TAZ5313JQZQY25A 起重機動力傳動系統優化匹配

鄧召文，高 偉，辛會亭

(湖北汽車工業學院汽車工程系，湖北十堰 442002)

TAZ5313JQZQY25A 起重機動力傳動系統優化匹配

鄧召文，高 偉，辛會亭

(湖北汽車工業學院汽車工程系，湖北十堰 442002)

利用CRUISE軟件建立TAZ5313JQZQY25A汽車起重機整車模型，對其動力性、制動性能進行仿真分析，并與實驗數據對比，驗證了所建整車模型的正確性。為改善該車的動力性能，采用不同的發動機、變速箱和主減速器對其動力傳動系統參數進行優化和匹配，通過加權綜合評價法對整車的動力性能進行綜合評價，得到最佳的動力匹配方案。

汽車起重機;動力傳動系統;優化

汽車動力傳動系統匹配的優劣，決定車輛的動力性與經濟性的評價指標，影響車輛在不同條件下的行駛狀況，因此動力傳動系統的優化匹配在整車研發過程中尤為重要［1］。傳統動力傳動系統的匹配主要采取優選法來實現，并借助試驗最終確定匹配方案。隨著計算機CAE技術的逐漸成熟，利用計算機仿真實現整車傳動系統的優化匹配也漸漸成為一種高效的整車研發方式。

AVL公司在發動機工作過程、整車與動力傳動性能等相關領域處于國際領先的水平，并有著豐富的測試與技術積累。AVL CRUISE軟件是專門為汽車傳動系統匹配而設計的整車性能仿真軟件，該仿真軟件的所有計算模塊都經過了試驗數據的標定，從而保證了計算結果的精確性和可靠性［2］。

1 仿真模型的建立

文中的仿真車型為中國重汽泰安五岳專用汽車有限公司的TAZ5313JQZQY25A型汽車起重機，其主要技術參數如表1。

表1 TAZ5313JQZQY25A型汽車起重機技術參數Tab.1 TAZ5313JQZQY25A vehicle crane technical parameters

動力傳動系統的主要作用是減速增扭、傳遞動力。動力由發動機發出，經離合器、變速箱、傳動軸、主減速器、差速器等部件傳遞至驅動輪。筆者利用CRUISE軟件提供的元件庫，從左側元件庫窗口拖入所需的元件，然后進行物理連接，建立了該汽車起重機的物理模型［3］，如圖1。

圖1 整車物理模型Fig.1 Complete vehicle physical model

1.1 發動機模塊

該起重機搭載的發動機為WD615.92E型EGR發動機，其排量為9.726 L，在1 100～1 600 r/min的轉速范圍內最大扭矩為1 100 N·m，在2 200 r/min時最大功率為196 kW，最高轉速為2 300 r/min，該發動機的外特性曲線如圖2。

圖2 發動機外特性曲線Fig.2 Engine external characteristic curve

1.2 傳動系統模塊

1.2.1 離合器

離合器是傳動系中直接與發動機相聯系的部件，可用來保證和切斷發動機對傳動系的動力傳遞。離合器的滑磨補償了車輛在運動時發動機和傳動系轉速的差異［4］。

1.2.2 變速箱

對于汽車而言，由于廣泛采用活塞式內燃機，其轉矩和轉速變化范圍較小，而車輛復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化，為解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器［5］。

1.2.3 主減速器

主減速器的功用是將變速器輸出的扭矩進一步增大并相應降低轉速，以及當發動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。主減速器所需要的輸入參數:傳動比為5.73;輸入部分轉動慣量為0.013 kg·m2;輸出部分轉動慣量為0.023 k·gm2;傳動效率為 0.96。

2 仿真模擬與試驗驗證

2.1 仿真結果

2.1.1 爬坡性能

爬坡性能的仿真結論在CRUISE軟件，是以表格的形式輸出的［3］。各擋的爬坡性能如圖3。整車試驗的最大爬坡度28%，仿真計算的最大爬坡度為27.81%。

圖3 各擋的爬坡性能Fig.3 Every gear climbing performance

2.1.2 最高速度

通過仿真模擬，計算出的該專用車的最高速度Vmax=76.72 km/h，各 擋 的 最 高 速 度 如 表 2。TAZ5313JQZQY25A型汽車起重機的道路試驗的最高時速為76 km/h。

表2 各擋的最高速度Tab.2 Every gear maximum velocity

2.1.3 加速性能、制動性能

在汽車起重機的道路試驗中，進行了直接擋25 km/h加速至60 km/h時間測定，還進行了原地起步連續換擋0～60 km/h加速時間的測定。通過CRUISE仿真計算，直接擋25～60 km/h的加速時間為31 s，各擋加速度曲線如圖4、圖5為直接擋加速的速度-時間、加速度-時間、位移-時間曲線。

原地起步連續換擋的0～60 km/h的加速時間為36.15 s，圖6為原地起步連續換擋0～60 km/h的速度-時間、加速度-時間、位移-時間曲線。從圖6可以看出，在連續換擋過程中，速度的波動較大，主要是由于變速箱速比選擇不合理，影響了換擋過程中整車的平順性。

圖6 原地起步連續換擋0～60 km/h的速度、加速度、位移－時間曲線Fig.6 Standing start continuous shift 0 ～60 km/h velocity，acceleration and distance－time curve

在TAZ5313JQZQY25A型汽車起重機制動性試驗中，進行了制動距離的測試，即由30 km/h實現完全制動的距離。仿真模擬制動距離-時間、速度-時間曲線如圖7，當車速為30 km/h時，制動距離為8.26 m。由圖7可以看出速度-時間曲線在2.4 s后，速度變為負值，這是由于車輪抱死，車輪相對地面是向后轉動的，所以出現了負值。

