一种并联式混合动力汽车传动系设计

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摘要

近年来，一些交通机构已经测试了配备混合动力系统的公交车。据报道，混合动力系统在排放和燃油经济性能方面与传统的柴油发动机系统相比有着显著的优势。

在本文中，我们分析了混合动力汽车的发展现状以及现有混合动力电动客车传动系的结构特点和使用效果，参考相关文献，综合考虑各方面因数，对城市用并联式电动客车的结构特点进行分析，并以cs6120 混联式混合动力电动客车为基础，对其传动系统进行一系列的设计。其中包括结构设计、参数选择、变速器设计计算以及绘图过程，并对各零部件进行校核。另外还根据并联式混合动力电动客车的使用要求，采用类比的方法，选用合适的离合器等其他总成。

关键词：混合动力汽车；CS6120 并联式混合动力电动客车；传动系统；变速器

设计

一种并联式混合动力汽车传动系设计

THE DESIGN OF A TRANSMISSION SYSTEM FOR CS6120

PARALLEL HYBRID ELECTRIC VEHICLE

Abstract

In recent years, several transit agencies have tested buses equipped with hybrid powertrain systems. It has been reported that hybrid powertrains have significant advantages over conventional diesel engine systems, in the area of emissions and fuel economy performance.

In this paper, we analysised on the structural characteristics and application of transmission system for the existing hybrid electric bus, reference to relevant literature, comprehensive consideration of various factors, to analyze the structural characteristics of the city hybrid electric buses,and based on CS6120 Hybrid Electric Bus , design its transmission system.Including the structural design, preferences, calculation and drawing. In addition, also according to the requirements of using Hybrid Electric Bus, use analog methods, choose the other appropriate assembly such as clutch, and to check all parts and components.

Key Words:Hybrid electric vehicle;CS6100 parallel-series hybrid electric vehicle;

Transmission system;Transmission design

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目录

1 绪论 .............................................................................................................................................. 1

1.1 引言 .................................................................................................................................... 1 1.2 混合动力汽车的发展现状 ................................................................................................ 1

1.2.1 治理与改善我国环境状况的目标 ......................................................................... 2 1.2.2 石油短缺的压力 ..................................................................................................... 3 1.2.3日本混合动力/电动汽车发展概况 ......................................................................... 4 1.2.4美国混合动力/电动汽车发展概况 ......................................................................... 5 1.2.5欧洲混合动力/电动汽车发展概况 ......................................................................... 6 1.2.6 我国发展概况 ......................................................................................................... 7 1.3 关键性技术的研究 ............................................................................................................ 8

1.3.1 整车能量管理系统和控制策略 ............................................................................. 8 1.3.2 子系统的关键技术 ............................................................................................... 10 1.4 本课题的研究内容 .......................................................................................................... 12 2并联式混合动力电动汽车传动系的结构特点分析 .................................................................. 13

2.1 混合动力汽车动力传动系布置方案 ............................................................................ 13 2.2 并联式HEV 动力传动系 ............................................................................................. 13 2.3 并联式HEV 动力传动系结构分析 ............................................................................. 14

2.3.1 转速合成式PHEV 动力传动系 ....................................................................... 14 2.3.2 扭矩合成式PHEV 动力传动系 ....................................................................... 15 2.3.3 牵引力合成式PHEV 动力传动系.................................................................... 18

3 CS6120并联式混合动力大客车总体设计 ................................................................................ 20

3.1 基本原理 ........................................................................................................................ 20 3.2 汽车轴数、驱动形式、布置形式的选择 ...................................................................... 21

3.2.1 确定汽车类型 ....................................................................................................... 21 3.2.2 确定轴数 ............................................................................................................... 21 3.2.3 驱动形式 ............................................................................................................... 21 3.2.4 布置形式 ............................................................................................................... 22 3.3 汽车主要参数确定 .......................................................................................................... 22

3.3.1 外廓尺寸 ............................................................................................................. 22 3.3.2 一般参数 ............................................................................................................... 22 3.3.3 轴荷分配 ............................................................................................................... 22 3.4 汽车轮胎的选择 .............................................................................................................. 22 4 CS6120 并联式混合动力电动汽车传动系参数的设计 ........................................................... 24

4.1 发动机功率的选择 .......................................................................................................... 24 4.2 电动机参数的选择 .......................................................................................................... 25

4.2.1 电动机额定转速和最高转速的选择 ................................................................... 25 4.2.2 电动机额定功率的选择 ....................................................................................... 27 4.3 传动比的选择 .................................................................................................................. 27

4.2.1 主减速器传动比i0的选择 .................................................................................... 27 4.3.2 变速器传动比选择 ............................................................................................... 29

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4.4 电池组容量的选择 .......................................................................................................... 30 4.5 车辆最高车速的校核 ...................................................................................................... 31 5 变速器的设计 ............................................................................................................................. 32

5.1 中心距的确定 .................................................................................................................. 32 5.2 齿轮参数的选择 .............................................................................................................. 33

5.2.1 模数m................................................................................................................... 33 5.2.2 压力角α ................................................................................................................ 33 5.2.3 螺旋角β ................................................................................................................ 34 5.2.4 齿宽 ....................................................................................................................... 35 5.2.5 变位系数 ............................................................................................................... 36 5.3 各档齿轮参数的计算 ...................................................................................................... 36

5.3.1 确定一档的齿数 ................................................................................................... 36 5.3.2 修正中心距 ........................................................................................................... 37 5.3.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 ........................................................................... 37 5.3.4 确定其他档位的齿数 ........................................................................................... 37 5.3.5 倒档齿轮齿数 ....................................................................................................... 38 5.3.6 确定倒档与中间轴的中心距 ............................................................................... 38 5.4 齿轮机构的校核 .............................................................................................................. 38

5.4.1 变速器齿轮的毁坏形式 ....................................................................................... 38 5.4.2 齿轮强度计算 ....................................................................................................... 39 5.5 轴的设计计算 ................................................................................................................ 42

5.5.1 轴的功用及要求 ................................................................................................... 42 5.5.2 轴的尺寸的初选 ................................................................................................... 43 5.5.3 轴的校核 ............................................................................................................... 44

6 设计总结..................................................................................................................................... 56 参考文献 致谢

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1 绪论

1.1 引言

混合动力汽车应是我国电动汽车产业化的突破口据中国汽车报报道，根据“十五”国家863计划电动汽车重大专项的目标定位和技术路线，结合我国汽车工业的发展现状，一些专家认为，混合动力电动汽车应成为我国电动汽车发展的重点和方向，并有希望率先取得产业化突破。从我国电动车技术来看，目前已从实验室开发试验阶段过渡到商品性试生产阶段，我国电动汽车研制开发基本上与国外同行处于同一起跑线上，技术水平与产业化的差距比较小，目前已有一定基础。在上世纪90年代中期已推出电动汽车样车，电动轿车概念车、燃料电池中型客车已经问世。

现在世界上的电动汽车主要分成纯电动汽车、混合动力电动汽车和燃料电池汽车三种，专家认为选择混合动力电动汽车作为现阶段我国电动汽车产业化的突破口，符合我国汽车工业的发展要求。原因一是混合动力电动汽车承接了传统汽车的技术，有利于对传统汽车工业的改造；二是有利于降低制造成本和有利于实现产业化。

