同濟大學汽車理論考題答案

1、汽車理論復習索引 第 PAGE 41 頁 共 NUMPAGES 41 頁汽車理論（同濟大學第二版）復習F1、p3滾動阻力等于滾動阻力系數(shù)與車輪垂直載荷（或地面法向反作用力）之乘積。F2、p6由式（1-4）可知,真正作用驅(qū)動輪上驅(qū)動汽車行使的力為地面對車輪的切向反作用力Fx2,它的數(shù)值為驅(qū)動力Ft減去驅(qū)動輪上的滾動阻力Ff ?！盕3、在s=15%-20%之間，值可達到最大，最大的max稱為峰值附著系數(shù)。（30%可以寫為20%）F4、p12第5行-第9行?！案街适侵赣?、Fx2、Fz2”。附著率是指汽車在直線行駛時，充分發(fā)揮驅(qū)動力作用時要求的最低附著系數(shù)。在低速階段，如加速或上坡，驅(qū)動輪上的驅(qū)動力

2、矩大，要求的（最低）附著系數(shù)大，此外超高速行駛時要求附著系數(shù)也大，附著率用符號Ci表示” i=1,2 如前輪驅(qū)動用C1 Fx1、Fz1 后輪驅(qū)動力用、Fx2、Fz2 “不同的行駛工況所要求的附著率是不一樣的。汽車的附著條件是：C2 C2越小越容易滿足附著條件?！盕5、p12倒數(shù)第2行到倒數(shù)第1行“當汽車曲線行駛時，或受側(cè)風作用，車輪中心將受到一個側(cè)向力Fy相應的在地面上產(chǎn)生地面?zhèn)认蚍醋饔昧y，也稱為側(cè)偏力”（引文中為Fy，F(xiàn)y為FY，以 下同）“車輪中心受到側(cè)向力Fy，則地面給車輪以側(cè)偏力FY，并產(chǎn)生側(cè)偏角（k為側(cè)偏剛度）。在側(cè)偏角較小時，F(xiàn)Y與成線性關系?！盕6、p13第17行到第23行“

3、由輪胎坐標系有關符合規(guī)定可知，負的側(cè)偏力產(chǎn)生正的側(cè)偏角，因此側(cè)偏剛度是負值。Fy與的關系可用Fy=ka*（書中ka即k）。轎車輪胎ka值在2800080000N/rad之間。正的車輪側(cè)向力，產(chǎn)生負的車輪側(cè)偏力，產(chǎn)生正的車輪側(cè)偏角，產(chǎn)生正的回正力矩。F7、p20“ 其中FYr是外傾地面?zhèn)认蛄?kr是外傾剛度，為負值r是車輪外傾角”F8、p21： “其中是外傾側(cè)偏角kr是外傾剛度，為負值k是側(cè)偏剛度，為負值。r是外傾角”“若車輪側(cè)向力為正，那么地面?zhèn)绕樨摗④囕唫?cè)偏角為正、回正力矩為正。若外傾角為正，那么車輪中心側(cè)向力為正、地面?zhèn)认蛄樨?、車輪?cè)偏角為負、回正力矩為負?！盕9、p40第22行到第

4、28行?！盀榱吮阌谟嬎?，一般把旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力偶矩轉(zhuǎn)化為平移質(zhì)量的慣性力，并以大于1的系數(shù)計入，稱之為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，所以汽車加速阻力為Fj=m du/dt (N) 式中：汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；m汽車質(zhì)量，kg; du/dt汽車行駛加速度，m/s2” “此式中去掉，等式右邊的意義為：汽車平移質(zhì)量的加速阻力；保留，等式右邊的意義為：汽車平移質(zhì)量的加速阻力與汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的加速阻力的和?！眕41 表達式 。式中If 發(fā)動機飛輪的轉(zhuǎn)動慣量，kgm2; IW車輪的轉(zhuǎn)動慣量，kgm2 “有的越野汽車1檔值甚大，有可能使得汽車的2檔加速度大于1檔的加速度?！盕10、P42由于滾動阻力系數(shù)f比附著系數(shù)小得多

