高效CVT混合動力驅動改進運行性能

Bernd－Robert H?hn Hermann Pflaum Claus Lechner Thomas Dr?xl

1 前言

由于能源的限制，機動性能要求提高，氣候變化和嚴格排放規定，道路車輛的燃油經濟性必需增高，而其排放必需降低。電驅動裝置被認為是實現這些目的的一個有前途的方法。另一方面關于內燃機的效率僅有限度地進一步改進。然而用電池驅動的車輛到目前為止仍然不能與常規驅動的車輛在經濟速度范圍行車和使用壽命方面競爭，以及電池留下大的不能解決的是再充電問題。從良好駕駛的觀點，原始能量消耗在電動車輛起促進作用方面是不需要的，而且駕駛員未必可能減少他們關于乘坐舒適性和適用性方面的預期。

混合驅動傳動系綜合了內燃機和電機兩者的優點，它是一個改善總傳動泵效率并關聯到滿足用戶預期的適當措施。混合驅動通過它獨特的運行模式如能量回收制動，發動起停或內燃機在較高負載工作點換檔等實現節油。一臺合適的電動機還可以在不降低車輛性能的情況許可內燃機縮小尺寸。

目前已經推薦了幾種不同的混合驅動裝置，它們可以分為并聯，串聯和功率分支等結構。并聯混合驅動的優點是利用適當的附加研究工作由常規傳動系中推導得出，避免重迭能量轉換，內燃機和驅動軸之間一條電能線路達到低損耗。在市區駕駛條件下，相對低的電功率和小的能量貯存量足夠大地改進了燃油經濟性。但一臺小尺寸的電動裝置將要求內燃機起動和停止頻率降低，這種干擾可以被駕駛員和乘客感知（Colven and Masterson，2004；Kuang，2006）。

最佳化的CVT回答了綜合效率和運行的要求，用一大速比區間的雙排CVT可使內燃機有效地運行。一臺新型發動機起動方法確保快速響應和急速自由起動，完成低速至高速范圍間無牽引間斷換檔。本文提出傳動系，變速器和其控制的概念，還介紹了運行性能的實驗結果以及燃油消耗和總的能量平衡。

2 傳動系和變速器概念

自1993年，在München技術大學，由齒輪研究中心（FZG）和電傳動裝置研究所之間合作，已經進行了轎車混合動力傳動裝置的研究。在DFG（法國研究基金）的合作研究中心SFB365，開發和研究了Autark混合動力驅動裝置（H?hn等，2003）。繼承課題TFB38結果，改進傳動系概念，依賴于優化CVT混合驅動傳動系（圖1）。它的中心組成部分是一雙排無級變速器（ivi變速器），為一橫向前輪驅動，它基于一鏈CVT。它是用－1.9l軌道車用柴油機（88kW）和一永磁同步電機（14kW）驅動，由于該尺寸，該裝置歸類于輕型混合動力驅動。雙層能量儲存器（超級能量儲存器）可用的能量為220kJ，它比采用能量儲存的電池組提供了高的能量密度和循環壽命（Dupasquier等，2003）。一總控制器負責各種傳動系管理和變速器控制。采用一些工業合作者的支持，創立了整個傳動系的樣機，放到一個部件試驗臺上運轉，再把它集成到能道路試驗的實驗車輛上。

圖1 優化的CVT混合動力驅動傳動系構造圖Fig.1 Structure of the optimised CVT Hybrid driveline

該ivi變速器（圖2）具有14.2一個大的速比范圍，以便達到在電模式好的起動性能和內燃機在高速有效運行，圖3示變速器的運動簡圖。CVT的帶輪安裝在兩輸入軸W1和W2上，它們用拉緊型（搖臂銷）鋼鏈連接。該CVT速比iCVT由轉速比確定，電機安裝在軸W2上，內燃機通過濕式，液力促動多盤離合器LK可與軸 W1相連。軸 W1和W2分別以速比i13和i23通過斜齒輪驅動中間軸W3。功率流直接經過這些相互同步嚙合的齒輪，液力作動離合器K1（位于W3）和K2（在W2上）。前轎差速器通過其他齒輪以終速比i34驅動。設有機械的反轉齒輪，因這里的反轉是用開關電動機的旋轉方向實現的。用電力驅動的泵來提供CVT和離合器LK的液體壓力，這樣可確保有效的油壓與內燃機無關，而是可以按要求來調整泵的功率。

