新型并聯式混合動力汽車模式切換協調控制

杜 波 秦大同 段志輝 葉 心

1.重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶，400030

2.重慶長安新能源汽車有限公司，重慶，401120

0 引言

并聯式混合動力汽車通過動力耦合機構將發動機和電動機兩動力源集成在一起，使得車輛具備多種工作模式，并能實現驅動模式之間的靈活切換。因此，整車能量管理策略的制定、車輛工作模式切換的平穩過渡控制成為了一項復雜的工作［1－2］。

目前，綜合能量管理策略和協調控制算法已成為研究的重要方向。童毅等［3］對并聯式混合動力汽車轉矩管理策略和協調控制算法進行了研究，但只針對離合器接合、變速器在擋的情況，具有一定的局限性。古艷春等［4］采用了基于邏輯門限值的能量管理策略，并對混合動力汽車起步和換擋過程的扭矩協調控制策略進行了仿真研究?；谶壿嬮T限值的控制策略只憑借人的直觀判斷在發動機萬有特性圖上劃分出工作模式區域，缺乏理論依據，沒有真正實現控制的最優化。戴一凡等［5］采用了基于優化發動機效率曲線的能量管理策略，但只對純電動行進中啟動發動機過程的協調控制進行了研究。以上研究采用了簡單的邏輯門限值控制策略，側重于發動機局部最優，并且只對部分工作模式切換的協調控制進行了研究。

本文以系統效率最優為目標，對基于行星齒輪機構的新型并聯式混合動力系統工作模式區域進行劃分，并制定出相應的能量分配策略，同時，對驅動工況下不同類型工作模式之間切換的扭矩協調控制算法進行研究，以實現系統效率最優和模式切換過程動力傳遞的平穩性。

1 新型并聯式混合動力系統結構

本文研究的新型并聯式混合動力系統結構如圖1所示。系統中發動機輸出軸同時與單向離合器、濕式離合器主動盤、行星齒輪機構的齒圈相連，電機既可作為發電機又可作為電動機，電機轉子與濕式離合器從動盤和行星齒輪機構的太陽輪相連，行星齒輪機構起動力合成與分解的作用，系統動力通過行星架輸出，經變速器、主減速器傳遞至車輪。

圖1 新型混合動力汽車動力系統示意圖

通過控制動力源和離合器元件的工作狀態，該混合動力系統可實現多種工作模式，如表1所示。可看出，該混合動力系統可實現兩種聯合驅動方式：聯合驅動a是在濕式離合器接合情況下，發動機和電動機以扭矩合成方式輸出動力；聯合驅動b是在濕式離合器分離情況下，發動機和電動機以轉速合成、扭矩成比例方式輸出動力。

表1 新型混合動力系統工作模式

2 基于系統效率最優的能量管理策略

2.1 基于系統效率最優的車輛工作模式區域劃分

由于邏輯門限值控制策略的不足，本文從能量轉化的角度，提出一種基于系統效率最優的混合動力工作模式區域劃分方法，其核心思想是油電轉換效率ηe＿b和各工作模式下系統效率ηsys的計算。

本文將油電轉換效率ηe＿b定義為行車充電工況下充入到電池的電能Pb與發動機用于充電所消耗的燃料化學能P′e－Pe之比：

式中，Pb為存儲到電池的電能；P′e為行車充電工況所消耗的化學能；Pe為相同需求轉矩和轉速下發動機單獨驅動所消耗的化學能；ng、Tg分別為發電機轉速和轉矩；ne、Te分別為發動機轉速和轉矩；Treq為變速器輸入端的需求轉矩；ηe為發動機驅動下的發動機效率；η′e為行車充電工況下的發動機效率；ηg為電機發電效率；ηchar為電池充電效率。

