混合动力总成的运行工况要远比传统动力复杂，其工作模式包括纯电动驱动模式、发动机驱动模式、行车充电模式、混合驱动模式、再生制动机制等工况［5］，这些工况都使得发动机不断地起停，不可避免地影响到整车各个方面的性能，比如舒适性、平顺性和耐久性。近年来有不少主机厂通过采用不同的数学与控制策略来分析混连式动力总成系统发动机起停方式对整车舒适性和平顺性的影响［6-11］。另有部分主机厂研究了不同曲轴和活塞停机位置对于发动机起动速度的影响［12-16］，而不同起停控制策略对于混动变速器耐久性的影响很少见到报道。
本文以某混合动力变速器电机输入轴断裂问题为研究对象，分析了电机输入轴的断口形貌和金相组织，排除材料本身结构缺陷的因素；开发了一个能够识别混动试验过程中异常工况的工具软件，发现P1 电机的短时连续起动策略会导致双质量飞轮共振并圈；在此基础上，建立了传动系统一维动力学CAE 计算模型，分析了不同起动参数对双质量飞轮共振并圈和起动NVH 的影响。最后提出了一种优化的混合动力起动控制策略，解决了双质量飞轮的共振并圈现象，进而解决了电机输入轴的断裂问题。本文的研究方法和结论对混合动力系统开发过程中出现的类似问题有重要的指导意义和工程价值。
本文研究的混动变速器是一款拥有双电机的3挡DHT 变速器，P1 发电机辅助发动机起停与充电，P2驱动电机提供强劲动力。该3挡变速器构型如图1 所示，通过双排行星齿轮、双制动器、双离合器来实现挡位切换与串并联模式切换。
图1 变速器构型图（ICE－发动机；DMF－双质量飞轮；C0&C3－离合器；B1&B2－制动器；P1－发电机；P2－电动机；OS－输出轴；Diff－差速器）
发动机输出动力经过双质量飞轮减振后，经由P1 发电机、后排行星齿轮系的太阳轮输入，前排行星齿轮系齿圈输出。在起动工况中，P1 电机发出一定转矩通过双质量飞轮拖动发动机起动；1/2/3 挡时，B1 制动器/B2 制动器/C3 离合器分别工作，实现不同速比的输出。
上述混合动力总成搭载整车进行耐久试验时，存在电机输入轴断裂失效现象，发生失效的车辆信息统计见表1，轴断裂如图2 所示，断裂位置主要位于输入轴颈部及花键齿根根部。
该混合动力总成在循环耐久台架试验中也多次出现电机输入轴裂纹，失效现象与整车上相同，台架失效信息统计见表2。
电机输入轴的断裂主要有如下几种原因：（1）材料内部金相组织不合格，有杂质或者微裂纹导致材料机械强度不达标；（2）输入轴运转时受到很大的冲击载荷；（3）设计强度不够。因此，本文中电机输入轴断裂的原因分析主要包括如下几个方面：断口形貌分析，确定断裂形式；分析材料金相组织是否满足要求；检测材料断裂强度是否满足要求；最后对试验工况进行分析，确认工况中是否存在明显的冲击载荷。
金属断口多出现在金属组织最薄弱的部位，是金属断裂后形成的一堆相互匹配的断裂表面及其外观形貌［17］。断裂分为韧性断裂、脆性断裂、疲劳断裂、应力腐蚀断裂、蠕变断裂、液态金属脆化、氢脆等类型［18］。图3 展示的是台架试验出现裂纹的断口图，可以发现裂纹呈现扭转形式分布在整个圆周上，与旋转轴在一个方向上呈现45°夹角。裂纹同时来自轴颈根部及花键根部，两个位置裂纹无明显关联，独立产生。
电机输入轴材料为某型号合金钢，其力学参数如表3 所示。按照GB/T 1814—1979 钢材断口检测法对断口进行检测，发现输入轴断口部位形貌为解理断裂，如图4 所示，在轴芯部观察到酒窝状特征，结合其断口裂纹实图及短时失效特点，认为该电机输入轴断裂现象属于瞬时冲击脆性断裂，非变速器中常见的疲劳断裂。
截取电机输入轴断裂位置附近材料，在光学显微镜下观察其材料组织形态，并进行维氏硬度及氮化层深度NHD 无损测量，测量的组织形态如图5 所示，轴表面组织为珠光体和铁素体，白色层厚度为17.2-22.6 μm。轴芯部组织为贝氏体、铁素体和珠光体。对氮化层深度NHD 检测结果进行分析，未发现明显异常，如表4所示。由此进一步验证了2.1节断口分析得出脆性断裂的结论。
为了验证输入轴强度是否合格，进行了轴的极限转矩试验。固定P1 电机转子内部的离合器片，从双质量飞轮连接花键处施加转矩，直至破坏，结果如图6 所示。由图可见，屈服点约为2 049 N·m，断裂强度约为3 000 N·m，满足设计要求。
