電動汽車制動模式切換扭矩協調控制

楊 陽， 何云東， 羅 倡， 楊 忠

(1. 重慶大學 機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044； 2. 重慶大學 汽車工程學院,重慶 400044;3. 重慶長安汽車股份有限公司,重慶 400023)

純電動汽車的電液復合制動系統由電機制動系統和液壓制動系統組成，可實現純電制動、純液壓制動和電液復合制動等制動模式。復合制動系統有利于靈活的選擇制動模式，既能回收制動能量，又能保證汽車在制動過程中的制動穩定性和制動效能[1-4]。制動模式會隨著汽車狀態參量的變化而發生切換。由于電機制動系統和液壓制動系統的動態響應特性不一致，在制動模式切換過程中兩者的耦合特性不同會造成力矩波動，對純電動汽車的制動安全性和平順性產生直接影響。因此對制動模式切換過程中的制動力協調控制研究有著重要意義。

目前，針對制動模式切換時的制動力矩協調控制問題，文獻[5]通過濾波算法，控制電機響應高頻制動力，液壓制動系統提供低頻制動力，充分利用了電機液壓制動系統的動態特性；文獻[6]考慮制動力發生變化時的力矩擾動問題，針對模式切換設計了一種包含線性二次型最優控制器和滑模控制器的組合控制器，前者用于抗干擾，后者用于補償非線性部分帶來的性能指標偏移量，實現了制動狀態轉換過程中良好的目標轉速跟隨；考慮到傳動系統半軸彈性和齒隙非線性對電機制動系統控制性能和動力學特性的影響，文獻[7-8]提出了一種基于分層結構的主動控制算法實現動力系統的間隙補償，文獻[9]針對永磁同步電動機的控制提出了齒隙滑模補償和彈性雙閉環PID(proportional integral derivative)補償的方法，有效的補償傳動效應對永磁同步電動機控制性能的影響，提高模式切換過程中電機的控制性能；文獻[10]根據液壓制動系統是否參與制動，提出了通過控制離合器接合力和電機制動力的變化率以及通過修正模式切換不同階段的目標制動力矩的方法來減小模式切換過程中的力矩波動；文獻[11-12]考慮電機制動系統和液壓制動系統響應特性的差異，提出了一種雙閉環反饋控制和電機力校正的方法，利用電機的快速響應來校正液壓制動力，降低制動力切換時的沖擊度。以上文獻均對制動模式切換過程中的制動力協調控制進行了深入研究，在一定程度上提升了電液復合制動系統的控制性能，減小整車沖擊度，但制動模式切換過程中電機制動系統和液壓制動系統的動態特性差異并未完全消除。

為解決電液復合制動系統模式切換過程中的總制動力矩明顯波動及整車沖擊度大的問題，以一款四驅純電動汽車為研究對象。首先，分析了不同制動模式時的動力學模型，并基于汽車狀態參數的約束制定了兼顧安全性和再生制動能量回收的制動力分配策略；其次，采取包含PID控制器和模糊控制器的復合控制器對制動輪缸壓力進行調節，精確控制了液壓制動力的變化；最后，選取純液壓制動時的動力學模型作為參考模型，提出了一種基于模型參考的電機制動力協調控制策略，控制電機制動力隨參考模型變化，盡可能消除電機制動系統和液壓制動系統動態響應特性的差異，以滿足整車在制動模式切換過程中的安全性和平順性要求。

1 整車動力學模型

1.1 整車系統結構

本文研究的純電動汽車結構如圖1所示。為分布式獨立驅動系統，前后電機驅動力分別通過主減速器Ⅰ和主減速Ⅱ傳至車輪。整車控制器根據電控系統采集到的車速、輪速和SOC(state of charge)等汽車狀態量，確定前后軸電機制動系統和液壓制動系統需要提供的制動力大小，通過電機控制器和液壓控制器分別控制電機制動力和液壓制動力的輸出。整車基本參數如表1所示。

