王軍年，張春林，趙夢圓，強 越，郭大暢，楊 鈁

（1.吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025；2.中國第一汽車集團有限公司新能源開發(fā)院，長春 130011）

前言

近年來，為應(yīng)對全球能源緊張與環(huán)境污染加重的問題，各國開始大力發(fā)展以零排放、高性能為特色的電動汽車［1-2］。其中，分布式驅(qū)動電動汽車作為電動汽車未來發(fā)展的趨勢，具有各輪轉(zhuǎn)矩獨立可控、系統(tǒng)集成化程度高的優(yōu)勢，從而獲得了學(xué)者的廣泛關(guān)注［3-4］。分布式驅(qū)動電動汽車可通過控制轉(zhuǎn)矩矢量分配產(chǎn)生左右驅(qū)/制動力矩差，從而對車輛進行直接橫擺控制，改善車輛操縱性，提高車輛在失穩(wěn)工況下的穩(wěn)定性［5-7］。分布式驅(qū)動還可通過合理的轉(zhuǎn)矩矢量分配，提高電驅(qū)動系統(tǒng)的綜合效率［8-9］，減少輪胎縱向、橫向的滑移損失［10-11］。另外汽車通過轉(zhuǎn)向輪差動驅(qū)動可實現(xiàn)差動轉(zhuǎn)向助力［12］，其可簡化轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)，減少傳統(tǒng)電動助力系統(tǒng)的電機能耗損失［13］，以及基于此實現(xiàn)自動駕駛汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效時冗余緊急轉(zhuǎn)向［14］。綜上，分布式驅(qū)動汽車相較于中央式驅(qū)動汽車，具有顯著性能優(yōu)勢。

采用多擋位變速系統(tǒng)也是近年電動汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展趨勢。兩擋變速器相較于固定速比減速器可實現(xiàn)電機的變速比傳動，從而兼顧整車的高轉(zhuǎn)矩需求與高轉(zhuǎn)速需求，減少電機成本、提高整車性能［15-16］。另外，通過選取合適的傳動比與制定合適的換擋控制策略，兩擋變速器可明顯提升電機高效率區(qū)間的使用率，從而提高整車的經(jīng)濟性［17］。然而傳統(tǒng)兩擋變速器在換擋過程中存在一定時間的動力中斷。該動力中斷會造成整車縱向加減速度沖擊，影響駕駛員的乘坐舒適性。因此有必要針對該問題進行兩擋變速器無動力中斷的研究，即通過控制換擋執(zhí)行機構(gòu)在換擋過程中保持動力傳遞路徑不中斷，或通過傳統(tǒng)系統(tǒng)其他動力源主動輸出力矩進行補償?shù)姆绞?，實現(xiàn)兩擋變速器動力的無中斷動力輸出［18-19］。

目前針對兩擋變速器應(yīng)用的研究主要集中于中央驅(qū)動式電動汽車。而本文針對分布式輪轂驅(qū)動電動汽車提出了一種新型輪轂電機兩擋變速系統(tǒng)，其安裝在車輛驅(qū)動輪轂內(nèi)，可用于實現(xiàn)輪轂電機的變速比傳動。鑒于通過傳動系統(tǒng)中其他電機或動力源進行主動轉(zhuǎn)矩補償?shù)臒o動力中斷換擋方式對于終端輪轂電機驅(qū)動構(gòu)型，并不具備使用條件，本文中提出一種采用單向離合器和摩擦離合器壓力控制實現(xiàn)輪轂兩擋變速器動力傳遞路徑保持連續(xù)的方式，且制定了基于前饋加反饋的無動力中斷換擋控制策略，通過控制各執(zhí)行器的協(xié)同動作，實現(xiàn)系統(tǒng)動力連續(xù)平順的輸出。

另外，在實際應(yīng)用時，須至少在車輛左右側(cè)各安裝一套輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)。若在執(zhí)行換擋的過程中，某側(cè)兩擋變速器系統(tǒng)執(zhí)行器故障或車輛左右側(cè)行駛條件差異造成慣性擾動等，均可能會造成左右側(cè)變速器換擋的不協(xié)同甚至輸出轉(zhuǎn)矩的不對稱，進而引起車輛橫、縱向加速度的突變，造成行駛平穩(wěn)性差甚至引發(fā)車輛失穩(wěn)。因此有必要針對左右側(cè)輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)協(xié)同換擋問題，進行換擋過程對整車運動影響的分析，并制定對應(yīng)的控制策略，以避免左右非協(xié)同換擋所帶來的整車橫縱向加速度突變。

