双动力源电子液压制动系统的研究*

余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同济大学汽车学院，上海 200240； 2.同济大学新能源汽车工程中心，上海 200240)

2016118

双动力源电子液压制动系统的研究*

余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同济大学汽车学院，上海 200240； 2.同济大学新能源汽车工程中心，上海 200240)

针对现有电子液压制动系统的不足，设计一种双动力源电子液压制动系统。该系统可对制动主缸液压力和踏板感觉进行独立主动控制，实现踏板行程与液压力的解耦。建立了仿真模型进行仿真，结果表明，其功能满足设计要求且相对现有电子液压制动系统有优越性。最后搭建了试验台架进行试验，得到了相同的结论。

双动力源；电子液压制动系统；液压力控制；踏板感觉

前言

制动系统是汽车中最重要的系统之一，其性能直接影响汽车的行驶安全性。此外，新型制动系统还担负着制动能量回收的功能。随着电控技术的不断发展，线控技术(x-by-wire)得以出现，将汽车的制动系统和线控技术相结合，产生了线控制动(brake-by-wire)。线控制动由于其响应速度快、可控性好等特点，成为了未来汽车制动系统发展的方向[1]。线控制动系统可分为电子机械制动系统(EMB)和电子液压制动系统(EHB)。其中EMB被认为是未来制动系统发展的最终形式，具有结构紧凑、安装灵活、制动距离短等优点，但由于其需要使用车载42V电源，且EMB系统的抗干扰能力差，这些原因都制约着EMB系统的进一步发展。EHB系统是电子与液压系统相结合所形成的制动系统，虽然EHB系统被看成是EMB系统的过渡产品，但由于其技术基础更加成熟，能够实现EMB的绝大部分功能，且EHB系统仍可采用12V的车载电源，现有的电路系统即可满足要求。同时EHB系统具有舒适、可靠、响应快、可实现再生制动、制动力可精确控制、对现有的制动系统的改动小等优势，并且结合控制算法，EHB系统可实现 ABS，ESC和TCS 等主动安全功能，因此EHB是现今制动系统研发的热点。

文献[2]和文献[3]中开发了一种分布式EHB系统；文献[4]中开发了一种集成式的EHB系统，该系统采用滚珠丝杠外包电机的结构，因此结构紧凑；文献[5]中也在研发一种新型的EHB系统。

现有的EHB系统可分为两类：以液压泵-高压蓄能器为动力源的P-EHB和以电机-减速机构为动力源的I-EHB。P-EHB由于高压蓄能器有泄漏的风险[6]，因此现阶段研究的重点是I-EHB。

而现有的以电机-减速机构为动力源的I-EHB存在以下不足：(1)踏板力的利用不足；(2)踏板感觉模拟多为被动；(3)系统对电机的性能要求较高。

因此，本文中设计了一种全新的电子液压制动系统。

1 方案提出

1.1 拓扑分析

为实现制动踏板与制动主缸之间的解耦，传统的方法为在制动踏板与制动主缸之间加入解耦装置，并在解耦装置之前加入踏板感觉模拟器，在解耦装置后加入主动动力源。其拓扑图如图1所示。

图1 传统拓扑结构图

踏板模拟装置有标号分别为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的4个接入口，电控主动动力源有标号分别为①，②，③，④的4个接入口。踏板模拟装置和电控主动动力源的接口组合形式与踏板模拟方式、电控主动动力源的形式和系统结构布置形式有关，如采用Ⅰ和①的接口组合形式，则踏板模拟器可直接选用机械式模拟器，或通过一个机液转换装置后再与液压式模拟器相连，而电控主动动力源可直接选用电机-减速机构形式或真空泵。然而这种方案的踏板感觉多为被动式，无法主动控制。故提出一种双动力源新拓扑结构，如图2所示。

图2 双动力源拓扑模型

采用图2所示拓扑结构关系的方案中保留了传统液压制动系统中制动踏板与制动器之间的连接关系，通过算法实现制动踏板输入与液压压力输出之间的解耦，并可对制动踏板感觉进行主动模拟。

