CR-CR結構新能源汽車變速箱離合器設計和校核

蔡有建 舒元林 駱德福

(福建中青汽車技術有限公司，福建 福州 350001)

1 新能源汽車多擋變速箱應用前景

隨著新能源汽車實際運行數量的逐步攀升，目前主流的單個擋位減速箱的短板也逐步顯現。相反，部分新能源汽車在采用兩擋或多擋變速箱后，通過增加速比范圍，根據不同工況進行速比的改變，在車輛起步時擁有更好的加速水平，在高速時降低電動機的轉速，從而降低噪音和電能的消耗[1]。電機最高轉速及功率要求的下降，可以明顯降低電機及控制器成本；同時能耗的節約可以在續航里程不變前提下，減少裝車的電池容量，降低整車成本，相對單個擋位減速箱，可達到較好的整車綜合收益。隨著補貼的下降和能耗等要求的提升，未來新能源汽車有望逐步大量采用多擋變速箱[2]。

新能源汽車多擋變速箱的應用也會對整車帶來新的“挑戰”，包括成本上升、重量增加、換擋執行系統額外損耗、換擋時期動力中斷、售后服務工作增加等。新能源汽車變速箱設計中采用的技術方案必須能很好地解決這些潛在的問題。

2 新能源汽車變速箱機構的選擇

新能源汽車驅動電機動力系統的特點，與傳統內燃機相比，具有低速扭矩大、轉速范圍寬、扭矩變化快等特點，對與之相匹配的多擋變速箱結構提出了不同層面的要求，無法用傳統的變速箱進行簡單改造，來適應新能源汽車的使用要求[3]。

從早期新能源汽車推廣過程總結的經驗看，新能源汽車變速箱必須采用新的結構設計，來平衡整體成本、動力性、經濟性、駕駛平順性、可靠性等方面要求。新能源汽車變速箱擋位少，擋比大，疊加電機轉速范圍廣的因素，由此帶來的換擋轉速差較大，換擋沖擊大的問題較為突出，對變速箱的齒輪機構和換擋機構都提出了更高的要求[4]。對變速箱整體結構形式的選擇，決定了變速箱的可靠性能否滿足新能源汽車的使用要求。新能源汽車前期推廣過程中采用傳統手動變速箱改造而來的AMT，后期出現大量售后質量問題直接驗證了這個分析。

中青汽車技術有限公司針對新能源汽車變速箱推廣前期出現的問題，最終決定的技術方案采用雙排CR-CR行星齒輪作為齒輪機構，濕式離合器作為換擋執行機構。行星齒輪機構相對于傳統定軸式齒輪機構，具有承載力大、效率高、體積小、重量輕等優點，更適合于新能源汽車變速箱，特別是中重型新能源商用車上。雙行星排結構簡化了對換擋離合器結構的技術要求，可實際簡化為制動器，為引入壓縮空氣作為換擋執行機構技術方案提供了前提條件。壓縮空氣作為換擋執行機構，取代了液壓機構，減少零件數量，大幅度降低了變速箱的成本。

濕式離合器方案的采用，允許換擋過程半聯動輸出扭矩，可實現無動力中斷換擋，極大程度減少了換擋沖擊，提供了變速箱可靠性的保證。本文對中青汽車技術有限公司一款采用雙排CR-CR行星齒輪機構的新能源汽車變速箱運動進行分析，從而對換擋離合器進行設計校核。

3 CR-CR行星齒輪機構變速箱的濕式多片離合器設計與校核

3.1 離合器接合過程的理論分析

對離合器接合過程進行分析,可以取其從主動片和被動片的油膜接觸開始到滑摩完全停止的過程。設離合器的主、從動部分的角速度為ωe、ωb，則其接合過程中ω隨時間t的變化可用圖1表示。當0ωb，主、從動部分在同步過程有轉速差產生滑摩,并產生熱量。在每一次接合過程中,隨著摩擦力矩的增大,摩擦產生的熱量增加,摩擦片表面溫度也隨之升高,其摩擦力矩的增長及溫升過程可用圖2表示。因此，離合器設計必須控制摩擦片的最大相對線速度Vmax，并配合有效的降溫結構設計，迅速帶走每次結合過程中產生的熱量。

Ωe: 主動部分角速度 Ωb：從動部分角速度 t0：主從動部分結合時間

(a)摩擦力矩變化曲線 (b)溫升變化曲線

新能源汽車動力系統轉矩變化較快，由此帶來對變速箱離合器的沖擊也較大，在設計上必須保證足夠扭矩容量，通常以離合器后備系數β來評估。

3.2 CR-CR行星齒輪機構變速箱的離合器工況分析

以中青汽車技術有限公司變速箱的換擋離合器為例，該變速箱采用CR-CR雙排行星輪結構，其結構示意圖見圖3。其工作原理為：當構件5-離合器1接合，離合器2分離，為一擋輸出；當構件7-離合器2接合，離合器1分離，為二擋輸出。

