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混聯(lián)式混合動力汽車模式切換動態(tài)特性研究
2021-11-22 09:54:50· 來源：驅(qū)動視界
1. 研究背景混合動力汽車振動噪聲特性：(1)掩蔽效應(yīng)消失。發(fā)動機(jī)不工作，其它噪聲會變得更加明顯，伴隨著發(fā)動機(jī)起、停過程，影響乘坐舒適性；(2)振動噪聲激勵源
1. 研究背景
混合動力汽車振動噪聲特性：
(1)掩蔽效應(yīng)消失。
發(fā)動機(jī)不工作，其它噪聲會變得更加明顯，伴隨著發(fā)動機(jī)起、停過程，影響乘坐舒適性；
(2)振動噪聲激勵源的復(fù)雜化。
在傳統(tǒng)汽車振動噪聲源的基礎(chǔ)上，又增加了電機(jī)，電池等電驅(qū)動的輔助系統(tǒng)；
(3)振動噪聲傳遞路徑的多樣化。
由于混合動力汽車在傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)上的改變和驅(qū)動模式的增加，其振動噪聲的傳遞路徑也變得更加多樣化。
(4)驅(qū)動模式切換中發(fā)動機(jī)起、停過程對乘坐舒適性影響較大。
針對雙電機(jī)深度混合動力汽車模式切換過程中振動幅值過大的問 題 ， 本研究通過建立了 ADAMS 與MATLAB/Simulink聯(lián)合仿真模型，實(shí)現(xiàn)深度混合動力系統(tǒng)驅(qū)動模式切換過程動態(tài)響應(yīng)聯(lián)合仿真分析；從激勵源與傳遞路徑出發(fā)，抑制混合動力驅(qū)動模式切換下的振動幅值。
2. 動力學(xué)建模
系統(tǒng)結(jié)構(gòu)介紹
雙電機(jī)深度混合動力系統(tǒng)
發(fā)動機(jī)激勵建模
發(fā)動機(jī)的起停過程，可以分為兩個部分。第一部分是發(fā)動機(jī)的拖動階段；第二部分是在發(fā)動機(jī)被電機(jī)拖動至怠速轉(zhuǎn)速時(shí)的點(diǎn)火階段，這一過程中，對輸出扭矩產(chǎn)生波動的主要因素是發(fā)動機(jī)的燃燒力矩。
2. 動力學(xué)建模---發(fā)動機(jī)激勵建模
發(fā)動機(jī)激勵計(jì)算
單缸慣性力
慣性力矩（由作用在連桿上的分力產(chǎn)生）
壓縮沖程氣缸內(nèi)的泵氣阻力為
做功沖程氣缸內(nèi)的泵氣阻力為
第一缸的泵氣阻力
發(fā)動機(jī)缸爆力的建模
在點(diǎn)火后的做功沖程時(shí)，氣缸內(nèi)的氣體可以達(dá)到的最大壓力一般在3~6MPa之間。
活塞受到的平均燃燒壓力可以通過活塞上、下表面的壓力差與活塞截面積的乘積求得
可以表示為：
2. 動力學(xué)建模---整車動力學(xué)建模
ADAMS動力學(xué)建模
2. 動力學(xué)建模-整車動力學(xué)模型驗(yàn)證
模型驗(yàn)證
建立混動系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)模型，需要對該模型進(jìn)行驗(yàn)證，這里通過對于整車模態(tài)的分析，驗(yàn)證虛擬樣機(jī)模型。
而對于整車模態(tài)分析，本研究考慮包括發(fā)動機(jī)在內(nèi)的十三自由度整車模型。
十三自由度整車振動模型固有頻率（Hz）
對發(fā)動機(jī)1000rpm和1400rpm時(shí)整車垂向振動進(jìn)行傅里葉變換，進(jìn)而得到共振頻率，與十三自由度整車系統(tǒng)模態(tài)對比。
發(fā)動機(jī)1000rpm下整車垂向振動傅里葉變換
發(fā)動機(jī)1400rpm下整車垂向振動傅里葉變換
發(fā)動機(jī)1000rpm下整車垂向共振頻率
發(fā)動機(jī)1400rpm下整車垂向固有頻率（Hz）
對于1000rpm和1400rpm兩個工況而言，前面的六階頻率基本相同，都是由動力總成模態(tài)激發(fā)出來的共振頻率，而后面三個頻率是激振力的一階，二階和四階頻率，與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速成正比，1000rpm時(shí)的一階頻率為16Hz，1400rpm時(shí)的一階頻率為22.4Hz，與表中的數(shù)據(jù)對比，可以看出，這些模態(tài)誤差基本一致，可以被認(rèn)為是發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速控制過程中的誤差造成的。
因此，可以認(rèn)為整車模型建模滿足動力學(xué)模型的要求
2. 動力學(xué)建模-扭振模型簡化
