引言
國內(nèi)新能源商用車領域， 新能源客車的規(guī)模應用取得了良好的示范效果。新能源專用車也有大規(guī)模應用，但總體以微型、 輕型的N1/N2 運輸產(chǎn)品為主， 急需在中重型、作業(yè)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(fā)計劃新能源汽車重點專項，研發(fā)了一種基于變速箱+行星排耦合的雙電機驅(qū)動系統(tǒng)新構型，可實現(xiàn)雙電機耦合驅(qū)動、協(xié)調(diào)再生制動、單電機獨立驅(qū)動/作業(yè)等多種工作模式，實現(xiàn)一種動力平臺滿足行駛與作業(yè)兩種使用需求。
1. 純電動商用車動力系統(tǒng)主流構型方案分析
目前國內(nèi)外純電動商用車的主流驅(qū)動系統(tǒng)構型，可分為集中式和分布式驅(qū)動兩大類。
集中式驅(qū)動系統(tǒng)又可分為兩種，一種是將傳統(tǒng)汽車動力系統(tǒng)更換為純電動力系統(tǒng)， 這種構型包括電機直驅(qū)、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(qū)動系統(tǒng)，已有規(guī)模化應用；另一種是將動力系統(tǒng)集成在驅(qū)動橋上， 包括電機直驅(qū)、 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(qū)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(qū)動橋在城市客車領域已有推廣， 在運輸與作業(yè)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(qū)動系統(tǒng)，目前仍處于應用驗證階段，未有規(guī)模化應用。
圖1 純電動商用車主流驅(qū)動系統(tǒng)構型
Fig.1 The driving system of electric commercial vehicle
市場上現(xiàn)有的N2/N3 類中重型純電動商用車， 特別是作業(yè)車輛， 其動力系統(tǒng)延續(xù)傳統(tǒng)作業(yè)車輛技術路線，依然采用主副電機分別驅(qū)動行駛和作業(yè)機構， 由于主副電機工作工況不同、 兩套電機不能協(xié)同工作， 特別是對于行駛時不作業(yè)、 作業(yè)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(tǒng)構型方案與優(yōu)化
新型動力系統(tǒng)開發(fā)， 考慮作業(yè)類車輛的工作特點，以作業(yè)電機輔助驅(qū)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(yōu)選最佳方案。
2.1 動力系統(tǒng)構型方案設計與優(yōu)化
構型設計遵循以下原則， 驅(qū)動電機需通過平行軸式變速箱輸出動力驅(qū)動行駛， 作業(yè)電機通過離合器連接作業(yè)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(yè)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(xiàn)。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(tǒng) 構 型 方 案，如圖2 所示。此類構型可實現(xiàn)單電機獨立驅(qū)動/作業(yè)、 雙電機耦合驅(qū)動、協(xié)調(diào)再生制動等多種工作模式，實現(xiàn)一種動力平臺滿足行駛與作業(yè)兩種使用需求。
圖2 研發(fā)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(yè)對低速大扭矩的需求，將導致作業(yè)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(nèi)的鎖止或制動機構強度要求高，結構不易實現(xiàn)；方案（d）控制行星架與齒圈的鎖止機構較大，結構實現(xiàn)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(yè)電機與N2 的驅(qū)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(tǒng)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(xiàn)整車對動力系統(tǒng)行駛與作業(yè)各種需求。
“十三五”時期，隨著海洋經(jīng)濟迅速發(fā)展，國家“海洋戰(zhàn)略”的逐步實施，海上絲綢之路倡議的深入推進，南海海區(qū)在多重政策推動下，航標事業(yè)作為遠海海域、重要戰(zhàn)略通道、領海基點、毗連區(qū)、邊遠島礁、主權島礁、陸島交通建設等海上活動載體起到支撐和航海保障作用，面臨難得的歷史機遇。由于燈樁更加適應其海域需求，施工技術成熟，建設周期較短，維護成本低廉，燈樁建設正逢其時，下面探討燈樁設計建設一些思路，僅供參考或借鑒。
(a)8.5噸壓縮式垃圾車動力系統(tǒng)構型圖
(b)18噸洗掃車動力系統(tǒng)構型圖
