杜 波，秦大同，劉永剛 ，胡園園

(1.四川省特種設備檢驗研究院 成都 610061; 2.重慶大學機械傳動國家重點實驗室 重慶 沙坪壩區(qū) 400030)

單電機重度混合動力汽車在低速時以純電動驅動、發(fā)動機熄火，然后在大負荷工況時發(fā)動機起動并介入驅動，系統(tǒng)切換至混合驅動模式，可減少發(fā)動機在低速和低負荷非經濟區(qū)域工作，提高整車的燃油經濟性。然而，由于系統(tǒng)中只有一個電機，上述切換過程須要通過接合離合器來起動發(fā)動機，并將發(fā)動機動力傳遞給傳動系，容易導致系統(tǒng)的輸出轉矩突變，產生縱向沖擊，嚴重影響車輛的縱向駕駛性能。

針對單電機混合動力系統(tǒng)純電動模式至混合驅動模式切換問題，文獻[1-3]提出了基于離合器恒壓控制與電機轉矩補償的協(xié)調控制策略。文獻[4]設計了基于離合器油壓PID控制與電機轉矩補償的協(xié)調控制策略。文獻[5-6]采用了離合器油壓模糊控制與電機轉矩補償相結合的協(xié)調控制策略。文獻[7]將魯棒控制應用于單電機混合動力系統(tǒng)模式切換，分別設計了發(fā)動機調速控制器和電機轉矩補償控制器。在上述模式切換協(xié)調控制策略中，發(fā)動機點火后與電機轉速同步階段，離合器一直處于滑摩狀態(tài)，其控制的難度較大。同時，離合器滑磨功也會增加，尤其在城市工況下，混合動力系統(tǒng)頻繁地進行此類模式切換會進一步加劇離合器磨損。

因此，本文以某單電機重度混合動力系統(tǒng)為研究對象，建立系統(tǒng)模式切換過程的動力學模型，將系統(tǒng)模式切換過程劃分為4個階段，基于前饋-反饋控制方法，分階段設計動力源與離合器的協(xié)調控制策略，以減小系統(tǒng)模式切換過程的縱向沖擊，降低離合器磨損。最后通過仿真對比和臺架試驗對協(xié)調控制策略有效性進行驗證。

1 單電機重度混合動力系統(tǒng)結構

本文研究的單電機重度混合動力系統(tǒng)結構如圖1所示。系統(tǒng)主要由發(fā)動機、單向離合器、濕式多片離合器、ISG電機和機械式自動變速器組成。電機與發(fā)動機采用同軸并聯(lián)結構形式，電機置于變速器輸入端，電機與發(fā)動機之間布置有單向離合器和濕式多片離合器，單向離合器使發(fā)動機轉速低于電機轉速時處于斷開狀態(tài)，兩軸之間可相對轉動，而在發(fā)動機轉速趨于超過電機轉速時單向離合器處于閉合狀態(tài)將兩軸鎖在一起，避免濕式離合器的過度滑摩。當濕式離合器分離時，系統(tǒng)可以純電動驅動或進行制動能量回收；濕式離合器接合時，帶動發(fā)動機啟動并介入驅動，系統(tǒng)可以發(fā)動機驅動、混合驅動、行車發(fā)電模式運行。

該系統(tǒng)可實現混合動力汽車各種工作模式。與雙電機重度混合動力系統(tǒng)相比，其結構簡單，便于整車布置，成本低廉，適合商業(yè)化推廣。

圖1 單電機重度混合動力系統(tǒng)

2 模式切換過程動力學建模與分析

2.1 模式切換動力學建模

采用集中質量參數法，建立單電機重度混合動力汽車純電動驅動至混合驅動切換過程簡化的系統(tǒng)模型如圖2所示。圖中，Je為發(fā)動機等效轉動慣量(包括曲軸、飛輪和濕式離合器從動盤)，Jm為電機等效轉動慣量(包括電機轉子和濕式離合器主動盤)，Jv為整車等效轉動慣量，ωe、ωm、ωv分別為發(fā)動機、電機和車輪的轉速，ig為變速器速比，Te為發(fā)動機轉矩，Tcl為離合器轉矩，Tm為電機轉矩，Tv為整車行駛阻力矩。

