袁秋華，胡軍峰，阮劉明，李勤華，陳敏治，鄧曉龍，湯天寶，劉文強，2

（1.寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司，寧波 315460；2.清華大學，北京 100084）

前言

由于全球氣候變暖的影響，各大機構(gòu)針對汽車制定了越來越嚴苛的排放標準，PHEV 由于既能作為純電動汽車又能作為HEV 行駛，很多主機廠在未來10 年內(nèi)將其作為主打車型開發(fā)，因此混合動力專用變速器的研究變得尤為重要。

在混動變速器內(nèi)部增加兩個電機作為動力源，和發(fā)動機一起協(xié)同工作，已是當前混合動力變速器開發(fā)的一種趨勢。由于混合動力運行工況非常復雜，變速器電機輸入軸同時受到發(fā)動機與P1 電機轉(zhuǎn)矩的作用，其可靠性面臨極大挑戰(zhàn)，國內(nèi)外學者已經(jīng)開始對變速器輸入軸斷裂問題進行研究。陳啟略［1］發(fā)現(xiàn)軸花鍵根部無圓角過渡，且花鍵根部存在一定深度的氧化組織會導致軸斷裂失效。程森等［2］證明了軸強度缺陷可由齒面載荷分布異常導致，從而引起軸斷裂。石權(quán)［3］通過對斷口進行宏觀和微觀分析，發(fā)現(xiàn)輸入軸斷裂的主要因素是花鍵槽熱處理后磨削不均勻產(chǎn)生了非馬氏體組織。車兆華等［4］發(fā)現(xiàn)混合動力客車驅(qū)動電機軸過定位會導致斷軸現(xiàn)象的發(fā)生，增加軸強度、優(yōu)化電機與發(fā)動機的連接方式，可以解決該斷軸問題。因此，軸的材料、強度、結(jié)構(gòu)設(shè)計都會影響變速器電機輸入軸的強度，但這些研究結(jié)論和傳統(tǒng)動力變速器輸入軸斷裂原因并無明顯差異。

混合動力總成的運行工況要遠比傳統(tǒng)動力復雜，其工作模式包括純電動驅(qū)動模式、發(fā)動機驅(qū)動模式、行車充電模式、混合驅(qū)動模式、再生制動機制等工況［5］，這些工況都使得發(fā)動機不斷地起停，不可避免地影響到整車各個方面的性能，比如舒適性、平順性和耐久性。近年來有不少主機廠通過采用不同的數(shù)學算法與控制策略來分析混連式動力總成系統(tǒng)發(fā)動機起停方式對整車舒適性和平順性的影響［6-11］。另有部分主機廠研究了不同曲軸和活塞停機位置對于發(fā)動機起動速度的影響［12-16］，而不同起?？刂撇呗詫τ诨靹幼兯倨髂途眯缘挠绊懞苌僖姷綀蟮?。

本文以某混合動力變速器電機輸入軸斷裂問題為研究對象，分析了電機輸入軸的斷口形貌和金相組織，排除材料本身結(jié)構(gòu)缺陷的因素；開發(fā)了一個能夠識別混動試驗過程中異常工況的工具軟件，發(fā)現(xiàn)P1 電機的短時連續(xù)起動策略會導致雙質(zhì)量飛輪共振并圈；在此基礎(chǔ)上，建立了傳動系統(tǒng)一維動力學CAE 計算模型，分析了不同起動參數(shù)對雙質(zhì)量飛輪共振并圈和起動NVH 的影響。最后提出了一種優(yōu)化的混合動力起動控制策略，解決了雙質(zhì)量飛輪的共振并圈現(xiàn)象，進而解決了電機輸入軸的斷裂問題。本文的研究方法和結(jié)論對混合動力系統(tǒng)開發(fā)過程中出現(xiàn)的類似問題有重要的指導意義和工程價值。

