雙離合器協(xié)同的功率分流式混合動力汽車動態(tài)協(xié)調(diào)優(yōu)化控制研究*

施德華，容香偉，汪少華，張開美，陳 龍，李 春

（1.江蘇大學(xué)汽車工程研究院，鎮(zhèn)江 212013；2.汽車零部件先進制造技術(shù)教育部重點實驗室（重慶理工大學(xué)），重慶 400054；3.金龍聯(lián)合汽車工業(yè)（蘇州）有限公司，蘇州 215026）

前言

《節(jié)能與新能源汽車技術(shù)路線圖2.0》中明確提出要大力發(fā)展混合動力技術(shù)，其中高集成度、高性能的功率分流式混合動力汽車（hybrid electric vehicle，HEV）更是研究的熱點［1］。面對結(jié)構(gòu)更智能的動力耦合裝置的需求，國內(nèi)外科研機構(gòu)和整車企業(yè)相繼推出了集成多離合器的功率分流式動力耦合裝置［2］，但復(fù)雜的多離合器構(gòu)型對HEV瞬態(tài)模式切換的動態(tài)協(xié)調(diào)控制帶來了更大挑戰(zhàn)，影響駕駛平順性。

為改善HEV由純電動切換至混合動力模式時伴隨發(fā)動機起動及離合器狀態(tài)切換對行駛平順性造成的不利影響，國內(nèi)外研究學(xué)者基于模型預(yù)測控制、滑模控制和動態(tài)規(guī)劃等算法對發(fā)動機起動轉(zhuǎn)速進行優(yōu)化［3-5］，以提高發(fā)動機起動階段或離合器狀態(tài)變化時的切換品質(zhì)，但這些控制策略計算量大、實際應(yīng)用較為復(fù)雜。針對發(fā)動機起動需求，Chen等［6］基于功率分流式傳動系統(tǒng)的耦合特性設(shè)計了前饋-反饋控制器。Chen等［7］設(shè)計一款連接發(fā)動機與變速器的新型阻尼離合器，并根據(jù)行星排傳動系統(tǒng)的耦合特性研究了發(fā)動機起停過程降低轉(zhuǎn)矩波動的方法。汪佳佳等［8］針對一款功率分流式傳動系統(tǒng)提出基于電機補償?shù)膮f(xié)調(diào)控制方法。同時，為解決模式切換過程中離合器狀態(tài)切換的問題，Yang等［9］基于一款同軸并聯(lián)混合動力客車，將切換過程劃分為5個子階段并基于H∞魯棒控制設(shè)計動態(tài)協(xié)調(diào)控制器。秦大同等［10］結(jié)合二次型最優(yōu)控制研究AMT與DCT離合器的起步與換擋過程。Zhu等［11］根據(jù)離合器和發(fā)動機的工作狀態(tài)將模式切換過程劃分多個子階段，采用模糊PID控制設(shè)計轉(zhuǎn)矩反饋補償器降低切換沖擊，并通過最優(yōu)控制改善了離合器滑摩損失。然而，上述控制方法的設(shè)計僅針對單離合器的傳動系統(tǒng)，鮮有研究雙離合器協(xié)作下伴隨發(fā)動機起動過程的模式切換。

針對集成多離合器的功率分流式混合動力系統(tǒng)，通過控制不同離合器的工作狀態(tài)組合可以實現(xiàn)更豐富的工作模式，擴大動力源經(jīng)濟工作區(qū)間，但在進行模式切換時，往往伴隨兩個離合器工作狀態(tài)的協(xié)同變化（超過兩個離合器協(xié)同的復(fù)雜情況應(yīng)避免）［12］，而不同離合器滑摩時的功率分流式傳動系統(tǒng)不僅自由度增加，耦合效果減弱，而且隨著發(fā)動機起動、離合器工作的非連續(xù)性進一步導(dǎo)致控制變量增多，協(xié)同狀態(tài)發(fā)生遷移，在面對不同加速工況時，對動力源輸出轉(zhuǎn)矩分配更加敏感，極容易引起總輸出轉(zhuǎn)矩的波動，造成瞬態(tài)模式切換品質(zhì)的下降。

