基于某車型動力性能匹配設(shè)計與駕駛性驗收

常健　張敬　蔡永明　龔毅

1 緒論

1.1 動力性能匹配的發(fā)展?

國外在動力性和經(jīng)濟性等的仿真匹配方面研究的比較成熟，美國通用公司在1972年就開發(fā)了汽車動力性和經(jīng)濟性的通用預(yù)測程序[1]。如今商業(yè)軟件GT-Drive就是美國Gamma Technology公司開發(fā)的，其中包含了豐富的車輛模塊，可以進行整車動力性和經(jīng)濟性匹配、仿真、優(yōu)化和循環(huán)工況模擬等[2]。而奧地利公司開發(fā)的AVL-Cruise同樣是一款動力性、經(jīng)濟性、排放性能的仿真軟件，它可以自由的建立各種配置的汽車模型，精確完善的算法也保證了運算速度[3]。

在國內(nèi)，汽車性能的匹配研究起始于上世紀80年代以后。目前長安汽車、中國重汽集團和東風汽車公司等多家汽車生產(chǎn)廠家采用GT-Drive和AVL-Cruise等某個仿真軟件開發(fā)整車性能。吉林大學和上海交通大學等部分高校等也在整車動力匹配上有一定的研究。劉道東等人[4]利用Cruise軟件對某轎車底盤動力傳動系統(tǒng)進行了匹配優(yōu)化，并對整車性能進行了仿真，在保持汽車動力性等幾乎不變的前提條件下，整車的經(jīng)濟性能在一定程度上得到明顯提升。裴梅香等人[5]基于Cruise軟件對整車動力性和經(jīng)濟性進行分析，最終完成了對發(fā)動機和變速器的選型和匹配計算。韓震等人[6]基于汽車起停技術(shù)原理，采用Cruise分析軟件建立了汽車起動/停止系統(tǒng)的仿真模型，并以某一款車型為例進行了相關(guān)性計算，研究結(jié)果表明，起停技術(shù)對整車燃油經(jīng)濟性的影響約為6%，以此證明將起動/停止系統(tǒng)應(yīng)用到整車上可以很好地降低整車油耗。冒文娟等人[7]通過對合肥市本地行駛工況數(shù)據(jù)進行采集、合成，最終建立了基于Cruise的合肥市行駛工況數(shù)據(jù)庫，并在此基礎(chǔ)上完成了燃油經(jīng)濟性對比仿真計算。張德生等人[8]以1.3L手動擋發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的輕型乘用車為研究對象，基于Cruise軟件建立了整車模型，完成了整車動力性和經(jīng)濟性分析。

同時，國內(nèi)外許多學者基于美國MathWorks公司出品的商業(yè)數(shù)學軟件MATLAB，利用圖形化界面設(shè)計相關(guān)匹配程序，完成各項匹配計算。劉磊、N.Suresh就基于車輛系統(tǒng)動力學理論和曲線曲面擬合差值理論建立了輕型貨車動力系統(tǒng)的數(shù)學模型，利用MATLAB編輯了計算程序。胡耀華等人[9]利用Cruise和MATALB軟件對某款并聯(lián)混動電動汽車進行了建模，并依據(jù)國際的電耗和油耗量計算方法完成了百公里油耗的評估，計算結(jié)果與預(yù)估具有很好的一致性。

