高效CVT混合动力驱动改进运行性能

Bernd－Robert Höhn Hermann Pflaum Claus Lechner Thomas Dräxl

1 前言

由于能源的限制，机动性能要求提高，气候变化和严格排放规定，道路车辆的燃油经济性必需增高，而其排放必需降低。电驱动装置被认为是实现这些目的的一个有前途的方法。另一方面关于内燃机的效率仅有限度地进一步改进。然而用电池驱动的车辆到目前为止仍然不能与常规驱动的车辆在经济速度范围行车和使用寿命方面竞争，以及电池留下大的不能解决的是再充电问题。从良好驾驶的观点，原始能量消耗在电动车辆起促进作用方面是不需要的，而且驾驶员未必可能减少他们关于乘坐舒适性和适用性方面的预期。

混合驱动传动系综合了内燃机和电机两者的优点，它是一个改善总传动泵效率并关联到满足用户预期的适当措施。混合驱动通过它独特的运行模式如能量回收制动，发动起停或内燃机在较高负载工作点换档等实现节油。一台合适的电动机还可以在不降低车辆性能的情况许可内燃机缩小尺寸。

目前已经推荐了几种不同的混合驱动装置，它们可以分为并联，串联和功率分支等结构。并联混合驱动的优点是利用适当的附加研究工作由常规传动系中推导得出，避免重迭能量转换，内燃机和驱动轴之间一条电能线路达到低损耗。在市区驾驶条件下，相对低的电功率和小的能量贮存量足够大地改进了燃油经济性。但一台小尺寸的电动装置将要求内燃机起动和停止频率降低，这种干扰可以被驾驶员和乘客感知（Colven and Masterson，2004；Kuang，2006）。

最佳化的CVT回答了综合效率和运行的要求，用一大速比区间的双排CVT可使内燃机有效地运行。一台新型发动机起动方法确保快速响应和急速自由起动，完成低速至高速范围间无牵引间断换档。本文提出传动系，变速器和其控制的概念，还介绍了运行性能的实验结果以及燃油消耗和总的能量平衡。

2 传动系和变速器概念

自1993年，在München技术大学，由齿轮研究中心（FZG）和电传动装置研究所之间合作，已经进行了轿车混合动力传动装置的研究。在DFG（法国研究基金）的合作研究中心SFB365，开发和研究了Autark混合动力驱动装置（Höhn等，2003）。继承课题TFB38结果，改进传动系概念，依赖于优化CVT混合驱动传动系（图1）。它的中心组成部分是一双排无级变速器（ivi变速器），为一横向前轮驱动，它基于一链CVT。它是用－1.9l轨道车用柴油机（88kW）和一永磁同步电机（14kW）驱动，由于该尺寸，该装置归类于轻型混合动力驱动。双层能量储存器（超级能量储存器）可用的能量为220kJ，它比采用能量储存的电池组提供了高的能量密度和循环寿命（Dupasquier等，2003）。一总控制器负责各种传动系管理和变速器控制。采用一些工业合作者的支持，创立了整个传动系的样机，放到一个部件试验台上运转，再把它集成到能道路试验的实验车辆上。

图1 优化的CVT混合动力驱动传动系构造图Fig.1 Structure of the optimised CVT Hybrid driveline

该ivi变速器（图2）具有14.2一个大的速比范围，以便达到在电模式好的起动性能和内燃机在高速有效运行，图3示变速器的运动简图。CVT的带轮安装在两输入轴W1和W2上，它们用拉紧型（摇臂销）钢链连接。该CVT速比iCVT由转速比确定，电机安装在轴W2上，内燃机通过湿式，液力促动多盘离合器LK可与轴 W1相连。轴 W1和W2分别以速比i13和i23通过斜齿轮驱动中间轴W3。功率流直接经过这些相互同步啮合的齿轮，液力作动离合器K1（位于W3）和K2（在W2上）。前轿差速器通过其他齿轮以终速比i34驱动。设有机械的反转齿轮，因这里的反转是用开关电动机的旋转方向实现的。用电力驱动的泵来提供CVT和离合器LK的液体压力，这样可确保有效的油压与内燃机无关，而是可以按要求来调整泵的功率。