本文中以一款集成多離合器的功率分流式HEV為對象，開展包含兩個離合器狀態(tài)協(xié)同切換的純電動模式到混合動力模式的動態(tài)協(xié)調(diào)優(yōu)化控制策略研究。通過分析其瞬態(tài)模式切換行為，確定各個切換階段不同動力源及離合器動態(tài)協(xié)調(diào)控制方法，在此基礎(chǔ)上，基于模擬退火算法優(yōu)化雙離合器的協(xié)同滑摩行為，并提出面向不同加速工況的發(fā)動機轉(zhuǎn)速自適應(yīng)調(diào)節(jié)策略，通過電機MG1輸出轉(zhuǎn)矩的自適應(yīng)調(diào)節(jié)提高大范圍運行工況下的整車瞬態(tài)模式切換品質(zhì)，為集成多離合器的功率分流式HEV動態(tài)協(xié)調(diào)控制提供一種新的思路。

1 功率分流式混合動力汽車建模

1.1 模式切換動力學(xué)模型

所研究的功率分流式HEV構(gòu)型如圖1所示，集成4個離合器的雙行星排構(gòu)型實現(xiàn)發(fā)動機、電機MG1和MG2輸出動力的耦合。即發(fā)動機與前行星排PG1的齒圈R1相連，前行星排的行星架C1分別接有離合器CR3和CR1，電機MG1和MG2分別與PG1的太陽輪S1和后行星排PG2的太陽輪S2相連，PG2的齒圈R2通過離合器CR2與PG1的 太 陽輪S1相連，PG2的行星架C2連接離合器CR1和輸出軸。

圖1 混合動力構(gòu)型

該構(gòu)型模式切換常涉及雙離合器的協(xié)同工作，本文中以如圖2所示的純電動模式到混合動力模式的瞬態(tài)切換過程為研究對象，該切換過程具有典型性，不僅包含兩個離合器的協(xié)同作用，還涉及發(fā)動機起動過程。針對瞬態(tài)模式切換過程，基于杠桿法和矩陣法建立動力學(xué)模型［13］，以CR1和CR3同時滑摩的階段為例，建立圖3所示的雙行星排杠桿模型。

圖3 雙行星排杠桿模型

根據(jù)圖3所示的杠桿模型，進一步通過矩陣的形式描述其動力學(xué)方程，如式（1）所示。

同理，建立純電動模式和混合動力模式的傳動系統(tǒng)動力學(xué)矩陣方程，如式（2）和式（3）所示。

式中：Ie、IR1、IMG1、IS1、IMG2、IR2和Iout分別為發(fā)動機、R1、MG1、S1、MG2、R2以及輸出軸的轉(zhuǎn)動慣量；IC1、IC2分別表示為離合器CR3與行星架C1的轉(zhuǎn)動慣量之和、離合器CR1與行星架C2的轉(zhuǎn)動慣量之和；ωe、ωC1、ωout、ωMG1、ωMG2分別為發(fā)動機、C1、輸出軸、MG1以及MG2的轉(zhuǎn)速；Te、TMG1、TMG2、TCR1和TCR3分別為發(fā)動機、MG1、MG2、CR1以及CR3傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩；K1、K2為行星輪系特征參數(shù)，且K1=K2；Tin為S1與R2連接間的內(nèi)力矩；Tin1為CR3鎖止的內(nèi)力矩；Tin2為行星架C1與C2之間的內(nèi)力矩；Tout為輸出軸負載轉(zhuǎn)矩。Tout可由汽車平衡力矩方程計算：

式中：m為整車質(zhì)量；g為重力加速度；θ為坡度角；froll為滾動阻力系數(shù)；ρ為空氣密度；Cd為空氣阻力系數(shù)；Av為迎風(fēng)面積；v為車速；R為車輪半徑；ifd為主減速器傳動比。

整車模型參數(shù)如表1所示。

表1 整車模型參數(shù)

1.2 關(guān)鍵零部件建模

（1）發(fā)動機和電機模型

本文采用“1階慣性延遲環(huán)節(jié)”描述發(fā)動機和電機的瞬態(tài)轉(zhuǎn)矩輸出模型［14］，發(fā)動機和電機輸出轉(zhuǎn)矩定義為

式中：α為節(jié)氣門開度；ωe為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；τe、τMG1分別表示發(fā)動機和電機的動態(tài)響應(yīng)時間，且τMG1遠小于τe；TMG_d為電機目標(biāo)轉(zhuǎn)矩。

（2）離合器模型

國外大量離合器油壓試驗表明離合器接合過程及分離過程滑摩時的油壓曲線可描述為指數(shù)函數(shù)形式［15］，進而結(jié)合濕式離合器摩擦轉(zhuǎn)矩表現(xiàn)形式［16］，離合器接合和分離過程的摩擦力矩可表示為

