輪轂電機兩擋變速器協同無動力中斷換擋控制*

王軍年，張春林，趙夢圓，強 越，郭大暢，楊 鈁

（1.吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025；2.中國第一汽車集團有限公司新能源開發院，長春 130011）

前言

近年來，為應對全球能源緊張與環境污染加重的問題，各國開始大力發展以零排放、高性能為特色的電動汽車［1-2］。其中，分布式驅動電動汽車作為電動汽車未來發展的趨勢，具有各輪轉矩獨立可控、系統集成化程度高的優勢，從而獲得了學者的廣泛關注［3-4］。分布式驅動電動汽車可通過控制轉矩矢量分配產生左右驅/制動力矩差，從而對車輛進行直接橫擺控制，改善車輛操縱性，提高車輛在失穩工況下的穩定性［5-7］。分布式驅動還可通過合理的轉矩矢量分配，提高電驅動系統的綜合效率［8-9］，減少輪胎縱向、橫向的滑移損失［10-11］。另外汽車通過轉向輪差動驅動可實現差動轉向助力［12］，其可簡化轉向系結構，減少傳統電動助力系統的電機能耗損失［13］，以及基于此實現自動駕駛汽車轉向系統失效時冗余緊急轉向［14］。綜上，分布式驅動汽車相較于中央式驅動汽車，具有顯著性能優勢。

采用多擋位變速系統也是近年電動汽車傳動系統的發展趨勢。兩擋變速器相較于固定速比減速器可實現電機的變速比傳動，從而兼顧整車的高轉矩需求與高轉速需求，減少電機成本、提高整車性能［15-16］。另外，通過選取合適的傳動比與制定合適的換擋控制策略，兩擋變速器可明顯提升電機高效率區間的使用率，從而提高整車的經濟性［17］。然而傳統兩擋變速器在換擋過程中存在一定時間的動力中斷。該動力中斷會造成整車縱向加減速度沖擊，影響駕駛員的乘坐舒適性。因此有必要針對該問題進行兩擋變速器無動力中斷的研究，即通過控制換擋執行機構在換擋過程中保持動力傳遞路徑不中斷，或通過傳統系統其他動力源主動輸出力矩進行補償的方式，實現兩擋變速器動力的無中斷動力輸出［18-19］。

目前針對兩擋變速器應用的研究主要集中于中央驅動式電動汽車。而本文針對分布式輪轂驅動電動汽車提出了一種新型輪轂電機兩擋變速系統，其安裝在車輛驅動輪轂內，可用于實現輪轂電機的變速比傳動。鑒于通過傳動系統中其他電機或動力源進行主動轉矩補償的無動力中斷換擋方式對于終端輪轂電機驅動構型，并不具備使用條件，本文中提出一種采用單向離合器和摩擦離合器壓力控制實現輪轂兩擋變速器動力傳遞路徑保持連續的方式，且制定了基于前饋加反饋的無動力中斷換擋控制策略，通過控制各執行器的協同動作，實現系統動力連續平順的輸出。

另外，在實際應用時，須至少在車輛左右側各安裝一套輪轂電機兩擋變速器系統。若在執行換擋的過程中，某側兩擋變速器系統執行器故障或車輛左右側行駛條件差異造成慣性擾動等，均可能會造成左右側變速器換擋的不協同甚至輸出轉矩的不對稱，進而引起車輛橫、縱向加速度的突變，造成行駛平穩性差甚至引發車輛失穩。因此有必要針對左右側輪轂電機兩擋變速器系統協同換擋問題，進行換擋過程對整車運動影響的分析，并制定對應的控制策略，以避免左右非協同換擋所帶來的整車橫縱向加速度突變。

1 輪轂電機兩擋變速器構型

本文以課題組提出的一種針對分布式電動汽車的新型輪轂電機兩擋變速器構型為研究對象開展換擋控制研究。如圖1 所示［20］，所提的輪轂電機兩擋變速器系統主要由內轉子輪轂電機M、第一行星排R1、第二行星排R2、第一離合器C1、第二離合器C2與單向離合器OC 組成。本研究所述變速器系統匹配車輛為某后驅車輛，其車型參數如表1 所示，其左后輪與右后輪各安裝有一套所述的輪轂電機兩擋變速器系統。

