王志濤，李耀剛，龍海洋，李永坡，王嘉軍

(華北理工大學 機械工程學院，河北 唐山 063210)

0 引言

電動汽車裝備兩擋變速箱，有利于能源的合理利用以及動力性能的保持，解決經濟性與動力性的兼顧問題[1]。在變速箱等工程機械的設計過程中，應用AMESim仿真軟件進行輔助建模，既可以驗證模型的合理性又可以為后期優(yōu)化提供一定的參考依據(jù)[2，3]。廖湘平等[4]使用AMESim研究了新型液粘調速離合器對減少工程車輛起步沖擊的作用。Tian J Y等[5]使用AMESim建立了液力機械變速箱的模型并利用模型驗證了設計效果。

ET200變速箱為機電一體式變速箱，本文根據(jù)其換擋工作原理搭建仿真模型，求解變速箱換擋過程中換擋力及離合器摩擦轉矩理論數(shù)值，作為搭建模型合理性的評判依據(jù)。

1 ET200變速箱結構與動力換擋原理

ET200變速箱由換擋執(zhí)行機構、傳動系統(tǒng)和固定速比減速器等構件組成。其中，換擋執(zhí)行機構包括環(huán)面蝸桿和螺旋面蝸輪結構等，傳動系統(tǒng)由二自由度行星排機構和左、右螺旋引導構件組成，變速箱還包括殼體以及電機連接法蘭等構件，變速箱三維拆分圖如圖1所示[6]。ET200變速箱以成功汽車為設計基礎，具有低速擋和高速擋兩個擋位。

2 電動汽車系統(tǒng)建模

2.1 傳動系統(tǒng)建模

利用Lagrange法建立行星輪系傳動系統(tǒng)動力學方程，取電機和變速器輸入軸轉矩方向為正方向。設α1為太陽輪s1和太陽輪s2的角位移；一級行星架與二級內齒圈連接，設β1為一級行星架c1和二級內齒圈r2的角位移，β2為二級行星架c2的角位移，γ1為一級行星輪p1的角位移，θ1為一級內齒圈r1的角位移，γ2為二級行星輪p2的角位移。

1-變速箱左殼體；2-減速器；3-變速箱中部殼體；4-左側螺旋引導構件；5-一級太陽輪；6-一級行星輪；7-一級行星架；8-二級行星齒輪組；9-一級內齒圈；10-變速箱右殼體；11-螺旋面蝸輪結構件；12-右側螺旋引導構件；13-環(huán)面蝸桿；14-電機連接法蘭

建立的傳動系統(tǒng)動力學方程如下：

(1)

其中：Rs1為一級太陽輪半徑；Rp1為一級行星輪半徑；Rr1為一級內齒圈半徑；Rs2為二級太陽輪半徑；Rp2為二級行星輪半徑；Rr2為二級內齒圈半徑。

推導可得換擋過程行星傳動系統(tǒng)動力學模型為：

(2)

其中：Tin為輸入轉矩；Tm1為一擋離合器摩擦片轉矩；Tm2為二擋離合器摩擦片轉矩；To為負載轉矩；A1～A4均為轉矩比值系數(shù)；D11、D12、D21、D22均為動能系數(shù)。

在AMESim中搭建傳動系統(tǒng)，其參數(shù)如下：高速擋與低速擋離合器摩擦片外徑為113 mm、內徑為86 mm，主要區(qū)別在于低速擋離合器摩擦片數(shù)為8，高速擋離合器摩擦片數(shù)為4；一級行星排太陽輪半徑為33 mm，內齒圈半徑為83 mm，二級行星排太陽輪半徑為21 mm，內齒圈半徑為83 mm；離合器摩擦片轉動慣量為0.007 kgm2。搭建的傳動系統(tǒng)模型如圖2所示。

圖2 傳動系統(tǒng)模型

2.2 換擋執(zhí)行機構建模

換擋執(zhí)行機構由換擋電機、蝸輪蝸桿和換擋電機控制器組成。根據(jù)其傳動原理，選取AMESim機械庫元件進行建模，換擋執(zhí)行機構模型如圖3所示。

圖3 換擋執(zhí)行機構AMESim模型

換擋電機的參數(shù)選型根據(jù)換擋過程中摩擦片離合器所需的換擋力確定。配合換擋信號及換擋電機控制器，實現(xiàn)對換擋電機輸出轉矩的調節(jié)。

