王華秀，徐 勇，楊興明

（東風汽車股份有限公司 商品研發(fā)院，武漢 430056）

整車動力性是用戶關注的重要整車性能，在整車匹配中，為了達到好的動力性，常常要犧牲整車經(jīng)濟性。由于能源緊缺，汽車的燃油經(jīng)濟性越來越被重視。在整車已確定使用某款發(fā)動機的情況下，發(fā)動機外特性和燃油消耗特性已基本確定，如果整車匹配不好，會使整車在獲得良好動力性時，經(jīng)濟性不好，在經(jīng)濟性好時，動力性又不足。如何在整車動力性滿足設計要求的前提下獲得良好的經(jīng)濟性是整車匹配的關鍵。

傳統(tǒng)的整車匹配中是先有發(fā)動機變速箱，再進行整車匹配計算，這種匹配方法由于是整車去適應發(fā)動機，一般只能滿足整車主要目標性能（如最高車速、最大動力性因素、百公里加速時間），而不能兼顧次要性能要求（如10 s起步加速性能、坡道起步性能）；隨著發(fā)動機技術的發(fā)展，可根據(jù)整車需要提出發(fā)動機外特性目標和變速箱速比范圍，由整車適應發(fā)動機變?yōu)榘l(fā)動機適應整車性能要求，由逆向匹配變?yōu)檎蚱ヅ?，使整車匹配達到最優(yōu)。

整車匹配是一個反復優(yōu)化計算與發(fā)動機變速箱供應商反復交流修改特性參數(shù)的過程。如何根據(jù)整車目標提出最優(yōu)的發(fā)動機特性參數(shù)、傳動系速比、變速箱參數(shù)，是整車匹配優(yōu)化中需回答的問題。本文以某種輕型客車為例，闡述六擋變速箱總成的匹配優(yōu)化設計方法。

1 整車參數(shù)及名詞述語、符號說明

本文中涉及的整車參數(shù)、名詞述語及數(shù)學符號說明見表1和表2。

2 整車動力性、經(jīng)濟性目標

整車性能目標是在車型商品定義階段根據(jù)市場需求確定的，只有達到該性能目標整車才有市場競爭力，高出該性能目標太多不僅沒有意義，還會使整車開發(fā)成本和實物成本增加，從而失去市場競爭力。假定某車型客車整車動力性經(jīng)濟性目標見表3。

表1 整車設計參數(shù)

表2 計算公式中的符號說明

表3 整車動力性、經(jīng)濟性目標

3 發(fā)動機變速箱等參數(shù)優(yōu)化設計

3.1 發(fā)動機功率確定

根據(jù)功率平衡原理，計算滿足整車最高車速要求的發(fā)動機凈功率。通過計算，總重G=3 600 kg、最高車速Vmax=140～150 km/h車型的最小功率Pmin范圍為94～112 kW。根據(jù)此功率范圍，在可選的發(fā)動機總成中，確定使用某一種發(fā)動機，發(fā)動機參數(shù)如下。

最大功率/轉速：100 kW/3 600 r/min

最大扭矩/轉速：300 N·m/1 800～3 000 r/min

發(fā)動機萬有特性見圖1。按該發(fā)動機的原始參數(shù)，經(jīng)匹配計算，一擋傳動系總速比需大于20才能滿足整車低速動力性要求。通過供應商調(diào)查，沒有合適的總速比大于20的橫置變速箱資源。為了提高整車低速動力性，采用更換增壓器、調(diào)整發(fā)動機噴油量等方法，提升發(fā)動機低速扭矩。扭矩提升前后的發(fā)動機外特性見圖2。

3.2 變速箱速比確定

3.2.1 一擋變速箱速比確定

在發(fā)動機確定的情況下，發(fā)動機的扭矩特性已基本確定，一擋速比的大小決定了整車的爬坡性能和坡道起步性能。根據(jù)整車最大爬坡度和最大起步坡度要求，計算傳動系總速比I0×I1的范圍。整車最大爬坡和坡道起步時，車速一般較低，在計算中，風阻可忽略不計。計算公式如式（1）。

將表1中的參數(shù)代入式（1），計算出滿足要求的I0×I1范圍如下：

滿足最大爬坡度30%～45%要求的I0×I1范圍：14.66～20.67

滿足最大起步坡度 20%～30%要求的 I0×I1范圍：17.00～24.44

將計算得出的一組數(shù)據(jù)，以總速比為橫座標，坡度為縱座標，作圖見圖3。

從而可以得出滿足最大爬坡度和最小起步坡度要求的傳動系總速比范圍為：

在最大爬坡度計算中，取發(fā)動機最大扭矩Me=300 Nm；在起步坡度計算中，取發(fā)動機轉速ne=1 000 r/min時的扭矩Me=180 Nm。

3.2.2 最高擋和次高擋變速箱速比范圍確定

整車最高擋速比決定了整車所能獲得的最高車速。傳動系速比偏大時，整車后備功率大，加速性好，但經(jīng)濟性會降低，一般匹配中，在滿足整車動力性目標的前提下，要求盡量降低傳動系速比，以獲得較好的經(jīng)濟性。但若傳動系速比過小，整車動力性差時，用低擋跑高速，不但不能提高經(jīng)濟性，反而會使經(jīng)濟性變差。為此，在確定傳動系速比時，要同時考慮以下因素進行優(yōu)化匹配。

