CN115384322A - 双电机耦合互补驱动助力方法及系统 - Google Patents
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Abstract
本发明提供一种双电机耦合互补驱动助力方法及系统,方法包括以下步骤:实时监测汽车的运行参数;计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角;构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,并据此进一步构建汽车运行最小能量消耗稳态模型;选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制双电机耦合互补输出驱动助力。本发明可以达到可以根据汽车需要的行驶速率以及加速状态选择转速耦合模式或转矩耦合模式,同时达到汽车以最小能量消耗实现汽车稳态行驶的技术效果。
Description
技术领域
本发明属于电动汽车驱动技术领域,具体涉及一种双电机耦合互补驱动助力方法及系统。
背景技术
汽车从诞生至今,给人们的生产和生活带来了巨大的便利,特别是进入新世纪以来,扮演着愈加重要的角色,在交通、物流等行业发挥着关键作用,逐渐成为人们日常生活中不可或缺的一部分。随着能源危机和环境污染的压力不断加重,电动汽车被认为是符合未来发展趋势的重要新能源汽车,随着新能源汽车的快速发展,传统的单电机集中驱动固定速比的电动汽车已经不能满足人们的更高需求,单电机构型车辆为了能满足全工况的动力需求,电机功率一般较大,但在城市工况中,需求负荷都较小,因此电机工作点大都处于低效率区间,造成能量浪费。此外,续驶里程短、电池使用寿命较短等因素也制约了其进一步推广。所以,优化电动汽车的整车驱动构型、提高系统能量利用率等方法就成为改善电动汽车性能的关键,并对未来电动汽车进一步推广有重要意义。电动汽车的结构形式决定其基本的动力性能,并对电动汽车的设计开发起着至关重要的作用。
双电机耦合构型具有低能耗、动力性强、传输效率高、节能潜力大等特点,正逐渐成为新能源汽车领域的研究热点。现有技术中,申请号为201210024534.9的中国专利文件公开了一种电动汽车及其双电机耦合变速装置和该装置的控制系统,通过其具有的联动控制装置实现定轴齿轮机构与内齿圈耦合传动和定轴齿轮机构与内齿圈分离并锁死内齿圈两种功能统一控制,使双电机耦合变速装置的机构简单,能够与转矩耦合的配合实现转矩耦合或者转速耦合的不同工作模式,但是其并没有具体的控制算法体现何时由转矩控制切换至转速控制或者由转速控制切换至转矩控制,且在整个的动力驱动过程中不能够保证输出动力的双电机整个能量消耗最小,进而也不能够达到节能低耗地控制双电机切换运行并保证汽车驱动动力切换的技术效果。
发明内容
本发明针对上述缺陷,提供一种双电机耦合互补驱动助力方法及系统。本发明可以达到可以根据汽车需要的行驶速率以及加速状态选择转速耦合模式或转矩耦合模式,同时达到汽车以最小能量消耗实现汽车稳态行驶的技术效果。
本发明提供如下技术方案:双电机耦合互补驱动助力方法,包括以下步骤:
S1、实时监测汽车于导航坐标系下的经纬度信息、汽车移动过程中于汽车本体坐标系下的侧滑角、于移动场坐标系下的汽车实时运动速率和二维坐标以及汽车于汽车本体坐标系下移动偏航角γ;
S2、计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α;
S4、根据所述S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制双电机耦合互补输出驱动助力。
进一步地,所述S2步骤包括以下步骤:
其中,δ为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的经度,τ为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的纬度,h为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的高度;为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置横坐标,为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置纵坐标,为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置竖坐标,e为大地坐标系下的将地球视为椭球的偏心率;n为大地坐标系下的将地球视为椭球的法线长度,计算公式如下:
其中,H为地球半长轴的长度,H一般为6378137m;
进而根据所述S23步骤构建的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α。