式中：σ為油路充油速度相關(guān)的系數(shù)；tc為接合或者分離所用的時間；TCRj和TCRf分別定義為離合器接合目標(biāo)轉(zhuǎn)矩、剛分離時轉(zhuǎn)矩；ωini、ωpas分別為離合器主、從動片轉(zhuǎn)速；μ為離合器摩擦因數(shù)；psj、psf分別為離合器結(jié)合與分離時的主油道油壓；Z為摩擦片個數(shù)；Ac為摩擦片面積；rw、rn分別為摩擦片外、內(nèi)徑。研究中不考慮離合器摩擦因數(shù)μ的變化特性。

2 動態(tài)協(xié)調(diào)優(yōu)化控制策略

2.1 雙離合器協(xié)同的模式切換行為分析

綜合考慮模式切換品質(zhì)及發(fā)動機起動需求，在純電動模式，通過MG1將發(fā)動機調(diào)速至600 r/min以避免發(fā)動機在模式切換階段中因轉(zhuǎn)速耦合被反拖，并減少發(fā)動機到達怠速轉(zhuǎn)速（900 r/min）的時間。在發(fā)動機和雙電機聯(lián)合驅(qū)動的混合驅(qū)動模式階段，通過電機調(diào)速使發(fā)動機工作于經(jīng)濟轉(zhuǎn)速區(qū)間。瞬態(tài)模式切換過程涉及兩個離合器的協(xié)同工作：CR3由鎖止經(jīng)滑摩到分離，CR1則由分離趨向鎖止。

CR1和CR3的工作時序存在著豐富的組合方式，須結(jié)合發(fā)動機的起動需求進行切換可行性分析。因此，假設(shè)存在圖4中所示的4類雙離合器協(xié)同切換序列。

圖4 工作時序

假設(shè)a：CR3在CR1工作過程中分離（t0+t1、t0+t2表示CR3分離開始、結(jié)束時刻）。

假設(shè)b：CR1在CR3工作過程中結(jié)合（t0+t3、t0+t4表示CR1接合開始、結(jié)束時刻）。

假設(shè)c：CR1先結(jié)合、先鎖止，CR3后滑摩、后分離（t′1為CR3與CR1工作重合或間隔時間）。

假設(shè)d：CR3先滑摩、先分離，CR1后結(jié)合、后鎖止（t″0為CR3與CR1工作重合或間隔時間）。

其中，t1、t2、t3、t4分別為［0，（tf-t0）/2］內(nèi)的值；當(dāng)為重疊時間時當(dāng)為間隔時間時

由式（6）可知，當(dāng)離合器主、從動盤轉(zhuǎn)速差為正時，離合器摩擦轉(zhuǎn)矩為正，反之為負。假設(shè)b中，CR3先滑摩傳遞給行星架C1負摩擦轉(zhuǎn)矩，降低C1角加速度。雖然CR1滑摩會給C1傳遞正摩擦轉(zhuǎn)矩，但若CR3滑摩時間長于CR1滑摩時間，行星架C1的轉(zhuǎn)速很難與輸出軸轉(zhuǎn)速同步，難以完成模式切換，導(dǎo)致離合器無效工作。而假設(shè)a的CR3工作時間小于CR1，更容易縮小行星架C1與輸出軸轉(zhuǎn)速差，完成模式切換。同理，在假設(shè)c和d中，當(dāng)CR1工作時間小于CR3時，很難迫使C1和輸出軸轉(zhuǎn)速同步；而在假設(shè)c和d中，當(dāng)CR3工作時間小于CR1時，從切換時間角度來看，同等工作條件下的假設(shè)c和d切換時間要長于假設(shè)a，故綜合考慮切換時間和離合器的工作有效性，選擇假設(shè)a作為雙離合器工作時序。

在假設(shè)a的基礎(chǔ)上，可以通過控制t1、t2細分為更多的工作時序，但進一步考慮到雙離合器控制難度，選擇雙離合器同時分離、鎖止的時序最為簡單適宜，便于后續(xù)控制策略設(shè)計。結(jié)合純電動切換至混合驅(qū)動模式中發(fā)動機起動及CR1兩端轉(zhuǎn)速差的控制需求，可設(shè)計如圖5所示的模式切換邏輯。其中，vthr為切換速度閾值，取5.5 m/s。

