6×2小三軸自卸車動力性匹配校核

賈文靜

(四川南駿汽車集團有限公司，四川資陽 641300)

0 引言

目前，市場上存在“大噸小標”以及輕卡不輕等現象，其中影響最深的是兩軸的藍牌自卸車，由于較難通過降重來達到合規的上牌噸位，目前市面上基本已經絕跡。為了解決這些問題，各廠家目前都在積極采取行動，就目前的趨勢來看，未來會向兩個方向發展，一是向合規的輕量化藍牌自卸車發展，二是向大噸位兩軸、三軸黃牌自卸車發展。而兩軸黃牌因為車輛自重大，在總質量18 t的情況下載質量有限，此種情況下自重較輕、總質量25 t的輕量化三軸車必將受到市場及用戶的青睞。為此，本文作者開發了適應市場需求的6×2輕量化三軸自卸車。

1 配置校核

1.1 配置需求

在以市場為導向的大背景下選用市場認可度高的配置能有效占領市場先機。這套配置就是公司根據大量市場調研與用戶走訪并綜合分析而提出的，但這種給出的需求只是大的開發方向，具體的匹配設計還需要根據現有資源進行分析、計算，最終形成完整設計方案。配置需求見表1。

表1 配置需求

1.2 動力配置分析

1.2.1 發動機的選擇

動力總成的選擇主要參考競品中同類型同級別汽車的發展趨勢、市場環境以及法規要求，初步對所匹配的發動機提出了以下要求：(1)需匹配200PS以上發動機；(2)發動機額定轉速：2 400 r/min；(3)發動機主要工作轉速：1 200～1 800 r/min。根據此要求，在公司可選的發動機資源中，確定用YC4EG220-50發動機。 該發動機的動力參數見表2。

表2 動力參數

1.2.2 變速箱的選擇

在發動機確定的情況下，發動機的扭矩特性就同時確定，接下來分析變速箱的選擇。

變速箱最低擋最大速比對整個傳動系總速比影響較大，更是決定了整車的爬坡性能和坡道起步性能。從影響整車的燃油經濟性出發，傳動系總速比igli0偏大時，整車后備功率就大，加速性較好，但這樣的話發動機負荷率會降低，隨著負荷率的減少，整車的百公里油耗量增加。一般匹配中，在滿足整車動力性目標的前提下，要求盡量降低傳動系總速比，以獲得較好的經濟性。但若傳動系速比過小，整車動力性又會變差，爬坡性能也會降低，而且容易造成用低擋跑高速，這樣反倒會使經濟性惡化。一般的自卸汽車最大爬坡度要求在35%以上，可以根據此要求計算傳動系總速比igli0的范圍。計算公式為

Fmax=Ff+Fimax，即

那么將整車設計需求35%爬坡度及相關設計特性參數代入后，計算結果為

igli0≥65.8

設計結合現有資源以及主要競爭對手和潛在競爭對手車輛的配置情況，選用了法士特10擋變速器，各擋位速比見表3。

表3 各擋傳速比

在變速器各擋速比確定的情況下，對于傳動系總速比的決定就由后橋主減速比來決定，后面將對速比選擇進行分析計算。

1.2.3 后橋及后橋速比的選擇

要確定后橋速比，需先確定后橋型號，再根據資源確定主減速比。根據驅動形式及競品車輛數據，初步布置整車方案，具體尺寸外形如圖1所示。

圖1 尺寸外形

根據整車布置，預估滿載時整車質心位置，初步計算整車軸荷情況。由計算結果可知，在總質量24.5 t時后橋載荷17.1 t左右。本設計預給的457后橋額定載荷為13 t，此時超載系數為17.1/13=1.31，此數值滿足廠家對于此鑄鋼后橋允許超載135%的要求。

457橋匹配的速比資源中適用中重型自卸車的有5.286、5.833、6.33幾種。前面已經計算得知傳動系總速比igli0≥65.8，而變速器Ⅰ擋速比為12.09，那么i0≥5.44，所以適用此次設計的后橋速比為5.833以及6.33兩種，以下將針對此兩種速比以及前述動力配置進行仿真分析。除上述動力配置外，其他參數按表4進行設置。