1 問題描述

1.1 系統(tǒng)構(gòu)型

本文研究的混動變速器是一款擁有雙電機的3擋DHT 變速器，P1 發(fā)電機輔助發(fā)動機起停與充電，P2驅(qū)動電機提供強勁動力。該3擋變速器構(gòu)型如圖1 所示，通過雙排行星齒輪、雙制動器、雙離合器來實現(xiàn)擋位切換與串并聯(lián)模式切換。

圖1 變速器構(gòu)型圖（ICE－發(fā)動機；DMF－雙質(zhì)量飛輪；C0&C3－離合器；B1&B2－制動器；P1－發(fā)電機；P2－電動機；OS－輸出軸；Diff－差速器）

發(fā)動機輸出動力經(jīng)過雙質(zhì)量飛輪減振后，經(jīng)由P1 發(fā)電機、后排行星齒輪系的太陽輪輸入，前排行星齒輪系齒圈輸出。在起動工況中，P1 電機發(fā)出一定轉(zhuǎn)矩通過雙質(zhì)量飛輪拖動發(fā)動機起動；1/2/3 擋時，B1 制動器/B2 制動器/C3 離合器分別工作，實現(xiàn)不同速比的輸出。

1.2 問題描述

上述混合動力總成搭載整車進行耐久試驗時，存在電機輸入軸斷裂失效現(xiàn)象，發(fā)生失效的車輛信息統(tǒng)計見表1，軸斷裂如圖2 所示，斷裂位置主要位于輸入軸頸部及花鍵齒根根部。

圖2 整車失效軸圖片

表1 整車失效信息統(tǒng)計

該混合動力總成在循環(huán)耐久臺架試驗中也多次出現(xiàn)電機輸入軸裂紋，失效現(xiàn)象與整車上相同，臺架失效信息統(tǒng)計見表2。

表2 臺架失效信息統(tǒng)計

2 原因分析

電機輸入軸的斷裂主要有如下幾種原因：（1）材料內(nèi)部金相組織不合格，有雜質(zhì)或者微裂紋導致材料機械強度不達標；（2）輸入軸運轉(zhuǎn)時受到很大的沖擊載荷；（3）設(shè)計強度不夠。因此，本文中電機輸入軸斷裂的原因分析主要包括如下幾個方面：斷口形貌分析，確定斷裂形式；分析材料金相組織是否滿足要求；檢測材料斷裂強度是否滿足要求；最后對試驗工況進行分析，確認工況中是否存在明顯的沖擊載荷。

2.1 斷口分析

金屬斷口多出現(xiàn)在金屬組織最薄弱的部位，是金屬斷裂后形成的一堆相互匹配的斷裂表面及其外觀形貌［17］。斷裂分為韌性斷裂、脆性斷裂、疲勞斷裂、應(yīng)力腐蝕斷裂、蠕變斷裂、液態(tài)金屬脆化、氫脆等類型［18］。圖3 展示的是臺架試驗出現(xiàn)裂紋的斷口圖，可以發(fā)現(xiàn)裂紋呈現(xiàn)扭轉(zhuǎn)形式分布在整個圓周上，與旋轉(zhuǎn)軸在一個方向上呈現(xiàn)45°夾角。裂紋同時來自軸頸根部及花鍵根部，兩個位置裂紋無明顯關(guān)聯(lián)，獨立產(chǎn)生。

圖3 裂紋實圖

電機輸入軸材料為某型號合金鋼，其力學參數(shù)如表3 所示。按照GB/T 1814—1979 鋼材斷口檢測法對斷口進行檢測，發(fā)現(xiàn)輸入軸斷口部位形貌為解理斷裂，如圖4 所示，在軸芯部觀察到酒窩狀特征，結(jié)合其斷口裂紋實圖及短時失效特點，認為該電機輸入軸斷裂現(xiàn)象屬于瞬時沖擊脆性斷裂，非變速器中常見的疲勞斷裂。

表3 電機輸入軸力學參數(shù)

