专利名称：混合动力系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及并联混合动力汽车领域，尤其涉及并联混合动力汽车的混合动力系统
及其模式切换方法。
背景技术：
能源的匮乏和内燃机汽车对大气的严重污染推动了混合动力系统的发展。在结构方面，混合动力系统是由两种或两种以上动力源组成，这两种动力源一般是发动机和电机。最常见的并联混合动力系统是在发动机与变速器之间设置电机，该电机既可以作为电动机用来启动发动机或驱动车辆，又可以作为发电机，在回馈制动或行车发电模式下为动力电池提供电能。这样，通过合适的控制策略，混合动力系统可以充分发挥内燃机和电机的优
点，在大幅度改善能耗和排放的同时，获得内燃机汽车驱动系统同样的性能，极具市场化前
旦豕。 而在并联混合动力汽车领域，目前存在两种较常用的结构形式。其一为双离合器混合动力系统，其二为仅有模式离合器的混合动力系统。双离合器混合动力系统除了在电机与变速器之间设置换挡离合器外，在发动机与电机之间还设置了另外一个离合器，在该离合器结合的情况下，汽车处于混合动力模式；而在该离合器分离的时候，汽车可以以纯电动模式运行，我们称此离合器为模式离合器。如图1所示，发动机10经由模式离合器11连接电机12，而电机12经由换挡离合器13连接到变速器14。双离合器混合动力系统以纯电动模式起步，使用电机用变速器一档驱动车辆加速至某一车速，然后缓慢结合模式离合器，直接将发动机拖动至最低启动转速，再进行喷油点火；或者为了省去发动机启动时的加浓喷油过程过程，直接将发动机拖动至怠速，可以明显降低排放，提高燃油经济性。在结合模式离合器时，为了减小发动机启动时对整车的冲击，以及对电机功率的需求，可以先切断动力系统和整车之间的动力连接，对于双离合器混合动力系统可以通过分离换挡离合器来实现。 仅有模式离合器的混合动力系统，就是在电机和变速器之间省却换挡离合器，电机和变速器直接相连，以模式离合器充当换挡离合器用，或采用无离合器换挡技术。在这种混合动力系统中，在结合模式离合器时，为了减小发动机启动时对整车的冲击，以及对电机功率的需求，可以通过变速器摘档来实现。 在上述两种混合动力系统中，模式离合器一般采用干式摩擦离合器，当然也可以采用湿式摩擦离合器或电磁离合器。为了方便，我们以干式摩擦离合器为例进行说明。模式离合器分为两部分，一部分由大惯量的飞轮和离合器压盘组成，另一部分为惯量很小的离合器摩擦盘。如图2所示，对于采用内燃机的混合动力汽车来说，飞轮21安装在发动机曲轴输出端23上，发动机曲轴上设置有用来承受飞轮传递过来的推力的推力轴承，离合器压盘28安装在飞轮21上，而离合器摩擦盘29通过扭转减震器22安装在电机输入轴25的花键上，在电机输入轴25上还设置有分离轴承26。这样就形成了，大惯量部分都与发动机曲轴系连成整体，而小惯量部分与电机输入轴连接。在发动机启动过程中，电机要多做许多功来建立大惯量件的旋转动能，这一方面造成了过多的能量浪费，增加了启动时间；另一方 面，由于大惯量件而造成的大惯性阻力矩，增加了电机的负荷和冲击，同时增加了模式离合 器的滑磨，降低了离合器的寿命；再者，离合器分离时，发动机熄火，不仅发动机曲轴的转动 动能，而且飞轮的转动动能，都要通过发动机自身的摩擦慢慢消耗掉。
发明内容
为解决上述问题，本发明提出一种新的混合动力系统，以克服目前混合动力汽车
启动能耗大，启动时间长，电机负荷和冲击大等缺陷，并提高模式离合器的使用寿命，降低
模式离合器分离时的能耗，改善混合动力汽车舒适性、燃油经济性和排放性。 所述混合动力系统包括发动机、模式离合器、电机及变速器，所述模式离合器包括