1.2 動力性能匹配的重要性

隨著現(xiàn)代汽車技術(shù)的發(fā)展，對汽車的動力性、經(jīng)濟性和舒適性的需求達到了前所未有的高度，其三者之間的合理匹配問題日益凸顯。根據(jù)不同車型對動力性能的要求，就要汽車有不同的最高車速和后備功率，而要想汽車具有良好的燃油經(jīng)濟性，需要增加發(fā)動機在低油耗消耗率區(qū)間工作的可能性，對于舒適性，必須保證良好的速比轉(zhuǎn)換性，使速度變換連續(xù)平穩(wěn)，降低沖擊和動載[10]。撇開設(shè)計不談，汽車動力性、經(jīng)濟性和舒適性成為了影響汽車市場成功的主要因素，其中汽車動力性又是汽車最基本、最重要的性能。這種匹配過程必須從兩側(cè)進行，但實際上，發(fā)動機的特性占據(jù)首要地位，變速器的特性必須適應(yīng)發(fā)動機來實現(xiàn)匹配。對于特定的車輛，在初步確定汽車造型、總質(zhì)量、輪胎規(guī)格以及性能目標后，通過合理的匹配發(fā)動機和傳動系統(tǒng)各參數(shù)，使汽車發(fā)揮最佳的動力性、經(jīng)濟性和舒適性。

在計算機動力傳動系匹配模擬計算方面，其作用越來越突出。傳統(tǒng)方法是設(shè)計者只依據(jù)經(jīng)驗選定各部件參數(shù)，然后制造樣車、試驗測試和性能評價，這樣各部件參數(shù)選擇具有盲目性，容易漏掉最優(yōu)方案，且周期過長，成本過高[11]。利用計算機仿真，能在產(chǎn)品設(shè)計初期對比各方案的性能差異，提出最佳方案，縮短設(shè)計周期，降低開發(fā)成本，提高產(chǎn)品競爭力。目前相關(guān)仿真軟件主要有MATLAB、AVL-Cruise和GT-Drive等。

本文在發(fā)動機特性確定的前提下，對標競品車性能正向計算得到某車型變速器各檔位理論總速比，再結(jié)合現(xiàn)有資源選擇了3組備選速比，然后運用AVL-Cruise軟件分別對搭載3組速比的情況進行動力性和經(jīng)濟性進行仿真分析，確定最優(yōu)方案，最后實車搭載調(diào)教后性能優(yōu)異，主客觀評價均滿足開發(fā)需求。

2 動力性能理論基礎(chǔ)及基本匹配流程

2.1 動力性能的理論依據(jù)

汽車動力性能計算的主要依據(jù)是汽車的驅(qū)動力和行駛阻力之間的平衡關(guān)系和功率平衡關(guān)系，汽車的驅(qū)動力-行駛阻力平衡方程為：

Ft = Ff + Fw + Fi + Fj （1）

其中：Ft? ——驅(qū)動力，單位為KN;

Ff? ——滾動阻力，單位為KN;

Fw ——空氣阻力，單位為KN;

Fi? ——坡度阻力，單位為KN;

Fj? ——加速阻力，單位為KN。

2.2 驅(qū)動力和行駛阻力

在發(fā)動機轉(zhuǎn)速特性、傳動系統(tǒng)傳動比及效率、車輪半徑、空氣阻力系數(shù)、迎風面積以及汽車的質(zhì)量等確定后，便可確定汽車的驅(qū)動力-行駛阻力平衡關(guān)系。

驅(qū)動力Ft max= （2）

其中：Ttq —發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩，單位為N.m;

ig ——變速器某前進擋速比;

io ——主減速器速比;

nT? ——動力傳動系統(tǒng)機械效率;

rd? ?——車輪滾動半徑，單位為m。

滾動阻力Ff=mgf cos a ? ?（3）

其中：m—— 汽車計算載荷工況下的質(zhì)量，單位為kg;

g —— 重力加速度，單位為m/s2;

f? —— 滾動阻力系數(shù);

a —— 道路坡道角，單位為rad。

空氣阻力 ? ? ? ? （4）

其中：CD —— 空氣阻力系數(shù);

A? —— 迎風面積，單位為m2;

ua —— 汽車行駛速度，單位為km/h。

坡度阻力Fi=mg sin a ? （5）

其中：m —— 計算載荷工況下汽車的質(zhì)量，單位為kg;

g? —— 重力加速度，單位為m/s2;

a? —— 道路坡道角，單位為rad。

加速阻力 （6）

其中：s? —— 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);

m —— 計算載荷工況下汽車的質(zhì)量，單位為kg;