2.3 電動汽車模型搭建

電動汽車模型包括車身及工況模塊、換擋控制模塊、驅動電機及電池模塊、換擋執(zhí)行機構模塊和變速箱模塊。變速箱換擋過程整車模型如圖4所示。其中，車身模型主要設置參數(shù)為車身質量2 200 kg和車輪尺寸0.29 m。選擇驅動電機的參數(shù)為額定轉矩172 Nm，額定轉速2 500 r/min，額定功率45 kW。工況模型選擇NEDC新歐洲工況。

圖4 變速箱換擋過程整車模型

3 換擋過程仿真分析

3.1 NEDC工況下?lián)Q擋過程仿真分析

在NEDC(New European Driving Cycle) 新標歐洲循環(huán)測試工況下對整車模型進行仿真。NEDC工況由兩種工況組成，0 s～780 s為模擬市區(qū)工況，780 s～1 180 s為市郊工況。步長設置為0.01 s，總仿真時間為1 200 s。NEDC工況仿真如圖5所示。由圖5可知，實際車速能夠達到工況車速要求。

圖5 NEDC工況仿真 圖6 升擋過程離合器轉矩變化 圖7 降擋過程離合器轉矩變化

對升擋過程進行分析，觀察離合器轉矩變化，如圖6所示。

對降擋過程進行分析，與升擋過程原理相同但趨勢相反，如圖7所示。

由換擋過程轉矩變化可知，搭建的整車模型能夠實現(xiàn)變速箱換擋過程。換擋過程中離合器轉矩變化滿足ET200變速箱的換擋特性，摩擦轉矩仿真數(shù)值在理論數(shù)值范圍內，且仿真車速能夠實現(xiàn)對工況車速的跟隨，表明所搭建的模型具有一定的準確性，為后期工作奠定了基礎。

3.2 換擋品質仿真分析

AME換擋沖擊度和換擋滑摩功為評價換擋品質的重要指標，換擋沖擊度為整車縱向加速度的變化率，主要來自于換擋過程中轉矩變化而產生的沖擊。中國的沖擊度推薦值為17.64 m/s3。根據(jù)ET200變速箱的動力傳動特點設沖擊度表達式為：

(3)

其中：a為整車縱向加速度；x1、x2、x3分別為各轉矩變化率系數(shù)。

在NEDC工況下對換擋過程中整車縱向沖擊進行分析，升擋過程沖擊度如圖8所示。由圖8可知，升擋過程轉矩變化引起的最大沖擊度為26 m/s3。對降擋過程沖擊度進行分析，降擋過程沖擊度如圖9所示。由圖9可知，降擋過程引起的最大沖擊度為23 m/s3。

圖8 升擋過程沖擊度 圖9 降擋過程沖擊度 圖10 升擋過程滑摩功

以上仿真結果表明換擋過程中存在較大的換擋沖擊，與我國標準有較大差距。

換擋過程中摩擦片離合器的滑摩功主要取決于摩擦轉矩、離合器轉速差和換擋時間，且換擋時間越長摩擦片相互作用產生的滑摩功越大?；谀Σ疗x合器工作特點設滑摩功表達式為：

(4)

其中：w1為一擋離合器轉速差；w2為二擋離合器轉速差；tf為仿真時間。

對升擋過程進行分析，升擋過程滑摩功主要包括一擋分離滑摩階段與二擋結合滑摩階段產生的滑摩功，如圖10所示。由圖10可知，一擋離合器在滑摩階段產生的滑摩功為22 kJ，二擋離合器產生的滑摩功為33 kJ，升擋過程總滑摩功為55 kJ。

對降擋過程進行分析，降擋過程滑摩功主要包括二擋分離滑摩階段與一擋結合滑摩階段產生的滑摩功，如圖11所示。由圖11可知，二擋離合器在滑摩階段產生的滑摩功為23 kJ，一擋離合器產生的滑摩功為37 kJ，降擋過程總滑摩功為60 kJ。

圖11 降擋過程滑摩功

由換擋過程滑摩功變化可知，在換擋過程中降擋過程中離合器產生的滑摩功大于升擋過程滑摩功，說明降擋過程具有較大的轉速差。

4 結束語

(1) 由NEDC工況下仿真車速與工況車速對比可知，所搭建的換擋過程整車模型能實現(xiàn)工況車速的跟隨。換擋過程能滿足加速和減速的要求。

(2) 換擋過程中產生的最大沖擊度超出我國沖擊度標準9 m/s3，需后期對變速箱模型進行控制優(yōu)化。