电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略

专利名称：电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略

专利类型：发明专利

专利申请号：CN202210772996.2

专利申请（专利权）人：燕山大学
权利人地址：河北省秦皇岛市海港区河北大街西段438号

专利发明（设计）人：田阳,易冠宇,文桂林,李书强,仝博宇,赵印,姬晓宇,田晓润,王子豪,张亚辉

专利摘要：本发明提供了一种电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略，涉及电动汽车驱动技术领域，所述驱动系统包括第一电动机、第二电动机和动力输出机构；所述第一电动机通过第一输入轴与齿圈连接；所述齿圈与前排行星齿轮和后排行星齿轮相啮合，所述第二电动机通过第二输入轴与前行星排行星架相连，所述动力输出机构同轴连接在后排行星架的输出端，用于将双排复合行星轮系机构输出的动力传输至半轴用以驱动整车；本发明提出动态控制策略实现基于双电机复合行星轮系驱动系统的模式切换，实现跟踪驾驶员所期望的理想车速并完成了该驱动系统的驱动模式的无动力中断切换，且避免了模式切换中较大的冲击度。

主权利要求：
1.一种电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，基于电动汽车双电机复合驱动系统实现，其特征在于，所述电动汽车双电机复合驱动系统包括：第一电动机(3)、第二电动机(1)和动力输出机构；
所述第一电动机(3)通过第一输入轴(4)与齿圈(5)连接；所述齿圈(5)与前排行星齿轮(6)和后排行星齿轮(7)相啮合，所述第二电动机(1)通过第二输入轴(2)与前行星排行星架(14)相连，所述前排行星齿轮(6)和后排行星齿轮(7)与固联的前后排太阳轮(13)相连接；
所述固联的前后排太阳轮(13)与制动器(12)相连，所述动力输出机构同轴连接在后排行星架(11)的输出端，用于将双排复合行星轮系机构输出的动力传输至半轴用以驱动整车；
所述动力输出机构包括主减速器输入齿轮(8)、差速器(9)和主减速器输出齿轮(10)；
所述后排行星架(11)与主减速器输入齿轮(8)连接；所述主减速器输入齿轮(8)与主减速器输出齿轮(10)啮合，所述主减速器输出齿轮(10)与差速器(9)连接，将动力传输至差速器(9)，进而输出给半轴与车轮用于驱动整车；
所述策略包括如下步骤：
建立双电机复合行星轮系驱动系统的简化的动力学模型；
根据所述简化的动力学模型得出不同模式的切换控制方法；
根据制动器的工作状态选择相对应模式的切换控制方法，所述策略的控制目标为在模式切换期间保持变速器的输出扭矩不变；
通过所述切换控制方法对所述第一电机和第二电机的扭矩和速度进行控制，使所述第一电机和第二电机达到规定的工作状态；
具体地，当制动器在工作与未工作状态之间切换时，通过协调控制双电机和制动器三者之间的扭矩来进行模式切换；
带式制动器的制动过程分为静摩擦和动摩擦两个阶段；
在动摩擦阶段，带式制动器的制动力和制动力矩由以下等式表示：其中TB代表带式制动器的制动力矩，Fin代表制动器的制动力，ωthreshold代表制动器的角速度阈值，μ代表接触摩擦系数，Ф代表带轮包角，rD代表制动鼓半径，μvisc代表粘滞摩擦系数；
在静摩擦阶段，带式制动器产生的制动力矩与输入的制动力无关，当输入的制动力足够将需要制动的元件制动住时，制动力矩与系统的内力有关，称作感应力矩；
将制动器在工作与未工作状态之间切换分为模式1‑4‑1、模式2‑4‑2、模式3‑4‑3三个阶段：模式1‑4‑1阶段：
在模式1中，电机1和制动器都处于工作状态，电机2处于未工作状态；在模式4中，电机1和电机2都处于工作工作状态，制动器处于未工作状态；
模式1‑4分为A和B两个模式，B模式又分为B1和B2两个模式；
A模式：减小制动力直到制动元件达到角速度阈值；
B1模式：协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动器的扭矩降低到0，与此同时电机2也被开启；
B2模式：调整双电机的转速达到目标转速；
