第一節發動機最大功率的確定
確定發動機最大功率，通常採用以下兩種方法。
1．根據最高車速計算發動機最大功率
發動機的最大功率pemax應不小於汽車以最高車速行駛時的阻力功率，即
3－1）
所選發動機的最大功率應滿足上式的計算結果，但也不宜過大，否則會因發動機負荷率偏低，影響汽車的燃油經濟性。
2．用比功率確定發動機最大功率
所謂比功率是指單位汽車總質量所具有的發動機功率，其常用單位為kw／t；
比功率可用下式計算
3－2）
式中 m——汽車的總質量，kg。
統計資料表明，貨車的比功率一般在7.35kw/t以上，其中輕型貨車的比功率可達26～40kw／t 。重型自卸車因車速較低，故比功率較小。
轎車的車速高，其比功率一般遠大於貨車，但因各種轎車的動力效能差異很大，因此其比功率的變化範圍也較大，通常在20～100kw／t之間。對於貨車來說，通常根據自身的總質量即可選定比功率的大小。而轎車除了質量因素外，還要考慮最高車速的因素，方能選定比功率。
我國的國家標準「機動車執行安全技術條件」(gb7258—1997)規定，在道路行駛的汽車，其比功率應不小於4.8kw／t，以免因部分車輛動力效能太差而影響整個道路交通的暢通。
在確定了發動機最大功率後，還要考慮發動機最大功率時的轉速np的大致範圍，以便更好地選擇合適的發動機。np的範圍可根據發動機型別、最高車速、發動機最大功率等因素來選定；通常汽油機的np在3000～5800r／min之間，柴油機的np在1800～4000r／min之間。轎車和輕型貨車的np偏高，中型貨車則偏低，重型貨車柴油機的np則更低些。
第二節傳動系最小傳動比的確定
傳動系最小傳動比就是系統中的各總成最小傳動比之乘積，對於沒有分動器和副變速器的汽車而言，傳動系最小傳動比等於變速器最高檔傳動比與主減速器傳動比i0的乘積。下面將討論變速器最高檔為直接檔時的傳動系最小傳動比i0的確定。
i0的選擇應首先滿足汽車最高車速的要求，同時還要兼顧汽車的加速能力、爬坡能力和燃油經濟性，最終還要符合主減速器齒輪的齒數比。
假沒有三個i0可供選擇，且i01＞i02＞i03，三者所對應的最高車速雖不盡相同，但都能滿足要求，其中與i02對應的發動機功率曲線在最大功率處與阻力功率曲線相交，其最高車速最高，見圖3—1。下面對三種選擇作一分析比較。
圖3－1 i0改變時的功率平衡圖
(1)選用i01，汽車的後備功率較大，動力性較好。但因發動機的功率利用率降低，有效燃油消耗率增大，因而汽車的燃油經濟性較差。
(2)選用i02，則汽車的動力性較差，而燃油經濟性較好。
(3)選用i03，其最高車速大於上述兩種選擇，動力性和燃油經濟性均介於二者之間。
若發動機最大功率時的車速用up表示，相應的最高車速為uamax。過去，多數汽車所選的i0，使uamax略大於up，見圖3—l中i01曲線，或使uamax等於up，見圖3－1中i02曲線。近年來，為了提高汽車的燃油經濟性，出現了減小傳動系最小傳動比的趨勢，使uamax略小於up，如圖3—1中i03曲線。
有的裝有五擋變速器的汽車，五檔時的最高車速反而略低於四檔時的最高車速。統計資料表明，現代汽車的up/uamax值在0.72～1.
43之間。設計人員可根據汽車的型別、用途和要求最終確定i0的值。
為了使汽車獲得較高的平均車速，還要求汽車以最高檔行駛時具有一定的爬坡能力。因此，在確定傳動系最小傳動比時，應考慮滿足最高檔動力因數d0max的要求。例如，中、重型貨車的推薦值一般為d0max＝0.
04～0.08，中級轎車d0max＝0.1～0.
15。當最高檔為直接檔時，i0與d0max的關係可用下式計算
3－3）
式中 ttqmax——發動機最大轉矩，n·m；
uat——汽車以最高檔行駛時，發動機發出最大轉矩時的車速，km/h。
第三節傳動系最大傳動比的確定
對於普通汽車而言，傳動系最大傳動比等於變速器頭檔傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積。一旦i0選定後，剩下的問題就是如何確定變速器頭檔傳動比ig1。
貨車的變速器頭檔傳動比通常是根據汽車所要求的最大爬坡度來確定的。根據驅動力與行駛阻力相平衡的原理，當汽車行駛在最大坡度的路面時，頭檔的最大驅動力ftlmax應等於相應的滾動阻力ff、坡度阻力fimax和空氣阻力fw之和。考慮到此時的車速很低，空氣阻力可忽略不計，則有：
或即3－4）
出於汽車的爬坡能力還受到附著條件的限制，如果選擇過大的ig1非但未必能夠提高爬坡能力，反而給變速器設計和換檔操作帶來不便。另外，最終確定的ig1應與變速器中有關齒輪的齒數比相吻合。
一般貨車的最大爬坡度約為30％，即αmax≈16.7°。
轎車因比功率較大，其最大爬坡度一船都能超過30％，頭檔傳動比的確定主要應滿足加速能力的要求。對於中、高階轎車，原地起步加速到100km/h的時間一般為10～17s，普通轎車則為12～25s。設計人員可參考同型別轎車來選擇igl。
越野汽車的最大爬坡度一般可達60％左右，αmax≈31°。除此之外，還要求越野車能夠在極低車速下穩定行駛，以防在鬆軟地面上行駛時土壤受衝擊遭剪下破壞而影響附著能力。因此對所選的傳動系最大傳動比還要驗算其最低穩定車速：
3－5）
式中 uamin——汽車最低穩定車速，km/h；
nmin——發動機最低穩定轉速；
imax——傳動系最大傳動比。
第四節傳動系檔數和中間各檔傳動比的確定
增加檔位數可以提高發動機的功率利用率，這對於提高汽車的平均車速和降低發動機的燃油消耗率均較為有利。因此，增加檔位數可以改善汽車的動力性和燃油經濟性。
檔位數的多少還會影響相鄰兩個檔位傳動比的比值。比值過大會造成換檔困難。一般認為比值不宜超過1.
