基于Cruise的專用車動力匹配方案設計

喬 潔，劉湘安，劉永杰，王云坤，袁立青Qiao Jie，Liu Xiang’an，Liu Yongjie，Wang Yunkun，Yuan Liqing

基于Cruise的專用車動力匹配方案設計

喬 潔1，劉湘安1，劉永杰1，王云坤1，袁立青2
Qiao Jie1，Liu Xiang’an1，Liu Yongjie1，Wang Yunkun1，Yuan Liqing2

（1.長安大學 汽車學院，陜西 西安 710064；2.湖北省軍區數據信息室，湖北 武漢 430070）

為了提高重型礦用自卸車動力性，利用AVL Cruise軟件進行仿真模擬，選擇較優的動力匹配方案。首先，計算并確定整車基本設計參數和動力系統參數；然后，通過Cruise軟件構建非公路礦用自卸車整車模型，對最大爬坡度、最大牽引力、穩態行駛時的最高車速以及不同爬坡度下的最高車速進行仿真和對比，確定較優的動力匹配方案。結果表明，動力匹配方案滿足自卸車的動力性設計要求，且具有一定的燃油經濟性優勢。

礦用自卸車；AVL Cruise；動力性

0 引 言

礦用自卸車在我國發展迅速，市場需求量逐年增加[1]。礦用自卸車在礦區行駛，工作環境惡劣，其作業過程具有路況差、路面坡度大、超載嚴重、運輸距離短、速度慢、油耗高等特點，這就要求動力系統具有較高性能，其中發動機與傳動系統的動力匹配至關重要，合理的匹配可以顯著提高整車動力性[2]。

1 動力性評價指標

車輛的動力性能主要取決于整車發動機和傳動系統的匹配。通常采用車輛動力性、燃油經濟性以及二者的綜合評價來評估動力系統的匹配程度[3]。由于自卸車的運行工況惡劣，其動力性最為關鍵，所以本文只討論其動力性能。

采用最高車速、加速時間、最大爬坡度來評價自卸車的動力性，一般不考慮其加速性能。

最高車速可由發動機的最高轉速初步確定，即

式中：a max為最高車速；max為發動機最高轉速；r為滾動半徑；0為主減速比；g high為變速器最高擋傳動比。

采用汽車加速時間來評價車輛的加速能力，即

式中：為加速時間；1為汽車加速的初速度；2為汽車加速的末速度；為汽車質量；為旋轉質量換算系數；t為汽車驅動力；f為汽車滾動阻力；w為空氣阻力。

汽車爬坡能力采用坡度的坡高與其水平距離之比（%）來表示，即

式中：為汽車所受重力；為坡度角；汽車的最大爬坡能力為c max，即采用1擋行駛時的爬坡能力。

2 動力系統參數設計

2.1 整車參數及性能要求

整車基本參數見表1。根據GB/T 35195—2017要求，自卸車滿載時最大車速不低于35 km/h，最大爬坡度不低于30%，性能要求見表2。

表1 整車參數

表2 整車性能要求

2.2 動力系統參數設計

2.2.1 發動機參數設計

當汽車的最高車速越高、平均車速越高，則汽車動力性越強，計算見式（5）。

式中：e max為發動機最大功率；為重力加速度；a max取值為40 km/h。將表1中數據代入式（5）計算得

為滿足車輛行駛道路突然變壞或超載的可能，為自卸車動力性增加12%左右功率冗余，則最大功率應不低于405 kW，所選用的發動機最大功率為406 kW，滿足功率條件。

通過式（6）初步預估發動機最大轉矩，即

式中：e max為發動機的最大轉矩；為轉矩適應系數，取值為1.25；max為發動機的最高轉速，對選用的發動機進行試驗，測得其值為1 900 r/min。

將各數值代入式（6）計算得到發動機最大轉矩預估值。

用最小二乘法擬合所選用發動機的試驗數據，得到其外特性曲線，如圖1、圖2所示。發動機實際最大轉矩為2 545 Nm，與式（6）計算得到的最大轉矩值相近，且滿足功率條件，因此所選用的發動機滿足設計要求。

