李志明　王玉林

摘要： 為了分析混合動力系統(tǒng)的換擋過程，本文基于AMESim仿真軟件，建立了一種新型行星齒輪插電式并聯(lián)混合動力系統(tǒng)。利用模擬方法對換擋參數(shù)進行標定，分析了升、降換擋過程包含的高擋轉(zhuǎn)矩相、檔位切換階段、慣性相、低擋轉(zhuǎn)矩相4個階段，并借助AMESim軟件進行仿真模擬。仿真結(jié)果表明，發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化較為舒緩，發(fā)動機與離合器搭接過程平滑，最大換擋沖擊度在合理范圍內(nèi)，說明該新型混合動力系統(tǒng)對換擋沖擊的控制效果良好，換擋品質(zhì)較好，同時整個換擋過程實現(xiàn)了動力無中斷，平滑換擋。該研究對節(jié)能環(huán)保具有重要的現(xiàn)實意義。

關(guān)鍵詞： 行星齒輪； 混合動力； AMESim； 換擋品質(zhì)

中圖分類號： U463.5；TP391.9文獻標識碼： A

動力耦合裝置是混合動力驅(qū)動系統(tǒng)的核心，開展混合動力車輛動力耦合裝置方面的研究，對節(jié)能環(huán)保具有重要的現(xiàn)實意義[1]。換擋規(guī)律是現(xiàn)代自動變速器開發(fā)過程中一項關(guān)鍵技術(shù)，換擋過程的控制及換擋時機的好壞，直接影響車輛的平順性、安全性、動力性以及經(jīng)濟性等性能[2]。換擋品質(zhì)是指換擋過程的平順性，即車輛能夠平穩(wěn)、無沖擊的進行換擋[34]，而且在換擋過程中要迅速，不應(yīng)出現(xiàn)過高的瞬時減速或加速。張俊智等人[5]對混合動力汽車沖擊度的產(chǎn)生機理進行了分析和試驗研究；柳士江等人[6]對純電動工作模式切換到發(fā)動機單獨驅(qū)動模式的過程進行力學(xué)特性研究，提高了工作模式切換的平順度；孔慧芳等人[7]根據(jù)動力源響應(yīng)特性差異和離合器接合等原因造成的沖擊問題，制定了相應(yīng)的扭矩協(xié)調(diào)控制策略?；诖耍疚奶岢隽艘环N新型行星齒輪插電式并聯(lián)混合動力系統(tǒng)，利用AMESim軟件，建立新型混合動力系統(tǒng)模型，并模擬了換擋過程，確定合適的換擋規(guī)律[8]，實現(xiàn)換擋過程中無動力中斷，且將換擋沖擊控制在合理范圍內(nèi)，提升了混合動力系統(tǒng)的換擋品質(zhì)。該研究對節(jié)能環(huán)保具有重要意義。

1新型混合動力系統(tǒng)

新型并聯(lián)插電式混合動力系統(tǒng)原理圖如圖1所示。IN為輸入端；S1為第1太陽輪；R1為第1齒圈；S2為第2太陽輪；R2為第2齒圈；S3為第3太陽輪；C1為第1結(jié)合套；C2為第2結(jié)合套；C3為第3結(jié)合套；C4為第4結(jié)合套；MOTOR為電機；OUT為輸出端。該系統(tǒng)采用前排拉維納式行星齒輪機構(gòu)[9]，后排雙行星排的構(gòu)型，發(fā)動機與前排行星架相連，前排太陽輪S3通過軸系與結(jié)合套C2、C3連接傳遞動力，太陽輪S2、齒圈R2分別與結(jié)合套C4、C1連接輸出動力；后置電機直接與后排雙行星排太陽輪S1相連接，后排行星排固定，由后排齒圈R1直接輸出動力。4個結(jié)合套分為兩組實現(xiàn)4個檔位，倒擋通過電機反轉(zhuǎn)實現(xiàn)，采用撥叉換擋實現(xiàn)檔位變化。

