百吨级双桥刚性矿用自卸车功率分流型混动系统设计及控制策略研究

Design and Control Strategy Research of PS Type Hybrid Power Systems for 100 Ton Double Bridge Rigid Mine Trucks

摘要

针对露天矿自卸车传统机械式传动系统与串联式电传动系统存在的动力性不足、燃油经济性不佳等问题，提出了一种适用于百吨级双桥刚性矿用自卸车（简称“矿卡”）的功率分流（PS）型混合动力系统及其确定性规则动力切换控制策略。利用MATLAB/Simulink与CRUISE软件搭建PS型混合动力矿卡联合仿真模型，进行了整车动力性与经济性仿真试验。研究结果表明：在纯电驱动模式与柴-电混动模式下，所设计的双行星齿轮排传动系统的最大等效应力、等效弹性形变、安全系数等均在材料的许用范围内，在结构上可满足机械传动要求；太阳轮、行星轮与齿圈之间的啮合力变化在时域上总体呈现正弦波形，符合行星齿轮传动变化规律，在频域上幅值变化均匀，满足传动系统稳定运行要求；改造后的PS型混合动力矿卡的最大车速可达63 km/h、最大爬坡度为32%、上下坡综合油耗为288 L，比原车型分别提高了26%、60%和17.7%。

Abstract

Aiming at the problems of insufficient power and poor fuel economy in the traditional mechanical or series electric transmission systems of open-pit mine dump trucks， a PS hybrid power system and the deterministic rule power switching control strategy suitable for 100 ton double bridge rigid mining trucks were proposed. The PS type hybrid power mining truck joint simulation models were built by using MATLAB/Simulink and CRUISE software， and vehicle power and economy simulation tests were conducted. The results show that in both pure motor driving mode and diesel engine-motor hybrid mode， the maximum equivalent stress， equivalent elastic deformation， safety factor， etc. of the designed dual planetary gear transmission system are all within the allowable ranges of the materials and may meet the requirements of mechanical transmission structurally. The variation of meshing force between the sun gear， planetary gear， and ring gear shows a sinusoidal waveform in the time domain， which conforms to the variation law of planetary gear transmission. The amplitude changes uniformly in the frequency domain， which may meet the stable operation requirements of the transmission systems. The modified PS type hybrid mining truck has a maximum speed of 63 km/h， a maximum climbing slope of 32%， and a comprehensive fuel consumption of 288 L for uphill and downhill， which has increased by 26%， 60%， and 17.7% respectively compared to the original vehicle model.

Graphical abstract

关键词

百吨级矿卡 / 功率分流型 / 混合动力系统 / 双行星排传动 / 控制策略

Key words

hundred-ton mining truck / power split（PS） type / hybrid power system / dual planetary transmission / control strategy

0 引言

矿用自卸车（简称“矿卡”）是露天矿山开采的关键运输设备，在水利水电、建筑工程等施工场合中也承担着重要的运输任务^［1-3］，矿产资源开采的持续升温带动了矿卡产业的快速发展与产品的迭代^［4-5］。露天矿卡正朝着大型化、重型化方向发展，重型宽体自卸车逐渐成为主流。目前，矿用重型自卸车本身大吨位、重载及传动方式的固有工作特性^［6］导致了燃油经济性不佳及排放性能差等问题，尤其是百吨级以上的双桥刚性矿卡，对动力性与燃油经济性等性能提出了更高的要求。

矿卡常见的传动方式有液力机械式传动、柴油机-电动机式传动（简称“柴-电传动”）等。液力机械传动一般适用于载重小于100 t的矿卡，如美国卡特彼勒的777D和中国徐工集团的XDR100等车型，均采用由“柴油发动机+液力变矩器+机械变速箱+传统后驱动桥”组成的液力机械系统。然而，露天矿卡碳排放问题突出，以内蒙古伊敏煤矿为例，柴油占据了矿山总能源消耗的74%，其中露天矿卡贡献了约33%的柴油消耗，因此，传统液力机械传动矿卡已无法满足露天煤矿增产增效与节能降碳的要求。