圖5 模式切換邏輯圖

2.2 動態(tài)協(xié)調(diào)控制策略設(shè)計

為了改善不同加速工況下的功率分流式HEV模式切換品質(zhì)，根據(jù)系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩分配、驅(qū)動軸動態(tài)加速以及發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)速等需求，建立各切換階段不同動力源轉(zhuǎn)矩分配策略。

2.2.1 純電動模式

純電動模式下兩電機均參與工作，針對系統(tǒng)的2自由度特征，采用PI轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)模塊由MG1調(diào)節(jié)發(fā)動機轉(zhuǎn)速，使發(fā)動機工作在目標(biāo)轉(zhuǎn)速。根據(jù)行星排動力耦合機構(gòu)轉(zhuǎn)矩平衡表達式并結(jié)合PI調(diào)速模塊對電機進行轉(zhuǎn)矩分配：

式中TPI1為純電動模式下PI轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)模塊的需求轉(zhuǎn)矩，具體表示為

式中：ωd為發(fā)動機目標(biāo)轉(zhuǎn)速；kp1和ki1分別為純電動模式下PI調(diào)節(jié)模塊的比例、積分增益；Treq為輸出軸需求轉(zhuǎn)矩。Treq可基于結(jié)合汽車動力學(xué)平衡方程和PI控制的駕駛員模型求解，記為

式中：kp_req和ki_req分別為PI控制模型的比例和積分增益；vd為目標(biāo)車速。

該模式系統(tǒng)沖擊度表示為

由式（10）可以看出，該模式系統(tǒng)沖擊度受到TMG2、Tout以及MG2加減速行為的影響。由于S1與R2相連，MG2與MG1的轉(zhuǎn)速成比例關(guān)系，又由于CR1鎖止，發(fā)動機與MG1轉(zhuǎn)速也成比例關(guān)系，因此，整車沖擊還將受到MG1對發(fā)動機PI調(diào)速功能的影響。當(dāng)該模式切換到下一模式前，發(fā)動機轉(zhuǎn)速已達到目標(biāo)轉(zhuǎn)速，純電動模式的PI調(diào)速模塊輸出轉(zhuǎn)矩經(jīng)過較長時間已經(jīng)趨于穩(wěn)定，發(fā)動機轉(zhuǎn)速也趨于穩(wěn)定，進而MG2轉(zhuǎn)速也趨于穩(wěn)定，轉(zhuǎn)矩分配更多地表現(xiàn)為準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)特性。在模式切換的瞬態(tài)過程，車速和加速度視為恒定，根據(jù)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速耦合行為和準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩分配特性，系統(tǒng)模式?jīng)_擊度也幾乎為零。

2.2.2 雙離合器協(xié)同滑摩模式

該模式下CR1和CR3同時處于滑摩狀態(tài)，不同于前述純電動模式后期的準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)行為，該瞬態(tài)切換階段離合器因滑摩傳遞輸出轉(zhuǎn)矩且各動力源轉(zhuǎn)速持續(xù)變化，系統(tǒng)沖擊度表示為

可以看出，該切換階段系統(tǒng)沖擊度將受到各動力源輸出轉(zhuǎn)矩以及不同行星排構(gòu)件轉(zhuǎn)速（各動力源轉(zhuǎn)速）變化的影響。此時，由于瞬態(tài)切換車速變化不大，Tout可視為定值，而CR1和CR3均處于滑摩狀態(tài)，CR1和CR3傳遞的滑摩轉(zhuǎn)矩持續(xù)變化，如式（12）所示，僅按照能量管理策略的各動力源準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩分配將導(dǎo)致驅(qū)動軸實際輸出轉(zhuǎn)矩與需求轉(zhuǎn)矩的失配，不同行星排構(gòu)件轉(zhuǎn)速（各動力源轉(zhuǎn)速）持續(xù)變化。因此，為了減小輸出軸的轉(zhuǎn)矩波動，電機不僅需要提供目標(biāo)車速和加速度下的驅(qū)動軸需求轉(zhuǎn)矩，還需要補償發(fā)動機的起動阻力矩和動力源加減速行為帶來的轉(zhuǎn)矩波動。進一步仍需協(xié)調(diào)離合器滑摩轉(zhuǎn)矩，發(fā)動機轉(zhuǎn)速可由離合器傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩提升至怠速。為此，設(shè)計如式（13）所示的MG1和MG2輸出轉(zhuǎn)矩動態(tài)協(xié)調(diào)控制律。

