電液復合制動系統踏板感覺及其影響因素

劉 楊，孫澤昌，冀文斌

（1.同濟大學 新能源汽車工程中心，上海201804；2.同濟大學 汽車學院，上海201804）

0 引 言

制動踏板感覺是電液復合制動系統的重要研究內容之一，其直接關系到車輛制動安全和駕駛舒適性。國內外廠商及科研院所針對不同的電液復合制動系統，提出了各式的踏板感覺模擬器，按其踏板力－行程特性是否可調分為被動式和主動式。被動式模擬器踏板力－行程特性不可調節，多通過特殊設計的機械結構實現，文獻［1－4］采用彈簧和橡膠體實現了傳統制動系統非線性踏板感覺的模擬；文獻［5－6］分別利用直列彈簧組和并列彈簧組設計了踏板感覺模擬器；文獻［7］通過可變節流機構改變通流截面積以提供合適的制動感覺。主動式模擬器踏板力－行程特性能夠進行調整，一般設計有控制單元和執行機構，結構復雜，文獻［8］提出的電子輔助制動系統設計了踏板力補償器，優化了踏板感覺；文獻［9］提出了單神經元自適應PID 控制策略以改善制動踏板舒適性；文獻［10］制定了踏板特性跟隨策略，通過控制模擬器油缸進、出電磁閥以模擬目標踏板特性。國內外還對影響制動踏板感覺因素進行了深入研究，文獻［11－13］分別研究了活塞摩擦特性、制動軟管及其他組件對制動踏板感覺的影響；文獻［14］利用主成分分析法得到了理想的制動力、踏板行程和響應時間曲線；文獻［15－16］分析了液壓組件和踏板動作對滯回損失及系統動態特性的影響。

作者針對自行開發的采用一體式主缸的電液復合制動系統，分析了不同模式下踏板力傳遞路徑，并提出了采用組合式彈簧的踏板感覺模擬器；利用AMESim 軟件仿真分析了踏板力－行程特性的影響因素及其程度，為踏板感覺模擬器及一體式制動主缸設計提供指導；最后，對提出的電液復合制動系統的踏板特性進行了試驗驗證。

1 系統結構及踏板力傳遞路徑分析

1.1 復合制動系統結構

電液復合制動系統由一體式制動主缸、微型液壓源、制動輪缸、制動踏板、液壓調節單元和復合制動協調控制單元等組成，如圖1所示，其中，一體式制動主缸實現了制動踏板輸入力和制動輪缸壓力的解耦，同時為司機制動操作提供合適的踏板反饋；復合制動協調控制單元采集司機踏板信號，解析司機制動需求，通過CAN（Controller area network）總線得到當前可用電動機再生制動力及輪缸壓力狀態，根據車輛運行狀態和路面信息分配前、后軸制動力及電、液制動力；液壓調節單元根據液壓制動力控制指令實時調整各輪缸壓力。

1.2 踏板力傳遞路徑分析

圖1 電液復合制動系統結構圖Fig.1 Structure of electro－hydraulic brake system

所設計的一體式制動主缸的結構如圖2 所示。正常模式下，常閉式電磁閥打開，微型液壓源產生高壓液，當踩下制動踏板時，在推桿活塞作用下制動液經常閉式電磁閥進入踏板感覺模擬器，踏板感覺模擬器提供合適的反饋力；當電氣失效或部件故障時，常閉式電磁閥關閉，推桿活塞推動制動液作用于助力活塞及串聯雙腔主缸前、后腔活塞，并將制動液壓入制動輪缸產生緊急制動力。失效模式下，助力活塞與推桿活塞的“杠桿效應”放大了踏板輸入力，起到助力作用。當撤掉踏板力時，制動踏板在推桿回位彈簧作用下復位。

圖2 一體式制動主缸示意圖Fig.2 Schematic diagram of integrated master cylinder

不同工作模式下，踏板力經各自傳遞路徑作用于不同對象，因此，將分別研究正常和失效模式下制動踏板感覺及其影響因素。

2 模型搭建

2.1 正常模式

2.1.1 目標踏板力－行程曲線

不論系統處于純液壓制動、純再生制動或復合系統制動狀態，踏板感覺模擬器應能夠提供與傳統車輛一致的踏板感覺。原型車采用帶真空助力器的傳統制動系統，其踏板力－行程曲線如圖3所示，其中，OA 為消除制動系統各組件間隙并初始建立壓力階段，AB 為真空助力器助力作用階段，BC 為助力結束后推桿直接作用于制動主缸階段［3，6］。踏板力－行程曲線可近似為三段不同斜率和長度的折線，可根據車輛類型、目標人群和法規限制進行調整。電液復合制動系統踏板特性以圖3所示的理想制動力－行程曲線為設計目標。