一般车辆起动进行电控，然而车辆静止时由内燃机起动并可能采用LK起动离合器。例如对于爬陡峭高坡。离合器K与变速器啮合组合成一低速范围V1和CVT在速比2.42起动，即链在大直径W1带轮和小直径W2上运转，电子机械和输出间总传动比为25.7。因此最大电机转矩82Nm对可接受的加速度是足够的。

图2 ivi变速器：样机和CAD模型Fig.2 ivi transmission：pototype and CAD model

图3 ivi变速器运动简图Fig.3 Schematic of the ivi trans mission

根据驾驶员对功率要求，车辆速度在7km/h和20km/h之间起动内燃机。这是采用一新型的动态发动起动方法完成的（Schlurmann和Schröder，2006）。CVT变换速比很快趋向其范围的另一端，轴W2包含电子机械的惯量使其减速（图4）。飞轮作用产生一动态转矩J·ω·，在电机继续驱动车辆时，它用LK同时啮合转移到内燃机。喷射燃油立刻内燃机达到一最小转速，发动机在0.3s和0.5s间起动，而后发动机立即与变速器输入速度同步。确保自发的功率有效性和起动没有牵引间断。

内燃机起动后，它通过一固定速比i13·i14与驱动轴联接，通过CVT再建立一功率流，K2必需接合而K1必需脱开，这种称为高速范围配置，获得最大舒适性和性能的这种换档过程也可以无间断牵引下完成。这意味着K1和K2两者必需暂时保持啮合。当它们两者的转速没有差异时，两离合器才有可能重迭换档，只有一个CVT速比为0.413才提供这些条件。该速比涉及同步点iCVT，Syn，它是接近速比范围较低边界，且正常达到发动机起动要求CVT换档界端。

图4 动态发动机起动原理图Fig.4 Principle of the dynamic engine start

3 用同步离合器动力换档

由于控制偏差，保持CVT速比精确接近同步点，不可能使K1和K2接合。在动力换档过程中如果该速比明显偏离该点，内部的功率循环将要发生，可能使变速器破坏，这些损失必需避免。设计在换档轴套同步离合器的换档轮齿具有根切，并自由齿轮避免未预期脱开（图5）。由于这种特性，该离合器不可能在高转矩下脱开。因此，必需确保离合器每次换档，短时间内由转矩脱离才脱开，如果在小的区间以规定方向通过该同步点这是可能的（Höhn等2009a）。

理论研究和仿真表明，如果CVT速比由后同步（即iCVT＜iCVT，Syn）到前同步区别（iCVT＞iCVT，Syn）在总速比范围约1%附近通过同步点可预期成功牵引换高档。作用于离合器K2作动气缸的接合压力在达到同步点前是不够的，K2主要在其锁止位置直到同步环和自由齿轮之间转速差为零，这基本上相同于一手动变速箱齿轮啮合过程，仅仅不同的是转速的同步不是因同步环上的磨擦转矩而是由CVT速比外部强制造成的。它完全接合后，K2上转矩立刻很快增加，在相同时间内，CVT继续换档时，K2转矩减少并其方向改变，该转矩的零通过是采用脱开K1。测量CVT速比（由轴速度确定）是几乎保持同步点始终在离合器搭接期间，因为在该离合器牵引力为正。由于换档轮齿的撞击，仅产生轻微故障。一旦变速器在高速范围V2内，CVT速比可用于自由选择内燃机的工作点。

上述方法涉及作为换档策略B，除牵引换高档外，它还可以首先接合K1而后再接合K2用于换低档惯性运转。其次换档策略A与换档策略B仅在CVT换档方向方面少许不同，速比通过同步点向下，即由前同步到后同步区间，换档策略A是用于牵引换低档并惯性运行换高档。在正常传动条件下，这类换档过程很少发生于ivi变速传动，但是它证明是成功的。

