应用AOVAT铲运机传动递系统动力特性分析

时间：2024-07-28

孙泽敏，勾治践

(1.内蒙古交通职业技术学院，内蒙古赤峰 024005；2.长春工业大学，吉林长春 130012)

1 引言

变速箱是动力传递系统的重要组成部分，档位设计和传动比直接影响到整车的动力性能。液力机械传动式铲运机设计时，除了要考虑发动机和液力变矩器的匹配，还需要对变速箱的参数进行设计，已达到最优的动力系统设计[1]，满足车辆的动力性能需求，是研究此类车辆动力性的重要内容。

国内外学者对此进行了一定的研究：文献[2]对某款车辆的动力系统进行设计，并进行试验验证；文献[3]基于AMESim对某传动系统变速箱档位进行分析，以达到最优燃油消耗；文献[4]基于发动机输出特性及车辆运行工况，对变速箱的传动比进行设计分析；文献[5]基于台架试验，对不同传动比对系统动力性和燃油经济性的影响进行分析。

针对铲运机动力传递系统的动力性能进行分析，基于挡位选择理论和传动比分配方法，设计变速器的挡位数和传动比；对传动系统的牵引性能、爬坡性能、加速性能进行分析；在分析的基础上，工程车辆性能仿真软件AOVAT 3.0对设计的方案进行性能分析，对牵引性能、加速性能、爬坡性能等进行判断，同时判断档位设计是否可行。

2 变速器传动比设计

铲运机液力机械传动系统包括液力变矩器，变速器，驱动桥，传动轴等组成[6]。能量在动力传动系统中按照一定的规律流动，并伴有一定的损失，具体过程，如图1所示。

图1 动力系统能量流动Fig.1 Power System Energy Flow

与机械传动变速器的选择原则一样，液力传动变速箱挡位数和传动比的选择需要满足：必须保证满足动力范围和速度范围的要求；能够保证提高发动机功率负荷系数和功率利用率，并且要求各挡功率利用率和负荷系数大致相同。不同的地方是液力传动变速器还要考虑各挡变矩器长期运转时的最低效率要高于允许的最低效率[7]。

挡位数的多少还影响到挡位之间的传动比比值，但是比值过大时会造成换挡的困难，一般认为比值在(1.7～1.8)之间[8]。实际上，传动系各挡之间的传动比大体上是按照等比级数分配的。按照等比级数的办法分配变速器各挡传动比时，理想状态下，换挡过程中车速与发动机转速有的关系，如图2所示。

图2 换挡过程中车速与发动机转速关系Fig.2 Relationship Between Vehicle Speed and Engine Speed

图2中，每当发动机转速到n2时变化挡位，理想状态下换挡时车速v是不变的，所以，按等比级数分配挡位能使发动机总在同一转速范围内工作，并且在接近外特性最大功率处的大功率范围内工作，提高了汽车的动力性能。铲运机的工况不同于地面车辆，常使用5个挡位以下的变速器，由于各个挡位的利用率不同，变速器各挡传动比之间的比值常常不是按照等比级数分配的。常用挡位相邻两挡之间的传动比间隔应该小一些。在发动机和变矩器良好匹配的基础上，考虑到铲运机的工况，从保证铲运机有最大的爬坡度这一角度出发，可以求出变速器最低挡位的传动比。车辆的受力平衡方程为：

式中：Ft—一挡车辆的最大牵引力，N；Ff—车辆的滚动阻力，N；Fw—空气阻力，N；Fimax—车辆最大爬坡度时的坡度阻力，N。

在最大爬坡度行驶时，车辆的速度很低，可以忽略空气阻力产生的影响。即：

式中：TT—传动系扭矩，N.m；iAR—驱动桥总传动比；ηT—机械传动效率；r—车辆滚动半径，m；G—车辆总重，N；f—滚动阻力系数；αmax—车辆的最大爬坡角度，°。解得：

