於德奎 雷聲 畢明飛 師國靖

摘? 要：本文從實際車輛開發(fā)角度出發(fā)，結合行業(yè)相關法律法規(guī)，以及相關理論知識對某國六6×2商用車的傳動系統(tǒng)進行了選擇確定。在滿足動力性的前提下，并借助cruise軟件中的試驗設計模塊對傳動系統(tǒng)進行了匹配優(yōu)化分析，最終確定了燃油經濟性最優(yōu)的動力匹配方案。提高了產品的設計準確率，縮短了產品開發(fā)周期。

關鍵詞：cruise;傳動系統(tǒng);匹配優(yōu)化;燃油經濟性

中圖分類號：U469.72? ? ?文獻標識碼：A? ? 文章編號：1005-2550（2021）01-0104-06

Abstract： From the perspective of actual vehicle development， this paper selects and determines the transmission system of a 6×2 commercial vehicle based on relevant industry laws and regulations， and related theoretical knowledge. Under the premise of satisfying the power， and with the aid of the experimental design module in the cruise software， the transmission system was matched and optimized， and the power matching scheme with the best fuel economy was finally determined. Improve the accuracy of product design and shorten the product development time.

Key Words： Cruise; Transmission System; Matching Optimization; Fuel Economy

引? ? 言

隨著GB17691重型柴油車污染物排放限值法規(guī)第六階段的實施，市場運輸車排放逐步由國五向國六階段過渡。受國六發(fā)動機結構、性能與國五發(fā)動機的差異性影響，需對國六車型重新進行匹配開發(fā)設計。目前汽車正朝著節(jié)能高效的方向發(fā)展，作為公路運輸車不僅要滿足整車動力性能要求，同時還需要綜合考慮車輛燃油經濟性，因此必須對整車動力系統(tǒng)進行優(yōu)化匹配分析，并確定最優(yōu)匹配方案，保證在滿足設計使用要求的同時具有較好的燃油經濟性，從而降低能耗節(jié)省使用成本。

1? ? 設計輸入

根據(jù)客戶產品開發(fā)需求，該運輸車主要用于高速長途物流運輸，車輛基本參數(shù)及關鍵性能設計目標參數(shù)見表1：

2? ? 發(fā)動機的選擇

根據(jù)GB1589國家法規(guī)可知，三軸運輸車最大允許總質量為25t，另根據(jù)法規(guī)JT T 1178.1 營運貨車安全技術條件要求載貨汽車的比功率應大于等于6kW/t。

式中Pe為發(fā)動機的最大功率/kW，Gmax 為車輛的法規(guī)最大總質量/t，由式（1）可知發(fā)動機的最小功率

根據(jù)式（2）發(fā)動機功率計算結果及現(xiàn)有國六發(fā)動機資源，結合現(xiàn)有駕駛室平臺，以及同系列發(fā)動機優(yōu)選大馬力的市場趨勢，初步確定發(fā)動機狀態(tài)見表2：

3? ? 傳動系的確定

根據(jù)國家法規(guī)GB1589公路三軸車輛最大總質量要求，以及公告對車輛裝用輪胎的總承載質量應大于法規(guī)總質量且不大于總質量的1.4倍的限定要求，確定輪胎規(guī)格為11.00R20 18，滾動半徑r=0.527m。

式中umax為車輛最高速度，km/h，nmax為發(fā)動機最高轉速，r/min，ig 、i0分別為變速箱和后橋主減速比。

由式（3）可知，根據(jù)最高車速計算，對于匹配YCS06270發(fā)動機傳動系統(tǒng)的最小總傳動比

根據(jù)最高車速計算，對于匹配WP7.300E61發(fā)動機傳動系統(tǒng)的最小總傳動比

汽車低速爬坡時車速很低，空氣阻力可以忽略不計，此時根據(jù)汽車行駛方程有

式中Ttqmax為發(fā)動機最大輸出扭矩，N·m ，? ηT為傳動系統(tǒng)總效率，ηT =0.9，Gm 為車輛的最大總質量下的重力，αmax為最大爬坡度下對應的坡度角， f 為滾動阻力系數(shù)， f =0.0041，ig 、 i0分別為變速箱、后橋主減速比。