—— 汽車行駛加速度，單位為m/s2。

在進行不同擋位的驅(qū)動力和阻力計算時，還需要知道汽車速度與發(fā)動機轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系：

（7）

其中：ua? —— 汽車行駛速度，單位為km/h;

n —— 發(fā)動機轉(zhuǎn)速，單位為r/min;

io —— 主減速器傳動比;

ig —— 變速器某前進擋速比;

rd —— 車輪的滾動半徑，單位為m。

根據(jù)上述公式，可以計算出汽車在任意發(fā)動機轉(zhuǎn)速、擋位下的驅(qū)動力、行駛阻力。

2.3 動力因素

動力因數(shù)為：

（8）

其中：D —— 各前進擋動力因數(shù)。

其它各個參數(shù)的意義和單位同上述說明。

2.4 功率平衡關(guān)系

在汽車的行駛方程式的基礎(chǔ)上，在公式兩端同時乘以車輛速度 ，經(jīng)過單位換算、整理就可以得到汽車的功率平衡方程式：

（9）

其中：P —— 發(fā)動機功率，單位為kW。

其它各個參數(shù)的意義和單位同上述說明。

利用公式（9）就可以計算出汽車行駛功率平衡關(guān)系。

2.5 爬坡度

根據(jù)汽車的行駛方程式和驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖，可以計算汽車的爬坡能力。在計算爬坡度時，認為汽車的驅(qū)動力除了用來克服空氣阻力、滾動阻力外，剩余驅(qū)動力都用來克服坡度阻力，即加速阻力 為零。

根據(jù)公式（3）可以得到如下公式：

Ff + Fi = Ft - Fw

將公式（5）、（7）代入上式，就可以得到如下公式：

mgf cosa + mg sina = Ft - Fw

代入公式? 以及公式（10），經(jīng)過整理可得：

（10）

然后根據(jù)公式i = tga轉(zhuǎn)換，就可以得到出爬坡度。

2.6 加速度及加速時間

汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度來評價。

汽車加速時，驅(qū)動力除了用來克服空氣阻力、滾動阻力以外，主要用來克服加速阻力，此時不考慮坡度阻力Fi（Fi=0）。

根據(jù)公式（3）、（8），可以得到如下公式：

（11）

所以，加速時間

根據(jù)以上公式，通過數(shù)值積分方法對上式進行積分求解，可以得到所需要的加速時間。以上就是汽車動力性計算的基本原理。

2.7 動力性能匹配的基本步驟

2.7.1 動力性經(jīng)濟性開發(fā)流程表

根據(jù)整車開發(fā)經(jīng)驗，整個開發(fā)過程分為前期策劃、概念設(shè)計、工程設(shè)計、設(shè)計驗證和小批量試生產(chǎn)5個階段。跟隨整車開發(fā)過程，動力性匹配開發(fā)在各階段的所需完成的工作以及具體的開發(fā)流程見表1

表1 動力性經(jīng)濟性開發(fā)流程表

2.7.2 動力性能匹配主要工作

2.7.2.1 仿真分析匹配速比

依據(jù)配置表、參考車測試結(jié)果和整車性能目標，正向仿真計算得到理論的速比值，再根據(jù)工程可行性分析結(jié)果以及現(xiàn)有資源，選擇接近理論數(shù)值的幾組速比，然后仿真計算搭載各速比的動力性及經(jīng)濟性，確認最優(yōu)的方案。

2.7.2.2 性能驗證

樣車試制完成后，需要進行主觀評價和性能摸底測試，對未滿足目標項進行評估和優(yōu)化。

3 某車型的動力性能匹配開發(fā)