S301、根据所述S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v计算其y轴方向实时运动速率,以及所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度,计算前轮于汽车本体坐标系下的侧滑角、后轮于汽车本体坐标系下的侧滑角:
其中,所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度为所述S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α相对于时间的一阶导数,即,为前轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离,为后轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离;
S302、根据所述S301步骤计算结果,计算由于移动场坐标系x轴方向的汽车实时运动加速度和移动场坐标系y轴方向的汽车实时运动加速度引起汽车前左轮的动态负荷增量、汽车前右轮的动态负荷增量、汽车后左轮的动态负荷增量和汽车后右轮的动态负荷增量;
S303、根据所述S302的计算结果,计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量;
进一步地,所述S302步骤计算由于移动场坐标系x轴方向的汽车实时运动加速度和移动场坐标系y轴方向的汽车实时运动加速度引起汽车前左轮的动态负荷增量、汽车前右轮的动态负荷增量、汽车后左轮的动态负荷增量和汽车后右轮的动态负荷增量的公式分别如下:
其中,w为车辆中处于同一轮轴的两个车轮之间的轮距,h为车辆重心距离地面的垂直高度,m为车辆重量,g为重力加速度。
进一步地,所述S303步骤计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量的公式分别如下:
其中,为汽车车轮的滚动系数,为空气密度,为空气阻力系数,A为汽车迎风面积,为前左轮的静态负荷,为前右轮的静态负荷,为后左轮的静态负荷,为后右轮的静态负荷;为前轮的扭转刚度,为后轮的扭转刚度;为与汽车车轮相连的主减速器的传动比,为汽车轮胎直径,为汽车动力系统输出的扭矩。
其中,m为车辆重量,g为重力加速度。
进一步地,所述S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型如下:
进一步地,所述S4步骤,包括以下步骤:
S401、根据所述S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,匹配所述S1步骤在汽车运行监测时间范围T内实时监测得到的于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v,采用非线性牛顿-拉夫森法构建汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的非线性关系模型:
S402、根据所述S401得到的汽车所需扭矩与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的线性关系,根据移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的不同选择汽车输出扭矩并控制汽车动力系统的双电机为转速耦合或转矩耦合。
进一步地,所述S402步骤中的转速或转矩耦合选择策略为:
1)、当时,选择转矩耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时,主控制模块控制第一制动器闭合同时离合器闭合,同时开启第一电机和第二电机,根据移动场坐标系下的汽车实时运行速率v求得第一电机需要达到的转速和第二电机需要达到的转速,进而控制第一电机和第二电机的转速,控制转矩耦合第一电机和第二电机的电动助力,为汽车行驶供电;
2)、当时,选择转速耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时主控制模块控制第一制动器松开且离合器松开,且第一电机和第二电机均开启,根据所述S402步骤构建的移动场坐标系下的汽车实时运行速率v与汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩的非线性关系模型,求得使汽车运行最小能量消耗稳态所需扭矩,进而求得第一电机需要输出的扭矩和第二电机需要输出的扭矩,控制转速耦合第一电机和第二电机的电动助力,为汽车行驶提供动力;
其中,、分别为第一电机输出的转速和扭矩,、分别为第二电机输出的转速和扭矩,、分别为经过转矩或转速耦合后输入至主减速器的转速和扭矩,、分别为经过变速箱变速后输出的转速和扭矩,、为经过第一齿轮和第二齿轮啮合传动后输出的转速和扭矩;为变速箱的传动比,为主减速器的传动比,为第一齿轮和第二齿轮的齿数比,,为第一齿轮的齿数,为第二齿轮的齿数;且转矩耦合或转速耦合中,各个齿轮的啮合传动均满足以下条件:,;