图5 K1在换高档端脱开Fig.5 Disengaging K1at the end of an upshift

一个换档控制程序在 MATLAB/Simulink/Staleflow内并汇编完成的，快速控制样机装置，作用和整车控制器一样。首次实际换档工作是在稳态状态和小负载下在部件试验台架（图6）上进行的，在不同的工作点得到多次重复的结果后，试验扩展至瞬时转矩和速度，并由实车试验证实试验结果。

图6 在试验台上优化CVT混合动力驱动传动系Fig.6 Optimised CVT Hybrid driveline on the test rig

和预期一样在适度加速和制动工作时换档，发现原始仿真和实验结果间存在一些大的差异，在最佳CVT混合动力驱动传动系，情况产生，在电力机械作用作为发电机（负转矩）时，内燃机驱动车辆（正转矩）。这样可避免低效率的发动机工作点（负载变换）或充电超级电容器。开发换档策略的实际情况是在采用两输入转矩相反符号条件下不工作，这可以用仿真模型证实，但是不考虑初始状况。该问题用修正换档控制程序求解，在这样方面，对各个牵引换档过程电力机械的转矩暂时由负增加到零，而内燃机转矩相应于常变速器输出转矩减少。

因为同步点位于靠近CVT速比范围的边界，它仅用一高带轮夹紧力比来实现，在相同时间，传递高转矩在两带轮上要求绝对高的夹紧力确保足够安全的抗链的滑动。该最大的夹紧压力由液压系统限制为60bar，因为速比范围几何限制原因不可能实现任意输入转矩。因此，对于动力换档内燃机转矩暂时限制为110N·m。为补偿由于该限制造成的输出转矩损失，如果必要可以增加电机转矩到它的最大值，这样确保在驱动轴通过换档过程有效转矩达到1 500N·m。

除CVT和同步离合器控制器外，已经开发了换高档或低档策略。关于换高档，在大多数情况，发动机起动后，可以立刻自动检测进入CVT的功率流。在高速，例如换低档，换档到V2区间，也可感觉到电力驱动模式。此外如果已突然起动，内燃机在太高速度下运转，在车辆逐渐停止前，必须早点引发换低档足够使CVT回到其起动速比，这是用包含与车辆减速有关的换档点的一个检测表完成的。在突然车速在30km/h下全制动情况，时间直到停止完全不足以到降低档到V1区间。内燃机和电机转矩降低到零，这种情况脱开K2与通常的CVT速比无关，电机继续无负载空转，直到CVT达到起动速比。甚至车辆已经逐渐停止，随后它停止到可接合K1。

已经找到强的但非极度的常态和‘应急’制动换档过程的制动情况，折衷方案，即纵向加速度在－3ms－2范围内。虽然有足够时间去转换K1和K2，但是换低档和回到起动速比以后调整CVT到同步点时间太长。因此用牵引间断接合K1前脱开K2进行在这样条件下换档工作。替代等CVT速比达到同步点，在间断阶段直到K1转速差为零电机加速。该极短的总换档时间，由CVT换档时间和加速电机必需的时间组成，达到的CVT速比约为1。与正常的动力换档不同，这样的换低档驾驶员和乘客都会感觉到颠簸。这点被认为是舒适性较小的损害，而高的加速度无论如何也影响到舒适性。

图7示实验车辆路试时牵引换高档。最高图线表示内燃机转矩，由发动机控制单元（ECU）记录，关于轴W1与电机转矩相等。第二线图中绘制了在中心控制台测出的车辆速度和纵向加速度曲线。最下面线图显示了CVT速比（在座标上记下的最小范围）和K1及K2换档导套的相对位置。起先换档过程开始，CVT速比保持在后同步范围，电机转矩由小的负值上升到零，在大约0.5s造成边缘扰动下测量CVT速比。该速比再改变到同步点之上，并再上升，在0.62s，K2移动到它的锁止位置。当达到同步点时，锁止影响消失，K2完全接合。而后尝试脱开K1，继离合器接合以后0.13s期间，这是一个典型的持续时间，经测量表明车辆和速度保持在0.75ms－2和1.25ms－2之间。在其他工作点换档质量与本实例比较也可得到。

