基于扁平電機的輕混式履帶車輛綜合傳動方案

鄒天剛， 閆清東， 蓋江濤， 侯威， 王志濤， 帥志斌， 孫雪巖

(1.中國北方車輛研究所， 北京 100072； 2.北京理工大學 機械與車輛學院， 北京 100081；3.32381部隊， 北京 100072)

0 引言

因工作環境惡劣、使用工況復雜、功能要求多樣，履帶車輛傳動裝置結構復雜、技術難度高，歷來是世界各國重點研究的技術方向之一。歷經多年的技術探索，美國、德國、法國、英國等紛紛研制了液力機械綜合傳動裝置，并廣泛應用于履帶車輛中。我國的液力機械綜合傳動設計與制造技術也已獲得全面突破，形成了系列化液力機械綜合傳動裝置，但隨著車輛創新發展的新需求變化，液力機械綜合傳動裝置在電能供給、功率密度、機動性能等方面，難以全面滿足需求。

近年來，電傳動技術的研究逐漸成為車輛傳動技術研究領域的熱門方向。純電傳動系統主要由電池組、電動機和控制系統組成，結構簡單，但由于應用履帶車輛轉向工況時缺乏雙側電機共同提供動力驅動外側履帶的方法，致使電機需求功率大，難以滿足體積和質量控制的約束條件。為此，人們研究出了機電復合傳動方案，有效解決了這一難題[1]。然而，受到現階段電池能量密度不高的制約，尤其是電機應用于高溫、強沖擊振動環境下，工作壽命與可靠性難以保證，人們又開發出了重混式傳動裝置，通過機械和電力復合方式減小電力驅動的功率占比，從而緩解電池功率密度不高和電機壽命難以保證的問題。總體而言，電傳動技術目前仍處于技術攻關階段，形成成熟的電傳動產品仍有一些關鍵技術需要突破[2]。

與此同時，液力機械綜合傳動與電傳動在履帶車輛上呈現出技術融合、產品組合發展的趨勢。例如，采用扁平電機技術開發起動發電一體機(以下簡稱一體機)，實現了用扁平電機瞬時拖動發動機實現起動和發動機起動后帶動扁平電機實現發電的功能，液力機械綜合傳動技術與電傳動技術發揮各自所長共同推動了履帶車輛傳動技術進步，但是，一體機與液力機械綜合傳動裝置并未在驅動車輛方面實現共同工作[3]。

本文通過結構集成優化、參數匹配與機動性能預測等研究工作，提出一種基于扁平電機的輕混式多功能綜合傳動方案。結果表明，該方案可有效補足液力機械綜合傳動裝置供電能力短板，提高體積功率密度，提升機動性能，擴展車輛動力艙功能[4]，有效控制質量，有效解決了車輛動力艙的布置安裝問題，避免了由于原方案導致車輛車長方向過長引起的其他問題，結構合理可行。

1 現狀及問題分析

在傳動領域，液力機械綜合傳動裝置仍是履帶車輛傳動的主流型式，輪式車輛傳動仍以液力機械式自動變速箱和電控機械式自動變速箱為主，隨著多種型式的電傳動技術在探索研究中逐漸成熟，在多種傳動型式并行發展的態勢中，如何選擇傳動裝置的技術方案成為一大難題。由于液壓機械傳動受到傳遞效率制約，短期內難以得到大規模應用，本文主要針對履帶車輛研究液力機械綜合傳動、電傳動以及二者融合產生的混合驅動(輕混和重混)技術優選及概念方案問題。

由于傳動裝置方案涉及到的評價維度多，一般會出現優點和缺點并存的情況，方案選擇很困難。例如，在功能方面，電傳動往往具備起動、發電、電動、能量回收的功能，而液力機械綜合傳動往往具備拖車起動、風扇驅動、壓氣機驅動的功能。因此，為了從各個角度綜合評價各類型傳動的優劣，為最終技術方案優選提供量化依據，將上述分析結果進行評分。評分分為1～5分，得分高者代表適合作為近期推廣應用的技術方案。綜合評分情況如表1所示。