在已知需求轉矩、轉速情況下，在工作區域內尋求最優的發電機轉矩，使得油電轉化效率最高，并將油電轉化效率值較高的區域確定為行車充電區域。

其次，在已知需求轉矩、轉速的條件下，分別計算混合動力系統在純電動驅動、發動機單獨驅動、聯合驅動a和聯合驅動b工作模式下的系統效率。將系統效率定義為需求功率Preq與系統總功率Pb／ηe－b＋P′e之比：

式中，Preq為整車需求功率；P′e為聯合驅動工況下發動機所消耗的功率，當P′e＝0時對應于純電動工作模式；nc為變速器輸入端的需求轉速；nm、Tm分別為電動機轉速和轉矩；ηm為電動機效率；ηdis為電池放電效率；n′e、T′e分別為聯合驅動工況下發動機的轉速和轉矩；η′e為聯合驅動工況下的發動機效率。

將計算所得的各工作模式下的系統效率曲面進行比較，并在轉速轉矩平面上投影，從而劃分出混合動力系統各個工作模式的最優工作區域，如圖2所示。圖中，n1、T1分別為純電動區域轉速上限和轉矩上限，T2為行車充電區域扭矩上限，T3為發動機單獨驅動區域扭矩上限，n2為聯合驅動a區域轉速上限。

圖2 混合動力系統工作模式區域劃分

2.2 能量分配策略

根據圖2中基于系統效率最優的工作模式區域劃分，制定出混合動力系統各工作模式區域的邊界條件以及動力源能量分配策略，如表2所示。表2中，SOC、SOClow、SOChigh分別為蓄電池的荷電量、最低荷電量、最高荷電量；β為齒圈與太陽輪齒數比；Tef為發動機啟動阻力矩。

表2 混合動力系統能量分配策略

3 模式切換協調控制算法

為滿足整車動力性、經濟性的要求，混合動力系統工作模式會隨著車輛行駛狀態變化而變化，存在著各模式之間的切換?；旌蟿恿ο到y模式切換可能引起發動機和電機轉速轉矩的大幅度變化，然而由于發動機和電機具有不同的動態特性，在從當前扭矩向目標扭矩變化的過程中，若不能很好地跟隨目標扭矩，就會引起輸出扭矩產生大的波動［6］。除此之外，濕式離合器接合或分離引起行星齒輪機構自由度發生變化，也會造成輸出轉速轉矩的波動，影響整車行駛的平穩性。因此，需要對兩動力源和濕式離合器進行協調控制。限于篇幅，本文重點對驅動工況下各工作模式切換的協調控制問題進行研究。

3.1 模式切換分類

根據新型并聯式混合動力系統的結構形式、模式切換的相似性以及工作模式區域劃分，可將各種工作模式之間的切換分成三類，如圖3所示。

在圖3中，編號①表示第一類模式切換，包括純電動?（發動機單獨驅動／聯合驅動a／行車充電），該類模式切換的特點是存在發動機啟動、濕式離合器接合的動態過程。

圖3 混合動力系統驅動工況下模式切換分類

編號②表示第二類模式切換，包括聯合驅動a?聯合驅動b、發動機單獨驅動?聯合驅動b。該類模式切換的特點是發動機正常工作，存在濕式離合器接合或分離的動態過程。

編號③表示第三類模式切換，包括發動機驅動?聯合驅動a、聯合驅動a?行車充電、發動機驅動?行車充電。該類模式切換的特點是發動機正常工作，濕式離合器處于接合狀態。

3.2 協調控制算法

3.2.1 第一類模式切換過程協調控制算法

由于混合動力系統結構的限制，從純電動切換至有發動機參與工作的模式過程中，包括了電機啟動發動機的中間過程。電動機一部分扭矩經行星齒輪機構輸出，維持車輛行駛；另一部分扭矩通過濕式離合器的接合，提供發動機啟動所需轉矩。要求在0.4s內將發動轉速拖動至點火轉速800r／min以上，并完成發動機啟動。該過程中需要對濕式離合器傳遞的扭矩和電機扭矩進行協調控制，以保證發動機啟動時不會對車輛正常行駛造成過大的沖擊。