本发明还提供一种采用如上任一所述方法的双电机耦合互补驱动助力系统,包括第一电机、变速箱、行星齿轮架、太阳轮、齿圈、第一齿轮、第二齿轮、第二电机、设置于所述变速箱与所述齿圈之间的第一制动器、设置于所述太阳轮转轴上的离合器、与汽车车轮相连的主减速器、汽车动力参数监测模块、最小能量消耗稳态构建模块以及中央控制模块;所述第一制动器用于控制所述齿圈是否与壳体锁紧,所述离合器用于控制所述行星齿轮架与所述太阳轮是否锁紧;
所述汽车动力参数监测模块,用于时监测汽车于导航坐标系下的经纬度信息、汽车移动过程中于汽车本体坐标系下的侧滑角、于移动场坐标系下的汽车实时运动速率和二维坐标以及汽车于汽车本体坐标系下移动偏航角γ;
所述最小能量消耗稳态构建模块,用于计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α;同时用于构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,并据此进一步构建汽车运行最小能量消耗稳态模型;
所述中央控制模块,用于根据选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,进而控制双电机耦合互补输出驱动助力。
本发明的有益效果为:
1、本发明提供的双电机耦合互补驱动助力方法,采用实时监测汽车于导航坐标系下的经纬度信息,然后依次转化为大地坐标系下的地理位置信息、汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而通过构建转换矩阵,可以建立汽车本体坐标系下实时坐标与实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的实时坐标的关系,进而可以确定汽车在移动场坐标系下的横摆角α,能够有效提高后续的汽车在静置状态以及动态状态下的静态负荷和动态负荷增量的计算的准确度,以及提高了由于加速度引起的移动场坐标系下的x轴和y轴的各个车轮收到的动力、、和的计算的精确度。
2、根据S1步骤确定得到的汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度,以及实时监测得到的汽车于汽车本体坐标系下移动偏航角γ分别计算前左轮和前右轮于汽车本体坐标系下的侧滑角以及后左轮和后右轮于汽车本体坐标系下的侧滑角,同时考虑了汽车于静置状态下的由于汽车重量mg产生的前左轮、前右轮、后左轮和后右轮的静态载荷、、和,在根据监测得到移动场坐标系下的汽车实时动态速率于移动场坐标系x轴和y轴方向的加速度和对四个轮带来的动态负荷增量、、和,辅以汽车车轮的滚动系数,进而考虑其运动过程中的加速度和汽车重量对汽车移动场坐标系下的y轴方向的四个轮的动力产生的摩擦力影响,同时还考虑了汽车的运动产生的空气阻力对四个轮的动力产生的影响,进而可以计算得到前左动力于移动场坐标系y轴方向分量、前右动力于移动场坐标系y轴方向分量、后左动力于移动场坐标系y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系y轴方向分量;
至于前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、后左动力于移动场坐标系x轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量可以通过上述计算得到的前轮和后轮分别于汽车本体坐标系下的侧滑角和辅以汽车的前后轴参数以及横摆角α进行计算得到;
通过上述计算可以分别得到汽车动力系统输出的扭矩分别对四个轮产生的不同的动力,进而进一步计算得到汽车于移动场坐标系下的最终的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力,进而可以对汽车动力系统输出的扭矩在四个轮分别对汽车驱动行进所做的功的功率进行分别统计计算,提高了计算的精确度。
3、本发明通过上述计算得到的于移动场坐标系下的最终的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力,利用做功功率=力×速度×时间,进而构建在汽车行驶稳态状态的限定条件下的最小功率消耗计算模型,进而计算得到汽车行驶稳态状态时,使汽车能够消耗最小功率的汽车动力系统输出扭矩,再通过采用牛顿—拉夫森法非线性优化方法,构建得到构建汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的非线性关系模型:,进而可以根据移动场坐标系下汽车实时运动速率v来选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制双电机耦合互补输出驱动助力。
