摘要：我國新能源汽車行業(yè)正處于快速發(fā)展期，技術(shù)創(chuàng)新、政策支持和市場需求共同推動了行業(yè)的蓬勃發(fā)展。納維娜行星排混動變速箱因結(jié)構(gòu)緊湊、成本低、擋位組合靈活等優(yōu)點，受到了廣泛關(guān)注，但整個換擋控制相對復(fù)雜，離合器動態(tài)工作工況難以計算。因此，針對納維那行星排混動架構(gòu)，進行了換擋控制和離合器工況的研究，通過Simulink構(gòu)建了動力學(xué)模型，對離合器摩擦功率和單位面積滑摩功進行了仿真，研究結(jié)果可用于對離合器進行選型。

關(guān)鍵詞：新能源汽車；換擋；行星排；離合器；simulink

中圖分類號：U469 收稿日期：2024-09-20

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.11.011

1 前言

納維娜行星排被廣泛應(yīng)用到混動變速箱中，具有較高的節(jié)油效率和駕駛性。納維娜行星排實質(zhì)上是一個特殊的行星齒輪機構(gòu)，由兩個行星齒輪共用一個齒圈和行星架。這些齒輪在不同的離合器和制動器組合下，可以實現(xiàn)多種速比變化。由于其結(jié)構(gòu)非常緊湊，同時也很靈活，可以通過簡單結(jié)構(gòu)實現(xiàn)多種換擋速比。特別是在大扭矩高速換擋過程中，離合器摩擦功率大，出現(xiàn)熱失效[1]。此外，隨著傳遞扭矩和速度的增加，其工況也一直在變化。因此需要構(gòu)建納維娜行星排的換擋動態(tài)模型，以便能夠準(zhǔn)確模擬星齒輪系統(tǒng)的狀態(tài)空間及離合器的承載扭矩。

本文涉及納維娜行星排混動變速箱，為簡化控制，將其轉(zhuǎn)換為杠桿系統(tǒng)模型[2]，分析換擋過程中各軸的轉(zhuǎn)速、扭矩和慣量關(guān)系。保證輪邊扭矩在一定范圍內(nèi)，對整個換擋過程進行仿真，計算出換擋結(jié)束后平均滑摩功和最大滑摩功率，并于此結(jié)果評估離合器是否超其使用邊界[3]。這對于提高混動變速箱的可靠性、提升性能及冷卻控制具有重要意義。

2 納維那行星排混動架構(gòu)介紹

納維娜行星排結(jié)構(gòu)的特點是尺寸小、傳動比范圍大，可以實現(xiàn)多個擋位的變換。本文針對圖1所示的架構(gòu)為研究對象，一個行星架上安裝了相互嚙合的兩套行星齒輪，即長行星齒輪和短行星齒輪。短行星齒輪與長行星齒輪相互嚙合，同時與小太陽輪嚙合。長行星齒輪分別與短行星齒輪、大太陽輪及齒圈等相嚙合。這種設(shè)計使得納維娜行星排可以由太陽輪、行星架或齒圈作為輸出元件，具有結(jié)構(gòu)緊湊、齒輪接觸面積較大的優(yōu)點。

為簡化分析，本文將納維娜行星排混動雙電機變速箱抽象簡化為杠桿系統(tǒng)，如圖2所示。發(fā)動機Eng和EM2是三杠桿系統(tǒng)，其實現(xiàn)了固定速比，EM2可以通過出正扭和負(fù)扭矩，實現(xiàn)發(fā)電或者助力，在前端進行增扭或者降扭。EM1為輪邊助力電機、Out軸為輪邊輸出軸；C1和C2是離合器、B1和B2為制動器。通過控制C1＼C2＼B1＼B2狀態(tài)配合切換，該系統(tǒng)可實現(xiàn)多個擋位切換。

3 納維娜行星排數(shù)學(xué)建模

圖2所示的行星排的結(jié)構(gòu)，固定擋位和換擋過程中，各軸的轉(zhuǎn)速關(guān)系如下式所示：

[ns3+i1nc=（1+i1）nR] （1）

[ns2+i2nR=（1+i2）nc] （2）

[nc=1+i11+i1+i2ns2+i21+i1+i2ns3] （3）

[nR=1+i11+i1+i2ns2+i21+i1+i2ns3] （4）

式中，[i1]和[i2]為雙行星排轉(zhuǎn)換的第一杠桿速比和第二杠桿速比；[nc]為行星架轉(zhuǎn)速；[nR]為齒圈轉(zhuǎn)速；[ns2]為軸S1的轉(zhuǎn)速；[ns3]為S3軸對應(yīng)轉(zhuǎn)速[4]。

行星排杠桿系統(tǒng)中各軸在換檔過程中的扭矩關(guān)系如下：

[Tc=-（1+i2）Ts2+i1Ts3] （5）

[TR=i2Ts2-（1+i1）Ts3] （6）

式中，[Tc]為行星架輸出扭矩;[TR]為整車需求扭矩;[Ts2]為軸S2輸出扭矩；[Ts3]為軸S3輸出扭矩;[i1]是行星排轉(zhuǎn)換的第一杠桿速比；[i2]是行星排第二杠桿速比。

根據(jù)以上推導(dǎo)，需要考慮慣性扭矩，各軸在換擋過程中的扭矩和慣性項關(guān)系如下：

[Ts3=TEM1-JEM1×aEM1]

[Ts2=TEM2-JEM2×aEM2]