圖2 單電機重度混合動系統(tǒng)模型

當離合器處于滑摩狀態(tài)時，根據上述模型可推導出系統(tǒng)的動力學方程為：

在發(fā)動機點火前，Te為發(fā)動機起動阻力矩，取負值；在發(fā)動機點火后，Te為發(fā)動機輸出轉矩，取正值。

當離合器完全接合后，系統(tǒng)進入混合驅動模式，其動力學方程可表示為：

2.2 發(fā)動機阻力矩

由于模式切換過程須要起動發(fā)動機，通過發(fā)動機反拖試驗[8]獲得的發(fā)動機熱起動下的阻力矩特性曲線如圖3所示。

圖3 發(fā)動機起動阻力矩

從圖3中可知，發(fā)動機靜起動阻力矩約為30 Nm，隨著轉速的增加，起動阻力矩減小，當轉速大于450 r/min以后，起動阻力矩保持不變，約為21 Nm。

2.3 濕式多片離合器摩擦轉矩

在起動發(fā)動機階段以及發(fā)動機和電機轉速同步過程中，須通過濕式離合器滑動摩擦來傳遞轉矩，離合器在滑摩階段的轉矩計算公式為[9]：

式中，μ為摩擦片的摩擦系數；Z為離合器的摩擦面數；A為活塞作用面積；Pcl為油缸壓力；P0為回位彈簧壓力；Rcl為摩擦片等效半徑；sgn為符號函數。

由式(3)可知，當濕式離合器結構參數確定后，摩擦轉矩主要取決于離合器油缸壓力Pcl和摩擦片的摩擦系數μ。離合器油缸壓力大小通過液壓執(zhí)行機構進行控制，摩擦系數在動態(tài)條件下則是與離合器摩擦面溫度、相對角速度和離合器壓力等因素有關，具有非線性特性。為此，本文通過濕式離合器壓力-轉矩特性試驗，得到離合器壓力與轉矩變化關系曲線，如圖4所示。

圖4 離合器壓力-轉矩特性

從圖中可以看出，隨著離合器接合油壓的增加，離合器傳遞的轉矩也在增大。由于摩擦系數在離合器接合過程中存在變化，轉矩和壓力并不呈現線性關系，與計算的壓力-轉矩曲線存在一定的偏差，但偏差較小。因此，可將離合器壓力和轉矩近似為線性關系。只要合理控制液壓缸的油壓，就可對摩擦轉矩進行控制。

圖5為油缸壓力從0 Mpa階躍變化到0.76 MPa，并保持一定時間后再降至0 Mpa時，濕式離合器轉矩響應特性曲線。從圖中可知，當離合器目標轉矩發(fā)生改變后，離合器實際轉矩響應以指數規(guī)律趨向于改變后的目標值，并且離合器分離響應明顯快于接合響應。因此，可將離合器轉矩響應近似為一階慣性系統(tǒng)，其接合響應的時間常數T約為0.06 s，分離響應的時間常數T約為0.025 s。

圖5 離合器轉矩響應特性

離合器接合過程的磨損可通過滑磨功進行衡量，滑摩功可表示為：

式中，Wcl為離合器滑摩功；tcl為滑摩時間。

3 模式切換協(xié)調控制策略

根據純電動至混合驅動模式切換過程中發(fā)動機和離合器元件的不同狀態(tài)，將整個切換過程劃分為發(fā)動機起動、發(fā)動機轉速同步、離合器接合和混合驅動4個階段，針對每個階段分別設計動力源與離合器的協(xié)調控制策略。

3.1 發(fā)動機起階段

由于發(fā)動機沒有配置起動電機，發(fā)動機起動須要通過濕式離合器接合產生的摩擦轉矩來實現，離合器摩擦轉矩會對傳動系統(tǒng)產生拖拽效應，降低駕駛性能。

圖6 發(fā)動機起動階段的前饋-反饋控制

為此，基于前饋-反饋的控制方法，設計如圖6所示的協(xié)調控制策略。假設發(fā)動機起動過程近似為勻加速運動，起動時間為0.4 s[8]。從而離合器接合轉矩等于發(fā)動機啟動阻力矩與慣性力矩之和，即根據式(3)可求得離合器接合壓力。離合器壓力采用開環(huán)控制，通過電機進行前饋控制來補償離合器轉矩對傳動系統(tǒng)的干擾。電機目標轉矩為：

式中，Tmf為電機目標轉矩；Tcle為離合器轉矩估計值；Tmr為電機驅動車輛所需轉矩。

同時，由于離合器轉矩估計存在誤差，設計PID控制器進行反饋控制，減小車速波動。

3.2 發(fā)動機轉速同步階段

當發(fā)動機轉速達到800 r/min以后，發(fā)動機點火啟動。此時，為了減小發(fā)動機點火對傳動系統(tǒng)的沖擊以及減小離合器滑磨功，在發(fā)動機點火之前控制濕式離合器迅速分離。在發(fā)動機點火啟動后，需要對發(fā)動機轉速進行控制[10]，使之與變速器輸入軸轉速快速同步，發(fā)動機目標轉速即是變速器輸入軸轉速。本文采用開環(huán)與閉環(huán)復合控制方法來對發(fā)動機轉速進行控制，其控制原理如圖7所示。