其中，A模式和B模式的判别条件是制动元件是否达到角速度阈值，B1模式与B2模式的区分条件是制动器的制动扭矩是否为0；设置A模式的目的就是将带式制动器的制动阶段从静摩擦阶段过度到动摩擦阶段；
模式4‑1分为C和D两个模式，C模式又分为C1和C2两个模式；
C1模式：调整双电机的转速达到目标转速；
C2模式：协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至电机2的扭矩降低到0，此时制动元件也同时达到角速度阈值；
D模式：增加制动力到设定值，直到制动元件的角速度完全到0；
模式2‑4‑2阶段：
在模式2中，电机2和制动器都处于工作状态；模式2‑4‑2的切换原理与模式1‑4‑1的切换原理相同，只是双电机的工作状态相反；
模式3‑4‑3阶段：
在模式3中，电机1、电机2、制动器全部处于工作状态；在模式4中，电机1、电机2处于工作状态，制动器处于为未工作状态；
模式3‑4分为E模式和F模式，F模式又分为F1和F2两个模式；
E模式：减小制动力直到制动元件达到角速度阈值；
F1模式：协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动器的扭矩降低为0；
F2模式：调整双电机转速至目标转速；
模式4‑3分为G模式和H模式，G模式又分为G1和G2两个模式；
G1模式：调整双电机转速至目标转速；
G2模式：协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动元件达到角速度阈值；
H模式：增加制动力到设定值，以完全制动住制动元件。
2.根据权利要求1所述的电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，其特征在于：所述简化的动力学模型中，变速箱内的所有元件为刚性，所有连杆只有一个旋转自由度，齿轮没有间隙，轴承没有间隙，轮胎为线性刚度和阻尼模型。
3.根据权利要求1所述的电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，其特征在于，建立双电机复合行星轮系驱动系统的简化的动力学模型包括如下步骤：通过基点法对复合行星轮系的加速度分析，得出：αS＝a1αR+b1αC1
αPG1＝a2αR+b2αC1
αC2＝a3αR+b3αC1
αPG2＝a4αR+b4αC1
其中，
αS为太阳轮的角加速度；αR为齿圈的
角加速度；αc1为前排行星架的角加速度；αC2为后排行星架的角加速度；αPG1为前排行星轮的角加速度；αPG2为后排行星轮的角加速度；rSG1为前排太阳轮的半径；rSG2为后排太阳轮的半径；rR为齿圈的半径；rPG1为前排行星轮的半径；rPG2为后排行星轮的半径；
通过牛顿第二定律对所述复合驱动系统进行受力分析：δ1αR+δ2αC1＝TM1‑TM2‑TB‑Tef对上述受力分析式进行求解，结合角度分析可得：αR＝ε1TM1+ε2TM2+ε3TB+ε4TVRαC1＝ε5TM1+ε6TM2+ε7TB+ε8TVR其中：TM1为第一电动机的扭矩；TM2为第二电动机的扭矩；TB为制动器的扭矩；TVR为汽车阻力矩；
其中，mV为整车质量；g为重力加速度；α为道路的倾斜角；Ct为滚动摩擦系数；ρ为空气密度；Cd为空气阻力系数；AV为车辆迎风面积。
4.根据权利要求3所述的电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，其特征在于，根据所述简化的动力学模型得出不同模式的切换控制方法包括如下步骤：通过基点法对所述复合驱动系统的加速度分析，得出太阳轮、前排行星轮、后排行星架、后排行星轮与齿圈、前排行星架角加速度的关系；
通过对整个驱动系统的加速度分析和受力分析，得到第一电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式和第二电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式。