求出最低挡位的传动比后，按照前面分析的挡位分配理论，分配其他档位的传动比[9]。根据发动机和液力变矩器参数，结合铲运机的工况，计算最低挡位的传动比为：

按照经典等比级数分配方案求出其他各挡位，取比值q=1.8，可以得到其他挡位的传动比：

3 传动系统动力性分析

3.1 牵引性能和爬坡能力

根据汽车动力学理论，车辆的牵引性能和加速性能可以写作：

式中：v—铲运机行驶速度，km/h；nT—变矩器涡轮转速，r/min；rk—轮胎滚动半径，m；Σi—传动系统总传动比；TE—车轮牵引力，N；MT—涡轮输出力矩，N.m；η—传动系统总效率，η=0.8；AC—空气阻力系数；FA—车辆迎风面积，m2；iOR—变矩器偏置传动比；iTR—变速箱格挡传动比；iAR—驱动桥总传动比。

图3 牵引特性曲线Fig.3 Traction Characteristic Curve

计算出v、TE值后，绘制两者的关系图，便得到铲运机的牵引特性，如图3所示。

根据牵引力特性曲线可以按下式计算出车辆的爬坡能力曲线上各点坐标，画出爬坡能力曲线。

式中：D—铲运机动力因素；TE—铲运机牵引力，N；EVW—铲运机净重，N；WOD—铲运机驱动轮上的重量，N；对于四轮驱动的铲运机，WOD=GVW，GVW—铲运机总重，N。

式中：α—铲运机的爬坡角，°；f—滚动阻力系数，f=0.02；一般爬坡角度用斜度来表示。爬坡能力曲线，如图4所示。

图4 爬坡能力曲线Fig.4 Climbing Ability Curve

3.2 加速性能

车辆的加速能力是车辆动力性能的一个重要指标，评价加速能力是通过评价车辆在水平良好路面上产生的加速度来实现的[10-11]。通过车辆的动力学方程，可解得加速度计算公式：

式中：a—车辆行驶的加速度，m/s2；G—车重(分为车辆空载和满载两种情况)，N；σ—车的质量转换系数，σ=1.1；m—车的质量，kg。

将每个挡位对应的共同工作点的加速度求出后，可以通过曲线拟合得到车辆的加速度特性曲线。求得车辆的加速度后，可以求出车辆速度由0加速到v0所用的时间，可通过下式计算得到：将加速时间离散点拟合后，得到车辆的加速性能曲线，有空载和重载两种情况，如图5所示。

图5 加速性能曲线Fig.5 Acceleration Performance Curve

4 基于AOVAT动力系统性能分析

自主开发仿真软件AOVAT能提供更加详细的数据信息，以往的同类计算软件至多能够实现VB开发工具本身具有的数据报表功能，对图像的处理能力较差，该软件可以直接将报告以Excel的格式输出，便于对报告内容进行整理。软件拥有友好的用户界面，如图6所示。

图6 基本信息输入界面Fig.6 Basic Information Input Interface

车辆所需要的牵引力大小是有它的附着力来决定的，选定车辆的牵引力时，经验算式为：

空载车重(kg)×9.8×1.3×0.6＜TE

其中，9.8为重力加速度，0.6为地面附着系数，1.3为经验系数。空载质量和满载质量分别是34450kg和48450kg，则：

牵引性能曲线，如图7所示。图7中共画出了3类曲线，车轮的牵引力曲线、不同坡度下的车辆阻力曲线、车辆的附着力曲线，后两种曲线给出了空载和满载的两种情况，车辆不同挡位下的动力性能，如表1所示。