1 輪轂電機兩擋變速器構(gòu)型

本文以課題組提出的一種針對分布式電動汽車的新型輪轂電機兩擋變速器構(gòu)型為研究對象開展換擋控制研究。如圖1 所示［20］，所提的輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)主要由內(nèi)轉(zhuǎn)子輪轂電機M、第一行星排R1、第二行星排R2、第一離合器C1、第二離合器C2與單向離合器OC 組成。本研究所述變速器系統(tǒng)匹配車輛為某后驅(qū)車輛，其車型參數(shù)如表1 所示，其左后輪與右后輪各安裝有一套所述的輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)。

表1 匹配車輛基本參數(shù)

圖1 新型的輪轂電機兩擋變速器構(gòu)型

所述兩擋變速器不同擋位各執(zhí)行部件工作狀態(tài)如表2 所示，其中定義車輛前進時，電機M 的轉(zhuǎn)動方向為正。當(dāng)?shù)谝恍行桥臨1的齒圈有反轉(zhuǎn)趨勢時，即單向離合器OC內(nèi)圈相對外圈有反轉(zhuǎn)趨勢時，單向離合器OC自動鎖死；當(dāng)?shù)谝恍行桥臨1的齒圈正轉(zhuǎn)時，即單向離合器OC內(nèi)圈相對外圈正轉(zhuǎn)時，單向離合器OC自動分離。

表2 不同擋位各部件工作狀態(tài)

當(dāng)汽車掛1 擋時，電機M 正轉(zhuǎn)，第一離合器C1與第二離合器C2 受控分離，此時第一行星排R1 的齒圈有反轉(zhuǎn)趨勢，單向離合器OC自動鎖死。電機M輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一行星排R1 的太陽輪減速增轉(zhuǎn)矩至行星架后，傳遞至第二行星排太陽輪上，并經(jīng)第二行星排R2進一步減速增轉(zhuǎn)矩后輸出到輪端。

當(dāng)汽車掛2 擋時，電機M 正轉(zhuǎn)，第一離合器C1受控接合，第二離合器C2 保持分離，此時第一行星排R1 的齒圈正向旋轉(zhuǎn)，單向離合器OC 自動分離。電機M 輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一離合器C1 與第一行星排R1 的行星架后，直接傳遞至第二行星排R2 的太陽輪上，并經(jīng)第二行星排R2減速增轉(zhuǎn)矩后輸出到輪端。

當(dāng)汽車掛倒擋時，電機M 反轉(zhuǎn)，第一離合器C1受控分離，第二離合器C2 受控接合，此時由于第一行星排R1 的齒圈正向旋轉(zhuǎn)，故單向離合器OC 自動分離。電機M 輸出的反向轉(zhuǎn)矩經(jīng)第一行星排R1 的太陽輪減速增轉(zhuǎn)矩至行星架后，傳遞至第二行星排太陽輪上，并經(jīng)第二行星排R2進一步減速增轉(zhuǎn)矩后輸出到輪端。

該構(gòu)型采用單向離合器和滑摩控制的多片摩擦離合器進行換擋控制。在合理利用單向離合器OC的自鎖與分離基礎(chǔ)上，僅須通過控制電機M 的輸出轉(zhuǎn)矩與第一離合器C1的滑摩，即可實現(xiàn)該兩擋變速器的無動力中斷升降擋控制。相較與傳統(tǒng)的接合套換擋的兩擋變速器，本構(gòu)型具備避免動力中斷的優(yōu)勢。

2 無動力中斷換擋控制

有級式機械變速器在換擋時多多少少會存在動力中斷與換擋沖擊，由此產(chǎn)生的縱向加速度沖擊會影響駕駛平穩(wěn)性和乘坐舒適性。因此，針對所提出的輪轂電機兩擋變速器，設(shè)計前饋加反饋的換擋控制策略，從而實現(xiàn)輪轂電機兩擋變速器的無動力中斷控制。

提出的無動力中斷換擋控制策略如圖2 所示。當(dāng)有換擋指令時，根據(jù)升擋或降擋理論轉(zhuǎn)矩軌跡圖，對電機轉(zhuǎn)矩與第一離合器壓緊力進行前饋快速控制，同時基于滑?？刂婆cPID 控制對第一離合器壓緊力與電機轉(zhuǎn)矩進行閉環(huán)反饋調(diào)節(jié)。下面以單側(cè)輪轂電機兩擋變速器為例，對無動力中斷換擋控制進行具體控制策略設(shè)計。