目前，对于中国百吨级以上矿卡，虽有部分厂家研制了纯电动矿卡，但续航能力的有限和露天煤矿的恶劣条件使其仍无法在露天煤矿全面推广使用，而混合动力技术凭借其续驶里程长、节约能源和尾气排放低等显著优点^［7-9］，已成为露天矿卡驱动技术领域的主要发展方向。现有电驱动矿卡多为基于串联式混合动力系统构型的柴-电传动系统，在结构方面采用了电动轮式结构，将交流电动机安装在后驱动桥壳内，两台交流电动机分别通过传动轴、轮边减速器来驱动各自的车轮。在产品研发领域，徐工集团生产的全球首台240吨级XDE24H混合动力无人驾驶双桥矿卡相比传统矿车综合燃油消耗降低了17%。在基础理论研究领域，中国矿业大学针对露天矿运输工况，提出了重型矿卡轮-轴协同式混合动力系统^［10］、油-电-液三元混合动力系统^［11］与永磁同步式混合动力系统^［12］等多种新型混动系统，为露天矿卡混合动力技术的研究提供了新思路。

基于传统变速箱改造后的混合动力变速箱作为一种新型混合动力装置，在乘用车上已广泛应用^［13-14］，但由于变速箱的限制，现有重型混合动力矿卡主要采用串联或并联式结构，能量需多次转换，损失严重。

综上，针对传统露天矿百吨级矿卡驱动系统的不足，本文以实际应用最为广泛的百吨级双桥刚性矿卡为研究对象，提出了一种新型功率分流（PS）型混合动力（简称“混动”）系统，对混动变速箱内双行星齿轮排传动系统进行力学性能分析，在此基础上设计基于确定性规则的混合动力控制策略并进行动力性与经济性仿真试验，以实现百吨级矿卡在露天矿山恶劣复杂运输条件下的增产增效与节能降碳。

1 双桥刚性矿卡PS型混动系统设计

本文以徐工集团XDE130型双桥刚性矿卡为原型，进行功率分流型混动系统改造，包括新型功率分流型混动系统方案设计、工作模式设计与动力部件选型，原车采用了图1所示的串联式柴-电传动系统。

1.1 PS型混动系统方案设计

PS型混动系统是指发动机的输出动力通过行星齿轮被分流，从而实现功率分流^［15］目的。PS型混动系统结构设计如图2所示，主要由三个动力部件即柴油发动机、电机MG1、电机MG2以及二级行星齿轮排混动变速箱组成。混动变速箱中的二级行星齿轮排可以高效地耦合三个动力部件的动力，同时还可以利用二级行星齿轮排实现对不同工作模式的切换，更好地实现混动矿卡的动力输出。柴油发动机与第一级行星排的太阳轮连接，电机MG2与第一级行星排的外齿圈连接，电机MG1与第二级行星排的外齿圈连接，第二级行星排的太阳轮连接太阳轮制动器。在不同的动力模式下，柴油发动机的功率可以通过混动变速箱中的行星齿轮排被分流，分别流向电机MG2用于为电池充电或者流向第二级行星齿轮排用于驱动车辆，从而实现功率分流。

1.2 PS型混动系统工作模式设计

根据图2所示的PS型混动系统方案，本文设计的混合动力重型矿卡有5种工作模式，分别为纯电驱动模式、柴-电混动驱动模式、行车充电模式、再生制动模式以及停车充电模式，具体工作模式原理如下。

1）纯电驱动模式。在满足动力电池的SOC值大于设定最小值的情况下，在车辆起步或低速轻载等动力需求较低的工况下，双行星排之间的离合器CL1断开，并由太阳轮制动器锁死，由驱动电机MG1单独驱动车辆。在该驱动模式下，驱动电机MG1提供的动力由动力电池提供，柴油机发动机不参与工作，解决了柴油发动机由于尾气排放而造成的污染问题，提高了工作效率。纯电驱动模式下的能量流动如图3红色所示。