圖7 制動距離－時間、速度－時間曲線Fig.7 Braking distance－time and velocity－time curve

2.2 仿真結果與試驗對比分析

仿真模擬動力性、制動性的評價指標與試驗數據的對比分析，見表3。直接擋加速的速度-時間、原地起步連續換擋0～60 km/h的速度-時間仿真模擬與試驗的對比曲線如圖8、圖9。由圖8、圖9可以看出，該汽車起重機的動力性能和制動性能仿真與試驗誤差在5%以內，說明該仿真模型是有效的［6］。

表3 仿真與試驗數據的對比Tab.3 Comparison between simulation and test data

3 動力傳動系的優化匹配

該車型作為一款工程用的專用汽車，在動力性方面還存在不足，就爬坡性能而言，該車的最大爬坡度僅為28%(相當于15.6°的斜坡)，這對于經常作業于建筑工地、無路及壞路地段的汽車起重機而言勢必會在使用中出現無法到達既定地點的現象［7］。故筆者將其動力傳動系統即發動機、變速箱、主減速器重新進行匹配，發動機、變速箱、主減速器各選2種，其具體參數如表4，表5為變速箱類型及速比參數。

表4 發動機、主減速器類型及參數Tab.4 Types of engine and final drive and parameters

表5 變速箱類型及速比參數Tab.5 Gearbox types and ratio parameters

根據數學組合原理，共2×2×2=8種方案，各方案的具體匹配方式如表6。

表6 動力傳動匹配方案Tab.6 Powertrain matching scheme

3.2 方案優化分析

方案優化分析采用加權綜合評價法，所謂加權分析法，就是通過指標權重評定、指標數據標準化處理、綜合評價值的計算與評價，將多項指標綜合成一個能從整體上衡量方案相對優劣的單一評價指標，據此推斷參數匹配是否合理。對原始數據進行的相對化處理，消除了不同指標量綱的影響［7-8］。

表7為8種方案在動力性方面的仿真結果及對8種方案采用加權綜合評價法的計算結果。

表7 仿真與綜合評價計算結果Tab.7 Simulation and comprehensive evaluation computed results

從表7中Lj一欄可以得到方案6的Lj值最大，說明方案6是8個方案中最優的方案，即電控高壓共軌發動機+變速箱1+主減速器2的組合是最優方案。

4 結論

利用CRUISE軟件建立TAZ5313JQZQY25A汽車起重機整車模型，對其動力性、制動性能進行仿真分析，將仿真結果與試驗數據對比，驗證所建整車模型的有效性;為了改善該車的動力性能，采用不同的發動機、變速箱和主減速器對其動力傳動系統參數進行了優化和匹配，通過加權綜合評價法對整車的動力性能進行綜合評價，得到最佳的動力匹配方案，即發動機選擇高壓共軌發動機，主減速器傳動比為4.8，變速器選帶直接擋的8擋變速器。在滿足動力性設計要求的條件下，使用優化參數的汽車最高車速較原車提高了30%;0～60 km/h的加速時間縮短了13%，最大爬坡度提高了29.8%。

［1］鄧召文，高偉，郭保廷.ZK6100H客車性能仿真與正交優化匹配［J］.湖北汽車工業學院學報，2010，24(3):10-14.

DENG Zhao-wen，GAO Wei，GUO Bao-ting.Study on simulation and orthogonal matching optimization of coach ZK6100H［J］.Journal of Hubei Automotive Industries Institute，2010，24(3):10-14.

［2］ 張翔.汽車仿真軟件CRUISE的分析與應用［J］.汽車電器，2006(7):5-7.

ZHANG Xiang.Analysis and application of automotive simulation software CRUISE［J］.Auto Electric Parts，2006(7):5-7.

［3］余志生.汽車理論［M］.3版.北京:機械工業出版社，2003:62-66.

［4］ 王望予.汽車設計［M］.3版.北京:機械工業出版社，2003:37-43.

［5］彭棟.CRUISE 3.0基礎培訓教程［M］.上海:AVL李斯特上海技術中心，2008.

［6］權開元.柴油汽車性能匹配技術［D］.上海:上海交通大學，2005.

［7］張廷.SX1384BP366載重車動力傳動系統的優化匹配［D］.長春:吉林大學，2005.

［8］張明凱.混凝土攪拌運輸車動態性能匹配的研究［D］.上海:上海交通大學，2006.

Optimization and Match of TAZ5313JQZQY25A Crane Powertrain Parameters

DENG Zhao-wen，GAO Wei，XIN Hui-ting
(Department of Automotive Engineering，Hubei Industries Automotive Technology，Shiyan 442002，Hubei，China)

The TAZ5313JQZQY25A vehicle crane model was established by CRUISE software.Its power and braking performance were analyzed by simulation analysis.The validity of the model was validated by comparing simulation results with experimental data.In order to improve the power performance of the crane，powertrain parameters were optimized and matched via different engines，transmissions and final drive.The complete vehicle power performance was comprehensively evaluated by weighted comprehensive evaluation and optimum matching scheme was obtained.

vehicle crane;powertrain;optimization

U462.3

A

1674-0696(2011)03-0490-04

2010-10-27;

2011-03-15

鄧召文(1979-)，男，山東安岳人，碩士，主要從事汽車被動安全方面的研究。E-mail:dengzhaowenl@163.com。