明杰婷，劉 凌, ，楊杰君，王文明，謝勇波，李雙龍

（1.長沙中車智馭新能源科技有限公司，湖南 長沙 410036；2.同濟大學 汽車學院，上海 200092）

0 引言

雙行星排混合動力系統(tǒng)通過行星齒輪機構實現(xiàn)發(fā)動機與傳動軸的解耦，使發(fā)動機的動力可通過機械路徑傳遞至驅(qū)動輪，并且發(fā)動機可時刻運行在高效區(qū)，具有更優(yōu)的經(jīng)濟性[1]。目前混合動力汽車的能量管理策略主要有基于規(guī)則和基于優(yōu)化算法兩大類。文獻[2]闡述和論證了將發(fā)動機的工作點向機械點移動可優(yōu)化燃油經(jīng)濟性的理論，但對其僅給出定性描述，不利于擴展和復現(xiàn)。文獻[3]對豐田Prius車型采用了動態(tài)規(guī)劃算法進行整車能量管理，但瞬時優(yōu)化算法難以實現(xiàn)混合動力車輛的實時優(yōu)化控制。為此，本文提出了一種基于最優(yōu)功率分離因子的能量分配策略，并對雙行星排混合動力系統(tǒng)在項目開發(fā)階段的控制策略進行仿真驗證，對動力系統(tǒng)匹配的可行性進行分析，為整車控制策略的開發(fā)與系統(tǒng)匹配提供指導[4]。

1 整車基本參數(shù)及結構

本文以一款10.5 m串聯(lián)增程插電式燃氣客車為原型車來確定雙行星排混合動力客車整車的基本參數(shù)（表1）。該車動力性設計指標如表2所示。

表1 整車基本參數(shù)Tab. 1 Main parameters of the vehicle

表2 整車動力性指標Tab. 2 Dynamic performance requirement of the vehicle

本文所研究的雙行星排混合動力系統(tǒng)的結構如圖1所示，其行星排1的太陽輪S1與電機MG1相連，行星架C1與發(fā)動機相連，齒圈R1與行星排2的行星架C2相連；行星排2的太陽輪S2與電機MG2相連，外齒圈R2與車架相連。該結構是典型的輸入型功率分流式混合動力系統(tǒng)[5-8]，MG1主要功能是調(diào)節(jié)發(fā)動機工作點，MG2主要用于驅(qū)動，發(fā)動機與MG2的動力通過R1與行星架C2耦合后經(jīng)主減速器輸出至車輪。

圖1 雙行星排混合動力系統(tǒng)結構Fig. 1 Structure of the dual-planetary hybird power system

根據(jù)現(xiàn)有資源，選用一款燃氣發(fā)動機作為該雙行星排系統(tǒng)車型的發(fā)動機，其參數(shù)如表3所示。

表3 發(fā)動機參數(shù)Tab. 3 Engine parameters

2 雙行星排動力系統(tǒng)特性分析

行星齒輪機構結構緊湊且靈活多變，是一種具有3個輸入（出）端口和2個自由度的動力耦合和分流裝置，這也是其具有無級變速功能的原因所在。因此，當行星排1的外齒圈與輸出軸連接后，還可通過MG1調(diào)節(jié)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，從而保證發(fā)動機時刻工作在高效區(qū)[9-10]。

自由狀態(tài)下，太陽輪、外齒圈和行星架的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩關系為

式中：ωS——太陽輪轉(zhuǎn)速；ωR——外齒圈轉(zhuǎn)速；ωH——行星架轉(zhuǎn)速；k——行星齒輪機構特征參數(shù)，ωR與ωS的比值；TS——太陽輪轉(zhuǎn)矩；TH——行星架轉(zhuǎn)矩；TR——外齒圈轉(zhuǎn)矩。

