第一章

1.1、試說明輪胎滾動阻力的定義、產(chǎn)生機(jī)理和作用形式？

答：1）定義：汽車在水平道路上等速行駛時受到的道路在行駛方向上的分力

稱為滾動阻力。

2）產(chǎn)生機(jī)理：由于輪胎內(nèi)部摩擦產(chǎn)生彈性輪胎在硬支撐路面上行駛時加載

變形曲線和卸載變形曲線不重合會有能量損失，即彈性物質(zhì)的遲滯損失。這

種遲滯損失表現(xiàn)為一種阻力偶。

當(dāng)車輪不滾動時，地面對車輪的法向反作用力的分布是前后對稱的；當(dāng)

車輪滾動時，由于彈性遲滯現(xiàn)象，處于壓縮過程的前部點(diǎn)的地面法向反作用

力就會大于處于壓縮過程的后部點(diǎn)的地面法向反作用力，這樣，地面法向反

作用力的分布前后不對稱，而使他們的合力Fa相對于法線前移一個距離a,

它隨彈性遲滯損失的增大而變大。即滾動時有滾動阻力偶矩阻礙車輪滾

動。

3）作用形式：滾動阻力（，為滾動阻力系數(shù)）

1.2、滾動阻力系數(shù)與哪些因素有關(guān)？

提示：滾動阻力系數(shù)與路面種類、行駛車速以及輪胎的構(gòu)造、材料、氣壓等有

關(guān)。

1.3、解答：1）（取四檔為例）由

即

行駛阻力為:

由計(jì)算機(jī)作圖有

X本題也可采用描點(diǎn)法做圖：

由發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在，，取六個點(diǎn)分別代入公式:

2)⑴最高車速：

有

分別代入和公式：

把的擬和公式也代入可得:

n>4000

而r/min

Km/h

⑵最大爬坡度：

掛I檔時速度慢，可忽略:

=0.366

（3）克服該坡度時相應(yīng)的附著率FZ=G*a/l

忽略空氣阻力和滾動阻力得：

3）①繪制汽車行駛加速倒數(shù)曲線（已裝貨）：40.0626

（為動力因素）

D時，

1.128

由以上關(guān)系可由計(jì)算機(jī)作出圖為：

②用計(jì)算機(jī)求汽車用W檔起步加速至70km/h的加速時間。

（注：載貨時汽車用H檔起步加速不能至70km/h）

由運(yùn)動學(xué)可知：

即加速時間可用計(jì)算機(jī)進(jìn)行積分計(jì)算求出，且曲線下兩速度間的面積就是通

過此速度去件的加速時間。

經(jīng)計(jì)算的時間為：146.0535s

1.4、空車、滿載時汽車動力性有無變化？為什么？

答：汽車的動力性指汽車在良好路面上直線行駛時，由縱向外力決定的所能達(dá)到

的平均行駛速度。

汽車的動力性有三個指標(biāo)：1）最高車速2）加速時間3）最大爬坡度

且這三個指標(biāo)均于汽車是空載、滿載時有關(guān)。

1.5、如何選擇汽車發(fā)動機(jī)功率？

答：依據(jù)（原則）：常先從保證汽車預(yù)期的最高車速來初步選擇發(fā)動機(jī)應(yīng)有的功

率?！矎膭恿π越嵌瘸霭l(fā)〕這些動力性指標(biāo)：

發(fā)動機(jī)的最大功率應(yīng)滿足上式的計(jì)算結(jié)果，但也不宜過大，否則會因發(fā)動機(jī)負(fù)荷

率偏低影響汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。（詳見第三章課件）

1.6、超車時該不該換入低一檔的排檔？

答：可參看不同時的汽車功率平衡圖：

顯而可見，當(dāng)總的轉(zhuǎn)動比較大時，發(fā)動機(jī)后備功率大，加速容易，更易

于達(dá)到較高車速。

1.7、答：1＞對于F-F型轎車：

最大驅(qū)動力等于前輪附著力

對于F-R型轎車：

最大驅(qū)動力等于后輪附著力

顯然F-F型轎車總的附著力利用情況較好。

2＞(1)對于：

極限車速：

極限爬坡度：

極限加速度：

(2)同理可有：當(dāng)時,

1.8、解：＜1＞先求汽車質(zhì)量換算系數(shù):

