CN112659881A - 一种双行星排混联双模传动系统 - Google Patents

一种双行星排混联双模传动系统 Download PDF

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CN112659881A CN202110003279.9A CN202110003279A CN112659881A CN 112659881 A CN112659881 A CN 112659881A CN 202110003279 A CN202110003279 A CN 202110003279A CN 112659881 A CN112659881 A CN 112659881A
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唐小林
张杰明
邓忠伟
胡晓松
李佳承
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Abstract

本发明涉及一种双行星排混联双模传动系统，属于新能源汽车领域。该系统包括动力耦合机构、发动机、扭转减振器、第一电机、第二电机、动力电池，逆变器、总成控制器和控制器局域网，其中动力耦合机构包括减速器、第一行星排、第二行星排、离合器和制动器；总成控制器包括发动机控制单元、整车控制单元、电机控制单元和动力电池控制单元。通过控制离合器和制动器的状态可以实现两种适用于不同速比区间的输入型功率分流模式和复合型功率分流模式，双模的切换解决了输入型功率分流模式在高速行驶时发生功率循环而导致传动效率下降的问题，使动力传动系统在更广的速比区间内维持高的传动效率。本发明降低了生产成本，提高了整车的工作效率。

Description

一种双行星排混联双模传动系统
技术领域
本发明属于新能源汽车领域，涉及一种双行星排混联双模传动系统，可广泛应用于各种车辆和动力设备中。
背景技术
面对能源短缺和环境污染问题日益严峻的现状，交通电气化是未来汽车行业的发展趋势，但由于纯电动汽车成本，电池能量密度和电解液污染等问题的制约，目前还无法得到大规模应用。混合动力汽车兼具传统燃油车和纯电动汽车的优点，是市场上最具应用前景的节能汽车解决方案。在混合动力汽车各种传动构型中，功率分流式混合动力传动系统因其无极变速和功率分流的作用，使得发动机可以在最佳的效率区间内进行工作，在保证驾驶性能的同时，极大地提高了整车的燃油经济性。根据动力元件和行星排的连接关系，功率分流式传动构型又可分为输入型功率分流，输出型功率分流和复合型功率分流，不同的功率分流构型在不同的速比区间内可以实现各异的分流特性。
行星齿轮机构具有灵活的速比关系和多个自由度，而且结构紧凑，体积小，使得其在功率分流传动系统中应用广泛，另外通过离合器的使用，可以实现多种工作模式的合理切换，能够更进一步提升整车的性能。典型应用包括丰田的THS系统和通用的AHS系统，第三代THS系统已广泛搭载在丰田公司各种主流车型中，但其只能实现输入型功率分流一种功率分流模式，无法充分发挥混合动力汽车的极限潜能。AHS系统则更加注重多模系统的开发，已研发并实车应用的双排和三排构型可以根据不同的路况合理选择不同的构型模式，但其需要同时对多个离合器和锁止器进行控制，系统结构复杂且控制难度大。
发明内容
有鉴于此，本发明的目的在于提供一种双行星排混联双模传动系统，搭配控制结构，在尽可能的降低构型复杂度和控制难度的基础上，使整车具有更好的动力性与燃油经济性，同时降低生产成本，提高整车的工作效率。
为达到上述目的，本发明提供如下技术方案：
一种双行星排混联双模传动系统，包括：动力耦合机构、发动机24、扭转减振器22、第一电机(MG1)20、第二电机(MG2)11、动力电池7，逆变器4、主减速器差速器总成8，以及总成控制器和控制器局域网(CAN)线5；
所述动力耦合机构包括：减速器23、第一离合器(CL1)16、第二离合器(CL2)15、第一行星排太阳轮18、第一行星排行星轮17、第一行星排齿圈21第一行星排行星架19、第二行星排太阳轮9，第二行星排行星轮12、第二行星排齿圈14和第二行星排行星架13；
所述总成控制器包括：发动机控制单元(Engine Control Unit,ECU)1、整车控制单元(Hybrid Control Unit,HCU)2、电机控制单元(Motor Control Unit,MCU)3和动力电池控制单元(Battery Control Unit,BCU)6，通过控制器局域网(Control Area Network,CAN)线5进行交互；
