THS系統動力總成

引言

國內新能源商用車領域， 新能源客車的規模應用取得了良好的示范效果。新能源專用車也有大規模應用，但總體以微型、 輕型的N1/N2 運輸產品為主， 急需在中重型、作業類的N2/N3 商用車領域取得突破。

針對純電動商用車種類多、 用途廣、 工況復雜等特點，本文結合國家重點研發計劃新能源汽車重點專項，研發了一種基于變速箱+行星排耦合的雙電機驅動系統新構型，可實現雙電機耦合驅動、協調再生制動、單電機獨立驅動/作業等多種工作模式，實現一種動力平臺滿足行駛與作業兩種使用需求。

1 純電動商用車動力系統主流構型方案分析

目前國內外純電動商用車的主流驅動系統構型，可分為集中式和分布式驅動兩大類。

集中式驅動系統又可分為兩種，一種是將傳統汽車動力系統更換為純電動力系統， 這種構型包括電機直驅、電機+減速器、電機+變速器等型式，如圖1（a）所示，這是中重型純電動商用車的主流構型，宇通客車、德國SIEMENS 公司的集中式驅動系統，已有規模化應用；另一種是將動力系統集成在驅動橋上， 包括電機直驅、 電機+減速器等型式，如圖1（b）所示，是中輕型純電動商用車的主流型式。

分布式驅動主要有輪邊電機+減速器、 輪轂電機+減速器、輪轂電機等型式，如圖1（c）所示，德國ZF、比亞迪的輪邊驅動橋在城市客車領域已有推廣， 在運輸與作業類商用車領域應用較少，英國Protean、荷蘭e-Traction 等公司的輪轂電機驅動系統，目前仍處于應用驗證階段，未有規模化應用。

圖1 純電動商用車主流驅動系統構型
Fig.1 The driving system of electric commercial vehicle

市場上現有的N2/N3 類中重型純電動商用車， 特別是作業車輛， 其動力系統延續傳統作業車輛技術路線，依然采用主副電機分別驅動行駛和作業機構， 由于主副電機工作工況不同、 兩套電機不能協同工作， 特別是對于行駛時不作業、 作業時不行駛的專用車型， 存在較大的功率冗余，也導致成本較高。

2 多模動力系統構型方案與優化

新型動力系統開發， 考慮作業類車輛的工作特點，以作業電機輔助驅動行駛、降低功率冗余為目標，利用行星排的功率耦合與分流的特性， 將雙電機通過行星排耦合集成，設計一系列構型，并從中優選最佳方案。

2.1 動力系統構型方案設計與優化

構型設計遵循以下原則， 驅動電機需通過平行軸式變速箱輸出動力驅動行駛， 作業電機通過離合器連接作業裝置，并通過行星排與AMT 耦合后連接到傳動軸輸出動力。作業電機動力輸出的切換，可通過將行星排三個元件中的兩個進行鎖止與分離實現。按此原則，并考慮鎖止功能所需要的結構要求，設計了多種動力系 統 構 型 方 案，如圖2 所示。此類構型可實現單電機獨立驅動/作業、 雙電機耦合驅動、協調再生制動等多種工作模式，實現一種動力平臺滿足行駛與作業兩種使用需求。

圖2 研發過程中的各種構型方案
Fig.2 Other schemes of driving system

方案（a）鎖止太陽輪，為保證作業對低速大扭矩的需求，將導致作業電機長徑比過大，工藝性差、成本高，且轉速與使用要求匹配不當；方案（b）、（c）的行星架鎖止或制動需求扭矩約為2200Nm，對變速箱殼體內的鎖止或制動機構強度要求高，結構不易實現；方案（d）控制行星架與齒圈的鎖止機構較大，結構實現難度大，將導致可靠性差。

考慮到兩種構型部分結構的通用性，使N3 的作業電機與N2 的驅動電機采用相同的接口尺寸，最終確定采用圖3 所示的N2 和N3 動力系統構型，在變速箱殼體上鎖止行星架，可解決以上4 種方案的各種問題，可實現整車對動力系統行駛與作業各種需求。

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圖3 動力系統最終方案構型圖
Fig.3 Final scheme of driving system

2.2 動力系統各種工作模式分析

模式一與模式二狀態下，行星架分離，驅動電機工作，作業電機不工作， 車輛只行駛不作業且行駛過程中變速箱為1 擋或2 擋，動力傳遞路徑見圖4；模式三與模式四狀態下，行星架鎖止，驅動電機和作業電機同時工作為車輛行駛提供動力，可實現最大的爬坡和加速性能，作業裝置不工作，行駛過程中變速箱為1 擋或2 擋，動力傳遞路徑見圖5；模式五狀態下，行星架分離，驅動電機不工作，作業電機為作業裝置提供動力，車輛原地作業，動力傳遞路徑見圖6；模式六狀態下，行星架分離，驅動電機提供驅動動力，同時作業電機為作業裝置提供動力，車輛可用1擋或2 擋行駛的同時進行作業， 動力傳遞路徑見圖7，一般情況下，作業時的行駛車速低（10km/h 以下），1擋即可滿足行駛需求。

