耿麗珍, 王慶來, 李曉丹

(1. 奇瑞汽車股份有限公司, 安徽 蕪湖 241000; 2. 濰柴動力股份有限公司, 山東 濰坊 261000)

本文介紹了一種專用的混合動力傳動系統(tǒng)(DHT)構(gòu)型,該構(gòu)型屬于串并聯(lián)系統(tǒng),采用雙電機方案,綜合了串聯(lián)和并聯(lián)構(gòu)型的優(yōu)勢,行駛工況適應(yīng)性較好,消除了并聯(lián)結(jié)構(gòu)中發(fā)動機轉(zhuǎn)速與車輪轉(zhuǎn)速無法解耦的缺陷,使得發(fā)動機轉(zhuǎn)速可控.從發(fā)動機最優(yōu)經(jīng)濟性運行曲線角度考慮,提高了節(jié)能減排的效果.在發(fā)動機直接驅(qū)動工況,通過閉合離合器,使發(fā)動機能以并聯(lián)結(jié)構(gòu)直接驅(qū)動整車,且發(fā)動機和電機可實現(xiàn)3個擋位驅(qū)動.電機集成行星齒輪系的設(shè)置使得整個系統(tǒng)可采用功率分流的方式進行車輛起步.離合器的設(shè)置使得傳動系統(tǒng)與發(fā)動機之間脫離,使整車具備雙電機純電行駛的能力.

1 混合動力新構(gòu)型簡介

混合動力新構(gòu)型的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示.該系統(tǒng)可支持整車實現(xiàn)的功能見表1.

圖1新構(gòu)型示意圖
Fig.1 Schematic diagram of the new configuration

由于雙電機的配置,使得整個系統(tǒng)有單電機純電驅(qū)動、雙電機純電驅(qū)動、發(fā)動機+電機1混合動力驅(qū)動、發(fā)動機+電機2混合動力驅(qū)動及發(fā)動機+電機1 +

電機2三個動力源聯(lián)合驅(qū)動等多種

驅(qū)動模式.功能模式雖較多,但對于控制系統(tǒng)開發(fā)而言,要挑選恰當(dāng)?shù)膫鲃勇肪€,盡量減少模式切換的頻率,結(jié)合發(fā)動機與電機兩大動力源的扭矩特性和效率分布特性,提升整車駕駛的平順性和經(jīng)濟性.具體原則如下:

(1) 車速較低,如車速小于60 km·h-1時,采用純電驅(qū)動模式;

(2) 車速上升到一定值,處于發(fā)動機高效區(qū)時,采用發(fā)動機直驅(qū)模式;

(3) 發(fā)動機直驅(qū)時,如有加速需求,采用電機助力驅(qū)動模式;

(4) 當(dāng)動力電池電量低于一定限值時,采用增程模式驅(qū)動.

依據(jù)上述條件,可剔除一些明顯不合理的工作模式,分析結(jié)果見表2,為降低C2(第2個離合器)、C3(第3個離合器)的扭矩容量要求,電機2不會工作在2擋.

表2 驅(qū)動模式及擋位分布Table 2 Driving mode and shift distribution

2 關(guān)鍵部件的參數(shù)匹配

本文以某A+級SUV為匹配對象,整車整備質(zhì)量在傳統(tǒng)燃油車的基礎(chǔ)上需增加混合動力系統(tǒng)特有的電機系統(tǒng)、電池系統(tǒng)等部件,整車主要設(shè)計參數(shù)見表3.整車開發(fā)目標為:混合動力模式下100 km的加速時間≤8.5 s;純電模式下50 km的加速時間≤3.5 s;最高車速180 km·h-1,整車100 km電耗18 kW·h;節(jié)油率較四階段油耗限值降低40%.

表3 整車設(shè)計參數(shù)Table 3 Design parameters of the vehicle

以整車參數(shù)及設(shè)計目標為邊界,根據(jù)整車總功率匹配、發(fā)動機、電機的參數(shù)匹配原則,同時考慮企業(yè)現(xiàn)有的零部件資源,發(fā)動機采用已經(jīng)量產(chǎn)的某型號4缸機型集成的電機1行星齒輪模塊,其中發(fā)動機和電機1的主要參數(shù)見表4.

表4 部件主要參數(shù)表Table 4 Main parameters of components

根據(jù)沿用部件的參數(shù)特性, 結(jié)合整車的開發(fā)目標,進行電機2及3個擋位傳動比的設(shè)計.