5、，故可省去Fz2f項，此式可近乎寫成FtFz2 式中：Fz2作用于驅(qū)動輪上的法向反力，N。此式稱為汽車行駛的附著條件。（書中此處的Fz為Fz2之誤）F11、p47最高車速（Umax）是指汽車在良好水平路面上直線行駛時能達到的最高行駛車速。所以，此時汽車應該以最高檔行駛，且坡度阻力和加速阻力皆為零”P48汽車的爬坡能力指汽車滿載時在良好路面上等速行駛能爬過的最大坡度。此時，汽車驅(qū)動力除克服滾動阻力和空氣阻力外的剩余驅(qū)動力全部用來克服坡度阻力，所以，其加速度為零?！盕12、p60雙離合器式自動變速器，即DCT（Dual Clutch Transmission, Double Clutch Tran

6、smission或Twin Clutch Transmission）。它能在換檔過程中不間斷地傳遞發(fā)動機的動力，因此可進一步提高汽車的動力性，圖2-24給出了使用AMT與DCT汽車性能的比較。由圖可見，在換檔過程中AMT由于動力中斷而使車輛產(chǎn)生負的加速度，而DCT的則為正?！盕13、p56第7行到第8行“原始特性曲線p=f（i），K= f（i）、= f（i）其中一半情況如圖2-26所示” P55第7行到第24行“特性參數(shù)轉(zhuǎn)矩系數(shù)”（其中，“透穿性CP”改“透過度P”）變矩器的基本參數(shù)：轉(zhuǎn)速比i： nT渦輪轉(zhuǎn)速，nP泵輪轉(zhuǎn)速 變矩比K：變矩器渦輪輸出轉(zhuǎn)矩TT和泵輪輸入轉(zhuǎn)矩TP 效率 ：輸出功率與

7、輸入功率之比泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)p：根據(jù)相似理論，一系列幾何看似（有關尺寸成比例）的液力變矩器在相似工況（轉(zhuǎn)速比i相同）下所傳遞的轉(zhuǎn)矩值，與液體重度的一次方，轉(zhuǎn)速的平方和循環(huán)圓直徑的五次方成正比，即： 式中：D循環(huán)圓直徑，mm透過度P：指液力變矩器渦輪軸上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化時，泵輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速響應的變化能力式中：p0失速工況(i=0)下泵輪的轉(zhuǎn)矩系數(shù)；pm偶合器工況下泵輪的轉(zhuǎn)矩系數(shù)。汽車工況對變矩器的參數(shù)的影響可用透過度p表示，透過度是變矩器的很重要的性能參數(shù)。 其中Tpo為渦輪不轉(zhuǎn)動時泵輪的轉(zhuǎn)矩 po為渦輪不轉(zhuǎn)動時泵輪的轉(zhuǎn)矩系數(shù) Tpc為偶合器工況即變矩比K為1時泵輪的轉(zhuǎn)矩 pc為偶合器工況即變矩比

8、K為1時泵輪的轉(zhuǎn)矩系數(shù)。P=1表示變矩器為不透性 P1表示變矩器為反透性 P1表示變矩器為正透性。顯然只有正透性符合汽車的使用要求，在實際設計時，要求P1.2，通常乘用車（轎車）2 、其他車輛1.3-1.8。正透性變矩器汽車，在上坡時因為速比減小，泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)增大，而增加了爬坡能力。變矩器汽車通常都有良好的低速動力性、良好的起步性、發(fā)動機不易熄火以及能吸收過載等優(yōu)點，但它的高速動力性略差，有時最高車速有可能降低。但是由于：變矩器汽車較之機械變速器汽車，低速動力性好，加速時間少，停車時間也少，所以變矩器汽車的平均行駛車速，通常比機械變速器汽車高些。在機械變速器汽車的驅(qū)動力行駛距阻力曲線圖中，其縱

9、坐標與1檔驅(qū)動力曲線之間有1個空白，說明此低速處無驅(qū)動力，只能通過離合器的滑摩來提供起步時的驅(qū)動力，以實施起步。對于變矩器汽車來說，車速為零時的驅(qū)動力很大，起步性很好?！盕14、p126（其中Fb即為Fxb，下同）為不抱死的條件，否則即發(fā)生抱死。FbF=Fz,即得到最大地面制動力 Fbmax=Fz,式中：Fz地面垂直反作用力；附著系數(shù)。此時車輪即抱死不轉(zhuǎn)而出現(xiàn)滑移現(xiàn)象。”（此處“拖滑”改“滑移”）“公式（Fbmax=Fz）為不抱死的條件，不滿足時發(fā)生抱死。曲線圖42，F(xiàn)p1左為車輪未抱死的區(qū)域，右為車輪抱死的區(qū)域。據(jù)此可分析：制動力大小、滿載空載、大小不同情況的抱死關系。制動性中的角標b，均改