作为大惯量部分的飞轮和离合器压盘以及作为小惯量部分的离合器摩擦盘，作为小惯量部
分的离合器摩擦盘通过扭转减震器安装到发动机的曲轴输出端上，而作为大惯量部分的飞
轮和离合器压盘安装到电机的输入轴上，在电机的输入轴上还设置有承受轴向力的轴承。 采用上述混合动力系统后，当启动发动机时，将大大减小启动时间和启动能量，同
时降低了冲击，减少了离合器的磨损。而且，飞轮等大惯量部件安装到了扭转减震器之后，
降低了扭转减震器前的转动惯量，提高了扭转减震器的减震效果，进一步有效地隔离了发
动机的震动，从而提高了整车的舒适性。再者，飞轮后置后，飞轮和电机转子连接在一起，由
于电机转子本身具有一定的转动惯量，可以减小飞轮的尺寸。 而且，这样的设计克服了现有技术中的存在的惯性思维，带来了有益的技术效果。 具体地，首先，发动机的运转离不开飞轮，发动机曲轴输出端上安装飞轮，而飞轮作为离合 器的主动盘，是所有传统汽车发动机所采用的安装方式，是现有技术中的一种惯性思维。其 次，在现有技术中，在发动机出厂时发动机的曲轴输出端上都定好了要装飞轮。但是，发明 人没有拘泥于这样的惯性思维，在深入研究后发现，对于混合动力汽车来说，在纯电动模式 下，并不需要发动机的工作，所以发动机完全可以脱开飞轮；而在需要发动机工作时，却是 在混合动力模式或发电模式，这时模式离合器是结合的，即飞轮是和发动机一体的。由此， 提出了上述新型的混合动力系统。 针对上述混合动力系统，优选地，所述离合器摩擦盘通过扭转减震器连接到转接 轴一端的花键上，而该转接轴的另一端连接到发动机的曲轴输出端上。 或者，所述发动机的曲轴输出端上设置有花键，所述离合器摩擦盘通过扭转减震 器直接安装到该花键上。 具体地，所述飞轮通过键连接方式或螺栓连接方式安装到所述电机的输入轴上。
在从纯电动模式向混合动力模式切换时，合理的设定切换时的车速，可以实现零 电能启动发动机至最低启动转速(如200rpm左右)，这样可以更加节省启动能量。
或者更合理的设定切换时的车速，可以零电能拖动发动机至怠速(如700rpm左 右)，从而取消启动加浓过程，进而降低排放，提高燃油经济性。 更优选地，在从纯电动模式向混合动力模式切换时，结合变速器加挡，利用换挡间 隔启动发动机，可以更加节省启动时间，提高动力性。 更进一步，合理设定变速器一、二档传动比之间的比值，可以实现直接同步换二 档，节省同步时间，减小同步器的磨损。
图1为双离合器混合动力系统示意图； 图2为传统混合动力系统中模式离合器的安装方式； 图3为本发明的混合动力系统中模式离合器的安装方式； 图4为建立发动机起动过程阻力模型时所用的曲柄连杆结构示意图及活塞的受力分析图； 图5为建立离合器模型时所用的系统的动力学模型； 图6为传统混合动力系统中启动发动机的启动时间与本发明的混合动力系统中启动发动机的启动时间的比较示意图； 图7为传统混合动力系统中启动发动机的启动能量与本发明的混合动力系统中启动发动机的启动能量的比较示意图。
具体实施例方式
如图3所示，在本发明的混合动力系统中，模式离合器是这样安装的，作为小惯量部分的离合器摩擦盘39通过扭转减震器32安装到转接轴30 —端的花键上，而该转接轴30的另一端连接发动机曲轴输出端33，在模式离合器的靠近发动机曲轴输出轴33 —侧的转接轴30上设置有分离轴承36。在另一侧，离合器压盘38安装在飞轮31上，这样作为大惯量部分的离合器压盘38和飞轮31就安装到电机输入轴35上了 。具体地，飞轮是通过自身结构上的平键、花键结合电机输入轴，或通过螺栓连接电机输入轴的。为了承受轴向力，在电机输入轴35上设置有角接触轴承34，当然也可以设置推力轴承。 本发明的工作原理如下汽车起步时，分离模式离合器，变速器挂一档，使用电机驱动车辆起步。