第1章 汽車的動力性[共29頁]

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1、汽車理論 汽車理論是研究汽車主要使用性能的科學，是在分析汽車運動基本規(guī)律的基礎上研究汽車主要使用性能與其結構之間的內在聯系，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要求是多方面的，汽車理論主要研究汽車的動力性、燃油經濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性和通過性等。 第8章 汽車的動力性 學習目標 通過本章的學習，應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

2、、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。 1.1.1 汽車的最高車速 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。 1.1.2 汽車的加速時間 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Ⅱ檔起步，并以最大的加速強度(包括選擇

3、恰當的換檔時機)逐步換至最高檔后，到某一預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0→400m或0→100km/h所需的時間來表明汽車的原地起步加速能力。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。 1.1.3 汽車的最大爬坡度 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，

4、加速時間短，經常在較好的道路上行駛，一般不強調它的爬坡能力；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，代表了汽車的極限爬坡能力，它應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阻力等要求的緣故。一般貨車在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，均應在無風的條件下進行。 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

5、汽車上的各種外力，即驅動力與行駛阻力。根據這些力的平衡關系，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，即驅動力與行駛阻力。根據這些力的平衡關系，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 ∑ 式中 ——汽車驅動力； ∑——行駛阻力之和。 1.2.1 汽車的驅動力 在汽車行駛中，發(fā)動機發(fā)出的有效轉矩，經變速器、傳動軸、主減速器等后

6、，由半軸傳給驅動車輪。如果變速器傳動比為、主減速比為、傳動系的機械效率為，則傳到驅動輪上的轉矩，即驅動力矩為 如圖1.1所示，此時作用于驅動輪上的轉矩，產生對地面的圓周力，則地面對驅動輪的反作用力，即為汽車驅動力。如果驅動車輪的滾動半徑為，就有，因而，汽車驅動力為 圖1.1汽車的驅動力 (1.1) 下面將對式(1.1)中發(fā)動機轉矩丁、傳動系機械效率及車輪半徑等作進一步討論，并作出汽車的驅動力圖。 1.2.1.1 發(fā)動機的外特性 發(fā)動機的功率、轉矩及燃油消

7、耗率與發(fā)動機曲軸轉速的變化關系，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，對應的關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。為發(fā)動 圖1.2 某發(fā)動機外特性曲線 機最低穩(wěn)定工作轉速，隨著發(fā)動機轉速的增加，發(fā)動機發(fā)出的有效功率和有效轉矩都在增加，發(fā)動機轉矩達到最大值時，相應的發(fā)動機轉速為，再增大發(fā)動機轉速時，有效轉矩有所下降，但功率繼續(xù)增加，一直達到最大功率，此時發(fā)動機轉速為，繼續(xù)提高發(fā)動機轉速，其功率反而下降。一般取=(1.1～1.2) 。

8、 如轉矩單位用Nm表示，功率單位用kW表示，轉速用r/min表示,它們之間有如下關系： (1.2) 發(fā)動機制造廠提供的發(fā)動機外特性曲線，一般是在試驗臺架上不帶空氣濾清器、水泵、風扇、消聲器、發(fā)電機等附屬設備條件下測試得到的。如果帶上上述附屬設備，測得的發(fā)動機外特性的最大功率約小15%；轉速為時，功率約小2%～6%；轉速再低時，兩者相差更小。此外，由于在試驗臺架上所測的發(fā)動機工況相對穩(wěn)定，而在實際使用中，發(fā)動機的工況通常是不穩(wěn)定的，但由于兩者差別不顯著，所以在進行動力估算時，仍可用穩(wěn)態(tài)工況時發(fā)動機的試驗數據

9、。 如果找不到外特性曲線的數據，若已知發(fā)動機的和，則可用式(1.3)估算發(fā)動機的外特性-曲線： (1.3) 式中、——發(fā)動機類型系數，汽油機==1，直接噴射式柴油機=0.5，=1.5，有預燃室式柴油機=0.6，=1.4。 如果在已知和之外，還已知了及，則可用式(1.4)估算發(fā)動機的外 特性-曲線： (1.4) 式中——最大功率時對應的轉矩。 1.2.1.2 傳動系的機械效率 發(fā)動機發(fā)出的功率，經傳動系傳到驅動車輪的過程中，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，則傳到驅動

10、輪的功率為-，傳動系的機械效率為 (1.5) 傳動系的功率損失由傳動系中各部件——變速器、萬向節(jié)、主減速器等的功率損失所組成。其中變速器和主減速器的功率損失所占比重最大，其余部件功率損失較小。 損耗的功率含機械損失功率和液力損失功率。機械損失功率是指齒輪傳動副、軸承、油封等處的摩擦損失的功率，其大小決定于嚙合齒輪的對數，傳遞的轉矩等因素。液力損失功率是指消耗于潤滑油的攪動、潤滑油與旋轉零件之間的表面摩擦功率。其大小決定于潤滑油的品質、溫度、箱體內的油面高度，以及齒輪等旋轉零件的轉速。液力損失隨傳動零件轉速提高

