动力传动系（共8篇）
动力传动系 篇1
0 引言
混合动力客车(hybrid electric bus,HEB)是由多个动力部件构成的复杂系统,其性能优劣与动力传动系参数有密切关系,且HEB的动力性与经济性是互相牵制的,因此HEB动力传动系的参数优化属于有约束非线性多目标参数优化问题。目前,研究HEB动力传动系的参数优化方法主要有多目标优化方法和智能优化方法等[1,2,3]。传统的多目标优化方法把多目标优化问题转化为单目标优化问题来解决,其结果受人为因素影响较大,且可比性差。智能优化方法可以较好地解决多目标优化问题,其中,带精英策略的非支配排序遗传算法(elitist non-dominated sorting genetic algorithm,NSGA-Ⅱ)在解决HEB动力传动系参数优化这类多目标优化问题时表现出很大的优势[4,5]。故笔者在分析基于超级电容的HEB行驶特性的基础上,以等效燃油消耗量和加速时间为优化目标,运用NSGA-Ⅱ和iSIGHT优化软件对HEB传动系参数进行多目标优化。
1 HEB动力系统设计与建模
1.1 HEB动力系统设计
HEB动力系统通常有串联、并联、混联等形式。因并联式具有效率高、驱动特性更符合实际路况、能实现制动能量回馈等优点[6],故所设计的基于超级电容的HEB采用并联式混合动力系统,如图1所示。该系统采用后置后驱形式,柴油发动机发出的转矩经离合器、变速器,再与电机产生的转矩经转矩耦合器传至主减速器,最后经过后桥传至驱动轮。电机由超级电容提供电能,在汽车起步、加速等工况下辅助发动机工作;在巡航工况下,发动机工作在经济区域;制动工况下,电动机转换为发电机对超级电容充电,实现制动能量回馈。
1.2 HEB控制策略的设计
HEB动力传动系统的参数优化与控制策略密切相关,在动力传动系统参数优化前,先设定HEB的控制策略。文中采用发动机为主、电机为辅的电机辅助控制策略。控制逻辑设计如下:
(1)车辆起步时,速度低于设定值,电动机单独驱动车辆。
(2)当车速达到设定值,电动机关闭,发动机单独驱动,且富裕功率向超级电容充电。
(3)车辆在加速、爬坡及大负荷情况下,发动机和电动机共同驱动车辆。
(4)车辆在制动时,电动机转换为发电机,尽可能多地回收制动能量。
1.3 基于CRUISE的HEB整车建模
根据HEB动力系统结构特点,在CRUISE下建立整车仿真模型,如图2所示。该模型包括发动机模块、离合器模块、变速器模块、电机模块、超级电容模块、控制模块等,各模块上有机械接口、电气接口或数据接口。
2 HEB传动系参数优化设计
2.1 传动系参数优化目标确定
由于混合动力汽车的动力性与经济性是互相牵制的,故如何匹配传动系参数显得尤为重要[7,8]。HEB传动系参数优化的目的是在满足排放的基础上,尽量使动力性和经济性有较大的改善[9,10],因此笔者以等效燃油消耗量和加速时间为优化目标,进行多目标优化。优化目标函数表达如下:
式中,f(X)为目标函数;X为优化参数(HEB传动系中变速器速比与主减速器速比)组成的向量;T(X)为加速时间;F(X)为等效燃油消耗量。
2.2 HEB传动系优化参数选择
变速器和主减速器的速比均影响HEB整车动力性和经济性,故选择它们为传动系的优化参数。对于五挡手动变速器,倒挡对动力性和经济性影响很小,忽略不计,则确定传动系优化参数为主减速比i0、一挡传动比i1、二挡传动比i2、三挡传动比i3、四挡传动比i4、五挡传动比i5。
2.3 约束条件确定
2.3.1 变速器速比约束条件
手动变速器相邻挡传动比的比值一般在1.4~1.8之间[11],故变速器速比约束条件确定如下:
2.3.2 防止动力中断的约束条件
为了保证当前挡位下发动机的最高转速ngmax对应的最大车速vmmax(m=1,2,3,4)高于换入下一挡位时发动机最大转矩点转速nT对应的车速vm+1,约束条件确定为
2.3.3 整车性能要求
为满足HEB整体设计要求,确定最高车速大于80km/h;最大爬坡度大于20%;0~50km/h连续换挡加速时间小于30s。
2.3.4 地面附着力的限制
为满足最大爬坡度要求,整车最大驱动力必须大于或等于坡道阻力和滚动阻力之和,即
式中,Tmax为发动机最大转矩;r为车轮滚动半径;G为汽车重力;f为滚动阻力系数;α为坡道角。
在汽车行驶过程中为防止轮胎滑转,最大驱动力不能大于驱动轮与路面之间的附着力,即
式中,Fz为地面对车轮的法向反作用力;φ为地面附着系数。
2.3.5 动力因数的要求
为了使整车具有足够的动力,要保证一挡和最高挡(直接挡)足够大的动力因数,具体要求如下:
式中,CD为空气阻力系数;A为迎风面积,m2;vT为发动机最大转矩对应的车速,km/h;D1*为设计一挡动力因素要求,取值范围为0.30~0.45;D5*为设计直接挡动力因素要求,取值范围为0.09~0.12;η为传动系的效率。
3 NSGA-Ⅱ算法的传动系参数优化
3.1 NSGA-Ⅱ算法
遗传算法作为一种基于遗传进化原理的随机搜索算法,已广泛运用到各领域,但仍存在收敛速度慢、易于落入局部最优和早熟等问题,而NS-GA-Ⅱ可以得到分布均匀的非劣最优解,在多目标优化领域表现出很大的优势。NSGA-Ⅱ降低了算法的计算复杂度;引入精英策略,扩大了采样空间;通过拥挤度和拥挤度比较算子的计算,使Pareto最优解前沿中的个体能均匀地扩展到整个Pareto域,保证了种群的多样性。NSGA-Ⅱ算法的基本思想是:首先,随机产生规模为N的初始种群Pt,产生子代种群Qt,并将两个种群联合在一起形成大小为2 N的种群Rt;然后,将父代种群与子代种群合并,进行快速非支配排序,同时对每个非支配层中的个体进行拥挤度计算,根据非支配关系及个体的拥挤度选取合适的个体组成新的父代种群Pt+1;最后,通过遗传算法的基本操作产生新的子代种群Qt+1,将Pt+1与Qt+1合并形成新的种群Rt,重复以上操作,直到满足程序结束的条件。其程序流程如图3所示。图3中,Gen为进化代数,Z为非支配集,f为支配集中Z中的个体数。