式中：σCR1和σCR3分別為CR1與CR3油路充油速度相關(guān)的系數(shù)；TCR1j為CR1接合時目標(biāo)轉(zhuǎn)矩；TCR3f為CR3剛分離時轉(zhuǎn)矩，根據(jù)穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩方程可得TCR3f=（K1+1）Te；Te為起動阻力矩，同樣可根據(jù)發(fā)動機起動阻力數(shù)據(jù)通過BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)進行訓(xùn)練預(yù)測。

CR1和CR3傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩是造成該階段各部件加減速和輸出軸轉(zhuǎn)矩波動的重要因素，為進一步減小由雙離合器協(xié)同滑摩造成的影響，通過優(yōu)化CR1和CR3摩擦轉(zhuǎn)矩以提高該切換階段的瞬態(tài)工作品質(zhì)。基于表征模式切換品質(zhì)的沖擊度、滑摩功及切換時間3個指標(biāo)建立加權(quán)優(yōu)化目標(biāo)，分別對CR1的接合目標(biāo)轉(zhuǎn)矩TCR1j以及CR1與CR3油路充油速度相關(guān)的系數(shù)σCR1和σCR3進行參數(shù)優(yōu)化，其中，離合器CR1的目標(biāo)轉(zhuǎn)矩TCR1j僅需優(yōu)化接合時主油路油壓ps即可，具體優(yōu)化模型描述為

式中Q、P和O分別為沖擊度、滑摩功和切換時間的權(quán)重系數(shù)。

模擬退火算法能夠處理不同類型的優(yōu)化設(shè)計變量，具有較強的全局收斂性和廣泛的自適應(yīng)性［17］，這種算法基于Metropolis準(zhǔn)則重復(fù)進行“產(chǎn)生新解-計算目標(biāo)函數(shù)誤差-接受（舍棄）新解”，通過控制溫度T使得固體內(nèi)能E趨于最佳平衡狀態(tài)，通常表示為

式中：p為出現(xiàn)能量差為dE的降溫的概率；Em、En分別表示為新、舊時刻固體內(nèi)能；T為固體溫度；k為常數(shù)。

本文中結(jié)合模擬退火算法將離合器動作參數(shù)TCR1j、σCR1和σCR3當(dāng)做算法的解，通過逐步降溫并添加隨機干擾得到最優(yōu)的目標(biāo)函數(shù)值。將離合器傳遞轉(zhuǎn)矩限制在物理約束內(nèi)，當(dāng)其參數(shù)變化后得到的Jm小于Jn時，則接受該次變化，當(dāng)參數(shù)變化后的Jm大于Jn時，則以一定概率繼續(xù)移動且此概率隨著時間而衰減。

2.2.3 混合動力模式

（1）切換沖擊機理分析

該階段CR1和CR2處于鎖止?fàn)顟B(tài)，CR3和CR4分離，發(fā)動機參與驅(qū)動，雙行星排動力耦合機構(gòu)具有2自由度，在根據(jù)能量管理策略確定各動力源穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩分配的基礎(chǔ)上，分別對MG1和MG2增加基于PI控制的動態(tài)轉(zhuǎn)矩調(diào)節(jié)模塊，由MG1和MG2調(diào)節(jié)發(fā)動機轉(zhuǎn)速，使發(fā)動機工作在目標(biāo)轉(zhuǎn)速。MG1和MG2輸出轉(zhuǎn)矩為

式中：TMG1_stat和TMG2_stat分別為MG1和MG2根據(jù)能量管理策略得到的穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩；TPI2和TPI3分別為混合動力模式下基于PI控制的MG1和MG2動態(tài)調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)矩，PI轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)模塊的輸入均為發(fā)動機理想轉(zhuǎn)速與實際轉(zhuǎn)速的差值。

混合動力模式下，輸出軸沖擊度為

雙離合器協(xié)同滑摩階段切換到混合動力模式的初始階段，發(fā)動機轉(zhuǎn)速仍未達到目標(biāo)轉(zhuǎn)速，階躍式的發(fā)動機轉(zhuǎn)速跟蹤使式（16）中MG1和MG2提供較大的動態(tài)調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)矩，即TPI2和TPI3均不為零，由于行星排轉(zhuǎn)速耦合關(guān)系，發(fā)動機轉(zhuǎn)速動態(tài)調(diào)節(jié)也使MG1和MG2轉(zhuǎn)速隨之時變。另一方面，在該模式初始階段，發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩由于響應(yīng)遲滯尚未達到能量管理策略確定的穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩，即dTe/dt不為零。因此，結(jié)合式（16）可知，該模式初始階段產(chǎn)生的沖擊不僅受到MG1和MG2對動力耦合機構(gòu)調(diào)速功能的影響，也受到發(fā)動機響應(yīng)遲滯特性的影響。