液力機械綜合傳動裝置技術成熟，可靠性高，機動性能和功率密度提升困難，尤其是在缺乏為車輛提供電能滿足越來越高的電能需求方面，差距大；機電復合傳動、純電驅動、重混式綜合傳動則由于對電機功率需求大且需要長時間工作，其工作可靠性、研制周期等方面存在短板，作為短期內的技術方案風險較大。

傳統的液力機械綜合傳動裝置與柴油機實現機械接口連接和功能、性能匹配，車輛起動電機往往布置在柴油機上，傳動方案不涉及到電力部件，如圖1所示。

圖1 傳統液力機械綜合傳動裝置結構布置方案Fig.1 Layout scheme of traditional integrated hydraulic mechanical transmission

隨著技術發展，液力機械綜合傳動裝置逐漸開始形成與電力部件集成的方案：采用基于扁平電機技術的一體機，實現瞬時拖動發動機實現起動和發動機起動后帶動一體機實現發電的功能。然而，一體機與液力機械綜合傳動裝置并未在驅動車輛方面實現共同工作，即一體機并未在車輛直駛、轉向、制動過程中起到助力或者回收能量的作用。本文通過對各型傳動的對比分析和量化綜合評估(見表1)，提出了當前在較短時間內兼顧發展需求和技術可行性的最佳傳動型式——輕混式綜合傳動。

表1 各型傳動綜合評分表Tab.1 Comprehensive rating scale of different transmissions

基于輕混式綜合傳動概念，為滿足履帶車輛對增加供電功能、提升機動性能、進行整車輕量化控制等迫切需求，需研究如何合理匹配實現功能擴展或增強，如何在結構上實現高功率密度集成，如何通過參數匹配實現性能提升，構建出輕混式綜合傳動概念方案[5]。

2 輕混傳動方案設計流程

本文立足現有技術基礎、應用推廣基礎，力圖抓住核心關鍵因素構建約束條件驅動方案的設計流程。在充分考慮到目前階段履帶車輛已經實現一體機與綜合傳動裝置在車輛上共同應用的背景下，以此為基礎進行輕混綜合傳動方案構建，在繼承的同時，引入某些約束條件，從而避免輕混傳動方案設計過程中多次出現不滿足某些約束條件而重新設計的問題。具體流程如圖2[6-7]所示。

圖2 輕混傳動方案設計流程Fig.2 Design flow of lightweight mixing transmission scheme

流程具體步驟如下：

步驟1明確功能需求：起動、發電、電動助力、能量回收是否需要。

步驟2選定液力機械綜合傳動及整車主要性能相關參數：發動機特性、綜合傳動各環節傳動比、液力變矩器與泵馬達等性能參數、承載能力、側減速器傳動比等。

步驟3確定空間尺寸約束：動力艙空間尺寸、綜合傳動裝置外形尺寸。以便確定扁平電機結構設計的尺寸約束。

步驟4確定扁平電機發電工況：額定功率、額定轉速、車輛提供的電壓等，以便開展扁平電機尺寸設計。

步驟5確定扁平電機尺寸范圍(直徑與長度組合關系)：在步驟3、步驟4條件確定后，得到直徑和長度尺寸的相互影響關系。

步驟6確定扁平電機安裝位置：依據空間尺寸約束條件，根據扁平電機直徑與長度的影響關系，選定扁平電機的尺寸(直徑和長度)。

步驟7確定扁平電機至發動機傳動比：校核拖動力矩是否足夠起動發動機，如不足，則需要增大傳動比，從而提高發動機飛輪輸入端的拖動扭矩。拖動力矩校核可采用類比計算方法，假設傳統方案發動機起動電機最大拖動力矩為TYmax，起動電機至發動機的傳動比為iY，假設本傳動方案中扁平電機至發動機的傳動比為iE，則為保證車輛起動所需拖動力矩，本傳動方案中扁平電機的最大拖動力矩應設計為Tmax·iE≥TYmax·iY，即Tmax≥TYmax·iY/iE.