3.2 iSIGHT集成优化
iSIGHT是智能多学科优化软件,可以将各种计算分析程序集成在一起,自动完成“设计-评价-再设计”的反复迭代过程。iSIGHT按照选用的算法要求,首先修改输入文件中需要优化的参数,然后调用软件进行运算,求解出最优解并输入到输出文件,之后对所求的最优解进行分析判断,如果是最优解则输出结果,完成优化;否则,再按照所选用的算法要求修改输入文件中需要优化的参数,继续调用软件运算,求解最优解等操作,直至求得最优解。iSIGHT集成优化流程如图4所示。
在iSIGHT9.0中,采用NSGA-Ⅱ遗传算法,基于iSIGHT/CRUISE平台进行集成优化[12]。在优化过程中,iSIGHT自动调用CRUISE软件,并改写CRUISE软件输入文件中的参数,读取CRUISE软件输出文件中的计算结果等。
3.3 基于NSGA-Ⅱ算法的HEB传动系参数优化
基于NSGA-Ⅱ算法进行HEB传动系参数多目标优化时,仿真模型是以模块形式嵌入到整个执行程序中进行参数优化的。采用NSGA-Ⅱ算法,基于iSIGHT/CRUISE实现HEB动力传动系参数优化的模型如图5所示。
4 实例HEB传动系参数优化分析
4.1 实例HEB样车主要技术参数
实例HEB样车是在某传统燃油客车基础上改装而成的。实例HEB样车主要技术参数如表1所示。
4.2 循环工况选择
文中选用中国典型城市公交循环工况进行优化仿真分析,如图6所示。该循环共用时1314s,行驶里程5.8km,平均车速为15.9km/h,最高车速达60.0km/h。基本反映出我国城市公交运行时速度低、变化大的特点。
4.3 基于NSGA-Ⅱ的传动系参数优化
采用NSGA-Ⅱ遗传算法,基于iSIGHT/CRUISE进行HEB动力传动系参数优化。在反复迭代过程中,优化变量不断被修改,逐渐趋向最优解,经过多次迭代,得到一组传动系参数优化结果,如表2所示。
4.4 优化前后的实例HEB性能分析
基于CRUISE的HEB整车仿真模型(图2)进行优化前后的HEB性能仿真分析,得到实例HEB优化前后的各挡爬坡度与各挡加速度随车速变化曲线,如图7、图8所示。仿真结果表明,优化后各挡爬坡度与加速度明显提高。
在中国典型城市公交循环工况下进行实例HEB仿真分析,优化后发动机的工作点向高效率工作区集中,燃油经济性得到改善。
基于中国典型循环工况进行实例HEB优化前后的整车性能道路试验,结果如表3所示。
5 结论
(1)设计了基于超级电容的HEB动力系统结构,采用NSGA-Ⅱ遗传算法在iSIGHT/CRUISE平台上进行了HEB传动系的多目标参数优化,并基于CRUISE所建立的整车仿真模型进行了实例HEB仿真分析。
(2)进行了优化前后的实例HEB的道路试验分析。结果表明:优化后的传动系参数能够满足HEB设计性能要求;与优化前HEB样车道路试验值相比,优化后的等效燃油消耗量降低了7.8%,0~50km/h加速时间减少了6.5%。同时验证了基于NSGA-Ⅱ遗传算法的HEB动力传动系多目标参数优化方法的可行性,从而为新能源汽车(包括纯电动汽车、增程式混合动力汽车)的参数优化提供了一种新方法。
摘要：对基于超级电容的混合动力客车(hybrid electric bus,HEB)进行了混合动力传动系多目标参数优化设计。通过CRUISE建立HEB整车仿真模型和传动系多目标参数优化模型,以等效燃油消耗量和加速时间为优化目标,同时运用带精英策略的非支配排序遗传算法(NSGA-Ⅱ)和iSIGHT优化软件对HEB传动系参数进行多目标优化,并进行了HEB性能仿真分析。结果表明,与优化前相比,优化后的等效燃油消耗量降低了7.8%,连续换挡加速时间减少了6.5%。
关键词：混合动力客车,动力传动系,多目标遗传算法,参数优化
参考文献
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动力传动系 篇2
发布时间：2018-1-17 11:34:15 浏览次数
为深入推动国际合作、加快能源动力技术转型升级，“传统燃料车辆动力技术转型升级国际研讨会”于2018年1月15日在北京中国科技会堂召开。此次会议由中国内燃机工业协会主办。由会议主席、中国内燃机工业协会谭旭光会长主持会议。与会代表们围绕“节能减排、绿色发展”这一会议主题,深入探讨传统燃料车辆动力技术升级和以燃料电池为代表的新能源动力发展等内容，助推产业持续健康发展。
科技部部长、科协主席万钢出席会议并致辞
大会主席谭旭光会长主持会议
科技部部长、科协主席万钢出席会议并致辞。万钢指出，经济社会的绿色发展、生态文明、人与自然的和谐相处是大势所趋，随着社会的发展和人民对美好生活要求的提高，节能减排受到社会各界的高度重视，传统的汽车产业和与之相配套的内燃机产业都面临着应对节能和减排的双重技术压力，我们应该冷静分析，将当前挑战转化为未来发展的机遇。从现在看，内燃机在相当时间内仍然会是市场的主力，具有难以替代的地位，也面临转型升级的机遇。要把握好转型期，持续推动内燃机的技术创新，解决交通领域节能减排，实现产业转型升级。万钢表示，减排和降耗是近期内燃机的主要方向，中国内燃机产品的综合能效和国际先进水平还有一定差距，需要在高强化整机技术、高性能关键零部件技术、先进的燃烧技术、低摩擦技术、低功耗的附件、余热利用、后处理等方面投入资源，组织科研攻关。内燃机与电动化的结合是未来车用动力技术的一个新方向，要用更低的成本满足更高的排放要求。要高度重视燃料电池的技术进步和产业化应用，在动力系统电动化浪潮来临之际，内燃机产业应该充分利用新技术、新产品、新产业，实现更加清洁、更加强劲的转型升级。
