余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同濟大學汽車學院，上海 200240； 2.同濟大學新能源汽車工程中心，上海 200240)

2016118

雙動力源電子液壓制動系統的研究*

余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同濟大學汽車學院，上海 200240； 2.同濟大學新能源汽車工程中心，上海 200240)

針對現有電子液壓制動系統的不足，設計一種雙動力源電子液壓制動系統。該系統可對制動主缸液壓力和踏板感覺進行獨立主動控制，實現踏板行程與液壓力的解耦。建立了仿真模型進行仿真，結果表明，其功能滿足設計要求且相對現有電子液壓制動系統有優越性。最后搭建了試驗臺架進行試驗，得到了相同的結論。

雙動力源；電子液壓制動系統；液壓力控制；踏板感覺

前言

制動系統是汽車中最重要的系統之一，其性能直接影響汽車的行駛安全性。此外，新型制動系統還擔負著制動能量回收的功能。隨著電控技術的不斷發展，線控技術(x-by-wire)得以出現，將汽車的制動系統和線控技術相結合，產生了線控制動(brake-by-wire)。線控制動由于其響應速度快、可控性好等特點，成為了未來汽車制動系統發展的方向[1]。線控制動系統可分為電子機械制動系統(EMB)和電子液壓制動系統(EHB)。其中EMB被認為是未來制動系統發展的最終形式，具有結構緊湊、安裝靈活、制動距離短等優點，但由于其需要使用車載42V電源，且EMB系統的抗干擾能力差，這些原因都制約著EMB系統的進一步發展。EHB系統是電子與液壓系統相結合所形成的制動系統，雖然EHB系統被看成是EMB系統的過渡產品，但由于其技術基礎更加成熟，能夠實現EMB的絕大部分功能，且EHB系統仍可采用12V的車載電源，現有的電路系統即可滿足要求。同時EHB系統具有舒適、可靠、響應快、可實現再生制動、制動力可精確控制、對現有的制動系統的改動小等優勢，并且結合控制算法，EHB系統可實現 ABS，ESC和TCS 等主動安全功能，因此EHB是現今制動系統研發的熱點。

文獻[2]和文獻[3]中開發了一種分布式EHB系統；文獻[4]中開發了一種集成式的EHB系統，該系統采用滾珠絲杠外包電機的結構，因此結構緊湊；文獻[5]中也在研發一種新型的EHB系統。

現有的EHB系統可分為兩類：以液壓泵-高壓蓄能器為動力源的P-EHB和以電機-減速機構為動力源的I-EHB。P-EHB由于高壓蓄能器有泄漏的風險[6]，因此現階段研究的重點是I-EHB。

而現有的以電機-減速機構為動力源的I-EHB存在以下不足：(1)踏板力的利用不足；(2)踏板感覺模擬多為被動；(3)系統對電機的性能要求較高。

因此，本文中設計了一種全新的電子液壓制動系統。

1 方案提出

1.1 拓撲分析

為實現制動踏板與制動主缸之間的解耦，傳統的方法為在制動踏板與制動主缸之間加入解耦裝置，并在解耦裝置之前加入踏板感覺模擬器，在解耦裝置后加入主動動力源。其拓撲圖如圖1所示。

圖1 傳統拓撲結構圖

踏板模擬裝置有標號分別為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的4個接入口，電控主動動力源有標號分別為①，②，③，④的4個接入口。踏板模擬裝置和電控主動動力源的接口組合形式與踏板模擬方式、電控主動動力源的形式和系統結構布置形式有關，如采用Ⅰ和①的接口組合形式，則踏板模擬器可直接選用機械式模擬器，或通過一個機液轉換裝置后再與液壓式模擬器相連，而電控主動動力源可直接選用電機-減速機構形式或真空泵。然而這種方案的踏板感覺多為被動式，無法主動控制。故提出一種雙動力源新拓撲結構，如圖2所示。

圖2 雙動力源拓撲模型

采用圖2所示拓撲結構關系的方案中保留了傳統液壓制動系統中制動踏板與制動器之間的連接關系，通過算法實現制動踏板輸入與液壓壓力輸出之間的解耦，并可對制動踏板感覺進行主動模擬。