（2）自適應(yīng)動態(tài)協(xié)調(diào)控制策略

針對發(fā)動機響應(yīng)遲滯以及MG1和MG2調(diào)速導(dǎo)致的模式切換沖擊，構(gòu)建如圖6所示的混合動力模式各動力源協(xié)調(diào)控制策略。在結(jié)合能量管理策略轉(zhuǎn)矩分配［18］以及PI控制的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)的基礎(chǔ)上，針對MG1設(shè)計自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)實現(xiàn)不同加速工況下的MG1輸出轉(zhuǎn)矩自適應(yīng)調(diào)節(jié)，MG2輸出轉(zhuǎn)矩還需要提供額外的補償轉(zhuǎn)矩TMG2_com以彌補由于發(fā)動機響應(yīng)遲滯導(dǎo)致的發(fā)動機實際輸出轉(zhuǎn)矩與理想轉(zhuǎn)矩的差異。發(fā)動機轉(zhuǎn)矩控制指令Te_EM由能量管理策略給定，本文中主要研究瞬態(tài)模式切換行為，穩(wěn)態(tài)能量管理策略在此不再贅述［19］。

圖6中，發(fā)動機響應(yīng)遲滯補償轉(zhuǎn)矩可表示為

圖6 混合動力模式協(xié)調(diào)控制策略

式中Te_AEM為通過神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)估計的發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩，可基于發(fā)動機動態(tài)響應(yīng)輸出轉(zhuǎn)矩數(shù)據(jù)通過BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)訓(xùn)練估計得到［20］。

由于駕駛汽車工況的復(fù)雜多變性，導(dǎo)致系統(tǒng)在切換至混合動力模式時發(fā)動機轉(zhuǎn)速與目標(biāo)跟蹤轉(zhuǎn)速并非定值，因此，固定的調(diào)速模塊PI參數(shù)難以兼顧發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)性能和輸出軸轉(zhuǎn)矩波動的限制。圖7對比了加速度分別為2、2.1和2.2 m/s2的不同加速工況下采用固定PI調(diào)節(jié)系數(shù)時的模式切換沖擊度。當(dāng)加速工況為2.2 m/s2時，最大沖擊度為23.6 m/s3，超出我國限定的沖擊標(biāo)準(zhǔn)（17.64 m/s3），而對于2 m/s2的加速工況，最大沖擊度僅為8.8 m/s3，低于德國標(biāo)準(zhǔn)（10 m/s3），不同加速工況系統(tǒng)沖擊度差異顯著。這主要是因為，加速工況的改變使整車需求轉(zhuǎn)矩發(fā)生變化，從切換階段進入混合動力模式時，固定的PI調(diào)節(jié)系數(shù)使電機根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速提供固定的調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)矩，不隨加速工況改變，因此在混動階段初始時刻，各動力源轉(zhuǎn)矩經(jīng)過耦合后難以滿足不同加速工況下的轉(zhuǎn)矩需求，降低切換品質(zhì)。

圖7 不同加速工況下的沖擊度

針對固定PI調(diào)節(jié)參數(shù)無法保證大范圍工況下瞬態(tài)模式切換的高品質(zhì)控制，提出MG1對發(fā)動機轉(zhuǎn)速的自適應(yīng)調(diào)節(jié)方法。由式（16）可知，當(dāng)不考慮MG1調(diào)速時，MG1的輸出轉(zhuǎn)矩與總需求轉(zhuǎn)矩Treq成正相關(guān)關(guān)系。結(jié)合式（17）的混合動力模式的沖擊機理分析可知，通過保持MG1輸出轉(zhuǎn)矩與整車需求轉(zhuǎn)矩成正相關(guān)的關(guān)系，就能夠維持總輸出轉(zhuǎn)矩平緩變化。為此，當(dāng)考慮PI調(diào)速時，需要自適應(yīng)PI調(diào)節(jié)系數(shù)能夠隨著加速工況的變化不斷調(diào)節(jié)參數(shù)使MG1輸出轉(zhuǎn)矩與整車需求轉(zhuǎn)矩維持正相關(guān)的關(guān)系。因此，在某一加速工況下，通過優(yōu)化選擇最優(yōu)的PI調(diào)節(jié)參數(shù)以兼顧轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)性能且維持輸出轉(zhuǎn)矩平緩波動，并將此時的PI模塊的輸出轉(zhuǎn)矩與總需求轉(zhuǎn)矩之間的關(guān)系作為參考設(shè)計能實時調(diào)整的自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)。定義n為PI模塊輸出轉(zhuǎn)矩與總需求轉(zhuǎn)矩之間的關(guān)系，進而根據(jù)式（16）反向求解出自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)μ。

