CN105172570A - 一种双模式混合动力传动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种双模式混合动力传动装置，包括双行星排、第一电机、第二电机、第一离合器、第二离合器、制动器、输入轴、输出轴和差速器，双行星排包括齿圈、行星架、前排行星、后排行星、前排太阳轮和后排太阳轮，前排行星分别和前排太阳轮、齿圈相啮合形成前排轮系，后排行星分别与前排行星、后排太阳轮相啮合形成后排轮系；第一电机的转子连接前排太阳轮，第一电机与前排太阳轮之间设置制动器，第二电机的转子经第二离合器连接后排太阳轮，齿圈经第一离合器连接差速器，差速器连接输出轴；第一离合器还和第五齿轮连接；行星架通过扭转减震器连接输入轴。本发明的双模式混合动力传动装置，结构紧凑，传动性能良好。

Description

一种双模式混合动力传动装置

技术领域

本发明涉及一种动力传动装置，特别涉及一种双模式混合动力传动装置。

背景技术

近年来，随着国家新能源汽车战略的大力推动以及全民节能减排意识的不断增强，混合动力汽车产业呈现出一片蓬勃发展的势头。作为其核心部件的动力耦合装置也就成为各厂商的研发重点。

国外厂商中最具代表性的产品有丰田公司的THS混合动力***和通用公司的双模混合动力***。THS采用单行星排输入功率分流结构，将输入动力分为机械路径和电力路径并最终在输出端汇流。该结构为单模***，当变速器输入、输出速比小于机械点速比时，***将出现功率循环，从而降低传动效率；同时由于大电机与输出端连接，因此对电机最高转速值有较高要求。

通用公司开发的GM-AHS双模混合动力***，不仅包含两种不同的功率分流方式(输入端功率分流和混合功率分流)，还能提供四个固定变速比基本档位。双模混合动力***中的功率分流实际上通过集成在变速箱内的两个电机对传动比进行电动调节来实现的，因此这两种模式分别称为ECVT1模式和ECVT2模式，其中“E”代表“电机Electric”。虽然通用的双模***能够扩大***的高效传动比范围，但是仍存在以下几个方面的挑战：①复杂的机械结构：多排行星齿轮，多个湿式离合器，复杂的电液阀体等；②较高的变速箱机械损耗③复杂的控制、动力传动路线的切换；④高机械成本，高固定资产投入。

国内混合动力汽车的开发起步较晚，目前较为成熟的深度混动***有中汽研开发的CATARCHybridSystem(CHS)。该***采用双行星排复合功率分流结构，同时在发动机输出轴上配有制动器，可在纯电动工况下锁止发动机，提高***效率。该装置应用对象为混合动力公交车，因此设计最高车速较低，不适合布置于普通乘用车。

发明内容

本发明旨在提供一种结构紧凑、传动性能良好的适用于普通乘用车的双模式混合动力传动装置。

本发明通过以下方案实现：

一种双模式混合动力传动装置，包括双行星排、第一电机、第二电机、第一离合器、第二离合器、制动器、输入轴、输出轴和差速器，所述双行星排包括齿圈、行星架、前排行星、后排行星、前排太阳轮和后排太阳轮，所述前排行星和所述后排行星依次安装在行星架上，前排行星分别和前排太阳轮、齿圈相啮合形成前排轮系，后排行星分别与前排行星、后排太阳轮相啮合形成后排轮系；第一电机的转子连接前排太阳轮，第一电机与前排太阳轮之间设置制动器；第二电机的转子连接第六齿轮G3B，第六齿轮与第五齿轮G3A啮合后经第二离合器连接第三齿轮G2A，第三齿轮与后排太阳轮为一体结构，第三齿轮与第四齿轮G2B相啮合；齿圈连接第一齿轮G1A，第一齿轮与第二齿轮G1B啮合后经第一离合器连接差速器，所述差速器连接输出轴；所述第一离合器还和第五齿轮连接；行星架通过扭转减震器连接输入轴。

进一步地，所述前排行星的齿轮为小齿宽、大分度圆，所述后排行星的齿轮为大齿宽、小分度圆。

进一步地，所述前排太阳轮的外径比所述后排太阳轮的外径小。

将输入轴转速与输出轴转速之比定义为速比I，将***的第一个机械点即第一电机转速为零时的速比I₁定为输入分流模式向复合分流模式的切换点。为了保证在模式切换速比I₁上第一离合器或第二离合器相接合时的主、从动部件的转速同步，所述前排太阳轮、后排太阳轮、齿圈、第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮和第四齿轮的齿数满足如下关系：