10、為xbFxb表示汽車地面制動力。下同?！盕15、“其中S為制動距離、uao為汽車制動初速度、2為制動間隙消除時間、2制動力增長時間、bmax為最大制動減速度。此處所指制動距離是指：開始踩制動踏板，到完全停車的距離。它包括制動器起作用，和持續(xù)制動兩個階段中汽車所駛過的距離，S2和S3，相應的時間是2和3?！敝苿訒r，希望車輪滑動率為15%20%，此時出現(xiàn)最大縱向附著系數(shù)。F16、p130汽車在制動過程中維持直線行駛的能力或按預定彎道行駛的能力稱為汽車制動時的方向穩(wěn)定性。汽車制動達不到方向穩(wěn)定性常有以下3種情況：1）制動跑偏；2）制動時后軸側(cè)滑；3）制動時前輪失去轉(zhuǎn)向能力。F17、p132第13行到

11、第16行?！笆紫炔幌Ｍ霈F(xiàn)后輪抱死，或后輪先于前輪暴死的情況，以防止危險的后軸側(cè)滑；其次也不希望出現(xiàn)前車輪抱死，或前后車輪都抱死的情況，以維持汽車的轉(zhuǎn)向能力，最理想的情況是防止任何車輪抱死，前后車輪處于輪動狀態(tài)，這樣才能確保汽車制動式的方向穩(wěn)定性?！盕18、p133公式417，請理解其靜態(tài)部分（Gb/L、Ga/L）動態(tài)部分（Ghg），以及軸荷轉(zhuǎn)移。Fz1=G(lr+hg)/l; Fz2=G(lf-hg)/l軸荷轉(zhuǎn)移：制動時，前軸負荷增加，后軸負荷減少。F19、p134倒數(shù)第2行到倒數(shù)第1行“我們把前制動器制動力與汽車總制動力之比，稱為制動器制動力分配系數(shù)，并以符號表示,即=F1/F（4-24）

12、” 汽車總制動力 Fu=Fu1 + Fu2,”F20、p135第8行到第15行?！袄硐氲闹苿恿Ψ峙涮匦砸笫强勺兊?但傳統(tǒng)的制動器系統(tǒng)中(特別是貨車制動系)其制動力分配系數(shù)設計成恒定的,即=常數(shù),因而其實際制動力分配特性如式(2-41)所示是線性的,此直線在F1 F2坐標中通過坐標原點,其斜率為:tan=(1-)/ ; F2=tanF1 (4-28)值恒定的制動系是不可能在所有附著條件和汽車實際的裝載情況下都使汽車實現(xiàn)理想制動的?！盕21、p135“對圖4-14進行制動歷程分析。若在同步附著系數(shù)0（例如為0.6）的路面上，汽車進行制動，則其前后制動力將從0開始沿曲線增長，直到到達曲線，前后制動

13、輪同時抱死。若在小于同步附著系數(shù)0（例如為0.4）的路面上，汽車進行制動，則其前后制動力將從0開始沿曲線增長，直到與0.4的f曲線相交，其前后制動力開始按“0.4的f曲線”增長，此時其前輪抱死，直到到達曲線，前后制動輪同時抱死。若在大于同步附著系數(shù)0（例如為0.8）的路面上，汽車進行制動，則其前后制動力將從0開始沿曲線增長，直到與0.8的r曲線相交，其前后制動力開始按“0.8的r曲線”變化，此時其后輪抱死，直到到達曲線，前后制動輪同時抱死。”“從歷程分析可知：只有曲線在I曲線下方時，才能保證前軸先抱死，而不是后軸先抱死。而且，希望曲線貼近I曲線，以提高制動效率。此外，希望曲線與I曲線的交點遠離