式中：TPI2_opt和Treq_opt均為通過某一工況下優(yōu)化后得到的值；Te_EM在此瞬態(tài)中可視為定值。

結(jié)合式（16），混合動力模式下的各動力源輸出轉(zhuǎn)矩最終可表示為

通過引入MG1調(diào)速模塊的自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)μ即可實現(xiàn)MG1輸出轉(zhuǎn)矩面向不同加速工況的自適應(yīng)調(diào)節(jié)，從而在實現(xiàn)發(fā)動機目標(biāo)轉(zhuǎn)速控制的同時保證大范圍工況模式切換品質(zhì)。

3 仿真結(jié)果與分析

為驗證本文提出的控制策略的有效性，分別對既無離合器滑摩轉(zhuǎn)矩優(yōu)化也無發(fā)動機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)自適應(yīng)的切換策略（策略A）、僅有發(fā)動機轉(zhuǎn)速自適應(yīng)調(diào)節(jié)（策略B）以及本文提出的動態(tài)協(xié)調(diào)優(yōu)化策略（策略C）進行對比測試。通過前述動態(tài)協(xié)調(diào)控制方法選取1.8、2.3和2.8 m/s2的加速工況為測試工況，具體仿真參數(shù)如表2所示。

表2 仿真參數(shù)

表中：Q、P、O權(quán)值可通過權(quán)重系數(shù)除以基準(zhǔn)值得到；沖擊度、滑摩功和切換時間的基準(zhǔn)值可設(shè)計為17.64、2 200和0.55；權(quán) 重 系 數(shù) 分 別1.2、0.6和0.7。

圖8對比了不同控制策略下的模式切換評價指標(biāo)，包括整車沖擊度、離合器滑摩功和模式切換時間。由圖8（a）可知，策略A未優(yōu)化離合器參數(shù)，導(dǎo)致在模式切換過程中難以協(xié)調(diào)整車輸出轉(zhuǎn)矩，所產(chǎn)生的沖擊度最大絕對值可達15.1 m/s3，策略B未采用本文設(shè)計的自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)，在加速度為2.3 m/s2以上的工況下效果良好，但在1.8 m/s2的加速工況下沖擊度達到47.7 m/s3，無法適用于大范圍加速工況，而策略C既通過模擬退火優(yōu)化參數(shù)又采用自適應(yīng)調(diào)節(jié)系數(shù)，其沖擊度在不同的加速工況下均能保持在10 m/s3以內(nèi)。圖8（b）和圖8（c）表明，策略B、C的滑摩功和切換時間一致，工況的變化僅影響到整車沖擊，而且相較于策略A，離合器參數(shù)經(jīng)過模擬退火優(yōu)化后，降低了離合器的滑摩功和模式切換時間，以1.8 m/s2的工況為例，策略A的滑摩功和切換時間分別為2 411 J、0.59 s，大于策略B、C的2 120 J和0.52 s，分別提升12.1%和11.9%。隨著加速工況的變化，切換時間也會隨之呈正相關(guān)變化，當(dāng)離合器參數(shù)確定后，離合器滑摩產(chǎn)生的能量損失將會隨著切換時間降低而減小。

圖8 評價指標(biāo)

通過對比A、B、C 3種策略在不同加速工況下的結(jié)果，發(fā)現(xiàn)本文設(shè)計的動態(tài)協(xié)調(diào)策略C在整個模式切換過程中都能保持良好的切換品質(zhì)。