会上，科技部高新司司长秦勇作会议报告，德国博世董事会成员Peter Tyroller，德国道依茨集团首席销售官Michael Wellenzohn，奥地利AVL公司CEO Helmut List，德国FEV公司CEO Stefan Pischinger，加拿大巴拉德动力系统公司总裁兼CEO Randy MacEwen，日本日产公司全球副总裁平井俊弘，欧洲内燃机工业协会秘书长Peter Scherm，中国科学院院士、清华大学教授欧阳明高，中国工程院院士、天津大学教授苏万华，中国工程院院士、中国一汽集团总工程师李骏，中国汽车工程学会常务副理事长兼秘书长张进华，中国汽车技术研究中心副主任吴志新，中国内燃机工业协会常务副会长兼秘书长邢敏等，分别围绕主题进行了发言。
德国博世董事会成员 Peter Tyroller发言
德国道依茨集团首席销售官Michael
Wellenzohn发言
奥地利AVL公司 CEO Helmut List发言
德国FEV公司CEO Stefan Pischinger发言
加拿大巴拉德动力系统公司总裁兼CEO Randy MacEwen发言
日本日产公司全球副总裁
平井俊弘发言
欧洲内燃机工业协会秘书长
Peter Scherm发言
中国科学院院士、清华大学教授
欧阳明高发言
中国工程院院士、天津大学教授
苏万华发言
中国工程院院士、中国一汽集团
总工程师李骏发言
中国汽车工程学会常务副理事长兼秘书长张进华发言
中国汽车技术研究中心副主任
吴志新发言
中国内燃机工业协会常务副会长兼秘书长邢敏发言
最后，谭旭光主席在认真听取、综合分析与会代表发言的基础上，对嘉宾们的研讨观点进行总结发言。他指出，传统能源近期内仍然是全球主要动力，但是必须要加快升级、超越。新能源是全球不可逆转的发展趋势，必须要加快布局和引领。新能源动力未来的技术路线是氢燃料电池、固态燃料电池和固态锂电池，是必须坚持的先进技术方向。传统能源动力升级和新能源动力发展要实现全球资源的共享，走联合开放创新之路。
谭旭光希望，燃料动力国际研讨要建立例会机制，行业协会要更好发挥平台作用。期待着下一次研讨取得更大成果。
本次会议由科技部国际合作司、中国科协国际联络部为指导单位。科技部国际合作司叶冬柏司长、中国科协国际联络部王庆林副部长出席会议。德国、奥地利、加拿大、日本、欧盟等国内外知名企业、协会学会、研究机构、高校和相关部委的四十余位高层人士、专家学者参加会议。
动力传动系 篇3
1 整车参数及性能要求
目前,纯电动汽车正沿着高速纯电动汽车及低速纯电动汽车两条主线发展[3],本文是基于某高速纯电动汽车进行研究与开发的。其整车主要参数及性能指标要求如表1 所示。
2 动力传动系参数匹配
2. 1 驱动电机的参数匹配
与传统内燃机汽车不同,PEV由蓄电池供电,电机驱动车轮行驶[4]。驱动电机的特性参数主要有额定功率、峰值功率、额定转速、最大转矩等,驱动电机的类型对PEV的性能也有一定程度的影响[5]。
优化设计中一般以保证PEV预期的最高稳定车速来初步选择电机的驱动功率,即驱动电机的额定功率应大于等于PEV在水平良好路面上以最高稳定车速匀速行驶的阻力功率[6],即
式中,pe为额定功率; ηT为总传动效率,这里取92% 。
为满足PEV在某一恒定速度下的爬坡性能要求,驱动电机的峰值功率应满足[7]
式中,αmax为ui= 30 km·h- 1恒定速度下的最大爬坡角度,这里 αmax≈14. 04°。
另外,为满足PEV加速性能要求,峰值功率应满足[8]
式中,uj为车辆加速的末速度。
所以根据式( 1) ~ 式( 3) ,驱动电机的峰值功率pmax应满足
还需注意的是,峰值功率和额定功率之间存在如下关系[9]
式中,λ 为过载系数,一般取1 ~ 3。
驱动电机的最高转速由最高车速决定[10],即
驱动电机的额定转速由汽车巡航速度un决定,即
驱动电机的最大转矩由汽车实现最低稳定车速来达到最大爬坡度所克服的阻力转矩决定,即
2. 2 动力电池的参数匹配
动力电池的参数匹配主要考虑电池组的容量、电压、能量密度及电池的类型等。确定电池组最小数目的方法是使电池组最低工作电压大于等于电机最小工作电压,电池组最大数目由电池组最大输出功率大于等于驱动电机的最大功率的约束条件来确定。而电池组的容量是由PEV的续驶里程来限制的[11],如式( 9)所示
式中,E为电池组的容量; e为单位能耗行驶的里程; S为续驶里程; η 为放电深度( DOD ) ,这里DOD取90% 。
综上所述,根据理论计算及权衡,为目标车辆所匹配的驱动电机及动力电池的指标参数如表2 所示。
3 整车性能仿真及验证
根据计算任务的不同以及性能优化的指标要求,利用整车性能仿真软件GT - drive分别建立了静力学、动力学及运动学模型,其整车静力学仿真模型如图1所示。利用其进行整车动力性及经济性计算分析,得到0 ~ 100 km·h- 1的原地起步加速时间及1 挡爬坡度等仿真结果。
对原车进行试验,并将仿真分析中得到的0 ~100 km·h- 1的原地起步加速时间及1 挡爬坡度曲线与实车试验曲线进行了对比,分别如图2 及图3 所示。目标车辆0 ~ 100 km·h- 1的加速时间为19. 1447 s,30 km·h- 1恒速下的爬坡度为32. 43% ,UDDC循环下一次充电续驶里程为222. 19 km,均满足设计目标,进一步说明了为该车动力传动系选型的驱动电机及动力电池是合适的。
将仿真结果与试验结果对比分析,其分析结果如表3 所示,不难发现,仿真结果与实车试验结果各个性能指标偏差的绝对值都在2% 以内,验证了整车仿真模型具有较高的精确度。
4 目标车辆的性能优化
在目标车辆的电机及电池组合理选型之后,传动系的总传动比是影响整车动力性及经济性的主要因素。考虑到电机具有低速恒转矩、高速恒功率及良好的响应速度等特性,在PEV中变速器的挡位数一般不超过3 挡,本文为该车型选配了能够减小电机最大转矩、优化电机的工作转速区间、提高传动系效率的两挡自动变速器[12]。
