動力傳動系統
問題分析
載貨汽車的動力性與燃油經濟性的好壞，在很大程度上取決於發動機的性能和傳動系型式及參數的選擇，即取決於載貨汽車動力傳動系統合理匹配的程度。即使一台發動機具有良好的性能，如果沒有一個與之合理匹配的傳動系，也不能充分發揮其性能。能與發動機合理匹配的傳動系可以使發動機經常在其理想工作區附近工作，但由於問題的複雜性以及載貨汽車動力性、燃油經濟性之間的相互矛盾和制約，使載貨汽車動力傳動系統的設計改進成為十分複雜的多變數的最佳化問題經過類比分析，發現該載貨汽車存在如下問題：1）該車的動力性指標之一的車速偏低，為了提高運輸效率，多數車輛選擇在高速公路上行駛，因此必須相應地提高；
2）如果汽車經常處於需要加速超車的工況下，原車的原地起步加速時間和超車加速時間過長，超車時汽車與被超車輛並行時間過長，很容易發生事故，使超車行駛過程十分危險；
3）原車在多循環行駛時的百公里燃油消耗量較高，為了降低燃油消耗量，需要對傳動系的相關參數進行最佳化。
最佳化設計
2.1以動力性目標函式為主的方案一2.1.1約束條件
1）汽車最大爬坡度大於等於35%；
2）1.7≥i1≥i2≥i3≥i3/i4≥≥i8≥i9≥1.3
3）汽車的最大車速大於90km/h；
4）汽車的原地起步連續換擋(0~80km/h)加速時間不大於76s；
5）擋40km/h的等速百公里油耗量小於27L；
6）汽車的多工況百公里燃油消耗量不大於37L。
2.1.2整車性能模擬計算結果
通過對該最佳化方案的動力傳動系統進行GT-DRIVE模擬計算得出動力性能，整車的動力性主要從爬坡性能、最大車速及加速性能來評定。由於各擋的速比增加，汽車的最大爬坡度相應地增加。雖然主減速比的增大，但由於設有超速擋，汽車的車速從96.5km/h增加為98.2km/h最佳化後，汽車的加速能力有了顯著改觀，其中原地起步連續換擋（080km/h）的加速時間降低了2.46s，降低了3.2%；直接擋（3080km/h）超車加速時間降低了9.19s，降低了13.7%。所以由以上的模擬計算可知，汽車的動力性有了很大改善。
2.1.3分析與評價
通過對比最佳化前後汽車的經濟性計算結果，由於以動力性匹配為主，最佳化後，主減速比增加，使各擋的等速百公里油耗都有所增大，但改變率不大，都不超過5%；汽車的多工況燃油消耗量為36.66L/100km，比最佳化前增加了5.25%。以動力性為主進行最佳化時，並不是代表僅僅考慮汽車的動力性去最佳化，而是應該在保證汽車燃油經濟性並不惡化的基礎上來進行的。本方案在保證原車一定燃油經濟性的前提下，儘可能地增強了動力性，模擬仿真結果表明，最佳化效果明顯。
2.2以燃油經濟性目標函式為主的方案二
2.2.1約束條件
1）汽車最大爬坡度大於等於30%；
2）1.7≥i1/i2≥i2≥i3≥i3/i4≥≥i8/i9≥1.3
3）汽車的最大車速大於96.5km/h；
4）汽車的原地起步連續換擋(0~80km/h)加速時間不大於85s；
5）汽車的直接擋(30~80km/h)加速時間不大於87s；
6）擋40km/h的等速百公里油耗量小於22L。
2.2.2分析與評價
經過GT-DRIVE整車性能仿真軟體的模擬計算，得出最佳化前後的整車主要性能指標的對比如下：
1）最佳化後，擋的40km/h的等速百公里油耗由原來的25.74L下降為21.20L，改變率達到17.64%；
2）多工況百公里燃油消耗量由最佳化前的34.83L下降為31.05L，改變率為10.85%；
3）汽車的最大車速最佳化前為96.5km/h，最佳化後為105km/h，有一定程度地增大；
4）最佳化後原地起步連續換擋(0~80km/h)時間為84.78s，最佳化前為76.72s，增加10.5%；
5）直接擋(30~80km/h)超車加速時間由最佳化前的81.42s增加為最佳化後的86.47s，增加6.2%；
6）汽車一擋的最大爬坡度由最佳化前的30.8%下降為30.2%，基本上能滿足重型載貨汽車的要求。
2.3權衡動力性目標函式和燃油經濟性目標函式的方案三