MG1和MG2參數(shù)如表4所示,雙行星排的參數(shù)如表5所示。

表4 電機基本參數(shù)Tab. 4 Main parameters of the motors

表5 行星排基本參數(shù)Tab. 5 Main parameters of the dual-planetary

杠桿分析法常被用于行星齒輪機構運動學和動力學分析，每個行星排用一個杠桿等效代替，太陽輪、行星架及外齒圈分別為杠桿上的3個支點，通過杠桿圖可簡單直觀地表達出各部件的速比關系和運動方向。行星排1的行星架和行星排2的外齒圈分別作為杠桿的中間點，使得實際MG2的轉(zhuǎn)動方向與杠桿圖中表示的方向剛好相反。運用杠桿法分析該雙行星排混合動力系統(tǒng)不同工作模式下各部件的工作狀態(tài)（圖2～圖7）：純電驅(qū)動模式下，MG2驅(qū)動車輛行駛，發(fā)動機停機，MG1隨動反轉(zhuǎn)；混聯(lián)驅(qū)動模式下，發(fā)動機與MG2共同驅(qū)動車輛；行車啟動發(fā)動機模式下，MG1拖拽發(fā)動機至啟動轉(zhuǎn)速之上，發(fā)動機噴氣以維持怠速，MG2驅(qū)動車輛行駛；停車發(fā)電模式下，MG2停機，發(fā)動機帶動MG1發(fā)電；MG1與MG2并聯(lián)驅(qū)動模式下，MG1與MG2共同驅(qū)動車輛行駛，由于該行星齒輪系統(tǒng)的發(fā)動機無鎖止離合器，MG1反向驅(qū)動會對發(fā)動機產(chǎn)生一反向沖擊，故實際策略中將屏蔽該模式；制動回饋模式下，發(fā)動機停機，MG2回收制動能量，MG1隨動反轉(zhuǎn)。

圖2 純電驅(qū)動模式Fig. 2 EV mode

圖3 混聯(lián)驅(qū)動模式Fig. 3 Hybrid drive mode

圖4 行車啟動發(fā)動機模式Fig. 4 Engine start mode

圖5 停車發(fā)電模式Fig. 5 Generating for park mode

圖6 MG1與MG2共同驅(qū)動模式Fig. 6 MG1 and MG2 parallel drive mode

圖7 制動回饋模式Fig. 7 Regenerate mode

本文所述雙行星排系統(tǒng)，其MG1轉(zhuǎn)速、整車車速及發(fā)動機轉(zhuǎn)速之間的關系如下：

式中：ns1——MG1轉(zhuǎn)速；v——車速；neng——發(fā)動機轉(zhuǎn)速；k1——行星排1特征參數(shù)，見表5；r——車輪半徑；i——主減速器速比。

定義發(fā)動機機械路徑傳遞的功率與發(fā)動機總輸出功率比值為功率分離因子λ。λ越大，則發(fā)動機直驅(qū)功率越大（這減少了機械能與電能之間的多重轉(zhuǎn)換），系統(tǒng)效率越高。經(jīng)推導，λ的計算公式為

式中：PR1——MG1功率；Peng——發(fā)動機功率；Teng——發(fā)動機扭矩。

從式（4）可知，車速一定時，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速越低，λ越大，系統(tǒng)效率越高；當車速很低時，無論發(fā)動機的轉(zhuǎn)速是多大，λ均很小，系統(tǒng)的機械路徑傳遞比率很低，發(fā)動機的絕大部分能量均通過電路傳遞至MG2和電池，此時雙行星排系統(tǒng)類似于純串聯(lián)結構。因此在電池電量較充足的條件下，低速工況盡量以純電動模式行駛。λ與車速、發(fā)動機的轉(zhuǎn)速關系如圖8所示。在滿足系統(tǒng)功率需求的條件下，控制發(fā)動機在低目標轉(zhuǎn)速點下工作，可保持系統(tǒng)基于最優(yōu)λ策略輸出功率。

圖8 車速與功率分離因子關系Fig. 8 Relationship between velocity and power split factor

3 控制策略建模

整車控制策略是車輛運行的控制基礎，其影響車輛的運行性能及駕駛體驗。本文以便于在實車開發(fā)過程中實現(xiàn)為原則，采用面向功能和面向?qū)ο蟮姆椒▽刂撇呗越?。整車控制策略包含駕駛意圖解析、擋位控制、工作模式?jīng)Q策、系統(tǒng)能力估計、轉(zhuǎn)矩分配、轉(zhuǎn)矩仲裁、發(fā)動機控制、電池控制和附件控制9個功能模塊。駕駛意圖解析模塊可根據(jù)當前加速踏板和制動踏板的開度解析系統(tǒng)的需求轉(zhuǎn)矩和需求功率；發(fā)動機控制模塊可根據(jù)發(fā)動機的目標轉(zhuǎn)速、工作模式及車速等信息控制發(fā)動機的啟停；系統(tǒng)能力估計模塊用于實時求解系統(tǒng)當前狀態(tài)下發(fā)動機、電池、MG1和MG2的最大工作能力。