表1 匹配車輛基本參數

圖1 新型的輪轂電機兩擋變速器構型

所述兩擋變速器不同擋位各執行部件工作狀態如表2 所示，其中定義車輛前進時，電機M 的轉動方向為正。當第一行星排R1的齒圈有反轉趨勢時，即單向離合器OC內圈相對外圈有反轉趨勢時，單向離合器OC自動鎖死；當第一行星排R1的齒圈正轉時，即單向離合器OC內圈相對外圈正轉時，單向離合器OC自動分離。

表2 不同擋位各部件工作狀態

當汽車掛1 擋時，電機M 正轉，第一離合器C1與第二離合器C2 受控分離，此時第一行星排R1 的齒圈有反轉趨勢，單向離合器OC自動鎖死。電機M輸出的轉矩經第一行星排R1 的太陽輪減速增轉矩至行星架后，傳遞至第二行星排太陽輪上，并經第二行星排R2進一步減速增轉矩后輸出到輪端。

當汽車掛2 擋時，電機M 正轉，第一離合器C1受控接合，第二離合器C2 保持分離，此時第一行星排R1 的齒圈正向旋轉，單向離合器OC 自動分離。電機M 輸出的轉矩經第一離合器C1 與第一行星排R1 的行星架后，直接傳遞至第二行星排R2 的太陽輪上，并經第二行星排R2減速增轉矩后輸出到輪端。

當汽車掛倒擋時，電機M 反轉，第一離合器C1受控分離，第二離合器C2 受控接合，此時由于第一行星排R1 的齒圈正向旋轉，故單向離合器OC 自動分離。電機M 輸出的反向轉矩經第一行星排R1 的太陽輪減速增轉矩至行星架后，傳遞至第二行星排太陽輪上，并經第二行星排R2進一步減速增轉矩后輸出到輪端。

該構型采用單向離合器和滑摩控制的多片摩擦離合器進行換擋控制。在合理利用單向離合器OC的自鎖與分離基礎上，僅須通過控制電機M 的輸出轉矩與第一離合器C1的滑摩，即可實現該兩擋變速器的無動力中斷升降擋控制。相較與傳統的接合套換擋的兩擋變速器，本構型具備避免動力中斷的優勢。

2 無動力中斷換擋控制

有級式機械變速器在換擋時多多少少會存在動力中斷與換擋沖擊，由此產生的縱向加速度沖擊會影響駕駛平穩性和乘坐舒適性。因此，針對所提出的輪轂電機兩擋變速器，設計前饋加反饋的換擋控制策略，從而實現輪轂電機兩擋變速器的無動力中斷控制。

提出的無動力中斷換擋控制策略如圖2 所示。當有換擋指令時，根據升擋或降擋理論轉矩軌跡圖，對電機轉矩與第一離合器壓緊力進行前饋快速控制，同時基于滑?？刂婆cPID 控制對第一離合器壓緊力與電機轉矩進行閉環反饋調節。下面以單側輪轂電機兩擋變速器為例，對無動力中斷換擋控制進行具體控制策略設計。

圖2 無動力中斷換擋前饋加反饋控制策略

2.1 前饋控制

2.1.1 無動力中斷升擋前饋控制

升擋過程中電機輸出轉矩、第一離合器理論最大傳遞轉矩以及單向離合器承受轉矩的理論軌跡如圖3 所示。變速器從1 擋切換至2 擋，須分別經歷轉矩相、慣性相。在轉矩相中，通過對電機轉矩以及第一離合器壓力的控制，實現兩擋變速器部件轉矩的調整。在慣性相中，通過對電機轉矩以及第一離合器壓力的控制，可實現兩擋變速器部件轉速的調整。無動力中斷升擋前饋控制具體過程如下。

圖3 升擋過程轉矩軌跡圖

在1 擋階段，第一離合器分離，單向離合器鎖死，各部件轉矩如下：

式中：Tm為電機輸出轉矩；TV為整車行駛需求轉矩；TC1為第一離合器傳遞轉矩；TOC為單向離合器承受轉矩；K為第一行星排特征參數，本文取K=1.5；i2為第二行星排傳動比，本文取i2=3。