4. 1 设计变量及目标函数的确定
传动系总传动比包括主减速器传动比i0和各挡传动比ii,因此选取优化设计变量为
选取0 ~ 100 km·h- 1原地起步加速时间作为动力性目标函数以及基于UDDC循环工况的能量消耗量作为经济性目标函数,所以目标函数为
4. 2 优化约束条件的确定
本PEV中优化传动系参数的约束条件主要有动力性约束及传动比约束。
4. 2. 1 动力性约束
( 1) 最高车速限制。最高车速ua须大于所要求的最高车速下限umax,即
( 2) 最大爬坡度限制。最大爬坡度ia要大于所要求的最大爬坡度的下限imax,即
4. 2. 2 传动比约束
( 1) 最大传动比下限。一般通过车辆的最大爬坡度和电机的最大转矩确定最大传动比的下限imax0=i0i1为
( 2) 最大传动比上限。根据最大驱动力必须小于等于驱动轮与路面之间的附着力,可确定最大传动比的上限imax1为[6]
( 3) 最小传动比下限。最小传动比的下限imin0=i0i2由车辆按最高速度行驶的阻力限定
( 4) 最小传动比上限。根据车辆最高稳定车速和电机最高转速限定最小传动比imin1为
( 5) 主减速器传动比的上限。为避免安装过程中主减速器与其他零件发生干涉,一般限制主减速器传动比i0上限
( 6) 2 挡传动比下限。根据超速挡传动比的范围一般为0. 7 ~ 0. 8,限制2 挡传动比i2下限
( 7) 相邻传动比约束。为避免换挡困难,设置相邻传动比约束为
4. 3 优化模型及策略
传动系参数的优化属于非线性约束优化问题,传统的多目标优化多是采用加权的方法将多个目标集合成一个单目标来优化,但是在优化过程中确定各个目标的加权值较困难。多目标优化平台mode FRONTIER提供了多种优化算法,且提供了与GT - suite等各种CAD/CAE软件的无缝接口。本文是将建立的整车仿真模型嵌套入mode FRONTIER环境中,以0 ~ 100 km·h- 1原地起步加速时间及单个UDDC循环中动力电池的能耗为优化目标,并采用DOE实验设计和改进的遗传算法( MOGA -Ⅱ) 相结合的方法进行传动比优化。建立的模型如图4 所示。
4. 4 优化结果分析
在联合仿真环境中,通过DOE产生10 个初始种群,并采用MOGA - Ⅱ优化算法进化20 代,产生了200个优化方案,在这些优化方案中有128 个可行解,其种群分布如图5 所示。
在优化计算后生成的一组Pareto最优解中,根据实际情况和目标需要选取一组较为理想的传动比,优化前后的结果如表4 所示。
经对比发现,通过优化传动比,0 ~ 100 km·h- 1原地起步加速时间降低了2. 9% ,单个UDDC循环中整车能耗降低5. 5% ,UDDC循环下一次充电续驶里程提高至234. 41 km。说明目标车辆的动力性及经济性均有一定程度的提高。
5 结束语
( 1) 在数学计算模型的基础上,根据整车参数和性能指标的要求,为目标车辆匹配并选型了比较理想的驱动电机和动力电池。
( 2) 利用GT - drive搭建了静力学、运动学及动力学整车仿真模型,并将仿真计算结果与实车试验结果进行对比分析,验证了对动力传动主要部件的选取是合适的,同时也证明了整车仿真模型的精度。
( 3) 通过mode FRONTIER和GT - suite联合仿真并采用多目标优化设计,使PEV的动力性及经济性均得到一定程度的改善,验证了基于仿真分析的优化设计方法效率高且能节约时间和金钱成本。
摘要：为实现纯电动汽车传动系传动比与驱动电机的合理匹配,提出了一种基于MOGA-Ⅱ遗传算法的多目标优化方法。根据配备两挡变速器的某纯电动汽车的整车参数和设计要求,对其动力传动系统主要部件驱动电机及动力电池进行了匹配和选型。基于GT-drive软件搭建整车仿真模型进行仿真分析并验证了匹配的合理性。利用多目标优化软件mode FRONTIER进行了传动系传动比优化。优化结果表明,纯电动汽车的一次充电续驶里程及原地起步加速时间分别提高了5.5%和2.9%。
动力传动系 篇4
关键词：熵权法,动力传动系,匹配
前言
汽车的动力性和经济性是汽车的基本使用性能,这些性能的好坏,很大程度上取决于汽车动力传动系匹配的合理程度。在汽车动力传动系匹配过程中,汽车动力性通常采用最高车速、加速能力、爬坡能力三大指标来评价,经济性通常用油耗指标来评价。然而,汽车的动力性和经济性彼此对立,同时动力性的三大指标也相互间具也有一定的独立性,动力传动系匹配的合理程度无法用某单项指标全面地体现,需要进行全面的、综合的评价。
综合评价是利用数学方法(包括数理统计方法)对一个复杂系统的多个指标信息进行加工和提炼,赋予权重系数,消除量纲,最终统一成一个综合的指标。权重系数是指在一个领域中,对目标值起权衡作用的数值。权重系数可分为主观权重系数和客观权重系数。客观权重系数是指经过对实际发生的资料进行整理、计算和分析,从而得出的权重系数,客观性强,例如熵权法等。
1、熵权法
1.1 熵权法概述
熵原本是一热力学概念,它最先由申农C.E.Shannon引入信息论,称之为信息熵。现已在工程技术、社会经济等领域得到十分广泛的应用。申农定义的信息熵是一个独立于热力学熵的概念,但具有热力学熵的基本性质(单值性、可加性和极值性),并且具有更为广泛和普遍的意义,所以称为广义熵。它是熵概念和熵理论在非热力学领域泛化应用的一个基本概念。
熵权法是一种客观赋权方法。在具体使用过程中,熵权法根据各指标的变异程度,利用信息熵计算出各指标的熵权,再通过熵权对各指标的权重进行修正,从而得出较为客观的指标权重。相对那些主观赋值法,精度较高、客观性更强,能够更好的解释所得到的结果。
1.2 熵权值计算方法
如现有m个动力传动系,n个评价指标,形成原始数据矩阵:
其中rij为第j个指标下第i个动力传动系的指标值
计算第j个指标下第i个动力传动系的指标值的比重Pij:
