并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置設計

翟文豪 牛禮民

（合肥工業大學）

為了緩解環境污染和資源消耗的問題，新能源汽車的發展迫在眉睫。但是由于電化學行業的局限，導致純電動汽車的全面推廣短時間內難以實現，因此混合動力汽車的發展是承接這一時代轉變的重要連接點。動力耦合裝置是混合動力驅動系統的核心，因此開展適用于混合動力汽車動力耦合裝置的研究對車輛向節能環保方向發展具有重要的現實意義。國內外對于動力耦合裝置的研究主要集中在混合動力汽車方面。文獻[1]對混合動力汽車雙電機用行星輪系動力耦合功率分流系統進行了理論和仿真研究，論證了該動力耦合裝置適用于雙模驅動系統；文獻[2]基于混合動力汽車機電耦合系統的實際應用情況和實現動力耦合裝置的不同，將機電耦合系統分為固定軸式和行星齒輪式兩大類型，并通過實例進行了耦合方式、工作模式及動力傳遞路徑等拓撲學分析；文獻[3]介紹了動力耦合系統的功能和分類，對3種主要動力耦合系統進行了詳細闡述。但是，國內外大部分研究都是對動力耦合機構或者某一種動力耦合裝置的理論分析和仿真模擬，都沒有提及某一種耦合裝置的設計過程。文章根據某車型整車相關數據，針對混合動力汽車的工作和動力特性，對經典的雙軸式轉矩耦合裝置的傳動比、特征參數及齒數匹配進行設計，為相關混合動力耦合機構的設計提供設計流程模板。并且該種轉矩耦合裝置較市場上一些轉矩耦合裝置的制造成本小很多，為目前混合動力汽車成本居高不下的問題，提供一個解決的方案。

1 轉矩耦合配置

動力耦合裝置分為轉矩耦合裝置、轉速耦合裝置及功率耦合裝置，文章采用的是轉矩耦合裝置。圖1概念性地示出一個機械轉矩耦合方案[4]1-2，它是3個端口2個自由度的機械配置。端口1為單向的輸入，表示端口1接入的發動機只能向機械轉矩耦合裝置輸入轉矩；端口2為雙向的輸入或輸出，表示端口2接入的電動機既能向機械轉矩耦合裝置中輸入轉矩，也能從機械耦合裝置中獲得轉矩，例如混合動力汽車啟動時就能給機械耦合裝置輸入轉矩，當整車穩定行駛時，端口2可以從機械耦合裝置中獲得轉矩給動力電池充電；端口3也為雙向輸入或輸出，表示端口3接入的驅動輪既能從機械轉矩耦合裝置中獲得轉矩也能向機械耦合裝置中輸入轉矩，整車行駛時必定從轉矩耦合裝置中獲得轉矩。但是一般的混合動力汽車都有動力回收裝置，當整車在下坡或剎車時可以將回收的動能轉化為電能儲存在動力電池內，所以此時的端口3可以向轉矩耦合裝置中輸入轉矩。需要注意的是端口2和端口3不能同為輸入。

圖1 機械轉矩耦合方案示意圖

圖1示出的轉矩耦合配置若在穩定運行狀態下忽略損耗，則對轉矩耦合器而言，其輸入功率始終等于其輸出功率。這時，設端口2處于驅動狀態，也就是此時的電動機是向機械耦合裝置內輸入功率的，則驅動輪輸出的功率表達式，如式（1）所示。

式中：T1——發動機端輸入轉矩，N·m；

T2——電動機端輸入或輸出轉矩，N·m；

T3——驅動輪的輸出或輸入轉矩，N·m；

w1——發動機端轉速，r/min；

w2——電動機端轉速，r/min；

w3——驅動輪端轉速，r/min。

因此，轉矩耦合器的表達式，如式（2）所示。

式中：k1——發動機端轉速與驅動輪端轉速比值，常數；

k2——電動機端轉速與驅動輪端轉速比值，常數。

除此之外還需要注意w1，w2，w3并不是相互獨立的，它們之間存在一定的關系，其關系表達式，如式（3）所示。

2 轉矩耦合的電驅動系結構

轉矩耦合的并聯式混合動力電驅動系統有多種不同的結構，可分為雙軸或單軸式。在每一類中，傳動裝置可配置在不同的位置，并設計為不同的排擋數，從而導致相異的牽引特性。優化設計主要取決于牽引需求、發動機尺寸、純電動汽車電動機尺寸及其轉速-轉矩特性等。圖2示出并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置結構示意圖[4]3-4。其中圖2a應用了2個傳動裝置：一個位于發動機和轉矩耦合裝置之間；另一個位于電動機和轉矩耦合裝置之間。2個傳動裝置可以是單擋或多擋的傳動裝置，但是，2個多擋傳動裝置將使電驅動系明顯復雜化，并為選擇每個傳動裝置特定的排擋而增加了控制系統的難度；圖2b為另一種雙軸式的并聯式混合動力電驅動系的結構，它只有一個傳動裝置，位于轉矩耦合裝置和驅動軸之間，與具有2個傳動裝置的耦合裝置相比，該裝置的控制難度較低，成本也較低，但相應的代價就是控制精度不高。