2）柴-电混动驱动模式。在满足动力电池的SOC值大于设定最小值的情况下，车辆在重载爬坡且驱动电机MG1单独提供的扭矩无法满足车辆行驶的需求等动力需求较大的工况下，采用柴-电混合驱动模式，此时车辆的动力需求由柴油发动机、电机MG1与电机MG2的动力经行星齿轮传动系统耦合后共同提供。柴-电混合驱动模式下的能量流动如图4红色所示。

3）行车充电模式。当混合动力矿卡一直处于纯电工作模式时，动力电池的SOC值会持续下降，当下降到所设定的动力电池最小阈值时，动力电池所剩的电量无法继续支持纯电驱动模式工作，此时，柴油发动机与电动机MG1继续为车辆的行驶提供动力，电机MG2用于对电池充电。行车充电模式下的能量流动如图5红色所示。

4）再生制动模式。当混合动力矿卡处在空载下坡速度较快且需要制动的工况下，若动力电池电量不充足，可利用电机MG1的制动特性反转对动力电池反向充电。当动力电池电量充足或车辆的行驶速度较低时，可采用机械制动。再生制动模式下的能量流动如图6红色所示。

5）停车充电模式。当车辆处于在卸货、装载或其他停车而发动机没有停止工作的工况下，通过柴油发动机直接带动电机MG2为动力电池充电。停车充电模式下的能量流动如图7红色所示。

1.3 动力部件参数匹配与选型

对矿卡动力部件即柴油发动机、电机MG1与电机MG2进行参数匹配与选型，使其能够满足百吨级矿卡的行驶要求。根据原车参数与车辆性能指标，可计算得到表1所示的动力部件参数。

本文所采用的混动驱动系统在不同动力模式下电机MG1与MG2的分工不同：电机MG1在纯电模式下通过动力电池供电单独驱动车辆行驶；电机MG2在柴-电混动驱动模式下与发动机提供的动力经过第一级行星排太阳轮与齿圈的耦合后，通过行星架向前输入到第二级行星排，并与电机MG1的动力进一步耦合后输出为车辆提供驱动动力。同时，电机MG1与MG2还可以在其他工况下进行发电和制动能量回收，因此，对电机MG2驱动能力的要求不高，根据柴油机发动机功率选取，最终确定电机MG2额定功率为500 kW，额定转速为1500 r/min。

2 混动变速箱双行星齿轮排传动系统力学性能分析

传统的齿轮理论校核及静力学分析无法准确地描述齿轮在啮合运动过程中受到的应力变化情况，也不能描述出行星齿轮在啮合过程中应力的变化规律，因此，为了更真实地反映齿轮在啮合过程中的受力情况及齿轮在传动过程中啮合力的变化规律，考虑到双行星齿轮排在不同工作模式下其运动状态与约束也不同，借助有限元分析软件展开相应的分析。

2.1 双行星齿轮排传动系统三维建模

根据行星齿轮传动系统计算方法^［16］，计算得到表2所示的混动变速箱双行星排齿轮传动系统参数，第一级行星排与第二级行星排参数相同。根据表2参数，构建了图8所示的混动变速箱二级行星齿轮排传动系统三维模型。

2.2 齿轮啮合瞬态动力学分析

本文所设计的双行星齿轮排中第二级行星齿轮排相较第一级行星齿轮排受力更大，故只对第二级行星排中受力较大的部件进行瞬态动力学分析。

2.2.1 纯电驱动模式

利用ANSYS Workbench中的瞬态动力学模块对纯电驱动工况下的行星齿轮进行瞬态动力学分析，结果如图9所示。图9中，最大等效应力为529.5 MPa，远小于太阳轮材料20CrMnTi的屈服极限850 MPa，最大等效应力出现在太阳轮的齿顶处，最小等效应力出现在齿圈；最大等效弹性应变为0.002，出现在太阳轮上的啮合线处，其次是太阳轮啮合齿的齿顶；最小等效弹性应变出现在齿圈，最小安全系数为1.451，大于许用安全系数1，结构符合要求；齿轮的最大接触应力出现在行星轮齿接触线处，这是由于在齿轮啮合时会产生啮入冲击，最大接触应力为210.7 MPa，小于理论计算值。