圖1 四驅純電動汽車結構圖Fig.1 Structure of a four-wheel-drive pure electric vehicle

表1 整車基本參數

1.2 制動模式動力學分析

根據整車結構可知動力傳動系統動力學模型主要包括以下部件：前電機Ⅰ、后電機Ⅱ、前主減速器Ⅰ、后主減速器Ⅱ、輪胎和車體，為便于動力學分析，基于集中質量假設，并忽略部分彈性元件，整車簡化后的動力學模型如圖2所示。

圖2 整車等效動力學模型Fig.2 Vehicle equivalent dynamics model

在圖2中，Jm1,Jm2為電機Ⅰ、電機Ⅱ轉動慣量；JO1,iO1為主減Ⅰ轉動慣量和速比；JO2,iO2為主減Ⅱ轉動慣量和速比；Jw為車輪轉動慣量；r為車輪半徑；m為整車質量。

因為前后電機到車輪的動力傳遞路線均為機械連接，且沒有任何部件中斷動力傳遞，所以在不同的制動模式下，等效到車輪的轉動慣量均為

Jt=Jm1iO1+JO1+Jm2iO2+JO2+Jw+mr2

(1)

汽車在行進過程中，會受到各種阻力的作用，其等效負載轉矩Tr為

Tr=(Fr+Fw+Fg)r

(2)

式中：Fr為滾動摩擦阻力；Fw為風阻；Fg為坡道阻力。

1.2.1 純電制動模式

純電制動時，需求制動力由電機提供，此時，電機Ⅰ單獨參與制動或者電機Ⅰ和電機Ⅱ同時參與制動，制動過程滿足

(3)

式中：Th為液壓制動力矩；Tm1,Tm2分別為電機Ⅰ、電機Ⅱ制動力矩；ωw為車輪角速度；k1，k2根據前后電機的工作狀態取0或者1，k1取1、k2取0為單電機制動，k1,k2均取1為雙電機制動。

1.2.2 純液壓制動模式

純液壓制動時，電機不參與制動，液壓制動系統提供全部的制動力，制動過程滿足

(4)

1.2.3 電液復合制動模式

電液復合制動過程中，需求制動力矩由電機制動系統和液壓制動系統同時提供，制動過程滿足

Tm1iO1+Tm2iO2+Th+Tr=Jtωw

(5)

2 制動系統部件建模及動態特性分析

2.1 電機建模

本文前后電機均采用三相永磁同步電動機，前后電機的主要參數如表2所示。三相永磁同步電動機是一個強耦合、階次高、多變量的非線性系統。為準確描述三相永磁同步電動機在不同制動工況中的動態特性，本文基于永磁同步電機的數學模型建立了電機制動系統模型。永磁同步電動機的數學模型在同步旋轉坐標系中可以描述為[13-15]

(6)

電磁轉矩方程為

Tm=1.5pn[ψfiq+(Ld-Lq)idiq]

(7)

式中:ud,uq分別為d-q坐標系上的電樞電壓分量；id,iq分別為d-q坐標系上的電樞電流分量；Ld,Lq分別為d-q坐標系上的等效電樞電感；ψf為永磁體磁鏈；Rs為定子電阻；ωm為d-q坐標系的旋轉角速度；pn為磁極對數。

表2 電機主要參數

2.2 液壓部件建模

液壓制動系統由制動主缸、輪缸、踏板模擬器等系統部件以及高速開關閥等控制部件組成，對液壓制動系統動態特性影響較大的是系統部件制動輪缸和控制部件高速開關閥，因為輪缸壓力直接決定液壓制動力的大小，而高速開關閥調節輪缸壓力動態變化以滿足液壓制動力需求。

2.2.1高速開關閥建模

制動輪缸的壓力由一對高速開關閥控制，輪缸進液閥為常開高速開關閥，出液閥為常閉高速開關閥，本文選取的高速開關閥主要參數如表3所示。輪缸壓力的調節是由液壓控制系統根據整車控制器的控制信號，對進液閥和出液閥進行組合控制，從而實現輪缸液壓腔內壓力跟隨目標壓力變化。高速開關閥閥芯動力學方程可以表述為[16-18]

