汽車理論超級總結(jié)[1]匯編

1、備注：各課次內(nèi)容中：用紅色字標記的是重點，加粗且斜體標記的是難點，既用 紅色標記又加粗斜體標記的既是重點也是難點。課次1：內(nèi)容：第一章、汽車的動力性§ 1-1汽車的動力性指標§ 1-2 汽車的驅(qū)動力與行駛阻力一、汽車驅(qū)的驅(qū)動力：發(fā)動機的外特性，傳動系的機械效率，車輪半徑，汽車的驅(qū)動力圖。課次2：二、汽車的行駛阻力：滾動阻力及滾動阻力系數(shù)，空氣阻力及空氣阻力系數(shù)，上 坡阻力，加速阻力。課次3：三、汽車的行駛方程式§ 1-3汽車行駛的驅(qū)動與附著條件，附著力與附著利用率課次4:§ 1-4 汽車的驅(qū)動力一一行駛阻力平衡：驅(qū)動力一行駛阻力平衡圖，利用驅(qū)動 力一行駛

2、阻力平衡圖分析汽車的動力性指標 。§ 1-5汽車的動力因數(shù)與動力特性圖：利用動力特性圖分析汽車的動力性指標課次5：§ 1-6 汽車的功率平衡：利用功率平衡圖分析汽車的動力性指標 課后習(xí)題：汽車動力性習(xí)題 試驗1:汽車動力性路上試驗 課次6：第二章汽車的燃油經(jīng)濟性§ 2-1汽車燃油經(jīng)濟性的評價指標§ 2-2 汽車的燃油經(jīng)濟性計算：汽車發(fā)動機的負荷特性與萬有特性，汽車穩(wěn)定行駛時燃油經(jīng)濟性的計算 課次7：§ 2-2 汽車的燃油經(jīng)濟性計算：汽車的加速、減速與停車怠速的耗油量計算。§ 2-3 影響汽車燃沒油經(jīng)濟性的因素：影響汽車燃油經(jīng)濟性的使用

3、因素，影響汽車燃油經(jīng)濟性的結(jié)構(gòu)因素，提高汽車燃油經(jīng)濟性的途徑。試驗2:汽車燃油經(jīng)濟性實驗課次8：第三章汽車發(fā)動機功率與傳動系傳動比的選擇§ 3-1發(fā)動機功率的選擇§ 3-2傳動系最小傳動比的確定 課次9：§ 3-3傳動系最大傳動比的確定§ 3-4傳動系檔數(shù)與各檔傳動比的確定課后習(xí)題：汽車燃油經(jīng)濟性及傳動系統(tǒng)參數(shù)選擇習(xí)題 課次10：第四章汽車的制動性§ 4-1制動性的評價指標§ 4-2制動時車輪的受力：地面制動力、制動器制動力與附著力的關(guān)系，滑動率與附著系數(shù)的關(guān)系。課次11:§ 4-3汽車的制動效能：汽車的制動減速度，制動距離

4、，汽車制動效能的恒定性§ 4-4 制動時汽車的方向穩(wěn)定性：制動跑偏，制動側(cè)滑。課次12：§ 4-5 前后制動器制動力的比例關(guān)系：一、 地面對前、后車輪的法向反作用力，前、后制動器制動力的理想分配曲線，二、具有固定比值的前、后制動器制動力實際分配線 ，同步附著系數(shù)及其選擇， 制動過程分析 課次13：三、在附著系數(shù)不同的道路上的制動過程分析、利用附著系數(shù)與附著效率。§ 4-6 制動力調(diào)節(jié)：制動力調(diào)節(jié)原理，制動系限壓閥、比例閥，防抱制動系統(tǒng) 課次14：第七章汽車的通過性§ 7-1 汽車通過性概述§ 7-2 汽車間隙失效、通過性的幾何參數(shù)§

5、7-3汽車越過臺階、壕溝的能力課后習(xí)題：汽車制動性和通過性習(xí)題課次15：第五章汽車的操縱穩(wěn)定性§ 5-1概述：操縱穩(wěn)定性概念，車輛坐標系，剛體運動微分方程。§ 5-2輪胎的側(cè)偏特性：輪胎坐標系，輪胎側(cè)偏現(xiàn)象 與側(cè)偏特性,課次16:§ 5-2輪胎的側(cè)偏特性：影 響側(cè)偏特性的諸因素，有外傾角時輪胎的滾動。§ 5-3線性二自由度汽車模型對前輪角輸入的響應(yīng)：汽車操縱系統(tǒng)的簡化模型對前輪角輸入的響應(yīng)：二自由度汽車的運動微分方程式課次17 :§ 5-3線性二自由度汽車模型對前輪角輸入的響應(yīng)：汽車的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，汽車的瞬態(tài)響應(yīng)。§ 5-4汽車操縱穩(wěn)定性

6、與懸架、轉(zhuǎn)向系的關(guān)系：懸架的側(cè)傾特性，側(cè)傾時左右車輪垂直載荷變化對汽車轉(zhuǎn)向性能的影響課次18：§ 5-4汽車操縱穩(wěn)定性與懸架、轉(zhuǎn)向系的關(guān)系：側(cè)傾時車輪外傾角的變化對汽車轉(zhuǎn)向性能的影響，運動側(cè)偏對汽車轉(zhuǎn)向性能的影響。課次19：§ 5-5側(cè)偏柔度、不足轉(zhuǎn)向量及氣車時域響應(yīng)的計算課后習(xí)題：汽車操縱穩(wěn)定性習(xí)題試驗3:汽車穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向試驗課次20：第六章汽車的行駛平順性§ 6-1人體對振動的反應(yīng)和平順性的評價：人體對振動的反應(yīng)，汽車行駛平順性 的評價方法與主要指標，研究汽車行駛平順性的基本方法。2課次21：§ 6-2路面的統(tǒng)計特性：路面功率譜，空間頻率譜密度轉(zhuǎn)化為時間

7、頻率譜密度， 路面輸入譜。課次22 :§ 6-3汽車振動系統(tǒng)的簡化，單質(zhì)量系統(tǒng)的振動：單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動，單質(zhì)量系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性，單質(zhì) 量系統(tǒng)在路面隨機激勵下的響應(yīng)，譜分析與方差（均方根值）的計算。課次23§ 6-4車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動課次24§ 6-4車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動復(fù)習(xí)課后習(xí)題：汽車行駛平順性習(xí)題課次25: 考試 汽車理論汽車理論是研究汽車主要使用性能的科學(xué)，是在分析汽車運動基本規(guī)律的基礎(chǔ)上研究 汽車主要使用性能與其結(jié)構(gòu)之間的內(nèi)在聯(lián)系，分析汽車主要使用性能的各種影響因素， 從而指出正確設(shè)計汽車和合理使用汽車的基本途徑。對汽車提出的使用性能的