1.驅(qū)動電機端齒輪；2.變速箱結合套；3.從動輪①；4.傳動齒輪；5.行星排結合套；6.從動輪②;7.齒圈；8.行星架；9.太陽輪；10. 從動輪③；11. 作業(yè)電機端齒輪；12. 氣壓離合器
圖3 動力系統(tǒng)最終方案構型圖
Fig.3 Final scheme of driving system
2.2 動力系統(tǒng)各種工作模式分析
模式一與模式二狀態(tài)下，行星架分離，驅(qū)動電機工作，作業(yè)電機不工作， 車輛只行駛不作業(yè)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(tài)下，行星架鎖止，驅(qū)動電機和作業(yè)電機同時工作為車輛行駛提供動力，可實現(xiàn)最大的爬坡和加速性能，作業(yè)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(tài)下，行星架分離，驅(qū)動電機不工作，作業(yè)電機為作業(yè)裝置提供動力，車輛原地作業(yè)，動力傳遞路徑見圖6；模式六狀態(tài)下，行星架分離，驅(qū)動電機提供驅(qū)動動力，同時作業(yè)電機為作業(yè)裝置提供動力，車輛可用1擋或2 擋行駛的同時進行作業(yè)， 動力傳遞路徑見圖7，一般情況下，作業(yè)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(tǒng)工作模式表
Tab.1 Working modes of the driving system
圖4 單電機驅(qū)動動力傳遞圖
Fig.4 Power flow of single motors
圖5 雙電機驅(qū)動動力傳遞圖
Fig.5 Power flow of dual motors
圖6 作業(yè)電機原地作業(yè)動力傳遞圖
Fig.6 Power flow in static working
圖7 行駛作業(yè)動力傳遞圖
Fig.7 Power flow in running and working
3. 整車參數(shù)與性能指標要求
根據(jù)項目要求， 明確N2 運輸類與N3 作業(yè)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(shù)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(shù)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(tǒng)方案設計
動力系統(tǒng)方案設計， 需要結合整車的長寬高尺寸、整備與總質(zhì)量等整車參數(shù)、傳動系主減速比、行駛系輪胎規(guī)格等關鍵總成參數(shù)及整車的性能指標， 根據(jù)運行工況，研究雙電機與變速箱系統(tǒng)總成的功能與結構定義、參數(shù)優(yōu)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(qū)動電機及作業(yè)電機功率、轉矩及轉速，以及變速箱各擋速比等最優(yōu)設計參數(shù)。
由于與傳統(tǒng)的單電機驅(qū)動原理不同，需要對雙電機的功率、扭矩、轉速等參數(shù)進行合理的分配。兩種車型的動力系統(tǒng)參數(shù)匹配，包括變速箱速比和主減速比在內(nèi)的驅(qū)動系統(tǒng)傳動比，包括額定與峰值功率、額定轉速、峰值轉矩等在內(nèi)的電機性能參數(shù)，以及儲能裝置參數(shù)的確定與校核。
本文僅以N3 類作業(yè)車（18 噸洗掃車）為例進行分析，由于本文主要討論動力系統(tǒng)，對儲能裝置（動力電池）的參數(shù)不再進行計算校核。
4.1 新構型多模變速箱主要參數(shù)
根據(jù)現(xiàn)有N2/N3 類純電動環(huán)衛(wèi)車所搭載傳動系參數(shù)，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(qū)，希望低速擋電機達到最大轉速時換擋，電機正處于高效區(qū)。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(qū)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(jīng)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(yè)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(qū)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(qū)動電機調(diào)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(shù)：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(shù)
首先要根據(jù)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(tǒng)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(qū)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(shù)；m—車輛質(zhì)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(shù)；δ—旋轉質(zhì)量系數(shù)；η—傳動效率 （以下公式中變量相同）。