1.2 混合动力汽车的发展现状

汽车工业是大多数国家经济发展的支柱产业。美国国家工程院评出的20 世纪最伟大的20项工程技术成就中汽车排名第二已足以说明这一点。从“十五”计划开始, 我国汽车工业也进入高速发展和快速增长时期。我国与世界各国一样, 随着汽车产品与保有量的大量增加, 由此而引发的环境和能源问题已经引起了国家和社会的广泛关注。污染的严重和能源的匮乏, 对整个世界和各国经济的发展而言, 无疑是一个巨大的挑战和残酷的瓶颈。对此, 必须积极寻求应对办法, 认真研究解决对策。

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1.2.1 治理与改善我国环境状况的目标

汽车尾气排放有害物质对城市区域大气具有严重的危害, 许多国家相应制定了严格的法律法规、规范和国家标准, 违背法律法规和不符合相关标准的汽车在市场竞争中被淘汰出局。当前我国汽车工业面临着必须达到的两个目标是: ①达到如表1-1所示的法规和标准要求

表1-1 美国、欧洲及中国对汽车尾气排放有害气体的限制法规与标准

实施年代 美国联邦法规 欧洲标准 1992 1994 1996 2000 2002 2005 2008 2010 1990 US EPA法规 1994 US EPA法规 2004 US EPA法规 欧Ⅰ GB1471欧Ⅱ 欧Ⅲ 欧Ⅳ 欧Ⅴ 与国中国 6(1-70-93 相当于相当于欧Ⅰ 欧Ⅱ 相当于欧Ⅲ 际同步 ②限制CO2 的排放越来越多的证据表明, 汽车的CO2 排放是破坏环境最重要的元凶之一。为此, 联合国“政府间气候变化专业委员会” ( IPCC) 对其进行了评估,表明: 1996 年世界共排放CO2 等温室气体200 亿吨, 美国占25 % , 其中汽车排放占10 % , 中国排放CO2 占1315 %。1997 年12 月, 全球气候变化条约国第三次缔约国会议(COP3) 在日本京都召开, 会议通过的《京都议定书》限定了CO2 、NO2 、甲烷等6 种造成温室的气体的排放量如表1-2 所示。

表1-2 世界主要国家需要降低的排放量

欧盟 8% 美国 7% 日本 6% 加拿大 6% 议定书还规定以1990 年为基准到2012 年止,工业发达国家CO2 排放量要降低总量的512 %。这些数字看起来不大, 但考虑到汽车数量的增加, 需要减少的绝对量则相当可观, 如日本实际要降低20 %左右。目前已有110 多个国家批准了《京都议定书》, 但排放CO2 最多的美国却拒绝执行, 并提出排放CO2 要

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实行市场化。《京都议定书》虽对发展中国家没有提出具体要求, 但考虑到每燃烧1kg汽油产生约3kg 的CO2 , 而我国是石油消耗大国,有不可忽视的CO2 排放量的治理任务。

1.2.2 石油短缺的压力

我国石油资源短缺, 已发现可开采的储量仅占世界总储量的4 %左右, 从1993 年开始进口石油,并以每年两位数字的百分比增长, 2000 年进口石油7000 万吨,成品油3000 万吨。到2005 年以后,每年进口石油将超过一亿吨, 相当于科威特一年的石油总产量, 未来我国石油缺口更大。我国石油需求与产量如表1-3 所示

表1-3 我国石油需求与亿吨

年份 2000年 2005年 2010年 需求 2.4 2.8 3.6 产量 1.6 1.78 1.89 缺口 0.7+0.3 1.02 1.71 面对如此严重的环境问题和严峻的能源现状,世界各国都在寻找解决的途径, 经过多年的探索,在科技界比较一致的对策是:①提高和完善内燃机的性能, 进一步提高内燃机的热效率, 降低能耗, 广泛采用电喷、智能正时可变气阀(VVT2i), 稀薄燃烧、压缩直喷点火、改进燃油品质等先进技术;②采用替代燃料, 如水煤气、氢、乙醇、甲醇、合成燃油LN G和L PG等;③鼓励和推广采用电动汽车( EV) 、混合动力电动汽车(HEV) 、燃料电池电动汽车(FCEV)。目前动力电池技术未取得突破性进展 , EV只能在城近郊区、旅游名胜区、步行街等有限地区使用。 FCEV 是利用氢、氧在常温下产生电化学反应发电作为车辆运动的动能, 排出的是水, 为零排放, 这是第一优势; 第二优势是氢在地球上储存量很多, 可以从水和生物中提取, 不依赖石油资源。虽然现在的一些技术难题使近期批量使用还有困难, 但这两大优势注定了FCEV 是发展的趋势。早在1909 年, 就有人提出了利用内燃机与电动机结合来克服纯电动汽车续驶里程短和充电时间长的缺点, 并出现了早期的混合动力电动汽车HEV , 成为了从内燃机汽车到电动汽车的一种过渡车型。随着技术的进步, 电动汽车的发展呼唤新的车型。这种车型是将技

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术上最先进(即油耗最低, 排放污染最优, 体积重量最小) 的内燃机与一种一定容量的高性能储能装置(动力电池) 相结合,通过最先进的电子控制系统组成电机驱动系统, 这三者的最佳匹配必将大幅度地降低油耗, 实现更低的排污量 , 满足更严格的排放要求, 使其成本比较接近于同类汽车的水平。这种HEV 将会受到汽车工业界欢迎, 并成为为市场接受的主流车型。据最新的资料显示, 日本已在美国出售1318 万台混合动力电动轿车。总之, EV、HEV、HCEV的发展是当今汽车技术发展的一个新方向, 是寻求解决上述难题的一个有效途径。

1.2.3日本混合动力/电动汽车发展概况

日本汽车保有量占全球第二位，由于人口密集，国土狭小，石油100％依赖进口。因此，日本对EV\\HEV的研发十分重视。日本从1965年开始电动车的研制、通产省正式把电动车列入国家项目，1967年成立了日本电动车协会，促进了电动车事业的发展，1971年日本通产省就制定了电动汽车的开发计划，1991年日本通产省又制定了“第三届电动汽车普及计划”，提出到2000年日本电动汽车的年产量达到10万辆，保有量达到20万辆。2001年7月，日本开展了“低公害车开发普及行动”，将EV\\HEV列为重点开发的低公害汽车之列，并制定了专门的政策，以促进EV\\HEV的普及应用；2002年提出从2005年开始大幅度限制尾气排放，制定了《新长期排放限制》的标准，准备用于2005年以后销售新车的一项排放法规；2002年2月26日，日本中央环境审议会大气环境领域的一个专门委员会（环境大臣的咨询机构）提出了一份将要纳入这项法规的尾气排放标准的咨询提案。这项提案的内容包括将颗粒状物质（PM）含量比现行标准的要求最大削减85%，将氮氧化物（NO??）削减50%等一些内容，该法规的实施将进一步推动EV\\HEV的发展。按照目前的发展速度，预计在2010年将达到210万辆。

丰田是全世界第一台正式批量生产的混合动力车的制造者，自从1997年开始，Prius就开始在日本销售，2000年起便在北美、欧洲及世界各地公开发售。目前，Prius已经在中国上市。到了2001年，丰田又在日本推出了Estima混合动力小货车、使用弱混合动力的皇冠豪华小轿车和Dyna混合动力轻型货车。丰田商业化的车型已经达到5款。为了在实现低排放的前提下，提高车辆的动力性，

