重卡動力傳動系統的匹配設計

馮 政

（中國重汽集團大同齒輪有限公司， 山西 大同 037005）

引言

隨著現如今重卡運貨量的增加和對經濟效益的追求，對汽車動力性與燃油經濟性的要求越來越高，而這些要求在很大程度上取決于動力系統參數的合理匹配，一個好的匹配的傳動系統可以使發動機經常在其理想工作區附近工作，可有效減輕發動機磨損，減少燃油消耗，提高使用壽命。本文通過對重卡動力系統參數進行匹配計算分析，探索重型卡車動力傳動系統匹配計算的通用方法。

1 汽車的動力傳動裝置概述

1.1 汽車傳動系統簡述

傳動系統是與汽車發動機協同工作的，以保證汽車在不同的工況下正常行駛，并有良好的燃油經濟性和動力性，具體見圖1。

圖1 汽車動力傳動示意圖

傳動系統的布置方案通常為5種：發動機前置前輪驅動、前置后輪驅動、后置后輪驅動、中置后輪驅動和全輪驅動。通常重型卡車為發動機前置后輪驅動。

1.2 汽車的驅動力與行駛阻力

1.2.1 汽車的驅動力

汽車的驅動力即為驅動汽車的外力，由汽車發動機產生的轉矩經傳動系統傳至驅動輪上，并在驅動輪上產生一對圓周力，此時地面對驅動輪產生反作用的外力，該外力為驅動汽車的動力故稱為汽車的驅動力。其數值可用公式（1）來表達，即：式中：r為車輪半徑；Ttq為發動機轉矩；ig為變速器傳動比；i0為主減速器傳動比；ηT為傳動系機械傳動效率，取 0.85。

1.2.2 汽車的行駛阻力

汽車的總阻力表示為式為：

其中，對于重型卡車，空氣阻力Ff可忽略不計，其他各阻力在動力性計算中相應的理論公式如下：

1）滾動阻力Fw=mgfcosα。式中f為滾動阻力系數，α為坡度角；m為卡車質量。

2）坡度阻力 Fi=mgsinα。

2 重型卡車動力參數的選擇

發動機的動力參數指發動機的功率和傳動系的傳動比。

2.1 發動機功率的選擇

重型卡車選擇發動機時，根據重型卡車的最高車速確定應有的功率。因為最高車速越高，要求的發動機功率越大，汽車后備功率大，加速與爬坡能力必然較好。

選擇發動機功率應約等于但不小于以最高車速行駛時行駛阻力功率之和，對于重型卡車，由于其最高車速及加速性要求都比較低，所以可忽略空氣阻力，計算公式：

式中：m為汽車的質量；f為滾動阻力系數，一般取0.02；ηT為汽車傳動系統的傳動效率，取 0.82～0.85。當車速小于50 km/h時，f可取常數；當車速超過50km/h時，f則表示成車速ua的線性函數f=f0+kua。式中：f0表示滾動阻力系數中的常數項。uamax為汽車最高速度，即uamax=150 km/h。

最后結合重卡的使用用途即可得出發動機的應有功率，但是這樣得出的發動機功率還不能完全滿足重卡的使用，必須還得增加一部分儲備功率，也就是要給發動機確定一定的負荷率，其范圍一般在75%～90%之間，即可得出發動機的額定功率。

2.2 最小傳動比的選擇

傳動系統總傳動比是傳動系統中各部件傳動比的乘積[1]，即：

式中：i0為主減速器傳動比；ic為分動器或副變速器的傳動比。

假定變速器的最小傳動比為1時，即直接擋。根據汽車功率平衡圖2來討論主減速器傳動比，圖中有水平路面行駛阻力功率曲線，并畫了3種不同主減速器傳動比情況下所確定的發動機功率。

首先先討論最高車速uamax。先假設發動機功率曲線 1、2、3的最高點所對應的車速分別為 ua1、ua2、ua3，且 i1＜i2＜i3。當主傳動比為 i2時，阻力功率曲線正好與發動機功率曲線2交在其最大功率點上。如把發動機最大功率時的車速稱為ua2，則有uamax2=ua2。而裝另外兩種傳動比的主減速器時的發動機功率曲線與阻力功率曲線的交點不在最高點處，且最高車速均小于uamax2。所以i0選擇到汽車的最高車速相當于發動機最大功率點的車速時，此點車速為汽車的最高車速。

再討論汽車的后備功率。當主傳動比為i1時，發動機功率曲線1在曲線2的右方。uamax1＜uamax2，后備功率也比較小，即汽車的動力性比主傳動比為i2時要差。不過發動機功率利用率較高，燃油經濟性較好。當主傳動比為i3時，發動機功率曲線3在曲線 2 的左方，此時 ua3＜uamax3，雖然 uamax3＜uamax2，但是汽車的后備功率卻有較大的增加，即動力性加強，但燃油經濟性較差。

圖2 汽車功率平衡示意圖

所以選定汽車的最小傳動比的時候應根據車輛的使用條件來選定，對于重型卡車特別是礦上用車，應多注重汽車的動力性，即應選在與曲線3接近處，應有較大的后備功率。一般的重型卡車的主傳動比在6～7之間，為分析方便將主減速器傳動比i0定為6.72，即最小傳動比。