由式（3）可知根據(jù)最小爬坡度計算低擋時傳動系統(tǒng)的最大總傳動比

由式（7）求得不同發(fā)動機對應的最大總傳動比見表3：

根據(jù)變速箱資源及競品狀態(tài)，可匹配的變速箱見表4。

根據(jù)最大使用總質量進行軸荷分配計算，確定后橋可采用13t后橋，該橋最大額定輸出扭矩Tmax=40000 N·m，結合橋速比及運輸車使用工況，常用數(shù)比見表5，均滿足式（4）、式（5）要求。

4? ? 配置方案的確定

為了降低售后故障，在變速箱與發(fā)動機、后橋速比與動力總成進行匹配時，還需同時滿足相關的設計匹配規(guī)范要求。

對于變速箱

式中Me 為變速箱的額定輸入扭矩，Ttqmax 為發(fā)動機的最大輸出扭矩。

對于后橋主減速比

式中Tse 為后橋輸入扭矩，Tmax 為后橋額定輸出扭矩，Ttqmax 為發(fā)動機的最大輸出扭矩，ig、 i0為變速箱、后橋主減速比，ηT 為傳動系統(tǒng)總效率。

對初步確定的發(fā)動機、變速箱、后橋速比進行排列組合，并根據(jù)變速箱及后橋速比的匹配原則式（8）、式（9）對各種配置組合進行初步分析，分析結果見表6。

為了確定最優(yōu)匹配方案，需借助cruise軟件中的DOE試驗設計對傳動系統(tǒng)進行匹配優(yōu)化分析。

5? ? 整車仿真模型的建立

根據(jù)該運輸車的整車布置結構建立整車仿真模型，并根據(jù)各模塊參數(shù)對模型配置進行設定，同時建立機械連接和信號連接，模型如圖1所示：

設置加載任務，并根據(jù)《GB∕T 38146.2-2019中國重型商用車輛行駛工況》在cruise中建立對應的CHTC-HT循環(huán)。

6? ? 傳動系統(tǒng)優(yōu)化匹配計算

根據(jù)表6中的各種配置方案初步分析結果，在DOE plan中對滿足設計要求的方案進行設置，具體見圖3所示。 設置完成后進行動力總成匹配計算，計算結果如圖4、圖5、圖6所示。

由計算結果比較分析，匹配WP7.300E61發(fā)動機方案加速時間相對匹配YCS06270-60發(fā)動機方案加速時間整體偏短，一方面是因為WP7.300E61發(fā)動機扭矩相對YCS06270-60發(fā)動機扭矩偏大，相同檔位下加速度大，加速時間縮短。另一方面8JS105TA變速箱相對9JS135TA、8JS130TA各檔之間速比級差小，換擋時發(fā)動機轉速變化小更平穩(wěn)，節(jié)省了加速時間。最高車速相差不大，是因為最高車速出現(xiàn)的檔位不同。百公里油耗為綜合油耗，在路況、載質量及動力總成配置相同時，后橋速比越大，在后輪不打滑的情況下可提供的驅動力越大，輸出相同扭矩時，大速比增加了發(fā)動機在經濟轉速區(qū)間工作的機率，對整車綜合油耗有較大的提升。同時也表明滿載30t時，上述部分配置存在動力不足，增大了發(fā)動機的油耗。

綜上分析對比可知，表7中的方案為最優(yōu)匹配方案，既可滿足整車動力性能要求，同時可保證車輛具有較好的燃油經濟性。

7? ? 計算結果

綜合考慮最高車速、加速時間及變速箱成本， 對表7方案進一步分析比較，確定E1為最終方案，此方案對應整車關鍵性能參數(shù)計算結果如表8所示，滿足設計要求。

具體分別見圖7、圖8、圖9、圖10所示。

8? ? 結論

本文從實際車輛開發(fā)角度出發(fā)，結合行業(yè)相關法律法規(guī)，以及相關理論知識對某商用車的傳動系統(tǒng)進行了選擇確定。在滿足動力性的前提下，并借助cruise軟件中的試驗設計模塊對傳動系統(tǒng)進行了匹配優(yōu)化分析，最終確定了燃油經濟性最優(yōu)的動力匹配方案。

通過傳動系的優(yōu)化匹配分析，雖不能完全真實的反應實際情況，但是通過對不同配置方案的分析對比，可對不同方案的優(yōu)劣程度進行初步判定，提高了產品的設計準確率，縮短了產品開發(fā)周期。

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