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在2003年，丰田汽车把新一代的混合动力系统Hybrid Synergy Drive引入到了第二代的Prius上面。在2005年，他把这套系统的使用范围扩展到了对动力性能要求更高的SUV车型上——雷克萨斯的RX400h（日本名为Harrier Hybrid）和Highlander Hybrid（日本名为Kluger Hybrid）。

本田公司在混合动力车方面也颇有建树， 1999年推出“INSIGHT”，2001年推出“CIVIC”。本田还在混合动力车的开发上，通过研究新型发动机、镍氢蓄电池等追求动力高效化；通过开发新型轻质铝车身、树脂油箱等谋求车辆的轻型化，使汽车达到每公升汽油可行驶35公里的世界最高水平，并且使汽车尾气排放达到世界最严格要求的标准。

1.2.4美国混合动力/电动汽车发展概况

汽车工业是美国的支柱产业，给美国带来了繁荣昌盛，但同时也带来了能源危机、环节污染以及资源的浪费。美国近年来几乎要从国外进口全国消耗量一半以上的石油。为了避免受到石油危机的冲击，美国十分重视对混合动力汽车的研究和开发。1976年卡特总统签署EV/HEV研究开发和示范法案，授权美国能源部执行和管理EV/HEV研究计划，但是直到九十年代初电动车的研究在美国才真正开始。1990年10月布什总统签署清洁空气法严格规定了汽车排放的标准，同月加州政府也有了新的规定，即要求汽车制造商在加州销售的车辆中百分之二必须是零排放车辆，而当时只有纯电动汽车才可能达到零排放车辆的要求。

1991年美国通用汽车公司、福特汽车公司和克莱斯勒汽车公司共同协议，成立了先进电池联合体(USABC)，共同研究开发新一代电动汽车所需要的高能电池。1991年10月USABC与美国能源部签订协议，在1991-1995年的四年间投资2.26亿美元来资助电动汽车用高能电池的研究。1993年，美国克林顿政府推出了新一代汽车伙伴计划即PNGV，要求联邦政府部门从1993到1995年度大量购买包括EV/HEV的替代燃油车。PNGV制订了10年开发计划，目标是80mpg(约3L/100km)的低油耗汽车。

2002年1月9日，10年计划尚未结束，美国能源部部长斯潘塞?阿伯拉罕在各大汽车公司首脑参加的会议上宣布，根据总统布什的国家能源计划，降低美国对进口石油依赖性，决定成立一个新的汽车研究项目，叫做自由车(Freedom CAR)，

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该项目的长期目标是高效、价廉、无污染。研究先进、高效的燃料电池技术，用氢燃料作动力，不产生任何污染。改项目继续对电动汽车进行专项研究，但是重点是发展氢燃料电池电动车。

按照PNGV的时间表，在1999年以前为浓缩并集中技术目标阶段，1999～2001为生产概念车阶段，2001～2005年为生产性样车阶段。在2000年底特律国际汽车展上福特和通用汽车公司展示了其柴油复合动力概念车，同年2月22日，戴姆勒克莱斯勒在华盛顿国家博物馆公布了其PNGV复合动力概念车。PNGV计划在2002年被终止，原因是80MPG的目标很高，而研制的新车在成本上并未取得很好的成果，不能满足用户在价格上的要求，也就是说，在短时期内不具有市场价值。更重要的是，PNGV仍然局限于用石油作为基本能源。因此要求新项目在这方面有新的突破，将着眼于新一代汽车能源，而不囿于现有技术和当前燃料资源。但是PNGV起到了全球EV/HEV技术开发领头人的作用，从其建立和执行情况来看，新一代汽车已经成为跨国汽车公司和工业国家战略发展的重要内容。

1.2.5欧洲混合动力/电动汽车发展概况 (1)法国

法国是一个缺少石油的国家，每年要从国外进口大量石油。因此，法国是全世界最积极研制和推广电动汽车的国家之一。法国电力供应充沛且多用核能发电和水力发电，发电源干净且电价便宜，汽车工业发达。法国政府鼓励开发电动汽车和充分利用电力资源，在政策上给予支持，为开发电动汽车提供资助。法国政府、法国电力公司、标致－雪铁龙汽车公司和雷诺汽车公司共同承担开发和推广电动汽车的协议，共同合资组建了电动汽车的电池公司，和萨夫特(SAFT)公司承担电动汽车的高能电池的研究和开发，以及电池的租赁和维修等工作。

1990年法国标致－雪铁龙汽车公司所开发的J-5和C-25电动货车投入生产。1995年法国能源部、标致－雪铁龙汽车公司开发了标致－106和SAXO型四座电动轿车，用雪铁龙－AX型轿车改装的电动轿车，雷诺汽车公司的Clio型四座电动轿车及其变型车等，并投放在罗切里市进行试验。1997年法国的电动汽车产量达到2000辆左右。

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不仅如此，法国非常鼓励使用混合动力汽车，使法国混合动力汽车的发展位居世界前列。四年前法国政府电力公司与汽车制造商签订了协议，使全国电动汽车保有量达到10万台，在20个城市推广混合动力汽车。法国已有十几个城市运行电动汽车且有比较完善的充电站等服务设施，政府机关带头使用混合动力汽车。法国政府为了鼓励用户使用混合动力汽车，还宣布企业购买混合动力汽车第一年可以免税。法国电力公司向电动汽车生产厂家每生产一辆电动汽车提供1万法郎的补助，以扩大电力使用范围。目前，法国混合动力汽车的普及程度和保有量都位居世界前列。

(2)德国

德国政府十分重视环节保护，投入了大量的资金用于EV的研发，1971年成立了城市电动车交通公司(GES)，积极组织EV的研究与开发。1991年在拜尔州投入了300辆EV进行运行。拜尔州还拨400万马克，用于资助用户车价的30%购买电动汽车。另外，汉堡市也采取资助用户车价的25%来鼓励用户购买电动汽车。德国政府指定奔驰汽车公司和大众合资建立的德国汽车工业有限公司的科技开发机构，1992年德国政府拨款2200万马克，在吕根(Rugen)岛建立欧洲EV试验基地，组织了四大公司62辆各类电动车在吕根半岛城运行试验，对64辆电动汽车和电动汽车的系统工程进行长达4年的大规模试验，并有很多国家和城市都派有EV参加吕根岛的实验。1994年展示出了19种轿车，13种面包车，4种大客车，都进入了实用阶段。20世纪70年代末期，德国戴姆勒－奔驰汽车公司生产了一批LE306电动汽车，采用铅酸电池。20世纪80年代初期，德国奔驰汽车公司生产了电动大客车，也生产了商用电动汽车，奔驰公司还宣布投资4.7亿美元研究开发燃料电池，计划2005年实现产业化。欧宝公司在1972年开始研制新型电动汽车。1981年与BBC公司(现在的ABB公司)合作研制了电动轿车。

1.2.6我国发展概况

我国目前也非常重视混合动力电动汽车的研究与开发，一些单位的起步研究工作正在展开，国家科技部已将其作为“十五”863 重大专项的内容。我国有关电动汽车的研制开始于20世纪90年代。从1996 年开始，广东省科委统一协调组织研制电动汽车，并取得了可喜的进展。清华大学研制了电动中型客车。中国远