11、、潤滑油面高度及粘度增加而增大。 傳動系的機械效率是在專門的實驗裝置上測試得到的。在動力性計算時，-機械效率取為常數。采用有級機械變速傳動系的轎車取0.9～0.92，單級主傳動貨車取0.9，44汽車取0.85。 1.2.1.3 車輪半徑 輪胎的尺寸及結構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。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，還有轉矩。車輪中心至輪胎與道路接觸面切向反

12、作用力之間的距離為動力半徑。此時輪胎不僅產生徑向變形，同時還產生切向變形。其切向變形取決于輪胎的切向剛度、輪胎承受的轉矩及轉動時的離心慣性力等。 以車輪轉動圈數與車輪實際滾動距離之間關系換算得出的車輪半徑，稱為車輪的運動半徑(滾動半徑)，即 (1.6) 顯然，對汽車作動力學分析時，應該用靜力半徑；而作運動學分析時應該用滾動半徑。但在一般的分析中常不計它們的差別，統(tǒng)稱為車輪半徑，即認為 1.2.1.4 汽車的驅動力圖 在各個排檔上，汽車驅動力與車速之間的函數關

13、系曲線，稱為汽車驅動力圖。它直觀地顯示變速器處于各檔位時，驅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、車輪半徑等參數時，即可作出汽車驅動力圖。具體方法如下： （1）從發(fā)動機外特性曲線上取若干(、)。 （2）根據選定的不同檔位傳動比，按式(1)算出驅動力值。 （3）根據轉速、變速器傳動比及主減速比，由下式計算與所求對應的速度： (1.7) （4）建立-坐標，選好比例尺，對每個檔位，將計算出的值(，)分別描點并連成曲線，即得驅動力圖。 圖1.3即為某五檔變速器貨車的驅動力圖。從驅動力圖中可以看出驅

14、動力與其行駛速度的關系及不同檔位驅動力的變化。驅動力圖可以作為工具用來分析汽車的動力性。 1.2.2 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和來自空氣的空氣阻力；當汽車在坡道上上坡行駛時，還必須克服 圖1.3 汽車驅動力圖 重力沿坡道的分力，即坡度阻力；另外汽車加速行駛時還需要克服的阻力即加速阻力。因此汽車行駛的總阻力為 ∑+++ (1.8) 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

15、和加速阻力。 1.2.2.1 滾動阻力 汽車行駛時，車輪與地面在接觸區(qū)域的徑向、切向和側向均產生相互作用力，輪胎與地面亦存在相應的變形。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動時產生滾動阻力的根本原因。 1.2.2.1.1 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，且不受側向力作用時，車輪與地面間將產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的曲線。 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

16、承路面上，對其進行加載和卸載的過程中，徑向載荷與由其引起的輪胎徑向變形量之間的對應關系。加載變形曲線與卸載變形曲線并不重合，則可知加載與卸載不是可逆過程，存在著能量損失。面積為加載過程中對輪胎所作的功；面積為卸載過程中，輪胎恢復變形時釋放的功。兩面積之差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、簾線等物質分子間的摩擦，最后轉化為熱能而消失在大氣中。這種損失稱為彈性物質的遲滯損失。 從圖1.4b中可見，在同樣變形量的情況下，處于加載過程的載荷較大，即圖中＞。這說明當車輪在徑向載荷作用下滾動時，由于彈性遲滯現象，使地面對車輪的法向支持力為不對稱

17、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。 1.2.2.1.2 等速滾動從動輪受力分析及滾動阻力系數 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，其法向反力的合力相對車輪垂直中心線前移了一段距離。值隨彈性損失的增大而增大。車輪所承受的徑向載荷，與法向反力，大小相等，方向相反，即=-。 若法向反力通過車輪中心，則是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。圖中力矩為作用于車輪上阻礙車輪滾動的滾動力偶矩，且=。要

18、使從動輪等速直線滾動，必須通過車輪中心，通過車軸施加以推力，它與地面切向反力構成一力偶矩來克服滾動力偶矩，由車輪中心力矩平衡條件，得 = 故所應施加推力為 或 式中稱為滾動阻力系數，可見滾動阻力系數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與車輪負荷的乘積。故車輪滾動阻力為 (1.9) 這樣，在分析汽車的行駛阻力時，可不必具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)。 1.2.2.1.3 等速滾動的驅動輪受力分析