对输入轴进行极限转矩脉动试验，负载在发动机输出力矩放大1.5 倍的安全系数范围之间变化，循环周期为3×106次，显微镜观察，未发现裂纹，如图7 所示。由此可以推断出，输入轴断裂失效的发生，并非产品内部存在材料缺陷、产品表面存在初始裂纹或者强度不合格，有可能是瞬态大负荷转矩冲击造成的瞬时脆性断裂，因此，需要分析试验过程中是否存在冲击负荷。
图8 为搭载该变速器的动力总成试验台架照片。对动力总成台架24 天的实测数据进行处理分析，以识别是否存在紧急起停、电机转矩突变等异常情况。但动总试验台架数据达到数10 GB，用人工处理的方式显然不可行。因此，开发了一个处理混合动力试验数据的软件工具，该工具能够自动读取台架记录的数据文件，对发动机、P1 电机和P2 电机的转速和转矩进行处理分析，识别出驱动系统转矩或转速的突变点，并按照大小进行排序；采用这个工具，共发现3 种最有可能对电机输入轴产生大转矩冲击的工况，如表5 所示，分别是紧急停机工况、P1电机短时连续起动工况、串联工况P1 电机转矩突然中断工况，后续将对这些工况参数进行详细分析。
双质量飞轮（DMF）是汽车传动系统中最重要的缓冲减振零部件，其在传统动力中的特性已经被广泛而充分地研究［19-24］。双质量飞轮一端连接发动机，另一端连接变速器，中间用弧形弹簧及阻尼元件缓冲，如图9 所示。本文中的双质量飞轮主级与发动机通过螺栓刚性连接，次级与P1 电机通过花键连接。当通过P1 电机起动发动机时，从P1 电机发出一定力矩驱动飞轮次级惯量，通过弹簧缓冲后驱动飞轮主级惯量旋转，发动机在一定转速下喷油点火，从而起动发动机；当P1 电机发电时，发动机驱动飞轮主级惯量旋转，经过弹簧缓冲后驱动飞轮次级，进而拖动P1 电机发电。显然，一旦双质量飞轮失去缓冲作用，即弹簧被压缩到并圈，则系统中必然会形成强烈的瞬态冲击。本文在分析上述3 个异常工况的同时，在台架复现了这些工况，并用高精度霍尔转速传感器，测试了主次级飞轮的角位移及相对摆角，以分析这些工况下双质量飞轮是否并圈，测试原理如图10 所示。本文所用双质量飞轮参数如表6 所示，该双质量飞轮弹簧单边最大压缩行程为64°，最小自由行程约为3.75°，因此设定该双质量飞轮单边行程达到（64+4）×90%=61.2°，飞轮就有并圈的风险。
图11 所示为表5 描述的紧急停机工况，发动机转速、P1 和P2 电机转速从1 532 s 左右开始下降，在1 536 s 左右都变为0，由此判断动总在该处异常停机。测试此过程中双质量飞轮的转速波动如图12所示，可以看出双质量飞轮的单边最大摆角为56.3°，小于61°，因此，双质量飞轮并圈风险较小。
图13为P1电机短时连续起动工况数据，可以看到在此工况下P1 电机发出160 N·m 左右的转矩，经过DMF 弹簧缓冲后拖动发动机起动，0.2 s 后P1 电机转矩异常中断，第1次起动失败，1 s后进行第2次起动。此时可以观察到发动机转速在100-500 r/min反复波动，随后被快速拖动到2 000 r/min 以上，发动机起动成功。经过计算，该双质量飞轮的1 阶频率为11.6 Hz，其共振转速约为60×11.6/1.5=460 r/min，因此曲轴在100-500 r/min 之间反复波动导致双质量飞轮系统的共振，进而导致双质量飞轮弹簧并圈，从而使其失去减振效果而产生冲击。图14 为台架复现P1 电机短时连续起动现象测得的双质量飞轮相对摆角，可以发现其单边压缩已经达到68°，此时弹簧已经并圈。
在混合动力整车的行驶过程中，发动机总是频繁地起停助力或充电，显然发动机存在起动失火的可能，尤其是冷机起动时，燃油雾化较差，容易导致发动机起动点火失败。基于此，进一步在台架上模拟断缸起动发动机（模拟高寒环境起动过程），测得的双质量飞轮相对摆角如图15 所示。从图可以看出，当某一缸失火时持续起动会导致发动机转速在100-1 100 r/min 转速区间来回波动，波动幅度最大为1 000 r/min，波动持续0.6 s。此时双质量飞轮主次级单边相对摆角达到76°，显然，双质量飞轮弹簧已经并圈。
如图16所示，P1电机转矩在7 573 s左右快速从-120 N·m 降为接近0，发动机转矩仍保持，并且发动机转速持续拉升。针对该工况测试双质量飞轮主次级惯量的相对摆角，如图17 所示，可以看出主次级单边转动角度在45°左右，双质量飞轮不会并圈。
