王普凱， 韓立軍， 康 琦， 董 意， 何盼攀

(陸軍裝甲兵學(xué)院車輛工程系， 北京 100072)

坦克集火力、機(jī)動和防護(hù)3大性能于一體,是現(xiàn)代戰(zhàn)爭中地面突擊作戰(zhàn)的主戰(zhàn)裝備。動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性是坦克性能的重要指標(biāo)，其對坦克機(jī)動性有重要影響，其中：動力性強，則坦克的戰(zhàn)役戰(zhàn)術(shù)機(jī)動性能好；經(jīng)濟(jì)性好，則有利于坦克長距離機(jī)動作戰(zhàn)。為此，論證設(shè)計坦克時，必須把其動力性燃油經(jīng)濟(jì)性作為重要的參數(shù)來考慮。

研究坦克的動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)，可以采取實驗[1]和計算[2-3]2種方法。然而，實驗成本高，且無法詳細(xì)研究發(fā)動機(jī)工況、駕駛員狀態(tài)和環(huán)境因素對坦克動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)的影響；計算成本低，但目前常用的方法是將發(fā)動機(jī)特性作為已知條件計算[2-3],不能體現(xiàn)坦克動力性經(jīng)濟(jì)性參數(shù)與發(fā)動機(jī)工作的真實關(guān)系。

為此，筆者建立一種坦克穩(wěn)態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)計算模型,以方便坦克動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)的計算。

1 計算模型

將柴油機(jī)工作模型和坦克行駛模型相結(jié)合，建立坦克穩(wěn)態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)計算模型。

1.1 柴油機(jī)工作模型

圖1為某型坦克所用的廢氣渦輪增壓中冷柴油機(jī)的結(jié)構(gòu)示意圖。圖2為利用GT-POWER建立的柴油機(jī)工作模型，利用該模型可計算得到不同工況下柴油機(jī)的動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)。

1.1.1 缸內(nèi)熱力過程模型

采用零維模型計算缸內(nèi)熱力過程[4]。由缸內(nèi)熱力系統(tǒng)能量守恒，可得缸內(nèi)溫度變化微分方程為

(1)

由缸內(nèi)熱力系統(tǒng)質(zhì)量守恒，可得缸內(nèi)質(zhì)量變化微分方程為

(2)

理想氣體狀態(tài)方程為

pV=mRT。

(3)

式中：φ為曲軸轉(zhuǎn)角；m為缸內(nèi)氣體質(zhì)量；p、V、T分別為缸內(nèi)氣體的壓力、容積和溫度；Qb、Qw為與氣體的交換熱量；λ為過量空氣系數(shù)；cv為氣體定容比熱；U為缸內(nèi)單位質(zhì)量氣體對應(yīng)的內(nèi)能；H為缸內(nèi)單位質(zhì)量氣體對應(yīng)的焓；H2為流入氣缸單位質(zhì)量氣體對應(yīng)的焓；mb為缸內(nèi)燃油質(zhì)量；me為流經(jīng)進(jìn)氣門的氣體質(zhì)量；ma為流經(jīng)排氣門的氣體質(zhì)量；R為理想氣體常數(shù)。

1.1.2 進(jìn)/排氣管路氣體流動模型

進(jìn)/排氣管路內(nèi)的氣體做有摩擦、有傳熱的一維非定常流動，采用“有限容積法”計算其熱力參數(shù)及流動狀態(tài)[5-6]。進(jìn)/排氣管路內(nèi)的容積劃分如圖3所示。

描述進(jìn)/排氣系統(tǒng)內(nèi)部流動的連續(xù)方程、能量方程和動量方程如下：

連續(xù)方程為

(4)

能量方程為

(5)

動量方程為

(6)

1.2 坦克行駛模型

圖4為利用GT-DRIVE建立的坦克行駛模型。該模型考慮了大氣溫度、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、變速箱排擋、路面條件和彎轉(zhuǎn)半徑等因素的影響。

坦克直線行駛的總阻力Rr主要由縱向坡道阻力Rθ、空氣阻力Ra和地面阻力Rf三部分組成[3]，即

Rr=Ra+Rθ+Rf。

(7)

典型路面對應(yīng)的地面阻力系數(shù)如表1所示[7]。

表1 典型路面對應(yīng)的地面阻力系數(shù)

坦克直線行駛總阻力矩為

Mr=ωRr；

(8)