在轉矩相，須使動力由1 擋傳遞路線逐漸轉移到2 擋傳遞路線。在該過程中，第一離合器接合與電機輸出的轉矩應同步上升，兩者保證第一行星排輸出端轉矩不變，故滿足關系式：

則在該過程中，各部件轉矩變化設計如下：

當轉矩相完成后，單向離合器自動分離，兩擋變速器輸出的轉矩完全過渡為由第一離合器提供，第一行星排太陽輪停止傳遞轉矩。然而由于第一離合器主從動部分仍存在轉速差，第一離合器處于滑摩狀態，因此有必要進行慣性相轉速控制，調節兩擋變速器各部件轉速，使第一離合器主從動部分轉速差減小，并最終鎖死。

因此，在慣性相階段，為保持兩擋變速器輸出端轉矩的平穩，須維持第一離合器傳遞的轉矩不變。并應適當減少電機轉矩，從而使第一離合器主動部分以及兩擋變速器行星排在第一離合器從動部分的阻礙下，迅速降低轉速，進而使第一離合器主從動部分轉速相等，并鎖死。值得注意的是，第一離合器與電機之間的轉矩差值，即為用來對兩擋變速器調速的轉矩。故該轉矩差值越大，調速越快，換擋時間越短，但第一離合器接合瞬間沖擊度越大。

因此，在慣性相初期，電機轉矩應迅速下降，從而減少換擋時間。在中期，電機轉矩應停止下降并維持一定值不變；當第一離合器主從動部分的轉速差低于某一閾值時，電機轉矩應開始上升，從而減少第一離合器接合瞬間的沖擊度。

整個過程，各部件轉矩變化如下：

式中：h為升擋降轉矩比例系數，其取值范圍為0～1；ncb、ncf為第一離合器主從動部分的實時轉速；q為升擋閾值系數，其取值范圍為0～0.2；ncb0為第一離合器主動部分名義轉速，ncf0為第一離合器從動部分名義轉速，定義為

式中u為車輛縱向速度。

在2 擋階段，第一離合器接合，電機轉矩維持不變，第一離合器壓緊力提升一定數值后維持不變，以防止第一離合器發生滑動。該階段電機的轉矩為

2.1.2 無動力中斷降擋前饋控制

降擋過程理論軌跡如圖4 所示。變速器從2 擋切換至1 擋，須先后經歷慣性相與轉矩相。無動力中斷降擋前饋控制具體過程如下。

圖4 降擋過程轉矩軌跡圖

2 擋階段，第一離合器接合，單向離合器分離。在降擋前，須進行換擋準備：第一離合器壓緊力下降，使第一離合器最大理論傳遞轉矩如圖4 所示逐漸降低，當第一離合器開始發生滑移時，進入慣性相階段。在慣性相階段，單向離合器仍處于分離狀態，故第一行星排太陽輪無法進行動力傳遞。因此若想保持無動力中斷，則須保證第一離合器傳遞的轉矩不變。另外為切換至1 擋狀態，需要對兩擋變速器進行調速，使第一離合器主動部分與行星排太陽輪轉速增快，并最終使單向離合器鎖死。因此須適當增加電機輸出的轉矩，用于進行兩擋變速器調速。

故在慣性相階段，須維持第一離合器傳遞的轉矩不變，并適當增加電機轉矩。兩者之間的轉矩差值，即為用來進行兩擋變速器調速的轉矩。該轉矩差值越大，調速越快，但第一離合器接合瞬間沖擊度越大。因此，在慣性相階段初期，電機轉矩應迅速上升，從而減少換擋時間。在中期，電機轉矩應維持上升值不變，當第一離合器主從動部分的轉速差低于某一閾值時，電機轉矩應開始下降，從而減少離合器接合沖擊度。