4、本发明采用双电机双轴的动力驱动系统,且汽车动力系统采用行星齿轮架、行星轮、太阳轮、齿圈的相互啮合可以实现第一电机的动力通过第一轴输出扭矩,并且第二电机的动力可以通过第一齿轮和与太阳轮同轴的第二齿轮相互啮合输出,进而通过具有上述汽车双电机耦合互补驱动助力策略选择方法的主控制模块可以通过控制第一制动器的断开或闭合、离合器的断开或闭合、第一电机是否开启并以转速控制或转矩控制以及第二电机是否开启并以转速控制或转矩控制,进而实现当汽车行驶速率较低,需要汽车运动速率短时间内达到所需的技术效果时,选择转矩耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式;以及当汽车实时行驶速率较高,需要达到汽车动力系统输出的扭矩的增加程度降低,但是汽车动力系统输出的扭矩可以使车轮运动速率较快地增加的技术效果时,选择转速耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式。
本发明可以达到可以根据汽车需要的行驶速率以及加速状态选择转速耦合模式或转矩耦合模式,同时达到汽车以最小能量消耗实现汽车稳态行驶的技术效果。
附图说明
在下文中将基于实施例并参考附图来对本发明进行更详细的描述。其中:
图1为本发明提供的双电机耦合互补驱动助力方法流程示意图;
图2为本发明提供的方法中汽车于汽车本体坐标系和移动场坐标系下的定位示意图;
图3为本发明提供的方法中汽车于汽车本体坐标系和移动场坐标系下的前轮和后轮受力分解示意图;
图4为本发明提供的方法中汽车车轮静态负荷受力及输出扭矩为汽车车轮提供动力的左侧二维示意图;
图5为本发明提供的汽车动力系统结构示意图;
图6为本发明提供的采用转速耦合动力输出策略时的汽车动力系统各部分转速即转矩示意图;
图7为本发明提供的采用转矩耦合动力输出策略时的汽车动力系统各部分转速即转矩示意图;
图8为本发明提供的双电机耦合互补驱动助力系统结构示意图。
其中,1、第一电机;2、变速箱;3、行星齿轮架;3-1、行星轮;4、太阳轮;5、齿圈;6、第一齿轮;7、第二齿轮;8、第二电机;9、第一制动器;10、离合器;11、主减速器。
具体实施方式
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,都属于本发明保护的范围。
如图1所示,为本发明提供的双电机耦合互补驱动助力方法流程示意图,本发明提供的双电机耦合互补驱动助力方法,包括以下步骤:
S3、构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,并据此进一步构建汽车运行最小能量消耗稳态模型;前左动力、前右动力、后左动力和后右动力为受到汽车动力系统输出的扭矩给予的,进而进一步分别引起汽车在运动的动态过程中前左轮和前右轮的侧滑角,以及后左轮和后右轮的侧滑角,汽车在汽车动力系统输出的扭矩的作用下,整个车体于汽车本体坐标系下的侧滑角为β;
S4、根据S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制双电机耦合互补输出驱动助力。
其中,δ为S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的经度,τ为S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的纬度,h为S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的高度;为计算得到的汽车于大地坐标系下的地理位置横坐标,为计算得到的汽车于大地坐标系下的地理位置纵坐标,为计算得到的汽车于大地坐标系下的地理位置竖坐标,e为大地坐标系下的将地球视为椭球的偏心率;n为大地坐标系下的将地球视为椭球的法线长度,计算公式如下:
其中,H为地球半长轴的长度,H一般为6378137m;
进而根据S23步骤构建的转换矩阵等式,得到汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α,图2为S23步骤中的汽车于汽车本体坐标系和移动场坐标系下的定位示意图。
S301、根据S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v计算其y轴方向实时运动速率,以及汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度,计算如图3所示的前轮于汽车本体坐标系下的侧滑角(即前左轮和前右轮于汽车本体坐标系下的侧滑角均为)、后轮于汽车本体坐标系下的侧滑角(即后左轮和后右轮于汽车本体坐标系下的侧滑角均为):
其中,汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度为S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α相对于时间的一阶导数,即,为前轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离,为后轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离;汽车于移动场坐标系y轴方向实时运动速率计算公式为,汽车于移动场坐标系x轴方向实时运动速率计算公式为,因此汽车于移动场坐标系x轴方向实时运动加速度和y轴方向实时运动加速度分别为,;