图7 用实验车辆在路试由V1到V2区间牵引换高档Fig.7 Traction Upshift from V1to V2range in aroad test with the experimental vehicle

4 动态发动机起动

必需克服内燃机曲轴上的阻力矩，该转矩要加速发动机包括加速双质量飞轮（总惯量JIC）由静止达到轴W1的转速。该起动转矩通过多盘离合器LK（图8）由变速器传递到发动机：

μ＝f（Δω）是与转速差有关的离合器的摩擦特性，PLK是测出的液体压力，A是摩擦表面面积，FS是摩擦盘用于分离的弹簧力，d是名义磨擦直径，N是摩擦面数。一旦压紧了摩擦盘组件，只有PLK和μ是可变的。采用两维检查表，对于离合器滑动情况表示式（2）TLK＝f（PLK，Δω）。用离心力造成的附加压力由第二压力腔液体补偿，并在控制器内不必考虑。转矩TIC，ECU由ECU记录，这只有离合器没有滑动时才证明是有效的。

传动系试验台许可双质量飞轮和多盘离合器之间变速器的输入转矩。图9发动机起动时转矩估算和测量值的比较，两数值大多数时间能很好的一致，但在0.8s滑动阶段结束，估算值暂时偏离。首次喷射前后很短时间（峰值表明大约为0.6s）ECU转矩精确保持正好为零，但它不很精确。在离合器上测量的转速差还表明发动机开始起动，因双质量飞轮激励造成明显的波动。然而这对摩擦转矩有一个小的影响。

图8 多片离合器LK的横截面图（示意图）Fig.8 Cross－Section（Schematic）of the multi－disc clutch LK

图9 在试验台架上发动机起动时离合器转矩，压力和转速差Fig.9 Clutch torque，pressure and rotational speed difference during an engine start on the test rig

由于非线性和缓慢响应特性，离合器转矩难以用于作动可变，而且不适合发动机短时起动改正干扰。此外，为舒适一定向控制必需确保从摩擦转矩到发动机转矩光滑转递。应解决这样一个问题，在发动机速度和温度下进一步测量发动机拖曳转矩，同时对发动机起动的冷和热要很好匹配。

轴W1的角加速度应保持为常数，以便在发动机整个起动过程中保持车辆加速度为常数。除内燃机和轴W2外，如果车辆质量和整个传动系惯量降低到轴 W1（Jred，W1），该轴的转矩平衡方程式为

显然经过CVT驱动 W1的转矩TCVT，W1必须补偿，对于离合器转矩也是可能的。用一个效率系数ηCVT以计算CVT损耗，它是速比，转矩和转速的函数。为了实际发动机起动，它发生在工作点的一个有限的范围内，ηCVT可假定为常数。对于轴 W2和电机的相应平衡方程式（总惯量JW2，电转矩 TE）为

由 W2传递到 W1转矩TCVT，W2，因此

在括号内第二项描述电机加速度与车辆加速度有关，不像第一项包含了CVT速比梯度，这部分没有述及飞轮的影响。在轴W1，为起动发动机附加有用的动态转矩，这意味着：

大多数是在车辆加速状况进行发动机起动，因此，电机通常有一个少量的转矩储备，补偿可能的牵引力损失。此外，为了保持固定的输出转矩直到发动机第一次点火，要求减少CVT速比增大TE。因此动态转矩Tdyn，W1必须足够起动发动机，而离合器转矩TLK必须不超过Tdyn，W1。因为由CVT换档提供的总能量是有限的，故这种工况只能在很短时间间隔内完成。由于CVT带轮的几何尺寸和最大液体流量限制了最大速比换档速度diCVT/dt。它可表示为自身速比的函数，如图10所示。动态转矩的理论最大值接近于起动比，即在CVT换档开始。该实际大典型值发生在十分之一秒以后，因为它需要时间为液压系统建立必需的流量，以及起动带轮轴向移动。

