汽車理論習題第2章的燃油經(jīng)濟性

1章數(shù)kα=1800kg/rad，前束角β=2°，該轎車兩前圖1-1所示。FV=kαβ，試求因前束引起的行駛阻力；試求整車的滾動阻力Ff；轉(zhuǎn)彎時滾動阻力的大小取決于行駛速度和轉(zhuǎn)向半徑R，轉(zhuǎn)彎時的滾動阻力系數(shù)fR=f+Δf。設(shè)轉(zhuǎn)彎時在離α1α2，質(zhì)心距前、后輪的距析側(cè)向力引起的滾動阻力如圖1-2所f示。試推導出附加滾動阻力系數(shù)Fu2 fl l

2的表達式（＊1.95m20.4290km/h40km/h速度的順風或者逆風，計算順風、逆風兩種條- 1-1某轎車變速器的數(shù)據(jù)12345動輪的轉(zhuǎn)動慣量均為1.24kg·m2，車輪的周長2.01m；半徑0.32m。FfFWFjFtFFFZ。已知FzrFzlFzr，此時FtmaxvFzlFzr是否成立，并說明原因。＊1-21-2某轎車的基本參數(shù)總重量前軸載荷后軸載荷輪胎半徑質(zhì)心高(軸距(輪距試計算某前輪驅(qū)動車輛由于附著條件限制的加速性能，該轎車的參數(shù)如表1-3所示。1-3某轎車的基本參數(shù)總重量前軸載荷后軸載荷輪胎半徑質(zhì)心高(軸距(輪距1.35α=5°，f=0.015，傳動系效率0.85，加速度du0.2 已知某輕型貨車的汽油發(fā)動機使用外特性的Ttqn曲線的擬合 n n n n Ttq19.313295.271000165.44100040.8741000 Ttq為發(fā)動機轉(zhuǎn)矩（N·m；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min。該車的其他基本參數(shù)如表1-4所示。1-4某輕型貨車的基本參數(shù)裝載質(zhì)量f總質(zhì)量車輪半徑4擋/5質(zhì)心高（滿載）hg12345—2擋起步加速行0.5～2L輪驅(qū)動（F.F.）61.5%；若是前置發(fā)動及極限最大加速度（FW0。其他有關(guān) 49%分配到前軸，51%1.83m/s2的加速6%的坡度，求解此時載荷分布（FZ1FZ2。＊一轎車的有關(guān)參數(shù)如下：總質(zhì)量1600kg，質(zhì)心位置a=1450mm，If=0.25kg·m2IW4.5kgm2（其中前輪的IW2.25kgm2I

2.25kgm20.6度？應(yīng)如何調(diào)整質(zhì)心、后方向的位置（即b值，才能保證獲得應(yīng)有的最大b100%L（解題時，為計算方便，可忽略滾動阻力與空氣阻力＊1-3所示，前軸重量總重后軸重量拖鉤負載質(zhì)心高度拖鉤高度質(zhì)心高度軸距=；Lt=e+f（拖車車輪的距離WbW（船和拖車與汽車的重力比。分別以旅行車和小該車在附著系數(shù)0.61-4圖上給出了滑行數(shù)據(jù)的擬合直線u19.760.59T，ukm/h，Ts，ax2u0參照同類型轎車，傳動系統(tǒng)效率t0.85f0.015，空氣阻力系數(shù)CD0.35A