(8)

式中:Fm，Ff，Fj為電磁力、摩擦力和沖擊力；Fp為閥芯組件所受的液動力；mf為閥芯組件質量;K為回位彈簧剛度;b為速度阻尼系數;x為閥芯的位移;G0為回位彈簧的預緊壓縮量。

表3 高速開關閥關鍵參數

2.2.2制動輪缸建模

在液壓制動系統工作時，輪缸活塞的動態特性可以采用質量-彈簧-阻尼系統來近似表達，其動態方程可以表示為[19]

(9)

式中:Fk0為預緊力；pw為輪缸壓力；Ap為活塞作用面積；mp為活塞質量；xp為輪缸位移；Cp為制動器阻尼；kp為等效剛度。

前后軸液壓制動力矩和輪缸的壓力可以表示為

(10)

式中:Thf,Thr分別為前、后軸液壓制動力矩；Kf,Kr分別為前、后軸制動器制動因數；Dr,Df分別為前、后輪制動器輪缸直徑；Rf,Rr分別為前、后輪制動盤有效半徑。

前后輪制動器關鍵參數如表4所示。

表4 前后輪制動器關鍵參數

2.3 電機制動系統和液壓制動系統動態特性分析

根據上述過程在軟件MATLAB/Simulink中搭建了電液復合制動系統的動態模型，其中液壓制動系統是在Simulink子模塊Simscape中搭建的物理模型。電機制動系統和液壓制動系統的動態響應，如圖3所示。在相同需求制動力的輸入下，電機制動系統的響應時間為tm，液壓制動系統響應時間為th，兩者的響應速度的時間差為Δtmh。

圖3 電機液壓制動力動態響應曲線Fig.3 Dynamic response characteristics of HBS and MBS

相比于液壓制動系統，電機制動系統的動態響應快、制動力矩上升時間短，但存在一定的超調量。造成兩者動態特性差異的主要原因是液壓制動系統在響應初期需要高壓制動液填充液壓管路和系統部件液壓腔，在力矩上升期液壓系統部件存在黏滯阻力、液動力和小孔節流現象。而電機制動系統和液壓制動系統動態特性的差異會造成制動模式切換過程中總制動力的突變，不能滿足駕駛員制動力需求，還會導致整車沖擊度增大和ABS誤觸發等一系列問題，因此有必要在模式切換過程中對電機制動力和液壓制動力進行協調控制，以保證制動過程中制動力的穩定性。

3 制動力分配控制策略

制動力的分配由汽車制動狀態參數確定，此外還需要滿足ECE R13制動法規的相關規定。在汽車制動過程中由于車速的變化，前后電機能夠提供的穩定制動強度在0.086～0.200變化。根據制動穩定性理論，汽車制動過程中的制動力分配曲線位于I曲線以下，能更好保證汽車在制動過程中的穩定性[20-22]，因此確定純電制動時電機提供的最大制動強度為0.170，本文提出的基于I曲線的制動力動態分配控制策略圖4所示。

圖4 前后制動力分配曲線Fig.4 Braking force distribution curve

根據電機制動系統和蓄電池特性，電機維持穩定制動力的最低車速為vmin，電機可進行回饋制動對應的最高車速為vmax，蓄電池可充電的最大荷電狀態為SOChigh。若制動過程中滿車速v位于最小車速vmin和最大車速vmax之間，且電池的荷電狀態SOC

(1)若前軸電機作用于車輪時的制動力Fmf能滿足制動力需求Fb_req，即需求制動強度位于圖中OA區間時，為保證制動過程中的穩定性，優先使用前軸電機提供制動力。

(11)

