纯电动汽车动力系统方案的选择

纯电动汽车动力系统方案的选择

采用电机作为动力系统，用化学电气导率装置、燃料电池、超级电动汽车组或发动机作为能源系统，具有传统汽动车无法弥补的优点。例如，零排放、高效率、不需要含油量、平和、稳定等。目前主流的纯电动汽车动力系统主要采用单电机、主减速器方案,通过电机进行无极调速,其优点是机械结构简单、易于总体布置、控制相对容易,制造成本较低;缺点是采用简单的减速器使得驱动系统运行模式单一,系统效率较低,典型代表为比亚迪e6。行星齿轮变速箱应用于纯电动汽车在当前还不是很普遍。成功进行产业化开发的典型有通用公司的Volt,其主要采用双电机、主减速器方案,通过行星齿轮排进行无极调速,优点是驱动系统有多种运行模式,这些运行模式使得其效率高于简单的减速器方案;缺点是机械结构复杂,不易于总体布置,控制相对复杂,制造成本较高。本文提出双电机、双行星排行星齿轮变速箱方案,建立该新型变速箱的等效杠杆模型,并进行动力系统参数的匹配,通过Matlab/Simulink软件建立动力学模型并进行仿真分析,验证方案的可行性。1动力系统规划1.1基本结构组成本文的纯电动汽车动力系统采用双电机、双行星排行星齿轮变速箱方案。作为动力源的两电机E1、E2,集成在变速箱中,并且分别与双行星排的两太阳轮S1、S2连接。行星齿轮变速箱的基本结构如图1所示。图中S1为前行星排小太阳轮,S2为后行星排大太阳轮,Pc为双行星排行星架,P1为前行星排行星齿轮,P2为后行星排行星齿轮,R为双行星排外齿圈。该行星齿轮变速箱是一种双行星排四轴传动装置。前排行星齿轮P1为小齿宽、大分度圆。后排行星齿轮P2为大齿宽、小分度圆。前排行星齿轮P1分别与外齿圈R和小太阳轮S1相啮合组成前排轮系,后排行星齿轮P2与大太阳轮S2,且通过双行星排行星架Pc与前排行星齿轮P1相啮合组成后排轮系。此装置实现了一种在后排轮系的太阳轮和外齿圈之间的传动比较大的双行星排四轴传动。1.2外齿圈与排气轮系太阳轮齿的比例关系根据行星齿轮的运动学和动力学原理,该行星齿轮变速箱前、后排轮系的转速和扭矩方程为:式(1)、(2)中:为前排轮系太阳轮转速;为后排轮系太阳轮转速;n2为行星架转速;n3为外齿圈转速;a1为外齿圈与前排轮系太阳轮齿数比;a2为外齿圈与后排轮系太阳轮齿数比。式(3)、(4)中:Ts1为前排轮系太阳轮端扭矩;Ts2为后排轮系太阳轮端扭矩;Tpc为行星架端扭矩;Tout为外齿圈输出端扭矩。由公式(1)、(2)、(3)、(4)可以得到该行星齿轮变速箱的等效杠杆模型如图2所示由上述的等效杠杆模型,本方案只需改变两太阳轮S1、S2的转速和扭矩即可在外齿圈输出不同的转速和扭矩,以此来达到无极调速的目的。动力系统可有多种运行模式,系统效率高、控制灵活;而且双电机可以集成在行星齿轮变速箱中,结构相对紧凑,易于总体布置2双太阳轮动力电池的推动作用纯电动汽车的动力性能主要取决于动力系统参数匹配(包括动力源、驱动电机、控制器、变速器等)以及控制策略和各部件的特性等,本方案的动力系统结构如图3所示图中两电机E1、E2分别连接两太阳轮S1、S2,两者通过行星齿轮变速箱进行动力合成,而双行星排的外齿圈作为动力系统输出端输出扭矩,然后依次通过主减速器、差速器和半轴传递到车轮来驱动车辆。为了节约能量以提高其动力性能,要求车辆具有能量回收能力。当汽车起步加速或正常行驶时,动力电池给电机供电以驱动车轮,并向车载用电器供电;当汽车下坡或刹车减速时,电机作为发电机给动力电池充,从而实现能量回收。2.1uamx、百步加速时间纯电动汽车的动力性可由三方面的指标来评定,即:最高车速uamx、百公里加速时间ta和最大爬坡度iamx。本方案设计指标为:最高车速为120km/h,百公里加速时间为16s以内,最大爬坡度为25%,整车参数列表如下表1所示。2.2最大功率满足汽车加速和边坡的下纯电动汽车动力系统的设计通常要考虑额定功率和最大功率,额定功率满足汽车最高车速的功率需求,而最大功率满足汽车加速和爬坡的功率需求。动力系统的功率大小直接关系到电动汽车的动力性功率越大,电动汽车的加速性和最大爬坡度越好,但动力系统的体积和质量也会相应地增加,同时动力系统不能经常保持在高效率区工作,降低了电动汽车的能量利用率,从而降低了汽车的续驶里程。2.2.1最高车速工况下功率c动力系统的额定功率由最高车速工况决定,根据以下公式计算动力系统的额定功率Pe:式(5)中:Pu为最高车速工况下的功率经计算,最高车速工况下的功率Pu为32.958kW。