基于制動感覺的制動能量回收系統的設計與匹配

初 亮，楊 毅，張世桐，黃禹霆

（吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春130022）

0 引 言

制動能量回收是指通過電機的發電作用，將汽車制動過程中損失在摩擦制動器上的熱能，轉換為電能進行再利用。然而電機再生制動力的引入會導致車輛的制動感覺發生變化，因此需要針對該功能開發相應的制動能量回收系統。

目前國外各大零部件廠商已經紛紛推出成熟的技術產品［1］，其中主要包括德國Continental公司研發的EMB 系統，在該系統中對制動操縱機構進行了改進，增加了主動式的踏板模擬裝置，并通過調節真空度，增加踏板空行程的方式在回收制動能量的同時保證制動感覺。豐田公司研發的ECB系統取消了真空助力器，增加了橡膠模擬感覺裝置并重新設計了液壓調節單元［2］；LSP 公司推出的IBS系統通過改造原有的制動主缸結構，在踏板處加入機械感覺反饋裝置，解決制動感覺問題［3］；除此 之 外，TRW 公 司 推 出 的ESC－H 系統和SCB系統以及博世公司開發的ESP－hev和HAS－hev系統，已經對比亞迪公司的部分電動車產品完成了配套［4］。

對比國外，國內制動能量回收系統的研究起步較晚，硬件資源儲備不足，整車企業只能引入國外硬件技術方案，產品開發匹配費用極高。為擺脫對國外技術的過分依賴，推進市場化進程，自主開發制動能量回收系統裝備的電動汽車勢在必行。基于目前國內電動汽車的制動系統現狀，本文設計了一種增壓模擬器，通過加入該裝置對原有傳統制動系統功能進行改進，對主缸壓力和輪缸壓力進行解耦，并能在能量回收過程中保證制動感覺。

1 制動感覺原理

傳統制動系統中駕駛員與制動執行機構之間通過液壓形式傳遞制動意圖。駕駛員踩下制動踏板后，真空助力器推動主缸活塞，制動液通過液壓調節裝置進入輪缸，輪缸中的壓力以制動液為介質反饋回駕駛員腳部，產生制動踏板感覺［5］。而制動能量回收系統相比于傳統制動系統，踏板與制動執行機構之間不存在實時的機械連接，通過安裝傳感器信號進行制動意圖識別，根據控制單元發出的指令，控制電機、電池系統以及液壓調節單元協調完成減速制動過程。制動能量回收系統的控制作用方式如圖1所示。制動能量回收系統參與制動的作用方式與系統結構形式相比傳統制動系統均發生改變。制動控制器接受傳感器信號，通過CAN 總線傳遞制動需求信息，再生制動控制器控制輸出電機制動力，液壓制動起到協調輔助作用［6－7］。該變化導致制動器的作用力無法準確地以液壓形式反饋回制動踏板，因此會帶給駕駛員制動感覺的改變。基于上述分析，本文提出的帶有增壓模擬器的制動能量回收系統方案結構如圖2所示。

圖1 制動能量回收系統原理示意圖Fig.1 Principle of in regenerative braking system

圖2 制動能量回收系統結構圖Fig.2 Construction of regenerative braking system

2 系統制動過程部件受控狀態分析

為簡化系統控制過程，本文對制動能量回收系統采用β曲線制動力分配方案［8－9］，當電機制動力能夠滿足制動需求時，系統前軸不建壓，只發揮電機的制動能力；制動強度較高條件下，前軸液壓對電機制動力進行補償。從踩下制動踏板開始到松開制動踏板結束，制動過程一共經歷5個階段，在各個階段中制動力矩的分配如圖3所示。

圖3中，黃色部分為前軸液壓制動力矩；棕色部分為后軸液壓制動力矩；藍色部分為電機制動力矩。根據力矩變化過程，結合系統結構，分析系統在整個制動過程中各部件的工作情況。部件控制狀態如表1所示。

圖3 制動力矩變化示意圖Fig.3 Change of braking torque

表1 部件工作狀態Table 1 Component working condition in section OA

表1中，Vin代表前軸進液閥；Vout代表前軸出液閥；Vno代表模擬器常開閥；Vnc代表模擬器常閉閥；M1代表ABS電機；M2代表模擬器內電機；數字1代表電機通電工作和閥門開啟；數字0代表電機斷電停止和閥門關閉。