3.1 參考車性能測評

3.1.1 參考車解析要求

參考車的性能指標是制定開發(fā)車動力性、經(jīng)濟性設(shè)計目標重要依據(jù)，因此參考車解析至關(guān)重要。

參考車解析的總體原則遵循先整體后系統(tǒng)，即第一階段先測試整車級性能，后解析系統(tǒng)零部件性能，解析流程及主要解析內(nèi)容如下圖。本文只介紹部分整車級性能解析結(jié)果。

圖1 參考車解析流程

3.2 參考車動力性能主觀駕評

經(jīng)過多人次多輪次駕評后，參考車駕駛性主觀評價結(jié)果如圖2。由此可知參考車性能最差的是城市工況下的動力性能，解析變速器發(fā)現(xiàn)參考車Ⅰ檔和Ⅱ檔的檔間比達2.0以上，使得增壓發(fā)動機渦輪遲滯效應(yīng)放大，導(dǎo)致主觀感受差。

圖2 參考車主觀評價結(jié)果

3.3 參考車動力性客觀測試結(jié)果

3.3.1 參考車整車參數(shù)表

經(jīng)過查詢及測試，參考車整車參數(shù)表見表2。

表2 參考車整車參數(shù)表

3.3.2 動力性測試結(jié)果

在標準試驗場，使用V-Box等設(shè)備測得參考車動力性各項指標如下。

a、加速性能試驗結(jié)果（60～100km/h）

表3 60～100km/h試驗結(jié)果

b、加速性能試驗結(jié)果（0～400m）

表4 0～100km/h試驗結(jié)果

c、加速性能試驗結(jié)果（0～100km/h）

表5 0～100km/h試驗結(jié)果

d、加速性能試驗結(jié)果（最高車速）

表6 最高車速試驗結(jié)果

e、爬坡試驗結(jié)果

3.3.3 經(jīng)濟性測試結(jié)果

a、等速行駛油耗測試結(jié)果

b、綜合油耗（Ⅰ型試驗）

3.3.4? 參考車滑行測試結(jié)果

3.4 開發(fā)匹配正向計算

3.4.1 各擋速比正向計算

3.4.1.1 最高車速對應(yīng)速比的確定

整車變速器配置為6擋手動變速器，所以將最高車速設(shè)計在5擋，6擋做為經(jīng)濟擋位，降低整車油耗。整車行駛阻力設(shè)定選用參考車滑行數(shù)據(jù)，其中，A、B、C值分別為0.057、-1.013、216.1。整車動力配置為1.5L排量增壓發(fā)動機，發(fā)動機扭矩見下圖3。

圖3 發(fā)動機扭矩曲線

整車輪胎配置為225/60R17規(guī)格，將以上參數(shù)設(shè)定在CRUISE對應(yīng)模塊中，計算結(jié)果如下圖4，得出最高車速檔總速比為3.892。

圖4 最高擋總速比計算結(jié)果

3.4.1.2 一擋速比確定

根據(jù)經(jīng)驗一檔起步發(fā)動機轉(zhuǎn)速1000rpm，車速控制在7.5～8.5km/h之間為宜（最低穩(wěn)定車速低于7km/h），發(fā)動機1000rpm時車速取8.0km/h，即

V1000rpm=2*π*n*R/i1

帶入數(shù)據(jù)得出一擋速比i1=16.070。

3.4.1.3 中間擋位傳動比確定

經(jīng)濟型方案將最高車速設(shè)計在第五擋，第六擋速比是在保證一定動力性的前提下以提高燃油經(jīng)濟性（時速100km/h左右穿過發(fā)動機經(jīng)濟區(qū)域）為依據(jù)進行設(shè)計。

根據(jù)基礎(chǔ)速比 ，其中is=iI/iV=16.070/3.892=4.129， =1.08，則K=1.2700，得出i5=3.892、i4=i5*K=4.943、i3=i4*K* =6.780、i2=i3*K* 2=10.043。