14、坐標原點，以得到較大的同步附著系數(shù)0。這些是為常值的制動系統(tǒng)無法實現(xiàn)的，然而電控制動裝置EBD等技術可以做到?！盕22、p136（即公式4-31）0= (l - l b)/ hg (同一量車0 在空載、滿載時是不同的)式中0同步附著系數(shù)、L（書上為I）為軸距、為制動力分配系數(shù)、為b（書上為lb）為質(zhì)心到后軸距離、hg為質(zhì)心高度。 “乘用車（即轎車）的同步附著系數(shù)0應至少不小于0.7，以保證在0.7的良好路面上行駛時，0，這樣制動時不會后輪先抱死。此外，從公式可看到b增加，即質(zhì)心前移，會引起0減小，這樣制動時可能會后輪先抱死，這是很不利的?！盕23、p137倒數(shù)第1行到p138第1行?！癴線是指

15、前輪先抱死，后輪未抱死時，前、后地面制動力的關系曲線?！保ú煌禃r，f曲線是一組曲線，即f線組。）F24、p138倒數(shù)第1行“r線是指后輪先抱死，前輪未抱死時前，后制動力的關系曲線”、 p139第14行到第16行。“若曲線在I曲線下方，當制動踏板力夠大會出現(xiàn)前輪先抱死，提前喪失轉(zhuǎn)向能力，若曲線在I曲線上方，則會出現(xiàn)后輪先抱死而汽車處于不穩(wěn)定的制動狀態(tài)?！盕25、p140 “不發(fā)生車輪抱死所需要的(最小)路面附著系數(shù)稱為利用附著系數(shù)。當路面低于此附著系數(shù)時，發(fā)生抱死。制動效率就是，車輪不抱死的最大制動強度，對車輪與地面間的附著系數(shù)的比值。”F26、p140倒數(shù)第10行到倒數(shù)第5行“為了保證制動時

16、汽車的方向穩(wěn)定性和有足夠的制動強度，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會制定的ECER13制動法規(guī)對雙軸汽車前、后輪制動的制動力提出了明確的要求，法規(guī)規(guī)定，在各種裝載情況下轎車在0.15z0.8，其他汽車在0.15z0.3的范圍內(nèi)，前輪都必須能先抱死。此外，在車輪尚未抱死的情況下，在0.20.8范圍內(nèi)，對轎車和最大總質(zhì)量大于3.5t的貨車，要求制動強度z0.1+0.85（-0.2）（4-51）?！盕27、p92倒數(shù)第10行到p93第3行 “為克服滾動阻力與空氣阻力，發(fā)動機應提供的功率Pe=1/T (Pf+Pw)”根據(jù)等速行駛車速Va及阻力功率Pe,在萬有特性圖上（利用插值法）可確定相應的燃料消耗率b，從而計算

17、出以該車速等速行駛時單位時間內(nèi)的燃料消耗量（mL/s）為：（31）”F28、p110倒數(shù)第10行到倒數(shù)第9行“圖320a）上左圖是發(fā)動機的負荷特性，這些曲線包絡線是發(fā)動機提供一定功率時的最低燃料消耗曲線?！眕110倒數(shù)第4行到p111第3行“確定無級變速器的調(diào)節(jié)性能，無機變速器的傳動比，與發(fā)動機轉(zhuǎn)速n及汽車行駛速度之間有如下關系：=0.377nr/i0ua=An/ ua式中：A對某一汽車而言為常數(shù)，A=0.377r/ i0。如上所述，當汽車以速度ua在一定道路上行駛時，根據(jù)應提供的功率Pe=(P+Pf)/T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ne。同時，節(jié)流閥也要作相應的控制，

18、才能在ne時發(fā)出功率Pe。將na和ne代入上式，即得無級變速器應有的傳動比”。確定無級變速器應有的傳動比i”“發(fā)動機負荷特性曲線是發(fā)動機的燃油經(jīng)濟性曲線，它的縱坐標是油耗率b，橫坐標是輸出功率P，每一條曲線的轉(zhuǎn)速n保持不變。當負荷增加時，油耗率下降，在大負荷時，油耗率上升，在該轉(zhuǎn)速的負荷的80%90%時，為最低值。”“CVT能夠在某工況（Pe，ua）下，通過找到相應的i找到曲線圖上的n?！保ò磒110圖3-20 a）“汽車某消耗功率對應有一個ua工況，按該最低燃油消耗曲線此功率有一個對應值n，CVT可據(jù)此計算得到i(即ig)，在此i值時最省油。 式中r車輪半徑、i0主減速比” F29、p167

