2016.6版汽车理论复习 (1)

汽车理论（同济大学第二版）复习索引2016-6

F1、p3倒数第4行到倒数第3行。“滚动阻力等于⋯⋯乘积”

滚动阻力等于滚动阻力系数与车轮垂直载荷（或地面的法向反作用力）的乘积。

F2、p6第2行到第4行。“由式（1-4）可知⋯⋯滚动阻力F f 。”

F3、p11第1行。（30%可以写为20%）

在S=15%-30%之间，φ值可达到最大，最大的φmax 称为峰值附着系数。

F4、p12第5行-第9行。“附着率是指„„用C ϕ2、F x2、F z2”。

附着率：

附着率是指汽车在直线行驶时，充分发挥驱动里作用是要求的最低附着系数，在低速阶段，如加速或上坡，驱动轮上的驱动力矩大，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 φ表示:

C φi=Fxi/Fzi(i=1,2）

如前轮驱动用C φ1、Fx1、Fz1，后轮驱动用C φ2、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：

ϕ≥C ϕ2

C ϕ2越小越容易满足附着条件。”

F5、p12倒数第2行到倒数第1行“当汽车曲线行驶时„„称为侧偏力”（引文中F y '为F y ，F y 为F Y ，以 下同）

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F y ', 相应地在地面上产生地面侧向反作用力F y ， 也称为侧偏力

在本页空白处加：

“F Y =k ⨯a

车轮中心受到侧向力F y ，则地面给车轮以侧偏力F Y ，并产生侧偏角α（k 为侧偏刚度）。在侧偏角较小时，F Y 与α成线性关系。”

F6、p13第17行到第23行“由轮胎坐标系⋯⋯之间”（书中k a 即k ）。加：

由轮胎坐标系有关符号规定可知，负的侧偏力生产正的侧偏角，因此侧偏刚度是负值。Fy 与α的关系可用式（1-24）表示：

Fy=Kα*α, 轿车轮胎的K α值在-28000-- -80000N/rad之间。

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：

“F Yr =k r ⨯r

其中F Yr 是外倾地面侧向力

k r 是外倾刚度，为负值

r 是车轮外倾角”

F8、①p21在本页空白处写：

“∆α=-k r r k

其中∆α是外倾侧偏角

k r 是外倾刚度，为负值

k 是侧偏刚度，为负值

r 是外倾角”

②“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、p40第22行到第28行。“为了便于⋯⋯加速度，m/s2”

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，并以大于1的系数δ计入，称之为旋转质量换算系数，所以汽车加速阻力为：

Fj=δm* dv/dt(N)

式中; δ---汽车旋转质量换算系数

m---汽车质量，kg

dv/dt---汽车行驶加速度，m/s2.

在此公式空白处写：

“此式中去掉δ，等式右边的意义为：汽车平移质量的加速阻力；保留δ，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。”

p41第11行δ表达式。式中I f 、I W 见p40相关词条。

在此公式附近空白处写：

“有的越野汽车1档δ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、P42倒数第17行到倒数第15行全部。（书中此处的F z φ为F z2之误）

由于滚动阻力系数f 比附着系数φ小的多，故可略去Fz2f 项，上式可近似写成： Ft ≤Fz2φ

式中：Fz φ---作用于所有驱动轮上的法向反作用力，N 。

称为汽车行驶的附着条件。

F11、p47第3行到5行“最高车速„„为零”

最高车速（v max ) 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。

P48 倒数第4行到倒数第2行“汽车的„„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群补用来克服坡度阻力，所以加速度为零。

F12、p60倒数第6行到p61第1行“双离合器⋯⋯总为正”

F13、p56第7行到第8行“原始特性曲线„„如图2-26所示”

P55第7行到第24行“特性参数„„转矩系数”（其中，“透穿性C P ”改“透过度P ”）

在本页空白处写

①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。

p =T po

T pc =λpo 其中T po 为涡轮不转动时泵轮的转矩 λpo 为涡轮不转动时泵轮的λpc

转矩系数 T pc 为偶合器工况即变矩比K 为1时泵轮的转矩 λpc 为偶合器工况即变矩比K 为1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。 显然只有正透性符合汽车的使用要求，在实际设计时，要求P ＞1.2，通常乘用车（轿车）≥2 、其他车辆≥1.3-1.8。

②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。 ③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、p126第8行到第14行“有以下关系式„„发现拖滑现象”（此处“拖滑”改“滑移”）。在空白处写：

“公式4-4为不抱死的条件，不满足时发生抱死。

曲线图4—2，F p1左为车轮未抱死的区域，右为车轮抱死的区域。据此可分析：制动力大小、满载空载、ϕ大小不同情况的抱死关系。

制动性中的角标b ，均改为xb ——F xb 表示汽车地面制动力。下同。”

F15、①p127在本页空白处写： 2''u ao τ21'+）“S = (τ2⨯u ao +3. 6225. 92αb max

其中S 为制动距离、u ao 为汽车制动初速度、τ'2为制动间隙消除时间、τ"2制动力增长时间、αbmax 为最大制动减速度。

②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，S 2和S 3，相应的时间是τ2和τ3。”

