張 弛，汪少華，儲 堃，徐 興，施德華

（江蘇大學 汽車工程研究院，江蘇，鎮(zhèn)江 212013）

HEV作為新能源汽車的一種，是現(xiàn)今汽車領域發(fā)展的重要方向。由于同時具有發(fā)動機與電機兩種動力源，HEV能夠實現(xiàn)工作模式的切換，從而使車輛工作在相對高效節(jié)能的區(qū)間內。然而，受到發(fā)動機和電機響應差異甚至離合器的非連續(xù)特性影響，不同工作模式的切換常導致動力輸出轉矩的不平穩(wěn)，引起模式切換過程車輛的縱向沖擊，使整車的舒適性和穩(wěn)定性下降。

國內最早由清華大學的童毅博士[1]針對HEV工作模式瞬態(tài)切換的過程提出了“動態(tài)協(xié)調控制問題”的概念，并采用了“發(fā)動機轉矩開環(huán)+發(fā)動機動態(tài)轉矩估計+電動機轉矩補償”的動態(tài)協(xié)調控制算法實現(xiàn)了切換過程多動力源的協(xié)調。同濟大學的趙治國等[2]將汽車動態(tài)子系統(tǒng)歸為混雜系統(tǒng)，采用無擾動動力切換控制策略提高了整車駕駛性能。張娜等[3]針對重度混合動力轎車的模式切換過程，提出采用電機轉速閉環(huán)控制限制發(fā)動機轉矩變化率，以實現(xiàn)模式切換的動態(tài)協(xié)調控制。嚴運兵等[4]提出了“發(fā)動機調速+發(fā)動機轉矩估計+電機轉矩補償”的動力切換控制策略，此策略的核心在于發(fā)動機轉矩的準確估計，因此采用了基于BP神經網絡的發(fā)動機轉矩在線估計算法。豐田在混合動力汽車方面的研究走在了世界前列[5]。在解決模式切換協(xié)調控制的問題上，豐田利用其特定的動力分配機構，保證了模式切換時的穩(wěn)定性。KIMURA等[6]和BECK等[7]針對HEV行進間啟動發(fā)動機的過程提出了“離合器恒壓+電機轉矩閉環(huán)控制”的控制策略。SU Yanzhao等[8]針對單軸并聯(lián)式HEV離合器提出了基于模型預測的控制策略以實現(xiàn)模式切換的平穩(wěn)性。劉洋等[9]針對傳動系統(tǒng)的沖擊和振動問題，提出了一種包含發(fā)動機及基于驅動軸轉矩估計的主動阻尼反饋補償?shù)膭討B(tài)協(xié)調控制策略以提升動力傳輸?shù)钠巾樞浴?/p>

上述方法或針對單軸并聯(lián)式的單電機HEV，或針對特定的行星排式雙電機HEV而提出相應的協(xié)調控制策略。本文研究的是一種新型動力耦合機構HEV，針對該結構的特點，為揭示電機和發(fā)動機響應差異及離合器非連續(xù)性引起的模式切換沖擊，重點研究了由單電機純電驅動切換至純發(fā)動機驅動的過程，根據(jù)離合器的工作狀態(tài)將模式切換過程具體劃分為5個階段，并提出了基于模糊控制算法的優(yōu)化策略。

1 新型耦合機構系統(tǒng)結構

新型雙電機行星耦合混合動力系統(tǒng)結構如圖1所示，由行星排實現(xiàn)發(fā)動機、電機1的動力耦合。其中，發(fā)動機通過制動器B1與太陽輪相連，電機1與單行星排的齒圈相連，齒圈與行星架之間設有離合器C1，電機2與變速器的輸入軸相連，并通過離合器C2與行星排的行星架相連，行星架又通過離合器C3與變速器齒輪相連。