计算第j个指标的熵值ej:
计算第j个指标的熵权wj:
确定指标的综合权数βj:
假设评估者根据自己的目的和要求将指标重要性的权重确定为αj,j=1,2,…,n;结合指标的熵权wj就可以得到指标j的综合权数:
当各动力传动系在指标j上的值完全相同时,该指标的熵达到最大值1,其熵权为零。这说明该指标未能向决策者提供有用的信息,即在该指标下,所有的备选动力传动系对决策者说是无差异的,可考虑去掉该指标。
2、熵权法在汽车动力传动系匹配中的应用
2.1 现行的汽车动力传动系匹配流程
现行的汽车动力传动系匹配流程如图1所示。
如图1所示的流程中,标杆、竞品的性能数据主要作为拟开发车型动力性、经济性指标的目标值确认的输入,保障拟开发车型的性能具有针对性和竞争力。在备选传动系利用目标值初选后,一般情况下还会有多组的备选传动系方案满足初选条件,这时通常用采用如偏向动力性或者偏向经济性的方法进行选择,也用赋予重要性权重进行评价和选择,这些方法主观性较强。
2.2 应用熵权法的汽车动力传动系匹配流程
应用熵权法的汽车动力传动系匹配流程如图2所示。
如图2所示的流程中,标杆、竞品的性能数据不仅作为拟开发车型动力性、经济性指标的目标值确认的输入,同时也用于性能指标的熵权值推算的输入。利用竞品、标杆的性能数据进行熵权值的推算,能够充分体现指标权重的针对性和客观性,从而保障最终筛选出的动力传动系方案的动力性、经济性更具目标市场的针对性。
同时,针对满足初选条件的多个备选动力传动系方案,应用推算出的指标熵权值,计算出每个方案的综合评价数值,通过这些综合评价数据,能够简单直观的对比出哪个动力传动系方案更具合理性,从而筛选出最佳的动力传动系方案。
竞品、标杆的性能指标数据采用试验测试值,备选动力传动系的性能数据一般为仿真计算值。
2.3 应用熵权法的汽车动力传动系匹配的案例
1)某拟开发车型的竞品和标杆车基本信息如表1所示。
2)动力性、经济性指标熵权计算结果如表2所示。
3)根据拟定开发车型的目的及要求,对动力性、经济性各指标的重要性权重αj赋值如表3所示,则动力性、经济性指综合权重计算结果如表3所示。
4)某拟开发车型备选动力传动系基本信息及性能目标如表4所示。
5)某拟开发车型满足初选的动力传动系方案性指标综合评价系数计算结果如表5。
6)根据综合评价系数的值越大,动力传动系匹配合理程度越高,可以得出方案3的动力传动系匹配的合理性要优于方案2,由此就可以确认方案3为最佳动力传动系匹配方案。
3、结束语
熵权法作为一种客观赋权的综合评价方法,其应用在汽车动力传动系匹配中,以竞品、标杆的指标数据作为赋权输入,能够对汽车动力传动系匹配的合理程度进行客观的、全面的和直观的评价。同时,在与重要性赋权法相结合使用时,既能保留综合权值的客观性,也能兼顾汽车动力性、经济性各指标的特定目的和要求,使得对汽车动力传动系匹配的合理程度的评价更加全面、更加具有针对性。
参考文献
[1]余志生.汽车理论[M]北京:机械工业出版社,2009.
[2]林学东.汽车动力匹配技术[M]北京:中国水利水电出版社,2010.
[3]张京民.汽车动力性燃料经济性的综合评价[J]汽车工程,1996.
[4]王晖,陈丽,陈垦,薛漫清,梁庆.多指标综合评价方法及权重系数的选择[J]中国论文下载中心,2009.
2例车辆传动系故障 篇5
有1辆南京依维柯汽车,在挂挡的瞬间变速器轻微打齿,车辆不能平稳起步,有“耸车”现象。
首先,检查离合器的自由行程,其值为32mm(标准值为30~40mm),符合规定要求。熄火后变速器挂任意挡位,均可顺利挂入且无任何异响。由此判断问题在离合器总成。于是分解离合器,发现从动盘中间花键毂与从动盘总成之间松动,其间隙约为4mm,更换从动盘总成,装车试验,挂挡时变速器打齿现象有所减轻,但起步时“耸车”现象仍存在。经修理人员仔细分析后,重新分解离合器总成,发现变速器第1轴前导向轴承已完全卡住,不能自由转动。更换轴承后,车辆平稳起步,运行正常,挂入任何挡位均能自如操作,无异响。
分析上述车辆故障原因:变速器第1轴前导向轴承没有润滑点,且位于飞轮的凹坑内,日常保养过程中难以将其维护。由于导向轴承的损坏,车辆在起步时,变速器第1轴的转动力矩不同心,这是造成车辆“耸车”的主要原因;其次,由于从动盘花键毂与从动盘之间连接松动,使其从动盘总成与变速器第1轴出现了“不同心”现象。这是造成车辆“耸车”的另一个原因,同时使车辆不能彻底分离,所以也伴随有变速器轻微打齿的异响,增加了排故难度。
例2变速器为何不能挂入低速挡
有1辆北京BJ2022JL型勇士汽车,在更换飞轮齿圈和摩擦片总成后,只能挂入2、3、4、5挡,1、倒挡无法挂入,换挡时无任何异响。
首先检查离合器踏板自由行程为35~40mm,符合规定要求。检查中发现,变速器挡杆不在中间位置,略偏于主驾驶一侧,与修理人员交流得知,变速器后支撑点的横梁与车架连接的2个螺栓无法正常安装,4个连接螺栓只能勉强拧入2个。用拉紧器拉紧2根车梁后,变速器后支撑点横梁与车梁的所有连接螺栓均能正常连接。但是变速器挡杆仍不能挂入1、倒挡。检查发动机的2个前支撑点,发现左侧(背对车头)支撑垫橡胶有损坏,更换了2个新的支撑垫,变速器挡杆仍偏向主驾驶位置,进一步检查发现,变速器与支撑横梁之间的橡胶垫前后位置装反。将橡胶垫的前后位置调换后,变速器挡杆位于中间位置,任何挡位均能顺利挂入,故障排除。
参考文献
汽车传动系参数的优化匹配 篇6
汽车整车性能的好坏不仅仅取决于发动机和传动系各自单独的性能, 而是在很大程度上取决于二者匹配得如何。在评价汽车的整车性能时, 往往要用到一些特定的指标, 如衡量汽车动力性的主要指标是其最高车速、爬坡性能和加速性能等, 衡量燃油经济性和排放特性的主要指标是汽车在标准试验循环下的百公里油耗和每公里排放量。这些指标除了反映发动机本身的动力性、燃油经济性和排放特性外, 还体现了整车驱动系统 (包括发动机、变速器、主减速器以及驱动轮等) 的相互配合及优化程度。一台发动机即使具有良好的性能, 如果没有与之合理匹配的传动系, 也不可能充分发挥其最佳性能。
