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：