式中，Fmf和Fmr分別為電機Ⅰ和電機Ⅱ作用于車輪上的制動力。

(2)當前軸電機提供的最大制動力Fmf_max無法滿足制動力需求，且需求制動強度位于圖中AB段時，前后軸電機同時提供制動力。前電機提供最大制動力Fmf_max，后電機提供剩余制動力。

(12)

(3)當需求制動強度位于BC段時，液壓制動系統開始參與制動，此時前軸電機保持最大的制動力Fmf_max，前軸不足制動力由液壓制動系統提供，后軸電機制動力繼續增大直至達到Fmr_max。

(13)

式中:Fbf為前軸制動力需求；Fhf為前軸提供的液壓制動力。

(4)當需求制動強度位于CDE區間時，前后電機均以能提供的最大制動力進行制動，不足制動力由前后液壓制動系統提供。當制動強度z≤0.4時，前后制動力按固定比例β1線進行分配，當制動強度z>0.4時，前后制動力按固定比例β2線進行分配。

(14)

式中:Fhr為后軸提供的液壓制動力；Fbf為按固定比例分配的前軸制動力；Fbr為按固定比例分配的后軸制動力。

若汽車在制動過程中汽車速度小于vmin或者高于vmax，或者電池的荷電狀態SOC>SOChigh時，或者需求制動強度z>0.8時，前后軸電機均不參與制動，此時前后軸制動力均由液壓制動系統提供，前后制動力按照β1線和β2線進行分配。

(15)

4 制動模式切換協調控制策略

4.1 制動模式切換工況分析

通過控制電機的開啟與關閉、液壓系統耦合閥的通斷，該電液復合制動系統可實現多種制動模式，根據本文的制動力分配控制策略，各制動模式的識別代號以及系統各部件的工作情況,如表5所示。由電機制動系統和液壓制動系統響應特性差異的分析可知，若不考慮制動過程中制動踏板的不連續變化，制動模式切換中造成力矩波動較大的切換過程主要存在于制動力矩階躍變化的工況，如純液壓制動模式切換到電液復合制動模式、純電制動模式切換到液壓制動模式、電液復合制動模式切換到純電制動模式等。因此，本文制定的制動力協調控制策略主要用于制動力矩階躍變化的工況中。

表5 不同制動模式下各部件工作狀態

4.2 制動模式切換協調控制器設計

基于分層控制的思想制定了制動模式切換動態協調控制策略，如圖5所示。決策層根據制動力分配控制策略分配前后軸電機制動力和液壓制動力的大小Tm_req和Th-req。協調控制層為執行層輸出控制信號，其中液壓制動控制器的輸出為PWM(pulse width modulation)控制信號，電機制動控制器輸出的是參考力矩Tmrc。執行層根據控制信號輸出相應的電機制動力和液壓制動力大小Th和Tm。為實現液壓制動力的精確控制，本文采用PID控制和模糊控制相結合的復合控制器來控制制動輪缸壓力的變化，選取了PID控制器的參數，制定了模糊控制規則。然后以精確控制的液壓制動系統作為參考模型對電機制動力的變化進行約束，設計了電機制動模型參考控制器，以降低制動模式切換過程中因電機制動系統和液壓制動系統動態響應特性不同而造成的整車沖擊。

圖5 動態協調控制結構Fig.5 Dynamic coordination control structure

4.2.1 液壓制動力復合控制器設計

液壓制動系統應具備良好的壓力跟隨控制精度，以實現需求液壓制動力的快速且準確響應。本文采用PID控制和模糊控制相結合的協同控制策略，來提高液壓制動力的響應速度和控制精度。當液壓跟隨誤差大于門限值的時候采用PID控制器，使輪缸壓力快速響應到目標壓力值，當液壓跟隨誤差小于門限值的時候采用模糊控制器，使輪缸壓力穩定在目標壓力值附近，減小液壓力波動[23-24]。控制原理圖如圖6所示。首先由邏輯門限控制器根據目標壓力和反饋壓力的誤差Δp(t)，選擇制動輪缸壓力的控制方式，再由控制器確定高速開關閥占空比的大小，最后通過PWM調制直接對輪缸進液閥和出液閥進行控制，從而使制動輪缸實際壓力跟隨目標壓力變化。經仿真對比后得出，若|Δp(t)|≥0.5 bar時選擇PID控制方式，|Δp(t)|<0.5 bar時選擇模糊控制方式，輪缸壓力的響應速度較快且控制精度較高，因此門限值為0.05 MPa。