步驟8機動性能提升情況計算：分別確定發動機和扁平電機的轉速與扭矩關系，將二者沿轉速進行累加合成，以此為基礎，進行車輛牽引特性計算，核算車輛加速性能、轉向性能、最大車速牽引力等，如不滿足機動性能提升目標，則需要重新調整步驟3.

步驟9進行工作模式劃分，并制定控制策略。根據履帶車輛使用需求，將寬速域恒壓發電模式、快速起動發動機模式、加速和小半徑轉向助力模式、制動能量回收模式4種工作模式(發電、起動、助力、制動)之間的切換關系描述如圖3所示。圖3中表示了改進前及改進后的系統組成圖，在具體工程設計中，逐一對各個工作模式開展控制系統(含軟件)設計[8-9]。

圖3 系統組成結構圖Fig.3 System composition

圖4為方案的系統組成及各工作模式下控制策略關系，4種工作模式的簡要分析和解釋如下：

圖4 系統組成與各工作模式下控制策略關系Fig.4 System composition and control strategy under different working modes

1)發動機快速起動模式。當整車系統上電，駕駛員按下起動發動機按鈕時，進入發動機快速起動模式。此時電機工作在電動狀態，從儲能系統獲取電能并轉化成機械能，拖動柴油機至起動轉速以上，發動機控制器檢測到發動機轉速大于最低起動轉速時，開始噴油點火并起動發動機。當電機控制器收到柴油機控制器發來的起動成功信號后，電機控制器關閉，退出起動模式。

2)寬速域恒壓發電模式。當儲能系統電量未充滿或上裝用電設備需要大功率用電時，電機進入發電模式。首先通過柴油機控制器將柴油機拖動至發電模式的最低轉速以上，再根據整車控制器發送的需求用電功率指令和實時采集的母線電壓值，進行發電模式控制和功率輸出。當儲能系統電量充滿或上裝用電設備結束用電后，退出發電模式。

3)驅動助力模式。當車輛處在急加速、爬陡坡、小半徑轉向等需要大扭矩輸出的工況下，且儲能系統內存儲的電量足夠時，則電機進入驅動助力模式。電機工作在電動狀態，根據整車控制器的扭矩命令和綜合傳動控制器的擋位信息，輸出相應的驅動扭矩。當驅動助力需求結束，或儲能系統中的電量低于預設閾值后，退出驅動助力模式。

4)制動能量回收模式。當車輛處在制動、下長坡等工況，且儲能系統中所存儲的電量不足時，進入制動能量回收模式。電機工作在發電狀態，將車輛的動能轉化成電能，存儲至儲能系統。當制動工況結束，或儲能系統電量充滿后，退出制動能量回收模式[10-11]。

3 結構集成方案

本文采用功能拓展法對動力艙布置方案進行研究，分別考慮了綜合傳動裝置集成電機和液壓泵馬達的形式，通過功能是否滿足車輛的需求進行對比，具體方案對比結果如表2所示。

表2 基于功能性綜合傳動裝置集成方案對比Tab.2 Comparison of integrated transmmision scheme

由表2可以得出，基于車輛的實際需求，綜合傳動裝置集成電機能夠完全滿足車輛的需求，為最佳的動力艙集成形式。電機在履帶車輛的動力傳動系統中，可以在困難路面(如爬坡、泥濘道路)下提供額外的動力輸入，從而使履帶車輛能夠快速通過困難路面，并且在制動等工況下，起到能量回收的作用，可以最大限度地節約能源，降低履帶車輛的平均油耗，提高車輛的經濟性。

從履帶車輛的動力艙布置角度來看，主要分為縱置和橫置兩種結構方案。在動力艙縱置方案中，由于動力艙的橫向空間有限，扁平電機只能布置在發動機和液力機械綜合傳動裝置之間，如圖5所示。在以往的動力艙縱置方案中，發動機長度沿著車輛長度方向布置，導致動力艙的長度過長，從而引發車體長度尺寸大，車輛質量也居高不下。隨著車輛輕量化發展趨勢越來越明顯，以縱置布置方式為基礎，在發動機和綜合傳動裝置之間再串聯扁平電機，此種方案動力包(綜合傳動裝置、發動機和輔助系統)的長度尺寸能達到2 152 mm，導致車輛長度過長，顯然這是難以接受的方案[12]。

