增程式電動汽車動力傳動系統(tǒng)設(shè)計與仿真

張亞萍，羅 鈿，李彥晶

（蘭州工業(yè)學(xué)院，蘭州 730050）

0 引言

“十三五”規(guī)劃綱要提出，實施新能源汽車推廣計劃，大力發(fā)展純電動汽車和混合動力汽車。當(dāng)前“充電不方便”、“續(xù)航里程短”、“動力性能差”以及“技術(shù)不成熟，質(zhì)量和安全擔(dān)憂”成為新能源汽車發(fā)展的軟肋。因此，“十三五”期間在巨大的市場推動下，電動汽車在續(xù)航里程等方面要取得突破性進(jìn)步。其中增程式電動汽車具有純電動續(xù)駛里程長，可以利用燃油提供動力增加續(xù)駛里程的優(yōu)點(diǎn)，成為混合動力汽車研究領(lǐng)域中的一個重點(diǎn)研究方向。

增程式電動汽車的動力傳動系統(tǒng)與傳統(tǒng)燃油車的動力傳動系統(tǒng)區(qū)別較大。增程式電動汽車的動力傳動系統(tǒng)留存了傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)轎車中發(fā)動機(jī)和部分機(jī)械傳動部件，去除了離合器等一些機(jī)械結(jié)構(gòu)部件。本文以無變速器的增程式電動汽車某原車型為基礎(chǔ)，從工程實踐出發(fā)，通過對動力系統(tǒng)的理論計算，加裝2擋變速器的改裝并進(jìn)行參數(shù)化設(shè)計，為增程式電動汽車動力系統(tǒng)的構(gòu)成提供參考。

1 增程式電動汽車的基本結(jié)構(gòu)

汽車動力傳動系統(tǒng)的設(shè)計，首先考慮的是要滿足汽車的動力性。為進(jìn)一步提高增程式電動汽車的動力性，本文研究的增程式電動汽車是在原車型基礎(chǔ)上增設(shè)2擋變速箱，主要由發(fā)動機(jī)、發(fā)電機(jī)、發(fā)電機(jī)控制器、整流器、蓄電池組、數(shù)模轉(zhuǎn)換器、電機(jī)控制器、驅(qū)動電動機(jī)以及2擋變速器、主減速器、差速器等構(gòu)成，如圖1所示。

整車基本參數(shù)如表1所示。動力性的評價有三個的指標(biāo)：行駛的最高車速vαmax、最大爬坡度α和加速時間t[1]。

1）汽車行駛過程中能達(dá)到的最高行駛速度vαmax：

式(1)中，汽車的行駛車速vα和電動機(jī)轉(zhuǎn)速之間有如式(2)關(guān)系：

圖1 增程式電動汽車基本結(jié)構(gòu)簡圖

表1 增程式電動汽車整車參數(shù)表

2）汽車的加速時間t：

3）最大爬坡度α：

式中：m為整車的質(zhì)量；f為滾動阻力系數(shù)，取0.012；CD為空氣阻力系數(shù)，取0.3；A為迎風(fēng)面積，取2.4m2；ηt為傳動效率，取0.9；α為坡度角；δ為汽車的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，取1.2；m為整車整備質(zhì)量；Ttq為驅(qū)動轉(zhuǎn)矩。根據(jù)上述式(1)～式(4)計算得最高車速vαmax=125Km/h，最大爬坡度α≥30，汽車的加速時間 t≤15s。

2 動力系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計

2.1 發(fā)動機(jī)的選擇

增程器發(fā)動機(jī)是增程式電動汽車動力傳動系統(tǒng)的重要組成部分，在選擇時要充分考慮發(fā)動機(jī)的特性及功率，汽車的爬坡性能和加速性能可以由汽車的最高車速來體現(xiàn)[7]。因此常根據(jù)汽車行駛過程中能達(dá)到的最高車速來初步選擇發(fā)動機(jī)最大功率，此時最大功率[2]應(yīng)滿足式(5)。

經(jīng)計算得到增程器發(fā)動機(jī)的最大功率Pemax=9.78 kW，因此選用的發(fā)動機(jī)為四沖程雙缸汽油機(jī)。

2.2 電動機(jī)的選擇

增程式客車中驅(qū)動電機(jī)是既是驅(qū)動汽車行駛的唯一動力裝置又是制動能回收的發(fā)電裝置，直接驅(qū)動整車行駛、加速、爬坡；動力系統(tǒng)參數(shù)需要根據(jù)整車動力性能、經(jīng)濟(jì)性能要求、行駛工況等進(jìn)行設(shè)計[4]。電機(jī)的功率要求必須克服汽車在運(yùn)行過程中的滾動阻力、空氣阻力、加速阻力和爬坡阻力等，其功率計算公式為[3]：