所述发动机24输出端通过圆柱齿轮啮合的方式与减速器23连接，并通过扭转减振器22与第一行星排齿圈21通过内外花键的形式连接；
所述第一电机(MG1)20为永磁同步电机，其壳体固定在汽车车身或车架上，输出轴为空心轴，第一电机20转子通过内外花键的形式与第一行星排太阳轮18相连；
所述第二电机(MG2)11为永磁同步电机，输出轴通过轴承支撑在第二行星排太阳轮9的凹槽部分，第二电机11转子和第二行星排太阳轮9通过内外花键的形式相连；
所述第一离合器(CL1)16布置在第一行星排太阳轮18和第二行星排齿圈14之间；
所述第二离合器(CL2)15多片式摩擦制动器，其主动部分与第二行星排齿圈14为一体结构，从动部分固定在汽车车架或车身上；
所述第一行星排行星架19和第二行星排行星架13固连作为行星齿轮系的输出端和主减速器差速器总成8相连，输出整车动力到轮边10。
通过控制两个离合器的状态，可以实现两种适用不同速比区间的功率分流构型模式，解决了输入型功率分流模式在高速行驶时发生功率循环而导致传动效率下降的问题，使传动系统在更广的速比区间内维持高的传动效率。
进一步，所述动力耦合机构和控制器信号交互的耦合。
进一步，所述总成控制器通过控制第一离合器(CL1)16断开，第二离合器(CL2)15接合，双模传动系统实现输入型功率分流模式。
进一步，所述总成控制器通过控制第一离合器(CL1)16接合，第二离合器(CL2)15断开，双模传动系统进入复合型功率分流模式。
进一步，输入型功率分流模式的机械点和复合型功率分流模式的两个机械点都位于汽车常行驶的速比区间内，输入型功率分流模式的机械点处于低速区域内，复合型功率分流模式的两个机械点一个位于高速区域，另一个位于低速区域，使得双模构型在更广的速比区间内可以维持较高的传递效率。
进一步，在输入型功率分流和复合型功率分流构型模式下，当动力源部件处于不同的工作状态时，会相应形成适用于不同工况下的附属工作模式：
(1)发动机启动；
(2)纯电动模式；
(3)再生制动模式。
进一步，再生制动模式下，当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩小于第二电机(MG2)11所能提供的最大制动转矩，制动力全部由第二电机(MG2)11提供；当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩大于第二电机(MG2)11所能提供的最大制动转矩但小于第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11最大制动转矩之和，此时第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11共同参与制动；当汽车处于紧急制动情况下或者需求转矩大于第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11所能提供的最大制动转矩之和时，此时第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11以最大制动转矩进行电磁制动，剩余制动力由机械制动提供。
本发明的有益效果在于：
(1)本发明在尽可能的降低构型复杂度和控制难度的基础上，建立了包含适用于低速行驶的输入型功率分流构型模式和适用于高速行驶的复合型功率分流构型模式的双模构型，同时，考虑了机械传动结构和控制系统之间交互与耦合；
(2)输入型功率分流模式的机械点和复合型功率分流模式的两个机械点都位于汽车常行驶的速比区间内，输入型功率分流模式的机械点处于低速区域内，复合型功率分流模式的两个机械点一个位于高速区域，另一个位于低速区域，使得双模构型在更广的速比区间内可以维持较高的传递效率；
(3)基于传动效率最大化的模式切换策略可以充分发挥不同构型模式在不同速比条件下所展现的优异性能，且控制难度大为下降；
(4)本发明的双行星排混联双模传动系统在输出相同驱动力的条件下，可以选用峰值转矩较小的第二电机和发动机，此外电机的电磁制动也减小了机械制动的使用次数和强度。