5.根据权利要求4所述的电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，其特征在于：所述第一电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式为：所述第二电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式为： 说明书 : 电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略技术领域[0001] 本发明涉及电动汽车驱动技术领域，具体而言，尤其涉及一种电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略。背景技术[0002] 电动汽车使用电能作为汽车的动力源，清洁环保，行驶噪声小，且加速性能良好，但电池储能有限导致电动汽车续航能力较弱。[0003] 目前，电动汽车的驱动系统多采用单电机配合固定传动比的减速器的驱动形式。然而单电机加固定传动比的减速器的驱动系统无法在满足动力性的要求下兼顾经济性。在单电机结构中，在模式切换或档位切换期间，由于电机必须断电，以帮助同步器机构在换挡过程中分离，所以产生了扭矩中断的现象，并且冲击度较大。因此越来越多的厂商开始研究双电机配合多变速器的系统。电动汽车匹配多速变速器或应用多动力源驱动系统可有效提高整体效率，从而增加行驶里程。研究表明，双电机与多速变速箱相结合在改善综合性能方面有巨大的潜力。发明内容[0004] 有鉴于此，本发明的目的在于提出一种电动汽车双电机复合驱动系统及其模式切换控制策略，以解决现有电动汽车的驱动系统在切换模式过程中会导致扭矩中断，并且冲击度较大的技术问题。[0005] 本发明采用的技术手段如下：[0006] 一种电动汽车双电机复合驱动系统，包括：第一电动机、第二电动机和动力输出机构；[0007] 所述第一电动机通过第一输入轴与齿圈连接；所述齿圈与前排行星齿轮和后排行星齿轮相啮合，所述第二电动机通过第二输入轴与前行星排行星架相连，所述前排行星齿轮和后排行星齿轮与固联的前后排太阳轮相连接；所述固联的前后排太阳轮与制动器相连，所述动力输出机构同轴连接在后排行星架的输出端，用于将双排复合行星轮系机构输出的动力传输至半轴用以驱动整车；[0008] 所述动力输出机构包括主减速器输入齿轮、差速器和主减速器输出齿轮；所述后排行星架与主减速器输入齿轮连接；所述主减速器输入齿轮与主减速器输出齿轮啮合，所述主减速器输出齿轮与差速器连接，将动力传输至差速器，进而输出给半轴与车轮用于驱动整车。[0009] 本发明还提供了一种电动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，基于上述复合驱动系统实现，所述策略包括如下步骤：[0010] 建立双电机复合行星轮系驱动系统的简化的动力学模型；[0011] 根据所述简化的动力学模型得出不同模式的切换控制方法；[0012] 根据制动器的工作状态选择相对应模式的切换控制方法，所述策略的控制目标为在模式切换期间保持变速器的输出扭矩不变；[0013] 通过所述切换控制方法对所述第一电机和第二电机的扭矩和速度进行控制，使所述第一电机和第二电机达到规定的工作状态。[0014] 进一步地，所述简化的动力学模型中，变速箱内的所有元件为刚性，所有连杆只有一个旋转自由度，齿轮没有间隙，轴承没有间隙，轮胎为线性刚度和阻尼模型。[0015] 进一步地，建立双电机复合行星轮系驱动系统的简化的动力学模型包括如下步骤：[0016] 通过基点法对复合行星轮系的加速度分析，得出：[0017] αS＝a1αR+b1αC1[0018] αPG1＝a2αR+b2αC1[0019] αC2＝a3αR+b3αC1[0020] αPG2＝a4αR+b4αC1[0021] 其中，αS为太阳轮的角加速度；αR为齿圈的角加速度；αc1为前排行星架的角加速度；αC2为后排行星架的角加速度；αPG1为前排行星轮的角加速度；αPG2为后排行星轮的角加速度；rSG1为前排太阳轮的半径；rSG2为后排太阳轮的半径；rR为齿圈的半径；rPG1为前排行星轮的半径；rPG2为后排行星轮的半径；[0022] 通过牛顿第二定律对所述复合驱动系统进行受力分析：[0023][0024] δ1αR+δ2αC1＝TM1‑TM2‑TB‑Tef[0025] 对上述受力分析式进行求解，结合角度分析可得：[0026] αR＝ε1TM1+ε2TM2+ε3TB+ε4TVR[0027] αC1＝ε5TM1+ε6TM2+ε7TB+ε8TVR[0028] 其中：TM1为第一电动机的扭矩；TM2为第二电动机的扭矩；TB为制动器的扭矩；TVR为汽车阻力矩；[0029][0030] 其中，mV为整车质量；g为重力加速度；α为道路的倾斜角；Ct为滚动摩擦系数；ρ为空气密度；Cd为空气阻力系数；AV为车辆迎风面积。