当加速至某一车速后，缓慢结合模式离合器，直接将发动机拖动至最低启动转速，再进行喷油点火；或者为了省去发动机启动时的加浓喷油过程过程，直接将发动机拖动至怠速，可以明显降低排放，提高燃油经济性。在结合模式离合器时，为了减小发动机启动时对整车的冲击，以及对电机功率的需求，可以先切断动力系统和整车之间的动力连接，对于双离合器混合动力系统可以通过分离换挡离合器来实现，对于仅有模式离合器的混合动力系统可以通过变速器摘档来实现。 当从纯电动模式向混合动力模式切换时，电机断电，同时分离换挡离合器或变速
器置空挡，此时电机转速为"。；然后结合模式离合器，当模式离合器主从动盘(即离合器
压盘和离合器摩擦盘)同步后，电机转子和模式离合器的大惯量部分以存储的动能直接将
发动机拖至转速"p w。和A之间的关系式为<formula>formula see original document page 6</formula> 整理后可得
<formula>formula see original document page 6</formula>
式中Ie_发动机曲轴系的转动惯量； Im-电机转子的转动惯量； I。「模式离合器小惯量部分摩擦盘的转动惯量； I。2-模式离合器大惯量部分(飞轮和压盘)的转动惯量； E「启动过程中由于发动机内部摩擦和压縮空气产生的能量损失，可通过试验领 定； Em-启动过程中由于电机内部摩擦产出的能量损失，可通过试验测定； E。_结合过程中模式离合器滑摩产生的能量损失。 电机转速"。与车速之间的关系式为
"。=0.377， (3)
式中U"汽车行驶速度；
r_车轮半径；
ig-变速器传动比；
i。_主减速器传动比。
将公式(2)代入公式(3)可得
w =0.377丄(々'+人,+ 4, + D",2 + 2(《+ + A) (4)
。' V。V 乙+L
要使发动机正常启动，发动机拖动后的转速"工须满足关系式
A > (5) 式中-发动机的最低启动转速。 优选地，为了降低发动机的排放，取消发动机启动时的加浓喷油，发动机拖动后的
转速c^须满足关系式 co ! > co !" (6) 式中"/'-发动机的怠速值。 将=带入公式(4)可求得 =1!/，即要实现零电能拖动发动机至最低 启动转速"/，启动车速须满足关系式
ua > ua， ； (7) 将"工="/，带入公式(4)可求得ua = ua"，即要实现零电能拖动发动机至怠速 o /'，启动前车速须满足关系式
ua > ua"。 (8) 以上设计只能应用在正常情况下，即由纯电动模式起步加速至车速大于等于ua'， 然后再切换至混合动力模式，这样可以实现零电能启动发动机。当然零耗能也是相对来说 的，用来启动发动机的飞轮的旋转动能也是以前耗能建立的。在其他情况时，如切换时车速 达不到ua'，电机转子加飞轮和压盘的旋转动能不足以将发动机拖动至最低启动转速"/， 这时可使电机进入调速模式而强制满足公式(7)。 在结合模式离合器时，为了减小发动机启动时对整车的冲击，以及对电机功率的需求，可以先切断动力系统和整车之间的动力连接，对于双离合器混合动力系统可以通过分离换挡离合器来实现，而对于仅有模式离合器的混合动力系统来说，可以通过变速器摘档来实现。双离合器混合动力系统，采用换挡离合器及MT变速器，由人工进行换挡。在由纯电动模式向混合动力模式切换时，可以通过分离换挡离合器或变速器摘档来切断动力系统与整车的动力连接，更优选地，可以结合变速器加挡利用换挡间隔来启动发动机，即纯电动模式时，以变速器一档行驶，加速到车速Ua，此时电机转速为"。，然后电机断电，变速器摘档，结合模式离合器，启动发动机，这时发动机和电机的转速降为更优选地，合理设计变速器一档和二档的传动比之间的比例关系，可使发动机启动后的转速刚好等于变速器输出轴的转速，这时变速器可以不需要同步器工作而直接挂二档。要实现直接同步换二档，