本发明的其他优点、目标和特征在某种程度上将在随后的说明书中进行阐述，并且在某种程度上，基于对下文的考察研究对本领域技术人员而言将是显而易见的，或者可以从本发明的实践中得到教导。本发明的目标和其他优点可以通过下面的说明书来实现和获得。
附图说明
为了使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明作优选的详细描述，其中：
图1为本发明双行星排混联双模传动系统的结构框图；
图2为本发明双行星排混联双模传动系统的等效杠杆图；
图3为本发明双行星排混联双模传动系统在输入型功率分流模式下的结构示意图；
图4为本发明双行星排混联双模传动系统在输入型功率分流模式下低速运行时产生的功率分流现象；
图5为本发明双行星排混联双模传动系统在输入型功率分流模式下高速运行时产生的功率循环现象；
图6为本发明双行星排混联双模传动系统在复合型功率分流模式下的结构示意图；
图7为本发明双行星排混联双模传动系统在复合型功率分流模式下的等效杠杆图；
图8为本发明双行星排混联双模传动系统不同构型模式下传动系统效率随速比的变化情况；
附图标记：1-发动机控制单元(ECU)，2-整车控制单元(HCU)，3-电机控制单元(MCU)，4-逆变器，5-控制器局域网(CAN)线，6-动力电池控制单元(BCU)，7-动力电池，8-主减速器差速器总成，9-第二行星排太阳轮，10-轮边，11-第二电机(MG2)，12-第二行星排行星轮，13-第二行星排行星架，14-第二行星排齿圈，15-第二离合器(CL2)，16-第一离合器(CL1)，17-第一行星排行星轮，18-第一行星排太阳轮，19-第一行星排行星架，20-第一电机(MG1)，21-第一行星排齿圈，22-扭转减振器，23-减速器，24-发动机。
具体实施方式
以下通过特定的具体实例说明本发明的实施方式，本领域技术人员可由本说明书所揭露的内容轻易地了解本发明的其他优点与功效。本发明还可以通过另外不同的具体实施方式加以实施或应用，本说明书中的各项细节也可以基于不同观点与应用，在没有背离本发明的精神下进行各种修饰或改变。需要说明的是，以下实施例中所提供的图示仅以示意方式说明本发明的基本构想，在不冲突的情况下，以下实施例及实施例中的特征可以相互组合。
其中，附图仅用于示例性说明，表示的仅是示意图，而非实物图，不能理解为对本发明的限制；为了更好地说明本发明的实施例，附图某些部件会有省略、放大或缩小，并不代表实际产品的尺寸；对本领域技术人员来说，附图中某些公知结构及其说明可能省略是可以理解的。
本发明实施例的附图中相同或相似的标号对应相同或相似的部件；在本发明的描述中，需要理解的是，若有术语“上”、“下”、“左”、“右”、“前”、“后”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此附图中描述位置关系的用语仅用于示例性说明，不能理解为对本发明的限制，对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语的具体含义。
请参阅图1～图8，图2给出了一种双行星排混联双模传动系统的结构控制图，该双行星排混联双模传动系统有四个总成控制器和三个动力输入，发动机24的动力通过减速器23和扭转减振器22输入到第一行星排齿圈21，第一电机20动力通过第一行星排太阳轮18输入，第二电机11动力通过第二行星排太阳轮9输入，动力通过固连的第一行星排行星架19和第二行星排行星架13输出；该系统包括：控制系统和双模构型的耦合。
在控制系统层面：发动机控制单元(ECU)1通过控制器局域网(CAN)线5和其他控制总成相连，并通过控制线和发动机24的传感器和执行器相连；整车控制单元(HCU)2通过控制器局域网(CAN)线5协调其他控制总成的交互，并与第一离合器(CL1)16和第二离合器(CL2)15的电磁阀和液压执行机构相连；电机控制单元(MCU)3通过控制线和第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11相连；逆变器4通过动力线分别和动力电池7，第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11相连；动力电池控制单元(BCU)6通过控制器局域网(CAN)线5和其他控制单元相连，并与动力电池7内部的传感器和执行器相连，当处于纯电动行驶或辅助驱动时，动力电池7通过逆变器4向第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11输出能量，当处于能量回收模式时，发电机产生的多余能量便通过逆变器4储存到动力电池7中。