[0031] 进一步地，根据所述简化的动力学模型得出不同模式的切换控制方法包括如下步骤：[0032] 通过基点法对所述复合驱动系统的加速度分析，得出太阳轮、前排行星轮、后排行星架、后排行星轮与齿圈、前排行星架角加速度的关系；[0033] 通过对整个驱动系统的加速度分析和受力分析，得到第一电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式和第二电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式。[0034] 进一步地，所述第一电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式为：[0035][0036][0037] 所述第二电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系式为：[0038][0039][0040] 较现有技术相比，本发明具有以下优点：[0041] 本发明通过获取第一电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系和第二电机扭矩和制动器扭矩的斜率变化关系，然后根据斜率变化关系协调控制双电机的扭矩，当一个电机的输出扭矩变化时，另一个电机的输出扭矩会根据策略进行协调变化，进而完成模式切换，从而解决了现有电动汽车的驱动系统在切换模式过程中会导致扭矩中断的问题；[0042] 本策略通过保证在模式切换期间整个驱动系统输出转矩不变，使得车辆加速度保持不变，进而使车辆的冲击度较小。附图说明[0043] 为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图做以简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。[0044] 图1为本发明驱动系统结构示意图。[0045] 图2为本发明模式切换控制策略流程图。[0046] 图3为本发明模式1切换流程图。[0047] 图4为本发明模式2切换流程图。[0048] 图5为本发明模式3切换流程图。[0049] 图6为本发明模式4切换流程图。[0050] 图中：1、第二电动机；2、第二输入轴；3、第一电动机；4、第一输入轴；5、齿圈；6、前排行星齿轮；7、后排行星齿轮；8、主减速器输入齿轮；9、差速器；10、主减速器输出齿轮；11、后行星排行星架；12、制动器；13、前后排固联太阳轮；14、前行星排行星架。具体实施方式[0051] 为了使本技术领域的人员更好地理解本发明方案，下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分的实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都应当属于本发明保护的范围。[0052] 需要说明的是，本发明的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本发明的实施例能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。此外，术语“包括”和“具有”以及他们的任何变形，意图在于覆盖不排他的包含，例如，包含了一系列步骤或单元的过程、方法、系统、产品或设备不必限于清楚地列出的那些步骤或单元，而是可包括没有清楚地列出的或对于这些过程、方法、产品或设备固有的其它步骤或单元。