$\frac{GR2}{GR1}={\mathrm{\ρ}}_2+(1-{\mathrm{\ρ}}_2)\left(\frac{{\mathrm{\ρ}}_1}{1+{\mathrm{\ρ}}_1}\right),$

其中， $GR1=\frac{Z_{G1B}}{Z_{G1A}};GR2=\frac{Z_{G2B}}{Z_{G2A}};\mathrm{\ρ}1=\frac{Z_R}{Z_{S1}};\mathrm{\ρ}2=\frac{Z_R}{Z_{S2}},$ Z_G1A为第一齿轮的齿数，Z_G1B为第二齿轮的齿数，Z_G2A为第三齿轮的齿数，Z_G2B为第四齿轮的齿数，Z_R为齿圈的齿数，Z_S1为前排太阳轮的齿数，Z_S2为后排太阳轮的齿数。

在实际工作中，当第二电机与齿圈相连接时，第一离合器闭合，第二离合器打开，双模式混合动力传动装置在输入分流混合动力模式下工作；当第二电机与后排太阳轮相连接时，第一离合器打开，第二离合器闭合，双模式混合动力传动装置在复合分流混合动力模式下工作。

具体而言，在纯电动模式下，第一离合器闭合，第二离合器打开，制动器打开，第二电机提供驱动转矩直接作用在输出轴上驱动车辆行驶，第一电机随动，不输出转矩，发动机不启动，一直保持在转速零点。在起动模式下，发动机起动时，制动器立即打开，第一电机、第二电机共同提供驱动转矩，***以制动器打开纯电动模式运行；第一电机在当前纯电动基础上叠加额外拖转转矩，克服发动机倒拖阻力矩拖转发动机，使发动机转速迅速逼近目标工作点；拖转过程中，第二电机在当前纯电动基础驱动转矩上叠加补偿转矩以消除第一电机拖转转矩对输出端造成的转矩影响。在输入分流混合动力模式下，中低速时，第一离合器闭合，第二离合器打开，制动器打开，***进入输入分流混合动力模式。此时发动机提供主驱动转矩，第一电机、第二电机根据***需要提供驱动或制动转矩，三者的合力矩克服输出端阻力矩并驱动车辆前行。随着车速的提高，第二电机的转速不断提高而其转矩则不断下降。相反，第一电机的转速不断降低，直到减小到零，到达***的第一个机械点。在复合分流混合动力模式下，第一机械点速比I1是输入分流和复合分流的分界点。在模式切换点上，第一离合器、第二离合器相应转动部件且转速同步，第二电机转矩为零，保证模式切换时的平稳过渡。此时，第二离合器闭合，使第二电机通过第五齿轮G3A、第六齿轮G3B和第三齿轮G2A、第四齿轮G2B与后排太阳轮连接。随后，第一离合器开始分离，使第二电机脱离输出轴系。此时双模式混合动力传动装置进入复合分流模式。第一电机、第二电机根据***助力或发电需求提供驱动或制动转矩，发动机提供主驱动力矩，三者的合力矩克服输出端阻力矩并驱动车辆前行。第一电机、第二电机分别在当前混合动力基础驱动转矩上叠加额外控制转矩，用于发动机工作点调整和输出端转矩补偿。在汽车起动发电一体机即ISG并联模式下，随着车速的继续增加，第一电机的转速将下降至零，双模式混合动力传动装置到达第二个机械点。为防止第一电机转速换向带来的功率循环损失，此时锁止制动器，第一电机不工作，第二电机根据***助力或发电需求提供驱动或制动转矩，发动机提供主驱动转矩，***由功率分流模式切换为传统的ISG(IntegratedStarterandGenerator)并联模式。

本发明的双模式混合动力传动装置，相比传统的动力传动装置，后排轮系传动比明显减小，且小于前排传动比。既保证分流装置结构紧凑，又有效扩大了太阳轮S1轴上动力部件对行星架和齿圈的扭矩杠杆作用，同时显著降低了对太阳轮S1轴上动力部件的极限转速要求。本发明的双模式混合动力传动装置在两种模式下均无功率循环，从而有效地拓宽了动力传动装置的高效速比区间，提高了车速，适用于普通乘用车。