8、要求是多方面的，汽車理論主要研究汽車的動力性、燃油經(jīng) 濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性和通過性等。汽車的動力性 學(xué)習(xí)目標通過本章的學(xué)習(xí)，應(yīng)重點掌握汽車的動力性指標，熟練分析汽車的受力情況，深入理解 汽車的行駛方程式，并熟練運用汽車的力平衡圖和功率平衡圖分析汽車的動力性指標。汽車的動力性是指汽車在良好路面上直線行駛時，由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均行駛速度。 汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率之高低很大程度上取決于汽車的動力性。所以，動力性是汽車各種性能中最基本最重要的性能。1.1節(jié)汽車動力性指標從獲得盡可能高的平均行駛速度的觀點出發(fā)，汽車的動力性主要有以下三個評價指標。汽車的最高

9、車速 Uamax最高車速是指在水平良好的路面 （混凝土或瀝青）上，汽車能達到的最高行駛車速。汽車的加速時間t汽車的加速時間表示汽車的加速能力，它對平均行駛車速有很大影響。常用原地起步加速時間與超車加速時間來表明汽車的加速能力。原地起步加速時間，指汽車由I檔或n檔起步，并以最大的加速強度（包括選擇恰當?shù)膿Q檔時機 ）逐步換至最高檔后，到某一預(yù)定的距離 或車速所需的時間。 超車加速時間，指用最高檔或次高檔由某一較低車速全力加速至某一高 速所需的時間。由于超車時兩車輛并行，容易發(fā)生安全事故，所以超車加速能力強，并行行 程短，行駛就安全。一般常用0t400m或0t 100km/h所需的時間來表明汽車的原

10、地起步加 速能力。對超車加速能力還沒有一致的規(guī)定，采用較多的是用最高檔或次高檔，由某一中等車速全力加速行駛至某一高速所需的時間。轎車對加速時間尤為重視。汽車的最大爬坡度i汽車滿載時，在良好路面上的最大爬坡度，表示汽車的上坡能力。顯然，汽車的最大爬坡度指I檔最大爬坡度。轎車最高車速大，加速時間短，經(jīng)常在較好的道路上行駛，一般不強調(diào)它的爬坡能力；而且它的I檔加速能力大，故爬坡能力也強。貨車在各種地區(qū)的各種道 路上行駛，所以必須具有足夠的爬坡能力。實際上，imax代表了汽車的極限爬坡能力，它應(yīng)比實際行駛中遇到的道路最大爬坡度超出很多。這是因為應(yīng)考慮到在坡道上停車后，順利起步加速、克服松軟坡道路面的大

11、阻力等要求的緣故。一般貨車imax在30%即16.7。左右，越野汽車要在壞路或無路條件下行駛，因而爬坡能力是一個很重要的指標，它的最大爬坡度可達60%即31°左右。三個指標的測定，均應(yīng)在無風(fēng)的條件下進行。確定汽車的動力性， 就是確定汽車沿行駛方向的運動狀態(tài)。因此，需要掌握沿汽車行駛方向作用于汽車上的各種外力，即驅(qū)動力與行駛阻力。 根據(jù)這些力的平衡關(guān)系， 建立汽車行駛方程式，就可以估算汽車的最高車速、加速時間和最大爬坡度。8.2節(jié)汽車的驅(qū)動力與行駛阻力確定汽車的動力性，就是確定汽車沿行駛方向的運動狀況。為此需要掌握沿汽車行駛 方向作用于汽車的各種外力，即驅(qū)動力與行駛阻力。根據(jù)這些力的平

12、衡關(guān)系，建立汽車行駛 方程式，就可以估算汽車的各項動力性能指標。汽車的行駛方程式為Ft -E F式中Ft汽車驅(qū)動力；E F 行駛阻力之和。汽車的驅(qū)動力在汽車行駛中，發(fā)動機發(fā)出的有效轉(zhuǎn)矩q，經(jīng)變速器、傳動軸、主減速器等后，由半軸傳給驅(qū)動車輪。如果變速器傳動比為ig、主減速比為i0、傳動系的機械效率為T，則傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩Tt，即驅(qū)動力矩為圖1.1汽車的驅(qū)動力如圖1.1所示，此時作用于驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩 Tt，產(chǎn)生對 地面的圓周力 Fo，則地面對驅(qū)動輪的反作用力 Ft，即為汽 車驅(qū)動力。如果驅(qū)動車輪的滾動半徑為 r ,就有Ft =Tt/r , 因而，汽車驅(qū)動力為Ttqi gi OTFt(1.1)r、

13、傳動系機械效率t及車輪半徑r等作進一步討論，并作出汽車的驅(qū)動力圖。發(fā)動機的外特性發(fā)動機的功率、轉(zhuǎn)矩及燃油消耗率與發(fā)動 機曲軸轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，即為發(fā)動機的速度特性。 當發(fā)動機節(jié)氣門全開，或高壓油泵處于最大供油量 位置時，此特性稱為發(fā)動機的外特性，對應(yīng)的關(guān)系 曲線稱為外特性曲線；如果節(jié)氣門部分開啟，則稱 為發(fā)動機部分負荷特性曲線。圖1.2為某發(fā)動機的外特性曲線。nmin為發(fā)動121.2傳動系的機械效率發(fā)動機發(fā)出的功率 Pe,經(jīng)傳動系傳到驅(qū)動車輪的過程中，要克服傳動系各部件的摩擦而有一定的損失。若損失的功率為 PT，則傳到驅(qū)動輪的功率為 Pe- PT，傳動系的機械效率 TPe PTPePe(1.5)