2混合動力系統(tǒng)模型建立

新型混合動力系統(tǒng)主要包括發(fā)動機、離合器、新型混合動力裝置、拉維納式行星齒輪機構(gòu)、雙行星行星排、后置電機、傳動軸、主減速器、差速器、車輪及車身部件等組成。根據(jù)混合動力系統(tǒng)的原理，基于AMESim建立的混

合動力系統(tǒng)模型如圖2所示。其中，Engine為發(fā)動機；Ravigneaux set為拉維納行星排；tire為輪胎；differential為差速器；brake command為制動信號。模型的輸入控制信號主要包括發(fā)動機轉(zhuǎn)速信號、電動機轉(zhuǎn)速信號、車輛制動信號、離合器控制信號等。發(fā)動機模塊將外部信號轉(zhuǎn)化為發(fā)動機轉(zhuǎn)速信號，由于AMESim中沒有本文使用的結(jié)合元件，故采用4個離合器模塊代替4個結(jié)合元件，4個信號模型分別控制各離合器的結(jié)合與分離。Powertrain庫提供了車輛傳動系統(tǒng)模塊，車輛行駛動力部分由車身模塊、輪胎及車輪模塊模擬，其他模塊均可在相應(yīng)模塊庫中找到。

該AMESim模型較為復(fù)雜，在仿真之前需驗證其正確性。首先輸入已匹配的齒輪齒數(shù)和汽車相關(guān)的基本參數(shù)，然后計算相關(guān)轉(zhuǎn)動慣量并輸入模型中，運行仿真得到拉維納行星排和雙行星排中各齒輪的轉(zhuǎn)速，拉維納行星排中各構(gòu)件的運行數(shù)據(jù)如表1所示，而拉維納行星排齒圈R2轉(zhuǎn)速為1 119 r/min，行星架CR3轉(zhuǎn)速為2 403 r/min。

由表1可得S2和R2及S3和R3的傳動比分別為

I20=ZS2ZR2=（nS2-nCR）/（nR2-nCR）=-4 871-（-2 403）/1 119-2 403=192（1）

I30=ZS3ZR2=nCR-nR2+（nR2-nS3）/（nCR-nR2）=2 403-1 119+1 119--2 945/2 403-1 119=420 （2）

式中，nS2、nS3、nCR、nR2分別是S2、S3、行星架、R2的轉(zhuǎn)速；ZS2、ZS3、ZR2分別為S2、S3、R2的齒數(shù)。

雙行星輪行星排S1的轉(zhuǎn)速為2 229 r/min，R1的轉(zhuǎn)速為1 372 r/min，計算可得S1和R1的傳動比為

I10=nS1/nR1=2 229/1 372=1625（3）

式中，nS1、nR1分別表示S1和R1的轉(zhuǎn)速。

模型計算得出的一組傳動比與之前匹配的傳動比相比，在誤差范圍內(nèi)近似相等，證明本次建立的模型中行星齒輪部分正確。

為驗證各檔位的傳動比是否正確，根據(jù)各檔位結(jié)合元件的結(jié)合狀態(tài)，模擬各結(jié)合元件的結(jié)合和脫離動作，得到各檔位下對應(yīng)的一組發(fā)動機和混合動力系統(tǒng)輸出實際轉(zhuǎn)速，并由此計算出各檔位傳動比，各檔位下一組對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速和系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速如表2所示，各檔位下匹配的傳動比如表3所示。將表2中仿真得到的實際傳動比與表3中已匹配的傳動比進行比較，在誤差范圍內(nèi)近似相等，說明此模型可以實現(xiàn)4個檔位的傳動比，從而驗證了建模的正確性。