m2D0max0.10，該擋旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)1.03，夠該轎車是否可以選用最高擋以某一車速勻速行駛在i5%若該轎車拖帶一房屋拖車旅行，該轎車—高擋以某一速度均速行駛在i5%的上坡？假設(shè)此時該拖車的質(zhì)量是1000已知某路面車輛的滿載質(zhì)量為1700kg，發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)矩為數(shù)為0.015，重力加速度取為9.8m/s2，試求：駛阻力的平衡圖，并確定其在某一道行駛時的動力性指標。駛阻力的平衡圖或功率平衡圖，并確定其在某一道行駛時的動力性指標。2章46擋（最大、最小速比不變）對汽車如何制作等速燃油消耗特性曲線（提示：考慮試驗及數(shù)據(jù)處理試說明如何用發(fā)動機“最小燃油消耗特性曲線”和克服行駛阻力應(yīng)參數(shù)與題1.37相同。負荷特性曲線的擬合為bBBPBP2BP3B 1 2 3 412e擬合中的系數(shù)如表2-1所示。12e n/(rmin1BB怠速油耗Qid0.299mL/s（400r/min利用計算機求該貨車按JB3352—1983規(guī)定的六工況循環(huán)行駛的百公里油2-2六工況循環(huán)參數(shù)累計行程時間累計時間ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ特性曲線如圖2-1P30kW，初始車速ua010km/h，經(jīng)過時間t12s，車速達到40km/h過時間t24s，車速達到60km/h；再經(jīng)過時間t34s，車速達到90km/h。等速單位時間油耗計 為Q ，其中b為燃油消耗率[g/(kWh)]，汽 重度7N/L3章改變題1.38輕型貨車的主器傳動比，作出i0為5.17、5.43、5.836.17、6.33時的燃油經(jīng)濟性—加速時間曲線，討論不同i0值對汽車性能的影響和3-3-1轎車的基本參數(shù)0.力為708N。假定附著力足夠，最大爬坡度的設(shè)計要求值為18°。根據(jù)上面的已知若滿載時驅(qū)動輪軸所承受的載荷占整車重量的60%，汽車質(zhì)心高度假設(shè)已經(jīng)按照（1）和（2）1擋最大動力因4章u0開始制動，假定其如圖4-1所示。該車在附著系數(shù)0.8＊96.6km/h8900N的穩(wěn)定制動力。試＊軸距前軸載荷質(zhì)心高后軸載荷輪胎半徑-整車重量-FXfFXr；制動效率aj

1460kg，靜態(tài)時前輪承載為61%。采用常規(guī)制動系統(tǒng)，制動力分配系數(shù)0.828該車在附著系數(shù)0.7的路面上制動時，試計算前輪能提供的最大制利用I曲線、βs，分別說明汽車制動系統(tǒng)制動力調(diào)節(jié)β，試推導該車的同步附著系數(shù)0的表達式。當該車總步附著系數(shù)00.6時，試確定其前、后制動器制動力的分配比例應(yīng)為多少？＊已知某汽車總質(zhì)量m8025kgL4m，質(zhì)心至前軸的距離a3.03m，至后軸距離b0.97mhg=1.15m，在縱向坡度為i5的(注：軸荷再分配系數(shù)mFZ1， FZ2F F

已知某汽車質(zhì)量為m4000kg，前軸負荷1350kg請敘述分析汽車制動性時使用的“If線組與r線組的CA1150PK2L3T19000kg，100km/h時要進行制動，問此時有無可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象而喪失制動能力？轎車輪胎的胎壓為4-2制動時間制動距離試由表中所列數(shù)據(jù)估算' 24-3a2求行駛車速ua30km/h，在0.80路面上車輪不抱死的制動距離。計算時取制動系統(tǒng)反應(yīng)時間''0.02s。2一轎車的有關(guān)參數(shù)如下：總質(zhì)量1600kg，質(zhì)心位置a=1450mm，0.65在0.7汽車此時能達到的最大制動度（指無任何車輪抱死時4-2計算在0.7的路面上，上述各種雙回路系統(tǒng)在一個回路失效時的制著系數(shù)10.7的橫坡上行駛時，若坡度較大，是先側(cè)翻還是先側(cè)滑？a=2.8m，質(zhì)心至后軸的水平距離b=1.2m，質(zhì)心高度hg=1.0mm，制動力分配系數(shù)0.4。當該車在附著系數(shù)為0.2的路面上制動時，軸抱死的一瞬間，汽當該車在附著系數(shù)為0.2的路面上制動時，軸抱死的一瞬間，后下，車轉(zhuǎn)速的時間歷程。第5章汽車的穩(wěn)定N/rad4°。設(shè)側(cè)偏分析汽車高速行駛變更車道對汽車轉(zhuǎn)向正力矩的影響（從側(cè)偏力、6450N輕型客車在試驗中發(fā)現(xiàn)過多轉(zhuǎn)向和中性轉(zhuǎn)向現(xiàn)象，工程師們 1FY FY1