1.2 方案介绍

基于以上分析本文中提出了双动力源电子液压制动系统(dual power source electro-hydraulic brake system，DEHB)的概念，其方案如图3所示。本方案由两套动力源及制动主缸构成。制动踏板与第一制动主缸的推杆相连，同时主动动力源一也与第一制动主缸相连接，两者产生的合力作用在第一制动主缸的推杆上。主动动力源二与第二制动主缸相连接，以推动第二制动主缸。第一制动主缸和第二制动主缸的制动液在管路中耦合后经ABS/ESC调节后流入制动轮缸。本方案的减速机构采用滚珠丝杠与齿轮。

图3 DEHB方案图

驾驶员踩下制动踏板，传感器获得信号，信号传输至电控单元，电控单元获得驾驶员的制动意图，控制2个主动动力源产生液压力，2个制动主缸产生的液压力在制动管路内进行耦合后推动轮缸从而制动汽车。另一方面，第一制动主缸由制动踏板推杆和制动动力源即人力一同推动，第二制动主缸由主动动力源二推动。忽略摩擦力、同一制动主缸不同腔之间的压力差及制动液和制动管路的可压缩性，在ABS/ESC不介入的情况下，可得：

FMC_1=Fpedal+Fmotor_1

(1)

FMC_2=Fmotor_2

(2)

由于液压力在制动管路内耦合，有

(3)

当第一制动主缸和第二制动主缸选用相同型号主缸时，可得：

FMC_1=FMC_2

(4)

Fpedal+Fmotor_1=Fmotor_2

(5)

式中：FMC_1为第一制动主缸液压力；FMC_2为第二制动主缸液压力；Fmotor_1为电机一推力；Fmotor_2为电机二推力；Fpedal为踏板推力；SMC_1为第一制动主缸内径面积；SMC_2为第二制动主缸内径面积。

1.3 解耦分析

与传统线控制动系统加入解耦装置以达到解耦的方法不同，双动力源方案采用机械结构与控制方法相结合的方案以达到解耦的目的。由式(2)可知，为实现不同的主缸液压力，只需要控制Fmotor_2，此时由式(5)可知踏板推力Fpedal与电机一推力Fmotor_1的合力同时发生变化，为保证踏板推力保持不变，同时控制Fmotor_1，从而实现同一踏板输入下产生不同的主缸液压力，即实现了踏板与主缸的解耦。

由式(5)可知踏板推力Fpedal等于电机二推力与电机一推力的差值，当不同踏板推力输入时，只需控制电机一推力Fmotor_1，使电机一推力与踏板推力Fpedal的合力保持不变，即可控制主缸液压力保持不变，即实现了踏板与主缸的解耦。由于力的相互作用，踏板反馈给驾驶员的力等于踏板推力Fpedal，由以上分析可知同一主缸液压力下可产生不同的踏板推力反馈，即实现了踏板感觉主动可调。

2 系统分析

2.1 系统建模

以第一制动主缸为例建立电机和减速机构的动力学模型：

(6)

(7)

(8)

式中：Jm为电机及小齿轮转动惯量；Bm为电机轴阻尼系数；Tm为电机输出转矩；Ts为小齿轮转矩；θm为电机轴转过角度；Js为大齿轮及螺母转动惯量；Bs为大齿轮及螺母转动阻尼系数；θs为大齿轮转过角度；i为齿轮减速比；Tr为螺母端转矩；mr为丝杠质量；br为丝杠阻尼；xr为丝杠位移；Ph为滚珠丝杠导程；p11为第一制动主缸前腔压强。

建立制动主缸的连续流量方程，以第一制动主缸为例，制动主缸的前活塞和后活塞的运动方程[7]分别为

(9)

(10)

式中：m11和m12分别为前、后活塞质量；x11和x12分别为前、后活塞位移；c11和c12分别为前、后活塞阻尼；k11和k12分别为前、后腔弹簧刚度；A11和A12分别为前、后活塞面积；p11和p12分别为前、后腔压力。

得到流量方程为

(11)

(12)

式中：V11和V12分别为前、后腔容积；β为制动液弹性模量；rf和rs分别为前、后腔泄漏系数。

建立轮缸的动力学方程：

(13)