14、121.3車輪半徑輪胎的尺寸及結(jié)構(gòu)直接影響汽車的動力性。車輪按規(guī)定氣壓充好氣后，處于無載時的半徑，稱為自由半徑。在汽車重力作用下，輪胎發(fā)生徑向變形。車輪中心與輪胎接地面的距離稱為靜力半徑rs。靜力半徑小于其自由半徑，它取決于載荷、輪胎的徑向剛度，以及支承面的剛度。作用于車輪上除徑向載荷外， 還有轉(zhuǎn)矩。車輪中心至輪胎與道路接觸面切向反作用力之 間的距離為動力半徑。 此時輪胎不僅產(chǎn)生徑向變形， 同時還產(chǎn)生切向變形。 其切向變形取決 于輪胎的切向剛度、輪胎承受的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)動時的離心慣性力等。以車輪轉(zhuǎn)動圈數(shù)n與車輪實際滾動距離 S之間關(guān)系換算得出的車輪半徑， 稱為車輪的運動半徑（滾動半徑）rr，即S2n

15、(1.6)顯然，對汽車作動力學(xué)分析時，應(yīng)該用靜力半徑rs ；而作運動學(xué)分析時應(yīng)該用滾動半徑rr。但在一般的分析中常不計它們的差別，統(tǒng)稱為車輪半徑r，即認為汽車的驅(qū)動力圖在各個排檔上，汽車驅(qū)動力Ft與車速Ua之間的函數(shù)關(guān)系曲線，稱為汽車驅(qū)動力圖。它直觀地顯示變速器處于各檔位時，驅(qū)動力隨車速變化的規(guī)律。當已知發(fā)動機外特性曲線、傳動系的傳動比及機械效率、車輪半徑等參數(shù)時，即可作出 汽車驅(qū)動力圖。具體方法如下：（1 ）從發(fā)動機外特性曲線上取若干（ne、Ttq）。（2） 根據(jù)選定的不同檔位傳動比，按式（1）算出驅(qū)動力值。（3） 根據(jù)轉(zhuǎn)速ne、變速器傳動比ig及主減速比i。，由下式計算與所求 Ft對應(yīng)的速

16、度：rne(1.7)= 0.377 e igio（4）建立Ft-Ua坐標，選好比例尺，對每個檔位，將計算出的值（Ft , Ua）分別描點并連成圖1.3即為某五檔變速器貨車的驅(qū)動力圖。 從驅(qū)動力圖中可以看出驅(qū)動力與其行駛速度的 關(guān)系及不同檔位驅(qū)動力的變化。驅(qū)動力圖可以作為工具用來分析汽車的動力性。汽車的行駛阻力汽車在水平道路上等速行駛時必須克服來自地面的滾動阻力Ff和來自空氣的空氣阻力圖1.3 汽車驅(qū)動力圖重力沿坡道的分力，即坡度阻力Fi ;另外汽車加速行駛時還需要克服的阻力即加速阻力Fj。因此汽車行駛的總阻力為Fw ;當汽車在坡道上上坡行駛時，還必須克服(1.8)刀 F = Ff + Fw +

17、 Fi+ Fj上述各種阻力中，滾動阻力和空氣阻力是在任何行駛條件下均存在的。坡度阻力和加速阻力僅在一定行駛條件下存在。水平道路上等速行駛時就沒有坡度阻力和加速阻力。1.221滾動阻力汽車行駛時，車輪與地面在接觸區(qū)域的徑向、 切向和側(cè)向均產(chǎn)生相互作用力， 輪胎與地 面亦存在相應(yīng)的變形。 無論是輪胎還是地面， 其變形過程必然伴隨著一定的能量損失。這些能量損失是使車輪轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生滾動阻力的根本原因。彈性車輪在徑向加載后卸載過程中形成的彈性遲滯損失當汽車車輪在水平路面上，且不受側(cè)向力作用時， 車輪與地面間將產(chǎn)生徑向和切向的相互作用力。圖1.4為輪胎在硬支承路面上受徑向載荷時的變形過程及對應(yīng)的曲線。曲a)

18、町圖1.4 輪胎徑向變形曲線a）輪胎受力b）變形曲線從圖1.4中可見，當彈性車輪在硬支承路面上，對其進行加載和卸載的過程中，徑向載 荷W與由其引起的輪胎徑向變形量A之間的對應(yīng)關(guān)系。加載變形曲線DCA與卸載變形曲線ADE并不重合，則可知加載與卸載不是可逆過程，存在著能量損失。面積OCABO為加載過程中對輪胎所作的功； 面積ADEBA為卸載過程中，輪胎恢復(fù)變形時釋放的功。 兩面積 之差OCADEO即為加載與卸載過程的能量損失。這一部分能量消耗在輪胎各組成部分相互 間的摩擦，以及橡膠、簾線等物質(zhì)分子間的摩擦，最后轉(zhuǎn)化為熱能而消失在大氣中。這種損失稱為彈性物質(zhì)的遲滯損失。從圖1.4b中可見，在同樣變形

19、量.的情況下，處于加載過程的載荷較大，即圖中FC >FD。這說明當車輪在徑向載荷作用下滾動時，由于彈性遲滯現(xiàn)象， 使地面對車輪的法向支持力為不對稱分布，其法向反力合力作用線，相對于車輪中心線前移了一段距離，因而形成了阻礙車輪滾動的力偶矩。等速滾動從動輪受力分析及滾動阻力系數(shù)圖1.5從動輪在硬路面上滾動時的受力情況a）受力分析b）滾動阻力在水平路面等速直線滾動的汽車從動輪，如圖1.5a所示，其法向反力的合力 Fzi相對車輪垂直中心線前移了一段距離a。 a值隨彈性損失的增大而增大。車輪所承受的徑向載荷W，與法向反力Fzi，大小相等，方向相反，即Fzi=-W。若法向反力Fzi通過車輪中心，則是

20、從動輪在硬路面上等速直線滾動的受力情況，如圖1.5b所示。圖中力矩Tfi為作用于車輪上阻礙車輪滾動的滾動力偶矩，且Tfi = Fzi a。要使從動輪等速直線滾動，F(xiàn)zi必須通過車輪中心，通過車軸施加以推力Fpi，它與地面切向反力Fxi構(gòu)成一力偶矩來克服滾動力偶矩Tfi，由車輪中心力矩平衡條件，得Fpi r =Tfi故所應(yīng)施加推力為TfiaaFpiFP1FziW1W1 f 或 f rrrW式中f稱為滾動阻力系數(shù)，可見滾動阻力系數(shù)是單位汽車重力所需的推力。換言之，滾動阻力等于滾動阻力系數(shù)與車輪負荷的乘積。故車輪滾動阻力Ff1為TfiF f ifWir(1.9)這樣，在分析汽車的行駛阻力時，可不必具