圖4 斷口檢測結(jié)果

2.2 金相組織分析

截取電機輸入軸斷裂位置附近材料，在光學顯微鏡下觀察其材料組織形態(tài)，并進行維氏硬度及氮化層深度NHD 無損測量，測量的組織形態(tài)如圖5 所示，軸表面組織為珠光體和鐵素體，白色層厚度為17.2-22.6 μm。軸芯部組織為貝氏體、鐵素體和珠光體。對氮化層深度NHD 檢測結(jié)果進行分析，未發(fā)現(xiàn)明顯異常，如表4所示。由此進一步驗證了2.1節(jié)斷口分析得出脆性斷裂的結(jié)論。

表4 維氏硬度和NHD測量結(jié)果

圖5 金相組織檢測圖

2.3 機械性能分析

為了驗證輸入軸強度是否合格，進行了軸的極限轉(zhuǎn)矩試驗。固定P1 電機轉(zhuǎn)子內(nèi)部的離合器片，從雙質(zhì)量飛輪連接花鍵處施加轉(zhuǎn)矩，直至破壞，結(jié)果如圖6 所示。由圖可見，屈服點約為2 049 N·m，斷裂強度約為3 000 N·m，滿足設(shè)計要求。

圖6 屈服試驗結(jié)果

對輸入軸進行極限轉(zhuǎn)矩脈動試驗，負載在發(fā)動機輸出力矩放大1.5 倍的安全系數(shù)范圍之間變化，循環(huán)周期為3×106次，顯微鏡觀察，未發(fā)現(xiàn)裂紋，如圖7 所示。由此可以推斷出，輸入軸斷裂失效的發(fā)生，并非產(chǎn)品內(nèi)部存在材料缺陷、產(chǎn)品表面存在初始裂紋或者強度不合格，有可能是瞬態(tài)大負荷轉(zhuǎn)矩沖擊造成的瞬時脆性斷裂，因此，需要分析試驗過程中是否存在沖擊負荷。

圖7 顯微鏡觀察結(jié)果

2.4 試驗工況分析

圖8 為搭載該變速器的動力總成試驗臺架照片。對動力總成臺架24 天的實測數(shù)據(jù)進行處理分析，以識別是否存在緊急起停、電機轉(zhuǎn)矩突變等異常情況。但動總試驗臺架數(shù)據(jù)達到數(shù)10 GB，用人工處理的方式顯然不可行。因此，開發(fā)了一個處理混合動力試驗數(shù)據(jù)的軟件工具，該工具能夠自動讀取臺架記錄的數(shù)據(jù)文件，對發(fā)動機、P1 電機和P2 電機的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩進行處理分析，識別出驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩或轉(zhuǎn)速的突變點，并按照大小進行排序；采用這個工具，共發(fā)現(xiàn)3 種最有可能對電機輸入軸產(chǎn)生大轉(zhuǎn)矩沖擊的工況，如表5 所示，分別是緊急停機工況、P1電機短時連續(xù)起動工況、串聯(lián)工況P1 電機轉(zhuǎn)矩突然中斷工況，后續(xù)將對這些工況參數(shù)進行詳細分析。