从上面的分析可以看出，表5中的工况1和工况3不会导致双质量飞轮并圈，而工况2会导致双质量飞轮并圈。一旦弹簧并圈，双质量飞轮将失去减振作用，发动机端的冲击载荷将直接作用到后端传动轴上，从而引起双质量飞轮弹簧的断裂或传动系上零部件的断裂。图18 为P1 电机连续短时起动试验后双质量飞轮弹簧端部的撞击痕迹。
由图18 可以看到弹簧已经将合金钢制主级支撑位置冲击出很严重的凹坑，同时在这种极限工况的验证中，也复现了电机轴的断裂现象。因此，避免双质量飞轮弹簧共振并圈是混合动力总成开发的关键课题。
为了进一步分析P1 电机连续起动过程中双质量飞轮并圈产生的冲击负荷大小及其对电机轴强度产生的影响，本文中搭建了混合动力总成起停工况一维动力学仿真模型，以发动机实测起动缸压和电机转矩加载策略作为输入，考虑了系统的摩擦力矩，对双质量飞轮和离合器采用等效质量、刚度和阻尼的简化模型，如图19 所示。对仿真模型进行标定后，仿真与实测的转速曲线 所示，转速趋势基本一致，峰值处的幅值误差约为0.5%。
图21 是其中一组起动失火仿真结果。从图可以看出，发动机失火并连续起动导致发动机转速在双质量飞轮共振转速区停留，双质量飞轮弧形弹簧来回摆动至弹簧极限行程，此时飞轮相当于刚性体，无减振作用，瞬时大转矩直接作用到电机输入轴，最大值达到3 500 N·m，超过了实测的输入轴屈服极限转矩2 049 和3 000 N·m 的断裂转矩。而正常的起动过程转矩约为560 N·m，是双质量飞轮弹簧并圈工况的1/5-1/6。
在此基础上进一步分析了P1 电机起动参数对于双质量飞轮主次级相对角位移的影响，其中P1 电机加载转矩幅值设置区间为电机能力的40%-100%，电机转矩从0加载到幅值的时间设置区间为0.02到0.2 s，如图22 所示。从图可以看出，当加载时间不变，随着P1 电机加载转矩幅值的增加，双质量飞轮相对摆角明显变大；当P1 电机转矩幅值不变，相对摆角随转矩加载时间增大而减小，加载的P1 电机转矩幅值越大，这种趋势越明显；因此，P1 电机加载转矩幅值和加载时间对双质量飞轮的相对摆角都有影响，尤其是转矩幅值影响更大。
从上述分析得出：起动时P1 电机转矩幅值越大，起动越迅速，有利于降低起动冲击和抖动，而双质量飞轮并圈风险越大；P1 电机转矩加载时间越长，双质量飞轮并圈的风险越小，但起动时间越长，不利于降低NVH。因此，在实际产品开发过程中，需要对起动标定策略电机转矩幅值、加载时间进行DOE分析，得出最优的起动标定策略参数，同时兼顾产品的可靠性和NVH性能。
为了分析电机输入轴在承受大冲击转矩时的应力分布状态，对电机输入轴强度进行了有限元仿线 面体单元，网格平均尺寸为0.2 mm，倒角位置划分4-5 层，共计143 万网格；电机盖板、球轴承、电机输入轴等分为一个整体网格，双质量飞轮次级惯量和电机输入轴之间采用接触模型；约束双质量飞轮次级惯量弹簧支撑处，并将3.1 节中仿线 N·m 作为激励施加在P1电机盖板外圈，模拟P1 电机起动发动机过程，有限元仿线 模型示意图
分析结果如图25 所示，电机输入轴表面A区最大Mises 应力2 774 MPa，B 区最大Mises 应力2 418 MPa，C区最大Mises应力2435MPa，芯部A区最大Mises应力1506MPa，B区1605MPa，C区1685MPa。有限元仿真分析得出的输入轴表面与芯部最大应力均超过表3 中材料的抗拉强度，应力集中位置也和实际的断裂位置一致。
从上述分析也能看出，P1 电机短时连续起动发动机将导致双质量飞轮的弧形弹簧在低速共振区持续振荡至并圈，导致电机输入轴处动态转矩超过其断裂强度。因此必须要优化起动控制策略，防止双质量飞轮共振。本文对控制策略进行如下优化：当ECU 探测到发动机第一次起动失败，需等发动机转速降至0 后，再间隔一定时间才允许再次执行P1 助力起动，目的是增加两次起机时间间隔，防止发动机转速在飞轮的共振区间波动，同时采用3.1 节对起动标定策略进行DOE 分析的方法得出的最佳P1 电机拖动转矩和转矩加载时间。
是目前应用最广泛的两种形式。钢带和传动链两种传动媒介，因其结构、边界要求以及承载能力的不同，影响
开发的初期阶段确定。本文论述了钢带和传动链的结构特点与传动特点，可应用于无级