2.2.2最大功率pm动力系统的最大功率由稳定车速的最大爬坡度工况和加速工况决定,其中稳定车速的最大爬坡度工况下的功率为Pi,急加速工况下的功率为Pt,根据以下公式计算动力系统的最大功率Pm:式(7)、(8)中:uai为最大爬坡度工况下的稳定车速,取30km/h;uai为加速工况下的末车速,取100km/h。经计算,最大爬坡度工况下的功率Pi为39.637kW,急加速工况下的功率Pt为51.952kW。根据以上计算结果,设计动力系统额定功率Pe为38kW,最大功率Pm为58kW。2.3动力系统传动比在动力系统输出轴的输出特性一定时,纯电动汽车的动力系统传动比的选择依赖于整车的动力性指标要求,即应满足车辆的最高车速、最大爬坡度以及对加速时间的要求传动比参数主要包括变速器和主减速器速比。2.3.1最大输出扭矩为满足整车最高车速及最大爬坡度的要求,动力系统传动比下限应满足:式(10)中:Ttqmax2为动力系统输出轴最高转速时对应的最大输出扭矩,取100N·m。式(11)中:Ttqmax2为动力系统输出轴的最大输出扭矩,取360N·m。经计算,传动比下限imin1为3.035、imin2为4.056。2.3.3轴系压传动比计算为满足整车最高车速的要求,动力系统传动比上限应满足:式(12)中:nmax为动力系统输出轴的最高转速,取6300rpm。经计算,传动比上限imax为6.076。由于动力系统机械传动部分没有变速器只有主减速器,需要选择一个较大的主减速器传动比来满足纯电动汽车动力系统的驱动要求,故设计主减速器的传动比为4.092。2.4电机s1、e的转速对电机转速的影响当动力系统输出端的最高转速和最大扭矩确定后,电机E1、E2的匹配就显得非常重要。电机E1、E2的能力需要满足各种工况下动力系统输出端的需求,即电机E1、E2转速和扭矩通过杠杆模型折算到动力系统输出端的转速和扭矩一定要能满足各种工况。本方案中的行星架处于空转状态,即Tpc=0;行星排的基本参数a1=3.174、a2=2.355。根据杠杆模型的扭矩方程,可得电机E1、E2的扭矩关系为:根据上述公式,在动力系统输出端的转速和扭矩一定的情况下,电机E1、E2的扭矩即是一定的。根据电机的效率MAP图,按照电机E1效率最优或是电机E2效率最优的原则,选择该最优效率下的电机E1的转速或是电机E2的转速,那么电机E1、E2的转速也就全部确定了。根据上述分析,杠杆模型的运行模式如图4所示。由上述的杠杆模型,系统有两种运行模式:模式1和模式2。模式1中电机E1运行在较高效率区,模式2中电机E2运行在较高效率区,无论是在模式1中还是在模式2中,电机E1、E2的最高转速都要能够满足整车车速的要求。由于动力系统输出端的最大转速设计值为6300rpm,故设计电机E1的最高转速为10500rpm、电机E2的最高转速为8500rpm;由于动力系统输出端的最大扭矩设计值为360N·m,故设计电机E1的最大扭矩为90N·m、电机E2的最大扭矩为270N·m。综合以上的理论计算和工程分析,设计电机E1的最大功率为30kW、电机E2的最大功率为57kW。3动力系统的建模和模拟3.1齿轮转速的动力学模型目前,基于V模式的控制系统开发流程日渐流行,其主要包括系统需求、快速原型开发、自动代码生成、硬件在环测试和整车在环测试等。本文基于以上的设计思想和流程,借助Matlab/Simulink软件平台,建立了该行星齿轮变速箱的动力学模型,如图5所示。图中动力学模型根据加速踏板信号APS、制动踏板信号BPS、档位信号Shft＿t、车速信号Vspd等整车状态参数来计算出外齿圈输出端的需求转速nHo和需求扭矩THo＿soll,在电机E1、E2能力满足的情况下,选择效率最优的工作模式,计算出电机E1、E2的可执行扭矩TE1＿rech、TE2＿rech来达到扭矩控制的目的。3.2加速性能分析在上述的动力学模型中,以指定的需求车速作为输入条件,通过Matlab/Simulink软件进行仿真,得出仿真车速、动力系统输出端以及电机E1、E2的转速、扭矩和功率如下图6-9。图6中仿真车速与需求车速基本吻合,说明此动力系统能够较好地满足车速的要求;图7中动力系统输出端转速与仿真车速变化基本一致,说明此动力系统通过调节电机E1、E2的转速即能实现无极调速;图8中动力系统输出端扭矩变化与仿真车速变化基本同步,当车辆加速时输出端扭矩明显增大,当车辆减速时输出端扭矩明显减小,说明此动力系统具有良好的加速性能;图9中动力系统输出端功率有正有负,当输出端功率大于零时动力系统在驱动车辆,当输出端功率小于零时动力系统在回收能量,且主要是电机E1在回收能量。3.3结果分析通过上述性能仿真,可得仿真结果如下表2所示。由以上仿真值可知所设计和参数匹配的