.摩托車最小傳動比的探討摘要：本文從理論到實例探討了摩托車最小傳動比。1、前言摩托車的動力性和燃油經濟性與發動機和整車之間的傳動系的參數選擇、匹配密切相關。如何獲得最佳傳動系的匹配，是各個摩托車主機廠家十分關心的課題。目前主機廠家是在市場上采購或自己開發的發動機來進行裝配，由于發動機內部的結構的限制，一旦傳動比確定，基本無法更改，只有末級傳動比可做一定的調整。這樣，合理的匹配好末級傳動比在主機廠的設計過程中起到了至關重要的作用。2、理論分析1)摩托車行使阻力摩托車在道路上行使將受到各種與行使方向相反的作用力，這些力統稱為行使阻力。其中包括來自路面的滾動阻力F和來自空氣阻力F,若摩托車在坡道上行駛時，還必須克服重力沿坡道的分力，即坡道阻力F，若加速行駛時還必須克服加速阻力F。因此摩托車總的行駛阻力為：F=F+F+F+F式中：F和F在任何條件下均是存在的。滾動阻力F：是車輪在路面上滾動時所引起的阻力總稱。產生的原因是由于輪胎斷面產生變形，形成撓曲作用，使輪胎內部摩擦，產生彈性遲滯損失而消耗機械能以及輪胎與路面接觸部位不斷產生滑移摩擦而形成。空氣阻力F：空氣阻力分為壓力阻力和摩擦阻力兩部分。作用在摩托車外形表面法向壓力的合力在行使方向反方向上的分離稱為壓力阻力；由于空氣粘性在車表面產生的切向力的合力在行使方向的方向上的分力稱為摩擦阻力。坡道阻力F：當摩托車在上坡行使時，坡道角為，摩托車重力沿坡道向下的分力表現為摩托車的坡道阻力，F=mgsin。加速阻力F：摩托車加速行使時，需要克服自身質量加速運動時的慣性力，這就是加速阻力。它包括摩托車平移質量加速行使的慣性力和旋轉部件加速旋轉的慣性力矩等效作用在摩托車質心上的慣性力。綜上所述，當一輛摩托車在平直的公路上做勻速行使時，其只受到滾動阻力和空氣阻力。2）功率平衡分析根據以上摩托車行使阻力情況的分析，摩托車要想在道路上行使，需摩托車所輸出的動力必須克服上述的行使阻力。則功率平衡理論認為摩托車行使時，發動機傳遞到驅動后輪的驅動功率與摩托車的行使阻力功率應平衡。圖1是摩托車的功率平衡圖，曲線1、2、3分別是對應最小傳動比為、時的摩托車輸出功率曲線，其中，。從圖1可以看出當傳動比為時，阻力功率曲線與發動機功率曲線2交在最大功率點上，最高車速與最大功率車速相等，而另外的2條功率曲線與阻力曲線交點不在最大功率點上，且交點所對應的車速均小于。當傳動比為時，摩托車的后備功率增加，燃油經濟性能降低；而曲線3在曲線2的右方，使發動機功率利用率高，可摩托車的后備功率較小。由車速與發動機轉速之間的關系式V=0.377 （1）總傳動比 為=0.377 (2)發動機對應的轉速（單位：r/min）r 驅動輪工作半徑（單位：m）車速(單位：km/h)總傳動比= (3)一次傳動比（發動機曲軸與主軸的傳動比）；變速傳動比（主軸到副軸的傳動比）；二次傳動比（發動機副軸上輸出鏈輪到后輪上大鏈輪的傳動比）3)設計目的及設計原則 對摩托車最小傳動比的設計目的是使得摩托車的動力性和燃油經濟性相互兼顧，并達到最優的效果，既有較好的動力性，又有較好的燃油經濟性。通常摩托車最高車速對應的發動機轉速與發動機最大功率對應的發動機轉速的比值應在0.91.2之間。普通用途的摩托車取值范圍一般在1.01.05之間。在進行摩托車設計時，假定=0.377（11.05）R/ (4)式中： 最高車速 km/h最大功率時的轉速 r/min R驅動輪工作半徑 m最小傳動比4、實例分析 現以我公司125-28摩托車為例進行最小傳動比的探討1）125-28市場反饋有如下幾個問題：a、在整車最高檔位最高車速時，發動機轉速在6500r/min左右；b、用戶反應動力性不足，加速性能不好。 c、四檔最高車速比五檔高。 