变速器一档和二档的传动比须满足关系式.叫. zi =一b (9)L 」 w
式中"。-模式切换前电机转速
" r模式切换后发动机转速
i「变速器一档传动比；
i2-变速器二档传动比。 这种设计采用换挡间隔启动发动机，节省了启动时间，提高了动力性。并通过合理设计变速器一档和二档的传动比之间的比例关系，实现直接同步换二档，同时也相对縮短了换挡时间，减小了同步器的磨损。然而，要保证启动发动机前的车速等于Ua，并利用换挡间隔启动发动机，需要驾驶员准确的判断力以及熟练的操纵能力。而对于仅有模式离合器的混合动力系统来说，实现起来就更容易了。仅有模式离合器的混合动力系统取消了换挡离合器，并采用AMT变速器，由换挡控制器控制换挡机构来自动换挡。换挡规律和起步控制策略都是事先在程序中固定的。即规定以纯电动模式一档起步，加速到车速Ua，即电机转速达到"。，开始模式切换，发动机启动后，变速器直接换二档以混合动力模式继续行驶。
为了验证本发明的实施方案相对于传统混合动力系统的进步，让我们采用Matlab/simulink建立仿真模型，通过仿真结果来对比飞轮换位前后对发动机启动的影响。我们主要建立发动机启动过程阻力模型、模式离合器模型和电机模型。
1.发动机起动过程阻力模型 发动机启动过程中的阻力矩主要来自三部分，一部分是通过活塞、连杆作用到到曲轴曲柄上而产生的阻力矩，包括活塞、活塞销、连杆小头等部件的往复运动产生的往复惯性阻力，活塞压縮气体时产生的气体作用力，活塞裙部、活塞环与气缸之间的滑动摩擦而产生的摩擦阻力；另一部分是由于曲轴和连杆轴承产生的滑动摩擦阻力矩。第三部分是通过齿轮或正时皮带传递到曲轴上的阻力矩，包括气门机构产生的摩擦阻力以及发动机附属部件产生阻力。由于发动机刚开始启动时转速较低，气门机构以及附属部件产生的阻力矩可以忽略不计。 1. 1由活塞连杆作用到曲轴上的阻力矩 活塞的往复变速直线运动通过曲柄连杆机构转变为曲轴的转动，曲柄连杆机构的结构示意图如图4所示，连杆的运动是随活塞平移的牵连运动和绕活塞销摆动相对运动的复合，为了便于计算，将连杆进行质量代换，以离散质量系来代替实际连杆，把连杆质量集中于三点(小头孔中心、大头口中心、质心位置)，并认为这些质量是由无质量的刚性连杆 连接起来。由于连杆的质量大部分都集中于大头和小头部分，将质心位置的质量分配到两 头上对计算结果影响很小，因此一般都采用双质量代换系统。即认为曲柄连杆机构是由无 质量的刚性连杆把两个集中质量联系起来的非自由质点系。
1. 1. 1往复惯性力 活塞的速度v和加速度j分别为 sin(" + / )
v = rw- J =，'
cos "
cos(a + / )
(10)
+义
cos2 or
式中
COS / COS-'
发动机曲轴转动角速度；
(11)
d<2
a _曲轴转角；
P-连杆与中心线夹角；
a 、 P满足关系式
sin P =入sin a
入-连杆比，
义=二 /
r-曲柄半径， l-连杆长度。 故活塞的往复惯性阻力为
Fj = _ (mh+mA) j
(12)
式中mh-活塞、活塞销、活塞销卡环、和活塞环的总质量； mA-连杆通过双质量代换以后，集中于小头的质量。 1.1.2气体作用力
压縮空气直接作用在活塞顶部，推动活塞往复运动，活塞处于压縮与排气行程时，