整個過程中各部件轉矩變化如下：

式中：h′為降擋增轉矩比例系數，其取值范圍為0～1；q′為降擋閾值系數，其取值范圍為0～0.2。

在轉矩相，須使動力由2 擋傳遞路線逐漸轉移到1 擋傳遞路線。在該過程中，第一離合器與電機輸出的轉矩同步下降，兩者轉矩應保證第一行星排輸出端轉矩不變，故滿足的關系式為

則在該過程中，各部件轉矩變化設計如下：

當第一離合器完全分離后完成切換至1擋。

2.2 反饋控制

實際無動力中斷換擋過程，受包括慣性因素、控制誤差等在內的各種不利因素的影響。因此須在前饋控制的基礎上，制定無動力中斷反饋控制，從而盡可能減少各種不利因素的影響。

2.2.1 基于PID的轉矩反饋控制

在進行無動力中斷換擋控制時，須保證變速器輸出轉矩始終滿足駕駛員需求，即須保證車輛的實際加速度始終等于駕駛員期望的加速度。因此本文采用PID 控制方法，以車輛實際加速度為控制目標設計無動力中斷轉矩控制器。

在轉矩相時，第一行星排輸出轉矩為

由式（23）可得，TOUT大小取決于電機輸出轉矩與第一離合器傳遞轉矩。因此當車輛實際加速度低于駕駛員期望加速度時，可基于反饋控制適當增大電機輸出轉矩，減少第一離合器傳遞轉矩，以適當增大第一行星排輸出端轉矩。當車輛實際加速度高于駕駛員期望加速度時，可基于反饋控制適當減少電機輸出轉矩，增大第一離合器傳遞轉矩，以適當減小第一行星排輸出端轉矩。

在慣性相，單向離合器分離，第一行星排輸出轉矩主要取決于第一離合器傳遞的轉矩，即

由上式可知，在慣性相，若想TOUT增大，則需要第一離合器傳遞的轉矩TC1變大，若想TOUT變小，則需要第一離合器傳遞的轉矩TC1變小。

基于上述分析設計PID控制器如下。

首先，定義誤差為e=aV-adesign。aV、adesign分別為實際和期望縱向加速度。

其次，進行換擋過程轉矩PID控制律設計。

轉矩相：

慣性相：

式中：ΔTC1-pid、ΔTm-pid為第一離合器與電機的PID 反饋調節轉矩；Kpx(x=1，2，3)為比例調節系數；Kix(x=1，2，3)為積分調節系數；Kdx(x=1，2，3)為微分調節系數，其具體取值如表3所示。

表3 PID控制律系數取值

2.2.2 基于滑?？刂频霓D速反饋控制

在慣性相，須進行兩擋變速器調速，從而使第一離合器徹底分離或接合。該期間第一離合器處于滑摩狀態，不僅會造成額外的能量損耗，還會降低離合器使用壽命。從該角度出發，須盡可能降低慣性相時間。由上文分析可知，在慣性相階段，調大電機與第一離合器轉矩差值，可加快調速過程，減少第一離合器滑摩時間。而第一離合器須在慣性相階段維持傳遞轉矩不變，從而使兩擋變速器輸出轉矩不變。因此在慣性相階段，須對電機輸出的轉矩進行滑模反饋調節，從而適當加快變速器調速過程，減少慣性相階段時間。

選取滑模面為

式中：c為權值常數；e為控制誤差，定義為

采用比例切換控制設計滑?？刂破鞯目刂坡桑?/p>

式 中：ρ1=0.003；κ1=0.0005；ρ2=0.003；κ2=0.0005。

接下來，采用飽和函數sat(s/δ)代替上式中的符號函數sgn(s)，以減小抖動現象，具體如下：

式中δ為飽和函數邊界層厚度。

最終，滑?？刂破鞯目刂坡蔀?/p>

綜上，基于前饋加反饋的無動力中斷換擋控制策略制定完成。

3 左右協同換擋控制

上一節進行了輪轂電機兩擋變速器無動力中斷換擋控制策略的設計，其可保證車輛在換擋過程中驅動力盡可能不變，使整車加速度符合駕駛人期望。然而實際上，須至少在左右輪中各安裝一套輪轂電機兩擋變速器系統。若在執行換擋的過程中，左右側兩擋變速器某執行器故障或車輛左右側行駛條件不同帶來轉速擾動，則勢必會造成左右側變速器換擋的不協同與輸出轉矩的不對稱，進而引起車輛橫縱向加速度突變。因此有必要針對左右兩擋變速器系統的不協同換擋，進行換擋過程中整車運動分析，并在無動力中斷換擋控制策略的基礎上制定左右協同換擋控制策略，以避免左右非協同換擋所帶來的負面影響。