此外，如方程式（6）所示，车辆慢速运行（在V1区间ωW1与车辆速度成正比）快速换档，必然产生足够的转矩。换句话说，在高车辆速度下，需要CVT换档，不必在开始速比下重新起动，因为提供的足够的动态转矩和速比梯度小于可能的最大值。这可以用来快速响应加速踏板的输入。类似多盘离合器LK，CVT表示为非线和有关的慢响应特性。

图10 CVT换档动力学Fig.10 CVT Shifting dynamics

比较在实际时精确确定CVT速比的几种方法（图11），它本身建议计算diCVT/dt作为其测量的时间导数。衍生出一噪声信号（在下图灰色曲线）将增强噪声，因而要求低通过滤，实时过滤，在相关系统，转动结果造成在同相位输出换档（阴影点划线）。

图11 在实际时间内确定CVT速比梯度的不同的方法Fig.11 Different methods to determine the CVT ratio gradient in real time

为了满足发动机起动控制，时间滞后10毫秒已经变成不可接受了。根据观察到的记录测量数据但非真实时间可以计算出一非滞后的滤波信号（连续黑色曲线）。采用速比设置值（阴影曲线）代替测量值解时间滞后问题而甚至要求某些延误。但是因为不能找到干扰数据缺乏重复性，导致有关数值不精确。预期一个真实的速比梯度是合乎最佳控制的需要，已经为瞬态情况推荐了推型链CVT模型（例如Srivastava和Haque，2007），但还不能适应我们对一高精度真实时间计算的需要。因此采用人工神经网络和培训使用测量数据模拟换档动力学。根据作用于带轮夹紧力的变化，在一给定的工作点，许可预测速比梯度（点划线）（Schlurmann和Schröder，2006），如果信号稍微滞后，它与实际速比梯度很好吻合，特别在速比换档初始（高转矩）阶段。

在作动可变时，变速器输出转矩和电机转矩的闭环控制，应为常加速度发动机起动的最佳解决。该输出转矩可在试验台架上反馈测量，但不是在试验车辆上。因此开环控制是用于第一级，考虑到上述多盘离合器和CVT的特点，最有前途的控制策略如下：

·离合器压力PLK的开环控制，CVT速比iCVT作为预先规定的时间函数，在这方面TLK和Tdyn，W1几乎相等。

·采用上述方法在实际时间内估算实际的Tdyn，W1和TLK。

·采用电机转矩修正剩余差异，即

式中T＊E是车辆加速正常必需的参考转矩（由加速踏板位置确定）。

采用整个传动系详细多体模型进行设备控制器设计，选择 MATLAB/Simulink和Simdriveline作为软件外界条件，因为它们许可把原始整车控制器集成部件变成没有太多改变的模型。模型参数按照实验结果进行调整，以便对一大的工作点范围和驱动位置得到精确的仿真结果。

车辆起步包括发动机和起动的仿真和实验结果比较如图12和13所示。传动系在试验台上进行测量，其中包括两个离合器转矩（阴影黑曲线）和变速器输出转矩（连续黑曲线）。采用整车控制器的恰当的部件和作为在任何地方都能试验的参数进行仿真。在图上方连续灰色曲线是由CVT速比离线按式（6）计算的动态转矩，该CVT速比本身在图下方可以看到。为可以比较，所有表明的转矩信息都与轴W1有关，该图中部包含为发动机转速。电机转矩建立（除影灰色曲线）在传动系第一固有频率轻微激励开始测量。该实际在轴W2上马达转矩直到发动机起动保持为常量，根据转矩由W2增大到W1和测得的CVT速比的变化造成明显的波动。