压縮空气作负功，成为发动机的阻力矩。Fg计算公式为 [画]Fg= (Pgas-Po)Sp (13) 式中Pgas-气缸内的压力； P。-大气压力； Sp_活塞顶部的有效面积。 1. 1. 3摩擦阻力 根据发动机起动时的机体温度和润滑油流动状态，发动机起动可分为冷起动与热 起动。对应不同的起动过程，活塞摩擦阻力是不同的。活塞摩擦阻力由活塞环摩擦阻力Fr 和活塞裙部摩擦阻力Fs构成。 1. 1. 3. 1冷起动时活塞摩擦阻力 在发动机冷起动的过程中，润滑机油粘度大、流动性差，需要几分钟到十几分钟才
9能完全达到各摩擦部件，另外在低温情况下，活塞环与气缸，活塞与气缸之间间隙较大，不可能形成润滑油膜。因此发动机冷起动时的润滑状态为边界润滑，摩擦阻力系数可视为常数。
0097] 活塞环-缸套间摩擦力为
0098] Fr = PR = ii (Pgas+P。)Sr (14)
00"] 活塞裙部_缸套摩擦力为
s_fi 2_tanp+l/p tanp+l/jx
0101] 式中N「活塞环与缸套间的压力；
0102] N2-活塞裙部与缸套间的压力；
0103] il _活塞与气缸之间的摩擦系数；
01(H] P「活塞环对气缸的弹性压力；
0105] S「活塞环与气缸的接触面积；
0106] P。-大气压力；
0107] Mh_活塞及活塞销的质量；
0108] j-活塞的往复加速度；
O109] g-重力加速度。
cmo] 1. 1.3.2热起动时活塞摩擦阻力
0111] 发动机热起动时，机体温度高，机油还未冷却下来，各活塞环槽中的机油保有量多；另外活塞环与缸套间的间隙较小，润滑较好，处于弹性润滑状态。活塞环-缸套间摩擦力为
0112]
0113]0114]0115]0116]0117]0118]0119]
0120]
Fr =a, D(n。 +0.化阜(Pe +Pgas) w (16)
式中a「活塞环形状系数；
nv-润滑机油的运动粘度；
w-活塞环厚度；
D-气缸直径；n。-油环个数；n。-气环个数。
活塞裙部_缸套摩擦力对曲轴的阻力为
s 、 (17)
式中a2油膜厚度的影响系数；h-油膜厚度；
M-活塞裙部的长度。1.1.4活塞受力分析
对曲柄连杆机构运用达伦原理，对活塞的受力进行分析，如图4所示，活塞受力平
0121]0122]0123]0124]0125]衡方程为
0126] & = (Pgas+Pe)Sr， (18)0127] FLsine+N「N2 = 0 (19)0134] 该混合动力汽车采用4JB1型柴油发动机，型式为直列4缸4冲程。发动机中4个 缸之间的相位角相差180。。单缸连杆作用到曲轴上的阻力矩TL1为曲轴转角和曲轴转速 "的函数，记为f(a，")，则4个缸连杆作用到曲轴上总的阻力矩为
0128] FLcos P +Fj+ (mh+mA) g+Fg-Fr_Fs 0129] 联立式(18)-(20)求解可得
0， (20)
0130] Fl =
Fr+Fs—Fi—^'+mH'
0131] 0132]
0133]
COS
式中Tf连杆对活塞销的作用力。 故单缸连杆作用到曲轴上的阻力矩为
(21)
, , 、「 i sin( +釣 (mh +mA)g — FK]~^~~^
cos
0135] & =Z/(a + z.f",(y)
One] 1. 2由滑动轴承产生的摩擦阻力矩
0137] 在发动机冷起动的过程中，温度低，润滑机油粘度大、流动性差，需要几分钟到十 几分钟才能完全达到各摩擦部件，无法形成润滑油膜。因此发动机冷起动时曲轴连杆轴承 的润滑状态为边界润滑，摩擦阻力系数可视为常数。滑动轴承的摩擦阻力矩为
0138] TB =E ii WR
0139] 式中ii -滑动摩擦系数；
0M0] W-轴承载荷；
0141] R-轴承滑动面半径。
0142] 发动机热起动时，机体温度高，机油还未冷却下来，各轴承中的机油保有量多，润 滑较好，处于弹性润滑状态。滑动轴承的摩擦阻力矩为
2 ，C