19、在本頁空白處寫：“在大多數(shù)行駛狀況下，汽車的側(cè)向加速度不超過0.4g,若忽略一些次要因素，則可以把汽車近似地看作一個線性動力學系統(tǒng)?！盕30、p182在本頁空白處寫：“穩(wěn)定性因數(shù)K可表達如下 單位 s2m-2其中m汽車總質(zhì)量、L軸距、汽車質(zhì)心到前軸之距、b汽車質(zhì)心到后軸之距、k1前輪側(cè)偏剛度、k2后輪側(cè)偏剛度?！盕31、p182在本頁空白處寫：“橫擺角速度增益可表達如下其中 u汽車車速m/s、L軸距m、K穩(wěn)定性因數(shù)s2m-2K等于0，為中性轉(zhuǎn)向K大于0，為不足轉(zhuǎn)向其特征車速為uch m/s 其中K為穩(wěn)定性因數(shù)s2m-2 K越大或uch越小，不足轉(zhuǎn)向量越大。K小于0，為過多轉(zhuǎn)向其臨界車速為ucr

20、 m/s 其中K為穩(wěn)定性因數(shù)s2m-2 汽車到達臨界車速時失去穩(wěn)定性。”“ 其中K為穩(wěn)定性因數(shù)s2m-2 側(cè)向加速度m L汽車軸距 為前輪側(cè)偏角與后輪側(cè)偏角之差。 ， ”F32、p186在本頁空白處寫：其中中性轉(zhuǎn)向點到前軸的距離 質(zhì)心到前軸的距離S.M.為正值時，汽車為不足轉(zhuǎn)向。質(zhì)心前移時不足轉(zhuǎn)向量增加。”參閱p186 “靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.（Static Margin）就是中性轉(zhuǎn)向點至前軸距離lf和汽車質(zhì)心到前軸距離lf之差（lf-lf）與軸距的比值，即：從S.M.的定義可知。S.M.與K有著密切關系。當中性轉(zhuǎn)向點與質(zhì)心重合時，S.M.=0，汽車有中性轉(zhuǎn)向特性；當S.M.0時，汽車有不足轉(zhuǎn)向

21、特性當S.M.0時，汽車有過多轉(zhuǎn)向特性F33、p190倒數(shù)第9行到倒數(shù)第8行：在汽車操縱穩(wěn)定性中，常以前輪轉(zhuǎn)角或方向盤轉(zhuǎn)角為輸入,汽車橫擺角速度r，質(zhì)心側(cè)偏角度為輸出來表征汽車的動態(tài)特性?！盕34、p190 其中r()是r的傅里葉變換、()是的傅里葉變換?！薄笆街?分別為和r的傅里葉變換頻率響應函數(shù)H(j)r為”F35、p217在本頁空白處寫：“在汽車的操縱穩(wěn)定性綜合計算中，有時采用下列方法 ：D1為前輪側(cè)偏柔度、D2為后輪側(cè)偏柔度、U為不足轉(zhuǎn)向量，U=D1 D2。當U為正時，汽車是不足轉(zhuǎn)向，當U為負時，汽車是過多轉(zhuǎn)向。D側(cè)偏柔度 (0)/g ， 它可以綜合表示由于各種因素引起的行駛方向角的偏

22、離角和轉(zhuǎn)向角，例如，側(cè)向力側(cè)偏角、側(cè)傾外傾側(cè)偏角、側(cè)向力變形外傾側(cè)偏角、囘正力矩側(cè)偏角、傾側(cè)轉(zhuǎn)向角、側(cè)向力變形轉(zhuǎn)向角、囘正力矩變形轉(zhuǎn)向角等，其中最重要的是側(cè)向力引起的偏離，它占整個偏離角的70以上。”F36、p240 “制定了國家標準ISO2631：人體承受全身振動評價指南，1997年又公布了ISO26311：1997（E）人身承受全身振動評價第一部分：一般要求，此標準能與主觀感覺更好地符合?！痹诒卷摽瞻滋帉懀骸霸?.15Hz以下水平振動比垂直振動更敏感。并且車身部分會在此頻率時發(fā)生共振，故應對水平振動于以充分重視。”F37、p241第2行“ISO2631 I：2010（E）標準制訂了圖6-8