圖1 新型耦合驅動混合動力系統(tǒng)結構

該系統(tǒng)通過控制離合器、制動器的接合與分離以及同步器位置的切換實現(xiàn)不同的擋位，同時通過控制電機和發(fā)動機的啟停實現(xiàn)了混合動力系統(tǒng)的多種工作模式，表1所示為幾種典型的驅動模式下各動力源與執(zhí)行機構的工作狀態(tài)。為了研究該新型結構中由電機和發(fā)動機響應差異及離合器非連續(xù)性引起的模式切換沖擊作用，選取電機2單獨驅動的純電動模式以及發(fā)動機單獨驅動模式為研究對象，在這兩個模式的切換過程中，車輛傳動系統(tǒng)動力學行為變化最為明顯。在此模式切換過程中，變速器一直處于3擋狀態(tài)，并未涉及擋位切換。

表1 幾種典型驅動模式下各部件的工作狀態(tài)

2 整車及主要部件建模

2.1 發(fā)動機模型

在基于能量管理策略獲取發(fā)動機穩(wěn)態(tài)輸出轉矩的基礎上，采用一階傳遞函數(shù)描述發(fā)動機的瞬態(tài)響應特性，發(fā)動機瞬態(tài)輸出轉矩為：

式中：Te_act為發(fā)動機實際轉矩；Te_std為發(fā)動機的穩(wěn)態(tài)輸出轉矩或目標轉矩；τe為一階系統(tǒng)時間常數(shù)。

2.2 電機模型

電機1和電機2既能驅動車輛行駛，又可對多余的能量進行回收，均采用永磁同步電機，可采用相同的建模方法。本文采用一階系統(tǒng)響應模擬電機對目標轉矩的動態(tài)響應特性，電機1和電機2的瞬態(tài)響應特性如式（2）和式（3）所示：

式中：Tgc為電機1的實際轉矩，Nm ；Tmc為電機2的實際轉矩，Nm ；Tgc_req為電機1的需求轉矩，Nm ；Tmc_req為電機2的需求轉矩，Nm；Tgc_max為電機1最大輸出轉矩，Nm ；Tmc_max為電機2最大輸出轉矩，Nm ；Tgc_min為電機1最小輸出轉矩，Nm；Tmc_min為電機2最小輸出轉矩，Nm；τm為一階系統(tǒng)時間常數(shù)。

2.3 離合器模型

離合器是系統(tǒng)模式切換的關鍵部件，通過接合離合器將發(fā)動機動力輸入到傳動系統(tǒng)中，實現(xiàn)了整車從純電動模式到發(fā)動機驅動模式的切換。離合器的接合過程可分為3個階段：分離、滑磨和鎖止。其接合過程如圖2所示。圖中Δω為離合器兩端的轉速差，P為油泵油壓，Tcl為離合器傳遞轉矩，t1為離合器開始工作時間，t2為離合器開始接合時間，t3為離合器完全接合時間。

圖2 離合器工作過程

階段1：完全分離階段。此時離合器兩端分離，為了實現(xiàn)離合器接合，需要增大油壓P，使油壓上升到離合器初始接合壓力。此階段的離合器主、從動盤片不接觸，傳遞轉矩Tcl=0。

階段2：滑動摩擦階段。此階段的離合器主、從動片開始接觸，離合器油壓逐漸增大至主、從動片兩端完全接合，此過程中離合器傳遞轉矩Tcl與油泵油壓P的關系為：

式中：μ為離合器盤的動態(tài)摩擦因數(shù)；z為離合器的摩擦面數(shù)；P1為回位彈簧壓力，N；Rm為離合器片的等效摩擦半徑，m；R0、R1分別為摩擦片的外徑和內徑，m；A為離合器活塞作用面積，m2。

階段3：離合器鎖止階段。離合器所傳遞的轉矩由系統(tǒng)的動力學方程決定。

2.4 整車縱向動力學模型

車輛在道路上行駛，必須克服滾動阻力、空氣阻力、坡道阻力和加速阻力，因此，車輛的行駛阻力TL為：

式中：m為整車總質量，kg；f為滾阻系數(shù)；θ為路面坡度；g為重力加速度，m/s2；A為車輛迎風面積，m2；CD為空氣阻力系數(shù)；ua為縱向車速，km/h；δ為車輛旋轉質量換算系數(shù)；Rwh為車輛輪胎滾動半徑，m。