a.整車最高車速：140～150 km/h

b.發(fā)動機最大功率/轉速：100 kW/3 600 r/min

c.發(fā)動機經(jīng)濟轉速：1 600～2 800 rpm

d.整車常用車速：80～120 km/h

為了兼顧動力性和經(jīng)濟性，最佳匹配時，應使五擋和六擋同時能達到最高車速，這樣，在良好路面且外氣環(huán)境良好時，用六擋行駛后備功率小，能達到最高車速，有較好的燃油經(jīng)濟性；在較差路面、外氣環(huán)境不好（如逆風）時，用五擋行駛也能達到最高車速并獲得較好的加速性。

按功率平衡原理和發(fā)動機轉速與車速的關系，計算不同總傳動比Ia=2.6、2.8……3.8、4.0時，不同車速對應的發(fā)動機功率，并根據(jù)整車設計參數(shù)計算整車實際使用工況的車速對應的使用功率 （V-P關系），將計算數(shù)據(jù)匯成功率平衡圖，見圖4。

從圖4可以看出，當Ia=3.5和Ia=3.0時，整車能達到相近的最高車速，且最高車速時的后備功率接近零。為此，初步確定五擋Ia=3.5左右、六擋Ia=3.0左右。

當Ia=3.5和Ia=3.0時，發(fā)動機轉速與車速的關系見圖5。

從圖5可以看出。

當Ia=3.0、車速80～120 km/h時，對應的發(fā)動機轉速 ne=1 800～2 700 r/min。

當Ia=3.5、車速80～120 km/h時，對應的發(fā)動機轉速 ne=2 100～3 150 r/min。

發(fā)動機的經(jīng)濟轉速在ne=1 600～3 000 r/min區(qū)間，因而，當Ia=3.5和Ia=3.0時，在常用車速80～120 km/h段，發(fā)動機是在經(jīng)濟區(qū)運行，整車有較好的經(jīng)濟性。

因此，將五擋總速比I0×I5確定為3.5左右、六擋總速比I0×I6確定為3.0左右時，五擋和六擋同時能達到最高車速Vmax=145 km/h，且有較好的燃油經(jīng)濟性。該速比是合理、較優(yōu)的。

3.2.3 變速箱速比確定

通過前面的計算，滿足整車性能目標要求的傳動系速比范圍為。

根據(jù)可用變速箱資源，結合發(fā)動機參數(shù)可變化的范圍，經(jīng)過反復計算和優(yōu)化，最終確定使用某六擋變速箱，變速箱速比和主減速比見表4。

表4 變速箱速比和主減速比

4 動力性、經(jīng)濟性驗算

整車匹配過程是一個反復計算、驗算與修正，從而達到最優(yōu)匹配的過程。根據(jù)前面確定的發(fā)動機參數(shù)和傳動系速比，對整車的動力性和經(jīng)濟性進行驗算，根據(jù)驗算結果，對參數(shù)進行適當調(diào)整。本文只介紹經(jīng)過多輪調(diào)整后最終的發(fā)動機外特性參數(shù)和傳動系速比驗算結果。

4.1整車動力性計算

4.1.1 最高車速計算

將表1中的整車參數(shù)、發(fā)動機外特性數(shù)據(jù)、4、5、6 擋傳動系速比等代入下式（6）、式（7），建立Va-P和各擋位Va-Pe函數(shù)關系式，在一張圖上作出各擋的功率平衡曲線（Va-Pe曲線）和實際車速下的發(fā)動機使用功率曲線（Va-Pe），兩曲線交點處的車速為變速箱各擋下所能達到的最高車速 （見圖6）。

從圖6可以看出，4、5、6擋的最高車速分別為118 km/h、146 km/h、144 km/h。整車最高車速出現(xiàn)在第五擋。根據(jù)商品定義，該車主要在良好路面行駛，為了獲得較好的經(jīng)濟性，在前五擋動力性充足的前提下，第六擋為經(jīng)濟擋，為此，較優(yōu)的匹配是在第六擋也能達到最高車速的前提下，最大限度地降低后備功率，以便能獲得良好的經(jīng)濟性。六擋和五擋的最高車速很接近，在最小后備功率情況下，能達到最高車速，滿足匹配要求，同時，整車最高車速Vmax=146 km/h，達到了設計目標要求。故5、6擋速比滿足設計要求。

4.1.2 各擋的最大動力性因素和最大爬坡度計算

根據(jù)公式（8）～（11）計算出不同擋位下，各種車速對應的動力性因素D，再按公式（11）計算出各擋不同車速下對應的爬坡度I，各擋爬坡度中的最大值即為各擋的最大爬坡度（根據(jù)路面附著力要求，為使車輪不打滑，須滿足 Fφ≥Ft，當 Ft≥Fφ時，按 Ft=Fφ計算最大爬坡度）。