19、 圖1.6為驅動輪在硬路面上等速直線滾動時的受力圖。 圖中為道路對驅動輪的切向反力，為車架通過懸架給輪軸的反推力，法向反作用力也由于輪胎彈性遲滯損失，使其作用線前移一段距離，即在驅動輪上同樣作用有滾動力偶矩。由對車輪中心的力矩平衡條件得： 圖1.6 驅動輪在硬路面上滾動時的受力情況 (1.10) 由上式可見，真正作用在驅動輪上驅動汽車行駛的力為地面對車輪的切向反作用力，其數值等于驅動力減去驅動輪滾動阻力。 1.2.2.1.4 滾動阻力系數的影響因素 滾動阻力系數與路面種類及

20、其狀態(tài)、車速及輪胎等有關，其數值通過實驗確定。 (1)路面種類及其狀態(tài)對滾動阻力系數的影響 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值。滾動阻力系數主要受路面的影響。路面的種類及其狀態(tài)都影響滾動阻力系數。 表1.1 滾動阻力系數值 路面類型 滾動阻力系數 良好的瀝青或混凝土路面 一般的瀝青或混凝土路面 碎石路面 良好卵石路面 坑洼的卵石路面 壓緊土路(干燥的) 壓緊土路(雨后的) 泥濘土路(雨季或解凍期) 干砂 濕砂 結冰路面 壓緊的雪道 0.010～0.018 0.018～0.020 0.020～0.025

21、0.025～0.030 0.035～0.050 0.025～0.035 0.050～0.150 0.100～0.250 0.100～0.300 0.060～0.150 0.015～0.030 0.030～0.050 (2)輪胎的結構和材質對滾動阻力系數的影響 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。 減小簾線層可使胎體減薄，從而可相應降低滾動阻力系數。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。 (3)汽車行駛速度對滾動阻力系數的影響 當車速在100km/h以下時，滾動阻力系數變化不大；當車速在100

22、km/h以上時，滾動阻力系數隨車速提高而增大較快，當車速高到一定數值后，輪胎發(fā)生駐波現象，輪胎周緣不是圓形，出現明顯的波浪狀。滾動阻力系數迅速增大，輪胎的溫度也迅速升高，使輪胎簾線層脫落，幾分鐘內就會出現爆破現象。 (4)輪胎氣壓對滾動阻力系數的影響 輪胎氣壓對滾動阻力系數的影響很大。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，滾動阻力系數相應增大。隨著輪胎氣壓增高，硬路面上的滾動阻力系數逐漸減小。 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動阻力系數相應減小。 1.2.2.2 空氣阻力 汽車直線行

23、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、內循環(huán)阻力、誘導阻力。形狀阻力與車身主體形狀有關，流線型越好，形狀阻力越小；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、車內通風等空氣流經車體內部時構成的阻力，為內循環(huán)阻力；誘導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%，內循

24、環(huán)阻力占12%，誘導阻力占7%，摩擦阻力占9%。 空氣阻力中，形狀阻力占的比重最大，所以，改善車身流線形狀，是減小空氣阻力的關鍵。 空氣阻力(N)的計算公式為 (1.11) 式中 ——相對速度，在無風時即為汽車的行駛速度(km/h)； ——迎風面積(m2)； ——空氣阻力系數。 空氣阻力作用于由風洞試驗測得的風帆中心，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值的測定實驗。實驗結果表明，用完全圓形的車頭C型

25、，代替擋風玻璃傾角45階梯形車頭D型，對減小汽車空氣阻力并無明顯改善，但比較陡的擋風玻璃(E)或垂直的擋風玻璃(F)，使值顯著增加。 圖1.7 轎車模型的空氣阻力系數 由圖中所示Z型車尾呈細長的a) 隨車型變化 b)汽車模型 空氣阻力系數值最小，但這 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的導流板，都會減小空氣阻力系數。 為減小干擾阻力，首要的是減少車身外突起物的數量，其突起物的形狀也最好接近流線型。 1.2.2.3 坡度阻力 如圖1.8所示，當汽車上坡行駛時，其重力沿坡道

26、斜面的分力表現為對汽車行駛的一種阻力，稱坡度阻力。坡度阻力(N)按下式計算： (1.12) 式中——道路坡度角()。 坡道的表示方法是用坡度，即用坡高與底長之比表示： 圖1.8 汽車的上坡阻力 當坡道角<10～15時， ，則： (1.13) 由于坡度阻力與滾動阻力均屬與道路有關的汽車行駛阻力，故常把這兩種阻力之和稱為道路阻力(N)，即 (1.14) 令，稱為道

