混合動力構型工作模式及性能仿真

耿麗珍, 王慶來, 李曉丹

(1. 奇瑞汽車股份有限公司, 安徽 蕪湖 241000; 2. 濰柴動力股份有限公司, 山東 濰坊 261000)

本文介紹了一種專用的混合動力傳動系統(DHT)構型,該構型屬于串并聯系統,采用雙電機方案,綜合了串聯和并聯構型的優勢,行駛工況適應性較好,消除了并聯結構中發動機轉速與車輪轉速無法解耦的缺陷,使得發動機轉速可控.從發動機最優經濟性運行曲線角度考慮,提高了節能減排的效果.在發動機直接驅動工況,通過閉合離合器,使發動機能以并聯結構直接驅動整車,且發動機和電機可實現3個擋位驅動.電機集成行星齒輪系的設置使得整個系統可采用功率分流的方式進行車輛起步.離合器的設置使得傳動系統與發動機之間脫離,使整車具備雙電機純電行駛的能力.

1 混合動力新構型簡介

混合動力新構型的基本結構如圖1所示.該系統可支持整車實現的功能見表1.

圖1新構型示意圖
Fig.1 Schematic diagram of the new configuration

由于雙電機的配置,使得整個系統有單電機純電驅動、雙電機純電驅動、發動機+電機1混合動力驅動、發動機+電機2混合動力驅動及發動機+電機1 +

電機2三個動力源聯合驅動等多種

驅動模式.功能模式雖較多,但對于控制系統開發而言,要挑選恰當的傳動路線,盡量減少模式切換的頻率,結合發動機與電機兩大動力源的扭矩特性和效率分布特性,提升整車駕駛的平順性和經濟性.具體原則如下:

(1) 車速較低,如車速小于60 km·h-1時,采用純電驅動模式;

(2) 車速上升到一定值,處于發動機高效區時,采用發動機直驅模式;

(3) 發動機直驅時,如有加速需求,采用電機助力驅動模式;

(4) 當動力電池電量低于一定限值時,采用增程模式驅動.

依據上述條件,可剔除一些明顯不合理的工作模式,分析結果見表2,為降低C2(第2個離合器)、C3(第3個離合器)的扭矩容量要求,電機2不會工作在2擋.

表2 驅動模式及擋位分布Table 2 Driving mode and shift distribution

2 關鍵部件的參數匹配

本文以某A+級SUV為匹配對象,整車整備質量在傳統燃油車的基礎上需增加混合動力系統特有的電機系統、電池系統等部件,整車主要設計參數見表3.整車開發目標為:混合動力模式下100 km的加速時間≤8.5 s;純電模式下50 km的加速時間≤3.5 s;最高車速180 km·h-1,整車100 km電耗18 kW·h;節油率較四階段油耗限值降低40%.

表3 整車設計參數Table 3 Design parameters of the vehicle

以整車參數及設計目標為邊界,根據整車總功率匹配、發動機、電機的參數匹配原則,同時考慮企業現有的零部件資源,發動機采用已經量產的某型號4缸機型集成的電機1行星齒輪模塊,其中發動機和電機1的主要參數見表4.

表4 部件主要參數表Table 4 Main parameters of components

根據沿用部件的參數特性, 結合整車的開發目標,進行電機2及3個擋位傳動比的設計.

2.1 整車總功率需求計算

根據整車總功率需要滿足動力性(最高車速、爬坡要求、加速性能)的需求,整車總功率計算過程如下[1].

式中:vmax為最高車速,取180 km·h-1;ηt為傳動系統總效率;m1為半載質量,即2 088 kg;g為重力加速度,取9.8 m·s-2;f為整車滾動阻力系數;CD為整車風阻系數;A為迎風正面面積.

根據目標車輛能爬上40%的坡度,且速度至少為20 km·h-1來確定爬坡時的需求功率.

式中,vi為爬坡速度;m2為滿載質量;α為爬坡的角度.

根據100 km加速時間≤8 s,計算加速時需求功率,

式中,δ為轉動慣量系數.

整車總功率需要滿足上述所有設計要求,因此,

2.2 電機功率匹配計算

(1) 電機總功率匹配.電機總功率Pm為整車總功率Ptotal減去發動機最大功率Pe,即:

Pm=Ptotal-Pe=37 kW.

(2) 電機總功率檢驗.電機總功率需滿足在規定時間內單獨啟動整車達到規定車速,即在純電模式下,0～50 km·h-1加速時間小于等于3.5 s,所以有[1]

按照計算經驗,整車加速時間所需功率為最大功率,即電機總功率可取Pm=130 kW,電機1因沿用上一代行星齒輪機構,峰值功率為55 kW,這樣可計算得到電機2的峰值功率為75 kW,為減小混合動力箱體的軸向尺寸,采用高速電機,由此可得到電機2的具體參數,見表5.

表5 電機2主要參數表

2.3 電池的匹配

電池的參數匹配包括電池組功率匹配和能量驗證,具體的匹配方法如下.

按照電機功率需求計算電池功率.極限工況時,電池提供電機全負荷且整車加速行駛工作時的功率,最大電流為[1]

式中:Pm為電機總功率;ηc為逆變器效率,取0.95;ηm為電機效率,取0.9;U為電壓,取355 V.

