混合動力專用混聯(lián)變速器系統(tǒng)效率仿真與優(yōu)化分析

梁穎華，徐向陽，趙江靈,，祁宏鐘，朱永明，張安偉，董 鵬*，徐 滎

（1.北京航空航天大學 交通科學與工程學院，北京 102206；2.廣州汽車集團股份有限公司 汽車工程研究院，廣東 廣州 511434）

隨著中國加入《巴黎協(xié)定》，中國承諾2030年實現(xiàn)碳達峰，2060年實現(xiàn)碳中和，中國碳中和之路面臨巨大挑戰(zhàn)，也必將帶動整個能源、工業(yè)領域的產業(yè)變革，中國汽車產業(yè)更是承諾需要在2028年實現(xiàn)碳達峰，這對中國汽車產業(yè)提出了嚴苛的要求。在《節(jié)能與新能源技術路線圖2.0》規(guī)劃中，混合動力新車占比提高，2035年將全面替代傳統(tǒng)能源車型。隨著環(huán)保政策、油耗法規(guī)趨嚴及節(jié)能路線的規(guī)劃，混合動力將是傳統(tǒng)車企必然之路。

開發(fā)混合動力汽車已成為國內外各汽車公司的當務之急，而機電耦合系統(tǒng)又是混合動力汽車的核心，開發(fā)出先進的機電耦合系統(tǒng)，對提高混合動力汽車產品的競爭力具有關鍵作用。目前各個公司都在開發(fā)專用的混動系統(tǒng)，國外的主要有豐田開發(fā)的THS-Ⅳ系統(tǒng)、本田開發(fā)的i-MMD-Ⅲ系統(tǒng)。國內的各企業(yè)也在開發(fā)專用的混動系統(tǒng)：長城推出了檸檬混合動力專用變速器（Dedicated Hybrid Transmission, DHT）混動系統(tǒng)，比亞迪推出了DM-i混動系統(tǒng)，廣汽推出了G-MC2.0混動系統(tǒng)。

新的機電耦合系統(tǒng)都是混合動力專用變速箱，都是將機械傳動、電機、電機控制器等部件高度集成，系統(tǒng)的效率得到了進一步的提高。目前相關的效率仿真多集中于常規(guī)變速箱，對于集成了電機和電機控制器的混合動力變速箱的效率仿真研究較少。

本文提出了一種新的系統(tǒng)效率仿真方法，即通過KISSsoft計算機械傳動部件的效率，再通過單體臺架測試離合器拖曳、機械泵的損耗、電機和電機控制器的損耗，綜合計算機電耦合系統(tǒng)各個模式的效率。然后通過機電耦合系統(tǒng)總成的臺架測試，以驗證仿真的有效性。分析各個部件的損耗占系統(tǒng)總損耗的比重，找到影響效率的關鍵因素，有針對性地提出改善效率的方法，并制定有效措施，以提升系統(tǒng)效率。本文提出了一個適合混合動力機電耦合系統(tǒng)的效率仿真方法和效率改善措施，對混合動力機電耦合系統(tǒng)的開發(fā)具有重要的工程應用價值。

1 機電耦合系統(tǒng)效率仿真

1.1 機械傳動部分效率仿真總體思路

系統(tǒng)的效率仿真主要考慮齒輪的嚙合損耗、齒輪的攪油損耗、軸承的損耗、油封的損耗、離合器拖曳的損耗、油泵的損耗、電機的損耗、電機控制器的損耗等。

因為齒輪等機械傳動的效率仿真相對比較準確，而離合器拖曳的損耗、油泵的損耗、電機的損耗、電機控制器的損耗因產品而異，不同產品差別較大。所以，齒輪的嚙合損耗、齒輪的攪油損耗、軸承的損耗、油封的損耗通過KISSsoft仿真計算，而離合器拖曳的損耗、油泵的損耗、電機的損耗、電機控制器的損耗通過單體臺架測試，查表獲取各工況點的功率損耗。最后根據不同的零部件的損耗，再計算系統(tǒng)的效率。機電耦合系統(tǒng)效率仿真思路如圖1所示。

1.2 機械傳動部分效率仿真分析

1.2.1 齒輪運轉產生的功率損失

齒輪的損失有兩種，一種是由于嚙合引起的，這是一種載荷損失，根據ISO 14179標準，齒輪嚙合產生的功率損失為

式中，為嚙合產生的功率損失（kW）；為嚙合齒輪齒面的摩擦因數(shù)；為輸入軸齒輪傳遞的轉鏈（Nm）；為輸入齒輪的轉速（r/min）；為齒輪的螺旋角；為系數(shù)，表達式為