3 增壓模擬器的參數匹配

根據上文部件工作狀態與制動過程力矩變化的分析可知，設計的增壓模擬器的功能主要有兩個：①在電機制動力參與制動時，能夠容納主缸排除的液體，并回饋與傳統制動系統相同的輪缸壓力；②能夠在再生制動不足時，對系統進行液壓補償。由于制動過程中，系統對后軸液壓不進行控制，因此對于①，只需要保證模擬器能夠模仿前軸的P－V 特性（輪缸壓力與制動液體積的對應關系）即可［10］。對前軸輪缸的P－V 特性進行試驗獲取，結果如圖4所示。

從試驗結果可以發現，前軸輪缸P－V 特性分為兩部分，初始部分為低壓區，進入液體體積較高，引起輪缸壓力變化較小；隨后部分為高壓區，很小一部分的液體體積可以引起較高的輪缸壓力變化。對試驗結果進行近似線性分段擬合，可以得到如下關系：

圖4 制動輪缸P－V特性示意圖Fig.4 P－V character of wheel cylinder

式中：Pfront＿OB為該階段輪模擬器內產生的壓力；Vfront＿BE為BE 階段進入模擬器內部的液體體積；Vfront＿BE為在高壓區BE 階段進入模擬器內部的液體體積；Pfront＿BE為BE階段模擬器內產生壓力。

綜上所述，根據功能需要，設計增壓模擬器的結構如圖5所示。

圖5 主動增壓模擬器結構圖Fig.5 Construction of simulator with the function of active pressurization

增壓模擬器可以根據功能要求分為兩個部分。主動增壓部分：通過直流電機帶動內循環式滾珠絲杠，將內循環螺母的旋轉運動轉化為絲杠推桿的直線往復運動，絲杠推桿推動活塞實現主動增壓功能；感覺模擬部分：通過兩個安裝在殼體內的活塞和兩個不同剛度的彈簧完成對前軸輪缸分段P－V 特性的模擬功能。

針對上述兩個部分進行參數匹配，針對模擬功能，在圖4中的OB階段的工作過程中，模擬器內壓力變化為：

圖6 增壓速率變化曲線Fig.6 Pressurization rate curve

式中：K1為模擬器彈簧1的剛度；K2為模擬器彈簧2的剛度；S1為第一階段內的壓縮行程；d1為活塞1的直徑。

模擬器內液體體積變化為：

結合圖4的P－V 特性，對壓力、體積以及行程的限制條件可以表示為：

式中：L2為模擬器腔體2內的工作間隙。

同理，模擬BE段的工作過程中，模擬器內壓力變化可以表示為：

式中：S2為第二階段內的壓縮行程；d2為活塞2的直徑。

模擬器內體積變化可以表示為：

該階段對于壓力與液體體積的限制條件為：

式中：L1為模擬器腔體1內的工作間隙。

參考主缸直徑選取d2＝15mm，d1＝10mm，根據式（2）～式（7），計算得到模擬器內彈簧1的剛度為34535N／m，彈簧2的剛度為9773N／m，工作間隙1的長度為7.42mm，工作間隙2的長度為18.55mm。

主動增壓功能主要是對電機功率以及傳動機構參數的匹配計算。系統的極限增壓速率出現在駕駛員以極限速度踩下制動踏板，制動強度達到路面附著極限的同時，電機退出制動的情況。因此，主動增壓的極限速率由駕駛需求增壓速率與電機退出需求補償速率兩部分組成。對第一部分，參考傳統制動系統的極限增壓速率需求，駕駛員以最大能力踩下制動踏板進行增壓速率測試，結果如圖6所示。

根據試驗獲得的系統的最大壓力變化率ΔP1為21.1 MPa／s。

第二部分電機退出的極限速率應該出現在車輛以最大制動強度制動，車速低于再生制動退出門限時的情況。該狀態停車時間與車速關系為：

式中：Vlim為車速退出門限，本文選取10km／h，Zlim為路面最大附著系數，本文選取0.85，該門限下電機處于恒轉矩區，此時前軸對應的再生制動力可以表示為：

式中：Ff為恒扭矩區對應的前軸制動力；igi0為電機軸端到輪端的傳動比，本文選取目標車型對應值8.28；rf為前輪滾動半徑，選取0.307 m；Tmax為恒扭矩區峰值轉矩，大小為210N·m。

再生制動力對應的等效輪缸壓力表示為：

式中：Df為前輪輪缸直徑，Kbf為前輪摩擦因數。

結合式（8）（9）（10），前輪輪缸的壓力變化率可以表示為：

根據兩部分壓力變化率Δp1和Δp2，并結合式（1）計算本系統的極限情況下需求進液體積：

對滾珠絲杠的參數選擇需要滿足該體積需求：

式中：n為電機額定轉速，可以參考ABS與ESP，在3000～6000r·min－1之間選取，本文以3000r·min－1為基準；i1為電機軸端的齒輪副傳動比，可以根據設計尺寸的大小進行選取，擬定為1；L′為內循環式滾珠絲杠的導程。

