電子液壓線控制動壓力控制開發(fā)

收稿日期：2024-05-29

作者簡介

姚磊（1986—），男，工程師，碩士，主要從事汽車底盤及控制開發(fā)相關工作。

【摘 要】為了克服電子液壓線控制動系統(tǒng)（EHB）死區(qū)、摩擦及系統(tǒng)不確定性對壓力控制的響應和精度的影響，文章提出一種新的閉環(huán)-前饋相結合的壓力控制策略。該策略首先建立電子液壓線控制動系統(tǒng)的動力學模型，并分析壓力與活塞位移和速度相互關系，根據試驗臺架獲取主缸壓力與活塞位移的關系曲線；同時提出以壓力-速度-電流為主的主控制回路，并以主缸活塞位置為輔助量的壓力補償控制策略；最后在斜坡和正弦工況下進行測試，結果表明該方法能夠保證壓力跟蹤的快速響應和穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。

【關鍵詞】電子液壓制動系統(tǒng)；壓力閉環(huán)控制；壓力-位移曲線；補償控制；HIL測試臺架

中圖分類號：U463.5 文獻標識碼：A 文章編號：1003-8639（ 2024 ）07-0036-04

Development of Electro-hydraulic Brake Pressure Control

YAO Lei1，WANG Guochun1，CAO Wenliang2

（1.Hunan Aisn Auto R&D Co.，Ltd.，Changsha 410221；2.Hunan University，Changsha 410082，China）

【Abstract】This article proposes a new closed-loop and feedforward pressure regulation technique to address the effects of dead zone，friction，and system uncertainty on electro-hydraulic brake（EHB）response and accuracy. First，a dynamic model of EHB is developed，and the relationship between pressure，piston displacement，and speed is investigated. The relationship curve between master cylinder pressure and piston displacement is obtained using the test bench. A pressure compensation control approach based on the pressure-velocity-current main control loop is proposed，with the master cylinder piston position used as an auxiliary quantity.Finally，tests are carried out under slope and sinusoidal conditions，and the results show that the proposed method can guarantee the fast response and steady-state tracking performance of pressure tracking.

【Key words】electro-hydraulic brake；pressure closed-loop control；pressure-position curve；compensation control；HIL test platform

1 前言

當前新能源及智能網聯(lián)已是汽車發(fā)展的主流方向，也是中國汽車產業(yè)發(fā)展的重要目標。隨著智能網聯(lián)與人工智能的快速發(fā)展，傳統(tǒng)汽車底盤系統(tǒng)無法滿足未來智能化、電動化汽車的性能要求，因此需要響應速度更快、控制更精細的電控化底盤。

電子液壓線控制動系統(tǒng)（EHB）取消了傳統(tǒng)的真空助力器及真空泵等多個零件，直接采用電機驅動助力，使整個制動系統(tǒng)集成度更高，響應更迅速，功能擴展性也更強。有別于傳統(tǒng)的真空助力器，電子液壓線控制動系統(tǒng)響應整車液壓目標控制指令，控制EHB助力電機輸出不同力矩，采用齒輪減速機構來減速增扭，通過齒條推動制動主缸產生制動壓力，實現液壓制動，控制車輛制動減速。

本文對電子液壓制動系統(tǒng)壓力閉環(huán)控制、踏板解耦的結構進行了分析研究，提高壓力閉環(huán)精度、響應時間。電子液壓線控制動總成如圖1所示。

2 制動系統(tǒng)模型

由于采用機械解耦，駕駛員踩下制動踏板，不是通過機械及液壓系統(tǒng)直接傳遞到車輪制動器上，而是通過行程傳感器檢測到駕駛員的踏板位移，根據設定的位移-扭矩-壓力曲線關系，控制電機輸出相應的扭矩，再將扭矩放大，轉化為制動主缸推力來產生制動液壓力，制動壓力閉環(huán)控制來實現車輛穩(wěn)定制動，同時駕駛員制動踏板腳感特性也可通過軟件標定調整實現。