圖3 理想踏板力－行程特性曲線Fig.3 Ideal pedal force－stroke curve

2.1.2 正常模式簡化模型

為降低成本和開發難度，設計了組合彈簧式的被動模擬器，對理想踏板力－行程特性曲線各段斜率和行程進行模擬，其結構如圖4所示。踏板感覺模擬器工作過程如下：第一階段，模擬器活塞壓縮彈簧1和彈簧2直至彈簧1完全壓入U 型帽，此時，彈簧1和彈簧2變形量分別為L0和L1；第二階段時，僅彈簧2發生變形，此階段彈簧2變形量為L2；第三階段時，同時壓縮彈簧2和彈簧3，最大變形量為L3。

圖4 踏板感覺模擬器結構圖Fig.4 Structure diagram of pedal feel simulator

結合上述分析，正常模式時系統可以簡化為圖5所示的結構，下面對關鍵模型進行說明。

圖5 正常模式時系統簡化模型Fig.5 Simplified model under normal mode

推桿活塞運動微分方程式為：

式中：mr、xr、Ar分別為活塞推桿活塞質量、位移和截面積；Fp為踏板輸入力；cr為等效阻尼系數；kr、Frs0分別為回位彈簧的剛度和預緊力；pr為電磁閥入口壓力。

常閉式電磁閥常開，可等效為一個節流閥口，其流量特性為：

式中：Q、Cv、Av分別是電磁閥的流量、流量系數和最大開口通流截面積；ρ 為制動液密度；ps為電磁閥出口壓力。

模擬器活塞位移xs可通過推桿活塞位移xr得到：

式中：As為模擬器活塞截面積。

模擬器活塞運動學方程為：

式中：i為不同壓縮階段，i＝1，2，3；ki為不同階段時彈簧等效剛度；cs為阻尼系數。

不同壓縮階段，彈簧等效剛度ki可由以下公式求取：

式中：ks1、ks2、ks3分別是直列式彈簧1、2 和并列式彈簧3的剛度。

2.2 失效模式

失效時，常閉式電磁閥關閉，系統簡化后模型如圖6所示。此時，在滿足司機緊急制動時制動力需求前提下，進行踏板力－行程特性研究，應滿足《GB 7258－2012機動車運行安全技術條件》、《QCT311－2008汽車液壓制動主缸性能要求及試驗方法》等法規要求。

圖6 失效模式時系統簡化模型Fig.6 Simplified model under failure mode

輸入踏板力經助力后作用于傳統制動主缸，定義助力比Br為：

式中：Ab為助力活塞截面積。

其余部件建模與傳統制動系統類似，可參見文獻［13，15］。

3 仿真結果及影響因素分析

液壓調節單元、制動管路和制動器等來自原型車傳統制動系統，參數不可調節。上述建模過程中可以看出，活塞阻尼系數、推桿回位彈簧預緊力、電磁閥最大通流面積和助力比等參數是影響活塞運動（即踏板力－行程特性曲線）的可調節因素。正常模式下行車制動時踏板力輸入曲線如圖7所示，其踏板力施加和釋放時間各為3s，最大踏板力為150N，踏板速度可達0.046m／s［14］；失效模式下緊急制動時，踏板力輸入曲線形狀與圖7類似，施加和釋放時間為0.8s，最大踏板力設定為450N。

為量化上述參數對制動踏板感覺的影響，利用踏板力－行程曲線滯回損失［15］、踏板初始動作踏板力、踏板力撤掉時踏板位移和踏板最大行程等參數對仿真結果進行評價。

圖7 踏板力輸入曲線Fig.7 Pedal force input curve

3.1 活塞阻尼系數

推桿活塞、助力活塞和模擬器活塞阻尼系數取決于密封形式、缸體材料選型及表面處理工藝等。參照密封圈推薦參數，只考慮活塞阻尼系數為變量時，從0 以300 N／（m·s－1）為間隔點至1200N／（m·s－1）時，踏板力－行程曲線仿真結果和滯回損失分別如圖8和表1所示。隨著阻尼系數的增大，踏板力－行程曲線滯回損失和踏板力撤掉時的踏板位移逐步增大。當阻尼系數過大時，不僅造成踏板感覺與理想踏板力－行程曲線偏離，且踏板回位時間變長，影響踏板感覺和制動安全。

圖8 活塞阻尼系數變化時踏板力－行程曲線Fig.8 Pedal force－stroke curves under different damping coefficients

表1 活塞阻尼系數對滯回損失的影響Table 1 Hysteresis losses under different damping coefficients

3.2 推桿回位彈簧預緊力

只考慮推桿回位彈簧預緊力為變量，從0以間隔點20N 至100N 時，踏板力－行程曲線仿真結果如圖9所示。隨著推桿回位彈簧預緊力的增加，踏板初始動作時所需踏板力和踏板回位時踏板力亦不斷增加。推桿回位彈簧預緊力較小時（如無預緊力），撤掉踏板力時，踏板位移為0.007 m，不能及時回位；較大時（如100N），踏板初始動作所需踏板力接近30N，影響司機制動心理預期。合適的推桿回位彈簧預緊力（如40N），不僅可以提供較合適的初始踏板力，還能保證踏板快速回位。