2.1 整車總功率需求計算

根據(jù)整車總功率需要滿足動力性(最高車速、爬坡要求、加速性能)的需求,整車總功率計算過程如下[1].

式中:vmax為最高車速,取180 km·h-1;ηt為傳動系統(tǒng)總效率;m1為半載質(zhì)量,即2 088 kg;g為重力加速度,取9.8 m·s-2;f為整車滾動阻力系數(shù);CD為整車風(fēng)阻系數(shù);A為迎風(fēng)正面面積.

根據(jù)目標車輛能爬上40%的坡度,且速度至少為20 km·h-1來確定爬坡時的需求功率.

式中,vi為爬坡速度;m2為滿載質(zhì)量;α為爬坡的角度.

根據(jù)100 km加速時間≤8 s,計算加速時需求功率,

式中,δ為轉(zhuǎn)動慣量系數(shù).

整車總功率需要滿足上述所有設(shè)計要求,因此,

2.2 電機功率匹配計算

(1) 電機總功率匹配.電機總功率Pm為整車總功率Ptotal減去發(fā)動機最大功率Pe,即:

Pm=Ptotal-Pe=37 kW.

(2) 電機總功率檢驗.電機總功率需滿足在規(guī)定時間內(nèi)單獨啟動整車達到規(guī)定車速,即在純電模式下,0～50 km·h-1加速時間小于等于3.5 s,所以有[1]

按照計算經(jīng)驗,整車加速時間所需功率為最大功率,即電機總功率可取Pm=130 kW,電機1因沿用上一代行星齒輪機構(gòu),峰值功率為55 kW,這樣可計算得到電機2的峰值功率為75 kW,為減小混合動力箱體的軸向尺寸,采用高速電機,由此可得到電機2的具體參數(shù),見表5.

表5 電機2主要參數(shù)表

2.3 電池的匹配

電池的參數(shù)匹配包括電池組功率匹配和能量驗證,具體的匹配方法如下.

按照電機功率需求計算電池功率.極限工況時,電池提供電機全負荷且整車加速行駛工作時的功率,最大電流為[1]

式中:Pm為電機總功率;ηc為逆變器效率,取0.95;ηm為電機效率,取0.9;U為電壓,取355 V.

根據(jù)市場上可選擇的電池單體,選擇單體51AH,總電量為18 kW·h的電池.

2.4 傳動比計算

傳動系統(tǒng)參數(shù)主要包括變速器和主減速器的傳動比.最大傳動比取決于整車的最大爬坡度,最小傳動比取決于整車的最高車速.當(dāng)汽車以最常用的巡航車速行駛時,盡可能使發(fā)動機工作在高效區(qū).另外考慮到NVH(噪聲和振動)性能,車速在120 km·h-1巡航時,發(fā)動機轉(zhuǎn)速不能超過2 600 r·min-1.

(1) 最小傳動比選擇.傳動系統(tǒng)的最小傳動比可根據(jù)發(fā)動機單獨驅(qū)動達到最高車速計算,即當(dāng)最高車速vmax為180 km·h-1時有如下對應(yīng)關(guān)系[1]:

式中:nmax為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速,取5 500 r·min-1;rw為車輪有效滾動半徑,取0.353 m.

另外,根據(jù)車速在120 km·h-1巡航時,發(fā)動機轉(zhuǎn)速不能超過2 600 r·min-1,此時有如下對應(yīng)關(guān)系:

所以傳動系統(tǒng)最小傳動比選擇2.88.

(2) 最大傳動比選擇.最大傳動比為變速器的1擋傳動比與主減速器傳動比的乘積.該系統(tǒng)在設(shè)計時主要考慮了混合動力模式下100 km加速時電機2不換擋(電機2最高轉(zhuǎn)速為11 000 r·min-1,自有傳動比為1.7),最大傳動比計算如下:

傳動系統(tǒng)最大傳動比選擇imax=8.6.