圖2 無動力中斷換擋前饋加反饋控制策略

2.1 前饋控制

2.1.1 無動力中斷升擋前饋控制

升擋過程中電機輸出轉(zhuǎn)矩、第一離合器理論最大傳遞轉(zhuǎn)矩以及單向離合器承受轉(zhuǎn)矩的理論軌跡如圖3 所示。變速器從1 擋切換至2 擋，須分別經(jīng)歷轉(zhuǎn)矩相、慣性相。在轉(zhuǎn)矩相中，通過對電機轉(zhuǎn)矩以及第一離合器壓力的控制，實現(xiàn)兩擋變速器部件轉(zhuǎn)矩的調(diào)整。在慣性相中，通過對電機轉(zhuǎn)矩以及第一離合器壓力的控制，可實現(xiàn)兩擋變速器部件轉(zhuǎn)速的調(diào)整。無動力中斷升擋前饋控制具體過程如下。

圖3 升擋過程轉(zhuǎn)矩軌跡圖

在1 擋階段，第一離合器分離，單向離合器鎖死，各部件轉(zhuǎn)矩如下：

式中：Tm為電機輸出轉(zhuǎn)矩；TV為整車行駛需求轉(zhuǎn)矩；TC1為第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩；TOC為單向離合器承受轉(zhuǎn)矩；K為第一行星排特征參數(shù)，本文取K=1.5；i2為第二行星排傳動比，本文取i2=3。

在轉(zhuǎn)矩相，須使動力由1 擋傳遞路線逐漸轉(zhuǎn)移到2 擋傳遞路線。在該過程中，第一離合器接合與電機輸出的轉(zhuǎn)矩應(yīng)同步上升，兩者保證第一行星排輸出端轉(zhuǎn)矩不變，故滿足關(guān)系式：

則在該過程中，各部件轉(zhuǎn)矩變化設(shè)計如下：

當(dāng)轉(zhuǎn)矩相完成后，單向離合器自動分離，兩擋變速器輸出的轉(zhuǎn)矩完全過渡為由第一離合器提供，第一行星排太陽輪停止傳遞轉(zhuǎn)矩。然而由于第一離合器主從動部分仍存在轉(zhuǎn)速差，第一離合器處于滑摩狀態(tài)，因此有必要進行慣性相轉(zhuǎn)速控制，調(diào)節(jié)兩擋變速器各部件轉(zhuǎn)速，使第一離合器主從動部分轉(zhuǎn)速差減小，并最終鎖死。

因此，在慣性相階段，為保持兩擋變速器輸出端轉(zhuǎn)矩的平穩(wěn)，須維持第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩不變。并應(yīng)適當(dāng)減少電機轉(zhuǎn)矩，從而使第一離合器主動部分以及兩擋變速器行星排在第一離合器從動部分的阻礙下，迅速降低轉(zhuǎn)速，進而使第一離合器主從動部分轉(zhuǎn)速相等，并鎖死。值得注意的是，第一離合器與電機之間的轉(zhuǎn)矩差值，即為用來對兩擋變速器調(diào)速的轉(zhuǎn)矩。故該轉(zhuǎn)矩差值越大，調(diào)速越快，換擋時間越短，但第一離合器接合瞬間沖擊度越大。

因此，在慣性相初期，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)迅速下降，從而減少換擋時間。在中期，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)停止下降并維持一定值不變；當(dāng)?shù)谝浑x合器主從動部分的轉(zhuǎn)速差低于某一閾值時，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)開始上升，從而減少第一離合器接合瞬間的沖擊度。

整個過程，各部件轉(zhuǎn)矩變化如下：

式中：h為升擋降轉(zhuǎn)矩比例系數(shù)，其取值范圍為0～1；ncb、ncf為第一離合器主從動部分的實時轉(zhuǎn)速；q為升擋閾值系數(shù)，其取值范圍為0～0.2；ncb0為第一離合器主動部分名義轉(zhuǎn)速，ncf0為第一離合器從動部分名義轉(zhuǎn)速，定義為

式中u為車輛縱向速度。

在2 擋階段，第一離合器接合，電機轉(zhuǎn)矩維持不變，第一離合器壓緊力提升一定數(shù)值后維持不變，以防止第一離合器發(fā)生滑動。該階段電機的轉(zhuǎn)矩為