图2和图3中的Xb为汽车本体坐标系的x轴,Yb为汽车本体坐标系的y轴;
如图4所示,汽车在静置状态下,在垂直方向上由于其自身重量产生前左轮的静态负荷、前右轮的静态负荷、后左轮的静态负荷以及后右轮的静态负荷,汽车在运动过程中产生的于移动场坐标系下的y轴方向的加速度会为汽车带来该方向上的动力,即图中的,因此会为汽车的前左轮、前右轮、后左轮和后右轮分别带来动态负荷增量,因此,继续进行S302步骤计算各个车轮的动态负荷增量;
S302、根据S301步骤计算结果,计算由于移动场坐标系x轴方向的汽车实时运动加速度和移动场坐标系y轴方向的汽车实时运动加速度引起汽车前左轮的动态负荷增量、汽车前右轮的动态负荷增量、汽车后左轮的动态负荷增量和汽车后右轮的动态负荷增量;
S303、根据S302的计算结果,计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量;
进一步优选地,S302步骤计算由于移动场坐标系x轴方向的汽车实时运动加速度和移动场坐标系y轴方向的汽车实时运动加速度引起汽车前左轮的动态负荷增量、汽车前右轮的动态负荷增量、汽车后左轮的动态负荷增量和汽车后右轮的动态负荷增量的公式分别如下:
其中,w为车辆中处于同一轮轴的两个车轮之间的轮距,即于前轮轴所在直线方向上的前左轮和前右轮之间的距离,或者于后轮轴所在直线方向上的后左轮和后右轮之间的距离,h为车辆重心距离地面的垂直高度,m为车辆重量,g为重力加速度。
进一步优选地,如图3所示,S303步骤计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量的公式分别如下:
其中,为汽车车轮的滚动系数,即前车轮和后车轮的滚动系数均为,一般为0.015~0.02,为空气密度,为空气阻力系数,一般为0.25~0.45,A为汽车迎风面积,因此,为汽车运动所产生的空气阻力,为前左轮的静态负荷,为前右轮的静态负荷,为后左轮的静态负荷,为后右轮的静态负荷;为前轮的扭转刚度,即前左轮和前右轮的扭转刚度均为,为后轮的扭转刚度,即后左轮和后右轮的扭转刚度均为;为与汽车车轮相连的主减速器11的传动比,为汽车轮胎直径,为汽车动力系统输出的扭矩。
其中,m为车辆重量,g为重力加速度。
作为本发明的另一个优选实施例,在经过了上述实施例中的不同坐标系的坐标转换确定汽车于移动场坐标系下的横摆角α后,并得到了汽车于移动场坐标系下的各个车轮由于汽车动力系统输出的扭矩和于移动场坐标系下的实时运动速率v计算公式后,可以进行S3步骤中的构建汽车运行最小能量消耗稳态模型,进而通过该模型优化计算得到可以使汽车处于稳态运行状态下的最小消耗能量所需要的汽车动力系统输出的扭矩和于移动场坐标系下的实时运动速率v,构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型公式如下:
力×实时运动速率×单位时间,为计算单位时间内受到该力的做功的功率,因此为计算在监测时间范围T内的各个车轮受到的汽车动力系统输出扭矩情况下的做功的功率,( )为求取该时间范围T内做功功率最小的情况下的输出扭矩;为限定汽车处于稳态运行状态下的计算公式。
作为本发明的另一个优选实施例,S4步骤,包括以下步骤:
S401、根据S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,匹配S1步骤在汽车运行监测时间范围T内实时监测得到的于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v,采用非线性牛顿-拉夫森法构建汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩 与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的非线性关系模型:
由以上采用非线性牛顿-拉夫森法构建得到的运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的非线性关系模型可以看出,与汽车于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v呈递增速率逐渐降低的正相关递增关系,当汽车处于需要增速阶段,汽车动力系统输出的扭矩的增加程度逐渐增大,此时汽车动力系统成倍增加动力输出,以使汽车运动速率短时间内达到所需,该模式适合汽车起步后需要动力加速阶段或者爬坡阶段;当汽车实时运动速率v会在增大到一定程度后,汽车动力系统输出的扭矩的增加程度降低,但是汽车动力系统输出的扭矩可以使车轮运动速率较快地增加,以保证汽车动力系统的稳态运行和保证汽车动力输出所消耗的能量最小,汽车处于高速轻载动力驱动运行状态。