21、體計算阻礙車輪滾動的力偶矩，而只計算滾動阻力（實際作用在車輪上的是滾動阻力偶矩）。等速滾動的驅(qū)動輪受力分析圖1.6驅(qū)動輪在硬路面上滾動時的受力情況圖1.6為驅(qū)動輪在硬路面上等速直線滾動時的 受力圖。圖中Fz2為道路對驅(qū)動輪的切向反力，Tp2為車架通過懸架給輪軸的反推力，法向反作用力fZ2也由于輪胎彈性遲滯損失， 使其作用線前移一段距 離a，即在驅(qū)動輪上同樣作用有滾動力偶矩Tf2。由對車輪中心的力矩平衡條件得：Fx2TtTf2r-F(1.10)Fx2 r =Tt _Tf2由上式可見，真正作用在驅(qū)動輪上驅(qū)動汽車行駛的力為地面對車輪的切向反作用力Fx2，其數(shù)值等于驅(qū)動力Ft減去驅(qū)動輪滾動阻力Ff2。

22、滾動阻力系數(shù)的影響因素滾動阻力系數(shù)與路面種類及其狀態(tài)、車速及輪胎等有關(guān)，其數(shù)值通過實驗確定。（1）路面種類及其狀態(tài)對滾動阻力系數(shù)的影響表1.1列出了車速為50km/h時，汽車在各種路面上行駛時的車輪滾動阻力系數(shù)值。 動阻力系數(shù)主要受路面的影響。路面的種類及其狀態(tài)都影響滾動阻力系數(shù)。表1.1滾動阻力系數(shù)值路面類型滾動阻力系數(shù)良好的瀝青或混凝土路面0.010 0.018一般的瀝青或混凝土路面0.018 0.020碎石路面0.020 0.025良好卵石路面0.025 0.030坑洼的卵石路面0.035 0.050壓緊土路（干燥的）0.025 0.035壓緊土路（雨后的）0.050 0.150泥濘土路

23、（雨季或解凍期）0.100 0.250干砂0.100 0.300濕砂0.060 0.150結(jié)冰路面 壓緊的雪道0.015 0.0300.030 0.050輪胎的結(jié)構(gòu)和材質(zhì)對滾動阻力系數(shù)的影響 子午線輪胎與普通斜交輪胎相比，具有較低的滾動阻力系數(shù)。減小簾線層可使胎體減薄，從而可相應(yīng)降低滾動阻力系數(shù)。因此，采用高強力粘膠簾 布、合成纖維簾布或鋼絲簾布等，均可在保證輪胎強度的條件下減少簾布層數(shù)。(3) 汽車行駛速度對滾動阻力系數(shù)的影響當車速在100km/h以下時，滾動阻力系數(shù)變化不大；當車速在 100km/h以上時，滾動阻力系數(shù)隨車速提高而增大較快，當車速高到一定數(shù)值后，輪胎發(fā)生駐波現(xiàn)象， 輪胎周緣

24、不是圓形，出現(xiàn)明顯的波浪狀。滾動阻力系數(shù)迅速增大，輪胎的溫度也迅速升高，使輪胎簾線 層脫落，幾分鐘內(nèi)就會出現(xiàn)爆破現(xiàn)象。(4) 輪胎氣壓對滾動阻力系數(shù)的影響輪胎氣壓對滾動阻力系數(shù)的影響很大。 在硬路面上行駛的汽車，輪胎氣壓低時，變形較大，滾動時的遲滯損失增大，滾動阻力系數(shù)相應(yīng)增大。隨著輪胎氣壓增高，硬路面上的滾動阻力系數(shù)逐漸減小。汽車在軟路面上行駛，氣壓低，輪胎變形大，使輪胎與地面接觸面積增大，單位面積壓力下降，地面變形小，使?jié)L動阻力系數(shù)相應(yīng)減小。1.222空氣阻力汽車直線行駛時受到的空氣作用力在行駛方向上的分力，稱為空氣阻力。它分為壓力阻力和摩擦阻力兩部分。作用在汽車外形表面上的法向壓力的合力

25、在行駛方向上的分力稱為壓 力阻力。摩擦阻力是由于空氣的粘性在車身表面產(chǎn)生的切向力的合力在行駛方向上的分力。壓力阻力又分為四部分：形狀阻力、干擾阻力、內(nèi)循環(huán)阻力、誘導(dǎo)阻力。形狀阻力與車 身主體形狀有關(guān)，流線型越好，形狀阻力越??；干擾阻力是車身表面突起物，如后視鏡、門 把手、車燈等引起的阻力；發(fā)動機冷卻系、車內(nèi)通風(fēng)等空氣流經(jīng)車體內(nèi)部時構(gòu)成的阻力，為 內(nèi)循環(huán)阻力；誘導(dǎo)阻力是空氣升力在水平方向上的投影。對于一般轎車，這幾部分阻力的比例大致為：形狀阻力占58%，干擾阻力占14%，內(nèi)循環(huán)阻力占12%，誘導(dǎo)阻力占7%,摩擦阻力占9%?？諝庾枇χ?，形狀阻力占的比重最大，所以，改善車身流線形狀， 是減小空氣阻力

26、的關(guān)鍵?？諝庾枇w(N)的計算公式為2(1.11)CD AUaFw 二21.15式中Ua 相對速度，在無風(fēng)時即為汽車的行駛速度(km/h)；A 迎風(fēng)面積(m2)；cd 空氣阻力系數(shù)?？諝庾枇ψ饔糜谟娠L(fēng)洞試驗測得的風(fēng)帆中心，以代替分布于整個汽車表面的力。為考查汽車造型對空氣 阻力的影響，在圖1.7所示的 4種車頭和4種車尾組合的轎 車模型上做空氣阻力系數(shù)CD值的測定實驗。實驗結(jié)果表 明，用完全圓形的車頭 C型， 代替擋風(fēng)玻璃傾角45°階梯圖1.7轎車模型的空氣阻力系數(shù)CD由圖中所示Z型車尾呈細長的a)CD隨車型變化b)汽車模型空氣阻力系數(shù)Cd值最小，但這形車頭D型，對減小汽車空氣 阻