圖8 動力總成試驗臺架

表5 臺架異常工況

2.4.1 雙質(zhì)量飛輪相對擺角測試

雙質(zhì)量飛輪（DMF）是汽車傳動系統(tǒng)中最重要的緩沖減振零部件，其在傳統(tǒng)動力中的特性已經(jīng)被廣泛而充分地研究［19-24］。雙質(zhì)量飛輪一端連接發(fā)動機，另一端連接變速器，中間用弧形彈簧及阻尼元件緩沖，如圖9 所示。本文中的雙質(zhì)量飛輪主級與發(fā)動機通過螺栓剛性連接，次級與P1 電機通過花鍵連接。當通過P1 電機起動發(fā)動機時，從P1 電機發(fā)出一定力矩驅(qū)動飛輪次級慣量，通過彈簧緩沖后驅(qū)動飛輪主級慣量旋轉(zhuǎn)，發(fā)動機在一定轉(zhuǎn)速下噴油點火，從而起動發(fā)動機；當P1 電機發(fā)電時，發(fā)動機驅(qū)動飛輪主級慣量旋轉(zhuǎn)，經(jīng)過彈簧緩沖后驅(qū)動飛輪次級，進而拖動P1 電機發(fā)電。顯然，一旦雙質(zhì)量飛輪失去緩沖作用，即彈簧被壓縮到并圈，則系統(tǒng)中必然會形成強烈的瞬態(tài)沖擊。本文在分析上述3 個異常工況的同時，在臺架復現(xiàn)了這些工況，并用高精度霍爾轉(zhuǎn)速傳感器，測試了主次級飛輪的角位移及相對擺角，以分析這些工況下雙質(zhì)量飛輪是否并圈，測試原理如圖10 所示。本文所用雙質(zhì)量飛輪參數(shù)如表6 所示，該雙質(zhì)量飛輪彈簧單邊最大壓縮行程為64°，最小自由行程約為3.75°，因此設(shè)定該雙質(zhì)量飛輪單邊行程達到（64+4）×90%=61.2°，飛輪就有并圈的風險。

表6 飛輪參數(shù)

圖9 雙質(zhì)量飛輪結(jié)構(gòu)及功能

圖10 雙質(zhì)量飛輪主次級轉(zhuǎn)速測試示意圖

2.4.2 緊急停機工況分析

圖11 所示為表5 描述的緊急停機工況，發(fā)動機轉(zhuǎn)速、P1 和P2 電機轉(zhuǎn)速從1 532 s 左右開始下降，在1 536 s 左右都變?yōu)?，由此判斷動總在該處異常停機。測試此過程中雙質(zhì)量飛輪的轉(zhuǎn)速波動如圖12所示，可以看出雙質(zhì)量飛輪的單邊最大擺角為56.3°，小于61°，因此，雙質(zhì)量飛輪并圈風險較小。

圖11 緊急停機工況標定數(shù)據(jù)

圖12 緊急停機工況轉(zhuǎn)速實測數(shù)據(jù)

2.4.3 P1電機短時連續(xù)起動工況分析

圖13為P1電機短時連續(xù)起動工況數(shù)據(jù)，可以看到在此工況下P1 電機發(fā)出160 N·m 左右的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)過DMF 彈簧緩沖后拖動發(fā)動機起動，0.2 s 后P1 電機轉(zhuǎn)矩異常中斷，第1次起動失敗，1 s后進行第2次起動。此時可以觀察到發(fā)動機轉(zhuǎn)速在100-500 r/min反復波動，隨后被快速拖動到2 000 r/min 以上，發(fā)動機起動成功。經(jīng)過計算，該雙質(zhì)量飛輪的1 階頻率為11.6 Hz，其共振轉(zhuǎn)速約為60×11.6/1.5=460 r/min，因此曲軸在100-500 r/min 之間反復波動導致雙質(zhì)量飛輪系統(tǒng)的共振，進而導致雙質(zhì)量飛輪彈簧并圈，從而使其失去減振效果而產(chǎn)生沖擊。圖14 為臺架復現(xiàn)P1 電機短時連續(xù)起動現(xiàn)象測得的雙質(zhì)量飛輪相對擺角，可以發(fā)現(xiàn)其單邊壓縮已經(jīng)達到68°，此時彈簧已經(jīng)并圈。

圖13 短時連續(xù)起動工況標定數(shù)據(jù)

圖14 短時連續(xù)起動工況轉(zhuǎn)速實測數(shù)據(jù)