當離合器結構參數確定以后，濕式離合器傳遞的扭矩主要取決于離合器的工作壓力。由于離合器接合過程有很強的非線性，很難用準確的數學模型來表達，因而設計模糊控制器來控制濕式離合器的接合壓力［7－8］，模糊控制器結構如圖4所示。

圖4 離合器接合過程模糊控制器

從而，離合器傳遞轉矩的計算公式為

式中，μ為摩擦片的摩擦因數；z為離合器的摩擦面數；Ap為活塞作用面積；pin為油缸控制壓力；pbase為回位彈簧壓力；Rm為摩擦片的等效摩擦半徑；Ri、Ro分別為離合器片的內外半徑；ωe、ωm分別為發動機和電動機的角速度。

該類模式切換過程中，除了對離合器接合壓力進行控制外，同時還需要對電機扭矩進行控制。電機的目標扭矩與駕駛員需求扭矩、離合器傳遞扭矩和發動機阻力矩有關，在電機啟動發動機的不同階段，電機的目標扭矩值有所不同，具體如下：

（1）當車輛純電動行駛時，發動機與其固接的行星齒輪內齒圈由于單向離合器的作用而鎖止，電機扭矩通過與其固接的太陽輪經行星架輸出以驅動車輛行駛。此時，電機目標扭矩為

式中，Tm＿tar為電機目標扭矩；Jm為電機等效轉動慣量。

（2）當控制器發出模式切換指令后，離合器開始接合，其接合初始階段傳遞的扭矩Tcl小于發動機的啟動阻力矩Tef，發動機不轉。此階段電機扭矩增加，其目標扭矩為

式中，Tm＿max為電機最大扭矩；Je為發動機的等效轉動慣量。

（3）當Tcl≥Tef時，發動機開始啟動，離合器壓力繼續上升，電機扭矩相應增大，其目標扭矩值為

式中，ωc為變速器輸入軸角速度。

（4）當發動機轉速ne＞800r／min時，發動機點火啟動，但此時發動機輸出扭矩比較小，采用電機進行扭矩補償，其補償扭矩為

（5）當｜ne－nm｜＜50r／min時，離合器快速接合，電機和發動機以扭矩合成方式輸出動力，電機目標扭矩為

當離合器完全接合，發動機運行平穩以后，根據需求扭矩確定電機的工作狀態。

3.2.2 第二類模式切換過程協調控制算法

在第二類模式切換中，聯合驅動a?聯合驅動b、發動機單獨驅動?聯合驅動b的模式切換中應快速分離離合器，避免滑摩損失。在發動機和電機兩動力源向各自的目標狀態過渡的過程中，可利用發動機、電機和變速器輸入軸三者之間的轉速關系，并結合電機和需求扭矩的關系，控制電機轉矩以保證變速器輸入端扭矩平穩過渡，具體步驟如下：

（1）根據系統效率最優確定發動機目標轉速。

（2）由發動機目標轉速和變速器輸入端轉速確定電機目標轉速：

（3）調節電機轉矩，以滿足需求扭矩：

聯合驅動b?聯合驅動a、聯合驅動b?發動機單獨驅動的模式切換包括了離合器接合動態過程，仍采用模糊控制器控制離合器接合壓力。發動機和電機扭矩變化與第一類模式切換過程中發動機啟動以后的相似，這里不再贅述。

3.2.3 第三類模式切換過程協調控制算法

此類模式切換過程中離合器處于接合狀態，如果將發動機和電機看作一整體，發動機和電機轉矩的變化只是系統動力源的內部分配協調過程。由于發動機動態響應較慢、難以控制，電機響應較快、易于控制，故可直接利用電機對發動機轉矩進行實時補償，以減小因發動機轉矩變化過大而引起的轉矩波動。