27、力并無明顯改善，但比較陡 的擋風(fēng)玻璃(E)或垂直的擋風(fēng) 玻璃(F)，使CD值顯著增加。種造型是不實際的。車尾裝上適當尺寸的擾流板、保險杠下部或駕駛室頂部安裝適當?shù)膶?dǎo)流 板，都會減小空氣阻力系數(shù)。為減小干擾阻力，首要的是減少車身外突起物的數(shù)量，其突起物的形狀也最好接近流線型。122.3坡度阻力如圖1.8所示，當汽車上坡行駛時，其重力沿坡道斜面的分力Fi表現(xiàn)為對汽車行駛的一種阻力，稱坡度阻力。坡度阻力Fj(N)按下式計算：(1.12)Fi = G s i n坡道的表示方法是用坡度i，即用坡高h與底長S之比表示：i = 100% = t a n S當坡道角:<10。15。時,sin ： tan

28、 ： = i，則：(1.13)Fi = G sin 衛(wèi)-G tan ：二 Gi由于坡度阻力Fi與滾動阻力Ff均屬與道路有關(guān)的汽車行駛阻力，故常把這兩種阻力之和稱為道路阻力F-：(N)，即F 二 Ff Fj 二 fG c o s " Gs i n令 =f cos.j，sin稱為道路阻力系數(shù)。當坡度角：較小時，co 1 , sin : : i，貝UF.=FfFj ： Gf Gi =G( f i) =G'-1.224加速阻力汽車加速行駛時，需克服其質(zhì)量的慣性，這就是加速阻力(1.14)(1.15)F j。汽車質(zhì)量分為平移質(zhì)量和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量(飛輪、車輪等)兩部分。加速時平移質(zhì)量要產(chǎn)生慣性

29、力，旋轉(zhuǎn)質(zhì)量要產(chǎn)生慣性力 偶矩，為了便于計算，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，并以系數(shù):作為換算系數(shù)，則汽車加速時的加速阻力Fj (N)為,Fj 二(1.16)dt式中：一一汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，(： 1),主要與飛輪、車輪的轉(zhuǎn)動慣量，以及傳動系的 傳動比有關(guān)；dudt汽車行駛加速度,2(m/s )。m 汽車質(zhì)量，(kg)；1.3節(jié)汽車的行駛方程式與汽車行駛條件汽車行駛方程式根據(jù)上節(jié)分析的汽車各行駛阻力，可以得到汽車的行駛方程式為FFfFwFFj二 Gf cos -2.Cd AUa21.15Gsin = " m-dudt(1.17)該方程式表示了驅(qū)動力與行駛阻力的

30、數(shù)量關(guān)系， 但并未經(jīng)過周密的推導(dǎo)。本節(jié)將對汽車 各部分取隔離體，進行受力分析，以便更具體確切地說明汽車的總體受力， 同時推導(dǎo)出旋轉(zhuǎn) 質(zhì)量換算系數(shù)并建立汽車行駛方程式。從動輪在加速過程中的受力分析F業(yè)圖1.9加速時車輪的受力圖Wi 從動輪上的載荷mi 從動輪的質(zhì)量Fz1 地面對從動輪的法向反作用力圖1.10加速時驅(qū)動輪的受力圖W 2 驅(qū)動輪上的載荷m?驅(qū)動輪的質(zhì)量Fz2 地面對驅(qū)動輪的法向反作用力Iwi 從動輪的轉(zhuǎn)動慣量Iw2驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)動慣量FP1 從動軸對從動輪的推力Fp2 驅(qū)動軸對驅(qū)動輪的阻力Fx2地面切向反作用力Tf2 驅(qū)動輪的滾動阻力偶矩FT；半軸作用于驅(qū)動輪的力矩Fz1 地面切向反作用

31、力Tf 1 從動輪滾動阻力偶矩m. du 從動輪平移慣性力dt|W1 繞從動輪重心的慣性力偶1 dt圖1.9為加速時從動輪的受力圖。根據(jù)力(力矩)平衡條件，沿水平方向各力合力為零，即duFp1 =口 ' Fx1(1.18)dt繞車輪中心力矩之和為零，即_dFx1r = Tf1 ' |W1 一dt由于丁門/r =Ff1，-二山/r，則上式可寫成IW1 du(1.19)廠x1r f 12r故從動軸對從動輪的推力為dtFp1 = F f 1 (m11W1)du(1.20)r dt可見，推動從動輪前進的推力， 要克服兩種阻力，即從動輪的滾動阻力和從動輪的加速阻力。加速阻力又由平移質(zhì)量的

32、加速阻力m1 dU和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的加速阻力 絞 dU所組成。dtr2 dt汽車的行駛條件由汽車的行駛方程得：GdU 二 Ft -（Ff Fw FJ g dt可見，驅(qū)動力必須大于滾動阻力、坡度阻力和空氣阻力后，才能加速行駛。若驅(qū)動力小 于這三個阻力之和， 則汽車無法開動，正在行駛中的汽車將減速直至停車。因此，汽車行駛的第一個條件為Ft - Ff Fw Fi（1.25）此條件為汽車行駛的驅(qū)動條件，但它并不是汽車行駛的充分條件，實際上，驅(qū)動力是受附著力限制的。增加發(fā)動機轉(zhuǎn)矩及增大傳動比，可以增大驅(qū)動力。 但驅(qū)動力達到路面可能給出的最大切向力，即附著力F .時，驅(qū)動輪會出現(xiàn)滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象，汽車不能前進。附著力是

33、路面對驅(qū)動輪切向反力的極限值,在硬路面上，它與驅(qū)動輪法向反作用力Fz2成正比，即x2 max驅(qū)動輪地面法向反作用力與汽車的總體布置、 著系數(shù)，它與路面的種類和狀況、車輪運動狀況、 有影響。行駛狀況及道路的坡度有關(guān)。 式中-為附 胎壓及花紋有關(guān)，行駛車速對附著系數(shù)也在一般動力性分析中只取附著系數(shù)的平均值，見表1.2。表1.2輪胎與路面間的附著系數(shù)路面普通輪胎咼壓輪胎干燥的瀝青或混凝土路面0.70 0.800.50 0.70潮濕的混凝土路面0.50.4潮濕的瀝青路面0.45 0.60.35碎石路面 （十）0.60 0.700.5 0 0.60碎石路面（潮濕）0.40 0.500.30 0.40土路