0143]
0144] 0145]
0146]
0147] 0148] 0149]
0150]
0151] 0152] 0153] 0154] 0155]
2 (l-s2)'/2
式中C-轴承半径间隙；
e _偏心率；
￡ =—— C
e-偏心距；
小_偏位角；
s-索莫菲尔德数；
~ C
N-转速；
L-轴承长度。
1. 3发动机起动过程的总阻力矩的计算
作用在曲轴上的总阻力矩为
Tz = TL+TB (22)0156] 2离合器模型
0157] 离合器结合过程中，系统的动力学模型如图5所示。
0158] 在离合器主动盘和从动盘同步前的动力学方程为
0159] (Je + Jcl)^ = Tc — T'
0160](J + j _T T 卞J。 乂_j _丄m 丄e dt
0161]CO e0 = 0
0162]0 = wo
0163]CO e! = Wml = A
0164]式中"e-发动机转速；0165]CO加_电机转速；
0166]Tc-离合器传递的摩擦转矩；
0167]T — i z发动机的启动阻力矩；
0168]Tm-电机转矩；
0169]Je-发动机的转动惯量；
0170]Jm-电机的转动惯量；
0171]Jd--离合器主动部分的转动惯
0172]JC2--离合器从动部分的转动惯
0173]CO e。_发动机的初始转速；
0174]。_电机的初始转速；
0175]CO ep "^为同步后的转速。
0176]3电机模型0177]电机采用永磁同步电机(PMSM电机体积小、质量轻、效率高、布置灵活且容易控制。在对PMSM进行动态分析时， 一般采用Park分解，将三相的电压、电流、磁链变换为与转子同步旋转的d， q坐标系统中的两相矢量。经过Park变换后的永磁同步电机的动态微分方程为d . 1 ^ A,
~ ~ ~
".1 乙
广 《
义=
人
+
7;=1.5^[义,:/+(^— 式中L,、Ld-q、d轴电感(H); R-定子绕组电阻(Q); iq、 id-q、 d轴的定子电流(A); Uq、 ud-q、 d轴的定子电压(V); "r-转子角速度(rad s—0 ; A -转子永磁体在定子绕组上的耦合磁链(Wb) p-电机极对数。
12
通常针对永磁同步电机常采用转子磁链定向控制(id = O)，故转矩关系式可以简 化为 Te=1.5pAiq (23) 通过仿真计算，得到在不同系统中启动发动机的启动时间的比较示意图(如图6 所示)和启动能量的比较示意图(如图7所示)。在上述两个图中，曲线l为传统的混合动 力系统的的仿真结果，曲线2为本发明的混合动力系统的仿真结果。从图中可以看出，相对 于传统的混合动力系统，在本发明的混合动力系统中，启动时间縮短了 44% ;启动能量减小 了 72%。
权利要求
一种混合动力系统，其包括发动机、模式离合器、电机及变速器，所述模式离合器包括作为大惯量部分的飞轮和离合器压盘以及作为小惯量部分的离合器摩擦盘，其特征在于，作为小惯量部分的离合器摩擦盘通过扭转减震器安装到发动机的曲轴输出端上，而作为大惯量部分的飞轮和离合器压盘安装到电机的输入轴上，在电机的输入轴上还设置有能承受轴向力的轴承。
2. 根据权利要求1所述的混合动力系统，其特征在于，所述离合器摩擦盘通过扭转减震器连接到转接轴一端的花键上，而该转接轴的另一端连接到发动机的曲轴输出端上。
3. 根据权利要求1所述的混合动力系统，其特征在于，所述发动机的曲轴输出端上设置有花键，所述离合器摩擦盘通过扭转减震器直接安装到该花键上。
4. 根据权利要求1至3中任意一项所述的混合动力系统，其特征在于，所述飞轮通过键连接方式或螺栓连接方式安装到所述电机的输入轴上。