圖6 制動輪缸壓力控制算法結構Fig.6 The pressure control algorithm of wheel cylinder

當液壓誤差大于門限值時，采用PID控制器調節制動輪缸液壓大小，使輪缸壓力快速上升到目標壓力值，PID控制器的數學模型為

(16)

式中：D(t)為PWM占空比信號；kp,ki和kd分別為比例、積分和微分系數。

當液壓誤差小于門限值時，采用模糊控制器使輪缸壓力穩定在目標壓力值附近，提高輪缸壓力的控制精度。由期望壓力p(t)和壓力誤差Δp(t)決定高速開關閥進液閥和出液閥的開度大小。當期望壓力p(t)小而壓力誤差Δp(t)為負時，說明實際壓力需要降低一些，因此進液閥占空比Din取較小值而出液閥占空比Dout取較大值；當期望壓力p(t)大而壓力誤差Δp(t)為正時，說明實際壓力需要增大一些，因此進液閥占空比Din取較大值而出液閥占空比Dout取較小值。高速開關閥開度模糊控制規則,如表6和表7所示。

表6 進液閥開度模糊控制規則

表7 出液閥開度模糊控制規則

將設計好的復合控制器用于控制制動輪缸液壓腔壓力變化，在正弦信號輸入下的系統輪缸壓力響應,如圖7所示。從圖7可知，復合控制器調節下的液壓制動系統對正弦輸入信號響應良好，實際壓力和目標壓力的跟隨誤差小，輪缸壓力控制精度高。

圖7 制動輪缸壓力正弦響應曲線Fig.7 The response of wheel cylinder of pressure with sinusoidal input

4.2.2 電機制動力模型參考控制器設計

Tz_req(t)+Tr(t)=Jtωmrc(t)

(17)

式中:ωmrc為車輪參考角速度。

為便于描述不同的制動模式下的動力學方程，將不同制動模式下的動力學方程改寫為以下形式

k1Tm1iO1+k2Tm2iO2+k3Th+Tr=Jtωw

(18)

式中:根據電機、液壓系統是否參與制動，在不同的制動模式下k1,k2和k3取值為0或者1。

根據電機制動系統的動力學方程，定義狀態變量xp(t)，控制輸入變量u1(t),u2(t)，輸出變量yp(t)，擾動變量d1(t)和d2(t)，各變量分別表示

(19)

將各變量代入動力學方程式(18)，可確定被控對象的狀態方程為

(20)

定義參考模型的狀態變量為xmrc(t)，控制輸入變量為umrc(t)，輸出變量為ymrc(t)，參考模型的各變量分別表示

(21)

將上述變量代入式(17)，得到參考模型的狀態方程為

(22)

被控對象輸出的實際值與參考模型輸出的理想值之間的誤差為e(t)，其定義為

e(t)=yp(t)-ymrc(t)

(23)

整個電機制動參考模型控制系統的示意圖,如圖8所示。由圖8可知，參考模型和控制對象采用并聯連接的方式；參考模型的輸入為R(t)，由前饋環節確定被控對象的前饋增益r(t)，參考模型的輸出為ymrc(t)，被控對象的輸出為yp(t)，通過反饋調節減小輸出誤差e(t)，使被控對象輸出的實際值接近理想狀態。閉環反饋環節的算法為

u(t)=r(t)+k(t)e(t)

(24)