[0053] 如图1所示，本发明提供了一种电动汽车双电机复合驱动系统，其特征在于，包括：第一电动机3、第一输入轴4、第二电动机1、第二输入轴2、齿圈5、前排行星齿轮6、后排行星齿轮7、后行星排行星架11、主减速器输入齿轮8、差速器9、主减速器输出齿轮10、前后排固联太阳轮13、制动器12与前行星排行星架14；[0054] 所述第一电动机3通过第一输入轴4与齿圈5相连，所述齿圈5与前排行星齿轮6和后排行星齿轮7相啮合，所述第二电动机1通过第二输入轴2与前行星排行星架14相连，所述前排行星齿轮6和后排行星齿轮7与固联的前后排太阳轮13相连，所述主减速器输入齿轮8与后行星排行星架11相连，所述主减速器输入齿轮8与差速器9相连。[0055] 本发明还提供了一种动汽车双电机复合驱动系统的模式切换控制策略，基于上述复合驱动系统实现，包括如下步骤：[0056] 建立双电机复合行星轮系驱动系统的简化的动力学模型；[0057] 根据所述简化的动力学模型得出不同模式的切换控制方法；[0058] 根据制动器的工作状态选择相对应模式的切换控制方法，所述策略的控制目标为在模式切换期间保持变速器的输出扭矩不变；[0059] 通过所述切换控制方法对所述第一电机和第二电机的扭矩和速度进行控制，使所述第一电机和第二电机达到规定的工作状态。[0060] 为了降低模型的复杂性，简化的动力学模型做出如下假设：[0061] 1、变速箱内所有的元件都是刚性的。2、所有连杆只有一个旋转自由度。3、齿轮没有间隙，轴承没有间隙。4、轮胎为线性刚度和阻尼模型。[0062] 通过基点法对复合行星轮系的加速度分析，得出：[0063] αS＝a1αR+b1αC1#(1)[0064] αPG1＝a2αR+b2αC1#(2)[0065] αC2＝a3αR+b3αC1#(3)[0066] αPG2＝a4αR+b4αC1#(4)[0067] 其中，αS、αR、αc1、αC2、αPG1、αPG2分别代表太阳轮、齿圈、前排行星架、后排行星架、前排行星轮、后排行星轮的角加速度。rSG1、rSG2、rR、rPG1、rPG2分别代表前排太阳轮、后排太阳轮、齿圈、前排行星轮、后排行星轮的半径。[0068] 通过牛顿第二定律，复合驱动系统受力分析如下：[0069] (JM1+JR)αR＝TM1‑3FPG1rR‑3FPG2rR#(5)[0070] 3JPG1αPG1＝3(FPG1‑FSG1)rPG1#(6)[0071] 3JPG2αPG2＝3(FPG2‑FSG2)rPG2#(7)[0072] (JSG1+JSG2)αS＝3FSG1rSG1+3FSG2rSG2+TB#(8)[0073] (JM2+JC1)αC1＝TM2‑3(FPG1+FSG1)(rPG1+rSG1)#(9)[0074] JC2αC2＝3(FPG2+FSG2)(rPG2+rSG2)‑TVR#(10)[0075] 为了消除行星轮系的内力，进行如下化简：[0076][0077] Eq.(5)+Eq.(6)+Eq.(7)‑Eq.(8)‑Eq.(9)+Eq.(10)＝TM1‑TM2‑TB‑TVR#(12)[0078] 将角度分析等式(1)—(4)带入等式(11)和(12)，可得[0079][0080] δ1αR+δ2αC1＝TM1‑TM2‑TB‑Tef#(14[0081] 其中：[0082][0083][0084] δ1＝JM1+JR+3JPG1a2+3JPG2a4‑(JSG1+JSG2)a1+JC2a3[0085] δ2＝3JPG1b2+3JPG2b4‑(JSG1+JSG2)b1+JC2b3[0086] 求解等式(13)和(14)，结合角度分析可得：[0087] αS＝ε1TM1+ε2TM2+ε3TB+ε4TVR#(15)[0088] αR＝ε5TM1+ε6TM2+ε7TB+ε8TVR#(16)[0089] 其中，TM1、TM2、TB、TVR分别代表第一电动机、第二电动机、制动器的扭矩和汽车阻力矩。[0090][0091][0092][0093][0094][0095][0096][0097] 其中，JM1、JM2、JR、JPG1、JPG2、JSG1、JSG2、JC1、JC2分别为第一电动机、第二电动机、齿圈、前排行星轮、后排行星轮、前排太阳轮、后排太阳轮、前排行星架、后排行星架的转动惯量。[0098] 汽车阻力矩可由以下等式表示：[0099][0100] 其中，mV代表整车质量，g为重力加速度，α为道路的倾斜角，Ct为滚动摩擦系数，ρ为空气密度，Cd为空气阻力系数，AV为车辆迎风面积。