電動汽車連續再生制動系統防抱死制動試驗研究?

劉志強，濮 晛

前言

如今，電機制動力矩控制已成為電動汽車最主要控制結構。電機與車輪可通過3種結構實現連接:“車載電機-齒輪-半軸”[1-2]，“輪轂電機-齒輪”[3]和“輪轂電機直驅”[4]。

考慮橫向動力學，有研究提出一種電動汽車結構，實現制動力矩矢量性和電子穩定性的有效控制[5-7]。也提出基于四輪驅動電動汽車的電機驅動橫擺瞬態控制系統[8]。考慮縱向動力學，有研究提出一種單輪驅動牽引控制系統提高電動汽車起動性能和加速性能[9-11]。電機再生ABS制動、傳統摩擦式ABS制動都能實現單輪驅動制動時的動力控制。總結以上研究成果，已有在電動汽車上融合再生制動和ABS制動的研究。文獻[12]中通過液壓ABS控制前輪制動，輪轂電機控制后輪制動，實現了混合ABS制動在電動汽車上的應用；其它一些研究討論了在前后輪控制上融合液壓和再生ABS控制的可能性[13-16]。但是在四輪驅動電動汽車上實現混合ABS控制僅在仿真模型和在環仿真試驗上有所涉及，有關實車試驗的研究很少。因此，本文中從試驗角度對涉及問題進行研究討論，提出一種用于四輪驅動電動汽車的連續再生ABS控制系統。

1 連續再生制動ABS控制系統

基于現有研究基礎和連續再生制動系統、電動汽車電機負力矩調節等方面的研究，建立連續再生ABS控制系統結構[17-18]。最常見的一些ABS控制系統有規則控制器[14，19]、滑移率模型控制器[20-21]和模糊控制器[22-24]。考慮到電機的驅動力、控制器整體結構及其它因素，采用一種可替代ABS控制器作用的控制系統。

系統結構如圖1所示，通過PI控制增益的前饋和反饋控制部分對滑移率進行跟蹤調節，實現變量的連續動態控制。

圖1 連續ABS結構

通過安裝在制動踏板單元上的傳感器接收制動響應信號，初始化驅動系統；同時測量制動踏板位移量Spedal。Spedal用于常規制動控制器計算初始額定制動力矩Tdem＿prim。同時，常規制動控制器考慮道路條件，預測當前實際所需制動力矩Tpred:

式中:μmax為最大摩擦因數估計值；Fz為輪胎負載估計值；r為車輪滾動半徑；kpred為修正系數。

常規制動控制器根據下面的規則，確定最終額定制動力矩Tdem:

考慮響應力矩Treact，其控制規則為

式中:vPI為 PI控制規則；ξdriver＿dem為矯正因子。 矯正因子使響應力矩達到飽和，滿足駕駛需求。vPI由PI控制器產生。

控制系統的比例部分功能是車速計算:

積分部分計算如下:

式中:KP和KI分別為比例和積分增益系數；α為比例部分速率變化的矯正因子；e為控制誤差。

控制誤差e定義為

式中ve為飽和變量。

產生的額定力矩Tdem和響應力矩Treact在力矩融合與分配控制模塊中進行進一步處理(圖2)。為最大程度優化使用電機，根據電機、車速和電池組的限制條件設置Tdem的飽和值。控制器在制動的每個階段，計算電機最大可能額定力矩Tem＿dem，并分配剩余力矩Tbr＿dem給摩擦制動，實現摩擦制動力矩Tbr和電機制動力矩Tem在4個車輪上的聯合作用。

圖2 力矩融合與分配

狀態評估器處理實際車輪力矩Tw、輪速ωw和縱向加速度/減速度αx；響應力矩控制器的輸入為實際滑移率λ和車速vx。可通過式(8)～式(10)描述二者工作過程。

前饋滑移率控制與額定力矩預測值Tpred有關；響應力矩控制器實現滑移率反饋控制。通過PI控制實現連續再生ABS過程。

2 控制系統增益定義

2.1 理論推導

連續ABS控制系統中比例和積分環節增益及其作用機理需考慮輪速傳感器信號噪聲和響應延遲。輪速傳感器信號噪聲經1階Butterworth濾波器處理達到臨界頻率值fc＝30Hz。實際制動車速選用CORSYS-DATRON系統測量，并用 Kalman濾波處理[25]。根據上節介紹的閉環PI滑移率控制器對頻域響應做進一步分析。選取1/4車輛閉環結構模型進行研究。

車身和車輪的動力學可用式(8)和式(9)分別描述。

式中:m為汽車質量；Fx為縱向力。以車輪滑移率λ、輪胎最大路面附著系數 μroad作為變量，帶入Burckhardt輪胎模型[26]。

實際滑移率可由式(8)～式(10)推出:

式中J為車輪轉動慣量。式(11)用來分析車輪滑移率反饋控制器對閉環系統振動頻率和阻尼比的影響程度(圖3)。

考慮時間延遲的電機瞬態動力學1階傳遞函數為

式(12)中，考慮制動力矩僅來自電機額定力矩Tem＿dem，得制動混合算法為

滑移率控制誤差計算公式為

式中:λest為考慮系統延遲的車輪滑移率。系統的頻域響應代表了輸入信號λref和輸出信號λest之間的關系。

道路測試中根據增益變化分析系統的振幅，調整連續ABS控制系統最終的增益值。系統頻域響應的振幅和帶寬隨著車速的變化而變化。因此為提高ABS反饋部分的控制質量，增益KP和KI根據車速設定。

2.2 連續再生ABS制動系統功能驗證

仿真和道路試驗需對ABS控制系統的性能做初步驗證。在dSPACE HIL設備上進行硬件在環仿真試驗[27]。該設備包括摩擦制動和制動系統硬件部分，與IPG CarMaker車輛軟件模擬裝置連接。其他未包含在硬件組成中的虛擬子系統，如電機動力學分析系統部分，將在Simulink中進行仿真。圖4是在低附路面、車輛車速為60km/h時進行制動的閉環仿真測試結果。

仿真時根據Corrsys Datron和實時輪速傳感器數據將噪聲信號加入車速信號中，保證仿真的真實性。可以看出，車速信號使用的Kalman濾波器(圖4(a))和輪速信號使用的1階Butterworth濾波器(圖4(b))頻率平均降低了30Hz，降低了車輪滑移率信號噪聲，使時間延遲最小化。從圖4(c)可以看出，濾波處理提高了車輪滑移率的計算準確性。從圖4(d)可以看出，濾波處理從根本上降低了輪速和車速的振動，實現連續ABS目標控制。硬件在環仿真試驗驗證了提出的控制系統增益值能保證ABS的功能性，可用于進一步的道路測試。

為評估ABS控制系統再生制動的能力，分別對路面摩擦因數μroad為0.3，0.6和1.0的3種情況進行在環仿真試驗，每個車輪的電機能在30s的時間內最大程度地回收力矩，最高回收值可達200N·m。當齒輪箱傳動比為1∶10.5時，每個車輪能獲得的最大制動力矩為2 100N·m。

圖5為連續再生ABS制動系統在不同路面附著系數下硬件在環仿真。從圖5可以看出，連續再生ABS控制系統額定力矩Tdem在低附著系數條件下能完全滿足制動需求，液壓制動僅在制動執行最后的駐車階段才被啟用(vx＜20km/h；制動8s后)；在中等附著系數條件下，由于電機一些物理局限性，摩擦制動在2.7s開始啟用；在高附路面，電機不能產生足夠的制動力矩，因此約30%的額定制動力矩由摩擦制動提供。

圖4 連續再生ABS制動系統在低附路面硬件在環制動仿真

3 試驗用車概況

在東風悅達起亞SUV上搭建試驗平臺，驗證制動系統在實車上的實現。通過齒輪箱和半軸，將輪轂電機連接到每個車輪上，實現四輪驅動。

圖5 連續再生ABS制動系統在不同路面附著系數下硬件在環制動仿真

該試驗車的主要技術參數如下:開關磁阻電機的峰值力矩和功率為200N·m和100kW，額定力矩和功率為135N·m和42kW；電機兩級斜齒輪減速傳動比為1∶10.5。

使用TRW公司生產的防滑控制助力系統實現液壓和再生制動系統制動信號在電子顯示器上的顯示，如圖6所示。該系統通過兩個CAN總線與其它車輛子系統和部件組合。其中，Vehicle CAN將SCB系統嵌入車輛結構中，實現了EHCU和VCU的連接；Private CAN用于傳遞系統狀態信號、踏板行程和輪速信號。

VCU包括EMS、快速計算器和 VDC等部分。VCU中發出控制命令，傳入與每個車輪相關聯的執行器中。VDC實現偏離預警控制、牽引控制和ABS制動等功能。

硬件方面，電機總成和制動系統如圖7所示。電機發電單元和TCU之間的額定力矩根據FlexRay通信協議設定，實現與ABS一樣的安全性評估和系統間的控制分配。

圖6 電液制動系統結構

圖7 車輛結構

4 實車試驗

4.1 試驗流程

實車試驗在低附路面下進行，分別對不同結構制動系統的制動性能對比分析，包括以下幾種:(1)無ABS制動系統；(2)液壓ABS系統；(3)僅前軸有連續再生ABS系統；(4)前軸為混合再生ABS和液壓ABS系統，后軸為液壓 ABS系統。車輛配有dSPACE平臺和用于測量參數的傳感器。

4.2 試驗結果分析

對不同結構配置的ABS系統在試驗用車上的試驗結果進行對比分析。制動初速度為60km/h，制動曲線如圖8～圖10所示。圖8為液壓ABS系統制動曲線；圖9為僅前軸有連續再生ABS系統的制動曲線；圖10為前軸混合再生ABS和液壓ABS系統、后軸有液壓ABS系統的制動曲線。