3.1 左右不協同換擋影響分析

分別以升擋過程中單側變速器系統執行器通信延遲工況，以及升擋過程中單側車輪突然進入低附著路面導致左右電機轉速不同步為代表性測試工況，研究左右兩擋變速器系統不協同換擋對車輛縱向運動與橫向運動的影響。

3.1.1 通信延遲導致的左右換擋差異

以左輪兩擋變速器系統第一離合器為例，研究其在車輛以60 km/h 車速勻速直線行駛時由于某種故障，通信延遲0.1 s時導致的左右兩擋變速器系統不協同換擋對車輛橫縱向運動的影響。

如圖5～圖8 所示，車輛于18 s 執行換擋指令，左輪第一離合器輸出轉矩滯后右輪第一離合器0.1 s，其導致在轉矩相階段左輪變速器輸出轉矩高于右輪輸出轉矩，且使在慣性相階段左右變速器輸出轉矩大幅振蕩，最終導致整車在轉矩相階段產生0.023 rad/s 的整車橫擺角速度，在慣性相階段產生最大0.1 m/s2的縱向加速度振蕩。

圖5 執行器輸出轉矩

圖6 左右輪變速器輸出轉矩

圖7 整車橫擺角速度

圖8 整車縱向加速度

3.1.2 電機轉速不同步導致的左右換擋差異

以左側車輪為例，研究換擋過程中單側車輪突然行駛至低附著路面時，單側電機轉速突變對車輛縱向運動與橫向運動的影響。

如圖9～圖12 所示，車輛直線行駛且于18 s 執行換擋指令。左輪于18.4 s 突然行駛至低附著路面，而右輪附著條件不變。左輪由于路面附著降低，引起其輪速增加，并導致左輪電機轉速突增。由于左輪電機轉速的突變，左輪變速器輸出轉矩在此時突降，而右輪變速器輸出轉矩突增，且兩者輸出轉矩在接下來的慣性相階段產生大幅振蕩，從而導致車輛產生最大0.009 5 rad/s 的橫擺角速度和最大約0.2 m/s2的縱向加速度振蕩。

圖9 電機轉速

圖10 左右輪變速器輸出轉矩

圖11 整車橫擺角速度

圖12 整車縱向加速度

由上述分析可知，單側執行器通信延遲與左右電機轉速不同步均會導致車輛在無動力中斷換擋過程中產生較大的額外橫擺角速度或縱向加速度波動。當整車產生額外橫擺角速度時，會導致車輛偏離預期行駛路徑，須駕駛員轉動轉向盤進行修正，從而增加駕駛員操縱負擔。當整車產生數值較大的縱向加速度振蕩時，會嚴重影響駕駛員乘坐舒適性。因此須制定相關策略，避免左右不協同換擋導致的整車橫縱向加速度突變。

3.2 左右協同換擋控制策略

研究表明左右輪的長時間不協同換擋將可能導致整車產生較大的額外車輛橫擺角速度或縱向加速度振蕩。為避免該不正常換擋現象的影響，本文制定了基于邏輯門限的閉環監控協同換擋控制策略。由上文分析可知，對于實際應用中由于執行器存在通信或執行延遲帶來的換擋不同步，以及左右輪行駛條件差異引發的不同換擋慣性阻力帶來的換擋不同步，可通過監控換擋過程中車輛橫擺角速度變化與測量左右電機轉速差實施閉環監控協同換擋控制。

但須注意的是，車輛處于穩態轉彎狀態時，車輛自身的轉向運動也會產生一個基礎橫擺角速度。若想在換擋過程中實施通過測量整車橫擺角速度進行協同閉環監控換擋控制，則須首先去除由車輛自身轉向運動而產生的基礎橫擺角速度對門限判斷的影響。此時由車輛轉彎運動引起的基礎橫擺角速度可由下式估計：