图12 加速踏板在60%位置车辆起步包括发动起动的仿真Fig.12 Simulation of a vehicle launch in cluding engine start at 60%accelerator pedal position

图13 加速踏板在60%位置车辆起步包括发动加速的试验台测量Fig.13 Test rig measurement of a vehicle launch including engine start at 60%accelerator pedal position

短短3s以后，速度达11km/h，CVT换档开始，同时压力作用于离合器。随动态转矩增加，电机转矩开始减少，因为估算TLK低于Tdyn，W1，但是离合器转矩和动态转矩之间差值在离合器滑动阶段始终较小，只需用电机作少量修正。看到接近发动机速度，很明显当离合器转矩已经达到其最大值约100N·m时，发动机才开始运转。这是由于能量首先储存在辅助的双质量飞轮的质量中，接着通过弹簧传递到初级侧。

加速阶段0.4s以后，内燃机与W1速度同步约1 300r/m，在低于1 000r/m燃油喷射已经开始，甚至在完成起动过程以前阻转矩已经消失。这样要求电机转矩急剧下降，以避免激励振动。在起动过程结束以后，电机转矩相应减少，内燃机转矩平稳光滑增大，在这种情况甚至进入负的（发电机）区间。采用进一步的开发和发动机起动控制器的试验可以使仿真和试验结果很好一致。一种改进是采用输出转矩观察器开发一个发动机闭环起动控制器（Höhn等2009b）。Goetz等（2005）已经为双离合器变速器推荐了类似方法。

5 燃油经济性和能量平衡

为详细分析优化CVT混合动力驱动的能量流和燃油消耗，在传动系试验台架（图6）上进行了不同的试验。在欧洲经济委员会（ECE）驱动环和最佳城市驱动循环（EUDC）期间测量出车辆速度曲线和许可的速度公差（灰线区）如图14所示。由图可见，试验台的控制器绘出了很好的速度线图，联合电机功率（PE）曲线和内燃机（PIC）绘出以下速度曲线。

如第4节所述，内燃机只有在较高车辆速度下起动。在减速阶段，制动能量由电机回收，并且只有在发电机功率不足或完全超载时才用来辅助制动。根据几种边界条件，车辆控制器通过总的最大的传动系效率来选择各部件的工作点。在低功率要求下，即在常速阶段，车辆控制器选择电机推进，而内燃机开关关闭，从而避免了内燃机具有低燃油效率的部分负荷内燃机工作。如果超载降低到确定极限以下的负载情况，内燃机再开始起动。

尽管电驱动装置尺寸小（Jörg和Schöder已详细阐述，2008），在新的欧洲驱动循环（NEDC）中内燃机运转时间仅45%，对这样的循环，ECE和EUDC的工作时间组成为4∶1，确定最佳CVT混合动力驱动的总能量平衡（图15）。柴油机的绝对燃油消耗为0.484kg，它相当于5.271/100km 或53.5 mpg（UK）。制造商对批量生产车辆比较装备相同内燃机和6速手动变速器，相对可节约燃油达11%。部分驱动循环分析表明，在ECE循环中，燃油消耗为5.421/100km，在EUDC循环中，燃油消耗为5.221/100km，这样相当于在城市驱动（ECE）条件下有关节油约6%大于在EUDC的批量生产车辆，主要由于增加了重量（在样机车辆内约200 kg）。采用带一个自动变速器的批量生产车辆作为参考，测量证明，在ECE燃油节约44%，在EUDC为5%，在整个NEDC为25%，电力推进和采用CVT对燃油经济性的影响除彼此外尚不能检查，但pasquier（2004）的研究对这个课题提供了部分资料。

图14 在标准驱动循环ECE（左）和EUDC（右）下车辆速度和功率曲线（电机PE，内燃机PIC）Fig.14 Vehicle velocity and power curves（electric motor PE，IC engine PIC）during the standardised driving cycles ECE （left）and EUDC （right）