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数。

F16、p130第4行到第9行全部。

F17、p132第13行到第16行。“首先不希望⋯⋯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 ·ϕ·h g ），以及轴荷转移。

轴荷转移：制动时，前轴负荷增加，后轴负荷减少。

F19、p134倒数第2行到倒数第1行“前制动器制动力⋯⋯（4-24）”

F20、p135第8行到第15行。“理想的⋯⋯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ϕ0（例如为0.6）的路面上，汽车进行制动，则其前后制动力将从0开始沿β曲线增长，直到到达I曲线，前后制动轮同时抱死。

若在小于同步附着系数ϕ0（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β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I曲线，前后制动轮同时抱死。

若在大于同步附着系数ϕ0（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β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I曲线，前后制动轮同时抱死。”

“从历程分析可知：只有β曲线在I 曲线下方时，才能保证前轴先抱死，而不是后轴先抱死。而且，希望β曲线贴近I 曲线，以提高制动效率。此外，希望β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ϕ0。这些是β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、①p136第8行（即公式4-31）

式中ϕ0同步附着系数、L （书上为I ）为轴距、β为制动力分配系数、为b （书上为l r ）为质心到后轴距离、h g 为质心高度。

②在p136空白处写：

“乘用车（即轿车）的同步附着系数ϕ0应至少不小于0.7，以保证在0.7的良好路面上行驶时，ϕ＜ϕ0，这样制动时不会后轮先抱死。

③此外，从公式可看到b 增加，即质心前移，会引起ϕ0减小，这样制动时可能会后轮先抱死，这是很不利的。”

F23、p137倒数第1行到p138第1行。“f 线是指⋯⋯关系曲线。”加写：不同φ值时，f 曲线是一组曲线，即f 线组。

F24、p138倒数第1行“r 线是指⋯⋯关系曲线”、

p139第14行到第16行。“若β曲线在I 曲线下方，⋯⋯制动状态。”

F25、p140在本页空白处写：

①“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。

②制动效率ε就是，车轮不抱死的最大制动强度Z，对车轮与地面间的附着系数的比值。” F26、p140倒数第10行到倒数第5行“为了保证⋯⋯（4-51）。”

F27、p92倒数第10行到p93第3行 “为克服⋯⋯（3—1）”

F28、①p110倒数第10行到倒数第9行“图3—20a ）是⋯⋯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⋯⋯应有的传动比i ＇”

②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80%—90%时，为最低值。”

③“CVT 能够在某工况（P e ，u a ）下，通过找到相应的i 找到曲线图上的n 。”（按p110图3-20 a）

④“汽车某消耗功率对应有一个u a 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。

i g =0. 377n ⨯r 式中r 车轮半径、i 0主减速比” u a ⨯i 0

F29、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

K =m a b 2-2(-) 单位 s ⨯m 2k k L 21

其中m 汽车总质量、L 轴距、α汽车质心到前轴之距、b 汽车质心到后轴之距、k 1前轮侧偏刚度、k 2后轮侧偏刚度。”

F31、①p182在本页空白处写：

“横摆角速度增益可表达如下

u

ωr ) s =2δ1+K ⨯u

其中 u 汽车车速m/s、L 轴距m 、K 稳定性因数s 2⨯m -2

②K 等于0，为中性转向

③K 大于0，为不足转向

其特征车速为u ch

u ch =1 m/s 其中K 为稳定性因数s 2⨯m -2 K 越大或u ch 越小，不足转向量越大。 K

④K 小于0，为过多转向

其临界车速为u cr

u cr =-

⑤“K =1 m/s 其中K 为稳定性因数s 2⨯m -2 汽车到达临界车速时失去稳定性。” K 1(α1-α2) 其中K 为稳定性因数s 2⨯m -2 αy 侧向加速度m ⨯s -2 L αy ⋅L

汽车轴距 α1-α2为前轮侧偏角与后轮侧偏角之差。

（α1-α2）〉0为不足转向 ，（α1-α2）〈0为过多转向 ⑥ （α1-α2）=0为中性转向”F32、p186在本页空白处写：

“静态储备系数S.M.

S . M . =a '-a

L

其中α'中性转向点到前轴的距离 α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。”

参阅p186倒数第3行到p187第4行，“静态储备系数„„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，„„来表征汽车的动特性。”

F34、p190倒数第3行到倒数第1行：

“式中 δ（ω）、ωr (ω) ——分别为δ和ωr 的傅里叶变换„„=ωr (ω) ” δ(ω)

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 ：

①D 1为前轮侧偏柔度、D 2为后轮侧偏柔度、U 为不足转向量，U=D1— D 2。当U 为正时，汽车是不足转向，当U 为负时，汽车是过多转向。

②D 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、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、p240第9行到第11行“制定了⋯⋯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、p241第2行“ISO2631„„人体坐姿受振模型。”

p241第11行到第15行“对于人体振动的评价„„表示αω0”（此处的α为英文字母a 的小写，不是阿尔法，以下同）

P242第22行到27行“总加权加速度均方根值„„（6-13）”

评价方法（参数）为

1、加权加速度均方根值αw

2、总加权加速度均方根值αw0

3、加权振级L eq ”