2) 125-28基礎數據項目數據驅動輪輪胎規格90/90-18P發動機最大功率/轉速(kw/rpm)7.1/8000發動機最大扭矩/轉速(N.m/rpm)9.5/6500初級傳動比68/20=3.4一檔傳動比37/14=2.643二檔傳動比32/18=1.778三檔傳動比25/19=1.316四檔傳動比23/22=1.045五檔傳動比21/24=0.875末級傳動比45/14=3.214末級傳動比42/14=3最小總傳動比（五檔） 3.4*0.875*3=8.925四檔總傳動比 3.4*1.045*3=10.659車速（km/h）90858075706560504030轉速(rpm)7070667062905890550051104710391031502360代入公式(1)式得驅動輪工作半徑(m)0.30140.30160.30110.30150.30130.30110.30150.30270.30060.3009計算摩托車驅動輪的工作半徑可根據后輪出力的測試數據計算得來也可理論計算，此處采取根據后輪出力數據求得。由于在行使測試中發動機轉速及車速讀取均為人為讀取，數據將有一定的誤差，可多計算幾個車速時的數據取平均值更為準確。故計算得到125-28驅動輪工作半徑R=0.3014 m。將驅動輪工作半徑代入（3）式得理論設計最高車速。Vmax=0.377（11.05）R/ km/h=0.377（11.05）80000.3014/8.925 km/h=(101.85106.94)km/h3) 125-28實測試驗數據五檔最高車速（km/h）85.9四檔最高車速(km/h)88起步加速(s)13.8超越加速(s)15爬坡能力()20.2根據以上實測車速為85.9km/h，代入由（1）推出的公式五檔 n=6747rpm四檔 n=8015.6 rpm4) 從以上數據看，當在四檔時，其最高車速的發動機轉速點在發動機的最大功率點左右。5)優化計算標準要求最高車速大于90km,則在此假定該車速設計為94km，其中最高車速對應的發動機轉速與發動機最大功率點轉速比按設計原則選取為11.05。由V=0.377得五檔時的最小傳動比=9.6710.15=，其中、為發動機內部傳動比，其基本無法改變，可調整的只有。則=3.253.41而末級傳動比中，發動機上的輸出鏈輪受到發動機曲軸箱結構的限制，其齒數基本無法變化，故調整大鏈輪的齒數來調整傳動比。由= 得 大鏈輪齒數=小鏈輪齒數=14（3.253.41）45.547.7取整則得出大鏈輪可取45、46、47、48齒。由于公司內有45齒大鏈輪，而46、47、48齒的需開模投入，故在此采用45齒鏈輪試驗。6）優化后的試驗數據對比項目原車改1初級傳動比68/2068/20五檔傳動比21/2421/24末級傳動比42/1445/14最小傳動比8.9259.5625五檔最高車速（km）85.9（底盤）95.2（路試）四檔最高車速(km)88（底盤）89.3（路試）起步加速(s)13.813.2超越加速(s)1514.4爬坡度()20.224.4經濟車速油耗對比車速原車油耗改進后油耗350.921.03401.031.08451.151.17501.291.36551.591.56后輪出力車速（km/h）908580757065605040原車轉速（rpm）707066706290589055005110471039103150功率(kw)5.445.355.094.724.343.883.442.472.02改進后轉速(rpm)75507140672063105890547050504200功率(kw)5.665.625.525.264.874.403.912.932.16通過優化，該車出現的問題得到了一定的解決，動力性得到了部分提升，爬坡能力也有所提高，四檔車速已不高于五檔車速。從最終試驗數據看，改進后的該車的加速性能任不是很理想，還可選取較大的大鏈輪齒數，以更多提高其動力性，可適當犧牲其部分燃油經濟性（目前其燃油經濟性很好）。5、總結1）普通用途摩托車最小傳動比設計應遵循功率平衡原則設計，使得其最高車速點發動機轉速與發動機最大功率點轉速的比值在11.05之間為益。2）考慮末級傳動裝置的可布置性和制造工藝性。如鏈輪的布置空間是否受到限制；當鏈輪齒數發生變化，鏈輪的包角也會發生變化，為了保證鏈輪的可靠性，輪距是否需要調整等。3）考慮振動、噪聲、排放等性能。傳動比發生變化，同樣的車速其發動機轉