圖8 電機制動力模型參考控制系統Fig.8 Model reference control diagram of MBS

為確定前饋環節及反饋環節的控制參數，對輸出誤差e(t)求導，并結合式(20)、式(22)和式(24)有

(25)

由李雅普諾夫第二法可知，系統漸進穩定性的充要條件是式(25)中e(t)的系數為負實部，即反饋環節參數k(t)需滿足

k(t)<0

(26)

為簡化控制算法，使輸出誤差e(t)的大小與其他因素無關，對于前饋環節，需滿足r(t)+d1(t)-R(t)=0，即對于前饋環節有

r(t)=R(t)-d1(t)

(27)

故式(25)可以改寫為

(28)

故對于反饋環節，只需要根據模式切換過程中所需的制動強度控制k(t)的值，使下式滿足即可

(29)

式中，ε取5 N·m，由電機的控制精度確定。

5 仿真驗證

為驗證本文模式切換控制策略的有效性，設計了如圖9所示的循環工況。汽車的初速度為110 km/h，滑行1 s后開始制動，各階段的制動強度大小如圖10所示。在制動過程中，由于駕駛員制動力需求變化、車速降低和可能觸發ABS等原因，汽車的制動模式會發生相應的切換。在本循環工況中，主要涉及到純液壓制動與電液復合制動間的切換和純電機制動與純液壓制動之間的切換，制動過程中的模式變化如圖11所示。有協調控制的切換過程會對電機制動力的變化進行協調控制，無協調的切換過程電機制動力按制動力分配控制策略分配的目標制動力進行變化，通過對比有無協調控制的制動力變化和沖擊度大小，驗證協調控制策略的有效性。

圖9 循環工況車速變化曲線Fig.9 Variation of speed under the braking cycle

圖10 循環工況制動強度變化曲線Fig.10 Variation of braking severity under the braking cycle

圖11 模式切換變化曲線Fig.11 Variation of braking mode under the braking cycle

有無協調控制控制策略的總制動力對比情況,如圖12所示。從圖12可知，有協調控制的總制動力對目標總制動力跟隨情況良好，而未協調控制的總制動力由于液壓制動系統和電機制動系統動態響應特性的差異，存在總制動力突變的情況，因此驗證了本文協調控制策略的有效性。下面對制動模式切換過程中有無協調控制策略的制動力矩變化和沖擊度大小進行具體分析。

圖12 有無協調控制總制動力矩變化曲線Fig.12 Simulation results of the total braking torque under the braking cycle

5.1 純液壓制動模式切換到電液復合制動模式

純液壓制動模式切換到電液復合制動模式的仿真結果,如圖13所示。從圖13可知，在制動初期，由于車速較高，若此時電機參與制動將產生很大的電流，會影響蓄電池的使用壽命。因此在制動初期由液壓制動系統提供制動力，在1.95 s時車速降低到合理范圍內，制動模式由純液壓制動切換到電液復合制動，電機開始參與制動，回收制動能量。從圖13(c)所示，未協調控制的模式切換過程由于電機制動力快速介入制動，而液壓制動系統由于減壓較慢，制動力并未減小，造成總制動力波動較大，沖擊度達到26.24 m/s3，而協調控制后的電機制動力隨著液壓制動力的減小而增加，盡可能保持總制動力矩的大小不變，產生的沖擊度最大值為4.39 m/s3，協調控制策略降低了沖擊度，提升了整車在制動模式切換過程中的平順性。

圖13 純液壓制動模式切換到電液復合制動模式仿真結果Fig.13 Simulation results of pure hydraulic braking mode switch to hybrid braking mode