2.3.1約束條件
1）汽車最大爬坡度大於等於30%；
2）汽車的車速不小於96.5km/h；
3）汽車的原地起步連續換擋(0~80km/h)加速時間不大於78s；
4）汽車的直接擋(30~80km/h)加速時間不大於85s；
5）1.7≥i1/i2≥i2/i3≥i3/i4≥≥i8/i9≥1.3；
6）擋40km/h的等速百公里油耗量小於24L；
7）汽車的多工況百公里燃油消耗量小於33L。
2.3.2分析與評價
經過GT-DRIVE整車性能仿真軟體的模擬計算，得出最佳化前後的整車主要性能指標的對比如下：
1）最佳化後，擋的40km/h的百公里油耗由原來的25.74L下降為23.26L，改變率達到9.63%；
2）多工況百公里燃油消耗量由最佳化前的34.83L下降為32.35L，改變率為7.12%；
3）汽車的最大車速最佳化前為96.5km/h，最佳化後為102km/h，增加較大；
4）最佳化後原地起步連續換擋(0~80km/h)時間為77.79s，增加1.4%；
5）直接擋(30~80km/h)超車加速時間由最佳化前的81.42s增加為最佳化後的84.51s，增加3.8%；
6）汽車一擋的最大爬坡度由最佳化前的30.8%下降為30.0%，基本上能滿足重型載貨汽車的要求。
本次最佳化是在保證動力性基本不變的基礎上，儘量減少汽車的行駛油耗，尋找一種權衡動力性燃油經濟性的最佳化方案。經過模擬仿真結果可知：最佳化方案可以達到預期的最佳化效果，在保證汽車良好的動力性的基礎上，最大限度地減少了汽車的行駛油耗，改善了汽車的燃油經濟性。
最佳化方案對比
1）以動力性為目標最佳化時，在保證汽車燃油經濟性並不惡化的基礎上，汽車的原地起步連續換擋(0~80km/h)加速時間降低3.2%，直接擋(0~80km/h)超車加速時間減少降低13.7%，爬坡性能也有顯著的提高，整車的動力性得到很大的提升；2）以燃油經濟性為目標進行最佳化時，在保證汽車的動力性並不惡化的基礎下，汽車的車速提高到105km/h，擋的40km/h的等速百公里油耗減少17.64%，多工況百公里的油耗減少10.85%，整車的燃油經濟性有明顯的改善；
3）權衡動力性和燃油經濟性最佳化時，在保證良好的整車動力性的基礎上，儘可能地改善了整車的燃油經濟性。最佳化後，整車動力性略有下降，原地起步連續換擋(0~80km/h)時間增加1.4%，直接擋(30~80km/h)超車加速時間增加3.8%；而整車各擋的等速百公里油耗均有不同程度的下降，其中擋的40km/h的等速百公里油耗降低9.63%，整車的多工況百公里燃油消耗量降低7.12%，整車的燃油經濟性明顯提升。
結論
通過對比分析，對於現階段對重型載貨汽車的高速化和提高燃油經濟性的要求，以燃油經濟性目標函式為主進行最佳化的匹配方案更加符合市場的需求。後部防護裝置
技術要求
我國參照ECE R58的相關內容，制定了GB11567.2—2001標準對汽車和掛車後下部防護裝置提出技術要求，並對移動壁障追尾碰撞的試驗條件作了明確規定，目的是對載貨汽車後下部防護裝置的阻擋及緩衝吸能功能進行考核以儘量減少發生追尾碰撞時追尾車輛中乘員受到的傷害。文獻中設計了鏇轉式後下部防護裝置，該裝置利用鏇轉軸為載貨汽車實現了良好的通過性採用阻尼彈簧元件吸能並建立了分析模型設計了一種吸能型後下部防護裝置，此後部防護裝置通過填充的纖維玻璃材料使其在發生碰撞時被擠壓變形實現吸能效果文獻分析了前後部防護裝置離地高度和剛度對鑽入碰撞防護效果的影響指出前、後部防護裝置在確保阻止鑽入碰撞功能的前提下應儘可能多地吸收碰撞能量，以減輕轎車在碰撞中的傷害。根據GB11567.2—2001標準的相關規定，利用LS-DYNA軟體對某載貨汽車後部防護裝置進行了法規驗證及性能分析，並根據原車後部防護裝置不具有阻擋及緩衝吸能功能的缺點，設計了新型擴脹管式後部防護裝置。對改進後的防護裝置進行仿真分析表明擴脹管在擴脹變形階段狀態穩定吸能具有線性疊加特性易於控制改進後的後部防護裝置滿足相關法規要求，其阻擋及吸能功能也有明顯提高。法規要求