若坦克勻速轉(zhuǎn)向行駛，則會在Mr的基礎(chǔ)上額外產(chǎn)生轉(zhuǎn)向阻力矩Mμ[8]，即

(9)

式中：L為履帶接地段長度；

為橫向阻力和法向負(fù)荷比例系數(shù)[4]，其中μmax根據(jù)路面類型選定[4]，k為轉(zhuǎn)向半徑與履帶中心距之比。

1.3 單缸循環(huán)供油量計算過程

將基于GT-POWER的柴油機(jī)工作過程模型和基于GT-DRIVE的坦克行駛模型相結(jié)合，建立坦克穩(wěn)態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)計算模型，實現(xiàn)坦克動力傳動的自動耦合計算。計算時，在已知柴油機(jī)轉(zhuǎn)速、變速箱排擋、路面和大氣環(huán)境參數(shù)的情況下，還需要輸入合適的單缸循環(huán)供油量，以使柴油機(jī)的動力輸出與所受載荷相等，即保證坦克穩(wěn)態(tài)行駛。由此可見，單缸循環(huán)供油量的選擇是實現(xiàn)坦克穩(wěn)態(tài)行駛的關(guān)鍵，可采用迭代計算的方法得到，具體過程為：

1) 輸入計算所需的已知條件和參數(shù)，包括柴油機(jī)結(jié)構(gòu)尺寸數(shù)據(jù)、氣體流動和摩擦損失試驗數(shù)據(jù)，坦克車重、傳動裝置傳動比、傳動效率和主動輪半徑，地面阻力系數(shù)、路面彎轉(zhuǎn)半徑、大氣溫度、柴油機(jī)轉(zhuǎn)速和變速箱排擋。

2) 假定柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量。

3) 根據(jù)柴油機(jī)工作過程模型計算柴油機(jī)有效扭矩。

4) 根據(jù)坦克行駛模型計算坦克行駛阻力。

5) 根據(jù)坦克行駛阻力、傳動裝置傳動比和傳動效率反推柴油機(jī)負(fù)荷。

6) 根據(jù)柴油機(jī)有效扭矩和負(fù)荷計算柴油機(jī)轉(zhuǎn)速變化率。

7) 根據(jù)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速變化率、傳動裝置傳動比計算車速變化率。

8) 判斷車速變化率是否小于0.01 km/(h·s)，如果是，結(jié)束供油量迭代計算，輸出計算結(jié)果；否則，調(diào)整單缸循環(huán)供油量，然后返回步驟3)。

1.4 柴油機(jī)工作過程模型精度驗證

基于所調(diào)研的柴油機(jī)臺架試驗數(shù)據(jù)，驗證所建立柴油機(jī)工作過程模型的精度。取大氣壓力為89.9 kPa，大氣溫度為28 ℃，油門開度為100%，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速分別為2 000、1 800、1 600、1 400 r/min，驗證結(jié)果如表2所示。可以看出：柴油機(jī)有效功率、有效比油耗、壓氣機(jī)壓比和壓氣機(jī)流量的最大相對計算誤差為9.95%，這表明所建立的柴油機(jī)工作過程模型精度較高。

表2 柴油機(jī)工作過程模型精度驗證結(jié)果

2 計算實例

取大氣壓力為101.3 kPa、大氣溫度為25 ℃，以某中型坦克為研究對象，計算柴油機(jī)有效功率、有效扭矩、有效比油耗以及坦克百公里油耗等參數(shù)隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速、變速箱排擋、地面阻力系數(shù)和路面彎轉(zhuǎn)半徑等因素的變化。其中，有效功率、有效扭矩、有效比油耗可由GT-POWER軟件直接輸出。對于采用四行程柴油機(jī)的坦克，其穩(wěn)態(tài)行駛百公里油耗的計算公式為

(10)

式中：Be為百公里油耗(L/(100 km))；ne為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)；ic為柴油機(jī)氣缸數(shù)目；be為柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量(mg)；u為坦克行駛速度(km/h)；rz為主動輪半徑(m)；kz為總傳動比；ρf為柴油密度，取值為860 kg/m3。