圖5 動力艙縱置布置示意圖(扁平電機布置于前傳動與發動機之間)Fig.5 Longitudinal layout of power cabin (the flat motor is between the front transmmision and the engine)

考慮動力艙縱置方案中增加扁平電機會增加車輛長度，所以重點考慮動力艙的橫置方案，其方案為在發動機輸出端至液力機械綜合傳動裝置的輸入端(即增速箱輸入端)之間集成通軸式的扁平電機，此種方案動力包(綜合傳動、發動機和輔助系統)的長度尺寸可控制在1 710 mm，可以很好地控制整車的長度尺寸，布置示意圖如圖6所示。然而，此種布置方案存在的不足在于扁平電機布置在發動機和綜合傳動裝置的中間位置，不但散熱條件較差，而且電纜連接等位置均只能考慮在扁平電機外圓位置上，但該位置不滿足車輛駕駛艙與動力艙的接線要求。

圖6 動力艙橫置布置示意圖(扁平電機布置于增速箱內側)Fig.6 Transversal layout of power cabin(the flat motor is placed in the speed-increasing gearbox)

通過綜合考慮分析上述兩種布置方式的缺點及整車的適應性，本文提出了一種新的布局思路，即將扁平電機布置在綜合傳動裝置增速箱的外側，既能提供良好的散熱條件，其外側空間也比較方便進行電纜連接，如圖7所示。該布局方法需要解決兩個問題：一是增速箱需要設計出同時連接發動機和扁平電機的通軸；二是為了確保動力艙整體布置合理性，需要將綜合傳動裝置的增速箱位置向車體中心線附近平移出一個扁平電機的軸向長度。此種方案動力包(綜合傳動、發動機和輔助系統)的長度尺寸可控制在1 710 mm，且方便扁平電機散熱和接線，方案最優。

圖7 動力艙橫置布置示意圖(扁平電機布置于增速箱外側)Fig.7 Transversal layout of power cabin(the flat motor is placed in outside of the speed-increasing gearbox)

本文采用的方案與原方案性能無差異，從車輛結構的角度解決了車輛動力艙的布置安裝問題，避免了由于原方案導致車輛長度過長引起的其他問題。

4 參數匹配與性能預測

本文提出的輕混傳動技術方案，旨在采用小功率的扁平電機(功率170 kW)與傳統綜合傳動裝置實現混聯后，匹配小功率發動機(功率960 kW)，力圖達到或超過傳統液力機械綜合傳動裝置匹配大功率發動機(功率1 103 kW)的效果，從而降低發動機功率需求而提升車輛的輕量化水平。輕混傳動技術方案在原有機液匹配的基礎上，增加了電機性能的匹配計算，匹配變化由原只考慮發動機輸出特性轉變為同時考慮發動機與電機的輸出特性并進行合成。電機采用大功率三相交流電機。

依據方案的結構形式，得出直線牽引特性的動力因數：

(1)

式中：D為動力因數；Me為發動機扭矩；i、η分別為發動機到主動輪的傳動比和效率；G為車輛戰斗全重；Rz為主動輪半徑。

轉向牽引計算按照(2)式和(3)式計算：

(2)

(3)

式中：Du為單側制動轉向動力因數；R為規定轉向半徑；De為按照大于R轉向的動力因數；f為地面阻力系數；μ為轉向阻力系數；L為車輛履帶接地長；B為車輛中心距；η1為循環功率效率。

對該方案進行運動學分析，其車速的計算如(4)式所示：

(4)

式中：v為車速(km/h)；ne為發動機轉速(r/min)；iq、ib、ic分別為前傳動箱、變速箱、側減速器傳動比。

為方便效果評估，本文針對960 kW發動機、1 103 kW發動機分別匹配0 kW和170 kW電機的4種匹配方案，開展詳細的性能匹配計算。因計算過程相同，在對比4種方案結果的前提下，針對4種方案(見表3)的最優匹配形式方案1進行詳細分析[13]。