3.1 工作模式?jīng)Q策

工作模式?jīng)Q策是整車能量分配的前提。該雙行星排混合動力系統(tǒng)工作模式包含3種穩(wěn)態(tài)模式（停車模式、驅(qū)動模式和回饋模式）和1種瞬態(tài)模式，其中驅(qū)動模式可分為純電模式與混聯(lián)模式兩種。車輛默認停車模式，若電池電量過低，可進入停車充電狀態(tài)。上電后，車輛掛擋，進入驅(qū)動模式，該模式下若車速較低且需求驅(qū)動功率小，車輛工作在純電動驅(qū)動工作狀態(tài)，此時發(fā)動機禁止啟動；若需求功率大于發(fā)動機最低啟動功率，且車速高于10 km/h，啟動發(fā)動機，車輛工作在混聯(lián)驅(qū)動工作狀態(tài)；行車時，若制動踏板開度大于0，進入回饋模式，對制動能量進行回饋。各模式切換的流程如圖9所示，不同模式下各動力部件的狀態(tài)如表6所示。

圖9 工作模式切換流程Fig. 9 Handover procedure of working modes

表6 不同模式下動力部件狀態(tài)Tab. 6 Powertrain status of different modes

3.2 能量分配

在滿足駕駛需求的前提下，本文采用基于最優(yōu)功率分離因子λ的策略進行能量分配；根據(jù)駕駛員的踏板開度，解析系統(tǒng)需求轉(zhuǎn)矩和需求功率；對電池的電流進行安時積分，計算電池電量的變化，根據(jù)電池電量的變化確定電池的需求補償功率，從而保證電池始終工作于淺充淺放的狀態(tài)，以提高電池使用壽命；根據(jù)電池的需求功率和車輛系統(tǒng)的需求功率，計算當前狀態(tài)下發(fā)動機的需求功率。

根據(jù)最優(yōu)功率分離因子策略，同一車速和發(fā)動機需求功率工況下，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速越低，則功率分離因子λ越大。這表明，確定了發(fā)動機的需求功率后，還需確定發(fā)動機的最優(yōu)工作轉(zhuǎn)速。

對燃氣發(fā)動機而言，負荷率越高，其經(jīng)濟性越好。考慮發(fā)動機的附件功率，首先確定發(fā)動機的經(jīng)濟區(qū)間為最大外特性的70%～85%，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速區(qū)間為1 000～2 000 r/min，由此可確定每一轉(zhuǎn)速下的可用功率范圍；那么在相同的功率需求下，選擇更小的轉(zhuǎn)速作為該需求功率下的目標轉(zhuǎn)速，該目標轉(zhuǎn)速對應的λ即為當前狀態(tài)下系統(tǒng)的最優(yōu)功率分離因子。考慮實車應用中對實時性的要求，用查表的方式計算發(fā)動機的目標轉(zhuǎn)速。為避免發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速頻繁切換，選擇1 000 r/min，1 200 r/min，1 500 r/min和2 000 r/min這4個轉(zhuǎn)速點作為發(fā)動機的目標轉(zhuǎn)速，每一轉(zhuǎn)速對應的功率區(qū)間分別為 [40, 65]，[70, 95]，[100, 120]和 [125, 150]。發(fā)動機的目標工作區(qū)間如圖10所示。為了避免發(fā)動機工作點頻繁跳動，目標功率以5 kW為步長給定（即當目標功率從60 kW提高至63 kW，當前目標功率給定值為60 kW；若目標功率由65 kW降至63 kW，當前目標功率給定值為65 kW），從而使發(fā)動機盡可能工作在穩(wěn)定狀態(tài)。