代入數(shù)據(jù)有：=1.4168

若地面不發(fā)生打滑，此時，地面最大驅(qū)動力

由于不記滾動阻力與空氣阻力，即、

這時汽車行駛方程式變?yōu)?/p>

——------=GE+om

rdt

當(dāng)代入有：

再由

將代入上試有

此時：

將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，

所以：在加速過程中發(fā)動機(jī)扭矩不能否充分發(fā)揮。

<2>調(diào)整：

要使發(fā)動機(jī)扭矩能否充分發(fā)揮，則：

應(yīng)使：

其中：不變，

則由公式：

得出：b=1704.6mm

前軸負(fù)荷率為：

1.9、答：1＞由汽車行駛方程式：

低速滑行時，號「0

此時：

由低速滑行曲線擬臺直線公式可得：

2＞直接檔，（以四檔為例》

先求汽車質(zhì)量換算系數(shù)：

代入數(shù)據(jù)得：

再有動力因素公式：

其中：

所以：

而：

3>由

可得，最大爬坡度為:

第二章

2.1、軍開得慢，油門踩得小，就一定省油二或者“只要發(fā)動機(jī)省油，汽車就

一定省油”，這兩種說法對不對?

答：均不正確。

①由燃油消耗率曲線知：汽車在中等轉(zhuǎn)速、較大檔位上才是最省油

的。此時，后備功率較小，發(fā)動機(jī)負(fù)荷率較高燃油消耗率低，百公里燃油消

耗量較小。

②發(fā)動機(jī)負(fù)荷率高只是汽車省油的一個方面，另一方面汽車列車的

質(zhì)量利用系數(shù)（即裝載質(zhì)量與整備質(zhì)量之比）大小也關(guān)系汽車是否省油。，

2.2、試述無級變速器與汽車動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性的關(guān)系。

提示：①采用無級變速后，理論上克服了發(fā)動機(jī)特性曲線的缺陷，使汽車

具有與等功率發(fā)動機(jī)一樣的驅(qū)動功率，充分發(fā)揮了內(nèi)燃機(jī)的功率，大地改善了

汽車動力性。②同時，發(fā)動機(jī)的負(fù)荷率高，用無級變速后，使發(fā)動機(jī)在最經(jīng)濟(jì)

工況機(jī)會增多，提高了燃油經(jīng)濟(jì)性。

2.3、用發(fā)動機(jī)的“最小燃油消耗特性”和克服行駛阻力應(yīng)提供的功率曲線，確

定保證發(fā)動機(jī)在最經(jīng)濟(jì)工況下工作的“無級變速器調(diào)節(jié)特性”。

答：無級變速器傳動比I'與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速及期限和行駛速度之間有如下關(guān)系：

（式中A為對某汽車而言的常數(shù)）

當(dāng)汽車一速度在一定道路沙鍋行駛時，根據(jù)應(yīng)該提供的功率：

由“最小燃油消耗特性”曲線可求出發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)的工作轉(zhuǎn)速為。將，

代入上式，即得無級變速器應(yīng)有的傳動比i'o帶同一植的道路上，不

同車速時無級變速器的調(diào)節(jié)特性。

2.4、如何從改進(jìn)汽車底盤設(shè)計(jì)方面來提高燃油經(jīng)濟(jì)性?

提示：①縮減轎車總尺寸和減輕質(zhì)量。大型轎車費(fèi)油的原因是大幅度地增

加了滾動阻力、空氣阻力、坡度阻力和加速阻力。為了保證高動力性而裝用的

大排量發(fā)動機(jī)，行駛中負(fù)荷率低也是原因之一。

②汽車外形與輪胎。降低值和采用子午線輪胎，可顯著提高燃油經(jīng)濟(jì)

性。

2.5、為什么汽車發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)匹配不好會影響汽車燃油經(jīng)濟(jì)性與動力性?試

舉例說明。

提示：發(fā)動機(jī)最大功率要滿足動力性要求（最高車速、比功率）］

①最小傳動比的選擇很重要，（因?yàn)槠囍饕宰罡邫n行駛）

若最小傳動比選擇較大，后備功率大，動力性較好，但發(fā)動機(jī)負(fù)荷率

較低，燃油經(jīng)濟(jì)性較差。若最小傳動比選擇較小，后備功率較小，發(fā)動機(jī)