34、（干）0.50 0.600.4 0 0.50土路（濕）0.30 0.400.20 0.40土路（泥）0.15 0.250.15 0.25雪路（松軟）0.20 0.350.20 0.35雪路（壓實）0.20 0.350.12 0.20冰路面0.10 0.200.08 0.15硬路面的接觸強度大，地面的堅硬及微小的凸起物和輪胎表面的機械嚙合作用等， 使輪 胎與地面之間產(chǎn)生較大的附著力，故附著系數(shù)較大。潮濕的路面和微觀凸凹、被污穢、 灰塵 所填的路面，附著系數(shù)下降。輪胎氣壓對附著系數(shù)有較大的影響，在干燥的硬路面上，降低輪胎的氣壓，輪胎與路面微觀不平處的嚙合面積增大，使附著系數(shù)加大。在潮濕的硬路面上，

35、適當提高輪胎氣壓，可以提高對路面的單位壓力，有利于擠出接觸處的水分，附著系數(shù)提高。此外，在硬路面上行駛的汽車，胎面花紋做成淺而細的形狀，可以增強胎面與路面上微觀突起物間的嚙合作用， 有利于提高附著系數(shù)。在軟路面上行駛的汽車，胎面花紋做成粗而深的花紋，可增大嵌入輪 胎花紋內(nèi)的土壤的剪切斷面，達到提高附著系數(shù)的目的。 輪胎花紋做成具有良好的排水功能的形狀，提高汽車在潮濕路面上的附著系數(shù)。行駛車速對附著系數(shù)也有影響。在硬路面上，車速增加時，輪胎來不及與路面微小凸起部分很好嚙合，附著系數(shù)下降。雨天在硬路面上行駛，車速提高時，輪胎與路面間的水不易 被擠出，使附著系數(shù)顯著下降。在松軟路面上行駛的汽車，由于

36、汽車車速的提高，車輪的作用力很容易破壞土壤的結(jié)構(gòu)，造成附著系數(shù)也下降。應(yīng)當明確，附著力并不是汽車受到的一個力，它只是路面給車輪切向力的極限值。當?shù)孛媲邢蛄_到此值時，驅(qū)動輪將產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)，汽車不能行駛，因此，汽車行駛應(yīng)滿足的第二個條件附著條件為(對于后輪驅(qū)動的汽車)(1.26)Fx2 = Ft - Ff2 乞 F：皆= Fz2、Ft 乞 Fz2(f ：)而f ?，所以上式可近似為Ft 乞 Fz2或 Ft Fz(1.27)式中Fz .:作用于所有驅(qū)動輪上的地面法向反作用力。聯(lián)立式(1.25)和式(1.27)得汽車行駛的驅(qū)動與附著條件為FfFw -FFF(1.28)圖1.12為汽車加速上坡受力圖?？蛇@

37、就是汽車行駛的必要與充分條件。推導(dǎo)出Fz1、Fz2隨上述條件變化而變化的規(guī)律。圖1.12汽車加速上坡受力圖1.4節(jié)汽車驅(qū)動力一行駛阻力平衡圖與動力特性圖驅(qū)動力一行駛阻力平衡圖前面得到汽車的行駛方程式為Ft = FfFwFFj2Ttqlglo TCD Au aG du或Gf cos D a Gsin :r21.15g dt此方程表明了汽車行駛時，驅(qū)動力和各行駛阻力之間的平衡關(guān)系。當發(fā)動機轉(zhuǎn)速特性、變速器傳動比、主減速比、機械效率、車輪半徑、空氣阻力系數(shù)、汽車迎風(fēng)面積及汽車總質(zhì)v./flcm/h）量等初步確定后，便可利用此式分析汽車在良好路面（瀝青、混凝土路面）上的行駛能力, 即確定節(jié)流閥全開時，

38、汽車能達到的最高車速、加速能力和爬坡能力。為了清晰而形象地表明汽車行駛時的受 力情況及其平衡關(guān)系，一般是采用汽車行駛方 程式用圖解法來進行分析的。汽車的驅(qū)動力 行駛阻力平衡圖就是最基本的一種，將汽車行駛中經(jīng)常遇到的滾動阻力和空氣阻力疊加后 畫在驅(qū)動力圖上，并表明該疊加量隨車速的變 化關(guān)系曲線。圖1.13即為一具有五檔變速器汽 車的驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖。142利用驅(qū)動力一行駛阻力平衡圖圖解汽車 動力性指標利用汽車驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖，我們 可以圖解分析汽車的各項動力性指標。圖1.13汽車驅(qū)動力一行駛阻力平衡圖最高車速汽車的最高車速是指汽車在無風(fēng)的條件下，在水平、良好的路面上，節(jié)流閥全開，變速

39、器置于最高檔所能達到的車速。根據(jù)汽車行駛方程 Ft =Ff FWFiFj此時，F(xiàn)i =0，F(xiàn)j =0，F(xiàn)t = Ff - Fw，即驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖上 Ft曲線（此時為最高檔驅(qū)動力曲線 片5 ）與Ff Fw曲線的交點對應(yīng)的車速，就是最高車速（圖中為175km/h）。從圖中還可以看出， 當車速低于最高車速時，驅(qū)動力大于行駛阻力，這樣，汽車就可以利用剩下來的驅(qū)動力加速或爬坡，或牽引掛車。當需要在低于最高車速的某一車速（如160km/h）等速行駛時，駕駛員可以關(guān)小節(jié)流閥開度（圖中虛線），此時發(fā)動機只用部分負荷特性工作，相應(yīng)地得到虛線所示驅(qū)動力曲線，以使汽車達到新的平衡。汽車的加速能力汽車的加速能

40、力可用它在水平良好路面上行駛時，能產(chǎn)生的加速度來評價。由于加速度的數(shù)值不易測量；一般常用加速時間來表明汽車的加速能力。例如用直接檔行駛時，由最低穩(wěn)定速度加速到一定距離或80%Uamax所需時間（新車一般用0100km/h所需的時間）。3.5由汽車行駛方程得：顯然利用圖1.13，可計算得各檔 的加速度曲線如圖1.14所示。有的汽 車I檔的值甚大，n檔的加速度可 能比I檔的還要大。根據(jù)加速度圖，可以進一步求得由某一車速加速至另一較高車速所需的時間。由于dudtt 口du圖1.14 汽車的行駛加速度曲線1如果畫出加速度倒數(shù) 1隨速度變化的曲線，可用圖解積分法求出曲線下的面積，即為加速j過程中的加速時