圖3 ZQ2P12變速箱結構示意圖

基于成本和實用性的考慮，該款變速箱不設N擋和P擋。采用雙排CR-CR行星齒輪機構實現2個擋位的設計，可以極大簡化離合器和控制機構的要求，換擋離合器可以簡化為制動器。具體換擋過程也較為簡單，在一擋升二擋過程中，作用在離合器1上的活塞逐步卸除壓力，在回位彈簧作用下，離合器1逐步松開，同時作用在離合器2上的活塞逐步增加壓力，克服回位彈簧作用后推動離合器2開始結合；期間離合器1在松開過程中轉速逐步升高，傳遞的轉矩逐步下降，同時離合器2轉速逐步降低，直到轉速為零，轉矩逐步升高，直到最大，完成擋位的切換。同理，在二擋降一擋過程中，離合器2逐步松開，同時離合器1開始結合；期間離合器2的轉速逐步升高，傳遞的轉矩逐步下降，同時離合器1轉速逐步降低到零，轉矩逐步升高到最大，完成擋位的切換。在換擋過程實現平穩、無動力中斷，提升換擋舒適度同時減小沖擊度，降低齒輪機構的沖擊力。

為準確分析離合器1和離合器2在變速箱運行過程中所承受的最大扭矩和最大轉速，表1對ZQ2P2變速箱的離合器各個構件做了定義。

表1 離合器構件定義

根據單行星的行星排運動特性，構件之間的運動關系為：

ω1太陽+a1×ω1齒圈-(1+a1)ω1H=0

(1)

ω2太陽+a2×ω2齒圈-(1+a2)ω2H=0

(2)

在CR-CR結構中，前排行星架和后排齒圈連成一體，后排行星架和前排齒圈連成一體，即：

ω1H=ω2齒圈

(3)

ω2H=ω1齒圈

(4)

在ZQ2P12變速箱，電機輸出軸和第一排行星齒輪的太陽輪連成一體，電機輸出轉矩為變速箱輸入，定義為M輸入，轉速為N輸入，即：

ω1太陽=N輸入

(5)

從圖3可以看出，離合器1主動件和第一排行星齒輪的齒圈連成一體，離合器2主動件和第二排行星齒輪的太陽輪連成一體,變速箱的輸出軸和第一排行星齒輪的行星架、第二排行星齒輪的齒圈連成一體，即：

N1=ω1齒圈

(6)

N2=ω2太陽

(7)

N輸出=ω1H=ω2齒圈

(8)

由以上公式，得出在各個擋位下，離合器1和離合器2以及輸出軸的轉速，如表2所示。

表2 換擋離合器轉速

根據力矩平衡條件(勻速轉動)，在忽略內部摩擦力的條件下，行星排上的三個受力構件，即輸入，離合器，輸出的總力矩為0，即：

M入+M離合器-M出=0

(9)

根據能量守恒定律，得：

M入N輸入=M出N輸出

(10)

由以上公式，得出在各個擋位下，離合器1和離合器2以及輸出軸的轉矩如表3所示。

表3 換擋離合器轉矩

3.3 中青ZQ2P12變速箱的換擋離合器校核

ZQ2P12變速箱設計最大輸入轉速為8000r/min，輸入扭矩為1200N·m，適用于10～13m公交客車以及等同條件下的貨車車型。為保證變速箱能穩定運行，主要針對變速箱在最大設計輸入工況下，對換擋離合器的摩擦片之間的最大相對線速度Vmax，以及離合器后備系數β進行設計校核，結果如表4所示。

表4 CR-CR行星齒輪結構離合器的摩擦片傳扭能力計算

4 結果與討論

由以上校核計算結果可知，中青ZQ2P12變速箱離合器的摩擦片各項參數達到設計要求。實際路試和臺架實驗穩定運行結果顯示，與校核的結果比較吻合。

本文建立了CR-CR行星齒輪結構離合器的摩擦片傳扭能力計算數學模型，調整部分邊界條件后，可以作為類似結構行星齒輪變速箱計算的參照，例如拉維娜行星齒輪結構等。隨著新能源汽車變速箱產業的發展，后續會出現更多不同于傳統燃油車變速箱、專門適用于新能源汽車的新型結構變速箱，中青ZQ2P12變速箱設計作為一個創新嘗試，率先驗證和推廣，為后續新能源汽車變速箱研發提供一個新的思路。