負(fù)荷率較高，燃油經(jīng)濟(jì)性較好，但動力性差。

②若最大傳動比的選擇較小，汽車通過性會降低；若選擇較大，則變

速器傳動比變化范圍較大，檔數(shù)多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。

③同時，傳動比檔數(shù)多，增加了發(fā)動機(jī)發(fā)揮最大功率的機(jī)會，提高了

汽車的加速和爬坡能力，動力性較好；檔位數(shù)多，也增加了發(fā)動機(jī)在低燃

油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗，燃油經(jīng)濟(jì)性也較好。

2.6、試分析超速擋對汽車動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的影響。

提示：因?yàn)槠嚥⒉唤?jīng)常以此速度行駛，低速檔只要滿足動力性的要求。

2.7、答：1）〈考慮空車的情況〉發(fā)動機(jī)輸出功率:

由以上三條關(guān)系式，可以繪出各個檔位下發(fā)動機(jī)的有效功率圖。再有阻力

功率：

由以上信息作出汽車功率平衡圖如下:

2)〈考慮滿載時情況〉

等速百公里油耗公式：

(L/100Km)

由

①最高檔時：，不妨取

i:n=815r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式：

ii:n=1207r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式得:

iii:n=1614r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式得:

iv：n=2603r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式得：

v:n=3403r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式得：

vi:n=3884r/min,即

由負(fù)荷特性曲線的擬合公式得：

故有以上各個點(diǎn)可以做出最高檔的等速百公里油耗曲線:

②同樣，可做出次高擋的等速百公里油耗曲線（省略）

2.8、輪胎對汽車動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有些什么影響？

提示：

2.9、為什么公共汽車起步后，駕駛員很快換入高檔？

提示：汽車起步后換入高檔，此時，發(fā)動機(jī)負(fù)荷率大，后備功率小，燃油經(jīng)濟(jì)性較

高.

2.10、達(dá)到動力性最佳的換擋時機(jī)是什么？達(dá)到燃油經(jīng)濟(jì)性最佳的換檔時機(jī)是什

么？二者是否相同？

答：①動力性最佳：只要時換檔，

以1.3題圖為例，在時換檔

顯然滿足動力性最佳。

②燃油經(jīng)濟(jì)性最佳要求發(fā)動機(jī)負(fù)荷率高，后備功率低。

由下圖知，在最高檔時，后備功率最低，燃油經(jīng)濟(jì)性最佳。

第四章

4.1一轎車駛經(jīng)有積水層的一良好路面公路，當(dāng)車速為lOOkm/h時要進(jìn)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179.27kPao

答：假設(shè)路面水層深度超過輪胎溝槽深度

估算滑水車速：為胎壓(kPa)

代入數(shù)據(jù)得：km/h

而故有可能出現(xiàn)滑水現(xiàn)象而失去制動能力。

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(yàn)結(jié)果。試由表中所列數(shù)據(jù)估算的數(shù)值，以說明制動器作用時間的重要性。

提示：由表4-3的數(shù)據(jù)以及公式

計(jì)算的數(shù)值。

可以認(rèn)為制動器起作用時間的減少是縮短制動距離的主要原因。

4.3—中型貨車裝有前、后制動器分開的雙管路制功系，其有關(guān)參數(shù)如下；

1）計(jì)算并繪制利用附著系數(shù)曲線與制動效率曲線。

2）求行駛車速30km/h,在80路面上車輪不抱死的制動距離。計(jì)算時取制動系反應(yīng)時間,

制動減速度上升時間。

3）求制功系前部管路損壞時汽車的制功距離，制功系后部管路損壞時汽車的制功

距離。

答案：1）

前軸利用附著系數(shù)為：

后軸利用附著系數(shù)為：

空載時：=

故空載時后輪總是先抱死。

由公式

代入數(shù)據(jù)（作圖如下）

滿載時：=

時：前輪先抱死

代入數(shù)據(jù)=（作圖如下）

時：后輪先抱死

代入數(shù)據(jù)=（作圖如下）

2）由圖或者計(jì)算可得:

空載時制動效率約為0.7

因此其最大動減速度

代入公式：

=6.57m

由圖或者計(jì)算可得：

滿載時制動效率為0.87

因此其最大動減速度

制動距離

=5.34m

3）A.若制動系前部管路損壞

后軸利用附著系數(shù)

后軸制動效率

代入數(shù)據(jù)得：空載時：=0.45

滿載時：=0.60

a）空載時其最大動減速度

代入公式:

=10.09m

b）滿載時其最大動減速度

代入公式：

=7.63m

B.若制動系后部管路損壞

前軸利用附著系數(shù)

前軸制動效率

代入數(shù)據(jù)空載時：=0.57

滿載時：=0.33

a）空載時其最大動減速度

代入公式：

=8.02m

b）滿載時其最大動減速度

代入公式：

=13.67m

4.4在汽車法規(guī)中，對雙軸汽車前、后軸制功力的分配有何規(guī)定。說明作出這

種規(guī)定的理由？

答：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，聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟(jì)委員會