本文采用表貼式永磁同步電機（SPMSM）作為線控制動的助力電機，假設使用的電機為理想電機，忽略渦流、鐵芯飽和及磁滯損耗等，其定子電壓方程為：

Ud=Rid-ωeLqiq+Ld■（1）

Uq=Riq+ωeLdid+ωeψf+Lq■（2）

式中：Ud——勵磁軸電壓；R——電子電阻；id——勵磁軸電流；ωe——電角速度；Lq——轉矩軸電感；iq——轉矩軸電流；Ld——勵磁軸電感；Uq——轉矩軸電壓；ψf——電機轉子永磁體磁鏈。電機轉矩方程可以表示為：

Te=■Pnψf iq（3）

式中：Te——電磁轉矩；Pn——磁極對數。該轉矩為制動系統(tǒng)提供所需的驅動力。電機的動態(tài)平衡方程表示為：

J■=Te-TL-Tf（4）

θ=Kx（5）

式中：J——電機轉動慣量；ωm——機械角速度；TL——電機負載轉矩，為本文制動系統(tǒng)的負載力矩；Tf ——電機摩擦轉矩。

圖2所示為串聯(lián)式雙腔制動主缸，當駕駛員或助力電機推動主缸前活塞桿運動時，前、后腔活塞先后依次擠壓腔內的制動液和彈簧，在主缸活塞腔內建立液壓力，制動液壓力傳遞到制動輪缸中形成制動器的制動力。

對主缸前、后活塞進行受力分析可得以下公式。

m1x1=Fi-P1A1-K1（x1-x2）-Cfx1（6）

式中：m1——前活塞質量；x1、x2——前活塞位移；A1——活塞截面積；K1——回位彈簧剛度；Cf——前活塞阻尼系數；P1——前腔液壓力；x——活塞的移動速度；x——活塞的加速度。

聯(lián)立公式（1）～（6），得到線控制動系統(tǒng)總方程式（7），可以看出，線控制動的壓力動態(tài)方程是活塞位移與轉速的函數，因此在進行制動壓力控制時需要考慮這兩個因素。

P=■（KTe-KTf-kx-Cx-（m+K2）x）（7）

3 壓力控制策略

針對上一章節(jié)的線控制動系統(tǒng)模型表征了線控制動系統(tǒng)的動態(tài)壓力與活塞位移及轉速相關，本文提出壓力-速度-電流為主的主控制回路和以主缸活塞位置為輔助量的壓力補償控制策略，如圖3所示。主控制回路的壓力環(huán)目的是跟蹤期望的壓力，中間的速度環(huán)是為了加快壓力跟蹤響應的快速性，內部的電流環(huán)是電機產生驅動系統(tǒng)的目標力矩。主缸活塞位置為輔的前饋補償策略主要為了保證壓力跟蹤時的穩(wěn)態(tài)精確。根據以上控制策略的設計，理論上能夠滿足各種工況下的壓力精確控制。

3.1 壓力閉環(huán)控制

本文提出的壓力環(huán)-轉速環(huán)均采用PI控制器進行相應控制量的控制。其中，壓力PI控制是以制動壓力期望值和實際值差值作為控制器輸入，其控制原理如圖4所示。

PI控制器的輸入量為壓力誤差，壓力誤差定義為期望壓力與實際壓力的偏差，其定義如式（8）所示。

e（t）=Pd（t）-Pa（t）（8）

根據圖4所示的壓力PI控制原理，制動壓力的PI反饋控制律可以表達為：

v*=kpe（t）+ki■e（t）dt（9）

式中：Pd（t）——期望的制動壓力；Pa（t）——實際壓力信號；kp——本文采用的PI控制器的比例項；ki——控制器的積分項，通過設計合理的kp和ki參數，就能實現線控制動壓力控制；v*——經壓力PI控制器產生的期望轉速指令。

3.2 速度閉環(huán)控制

速度環(huán)控制的目的是為了快速響應壓力控制指令，采用PI的控制方法，其期望轉速指令來自壓力環(huán)的請求，實際轉速根據電機系統(tǒng)計算獲得，其控制質量為：

I*=kspes（t）+ksi■es（t）dt（10）

式中：ksp——速度環(huán)控制器的比例項；ksi——速度環(huán)控制器的積分項；es——期望轉速與實際轉速的差值；I *——期望電流指令，該指令下發(fā)給電機控制器產生驅動壓力的力矩。