进一步优选地,S402步骤中的转速或转矩耦合选择策略为:
1)、当时,即上述需要汽车运动速率短时间内达到所需的技术效果时,选择转矩耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时,如图5、图6所示,主控制模块控制第一制动器9闭合同时离合器10闭合,同时开启第一电机1和第二电机8,根据移动场坐标系下的汽车实时运行速率v求得第一电机1需要达到的转速和第二电机8需要达到的转速,进而控制第一电机1和第二电机8的转速,控制转矩耦合第一电机1和第二电机8的电动助力,为汽车行驶供电;主控制模块控制离合器10闭合,因此行星齿轮架3与太阳轮4锁定在一起,同时主控制模块控制第一制动器9闭合,因此齿圈5被夹紧至壳体上,齿圈5不会通过行星轮3-1带动行星齿轮架3转动,因此,第一电机1传出的扭矩和转速通过变速箱2变速后传出扭矩和转速,变速箱2传出的扭矩带来的力带动第一齿轮6转动;
并且,由于主控制模块控制第二电机8开启,其动力传出扭矩和转速,进而带动第二齿轮7转动,第二齿轮7啮合第一齿轮6,进而带动第一齿轮6以的转速转动,;因此,第一齿轮6的转速唯一,进而第一齿轮6向主减速器11输出的转速的转速必然与和的转速相同,并且第一电机1通过变速箱2传出的扭矩和第二电机8通过第二齿轮7传出的扭矩在第一齿轮6处耦合,最终传出扭矩,并经过主减速器11减速后传输至汽车车轮转化为汽车所需的输出扭矩和于移动场坐标系下的汽车实时运行速率v。根据于移动场坐标系下的汽车实时运行速率v求得第一电机1和第二电机8分别需要达到的转速和,进而控制第一电机1和第二电机8的转速分别为和,控制转矩耦合第一电机1和第二电机8的电动助力,为汽车行驶供电。
2)、当时,即需要达到上述汽车动力系统输出的扭矩的增加程度降低,但是汽车动力系统输出的扭矩可以使车轮运动速率较快地增加的技术效果时,选择转速耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时如图5、图7所示,主控制模块控制第一制动器9松开且离合器10松开,且第一电机1和第二电机8均开启,根据S402步骤构建的移动场坐标系下的汽车实时运行速率v与汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩的非线性关系模型,求得使汽车运行最小能量消耗稳态所需扭矩,进而求得第一电机1需要输出的扭矩和第二电机8需要输出的扭矩,控制转速耦合第一电机1和第二电机8的电动助力,为汽车行驶提供动力;
此时,控制第一制动器9松开,因此,齿圈5不会被夹紧至汽车动力系统的壳体上,齿圈5啮合行星齿轮,进而通过齿圈5和行星齿轮架3的啮合,带动行星齿轮架3转动,向变速箱2传输第一部分动力带来的扭矩和转速,经过变速箱2变速后向齿圈5传输出扭矩和转速,;第二电机8也同时开启,输出第二电机8产生的第二部分动力带来的扭矩和转速,第二齿轮7带动与其啮合的第一齿轮6转动,进而带动太阳轮4转动,转化为太阳轮4的转速和转矩,,由于离合器10松开,则行星齿轮架3与太阳轮4之间可以啮合传动,进而带动行星齿轮架3转动,进而通过分别与太阳轮4和齿圈5啮合的行星轮3-1,太阳轮4的转速和转矩与齿圈5的扭矩和转速进行汇合,最终对转速进行叠加,其行星齿轮架3输出的转速是由齿圈5的转速和太阳轮4的转速的耦合,得到输出的转速和转矩,通过主减速器11的减速传递至汽车车轮,转化为汽车车轮所需的输出扭矩和于移动长坐标系下的汽车实时运动速率v,根据v与的非线性模型,求得使汽车行驶最小能量消耗的扭矩,进而求得第一电机1需要输出的扭矩和第二电机8需要输出的扭矩,控制转速耦合第一电机1和第二电机8的电动助力,为汽车行驶提供动力;
其中,、分别为第一电机1输出的转速和扭矩,、分别为第二电机8输出的转速和扭矩,、分别为经过转矩或转速耦合后输入至主减速器11的转速和扭矩,、分别为经过变速箱2变速后输出的转速和扭矩,、为经过第一齿轮6和第二齿轮7啮合传动后输出的转速和扭矩;为变速箱2的传动比,为主减速器11的传动比,为第一齿轮6和第二齿轮7的齿数比,,为第一齿轮6的齿数,为第二齿轮7的齿数;且转矩耦合或转速耦合中,各个齿轮的啮合传动均满足以下条件:,。
本发明还提供采用如上方法的双电机耦合互补驱动助力系统,如图8所示,双电机耦合互补驱动助力系统包括汽车动力系统、汽车动力参数监测模块、最小能量消耗稳态构建模块以及中央控制模块;如图5所示,汽车动力系统包括第一电机1、变速箱2、行星齿轮架3、太阳轮4、齿圈5、第一齿轮6、第二齿轮7、第二电机8、设置于变速箱2与齿圈5之间的第一制动器9、设置于太阳轮4转轴上的离合器10、与汽车车轮相连的主减速器11;第一制动器9用于控制齿圈5是否与壳体锁紧,离合器10用于控制行星齿轮架3与太阳轮4是否锁紧;当第一制动器9闭合时,齿圈5被锁紧至壳体上,当离合器10闭合时,行星齿轮架3与太阳轮4锁紧,不能产生啮合转动;
