新型混聯式動力耦合系統構型仿真分析

蘇天晨

（國家新能源汽車技術創新中心）

隨著國家油耗法規的日益嚴格，目前來看國家第五階段乘用車燃料限值將會降到4 L/100 km，這是傳統燃油車很難達到的限值，而純電動汽車的里程焦慮和充電焦慮也成為制約純電動汽車發展的瓶頸[1]。文章所探討的單行星排式動力耦合系統是基于某2 擋自動變速器的結構原理改進而來，其目的是為了解決混聯式混合動力耦合系統短缺的現狀，擴充企業產品線。該動力耦合系統可以實現典型的混聯式混合動力汽車的扭矩耦合和轉速耦合，具有較好的節油表現和動力性能。此外行星式混合動力系統在國內客車市場領域也展現出良好的應用潛力[2]。

1 系統構型分析

原型行星動力耦合系統的原型，如圖1 所示。動力源從左側輸入端輸入，通過行星排傳遞到車輪上。當離合器C1 接合，離合器C2 分離時，動力由太陽輪通過行星架傳遞到車輪上，速比為1+k，k 為太陽輪與齒圈的傳動比；當離合器C1 分離，離合器C2 接合時，太陽輪與行星架鎖止，動力由太陽輪和行星架共同傳出，速比為1。更改后的動力耦合系統結構，如圖2 所示。在原有行星架端的主減端增加1 個離合器C3，再連接1 個IGS 系統（發動機和電動機MT1），驅動電機MT2 與原輸入端的太陽輪相連。利用MT1 反拖啟動發動機，并通過離合器C3 的分離與接合實現動力耦合機構的串聯與并聯的切換。

圖1 原2 擋自動變速器結構簡圖

圖2 更改后的動力耦合系統結構簡圖

2 動力耦合系統原理分析

由于動力耦合系統的本質是單行星排結構，其結構簡單且工作效率高，通過離合器C1 和離合器C2 實現擋位切換及轉速扭矩的傳遞[3]。

由于是單行星排結構，其轉速和扭矩有如下關系：

式中：ns，nr，nc——太陽輪、行星架和齒圈轉速，r/min；

Tr，Ts，Tc——太陽輪、行星架和齒圈的扭矩，N·m。

聯立式（1）～式（3）可求出太陽輪與行星架的扭矩關系為：

通過對耦合機構的轉速和轉矩的分析可知，當C1結合，C2 分離時，轉速和轉矩的關系為：

當C1 分離，C2 結合時，轉速和轉矩的關系為：

3 模式分析

通過3 個離合器的分離與結合，該耦合系統可以實現整車的停車充電、純電動驅動、發動機驅動、串聯模式、并聯模式、發動機驅動且充電、再生制動等多種工作模式。在不同的驅動需求下，通過合理的模式選擇，可以有效地提升整車的油耗水平[4]。

動力耦合系統構型的工作模式及各系統的工作狀態，如表1 所示。

表1 系統構型工作模式

4 仿真分析

4.1 整車參數

整車的動力性能和經濟性能是考核動力耦合裝置可行性的重要指標，特別是經濟性能，根據國家新能源積分與補貼政策的相關法規規定，PHEV 的節油效果需在30%以上[5]。為了方便對比分析，選擇現有產品車型進行對比模擬分析，在保留原有發動機不變的前提下，增加動力耦合系統，其仿真整車參數，如表2 所示?，F有車型的動力性和經濟性實測值，如表3 所示。純電動續駛里程的目標值設為70 km。

表2 仿真整車模型參數

表3 現有車型測試值

4.2 整車物理模型搭建

通過AMEsim 軟件建立整車物理模型，搭建動力耦合機構的模型，并結合IPF 整車模型庫搭建整車物理模型。創建與Simulink 聯合仿真的接口模塊，將Simulink 建立的控制模型與整車物理模型結合起來，實現整車的聯合仿真，如圖3 所示。

圖3 整車物理模型搭建界面示意圖

4.3 整車控制模型搭建

整車控制模型[6]，如圖4 所示。

圖4 整車控制邏輯模型

由于不同的驅動模式對整車需要的行駛扭矩和各動力總成的輸出扭矩有所不同，因此需要對各動力總成的輸出扭矩進行扭矩分配[7-8]。

1）發動機扭矩計算：當整車處于并聯、發動機驅動且充電等模式時，發動機的扭矩（Te/N·m）應盡量運行在最佳工作曲線上，如式（9）所示；當發動機單獨驅動整車時，發動機的輸出扭矩應等于整車的需求扭矩，如式（10）所示。