2.2.2 柴-电混动模式

柴-电混动工况下的瞬态动力学有限元分析结果如图10所示。柴-电混合工况下的行星齿轮啮合过程中，最大等效应力为338.7 MPa，远小于屈服极限885 MPa，最大等效应力出现在太阳轮的啮合处，齿根与齿顶次之，最小值出现在齿圈。此外在行星齿轮传动过程中，齿轮表面没有明显的应力集中情况出现，应力分布较为均匀。最大等效弹性应变为0.001，出现在太阳轮上的啮合线处，其次是太阳轮啮合齿的齿顶，最小值出现在齿圈；最小安全系数为1.499，大于许用安全系数1，结构符合要求；齿轮啮合过程中的应力在两个齿轮接触线处最大，为144.7 MPa，这是因为齿轮在啮入瞬间会产生冲击；齿面接触应力在接触线处最大，接触线的位置随着齿轮的运转不断变化，接触线由齿顶下移至齿根，再由齿根上移至齿顶。

2.3 刚柔耦合模型动力学分析

在实际工程应用场景下，机械系统中存在着大量的柔性体构件，在设计过程中需考虑微小变形对整个系统运动过程的影响，因此，本文建立混动变速箱双行星齿轮排传动系统的刚柔耦合动力学模型进行动力学仿真。刚柔耦合动力学模型如图11所示。

2.3.1 运动学仿真分析

由图12所示的行星架角速度输出对比可知，在运动开始时，存在初始冲击，行星架Ⅰ与行星架Ⅱ的角速度均有一定的波动，但随后又迅速达到稳定状态。在系统稳定运转后行星架的速度仍存在微小的波动，这是刚柔耦合动力学模型本身存在精度限制，以及动力学仿真中采用的数值求解算法误差累积引起的。

两个行星架转速的理论计算值与软件仿真值比较如表3所示，可知，误差仅为0.09%和0.08%，可证明设计参数的合理性。

2.3.2 啮合力仿真分析

太阳轮Ⅰ与行星轮Ⅰ的啮合力如图13所示。由图13a可得，在齿轮啮合过程中，太阳轮Ⅰ与行星轮Ⅰ之间的啮合力在其平均啮合力4155 N附近上下波动，且齿轮啮合力总体呈正弦波形，幅值无明显的突变，这也符合齿轮啮入啮出的规律。在齿轮稳定啮合之后，最大啮合力达到12 287 N。从图13b中可得，随着频率的增大，太阳轮Ⅰ与行星轮Ⅰ之间的啮合力幅值不断变小，这说明齿轮副在啮合过程中没有发生明显的振动，运行比较平稳。在啮合力的频域图中出现了两类明显的峰值：一类波峰是在199.22、601.56、800.78 Hz等其理论啮合频率200 Hz的整数倍出现；另一类波峰是在265.63、531.25、1066 Hz等第二级行星齿轮传动理论啮合频率270 Hz的整数倍处出现。这说明刚柔耦合模型中的啮合力存在调制现象。

行星轮Ⅰ与齿圈Ⅰ的啮合力如图14所示。由图14a可得，在刚柔耦合模型的齿轮啮合过程中，行星轮Ⅰ与柔性体齿圈Ⅰ之间的啮合力在其平均啮合力3893 N附近上下波动，在齿轮稳定啮合之后，最大啮合力达到13 287 N，齿轮啮合力总体呈正弦波形，符合齿轮啮入啮出的规律，但其幅值有轻微的突变，这是由柔性体形变而产生的。由图14b可得，太阳轮Ⅰ与齿圈Ⅰ的啮合力在频域图出现了两类明显的峰值：一类波峰是在199.22、601.56、800.78 Hz等其理论啮合频率200 Hz的整数倍出现；另一类波峰是在265.63、531.25、1066 Hz等第二级行星齿轮传动理论啮合频率270 Hz的整数倍处出现。除此之外，随着频率的增大，行星轮Ⅰ与柔性体齿圈Ⅰ之间的啮合力幅值比较均匀，没有呈明显的减小趋势，频谱中的幅值仍以啮合频率及其倍频所对应的幅值为主，并且幅值呈现依次减小的趋势，边频带较少，说明运行比较平稳，齿轮啮合正常。第二级行星齿轮排刚柔耦合动力学仿真分析结果与第一级类似，不再赘述。