23、的人體坐姿受振模型。”p241“對于人體振動的評價是加權加速度均方根值，并分別用，表示垂直方向，左右方向和前后方向振動的加權加速度均方根值?；蛴萌S向加權加速度均方根的矢量和即中加權加速度均方根值表示”（此處的為英文字母a的小寫，不是阿爾法，以下同）P242第22行到27行“總加權加速度均方根值按下式換算：（6-13）”評價方法（參數(shù)）為1、加權加速度均方根值w2、總加權加速度均方根值w03、加權振級Leq”F38、p256第2行到第4行“對道路而言，通常使用路面不平度函數(shù)（亦稱路面縱斷面曲線）對其進行描述。所謂路面不平度函數(shù)是指路面相對于基準平面的高度q沿著道路走向長度的變化，記作q（I），

24、如圖2-27所示。”在p256頁空白處寫：“路面不平度的功率譜密度是評價路面統(tǒng)計特性的一個參數(shù)。路面不平度的功率譜密度Gq(n)的定義是單位頻率內(nèi)的“功率”（均方值）N為空間頻率，是波長的倒數(shù)。如：某路面1m長度內(nèi)有10個波，即波長為0.1m，則空間頻率為10?！薄癎q(n)是空間頻率的功率譜密度，Gq(f)是時間頻率的功率譜密度，兩者關系是Gq(n)=Gq(f) 其中u汽車車速m/s f時間頻率Hz”F39、p270空白處寫：“汽車平順性7自由度模型中，3個自由度是垂直、俯仰、側(cè)傾。4個自由度是4個車輪質(zhì)量的自由度?！薄霸诜治銎嚽昂筝S雙輸入的振動系統(tǒng)中，當懸掛質(zhì)量分配系數(shù)=1時，可以將前軸

25、或后軸看作獨立的雙質(zhì)量振動系統(tǒng)。若忽略車輪的影響，則汽車振動可以用車身振動的單質(zhì)量系統(tǒng)來描述?！盕40、p270第5行到第10行“圖6-47是分析車身振動的單質(zhì)量系統(tǒng)模型，由質(zhì)量m2的車身和彈簧剛度k、減震器阻尼系數(shù)為c的懸架組成，q為路面不平度函數(shù)，它是以沿路前進方向的坐標x為參數(shù)的隨機過程。車身垂直位移坐標z的原點選在靜力平衡位置，可得到系統(tǒng)運動的微分方程（6-63）”。P270第13行到第15行”系統(tǒng)頻率響應特征函數(shù)定義為系統(tǒng)的響應z及激勵q的博里葉變換之比，在此記為H（）z/q由定義知 （6-64）F41、P270第19行到第22行“式中，為系統(tǒng)無阻尼固有頻率；為頻率比。在平順性分析主

26、要關心響應幅值與激勵頻率的關系，式中的模即為幅頻特性。 如圖6-48，”在此處加寫：“圖形表示了縱坐標幅頻特性與頻率（頻率比）在不同阻尼比情況下的關系。當頻率比等于1時，產(chǎn)生共振?！贝送猓闹械膎改為0。F42、p271第3行到第6行“車身加速度是評價平順性的主要指標，另懸架的動撓度d與其限位行程【d】有關，配合不當時，會經(jīng)常碰撞限位塊，使平順性變壞。車輪與路面的動載Fd影響車輪與路面的附著效果，影響操縱穩(wěn)定性。在進行平順性分析時，要在路面隨機輸入下對汽車振動系統(tǒng)這三個振動響應量進行統(tǒng)計計算，以綜合進行選擇懸掛系統(tǒng)的參數(shù)。在此處加寫：“此、d、Fd可以寫作，是路面隨機輸入下的汽車的振動響應量。

27、”F43、p271第8行到第11行“響應的時間頻率的功率譜密度Gz（f）與路面輸入量時間頻率的功率密度Gq（f）的關系應為：式中為頻率（HZ）；即為幅頻特性” “它是振動響應量對地面輸入q的頻率響應函數(shù)的模?！?、F44、p271圖6-49，幅頻特性曲線p271倒數(shù)第1行到p272第3行“在共振點，/與固有頻率成正比,共振時增大/減?。欢诟哳l段，增大，/也增大，所以要綜合考慮的取值。取0.2-0.4較合適” F45、在p272空白處加寫：“圖6-49中，fn改為f0，f0為固有時間頻率，它與固有園頻率的關系是f0=0/2 取值時f0可取1Hz，因為從圖可知，f0值1 Hz與2 Hz相比較時，1