圖2 并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置結構示意圖

雙軸式轉矩耦合裝置是混合動力汽車耦合裝置的常見裝置，具有常見的混合動力汽車傳動機構特點，能實現常用的動力耦合方式；可以實現電機驅動、發動機驅動、發動機驅動且發電、混合動力驅動及制動能量回收等功能；2個動力源均可以單獨驅動車輛，一個動力部件失效時另一個可以提供動力。該傳動機構具有以下優點：1）結構簡單，操作容易，只需在原有車輛基礎上改動即可；2）傳動效率高，能量再生程度高；3）成本低廉，有利于降低混合動力汽車的整車成本，便于混合動力汽車的推廣。

3 傳動方案設計

雙軸式轉矩耦合裝置傳動方案設計圖，如圖3所示。軸1連接內燃機的輸出端，軸2連接電動機軸，軸3連接汽車的驅動橋。表1示出某型車整車參數，文章即是基于該表格數據對轉矩耦合裝置進行參數設計，具體包括齒輪和軸的設計及校核。

圖3 并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置傳動方案設計圖

表1 某型車整車參數表

3.1 傳動比的設計

起步過程，考慮到燃油經濟性和電動機的最大轉矩較大，因此選擇只由電動機提供啟動動力源，直至汽車車速達到足以讓發動機最低轉速為800 r/min。并且考慮到在轉矩耦合裝置中，k1和k2的設計將使電動汽車的電動機和發動機能同時達到最高轉速，且電動機最大轉矩轉速范圍為0～1 000 r/min，因此，此處設計k1=2，k2=2.5。讓k2較大，是為了可以提供更大的起步加速度，且當發動機轉速達到800 r/min時，電動機的轉速還在最大轉矩轉速范圍內。

3.2 齒輪參數的設計

齒輪設計的過程中，考慮到電動機提供的最大轉矩比發動機大，因此，以軸2和齒輪2所承載的最大轉矩來設計參數[5]220-224，其安全系數較大，較為安全。采用斜齒圓柱齒輪傳動，電動機端齒輪傳遞的最大轉矩為382 N·m，此時能達到的最高轉速為1 000 r/min，以此計算得出：齒輪1的齒數為39；齒輪2的齒數為31；齒輪3的齒數為78；齒輪法面模數為3 mm；齒輪螺旋角為16.260°。齒輪材料選擇20CrMnMo，滲碳淬火回火處理。

3.3 軸的設計

軸的材料選擇20CrMnMo，采用滲碳淬火回火處理。軸的最小直徑（dmin/mm）計算關系式，如式（4）所示。

式中：A——與軸的材料及相應的許用扭剪應力相關的設計系數[5]374-379，查表得A=105；

P——軸傳遞的功率，kW；

n——軸的轉速，r/min；

T——輸入轉矩，N·m。

軸1和軸 2均以最大轉矩 382 N·m，轉速為1 000 r/min來計算；軸3的計算較為復雜，分2種情況：1）讓電動機和發動機均達到最大功率，此時軸3的轉速為2 400 r/min，以此計算得出此時的軸徑；2）只有電動機工作時的軸徑。比較這2種情況求得的軸徑，取較大值。因為未知電動機和發動機的額定轉速，無法確定此時求得的軸徑是否滿足強度要求，所以以此軸徑對各軸軸承進行設計選型和強度校核。通過計算軸上載荷繪出各軸載荷分布圖，并對危險截面進行強度校核，調整軸徑。再以調整后的軸徑對各軸軸承再次進行設計選型和強度校核，并再次通過計算軸上載荷繪出各軸載荷分布圖，對危險截面進行強度校核，然后調整軸徑，反復此過程得出最后軸徑。通過驗證，動力耦合裝置中各軸均滿足強度要求。動力耦合裝置各齒輪參數，如表2所示。

表2 并聯式混合動力汽車雙軸式動力耦合裝置各齒輪參數表

根據上述設計的齒輪和軸的參數，進行三維建模，圖4示出并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置三維效果圖。其中，圖4a示出直觀的齒輪耦合效果圖，可以直觀地看到其耦合形式和減速器的耦合形式一樣；圖4b示出加箱體后的效果圖。

圖4 并聯式混合動力汽車雙軸式轉矩耦合裝置三維效果圖

4 結論

1）文章根據混合動力汽車工作和傳動特性的要求，對混合動力汽車動力耦合裝置的傳動比、特征參數及齒數匹配等進行了設計。根據傳動載荷需求和制造工藝要求進行了結構設計和強度校核，設計出適用于并聯式混合動力汽車的雙軸式轉矩耦合裝置。從理論設計層面上給出一種可行的轉矩耦合裝置的設計流程。

2）根據此次設計，總結出混合動力汽車動力耦合機構設計應遵循的幾個原則：a.盡可能使發動機運行在高效工況；b.盡可能多地使用電能；c.盡量實現更多的工作模式；d.盡量減小耦合機構的體積和質量。