圖10 發(fā)動機目標工作區(qū)間Fig. 10 Engine target working scope

發(fā)動機的目標工作點確定后，其輸出轉(zhuǎn)矩的大小由負載MG1確定；當MG1的負載給定后，發(fā)動機機械輸出功率可確定，那么車輛系統(tǒng)的需求功率與發(fā)動機的機械功率之差即為MG2的需求功率。當MG2的需求功率大于0，則MG2驅(qū)動，且優(yōu)先利用MG1產(chǎn)生的電能；若MG2需求功率小于0，則MG2發(fā)電，與MG1一起為電池補電。為了避免MG1超速，發(fā)動機的工作轉(zhuǎn)速應不使MG1超過其最大允許工作轉(zhuǎn)速，整車控制策略需控制MG1的最高轉(zhuǎn)速不超過5 000 r/min。

若MG1最高工作轉(zhuǎn)速為5 000 r/min，根據(jù)式（3）可計算出不同車速下發(fā)動機的最大工作轉(zhuǎn)速，如圖11所示。可以看出，停車時發(fā)動機的最高工作轉(zhuǎn)速不能超過1 389 r/min，說明停車發(fā)電模式下，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速不能超過1 389 r/min；當車速超過30 km/h，發(fā)動機才可工作在2 000 r/min及以上?？梢?，對于雙行星排動力系統(tǒng)，發(fā)動機的功率能否發(fā)揮出來與整車車速息息相關。車輛能量分配策略的流程如圖12所示。

4 仿真結果分析

圖11 車速與發(fā)動機最高工作轉(zhuǎn)速關系Fig. 11 Relationship between velocity of vehicle and maximum engine speed

圖12 能量分配策略流程Fig. 12 Strategy of power distribution

本文以目前中國典型城市公交循環(huán)工況及標準GB/T 12543-2009《汽車加速性能試驗方法》為依據(jù)，運用聯(lián)合仿真的方法對該雙行星排動力系統(tǒng)的匹配、性能及控制策略進行分析與論證。

4.1 整車建模

AVL Cruise為整車建模提供了一種圖形化的交互環(huán)境，用戶可根據(jù)自身需求拖拽相關模塊至Cruise的工作區(qū)，輸入各模塊的數(shù)據(jù)，正確建立各模塊之間的機械連接、電氣連接和信號連接的關系即可快速準確建立整車模型 。AVL Cruise整車模型如圖13所示。

模型中，MG1和MG2采用轉(zhuǎn)矩控制方式；發(fā)動機采用Load Signal控制方式，發(fā)動機Load Signal通過發(fā)動機的目標轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速差進行帶前饋油門的PID控制。模型中還考慮了發(fā)動機附件和DC/DC的影響。行星排2外齒圈通過連接Ground模塊來模擬實車中行星排2外齒圈與車架的連接。

4.2 動力性

由于項目初期主減速器速比未定，運用該聯(lián)合仿真環(huán)境，對不同速比下車輛的動力性進行對比分析（表7）?？梢钥闯?，主減速器的傳動比越大，動力性越好，最高車速越低，不同主減速器傳動比下最高車速主要受MG2最高轉(zhuǎn)速的限制；當主減速器的傳動比選擇4.5時，可同時滿足最高車速和最大爬坡度的要求，且0～50 km/h速度范圍內(nèi)加速性能更好。

圖13 Cruise平臺下的整車模型Fig. 13 Vehicle model in Cruise platform

表7 動力性仿真結果Tab. 7 Simulation result of dynamic performance

4.3 經(jīng)濟性

選用中國城市公交循環(huán)工況對車輛的經(jīng)濟性及控制策略進行驗證。中國城市公交循環(huán)工況行駛時間是1 314 s，最高車速60 km/h，平均車速16 km/h，總行駛里程為5.89 km。圖14示出目標車速與實際車速比對，可以看出，所建立的模型可較好地跟隨目標車速。仿真結果表明，在中國城市公交循環(huán)工況下，氣耗為16.8 kg/100 km，相比在實際線路上運營的串聯(lián)增程插電式客車的氣耗(＞25 kg/100 km)，其經(jīng)濟性提升32.8%以上。