式中，為端面壓力角；為嚙合起始點的滑動率；為嚙合結束時的滑動率。

由式（1）可得，齒輪嚙合產生的載荷損失與齒輪的輸入轉矩、嚙合齒面的摩擦因數(shù)及輸入轉速成正比，與齒面之間的滑動率成反比。優(yōu)化齒面參數(shù)、提高齒輪表面粗糙度和減少齒面之間的滑動率，對提高變速器效率是有益的。

齒輪運轉產生的另外一種損失是運轉過程中產生的風阻損失和攪油損失，這種損失可分為齒輪外徑、端面和嚙合齒面產生的損失，分別用式（3）—式（5）計算。

式中，為風阻損失和攪油損失（kW）；為齒輪的浸油系數(shù)；為齒輪的外徑（mm）；為常數(shù)，一般為0.2；為變速器中潤滑油運動粘度；為齒輪轉速（r/min）；為長度（mm）；為齒輸表面粗糙度系數(shù)；為齒面寬度（mm）；為螺旋角（rad）。

1.2.2 軸承的發(fā)熱損失

1.軸承的功率損耗

根據ISO14179，軸承的功率損失計算公式如下：

式中，為隨軸承載荷而定的轉矩，為隨圓柱滾子軸承的軸向載荷而定的轉矩，為軸承轉速。

表達式為

式中，為摩擦系數(shù)，為軸承動載荷，為軸承平均直徑。

表達式為

式中，為與軸承設計和潤滑劑有關的系數(shù)，為軸向載荷，為軸承平均直徑。

2.軸承的風阻和攪油損耗

每個軸承的功率損耗可用下式計算

是與載荷無關的摩擦轉矩。

式中，為潤滑油浸油系數(shù)；為軸承的平均半徑（mm）；為變速器中潤滑油運動粘度；為齒輪轉速（r/min）。

為軸承密封的摩擦轉矩，表達式為

式中，，為軸承密封系數(shù)。

1.2.3 油封引起的功率損失

變速器內油封引起的損失是一種接觸損失，這種損失是一直存在的，油封的功率損失可以通過式（11）計算：

式中，為單個油封的功率掘失（kW）；為油封傳遞的轉矩（Nm）；為軸的轉速（r/min）。

本文以純電動模式為例，分析DHT的機械傳動效率、DHT本體效率、DHT系統(tǒng)效率。仿真模型如圖2所示。

仿真工況為：電機轉速1 000 r/min～5 000 r/min，步長為1 000 r/min；電機的扭矩為50 Nm～250 Nm，步長為50 Nm。仿真結果見表1。

1.3 單體臺架測試

1.3.1 離合器拖曳

離合器拖曳轉矩由外轂攪油和內部拖曳組成，理論計算公式繁瑣且理論計算與離合器實際拖曳相差較大。所以采用單體臺架測試離合器的拖曳扭矩曲線，再根據不同的工況點，查表計算其離合器的功率損失。

1.3.2 機械泵單體效率測試

機械泵與DHT輸入端通過齒輪傳動連接，為模式切換、潤滑、冷卻提供液壓力和潤滑油。機械油泵工作時的驅動力矩是變速器的阻力矩之一。機械泵單體效率測試結果見表2。

1.3.3 電機及電機控制器的單體效率測試

電機效率測試臺架原理如圖3所示。電機系統(tǒng)輸入功率為電機控制器直流母線輸入的電功率，輸出功率為電機軸端的機械功率，在無功率分析儀時電動工作狀態(tài)下的效率按式（1）求取。

電機的效率為

電機控制器的效率為

式中，為電機效率（%）；為輸入電機控制器直流母線電壓（V）；為輸入電機控制器直流母線電流（A）；為電機控制器直流母線輸出電壓（V）；為電機控制器直流母線輸出電流（A）；為電機效率（%）；為電機轉速（r/min）；為電機軸端轉矩（Nm）。

驅動電機及控制器的單體效率測試結果分別見表3、表4。

1.4 DHT效率仿真結果

1.4.1 DHT機械傳動效率仿真結果

綜合KISSsoft計算得到的齒輪的嚙合損耗、齒輪的攪油損耗、軸承的損耗、油封的損耗和單體臺架得到的離合器拖曳的損耗、油泵的損耗，最后再計算系統(tǒng)的機械傳動效率，結果如表5所示。

通過以上仿真分析和單體臺架測試，可以計算出各個工況點的機械傳動效率，結果如表6所示。機電耦合系統(tǒng)的機械傳動效率隨著電機轉速的升高、電機扭矩的增加而升高，最高效率可達97.5%。

1.4.2 DHT本體效率仿真結果

綜合DHT機械傳動效率和電機的單體效率測試結果，可以計算出DHT本體的效率，結果如表7所示。由于電機的最高效率點并非最高轉速、最大扭矩點，所以DHT本體的最高效率點發(fā)生了變化。本機型的最高效率點為5 000 r/min、150 Nm工況點，最高效率為93.01%。