27、路阻力系數。 當坡度角較小時，，，則 (1.15) 1.2.2.4 加速阻力 汽車加速行駛時，需克服其質量的慣性，這就是加速阻力。汽車質量分為平移質量和旋轉質量(飛輪、車輪等)兩部分。加速時平移質量要產生慣性力，旋轉質量要產生慣性力偶矩，為了便于計算，一般把旋轉質量的慣性力偶矩，轉化為平移質量的慣性力，并以系數作為換算系數，則汽車加速時的加速阻力(N)為， (1.16) 式中——汽車旋轉質量換算系數，(＞1), 主要與飛輪、車輪的轉動慣量，以及傳動系的傳動比

28、有關； ——汽車質量，(kg)； ——汽車行駛加速度，(m/s2)。 1.3節(jié) 汽車的行駛方程式與汽車行駛條件 1.3.1 汽車行駛方程式 根據上節(jié)分析的汽車各行駛阻力，可以得到汽車的行駛方程式為 或 (1.17) 該方程式表示了驅動力與行駛阻力的數量關系，但并未經過周密的推導。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，同時推導出旋轉質量換算系數并建立汽車行駛方程式。 1.3.1.1 從動輪在加速過程中的受力分析 圖1.9 加速時車輪的受力圖

29、 圖1.10 加速時驅動輪的受力圖 —從動輪上的載荷 —從動輪的質量 —驅動輪上的載荷 —驅動輪的質量 —地面對從動輪的法向反作用力 —地面對驅動輪的法向反作用力 —從動輪的轉動慣量 —驅動輪的轉動慣量 —從動軸對從動輪的推力 —驅動軸對驅動輪的阻力 —地面切向反作用力 —從動輪滾動阻力偶矩 地面切向反作用力 —從動輪平移慣

30、性力 —驅動輪的滾動阻力偶矩 —繞從動輪重心的慣性力偶 —半軸作用于驅動輪的力矩 圖1.9為加速時從動輪的受力圖。 根據力(力矩)平衡條件，沿水平方向各力合力為零，即 (1.18) 繞車輪中心力矩之和為零，即 由于，，則上式可寫成 (1.19) 故從動軸對從動輪的推力為

31、 (1.20) 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量的加速阻力和旋轉質量的加速阻力所組成。 1.3.1.2 驅動輪在加速過程中的受力分析 圖1.10為加速時驅動輪的受力圖。 根據平衡條件，得 令為加速過程中驅動輪的實際驅動力, 則 (1.21) 可見，克服三部分阻力，即由驅動軸傳來的阻力、驅動輪的滾動阻力和驅動輪的加速阻力。驅動輪的加速阻力由平移質量產生的加速阻力和旋轉質量產生的加速阻力所組成

32、。 加速時半軸作用于驅動輪的力矩，是由發(fā)動機輸出的有效轉矩，克服發(fā)動機旋轉質量(主要指飛輪)產生的慣性阻力矩而得到的。如果飛輪轉動慣量為，飛輪產生的角加速度為，則 (1.22) 而 所以 故 式中 ——飛輪加速阻力 ——汽車驅動力。 因此 (1.23) 1.3.1.3 除從動輪、驅動輪以外汽車其余部分的受力分析 圖1.11為加速時除從動輪、驅動輪以外的汽車其余部分的受力圖。 依據力的平衡條件，得

33、 圖1.11 加速時除車輪以外的汽車部分受力圖 (1.24) 將式(1.20)和式(1.23)代人式(1.24)得 即 令旋轉質量換算系數為，則 因此，汽車行駛方程可寫成： 若在坡道上行駛，方程式可寫成 此方程只表示各物理量之間的數量關系，這個關系式被用來進行汽車動力性分析，式中有些項并不表示作用于汽車的外力。如稱為驅動力，但它并不是真正作用于驅

34、動輪的地面切向反作用力，同樣，滾動阻力也不是真正作用于汽車上的阻力，而是以滾動阻力偶矩的形式作用于車輪上。此外，在進行動力性分析時，慣性力代表慣性力和慣性力矩的總效應的一個數值。此方程經過了嚴格的推導，結論是正確的。 1.3.2 汽車的行駛條件 由汽車的行駛方程得： 可見，驅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 (1

35、.25) 此條件為汽車行駛的驅動條件，但它并不是汽車行駛的充分條件，實際上，驅動力是受附著力限制的。增加發(fā)動機轉矩及增大傳動比，可以增大驅動力。但驅動力達到路面可能給出的最大切向力，即附著力時，驅動輪會出現滑轉現象，汽車不能前進。 附著力是路面對驅動輪切向反力的極限值，在硬路面上，它與驅動輪法向反作用力成正比，即 驅動輪地面法向反作用力與汽車的總體布置、行駛狀況及道路的坡度有關。式中為附著系數，它與路面的種類和狀況、車輪運動狀況、胎壓及花紋有關，行駛車速對附著系數也有影響。 在一般動力性分析中只取附著系數的平均值，見表1.