[0101] 设计合适的控制策略是保持电动汽车在模式切换过程中良好性能的关键。冲击度是车辆纵向加速度的变化率。选择冲击度来评估车辆的驾驶性能，不仅是因为它可以排除恶劣路况造成的颠簸和反弹的影响，而且可以真实反映驾驶性能。它关乎驾驶员和乘客的舒适性，本发明提出的动态模式切换策略的控制目标是在模式切换期间保持变速器的输出扭矩不变。模式1‑4的切换流程图如图3‑6所示。[0102] 假设 由等式(1)、(2)、(15)、(16)可得：[0103][0104][0105] 由等式(18)和(19)可得：[0106][0107][0108] 其中，[0109][0110][0111] 在获得切换控制方法中，区分不同策略的依据是制动器的工作状态。第一种策略包括：模式1‑2‑1，模式1‑3‑1和模式2‑3‑2。在第一种策略中，制动器保持工作状态。第二种策略包括：模式1‑4‑1，模式2‑4‑2，模式3‑4‑3。在第二种策略中，制动器在工作与未工作两个工作状态间切换。[0112] 实施例1[0113] 策略1：制动器在策略1中始终处于开启状态。所以只需协调控制电机1和电机2的扭矩即可完成模式切换。[0114] 根据等式(20)和(21)，可得：[0115][0116] 其中，[0117] 模式1‑2‑1[0118] 在模式1中，电机1和电机2的工作状态分别是“开”和“关”。在模式2中，制动器的工作状态分别是“关”和“开”。因此，在模式1切换到模式2的过程中。根据等式(22)，降低电机1的扭矩到0。模式2切换到模式1的过程为模式1切换到模式2的逆过程，所以不再细致描述。[0119] 模式1‑3‑1[0120] 在模式3中，电机1和电机2的工作状态都是“开”。在模式1切换到模式3的过程中，根据等式(22)，使电机1和电机2协调工作以开启电机2。模式3切换到模式1的过程同样为模式1切换到模式3的逆过程。[0121] 模式2‑3‑2[0122] 模式2‑3‑2的切换原理与模式1‑3‑1的原理相同，只是双电机中的两个电机工作状态不同。因此，不再细致描述。[0123] 实施例2[0124] 策略2：制动器在策略2中在工作与未工作状态之间切换。所以，在策略2中需要协调控制双电机和制动器三者之间的扭矩来进行模式切换。[0125] 值得注意的是带式制动器的制动过程可分为静摩擦和动摩擦两个阶段。[0126] 在动摩擦阶段，带式制动器的制动力和制动力矩可由以下等式表示：[0127][0128] 其中TB代表带式制动器的制动力矩。Fin代表制动器的制动力。ωthreshold代表制动器的角速度阈值。μ代表接触摩擦系数。Ф代表带轮包角。rD代表制动鼓半径。μvisc代表粘滞摩擦系数。[0129] 在静摩擦阶段，带式制动器产生的制动力矩与输入的制动力无关。当输入的制动力足够将需要制动的元件制动住时，无论再增加多大的制动力，制动力矩都将保持不变，即此时制动力矩与系统的内力有关，称作感应力矩。[0130] 因此，在策略2的模式切换过程中我们分为三个小阶段。[0131] 模式1‑4‑1[0132] 在模式1中，电机1和制动器都处于工作状态，电机2处于未工作状态。在模式4中，电机1和电机2都处于工作工作状态，制动器处于未工作状态。[0133] 模式1‑4分为A和B两个模式，B模式又分为B1和B2两个模式。[0134] A模式：减小制动力直到制动元件达到角速度阈值。[0135] B1模式：根据等式(22)和(23)，协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动器的扭矩降低到0，与此同时电机2也被开启。[0136] B2模式：调整双电机的转速达到目标转速。[0137] 其中，A模式和B模式的判别条件是制动元件是否达到角速度阈值，B1模式与B2模式的区分条件是制动器的制动扭矩是否为0。设置A模式的目的就是将带式制动器的制动阶段从静摩擦阶段过度到动摩擦阶段。[0138] 模式4‑1分为C和D两个模式，C模式又分为C1和C2两个模式。[0139] C1模式：调整双电机的转速达到目标转速。[0140] C2模式：根据等式(22)和(23)，协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至电机2的扭矩降低到0，此时制动元件也同时达到角速度阈值。