3 混动系统控制策略设计及仿真试验

为保证混动驱动系统动力模式切换，本文采用目前传统混合动力车辆常用的基于转矩的逻辑门限制控制策略，进而搭建CRUISE与MATLAB/Simulink联合仿真模型开展动力性与经济性试验，以验证控制策略效果。

3.1 基于转矩的逻辑门限制控制策略设计

基于转矩的逻辑门限制控制策略通过计算需求转矩并结合动力电池的SOC值，来确定工作模式之间的逻辑转换条件以及各工作模式下的转矩分配方法，使柴油发动机工作在高效率区间以减少发动机的尾气排放。

3.1.1 不同工作模式间的逻辑判断条件

在1.2节混动驱动系统工作模式的基础上，设计图15所示的切换逻辑条件，以实现PS型混动系统不同工作模式的切换，工作模式切换的边界约束值通过下式确定：

S_{\mathrm{S}\mathrm{O}\mathrm{C},\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}=\mathrm{60}\mathrm{\%}（1）

S_{\mathrm{S}\mathrm{O}\mathrm{C},\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=\mathrm{90}\mathrm{\%}（2）

T_{\mathrm{m},\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=\mathrm{7000}\mathrm{N}\cdot \mathrm{m}（3）

T_{\mathrm{r}\mathrm{e}\mathrm{q}}=mgr\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\theta +fmg\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\theta（4）

T_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}gr\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}{\theta }_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}+f{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}g\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}{\theta }_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}（5）

式中：S_SOC，min 为最小充电阈值、单电机驱动的最小电荷量；S_SOC，max为允许动力电池充电的最大电荷量；T_m，max为电动机输出的最大转矩；T_max为混合动力驱动输出的最大转矩；T_req为整车需求转矩；m为整备质量，即矿卡空载与装载质量；g为重力加速度；r为车轮半径；f为滚动阻力系数；θ为爬坡角度；m_max为最大整备质量；θ_max为最大爬坡角度。

基于转矩的逻辑门限制控制策略需要根据油门、制动踏板及车速信号等对需求转矩进行分析计算，这也是根据预先制定的模式切换条件来判断执行工作模式的前提条件。需求转矩的计算包括驱动转矩T_req、制动转矩T_brk两种，对此设计了表4所示的不同模式下的目标转矩值分配，其中， T_MG1、 T_MG2分别为电机1和电机2的转矩，T_E为发动机转矩。

3.1.2 PS型混合动力矿卡仿真模型搭建

基于工作模式切换逻辑条件与目标转矩值分配，通过MATLAB/Simulink软件可与图16所示的CRUISE整车仿真模型进行耦合，组成联合仿真模型用于动力性与经济性试验。

3.2 动力性与经济性仿真试验

3.2.1 露天矿循环工况的导入

CRUISE软件中常用的仿真工况主要是针对乘用车及商用车的，对百吨级矿卡并不适用，因此课题组前期采集了伊金霍洛旗境内的某露天矿工况^［11］，并将其导入到CRUISE模型中，如图17所示。

3.2.2 动力性分析

图18所示为混合动力矿卡满载最大速度仿真结果，可知，百吨级矿卡的速度从0增至30 km/h用时13.5 s，继续加速后，车辆的速度稳定在最高车速63 km/h，与XDE130型矿卡的最高车速相比，新型混合动力矿卡的最高车速提高了26%。其中，原XDE130型矿卡空载质量85 000 kg，额定承重120 000 kg，最高车速50 km/h，最大爬坡度20%，百公里油耗350 L。