一般車輛起動進行電控，然而車輛靜止時由內燃機起動并可能采用LK起動離合器。例如對于爬陡峭高坡。離合器K與變速器嚙合組合成一低速范圍V1和CVT在速比2.42起動，即鏈在大直徑W1帶輪和小直徑W2上運轉，電子機械和輸出間總傳動比為25.7。因此最大電機轉矩82Nm對可接受的加速度是足夠的。

圖2 ivi變速器：樣機和CAD模型Fig.2 ivi transmission：pototype and CAD model

圖3 ivi變速器運動簡圖Fig.3 Schematic of the ivi trans mission

根據駕駛員對功率要求，車輛速度在7km/h和20km/h之間起動內燃機。這是采用一新型的動態發動起動方法完成的（Schlurmann和Schr?der，2006）。CVT變換速比很快趨向其范圍的另一端，軸W2包含電子機械的慣量使其減速（圖4）。飛輪作用產生一動態轉矩J·ω·，在電機繼續驅動車輛時，它用LK同時嚙合轉移到內燃機。噴射燃油立刻內燃機達到一最小轉速，發動機在0.3s和0.5s間起動，而后發動機立即與變速器輸入速度同步。確保自發的功率有效性和起動沒有牽引間斷。

內燃機起動后，它通過一固定速比i13·i14與驅動軸聯接，通過CVT再建立一功率流，K2必需接合而K1必需脫開，這種稱為高速范圍配置，獲得最大舒適性和性能的這種換檔過程也可以無間斷牽引下完成。這意味著K1和K2兩者必需暫時保持嚙合。當它們兩者的轉速沒有差異時，兩離合器才有可能重迭換檔，只有一個CVT速比為0.413才提供這些條件。該速比涉及同步點iCVT，Syn，它是接近速比范圍較低邊界，且正常達到發動機起動要求CVT換檔界端。

圖4 動態發動機起動原理圖Fig.4 Principle of the dynamic engine start

3 用同步離合器動力換檔

由于控制偏差，保持CVT速比精確接近同步點，不可能使K1和K2接合。在動力換檔過程中如果該速比明顯偏離該點，內部的功率循環將要發生，可能使變速器破壞，這些損失必需避免。設計在換檔軸套同步離合器的換檔輪齒具有根切，并自由齒輪避免未預期脫開（圖5）。由于這種特性，該離合器不可能在高轉矩下脫開。因此，必需確保離合器每次換檔，短時間內由轉矩脫離才脫開，如果在小的區間以規定方向通過該同步點這是可能的（H?hn等2009a）。

理論研究和仿真表明，如果CVT速比由后同步（即iCVT＜iCVT，Syn）到前同步區別（iCVT＞iCVT，Syn）在總速比范圍約1%附近通過同步點可預期成功牽引換高檔。作用于離合器K2作動氣缸的接合壓力在達到同步點前是不夠的，K2主要在其鎖止位置直到同步環和自由齒輪之間轉速差為零，這基本上相同于一手動變速箱齒輪嚙合過程，僅僅不同的是轉速的同步不是因同步環上的磨擦轉矩而是由CVT速比外部強制造成的。它完全接合后，K2上轉矩立刻很快增加，在相同時間內，CVT繼續換檔時，K2轉矩減少并其方向改變，該轉矩的零通過是采用脫開K1。測量CVT速比（由軸速度確定）是幾乎保持同步點始終在離合器搭接期間，因為在該離合器牽引力為正。由于換檔輪齒的撞擊，僅產生輕微故障。一旦變速器在高速范圍V2內，CVT速比可用于自由選擇內燃機的工作點。