5. 根据权利要求1至4中任意一项所述的混合动力系统的模式切换方法，其特征在于，当从纯电动模式向混合动力模式切换时，先缓慢结合模式离合器，当发动机被拖动至最低启动转速时，发动机喷油点火启动。
6. 根据权利要求1至4中任意一项所述的混合动力系统的模式切换方法，其特征在于，在所述混合动力系统为双离合器混合动力系统的情况下，当从纯电动模式向混合动力模式切换时，电机断电，同时分离换挡离合器，此时电机转速为o。；然后结合模式离合器，当模式离合器的离合器压盘和离合器摩擦盘同步后，电机和模式离合器的大惯量部分以存储的动能直接将发动机拖至最低启动转速"p此时发动机和电机的转速相同为"1;"。和之间满足以下条件来实现零电能启动发动机其中，Ie为发动机曲轴系的转动惯量，Im为电机转子的转动惯量，Icl为模式离合器小惯量部分摩擦盘的转动惯量，1。2为模式离合器大惯量部分(飞轮和压盘)的转动惯量，^为启动过程中由于发动机内部摩擦和压縮空气产生的能量损失，Em为启动过程中由于电机内部摩擦产出的能量损失，E。为结合过程中模式离合器滑摩产生的能量损失。
7.根据权利要求1至4中任意一项所述的混合动力系统的模式切换方法，其特征在于，在所述混合动力系统为仅有模式离合器的情况下，当从纯电动模式向混合动力模式切换时，电机断电，同时变速器摘档，此时电机转速为o。；然后结合模式离合器，当模式离合器的离合器压盘和离合器摩擦盘同步后，电机和模式离合器的大惯量部分以存储的动能直接将发动机拖至最低启动转速"i，此时发动机和电机的转速相同为"1;"。和A之间满足以下条件来实现零电能启动发动机Im为电机转子的转动惯量，Icl为模式离合器小惯量部分摩擦盘的转动惯量，I。2为模式离合器大惯量部分(飞轮和压盘)的转动惯量，^为启动过程中由于发动机内部摩擦和压縮空气产生的能量损失，Em为启动过程中由于电机内部摩擦产出的能量损失，E。为结合过程中模式离合器滑摩产生的能量损失。
8. 根据权利要求6或7所述的模式切换方法，其特征在于，当c^设定为^发动机的怠速值时，可省却发动机启动时的加浓喷油。
9. 根据权利要求6、7或8所述的模式切换方法，其特征在于，利用换挡间隔启动发动机以节省启动时间，即纯电动模式时，以变速器一档行驶，加速到车速 ，此时电机转速为"。，然后电机断电，变速器摘档，结合模式离合器，启动发动机，此时发动机和电机的转速降为
10. 根据权利要求9所述的模式切换方法，其特征在于，变速器一、二档传动比之间的比值满足以下关系时，可以实现直接同步换二档式中"。为模式切换前电机转速"工为模式切换后发动机转速t为变速器一档传动比；12为变速器二档传动比。
11. 一种混合动力汽车，其包含权利要求1至4中任意一项所述的混合动力系统。
12. 根据权利要求11所述的混合动力汽车，其特征在于，该混合动力汽车的混合动力系统采用权利要求5至10中任意一项所述的模式切换方法。
全文摘要
本发明涉及并联混合动力汽车领域，尤其涉及并联混合动力汽车的混合动力系统。所述混合动力系统包括发动机、模式离合器、电机及变速器，所述模式离合器包括作为大惯量部分的飞轮和离合器压盘以及作为小惯量部分的离合器摩擦盘，作为小惯量部分的离合器摩擦盘通过扭转减震器安装到发动机的曲轴输出端上，而作为大惯量部分的飞轮和离合器压盘安装到电机的输入轴上，在电机的输入轴上还设置有能承受轴向力的轴承。采用上述混合动力系统后，当启动发动机时，将大大减小启动时间和启动能量，同时降低了冲击，减少了离合器的磨损。
文档编号H02K5/16GK101741172SQ20091026602
公开日2010年6月16日 申请日期2009年12月31日 优先权日2009年12月31日
发明者何洪文, 孙逢春, 杨良会 申请人:北京理工大学