表4 參數設置

2 動力性計算

一般重型商用車動力性能主要由滿載情況下的最高車速、加速時間、最大爬坡度3個指標決定。

2.1 最高車速

最高車速是指無風條件下，在水平良好的瀝青或者水泥路面上，行駛阻力與驅動力達到平衡(功率平衡)時的穩定車速。根據驅動力-行駛阻力平衡原理，直接擋或最高擋驅動力與車輛行駛阻力曲線相交點處的車速，便是重型商用車的最高車速。仿真的功率平衡曲線如圖2所示。

圖2 功率平衡曲線

對比結果見表5。

表5 最高車速對比結果

由結果可以看出，滿載時最高車速都達到80 km/h以上，滿足整車公路運輸速度需求。(空載時都達到了105 km/h以上)。

2.2 加速性能

汽車的加速性能指汽車在各種使用條件下迅速增加其行駛速度的能力，一般用加速時間來表示，加速時間越短說明加速性能越好。實際上加速性能除了原地起步加速到一定車速時間，還有超越加速性能，即一般由直接擋或超速擋從一定車速加速到某一車速的時間，表示加速性能。仿真計算從0～60 km/h所用的加速時間，結果如圖3所示。

圖3 加速時間

對比結果見表6。

表6 加速時間對比結果

兩者加速時間及加速距離差距不大，都基本符合用戶實際應用需求。

2.3 汽車的最大爬坡度

最大爬坡度一般是汽車在滿載時在良好路面上能爬上的坡度正切值，單位為%。 因我國幅員遼闊，地勢區域差別比較明顯，為了保證汽車能正常行駛，必須使它具有一定的爬坡能力。一般規定最大爬坡度不能小于30%，對于自卸車因有工地路段，工況更加復雜，一般要求爬坡度應不小于35%。由于變速器置于一擋時傳動系統的傳動比是最大的，所以人們通常所指的最大爬坡度都是在一擋下試驗得出結果。仿真結果如圖4所示。

圖4 仿真結果

由圖可見，變速器Ⅰ擋速比一定時，后橋速比6.33情況下的爬坡度42%稍優于5.833后橋速比下的爬坡度38%，但都滿足爬坡要求。

2.4 燃油經濟性分析

對整車來講，不能完全脫離動力性來談提高燃油經濟性，也不能只想著提高動力性而不顧燃油經濟性，它們是一對矛盾體。設計時只有統籌考慮，均衡利弊，使汽車在保證充足動力性的前提下有更好的燃油經濟性。

燃油經濟性是指汽車在保證動力性的前提下，以盡可能小的燃油消耗量保證整車行駛的能力，通常用一定運行條件下車輛單位里程內的燃油消耗量或者單位燃油消耗量內汽車的續駛里程數來衡量。

設計模擬等速百公里燃油消耗情況，即滿載情況下以高擋在良好水平路面上等速行駛 100 km的燃油消耗值，單位為 L/100 km。計算的等速百公里油耗曲線如圖5所示。

由圖可知，6.33速比下的百公里油耗為35.31，稍優于5.833速比下的35.97。

圖5 等速百公里油耗曲線

2.5 后橋速比的確定

通過以上分析，兩種后橋主減速比的選擇對結果影響差別不是非常大，綜合結果6.33稍優于5.833。但針對457后橋還要考慮一個比較重要的問題就是超扭問題。457后橋額定輸入扭矩為40 000 N·m，根據整車動力鏈傳動關系，后橋輸入扭矩的計算公式為

Tt=Ttqigi0μT

據此計算出的結果見表7。

表7 計算結果

考慮到6.33超扭系數較大，遠大于廠家所給的極限超扭系數，綜合權衡，該設計選擇5.833后橋速比。

3 試驗驗證

根據以上選擇的動力總成設計整車并制作了試制樣車，根據國家相關試驗規定進行了整套性能試驗，試驗結果與仿真計算結果對照見表8。

表8 試驗結果與仿真結果對比

從表8的試驗數據與仿真計算數據對比可以看到，計算結果存在一定誤差但比較小，是處于可接受范圍。可見仿真計算結果可應用于設計指導，與設計目標值比較接近。

4 結論

文中通過對6×2小三軸自卸車的設計匹配進行仿真模擬，以使整車的動力性匹配能達到最優，并經試驗驗證結果比較可靠。后此車型公司進行了批量生產并成功上市，至今已銷售將近三千余臺，并未有用戶對整車動力性提出抱怨，可見整車匹配比較合理，也為后期開發類似車型提供了較好的方法提供借鑒。