上述方法涉及作為換檔策略B，除牽引換高檔外，它還可以首先接合K1而后再接合K2用于換低檔慣性運轉。其次換檔策略A與換檔策略B僅在CVT換檔方向方面少許不同，速比通過同步點向下，即由前同步到后同步區間，換檔策略A是用于牽引換低檔并慣性運行換高檔。在正常傳動條件下，這類換檔過程很少發生于ivi變速傳動，但是它證明是成功的。

圖5 K1在換高檔端脫開Fig.5 Disengaging K1at the end of an upshift

一個換檔控制程序在 MATLAB/Simulink/Staleflow內并匯編完成的，快速控制樣機裝置，作用和整車控制器一樣。首次實際換檔工作是在穩態狀態和小負載下在部件試驗臺架（圖6）上進行的，在不同的工作點得到多次重復的結果后，試驗擴展至瞬時轉矩和速度，并由實車試驗證實試驗結果。

圖6 在試驗臺上優化CVT混合動力驅動傳動系Fig.6 Optimised CVT Hybrid driveline on the test rig

和預期一樣在適度加速和制動工作時換檔，發現原始仿真和實驗結果間存在一些大的差異，在最佳CVT混合動力驅動傳動系，情況產生，在電力機械作用作為發電機（負轉矩）時，內燃機驅動車輛（正轉矩）。這樣可避免低效率的發動機工作點（負載變換）或充電超級電容器。開發換檔策略的實際情況是在采用兩輸入轉矩相反符號條件下不工作，這可以用仿真模型證實，但是不考慮初始狀況。該問題用修正換檔控制程序求解，在這樣方面，對各個牽引換檔過程電力機械的轉矩暫時由負增加到零，而內燃機轉矩相應于常變速器輸出轉矩減少。

因為同步點位于靠近CVT速比范圍的邊界，它僅用一高帶輪夾緊力比來實現，在相同時間，傳遞高轉矩在兩帶輪上要求絕對高的夾緊力確保足夠安全的抗鏈的滑動。該最大的夾緊壓力由液壓系統限制為60bar，因為速比范圍幾何限制原因不可能實現任意輸入轉矩。因此，對于動力換檔內燃機轉矩暫時限制為110N·m。為補償由于該限制造成的輸出轉矩損失，如果必要可以增加電機轉矩到它的最大值，這樣確保在驅動軸通過換檔過程有效轉矩達到1 500N·m。

除CVT和同步離合器控制器外，已經開發了換高檔或低檔策略。關于換高檔，在大多數情況，發動機起動后，可以立刻自動檢測進入CVT的功率流。在高速，例如換低檔，換檔到V2區間，也可感覺到電力驅動模式。此外如果已突然起動，內燃機在太高速度下運轉，在車輛逐漸停止前，必須早點引發換低檔足夠使CVT回到其起動速比，這是用包含與車輛減速有關的換檔點的一個檢測表完成的。在突然車速在30km/h下全制動情況，時間直到停止完全不足以到降低檔到V1區間。內燃機和電機轉矩降低到零，這種情況脫開K2與通常的CVT速比無關，電機繼續無負載空轉，直到CVT達到起動速比。甚至車輛已經逐漸停止，隨后它停止到可接合K1。

已經找到強的但非極度的常態和‘應急’制動換檔過程的制動情況，折衷方案，即縱向加速度在－3ms－2范圍內。雖然有足夠時間去轉換K1和K2，但是換低檔和回到起動速比以后調整CVT到同步點時間太長。因此用牽引間斷接合K1前脫開K2進行在這樣條件下換檔工作。替代等CVT速比達到同步點，在間斷階段直到K1轉速差為零電機加速。該極短的總換檔時間，由CVT換檔時間和加速電機必需的時間組成，達到的CVT速比約為1。與正常的動力換檔不同，這樣的換低檔駕駛員和乘客都會感覺到顛簸。這點被認為是舒適性較小的損害，而高的加速度無論如何也影響到舒適性。