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望(集团)总公司与北京理工大学、国防科技大学和河北胜利客车厂等单位联合，于1996 年3月研制成功了51 座YW6120 型电动大客车。

在此基础上，我国混合动力电动汽车的研制也有了一定的进展。1998 年，清华大学与厦门金龙公司合作研制了混合动力电动客车；同年，江苏理工大学承担了江苏省科委下达的重点工业科技攻关项目——混合动力电动公交轻型客车ZJK 6700HEV 串联式混合动力的研制，目前样车的研制工作已经结束。一汽在2001 年4 月19 日闭幕的第3 届北京国际清洁车展上推出一款混合动力电动轿车——红旗CA7180AE。该轿车是由一汽研究所、美国电动车亚洲7公司、汕头国家电动汽车试验示范区三方共同合作完成的，属串联式结构的中高档车型。清华大学与沈阳金杯客车制造有限公司在2001 年3月签订了“SY6480 混合动力电动客车的研制与开发”合作项目的合同。深圳明华环保汽车有限公司于2001 年4月推出了混合动力电动环保汽车MH6720，引起社会各界关注; 该车采用的是并联式混合动力系统，发动机为87kw ；电机为312V、充电次数大于500 次；异步交流电机平均功率为36kW; 满载最高车速为90 km/h; 最大爬坡度为33％; 续驶行程可达1080 km，纯电机驱动时为100km；百公里等速油耗7.69L; 乘客数为22; 其尾气排放达欧洲标准，噪声指标也大大低于国产普通中巴车。东风汽车公司承接“863”混合动力研制项目现已完成, 并已于最近推出混合动力电动客车样车，整车性能良好。我国通过国家“八五”、“九五”甚至“十五”电动汽车的科技攻关，在HEV方面已经积累了一定的技术基础和经验

1.3关键性技术的研究

1.3.1 整车能量管理系统和控制策略

要实现混合动力电动汽车性能的提高，就必须对整车，尤其是动力系统进行控制，使各个部件能够协调工作。这一任务由整车能量管理系统来完成。

(1) 整车能量管理系统

混合动力电动汽车的能量管理系统和工业上用到的复杂系统一样，普遍采用分级分布式结构，如图1.1所示。最上层为能量管理系统的决策单元(Decision—making Unit)，统一协调和控制各个低端控制器；中间一层包括多个

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低端控制器；最下层为各个执行器。能量管理系统的决策单元接受驾驶员输入的指令、各个执行器的信息和环境信息,协调各子系统的工作。

图1.1 混合动力电动汽车整车能量管理系统

(2) 整车能量管理策略

混合动力系统的整车控制策略(能量管理策略)可以从不同的角度出发进行分析。无论是串联、并联还是混联HEV系统，控制策略要解决的问题主要有两个：系统运行模式的切换和混合模式下功率的分配。混合动力系统有多种运行(能量流动)模式。根据不同的工况要求，以优化各部件工作点为目的，可以在这些运行模式中进行切换。串联混合动力系统有11种可能的工作模式及多种模式切换策略，如发动机ON/OFF策略和“转换输出功率”策略。并联系统的运行模式较少，混联系统则可以设计得较多，以适应不同的工况。

功率分配是系统能量管理策略研究的关键。通常功率分配都被看作是一个以减小油耗和改善排放为目标的优化阔题，功率分配决定了混合动力系统中发动机的工作区域。根据优化程度(或者说发动机工作点选择方式)的不同，目前被广泛采用或研究的功率分配策略大体上可以分为：恒定工作点策略、优化工作区策略、ICE优化曲线策略、瞬时优化策略和全局优化策略。

随着对混合动力系统控制策略研究的深人，诸如自适应控制、模糊逻辑控制、神经元网络控制等方法也得到有效的运用。这些方法可以改善实时控制的性能，提高HEV对各种工况的适应能力。

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1.3.2 子系统的关键技术

为了充分发挥混合动力系统的潜力，应当对部件进行优化，使其适应混合动力系统的工作特点。

(1) 电池和电池管理系统

一般情况下，混合动力系统的动力电池进行的是频繁、浅度的充放电循环：在充放电过程中，电压、电流可能有较大变化。针对这种使用特点，混台动力系统对电池有如下几方面的特别要求：

①大功率充放电的能力。质量比功率和体积比功率是衡量电池快速放电能力的指标，相对于能量要求，混合动力系统的电池对比功率的要求更高。同时，混合动力系统在制动能量回收或低功率调峰时要求电池能够在短时间内接受大量的能量，目前的高功率电池往往存在快速充电接受能力差的问题。提高电池快速充电接受能力比提高电池的比功率更加紧迫和关键。

②充放电效率。混合动力电动汽车中内燃机发出的相当一部分能量须经历充电——放电的能量循环，高的充放电效率对保证整车效率具有至关重要的作用。

③混合动力系统的电池应当在快速充放电和充放电过程变工况的条件下保持性能的相对稳定。混合动力系统使用条件下能达到足够的充放电循环次数也是对电池的基本要求。

此外，作为车用动力电池，还有一些基本要求：电压、质量比能量和体积比能量、免维护性以及成本。

HEV发展的其它储能技术 ①飞轮电池

飞轮电池有比能量高、比功率大、充电快、寿命长、无污染等优点，但目前技术难度和成本都较高。

②超级电容

超级电容虽然能量密度较低，却拥有很高的功率密度，能在瞬时提供很大的电流和功率，同时寿命长、效率高、充电快，是混台动力系统中很有前途的一种瞬时供能装置。

电池管理系统

电池管理系统是整车能量管理系统的一部分整车能量管理策略的实施要依

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赖电池管理系统对电池状态的判别和对电池性能的维护电池管理系统的主要功能有：防止电池过充电或过放电；判定荷电状态SOC：选择适当的充电或放电模式；对电池进行均衡充电；控制并平衡电池组的工作温度。

(1) 电驱动系统

HEV对电驱动系统的要求：

①串联系统对驱动电机的要求与纯电动车相似，发电机则要求小体积、高效率、控制性能良好。

②并联和混联系统要求电机能适应频繁的起停和电动/发电状态之间的切换。在并联系统“轻度复合”的结构中，电机功率要求较小，可采用与发动机曲轴同轴的结构，进一步减小了电机尺寸和质量。目前发展中的“42 V系统”实际上就是一种“轻度复合”方案：目前适合HEV使用的电驱动系统主要是异步电机(感应电机)驱动系统和永磁同步电机驱动系统

(3) 动力复合装置

在并联和混联系统中，机械的动力复台装置是耦合发动机和电机功率的关键部件。它不仅具有很大的机械复杂性，而且直接影响整车控制策略，因而成为混合动力系统开发的重点和难点。目前采用的动力复合方式有转矩复合、速度复合和双桥动力复合。

(4) 混台动力系统专用发动机

HEV系统中，由于发动机的工况可以控制在一定范围内，因而可以进行优化设计进一步提高其燃油经济性，降低排放。

①对内燃机的改进

目前采用内燃机的混合动力系统基本上都对其发动机进行了重新设计或重大改进。例如丰田Prius的1.5 L汽油机采用Atkinson的高效率、高膨胀比、工作循环、紧凑型倾斜式挤气燃烧室以及铝合金缸体。其主要目的是追求高效率而不是高功率。由于电机承担了功率调峰的作用，发动机町以舍弃非经济工作区的性能而追求经济工作区的更高效率。