最小能量消耗稳态构建模块,用于计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α;同时用于构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,并据此进一步构建汽车运行最小能量消耗稳态模型;
中央控制模块,用于根据选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制第一制动器9的断开或闭合、离合器10的断开或闭合、第一电机1是否开启并以转速控制或转矩控制以及第二电机8是否开启并以转速控制或转矩控制,进而控制双电机耦合互补输出驱动助力。
需要说明的是,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。并且本文中的术语“包括”、“包含”或者其任何其他变体意在涵盖非排他性的包含,从而使得包括一系列要素的过程、装置、物品或者方法不仅包括那些要素,而且还包括没有明确列出的其他要素,或者是还包括为这种过程、装置、物品或者方法所固有的要素。在没有更多限制的情况下,由语句“包括一个……”限定的要素,并不排除在包括该要素的过程、装置、物品或者方法中还存在另外的相同要素。
通过以上的实施方式的描述,本领域的技术人员可以清楚地了解到上述实施例方法可借助软件加必需的通用硬件平台的方式来实现,当然也可以通过硬件,但很多情况下前者是更佳的实施方式。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如上的一个存储介质(如ROM/RAM、磁碟、光盘)中,包括若干指令用以使得一台终端设备(可以是手机,计算机,服务器,或者网络设备等)执行本发明各个实施例的方法。
以上仅为本发明的优选实施例,并非因此限制本发明的专利范围,凡是利用本发明说明书及附图内容所作的等效结构或等效流程变换,或直接或间接运用在其他相关的技术领域,均同理包括在本发明的专利保护范围内。
Claims (10)
1.双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,包括以下步骤:
S1、实时监测汽车于导航坐标系下的经纬度信息、汽车移动过程中于汽车本体坐标系下的侧滑角、于移动场坐标系下的汽车实时运动速率和二维坐标以及汽车于汽车本体坐标系下移动偏航角γ;
S2、计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α;
S4、根据所述S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,控制双电机耦合互补输出驱动助力。
2.根据权利要求1所述的双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,所述S2步骤包括以下步骤:
其中,δ为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的经度,τ为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的纬度,h为所述S1步骤实时监测得到的汽车于导航坐标系下的高度;为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置横坐标,为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置纵坐标,为计算得到的所述汽车于大地坐标系下的地理位置竖坐标,e为大地坐标系下的将地球视为椭球的偏心率;n为大地坐标系下的将地球视为椭球的法线长度,计算公式如下:
其中,H为地球半长轴的长度,H一般为6378137m;
进而根据所述S23步骤构建的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α。
3.根据权利要求2所述的双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,所述S3步骤构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,包括以下步骤:
S301、根据所述S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v计算其y轴方向实时运动速率,以及所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度,计算前轮于汽车本体坐标系下的侧滑角、后轮于汽车本体坐标系下的侧滑角:
其中,所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角速度为所述S1步骤实时监测得到的汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α相对于时间的一阶导数,即,为前轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离,为后轮轴距离汽车重心所在水平线的垂直距离;