3 混合動力系統(tǒng)控制策略

針對HEV由純電機（電機2）驅動切換至由發(fā)動機單獨作為動力源進行驅動的瞬態(tài)工作過程，其模式切換過程如圖3所示。切換過程分為5個階段：純電動驅動階段、發(fā)動機啟動階段、離合器接合階段、轉矩補償階段和發(fā)動機驅動階段。

圖3 模式切換控制流程圖

3.1 各階段的動力學方程

3.1.1 純電動驅動階段

在此階段的NVH一般處于剛起步或者低速運行狀態(tài)，整車所需轉矩較低，發(fā)動機沒有啟動，整車所需驅動轉矩全由驅動電機2提供，離合器處于分離狀態(tài)。

系統(tǒng)動力學方程描述為：

式中：Tmc為電機2的轉矩，Nm ；Tout為動力總成阻力矩，Nm；Imc和Iout分別為電機2和整車等效轉動慣量，kg·m2；i2和ig分別為電機2減速比和變速器傳動比；mc˙ω和 out˙ω分別為電機2和變速器輸出端的角加速度，rad/s2。

3.1.2 發(fā)動機啟動階段

當電池SOC較低或電機輸出轉矩不足時，發(fā)動機由啟動電機帶動開始啟動，整車轉入發(fā)動機啟動階段。此時整車所需驅動轉矩依然全部由驅動電機2提供，起動電機1提供啟動發(fā)動機所需轉矩。離合器狀態(tài)依舊處于分離狀態(tài)。

動力學方程描述為：

式中：Tgc為電機1的轉矩；Igc為電機1的轉動慣量；˙ωgc、˙ωR和˙ωS分別為電機1、單行星排齒圈和太陽輪的角加速度；IR和IS分別為齒圈和太陽輪的轉動慣量。

3.1.3 離合器接合階段

此階段離合器開始接合，動力輸出逐漸由電機轉向發(fā)動機。此時，電機2不僅提供驅動汽車所需轉矩，而且還要平衡離合器的傳遞轉矩。電機1在此階段不再工作。此時，離合器處于滑磨狀態(tài)。

該階段系統(tǒng)動力學方程為：

式中：Tcl為離合器傳遞轉矩；Teng為發(fā)動機輸出轉矩；Ieng為發(fā)動機轉動慣量；˙ωeng和˙ωC分別為發(fā)動機和單行星排行星架的角加速度；IC為行星架的轉動慣量。

3.1.4 轉矩補償階段

此階段電機2對發(fā)動機輸出轉矩進行補償。此時，發(fā)動機和驅動電機2共同工作。離合器處于接合狀態(tài)。動力學方程描述為：

3.1.5 發(fā)動機驅動階段

該階段由發(fā)動機提供全部動力，電機2不工作。此時，離合器處于接合狀態(tài)。動力學方程描述為：

3.2 離合器模糊控制策略

在模式切換的過程中需要在很短的時間內接合離合器，為了保證此過程不會對車輛正常行駛造成過大沖擊，需對電機轉矩和離合器轉矩進行協(xié)調控制。如果離合器接合過快，會導致整車產生較大的沖擊度；如果延長接合時間，切換沖擊會得到很好的抑制，但是較長的接合時間又會使離合器產生較大的滑磨功，從而影響離合器的使用壽命。

離合器滑磨過程中的傳遞轉矩如式（4）所示，離合器接合壓力決定其傳遞轉矩大小，因此，對離合器傳遞轉矩的控制可以轉化為對其油壓的控制，本文采用模糊控制器對離合器接合過程的油壓進行控制。以加速踏板行程變化率˙α和離合器接主、從動片的轉速差為輸入量，離合器控制壓力變化率˙P為輸出量。加速踏板行程變化率˙α的論域為{0,1,2,3,4,5,6,7}，所對應的的模糊子集為，分別表示為很小、小、中、大。離合器接主、從動片的轉速差的論域為{0,1,2,3,4,5,6,7}，所對應的的模糊子集為，分別表示為很小、小、中、大、很大。離合器控制壓力變化率的論域為{,,,,,,,}01234567，所對應的模糊子集為，分別表示為很小、小、中等、大、很大。離合器的接合壓力為：