(3) 變速器擋位數(shù)及各擋傳動比的選擇.變速器擋位數(shù)的多少主要從動力性、經(jīng)濟性、操縱性、結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度這幾個方面進行選擇.擋位數(shù)越多,發(fā)動機的工作效率越高(高功率區(qū)工作時間長),既增加了動力性,也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性,可提高燃油經(jīng)濟性.但是擋位多的變速器換擋機構(gòu)較復(fù)雜,所以在選擇擋位數(shù)時考慮在混合動力汽車起步時,利用電機驅(qū)動,因電機低速下可發(fā)揮峰值扭矩,且響應(yīng)快,在車速達到一定值后,發(fā)動機再介入工作,可以減少擋位的設(shè)置[2].基于上述設(shè)計原則,該系統(tǒng)選擇3個擋位,主減速器傳動比定為3.8,其余擋位按等比級數(shù)分配,具體數(shù)據(jù)見表6.

表6 變速器各擋位級傳動比Table 6 Transmission ratio at each gear level

車速在120 km·h-1巡航,且處于發(fā)動機直驅(qū)模式下,可計算得到發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 589 r·min-1,此轉(zhuǎn)速正處于發(fā)動機油耗最低的范圍內(nèi),且在該轉(zhuǎn)速下發(fā)動機NVH表現(xiàn)較好[3],可看出此傳動比設(shè)計的合理性.

3 整車仿真結(jié)果

針對以上匹配結(jié)果,通過Simulink建模進行整車動力性和經(jīng)濟性仿真分析,校驗零部件匹配的整車主要性能.

3.1 驅(qū)動模式管理策略

該系統(tǒng)存在4種主要的驅(qū)動模式,各種模式的覆蓋范圍如圖2所示[4-5].

圖2 驅(qū)動模式切換策略Fig.2 Driving mode switching strategy

純電模式驅(qū)動主要應(yīng)用在車輛起步階段、低速大扭矩及高速小扭矩助力的工況下,當(dāng)強制混合動力驅(qū)動時,車輛采用PGS(動力分流)模式進行起步,當(dāng)達到發(fā)動機與車輪可同步的轉(zhuǎn)速時,C1(第1個離合器)閉合,開始并聯(lián)驅(qū)動模式;串聯(lián)模式和并聯(lián)模式主要應(yīng)用于車速較低,扭矩需求較大的工況.

3.2 動力性仿真結(jié)果

按照驅(qū)動模式管理策略進行動力性仿真純電模式(EV)下,0～50 km·h-1整車加速性能分析結(jié)果如圖3所示.

圖3 0～50 km·h-1加速時間曲線Fig.3 Acceleration time curve of 0～50 km·h-1

由圖3可知,0～50 km·h-1整車加速時間為3s,滿足設(shè)計要求.

混合動力(HEV)模式下,0～100 km·h-1整車加速性能分析結(jié)果如圖4所示.

由圖4可知,0～100 km·h-1整車加速時間為8.4 s,滿足設(shè)計要求.

圖4 0～100 km·h-1加速時間曲線Fig.4 Acceleration time curve of 0～100 km·h-1

3.3 經(jīng)濟性仿真結(jié)果

在NEDC(新歐洲行駛工況)下整車純電動模式的SOC(電池剩余電量)的變化及電耗情況如圖5、圖6所示.

圖5 NEDC工況Fig.5 NEDC condition

圖6 EV模式下電池SOC的變化及電量消耗情況

根據(jù)計算可知,一個NEDC循環(huán)內(nèi),SOC值由95%下降到86.69%,整車續(xù)航10.88 km,由此可計算得到整車的100 km電耗為17.8 kW·h,滿足設(shè)計要求.

NEDC工況下,電量保持階段的整車油耗情況如圖7所示.

圖7 NEDC工況下的整車油耗
Fig.7 Fuel consumption of vehicle under NEDC

1個NEDC循環(huán)下行駛10.88 km,耗油量為0.59 L,計算可得100 km油耗為5.42 L.

整車整備質(zhì)量為1 900 kg,按照《GB 19578—2014乘用車燃料消耗量限值》查得該車重下100 km的油耗限值為9.60 L,系統(tǒng)HEV節(jié)油率為43.5%,滿足設(shè)計要求.

4 結(jié) 論

本文介紹了一種新型的混合動力傳動構(gòu)型,并且分析了該構(gòu)型的常用功能模式,根據(jù)常用的功能模式及現(xiàn)有的零部件參數(shù),計算確定了其他新開發(fā)零部件的主要參數(shù),并且通過仿真計算校核了整車性能表現(xiàn),計算結(jié)果表明滿足整車設(shè)計要求.