附图说明

图1：双模式混合动力传动装置的结构示意图

图2：双排行星结构示意图

图3：纯电动模式等效杠杆图

图4：起动模式等效杠杆图

图5：输入分流混合动力模式等效杠杆图

图6：复合分流混合动力模式等效杠杆图

图7：ISG并联模式等效杠杆图

具体实施方式

以下结合实施例对本发明作进一步说明，但本发明并不局限于实施例之表述。

实施例1

一种双模式混合动力传动装置，如图1所示，包括双行星排1、第一电机E1、第二电机E2、第一离合器C1、第二离合器C2、制动器B、输入轴2、输出轴3和差速器4；如图2所示，双行星排1包括齿圈R、行星架C、前排行星P1、后排行星P2、前排太阳轮S1和后排太阳轮S2，前排行星P1的齿轮为小齿宽、大分度圆，后排行星P2的齿轮为大齿宽、小分度圆，前排太阳轮S1的外径比后排太阳轮S2的外径小，前排太阳轮S1的外径约为40mm，后排太阳轮S2的外径约为52mm；前排行星P1和后排行星P2依次安装在行星架C上，前排行星P1分别和前排太阳轮S1、齿圈R相啮合形成前排轮系，后排行星P2分别与前排行星P1、后排太阳轮S2相啮合形成后排轮系；第一电机E1的转子连接前排太阳轮S1，第一电机E1与前排太阳轮S2之间设置制动器B；第二电机E2的转子连接第六齿轮G3B，第六齿轮G3B与第五齿轮G3A啮合后经第二离合器C2连接第三齿轮G2A，第三齿轮G2A与后排太阳轮S2为一体结构，第三齿轮G2A与第四齿轮G2B相啮合；齿圈R连接第一齿轮G1A，第一齿轮G1A与第二齿轮G1B啮合后经第一离合器C1连接差速器4，差速器连接输出轴3；第一离合器C1还和第五齿轮G3A连接；行星架C通过扭转减震器5连接输入轴2。

为了保证在模式切换速比I₁上第一离合器或第二离合器相接合时的主、从动部件的转速同步，前排太阳轮S1、后排太阳轮S2、齿圈R、第一齿轮G1A、第二齿轮G1B、第三齿轮G2A和第四齿轮G2B的齿数满足如下关系：

$\frac{GR2}{GR1}={\mathrm{\ρ}}_2+(1-{\mathrm{\ρ}}_2)\left(\frac{{\mathrm{\ρ}}_1}{1+{\mathrm{\ρ}}_1}\right),$

其中， $GR1=\frac{Z_{G1B}}{Z_{G1A}};GR2=\frac{Z_{G2B}}{Z_{G2A}};\mathrm{\ρ}1=\frac{Z_R}{Z_{S1}};\mathrm{\ρ}2=\frac{Z_R}{Z_{S2}},$ Z_G1A为第一齿轮的齿数，Z_G1B为第二齿轮的齿数，Z_G2A为第三齿轮的齿数，Z_G2B为第四齿轮的齿数，Z_R为齿圈的齿数，Z_S1为前排太阳轮的齿数，Z_S2为后排太阳轮的齿数。

实际工作时，在纯电动模式下，第一离合器闭合，第二离合器打开，制动器打开，第二电机提供驱动转矩直接作用在输出轴上驱动车辆行驶，第一电机随动，不输出转矩，发动机不启动，一直保持在转速零点。纯电动模式等效杠杆图如图3所示。

在起动模式下，发动机起动时，制动器立即打开，第一电机、第二电机共同提供驱动转矩，***以制动器打开纯电动模式运行；第一电机在当前纯电动基础上叠加额外拖转转矩，克服发动机倒拖阻力矩拖转发动机，使发动机转速迅速逼近目标工作点；拖转过程中，第二电机在当前纯电动基础驱动转矩上叠加补偿转矩以消除第一电机拖转转矩对输出端造成的转矩影响。起动模式等效杠杆图如图4所示。