式中：L為車輛輪距；K′為車輛穩定性因數；δf為車輛前輪轉角。

綜上，如圖13 所示，通過實時測量左右輪電機轉速差與整車橫擺角速度，制定基于邏輯門限的閉環監控協同換擋控制策略。圖中nml、nmr分別為左右側電機轉速，ωr為整車實際橫擺角速度，nc1、ωrc1分別為初始轉速差門限與初始橫擺角速度門限；nc2、ωrc2分別為過程轉速差門限與過程橫擺角速度門限。

圖13 基于邏輯門限的協同換擋控制策略框圖

當有換擋指令時，整車控制器首先讀取左右電機的轉速與車輛實際橫擺角速度，并判斷：

若上述條件不符合，則不執行換擋指令；若條件符合，則開始執行換擋。接下來，在換擋的過程中實時監測換擋過程動態外部擾動對左右電機的轉速與整車橫擺角速度的影響，即判斷：

若上述條件符合，則繼續執行換擋，直到換擋結束；若上述條件不符合，則執行退擋程序，即電機與第一離合器恢復至執行換擋前的轉矩，變速器擋位恢復至換擋前的擋位。

實際應用時，當車輛做較為激烈的轉向運動時，為避免換擋不同步加劇車輛橫擺失控，不適宜進行輪轂電機兩擋變速器的換擋。因此，具體開發的協同換擋控制策略也可以限制僅在汽車做直線行駛或小角度穩定轉彎行駛時進行換擋。

4 仿真驗證

4.1 無動力中斷換擋仿真

4.1.1 無動力中斷升擋仿真

無動力中斷升擋過程仿真驗證如圖14～圖17所示。在進行換擋時，車輛以60 km/h車速勻速直線行駛，并于17 s開始換擋，19.1 s結束換擋，其中17～18 s為轉矩相階段，18～19.1 s為慣性相階段。在轉矩相階段，電機輸出轉矩與第一離合器傳遞轉矩同時上升，單向離合器轉矩下降；在慣性相階段，第一離合器傳遞的轉矩維持不變，單向離合器處于分離狀態，電機轉矩適當下降，以對變速器各部件進行轉速調節。同時反饋控制器對第一離合器與電機轉矩進行反饋調節，以維持變速器輸出轉矩的穩定，并加快調速過程。最終第一離合器完全接合時，升擋過程完成。

圖14 升擋各部件轉速

圖15 升擋各部件轉矩

圖16 升擋過程變速器輸出轉矩

圖17 升擋過程整車加速度

在升擋過程中，變速器輸出轉矩維持在14.5～15.2 N·m 之間，整車加速度偏離駕駛員期望值不超過0.004 m/s2，變速器動力輸出穩定，動力沒有出現中斷。

4.1.2 無動力中斷降擋仿真

無動力中斷降擋過程仿真驗證如圖18～圖21所示。在進行換擋時，車輛以60 km/h的車速勻速直線行駛，并于20 s 開始換擋，22 s 結束換擋。其中20～21 s為慣性相階段，21～22 s為轉矩相階段。在慣性相階段，第一離合器傳遞的轉矩維持不變，單向離合器處于分離狀態，電機轉矩適當上升，以對變速器各部件進行轉速調節。在轉矩相階段，電機輸出轉矩與第一離合器傳遞轉矩同時下降，單向離合器轉矩上升。同時反饋控制器對第一離合器與電機轉矩進行反饋調節，以維持變速器輸出轉矩的穩定，并加快調速過程。最終第一離合器完全分離，降擋過程完成。

圖18 降擋各部件轉速

圖19 降擋各部件轉矩

圖20 降擋過程變速器輸出轉矩

圖21 降擋過程整車加速度

在降擋過程中，變速器輸出轉矩維持在14.7～15.2 N·m 之間，整車加速度偏離駕駛員期望值不超過0.003 m/s2，變速器動力輸出穩定，整車加速度變化不大，降擋未出現動力中斷。