[Tc=TENG-Jc×ac]

[TR=-（TL+JR×aR）]

式中，[Ts2]為S2軸輸出扭矩；[Ts3]為S3軸的輸出扭矩；[TEM1]、[JEM1]、[aEM1]分別為EM1電機的輸出扭矩、轉(zhuǎn)動慣量、角加速度，[TEM2]、[JEM2]、[aEM2]分別為EM2電機的輸出扭矩、轉(zhuǎn)動慣量、角加速度；[TENG]、[Jc]、[ac]分別為發(fā)動機的凈輸出扭矩、行星架轉(zhuǎn)動慣量、行星架角加速度；[TL]、[TR]、[JR]、[aR]分別為整車輪邊負(fù)載扭矩、整車需求扭矩、齒圈的轉(zhuǎn)動慣量、齒圈的角加速度；[Tc]為行星架的輸出扭矩。

4 換擋過程Simulink模型構(gòu)建

根據(jù)上述杠桿關(guān)系，可以建立4根軸的轉(zhuǎn)速、慣性項及扭矩的關(guān)系，是服務(wù)與整個動態(tài)過程。

a.4根軸的轉(zhuǎn)速關(guān)系如圖3所示，通過輪邊的輸出軸轉(zhuǎn)速和S3軸轉(zhuǎn)速，間距杠桿的速比i1、i2分別求出S2軸和C軸轉(zhuǎn)速。

b.整個換擋過程中，轉(zhuǎn)速是一直變化的，因此慣性力矩不可以被忽略。杠桿系統(tǒng)通過S3軸的慣性變化以及輪邊的慣量變化求出S2軸的加速度和C軸加速度變化，如圖4所示。

c.換擋過程主要分扭矩交互階段和轉(zhuǎn)速調(diào)速階段，因此除了系統(tǒng)凈扭矩還需要考慮其慣性扭矩。扭矩交互階段，通過S3軸扭矩和輸出軸扭矩，及C軸的加速度及輸出軸加速度可以求出，S2軸和C軸的扭矩大小。另外調(diào)速階段通過輸出軸加速度，C軸加速度，S2軸扭矩輸出軸扭矩，求S3軸和C軸扭矩，如圖5所示。

d.離合器工況計算。在換擋過程中，根據(jù)隨時間變化的離合器扭矩，和隨時間變化離合器的轉(zhuǎn)速差。離合器總成的片數(shù)10片，以及離合器的單位摩擦面積59.2 cm2[5]。按照圖6模型可以實時計算離合器單位面積的摩擦功率和摩擦功。

5 仿真結(jié)果

高速動力1擋升2擋過程，整個換擋過程如表1所示。換擋初始B1鎖死，前端EM1和發(fā)動機提供動力；扭矩交互階段B1清扭同時B2加扭，進行扭矩交互。調(diào)速階段前端扭矩下降調(diào)整轉(zhuǎn)速姿態(tài)，最后B2結(jié)合，完成整個換擋過程。

假定輪邊扭矩衰減30%，根據(jù)發(fā)動機外特性曲線，前端最大扭矩變化從450～350 N·m，S2和C軸對應(yīng)的離合器在0.3 s內(nèi)完成扭矩交互。

在調(diào)速階段，前端輸入軸轉(zhuǎn)速按照一定速度進行變化5 500～3 000 r/min，期間S3軸會進行扭矩干預(yù)下降。仿真結(jié)果如圖7所示，分別表示各軸轉(zhuǎn)速變化（上左圖）、帶慣性項的各軸扭矩（上右圖）、各軸的凈輸出扭矩（下左圖），以及離合器的摩擦功率和摩擦功（下右圖）。

如圖7所示，整個換擋過程，扭矩交互及轉(zhuǎn)速調(diào)速過程離合器B2、B1滑摩做功。以B1離合器舉例，單次換擋93 kJ，最大功率為220 W/cm2。該數(shù)據(jù)可以作為離合器選型或者評定離合器性能重要依據(jù)。

6 結(jié)語

納維娜行星排結(jié)構(gòu)混動變速箱可以簡化成杠桿，然后對其進行轉(zhuǎn)速和扭矩分析，通過Simulink構(gòu)建換擋過程控制模型，選定嚴(yán)苛的換擋工況，作為模型輸入條件，仿真整個換擋過程，甚至多個連續(xù)換擋過程，并計算離合器平均滑摩功和最大滑摩功率，用于離合器選型或者評定離合器性能的重要依據(jù)。

參考文獻：

[1]吳鵬飛.高速大功率濕式離合器摩擦特性與動態(tài)強度數(shù)值分析及試驗研究[D].杭州：浙江大學(xué)，2021.

[2]吳飛.基于杠桿法的功率分流混合動力系統(tǒng)分析[J].汽車實用技術(shù)，2023（24）：89-94.

[3]湯鵬翔.多片濕式離合器優(yōu)化設(shè)計[J].北京航空航天大學(xué)學(xué)報.2010（3）：291-294.

[4]汪芳麟，謝有浩.雙行星排式動力耦合系統(tǒng)的參數(shù)匹配與控制策略[J].邵陽學(xué)院學(xué)報（自然科學(xué)版），2024（4）：66-74.

[5]郭寬友.變速箱離合器設(shè)計及性能測試[J].機械管理開發(fā)，2007（7）：53-56.

作者簡介：

彭超，1991年生，男，工程師，研究方向為混動變速箱控制。