該類模式切換過程的協調控制算法如圖5所示，當需要進行模式切換時，發動機按照限制了的節氣門變化率從當前節氣門開度變化到目標節氣門開度，經發動機轉速估計出發動機轉矩值，將該值與駕駛員需求轉矩進行比較，其差值由電機轉矩實時補償。

圖5 第三類模式切換協調控制算法

該協調控制算法能夠實現的關鍵在于發動機實時轉矩的準確估計，由于模式切換過程時間短，車速幾乎不變，當發動機節氣門開度變化率小于100%時，采用發動機穩態輸出特性在時間上進行一定延時的方法估計發動機動態轉矩，具有較高的估計精度［9］。這樣就把發動機的動態過程變成一系列準靜態過程，便于發動機轉矩估計。

3.3 模式切換控制流程

根據以上制定的能量管理策略和模式切換協調控制算法，歸納出新型并聯式混合動力汽車協調控制策略總體流程，如圖6所示，圖中，Td為驅動需求轉矩；Tb為制動需求轉矩。

圖6 模式切換協調控制總體流程圖

4 仿真及結果分析

為了驗證本文所提出的協調控制策略，在MATLAB／Simulink和 MATLAB／Stateflow 平臺上建立了前向式混合動力系統動態仿真模型，對混合動力系統進行了驅動工況下的仿真分析。

圖7和圖8所示分別為采用協調控制策略和未采用協調控制策略的仿真結果。圖7、圖8中，j為沖擊度，即汽車行駛過程中縱向加速度a的變化率，j＝da／dt?？梢钥闯觯旌蟿恿ο到y工作模式先后經歷了純電動?行進中啟動發動機?發動機驅動?行車充電?聯合驅動a?聯合驅動b?發動機驅動的變化過程。

由圖7和圖8可以看出，在穩態工況下，輸出扭矩都很好地跟隨了駕駛員需求扭矩，而在模式切換動態過程中，區別則比較明顯。在第一、二類各個模式切換過程中，圖7中變速器輸入扭矩Tc波動幅度值比圖8中的小，說明采用了模糊控制對離合器接合進行控制，離合器接合過程更平穩，制定的扭矩協調控制策略能實現模式切換過程中動力傳遞的平穩過渡。在第三類模式切換過程中，當發動機扭矩發生突變時，發動機的扭矩變化受到一定的限制，變化緩慢，同時電機實時地對發動機扭矩進行補償，能夠較好地跟隨駕駛員需求扭矩，減小了輸出扭矩波動。而沒有采用協調控制策略時，在動力源向目標值變化過程中發生突變，輸出扭矩產生了較大幅度的波動，影響了整車行駛的平順性。

圖7 有協調控制的仿真結果

圖8 無協調控制的仿真結果

根據驅動工況下的仿真結果，選擇模式切換過程的扭矩波動幅值和沖擊度作為協調控制效果好壞的評價指標［6］，如表3所示。從表中的扭矩波動幅值和沖擊度的對比可以看出，在相同類型的模式切換過程中，有協調控制的模式切換過程的轉矩波動幅值和沖擊度均比無協調控制的模式切換過程的轉矩波動幅值和沖擊度要小，說明本文提出的協調控制策略能有效提高模式切換過程的平順性，減小輸出扭矩的波動。

表3 模式切換仿真結果對比

5 結論

（1）提出了基于系統效率最優的能量分配策略，對混合動力系統工作模式區域進行了劃分，與傳統開關門限值控制策略相比，以理論計算為依據的工作模式劃分更細。

（2）根據新型混合動力系統的結構特點和模式切換過程的相似性，將混合動力系統模式切換分為三類，并針對每類模式切換過程提出了相應的扭矩協調控制算法。

（3）進行了驅動工況下各工作模式切換的仿真分析，結果表明，本文所設計的模式切換協調控制算法可有效提高該新型混合動力汽車模式切換過程中動力傳遞的平穩性。

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