圖14 目標車速與實際車速對比Fig. 14 Comparison of target velocity and actual velocity

4.4 電池補償功率

通過實時計算電池的充放電電量，得到電池當前狀態(tài)下的補償功率，如圖15所示。可以看出，當電池充電較多時，補償功率小于0；當電池放電較多時，補償功率大于0。在一個完整中國典型城市公交循環(huán)工況下，初始電池荷電狀態(tài)(state of charge, SOC)被設置為50%，循環(huán)結束后的SOC仿真結果為50.03%，表明圖15所示能量補償策略可使電池SOC保持平衡，如圖16所示。

圖16 電池SOC分析Fig. 16 Analysis of battery SOC

混動模式下，發(fā)動機、MG1、MG2和電池的功率變化關系如圖17所示?？梢钥闯觯?/p>

（1）當電池需要補充電量時，發(fā)動機的目標功率為需求驅(qū)動功率與電池目標充電功率之和，發(fā)動機的功率一部分通過機械路徑直接輸出至傳動軸；另一部分通過MG1轉(zhuǎn)換成電功率，其中一部分電功率直接被MG2用于驅(qū)動車輛，另一部分電功率被輸入至電池。

（2）當電池不需要補充電量時，發(fā)動機的目標功率為需求驅(qū)動功率與電池目標放電功率之差，此時發(fā)動機的一部分功率通過MG1轉(zhuǎn)換成電功率，該部分電功率用于直接驅(qū)動車輛，同時由于發(fā)動機的總功率小于目標驅(qū)動功率，高壓電池還需要放電以滿足MG2功率需求。

圖17 混動模式下能量分配關系Fig. 17 Energy distribution in hybrid mode

4.5 發(fā)動機響應特性

在混動模式下，發(fā)動機是主動部件，MG1是被動部件，發(fā)動機的負荷大小由MG1決定。發(fā)動機采用Load Signal控制，根據(jù)目標轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速差，采用帶前饋處理的PID控制器實時解析發(fā)動機的Load Signal；MG1采用轉(zhuǎn)矩控制方式，圖18示出在中國典型城市公交循環(huán)工況下目標轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速關系?？梢钥闯觯l(fā)動機的實際轉(zhuǎn)速能較好地跟隨發(fā)動機的目標轉(zhuǎn)速。

圖19示出在中國典型城市公交循環(huán)工況下發(fā)動機轉(zhuǎn)矩及負荷率分析?？梢钥闯?，絕大部分時間內(nèi)，發(fā)動機的負荷率均在80%以上，該負荷率包含發(fā)動機負載功率的影響。該控制策略可確保發(fā)動機始終工作于高效區(qū)，符合預期。

圖18 發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速的關系Fig. 18 Relationship between target speed and actual speed of engine

圖19 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩及負荷率分析Fig. 19 Analysis of engine torque and load signal

圖20 示出在中國典型城市公交循環(huán)工況下發(fā)動機工作點?？梢钥闯?，在城市公交循環(huán)工況下，發(fā)動機主要工作在1 000 r/min，1 200 r/min和1 500 r/min，避免了發(fā)動機頻繁調(diào)速等過多動態(tài)響應過程（在滿足系統(tǒng)需求的條件下，發(fā)動機應盡可能工作在穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，通過提高負荷率來調(diào)節(jié)功率）。由于燃氣發(fā)動機的控制精度有限，發(fā)動機不可能一直穩(wěn)定在目標轉(zhuǎn)速，因此發(fā)動機的轉(zhuǎn)速會在目標轉(zhuǎn)速附近有波動。

選取發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速為1 000 r/min的一段數(shù)據(jù)對車輛運行時功率分離因子進行分析（圖21）?？梢钥闯?，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速一定時，隨著車速的增加，λ隨之提高，發(fā)動機的功率將以更高的比例從機械路徑傳遞至輸出軸從而直接驅(qū)動車輛。

圖20 發(fā)動機工作點Fig. 20 Engine working points

圖21 1 000 r/min下功率分離因子變化趨勢Fig. 21 Variation tendency of power split factor at 1 000 r/min