分析發(fā)動機(jī)啟停對整車振動的影響，可以從振動源以及傳遞路徑入手，這里將傳動系統(tǒng)簡化分析，從傳遞路徑出發(fā)來分析。
混合動力傳動系可以等效為：
從圖中可以看出兩個共振頻率分別在 5.445Hz 和26.62Hz處，系統(tǒng)主要的振動來源于5.445Hz這一頻率，即車身所對應(yīng)的共振頻率，另一頻率下的振動主要分布在車輪上，因此可以進(jìn)一步簡化模型。
兩質(zhì)量系統(tǒng)簡化模型
根據(jù)上面的分析，可以將另一個頻率進(jìn)行簡化，將大太陽輪（S1），小太陽輪（S2），齒圈（R），主減速器（Rd）等效到差速器（Df） 上，并將車輪（Ti）和車身（Bd）等效成一個質(zhì)量塊。
得到兩質(zhì)量系統(tǒng)共振頻率為5.44Hz。
3. 系統(tǒng)控制建模
控制系統(tǒng)建模
MATLAB中建立的車輛模型
4. 聯(lián)合仿真分析
發(fā)動機(jī)起動階段仿真
發(fā)動機(jī)停止階段仿真
4. 聯(lián)合仿真分析---激勵源控制
發(fā)動機(jī)不平衡扭矩的描述
對發(fā)動機(jī)的泵氣阻力以及慣性阻力矩進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算，將加載在活塞上的泵氣阻力轉(zhuǎn)換為發(fā)動機(jī)的泵氣阻力矩，這個周期性變化的扭矩作用在飛輪上，造成整個傳動系的振動。
發(fā)動機(jī)不平衡力矩
發(fā)動機(jī)不平衡扭矩補(bǔ)償
發(fā)動機(jī)扭矩補(bǔ)償仿真結(jié)果
E1補(bǔ)償前后對比
E2補(bǔ)償前后對比
發(fā)動機(jī)起動階段仿真
通過電機(jī)進(jìn)行扭矩補(bǔ)償，抵消了一部分發(fā)動機(jī)不平衡扭矩，使發(fā)動機(jī)的拖動過程變得平穩(wěn)，但仍舊有部分扭矩波動的存在。
發(fā)動機(jī)起動階段仿真對發(fā)動機(jī)不平衡扭矩進(jìn)行補(bǔ)償，成功的降低了整車縱向的抖動，使整車縱向加速度波動幅值降低至0.7m/s2以下，即整車振動與未加控制相比降低了40%左右。
發(fā)動機(jī)停止階段仿真
從圖中的仿真曲線可以看出，通過大、小電機(jī)對發(fā)動機(jī)不平衡扭矩的補(bǔ)償，發(fā)動機(jī)停止過程中的轉(zhuǎn)速波動明顯減小，基本上以恒定的斜率下降至0。
從圖中仿真曲線可以看出，發(fā)動機(jī)停止過程中整車的縱向加速度幅值降低至0.5m/s2以下，與未加控制相比降低了60%左右。
4. 聯(lián)合仿真分析---傳遞路徑控制
傳遞路徑控制
在控制激振源的基礎(chǔ)上，還要進(jìn)行扭振傳遞路徑的控制優(yōu)化，才能更好地實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)起動過程的扭振控制。
傳遞函數(shù)：
系統(tǒng)閉環(huán)的伯德圖
發(fā)動機(jī)起動階段閉環(huán)仿真
從圖中仿真曲線可以看出在閉環(huán)系統(tǒng)中，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速更加平穩(wěn)。
從圖中仿真曲線可以看出，整車縱向加速度幅值降低到0.4m/s2以下，振動幅值僅為未加控制的30%左右，對于駕駛?cè)藛T是可以接受的范圍內(nèi)。
發(fā)動機(jī)停止階段閉環(huán)仿真
從圖中仿真曲線可以看出在閉環(huán)系統(tǒng)中，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速降低過程也變得更加平穩(wěn)。
整車縱向加速度幅值降低到0.3m/s2以下，振動幅值僅為未加控制的20%左右，對于駕駛員而言也是可以接受的范圍內(nèi)。
5. 結(jié)論與展望
建立了聯(lián)合仿真平臺，實(shí)現(xiàn)了復(fù)合行星排式深度混合動力系統(tǒng)驅(qū)動模式切換過程動態(tài)響應(yīng)聯(lián)合仿真分析；從激勵源與傳遞路徑出發(fā)，抑制了混合動力驅(qū)動模式切換下的振動幅值。
本文建立的動力學(xué)模型的懸架以及傳動系的剛度阻尼都是線性的模型，在實(shí)際車輛中，這些變量通常是非線性的。
下一步建立一 個非線性的整車模型，并用于以后的分析中，則更接近實(shí)際車輛模型；
基于該混合動力汽車，從能量管理控制策略、結(jié)構(gòu)優(yōu)化與動力參數(shù)匹配等多個角度進(jìn)行分析，以提高該混合動力汽車的動力性與經(jīng)濟(jì)性。
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