將計算結果以速度為橫座標、爬坡度為縱座標，見圖7。從圖7中可以看出，最大爬坡度（1擋）大于35%，滿足設計目標；3擋最大爬坡度大于10%，按道路設計標準，我國國道以上的路面的最大坡度為9%，也就是說，在國道以上的路面上行駛時，用三擋行駛就可不必坡道減擋，減少駕駛員換擋疲勞。

4.1.3 加速性能計算

（1）原地一擋起步，連續(xù)換擋到100 km/h的加速時間和加速距離按下式計算：

式中：δ為旋轉質(zhì)量轉換系數(shù)，按經(jīng)驗公式

按式（12）計算出各擋不同車速下的加速度J，作出各擋下的Va-1/J曲線圖和Va-t曲線圖，車速和時間積分步長分別取△V=1 km/h、△t=1 s，計算各擋加速到各種車速所需的時間。之后計算得到加速時間T和加速距離S。

（2）變速箱第六擋Va=40 km/h加速到100 km/h的加速時間。

與原地起步的計算方法一樣，按公式（11）、（12）計算出六擋速比下的Va-1/J曲線圖和Va-t曲線圖，用積分法計算加速時間和加速距離。

4.2 整車燃油經(jīng)濟性計算

按發(fā)動機萬有特性數(shù)據(jù)，計算整車的燃油經(jīng)濟性。在燃油經(jīng)濟性計算中，行駛阻功率按下式（16）進行計算：

式中：ɑ為加速度與重力加速度的比值。如果勻速行駛，則 ɑ=0。

4.2.1 等速百公里燃油消耗量Qs計算

百公里燃油消耗量：

式中：P為車速為Va時，所消耗的行駛阻功率，ge為功率為P時的發(fā)動機燃油消耗率。

4.2.2 工況油耗量計算

工況油耗有四工況油耗和六工況油耗等。計算中，對“加速行駛—勻速行駛—減速行駛”各工況分步計算，再累加，最后得出整個工況下的燃油消耗量。

（1）勻速行駛工況的燃油消耗量可用下式計算：

用速度V1從時間t1秒加速到時間t2秒的燃油消耗量。

式中：ge為速度為V1時，對應阻功率P1和發(fā)動機轉速下的燃油消耗量ge。

（2）加速行駛工況

用t3-t2的時間，車速從V1加速到V2的燃油消耗量

式中：get為速度為Vt時，對應阻功率Pt和發(fā)動機轉速下的燃油消耗量get。

（3）減速或怠速行駛工況

減速或怠速行駛工況的燃油消耗量為減速或怠速時間乘以怠速燃油消耗率。若減速或怠速時間為t4-t3（秒），則燃油消耗量為：

式中：Qi為怠速燃油消耗率，單位為L/s。

（4）整個工況的百公里燃油消耗量

根據(jù)各工況的速度和時間，很容易求出整個工

4.3 計算結果

將前面4.1和4.2計算結果匯總見下表5。況的加速距離s，從而可以求出整個工況的百公里燃油消耗量：

表5 整車動力性/經(jīng)濟性計算結果

4.4計算結果分析與參數(shù)修正

將表5中的計算結果與表3的整車設計目標進行比較，所有項目均達到設計目標要求，說明匹配出的該組發(fā)動機外特性數(shù)據(jù)和傳動系速比數(shù)據(jù)是合理的、較優(yōu)的。如果有某項性能較差，就須對發(fā)動機外特性數(shù)據(jù)和傳動比速比進行適當修改和反復驗算，直到達到最優(yōu)匹配。

4.5 實車驗證

對按照本優(yōu)化匹配方法開發(fā)出來的整車的實車動力性和經(jīng)濟性測試，測試結果見表6。

表6 整車動力性、經(jīng)濟性計算結果

實測結果都達到和超過了整車目標性能要求。

5 結束語

在新車型開發(fā)項目策劃階段，利用整車動力性、經(jīng)濟性匹配優(yōu)化設計方法進行整車匹配計算，根據(jù)匹配計算結果進行發(fā)動機、變速箱選型，并對發(fā)動機、變速箱的性能參數(shù)進行優(yōu)化設計，避免出現(xiàn)選配的發(fā)動機、變速箱不能完全滿足整車性能需要等后果，就能使整車的動力性、經(jīng)濟性、起步加速性能都達到最優(yōu)。同時，在實際應用中，利用這種正向匹配方法，在新發(fā)動機開發(fā)項目策劃中，發(fā)動機廠商可以根據(jù)有匹配意向的整車參數(shù)范圍和目標性能預測，合理地確定發(fā)動機參數(shù)范圍，使其開發(fā)的發(fā)動機產(chǎn)品有更廣闊的應用前景。

［1］余志生.汽車理論［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2012.

［2］王霄峰.汽車底盤設計［M］.北京：清華大學出版社，2010.

［3］ JTG B01-2003，公路工程技術標準，［S］.