增程式電動汽車動力傳動系統設計與仿真

張亞萍，羅 鈿，李彥晶

（蘭州工業學院，蘭州 730050）

0 引言

“十三五”規劃綱要提出，實施新能源汽車推廣計劃，大力發展純電動汽車和混合動力汽車。當前“充電不方便”、“續航里程短”、“動力性能差”以及“技術不成熟，質量和安全擔憂”成為新能源汽車發展的軟肋。因此，“十三五”期間在巨大的市場推動下，電動汽車在續航里程等方面要取得突破性進步。其中增程式電動汽車具有純電動續駛里程長，可以利用燃油提供動力增加續駛里程的優點，成為混合動力汽車研究領域中的一個重點研究方向。

增程式電動汽車的動力傳動系統與傳統燃油車的動力傳動系統區別較大。增程式電動汽車的動力傳動系統留存了傳統內燃機轎車中發動機和部分機械傳動部件，去除了離合器等一些機械結構部件。本文以無變速器的增程式電動汽車某原車型為基礎，從工程實踐出發，通過對動力系統的理論計算，加裝2擋變速器的改裝并進行參數化設計，為增程式電動汽車動力系統的構成提供參考。

1 增程式電動汽車的基本結構

汽車動力傳動系統的設計，首先考慮的是要滿足汽車的動力性。為進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上增設2擋變速箱，主要由發動機、發電機、發電機控制器、整流器、蓄電池組、數模轉換器、電機控制器、驅動電動機以及2擋變速器、主減速器、差速器等構成，如圖1所示。

整車基本參數如表1所示。動力性的評價有三個的指標：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到的最高行駛速度vαmax：

式(1)中，汽車的行駛車速vα和電動機轉速之間有如式(2)關系：

圖1 增程式電動汽車基本結構簡圖

表1 增程式電動汽車整車參數表

2）汽車的加速時間t：

3）最大爬坡度α：

式中：m為整車的質量；f為滾動阻力系數，取0.012；CD為空氣阻力系數，取0.3；A為迎風面積，取2.4m2；ηt為傳動效率，取0.9；α為坡度角；δ為汽車的旋轉質量換算系數，取1.2；m為整車整備質量；Ttq為驅動轉矩。根據上述式(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 動力系統參數設計

2.1 發動機的選擇

增程器發動機是增程式電動汽車動力傳動系統的重要組成部分，在選擇時要充分考慮發動機的特性及功率，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[7]。因此常根據汽車行駛過程中能達到的最高車速來初步選擇發動機最大功率，此時最大功率[2]應滿足式(5)。

經計算得到增程器發動機的最大功率Pemax=9.78 kW，因此選用的發動機為四沖程雙缸汽油機。

2.2 電動機的選擇

增程式客車中驅動電機是既是驅動汽車行駛的唯一動力裝置又是制動能回收的發電裝置，直接驅動整車行駛、加速、爬坡；動力系統參數需要根據整車動力性能、經濟性能要求、行駛工況等進行設計[4]。電機的功率要求必須克服汽車在運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]：

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

滿足加速性能的電機所需最大功率的計算公式[5]：

滿足車輛最大爬坡度的電機最大功率的計算公式[5]：

綜上所述，電動機的功率Pm=max（P1，P2，P3），則電動機的峰值功率為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，現在市場上的大多數蓄電池，容量越大體積就越大，質量也變大，質量越大，整車的整備質量變大，相應地就會消耗轎車很大一部分功率，從而動力性和燃油經濟性就會下降。因此，在蓄電池的選型方面，要根據所求得的電動機功率和發動機功率及實際情況來綜合選擇蓄電池的類型。具體可以根據式(11)確定蓄電池組的容量，經計算，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 動力傳動系統中機械傳動裝置的設計

3.1 兩擋變速器的設計

作為動力傳動系統的主要部分，變速器的研究一直以來都是改善轎車動力性和燃油經濟性的主要的一個部分。它主要用來改變電動機傳到車輪上的轉矩和轉速，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動力，提高轎車負荷率。根據上面的的整車參數要求，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，根據轎車低速爬坡時車輪獲得的驅動力應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動力不能比地面對驅動輪的最大附著力大，可計算得出一檔傳動比的上限。根據式(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計，也即在驅動電動機最高轉速下，對應的最大轉矩Tmax產生的最大驅動力應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，二擋傳動比也應滿足最高車速的要求。根據式(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，可根據下述經驗公式：

式中：KA為中心距系數；Temax為電動機的最大轉矩；i1為一檔的傳動比；ηg為傳動效率。

4）齒輪參數

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

5）變速器齒輪的設計校核

齒輪材料都選用到 ，由式(15)確定許用應力：

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

齒面接觸強度按式(16)驗算：

式中：齒輪上的轉矩Ti=Tmax×η齒輪×η軸承

帶入數據計算得：σH≤[σH]，設計的齒輪安全。

3.2 主減速器的設計

雙曲面傳動有確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

按驅動電動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的轉矩Tce：

式中：Temax驅動電動機最大轉矩；n驅動橋數目；i0主減速器傳動比；η變速器傳動效率，η=0.9；kd動載系數，kd=1；i1一檔傳動比。

按驅動車輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的轉矩Tcs：

式中：G2汽車滿載時的重力；φ地面附著系數；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。求最大應力時，轉矩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

主減速器齒輪的主要參數有主從錐齒輪齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數、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 差速器的設計

車輛運動的要求和實際的車輛運行，顯示了轎車的狀態和運動過程之間的關系，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

差速器齒輪基本參數有行星齒輪球面半徑、行星齒輪節錐距、行星齒輪和半軸齒輪齒數、行星齒輪和半軸齒輪節錐角、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；Td為差速器計算轉矩，Td=min[Tce，Tcs]，計算得Rb=38.6mm。行星齒輪節錐距為A0=（0.98～0.99）Rb，計算得A0=30.4mm。

2）差速器齒輪強度校核

齒根彎曲應力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，齒輪強度滿足要求。

4 仿真分析

依據上述計算選型的動力傳動系統參數，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，將驅動電機系統、動力電池系統、增程器系統、傳動系統和整車行駛系統等進行搭建，建立各系統的機械、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 結語

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