3仿真與分析

AMESim可建立多學(xué)科的系統(tǒng)模型，并進行仿真計算和深入分析，同時可研究任何元件或系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)性[9]。文中借助AMESim軟件模擬換擋過程，并分析了仿真結(jié)果。車輛的換擋過程十分復(fù)雜，不僅換擋情況多種多樣，而且影響換擋品質(zhì)的參數(shù)也很多，如發(fā)動機油門開度和轉(zhuǎn)速，車速和坡道阻力等[1013]。其中，發(fā)動機油門開度和車速是最主要的兩個參數(shù)，也是目前汽車確定檔位的兩個基本換擋參數(shù)[14]。本次仿真是在半油門開度及中高車速情況下進行，所采用的方法是混合動力汽車換擋規(guī)律，換擋時刻，將發(fā)動機轉(zhuǎn)速、電動機轉(zhuǎn)速和車速作為換擋初始時刻參數(shù)。

3.12擋升3擋

2擋換3擋過程中，C4脫離，C2結(jié)合，C1保持二擋時結(jié)合狀態(tài)不變。根據(jù)混合動力汽車換擋規(guī)律，標定2擋升3擋換擋時刻，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 046 r/min，電動機轉(zhuǎn)速為2 739 r/min，車速為139 m/s。

將以上換擋時刻的數(shù)據(jù)輸入模型，2擋升3擋時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速如圖3所示。將整個換擋仿真過程分為4個階段，其中02～03 s為低擋轉(zhuǎn)矩相，發(fā)動機與離合器處于接合狀態(tài)；03～06 s為檔位切換階段，發(fā)動機與離合器處于分離狀態(tài)；06～11 s為慣性矩，發(fā)動機轉(zhuǎn)速下降，離合器狀態(tài)受扭矩控制，且離合器轉(zhuǎn)速實現(xiàn)由從動至與發(fā)動機轉(zhuǎn)速同步；11～12 s為高擋轉(zhuǎn)矩相。整個換擋過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化較為平緩，轉(zhuǎn)速最高約為2 070 r/min，而換擋結(jié)束時刻，轉(zhuǎn)速約為1 780 r/min，換擋過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化最大值為290 r/min。

2擋升3擋時，發(fā)動機與離合器搭接過程狀態(tài)如圖4所示。圖4中，虛線y_1表示離合器搭接的控制信號，實線y_2表示發(fā)動機轉(zhuǎn)速，點畫線y_3表示離合器端轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)速。在03 s的點C處，發(fā)動機與離合器完全脫離，在11 s的D點處，完全同步，整個搭接過程無較大沖擊，表明對換擋過程的控制較好[1519]。

2擋升3擋時，車速、加速度曲線及系統(tǒng)輸出扭矩如圖5所示。圖5中，點畫線y_1為車速變化，虛線y_2為加速度變化，實線y_3為系統(tǒng)輸出扭矩變化。換擋過程中，輸出扭矩最低點H（07，1099），最高點J（10，1639），輸出扭矩變化最大值為54 N·m，2擋升3擋的沖擊度[10]如圖6所示，最大值點位于（105，768），最大沖擊度在合理范圍內(nèi)，說明升擋過程中對沖擊的控制效果較好，換擋品質(zhì)較好。另外，由圖5可知，汽車全程一直在加速，說明換擋全程實現(xiàn)了無動力中斷。

3.24擋降3擋

4擋降3擋的過程中，C3脫離，C2結(jié)合，C1保持4擋時的結(jié)合狀態(tài)不變。根據(jù)換擋規(guī)律標定，4擋降3擋換擋時刻，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2 100 r/min，電動機轉(zhuǎn)速為4 250 r/min，車速為217 m/s。將數(shù)據(jù)輸入模型，運行模型得發(fā)動機轉(zhuǎn)速如圖7所示。將整個換擋仿真過程分為4個階段。其中，02～03 s為高擋轉(zhuǎn)矩相，發(fā)動機與離合器處于接合狀態(tài)；03～06 s為檔位切換階段，發(fā)動機與離合器處于分離狀態(tài)；06～09 s為慣性相，發(fā)動機轉(zhuǎn)速升