式中：mw为轮缸活塞质量；pw为轮缸内压强；Aw为轮缸面积；kw为轮缸等效弹簧刚度；xw为轮缸位移；Cw为轮缸等效阻尼；Fn为制动块与制动盘之间的压力。

制动轮缸内的连续流量方程为

(14)

式中：Qi_w为管路流入轮缸流量；Vw为轮缸容积。

在AMESim中搭建模型如图4所示。

图4 DEHB仿真模型

由于AMESim中没有滚珠丝杠模块，因此选用齿轮齿条和转动惯量模块替代滚珠丝杠模块。电机控制模块中对电机实际输出转矩和输出转速进行了限幅，同时引入了电机的T-n特性并考虑了电机的延迟时间。

2.2 控制方法

所设计的双电机驱动电子液压制动系统包含机、电、液3部分，将驾驶员踏板力作为系统控制输入，对电机一进行转矩控制时控制对象为制动主缸推杆位移x11，对电机二进行转矩控制时控制对象为管路液压力p。控制框图如图5所示。

图5 双电机驱动电子液压制动系统控制框图

由于I-EHB的结构与P-EHB不同，应用于P-EHB和ESC的控制算法并不适用于I-EHB系统[8]。又由于制动系统的P-V特性及机械和液压系统中存在摩擦环节，故系统为非线性。系统的摩擦环节对系统性能影响较大，而摩擦环节的建模比较复杂[9-10]，因此考虑采用鲁棒性较好的滑模变结构控制[11]。

考虑采用等效滑模控制，在滑模控制中，滑模控制律可由等效控制ueq和切换控制usw构成，等效控制保证系统的状态在滑模面上，切换控制则保证系统的状态不离开滑模面。考虑二阶非线性系统：

(15)

不考虑干扰和不确定性，被控对象描述为

(16)

滑模控制率由等效控制项和切换控制项组成：

u=ueq+usw

(17)

以第一制动主缸为例，由于主缸前腔压力和后腔压力相差不大，且主缸中阻尼力和回位弹簧的弹力相对推力较小，在控制器设计时可认为是外加干扰，则系统动力学方程可简化为

(18)

式中F为主缸推杆推力。

忽略系统P-V特性中的压力滞环现象，用多项式拟合压力p11与位移x11之间的关系：

(19)

控制量u(t)为电机转矩，因此系统方程为

(20)

式中r为减速机构减速比。

定义跟踪误差为

e=xref-x11

(21)

式中xref为主缸推杆目标位移。

切换函数设计为

s=e

(22)

(23)

式中b和K为系数。

在很多文献中常采用饱和函数sat(s)替换符号函数sgn(s)，这样做的目的在于消除抖振。这种方法被称之为“边界层”法，一方面虽然“边界层”法削弱了系统的抖振，但另一方面由于用饱和函数替代了符号函数sgn(s)，即替代了滑动模态，系统的结构也随之被破坏，因此这种方法不再是变结构系统，其也不具有滑模变结构控制所具有的鲁棒性强的优点。为了在不改变控制系统结构的同时又能够减小系统抖振，且使系统以尽可能短时间到达滑模面，本文中采用改进的指数趋近率控制，其切换函数所满足的表达形式为

(24)

式中：s=0为滑模面；k为指数趋近率系数；ε为系数。

当距离滑模面较远时，指数趋近率起作用，它可以把系统迅速“拉”到滑模面附近，当系统到达滑模面附近时，其作用减小，此时ε值起作用，ε值的大小则表征了系统穿过滑模面的速度，如果取ε足够小，就保证了趋近速度足够小，系统运动穿过滑模面的距离就小，从而减小切换的滞后，即减小系统抖动。因此通过调整参数k和ε可达到较好的滑模控制效果，故设计切换函数为

(25)

(26)

(27)

u的解就是等效控制，记为ueq，ueq的值实际上等于u的平均值，它是状态保持在切换面上而始终不离开切换面时u的值，等效控制器设计为

(28)

由此可得踏板位移滑模控制率设计为

(29)