圖7示實驗車輛路試時牽引換高檔。最高圖線表示內燃機轉矩，由發動機控制單元（ECU）記錄，關于軸W1與電機轉矩相等。第二線圖中繪制了在中心控制臺測出的車輛速度和縱向加速度曲線。最下面線圖顯示了CVT速比（在座標上記下的最小范圍）和K1及K2換檔導套的相對位置。起先換檔過程開始，CVT速比保持在后同步范圍，電機轉矩由小的負值上升到零，在大約0.5s造成邊緣擾動下測量CVT速比。該速比再改變到同步點之上，并再上升，在0.62s，K2移動到它的鎖止位置。當達到同步點時，鎖止影響消失，K2完全接合。而后嘗試脫開K1，繼離合器接合以后0.13s期間，這是一個典型的持續時間，經測量表明車輛和速度保持在0.75ms－2和1.25ms－2之間。在其他工作點換檔質量與本實例比較也可得到。

圖7 用實驗車輛在路試由V1到V2區間牽引換高檔Fig.7 Traction Upshift from V1to V2range in aroad test with the experimental vehicle

4 動態發動機起動

必需克服內燃機曲軸上的阻力矩，該轉矩要加速發動機包括加速雙質量飛輪（總慣量JIC）由靜止達到軸W1的轉速。該起動轉矩通過多盤離合器LK（圖8）由變速器傳遞到發動機：

μ＝f（Δω）是與轉速差有關的離合器的摩擦特性，PLK是測出的液體壓力，A是摩擦表面面積，FS是摩擦盤用于分離的彈簧力，d是名義磨擦直徑，N是摩擦面數。一旦壓緊了摩擦盤組件，只有PLK和μ是可變的。采用兩維檢查表，對于離合器滑動情況表示式（2）TLK＝f（PLK，Δω）。用離心力造成的附加壓力由第二壓力腔液體補償，并在控制器內不必考慮。轉矩TIC，ECU由ECU記錄，這只有離合器沒有滑動時才證明是有效的。

傳動系試驗臺許可雙質量飛輪和多盤離合器之間變速器的輸入轉矩。圖9發動機起動時轉矩估算和測量值的比較，兩數值大多數時間能很好的一致，但在0.8s滑動階段結束，估算值暫時偏離。首次噴射前后很短時間（峰值表明大約為0.6s）ECU轉矩精確保持正好為零，但它不很精確。在離合器上測量的轉速差還表明發動機開始起動，因雙質量飛輪激勵造成明顯的波動。然而這對摩擦轉矩有一個小的影響。

圖8 多片離合器LK的橫截面圖（示意圖）Fig.8 Cross－Section（Schematic）of the multi－disc clutch LK

圖9 在試驗臺架上發動機起動時離合器轉矩，壓力和轉速差Fig.9 Clutch torque，pressure and rotational speed difference during an engine start on the test rig

由于非線性和緩慢響應特性，離合器轉矩難以用于作動可變，而且不適合發動機短時起動改正干擾。此外，為舒適一定向控制必需確保從摩擦轉矩到發動機轉矩光滑轉遞。應解決這樣一個問題，在發動機速度和溫度下進一步測量發動機拖曳轉矩，同時對發動機起動的冷和熱要很好匹配。

軸W1的角加速度應保持為常數，以便在發動機整個起動過程中保持車輛加速度為常數。除內燃機和軸W2外，如果車輛質量和整個傳動系慣量降低到軸 W1（Jred，W1），該軸的轉矩平衡方程式為

顯然經過CVT驅動 W1的轉矩TCVT，W1必須補償，對于離合器轉矩也是可能的。用一個效率系數ηCVT以計算CVT損耗，它是速比，轉矩和轉速的函數。為了實際發動機起動，它發生在工作點的一個有限的范圍內，ηCVT可假定為常數。對于軸 W2和電機的相應平衡方程式（總慣量JW2，電轉矩 TE）為