②混合动力系统中使用的其它热机

混合动力电动汽车还可以选用燃气轮机、斯特林发动机或燃气发动机等其它热机，利用它们各自的优势，可以构成不同特点的混合动力系统。

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

1.4本课题的研究内容

(1) 并联式混合动力电动汽车传动系的特点分析 (2) CS6100并联式混合动力电动汽车传动系的设计

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

2并联式混合动力电动汽车传动系的结构特点分析

2.1 混合动力汽车动力传动系布置方案

由于混合动力汽车采用2 种动力源作为动力装置, 它的各个组成部件、布置方式及控制策略的不同, 因而形成了各式各样的结构型式。混合动力汽车的分类方法也有多种。根据动力源的数量及动力传递方式的不同, 分为串联型、并联型和混联型; 根据发动机和电机的功率比的大小, 分为里程延长型、动力辅助型和双模式型; 根据发动机运行模式的不同, 分为发动机开/关模式和发动机连续运行模式; 根据发动机和电动机是否布置在同一轴线上, 分为单轴式和双轴式; 根据蓄电池组的荷电状态SOC (State of charge) 的变化情况, 又可分为荷电消耗型和荷电维持型。

2.2并联式HEV 动力传动系

并联式HEV 动力传动系(Parallel Schedule, 又称PHEV ) 的结构组成如图2.1所示。在并联式HEV 动力传动系中, 发动机与电动机可以分别独立地为汽车驱动轮提供动力, 没有串联式HEV 动力传动系中的发电机, 因此更像传统的汽车动力传动系, 并具有了许多显著的优点: ①由于发动机的机械能可直接输出到汽车驱动桥, 中间没有能量的转换, 与串联式布置相比, 系统效率较高, 燃油消耗也较少。②电动机同时又可作为发电机使用, 系统仅有发动机和电动机两个动力总成, 整车质量和成本大大减小。③假定汽车所要求的最大功率为P , 则每台动力总成的功率总和往往是在P～ 2P 之间, 由于设备功率较小, 所需的设备费用也较小。但由于发动机与车辆驱动轮间有直接的机械连接, 发动机运行工况不可避免地要受到汽车具体行驶工况的影响, 要维持发动机在最佳工作区工作, 则控制系统和控制策略较复杂。

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

图 2.1并联式HEV动力传动系统结构图

2.3并联式HEV 动力传动系结构分析

2.3.1 转速合成式PHEV 动力传动系

转速合成式PHEV 动力传动系的动力合成装置为转速合成装置, 其工作原理如图2.2所示。

图2.2转速合成装置工作原理简图

如果用i1、i2 分别表示转速合成装置对应于1 输入、2 输入的机械传动比, 则存在下述关系式：

????????=??1·??????1=??2˙??????2 (2-1)

Vout=

式中 T、V —— 扭矩和转速 in、out——输入和输出

此结构有2 套结构机械变速器, 内燃机和电动机各自与一套变速结构相联, 然后通过齿轮进行复合。在此种结构中, 可以通过变速机构调节内燃机、电动机之间的转速关系, 使发动机的工况调节变得更灵活。此种结构目前是最有生命力

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Vin1Vin2

+i i12

(2-2)

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的结构, 主要采用行星差动系统的结构。

行星齿轮动力复合机构, 可以实现多个部件转速的复合, 即各个部件间的转矩保持一定的比例关系。这种功率复合形式被称为速度复合。行星机构有2 个自由度, 通过不同离合器和制动器的作用, 可以实现单自由度、固定传动比的传动。

在此机构中发动机与行星架相联, 通过行星齿轮将动力传递给外齿圈和太阳轮, 齿圈轴与电动机和传动轴相联, 太阳轮轴与发电机相联。动力分配装置将发动机大部分转矩直接传递到驱动轴上, 将另一小部分转矩传给发电机, 发电机发出的电能根据指令给电池充电或用于电动机以增加驱动力。

通过对行星机构的变速比和受力分析可以得到

1+?? ·????=??·????+????

??·????= 1+1 ?? ·????= 1+?? ·????

(2-3) ????=????

??=??+??=??+??·?? 1+??

?????? ??

????=???? ??= 1+?? ·???????·???? ??

式中 ρ——太阳轮齿数与齿圈齿数之比(0<ρ< 1)

????、????、????、????、???? ——分别为发动机、发电机、齿圈、电机和驱动轴的转速

????、????、????、????、????——分别为发动机、发电机、齿圈、电机和驱动轴的转矩

K ——齿圈与驱动轴间的传动比

这种结构可以通过调节发电机转速使发动机转速产生变化, 此外, 发动机的转矩与作用在齿圈上的转矩是成一定比例的, 传到驱动轴上的转矩是从齿圈上得到的转矩和电动机发出的转矩(为负时代表制动能量回收) 的和, 这种结构可以有非常灵活的控制策略, 可实现对混合动力能量流的最优控制。目前，应用这种结构最成功的是丰田公司Prius 的驱动系统。

2.3.2 扭矩合成式PHEV 动力传动系

扭矩合成式PHEV 动力传动系的动力合成装置为扭矩合成装置, 其工作原理如图2.3 所示。

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

图 2.3 扭矩合成装置工作原理图

如果用??1、??2分别表示扭矩合成装置对应于1 输入、2 输入的机械传动比, 则存在下述关系式

Tout=i1·Tin1+i2·Tin2 (2-4)

Vout=

Vin1i1

+

Vin2i2

(2-5) 由于两动力总成通过扭矩合成装置(啮合齿轮传动、链传动、传动带及CV T 传动等) 直接驱动车辆, 因此它们的输出特性总和应能满足车辆的牵引需求, 否则, 应在传动系中适当的位置布置变速箱。另外, 由于所采用的扭矩合成装置结构以及传动轴数目的不同, 扭矩合成式PHEV 动力传动系又具有以下几种典型的结构型式。

（1） 单轴扭矩合成式PHEV 动力传动系 如图2.4 所示,

图 2.4 单扭矩合成式PHEV动力传动系统结构图

发动机通过主传动轴与变速器相联, 电动机的转矩通过齿轮与内燃机的转矩在变速器前进行复合, 传到驱动轴上的功率是两者之和。关系式如下：

????= ????+??·???? ·??(2-6)

????=????=???? ??