導出K 寫出由r

ayu

ayL導出R

k1

寫出由r 導出R1Ku2的詳細過程(其中RL) 45%，k1=-38920N/rad，k2=-38300N/rad，求該車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性和特征（或具有適度的不足轉(zhuǎn)向特性為好？已知某4×2小客車前、后輪為單胎，總質(zhì)量為每個后輪胎的側(cè)偏剛度為-37485N/rad，試確定該車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性是那種性36km/h330°作定圓周等速行駛時，求 參數(shù) 參數(shù)繞Oz軸轉(zhuǎn)動慣量IZ繞Oz軸轉(zhuǎn)動慣量IZ 質(zhì)心距前軸距離a/ 軸距質(zhì)心距前軸距離a/ 穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益曲線

arS.M.0.4g時的前、后輪側(cè)偏角絕對值之差12與轉(zhuǎn)彎半徑的比值R/R0（R0=15m。阻尼比ζ、反應(yīng)時間τ與峰值反應(yīng)時間ε。1明特征車速uch 1＊5-25-2某轎車輪胎的側(cè)偏剛度載荷4884N，前、后輪胎型號均為215/80R16，輪胎側(cè)偏剛度的近似計算為kδ780drim2bbpn98，式中kδ為輪胎側(cè)偏剛度[N/(°)]；drim為輪輞直徑(m)；b為輪胎寬度(m)；pn為輪胎充氣壓力(kPa)。試求:6.50R16型號的輪胎，試確定此時的R/R0—ay曲線來表示汽車的轉(zhuǎn)向特性；另一為固定圓周法。試驗時在場地上畫一δsw0，然后駕駛員控制轉(zhuǎn)向盤

1Ku

mp

因懸架的彈性變形會引起車身的側(cè)傾，側(cè)傾對汽車穩(wěn)定性有重要影響。該懸架的雙橫臂分別水平布置，

數(shù)與題 相同）在/h5-3r m a L1Ku2 KL2kk 2前、后車軸距質(zhì)心的距離為1.35m，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)繞主銷的等效彈性系數(shù)為不考慮轉(zhuǎn)向系統(tǒng)剛度影響時（e=1），若定義靜態(tài)儲備系數(shù)為SMlfkflrkrSM的大小與汽車轉(zhuǎn)向有什么關(guān)系？SM=－0.03l(kfkr6章設(shè)通過座椅支承面?zhèn)髦链怪奔铀俣鹊淖V密度為一白噪聲Gf0.1m2s3。求在0.5～80Hz頻率范 加速度均方根值 和振 在5m的水泥接縫，求引起車身部分時的車速ua（km/h。該汽車車振時，車輪對路面作用的動載所形成的搓板路的波長λ是多少？設(shè)車身單質(zhì)量系統(tǒng)的幅頻特性z6-1所示。路面不平度系數(shù)Gqn02.56108m3。求車身加速度c=1813N/（m·szq zq若路面輸入速度譜密度Gqf2107（m·s-1）2/Hz，求 試分析汽車簡化為車身－車輪兩自由度的振動系統(tǒng)后，阻尼比ζ、質(zhì)量比μ、固有圓頻率ω和剛度比γ的變化對行駛平順性的影響？問引起車身俯仰角時的車速ua是多少？相應(yīng)路面隨機輸入的波長λ是多上機計算作業(yè)（報告應(yīng)包括題目、計算說明、程序、結(jié)果分析）車身—車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)：f01.5Hz，0.25，9，10。“—座椅”系統(tǒng)參數(shù)：fs3Hzs0.25。車速u=20m/s，路面不平度系數(shù)Gqn02.56108m3n0=0.1m-1。計算時取步長f0.2Hz，計算頻率點數(shù)N=180。計算并畫出幅頻特性曲線z1q、z2z1、pz2和均方根值 Gaf 的譜圖，進一步計算q&&、&z&1、&z&2、Gaf改變 —座椅”系統(tǒng)參數(shù)，fs0.25~3Hz,s0.125~0.5。分分別改變車身—f00.25~3Hz0.125~0.5在確定座椅—系統(tǒng)的固有頻率時，為什么一般選擇在車身固有頻率f00/2π3Hz之間？剛度，lf和lr分別為質(zhì)心距離前、后軸的水平距離，試求：y6-2示為一簡化后的汽車雙軸振動模型（忽略阻尼效應(yīng)。集中質(zhì)量mA、mB、mC按靜力定銷關(guān)系計算獲得，即mAmBmCmmAamBb0，mAa2mBb2m2m為汽車總質(zhì)量。y固有頻率分別為2A

kAlmb2

，2B

kBl2