7～1.8。因此，傳動系最大傳動比itmax與最小傳動比itmin之比itmax／itmin越大，檔值數也應越多。
但是，檔位過多會造成變速器結構複雜。因此，目前輕、中型貨車常採用五檔變速器。裝有手動變速器的轎車，目前已有不少車型採用了五檔變速器，較過去的檔數有所增加。
重型汽車和越野汽車，因行駛阻力的變化範圍大，itmax／itmin的比值大，所以常採用六個以上檔位的變速器，甚至多達十幾個檔位。為廠使變速器結構不至過於複雜，可採用裝副變速器或分動器兼副變速器的方法。
在確定了傳動系最大傳動比、最小傳動比和檔位數後，應繼續確定中間各檔的傳動比。
統計資料表陰，汽車傳動系各相鄰兩檔傳動比的比值一般都比較接近，在換檔過程中，傳動系輸出轉矩的放大倍數較為均勻地逐級遞增或遞減。例如，ca109l汽車，其六檔變速器各檔傳動比和相鄰兩檔傳動比的比值分別為：
因此，在確定各檔傳動比時，可按等比級數的關係進行初步計算，即
式中 q——各檔之間的公比。
由此可得，各檔的傳動比分別為：
現以五檔變速器為例，且假設ig5＝1，則各檔傳動比分別為：
或對於具有n個檔位，其最高檔為直接檔的變速器，則公比q為
3－6）
實際上，汽車行駛時各個檔位的利用率差異很大，例如中型貨車五檔變速器中的
四、五檔的利用率一般可達85％～90％。因此，適當減小較高檔位之間的傳動比比值，對於提高發動機的功率利用，改善汽車的動力性和經濟性較為有利。所以，經變速器齒輪齒數分配後，所得到的各檔傳動比往往按如下關係分布
第五節利用燃油經濟性-加速時間曲線確定動力裝置引數
初步選擇引數之後，可擬定供選用引數數值的範圍，進一步具體分析、計算不同引數匹配下汽車的燃油經濟性與動力性，然後綜合考慮各方面因素，最終確定動力裝置的引數。通常以迴圈工況q（l/100km）代表燃油經濟性，以原地起步加速時間代表動力性，作出不同引數匹配下的燃油經濟行-加速時間曲線，並根據此曲線確定動力裝置引數。下面舉例加以說明。
一、主減速器傳動比的確定
在動力裝置其他引數不變的條件下，若要選定最佳主減速器傳動比，可根據燃油經濟性與動力性的計算，繪製如圖3-8所示的，不同i0時的燃油經濟性-加速時間曲線。圖3-8中的縱座標結過婚0→96.6km/h（0→60mile/h）時的加速時間（s），橫座標為epa迴圈工況的燃油經濟性（km/l或mile/gal）。
計算出不同i0值時的加速時間與每公升燃油行駛公里數後，即可作出圖示曲線。曲線表明，i0值較大時，加速時間較短但燃油經濟性下降；i0較小時，加速時間延長但燃油經濟性改善。若選定2.
6作為主減速器傳動比，則能兼顧汽車的燃油經濟性與動力性。若以動力性為主要目標，則可選用較大的i0值；若以燃油經濟性為主要目標，可選用較小的i0值。
燃油經濟性-加速時間曲線通常大體上呈c形，所以有稱之為c曲線的。
二、變速器與主減速器傳動比的確定
在不改變發動機的條件下，可利用c曲線從數種變速器中選一合適的變速器和一合適的主減速器傳動比。
圖3-9是一例項。圖上繪製了數種變速器的c曲線。圖3-9a是3擋變速器與4擋變速器的c曲線。
圖3-9b是4擋變速器與5擋變速器的c曲線。3擋變速器與4擋變速器均具有直接擋，由於4擋變速器的變速範圍廣，所以汽車動力性有所提高。5擋變速器具有超速擋，汽車的燃油經濟性與動力性均有顯著提高。
圖3-9c是裝有三種不同傳動比的5擋變速器a、b、c時汽車的c曲線。可以根據設計汽車的主要目標選用其中的乙個，並根據其它曲線確定主傳動比。圖3-9上還畫出了三條c曲線的包絡線，稱為「最佳燃油經濟性-動力曲線」。
它表示三種5擋變速器與不同傳動比主減速器匹配時，在一定加速時間的要求下燃油經濟性的極限值。
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