根據市場上可選擇的電池單體,選擇單體51AH,總電量為18 kW·h的電池.

2.4 傳動比計算

傳動系統參數主要包括變速器和主減速器的傳動比.最大傳動比取決于整車的最大爬坡度,最小傳動比取決于整車的最高車速.當汽車以最常用的巡航車速行駛時,盡可能使發動機工作在高效區.另外考慮到NVH(噪聲和振動)性能,車速在120 km·h-1巡航時,發動機轉速不能超過2 600 r·min-1.

(1) 最小傳動比選擇.傳動系統的最小傳動比可根據發動機單獨驅動達到最高車速計算,即當最高車速vmax為180 km·h-1時有如下對應關系[1]:

式中:nmax為發動機最高轉速,取5 500 r·min-1;rw為車輪有效滾動半徑,取0.353 m.

另外,根據車速在120 km·h-1巡航時,發動機轉速不能超過2 600 r·min-1,此時有如下對應關系:

所以傳動系統最小傳動比選擇2.88.

(2) 最大傳動比選擇.最大傳動比為變速器的1擋傳動比與主減速器傳動比的乘積.該系統在設計時主要考慮了混合動力模式下100 km加速時電機2不換擋(電機2最高轉速為11 000 r·min-1,自有傳動比為1.7),最大傳動比計算如下:

傳動系統最大傳動比選擇imax=8.6.

(3) 變速器擋位數及各擋傳動比的選擇.變速器擋位數的多少主要從動力性、經濟性、操縱性、結構復雜程度這幾個方面進行選擇.擋位數越多,發動機的工作效率越高(高功率區工作時間長),既增加了動力性,也增加了發動機在低油耗區工作的可能性,可提高燃油經濟性.但是擋位多的變速器換擋機構較復雜,所以在選擇擋位數時考慮在混合動力汽車起步時,利用電機驅動,因電機低速下可發揮峰值扭矩,且響應快,在車速達到一定值后,發動機再介入工作,可以減少擋位的設置[2].基于上述設計原則,該系統選擇3個擋位,主減速器傳動比定為3.8,其余擋位按等比級數分配,具體數據見表6.

表6 變速器各擋位級傳動比Table 6 Transmission ratio at each gear level

車速在120 km·h-1巡航,且處于發動機直驅模式下,可計算得到發動機轉速為2 589 r·min-1,此轉速正處于發動機油耗最低的范圍內,且在該轉速下發動機NVH表現較好[3],可看出此傳動比設計的合理性.

3 整車仿真結果

針對以上匹配結果,通過Simulink建模進行整車動力性和經濟性仿真分析,校驗零部件匹配的整車主要性能.

3.1 驅動模式管理策略

該系統存在4種主要的驅動模式,各種模式的覆蓋范圍如圖2所示[4-5].

圖2 驅動模式切換策略Fig.2 Driving mode switching strategy

純電模式驅動主要應用在車輛起步階段、低速大扭矩及高速小扭矩助力的工況下,當強制混合動力驅動時,車輛采用PGS(動力分流)模式進行起步,當達到發動機與車輪可同步的轉速時,C1(第1個離合器)閉合,開始并聯驅動模式;串聯模式和并聯模式主要應用于車速較低,扭矩需求較大的工況.

3.2 動力性仿真結果

按照驅動模式管理策略進行動力性仿真純電模式(EV)下,0～50 km·h-1整車加速性能分析結果如圖3所示.

圖3 0～50 km·h-1加速時間曲線Fig.3 Acceleration time curve of 0～50 km·h-1

由圖3可知,0～50 km·h-1整車加速時間為3s,滿足設計要求.

混合動力(HEV)模式下,0～100 km·h-1整車加速性能分析結果如圖4所示.

由圖4可知,0～100 km·h-1整車加速時間為8.4 s,滿足設計要求.

圖4 0～100 km·h-1加速時間曲線Fig.4 Acceleration time curve of 0～100 km·h-1

3.3 經濟性仿真結果

在NEDC(新歐洲行駛工況)下整車純電動模式的SOC(電池剩余電量)的變化及電耗情況如圖5、圖6所示.

圖5 NEDC工況Fig.5 NEDC condition

圖6 EV模式下電池SOC的變化及電量消耗情況

根據計算可知,一個NEDC循環內,SOC值由95%下降到86.69%,整車續航10.88 km,由此可計算得到整車的100 km電耗為17.8 kW·h,滿足設計要求.

NEDC工況下,電量保持階段的整車油耗情況如圖7所示.

圖7 NEDC工況下的整車油耗
Fig.7 Fuel consumption of vehicle under NEDC

1個NEDC循環下行駛10.88 km,耗油量為0.59 L,計算可得100 km油耗為5.42 L.

整車整備質量為1 900 kg,按照《GB 19578—2014乘用車燃料消耗量限值》查得該車重下100 km的油耗限值為9.60 L,系統HEV節油率為43.5%,滿足設計要求.

4 結 論

本文介紹了一種新型的混合動力傳動構型,并且分析了該構型的常用功能模式,根據常用的功能模式及現有的零部件參數,計算確定了其他新開發零部件的主要參數,并且通過仿真計算校核了整車性能表現,計算結果表明滿足整車設計要求.