2.1.2 無動力中斷降擋前饋控制

降擋過程理論軌跡如圖4 所示。變速器從2 擋切換至1 擋，須先后經(jīng)歷慣性相與轉(zhuǎn)矩相。無動力中斷降擋前饋控制具體過程如下。

圖4 降擋過程轉(zhuǎn)矩軌跡圖

2 擋階段，第一離合器接合，單向離合器分離。在降擋前，須進行換擋準(zhǔn)備：第一離合器壓緊力下降，使第一離合器最大理論傳遞轉(zhuǎn)矩如圖4 所示逐漸降低，當(dāng)?shù)谝浑x合器開始發(fā)生滑移時，進入慣性相階段。在慣性相階段，單向離合器仍處于分離狀態(tài)，故第一行星排太陽輪無法進行動力傳遞。因此若想保持無動力中斷，則須保證第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩不變。另外為切換至1 擋狀態(tài)，需要對兩擋變速器進行調(diào)速，使第一離合器主動部分與行星排太陽輪轉(zhuǎn)速增快，并最終使單向離合器鎖死。因此須適當(dāng)增加電機輸出的轉(zhuǎn)矩，用于進行兩擋變速器調(diào)速。

故在慣性相階段，須維持第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩不變，并適當(dāng)增加電機轉(zhuǎn)矩。兩者之間的轉(zhuǎn)矩差值，即為用來進行兩擋變速器調(diào)速的轉(zhuǎn)矩。該轉(zhuǎn)矩差值越大，調(diào)速越快，但第一離合器接合瞬間沖擊度越大。因此，在慣性相階段初期，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)迅速上升，從而減少換擋時間。在中期，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)維持上升值不變，當(dāng)?shù)谝浑x合器主從動部分的轉(zhuǎn)速差低于某一閾值時，電機轉(zhuǎn)矩應(yīng)開始下降，從而減少離合器接合沖擊度。

整個過程中各部件轉(zhuǎn)矩變化如下：

式中：h′為降擋增轉(zhuǎn)矩比例系數(shù)，其取值范圍為0～1；q′為降擋閾值系數(shù)，其取值范圍為0～0.2。

在轉(zhuǎn)矩相，須使動力由2 擋傳遞路線逐漸轉(zhuǎn)移到1 擋傳遞路線。在該過程中，第一離合器與電機輸出的轉(zhuǎn)矩同步下降，兩者轉(zhuǎn)矩應(yīng)保證第一行星排輸出端轉(zhuǎn)矩不變，故滿足的關(guān)系式為

則在該過程中，各部件轉(zhuǎn)矩變化設(shè)計如下：

當(dāng)?shù)谝浑x合器完全分離后完成切換至1擋。

2.2 反饋控制

實際無動力中斷換擋過程，受包括慣性因素、控制誤差等在內(nèi)的各種不利因素的影響。因此須在前饋控制的基礎(chǔ)上，制定無動力中斷反饋控制，從而盡可能減少各種不利因素的影響。

2.2.1 基于PID的轉(zhuǎn)矩反饋控制

在進行無動力中斷換擋控制時，須保證變速器輸出轉(zhuǎn)矩始終滿足駕駛員需求，即須保證車輛的實際加速度始終等于駕駛員期望的加速度。因此本文采用PID 控制方法，以車輛實際加速度為控制目標(biāo)設(shè)計無動力中斷轉(zhuǎn)矩控制器。

在轉(zhuǎn)矩相時，第一行星排輸出轉(zhuǎn)矩為

由式（23）可得，TOUT大小取決于電機輸出轉(zhuǎn)矩與第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩。因此當(dāng)車輛實際加速度低于駕駛員期望加速度時，可基于反饋控制適當(dāng)增大電機輸出轉(zhuǎn)矩，減少第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩，以適當(dāng)增大第一行星排輸出端轉(zhuǎn)矩。當(dāng)車輛實際加速度高于駕駛員期望加速度時，可基于反饋控制適當(dāng)減少電機輸出轉(zhuǎn)矩，增大第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩，以適當(dāng)減小第一行星排輸出端轉(zhuǎn)矩。

在慣性相，單向離合器分離，第一行星排輸出轉(zhuǎn)矩主要取決于第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩，即

由上式可知，在慣性相，若想TOUT增大，則需要第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩TC1變大，若想TOUT變小，則需要第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩TC1變小。

基于上述分析設(shè)計PID控制器如下。

首先，定義誤差為e=aV-adesign。aV、adesign分別為實際和期望縱向加速度。

其次，進行換擋過程轉(zhuǎn)矩PID控制律設(shè)計。

轉(zhuǎn)矩相：

慣性相：

式中：ΔTC1-pid、ΔTm-pid為第一離合器與電機的PID 反饋調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)矩；Kpx(x=1，2，3)為比例調(diào)節(jié)系數(shù)；Kix(x=1，2，3)為積分調(diào)節(jié)系數(shù)；Kdx(x=1，2，3)為微分調(diào)節(jié)系數(shù)，其具體取值如表3所示。

表3 PID控制律系數(shù)取值

2.2.2 基于滑?？刂频霓D(zhuǎn)速反饋控制

在慣性相，須進行兩擋變速器調(diào)速，從而使第一離合器徹底分離或接合。該期間第一離合器處于滑摩狀態(tài)，不僅會造成額外的能量損耗，還會降低離合器使用壽命。從該角度出發(fā)，須盡可能降低慣性相時間。由上文分析可知，在慣性相階段，調(diào)大電機與第一離合器轉(zhuǎn)矩差值，可加快調(diào)速過程，減少第一離合器滑摩時間。而第一離合器須在慣性相階段維持傳遞轉(zhuǎn)矩不變，從而使兩擋變速器輸出轉(zhuǎn)矩不變。因此在慣性相階段，須對電機輸出的轉(zhuǎn)矩進行滑模反饋調(diào)節(jié)，從而適當(dāng)加快變速器調(diào)速過程，減少慣性相階段時間。

選取滑模面為

式中：c為權(quán)值常數(shù)；e為控制誤差，定義為

采用比例切換控制設(shè)計滑?？刂破鞯目刂坡桑?/p>

式 中：ρ1=0.003；κ1=0.0005；ρ2=0.003；κ2=0.0005。

接下來，采用飽和函數(shù)sat(s/δ)代替上式中的符號函數(shù)sgn(s)，以減小抖動現(xiàn)象，具體如下：

式中δ為飽和函數(shù)邊界層厚度。

最終，滑?？刂破鞯目刂坡蔀?/p>

綜上，基于前饋加反饋的無動力中斷換擋控制策略制定完成。

3 左右協(xié)同換擋控制

上一節(jié)進行了輪轂電機兩擋變速器無動力中斷換擋控制策略的設(shè)計，其可保證車輛在換擋過程中驅(qū)動力盡可能不變，使整車加速度符合駕駛?cè)似谕?。然而實際上，須至少在左右輪中各安裝一套輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)。若在執(zhí)行換擋的過程中，左右側(cè)兩擋變速器某執(zhí)行器故障或車輛左右側(cè)行駛條件不同帶來轉(zhuǎn)速擾動，則勢必會造成左右側(cè)變速器換擋的不協(xié)同與輸出轉(zhuǎn)矩的不對稱，進而引起車輛橫縱向加速度突變。因此有必要針對左右兩擋變速器系統(tǒng)的不協(xié)同換擋，進行換擋過程中整車運動分析，并在無動力中斷換擋控制策略的基礎(chǔ)上制定左右協(xié)同換擋控制策略，以避免左右非協(xié)同換擋所帶來的負(fù)面影響。

3.1 左右不協(xié)同換擋影響分析

分別以升擋過程中單側(cè)變速器系統(tǒng)執(zhí)行器通信延遲工況，以及升擋過程中單側(cè)車輪突然進入低附著路面導(dǎo)致左右電機轉(zhuǎn)速不同步為代表性測試工況，研究左右兩擋變速器系統(tǒng)不協(xié)同換擋對車輛縱向運動與橫向運動的影響。

3.1.1 通信延遲導(dǎo)致的左右換擋差異

以左輪兩擋變速器系統(tǒng)第一離合器為例，研究其在車輛以60 km/h 車速勻速直線行駛時由于某種故障，通信延遲0.1 s時導(dǎo)致的左右兩擋變速器系統(tǒng)不協(xié)同換擋對車輛橫縱向運動的影響。

如圖5～圖8 所示，車輛于18 s 執(zhí)行換擋指令，左輪第一離合器輸出轉(zhuǎn)矩滯后右輪第一離合器0.1 s，其導(dǎo)致在轉(zhuǎn)矩相階段左輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩高于右輪輸出轉(zhuǎn)矩，且使在慣性相階段左右變速器輸出轉(zhuǎn)矩大幅振蕩，最終導(dǎo)致整車在轉(zhuǎn)矩相階段產(chǎn)生0.023 rad/s 的整車橫擺角速度，在慣性相階段產(chǎn)生最大0.1 m/s2的縱向加速度振蕩。