高，離合器狀態(tài)受扭矩控制，且離合器轉(zhuǎn)速實現(xiàn)由從動至與發(fā)動機轉(zhuǎn)速同步；09～10 s為低擋轉(zhuǎn)矩相。由圖7可以看出，換擋過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化平緩，換擋過程中發(fā)動機最低轉(zhuǎn)速2 092 r/min，最高轉(zhuǎn)速為2 678 r/min，轉(zhuǎn)速變化最大值為586 r/min。

當4擋降3擋時，發(fā)動機與離合器搭接狀態(tài)如圖8所示。圖中，虛線y_1為離合器搭接控制，實線y_2為發(fā)動機轉(zhuǎn)速曲線，點畫線y_3為離合器端轉(zhuǎn)動慣量轉(zhuǎn)速。由圖8可以看出，搭接過程平緩，無較大沖擊，表明降擋過程中通過離合器的控制、發(fā)動機和電動機輸出扭矩的合理分配，實現(xiàn)了對換擋過程的控制，換擋品質(zhì)較好。

當4擋降3擋時，發(fā)動機和電動機的扭矩輸出如圖9所示。在換擋之前的0～02 s，汽車在4擋，即超速擋行駛，此時發(fā)動機為主動力源，電動機為輔助動力源；在02～03 s時，離合器開始分離，發(fā)動機在01 s內(nèi)輸出扭矩降為零，電動機輸出扭矩迅速增大；在03～06 s內(nèi)，電動機成為汽車唯一動力源，這段時間內(nèi)發(fā)動機與離合器分離是為了保證換擋結(jié)合元件平順結(jié)合；在06 s之后，離合器開始搭接，發(fā)動機轉(zhuǎn)速上升的同時輸出扭矩逐漸增大，成為汽車主動力源，電動機扭矩同步開始變小到一定值并保持，成為汽車輔助驅(qū)動力。發(fā)動機和電動機輸出扭矩的交替變化以及離合器搭接的控制，保證了降擋過程中動力無中斷，且控制換擋沖擊在合理范圍內(nèi)，從而提升車輛的換擋品質(zhì)。

當4擋降3擋時，車速、加速度及系統(tǒng)輸出扭矩如圖10所示。圖10中，點畫線y_1為車速，實線y_2為汽車加速度，虛線y_3為混合動力系統(tǒng)輸出扭矩。降擋過程中，系統(tǒng)輸出扭矩最大值點為e（06，11561），最小值點為g（08，6153），可得4擋降3擋過程中系統(tǒng)輸出扭矩變化最大值為5408 N·m；由圖10還可以看出，車輛一直處于加速狀態(tài)，說明混合動力系統(tǒng)在本次降擋過程中實現(xiàn)了動力無中斷。4擋降3擋的沖擊度如圖11所示，最大值點出現(xiàn)在（08，536），最大沖擊度也在合理范圍內(nèi)，說明降擋過程中對沖擊的控制較好，換擋品質(zhì)較好。

4結(jié)束語

本文主要介紹了新型行星齒輪插電式并聯(lián)混合動力系統(tǒng)，并根據(jù)新型混合動力系統(tǒng)的原理圖建立了AMESim仿真模型，并驗證了所建模型的正確性。對1組升擋和1組降擋的換擋過程進行仿真，主要分析了換擋過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速、發(fā)動機與離合器的搭接過程及輸出扭矩，并計算得到換擋沖擊度。換擋過程中，發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化較為平緩，發(fā)動機與離合器搭接過程平滑，最大換擋沖擊度在合理范圍內(nèi)，分析結(jié)果表明，該新型混合動力系統(tǒng)對換擋沖擊的控制取得良好效果，換擋品質(zhì)較好，同時整個換擋過程實現(xiàn)了無動力中斷。

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