内部的齿轴、轴承等零部件以减少摩擦，主要有润滑、冷却、抗腐蚀防锈、清净冲洗、动能传递、密封和应力分散缓冲等作用。因此，一旦在
具有传动效率高、燃油经济性好、换挡时不切断动力、换挡迅速等优点。但干式双离合
的技术特点、工资原理、轴系结构、动力传动路线、驻车机构、液压系统、润滑等方面进行了技术解读
我国去年在联合国大会上明确提出，二氧化碳排放力争于2030年前达到峰值，努力争取2060年前实现碳中和。在节能减排大环境之下，为了支持向更洁净、更节能的汽车过渡，博格华纳
按结构和传动方式可分为电力式、液力式和机械式三种。其中，电力式和液力式无级
因为成本高、效率低、结构复杂等原因没有得到广泛的应用；而机械式与前两种相比
杆选定，需要降低车速以增大牵引力时，挂入低级挡位；需要提高车速时，挂入
HowardMarshall对此提到，随着技术的发展，多数用户更偏爱自动
随着环境的不断恶化，当前社会越来越重视新能源汽车技术的发展，作为新能源汽车关键零部件(电动机及
，匹配发动机排量为 0．8～1．8L，搭载于经济型轿车上。随着近年的发展，逐步往自动
对于国产车企来说，才是更有挑战性，当前一众国产车企都拿出了性能不错的2.0T发动机，但自动
是用来改变发动机的转速和转矩机构的，用以满足不同行驶条件下的速度和扭矩需要。市面上常见的
挡位数比附加式混合动力挡位数少，其结构也就相对简单，需要空间也比较少。
技术的企业却屈指可数。 2019年6月，长城汽车蜂巢易创（以下简称蜂巢易创）公开发布I纪元2.0
大多数电动汽车只安装了单速减速箱。可以理解为只有一个档位，且不能换挡的
的故障及原因，齿轮异响齿轮磨损过甚变薄，间隙过大，运转中有冲击；齿面啮合不良，如修理时没有成对更换齿轮。
传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动
传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动
传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动
传动机构和操纵机构组成，有些汽车还有动力输出机构。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用
箱，能有效较低油耗，现搭载于奇瑞EXEED TX上，我们不妨先提前来了解一下这款
前面了解到发动机的工作原理，都知道发动机的转速是非常高的，如将动力直接作用于车轮来驱动汽车的话是很不现实的。为了满足汽车起步、爬坡、高速行驶等驾驶的需要，
是一项让消费者所津津乐道、让厂商骄傲的新技术；但在大众DSG风波过后，双离合
作为传递动力和改变车速的主要装置，驾驶者对其操纵的方便性和挡位数等方面有着愈来愈高的要求。目前，小型车、紧凑型车市场4AT特别是5AT
占了绝大多数。同时，还有一部分车辆使用6AT甚至是6AT以上更多挡位的
的厂牌型号很多，外部形状和内部结构也有所不同，但它们的组成基本相同，都是由液力变矩器和齿轮式自动
的效能表现，从而影响车辆的操控性，所以要在安装前对其技术性能和寿命进行一系列相关测试。
将发动机转矩和转速转换为汽车所需要的牵引力和速度，并能满足使汽车向前或向后行驶所需要的转动方向的变换。电子控制的自动
可以自行选择最佳挡位，使汽车的行驶更加省油，并在复杂的交通状况下，如在陌生的环境或恶劣的天气状况下，帮助驾驶员减轻操作。在停停走走的断续交通中可明显的减轻驾驶员的疲劳。
MC9S12DP256 B为核心的CAN总线硬件接口电路，采用标准CAN总
(Auto Manual Transmission)简称：AMT 电控机械自动
：通过改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道
技术———AMT (Automated Mechanical Transmission) 自动换档
,阐述其发展过程、工作原理、性能特点及其在城市客车上的应用前景。关键词:城市客车; 自动
。该系列产品覆盖了货车的从低转矩直到2600Nm 的转矩范围，有6、10、12和16档
(CVT)汽车动力特性图，同时通过一系列试验结果，对CVT汽车与配备其它
种类也繁多，但其控制和使用方法都大同小异。早几年，在国产车中最常见的是4前速自动