1.2 方案介紹

基于以上分析本文中提出了雙動力源電子液壓制動系統(dual power source electro-hydraulic brake system，DEHB)的概念，其方案如圖3所示。本方案由兩套動力源及制動主缸構成。制動踏板與第一制動主缸的推桿相連，同時主動動力源一也與第一制動主缸相連接，兩者產生的合力作用在第一制動主缸的推桿上。主動動力源二與第二制動主缸相連接，以推動第二制動主缸。第一制動主缸和第二制動主缸的制動液在管路中耦合后經ABS/ESC調節后流入制動輪缸。本方案的減速機構采用滾珠絲杠與齒輪。

圖3 DEHB方案圖

駕駛員踩下制動踏板，傳感器獲得信號，信號傳輸至電控單元，電控單元獲得駕駛員的制動意圖，控制2個主動動力源產生液壓力，2個制動主缸產生的液壓力在制動管路內進行耦合后推動輪缸從而制動汽車。另一方面，第一制動主缸由制動踏板推桿和制動動力源即人力一同推動，第二制動主缸由主動動力源二推動。忽略摩擦力、同一制動主缸不同腔之間的壓力差及制動液和制動管路的可壓縮性，在ABS/ESC不介入的情況下，可得：

FMC_1=Fpedal+Fmotor_1

(1)

FMC_2=Fmotor_2

(2)

由于液壓力在制動管路內耦合，有

(3)

當第一制動主缸和第二制動主缸選用相同型號主缸時，可得：

FMC_1=FMC_2

(4)

Fpedal+Fmotor_1=Fmotor_2

(5)

式中：FMC_1為第一制動主缸液壓力；FMC_2為第二制動主缸液壓力；Fmotor_1為電機一推力；Fmotor_2為電機二推力；Fpedal為踏板推力；SMC_1為第一制動主缸內徑面積；SMC_2為第二制動主缸內徑面積。

1.3 解耦分析

與傳統線控制動系統加入解耦裝置以達到解耦的方法不同，雙動力源方案采用機械結構與控制方法相結合的方案以達到解耦的目的。由式(2)可知，為實現不同的主缸液壓力，只需要控制Fmotor_2，此時由式(5)可知踏板推力Fpedal與電機一推力Fmotor_1的合力同時發生變化，為保證踏板推力保持不變，同時控制Fmotor_1，從而實現同一踏板輸入下產生不同的主缸液壓力，即實現了踏板與主缸的解耦。

由式(5)可知踏板推力Fpedal等于電機二推力與電機一推力的差值，當不同踏板推力輸入時，只需控制電機一推力Fmotor_1，使電機一推力與踏板推力Fpedal的合力保持不變，即可控制主缸液壓力保持不變，即實現了踏板與主缸的解耦。由于力的相互作用，踏板反饋給駕駛員的力等于踏板推力Fpedal，由以上分析可知同一主缸液壓力下可產生不同的踏板推力反饋，即實現了踏板感覺主動可調。

2 系統分析

2.1 系統建模

以第一制動主缸為例建立電機和減速機構的動力學模型：

(6)

(7)

(8)

式中：Jm為電機及小齒輪轉動慣量；Bm為電機軸阻尼系數；Tm為電機輸出轉矩；Ts為小齒輪轉矩；θm為電機軸轉過角度；Js為大齒輪及螺母轉動慣量；Bs為大齒輪及螺母轉動阻尼系數；θs為大齒輪轉過角度；i為齒輪減速比；Tr為螺母端轉矩；mr為絲杠質量；br為絲杠阻尼；xr為絲杠位移；Ph為滾珠絲杠導程；p11為第一制動主缸前腔壓強。

建立制動主缸的連續流量方程，以第一制動主缸為例，制動主缸的前活塞和后活塞的運動方程[7]分別為

(9)

(10)

式中：m11和m12分別為前、后活塞質量；x11和x12分別為前、后活塞位移；c11和c12分別為前、后活塞阻尼；k11和k12分別為前、后腔彈簧剛度；A11和A12分別為前、后活塞面積；p11和p12分別為前、后腔壓力。

得到流量方程為

(11)

(12)

式中：V11和V12分別為前、后腔容積；β為制動液彈性模量；rf和rs分別為前、后腔泄漏系數。

建立輪缸的動力學方程：

(13)