圖7 發(fā)動機轉速前饋-反饋控制

圖中，開環(huán)控制將發(fā)動機空載時目標轉速所對應的節(jié)氣門開度α(如圖8所示[11])與目標轉速作為變量，通過發(fā)動機MAP圖查表獲得發(fā)動機開環(huán)轉矩；同時，采用PID反饋控制產生修正轉矩，兩者求和得到發(fā)動機實際的轉矩輸入。此階段由于離合器分離，電機不再對離合器轉矩進行補償，電機只采用反饋控制，穩(wěn)定車速。

圖8 發(fā)動機空載特性曲線

3.3 離合器接合階段

當發(fā)動機與變速器輸入軸轉速差小100 r/min時，離合器再次接合，進入滑摩狀態(tài)，離合器目標轉矩為離合器接合完成瞬間所傳遞的轉矩，此時發(fā)動機與電機角加速度相等，即根據式(1)，并忽略傳動系統(tǒng)剛度和阻尼的影響，可得離合器目標轉矩為：

采用基于前饋-反饋的控制方法，設計此階段的協(xié)調控制策略，如圖9所示，圖中，離合器接合壓力采用開環(huán)控制，發(fā)動機仍進行轉速控制，但發(fā)動機轉速會受到離合器轉矩的干擾。因此，在發(fā)動機控制中增加前饋控制以補償離合器轉矩干擾。同時，電機也通過前饋控制補償離合器轉矩干擾，并采用PID控制器進行反饋控制，以穩(wěn)定車速。

圖9 離合器接合階段前饋-反饋控制

3.4 混合驅動階段

當發(fā)動機與電機轉速同步之后，離合器完全鎖止，車輛由發(fā)動機和電機并聯(lián)混合驅動，發(fā)動機和電機將分別從當前轉矩向能量管理策略預先制定的目標轉矩過渡。在此過程中，由于發(fā)動機動態(tài)轉矩難于精確估計，而電機轉矩響應快，控制精度高。因此，為了保證該階段系統(tǒng)輸出轉矩的平穩(wěn)性，采用前饋-反饋控制的方法，設計了“發(fā)動機動態(tài)轉矩近似估計+電機轉矩補償”的協(xié)調控制策略。其控制原理如圖10所示，圖中，發(fā)動機轉矩向目標轉矩過渡時，為了便于對發(fā)動機動態(tài)轉矩的估計，對電子節(jié)氣門開度變化率ka進行限制，其計算公式為：

式中，αr位發(fā)動機目標轉矩所對應的節(jié)氣門開度；0α為離合器完全接合時刻的發(fā)動機節(jié)氣門開度；tΔ為設定的發(fā)動機轉矩過渡時間。

從而在發(fā)動機轉矩過渡過程中任意時刻t，節(jié)氣門開度可表示為：

式中，αt為t時刻的節(jié)氣門開度；t0為離合器完全接合時刻。

由t時刻的發(fā)動機轉速和節(jié)氣門開度，通過發(fā)動機MAP圖查表獲得發(fā)動機穩(wěn)態(tài)轉矩Test。發(fā)動機動態(tài)轉矩Tet可近似于將發(fā)動機穩(wěn)態(tài)轉矩Test在時間上進行一定的延遲輸出進行估計[12]。同時，在過渡過程中，發(fā)動機目標轉矩Ter與動態(tài)轉矩估計值Tet的差值可通過電機進行實時補償，電機的目標轉矩為：

圖10 發(fā)動機動態(tài)轉矩近似估計+電機轉矩補償控制原理

由于發(fā)動機動態(tài)轉矩估計難免存在誤差，電機同時也采用PID控制器進行反饋控制，以減小誤差對車速的影響。其原理與前述一樣。

3.5 模式切換控制流程

根據以上分析，歸納出單電機重度混合動力系統(tǒng)模式切換控制流程如圖11所示。

圖11 純電動至混合驅動模式切換控制流程

4 仿真對比分析

為了驗證所提出的協(xié)調控制策略的有效性，利用Matlab/Simulink/Stateflow仿真平臺，建立了單電機重度混合動力系統(tǒng)模式切換縱向動力學仿真模型以及協(xié)調控制策略模型。對純電動至混合驅動模式切換過程進行仿真分析，仿真模型的整車主要參數如表1所示，仿真結果如圖12所示。

表1 整車主要參數

從圖12可知，整個模式切換先后經歷了發(fā)動機起動①、轉速同步②、離合器接合③和混合驅動④4個階段。在12.5 s時刻整車控制器發(fā)出模式切換指令，離合器開始接合，12.61 s時刻離合器轉矩大于發(fā)動機起動阻力矩，開始起動。0.4 s后發(fā)動機轉速升至800 r/min，離合器迅速分離，發(fā)動機點火。發(fā)動機點火后轉速迅速上升，在13.33 s時與電機轉速