表3 4種匹配方案情況Tab.3 4 matching schemes

在確定發動機功率和外特性、電機扭矩- 轉速特性、變矩器循環圓直徑、前傳動比、匯流排傳動比、傳動箱傳動比、側減速器傳動比、主動輪半徑、車重等參數后，形成了最終傳動方案。圖8所示為發動機(功率960 kW)的外特性圖,圖9為扁平電機(功率170 kW)的外特性圖，為滿足整車機動性能提升的需求，重點圍繞最大車速、加速性能、爬坡性能、轉向性能進行參數匹配和性能預測[14-16]。

圖8 發動機(功率960 kW)外特性圖Fig.8 External characteristics of engine (960 kW)

圖9 扁平電機(功率170 kW)外特性圖Fig.9 External characteristics of flat motor (170 kW)

發動機經增速箱、前傳動作用到變矩器泵輪的轉速和扭矩與變矩器泵輪自身由液力傳動作用而得到的轉速和扭矩之間的關系如圖10所示。圖10標示了液力變矩器各傳動比下發動機與液力變矩器的匹配特性，其中液力變矩器在發動機最大功率點的傳動比為0.825，液力變矩器高效工作區域為2 967～3 265 r/min，變矩器高效工作區域對應的變矩器傳動比區間為[0.538，0.800][17-18]。

圖10 發動機和液力變矩器匹配特性Fig.10 Matching characteristics of engine and hydraulic torque converter

根據牽引計算，5擋(最高擋位)機械工況時，發動機額定工況，對應45 t車輛車速為74 km/h時，動力因數為0.058，動力因數大于水泥路面的動力因數0.04. 車輛爬32°坡時的匹配結果(各個擋位發動機轉速和車速之間的關系，以及各個擋位主動輪上輸出的力和車速之間的關系以及不同坡度的阻力)如圖11所示。由圖11可以看出，車輛在平原地區爬32°坡時的車速為7.1 km/h，滿足車輛機動性需求[19-20]。

圖11 100%發動機油門開度、100%扁平電機輸出牽引計算Fig.11 Calculated curves of 100% engine throttle opening and 100% flat motor output

發動機和飛輪電機共同工作下，車輛在水泥路面2擋起步，車輛在4擋達到32 km/h，0～32 km/h加速時間為7.8 s，加速距離44 m. 圖12中顯示了車輛速度、加速距離和加速時間之間的關系[21-22]。

圖12 加速特性曲線(100%油門開度、100%扁平電機輸出)Fig.12 Acceleration characteristic curves (100% engine throttle opening and 100% flat motor output)

轉向特性匹配結果如圖13所示。由圖13可以看出，車輛各擋在不同路面轉向時，主動輪輸出的動力因數和車速的關系：低擋位時發動機可提供轉向系統足夠的功率，轉向系統可以克服地面阻力系數為0.82的路面(圖中橫線為動力因數0.82的水平線)，路面狀況越好則發動機輸出的動力因數越大；除地面阻力系數大于0.82的路面外，轉向系統提供的動力因數可以克服其余路面的轉向阻力[23]。

圖13 轉向特性曲線Fig.13 Steering characteristic curves

5 結論

本文綜合考慮液力機械綜合傳動、電力驅動技術，依據一種多目標綜合評價方法進行多種傳動類型優選基礎上，提出一種履帶車輛基于扁平電機的輕混式多功能綜合傳動方案。得出如下主要結論：

1)本文綜合考慮動力艙布置及車長等因素提出的將扁平電機布置于增速箱外側的輕混式傳動方案，能夠實現動力艙的高緊湊集成，可有效縮短車長；在增速箱外側布置尺寸較大的扁平電機，能夠提供更大的輸出扭矩。

2)本文開展的參數匹配與機動性能預測結果表明，采用基于扁平電機的輕混方案，其機動性能明顯優于傳統的液力機械綜合傳動裝置方案。