從最高車速、持續(xù)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(xù)功率和峰值功率。額定功率是電機主要的工作效率區(qū)， 電機可以長時間運行，峰值功率時電機工作在過載區(qū)，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(tǒng)體積與重量的增加；此外，當驅(qū)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(jīng)濟性惡化。
根據(jù)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(tǒng)持續(xù)功率為：
動力系統(tǒng)持續(xù)功率應滿足上述條件的任意一種，
動力系統(tǒng)峰值功率需要根據(jù)最大爬坡度下車輛保持穩(wěn)定車速所需功率以及車輛全力加速功率來確定：根據(jù)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(tǒng)能夠單獨通過驅(qū)動電機來實現(xiàn)最高車速的需求，驅(qū)動電機峰值功率取184kW，額定功率取100kW。作業(yè)電機主要用于上裝作業(yè)，根據(jù)現(xiàn)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(shù)
車輛在爬最大坡度時， 保持最低穩(wěn)定車速所要克服的阻力轉矩即為動力系統(tǒng)輸出的峰值轉矩， 另外該動力系統(tǒng)構型可通過驅(qū)動電機和作業(yè)電機協(xié)同工作來達到最大爬坡度的需求。
根據(jù)最大爬坡度35%、 爬坡車速10km/h 的設計要求，所需的動力系統(tǒng)峰值轉矩為：
根據(jù)計算結果并考慮一定的余量， 最終確定動力系統(tǒng)所需峰值轉矩為7210Nm。根據(jù)動力系統(tǒng)構型確定的控制邏輯， 最大爬坡度需求轉矩由驅(qū)動電機1 擋輸出轉矩和作業(yè)電機輸出轉矩通過行星排耦合輸出， 計算可得驅(qū)動電機峰值轉矩為1100Nm， 作業(yè)電機峰值轉矩為650Nm。
4.3.2 動力系統(tǒng)的額定轉速和額定轉矩
根據(jù)峰值轉矩、峰值功率可計算電機額定轉速為：
計算可得驅(qū)動電機額定轉速為1600rpm， 作業(yè)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(qū)動電機額定轉矩為600Nm， 作業(yè)電機額定轉矩為300Nm。
由車輛所能達到的最高車速約束動力系統(tǒng)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(tǒng)轉速（rpm）；i0—主減速比。計算可得動力系統(tǒng)所需峰值轉速為2558.16rpm。
整車可通過驅(qū)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(qū)動電機峰值轉速為5200rpm。根據(jù)作業(yè)裝置通過作業(yè)電機轉速控制，可依據(jù)現(xiàn)有作業(yè)裝置匹配作業(yè)電機峰值轉速作業(yè)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(jù)以上計算， 最終可以確定兩種車型動力系統(tǒng)的雙電機主要參數(shù)如表4 所示。
表4 兩種車型的雙電機參數(shù)表
Tab.4 The motor parameters of 2 vehicles
4.4 結合整車性能要求的動力系統(tǒng)校核分析
動力系統(tǒng)雙電機及變速箱的主要參數(shù)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(xiàn)的4 種不同的行駛模式，建立整車動力性數(shù)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。
Fig.8 Climbing curve in 4 running modes
圖9 兩種車型加速曲線
Fig.9 Acceleration curve
可知兩種車型通過雙電機聯(lián)合驅(qū)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(jù)匹配計算與校核， 確定了兩套動力系統(tǒng)的主要參數(shù)，計算校核的結果表明，可以達到項目指標的要求。
5. 結束語
本文將平行軸式AMT 變速箱與行星排集成，開發(fā)了一種具有多種工作模式的純電驅(qū)動系統(tǒng)構型， 可實現(xiàn)雙電機的耦合驅(qū)動、單電機獨立驅(qū)動/作業(yè)、行駛與作業(yè)解耦等工作模式， 實現(xiàn)一種構型滿足運輸和作業(yè)兩種使用需求， 換擋無動力中斷，驅(qū)動/作業(yè)電機可分離，降低了系統(tǒng)功率及轉矩冗余， 提高了系統(tǒng)效率。