表1 動力系統工作模式表
Tab.1 Working modes of the driving system

圖4 單電機驅動動力傳遞圖
Fig.4 Power flow of single motors

圖5 雙電機驅動動力傳遞圖
Fig.5 Power flow of dual motors

圖6 作業電機原地作業動力傳遞圖
Fig.6 Power flow in static working

圖7 行駛作業動力傳遞圖
Fig.7 Power flow in running and working

3 整車參數與性能指標要求

根據項目要求， 明確N2 運輸類與N3 作業類純電動商用車具體車型，分別為8.5 噸壓縮式垃圾車與18 噸洗掃車，整車基本參數如表2 所示，項目所要求的動力性指標如表3 所示。

表2 車型基本參數表
Tab.2 Main parameters of the 2 vehicles

表3 動力性主要指標
Tab.3 Dynamic performance index of the 2 vehicles

4 動力系統方案設計

動力系統方案設計， 需要結合整車的長寬高尺寸、整備與總質量等整車參數、傳動系主減速比、行駛系輪胎規格等關鍵總成參數及整車的性能指標， 根據運行工況，研究雙電機與變速箱系統總成的功能與結構定義、參數優化匹配與設計，并考慮冗余小、通用化程度高等因素，進行總成指標的設計與分解， 確定驅動電機及作業電機功率、轉矩及轉速，以及變速箱各擋速比等最優設計參數。

由于與傳統的單電機驅動原理不同，需要對雙電機的功率、扭矩、轉速等參數進行合理的分配。兩種車型的動力系統參數匹配，包括變速箱速比和主減速比在內的驅動系統傳動比，包括額定與峰值功率、額定轉速、峰值轉矩等在內的電機性能參數，以及儲能裝置參數的確定與校核。

本文僅以N3 類作業車（18 噸洗掃車）為例進行分析，由于本文主要討論動力系統，對儲能裝置（動力電池）的參數不再進行計算校核。

4.1 新構型多模變速箱主要參數

根據現有N2/N3 類純電動環衛車所搭載傳動系參數，選用4.88 主減速比。再進行變速箱速比的選擇。

電機最高轉速與基速點之比i 一般為2～4。因此為了充分利用電機高效區，希望低速擋電機達到最大轉速時換擋，電機正處于高效區。此時需要兩擋變速器的兩個擋位傳動比的級差與上述轉速比例一致。若兩擋變速器傳動比級差大于i， 則低速擋最高轉速切換至高速擋時電機沒達到基速點，則無法以最高功率工作，難以滿足功率需求；若兩擋變速器傳動比級差小于i，則會造成兩個擋位下工作區間有一定的重合，增加了對電機轉速覆蓋范圍的要求。綜合以上分析與實際經驗，暫取兩擋速比級差為2.5， 在兩擋變速器傳動比級差為2.5 的前提下確定兩個擋位傳動比約束條件。考慮電機小型與高速化的原則，傳動比應該盡可能大；考慮到低速擋傳動比受齒輪傳動比限制一般不大于6，則低速擋速比約束范圍為（2.5，6]；相應地，高速擋速比約束范圍為（1，2.4]。

正常升擋過程中，為了盡量減少動力中斷，并考慮到電機扭矩的響應時間， 以及作業電機的輔助換擋作用，將換擋車速定為34～40km/h，確定1 擋速比。

最高車速電機驅動時轉速不超速，從而確定2 擋速比上限，同時為減小換擋時驅動電機調速的速差，兩擋最大級差不宜超過3，由此確定2 擋速比下限，再綜合考慮空間結構的限制，最終確定2 擋速比。

綜上計算選擇變速箱主要參數：行星排速比2.63，變速箱1 擋速比2.5，2 擋速比1；另外行星排與變速箱2擋齒輪嚙合處形成速比為2 的固定關系。

4.2 雙電機的功率參數

首先要根據整車的動力性（最高車速、加速性能、爬坡要求）要求確定動力系統總功率。車輛動力源最大功率是由爬坡性能和加速性能指標決定。車輛驅動阻力功率平衡行駛方程：

式中：P—車輛行駛所需的功率 （kW）；cr—滾動阻力系數；m—車輛質量（kg）；g—重力加速度；α—路面坡度角；v—車輛行駛速度（km/h）；A—車輛迎風面積（m2）；Cd—空氣阻力系數；δ—旋轉質量系數；η—傳動效率 （以下公式中變量相同）。