不考慮效率的前提下，根據需求流量與主動增壓情況求得電機需求功率為：

式中：P 為電機輸出功率，單位kW；Δp 為增壓過程最大壓差，單位為MPa，根據傳統汽車匹配經驗，選取12 MPa為極限壓差；Q 為流量，單位為L／min，即為本文需求進液體積Vtotal。

根據式（13）和（14），選取滾珠絲杠導程為1.6mm，獲取電機功率為80 W。

4 臺架實驗

利用xPC功能搭建試驗臺架，對設計的系統進行功能驗證，臺架結構如圖7所示。

圖7 制動能量回收系統試驗臺架示意圖Fig.7 Regenerative braking system test bench

圖8 踏板感覺特性曲線Fig.8 Braking feeling curve in test bench

臺架由信號采集系統、控制系統及液壓制動系統組成，其中信號采集系統主要由數據采集卡、自制驅動電路、四個制動輪缸的壓力傳感器、主缸壓力傳感器、踏板位移傳感器和踏板力傳感器組成；控制系統主要由主機、工控機組成。控制系統接收來自信號采集系統的壓力與踏板信號，經工控機由xPC接口下載到主機電腦上基于Matlab／Simulink環境下搭建的軟件控制模型中，計算后輸出數字控制信號經由工控機與驅動電路對制動系統中部件進行控制。臺架試驗驗證主要包括部件參數匹配結果驗證以及系統制動控制效果驗證兩個部分。圖8為踏板感覺特性臺架實驗結果。

圖8中藍色曲線為傳統制動系統踏板感覺特性，紅色曲線為本文制動能量回收系統踏板感覺特性。從結果可以發現，本文開發的制動能量回收系統的踏板感覺基本被包絡在傳統感覺范圍之內，因此對于模擬器內分段式彈簧裝置的參數匹配結果是能夠滿足駕駛感覺要求的。

利用本文裝置進行主動增壓，對比傳統制動系統快速、中速、慢速踩下制動踏板情況下的輪缸壓力與壓力變化率狀態，試驗結果如圖9和圖10所示。

圖9 輪缸壓力變化曲線Fig.9 Cylinder pressure variation curve

圖10 輪缸壓力變化率曲線Fig.10 Cylinder pressurization rate curve

從圖9和圖10中可知，制動能量回收系統的主動增壓能力要高于傳統制動系統駕駛員的制動需求，最大增壓速率在35 MPa以上，高于極限需求增壓速率，因此對于電機結合滾珠絲杠的參數匹配符合要求。

對系統制動效果進行驗證，在臺架試驗中以100N 制動力踩下制動踏板并保持至停車狀態，試驗結果如圖11～圖13所示。

圖11 踏板力變化曲線Fig.11 Pedal force variation curve

圖12 汽車車速速變化曲線Fig.12 Vehicle speed variation curve

圖13 輪缸壓力變化曲線Fig.13 Pressure of wheel cylinder variation curve

圖11 中的踏板力反映駕駛員的制動需求，車速變化如圖12 所示，制動力變化如圖13 所示。在初始階段，制動需求較小時，制動力完全由電機提供，因此在起始一段時間內，前軸輪缸內無制動液；隨后過程中，制動需求強度變大，電機制動力不足，前軸開始主動增壓過程，液體開始進入前軸輪缸，由液壓補償需求；在2s左右時，隨著車速降低，電機制動力矩變大，液壓制動力矩開始下降，制動液由前軸輪缸排出；直至3.5s左右時刻電機進入穩定的恒扭矩區域，液壓制動力矩同時維持穩定；在4.3s時刻附近時，車速達到10km／h，電機退出制動，重復主動增壓過程，直至停車。試驗結果表明，制動能量回收系統能夠在較大程度上利用電機制動力的同時，良好地協調電液分配，滿足制動需求。

5 結 論

（1）本文的研究結果表明，設計的制動能量回收系統的踏板位移與踏板力關系曲線與傳統汽車基本吻合，系統的增壓速率能夠滿足極限情況要求，依據輪缸P－V 特性的參數匹配方法以及分段式彈簧柱塞結構設計可以用于對制動能量回收系統感覺模擬裝置進行開發；依據極限增壓速率匹配的電機以及滾珠絲杠機構可以被運用于協調增壓裝置的開發。

（2）本文設計的制動能量回收系統的控制入口均來自于傳感器的采集信號，處于工程實際考慮，后續應該進一步開發相應的估算算法對傳感器信號進行冗余設計或替代，降低開發成本，提高系統的可靠性。

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