41、間。142.3汽車的爬坡能力汽車的爬坡能力是用最大爬坡度來評定。最大爬坡度imax%是指汽車滿載時，在良好路面上以最低檔所能爬行的最大坡度。此時汽車在良好路面上克服Ff FW后的力，全部用來克服坡度阻力，故 理=0，即Fj =0dtJ因此Fi 二 Ft -(Ff Fw)式中，F(xiàn)f應(yīng)為Gf cos，但Ff的數(shù)值本來就較小，且 cos、；丄1,故可認為Gsin 非-(Ff Fw)=arcs in這樣利用圖1.13,即可求出汽車能爬上的坡道角，并相應(yīng)地求出坡度值，如圖1.15所示。其中最大爬坡度imax為I檔時的最大爬坡度，直接檔最大爬坡度i°max亦應(yīng)引起注意，因為汽車經(jīng)常是以直接檔行駛

42、的，如果i0max過小，迫使汽圖1.15 汽車爬坡度圖車在遇到較小的坡度時經(jīng)常換檔，這樣就影響了行駛的平均速度；其數(shù)值按下式求出：i 0maxFt0 max -(FtFw )G(1.29)式中 Ft0m a x直接檔時的最大驅(qū)動力。動力因數(shù)利用汽車驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖可以確定汽車的動力性，但不能用來直接評價不同種類汽車的動力性。因為種類不同的汽車，其質(zhì)量或外形有所不同，因此各行駛阻力也不同， 也就是說即使驅(qū)動力相近的汽車，其動力性也不相近。所以可以預(yù)想到表征動力性的指標， 應(yīng)該是一種既考慮驅(qū)動力， 又包含汽車自重和空氣阻力在內(nèi)的綜合性參數(shù)。將汽車行駛方程式進行一定的變換，便可找出評定汽車動力

43、性的參數(shù)。Ft = Ff Fw Fi FjFt -Fw -G':G du g dt(1.30)Ft - Fw宀理Gg dt式(1.30)的右邊是汽車行駛時的道路阻力系數(shù)及加速度與-的乘積，左邊是汽車本身所具有g(shù)的參數(shù)。若令 Ft _Fw為汽車的動力因數(shù)，并以符號GD表示，則D = Ft - Fw.、duGg dt(1.31)式(1.31)稱為汽車的動力平衡方程。由式(1.31)可知，不論汽車自重等參數(shù)有何不同，只要有相等的動力因數(shù) D，便能克服同樣的坡度和產(chǎn)生同樣的加速度(設(shè)兩汽車的.值相同)。因此,目前常把動力因數(shù)作為表征汽車動力特性的指標。 144汽車的動力特性圖及其應(yīng)用利用Ft-

44、Ua和Fw = f (Ua)的函數(shù)關(guān)系，根據(jù)式(1.31)計算出D并作出D-Ua關(guān)系曲線，因此，目前常把動力因數(shù)作為 表征汽車動力特性的指標。稱為動 力特性圖，如圖1.16所示。再將 汽車滾動阻力系數(shù) f隨車速ua變 化關(guān)系曲線，以同樣的比例尺畫在 動力特性圖上，就可以方便地分析 汽車動力特性。最咼車速在汽車達到最高車速時，j =0, i = 0,故汽車的動力平衡圖1.16 動力特性圖 系數(shù)曲線交點處對應(yīng)的車速為最高車速。各檔爬坡能力方程式(31)變?yōu)镈 = f，即圖15中高速檔動力因數(shù)曲線與滾動阻力在各檔爬最大坡度時，加速度j =0，動力平衡方程式為D _- f i因此，D曲線與f曲線之間的

45、距離，就是汽車各檔的爬坡能力。粗略估算時,D m axf，就是汽車的最大爬坡度。實際上，1檔所能上的坡度一般較大，因此,cos v 1, sin 工i，故imax = D max - f的誤差較太，此時2max1 f2max sin -J max解此三角函數(shù)方程，求得：Fax =arcsin ° max然后再根據(jù)tan : max二imax換算成坡度。1.443加速能力評定汽車的加速能力時，設(shè)i =0，則動力平衡方程為du g廿呪7因此，在汽車動力特性圖上,D曲線與f曲線之間距離的-倍；就是汽車各檔的加速度。當求直接檔加速度時，若粗略判斷，可?。篢 , g : 10m/s2,則加速度

46、值就是 D曲線與f曲線之間距離的10倍。在汽車的技術(shù)文件由上述可見，用動力特性圖求解汽車的動力性指標十分合適和方便, 中常用動力特性來表征汽車的動力性。在動力特性圖上幾個重要參數(shù)如下：(1 )汽車在水平良好路面上的最高車速U a max。(2) I檔最大動力因數(shù) D max。它可粗略地代表最大爬坡能力。(3) 直接檔的最大動力因數(shù)D°max。它說明了汽車以直接檔行駛時的爬坡與加速能力，該 值對汽車行駛的平均速度有很大影響。1.5節(jié)汽車的功率平衡汽車行駛時，不僅存在驅(qū)動力與行駛阻力的平衡關(guān)系，而且也存在發(fā)動機功率和汽車行駛的阻力功率間的平衡關(guān)系。即發(fā)動機發(fā)出的有效功率，始終等于機械傳動

47、損失與全部運動阻力所消耗的功率。功率平衡方程汽車運動阻力所消耗的功率，有滾動阻力功率 Pf、空氣阻力功率FW、坡度阻力功率 PFiUaGsin ： UaPi36003600及加速阻力功率片，它們的表達式為FfUaGf COSOtUap f3.6 10003600Fw Ua36003C D Au a76140Fjua _、GUa dU3600 一 3600g dt功率平衡方程為PeP 二丄(PfTf'PwP Pj)2UaCpAUa . G dUPL(Gfcos二"Gsin)3600 T21.15 g dt當.工較小時，sin、£， cos、£匸1，上式可寫成

48、PeUa3600 T(Gf Gi2C°AUa21.15G dU g dt功率平衡圖及其應(yīng)用汽車的功率平衡關(guān)系也可以用圖解法表示。以縱坐標表示功率， 橫坐標表示車速，將發(fā)動機功率Pe、汽車經(jīng)常遇到的阻力功率(Pf-Pw），對應(yīng)于車速的關(guān)系曲線繪在坐上応一 r-_ 一 _flm/(r/rain) ° (rAnin)標圖上，即得到如圖1.17所示功率平衡圖?？梢娪捎诎l(fā)動機功率隨車速的變化，實際上是隨轉(zhuǎn)速的變化，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在各檔位對應(yīng)的行 駛車速不同，因此得出圖示的各檔功率與行駛車 速的關(guān)系曲線。Pf在低速范圍內(nèi)為一直線，在高速時由于f是Ua的一次函數(shù)，Pf是Ua的二次函數(shù)；而圖1