S302、根据所述S301步骤计算结果,计算由于移动场坐标系x轴方向的汽车实时运动加速度和移动场坐标系y轴方向的汽车实时运动加速度引起汽车前左轮的动态负荷增量、汽车前右轮的动态负荷增量、汽车后左轮的动态负荷增量和汽车后右轮的动态负荷增量;
S303、根据所述S302的计算结果,计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量;
5.根据权利要求3所述的双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,所述S303步骤计算前左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,前右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量,后左动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量以及后右动力于移动场坐标系x轴方向分量、y轴方向分量的公式分别如下:
8.根据权利要求1所述的双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,所述S4步骤,包括以下步骤:
S401、根据所述S3步骤构建的汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩,匹配所述S1步骤在汽车运行监测时间范围T内实时监测得到的于移动场坐标系下的汽车实时运动速率v,采用非线性牛顿-拉夫森法构建汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩与移动场坐标系下的汽车实时运动速率v的非线性关系模型:
9.根据权利要求8所述的双电机耦合互补驱动助力方法,其特征在于,所述S402步骤中的转速或转矩耦合选择策略为:
1)、当时,选择转矩耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时,主控制模块控制第一制动器(9)闭合同时离合器(10)闭合,同时开启第一电机(1)和第二电机(8),根据移动场坐标系下的汽车实时运行速率v求得第一电机(1)需要达到的转速和第二电机(8)需要达到的转速,进而控制第一电机(1)和第二电机(8)的转速,控制转矩耦合第一电机(1)和第二电机(8)的电动助力,为汽车行驶供电;
2)、当时,选择转速耦合的汽车动力系统的双电机耦合互补驱动助力模式,此时主控制模块控制第一制动器(9)松开且离合器(10)松开,且第一电机(1)和第二电机(8)均开启,根据所述S402步骤构建的移动场坐标系下的汽车实时运行速率v与汽车运行最小能量消耗稳态模型得到的汽车所需扭矩的非线性关系模型,求得使汽车运行最小能量消耗稳态所需扭矩,进而求得第一电机(1)需要输出的扭矩和第二电机(8)需要输出的扭矩,控制转速耦合第一电机(1)和第二电机(8)的电动助力,为汽车行驶提供动力;
10.采用如权利要求1-9任意一项所述双电机耦合互补驱动助力方法的双电机耦合互补驱动助力系统,双电机耦合互补驱动助力系统包括汽车动力系统,其特征在于:所述双电机耦合互补驱动助力系统还包括汽车动力参数监测模块、最小能量消耗稳态构建模块以及中央控制模块;所述汽车动力系统包括第一电机(1)、变速箱(2)、行星齿轮架(3)、太阳轮(4)、齿圈(5)、第一齿轮(6)、第二齿轮(7)、第二电机(8)、设置于所述变速箱(2)与所述齿圈(5)之间的第一制动器(9)、设置于所述太阳轮(4)转轴上的离合器(10)、与汽车车轮相连的主减速器(11)、汽车动力参数监测模块、最小能量消耗稳态构建模块以及中央控制模块;所述第一制动器(9)用于控制所述齿圈(5)是否与壳体锁紧,所述离合器(10)用于控制所述行星齿轮架(3)与所述太阳轮(4)是否锁紧;
所述汽车动力参数监测模块,用于时监测汽车于导航坐标系下的经纬度信息、汽车移动过程中于汽车本体坐标系下的侧滑角、于移动场坐标系下的汽车实时运动速率和二维坐标以及汽车于汽车本体坐标系下移动偏航角γ;
所述最小能量消耗稳态构建模块,用于计算汽车于汽车本体坐标系下的实时坐标,进而构建其与移动场坐标系下的实时坐标的转换矩阵等式,得到所述汽车于移动场坐标系下的实时横摆角α;同时用于构建汽车前左轮、前右轮、后左轮、后右轮分别受到的引起侧滑角的前左动力、前右动力、后左动力和后右动力的计算模型,并据此进一步构建汽车运行最小能量消耗稳态模型;
所述中央控制模块,用于根据选择汽车双电机耦合互补驱动助力策略,进而控制双电机耦合互补输出驱动助力。
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