圖5 執(zhí)行器輸出轉(zhuǎn)矩

圖6 左右輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖7 整車橫擺角速度

圖8 整車縱向加速度

3.1.2 電機轉(zhuǎn)速不同步導(dǎo)致的左右換擋差異

以左側(cè)車輪為例，研究換擋過程中單側(cè)車輪突然行駛至低附著路面時，單側(cè)電機轉(zhuǎn)速突變對車輛縱向運動與橫向運動的影響。

如圖9～圖12 所示，車輛直線行駛且于18 s 執(zhí)行換擋指令。左輪于18.4 s 突然行駛至低附著路面，而右輪附著條件不變。左輪由于路面附著降低，引起其輪速增加，并導(dǎo)致左輪電機轉(zhuǎn)速突增。由于左輪電機轉(zhuǎn)速的突變，左輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩在此時突降，而右輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩突增，且兩者輸出轉(zhuǎn)矩在接下來的慣性相階段產(chǎn)生大幅振蕩，從而導(dǎo)致車輛產(chǎn)生最大0.009 5 rad/s 的橫擺角速度和最大約0.2 m/s2的縱向加速度振蕩。

圖9 電機轉(zhuǎn)速

圖10 左右輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖11 整車橫擺角速度

圖12 整車縱向加速度

由上述分析可知，單側(cè)執(zhí)行器通信延遲與左右電機轉(zhuǎn)速不同步均會導(dǎo)致車輛在無動力中斷換擋過程中產(chǎn)生較大的額外橫擺角速度或縱向加速度波動。當(dāng)整車產(chǎn)生額外橫擺角速度時，會導(dǎo)致車輛偏離預(yù)期行駛路徑，須駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤進行修正，從而增加駕駛員操縱負(fù)擔(dān)。當(dāng)整車產(chǎn)生數(shù)值較大的縱向加速度振蕩時，會嚴(yán)重影響駕駛員乘坐舒適性。因此須制定相關(guān)策略，避免左右不協(xié)同換擋導(dǎo)致的整車橫縱向加速度突變。

3.2 左右協(xié)同換擋控制策略

研究表明左右輪的長時間不協(xié)同換擋將可能導(dǎo)致整車產(chǎn)生較大的額外車輛橫擺角速度或縱向加速度振蕩。為避免該不正常換擋現(xiàn)象的影響，本文制定了基于邏輯門限的閉環(huán)監(jiān)控協(xié)同換擋控制策略。由上文分析可知，對于實際應(yīng)用中由于執(zhí)行器存在通信或執(zhí)行延遲帶來的換擋不同步，以及左右輪行駛條件差異引發(fā)的不同換擋慣性阻力帶來的換擋不同步，可通過監(jiān)控?fù)Q擋過程中車輛橫擺角速度變化與測量左右電機轉(zhuǎn)速差實施閉環(huán)監(jiān)控協(xié)同換擋控制。

但須注意的是，車輛處于穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)彎狀態(tài)時，車輛自身的轉(zhuǎn)向運動也會產(chǎn)生一個基礎(chǔ)橫擺角速度。若想在換擋過程中實施通過測量整車橫擺角速度進行協(xié)同閉環(huán)監(jiān)控?fù)Q擋控制，則須首先去除由車輛自身轉(zhuǎn)向運動而產(chǎn)生的基礎(chǔ)橫擺角速度對門限判斷的影響。此時由車輛轉(zhuǎn)彎運動引起的基礎(chǔ)橫擺角速度可由下式估計：

式中：L為車輛輪距；K′為車輛穩(wěn)定性因數(shù)；δf為車輛前輪轉(zhuǎn)角。

綜上，如圖13 所示，通過實時測量左右輪電機轉(zhuǎn)速差與整車橫擺角速度，制定基于邏輯門限的閉環(huán)監(jiān)控協(xié)同換擋控制策略。圖中nml、nmr分別為左右側(cè)電機轉(zhuǎn)速，ωr為整車實際橫擺角速度，nc1、ωrc1分別為初始轉(zhuǎn)速差門限與初始橫擺角速度門限；nc2、ωrc2分別為過程轉(zhuǎn)速差門限與過程橫擺角速度門限。

圖13 基于邏輯門限的協(xié)同換擋控制策略框圖

當(dāng)有換擋指令時，整車控制器首先讀取左右電機的轉(zhuǎn)速與車輛實際橫擺角速度，并判斷：

若上述條件不符合，則不執(zhí)行換擋指令；若條件符合，則開始執(zhí)行換擋。接下來，在換擋的過程中實時監(jiān)測換擋過程動態(tài)外部擾動對左右電機的轉(zhuǎn)速與整車橫擺角速度的影響，即判斷：