圖9給出了策略B、C下行星排混合動力系統(tǒng)不同部件轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的動態(tài)響應(yīng)。由圖9（a）可以看出，B、C 2種策略均能夠在純電動模式中將發(fā)動機轉(zhuǎn)速維持在600 r/min附近，且可在混動模式下將發(fā)動機轉(zhuǎn)速維持在經(jīng)濟轉(zhuǎn)速區(qū)間。圖9（b）和圖9（c）表明在3種不同加速工況下C1與輸出軸轉(zhuǎn)速皆有較好同步效果。圖9（d）和圖9（e）分別為電機MG1與MG2的輸出轉(zhuǎn)矩，可以看出，當(dāng)采用策略B時，在1.8 m/s2加速工況下整車由離合器滑摩階段切換至混合動力模式的瞬間為9.6-9.7 s，電機MG1為了跟蹤發(fā)動機的目標(biāo)轉(zhuǎn)速，產(chǎn)生較大的突變轉(zhuǎn)矩，而采用策略C時，MG1輸出轉(zhuǎn)矩更加平緩，2種策略下的MG2輸出轉(zhuǎn)矩均比較平緩。

圖9 動力源轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速

4 硬件在環(huán)測試

通過硬件在環(huán)（hardware in the loop，HIL）測試進一步驗證本文所提出的控制策略的性能，HIL測試原理如圖10所示。HIL測試臺主要包含上位機和HCU-HIL機柜，其中機柜主要由快速成型控制器（D2P）、包含各種板卡的NI實時仿真機、信號調(diào)理模塊、總開關(guān)以及可編程電源等部件組成。控制器模型在Motohawk平臺進行搭建，并利用Mototune下載至D2P控制器中，被控對象模型編譯為dll文件并添加至NI Veristand中，同時添加實時目標(biāo)機使得上位機IP地址與實時仿真機在同一子網(wǎng)段內(nèi)，通過數(shù)據(jù)庫CAN接口文件（DBC）進行軟硬件I/O口映射，連接控制器與被控對象的輸入、輸出信號，根據(jù)以太網(wǎng)進行通信，實現(xiàn)控制器與被控對象之間的閉環(huán)連接，通過Veristand在線顯示仿真結(jié)果［21］。最后，運行HCU-HIL機柜的總開關(guān)，實現(xiàn)NI實時模擬器底層數(shù)據(jù)到控制器的傳輸，HIL測試的模型參數(shù)與仿真保持一致。

圖10 HIL測試原理圖

圖11為本文設(shè)計的動態(tài)協(xié)調(diào)策略的仿真與HIL測試結(jié)果對比。圖11（a）～圖11（e）分別為發(fā)動機、電機MG1和MG2的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和沖擊度信號，由于HIL測試的硬件配置問題以及信號經(jīng)過傳輸時存在誤差，而且Motohawk平臺中積分與微分模塊計算能力相對仿真軟件存在誤差，HIL測試的整個切換過程相對實際仿真更快，關(guān)鍵零部件轉(zhuǎn)速以及轉(zhuǎn)矩也存在不同程度上的頻繁波動，但其變化趨勢基本一致，測試結(jié)果依舊在可接受范圍內(nèi)。從沖擊度角度來看，不同加速工況下的最大模式切換沖擊度為9.34 m/s3，仍小于德國標(biāo)準(zhǔn)（10 m/s3）。因此，HIL測試結(jié)果表明本文提出的動態(tài)協(xié)調(diào)策略不僅能夠滿足模式切換控制需求，提高模式切換品質(zhì)，還具有較好的工況適應(yīng)性。

圖11 仿真與HIL測試結(jié)果

5 結(jié)論

（1）針對一款集成多離合器的功率分流式HEV，根據(jù)杠桿法和矩陣法建立了涉及雙離合器協(xié)同的純電動模式切換至混合動力模式的切換階段動力學(xué)模型，確定了模式切換序列和切換邏輯，制定了不同切換階段各動力源和離合器動態(tài)協(xié)調(diào)控制策略。

（2）針對雙離合器協(xié)調(diào)滑摩的切換階段，基于模擬退火算法優(yōu)化了考慮模式切換沖擊度、滑摩功和切換時間的離合器滑摩行為，并設(shè)計了混合動力模式下適應(yīng)不同需求轉(zhuǎn)矩的發(fā)動機轉(zhuǎn)速自適應(yīng)調(diào)節(jié)策略，通過自適應(yīng)動態(tài)調(diào)節(jié)電機MG1轉(zhuǎn)矩提高大范圍工況模式切換平順性。

（3）在仿真分析的基礎(chǔ)上，搭建了HIL測試平臺，進行了所提出策略的試驗驗證，結(jié)果表明，發(fā)動機轉(zhuǎn)速、輸出軸端轉(zhuǎn)速以及行星架C1轉(zhuǎn)速均能夠滿足切換控制需求，而且不同加速工況下沖擊度的絕對值都能夠控制在10 m/s3下，能夠提高大范圍加速工況的整車行駛平順性。