3.4.2 最高檔經(jīng)濟性分析

車輛動力性與經(jīng)濟性是兩個不可分割的性能指標，一定情況下，理論上不存在完全理想的匹配方案，在實際工作中只能根據(jù)相關(guān)輸入和開發(fā)要求進行折中或權(quán)衡。圖5較簡明地表明了動力性與經(jīng)濟性的關(guān)系：

圖5經(jīng)濟性計算介紹簡圖

圖6 最高檔總速比計算結(jié)果

分析圖6可知：在選取多組6擋速比進行計算，在爬3%的坡度時，總速比為2.159時，整車最高車速最接近140km/h，所以6擋速比理論值取2.159。

3.4.3 仿真分析結(jié)果

運用AVL-Cruise對正向設(shè)計的速比進行性能仿真分析驗證，仿真結(jié)果如下，本次分析僅為后期傳動系速比選型或速比正向設(shè)計提供參考。

表11 正向設(shè)計速比動力性經(jīng)濟性計算結(jié)果

3.5 傳動系統(tǒng)匹配選型

3.5.1 速比初選

依據(jù)正向計算結(jié)果，變速器供應(yīng)商根據(jù)當前實際資源共提供了3組可行速比，見表12。

表12 初選的速比檔位1#速比2#速

3.5.2 選型確定

3.5.2.1動力性計算結(jié)果

用AVL-Cruise軟件分別對3組速比進行動力性仿真，具體結(jié)果見表13。

表13動力性計算結(jié)果

結(jié)果顯示3#速比無論是最高車速還是加速時間均最優(yōu)，但其在相同車速時對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速更高，有油耗高的風險。1#速比的動力性最差，1#速比和2#速比主要體現(xiàn)在Ⅰ擋和Ⅱ擋的不同，1#速比的擋間比為3.7273/2.0499=1.81，2#速比的擋間比為3.9091/2.2169=1.763，按照漸變原則匹配好中間擋位速比后，需要根據(jù)發(fā)動機的特性調(diào)整各擋間的擋間比，絕大多數(shù)乘用車變速器擋間比合理范圍如表14，為避免增壓發(fā)動機升擋后渦輪遲滯效應(yīng)影響駕駛性，故放棄1#速比。

表14 推薦檔間比

3.5.3.2 經(jīng)濟性計算結(jié)果

為保持XX車型在動力、經(jīng)濟性方面的平衡，還需對匹配2#速比和3#速比情況下的油耗進行對比計算，詳見圖7。

圖7 最高檔工作曲線圖

根據(jù)仿真結(jié)果，最高檔120km/h工況點都落在260g/kwh內(nèi)，最高擋100km/h工況點都落在270g/kwh內(nèi)，計算具體等速油耗如表15。

表15 最高檔等速油耗計算結(jié)果

分析可知3#速比較2#速比最高擋等速油耗增加在0.2L/100km以內(nèi)，同時，3#速比的擋間比更小，更有利于駕駛平順性。

綜上所述，為保證整車動力性和駕駛舒適性選擇3#速比。

4 首輪開發(fā)驗收

4.1 動力性客觀驗證結(jié)果

車輛各總成零部件完成磨具件開發(fā)以及各控制器軟件相對穩(wěn)定后，在標準試驗場對樣車進行動力性測試，結(jié)果見表16。可知車輛動力性各項指標均滿足開發(fā)目標，但是該車15.4s的百公里加速成績一般，但符合車型定位，此外120km/h巡航時發(fā)動機穩(wěn)定轉(zhuǎn)速2850rpm，稍微偏高，可能會帶來NVH問題，因此需要特別注意。

表16 首輪動力性客觀驗收結(jié)果

4.2 經(jīng)濟性驗證結(jié)果

車輛各總成零部件完成磨具件開發(fā)以及各控制器軟件相對穩(wěn)定后，車輛經(jīng)濟性各項指標測試結(jié)果見表8。可知該車輛經(jīng)濟性各項指標均達到或超越目標值。