2.3 最大傳動比的選擇

最大傳動比在選擇時，由于主減速器的傳動比i0已經確定，故最大傳動比的確定就是對變速器Ⅰ擋時傳動比的確定。最大傳動比的選擇方法有三種。即：根據最大爬坡度確定變速器第I擋速比；根據驅動輪與路面的附著力確定第I擋速比；根據最低穩定車速確定第I擋速比。

該意見強調，發展海水淡化產業要重點做好以下幾項工作：一是加強關鍵技術和裝備研發，二是提高工程技術水平，三是培育海水淡化產業基地，四是組建海水淡化產業聯盟，五是實施海水淡化示范工程，六是建設海水淡化示范城市，七是推動使用海水淡化水，八是完善海水淡化標準體系。

以上三種方法所得結果不相等時以最小值為最大傳動比。

根據我國公路路線設計規范，預選定其爬坡度θ約為17°，發動機額定功率Pe為527 kW，額定功率下的轉速為1 500 r/min。發動機輸出額定轉矩Ttqmax為3 355.2 N·m，額定扭矩時輸出轉速為1 500 r/min。可得：

式中：W為汽車重力做的功；i0為主減速器的傳動比；θ為爬坡度。

3 變速器的設計

在變速箱設計中，不同類型的汽車具有不同的傳動系擋位數，因為擋位數越多，增加發動機發揮最大功率附近高功率的機會，會提高發動機的加速與爬坡能力，并且還能增加發動機在低燃油消耗區工作的可能性，降低油耗。其中擋數的多少還影響到擋與擋之間的傳動比值，比值過大會造成換擋困難，一般比值不宜大于1.7～1.8。因此最大傳動比與最小傳動比之比值越大，擋位數也應越多。大部分重型卡車上的變速器都采用6到十幾擋，以適應復雜的使用條件，使汽車具有足夠的動力性與良好的燃油經濟性。

按主副箱分配形式確定分段式傳動比。主箱傳動比分配，令主箱ig5=1，取ig1=ig6=3.32。則為常數，也就是主箱傳動比之間公比，q=

副箱傳動比分配，低速擋if：

式中：S1為組合式變速器主箱各擋傳動比的平均值。

if與q5計算所得數值相差不大，即副箱直接擋傳動比為1。

各擋速比極差大小相近均小于1.8，換擋輕便，滿足雙中間軸變速器速比極差小的要求，見表1。

表1 速比極差

4 重型卡車的動力性分析

分析汽車的動力性，就是確定汽車沿行駛方向的運動情況。根據力的平衡關系可以得出一個平衡方程，即汽車的驅動力與行駛阻力的平衡方程（5）[2]。

式中：Ft為驅動力；∑F為行駛阻力之和。

方程建立以后即可估算出汽車的最高速度、加速度和最大爬坡度，見表2。

表2 發動機的參數

汽車行駛時,發動機功率和汽車行駛時的阻力功率也是相互平衡的,即在汽車行駛的每一瞬間,發動機發出的功率始終等于機械傳動和全部運動阻力功率。

從以上的分析可以簡單地得出評價汽車動力性指標的結果，即汽車的最高速度、最大爬坡度和最大加速度。在進行汽車的動力性計算時，先做如下分析。根據汽車的行駛特性方程可得式（6）[3]，即

式中：AD為汽車迎風面積；CD為風阻系數為加速阻力；f為滾動阻力系數；α為爬坡角；rd為車輪滾動半徑；η為傳動效率；μ為車速；n為轉速。a、b、c為待定系數，可由下式得出，即：

式中：Ttqmax為最大輸出扭矩；Tp為最大輸出功率；nt為最大輸出轉速時的扭矩；np為最大輸出功率時的轉速。

δ為汽車旋轉質量換算系數，δ＞1。根據公式（7）估算δ值。

把式（8）代入式（6）整理得式（9），即：

公式（9）可以反應汽車在克服外界其他阻力之后所具有的加速能力，可用來計算出評價車輛的動力性指標。

1）汽車的最高速度uamax=150 km/h，在實際汽車行駛過程中，最高車速低于150 km/h。

2）汽車的最大爬坡度imax。汽車的最大爬坡度一般都是在最低擋穩定車速時來進行測定的。為了簡化，設 f=f0，則公式（6）可變成：

兩邊再分別以u為自變量求導，得：

當f0=0時，sinα=E。但事實滾動阻力總是存在的，并且滾動阻力系數愈大，汽車爬坡能力愈小。以此對上式中取負號可得汽車的最大爬坡角。即：

又因f0遠小于1，1+f02≈1，上式可簡化成：

經計算得最大爬坡度約為21°，即符合設計的要求。

3）最大加速度 jmax。運用公式（12）[4]并結合以上計算結果，可得

5 結語

隨著現如今高速公路和經濟快速發展，中國重卡市場需求量已居世界之首，而重卡動力性與燃油經濟性的好壞，在很大程度上取決于發動機的性能和傳動系統參數的選擇。本文通過對重型卡車高速和多載需求情況的了解，確定卡車的空載質量、額定載荷和最高車速，完成發動機功率、各擋傳動比的計算，設計出了重型卡車動力系統的匹配方法，該匹配能有效的滿足重卡車輛作業的高效率、低成本、安全無損，壽命加長，實現了重卡的經濟與多載并存，提升了市場競爭力。

（編輯：趙婧）