由 W2傳遞到 W1轉矩TCVT，W2，因此

在括號內第二項描述電機加速度與車輛加速度有關，不像第一項包含了CVT速比梯度，這部分沒有述及飛輪的影響。在軸W1，為起動發動機附加有用的動態轉矩，這意味著：

大多數是在車輛加速狀況進行發動機起動，因此，電機通常有一個少量的轉矩儲備，補償可能的牽引力損失。此外，為了保持固定的輸出轉矩直到發動機第一次點火，要求減少CVT速比增大TE。因此動態轉矩Tdyn，W1必須足夠起動發動機，而離合器轉矩TLK必須不超過Tdyn，W1。因為由CVT換檔提供的總能量是有限的，故這種工況只能在很短時間間隔內完成。由于CVT帶輪的幾何尺寸和最大液體流量限制了最大速比換檔速度diCVT/dt。它可表示為自身速比的函數，如圖10所示。動態轉矩的理論最大值接近于起動比，即在CVT換檔開始。該實際大典型值發生在十分之一秒以后，因為它需要時間為液壓系統建立必需的流量，以及起動帶輪軸向移動。

此外，如方程式（6）所示，車輛慢速運行（在V1區間ωW1與車輛速度成正比）快速換檔，必然產生足夠的轉矩。換句話說，在高車輛速度下，需要CVT換檔，不必在開始速比下重新起動，因為提供的足夠的動態轉矩和速比梯度小于可能的最大值。這可以用來快速響應加速踏板的輸入。類似多盤離合器LK，CVT表示為非線和有關的慢響應特性。

圖10 CVT換檔動力學Fig.10 CVT Shifting dynamics

比較在實際時精確確定CVT速比的幾種方法（圖11），它本身建議計算diCVT/dt作為其測量的時間導數。衍生出一噪聲信號（在下圖灰色曲線）將增強噪聲，因而要求低通過濾，實時過濾，在相關系統，轉動結果造成在同相位輸出換檔（陰影點劃線）。

圖11 在實際時間內確定CVT速比梯度的不同的方法Fig.11 Different methods to determine the CVT ratio gradient in real time

為了滿足發動機起動控制，時間滯后10毫秒已經變成不可接受了。根據觀察到的記錄測量數據但非真實時間可以計算出一非滯后的濾波信號（連續黑色曲線）。采用速比設置值（陰影曲線）代替測量值解時間滯后問題而甚至要求某些延誤。但是因為不能找到干擾數據缺乏重復性，導致有關數值不精確。預期一個真實的速比梯度是合乎最佳控制的需要，已經為瞬態情況推薦了推型鏈CVT模型（例如Srivastava和Haque，2007），但還不能適應我們對一高精度真實時間計算的需要。因此采用人工神經網絡和培訓使用測量數據模擬換檔動力學。根據作用于帶輪夾緊力的變化，在一給定的工作點，許可預測速比梯度（點劃線）（Schlurmann和Schr?der，2006），如果信號稍微滯后，它與實際速比梯度很好吻合，特別在速比換檔初始（高轉矩）階段。

在作動可變時，變速器輸出轉矩和電機轉矩的閉環控制，應為常加速度發動機起動的最佳解決。該輸出轉矩可在試驗臺架上反饋測量，但不是在試驗車輛上。因此開環控制是用于第一級，考慮到上述多盤離合器和CVT的特點，最有前途的控制策略如下：

·離合器壓力PLK的開環控制，CVT速比iCVT作為預先規定的時間函數，在這方面TLK和Tdyn，W1幾乎相等。

·采用上述方法在實際時間內估算實際的Tdyn，W1和TLK。

·采用電機轉矩修正剩余差異，即

式中T＊E是車輛加速正常必需的參考轉矩（由加速踏板位置確定）。

采用整個傳動系詳細多體模型進行設備控制器設計，選擇 MATLAB/Simulink和Simdriveline作為軟件外界條件，因為它們許可把原始整車控制器集成部件變成沒有太多改變的模型。模型參數按照實驗結果進行調整，以便對一大的工作點范圍和驅動位置得到精確的仿真結果。