2 汽车动力性评价指标的确定
2.1 汽车动力性评价指标
车的动力性主要由以下几方面的指标来评定: (1) 最高车速。 (2) 爬坡性能。 (3) 加速性能。
2.2 汽车动力性优化指标
装有理想变速器的汽车和四档变速器汽车驱动力特性曲线如图1所示。可以看出, 发动机匹配了四档动特性有了较大变化, 在一定程度上接近了理想传动系。阴影部分的面积越小, 就越接近理想的传动系。若变速器的传动比可以无级变化, 则阴影部分可以完全消除。但对于机械变速器而言, 变速器只有几个挡位, 所以, 阴影区不可能完全消除, 但可以通过选择适当的传动比, 使阴影部分的面积最小, 这就是动力传动系的优化问题。
图2反映不同速度下发动机传到汽车驱动轮上的极限功率。驱动功率极限发挥率Pdlim反映了发动机输出的最大功率Pemax在驱动轮上得到发挥的极限程度, 其定义如式所示。优化时取Pdlim的最大值。
参照图2, 对上式中各变量作如下说明:
(1) 上式右边分母所代表的面积表示各种车速下发动机的最大功率Pemax全部传到了驱动轮上的理想状况, 而分子则代表驱动功率实际的可能极限。
(2) 用va表示车速, vmin为Ⅰ挡时, 发动机最大转矩点所对应发动机转速下的车速 (km/h) ;vmax为汽车的最高车速 (km/h) ;
(3) Ai为图2中各挡对应阴影部分的面积。 (4) wi为第i挡的利用率系数。考虑了汽车各挡利用率ui的不同。
(5) 为所有的均值, 即:
驱动功率极限发挥率考虑了各挡使用率的不同, 从而能够反映不同实际使用条件对速比的要求。所以本次对汽车动力传动系优化匹配的优化指标选择为驱动功率极限发挥率Pdlim。
3 汽车动力传动系数学建模
3.1 发动机的数学模型
发动机性能的基本假设:汽车在行驶过程中, 发动机经常在非稳定状态下工作。因此, 为了和实际情况一致, 在发动机性能的台架试验中, 应该测得非稳定工况的性能。但是, 到目前为止, 发动机非稳定工况下的性能测试还有较大困难。所以, 在汽车动力性、燃油经济性计算中, 一直采用稳定工况下的发动机性能试验数据。这种处理方法对于燃油经济性来说, 计算和测试结果的差异并不显著。
发动机数学模型的描述包括发动机外特性和发动机万有特性。
本文采用数学模型法描述。对于已知试验数据的发动机, 其使用外特性可以看作发动机转速的一元函数, 由最小二乘法拟合获得。
3.2 发动机使用外特性数学模型
发动机使用外特性下发动机转矩Me可以看成是发动机转速ne的函数, 用以下多项式表示:
式中:ne——发动机转速ne/10 (r/m in) ;Ci——多项式中系数;k——多项式中阶数。
用最小二乘法拟合获得发动机外特性拟合曲线。
3.3 传动系效率的数学模型
发动机的净功率输出, 主要用于克离合器起步过程、动力传递的能量损失和行驶阻力, 均匀行驶时各种损失, 因此在大多情况下, 可以采用经验公式进行估算:ηT=ηksηibηmu
式中:k, i, m——分别为圆柱齿轮、圆锥齿轮和万向节数量;
ηs, ηb, ηu——分别为圆柱齿轮、圆锥齿轮和万向节的传动效率。
3.4 汽车行驶方程式
汽车的行驶方程式为:Ft=Ff+Fw+Fi+Fj
4 汽车动力传动系参数优化匹配
4.1 设计变量的确定
传动系主要设计参数就是各挡传动比, 传动系而言, 在其他条件相同的情况下, 最终影响汽车动力性及燃油经济性的参数是传动系的总传动比, 即变速器各挡的传动比与主减速器传动比的乘积。
4.2 目标函数的建立
4.2.1 汽车动力系统匹配程度评价指标
优化的目标函数采驱动功率极限发挥率Pdlim, 它反映了发动机输出的最大功率Pemax在驱动轮上得到发挥的极限程度。
4.2.2 约束条件
4.2.2. 1 变速器速比约束条件
(1) 反映相邻挡位间速比大小关系的约束条件:ig j+1-ig j<0 (j=1, 2, …n-1)
(2) 防止动力传递中断的约束条件: (nT/ig j+1) - (nemax/ig j) ≤0 (j=1, 2…n-1)
4.2.2. 2 汽车动力性约束条件
(1) 直接档最大动力因数D0max的要求:
(2) 最高车速vmax的要求
对于前进挡数为n的汽车, 且n为最高挡时, 应满足:Ft≥Ff+Fw
(3) 最大爬坡度imax (D1max) 的要求:Ft max≥Ff+Fimax
(4) 附着条件的要求:Ft max≤Fψ
5 最优参数的求解
目前对约束最优化问题的解法很多, 本文采用复合形法来解决汽车动力装置的最优化匹配的问题。
本优化过程的目标函数和约束条件较为复杂, 不适合求导和大量的求解过程。采用复合形法不必计算目标函数的梯度及二阶导数矩阵, 也不用一维最优化搜索, 需要的只是大量的数值计算, 这在程序上是比较简单的, 适用性也强, 容易掌握。Matlab具有强大的数值计算功能, 因此采用复合形法进行求解, 并取得了比较满意的结果。
6 总结
随着对汽车动力传动系匹配理论研究的不断深入和计算机性能的逐步提高, 模拟计算的结果将会更加精确, 在整车的开发研制中将会变得更有实用价值。
摘要：汽车的传动系对整车的动力性和燃油经济性有很大的影响, 故传动系参数的确定成为汽车设计中一个重要的组成部分。本论文主要研究的是如何将优化理论引入到汽车传动系参数设计当中, 以实现汽车发动机与传动系的最佳匹配, 达到充分发挥汽车整车性能的目的。本论文利用最小二乘法和线性回归原理建立了发动机的使用外特性, 并建立了传动系的数学模型, 提出评价汽车动力性的优化指标体系。
关键词：汽车,传动系参数,优化,匹配,优化指标
参考文献
[1]陈正江.《汽车动力传动系优化设计研究》.武汉理工大学.