在混合動力整車的行駛過程中，發(fā)動機總是頻繁地起停助力或充電，顯然發(fā)動機存在起動失火的可能，尤其是冷機起動時，燃油霧化較差，容易導致發(fā)動機起動點火失敗?；诖?，進一步在臺架上模擬斷缸起動發(fā)動機（模擬高寒環(huán)境起動過程），測得的雙質(zhì)量飛輪相對擺角如圖15 所示。從圖可以看出，當某一缸失火時持續(xù)起動會導致發(fā)動機轉(zhuǎn)速在100-1 100 r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間來回波動，波動幅度最大為1 000 r/min，波動持續(xù)0.6 s。此時雙質(zhì)量飛輪主次級單邊相對擺角達到76°，顯然，雙質(zhì)量飛輪彈簧已經(jīng)并圈。

圖15 起動失火工況轉(zhuǎn)速實測數(shù)據(jù)

2.4.4 P1電機轉(zhuǎn)矩中斷工況分析

如圖16所示，P1電機轉(zhuǎn)矩在7 573 s左右快速從-120 N·m 降為接近0，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩仍保持，并且發(fā)動機轉(zhuǎn)速持續(xù)拉升。針對該工況測試雙質(zhì)量飛輪主次級慣量的相對擺角，如圖17 所示，可以看出主次級單邊轉(zhuǎn)動角度在45°左右，雙質(zhì)量飛輪不會并圈。

圖16 P1電機轉(zhuǎn)矩中斷工況標定數(shù)據(jù)

圖17 P1電機轉(zhuǎn)矩中斷工況轉(zhuǎn)速實測數(shù)據(jù)

2.4.5 小結(jié)

從上面的分析可以看出，表5中的工況1和工況3不會導致雙質(zhì)量飛輪并圈，而工況2會導致雙質(zhì)量飛輪并圈。一旦彈簧并圈，雙質(zhì)量飛輪將失去減振作用，發(fā)動機端的沖擊載荷將直接作用到后端傳動軸上，從而引起雙質(zhì)量飛輪彈簧的斷裂或傳動系上零部件的斷裂。圖18 為P1 電機連續(xù)短時起動試驗后雙質(zhì)量飛輪彈簧端部的撞擊痕跡。

圖18 雙質(zhì)量飛輪并圈撞擊痕跡

由圖18 可以看到彈簧已經(jīng)將合金鋼制主級支撐位置沖擊出很嚴重的凹坑，同時在這種極限工況的驗證中，也復現(xiàn)了電機軸的斷裂現(xiàn)象。因此，避免雙質(zhì)量飛輪彈簧共振并圈是混合動力總成開發(fā)的關(guān)鍵課題。

3 CAE瞬態(tài)仿真驗證

3.1 起動工況仿真分析

為了進一步分析P1 電機連續(xù)起動過程中雙質(zhì)量飛輪并圈產(chǎn)生的沖擊負荷大小及其對電機軸強度產(chǎn)生的影響，本文中搭建了混合動力總成起停工況一維動力學仿真模型，以發(fā)動機實測起動缸壓和電機轉(zhuǎn)矩加載策略作為輸入，考慮了系統(tǒng)的摩擦力矩，對雙質(zhì)量飛輪和離合器采用等效質(zhì)量、剛度和阻尼的簡化模型，如圖19 所示。對仿真模型進行標定后，仿真與實測的轉(zhuǎn)速曲線對比如圖20 所示，轉(zhuǎn)速趨勢基本一致，峰值處的幅值誤差約為0.5%。

圖19 起動工況CAE模型示意

圖20 CAE模型仿真與實測對比

從臺架數(shù)據(jù)中截取8 次起動過程數(shù)據(jù)，導入起停工況仿真模型中計算，分析結(jié)果統(tǒng)計在表7 中。結(jié)果顯示，起動工況發(fā)生失火現(xiàn)象或二次起動，并且起動時間足夠短，將非常容易導致飛輪發(fā)生并圈，同時電機輸入軸處產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩突變。這和2.4 節(jié)中的試驗現(xiàn)象完全一致。