3 仿真分析

3.1 液压力主动控制

线控制动的一个主要作用为实现再生制动，即保持踏板位移和车辆总的制动强度不变的情况下，实现一部分制动能量通过电机回收。由于驱动电机反转产生的制动力随车速不断变化，因此在进行再生制动时要求液压制动力在踏板位移不变的情况下可实现主动控制，即踏板位移与液压力解耦。现进行DEHB系统液压力主动控制可行性仿真，制动踏板力输入为阶跃输入，大小为60N，对应的踏板位移约为43mm。目标液压力输入平均值和幅值均为3MPa的正弦信号，频率分别为1和2Hz。仿真结果如图6～图9所示。

图6 1Hz液压力响应

图7 1Hz液压输入时踏板位移响应

图8 2Hz液压力响应

图9 2Hz液压输入时踏板位移响应

再生制动工况仿真结果总结于表1。

表1 再生制动工况仿真结果

由表1可知，在目标液压力频率为1Hz时，跟踪误差极小，而在目标液压力为2Hz时，虽然最大跟踪误差为0.98MPa，这主要受电机转矩特性的影响，但其滞后时间很短。

3.2 踏板感觉主动控制

踏板感觉即驾驶员对制动踏板“软”“硬”程度的感觉，可量化为不同踏板位移下踏板力的图表。图10为某车型实测踏板感觉。

图10 实车踏板感觉

要求对踏板感觉实施主动控制，即要求对踏板力进行主动控制。在不影响主缸液压力的前提下，输入不同的踏板位移可控制踏板力不变，或在不同的踏板力输入下可控制踏板位移不变。

对于现有的I-EHB系统，由于其一般只有一个主动动力源，其踏板感觉模拟大多采用被动式，即采用弹簧和阻尼模拟踏板感觉。而本文中双动力源I-EHB系统拥有两套可主动控制的动力源，可为系统提供2个输入，从而控制液压力和踏板感觉2个自由度。输入踏板力的均值为50N，幅值为10N，频率为1Hz，现控制踏板位移为43mm，液压力为4MPa。仿真结果如图11～图13所示。

图11 踏板力控制

图12 踏板位移响应

图13 液压力响应

由仿真结果可知在踏板位移和液压力控制不变的情况下，可得到不同的踏板力反馈，即实现了踏板感觉主动调节，控制效果良好。

3.3 失效保护

根据ECE R13法规规定，制动系统具有的最小剩余制动性能应满足：在不大于500N的制动踏板力作用下产生2.9m/s2的制动减速度，相对于本系统对标设计车型，即制动系统需在不大于500N的踏板力作用下产生不小于3MPa的制动液压力。本系统由于有两个电机，因此其失效冗余较大，现分别对不同电机失效的情况进行仿真，踏板力的输入均为500N。仿真结果如图14～图16和表2所示。

图14 电机一失效控制

图15 电机二失效控制

图16 电机一和电机二均失效

失效形式最大压力/MPa3MPa建压时间/s5MPa建压时间/s10MPa建压时间/s电机一失效17 220 140 210 38电机二失效16 820 110 150 27电机一、二均失效5 730 230 31—

由表2可知由于本系统有两个电机，当一个电机失效时，另一个电机和人力仍能提供很大的制动力，最大建压压力远超法规要求，且建压时间短。在两个电机均失效时建压能力也超过法规要求约91%。而两个电机同时失效的可能性相对较小。可见本系统的失效冗余较大，相对现有的EHB更加安全可靠。

4 台架试验

为进一步验证本系统的功能，搭建了试验系统进行试验验证。试验系统由DEHB系统和试验台架2部分构成。DEHB系统的执行机构采用集成式和一体化壳体的设计以使系统更加紧凑，为后期的实车试验做好准备。其三维模型和实物分别如图17和图18所示。

图17 DEHB执行机构三维模型

图18 DEHB执行机构实物

齿轮减速机构中模数mz=1.5，齿数z1=28,齿数z2=69，滚珠丝杠选取导程为5mm，行程选取50mm。电机采用稳定性和可靠性更高的有刷直流电机，参数见表3。

表3 电机主要性能参数

台架架身主要包括制动踏板总成、制动器总成、用于支撑DEHB系统和制动器的支撑架、用于液压分配的液压管路、电磁阀和各类传感器等。试验台架实物如图19所示，台架拓扑图如图20所示。