[2]何仁, 刘星荣.《汽车动力传动系统最优匹配的研究和发展》.江苏理工大学学报.
小议汽车传动系的检测 篇7
汽车在运行当中, 各个组成部分都在运动, 随着时间的推移, 各系统的技术状况都会发生变化, 造成汽车的各种性能的下降, 从而使其发生故障的机会逐渐增加, 造成交通安全隐患的大量聚合。因此, 为了保证交通安全, 减少事故, 要对汽车进行定期检测!
1 传动系检测概述
汽车传动系的基本功用是将发动机发出的动力传递给驱动车轮, 也就是说, 发动机的动力是通过汽车底盘的传动系装置驱动汽车行驶的。底盘传动系是决定汽车行驶性能好坏最重要的一个组成部分。
汽车传动系使发动机和驱动车轮串联起来, 发动机产生动力经过离合器、变速器、传动轴、差速器, 最后传给驱动车轮, 从而实现汽车的起步和正常行驶。其结构示意图如下:
上图为传统的发动机纵向安装在汽车前部, 后桥驱动的4×2汽车布置示意图。发动机发出的动力经离合器、变速器、万向传动装置传到驱动桥。在驱动桥处, 动力经过主减速器、差速器和半轴传给驱动车轮。
由于汽车传动系中的传动装置相互有机地联系在一起, 因此不论其中哪个装置发生故障, 不仅造成车况恶化, 而且可能造成汽车抛锚。在对传动系进行检测时, 主要检测扭矩、转速和功率的测定。
2 扭矩的检测
在进行扭矩检测时, 首先将专用测力杠杆固定在底盘测功机的规定位置, 并调整好杠杆水平位置及静平衡 (即当测力杠杆不加负荷时, 扭矩或驱动力仪表的示值为零) 。然后, 按规定要求预热。然后在测力杠杆上加载砖码, 按扭矩表测量上限值的10%、20%、40%、60%、80%、100%读取示值, 然后逐级减载至零, 重复进行3次。最后进行零值误差的检定。
在进行零值误差检定时, 按照如下步骤进行:
a.重复3次减载至零时, 仪表最大偏离零位值即为零值误差, 应限定在±1d。
b.对数字显示式仪表, 预热完毕后调零, 每过30min观察零位漂移情况, 在90min内最大的零位漂移不得超过上面的零值误差的要求。
最后进行示值误差的计算:
a.A类底盘测功机扭矩示值误差按式 (1) 计算
式中:δMi——i测量点的扭矩示值误差;
Mi——i测量点的扭矩3次示值的平均值 (N·m) ;
g——重力加速度 (m/S2) ;
mi——i测量点的加载砝码质量值 (kg) ;
L——测力杠杆臂长或专用承载平台中心至旋转中心的距离 (m) 。
b.B类底盘测功机扭矩示值误差按式 (2) 计算
式中:Tm——被检扭矩测量上限值 (N·m) 。
c.A类底盘测功机驱动力示值误差按式 (3) 计算
式中:δFi——i测量点的驱动力示值误差;
Fi——i测量点的驱动力3次示值的平均值 (N) ;
D——底盘测功机主滚筒直径 (m) 。
d.B类底盘测功机驱动力示值误差按式 (4) 计算
式中:Tf——被检驱动力测量上限值 (N) 。
3 转速的检测
将汽车驶上滚筒机构, 通过汽车驱动轮驱动滚筒。当底盘测功机速度示值逐渐增加至30km/h、40km/h、60km/h时, 用标准转速仪分别测量滚筒的实际转速n0i。转速示值误差按式 (5) 计算
式中:δni——i测量点的转速示值误差;
ni——i测量点的转速示值 (r/min) ;
n0i——i测量点的标准转速仪测得的滚筒转速 (r/min) 。
速度示值误差按式 (6) 计算
式中:δvi———i测量点的速度示值误差;
vi——i测量点的速度示值 (km/h) 。
对于带有模拟装置的底盘测功机, 允许用模拟速度设定替代汽车的动态测量, 用模拟信号检定时, 测量点应增加120km/h和测量上限值, 示值误差按式 (7) 计算
式中:v0i——i测量点的模拟速度设定值 (km/h) 。
4 功率的检测
按扭矩检测那样安置测力杠杆。将汽车驶上滚筒机构, 通过汽车驱动轮驱动滚筒。在速度示值为30km/h和60km/h时, 分别在测力杠杆或专用承载平台业加载砝码, 加载砝码量按式 (8) 计算
式中:Pi——i测量点的功率示值 (k W) 。
其功率示值误差的检定为:
在30km/h和60km/h时, 按功率测量上限值的10%、20%、40%、60%分别在测力杠杆或专用承载平台上加载砝码, 并同时用标准转速仪测量滚筒实际转速, 分别读取功率示值。
a.A类底盘测功机的功率示值误差按式 (9) 计算
式中:δPi——i测量点的功率示值误差。
b.B类底盘测功机的功率示值误差按式 (10) 计算
式中:TP——功率表的测量上限值。
对于带有速度模拟装置的底盘测功机, 在加载砝码的同时, 输入速度 (或转速) 模拟信号替代汽车驱动、检定功率示值误差, 测量点应增加功率测量上限值。
5 其他技术参数的检测
对具有距离计数的底盘测功机, 用转数计测定距离示值为5m、10m、50m、100m时滚筒的转数。按式 (11) 计算距离示值误差
式中:δSi——i测量点的距离示值误差;
Si——i测量点的距离示值 (m) ;
Ni——i测量点的滚筒转数。
对具有时间显示的底盘测功机, 用秒表分别测定5s、l0s、30s、50s、100s时的时间示值。重复测量5次, 取其平均值作为各测试点的检定值。
小结
通常, 把汽车的检测分为整车检测、发动机检测和底盘及车身检测三大部分, 其中, 底盘检测包括了传动系、转向系、制动系、行驶系等方面的检测, 而传动系由于涉及到了汽车的动力部分, 因而对其性能的影响尤为巨大。所以, 传动系的检测在汽车检测中居于一个非常重要的地位, 必须引起足够的重视。
参考文献
[1]赵学敏.汽车底盘构造与维修[M].北京:国防工业出版社, 2003.