36、2。 表1.2 輪胎與路面間的附著系數 路面 普通輪胎 高壓輪胎 干燥的瀝青或混凝土路面 潮濕的混凝土路面 潮濕的瀝青路面 碎石路面(干) 碎石路面(潮濕) 土路(干) 土路(濕) 土路(泥) 雪路(松軟) 雪路(壓實) 冰路面 0.70～0.80 0.5 0.45～0.6 0.60～0.70 0.40～0.50 0.50～0.60 0.30～0.40 0.15～0.25 0.20～0.35 0.20～0.35 0.10～0.20 0.50～0.70 0.4 0.35 0.50～0.60 0.30～0.40 0.40～0.50

37、 0.20～0.40 0.15～0.25 0.20～0.35 0.12～0.20 0.08～0.15 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生較大的附著力，故附著系數較大。潮濕的路面和微觀凸凹、被污穢、灰塵所填的路面，附著系數下降。 輪胎氣壓對附著系數有較大的影響，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，使附著系數加大。在潮濕的硬路面上，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

38、路面上微觀突起物間的嚙合作用，有利于提高附著系數。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的土壤的剪切斷面，達到提高附著系數的目的。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。 行駛車速對附著系數也有影響。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，使附著系數顯著下降。在松軟路面上行駛的汽車，由于汽車車速的提高，車輪的作用力很容易破壞土壤的結構，造成附著系數也下降。 應當明確，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

39、極限值。當地面切向力達到此值時，驅動輪將產生滑轉，汽車不能行駛，因此，汽車行駛應滿足的第二個條件——附著條件為(對于后輪驅動的汽車) (1.26) 而，所以上式可近似為 或 (1.27) 式中 ——作用于所有驅動輪上的地面法向反作用力。 聯立式(1.25)和式(1.27)得汽車行駛的驅動與附著條件為 (1.28) 這就是汽車行駛的必要與充分條件。

40、 圖1.12為汽車加速上坡受力圖。可推導出、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) 汽車驅動力—行駛阻力平衡圖與動力特性圖 1.4.1 驅動力—行駛阻力平衡圖 前面得到汽車的行駛方程式為 或 此方程表明了汽車行駛時，驅動力和各行駛阻力之間的平衡關系。當發(fā)動機轉速特性、變速器傳動比、主減速比、機械效率、車輪半徑、空氣阻力系數、汽車迎風面積及汽車總質量等初步確定后，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，汽車能達到的最高車速、加速能力和爬坡能

41、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。汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖就是最基本的一種，將汽車行駛中經常遇到的滾動阻力和空氣阻力疊加后畫在驅動力圖上，并表明該疊加量隨車速的變化關系曲線。圖1.13即為一具有五檔變速器汽車的驅動力-行駛阻力平衡圖。 1.4.2 利用驅動力—行駛阻力平衡圖圖解汽車動力性指標 利用汽車驅動力-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 汽車驅動力—行駛阻力平衡圖 1.4.2.1 最高車速 汽車的最高車速是指汽車在無風的條件下，在水平、良好的路面

42、上，節(jié)流閥全開，變速器置于最高檔所能達到的車速。 根據汽車行駛方程 此時，，，，即驅動力-行駛阻力平衡圖上曲線（此時為最高檔驅動力曲線）與曲線的交點對應的車速，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，驅動力大于行駛阻力，這樣，汽車就可以利用剩下來的驅動力加速或爬坡，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，相應地得到虛線所示驅動力曲線，以使汽車達到新的平衡。 1.4.2.2 汽車的加速能力 汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時，能

43、產生的加速度來評價。由于加速度的數值不易測量；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%所需時間（新車一般用0～100km/h所需的時間）。 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，Ⅱ檔的加速度可能比I檔的還要大。 根據加速度圖，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 故 圖1.14 汽車的行駛加速度曲線 如果畫出加速度倒數隨速度變化的曲線，可用圖解積分法求出曲線下的面積，即為加速過程中的

44、加速時間。 1.4.2.3 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%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后的力，全部用來克服坡度阻力，故，即 因此 式中，應為，但的數值本來就較小，且，故可認為 這樣利用圖1.13，即可求出汽車能爬上的坡道角，并相應地求出坡度值，如圖1.15所示。其中最大爬坡度為Ⅰ檔時的最大爬坡度，直接檔最大爬坡度亦應引起注意，因為汽車經常是以直接檔行駛的，如果過小，迫使汽 圖1.15 汽車爬坡度