車輛起步包括發動機和起動的仿真和實驗結果比較如圖12和13所示。傳動系在試驗臺上進行測量，其中包括兩個離合器轉矩（陰影黑曲線）和變速器輸出轉矩（連續黑曲線）。采用整車控制器的恰當的部件和作為在任何地方都能試驗的參數進行仿真。在圖上方連續灰色曲線是由CVT速比離線按式（6）計算的動態轉矩，該CVT速比本身在圖下方可以看到。為可以比較，所有表明的轉矩信息都與軸W1有關，該圖中部包含為發動機轉速。電機轉矩建立（除影灰色曲線）在傳動系第一固有頻率輕微激勵開始測量。該實際在軸W2上馬達轉矩直到發動機起動保持為常量，根據轉矩由W2增大到W1和測得的CVT速比的變化造成明顯的波動。

圖12 加速踏板在60%位置車輛起步包括發動起動的仿真Fig.12 Simulation of a vehicle launch in cluding engine start at 60%accelerator pedal position

圖13 加速踏板在60%位置車輛起步包括發動加速的試驗臺測量Fig.13 Test rig measurement of a vehicle launch including engine start at 60%accelerator pedal position

短短3s以后，速度達11km/h，CVT換檔開始，同時壓力作用于離合器。隨動態轉矩增加，電機轉矩開始減少，因為估算TLK低于Tdyn，W1，但是離合器轉矩和動態轉矩之間差值在離合器滑動階段始終較小，只需用電機作少量修正。看到接近發動機速度，很明顯當離合器轉矩已經達到其最大值約100N·m時，發動機才開始運轉。這是由于能量首先儲存在輔助的雙質量飛輪的質量中，接著通過彈簧傳遞到初級側。

加速階段0.4s以后，內燃機與W1速度同步約1 300r/m，在低于1 000r/m燃油噴射已經開始，甚至在完成起動過程以前阻轉矩已經消失。這樣要求電機轉矩急劇下降，以避免激勵振動。在起動過程結束以后，電機轉矩相應減少，內燃機轉矩平穩光滑增大，在這種情況甚至進入負的（發電機）區間。采用進一步的開發和發動機起動控制器的試驗可以使仿真和試驗結果很好一致。一種改進是采用輸出轉矩觀察器開發一個發動機閉環起動控制器（H?hn等2009b）。Goetz等（2005）已經為雙離合器變速器推薦了類似方法。

5 燃油經濟性和能量平衡

為詳細分析優化CVT混合動力驅動的能量流和燃油消耗，在傳動系試驗臺架（圖6）上進行了不同的試驗。在歐洲經濟委員會（ECE）驅動環和最佳城市驅動循環（EUDC）期間測量出車輛速度曲線和許可的速度公差（灰線區）如圖14所示。由圖可見，試驗臺的控制器繪出了很好的速度線圖，聯合電機功率（PE）曲線和內燃機（PIC）繪出以下速度曲線。

如第4節所述，內燃機只有在較高車輛速度下起動。在減速階段，制動能量由電機回收，并且只有在發電機功率不足或完全超載時才用來輔助制動。根據幾種邊界條件，車輛控制器通過總的最大的傳動系效率來選擇各部件的工作點。在低功率要求下，即在常速階段，車輛控制器選擇電機推進，而內燃機開關關閉，從而避免了內燃機具有低燃油效率的部分負荷內燃機工作。如果超載降低到確定極限以下的負載情況，內燃機再開始起動。