圖2 發動機功率-轉速外特性曲線

發動機的基本參數見表3。

表3 所選用發動機參數

2.2.2 傳動系傳動比參數設計

1）主減速器傳動比

所選用的變速器最高擋傳動比g high為0.61，則主減速比范圍見式（7）。

式中：取值為0.377～0.472。將各數值代入式（7）計算得

經計算，0取值為16.09～20.14。

2）變速器1擋傳動比

確定1擋傳動比需要考慮兩個因素，即最大爬坡度和附著率。

為實現最大爬坡度為30%的設計目標，1擋傳動比計算見式（8）～（10）。

式中：max為道路阻力系數；max為道路的最大坡度角；g1a為滿足最大爬坡度30%所對應的1擋傳動比。

將各數值代入式（10）計算結果為5.23～6.54，即g1a大于6.54，并當0取值為16.09～20.14時，汽車滿足最大爬坡度要求。

同時須滿足地面附著條件，使車輪不打滑，則1擋傳動比計算見式（11）。

式中：g1b為滿足地面附著條件的1擋傳動比；2為四個后驅動輪總負荷，由于自卸車的后輪總負荷遠大于前輪，設置后輪總負荷為汽車滿載質量70%，即70%′a=70%′155 000 kg=108 500 kg。

將各數值代入式（11）計算結果為6.58～8.24，即g1b取值小于6.58，并當0取值為16.09～20.14時，汽車滿足地面附著條件。

綜上，變速器1擋傳動比須同時滿足最大爬坡度要求和地面附著條件。當0取值為16.09，1擋傳動比取值為6.54～8.24；當0取值為20.14，1擋傳動比取值為5.23～6.58；則1擋傳動比取值6.54～6.58時，0取值為16.09～20.14，此時汽車滿足最大爬坡度要求和地面附著條件。為便于下一步比較主減速器傳動比，設置1擋傳動比為6.54～6.58。

3）變速器擋數與各擋傳動比

所選用的變速器為8擋變速器，其1擋傳動比為6.55，符合設計要求，其他各擋傳動比見表4。

2.2.3 參數設計結果

綜合上述各計算結果以及選用的發動機和變速器參數，確定了傳動系的參數取值，結果見表4。

表4 傳動系參數

3 仿真建模

采用Cruise軟件構建礦用自卸車整車模型，對整車動力性進行分析與評估。

將整車模塊、發動機模塊、變速箱模塊、車輪模塊等放入建模窗口，并建立各模塊間的機械連接、電氣連接以及信號連接，同時輸入對應參數值和設置計算模式[4]。整車模型如圖3所示。

圖3 礦用自卸車整車模型

4 仿真結果

4.1 仿真試驗

根據前文設計參數，選用1種發動機模型、1種變速器模型、6種主減速器模型（A、B、C、D、E、F），共6種匹配方案，分別進行仿真試驗。

仿真工況選用爬坡性能分析計算、穩態行駛性能分析計算和最大牽引力計算共3種，分別對礦用自卸車的最大爬坡度、最大牽引力、穩態行駛時最大車速進行仿真，考慮自卸車工作道路坡度變化大，針對0%、6%、8%、10%、12%、14%共6種不同坡度的最大車速進行計算，仿真結果見表5。

表5 不同動力匹配的仿真結果

4.2 結果分析

表5中E、F方案的主減速比不滿足要求，0%坡度時，B、C、D方案的最大牽引力和最大爬坡度均大于A方案，即B、C、D方案的動力性均強于A方案，由于動力型與燃油經濟性相互制約，則A方案的燃油經濟性好于B、C、D方案；在坡度為8%和12%時，A方案的最高車速較B、C、D方案高，在這兩個坡度下其動力性較強；在10%的坡度下，A方案最高車速與B、C、D方案相差不大。由于8%、10%和12%為礦區常見坡度，因此A方案在礦區工作環境下動力性較強。

綜上所述，通過仿真計算得到的較優動力匹配方案為A方案，其最大爬坡度為31.77%，最高車速為42.05 km/h，滿足自卸車動力性設計要求，并具有燃油經濟性優勢。

5 結束語

通過Cruise軟件仿真計算礦用自卸車的各動力匹配方案，提高了整車動力匹配效率。

本文動力系統參數匹配過程對自卸車研發設計具有一定參考意義，但未對燃油經濟性進行定量分析，這也是今后的研究內容。

[1]孫博，胡順安，周俊，等. 國內非公路礦用自卸車發展現狀研究[J]. 煤礦機械，2010，31（8）：15-16.

[2]趙金剛，劉金玉. 基于整車動力性和燃油經濟性的礦用自卸車動力傳動系統研究[J].礦山機械，2015，43（7）：42-46.

[3]張攀. 非公路礦用自卸車動力傳動系統參數匹配研究[D].西安：長安大學，2013.

[4]朱彥云.純電動城市物流車動力系統參數匹配與性能仿真[J].北京汽車，2017（4）：22-26.

陜西省自然科學基礎研究計劃（2023-JC-QN-0664）。

2022-09-28

1002-4581（2023）01-0005-04

U462.3+1

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2023.01.002