式中：mw為輪缸活塞質量；pw為輪缸內壓強；Aw為輪缸面積；kw為輪缸等效彈簧剛度；xw為輪缸位移；Cw為輪缸等效阻尼；Fn為制動塊與制動盤之間的壓力。

制動輪缸內的連續流量方程為

(14)

式中：Qi_w為管路流入輪缸流量；Vw為輪缸容積。

在AMESim中搭建模型如圖4所示。

圖4 DEHB仿真模型

由于AMESim中沒有滾珠絲杠模塊，因此選用齒輪齒條和轉動慣量模塊替代滾珠絲杠模塊。電機控制模塊中對電機實際輸出轉矩和輸出轉速進行了限幅，同時引入了電機的T-n特性并考慮了電機的延遲時間。

2.2 控制方法

所設計的雙電機驅動電子液壓制動系統包含機、電、液3部分，將駕駛員踏板力作為系統控制輸入，對電機一進行轉矩控制時控制對象為制動主缸推桿位移x11，對電機二進行轉矩控制時控制對象為管路液壓力p。控制框圖如圖5所示。

圖5 雙電機驅動電子液壓制動系統控制框圖

由于I-EHB的結構與P-EHB不同，應用于P-EHB和ESC的控制算法并不適用于I-EHB系統[8]。又由于制動系統的P-V特性及機械和液壓系統中存在摩擦環節，故系統為非線性。系統的摩擦環節對系統性能影響較大，而摩擦環節的建模比較復雜[9-10]，因此考慮采用魯棒性較好的滑模變結構控制[11]。

考慮采用等效滑模控制，在滑模控制中，滑模控制律可由等效控制ueq和切換控制usw構成，等效控制保證系統的狀態在滑模面上，切換控制則保證系統的狀態不離開滑模面。考慮二階非線性系統：

(15)

不考慮干擾和不確定性，被控對象描述為

(16)

滑模控制率由等效控制項和切換控制項組成：

u=ueq+usw

(17)

以第一制動主缸為例，由于主缸前腔壓力和后腔壓力相差不大，且主缸中阻尼力和回位彈簧的彈力相對推力較小，在控制器設計時可認為是外加干擾，則系統動力學方程可簡化為

(18)

式中F為主缸推桿推力。

忽略系統P-V特性中的壓力滯環現象，用多項式擬合壓力p11與位移x11之間的關系：

(19)

控制量u(t)為電機轉矩，因此系統方程為

(20)

式中r為減速機構減速比。

定義跟蹤誤差為

e=xref-x11

(21)

式中xref為主缸推桿目標位移。

切換函數設計為

s=e

(22)

(23)

式中b和K為系數。

在很多文獻中常采用飽和函數sat(s)替換符號函數sgn(s)，這樣做的目的在于消除抖振。這種方法被稱之為“邊界層”法，一方面雖然“邊界層”法削弱了系統的抖振，但另一方面由于用飽和函數替代了符號函數sgn(s)，即替代了滑動模態，系統的結構也隨之被破壞，因此這種方法不再是變結構系統，其也不具有滑模變結構控制所具有的魯棒性強的優點。為了在不改變控制系統結構的同時又能夠減小系統抖振，且使系統以盡可能短時間到達滑模面，本文中采用改進的指數趨近率控制，其切換函數所滿足的表達形式為

(24)

式中：s=0為滑模面；k為指數趨近率系數；ε為系數。

當距離滑模面較遠時，指數趨近率起作用，它可以把系統迅速“拉”到滑模面附近，當系統到達滑模面附近時，其作用減小，此時ε值起作用，ε值的大小則表征了系統穿過滑模面的速度，如果取ε足夠小，就保證了趨近速度足夠小，系統運動穿過滑模面的距離就小，從而減小切換的滯后，即減小系統抖動。因此通過調整參數k和ε可達到較好的滑模控制效果，故設計切換函數為

(25)

(26)

(27)

u的解就是等效控制，記為ueq，ueq的值實際上等于u的平均值，它是狀態保持在切換面上而始終不離開切換面時u的值，等效控制器設計為

(28)

由此可得踏板位移滑模控制率設計為

(29)