盡管電驅動裝置尺寸小（J?rg和Sch?der已詳細闡述，2008），在新的歐洲驅動循環（NEDC）中內燃機運轉時間僅45%，對這樣的循環，ECE和EUDC的工作時間組成為4∶1，確定最佳CVT混合動力驅動的總能量平衡（圖15）。柴油機的絕對燃油消耗為0.484kg，它相當于5.271/100km 或53.5 mpg（UK）。制造商對批量生產車輛比較裝備相同內燃機和6速手動變速器，相對可節約燃油達11%。部分驅動循環分析表明，在ECE循環中，燃油消耗為5.421/100km，在EUDC循環中，燃油消耗為5.221/100km，這樣相當于在城市驅動（ECE）條件下有關節油約6%大于在EUDC的批量生產車輛，主要由于增加了重量（在樣機車輛內約200 kg）。采用帶一個自動變速器的批量生產車輛作為參考，測量證明，在ECE燃油節約44%，在EUDC為5%，在整個NEDC為25%，電力推進和采用CVT對燃油經濟性的影響除彼此外尚不能檢查，但pasquier（2004）的研究對這個課題提供了部分資料。

圖14 在標準驅動循環ECE（左）和EUDC（右）下車輛速度和功率曲線（電機PE，內燃機PIC）Fig.14 Vehicle velocity and power curves（electric motor PE，IC engine PIC）during the standardised driving cycles ECE （left）and EUDC （right）

圖15 優化CVT混合動力驅動在NEDC內的能量平衡Fig.15 Energy balance of the optimised CVT Hybrid in the NEDC

優化CVT混合動力驅動和批量生產車輛的內燃機發生在ECE（左）和EUDC（右）的工作點的特性圖如圖16所示。根據一仿真模型確定批量生產車輛工作點（H?hn等2006），它明顯表明EUDC的大部分發動機是沿最佳燃油消耗率曲線工作。內燃機相對效率（最小與平均燃油消耗率之比）達到約90%，對采用手動變速器的車輛為78%。在ECE循環，內燃機效率對用最佳CVT混合動力驅動為84%，而對于批量生產車輛僅為43%，在車輛靜止階段，電力起步和回收制動停止內燃機該結果則大大不同。

圖16 在ECE循環（左）和EUDC（右）對最佳CVT混合動力驅動（試驗臺架測量）和批量生產車輛（6速手動變速器，仿真結果）內燃機工作點Fig.16 IC engine operating points in the ECE cycle（left）and EUDC （right）for the optimised CVT Hybrid（test rig measurement）and the series－production vehicle（5－speed mannal transmissin，simulation results）

一個2.44MJ的電能加入52V的電網，它由電機，超級儲能器和高液壓組成。對于再推進車輛采用1.08MJ，對為CVT和多盤離合器所供液壓采用0.55MJ。圖15還表明超級儲能器的高效率：充放電間僅損失0.1MJ，這相當于效率系數為0.948。對于通常電驅動的車輛部件和低液壓電動泵（潤滑用）以及冷卻系統在車提供電功率是通過一雙向作動DC/DC變能器傳遞0.70MJ，12V電池僅作為緩沖之用。

在混合動力驅動車輛范圍方面，特別有趣的是注意大量的制動能量如何用電力機械去回收。為此目的，要計算在車輛制動階段發電機的電能（1.10MJ）和理論上要求的制動能量（1.95MJ）之間的比值，最大可能56%制動能量送回NEDC 52V的電網。

6 結論與展望

轎車的最佳CVT混合動驅動是一種并聯混合動力傳動系。它的核心元件是一具有大總速比新型的雙排CVT（ivi變速器）。采用兩同步離合器構成并列的CVT控制，完成沒有牽引間斷的低速和高速范圍的換檔。車輛在運行中采用新的方法起動內燃機。用快速變換CVT速比，電機作為一飛輪驅動車輛，并通過一雙盤離合器把電機減速的慣量導致產生的轉矩轉傳遞到內燃機。在這方面，隨車輛連續加速一脈沖自由發動機起動是可能的。這種動力換檔過程和動態發動起動已成功地在試驗臺架和一實驗車輛在滾道測功器上以及路試試驗證實。它表明了高度可靠性和主觀良好的舒適性，雖然發動機起動例如通過閉環控制仍存在進一步優化的趨勢。