1.4.3 DHT系統(tǒng)效率仿真結果

綜合DHT本體效率仿真結果和電機控制器的單體測試結果，可以計算出DHT系統(tǒng)的效率，結果如表8所示。本機型的機電耦合系統(tǒng)最高效率為91.07%。

2 機電耦合系統(tǒng)總成臺架效率測試

通過以上方法，雖然可以計算出DHT的機械傳動效率、本體效率、系統(tǒng)效率，但是其準確性需要通過總成的臺架進行驗證。為此設計了混合動力總成的效率測試臺架。

2.1 DHT本體效率測試

輸入功率為電機三相輸入電功率，輸出功率為臺架輪端測功機總機械功率，效率計算如式（14）所示。

式中，為DHT本體效率（%）；為輪端測功機轉速（r/min）；為輪端測功機轉矩（Nm）；為電機三相電功率（kW）。

DHT本體效率（實測）結果如表9所示。

2.2 DHT系統(tǒng)效率測試

輸入功率為電機控制器直流端輸入電功率，輸出功率為臺架輪端測功機總機械功率，效率計算如下

式中，為DHT的系統(tǒng)效率（%）；為輪端測功機轉速（r/min）；為輪端測功機轉矩（Nm）；為電機控制器直流端輸入電功率（kW）。

DHT系統(tǒng)效率（實測）結果如表10所示。

通過仿真與實測對比，發(fā)現(xiàn)各工況點的仿真效率與實測效率比較接近。在低速低扭段的差別較大，達到了3.46%，在高速高扭段的差值基本相當，測試相差最小為0.07%。低速低扭段差值較大的原因可能是系統(tǒng)的總輸入功率比較小，各部件的損耗占比相對比較大，系統(tǒng)測試時，由于扭矩波動的影響，測試誤差相對較大。DHT本體與系統(tǒng)仿真與實測差值分別如表11、表12所示。

3 機電耦合系統(tǒng)效率優(yōu)化

3.1 影響效率的關鍵因素分析

通過仿真和總成的臺架測試，都得到了DHT本體、DHT系統(tǒng)的效率，可以得到各個部件的損耗及占比，為效率優(yōu)化提供了思路。效率優(yōu)化思路如圖4所示。

通過以上分析，可以發(fā)現(xiàn)該機型的軸承平均損耗達到0.7 kW以上，占比達到41.21%；齒輪平均損耗達到0.72 kW以上，占比達到42.17%；離合器的平均損耗達到0.17 kW，占比達到9.87%；機械泵損耗占比達到5.19%；攪油損耗達到1.22%。

3.2 提高DHT效率的方法

根據仿真計算和實際試驗結果，我們找出了影響變速器效率的關鍵因素：

（1）采用低摩擦軸承。通過減小軸承的尺寸、減少滾動體的數(shù)量、優(yōu)化軸承內部結構、減少潤滑油的攪油損失等來減少軸承損失。但減小軸承尺寸、減少滾動體的數(shù)量受到軸承壽命的限制，優(yōu)化軸承的內部結構、采用更好的材料、改善熱處理和制造工藝可以減少軸承摩擦損失。

（2）降低液壓系統(tǒng)的損耗。主要措施有降低機械泵的排量、降低系統(tǒng)主油壓、增加機械泵的擋油板。

（3）優(yōu)化變速器內部潤滑結構，盡最大限度減少齒輪高速運轉時的攪油損失。

（4）潤滑油品的粘度對齒輪傳動系統(tǒng)的效率影響也很明顯。采用低粘度的潤滑油，來降低變速器中齒輪的攪油損失。

3.3 DHT效率優(yōu)化結果

采用效率優(yōu)化措施，DHT的本體效率和DHT的系統(tǒng)效率均有所提升。提升效果分別如表13、表14所示。優(yōu)化后DHT的本體最高效率為93.65%，DHT的系統(tǒng)最高效率為92.69%。效率優(yōu)化結果如表15所示。

4 結論

本文提出了一種新的系統(tǒng)效率仿真的方法，即通過KISSsoft計算機械傳動部件的效率，再通過單體臺架測試離合器拖曳、機械泵的損耗、電機和電機控制器的損耗，綜合計算機電耦合系統(tǒng)各個模式的效率。然后通過機電耦合系統(tǒng)總成的臺架測測試，以驗證仿真的有效性。通過效率仿真和總成的臺架測試，分析各個部件的損耗占系統(tǒng)總損耗的比重，找到影響效率的關鍵因素，有針對性地提出改善效率的方法，并制定有效措施，以提升系統(tǒng)效率。本文提出了一個適合混合動力機電耦合系統(tǒng)的效率仿真方法和效率改善措施，對混合動力機電耦合系統(tǒng)的開發(fā)具有重要工程應用價值。