在构型层面：发动机24通过减速器23，再经扭转减振器22通过内外花键和圆环结构的第一行星排齿圈21相连，发动机24的输出功率通过机械路径和电路径进行传递，用以驱动车辆；第一行星排行星架19和第二行星排行星架13固连，并作为行星齿轮机构的输出端和主减速器差速器总成8相连，将动力传递到轮边10驱动车辆行驶；所述第二离合器(CL2)15为多片式摩擦制动器，其主动部分与第二行星排齿圈14为一体结构，从动部分固定在汽车车架或车身上，通过摩擦作用来接合第二离合器(CL2)15；所述第一电机(MG1)20为永磁同步电机，其壳体固定在汽车车身或车架上，输出轴为空心轴，第一电机(MG1)20转子通过内外花键的形式与圆柱齿轮结构的第一行星排太阳轮18相连；第一行星排太阳轮18与第一离合器16的主动部分为一体结构，通过第一离合器(CL1)16的接合实现与第二行星排齿圈14动力的传递；第一行星排太阳轮18和第二行星排齿圈14通过控制第一离合器(CL1)16的不同状态可实现同步运转或独立运动，满足多样的工况需求；所述第一电机(MG1)20通常工作在发电机状态，用来吸收多余的发动机24功率或者向第二电机11提供动力；所述第二电机11输出轴通过轴承支撑在第二行星排太阳轮9的凹槽部分，第二电机11转子与第二行星排的太阳轮9通过内外花键或者其他形式相连；第二电机11具有高转矩的输出特性，可以弥补发动机24在动力性需求高工况下输出转矩的不足，此外，配合着第一电机(MG1)20电功率的耦合和行星齿轮机构多自由度的特征，可以使发动机24的转速和转矩和输出端解耦，发动机(24可以始终工作在高效率的区间。
通过控制离合器的状态组合可以实现四种不同的构型模式，但是当第一离合器(CL1)16和第二离合器(CL2)15都接合时，第一行星排和第二行星排保持完全一致的转速关系，发动机24和行星齿轮机构的输出端呈一定的速比关系，此时很难使发动机24在最佳的效率区间内进行工作；当第一离合器(CL1)16和第二离合器(CL2)15都断开时，行星齿轮机构保持三个自由度，此时发动机24的输出扭矩将无法得到有效控制。
因此只剩两种构型模式是可选择的，整车控制器2通过控制离合器和制动器的不同状态，可以实现适用于高速的复合型功率分流模式和适用于低速的输入型功率分流模式；如图2所示，当第一离合器(CL1)16断开，第二离合器(CL2)15接合时，系统实现输入型功率分流模式；如图6所示，当第一离合器(CL1)16接合，第二离合器(CL2)15断开时，系统实现复合型功率分流模式。
1)输入型功率分流构型模式
图3为输入型功率分流模式的结构示意图，输入型功率分流模式一般用于动力性要求高，特别是急加速工况或者坡度较大的爬坡工况，它能在全速比区间内维持较高的传递效率，因此在单模构型中得到广泛的应用。
参阅图4和图5，输入型功率分流模式在不同的速比区间内会呈现不同的分流特性，在低速时发生功率分流现象，而在高速时则会产生功率循环现象，高速时的功率循环现象极大地降低了传动系统的效率。当车辆行驶在低速区间时，如图4所示，发动机24的输出功率经由两条路径进行传递，一条路径为机械路径，另外一条为电路径；在机械路径上，发动机24的输出功率经由第一行星排齿圈21输出到第二行星排行星架13；在电路径上，发动机24的输出功率经第一行星排的太阳轮18，传递到第一电机20，第一电机20处于发电机状态，将发动机24传递的动力转换为电能，电能通过电路径传递给第二电机11和动力电池7；第二电机11工作在电动机状态，将第一电机20和动力电池7传递的电能转换为机械能，通过第二行星排太阳轮9，最终输出到第二行星排行星架13；发动机24和第二电机11的机械能在第二行星排行星架13以并联的形式汇合，最终经由减速器差速器总成8输出到轮边10以驱动车辆行驶。当车辆行驶在高速区间时，由于第二电机11和输出端特定的转速耦合关系，第一电机20和第二电机11工作状态会发生相应的变化，致使发动机24一部分输出功率并没有直接输出到轮边10进行驱动，而是在电路径中不断进行循环而被持续消耗，即发生功率循环现象，如图5所示，发动机24的输出功率同样经由机械路径和电路径进行输出，在机械路径的传递方式和低速行驶时一致，但当发动机24输出功率在电路径进行传递时，可以明显看到功率循环现象的产生，第一电机20工作为电动机，第二电机11工作为发电机，第二电机11和发动机24的机械功率在第一行星排行星架19汇合进行输出，但是一部分机械功率用于驱动第一电机20转化为电功率而不是直接进行输出，再经由电路径传递到第一电机20转化为机械功率，这部分功率在电路径中不断在机械功率和电功率之间进行循环转化而被消耗，造成了混合动力传动系统的传递效率的急剧下降。