若上述條件符合，則繼續(xù)執(zhí)行換擋，直到換擋結(jié)束；若上述條件不符合，則執(zhí)行退擋程序，即電機與第一離合器恢復(fù)至執(zhí)行換擋前的轉(zhuǎn)矩，變速器擋位恢復(fù)至換擋前的擋位。

實際應(yīng)用時，當(dāng)車輛做較為激烈的轉(zhuǎn)向運動時，為避免換擋不同步加劇車輛橫擺失控，不適宜進行輪轂電機兩擋變速器的換擋。因此，具體開發(fā)的協(xié)同換擋控制策略也可以限制僅在汽車做直線行駛或小角度穩(wěn)定轉(zhuǎn)彎行駛時進行換擋。

4 仿真驗證

4.1 無動力中斷換擋仿真

4.1.1 無動力中斷升擋仿真

無動力中斷升擋過程仿真驗證如圖14～圖17所示。在進行換擋時，車輛以60 km/h車速勻速直線行駛，并于17 s開始換擋，19.1 s結(jié)束換擋，其中17～18 s為轉(zhuǎn)矩相階段，18～19.1 s為慣性相階段。在轉(zhuǎn)矩相階段，電機輸出轉(zhuǎn)矩與第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩同時上升，單向離合器轉(zhuǎn)矩下降；在慣性相階段，第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩維持不變，單向離合器處于分離狀態(tài)，電機轉(zhuǎn)矩適當(dāng)下降，以對變速器各部件進行轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。同時反饋控制器對第一離合器與電機轉(zhuǎn)矩進行反饋調(diào)節(jié)，以維持變速器輸出轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定，并加快調(diào)速過程。最終第一離合器完全接合時，升擋過程完成。

圖14 升擋各部件轉(zhuǎn)速

圖15 升擋各部件轉(zhuǎn)矩

圖16 升擋過程變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖17 升擋過程整車加速度

在升擋過程中，變速器輸出轉(zhuǎn)矩維持在14.5～15.2 N·m 之間，整車加速度偏離駕駛員期望值不超過0.004 m/s2，變速器動力輸出穩(wěn)定，動力沒有出現(xiàn)中斷。

4.1.2 無動力中斷降擋仿真

無動力中斷降擋過程仿真驗證如圖18～圖21所示。在進行換擋時，車輛以60 km/h的車速勻速直線行駛，并于20 s 開始換擋，22 s 結(jié)束換擋。其中20～21 s為慣性相階段，21～22 s為轉(zhuǎn)矩相階段。在慣性相階段，第一離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩維持不變，單向離合器處于分離狀態(tài)，電機轉(zhuǎn)矩適當(dāng)上升，以對變速器各部件進行轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)。在轉(zhuǎn)矩相階段，電機輸出轉(zhuǎn)矩與第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩同時下降，單向離合器轉(zhuǎn)矩上升。同時反饋控制器對第一離合器與電機轉(zhuǎn)矩進行反饋調(diào)節(jié)，以維持變速器輸出轉(zhuǎn)矩的穩(wěn)定，并加快調(diào)速過程。最終第一離合器完全分離，降擋過程完成。

圖18 降擋各部件轉(zhuǎn)速

圖19 降擋各部件轉(zhuǎn)矩

圖20 降擋過程變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖21 降擋過程整車加速度

在降擋過程中，變速器輸出轉(zhuǎn)矩維持在14.7～15.2 N·m 之間，整車加速度偏離駕駛員期望值不超過0.003 m/s2，變速器動力輸出穩(wěn)定，整車加速度變化不大，降擋未出現(xiàn)動力中斷。

4.2 左右協(xié)同換擋仿真

以升擋過程為例，分別進行執(zhí)行器通信延遲左右協(xié)同換擋控制與電機轉(zhuǎn)速不同步左右協(xié)同換擋控制的仿真驗證。

4.2.1 通信延遲左右協(xié)同換擋控制

以升擋過程為例，設(shè)左側(cè)第一離合器出現(xiàn)通信延遲，研究其在車輛以60 km/h車速勻速直線行駛時由于通信延遲0.1 s，導(dǎo)致左右換擋過程出現(xiàn)不協(xié)同時，所制定協(xié)同換擋控制策略的有效性。