根據GB11567.2—2001標準的相關規定，採用移動壁障撞擊載貨汽車後下部防護裝置，主要考察防護裝置的動態性能：a.阻擋功能，防止追尾車輛鑽入載貨汽車下部，造成乘員傷害；
b.緩衝吸能功能，緩和衝擊，減輕乘員傷害，改善碰撞相容性。
根據GB11567.2—2001標準中對試驗的相關要求，移動壁障質量為1100±25kg，前端碰撞表面為剛性，寬度為1700mm，高度為400mm，離地間隙為240mm。在碰撞表面前面覆蓋一層厚度為20mm的優質膠合板。在碰撞瞬間，移動壁障速度應為30~32km/h。
碰撞結果應滿足如下要求：
a.碰撞過程中，後部防護裝置可以變形、開裂，但是不允許整體脫落；
b.碰撞過程中，後部防護裝置應能夠吸收碰撞能量、緩和衝擊，且移動壁障的最大減速度不大於40g，移動壁障的反彈速度不大於2m/s；
c.碰撞結束後，後部防護裝置的後部與車輛最後端的縱向水平距離不能超過400mm。
碰撞性能分析
由於擴脹管具有穩定的吸能效果，在國內已經被套用於碰撞波形發生器，如清華大學安全與節能碰撞實驗室用它來得到歐洲法規ECER80中所要求的減速度曲線，上海冠馳汽車安全公司則將擴脹變形管套用於台車試驗的波形發生器，上海機動車檢測中心楊輝等人將其作為某輕型車前端吸能構件。實際上，擴脹管不僅可以用作波形發生器、輕型車前端吸能構件，還可直接套用於載貨汽車的後部防護裝置上，起到吸收碰撞能量和降低車身減速度的作用。3.1擴脹管式後部防護裝置結構設計
由於沖頭和擴脹管並不是100%的軸向受力，為防止沖頭和擴脹管在碰撞吸能過程中發生相對彎曲變形，在擴脹管的外面增加了套管。後部防護裝置橫樑與後部防護立柱相對固定。沖頭套在擴脹管的開口處，後部防護裝置的立柱和載貨汽車縱梁之間、套管和縱梁之間以及沖頭和立柱之間均通過鏇轉鉸鏈連線，以保證後部防護裝置的自由轉動。
當車輛撞擊後部防護裝置時，首先撞擊到防護裝置橫樑上，然後橫樑推動與之相連的沖頭將擴脹管擴開，在擴脹管被擴開過程中吸收大量的碰撞能量。沖頭、擴脹管和套管尺寸如圖8所示，其屈服強度分別為400MPa、235MPa、386MPa，厚度分別為10mm、4mm、7mm。其中，擴脹管由一、二兩級擴脹管組成，一級擴脹管為直徑60mm的部分，二級擴脹管為直徑52mm的部分。
3.2擴脹管式後部防護裝置法規驗證
對該防護裝置按GB11567.2—2001標準的動態試驗要求進行法規驗證，圖9是所建立的動態試驗仿真模型，包括移動壁障、防護裝置和車架等。模型節點數為67195，單元數為61096，後部防護裝置總質量為96.38kg。移動壁障的最大鑽入量為156mm，小於法規所規定的400mm；移動壁障碰撞後的反彈速度為1.1m/s，小於法規所規定的2m/s；移動壁障的減速度最大值為27.3g，小於法規所要求的40g，所以該後部防護裝置符合國標要求。另外可以看到，移動壁障在碰撞過程中減速度較小，且脈寬較大，表明擴脹管式後部防護裝置具有較好的吸能效果。
3.3擴脹管式後部防護裝置與實車碰撞仿真結果分析
運用整車模型對擴脹管式後部防護裝置性能進行實車碰撞仿真分析，撞擊車輛分別為轎車（Dodge Neon）、越野車（TOYOTA RAV4）。
3.3.1擴脹管式後部防護裝置阻擋功能
設碰撞速度為90km/h，並分別建立了相應的碰撞仿真模型。兩車在碰撞速度90km/h下達到最大鑽入量時的變形結果。該後部防護裝置實現了防止車輛鑽入的功能。在該極限工況下，轎車碰撞防護裝置達到最大鑽入量時，A柱和門檻有不同程度的變形，主要是由於碰撞初始能量很大，已超過了該防護裝置的極限吸能量，同時與原車車體結構抗撞性也有關。
3.3.2擴脹管式後部防護裝置緩衝吸能功能
為了考核該防護裝置緩衝吸能功能，將轎車和越野車分別以48km/h、56km/h、65km/h3種速度撞擊後部防護裝置，並建立了相應的碰撞仿真模型。兩車在碰撞速度65km/h下91ms時刻的碰撞變形結果。可以看出擴脹管在與整車碰撞過程中變形較為理想。