图7 车辆牵引特性曲线Fig.7 Vehicle Traction Characteristic Curve

表1 不同挡位下动力性能Tab.1 Dynamic Performance under Different Gears

由表1可得，车辆的最大牵引力为1挡时的339.97kN，这一值是发动机所能发挥的最大牵引力，处于式(15)表示的范围之内，可以判断车辆的牵引力满足设计要求。

发动机能发挥的最大牵引力高出满载和空载两种情况下车辆的附着力，如图7所示。当车辆处于运输工况时，高出附着力部分的牵引力不能发挥作用，当牵引力大于附着牵引力时车辆打滑，车辆的最大牵引力是由空载和重载的质量决定的，分别等于车辆的空载附着力和重载附着力。2、3和4挡的牵引曲线在最大附着力曲线之下，可以得到充分发挥。车辆在运输工况低速行驶时，要尽量避免使用1挡，因为会造成很大的动力浪费，特别是空载的情况下，动力浪费更严重。

在空载行驶时，车辆对牵引力的要求不是太高，但是车辆要有一个相当高的车速来提高车辆的工作效率，增加收益，3挡是比较合适的选择，牵引力不致过大，相对车速较高。当车辆重载行驶时，比较合理的方法是使用2挡，因为，与1当相比，2挡的牵引力得到全部发挥，1当部分牵引力被浪费掉，与3挡相比，在2挡和3挡牵引力曲线交点左侧，2挡的牵引力有较大的优势。

图7所示车辆各挡牵引力曲线和零阻力曲线的交点对应的车速，是该挡位的理论最高车速，具体数值，如表1所示。牵引力曲线与不同坡度曲线的交点是指在该坡度时所能达到的最高车速，在一定坡度下车辆的行驶阻力与车速呈抛物线关系变化。

图7中，一挡和二挡牵引力的交点、二挡和三挡牵引力的交点与三挡和四挡牵引力的交点所对应的是车辆的理论换挡点。若车辆使用自动变速器，当达到交点所对应的牵引力和速度时就会出现换挡动作，换挡点的参数可以作为自动变速器设计的参数依据。

车辆的加速性能曲线，如图8所示。各挡前进挡时共同工作点的参数，如表2所示。

图8 车辆加速性能曲线Fig.8 Vehicle Acceleration Performance Curve

由图8和表2可以看出，车辆空载时的加速性能高于车辆重载时的加速性能。图8中，当车速低于5km/h时，空载和满载的加速性能相差不大，当速度超过5km/h后，上面的曲线开始收拢，加速性能下降。从表2中数据同样可以看出这一现象。

图7中分析了车辆的理论换挡点，图8中虚线所表示的就是车辆的理论换挡点。曲线给出的是速度和时间的关系，对曲线表示的函数求导得到的就是车辆在对应点的加速度，在图中表示为：在某一点做曲线的切线，切线的斜率就是该点对应的加速度。换挡点对应的加速度大于左侧点对应的加速度，小于右侧点对应的加速度，如图9所示。

表2 各挡前进挡共同工作点参数Tab.2 Common Working Point Parameters of Each Forward Gear

在车辆换挡时可能有以下三种情况：

(1)在换挡点之前提前换挡；

(2)在换挡点换挡；

(3)在换挡点之后延迟换挡。

在操作车辆时，换挡点的把握对于车辆的操纵平稳性有很大的影响。在图8中可以看出，若提前换挡，牵引力在换挡瞬间下降一个值，车辆突然获得一个较小的加速度，会出现动力不足的情况；若延迟换挡，换挡瞬间牵引力上升一个值，车辆突然获得一个较大的加速度，车辆会出现冲击现象，这两种换挡方式是不利于操作的。换挡点越靠近理论换挡点越能有利于车辆的平稳操作。参考图8中位置关系，结合表2数据，给出建议换挡速度：一挡与二挡换挡速度约为4km/h，二挡与三挡换挡速度约为7km/h，三挡和4挡换挡速度约为13km/h。

表2中看到，1挡空载前5个共同工作点和重载前3个共同工作点的爬坡能力均为71.90，原因是计算最大爬坡度时，高于车辆附着力的牵引力是按照附着力计算的，1挡爬坡能力满足车辆使用要求。

由以上分析可以得出结论：车辆的最大牵引力大小满足车辆的设计要求，各挡位能实现的车速较理想，车辆的加速性能相对较好，车辆的爬坡能力满足使用要求。