3.3 壓力-位置曲線

為了保證穩(wěn)態(tài)下較高的壓力保持能力，對線控制動系統(tǒng)主缸壓力與活塞位移的關系進行測試。通過MATLAB中的擬合函數進行關系擬合，其擬合結果如圖5所示。依據該曲線，根據VCU的壓力請求指令轉換為活塞的位移，通過活塞位移的閉環(huán)從而保證壓力的穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。另外，其為壓力跟蹤提供了快速響應的前饋補償量。

4 測試結果

4.1 測試設備

本文所采用的制動系統(tǒng)硬件在環(huán)測試平臺包括電子液壓制動器（EHB）為主的制動系統(tǒng)、上位機、快速原型控制器、供電系統(tǒng)。其中，上位機和快速原型控制器實現信號的采集和系統(tǒng)測試試驗的實施，快速原型控制器基于德國dSPACE公司生產的MicroAutoBox Ⅱ系統(tǒng)。其中，制動系統(tǒng)采用實車的液壓系統(tǒng)作為負載裝置。液壓系統(tǒng)主要包括主缸、輪缸和電子穩(wěn)定性系統(tǒng)ESP。供電模塊主要包括220V電源、可編程電源（主要用到13.5V和12V）兩部分，其中220V電源直接給上位機供電，可編程電源給線控制動系統(tǒng)、MicroAutoBox Ⅱ供電；配套測試軟件的設計包括了基于通信協(xié)議對CAN信號的配置與控制界面、數據采集及后處理程序開發(fā)，主要基于MATLAB/Simulink、ConfigurationDesk、ControlDesk軟件設計。

4.2 斜坡工況下壓力跟隨測試

根據斜坡工況下壓力跟隨測試需求，建立斜坡壓力跟隨試驗工況表格（表1）。測試中發(fā)送目標壓力作為壓力指令，目標壓力峰值分別為4MPa、6MPa、8MPa，斜坡工況斜率分別為2.5MPa/s、3.5MPa/s、4.5MPa/s。壓力達到設定主缸壓力峰值維持3s后開始下降，最終目標壓力值為0MPa，使助力器回位到原點。

從圖6～圖8可以看到實際壓力的趨勢與目標壓力一致，在2.5s時同時達到目標壓力峰值4MPa，在6.2s時目標與實際壓力同時降為0MPa，其穩(wěn)態(tài)階段的壓力誤差控制在0.2MPa之內。在4.5s時同時達到目標壓力峰值6MPa，在9s時目標與實際壓力同時降為0MPa。其穩(wěn)態(tài)階段的壓力誤差控制在0.2MPa之內。在6s時同時達到目標壓力峰值8MPa，在12s時目標與實際壓力同時降為0MPa。可觀測到2.8s與10.8s時刻出現明顯超調外，在其余穩(wěn)態(tài)階段內，壓力誤差較小，在0.2MPa之內。

4.3 正弦跟隨圖

本文對正弦工況下的制動壓力請求進行了測試，其測試工況設定為頻率為0.5Hz，正弦幅值為4MPa、6MPa和8MPa。其測試結果如圖9～圖11所示。

從圖9可以看出，實際壓力的趨勢與目標壓力一致，且具有較小遲滯，其壓力跟蹤的誤差波動維持在0.8MPa。隨著壓力請求增加，實際壓力能夠很好地跟蹤期望壓力，且具有較小的遲滯，6MPa和8MPa的請求壓力下的誤差均為1.2MPa。從結果可以看出，本文提出的壓力控制方法具有優(yōu)異的控制性能，不僅具有較高的動態(tài)響應性能，也具有較小的跟蹤誤差。

5 結論

本文提出了閉環(huán)-前饋相結合的壓力控制方法。首先建立了線控制動系統(tǒng)的動力學模型，根據動力學模型，得到了壓力與活塞位移和速度的關系表達式。基于該表達式提出了壓力-速度-電流為主的主控制回路和以主缸活塞位置為輔助量的壓力補償控制策略；接著針對壓力和轉速分別設計了PI控制器，并根據試驗臺架獲得了主缸壓力與活塞位移的關系曲線；最后在試驗臺架上開展了斜坡壓力請求和正弦壓力請求的測試。測試結果表明該方法具有快速響應和穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。

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（編輯 凌 波）