45、圖 車在遇到較小的坡度時經常換檔，這樣就影響了行駛的平均速度；其數值按下式求出： (1.29) 式中 ——直接檔時的最大驅動力。 1.4.3 動力因數 利用汽車驅動力-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，也就是說即使驅動力相近的汽車，其動力性也不相近。所以可以預想到表征動力性的指標，應該是一種既考慮驅動力，又包含汽車自重和空氣阻力在內的綜合性參數。將汽車行駛方程式進行一定的變換，

46、便可找出評定汽車動力性的參數。 (1.30) 式(1.30)的右邊是汽車行駛時的道路阻力系數及加速度與的乘積，左邊是汽車本身所具有的參數。若令為汽車的動力因數，并以符號D表示，則 (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有何不同，只要有相等的動力因數，便能克服同樣的坡度和產生同樣的加速度(設兩汽車的值相同)。因此，目前常把動力因數作為

47、表征汽車動力特性的指標。 1.4.4 汽車的動力特性圖及其應用 利用-和的函數關系，根據式(1.31)計算出并作出-關系曲 線，因此，目前常把動力因數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隨車速變化關系曲線，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。 1.4.4.1 最高車速 在汽車達到最高車速時，，，故汽車的動力平衡方程式(31)變?yōu)?，即圖15 圖1.16 動力特性圖 中高速檔動力因數曲線與滾動阻力系數曲線交點處對應的車速為最高車速。 1.4.4.2 各檔爬坡能力 在各檔爬最大

48、坡度時，加速度，動力平衡方程式為 因此，曲線與曲線之間的距離，就是汽車各檔的爬坡能力。粗略估算時，，就是汽車的最大爬坡度。實際上,Ⅰ檔所能上的坡度一般較大，因此， ＜1，≠，故的誤差較太，此時 解此三角函數方程，求得 然后再根據換算成坡度。 1.4.4.3 加速能力 評定汽車的加速能力時，設，則動力平衡方程為 因此，在汽車動力特性圖上，曲線與曲線之間距離的倍；就是汽車各檔的加速度。當求直接檔加速度時，若粗略判斷，可取，m/s2,則加速度值就是曲線

49、與曲線之間距離的10倍。 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，在汽車的技術文件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如下： （1）汽車在水平良好路面上的最高車速。 （2） Ⅰ檔最大動力因數。它可粗略地代表最大爬坡能力。 （3）直接檔的最大動力因數。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，不僅存在驅動力與行駛阻力的平衡關系，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系。即發(fā)動機發(fā)出的有效功率，始終等于機械傳動損失與全部運動阻力

50、所消耗的功率。 1.5.1 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、空氣阻力功率、坡度阻力功率及加速阻力功率，它們的表達式為 功率平衡方程為 即 當較小時，，，上式可寫成 1.5.2 功率平衡圖及其應用 汽車的功率平衡關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、汽車經常遇到的阻力功率，對應于車速的關系曲線繪在坐標圖上，即得到如圖1.17所示功率平衡圖。 可見由于發(fā)動機功率隨車速的變化，實際上是隨轉速的變化，發(fā)動機轉速

51、在各檔位對應的行駛車速不同，因此得出圖示的各檔功率與行駛車速的關系曲線。 在低速范圍內為一直線，在高速時由于是的一次函數，是的二次函數；而 圖1.17 汽車功率平衡圖 則是的三次函數。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，只與車速有關，所以高速時，汽車主要克服空氣阻力而消耗功率。 1.5.2.1 最高車速 汽車達最高車速時，，，則 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的車速，稍大于最高檔時發(fā)動機最大功率對應的車速。 1.5.2.2 加速能力 評價加速能力時，，則

52、 所以，不同車速時的加速度為 1.5.2.3 上坡能力 評價汽車上坡能力時，，粗略計算求出汽車的爬坡度為 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?？傋枇β是€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

53、和該工況下發(fā)動機能夠發(fā)出的最大功率的比值，以便研究經濟性問題。 1.6 節(jié) 影響汽車動力性的主要因素 1.6.1發(fā)動機參數的影響 1.6.1.1 發(fā)動機最大功率的影響 發(fā)動機功率愈大，汽車的動力性愈好。設計中發(fā)動機最大功率的選擇必須保證汽車預期的最高車速。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)動機功率稱為比功率或功率利用系數。比功率和汽車的類型有關?？傊亓?9kN(5t)的貨車其比功率在較小范圍內變化，一般在75kW/kN以上。轎車和總重力小于39

54、.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。 1.6.1.2 發(fā)動機最大扭矩 發(fā)動機的最大扭矩大，在、一定時，最大動力因數較大，汽車的加速和上坡能力也強。 1.6.1.3 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的轉速可能相等。假定汽車的總質量、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，換檔次數可以減少，因而有利于提高汽車的平均行駛速度。 1.6.2 主減速器