從最高車速、持續爬坡度、最大爬坡度、0～50km/h 加速時間的動力性要求，匹配電機的持續功率和峰值功率。額定功率是電機主要的工作效率區， 電機可以長時間運行，峰值功率時電機工作在過載區，不能長時間運行。無論是額定功率還是峰值功率， 都需要滿足車輛的動力性要求。功率的增大，會帶來系統體積與重量的增加；此外，當驅動所需功率遠遠低于額定功率時，電機效率偏低，將造成行駛的經濟性惡化。

根據整車在平直路面上行駛最高車速100km/h 的要求，所需的動力系統持續功率為：

動力系統持續功率應滿足上述條件的任意一種，

動力系統峰值功率需要根據最大爬坡度下車輛保持穩定車速所需功率以及車輛全力加速功率來確定：根據整車最大爬坡度35%， 爬坡車速10km/h 的設計要求，所需的電機功率為：

綜上， 考慮該動力系統能夠單獨通過驅動電機來實現最高車速的需求，驅動電機峰值功率取184kW，額定功率取100kW。作業電機主要用于上裝作業，根據現有車型選取所需功率，峰值功率取125kW，額定功率63kW。

4.3 雙電機轉矩與轉速參數

4.3.1 動力系統的峰值轉矩

車輛在爬最大坡度時， 保持最低穩定車速所要克服的阻力轉矩即為動力系統輸出的峰值轉矩， 另外該動力系統構型可通過驅動電機和作業電機協同工作來達到最大爬坡度的需求。

根據最大爬坡度35%、 爬坡車速10km/h 的設計要求，所需的動力系統峰值轉矩為：

根據計算結果并考慮一定的余量， 最終確定動力系統所需峰值轉矩為7210Nm。根據動力系統構型確定的控制邏輯， 最大爬坡度需求轉矩由驅動電機1 擋輸出轉矩和作業電機輸出轉矩通過行星排耦合輸出， 計算可得驅動電機峰值轉矩為1100Nm， 作業電機峰值轉矩為650Nm。

4.3.2 動力系統的額定轉速和額定轉矩

根據峰值轉矩、峰值功率可計算電機額定轉速為：

計算可得驅動電機額定轉速為1600rpm， 作業電機額定轉速為2000rpm。

電機的額定轉矩可由在額定轉速下的額定功率按下式計算得到：

計算可得驅動電機額定轉矩為600Nm， 作業電機額定轉矩為300Nm。

4.3.3 動力系統的最高轉速

由車輛所能達到的最高車速約束動力系統的峰值轉速：

式中：va—車速（km/h）；r—車輪滾動半徑（m）；ne—動力系統轉速（rpm）；i0—主減速比。計算可得動力系統所需峰值轉速為2558.16rpm。

整車可通過驅動電機在變速箱2 擋即速比為2 的情況下達到最高車速100km/h， 可得驅動電機峰值轉速為5200rpm。根據作業裝置通過作業電機轉速控制，可依據現有作業裝置匹配作業電機峰值轉速作業電機峰值轉速為4000rpm。

8.5 噸壓縮式垃圾車的計算過程相同，不再詳述。根據以上計算， 最終可以確定兩種車型動力系統的雙電機主要參數如表4 所示。

表4 兩種車型的雙電機參數表
Tab.4 The motor parameters of 2 vehicles

4.4 結合整車性能要求的動力系統校核分析

動力系統雙電機及變速箱的主要參數設計計算完成后， 需對兩種車型的爬坡度和加速時間等動力性能進行校核。針對此構型可能實現的4 種不同的行駛模式，建立整車動力性數學模型， 計算整車的爬坡能力、 加速能力分別如圖8 和圖9 所示。可知兩種車型通過雙電機聯合驅動時可以滿足項目指標最大爬坡度≥35%，加速時間滿足項目指標≤12s。

根據匹配計算與校核， 確定了兩套動力系統的主要參數，計算校核的結果表明，可以達到項目指標的要求。

5 結束語

圖8 兩種車型各模式下爬坡度曲線
Fig.8 Climbing curve in 4 running modes

圖9 兩種車型加速曲線
Fig.9 Acceleration curve

本文將平行軸式AMT 變速箱與行星排集成，開發了一種具有多種工作模式的純電驅動系統構型， 可實現雙電機的耦合驅動、單電機獨立驅動/作業、行駛與作業解耦等工作模式， 實現一種構型滿足運輸和作業兩種使用需求， 換擋無動力中斷，驅動/作業電機可分離，降低了系統功率及轉矩冗余， 提高了系統效率。