圖8 液壓ABS系統制動性能曲線

4.2.1 制動性能

與無ABS系統相比，ABS系統明顯降低了制動距離，提高了平均減速度。表1列出試驗條件及試驗結果。可以看出，與無ABS系統相比，液壓ABS系統減小制動距離約25.5%～28.8%，混合ABS系統減小制動距離約31.4%～34.5%。在現有路面摩擦因數條件下，考慮到測試路面狀況的不均勻性，所有ABS制動的減速度在制動的最后階段均能接近1.96m/s2。

表1 制動參數

圖9 前輪連續再生ABS系統制動性能曲線

圖10 前輪混合再生ABS和液壓ABS系統、后輪液壓ABS系統制動性能曲線

4.2.2 車輪滑移率跟蹤

連續再生ABS制動保證制動過程中制動系統能準確跟蹤車輪滑移率，與相對滑移率沒有較大偏差。前軸連續再生ABS系統與混合ABS系統均可實現該效果。試驗中，據試驗路面的技術規范設定相對滑移率為λref＝0.05。從圖8可以看出，僅在制動過程開始1s內發生過滑移率跳動。

在制動初速度一樣的情況下，前軸連續再生ABS系統第一次滑移率跳動發生在λ＝0.15～0.25之間，混合ABS系統第一次滑移率跳動發生在λ＝0.1～0.2之間，液壓ABS系統第一次滑移率跳動在λ＝0.5時發生。

與傳統ABS制動系統相比，本研究提出的以一般控制算法為基礎的ABS制動系統能更準確地跟蹤滑移率變化曲線，性能有所提升。

圖11為制動過程中的滑移率分布曲線，用以定量分析車輪滑移率的跟蹤情況。從圖11可知，對應試驗路面最大摩擦因數條件，混合ABS制動在制動35%～45%的時間范圍內，能保持車輪實時滑移率在相對滑移率λref＝0.05附近。而液壓ABS制動僅能在10%～15%左右的時間內，保持車輪實時滑移率在相對滑移率附近。

圖11 制動初速度為60km/h時的制動滑移率分布曲線

4.2.3 車身振動

在連續減速達到穩定狀態后對制動動力學特性進行分析。在前輪連續再生ABS系統和混合ABS系統制動過程中，制動減速度沒有明顯的波動，而在傳統ABS系統制動過程中減速度波動很明顯。

圖12為液壓ABS系統和混合ABS系統車身振動動力學特性對比。可以明顯看出，混合ABS系統較液壓ABS系統能使車身幾乎保持在零振動。混合ABS系統車身振動標準誤差值在制動1s后保持在一個穩定的水平，而液壓ABS系統則在制動的整個過程中車身振動標準誤差值均呈現上升趨勢。因此，連續再生ABS系統也提高了行駛舒適性。

圖12 振動特性對比

4.2.4 連續再生ABS控制器增益

圖13為連續再生ABS系統響應力矩控制器中比例和積分部分的對比。分別設計兩種不同的仿真步長，通過分析制動力矩隨時間變化的動力學特性可以發現，比例和積分部分實際所需增益與本研究提出的以速度為基準的增益一致。且控制器能為每個車輪分配調節所需增益值。這說明隨著測試路面附著系數的輕微變化，車輪所需增益值會隨之產生周期性變化。

4.2.5 傳動系統額定轉矩

對前輪連續再生ABS系統，傳動系統平均額定轉矩小于40N·m；對混合ABS系統，傳動系統平均額定轉矩小于20N·m。這些數值遠遠低于電機在額定工況下的傳動轉矩。因此ABS系統避免了傳動系統的過載。即使在極限情況下，車輛停止時的峰值負轉矩在0.2s內達到了75N·m，該數值也基本低于電動汽車傳動系統的限制條件。

圖13 連續ABS控制比例積分部分制動力矩分布

5 結論

本研究實現了輪轂電機控制連續再生ABS系統，通過實車試驗驗證了不同配置的防抱死制動系統的可行性。試驗結果表明，連續再生ABS系統具有降低制動距離的潛力。連續再生ABS系統不僅能保證制動性能，滿足安全制動的需求，且在制動過程中能準確追蹤車輪滑移率，降低車身振動頻率。與傳統ABS系統相比，提高了行駛舒適性。

(1)與液壓制動系統相比，連續再生ABS系統的制動性能更佳。

(2)與傳統的規則控制器控制的液壓制動系統相比，連續ABS控制系統控制的前輪混合再生ABS和液壓ABS系統、后輪液壓ABS系統的制動性能更優。

(3)連續ABS控制系統控制的制動系統不僅能減小制動距離，且通過降低車身振動，提高了行駛舒適性。

(4)考慮制動性能、行駛舒適性和ABS控制性能，顯然，混合再生ABS和液壓ABS系統的制動性能明顯優于傳統的摩擦制動和基于規則控制器控制的ABS系統。