式中????、????、????—— 分别为发动机、电动机和变速器输入转矩 ????、????、????—— 分别为变速器输入轴转速、发动机转速和电动机转速 η、K —— 传动效率和传动比

在此结构中, 发动机、电动机和变速器输入轴之间的转速成一定的比例关系,随着路况和车速的变化, 这些转速会随着变化。输出转矩的变化, 可以通过式中的转矩关系, 在发动机转矩保持恒定的条件下, 通过调节电动机的转矩而获得。

(2) 双轴扭矩合成式PHEV 动力传动系

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

依据变速箱的具体位置不同, 双轴扭矩合成式PHEV 动力传动系具有2 种布置方案, 分别如图2.5、图2.6 所示。在图2.5 中, 变速箱布置于动力元件和扭矩合成装置之间, 变速箱的具体选择可以是多速、单一速比或CV T 传动, 变速箱几种可行的组合方案确定的传动系特点, 如表2-1 所列。

图2.5 双轴扭矩合成式PHEV动力传动系统之一

图2.6 双轴扭矩合成式PHEV动力传动系统之二

在图2.6 中, 变速箱布置于扭矩合成装置与主减速器之间, 变速箱的设置同等比例地提高了内燃机和电动机的输出扭矩, 改善了汽车的动力性能, 使系统采用小型内燃机和电动机成为可能。

表 2-1 双轴扭矩合成式PHEV 动力传动系之一中变速箱选择方案对比

变速箱1 变速箱2 动力传动系特点 第17页共59页

一种并联式混合动力汽车传动系设计 提高了整车的加速能力和爬坡能力; 提高了驱动多前进档变速箱 多前进档变速箱 系的总效率; 传动系复杂, 难于同时控制内燃机、电动机和变速箱 仍充分利用了牵引电机的恒功率特性并改善了内燃机的扭矩特性; 提高多前进档变速箱 单前进档变速箱 了内燃机的效率, 减小了电动机单独驱动汽车的车速范围, 从而减少了电池组的放电量。 驱动系的结构和控制都比较简单; 汽车的行驶功单前进档变速箱 单前进档变速箱 率需求难于同时满足, 因此其动力元件参数的选择应充分考虑汽车的动力性需求。 2.3.3 牵引力合成式PHEV 动力传动系

牵引力合成式PHEV 动力传动系的具体结构如图2.7所示。发动机和电动机之间无任何机械连接, 它们通过各自的传动轴分别驱动车辆的前轮和后轮。

5

图2.7 牵引力合成式PHEV动力传动系

该动力传动系的显著优点是: 汽车的驱动力由2 个驱动轴承担, 因此作用于

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每一驱动轴上的驱动力不会超出其轮胎地面附着极限; 在标准的混合模式下, 汽车主要由发动机驱动; 在“零排放”模式下只使用电动机驱动; 当汽车需要加速或爬坡, 发动机和电动机同时驱动; 该种结构的混合动力汽车的燃料经济性和动力性均超过了传统汽车, 但由于电机驱动系统与内燃机驱动系统分离, 结构不紧凑, 给动力传动系的具体布置带来困难。

本设计选用的是单轴扭矩合成式PHEV 动力传动系结构。

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3 CS6120并联式混合动力大客车总体设计

3.1 基本原理

混合动力系统结构中并联式结构的实质是在传统汽车中加装一套电力驱动装置，本设计选用的是单轴扭矩合成式PHEV 动力传动系结构，其基本结构如图3.1。

图3.1 并联系统驱动布置图

该系统利用发动机和电机共同驱动车轮,由于发动机与驱动车轮之间直接相连, 所以发动机的运转受驱动工况的影响. 该系统不需要发电机, 因此提高了能量转化效率。

由于电机的数量和种类的不同、变速装置类型的多样、部件的数量（如离合器的数量）和位置关系（如电机和离合器的位置关系）的差别，并联式结构具有明显的多样性。

并联式结构中发动机和电动机是相互独立的：可以只利用发动机进行驱动，此时发动机富余的功率还可以通过动力复合装置和电机转换为电能，对电池进行充电；在高速运行和加速是，可以利用动力复合装置对发动机和电动机的输出动力进行叠加。在市郊和城间运行时，汽车经常处于高速平稳运行状态，而且对排放没有苛刻要求，并联式动力系统可以关闭效率较低、经常对电池进行管理的电驱动部分从而使系统具有更好的经济性。

在并联式动力传动系中, 发动机与电动机可以分别独立地向汽车驱动轮提供动力, 没有串联式HEV 动力传动系中的发电机, 因此更像传统的汽车动力传

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动系, 并具有了许多显著的优点: ①由于发动机的机械能可直接输出到汽车驱动桥, 中间没有能量的转换, 与串联式布置相比, 系统效率较高, 燃油消耗也较少。②电动机同时又可作为发电机使用, 系统仅有发动机和电动机2 个动力总成, 整车质量和成本大大减小。③假定汽车所要求的最大功率为P , 则每台动力总成的功率总和往往是在P～ 2P 之间, 由于设备功率较小, 所需的设备费用也较小。但由于发动机与车辆驱动轮间有直接的机械连接, 发动机运行工况不可避免地要受到汽车具体行驶工况的影响, 要维持发动机在最佳工作区工作, 则控制系统和控制策略较复杂。

3.2汽车轴数、驱动形式、布置形式的选择

3.2.1 确定汽车类型

由汽车的设计型号cs6120，查文献确定该车属于总长度为12m 的客车。一般客车按照长度可分为：大型客车、中型客车、轻型客车、微型客车。如图表3-1 所示。因此，该设计车型属于大、中型客车，预设载客量50 ~ 60 人，总质量约15000kg。

表3-1 客车分类

车身总长度(m) > 10 7 ~ 10 3.5 ~ 7 < 3.5 3.2.2 确定轴数

客车类型 大型客车 中型客车 轻型客车 微型客车 根据国家道路法规规定，单轴最大允许轴载质量为10 t，又因该车总质量小于19 t，故采用两轴方案。另外，两轴方案有结构简单、制造成本低廉等优点。

3.2.3 驱动形式

根据汽车用途及最大总质量，确定采用6×4 驱动形式。

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3.2.4 布置形式

综合各种客车布置形式的优缺点，确定采用发动机后置后桥驱动布置。

3.3汽车主要参数确定

整体式客车总长一般不超过12000 mm，根据设计要求并参照福田BJ6123PHEV-1混合动力城市客车参数，

可选定所设计的客车总体参数: 3.3.1 外廓尺寸 总长L?? = 12000 mm 总宽B?? = 2550 mm 总高H?? = 3150 mm 3.3.2 一般参数 轴距L： L = 5450 mm

轮距B：前轮距为2098mm，后轮距为1840 mm 前悬L??：取2670 mm 后悬L??：取3445 mm 3.3.3 轴荷分配

对于6×4 驱动、后轮双胎：

满载前轴19%~25%，后轴75%~81%；空载前轴31%~37%，后轴63%~69% 取满载时，前轴：17950kg × 25% = 4500 kg 后轴：17950kg × 75% = 13500 kg 空载时，前轴：13700kg × 37% = 5069 kg 后轴：13700kg × 63% = 8631 kg

3.4汽车轮胎的选择

根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车，查GB9744—1997 选

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取

轮胎规格为7.50—15LT 的子午线轮胎，前后轮胎分别选用275/70R22.5、295/80R22.5 。

该型号轮胎主要参数： 新胎充气后 前胎：

断面宽度B：275 mm 轮辋直径D：22.5 英寸 高宽比H/B：70% 后胎：

断面宽度B：295 mm 轮辋直径D：22.5 英寸 高宽比H/B：80%

综合以上将本设计所选参数列表如下： 车辆名称：CS6120并联式混合动力客车 总质量（Kg）:17950 整备质量(kg)：13700 额定载客(含驾驶员)(人)：95/23-46,95/23-40 接近角/离去角(°)：7/7 轴距(mm)：5450 轴数：2 轮胎数：6 前轮距：2098

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车辆类别：客车 外型尺寸(长×宽×高)(mm)：12000×2550×3150 燃烧种类：柴油 前悬/后悬(mm)：2670/3445 轴荷：6450 11500 最高车速 (km/h)：80 弹簧片数：4/5,—/— 轮胎规格：275/70R22.5 ；295/80R22.5 后轮距：1840

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4 CS6120 并联式混合动力电动汽车传动系参数的设计