5.2 電液復合制動模式切換到純液壓制動模式

電液復合制動模式切換到純液壓制動模式的仿真結果,如圖14所示。從圖14可知，在4.22 s時，制動強度由0.3增加到0.5，汽車狀態觀測器檢測到輪胎的滑移率增大，車輪有抱死的趨勢，ABS可能被觸發。為了保證制動過程中的安全性，電機制動力提前退出制動，制動模式由電液復合制動模式切換到純液壓制動模式，并由液壓制動系統補足電機制動力和因制動強度增大而增加的制動力。由圖14(a)可知，未協調的總制動力不僅沒有隨著制動強度的增大而增加，還隨著電機制動力的快速退出而減小，無法滿足駕駛員的制動需求。由圖14(c)可知，模式切換過程中未協調的切換過程沖擊度達到-63.39 m/s3，而協調控制后的切換過程沖擊度為-12.15 m/s3，協調控制效果較好，提升了模式切換過程中的制動安全性和平順性。

圖14 電液復合制動模式切換到純液壓制動模式仿真結果Fig.14 Simulation results of hybrid braking mode switch to pure hydraulic braking mode

5.3 純液壓制動模式切換到純電制動模式

純液壓制動模式切換到純電制動模式的仿真結果，如圖15所示。從圖15(a)可知，隨著車速的降低，在6.6 s時駕駛員的制動強度需求由0.50減小到0.15，此時電機制動系統能夠單獨滿足駕駛員的制動需求，為盡可能多的回收制動能量，制動模式由純液壓制動切換到純電制動。由圖15(b)可知，未協調的電機制動力迅速達到目標值，而液壓制動力由于小孔節流和黏滯阻力等原因，響應速度較慢，導致總制動力突然增加，輪胎滑移率增大，不能滿足駕駛員的駕駛意圖，還有可能會造成ABS的誤觸發。由圖15(c)可知，未協調的制動模式切換過程最大沖擊度為82.53 m/s3，而協調后的切換過程由于電機制動力隨液壓制動力的減小而增加，最大沖擊度為16.5 m/s3。

圖15 純液壓制動切換到純電制動仿真結果Fig.15 Simulation results of pure hydraulic braking mode switch to pure motor braking mode

5.4 純電制動模式切換到純液壓制動模式

純電制動模式切換到純液壓制動模式的仿真結果，如圖16所示。由圖16(a)可知，在9.62 s時，整車車速降低到20 km/h，根據本文永磁同步電動機的發電特性，電機將無法提供穩定的制動力矩，為準確提供駕駛員需求的制動力，制動模式由純電制動切換至純液壓制動。由圖16(b)可知，未協調的制動力因電機制動力的快速退出而無法提供駕駛員需求的制動力，會讓駕駛員產生錯誤的駕駛感覺，造成駕駛員的誤操作，而協調后的電機制動力隨液壓制動力的增加同步減小，模式切換過程中總制動力平穩變化，車速穩定減小。從圖16(c)可知，未協調的切換過程產生的最大沖擊度為-24.88 m/s3，協調后的最大沖擊度為-4.15 m/s3，協調后的制動模式平穩切換，沖擊度小。

圖16 純電制動模式切換到純液壓制動模式Fig.16 Simulation results of motor braking mode switch to pure hydraulic braking mode

6 結 論

本文以一款雙電機四驅純電動汽車為研究對象，為解決電液復合制動系統模式切換過程中的總制動力矩波動及整車沖擊度大的問題，提出了一種基于模型參考的電機制動力協調控制策略，有效的減小了制動模式切換過程中的總制動力矩波動和沖擊度。

(1)采用PID控制和模糊控制相結合的復合控制器對制動輪缸壓力進行調節，實現了輪缸壓力的精確控制。然后以精確控制的液壓制動系統為參考模型，控制電機制動力隨參考模型變化，從而減小了電機制動系統和液壓制動系統響應特性的差異。

(2)基于電液復合制動系統的數學模型構建了仿真驗證平臺，設計了制動模式切換循環工況，來驗證制動力分配控制策略和動態協調控制策略的有效性。仿真結果表明，輪缸壓力得到了精確控制，和未協調控制的模式切換過程相比，協調控制后的制動模式切換過程中總制動力矩波動和整車沖擊度小，協調控制效果顯著，提升了制動過程中的整車行駛平順性。