在選定發(fā)動機(jī)的功率時，也通過車輛的最高車速、加速和爬坡性能確定電機(jī)的額定功率Pm滿足最高車速的電機(jī)所需最大功率的計算公式[5]：

滿足加速性能的電機(jī)所需最大功率的計算公式[5]：

滿足車輛最大爬坡度的電機(jī)最大功率的計算公式[5]：

綜上所述，電動機(jī)的功率Pm=max（P1，P2，P3），則電動機(jī)的峰值功率為74.66kW。

2.3 蓄電池組的選擇

轎車在行駛途中所耗費(fèi)的能量來源于蓄電池組中的能量，電池組儲能的多少決定了轎車行駛路程的長短。但是，現(xiàn)在市場上的大多數(shù)蓄電池，容量越大體積就越大，質(zhì)量也變大，質(zhì)量越大，整車的整備質(zhì)量變大，相應(yīng)地就會消耗轎車很大一部分功率，從而動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性就會下降。因此，在蓄電池的選型方面，要根據(jù)所求得的電動機(jī)功率和發(fā)動機(jī)功率及實際情況來綜合選擇蓄電池的類型。具體可以根據(jù)式(11)確定蓄電池組的容量，經(jīng)計算，動力電池組額定電壓為12V，電池組容量為90Ah，額定能量為1100V.Ah。

3 動力傳動系統(tǒng)中機(jī)械傳動裝置的設(shè)計

3.1 兩擋變速器的設(shè)計

作為動力傳動系統(tǒng)的主要部分，變速器的研究一直以來都是改善轎車動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的主要的一個部分。它主要用來改變電動機(jī)傳到車輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使轎車在起步、加速、爬坡等各種各樣的工況下，提供不同的速度和驅(qū)動力，提高轎車負(fù)荷率。根據(jù)上面的的整車參數(shù)要求，本文確定兩檔變速器。

1）一檔傳動比的確定

按照最大爬坡度來計算，根據(jù)轎車低速爬坡時車輪獲得的驅(qū)動力應(yīng)大于所受到的行駛阻力，可計算得出一檔傳動比的下限；與此同時，一檔時轎車的最大驅(qū)動力不能比地面對驅(qū)動輪的最大附著力大，可計算得出一檔傳動比的上限。根據(jù)式(12)最后確定1.8≤i1≤5.2。

2）二擋傳動比的確定

按照轎車行駛的最高車速來設(shè)計，也即在驅(qū)動電動機(jī)最高轉(zhuǎn)速下，對應(yīng)的最大轉(zhuǎn)矩Tmax產(chǎn)生的最大驅(qū)動力應(yīng)大于轎車最高車速下的行駛阻力，可求得二擋傳動比的下限，這時，二擋傳動比也應(yīng)滿足最高車速的要求。根據(jù)式(13)最后確定1.2≤i2≤4.9。

由于一般乘用車的imax=12～18，且為使換擋平順，i1/i2≤1.7～1.8，所以本文選擇i1=3.4，i2=2.3。

3）中心距A的確定

中心距的選取，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式：

式中：KA為中心距系數(shù)；Temax為電動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩；i1為一檔的傳動比；ηg為傳動效率。

4）齒輪參數(shù)

選擇變速器齒輪的模數(shù)定為3mm，齒輪螺旋角為20°，斜齒b=kcmn，kc是齒輪的齒寬系數(shù)，取為6.0～8.5，齒頂高系數(shù)取為1.00。通過標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)計算齒輪齒數(shù)的確定、對中心距A進(jìn)行校正、分度圓直徑、齒頂高、齒根高、齒頂圓直徑、齒根圓直徑。