[2]王者静.汽车起动开关检测装置机械系统精度的分析[J].青岛建筑工程学院学报, 1997 (1) :46254.
传动系的齿轮噪声问题及其控制 篇8
齿轮在运行时, 不仅受到啮合的频率和振动因素的影响, 还受到齿轮材料本身固有频率产生振动的影响。在强度和刚度允许的条件下, 选择衰减性能好的材料, 对降低齿轮噪声具有明显效果。在大齿轮的轮辐上加金属阻尼环, 依靠阻尼环与轮辐之间的滑动摩擦, 耗散振动能量, 抑制噪声的辐射, 可以有效降低齿轮噪声。
一、齿轮噪声的特点
轮齿在啮合和脱离过程中产生的周期性冲击噪声的基频即为齿轮的啮合频率。改变齿轮的质量、刚度及尺寸能改变齿轮的固有频率, 从而改变其与外加激振力的频率的差值, 以防止谐振的发生。齿轮啮合频率计算公式如下:
式 (1) 中, n为转速, z为齿轮频数。
轮齿表面的粗糙度对齿轮噪声影响很大, 一般摩擦系数越小, 齿轮的噪声越小。噪声的声级与齿面的粗糙度近似于线性关系, 一个齿面粗糙度低的齿轮和一个齿面粗糙度高的齿轮噪声级约差4 d B。除此之外, 润滑也控制着摩擦系数, 因此, 保持齿轮具有良好的润滑, 也可以明显降低齿轮噪声。
二、影响齿轮噪声的主要因素
1. 齿轮留磨量。
齿顶二面倒角可以降低淬火后齿形误差对齿轮噪声的影响。齿轮淬火后, 齿根常常变肥, 致使啮合时发生干涉, 齿根部会发生亮带, 从而产生较大的噪声。磨小齿轮的齿顶圆、减小啮合系数、修磨齿顶倒角都是较好的解决办法。对于磨齿工序、齿面及齿根都有留磨量, 但是砂轮的齿顶容易磨损, 所以磨出的齿也容易出现齿根变肥;留磨量不当, 齿根还会产生凸台, 所以齿顶二面倒角对于减少根部干涉是一种很有效的措施。
2. 齿轮的齿宽。
齿宽与噪声也有密切关系, 齿宽大, 则齿上的单位载荷小, 弯曲变形就小, 噪声也就减小。同时, 齿宽较大还可改善齿轮的衰减性能。受齿向精度所制约, 齿宽也不能过大。如果齿轮的直径较大, 齿宽受到限制, 则设计时应增加轮辐的厚度, 以减少端面振动亦提高衰减性能。对于淬火的齿轮, 内径定心若可以保证精度, 则可根据齿圈定心找出正端面磨内孔。对剃齿后高频淬火的齿轮可以纠正以前工序的齿圈振摆, 并解决内孔淬火收缩问题。
3. 齿轮修缘的误差。
齿轮修缘时, 可修齿顶或齿根, 也可两者都修。齿轮修缘一般集中在小齿轮上, 这s样做工序比较简单;若考虑到小齿轮的强度问题, 也可以分配给2个齿轮。一般齿顶修缘, 可获得2 d B的降噪量;齿顶修缘量在0.02~0.04 mm。修缘量的大小取决于齿轮所承受的动载荷、静载荷、受热变形误差、加工误差等因素。理论计算的数值精确度不高, 一般由试验确定。在工程实际中, 为了提高齿轮的接触精度, 使齿面承受的载荷均匀, 避免轮齿单边接触或不规则的接触, 长在齿轮的宽度方向修缘, 称为齿向修缘。
三、传动系齿轮噪声的控制
1. 齿轮参数和结构形式。
增大齿轮的模数会增加制造难度, 增大齿轮的制造误差, 从而增加了工作时的噪声。此外, 齿轮压力角的增加也会造成啮合过程的径向力增加而增大噪声。在强度允许的条件下, 适当降低模数和压力角, 可以降低齿轮噪声。齿轮设计时, 还要考虑重叠系数;经验表明, 重叠系数为2时, 噪声水平比较低。测量齿轮运转过程中的噪声时, 可以找出频率较大的噪声, 联系相关机械运动, 可以找出噪声源, 从而确定解决措施。但是要找出发生噪声的确切频率, 则需用窄频程的滤波器确定, 常用的倍频程滤波器或1/3倍频程滤波器能有效地指出声能在各频带的分布, 但不能确定峰值频率。
2. 齿轮的制造和工艺。
通常在齿轮粗加工和热处理以后, 应进行剃齿或磨齿等精加工。为减少齿轮在承载后的弹性变形和制造误差 (主要是基节误差和齿形误差) 造成的齿顶和齿根处的干涉, 在齿轮加工时通常将干涉部分削去, 以降低齿轮工作时的噪声。
3. 材料和结构。
采用高分子材料取代传统的金属材料齿轮可以大大降低齿轮噪声。另外, 对金属齿轮进行阻尼处理, 如, 在齿轮两边涂上阻尼材料、在金属齿轮体内填充大阻尼橡胶等, 形成阻尼结构, 可以达到减振降噪目的。此外, 适当的润滑和合理的安装也能降低齿轮噪声。
四、结论