F38、p256第2行到第4行“对道路而言„„如图2-27所示。”

在p256页空白处写：

①“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G q (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 长度内有10个波，即波长为0.1m ，则空间频率为10。”

②“G q (n)是空间频率的功率谱密度，G q (f)是时间频率的功率谱密度，两者关系是

G q (n)=1G q (f) 其中u 汽车车速m/s f 时间频率Hz ” u

F39、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ε=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、p270第5行到第10行“图6-47是⋯⋯（6-63）”。

P270第13行到第15行”系统频率响应特征函数„„（6-64）

F41、P270第19行到第22行“式中，„„的图形如图6-48，”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ωn 改为ω0。

F42、p271第3行到第6行“车身加速度„„悬架系统的设计参数。”在此处加写：“此 、δd 、F d 可以写作χ，χ是路面随机输入下的汽车的振动响应量。” z

F43、p271第8行到第11行“响应的功率谱密度„„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χ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

-q 幅频特性曲线 z ①图6-49，

②p271倒数第1行到p272第3行“在共振点，⋯⋯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=ω0/2π

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。故取1Hz ” q

F46、p273图6-53，及第13行到第14行“m 为悬挂质量⋯⋯为减震器阻尼系数。”此处文中的“减震器”改为“减振器”。

F47、p281在空白处写：

①“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。”

②“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：

①“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z 2是车身振动的振幅，z 1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。

可由此得出车身部分和车轮部分的固有频率和

阻尼比。

②因为T 的倒数是时间频率f ，所以车身部分的

固有频率f 0=ω01=以及车轮部分的固有频率2πT

f t =ωt 1= 2πT '

'A 1A 1③车身部分的衰减率τ=，车轮部分的衰减率τ'= 衰减率越大，波形衰减就A 2A 2

大，阻尼比ζ就大。由衰减率求得阻尼比的公式如下： 车身部分的阻尼比ζ=1

+4π

ln 2τ

1

+2 车轮部分的阻尼比ζt =4π

ln 2τ'2

F49、p278第1行到第3行“为了计算⋯⋯自由度振动系统。”及图6-58。

P279 图6-59“人体-座椅”系统的传递特性。

F50（补充）、P86空白处写：

①，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 《乘用车燃料消耗量评价方法及指标》是在GB 19578 的基础上，进一步从企业角度对燃料消耗量提出的要求。

GB 19578—2014对新认证车执行日期为2016年1月1日，对在生产车执行日期为2018年1月1日。

GB19578和GB27999是贯彻落实《规划》的重要措施，旨在推动我国先进节能技术发展和应用，持续降低我国乘用车燃料消耗量，使我国乘用车平均燃料消耗量水平在2020年下降至5L/100km左右，对应CO2排放约为120g/km。

错误！未找到引用源。②，我国所使用的测试乘用车油耗的工况：

欧洲目前采用的是ＥＣＥ＋ＥＵＤＣ工况。该工况由两部分组成：第一部分主要反映市区内的实际车辆行驶状况，可以看成城市

行驶过程，该部分由１５种行驶方式组成，

通常被称为“十五工况法”，主要反映机

动车在欧洲城市内的行驶特征，具有低速、

低负荷和低排气温度的特性。该工况共进

行４个１５工况循环，测试时间持续７８

０ｓ，总行驶里程为４．０５２ｋｍ，平

均车速为１８．７ｋｍ／ｈ；由于车辆城

郊运行比例增加, 1992年开发了代表高速

行驶工况的EUDC ，增加了第二部分。第二部分为一个附加的市郊行驶工况（ＥＵＤＣ），该部分包括13个工况，代表市郊车辆运行过程，平均速度为６２．６ｋｍ／ｈ，该部分最高车速为１２０ｋｍ／ｈ，测试时间为４００ｓ，行驶里程为６．９５５ｋｍ。欧洲行驶工况在世界范围内得到认可并被大多数国家采纳。目前，我国采用欧洲行驶工况。 新欧洲运转循环(简称NEDC) ，是为考核发动机冷启动排放, 排放采样和运转循环同步, 所采用的。其持续时间为1220s, 平均速度为32.12km/h，最大加速度为1.06m/s2。

③，汽油车的碳平衡油耗计算：

在GB19233中规定了，汽车在底盘测功机上，模拟城市和市郊工况循环下，通过测定排放的污染物：CO 、CO2和HC 化合物，用碳平衡法 计算燃料消耗量的试验，及其计算方法。其中汽油车为：

错误！未找到引用源。+0.429错误！未找到引用源。

式中：SG 0.85kg/L

错误！未找到引用源。④，企业平均燃油消耗的计算：

CAFC 是企业平均燃料消耗量实际值、T CAFC 是企业平均燃料消耗量的目标值。

CAFC 实际值是将所有车型对应的燃料消耗量实际值按年度生产量或进口量进行加权平均，计算公式如下：

T ⨯V ∑CAFC =∑V i i

N

i i N i

其中：N 为乘用车车型序号；Ti 为第i 个车型对应燃料消耗量实际值；Vi 为第i 个车型的年度生产量或进口量。