55、傳動比的影響 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，此時所得的最高車速最大，，為發(fā)動機最大功率時的車速。因此，主減速器的傳動比應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。 主減速器的傳動比不同，汽車的后備功率也不同。增大，發(fā)動機功率曲線左移，汽車的后備功

56、率增大，動力性加強，但燃油經濟性較差。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，燃油經濟性較好。 1.6.3 傳動系檔數的影響 無副變速器和分動器時，轉動系檔數即為變速器前進檔的檔數。變速器檔數增加時，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1.7～1.8。因此變速器頭檔傳動

57、比越大，檔數也應越多。 各種汽車變速器檔數有大致的規(guī)律。貨車變速器檔數隨整車整備質暈的增加而增多。總質量3.5t以下輕犁貨車絕大多數采用四檔變速器?？傎|量3.5～10t的汽車80%用五檔變速器?？傎|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。轎車現在越來越多的采用五檔變速器。顯然，檔數多于五檔會使結構和操縱變得大為復雜。 1.6.4汽車外形的影響 汽車的外形影響汽車的空氣阻力系數，對汽車動力性也有影響。因為空氣阻力和車速平方成正比，克服空氣阻力所消耗的功率和車

58、速的立方成正比，因此汽車的外形是否是流線型對汽車的最高車速影響很大。流線型外形對高速汽車的動力性、經濟性影響十分顯著。但對汽車的爬坡能力和低速時的加速性能影響不大。 1.6.5 汽車質量的影響 汽車在使用中，其總質量隨載運貨物和乘客的多少而變化。尤其是載貨汽車拖帶掛車時，總質量的變化更大，汽車質量對其動力性有很大影響。 汽車總質量增加時，動力因數將隨之下降，而道路阻力和加速阻力隨之增大。故汽車的動力性將隨汽車總質量的增加而變差，汽車的最高行駛速度和上坡能力也下降。 汽車的自身質量對汽車動力性影響也大，對于具有相同額定載重量的不同車型，其自身質量較輕的總質量也較輕，因而動力性也較

59、好。因此，對于額定載重質量一定的汽車，在保證剛度與強度足夠的前提下，盡量減輕自身質量，可以提高汽車的動力性。 采用拖掛運輸可以提高運輸生產率，現在已被世界各國廣泛采用。汽車拖帶掛車或牽引車拖帶半掛車組成的汽車列車，其自身質量相過較小(與同樣載重質量的汽車相比)，同時可充分利用汽車的后備功率。因此，拖掛運輸對提高運輸效率和降低運輸成本都有利。 1.6.6 輪胎尺寸與型式的影響 汽車的驅動力與滾動阻力以及附著力都受輪胎的尺寸與型式的影響，故輪胎的選用與汽 車的動力性的關系十分密切。 汽車的驅動力與驅動輪的半徑成反比，汽車的行駛速度與驅動輪半徑成正比。但一般車輪半徑是根據汽

60、車類型選定。輪胎花紋對附著性能有顯著影響。因而合理選用輪胎花紋與型 式對汽車的動力性有重要意義。 1.6.7汽車運行條件的影響 運行條件對汽車動力性影響的主要因素有：氣候條件、高原山區(qū)、道路條件。 在我國南方行駛的車輛，由于氣溫高，發(fā)動機冷卻系散熱不良，容易過熱和降低發(fā)動機 功率。試驗指出汽車長時間在高氣溫環(huán)境下工作后，發(fā)動機功率只能發(fā)揮30%～45%。 在高原地區(qū)行駛的車輛，由于海拔較高，空氣稀薄(氣壓和空氣密度下降)，使發(fā)動機 充氣量與氣缸內壓縮終點壓力降低，因而使發(fā)動機功率下降。 汽車在使用過程中，道路條件不斷地變化。有時行駛在壞路(雨季翻漿土路、冬季冰雪路和

61、覆蓋砂土路)和無路(松軟土路、草地和灌木林等地帶)的條件下，在這種情況下行駛，由于路面的附著系數減小和車輪滾動阻力增加，因而使汽車動力性能大大下降。 1.7節(jié) 汽車動力性試驗 汽車動力性試驗包括動力性評價指標（最高車速、加速時間、最大爬坡度）、驅動力、行駛阻力及附著力的測量。動力性試驗可在道路上和實驗室內進行。道路試驗主要是測定最高車速、加速能力、最大爬坡度等評價指標。在實驗室內可測量汽車的驅動力和各種阻力。1.7.1 道路試驗 道路試驗應在混凝土或瀝青路面的直線路段上進行。路面要求平整、干燥、清潔、坡度不大于0.1%。試驗時，大氣溫度應在-10～30℃之間，風速不大于3m/s。