2)复合型功率分流构型模式
参阅图6和图7，图6为复合型功率分流模式的结构示意图，图7为复合型功率分流模式的等效杠杆图；在复合型功率分流模式下，第一离合器(CL1)16处于接合状态，第二离合器(CL2)15处于分离状态，电机控制器3根据工况的不同可分别控制第一电机(MG1)20和第二电机(MG2)11工作在电动机状态或发电机状态，发动机24的输出功率和第一电机(MG1)20的输出功率进行耦合，通过第一行星排和第二行星排不同部件的花键连接将动力传递到第二行星排，并和第二电机11的输出功率在第二行星排行星架13进行耦合，最终传递到主减速器差速器总成8，用以驱动车辆前进。
在输入型功率分流和复合型功率分流构型模式下，当动力源部件处于不同的工作状态时，会相应形成适用于不同工况下的附属工作模式：
(1)发动机启动：为保证良好的动力性和高的输出转矩，此时采用输入型功率分流构型模式；当需求功率较小时，如城市道路行驶工况，采用第二电机11进行单电机拖动发动机24启动，当需求功率大，如静止开始急加速或者在坡道上启动车辆时，采用双电机共同拖动发动机进行快速启动。
(2)纯电动模式：在某一确定的构型模式下，当动力电池7SOC较大时，即可关闭发动机24，实现纯电动形式，根据电动机工作状态，可分为单电机纯电动模式和双电机纯电动模式。双电机纯电动模式用于需求功率较大的场景。
(3)再生制动模式：当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩小于第二电机11所能提供的最大制动转矩，制动力全部由第二电机11提供；当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩大于第二电机11所能提供的最大制动转矩但小于第一电机20和第二电机11最大制动转矩之和，此时第一电机20和第二电机11共同参与制动，当汽车处于紧急制动情况下或者需求转矩大于第一电机20和第二电机11所能提供的最大制动转矩之和时，此时第一电机20和第二电机11以最大制动转矩进行电磁制动，剩余制动力由机械制动提供。
基于传动效率最大化的模式切换策略：
定义传动比λ为发动机24的角速度和动力耦合机构输出端角速度的比值，λ＝ωe/ωo；当发动机的功率全部由机械路径进行输出时，电路径上所传递的功率为零，由于没有了电路径上的能量转换损失，整车的传动效率最高，此时的传动比也成为机械点。
在双模构型中，复合型功率分流模式和输入型功率分流模式由于相似的连接关系，其第一个机械点MP1和输入型功率分流模式相同。另外对于复合型功率分流模式而言，由于不存在任何电机和输出端转速耦合，在车辆行驶过程中，当第二电机11转速为零，第一电机20的转矩为零，复合型功率分流模式较输入型功率分流模式可以提供一个额外的机械点，以减小整车在高速行驶过程中电功率过大现象的产生，从而提高整车的传动效率。对于复合型功率分流模式而言，在MP1处，λ1＝ωe/ωo＝(1+k1)/k1，在MP2处，λ2＝ωe/ωo＝(k1k2-1)/k1k2。其中k1，k2分别为第一行星排和第二行星排齿圈齿数和太阳轮齿数之比。
输入型功率分流模式的机械点和复合型功率分流模式的两个机械点都位于汽车常行驶的速比区间内，输入型功率分流模式的机械点处于低速区域(λ1＞1)内，复合型功率分流模式的两个机械点一个位于高速区域内(λ2＜1)，另一个位于低速区域内(λ1＞1)，使得双模构型无论在哪个构型模式下都能维持较高的能量传递效率。
结合不同构型模式下稳态动力学方程和电功率平衡的思想，可得动力传动系统效率随传动比变化关系，如图8所示，当传动比大于MP1时，为了使传动效率最大化，此时应当选择输入型功率分流模式，否则选择复合型功率分流模式。
本发明在尽可能的降低构型复杂度和控制难度的基础上，使整车具有更好的燃油经济性和动力性，同时降低了生产成本，提高了整车的工作效率。
最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。