模糊控制規(guī)則見如表2。

表2 模糊控制規(guī)則表

4 仿真結果及分析

基于Matlab/Simulink仿真平臺搭建系統(tǒng)動態(tài)仿真模型，對提出的模式切換協(xié)調控制策略進行仿真分析。車輛結構的主要參數(shù)見表3。

表3 車輛結構主要參

將一般情況下的模式切換結果與本文所提動態(tài)協(xié)調控制策略進行對比。一般情況下的模式切換過程，是指當控制單元接收到從純電動模式切換到發(fā)動機單獨驅動模式的指令時，啟動發(fā)動機，在其到達怠速狀態(tài)時接合離合器并關閉驅動電機。此模式切換過程只有3個階段，即啟動發(fā)動機、接合離合器和發(fā)動機單獨工作電機退出。

整車沖擊度如圖4所示。由圖可知，在控制器發(fā)出切換指令后的1.1 s時，整車開始由純電動狀態(tài)瞬間切換到發(fā)動機單獨工作狀態(tài)，一般情況下，由于離合器的突然接合會給整車造成很明顯的沖擊，最大可達到26.4 m/s3。在離合器接合后電機2立刻退出，發(fā)動機介入工作，此時發(fā)動機還未達到穩(wěn)定狀態(tài)，不能滿足整車的需求轉矩，因此又會產生一次較大的沖擊。采用協(xié)調控制策略，系統(tǒng)模式切換過程先通過電機1帶動發(fā)動機啟動，在發(fā)動機點火后且離合器兩端轉速差縮小后電機1退出工作，電機2采取緩慢退出工作的方式，在發(fā)動機達到穩(wěn)定工作狀態(tài)之前，補充了發(fā)動機在此過程中的不足轉矩，因此，在切換過程中沖擊度大幅減小，最大沖擊度只有7 m/s3左右，與一般情況相比沖擊度減小了73.5%。由于采用模糊控制器控制離合器的接合，使其接合時間控制在盡可能短的合理范圍內，所以產生的滑磨功也控制在合理范圍內。

圖4 沖擊度

圖5為動力源轉矩。一般情況下電機2沒有進行轉矩補償，發(fā)動機啟動后便直接退出了工作，如圖5a所示。當采用轉矩協(xié)調控制策略時，電機2延緩了退出時間，并且彌補了在模式切換過程中整車需求轉矩的不足，從而降低了整車的沖擊度，如圖5b所示。

圖5 動力源轉矩

圖6給出了HEV由純電動狀態(tài)切換至純發(fā)動機驅動過程中所經歷的具體模式。整個切換過程共經歷了5個階段，圖中模式1-5分別代表純電動狀態(tài)、電機1啟動發(fā)動機過程、離合器開始接合、離合器完全接合以及發(fā)動機單獨工作、電機2退出這5個階段。

圖6 切換模式圖

離合器狀態(tài)切換過程產生的滑磨功如圖7所示。如果此過程產生較大的滑磨功，則會導致離合器摩擦片溫度過高而失效。而圖7所示為采用本文的協(xié)調控制方法得到的滑磨功，此數(shù)值小于文獻[15]所述的基準滑磨功4.2 kJ，能夠保證離合器的使用壽命和摩擦片的使用效果。

圖7 滑磨功

5 結論

（1）基于一種采用新型動力耦合機構的混合動力汽車，針對其從純電動模式切換到發(fā)動機單獨驅動模式的切換過程，以離合器的工作狀態(tài)將系統(tǒng)模式切換具體劃分為純電動模式、發(fā)動機啟動階段、離合器接合階段、轉矩補償階段、發(fā)動機驅動模式5個階段。

（2）對模式切換的不同階段進行了系統(tǒng)動力學分析，并針對離合器的接合過程提出了基于模糊控制算法的優(yōu)化控制策略。相較于無協(xié)調切換，采用本文協(xié)調控制策略的HEV模式切換過程使整車縱向沖擊度減小了73.5%，有效改善了整車平順性，驗證了控制策略的有效性。