表7 起動數(shù)據(jù)分析結(jié)果統(tǒng)計

圖21 是其中一組起動失火仿真結(jié)果。從圖可以看出，發(fā)動機失火并連續(xù)起動導致發(fā)動機轉(zhuǎn)速在雙質(zhì)量飛輪共振轉(zhuǎn)速區(qū)停留，雙質(zhì)量飛輪弧形彈簧來回擺動至彈簧極限行程，此時飛輪相當于剛性體，無減振作用，瞬時大轉(zhuǎn)矩直接作用到電機輸入軸，最大值達到3 500 N·m，超過了實測的輸入軸屈服極限轉(zhuǎn)矩2 049 和3 000 N·m 的斷裂轉(zhuǎn)矩。而正常的起動過程轉(zhuǎn)矩約為560 N·m，是雙質(zhì)量飛輪彈簧并圈工況的1/5-1/6。

圖21 起動失火過程仿真結(jié)果

在此基礎(chǔ)上進一步分析了P1 電機起動參數(shù)對于雙質(zhì)量飛輪主次級相對角位移的影響，其中P1 電機加載轉(zhuǎn)矩幅值設(shè)置區(qū)間為電機能力的40%-100%，電機轉(zhuǎn)矩從0加載到幅值的時間設(shè)置區(qū)間為0.02到0.2 s，如圖22 所示。從圖可以看出，當加載時間不變，隨著P1 電機加載轉(zhuǎn)矩幅值的增加，雙質(zhì)量飛輪相對擺角明顯變大；當P1 電機轉(zhuǎn)矩幅值不變，相對擺角隨轉(zhuǎn)矩加載時間增大而減小，加載的P1 電機轉(zhuǎn)矩幅值越大，這種趨勢越明顯；因此，P1 電機加載轉(zhuǎn)矩幅值和加載時間對雙質(zhì)量飛輪的相對擺角都有影響，尤其是轉(zhuǎn)矩幅值影響更大。

圖22 起動過程飛輪擺角隨電機加載方式的影響

定義發(fā)動機轉(zhuǎn)速從0 達到穩(wěn)定怠速轉(zhuǎn)速的時間為起動時間，考察P1 電機轉(zhuǎn)矩幅值及加載時間對于起動時間的影響，如圖23 所示。從圖可以看出：P1電機轉(zhuǎn)矩幅值越大，發(fā)動機起動時間越短，起動越快；P1 電機轉(zhuǎn)矩加載時間越長，發(fā)動機起動時間越長。

圖23 起動過程起動時間隨電機加載方式的影響

從上述分析得出：起動時P1 電機轉(zhuǎn)矩幅值越大，起動越迅速，有利于降低起動沖擊和抖動，而雙質(zhì)量飛輪并圈風險越大；P1 電機轉(zhuǎn)矩加載時間越長，雙質(zhì)量飛輪并圈的風險越小，但起動時間越長，不利于降低NVH。因此，在實際產(chǎn)品開發(fā)過程中，需要對起動標定策略電機轉(zhuǎn)矩幅值、加載時間進行DOE分析，得出最優(yōu)的起動標定策略參數(shù)，同時兼顧產(chǎn)品的可靠性和NVH性能。

3.2 花鍵軸強度CAE分析

為了分析電機輸入軸在承受大沖擊轉(zhuǎn)矩時的應(yīng)力分布狀態(tài)，對電機輸入軸強度進行了有限元仿真。采用2 階4 面體單元，網(wǎng)格平均尺寸為0.2 mm，倒角位置劃分4-5 層，共計143 萬網(wǎng)格；電機蓋板、球軸承、電機輸入軸等分為一個整體網(wǎng)格，雙質(zhì)量飛輪次級慣量和電機輸入軸之間采用接觸模型；約束雙質(zhì)量飛輪次級慣量彈簧支撐處，并將3.1 節(jié)中仿真得到的輸入軸最大轉(zhuǎn)矩3 500 N·m 作為激勵施加在P1電機蓋板外圈，模擬P1 電機起動發(fā)動機過程，有限元仿真模型如圖24所示。