4.2 左右協同換擋仿真

以升擋過程為例，分別進行執行器通信延遲左右協同換擋控制與電機轉速不同步左右協同換擋控制的仿真驗證。

4.2.1 通信延遲左右協同換擋控制

以升擋過程為例，設左側第一離合器出現通信延遲，研究其在車輛以60 km/h車速勻速直線行駛時由于通信延遲0.1 s，導致左右換擋過程出現不協同時，所制定協同換擋控制策略的有效性。

如圖22～圖25 所示，車輛于18 s 執行升擋指令，左輪第一離合器輸出轉矩滯后右輪第一離合器0.1 s，其導致開始階段左輪變速器輸出轉矩高于右輪輸出轉矩，從而使車輛產生橫擺角速度，且橫擺角速度逐漸增加，并于18.3 s左右，橫擺角速度達到過程橫擺角速度門限ωrc1，則開始執行退擋程序，左右第一離合器與電機轉矩逐漸下降，恢復至換擋前的轉矩，則退擋過程完成。整個協同換擋控制過程中，整車橫擺角速度最大為0.011 rad/s，小于3.1.1節中無協同換擋控制時的0.023 rad/s；整車縱向加速度最大為0.01 m/s2，遠小于3.1.1 節中無協同換擋控制時的0.1 m/s2。如圖23 所示，盡管在該過程中沒有完成換擋，在一定程度上犧牲了車輛的動力性或經濟性，但可有效地控制換擋過程中的整車橫縱向加速度突變，如圖24和圖25所示，降低了駕駛員操縱負擔，提高了乘坐舒適性。

圖22 執行器輸出轉矩

圖23 變速器輸出轉矩

圖24 整車橫擺角速度

圖25 整車加速度

4.2.2 電機轉速不同步左右協同換擋控制

以左側車輪為例，研究在60 km/h車速勻速直線行駛換擋過程中，其突然行駛至低附著路面，引起左側電機轉速突然升高時，所制定協同換擋控制策略的有效性。

如圖26～圖29 所示，車輛于18 s 開始換擋。左側車輪于18.4 s 突然行駛至低附著路面，而右輪附著條件不變。左輪由于路面附著系數降低，引起其輪速突增，并導致左輪電機轉速突增。當左右電機轉速差超過過程轉速差門限nc1時，開始執行退擋程序：左右第一離合器與電機轉矩逐漸下降，恢復至換擋前的轉矩，退擋過程完成。在該協同換擋控制過程中，整車橫擺角速度最大為0.004 rad/s，小于3.1.2 節中無協同換擋控制策略時的0.009 5 rad/s；整車縱向加速度最大也為0.04 m/s2，遠小于3.1.2節中無協同換擋控制時的0.2 m/s2。該過程雖也未完成換擋指令，但可有效控制換擋過程中橫縱向加速度突變。

圖26 執行器輸出轉矩

圖27 變速器輸出轉矩

圖28 整車橫擺角速度

圖29 整車加速度

5 結論

首先提出一種用于輪轂電機獨立驅動的兩擋變速系統，介紹結構特點和換擋原理，其由一個內轉子電機、兩個離合器、一個單向離合器和兩個行星排構成，可安裝在驅動輪轂內，實現輪轂電機的兩擋變速。

其次，針對該構型制定了針對電機轉矩與第一離合器壓緊力控制的前饋加反饋無動力中斷換擋控制策略，通過對換擋過程中電機輸出轉矩與第一離合器傳遞轉矩的精細控制，實現了所提輪轂電機兩擋變速系統的無動力中斷換擋，保證了換擋過程中動力的平穩輸出，提高了駕駛平穩性和乘坐舒適性。

此外，針對左右輪轂電機兩擋變速器系統可能因內外部擾動導致不協同換擋的問題，在進行不協同換擋對整車運動影響分析基礎上，制定了閉環監控的左右輪協同換擋控制策略，避免了該技術可能帶來的整車橫縱向加速度突變的問題。

未來將針對提出的輪轂電機兩擋變速系統完成樣機開發與換擋控制策略臺架測試。