入量的功率谱密度Gq 的关系应为式中 f=w/2 为频率（ HZ ）即为幅频特性。 ”文中的“响应的”后加“时间频率的”、“路面输入量的”后加“时间频率的”、“即为幅频特性”后加“它是振动响应量对地面输入q 的频率响应函数的模。 ”、文中及公式中角标的的3 处 z 均改为 x 。F44、p272图 6-49， zq 幅频特性曲线p271 倒数第 1 行到 p272 第 3 行“在共振点，Z 的

26、均方根值谱与固有圆频率Wn 成正比，在共振段，阻尼比增大减少，在高频段，阻尼比增大，也增大故阻尼比对共振段与高频段的效果相反，综合考虑，阻尼比取 0.2-0.4 较合适”F45、在 p272 空白处加写：“图 6-49 中，fn 改为 f 0，f 0 为固有时间频率， 它与固有园频率的关系是f 0= 0/2取值时 f 0 可取 1Hz，因为从图可知，f 0 值 1 Hz 与 2 Hz 相比较时， 1 Hz 时纵坐标数值（z ）值小。q故取 1Hz”F46、 m 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， k1 分别为弹簧和轮胎刚度，C 为减震器阻尼

27、系数。 ”此处文中的“减震器”改为“减振器”。F47、p281 在空白处写：9“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。”“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：“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。A1A2可由此得出车身部分和车轮部分的固有频率和阻尼比。因为 T 的倒数是时间频

28、率f ，所以车身部分的固有频率01t1f 0以及车轮部分的固有频率 f tT2T2车身部分的衰减率A1，车轮部分的衰减率A2衰减率越大，波形衰减就大，阻尼比就大。由衰减率求得阻尼比的公式如下：车身部分的阻尼比车轮部分的阻尼比1421 ln 2 1t2412lnF49、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“人体一座椅”系统，这样就成为图所示的三自由度振动系统P279 图 6-59“人体 -座椅”系统的传递特性。10F50（补充）、 P86 空白处写：， 不满足 GB 19578乘用车燃料消耗量限值要求的车型，不能获得车辆生产企业及产品公告许可，不允许在我国生产、销售和注册及使用。GB 27999 乘用车燃料