進一步研究的另一集中點是對換檔和起動舒適性的目標估算，此外將詳細闡述動力換檔過程的仿真和其與實驗結果比較的檢測。

燃油經濟性的實驗研究結果表明，在城市交通驅動的條件下，與相應帶手動變速器批量生產車輛相比較節油超過29%。這和上述仿真結果是一致的，并表明燃油經濟性和駕駛操縱性能并不相互排斥。傳動系的電力和機械部件內能量流的詳細分析顯示有損耗發生。這些研究結果可以作為未來混合動力驅動動力系的進一步改進的基礎。（劉青譯自Int.J.Vehicle Design，Vol.53，Nos.1/2，2010）

感謝

作者感謝DFG（Deutsche Forschungs gemein shft/German Research Foundation）和GM 歐洲動力系公司，IF Fviedrichshafen AG，IF Sachs AG 和EPCOS AG的財務和專業方面的支持。

［1］ Colvin，D.and Masterson，B.（2004）‘Challenges of engine starts and driveability in a parallel hybrid－electric system’，Paper presented at the 2004 SAE World Congress，8－11March，Detroit，MI，USA，SAE Paper 2004－01－0063.

［2］ DuPasquier，A.，Plitz，I.，Menocal，S.and Amatucci，G.（2003）‘A comparative study of Li－ion battery，supercapacitor and nonaqueous asymmetric hybrid devices for automotive applications’，J.Power Sources，Vol.115，pp.171－178.

［3］ Goetz，M.，Levesley，M.C.and Crolla，D.A.（2005）‘Dynamics and control of gearshifts on twin－clutch transmissions’，Proc.IMechE，Part D：J.Automobile Engineering，Vol.219，pp.951－963.

［4］ H?hn，B－R.，Pflaum，H.and Dr?xl，T. （2009a）‘Maximising drivability of a CVT hybrid driveline by powershift and dynamic engine start’，Paper Presented at the 22nd JUMV International Automotive Conference Science and Motor Vehicles，14－16April，Belgrade，Serbia.

［5］ H?hn，B－R.，Pflaum，H.and Dr?xl，T.（2009b）‘The Optimised CVT Hybrid driveline－combining efficiency and drivability through a novel engine starting method’，Paper presented at the 12th EAEC European Automotive Congress，29June－1July，Bratislava，Slovak Republic.

［6］ H?hn，B－R.，Pflaum，H.and Schmidbauer，T.（2003）‘The autark hybrid in a test vehicle－first results’，Paper presented at the ASME2003 Design Engineering Technical Conference，2－6September，Chicago，IL，USA.

［7］ H?hn，B－R.，Pflaum，H.and Tomic，D.（2006）‘Fuel consumption and energy balance of optimized CVT－hybrid－driveline’，Paper presented at the Powertrain and Fluid Systems Conference，16－18October，Toronto，Canada，SAE Paper 2006－01－3259.

［8］ J?rg，A.and Schr?der，D.（2008）‘Predictive real－time energy management for hybrid cars using mixed integer linear programming’，Paper presented at the 2nd CTI Symposium Automotive Transmissions，6－9May 2005，Detroit，MI，USA.

［9］ Kuang，M.L.（2006）‘An investigation of engine start－stop NVH in a power split powertrain hybrid electric vehicle’，Paper Presented at the 2006 SAE World Congress，3－6April，Detroit，MI，USA，SAE Paper 2006－01－1500.

［10］ Pasquier，M.（2004）‘Continuously variable transmission modifications and control for a diesel hybrid electric powertrain’，Paper presented at the 2004 International Continuously Variable and Hybrid Transmission Congress，23－25September，Davis，CA，USA，SAE Paper 2004－34－2896.

［11］ Schlurmann，J.and Schr?der，D.（2006）‘Compensation of hynamic torques and flywheel start in a CVT based hybrid powertrain’，Paper presented at the IEEE International Conference on Control Applications，4－6 October，Munich，Germany.

［12］ Srivastava，N.and Haque，I.U.（2007）‘Dynamics of chain CVT drives：effects of friction characteristic’，Paper presented at the ASME2007 International Design Engineering Technical Conferences，4－7September，Las Vegas，NV，USA.