图19所示为混合动力矿卡最大爬坡度曲线，可知，最大爬坡度为32%，比原XDE130型矿卡的最大爬坡度提高了60%。

3.2.3 经济性分析

车辆的经济性分析包括整车循环工况过程中速度跟随状态与百公里油耗等指标。图20和图21所示分别为改造完成后矿卡在满载爬坡工况和空载下坡工况时的速度跟随情况，可以看出，两种工况下的车速跟随状态良好，实际车速与期望车速重合度高，无明显的误差，证明本文所设计的百吨级矿卡PS型混动驱动系统能够按照预定的要求完成行驶目标，满足露天矿实际的运输要求。

满载爬坡工况下的电磁SOC值和油耗分别如图22和图23所示。从图22和图23中分析可知，在整个满载爬坡过程中，通过电动机MG1起步，在200~390 s有一段加速爬坡工况（图17a），整车需求转矩增加；柴油发动机在300 s时启动为加速工况提供动力，在425 s时，整车速度减小，整车需求转矩减小，柴油发动机短暂地随车速的增大并一直保持稳定的速度运行；直至930 s时，整车速度开始减小，柴油发动机停止工作，电机MG1继续驱动整车行驶；随着电池的SOC值降低到所规定的最低阈值，车辆切换至行车充电模式，柴油发动机再次开始工作，直至车辆到达卸货区，一个满载爬坡工况完成。满载工况下的燃油消耗量为19.3 L，电池的SOC值由90%降到54%。

空载下坡工况下的电池SOC值和油耗分别如图24和图25所示。从图24和图25中分析可知，在空载下坡阶段，由于电池的SOC值在最小阈值之下，故发电机开始工作，通过电机MG2可为电池充电，直至电池的SOC值达到所规定的最高阈值。在整个空载下坡过程中，发动机的燃油消耗量为9.5 L。

综合满载上坡与空载下坡工况，改造后的功率分流型混合动力矿卡百公里油耗为288 L。与百公里油耗350 L的原XDE130型矿卡对比，改造后混动矿卡的燃油消耗量节约了17.7%。

4 结论

针对露天百吨级双桥刚性矿卡机械传动系统载重能力有限、尾气污染严重，串联式电传动系统电池受限、能量存在损失等问题，提出了一种适用于百吨级矿卡的新型功率分流（PS）型混合动力系统及其控制策略，主要工作及结论总结如下：

1）基于PS型混动系统架构，以徐工集团XDE130型双桥刚性矿卡为改造对象，设计了一种由柴油发动机、电机MG1、电机MG2与二级行星齿轮排式混动变速箱组成的新型功率分流型混合动力系统，在此基础上通过控制柴油发动机、电机MG1、电机MG2与混动变速箱内二级行星齿轮排的啮合状态，可实现混动系统在纯电驱动、柴-电混合动力驱动、行车充电、再生制动与停车充电这5种动力模式之间的切换。

2）建立了重型矿卡混动变速箱内二级行星齿轮排传动系统的三维结构模型与刚柔耦合动力学模型，进行了瞬态动力学与刚柔耦合动力学分析，得到了二级行星齿轮排传动系统力学特性，均可满足二级行星齿轮排传动系统的结构强度与传动稳定性需求，相比于传统行星齿轮计算方法，本文搭建的刚柔耦合模型精确性更高，可准确真实地反映二级行星齿轮排的工作特性。

3）为实现新型PS型混动系统的工作模式切换，设计并搭建了基于确定性规则的逻辑门限制控制策略仿真模型。仿真结果表明：在动力性方面，改造后新型百吨级混合动力矿卡的最大车速为63 km/h，相较于原车型提高了26%，最大爬坡度为32%，相较于原车型提高了60%；在经济性方面，百公里燃油消耗量节约了17.7%，可满足百吨级双桥刚性矿卡增产增效与节能降碳的需求。

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基金资助

江苏省科技成果转化专项资金(BA2023035)

徐州市重点研发计划(KC22419)

江苏高校优势学科建设工程项目 （PAPD）