[0141] D模式:增加制动力到设定值，直到制动元件的角速度完全到0。[0142] 模式2‑4‑2：在模式2中，电机2和制动器都处于工作状态。模式2‑4‑2的切换原理与模式1‑4‑1的切换原理相同，只是双电机的工作状态相反，所以不再细致描述。[0143] 模式3‑4‑3：在模式3中，电机1、电机2、制动器全部处于工作状态。在模式4中，电机1、电机2处于工作状态，制动器处于为未工作状态。[0144] 模式3‑4分为E模式和F模式，F模式又分为F1和F2两个模式。[0145] E模式：减小制动力直到制动元件达到角速度阈值。[0146] F1模式：根据等式(22)和(23)，协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动器的扭矩降低为0。[0147] F2模式：调整双电机转速至目标转速。[0148] 模式4‑3分为G模式和H模式，G模式又分为G1和G2两个模式。[0149] G1模式：调整双电机转速至目标转速。[0150] G2模式：根据等式(22)和(23)，协调改变电机1、电机2、制动器的扭矩直至制动元件达到角速度阈值。[0151] H模式：增加制动力到设定值，以完全制动住制动元件。[0152] 本发明通过双电机和制动器不同的工作状态可实现四种不同的驱动模式，对应不同的行驶工况。当达到模式切换的条件时，车载传感器将各种信号传输至整车控制器中，整车控制器将按照上诉提出的策略进行模式切换。四种驱动模式下电机和制动器的工作状态如表1所示。[0153] 表1四种驱动模式下电机和制动器的工作状态[0154][0155] 上述本发明实施例序号仅仅为了描述，不代表实施例的优劣。[0156] 在本发明的上述实施例中，对各个实施例的描述都各有侧重，某个实施例中没有详述的部分，可以参见其他实施例的相关描述。[0157] 在本申请所提供的几个实施例中，应该理解到，所揭露的技术内容，可通过其它的方式实现。其中，以上所描述的装置实施例仅仅是示意性的，例如所述单元的划分，可以为一种逻辑功能划分，实际实现时可以有另外的划分方式，例如多个单元或组件可以结合或者可以集成到另一个系统，或一些特征可以忽略，或不执行。另一点，所显示或讨论的相互之间的耦合或直接耦合或通信连接可以是通过一些接口，单元或模块的间接耦合或通信连接，可以是电性或其它的形式。[0158] 所述作为分离部件说明的单元可以是或者也可以不是物理上分开的，作为单元显示的部件可以是或者也可以不是物理单元，即可以位于一个地方，或者也可以分布到多个单元上。可以根据实际的需要选择其中的部分或者全部单元来实现本实施例方案的目的。[0159] 另外，在本发明各个实施例中的各功能单元可以集成在一个处理单元中，也可以是各个单元单独物理存在，也可以两个或两个以上单元集成在一个单元中。上述集成的单元既可以采用硬件的形式实现，也可以采用软件功能单元的形式实现。[0160] 所述集成的单元如果以软件功能单元的形式实现并作为独立的产品销售或使用时，可以存储在一个计算机可读取存储介质中。基于这样的理解，本发明的技术方案本质上或者说对现有技术做出贡献的部分或者该技术方案的全部或部分可以以软件产品的形式体现出来，该计算机软件产品存储在一个存储介质中，包括若干指令用以使得一台计算机设备(可为个人计算机、服务器或者网络设备等)执行本发明各个实施例所述方法的全部或部分步骤。而前述的存储介质包括：U盘、只读存储器(ROM，Read‑OnlyMemory)、随机存取存储器(RAM，RandomAccessMemory)、移动硬盘、磁碟或者光盘等各种可以存储程序代码的介质。[0161] 最后应说明的是：以上各实施例仅用以说明本发明的技术方案，而非对其限制；尽管参照前述各实施例对本发明进行了详细的说明，本领域的普通技术人员应当理解：其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分或者全部技术特征进行等同替换；而这些修改或者替换，并不使相应技术方案的本质脱离本发明各实施例技术方案的范围。

专利地区：河北

专利申请日期：2022-06-30

专利公开日期：2024-07-26

专利公告号：CN115122888B