3 仿真分析

3.1 液壓力主動控制

線控制動的一個主要作用為實現再生制動，即保持踏板位移和車輛總的制動強度不變的情況下，實現一部分制動能量通過電機回收。由于驅動電機反轉產生的制動力隨車速不斷變化，因此在進行再生制動時要求液壓制動力在踏板位移不變的情況下可實現主動控制，即踏板位移與液壓力解耦。現進行DEHB系統液壓力主動控制可行性仿真，制動踏板力輸入為階躍輸入，大小為60N，對應的踏板位移約為43mm。目標液壓力輸入平均值和幅值均為3MPa的正弦信號，頻率分別為1和2Hz。仿真結果如圖6～圖9所示。

圖6 1Hz液壓力響應

圖7 1Hz液壓輸入時踏板位移響應

圖8 2Hz液壓力響應

圖9 2Hz液壓輸入時踏板位移響應

再生制動工況仿真結果總結于表1。

表1 再生制動工況仿真結果

由表1可知，在目標液壓力頻率為1Hz時，跟蹤誤差極小，而在目標液壓力為2Hz時，雖然最大跟蹤誤差為0.98MPa，這主要受電機轉矩特性的影響，但其滯后時間很短。

3.2 踏板感覺主動控制

踏板感覺即駕駛員對制動踏板“軟”“硬”程度的感覺，可量化為不同踏板位移下踏板力的圖表。圖10為某車型實測踏板感覺。

圖10 實車踏板感覺

要求對踏板感覺實施主動控制，即要求對踏板力進行主動控制。在不影響主缸液壓力的前提下，輸入不同的踏板位移可控制踏板力不變，或在不同的踏板力輸入下可控制踏板位移不變。

對于現有的I-EHB系統，由于其一般只有一個主動動力源，其踏板感覺模擬大多采用被動式，即采用彈簧和阻尼模擬踏板感覺。而本文中雙動力源I-EHB系統擁有兩套可主動控制的動力源，可為系統提供2個輸入，從而控制液壓力和踏板感覺2個自由度。輸入踏板力的均值為50N，幅值為10N，頻率為1Hz，現控制踏板位移為43mm，液壓力為4MPa。仿真結果如圖11～圖13所示。

圖11 踏板力控制

圖12 踏板位移響應

圖13 液壓力響應

由仿真結果可知在踏板位移和液壓力控制不變的情況下，可得到不同的踏板力反饋，即實現了踏板感覺主動調節，控制效果良好。

3.3 失效保護

根據ECE R13法規規定，制動系統具有的最小剩余制動性能應滿足：在不大于500N的制動踏板力作用下產生2.9m/s2的制動減速度，相對于本系統對標設計車型，即制動系統需在不大于500N的踏板力作用下產生不小于3MPa的制動液壓力。本系統由于有兩個電機，因此其失效冗余較大，現分別對不同電機失效的情況進行仿真，踏板力的輸入均為500N。仿真結果如圖14～圖16和表2所示。

圖14 電機一失效控制

圖15 電機二失效控制

圖16 電機一和電機二均失效

失效形式最大壓力/MPa3MPa建壓時間/s5MPa建壓時間/s10MPa建壓時間/s電機一失效17 220 140 210 38電機二失效16 820 110 150 27電機一、二均失效5 730 230 31—

由表2可知由于本系統有兩個電機，當一個電機失效時，另一個電機和人力仍能提供很大的制動力，最大建壓壓力遠超法規要求，且建壓時間短。在兩個電機均失效時建壓能力也超過法規要求約91%。而兩個電機同時失效的可能性相對較小。可見本系統的失效冗余較大，相對現有的EHB更加安全可靠。

4 臺架試驗

為進一步驗證本系統的功能，搭建了試驗系統進行試驗驗證。試驗系統由DEHB系統和試驗臺架2部分構成。DEHB系統的執行機構采用集成式和一體化殼體的設計以使系統更加緊湊，為后期的實車試驗做好準備。其三維模型和實物分別如圖17和圖18所示。

圖17 DEHB執行機構三維模型

圖18 DEHB執行機構實物

齒輪減速機構中模數mz=1.5，齒數z1=28,齒數z2=69，滾珠絲杠選取導程為5mm，行程選取50mm。電機采用穩定性和可靠性更高的有刷直流電機，參數見表3。