4.1 发动机功率的选择

混合动力汽车动力传动装置参数(包括发动机功率、电动机功率、传动系速比等) ,对车辆的动力性、燃油经济性和排放性能有显著影响。混合动力汽车动力传动系主要有并联式和串联式两种典型结构。本设计主要针对并联混合动力汽车传动系进行参数选择和匹配分析。发动机功率的选择对并联混合动力传动系的设计至关重要。发动机功率偏大,车辆燃油经济性和排放性能就差;发动机功率偏小,后备功率就小,电动机只有提供更多的驱动功率,才能满足一定的车辆行驶性能要求, 这势必引起电动机和电池组容量取值的增大和车辆成本的增加。另外,电池组数目增多,在车辆上布置困难,车重增加,仅依靠发动机的富裕功率难以维持电池组的额定电量,限制了车辆的续行里程。由于并联混合动力汽车通常都采用由发动机提供车辆平均行驶功率,由电动机提供峰值功率的控制策略,因此其功率值的选择主要应考虑车辆匀速行驶时的功率需求,通常按下式初选发动机最大功率

??????????=3600?? ??????+

1

?????????221.15

??? (4-1)

?

式中??????????为发动机最大功率; ???为车辆最大行驶速度80 km/h; ????为空气

阻力系数客车取0.6～0.7; A 为迎风面积，A=Ba×Ha=8.03 m2; m 为整车质量17950kg;? η为传动系效率取0.9; f为滚动阻力系数取0.0195。

故P?? =126.7kw

上式所求??????????应为发动机装有全部附件下测得的最大有效功率或净输出功率。它比一般发动机外特性低12%~20%。即：

P??=141.9kw ~152.04kw

发动机功率参数的选择以满足车辆匀速行驶功率为依据,即略低于车辆以最高速度行驶时的功率需求为宜。选取康明斯ISBE4+225B发动机 发动机型号： ISBE4+225B 发动机生产商：康明斯公司 发动机排量：6700 发动机功率（Kw）：165 第24页共59页

一种并联式混合动力汽车传动系设计 最大功率时转速(r/min)：2300 型式 进气方式 发动机最大转矩（N·m）：825 立式、直列、水冷、四冲程、直喷 增压中冷 4.2 电动机参数的选择

通常,适用于电动车辆使用的电动机外特性为:在额定转速N????以下,电动机以恒扭矩模式工作,在N????以上,以恒功率模式工作。相应参数选择包括:电动机额定功率Pmr、电动机额定转速Nmr、电动机最大转速Nm,max。

4.2.1 电动机额定转速和最高转速的选择

电动机的最高转速对传动系的尺寸、电动机的额定扭矩都有影响。在电动机功率一定的前提下,其额定扭矩与最高转速间的关系如图4.1所示。图中, y 坐标表示电动机的最高转速与额定转速的比值,也称电动机扩大恒功率区系数β。由图4.2 知,随β 值增大,转速越低,对应的电动机额定转矩越高,因此对电机支撑要求就越高。另外,高扭矩需较大的电机电流和电子设备,增加了功率变换器矽钢片的尺寸和损耗,但大β值又是车辆起步加速和稳定运行所必需的,所以β电机传动轴额定扭矩的减小只能通过选用高速电机来解决。但这又影响传动比,所以必须协调考虑电机最高转速和传动系尺寸。另一方面,增大β值也会使驱动轴扭矩和齿轮应力增大,选择时还要协调考虑β值和齿轮应力。就目前来看,一般都倾向于选择中高速电机(最高转速在9 000～15 000 r/ min 之间) ,扩大恒功率区系数β一般选择在4～6 之间,相应地,电动机额定转速

N????=N??,?????? ?? (4-2)

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图 4.1 电机额定转矩与最高转速间的关系曲线

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图 4.2 并联混合动力汽车驱动力-车速图

4.2.2 电动机额定功率的选择

对于并联式混合动力汽车传动系，其功率由电动机单独驱动汽车的最高车速以及低速行驶使具有克服最小道路坡度的能力来确定，以保证电动机的效率。若给出了期望的最高车速，选择的电动机功率应大体上等于但不小于最高车速行驶时的行驶阻力功率之和。

当以20 km/ h 连续爬2%坡道时

d

Pe=η 3600V+76140V3+3600V (4-3)

1mgfCAmgi

当以纯电动带动时，最高车速v=30 km/ h 在水平路面上行驶，则

dPe=η 3600Vmax+76140Vmax3 (4-4)

1mgfCA

把m=17950kg，f=0.0076+0.000056Ua=0.01285，A=8.03 ㎡，Cd=0.7，η=0.9， i --坡度阻力系数； i=tan?α =0.22分别代入(4-2) (4-3)

得Pmr=38.7573kw，Pmr =30.7130kw选择Y 系列（ZP44）电动机Y255M-2 驱动电机额定功率Pmr=45kw,峰值功率Pm,max =60kw。满载转速2800rpm，最大转矩/额定转矩=2.1

Tmr=(9550×45／2800)×2.1=328.006 Nm Tf=G f Rr=15900×0.01285×0.47304=96.65 Nm Tmr>Tf故混合动力传动系可以采用电动机单独驱动。

4.3传动比的选择

4.2.1 主减速器传动比i0的选择

i0的选择首先应满足车辆最高行驶速度要求,即

i0≤0.337

????????,??????????????

(4-5)

式中????,??????为发动机最高稳定转速( r/ min) ;????为车轮滚动半径(m) 。另外,为使发动机在最高车速时仍能发挥出最大功率, i0的选择还应满足

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

i0≥0.337

??????????????????

(4-6)

式中??????为发动机最大功率点对应的转速( r/ min) 。

由图4.3知, 当i0= i03时, 车辆低速行驶具有较大的后备功率,但满足不了最高车速的要求,这就需要电动机具有更大的额定功率, 电池组具有更大的容量; 当i0=i01时, 虽可以稍微减小高速行驶时的电动机供应功率( PA- PB) ,但却显著减小了车辆低速行驶时的后备功率,得不偿失;而当i0= i02时,即可以满足最高车速的要求, 同时, 车辆低速行驶时又具有相当大的后备功率, 但前提条件是最高车速行驶时电动机必须提供更大的输出功率( P??- P??) 。实际上,车辆以最高速度行驶时的功率并不高,而车辆低速行驶时,发动机具有较高的后备功率, 从而使其有富裕的功率为电池组充电,有助于减小车辆携带的电池组的容量。因此,为获得比较好的综合性能,i0的选择应符合式(4-5) 中的等号要求。

图 4.3 不同i0时车辆的功率平衡图

理论上主减速器速比取得越大越好,但应以保证车辆能达到最高车速为界限。由于轮胎为子午线轮R??胎F=3.05,d 为轮胎自由直径d=1.10m故R??=3.05×1.10／2×3.14=0.534m

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i01=0.337 i02

取主减速器传动比i0=6.2 4.3.2 变速器传动比选择 传动比范围

????????,??????

=6.29

??????????????????

=0.377=5.03

????????