Claims (8)

1.一种双行星排混联双模传动系统，其特征在于，该系统包括：动力耦合机构、发动机(24)、扭转减振器(22)、第一电机(20)、第二电机(11)、动力电池(7)，逆变器(4)、主减速器差速器总成(8)，以及总成控制器和控制器局域网线(5)；
所述动力耦合机构包括：减速器(23)、第一离合器(16)、第二离合器(15)、第一行星排太阳轮(18)、第一行星排行星轮(17)、第一行星排齿圈(21)，第一行星排行星架(19)、第二行星排太阳轮(9)，第二行星排行星轮(12)、第二行星排齿圈(14)和第二行星排行星架(13)；
所述总成控制器包括：发动机控制单元(1)、整车控制单元(2)、电机控制单元(3)和动力电池控制单元(6)，通过控制器局域网线(5)进行交互；
所述发动机(24)输出端通过圆柱齿轮啮合的方式与减速器(23)连接，并通过扭转减振器(22)与第一行星排齿圈(21)通过内外花键的形式连接；
所述第一电机(20)的壳体固定在汽车车身或车架上，输出轴为空心轴，第一电机(20)转子通过内外花键的形式与第一行星排太阳轮(18)相连；
所述第二电机(11)的输出轴通过轴承支撑在第二行星排太阳轮(9)的凹槽部分，第二电机(11)转子和第二行星排太阳轮(9)通过内外花键的形式相连；
所述第一离合器(16)布置在第一行星排太阳轮(18)和第二行星排齿圈(14)之间；
所述第二离合器(15)多片式摩擦制动器，其主动部分与第二行星排齿圈(14)为一体结构，从动部分固定在汽车车架或车身上；
所述第一行星排行星架(19)和第二行星排行星架(13)固连作为行星齿轮系的输出端和主减速器差速器总成(8)相连，输出整车动力到轮边(10)。
2.根据权利要求1所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，所述第一电机(20)和第二电机(11)为永磁同步电机。
3.根据权利要求1所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，所述动力耦合机构和控制器信号交互的耦合。
4.根据权利要求1所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，所述总成控制器通过控制第一离合器(16)断开，第二离合器(15)接合，双模传动系统实现输入型功率分流模式。
5.根据权利要求1所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，所述总成控制器通过控制第一离合器(16)接合，第二离合器(15)断开，双模传动系统进入复合型功率分流模式。
6.根据权利要求4或5所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，输入型功率分流模式的机械点和复合型功率分流模式的两个机械点都位于汽车常行驶的速比区间内，输入型功率分流模式的机械点处于低速区域内，复合型功率分流模式的两个机械点一个位于高速区域，另一个位于低速区域。
7.根据权利要求4或5所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，在输入型功率分流和复合型功率分流构型模式下，当动力源部件处于不同的工作状态时，会相应形成适用于不同工况下的附属工作模式：
(1)发动机启动；
(2)纯电动模式；
(3)再生制动模式。
8.根据权利要求7所述的双行星排混联双模传动系统，其特征在于，再生制动模式下，当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩小于第二电机(11)所能提供的最大制动转矩，制动力全部由第二电机(11)提供；当汽车处于非紧急制动情况下时，且需求转矩大于第二电机(11)所能提供的最大制动转矩但小于第一电机(20)和第二电机(11)最大制动转矩之和，此时第一电机(20)和第二电机(11)共同参与制动；当汽车处于紧急制动情况下或者需求转矩大于第一电机(20)和第二电机(11)所能提供的最大制动转矩之和时，此时第一电机(20)和第二电机(11)以最大制动转矩进行电磁制动，剩余制动力由机械制动提供。
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