表3 電機主要性能參數

臺架架身主要包括制動踏板總成、制動器總成、用于支撐DEHB系統和制動器的支撐架、用于液壓分配的液壓管路、電磁閥和各類傳感器等。試驗臺架實物如圖19所示，臺架拓撲圖如圖20所示。

圖19 DEHB試驗臺架

圖20 DEHB試驗臺架拓撲圖

踏板位移傳感器、踏板力傳感器和液壓力傳感器參數分別見表4、表5和表6。

表4 位移傳感器主要技術參數

表5 力傳感器主要技術參數

表6 液壓力傳感器主要技術參數

對系統的主要功能——踏板行程與液壓力的解耦進行試驗。踏板力為階躍輸入，大小為100N，對應踏板目標位移為57mm。目標液壓力階躍變化。試驗結果如圖21和圖22所示。

圖22 臺架試驗液壓力響應

由圖可見，本系統可完成踏板位移與液壓力各自獨立控制，實現線控制動。

5 試驗分析

從試驗結果可知，系統響應速度較慢，進一步分析可知其原因可能在于電機響應速度過慢。為對電機實際性能進行測試，搭建了電機測試臺架，該測試臺架主要由伺服電機、轉矩傳感器、臺架架身和待測電機組成，其實物如圖23所示，現控制電機轉矩控制命令由0階躍至1N·m，測量得其轉矩的實際響應如圖24所示。

圖23 電機測試臺架

圖24 電機測試結果

在0.5s時刻，當電機轉矩控制命令由0直接階躍至1N·m時,電機實際轉矩經過1.48s上升至穩態值0.92N·m，穩態誤差約為0.08N·m 。電機控制器和電機本體可以看做一個1階純延遲慣性環節或一個2階環節，對于1階純延遲慣性環節，其表達式為

式中：Kz為系統增益；T為1階系統時間常數；td為純滯后環節。

通過MATLAB的系統參數辨識工具箱的電機的傳遞函數為

從電機及其控制器的傳遞函數可以看出其延遲環節過大。電機的實際響應能力完全不能滿足系統實現對制動踏板位移和液壓壓力的控制需要，這也是DEHB系統試驗臺架響應速度過慢最大的原因所在。為進一步提高系統性能，擬采用符合系統性能要求的永磁同步電機，并根據系統需求重新設計控制器。

6 結論

(1)設計了一種新型的線控制動系統，即雙電機電子液壓制動系統(DEHB)，本系統通過2個電機的協同控制以實現踏板位移、踏板力和液壓力的解耦，可實現線控制動，為制動能量回收和智能駕駛提供了一種可能的技術支持。

(2)分析了本系統的結構，建立了系統關鍵部件的模型，在此基礎上針對系統特性，提出了一種控制算法——利用滑模變結構控制算法協同控制兩個電機轉矩。

(3)為驗證該方案的可行性，進行了仿真，模擬了再生制動工況、失效保護工況和主動控制踏板感覺，體現了本系統的優勢。

(4)為進一步驗證該方案的可行性，搭建了試驗臺架，通過試驗驗證了本方案的可行性。

(5)對臺架試驗的結果不理想的原因做了探究和分析，為進一步提升系統性能提出了可能的方法。

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A Research on Electro-Hydraulic Brake System with Dual Power Sources

Yu Zhuoping，Lin Jian，Xiong Lu & Xu Songyun

1.SchoolofAutomotiveStudies,TongjiUniversity,Shanghai201804; 2.CleanEnergyAutomotiveEngineeringCenter,TongjiUniversity,Shanghai201804

Aiming at the defects of existing electro-hydraulic brake system, a kind of dual power-source electro-hydraulic brake system is designed. The system can perform independent active control over the hydraulic pressure of master brake cylinder and braking pedal feeling, achieving the decoupling between pedal travel and hydraulic forces. Then a model is built and a simulation is conducted with a result showing that the function of the system designed meets design requirements and is superior to the existing electro-hydraulic brake system. Finally a test bench is constructed and a verification test is carried out with a same conclusion obtained as simulation.

dual power sources; electro-hydraulic brake system; hydraulic pressure control; pedal feeling

*國家重點基礎研究發展計劃(973計劃)(2011CB711200)資助。

原稿收到日期為2015年4月27日，修改稿收到日期為2015年7月8日。