圖9 推桿回位彈簧預緊力變化時踏板力－行程曲線Fig.9 Pedal force－stroke curves under different return spring preload forces

3.3 電磁閥最大通流面積

由式（2）可知，電磁閥常開時流量特性與電磁閥最大通流面積Av成正比，只考慮電磁閥最大通流面積為變量，從0.2mm2以間隔點0.3mm2至1.7mm2時［17］，踏板力－行程曲線仿真結果和滯回損失分別如圖10和表2所示。隨著電磁閥最大通流面積的增加，踏板力－行程曲線滯回損失和踏板力撤掉時踏板位移均顯著減小。當Av≥0.8 mm2時，滯回損失降低趨勢減緩，踏板力－行程曲線接近重合。

表2 電磁閥通流面積對滯回損失的影響Table 2 Hysteresis losses under different valve flow areas

3.4 助力比

圖10 電磁閥最大通流面積變化時踏板力－行程曲線Fig.10 Pedal force－stroke curves under different valve flow areas

失效模式下，助力比成為影響制動踏板感覺和行車安全的重要參數。只考慮助力比為變量，輪缸壓力與助力比仿真結果如圖11所示，可以看出輪缸壓力與助力比成線性關系，較大的助力比能夠獲得更大的輪缸壓力，有利于實現緊急制動。當助力比變化時，踏板力－行程曲線仿真結果如圖12所示，踏板最大行程隨著助力比的增大而增大，當助力比過大時，不僅踏板最大行程易超出法規限制，而且助力活塞直徑過大，不利于一體式主缸整體設計及裝配。

圖11 輪缸最大壓力與助力比關系Fig.11 Wheel cylinder maximum pressure vs.booster ratio

圖12 助力比變化時踏板力－行程曲線Fig.12 Pedal－stroke curves under different booster ratios

3.5 一體式主缸基本設計參數

通過仿真研究了不同參數對不同模式下踏板力－行程曲線的影響，結合制動主缸設計標準和器件選型手冊，踏板感覺模擬器及一體式制動主缸關鍵參數設計如下：推桿活塞面積為615.4mm2；模擬器活塞面積為530.7mm2；串聯雙腔主缸直徑為25.4 mm；電磁閥最大通流面積為1.37 mm2；推桿回位彈簧預緊力為41.2N；助力比為1.56。

4 臺架試驗

為考核作者開發的踏板感覺模擬器及一體式制動主缸踏板力－行程特性，在如圖13 所示的硬件在環仿真平臺上開展了臺架試驗，該試驗臺由汽車及其關鍵部件模型、基于xPC 目標機－主機的實時平臺［18］和電液復合制動系統硬件組成，其中，電液復合制動系統硬件包括采用原型車的制動器、制動管路、制動踏板、液壓調節單元，一體式制動主缸和復合制動協調控制單元等，電液復合制動系統臺架部件的參數如下：制動踏板杠桿比為3.92；前軸輪缸直徑為50.8 mm；后軸輪缸直徑為20.0mm；前軸制動器間隙為0.15 mm；后軸制動器間隙為0.3mm；管路直徑為4.0mm。

圖13 試驗臺架Fig.13 Test bench

以系統仿真時踏板力輸入曲線為目標曲線，踩下及釋放制動踏板，實時記錄踏板力和行程傳感器的輸出，正常模式和失效模式下踏板力－行程特性曲線分別如圖14、圖15所示。正常模式下，踏板初始動作時踏板力為9N，踏板力－行程試驗曲線滯回損失為11.5%，踏板行程最大為0.052 m，與目標曲線相比，踏板行程小于0.04 m 時曲線滯回損失相對較大，但總體呈現出三段不同斜率和長度的折線，變化趨勢一致；與正常模式相比，失效模式時踏板力－行程曲線呈現兩段不同斜率曲線，由于制動管路和制動盤間隙等因素的影響，滯回損失增大至15.3%，踏板行程增大至0.095m，符合法規要求。

圖14 正常模式下的踏板力－行程曲線Fig.14 Pedal force－stoke curve under normal mode

圖15 失效模式下的踏板力－行程曲線Fig.15 Pedal force－stoke curve under failure mode

模型仿真及臺架試驗表明，所開發的踏板感覺模擬器及一體式制動主缸能夠提供良好的踏板感覺，滿足設計需求。

5 結束語

提出了基于一體式制動主缸的電液復合制動系統結構，并分析了正常模式和失效模式下踏板力的傳遞路徑。采用3個不同規格彈簧設計了組合彈簧式踏板感覺模擬器，利用AMESim 分別建立了正常模式和失效模式下的系統簡化模型，并仿真分析了活塞阻尼系數、推桿回位彈簧預緊力、電磁閥最大通流面積和助力比等參數對踏板力－行程曲線的影響。臺架試驗表明，作者提出的電液復合制動系統正常模式和失效模式下踏板力－行程特性曲線均滿足設計需求。

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