4.6 瞬態(tài)模式切換

由于發(fā)動機、MG1和MG2這3個動力源高度耦合，且與傳動鏈緊密連接，各動力源的響應特性差異較大，故在模式切換的時候容易產(chǎn)生系統(tǒng)沖擊，影響乘坐舒適性。通過仿真可對模式切換的瞬態(tài)響應進行分析。其中工作模式的定義如下：“1”代表純電動模式；“2”代表混動模式；“3”代表發(fā)動機停機模式；“4”代表發(fā)動機啟動模式；“5”代表滑行回饋模式； “6”代表停車發(fā)電模式。

圖22 優(yōu)化前模式切換時加速度變化Fig. 22 Acceleration varying from EV mode to hybrid mode before optimization

本節(jié)分析行車時工作模式由純電動模式切換至混動模式整車加速度的變化特性，圖22示出優(yōu)化前模式切換時加速度變化情況。可以看出，MG1啟動發(fā)動機時，會對整車產(chǎn)生一負向沖擊，該負向沖擊使整車加速度減小了23.9%；發(fā)動機啟動結束后開始噴氣，其輸出轉(zhuǎn)矩對系統(tǒng)產(chǎn)生了一正向沖擊，使整車加速度增加了30.4%。上述兩種情況均會影響駕駛感和乘坐舒適性。瞬態(tài)模式切換時，整車實際轉(zhuǎn)矩無法響應目標轉(zhuǎn)矩（圖23）。

圖23 優(yōu)化前模式切換時需求轉(zhuǎn)矩與實際轉(zhuǎn)矩對比Fig. 23 Demand torque and actual torque during mode shift before optimization

為減小模式切換對車輛舒適性的影響，需對MG2的輸出轉(zhuǎn)矩進行補償。啟動發(fā)動機時，MG1產(chǎn)生的負向沖擊的大小與MG1的啟動轉(zhuǎn)矩有關，本文根據(jù)MG1的輸出轉(zhuǎn)矩對MG2的轉(zhuǎn)矩進行修正：啟動時，增大MG2的轉(zhuǎn)矩，以減小負向沖擊的影響；發(fā)動機啟動結束后，根據(jù)發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩對MG2的轉(zhuǎn)矩進行修正，減小MG2的轉(zhuǎn)矩輸出，以減小啟動結束后發(fā)動機轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的正向沖擊影響。

采用該方法可明顯減小模式切換等瞬態(tài)過程對車輛平順性的影響（圖24）。可以看出，MG1啟動發(fā)動機時，加速度僅減小了6%；發(fā)動機啟動結束后，加速度僅增加 4.5%。圖25示出優(yōu)化后模式切換時需求轉(zhuǎn)矩與實際轉(zhuǎn)矩對比?？梢钥闯觯嚨膶嶋H轉(zhuǎn)矩也能較好地跟隨目標轉(zhuǎn)矩。

圖24 優(yōu)化后模式切換時加速度變化Fig. 24 Acceleration varying from EV mode to hybrid mode after optimization

圖25 優(yōu)化后模式切換時需求轉(zhuǎn)矩與實際轉(zhuǎn)矩對比Fig. 25 Demand torque and actual torque during mode shift after optimization

5 結語

本文基于AVL Cruise與Matlab/Simulink聯(lián)合仿真，搭建了雙行星排混合動力系統(tǒng)仿真平臺，對系統(tǒng)匹配、系統(tǒng)性能和控制策略進行分析與論證。首先，提出了最優(yōu)功率分離因子控制策略，該策略在中國典型城市公交工況下綜合氣耗為16.8 kg/100 km，較實際公交線路上運營的串聯(lián)增程插電式客車經(jīng)濟性提升32.8%以上。其次，分析了5.873，4.5和4這3種傳動比對整車動力性的影響，發(fā)現(xiàn)傳動比為4.5時僅具有更好的動力性，也能滿足最高車速的要求，為后期系統(tǒng)主減速器速比的匹配提供參考。最后，對穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)工作模式進行分析，采用MG2轉(zhuǎn)矩補償?shù)姆椒捎行p小瞬態(tài)模式切換時整車加速度的變化，提高了整車平順性和舒適性。后續(xù)將在樣車上對本文提出的最優(yōu)功率分離因子策略進行驗證，對混合動力客車能量分配策略開展更深入的研究。