49、.17汽車功率平衡圖Pw則是Ua的三次函數(shù)。兩者疊加后，阻力功率曲線是一條斜率越來越大的曲線。它與檔位無關(guān)，只與車速有關(guān)，所以高速時，汽車主要克服空氣阻力而消耗功率。最咼車速汽車達最高車速時，j =0, i = 0，則(Pf Pw)即功率平衡圖中，發(fā)動機功率曲線(直接檔)與阻力功率曲線的交點對應(yīng)的車速Uamax，稍大于最高檔時發(fā)動機最大功率對應(yīng)的車速Up。加速能力評價加速能力時，i =0，則Pj = T【Pe - 丄(Pf Pw)T所以，不同車速時的加速度為dudt3600g TGUaPe1(Pf Pw)T上坡能力評價汽車上坡能力時，j=0.粗略計算求出汽車的爬坡度為3600 T iGUaPe

50、T(PfPw)功率平衡圖上，各檔功率曲線表示汽車在該檔上，不同車速時可能發(fā)出的功率。 總阻力功率曲線表示在平直良好路上，以不同車速等速行駛時所需要的功率。兩者間的功率差值為后備功率，它可以用來使汽車加速、爬坡等。利用功率平衡的方法求解動力性問題顯得麻煩。但汽車的速度越高， 遇到阻力越大，克服阻力所消耗的功率就越大，因此，功率平衡是從能量轉(zhuǎn)換角度研究汽車動力性的。利用功率平衡，還可以研究行駛時發(fā)動機的負荷率，即一定工況下，克服阻力所需發(fā)動機發(fā)出功率和該工況下發(fā)動機能夠發(fā)出的最大功率的比值，以便研究經(jīng)濟性問題。1.6節(jié)影響汽車動力性的主要因素發(fā)動機參數(shù)的影響發(fā)動機最大功率的影響發(fā)動機功率愈大，汽車

51、的動力性愈好。 設(shè)計中發(fā)動機最大功率的選擇必須保證汽車預(yù)期 的最高車速。最高車速愈高，要求的發(fā)動機功率愈大，其后備功率也大，加速和爬坡能力必 然較好。但發(fā)動機功率不宜過大，否則在常用條件下，發(fā)動機負荷率過低，油耗增加。單位汽車重力所具有的發(fā)動機功率 FeG稱為比功率或功率利用系數(shù)。比功率和汽車的 類型有關(guān)?？傊亓?49kN(5t)的貨車其比功率在較小范圍內(nèi)變化，一般在75kW/kN以上。轎車和總重力小于 39.2kN的貨車比功率較大，動力性很好。重型自卸汽車速度低，比功率較 小。161.2發(fā)動機最大扭矩發(fā)動機的最大扭矩大，在i0、ig 定時，最大動力因數(shù)較大，汽車的加速和上坡能力 也強。161

52、.3發(fā)動機外特性曲線的形狀兩臺發(fā)動機的外特性曲線形狀不同，但其最大功率和相對應(yīng)的轉(zhuǎn)速可能相等。假定汽車的總質(zhì)量、流線型、傳動比均為已知，為了便于比較，并假定總阻力功率曲線與兩臺發(fā)動機 功率曲線交于最大功率點，后備功率較大的外特性曲線所代表的汽車具有較大的加速能力和 上坡能力，因而動力性能較好。同時使汽車具有較低的臨界車速，換檔次數(shù)可以減少，因而有利于提高汽車的平均行駛速度。主減速器傳動比io的影響傳動系總傳動比是傳動系各部件傳動比的乘積。普通汽車上沒有分動器和副變速器，如果變速器的最高檔是直接檔，減速器傳動比i0對汽車動力性的影響，可利用汽車在直接檔行 駛時的功率平衡圖來分析。主減速器的傳動比

53、io不同，汽車功率平衡圖上發(fā)動機功率曲線的位置不同，與水平路面行駛阻力功率曲線的交點所確定的最高車速不同。當阻力功率曲線正好與發(fā)動機功率曲線交在其最大功率點上，此時所得的最咼車速最大，Uamax = Up， UP為發(fā)動機最大功率時的車速。因此，主減速器的傳動比i0應(yīng)選擇到汽車的最高車速相當于發(fā)動機最大功率時的車速，這時最高車速最大。主減速器的傳動比io不同，汽車的后備功率也不同。io增大，發(fā)動機功率曲線左移，汽車的后備功率增大，動力性加強，但燃油經(jīng)濟性較差。i0減小，發(fā)動機功率曲線右移，汽車的后備功率較小，但發(fā)動機功率利用率高，燃油經(jīng)濟性較好。傳動系檔數(shù)的影響無副變速器和分動器時，轉(zhuǎn)動系檔數(shù)即

54、為變速器前進檔的檔數(shù)。變速器檔數(shù)增加時， 發(fā)動機在接近最大功率工況下工作的機會增加，發(fā)動機的平均功率利用率高，后備功率增大。有利于汽車加速和上坡，提高了汽車中速行駛時的動力性。檔數(shù)多，可選用最合適的檔位行駛，發(fā)動機有可能在大功率工況下工作。使功率利用的平均值增大。檔數(shù)的多少還影響到檔與檔間傳動比的比值。比值過大時會造成換檔困難。一般認為比值不宜大過1.71.8。因此變速器頭檔傳動比越大，檔數(shù)也應(yīng)越多。各種汽車變速器檔數(shù)有大致的規(guī)律。貨車變速器檔數(shù)隨整車整備質(zhì)暈的增加而增多?？傎|(zhì)量3.5t以下輕犁貨車絕大多數(shù)采用四檔變速器?？傎|(zhì)量3.510t的汽車80%用五檔變速器?？傎|(zhì)量14t以上的汽車85%帶有副變速器，采用 8、10、12個或更多檔。越野車總質(zhì)量 在3.5t以下的多采用四檔變速器和兩檔分動器。3.5t以上的采用五檔或六檔變速器和兩檔分動器。轎車現(xiàn)在越來越多的采用五檔變速器。顯然，檔數(shù)多于五檔會使結(jié)構(gòu)和操縱變得大為復(fù)雜。汽車外形的影響汽車的外形影響汽車的空氣阻力系