如圖22～圖25 所示，車輛于18 s 執(zhí)行升擋指令，左輪第一離合器輸出轉(zhuǎn)矩滯后右輪第一離合器0.1 s，其導(dǎo)致開始階段左輪變速器輸出轉(zhuǎn)矩高于右輪輸出轉(zhuǎn)矩，從而使車輛產(chǎn)生橫擺角速度，且橫擺角速度逐漸增加，并于18.3 s左右，橫擺角速度達(dá)到過程橫擺角速度門限ωrc1，則開始執(zhí)行退擋程序，左右第一離合器與電機轉(zhuǎn)矩逐漸下降，恢復(fù)至換擋前的轉(zhuǎn)矩，則退擋過程完成。整個協(xié)同換擋控制過程中，整車橫擺角速度最大為0.011 rad/s，小于3.1.1節(jié)中無協(xié)同換擋控制時的0.023 rad/s；整車縱向加速度最大為0.01 m/s2，遠(yuǎn)小于3.1.1 節(jié)中無協(xié)同換擋控制時的0.1 m/s2。如圖23 所示，盡管在該過程中沒有完成換擋，在一定程度上犧牲了車輛的動力性或經(jīng)濟性，但可有效地控制換擋過程中的整車橫縱向加速度突變，如圖24和圖25所示，降低了駕駛員操縱負(fù)擔(dān)，提高了乘坐舒適性。

圖22 執(zhí)行器輸出轉(zhuǎn)矩

圖23 變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖24 整車橫擺角速度

圖25 整車加速度

4.2.2 電機轉(zhuǎn)速不同步左右協(xié)同換擋控制

以左側(cè)車輪為例，研究在60 km/h車速勻速直線行駛換擋過程中，其突然行駛至低附著路面，引起左側(cè)電機轉(zhuǎn)速突然升高時，所制定協(xié)同換擋控制策略的有效性。

如圖26～圖29 所示，車輛于18 s 開始換擋。左側(cè)車輪于18.4 s 突然行駛至低附著路面，而右輪附著條件不變。左輪由于路面附著系數(shù)降低，引起其輪速突增，并導(dǎo)致左輪電機轉(zhuǎn)速突增。當(dāng)左右電機轉(zhuǎn)速差超過過程轉(zhuǎn)速差門限nc1時，開始執(zhí)行退擋程序：左右第一離合器與電機轉(zhuǎn)矩逐漸下降，恢復(fù)至換擋前的轉(zhuǎn)矩，退擋過程完成。在該協(xié)同換擋控制過程中，整車橫擺角速度最大為0.004 rad/s，小于3.1.2 節(jié)中無協(xié)同換擋控制策略時的0.009 5 rad/s；整車縱向加速度最大也為0.04 m/s2，遠(yuǎn)小于3.1.2節(jié)中無協(xié)同換擋控制時的0.2 m/s2。該過程雖也未完成換擋指令，但可有效控制換擋過程中橫縱向加速度突變。

圖26 執(zhí)行器輸出轉(zhuǎn)矩

圖27 變速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖28 整車橫擺角速度

圖29 整車加速度

5 結(jié)論

首先提出一種用于輪轂電機獨立驅(qū)動的兩擋變速系統(tǒng)，介紹結(jié)構(gòu)特點和換擋原理，其由一個內(nèi)轉(zhuǎn)子電機、兩個離合器、一個單向離合器和兩個行星排構(gòu)成，可安裝在驅(qū)動輪轂內(nèi)，實現(xiàn)輪轂電機的兩擋變速。

其次，針對該構(gòu)型制定了針對電機轉(zhuǎn)矩與第一離合器壓緊力控制的前饋加反饋無動力中斷換擋控制策略，通過對換擋過程中電機輸出轉(zhuǎn)矩與第一離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的精細(xì)控制，實現(xiàn)了所提輪轂電機兩擋變速系統(tǒng)的無動力中斷換擋，保證了換擋過程中動力的平穩(wěn)輸出，提高了駕駛平穩(wěn)性和乘坐舒適性。

此外，針對左右輪轂電機兩擋變速器系統(tǒng)可能因內(nèi)外部擾動導(dǎo)致不協(xié)同換擋的問題，在進行不協(xié)同換擋對整車運動影響分析基礎(chǔ)上，制定了閉環(huán)監(jiān)控的左右輪協(xié)同換擋控制策略，避免了該技術(shù)可能帶來的整車橫縱向加速度突變的問題。

未來將針對提出的輪轂電機兩擋變速系統(tǒng)完成樣機開發(fā)與換擋控制策略臺架測試。