制定的ECER13制動對雙軸汽車前、后輪制動器制動力提出了明確的要求。我國的行

業(yè)標(biāo)準(zhǔn)ZBT240007—89也提出了類似的要求。卜而以轎車和最大總質(zhì)量大于3.5t的貨

車為例予以說明。法規(guī)規(guī)定：

對于之間的各種車輛，要求制動強(qiáng)度

車輛在各種裝載狀態(tài)時,前軸利用附著系數(shù)曲線應(yīng)在后軸利用附著系數(shù)曲線之上。

對于最大總質(zhì)量大于3.5t的貨車，在制動強(qiáng)度之間，每根軸的利用附著系數(shù)曲線位于兩

條平行于理想附著系數(shù)直線的平行線之間；而制動強(qiáng)度時，后軸的利用附著系數(shù)滿足關(guān)

系式，則認(rèn)為也滿足了法規(guī)的要求。但是對于轎車而言，制動強(qiáng)度在0.3-0.4之間，后

軸利用附著系數(shù)曲線不超過直線的條件下，允許后軸利用系數(shù)曲線在前軸利用附著系數(shù)

曲線的上方。

4.5一轎車結(jié)構(gòu)參數(shù)問題1.8中給出的數(shù)據(jù)一樣。轎車裝有單回路制動系，其制功器

制動力分配系數(shù)。試求:

1）同步附著系數(shù)。

2）在路面上的制動效率。*

3）汽車此時能達(dá)到的最大制動減速度（指無任何車輪抱死時）f。

4）若將設(shè)車改為雙回路制動系統(tǒng)（只改變制動的傳動系，

見習(xí)題圖3）,而制動器總制動力與總泵輸出管路壓力之比稱為

制功系增益，并令原車單管路系統(tǒng)的增益為Go確定習(xí)題圖3

中各種雙回路制動系統(tǒng)以及在一個回路失效時的制動系增益。

5）計(jì)算：在的路面L。上述各種雙回路系統(tǒng)在一個回路失效時的制功效率及其

能達(dá)到的最大制功減速度。

6）比較各種雙回路系統(tǒng)的優(yōu)缺點(diǎn)。

答案：1）同步附著系數(shù)

2）因所以前輪先抱死

==0.951

3）最大制動減速度：

4）

a）1失效

2失效

b)l失效

2失效

c)1失效

2失效

5)a)l失效

后軸利用附著系數(shù)

后軸制動效率0.46

最大動減速度

2失效

前軸利用附著系數(shù)

前軸制動效率

0.55

最大動減速度

b)由第2)問知：前輪先抱死

1失效與2失效情況相同。

前軸利用附著系數(shù)

前軸制動效率

==0.95

最大動減速度

c）與b）回路的情況相同。

6）比較優(yōu)缺點(diǎn)：

a）其中一個回路失效時，不易發(fā)生制動跑偏現(xiàn)象。但當(dāng)1失效時，容易后

輪先抱死，發(fā)生后軸測滑的不穩(wěn)定的危險(xiǎn)工況。

b）實(shí)現(xiàn)左右側(cè)輪制動器制動力的完全相等比較困難。

c）實(shí)現(xiàn)左右側(cè)輪制動器制動力的完全相等比較困難。其中一個管路失效時,

極容易制動跑偏。

第五章

5.1一轎車(每個)前輪胎的側(cè)偏剛度為-50176N/rad、外傾剛度為-7665N/rad。若

轎車向左轉(zhuǎn)彎，將使兩前輪均產(chǎn)生正的外傾角，其大小為4。設(shè)側(cè)偏剛度與外傾剛度均不受

左、右輪載荷轉(zhuǎn)移的影響.試求由外傾角引起的前輪側(cè)偏角。

答：由題意：F=ka+ky=O

故由外傾角引起的前輪側(cè)偏角：

a=-ky/k=-76654/-50176=0.611

5.26450輕型客車在試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)過多轉(zhuǎn)向和中性轉(zhuǎn)向現(xiàn)象，工程師們在前懸架