在输入分流混合动力模式下，中低速时，第一离合器闭合，第二离合器打开，制动器打开，***进入输入分流混合动力模式。此时发动机提供主驱动转矩，第一电机、第二电机根据***需要提供驱动或制动转矩，三者的合力矩克服输出端阻力矩并驱动车辆前行。随着车速的提高，第二电机的转速不断提高而其转矩则不断下降。相反，第一电机的转速不断降低，直到减小到零，到达***的第一个机械点。输入分流混合动力模式等效杠杆图如图5所示。

在复合分流混合动力模式下，第一机械点速比I1是输入分流和复合分流的分界点。在模式切换点上，第一离合器、第二离合器相应转动部件且转速同步，第二电机转矩为零，保证模式切换时的平稳过渡。此时，第二离合器闭合，使第二电机通过第五齿轮G3A、第六齿轮G3B和第三齿轮G2A、第四齿轮G2B与后排太阳轮连接。随后，第一离合器开始分离，使第二电机脱离输出轴系。此时双模式混合动力传动装置进入复合分流模式。第一电机、第二电机根据***助力或发电需求提供驱动或制动转矩，发动机提供主驱动力矩，三者的合力矩克服输出端阻力矩并驱动车辆前行。第一电机、第二电机分别在当前混合动力基础驱动转矩上叠加额外控制转矩，用于发动机工作点调整和输出端转矩补偿。复合分流混合动力模式等效杠杆图如图6所示。

在汽车起动发电一体机即ISG并联模式下，随着车速的继续增加，第一电机的转速将下降至零，双模式混合动力传动装置到达第二个机械点。为防止第一电机转速换向带来的功率循环损失，此时锁止制动器，第一电机不工作，第二电机根据***助力或发电需求提供驱动或制动转矩，发动机提供主驱动转矩，***由功率分流模式切换为传统的ISG(IntegratedStarterandGenerator)并联模式。ISG并联模式等效杠杆图如图7所示。

Claims (4)

1.一种双模式混合动力传动装置，其特征在于：包括双行星排、第一电机、第二电机、第一离合器、第二离合器、制动器、输入轴、输出轴和差速器，所述双行星排包括齿圈、行星架、前排行星、后排行星、前排太阳轮和后排太阳轮，所述前排行星和所述后排行星依次安装在行星架上，前排行星分别和前排太阳轮、齿圈相啮合形成前排轮系，后排行星分别与前排行星、后排太阳轮相啮合形成后排轮系；第一电机的转子连接前排太阳轮，第一电机与前排太阳轮之间设置制动器；第二电机的转子连接第六齿轮(G3B)，第六齿轮与第五齿轮(G3A)啮合后经第二离合器连接第三齿轮(G2A)，第三齿轮与后排太阳轮为一体结构，第三齿轮与第四齿轮(G2B)相啮合；齿圈连接第一齿轮(G1A)，第一齿轮与第二齿轮(G1B)啮合后经第一离合器连接差速器，所述差速器连接输出轴；所述第一离合器还和第五齿轮连接；行星架通过扭转减震器连接输入轴。

2.如权利要求1所述的双模式混合动力传动装置，其特征在于：所述前排行星的齿轮为小齿宽、大分度圆，所述后排行星的齿轮为大齿宽、小分度圆。

3.如权利要求1所述的双模式混合动力传动装置，其特征在于：所述前排太阳轮的外径比所述后排太阳轮的外径小。

4.如权利要求1～3任一所述的双模式混合动力传动装置，其特征在于：所述前排太阳轮、后排太阳轮、齿圈、第一齿轮、第二齿轮、第三齿轮和第四齿轮的齿数满足如下关系：

$\frac{GR2}{GR1}={\mathrm{\ρ}}_2+(1-{\mathrm{\ρ}}_2)\left(\frac{{\mathrm{\ρ}}_1}{1+{\mathrm{\ρ}}_1}\right),$

其中， $GR1=\frac{Z_{G_{1}B}}{Z_{G_{1}A}};GR2=\frac{Z_{G_{2}B}}{Z_{G_{2}A}};\mathrm{\ρ}1=\frac{Z_R}{Z_{S_1}};\mathrm{\ρ}2=\frac{Z_R}{Z_{S_2}},$ 为第一齿轮的齿数，为第二齿轮的齿数，为第三齿轮的齿数，为第四齿轮的齿数，Z_R为齿圈的齿数，为前排太阳轮的齿数，为后排太阳轮的齿数。