2.1 計算結(jié)果

2.1.1 柴油機(jī)轉(zhuǎn)速

取變速箱排擋為4，路面為水泥路(地面阻力系數(shù)為0.044 5)。迭代計算得到坦克穩(wěn)態(tài)直線行駛時,柴油機(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩、有效比油耗和坦克百公里油耗隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線，如圖5所示?？梢钥闯觯翰裼蜋C(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩、有效比油耗和坦克百公里油耗均隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而增大。

2.1.2 變速箱排擋

取柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，路面為水泥路(地面阻力系數(shù)為0.044 5)。經(jīng)迭代計算，得到坦克穩(wěn)態(tài)直線行駛時柴油機(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩、有效比油耗和坦克百公里油耗隨變速箱排擋的變化曲線，如圖6所示?？梢钥闯觯翰裼蜋C(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩隨變速箱排擋的增加而增大，有效比油耗和坦克百公里油耗隨變速箱排擋的增加而降低。

2.1.3 地面阻力系數(shù)

取柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，變速箱排擋為1。經(jīng)迭代計算，得到坦克穩(wěn)態(tài)直線行駛時柴油機(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩、有效比油耗和坦克百公里油耗隨地面阻力系數(shù)的變化曲線，如圖7所示?？梢钥闯觯翰裼蜋C(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩和坦克百公里油耗均隨地面阻力系數(shù)的增大而增大，而有效比油耗隨地面阻力系數(shù)的增大而降低。

2.1.4 路面彎轉(zhuǎn)半徑

取柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，變速箱排擋為3，路面為水泥路(地面阻力系數(shù)為0.044 5)。經(jīng)迭代計算，得到坦克穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向行駛時柴油機(jī)的單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩、有效比油耗和坦克百公里油耗隨路面彎轉(zhuǎn)半徑的變化曲線，如圖8所示。可以看出：柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量、有效功率、有效扭矩和坦克百公里油耗均隨路面彎轉(zhuǎn)半徑的增大而減小，而有效比油耗隨路面彎轉(zhuǎn)半徑的增大而升高。

2.2 結(jié)果分析

隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速、變速箱排擋和地面阻力系數(shù)的增加，坦克行駛總阻力增大，需要的柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量增加，使得柴油機(jī)有效功率和有效扭矩增大；隨著路面彎轉(zhuǎn)半徑的增大，坦克行駛總阻力減小，需要的柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量減少，使得柴油機(jī)有效功率和有效扭矩減小。

有效比油耗正比于柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量和有效扭矩之比。隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，車速增加，由于只是空氣阻力增加，因此總阻力增加不明顯，使得有效扭矩增大不多，而單缸循環(huán)供油量則增加明顯，因此有效比油耗升高；隨著變速箱排擋的升高，車速增加，使曲軸的阻力矩增幅明顯，即有效扭矩增幅明顯，且增速大于單缸循環(huán)供油量，因此有效比油耗降低；隨著地面阻力系數(shù)的增大，坦克總阻力增加明顯，但有效扭矩比單缸循環(huán)供油量增速快，因此有效比油耗降低；隨著路面彎轉(zhuǎn)半徑的增加，坦克總阻力減小明顯，使得有效扭矩比單缸循環(huán)供油量減速要快，因此有效比油耗增加。

由式(10)可知：坦克百公里油耗正比于柴油機(jī)單缸循環(huán)供油量和總傳動比。隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的升高，單缸循環(huán)供油量增加，因此坦克百公里油耗升高；隨著變速箱排擋的升高，單缸循環(huán)供油量增加而總傳動比降低，但總傳動比降速更快，因此坦克百公里油耗降低；隨著地面阻力系數(shù)的增大，單缸循環(huán)供油量增加，因此坦克百公里油耗升高；隨著路面彎轉(zhuǎn)半徑的增大，單缸循環(huán)供油量減小，因此坦克百公里油耗降低。

3 結(jié)論

基于GT-POWER的柴油機(jī)工作過程模型和GT-DRIVE的坦克行駛模型，筆者建立了坦克穩(wěn)態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)計算模型,通過臺架試驗數(shù)據(jù)驗證了模型精度，并通過案例進(jìn)行了計算分析，結(jié)果表明：該模型精度較高，能夠?qū)崿F(xiàn)柴油機(jī)工作和坦克行駛的耦合計算，為坦克穩(wěn)態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)的計算提供了一種系統(tǒng)、便捷的方法。下一步，將研究坦克動態(tài)行駛動力性燃油經(jīng)濟(jì)性參數(shù)計算模型的建立方法。