5）變速器齒輪的設(shè)計校核

齒輪材料都選用到 ，由式(15)確定許用應(yīng)力：

式中：σHlim為接觸疲勞強(qiáng)度；σFE為彎曲疲勞強(qiáng)度；SH、SF為安全系數(shù)；K為載荷系數(shù)。

齒面接觸強(qiáng)度按式(16)驗算：

式中：齒輪上的轉(zhuǎn)矩Ti=Tmax×η齒輪×η軸承

帶入數(shù)據(jù)計算得：σH≤[σH]，設(shè)計的齒輪安全。

3.2 主減速器的設(shè)計

雙曲面?zhèn)鲃佑写_定的偏移距能夠很好的偏移，該車選用雙曲面齒輪傳動，主減速器的減速形式為單級 減速。

1）主減速器齒輪承受的載荷計算

按驅(qū)動電動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tce：

式中：Temax驅(qū)動電動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；n驅(qū)動橋數(shù)目；i0主減速器傳動比；η變速器傳動效率，η=0.9；kd動載系數(shù)，kd=1；i1一檔傳動比。

按驅(qū)動車輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩Tcs：

式中：G2汽車滿載時的重力；φ地面附著系數(shù)；rr車輪滾動半徑；im主減速器從動錐齒輪到車輪之間的傳動比，im=1；ηm主減速器從動錐齒輪到車輪之間的傳動效率，ηm=0.9。求最大應(yīng)力時，轉(zhuǎn)矩Tc=min[Tce，Tcs]，因此主減速器從動齒輪的載荷為：Tc=3824.6N.m。

主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩可用式(19)計算得：Tz=826.50N.m。

式中：i0主減速比；ηG主從動錐齒輪之間的傳動 效率。

2）主減速器齒輪主要參數(shù)

主減速器齒輪的主要參數(shù)有主從錐齒輪齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)、主從動齒輪齒面寬和、螺旋角、螺旋方向、法向壓力角等[6]。

3.3 差速器的設(shè)計

車輛運(yùn)動的要求和實際的車輛運(yùn)行，顯示了轎車的狀態(tài)和運(yùn)動過程之間的關(guān)系，在左、右兩邊的車輪處于同一時間的滾動通常是一個不平等過程，而差速器會解決兩個車輪的不平等轉(zhuǎn)速。該車選用簡單的對稱式圓錐行星齒輪差速器。

1）差速器齒輪基本參數(shù)

差速器齒輪基本參數(shù)有行星齒輪球面半徑、行星齒輪節(jié)錐距、行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)、行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、壓力角、行星齒輪安裝孔直徑及其深度等。

行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，其計算公式為：

式中，Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)；Td為差速器計算轉(zhuǎn)矩，Td=min[Tce，Tcs]，計算得Rb=38.6mm。行星齒輪節(jié)錐距為A0=（0.98～0.99）Rb，計算得A0=30.4mm。

2）差速器齒輪強(qiáng)度校核

齒根彎曲應(yīng)力σw為：

以Tje計算得：σw=825.4 MPa<[σw]=980MPa

以Tjm計算得：σw=182.3MPa<[σw]=211Mpa

因此，差速器選用簡單的對稱式圓錐行星齒輪差速器，齒輪強(qiáng)度滿足要求。

4 仿真分析

依據(jù)上述計算選型的動力傳動系統(tǒng)參數(shù)，通過CRUISE軟件搭建增程式電動汽車整車模型，在CRUISE軟件平臺上，將驅(qū)動電機(jī)系統(tǒng)、動力電池系統(tǒng)、增程器系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)和整車行駛系統(tǒng)等進(jìn)行搭建，建立各系統(tǒng)的機(jī)械、電氣和控制連接[5]。

提高加速性能是該增程式電動汽車增設(shè)2擋變速器的主要目的，由圖2可知，含2擋變速器的增程式電動汽車0～100km/h加速時間為56.8s，而不含2擋變速器的增程式電動汽車0～100km/h加速時間為79.6s，配備2擋變速器增程式電動汽車加速性能顯著提高，提高了約23.8% 。

圖2 0～100km/h加速性能對比

5 結(jié)語

本文以增程式電動汽車為研究對象，對動力傳動系統(tǒng)進(jìn)行了分析，確立了增程式電動汽車動力傳動系統(tǒng)設(shè)計方案，然后對動力傳動系統(tǒng)的三大動力源發(fā)動機(jī)、電動機(jī)、蓄電池等進(jìn)行了選擇和相應(yīng)地計算，確定了增程式電動汽車所用的發(fā)動機(jī)、電動機(jī)和蓄電池組的類型，并對機(jī)械傳動部分的變速器、主減速器和差速器進(jìn)行了設(shè)計，最后利用CRUISE軟件仿真建模，仿真結(jié)果表明：在原車型上增設(shè)2擋變速器后，0～100km/h的加速性能提高了23.8%。