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5 之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0 之间，其他商用车则更大。最高档五档为直接档，传动比为1。最低档的影响因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力，驱动轮与路面间的附着力，主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速。这里根据汽车满足最大爬坡度来确定最低档一档的传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，故有

??????????????1??0???????? ??≥???? ??cos????????+sin???????? =????????????(4-7) 则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

????1≥???????????????? ????????????0????(4-8)

式中：??????????----发动机最大扭矩；??????????=600N·m ????1------变速器一档传动比；????1＝7 ??0--------主减速器的传动比；??0=6.2. ????------汽车传动系传动效率；????=0.96

m --------汽车总质量； m=满载前轴负荷＋满载后轴负荷＝15000kg g--------重力加速度； g=9.8N/㎏ ????????---道路最大阻力系数； ????????=f+i=0.01285+0.22=0.23285

( f--滚动阻力系数； f=0.0076+0.000056U??=0.01285 i --坡度阻力系数； i=tan?? =0.22) ????-------驱动轮滚动半径；

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????＝Fd 2?? =3.05×974/2×3.14=473.04 ㎜

（F 为计算常数，子午线轮胎取3.05，斜交轮胎取2.99） ?α -------道路最大上坡角；?α =tan?1??.22=12.4° 根据驱动车轮与路面的附着条件 ??????????????1??0????????≤G2Ф(4-9) 求得变速器Ⅰ档传动比为： ????1≤G2Ф????／????????????0????(4-10) 合并(4-7)与(4-8)，得

mg???????????? ????????????0????≤????1≤G2Ф???? ????????????0????(4-11) 代入数值，求得????1的范围是5.346≤????1≤7.718

取最低档????1为7。各档传动比的确定中间档传动比理论上按公式q= i?????? ???????? 1 ???1= ????1 ??????

代入：q=(7/1)5-1≈1.63 ????2=????1 1.63≈4.29 ????3=????2 1.63≈2.63

要求相邻档位之间的传动比比值在1.8 以下，该值越小换档工作越容易进行。 因高档使用频繁，所以又要求高档区相邻档位之间的传动比比值，要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。

所以最后确定各档的传动比如下所示： ????1=7 ；????2=4.2 ；????3=2.6 ；????4=1 ；????=7.5

1 ???1

(n 为档位数)的几何级数排列，

4.4 电池组容量的选择

蓄电池的容量有实际容量和额定容量之分。用Ah（安时）数表示。实际容量是指蓄电池所能输出的电量，等于放电电流所能输出的电量，等于放电电流与放电时间的乘积。

额定容量也叫公称容量，是按一定的标准保证蓄电池在一定放电条件下应该放出的最低限度的容量。

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一种并联式混合动力汽车传动系设计

在考虑市区尽量以“零排放”运行，以及发动机出现故障特殊状况，混合动力大客车要求有一定的蓄电池单独供电续驶里程。这就使得对蓄电池的容量有一定的要求。

假定混合动力电动汽车以额定功率Pe=45kw 纯电动驱动时，车辆以速度Ve=30km/h匀速行驶里程S=30km 所用的能量W =Pe·s Ve=45×30/30=45kwh

蓄电池个数为ncr≥η

1000W

mc

uc

=19 ηmc为电动机效率90%，u 为单节蓄电池电压，取u=12v，c 为蓄电池组的容量，取c=220Ah。

则本次设计所选蓄电池组由19节×12V锂电池串联组成，总的电压ub=228v

4.5 车辆最高车速的校核

根据《汽车理论》汽车动力装置参数的选定，有

d

Pe=η 3600uamax+76140uamax3 (4-12)

T

1GfCA

在水平道路上，Pe=118+45=163KW，

ηT=0.96,?Cd=0.7?A=9.35 m??G=17950Kg? f=0.0076+0.000056Ua=0.01285 得uamax=88Km/h

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5 变速器的设计

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。

对变速器如下基本要求：

1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5）换挡迅速，省力，方便。

6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。

除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。在原变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器档数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。

5.1 中心距的确定

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

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A=KA3 TImax (5-1)

式中KA----中心距系数。对轿车，KA =8.9~9.3；对商用车，KA =8.6~9.6；对多档主变速器，KA =9.5~11；TImax ----变速器处于一挡时的输出扭矩：

TImax=Temaxi1ηg=4166.4 N·m

i1为变速器一档传动比；ηg为变速器传动效率。取0.96。 故可得出初始中心距A=152.87mm。

5.2齿轮参数的选择

5.2.1 模数m

齿轮模数是一个重要的参数，影响它的选取因素有：齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。选取时遵守的原则是：

在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减小噪声。而为了使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档应有不同的模数。对货车，减小质量比减小噪声更重要，故低档齿轮应选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。而由于一对相互啮合的齿轮模数相等，所以各档从动齿轮的模数与主动齿轮的模数相同。

斜齿轮：mn=K3 Memax 10≈3.78 直齿轮：mt=K3 Memaxi1η 10≈4.99 （K---模数系数，K斜=1；K直=0.7） 根据以上得：一档与倒档齿轮模数取4.5， 二～四档齿轮模数取4。 5.2.2 压力角α

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对客车，为提高齿轮承载能力，应选用22.5°或

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25°等大些的压力角。

选取各档压力角如下：

α1=22°，α2=21°，α3=20°，α4=19°，倒档齿轮为α5=22.5°。 5.2.3 螺旋角β

螺旋角在变速器中得到广泛的应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高，不过当螺旋角大于300 时，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同档位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一，二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一档和倒档设计为直齿时，在这些档位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消，而此时第二轴没有轴向里作用，由图5.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下列条件：

????1=????1tan??1; ????2=????2tan??2;

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图 5.1 中间轴轴向力的平衡

由于T=Fn1r1=Fn2r2为使两轴向力平衡，必须满足

tanβ1 tanβ2=r1 r2 (5-2)

式中Fa1, Fa2—— 齿轮1，2 上的轴向力；

T —— 中间轴传递的扭矩；r1 , r2——齿轮1，2 的节圆半径； 最后，可用调整螺旋角的方法，将各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象加以消除，斜齿轮螺旋角可选取的范围是：10°～30°

初选螺旋角如下：二档齿轮螺旋角β2=20°， 三档齿轮螺旋角β3=20°， 四档齿轮螺旋角β4=28°， 5.2.4 齿宽

在选择齿宽的时候，应该注意到齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使寿命降低；齿宽还会使

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齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数来选定齿宽：

直齿轮： b=（4.5-7.5）????;? 齿宽系数取5.5 斜齿轮： b= (6.5-8.5)????; 齿宽系数取8 求得各档齿轮的齿宽如下：

b1=24.75；b2=32；b3=32；b4=32；b5=24.75 5.2.5 变位系数

本变速器各档位的齿轮均不变位,所以变位系数X=0。

5.3各档齿轮参数的计算

在初选中心矩，齿轮模数和螺旋角以后，根据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。确定变速器各档齿轮齿数时，应考虑下列因数：

（1）尽量符合动力性，经济性等对各档传动比的要求； （2）最少齿数不产生根切；

（3）互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更需要注意这点；

（4）齿数多，可以降低齿轮的传动噪声。 5.3.1 确定一档的齿数 一档传动比为i1=Z2×Z9

1

10

ZZ

如果Z9，Z10确定了，则Z2，Z1的传动比可求出。为了求Z9，Z10的齿数，先求其齿数和Zh

直齿Zh=2A mt斜齿Zh=2Acosβ mn

代入数据计算得：Zh＝2×138.2 ／4.5＝61.4≈62 ,即Z9+Z10=62 客车Z10在12～17 之间,取Z10=14,则Z9=48

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