表17 首輪經(jīng)濟性驗收結(jié)果

4.3 動力性主觀評價結(jié)果

評論驗收評分標準

4.4 經(jīng)驗總結(jié)及需改善內(nèi)容

圖8 動力性主觀評價結(jié)果

4.4.1 經(jīng)驗總結(jié)

本文通過對對標車各項性能指標進行測試，并結(jié)合現(xiàn)有發(fā)動機性能，正向計算得到某車型6速手動變速器的各擋位理論速比。然后根據(jù)供應(yīng)商現(xiàn)有產(chǎn)品資源初選出3組備選方案，再利用計算機軟件仿真分析出該車輛分別搭載3組不同速比變速器時的各項動力性、經(jīng)濟性指標，接著根據(jù)計算的結(jié)果選取最優(yōu)方案，最后實車搭載驗證各項指標滿足開發(fā)需求。

在開發(fā)過程中借助計算機，仿真軟件等高效工具，大大縮短了產(chǎn)品開發(fā)周期同時又保證了開發(fā)車型的動力性經(jīng)濟性能滿足設(shè)計目標。

總之，該車動力匹配是合理的，也為該車型后期市場大賣奠定了堅實的基礎(chǔ)。

4.4.2 需改善的內(nèi)容

通過該車型的匹配開發(fā)，我們也意識到當前還有很多的不足，需要繼續(xù)學習鉆研改進。

（1）在設(shè)計開發(fā)過程中未考慮空調(diào)壓縮機對整車動力性能和經(jīng)濟性能的影響。

（2）沒有對標參考車的風阻系數(shù)，整車風阻系數(shù)還有進一步的優(yōu)化空間，作為后期改善內(nèi)容。

（3）仿真用模型還需要進一步優(yōu)化，精度還有待進一步提升。

（4）主觀評價能力不足，評價還不夠深入。

未來，為進一步提升動力匹配開發(fā)能力以及匹配效率，計劃對仿真模型進行細化研究，結(jié)合工程經(jīng)驗，提出新的算法或是搭建新的模型。

參考文獻

[1] 余志生. 汽車理論[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2000.

[2] 李偉華. 汽車行駛特性仿真與動力總成的匹配優(yōu)化[D]. 上海：上海交通大學，2000

[3] 隗寒冰， 李軍. 基于AVL/Cruise仿真平臺的汽車理論實驗教學改革研究[J]. 科技信息， 2010（29）：590-591.

[4] 劉道東，王鐵，高昱，李海林.基于Cruise的某轎車動力傳動系統(tǒng)匹配優(yōu)化與整車性能仿真[J].汽車與配件，2010（40）：42-43.

[5] 裴梅香，張國耕. 基于Cruise動力總成選型及整車性能研究[J]. 泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，2012.

[6] 韓震，業(yè)德明，劉閃閃，喬瞾，劉建祥.基于CRUISE的乘用車起停技術(shù)性能仿真分析[J].汽車工程師，2012（02）：39-42+62.

[7] 冒文娟，石琴，李領(lǐng)領(lǐng).基于Cruise的實測行駛工況的油耗分析[J].汽車科技，2011（04）：45-48.

[8] 張德生，孫遠濤，呂松濤，齊曉杰.基于CRUISE輕型乘用車傳動系統(tǒng)的建模與仿真[J].黑龍江工程學院學報（自然科學版），2011，25（03）：6-9.

[9] 胡耀華，項發(fā)青，韓艷艷. 基于Cruise與Simulink的插電式并聯(lián)混動汽車性能仿真研究[J]. 奇瑞發(fā)動機工程研究院，2011.

[10]岳驚濤，廖苓平，彭莫. 汽車動力系統(tǒng)的合理匹配評價[J]. 汽車工程，2004.

[11]文孝霞，杜子學，欒延龍. 汽車動力傳動系統(tǒng)匹配研究[J]. 重慶交通學院學報，2006.