上加裝前橫向穩(wěn)定桿以提高前懸架的側(cè)傾角剛度，結(jié)果汽車的轉(zhuǎn)向特性變?yōu)椴蛔戕D(zhuǎn)向。試

分析其理論根據(jù)(要求有必要的公式和曲線)。

答：穩(wěn)定性系數(shù)：

、變化，

原來K0,現(xiàn)在K>0,即變?yōu)椴蛔戕D(zhuǎn)向。

5.3汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有哪幾種類型?表征穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的具體參數(shù)有哪些?它們彼此之

間的關(guān)系如何(要求有必要的公式和曲線)？

答：汽車穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有三種類型：中性轉(zhuǎn)向、不足轉(zhuǎn)向、過多轉(zhuǎn)向。

幾個表征穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向的參數(shù)：

1.前后輪側(cè)偏角絕對值之差(al-a2);

2.轉(zhuǎn)向半徑的比R/R;

3.靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.

彼此之間的關(guān)系見參考書公式(5-13)(5-16)(5-17)?

5.4舉出三種表示汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性的方法，并說明汽車重心前后位置和內(nèi)、外

輪負(fù)荷轉(zhuǎn)移如何影響穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性?

答：方法：

Lal-a2>0時為不足轉(zhuǎn)向，al-a2=0時，為中性

轉(zhuǎn)向,a1-a2<0時為過多轉(zhuǎn)向;

2.R/R0>1時為不足轉(zhuǎn)向，R/R0=1時為中性轉(zhuǎn)向，R/R0<1時為過多轉(zhuǎn)向；

3.S.M>0時為不足轉(zhuǎn)向，S.M.=0時為中性轉(zhuǎn)向，S.M.vO時為過多轉(zhuǎn)向。

汽車重心前后位置和內(nèi)、外輪負(fù)荷轉(zhuǎn)移使得汽車質(zhì)心至前后軸距離a、b

發(fā)生變化，K也發(fā)生變化。

5.5汽車轉(zhuǎn)彎時車輪行駛阻力是否與直線行駛時一樣？

答：否，因轉(zhuǎn)彎時車輪受到的側(cè)偏力，輪胎產(chǎn)生側(cè)偏現(xiàn)象，行駛阻力不一樣。

5.6主銷內(nèi)傾角和后傾角的功能有何不同？

答：主銷外傾角可以產(chǎn)生回正力矩，保證汽車直線行駛；主銷內(nèi)傾角除產(chǎn)生回正力矩

外，還有使得轉(zhuǎn)向輕便的功能。

5.7橫向穩(wěn)定桿起什么作用？為什么有的車裝在前懇架，有的裝在后懸架，有的前

后都裝？

答：橫向穩(wěn)定桿用以提高懸架的側(cè)傾角剛度。

裝在前懸架是使汽車穩(wěn)定性因數(shù)K變大，裝在后懸架使K變小，前后懸架都裝則

使前后懸架側(cè)傾角剛度同時增大。

5.8某種汽車的質(zhì)心位置、軸距和前后輪胎的型號已定。按照二自由度操縱穩(wěn)定

性模型，其穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性為過多轉(zhuǎn)向，試找出五種改善其轉(zhuǎn)向特性的方法。

答：即要K變大，可在前懸架上裝橫向穩(wěn)定桿，后懸架不變；前懸架不變，減小后懸架

側(cè)傾角剛度；同時在前后懸架裝橫向穩(wěn)定桿，但保證a/k2-b/k1變大；同時減小前

后懸架側(cè)傾角剛度，但保證a/k2-b/k1變大；增大汽車質(zhì)量。

5.9汽車空載和滿載是否具有相同的操縱穩(wěn)定性？

答：否，m不同，空載時的汽車m小于滿載時的m,即滿載時的K更大，操縱穩(wěn)定性更

好。

5.10試用有關(guān)計(jì)算公式說明汽車質(zhì)心位置對主要描述和評價(jià)汽車操縱穩(wěn)定性、穩(wěn)

態(tài)響應(yīng)指標(biāo)的影響。

答：穩(wěn)定性系數(shù)公式：

汽車質(zhì)心位置變化，則a、b變化，即K也隨之改變。

5.11二自由度轎車模型的有關(guān)參數(shù)如下：

總質(zhì)量m=1818.2kg

繞軸轉(zhuǎn)動慣量

軸距L=3.048m

質(zhì)心至前軸距離a=1.463m

質(zhì)心至后軸距離b=1.585m

前輪總側(cè)偏剛度

后輪總側(cè)偏剛度

轉(zhuǎn)向系總傳動比i=20

試求：

1）穩(wěn)定性因數(shù)K、特征車速。

2）穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益曲線）…車速u=22.35m/s時的轉(zhuǎn)向靈敏度。

3）靜態(tài)儲備系數(shù)S.M.,側(cè)向加速度為0.4g時的前、后輪側(cè)偏角絕對值之差與轉(zhuǎn)彎半

徑的比值R/R(R=15m).