圖24 模型示意圖

分析結(jié)果如圖25 所示，電機輸入軸表面A區(qū)最大Mises 應(yīng)力2 774 MPa，B 區(qū)最大Mises 應(yīng)力2 418 MPa，C區(qū)最大Mises應(yīng)力2435MPa，芯部A區(qū)最大Mises應(yīng)力1506MPa，B區(qū)1605MPa，C區(qū)1685MPa。有限元仿真分析得出的輸入軸表面與芯部最大應(yīng)力均超過表3 中材料的抗拉強度，應(yīng)力集中位置也和實際的斷裂位置一致。

圖25 電機輸入軸表面應(yīng)力云圖

4 優(yōu)化方案與效果

從上述分析也能看出，P1 電機短時連續(xù)起動發(fā)動機將導致雙質(zhì)量飛輪的弧形彈簧在低速共振區(qū)持續(xù)振蕩至并圈，導致電機輸入軸處動態(tài)轉(zhuǎn)矩超過其斷裂強度。因此必須要優(yōu)化起動控制策略，防止雙質(zhì)量飛輪共振。本文對控制策略進行如下優(yōu)化：當ECU 探測到發(fā)動機第一次起動失敗，需等發(fā)動機轉(zhuǎn)速降至0 后，再間隔一定時間才允許再次執(zhí)行P1 助力起動，目的是增加兩次起機時間間隔，防止發(fā)動機轉(zhuǎn)速在飛輪的共振區(qū)間波動，同時采用3.1 節(jié)對起動標定策略進行DOE 分析的方法得出的最佳P1 電機拖動轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)矩加載時間。

采用優(yōu)化后的標定控制策略起動發(fā)動機，實測結(jié)果如圖26 所示?？梢钥闯?，雙質(zhì)量飛輪主次級相對擺角約為50°，小于并圈角度61°，有效地規(guī)避了雙質(zhì)量飛輪的并圈。該策略實施后，電機輸入軸未再發(fā)生斷裂故障，并且發(fā)動機起動過程中的抖動問題也同步改善，說明優(yōu)化策略有效，本文的分析是合理的。

圖26 標定優(yōu)化方案效果實測數(shù)據(jù)

5 結(jié)論

（1）本文研究的混動變速器P1電機輸入軸斷裂問題為瞬態(tài)脆性斷裂，是P1 電機短時連續(xù)起動發(fā)動機引起雙質(zhì)量飛輪共振并圈、軸系負荷急劇增大導致。發(fā)動機起動過程中失火或標定策略不當都有可能導致這種共振現(xiàn)象發(fā)生。

（2）當雙質(zhì)量飛輪并圈后，P1 電機輸入軸瞬時轉(zhuǎn)矩可達到3 500 N·m，超過其斷裂強度，從而導致電機輸入軸產(chǎn)生脆性斷裂。如何防止飛輪并圈現(xiàn)象的發(fā)生，是混合動力產(chǎn)品開發(fā)過程中需要重點研究的課題。

（3）在混合動力起停過程中，P1 電機助力轉(zhuǎn)矩幅值越大，起動時間越短，雙質(zhì)量飛輪并圈風險越大；P1 電機轉(zhuǎn)矩加載時間越長，雙質(zhì)量飛輪并圈風險越小，而起動時間加長將惡化NVH。

（4）針對P1 電機短時連續(xù)起動發(fā)動機工況，采用合理的起動標定策略，包括控制兩次起機的時間間隔、合理的電機轉(zhuǎn)矩幅值及加載時間可以有效降低飛輪并圈風險，進而規(guī)避傳動系統(tǒng)可靠性風險，同時獲得優(yōu)異的NVH性能。