式中：Topt——發動機最優曲線扭矩，N·m；

TVehicle——整車需求扭矩，N·m。

2）驅動電機扭矩計算：驅動電機MT2 在純電動模式和能量回收模式時，驅動電機扭矩（TM/N·m）等于整車的需求扭矩，如式（11）所示；而在并聯驅動模式時，驅動電機的輸出扭矩需要補償發動機扭矩，如式（12）所示。

式中：TBrake——能量回收扭矩，N·m。

3）發電機扭矩計算：發電機的主要作用是通過發動機帶動進行發電，在串聯模式或停車充電時，發電機的扭矩（TG/N·m）等于發動機的扭矩，如式（13）所示；在發動機驅動且充電模式時，發電機扭矩應等于發動機的剩余扭矩，如式（14）所示。

4.4 模式切換分析

在仿真開始時，設置動力電池的SOC 初始值為95，整車只由驅動電機進行驅動，進入純電動模式。當動力電池的SOC 值下降到30%時，仿真退出CD 模式，進入CS 模式[9]，如圖 5 所示。從 NEDC 工況的仿真結果來看，由于設置的整車需求功率的閾值較大，且由于主減速比較小，造成發動機介入驅動整車的車速較高。在前4 個UDC 工況中并沒有啟動發動機，發動機只在EUDC 工況中才被啟動，并進入發動機驅動且充電模式，以保證動力電池SOC 值的平衡（結束值為30.104，變化率為0.35%）。在整個仿真過程中，不僅能夠實現驅動模式的順利切換，而且能夠實現整車純電動驅動、制動能量回收、機械制動、發動機啟動和發動機驅動且充電多種模式，可有效地支撐控制策略和仿真結果的準確性，如圖6 所示。

圖5 動力電池SOC 變化曲線

圖6 NEDC 工況下模式切換狀態

4.5 仿真結果對比

在仿真模型中分別建立0～100 km/h 加速時間、30～100 km/h 加速時間、最大爬坡度、NEDC 油耗、百公里電耗和純電動續駛里程的仿真工況，其仿真結果，如表3 所示。從仿真結果可以看出，更換完動力耦合系統的車型其動力性和經濟性都較原車型有很大提升，特別是在NEDC 油耗上，由原車型的7.2 L/100 km 下降至4.3 L/100 km，節油率達到了40.2%，節油效果明顯，符合動力耦合裝置設計開發的初衷。

表3 各仿真工況下原車型和新車型的仿真結果

4.5.1 經濟性分析

在CD 模式中，整車以純電動模式行駛，驅動電機工作效率的高低決定了整車在該模式下經濟性的好壞。當動力耦合器只有1 個擋位時，驅動電機的轉速和扭矩根據工況被動地輸出，無法調節。當動力耦合器存在2 個擋位時，可以根據驅動電機的效率調節擋位，使驅動電機運行在高效區間內，以提高整車的經濟性。NEDC 可換擋和不可換擋時，驅動電機的運行工況點，如圖7 所示?？蓳Q擋的工況點更接近驅動電機的高效區間，因此無換擋時的電耗為11.41 kW·h/100 km，可換擋時的電耗為10.1 kW·h/100 km，較無換擋時降低了11.4%，續駛里程也由原來的62 km 提升到了72 km。

圖7 耦合機構可換擋與不可換擋時驅動電機工況點

在CS 模式中，發動機在EUDC 工況中啟動運行，其運行工況，如圖8 所示。發動機啟動后的工況點絕大多數都可控制在發動機最優曲線上，使發動機的效率達到最優狀態。

圖8 NEDC 工況下發動機工況點分布

4.5.2 動力性分析

在 0～100 km/h 和 30～100 km/h 加速時間的 2 個加速工況中，車速和發動機轉速曲線，如圖9 所示。因車速較低時對應的發動機轉速過低，無法啟動，所以發動機均在車速為40 km/h 時介入。

圖9 不同整車加速工況車速與發動機曲線

5 結論

文章以2 擋自動變速器為原型，設計出一款新型混聯式動力耦合系統，并證明了混聯式動力耦合系統的可行性，為以后的系統參數匹配和能量管理策略的協同優化提供了基礎。由于仿真分析是選用現有零部件進行，后續仍需根據混合動力汽車的設計原則，進行動力耦合系統和整車關鍵零部件的參數匹配設計。雖然結果表明動力耦合系統節油效果明顯，但所用模型沒有進行參數匹配和能量管理策略優化，仿真結果與實車結果必然存在差別，因此需要后續的匹配分析和實車驗證。