接近同步。離合器再次接合，進入滑摩階段，0.15 s后離合器完全接合。在混合動力驅動階段，發(fā)動機和電機分別進行轉矩調節(jié)，在14.46 s時發(fā)動機和電機轉矩分別達到目標值，模式切換結束。整個模式切換過程耗時1.96 s，沖擊度最大值為4.34 m/s3，離合器滑磨功為4.07 kJ。

圖12 分階段的動力源與離合器協(xié)調控制策略下的純電動至混合驅動仿真結果

而在相同條件下，采用參考文獻[3]提出的離合器恒壓控制和電機轉矩補償的協(xié)調控制策略仿真結果如圖13所示。從圖13中可知，整個模式切換包括發(fā)動機起動①、離合器滑摩同步②和混合驅動③3個階段，耗時2.1 s，但沖擊度最大值為13.8 m/s3，滑磨功為5.35 kJ。

圖13 基于離合器恒壓與電機轉矩補償協(xié)調控制策略的純電動至混合驅動仿真結果

通過仿真對比可知，在相同條件下，采用本文設計的協(xié)調控制策略，純電動至混合驅動模式切換過程中系統(tǒng)的沖擊度最大值小于德國的沖擊度限制推薦值10 m/s3[13]。而采用離合器恒壓和電機轉矩補償協(xié)調控制策略的沖擊最大值大于10 m/s3，同時滑磨功也比后者降低了24%。因此，本文設計的協(xié)調控制策略能有效降低混合動力系統(tǒng)模式切換過程縱向沖擊，減小離合器滑摩功。

5 臺架試驗與結果分析

進一步通過臺架試驗來驗證所設計的協(xié)調控制策略的有效性。搭建的單電機重度混合動力系統(tǒng)臺架系統(tǒng)實物如圖14a所示，臺架試驗系統(tǒng)的工作原理如圖14b所示。臺架試驗系統(tǒng)由發(fā)動機、濕式離合器、電機、動力電池組、變速器、升速箱、慣性飛輪和電渦流測功機等組成。液壓泵站為濕式離合器接合提供油壓，轉速轉矩傳感器用于測量系統(tǒng)輸出軸轉速和轉矩，采用dSPACE/MicroAutoBox作為整車控制器(HCU)對混合動力系統(tǒng)進行控制和數據采集，發(fā)動機控制器(ECU)、電機控制器(IPU)和電池管理系統(tǒng)(BCM)通過CAN總線與HCU進行通信。dSPACE輸出PWM信號控制高速開關閥，對液壓系統(tǒng)油壓進行調節(jié)。

圖14 單電機重度混合動力系統(tǒng)試驗臺架

圖15 臺架試驗測試結果

通過筆記本電腦將本文設計的協(xié)調控制策略模型下載到dSPACE中進行臺架試驗，試驗測試結果如圖15所示。由圖可知，當車速在25 km時開始進行模式切換，離合器開始接合，同時電機進行轉矩補償，最大補償轉矩約60 N?m，發(fā)動機在0.41 s后達到點火轉速，此時離合器迅速分離，發(fā)動點火啟動。發(fā)動機啟動后轉速上升，與電機轉速接近同步時，離合器再次接合，電機同時進行轉矩補償。當離合器完全接合后，由于對發(fā)動機和電機轉矩進行了調節(jié)，輸出轉矩平穩(wěn)過渡。在整個模式過程中，車速平穩(wěn)上升，沖擊度最大值為4.97 m/s3，小于德國的沖擊度限制推薦值10 m/s3，滑磨功約為4.33 kJ，與仿真計算的結果基本一致，滿足使用要求。

6 結束語

1)針對單電機重度混合動力系統(tǒng)模式切換協(xié)調控制問題，建立了系統(tǒng)模式切換過程的動力學模型。根據動力源和離合器元件不同狀態(tài)，將系統(tǒng)模式切換過程劃分為4個階段，采用基于前饋-反饋控制方法，提出了分階段的動力源與離合器協(xié)調控制策略。

2)仿真結果對比表明，與離合器恒壓和電機轉矩補償協(xié)調控制策略相比，本文提出的協(xié)調控制策略能使單電機重度混合動力系統(tǒng)模式切換過程的沖擊最大值小于德國推薦標準10 m/s3。同時，滑摩功也比前者降低了24%。

3)臺架試驗結果表明，采用本文提出的協(xié)調控制策略，單電機重度混合動力系統(tǒng)模式切換過程沖擊度和滑摩功均能滿足使用要求，驗證了協(xié)調控制策略的有效性。