28、 Hz時縱坐標數(shù)值（）值小。故取1Hz”F46、p273圖6-53。圖中m2為懸掛質(zhì)量（簧上質(zhì)量，包括車身等），m1為非懸掛質(zhì)量（簧下質(zhì)量，包括車輪、車軸等），k，kt分別為彈簧和輪胎剛度，c為減振阻尼系數(shù)。F47、p281在空白處寫：“前面已經(jīng)指出：在3 Hz以下人體對水平方向的振動比垂直方向更為敏感?！薄坝捎谠陔p軸汽車振動系統(tǒng)中，俯仰角振動會引起縱向水平振動，所以為了改善平順性，應盡量減少俯仰角加速度。”F48、p288在本頁空白處寫：“做一個汽車試驗：以拋下法得到兩條曲線，一條是車身振動的振幅衰減圖，另一條是車輪振動的振幅衰減圖?？v坐標z2是車身振動的振幅，z1是車輪振動的振幅；橫坐標t

29、是時間。T是車身質(zhì)量振動周期，是車輪質(zhì)量振動周期?？捎纱说贸鲕嚿聿糠趾蛙囕啿糠值墓逃蓄l率和阻尼比。因為T的倒數(shù)是時間頻率f ，所以車身部分的固有頻率以及車輪部分的固有頻率車身部分的衰減率，車輪部分的衰減率 衰減率越大，波形衰減就大，阻尼比就大。由衰減率求得阻尼比的公式如下：車身部分的阻尼比車身部分的阻尼比F49、p278第1行到第3行“為了計算座椅傳至人體的振動，要在車身與車輪雙自由度的汽車振動模型上再附加一個“人體-座椅”系統(tǒng)，這樣就成圖6-36所示的三自由度振動系統(tǒng)?！奔皥D6-58。P279 圖6-59“人體-座椅”系統(tǒng)的傳遞特性。 附錄資料：不需要的可以自行刪除 機械制圖標注常用符號序號

30、符號名稱符號繪制標準應用示例1GB/T 1182-2008基準符號。涂黑三角形及中軸線可任意變換位置，方框和字母只允許水平放置不允許歪斜；方框外邊的連線也只允許在水平或鉛垂兩個方向畫出。2GB/T 4458.4-2003；標注正方形結構尺寸時在尺寸前面加注正方形符號。高度h=3.5mm3GB/T 4458.4-2003；標注弧長時在尺寸前面加注弧長符號。 高度h=R=3.5mm4GB/T 4458.4-2003；GB/T 16675.2-1996尺寸注法；沉孔或锪平符號。高度h=3.5mm5GB/T 4458.4-2003；GB/T 16675.2-1996尺寸注法；沉孔或锪平深度符號。高度h

31、=3.5mm6GB/T 4458.4-2003；GB/T 16675.2-1996尺寸注法；埋頭孔符號。高度h=3.5mm 機械制圖尺寸標注常用標準符號序號符號名稱符號繪制標準應用示例7GB/T 15754-1995錐度符號或莫氏錐度注法。高度h=3.5mm8JB/T 5061-2006定位支撐符號。高度h=3.5mm 9JB/T 5061-2006輔助支撐符號。高度h=3.5mm10JB/T 5061-2006輔助支撐符號。高度h=5mm11GB/T 4459.5-1999中心孔符號。高度h=3.5mm；高度H1=5mm。12JB/T 8555-2008 熱處理技術要求在零件圖樣上的表示方法。粗糙度符號的三角形部分為測量點符號?？呻S圖形進行縮放。匯編人：質(zhì)管辦標準化管理員 鄭家貴 2011年8月25日機 械 制 圖 基 礎 知 識一、.圖線 GB/T 4457.4-2002 GB/T 17450-1998注：粗虛線和粗點畫線的選用兩種粗線都用來指示零件上的某一部分有特殊要求。但應用場合不盡相同。粗虛線專門用于指示該表面有表面處理要求。（表面處理包括鍍（涂）覆、化學處理和冷作硬化處理。）粗點畫線是限定范圍的表示線 常見于以下場合：限定局部熱處理的范圍（如上圖）限定不鍍（涂）范圍（如下左圖）限定形位公差的被測要素和基準要素的范圍（如下右圖） 二、