图15 优化CVT混合动力驱动在NEDC内的能量平衡Fig.15 Energy balance of the optimised CVT Hybrid in the NEDC

优化CVT混合动力驱动和批量生产车辆的内燃机发生在ECE（左）和EUDC（右）的工作点的特性图如图16所示。根据一仿真模型确定批量生产车辆工作点（Höhn等2006），它明显表明EUDC的大部分发动机是沿最佳燃油消耗率曲线工作。内燃机相对效率（最小与平均燃油消耗率之比）达到约90%，对采用手动变速器的车辆为78%。在ECE循环，内燃机效率对用最佳CVT混合动力驱动为84%，而对于批量生产车辆仅为43%，在车辆静止阶段，电力起步和回收制动停止内燃机该结果则大大不同。

图16 在ECE循环（左）和EUDC（右）对最佳CVT混合动力驱动（试验台架测量）和批量生产车辆（6速手动变速器，仿真结果）内燃机工作点Fig.16 IC engine operating points in the ECE cycle（left）and EUDC （right）for the optimised CVT Hybrid（test rig measurement）and the series－production vehicle（5－speed mannal transmissin，simulation results）

一个2.44MJ的电能加入52V的电网，它由电机，超级储能器和高液压组成。对于再推进车辆采用1.08MJ，对为CVT和多盘离合器所供液压采用0.55MJ。图15还表明超级储能器的高效率：充放电间仅损失0.1MJ，这相当于效率系数为0.948。对于通常电驱动的车辆部件和低液压电动泵（润滑用）以及冷却系统在车提供电功率是通过一双向作动DC/DC变能器传递0.70MJ，12V电池仅作为缓冲之用。

在混合动力驱动车辆范围方面，特别有趣的是注意大量的制动能量如何用电力机械去回收。为此目的，要计算在车辆制动阶段发电机的电能（1.10MJ）和理论上要求的制动能量（1.95MJ）之间的比值，最大可能56%制动能量送回NEDC 52V的电网。

6 结论与展望

轿车的最佳CVT混合动驱动是一种并联混合动力传动系。它的核心元件是一具有大总速比新型的双排CVT（ivi变速器）。采用两同步离合器构成并列的CVT控制，完成没有牵引间断的低速和高速范围的换档。车辆在运行中采用新的方法起动内燃机。用快速变换CVT速比，电机作为一飞轮驱动车辆，并通过一双盘离合器把电机减速的惯量导致产生的转矩转传递到内燃机。在这方面，随车辆连续加速一脉冲自由发动机起动是可能的。这种动力换档过程和动态发动起动已成功地在试验台架和一实验车辆在滚道测功器上以及路试试验证实。它表明了高度可靠性和主观良好的舒适性，虽然发动机起动例如通过闭环控制仍存在进一步优化的趋势。

进一步研究的另一集中点是对换档和起动舒适性的目标估算，此外将详细阐述动力换档过程的仿真和其与实验结果比较的检测。

燃油经济性的实验研究结果表明，在城市交通驱动的条件下，与相应带手动变速器批量生产车辆相比较节油超过29%。这和上述仿真结果是一致的，并表明燃油经济性和驾驶操纵性能并不相互排斥。传动系的电力和机械部件内能量流的详细分析显示有损耗发生。这些研究结果可以作为未来混合动力驱动动力系的进一步改进的基础。（刘青译自Int.J.Vehicle Design，Vol.53，Nos.1/2，2010）

感谢

作者感谢DFG（Deutsche Forschungs gemein shft/German Research Foundation）和GM 欧洲动力系公司，IF Fviedrichshafen AG，IF Sachs AG 和EPCOS AG的财务和专业方面的支持。

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［12］ Srivastava，N.and Haque，I.U.（2007）‘Dynamics of chain CVT drives：effects of friction characteristic’，Paper presented at the ASME2007 International Design Engineering Technical Conferences，4－7September，Las Vegas，NV，USA.