4）車速u=30.56m/s,瞬態(tài)響應(yīng)的橫擺角速度波動的固有（圓）頻率、阻尼比、反應(yīng)時間與

峰值反應(yīng)時間。

提示：1）穩(wěn)定性系數(shù)：

特征車速

2）轉(zhuǎn)向靈敏度

3），

4）固有圓頻率

阻尼比

反應(yīng)時間

峰值反應(yīng)時間

5.12穩(wěn)態(tài)響應(yīng)中橫擺角速度增益達(dá)到最大值時的車速稱為特征車速。證明：

特征車速=,且在特征車速時的穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益，為具有相等軸距L中性轉(zhuǎn)向

汽車橫擺角速度增益的一半。

答：轉(zhuǎn)向靈敏度

特征車速

，中性轉(zhuǎn)向時

得證。

5.13測定汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性常用兩種方法，一為固定轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角法，并以一曲線

來表示汽車的轉(zhuǎn)向特性（見第五章第三節(jié)二）；另一為固定圓周法。試驗(yàn)時在場地上畫一圓，

駕駛員以低速沿圓周行駛，記錄轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，，然后駕駛員控制轉(zhuǎn)向盤使汽車始終在圓周上

以低速持續(xù)加速行駛。隨著車速的提高，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角（一般）將隨之加大。記錄下角，并

以曲線來評價(jià)汽車的轉(zhuǎn)向特性，試證，說明如何根據(jù)曲線來判斷汽車的轉(zhuǎn)向特性。

證明：轉(zhuǎn)向半徑

5.14習(xí)題圖4是滑柱連桿式獨(dú)立懸架（常稱為MePhersonstrutsuspnsion）示意圖。

試證：

1）R.C.為側(cè)傾中心。

2）懸架的側(cè)傾角剛度為，式中為一個彈簧的（線）剛度。

提示：1）畫出地面對于車廂的瞬時轉(zhuǎn)動中心，即為側(cè)傾中心R.C.

2）證明參考書P135-136

5.15試求計(jì)算穩(wěn)態(tài)響應(yīng)質(zhì)心側(cè)偏角增益的公式，并求題5.11中轎車在

u=31.3m/s（70mile/h）、時的質(zhì)心側(cè)偏角。計(jì)算u=31.3m/s時的瞬態(tài)響應(yīng)峰值反應(yīng)時間

和轎車的汽車因數(shù)T.B.值。

提示：將方程組（5-9）兩式聯(lián)立，=0,=0,消去

5.16為什么有些小轎車后輪也設(shè)計(jì)有安裝前束角和外傾角？

答：因?yàn)檗I車后輪安裝前束角和外傾角是為提高操縱穩(wěn)定性。

5.17習(xí)題圖5為三種前獨(dú)立懸架對車輪相對車身垂直上下位移時前束變化的影

響。試問圖中哪一條曲線具有側(cè)傾過多轉(zhuǎn)向效果？

答：圖中點(diǎn)劃線所表示的具有過多轉(zhuǎn)向效果

5.18轉(zhuǎn)向盤力特性與哪些因素有關(guān)，試分析之。

答：轉(zhuǎn)向盤力特性決定于以下因素：轉(zhuǎn)向器傳動比及其變化規(guī)律、轉(zhuǎn)向器效率、動力轉(zhuǎn)向

器的轉(zhuǎn)向盤操作力特性、轉(zhuǎn)向桿系傳動比、轉(zhuǎn)向桿系效率、由懸架導(dǎo)向桿系決定的

主銷位置、輪胎上的載荷、輪胎氣壓、輪胎力學(xué)特性、地面附著條件、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動

慣性、轉(zhuǎn)向柱摩擦阻力及汽車整體動力學(xué)特性。

19地面作用于輪胎的切向反作用力是如何控制轉(zhuǎn)向特性的？P152-155。

第六章

6.1、設(shè)通過座椅支承面?zhèn)髦寥梭w垂直加速度的譜密度為一白噪聲，

Ga(/)=0.1?求在0.5?80Hz頻率范圍加權(quán)加速度均方根值aw和加權(quán)振級并由表

6-2查出相應(yīng)人的主觀感覺。

答：

查圖知：人的主觀感覺為極不舒適。

6.2、設(shè)車