62、 道路試驗測試項目有： 1.7.1.1 最高車速 汽車在試驗道路上行駛，達到最高車速后，測定汽車通過1km路段所需要的時間，計算出值。通過的時間用光電測時儀或秒表來測定。 1.7.1.2 加速時間 原地起步加速時間測定，汽車用Ⅰ檔起步，節(jié)流閥開度開至最大，按最佳換檔時機，以最大的加速強度逐步換至高檔，全力加速至100km/h的加速過程所需時間。也有用原地起步加速行駛400m所需的時間來表明汽車的加速性能。 超車加速時間測定，汽車在最高檔工作，節(jié)流閥開至最大，由30km/h加速至0.8的加速過程所需時間。 加速過程可采用車速測量儀，并配合磁帶記錄儀及X-Y記錄儀，直接繪制

63、出速度—時間和速度—行程曲線。不與地面接觸的車速測量儀是利用光電原理和跟蹤濾波技術，將車輛的行駛速度轉換為電信號頻率來測量汽車車速，安裝方便，測量精度高，適用于高車速測量，最高測量速度可達250km/h，但在低車速時測量誤差大。加速過程也可以采用數字式電子裝置五輪儀來測定，但用五輪儀進行試驗時，由于道路不平使第五輪產生跳動和側滑，影響測量精度。 8.7.1.3 最大爬坡度 測量汽車的最大爬坡度，應有一系列不同坡度的坡道，坡道長度應大于汽車長度的2～3倍。試驗時，汽車接上最低檔，以最低速度駛至坡前，然后迅速將節(jié)流閥開至最大，駛上坡道。汽車所能爬上的最陡坡道的坡度，就是汽車的最大爬坡度。如

64、果沒有合適的坡度，坡度過大或過小，可以采用增減負荷或變換排檔的方法，折算出最大爬坡度。 式中 ——換算后的爬坡度； ——試驗時實際爬坡度； ——汽車最大總質量的重力； ——試驗時的汽車重力； ——變速器Ⅰ檔傳動比； ——試驗時變速器所用檔位的傳動比。 8.7.1.4 汽車滾動阻力與空氣阻力 圖1.18 滑行過程中的曲線與曲線 汽車的滾動阻力與空氣阻力可以用滑行試驗來測定。滑行試驗是汽車加速至某一預定速度，然后摘檔脫開發(fā)動機，汽車滑行，直至停車。試驗時，記錄滑行過程中的速度與時間的關系曲線，通過計算可以得到減速度與車速的關系曲線（圖1.18

65、）。 滑行時汽車的滾動阻力與空氣阻力之和為 式中 ——滑行時傳動系加于驅動輪的摩擦阻力矩。 若已知，則根據一定車速下的減速度值，便能確定在該車速下的與之和。由于低速時空氣阻力小，所以可利用低速時的減速度值，不計空氣阻力，直接求出低速時的滾動阻力。 輪胎的滾動阻力也常用裝有測力傳感器的輪胎試驗拖車來測量。地面與輪胎間的附著系數，用裝有制動器或能驅動輪胎的試驗拖車進行實地測量。 8.7.2 室內試驗 室內的動力性試驗主要是驅動力的測量，傳動系機械效率、輪胎滾動阻力系數及汽車空氣阻力系數的測定等。實驗室常用的試驗設備有： 8.7.2.1 汽車測功機 圖1.19

66、 汽車測功機——轉鼓試驗臺 汽車的驅動力由汽車測功機（也稱為轉鼓試驗臺）來測量。通常有單鼓式和雙鼓式兩種測功機，圖1.19是一種單鼓式的汽車測功機。試驗汽車的驅動輪放在轉鼓上，驅動輪的中心應與轉鼓的中心在同一垂直平面內。轉鼓軸端部裝有液力測功器或電力測功器。測功器能產生一定的阻力矩并能調節(jié)轉鼓的轉速，也就相當于調節(jié)汽車的車速。由測力裝置可以測出施加于轉鼓的轉矩值 式中 ——由拉力表測出的作用于測功器外殼長臂上的拉力； ——測功器外殼長臂上的長度。 試驗時，應用鋼絲繩拉住試驗汽車。并在鋼絲繩中裝上拉力表，表上可讀出汽車的掛鉤拉力，而 根據汽車驅動輪和轉鼓的力矩平衡，有 由此可得驅動輪上的驅動轉矩為 故汽車的驅動力為 在各檔位、各種車速下測得的節(jié)流閥全開時的和值，既能得到表征汽車動力性的驅動力圖。 為了在實驗室能直接測量汽車的加速性能，汽車測功機裝有由電子調節(jié)器控制電子測功機負荷的裝置，可以模擬加速過程中的全部阻力——滾動阻力、空氣阻力和