图19 DEHB试验台架

图20 DEHB试验台架拓扑图

踏板位移传感器、踏板力传感器和液压力传感器参数分别见表4、表5和表6。

表4 位移传感器主要技术参数

表5 力传感器主要技术参数

表6 液压力传感器主要技术参数

对系统的主要功能——踏板行程与液压力的解耦进行试验。踏板力为阶跃输入，大小为100N，对应踏板目标位移为57mm。目标液压力阶跃变化。试验结果如图21和图22所示。

图22 台架试验液压力响应

由图可见，本系统可完成踏板位移与液压力各自独立控制，实现线控制动。

5 试验分析

从试验结果可知，系统响应速度较慢，进一步分析可知其原因可能在于电机响应速度过慢。为对电机实际性能进行测试，搭建了电机测试台架，该测试台架主要由伺服电机、转矩传感器、台架架身和待测电机组成，其实物如图23所示，现控制电机转矩控制命令由0阶跃至1N·m，测量得其转矩的实际响应如图24所示。

图23 电机测试台架

图24 电机测试结果

在0.5s时刻，当电机转矩控制命令由0直接阶跃至1N·m时,电机实际转矩经过1.48s上升至稳态值0.92N·m，稳态误差约为0.08N·m 。电机控制器和电机本体可以看做一个1阶纯延迟惯性环节或一个2阶环节，对于1阶纯延迟惯性环节，其表达式为

式中：Kz为系统增益；T为1阶系统时间常数；td为纯滞后环节。

通过MATLAB的系统参数辨识工具箱的电机的传递函数为

从电机及其控制器的传递函数可以看出其延迟环节过大。电机的实际响应能力完全不能满足系统实现对制动踏板位移和液压压力的控制需要，这也是DEHB系统试验台架响应速度过慢最大的原因所在。为进一步提高系统性能，拟采用符合系统性能要求的永磁同步电机，并根据系统需求重新设计控制器。

6 结论

(1)设计了一种新型的线控制动系统，即双电机电子液压制动系统(DEHB)，本系统通过2个电机的协同控制以实现踏板位移、踏板力和液压力的解耦，可实现线控制动，为制动能量回收和智能驾驶提供了一种可能的技术支持。

(2)分析了本系统的结构，建立了系统关键部件的模型，在此基础上针对系统特性，提出了一种控制算法——利用滑模变结构控制算法协同控制两个电机转矩。

(3)为验证该方案的可行性，进行了仿真，模拟了再生制动工况、失效保护工况和主动控制踏板感觉，体现了本系统的优势。

(4)为进一步验证该方案的可行性，搭建了试验台架，通过试验验证了本方案的可行性。

(5)对台架试验的结果不理想的原因做了探究和分析，为进一步提升系统性能提出了可能的方法。

[1] 林逸，沈沉，王军，等. 汽车线控制动技术及发展[J]. 汽车技术， 2005(12): 1-3.

[2] WANG Z, YU L, WANG Y, et al. Prototype of distributed electro-hydraulic braking system and its fail-safe control strategy[C]. SAE Paper 2013-01-2066.

[3] WANG Z, YU L, WANG Y, et al. Design concepts of the four-wheel-independent electro-hydraulic braking system[C]. SAE Paper 2014-01-2537.

[4] OHTANI Y, INNAMI T, OBATA T, et al. Development of an electrically-driven intelligent brake unit[C]. SAE Paper 2011-01-0572.

[5] GUANG X, XIONG L, XU S,et al. Design and experiment of electro-hydraulic brake system[J]. 2014 IEEE Conference and Expo Transportation Electrification Asia-Pacific (ITEC Asia-Pacific)， 2014: 1-5.

[6] REUTER D F, LLOYD E W, ZEHNDER J W, et al. Hydraulic design considerations for EHB systems[C]. SAE Paper 2003-01-0324.

[7] 刘晓. 基于特性的制动系统动态建模与分析[D]. 长春：吉林大学, 2012.

[8] 李亮，宋健，韩宗奇，等. 用于电子稳定程序(ESP)在线控制的液压模型和反模型[J]. 机械工程学报， 2008，44(2):139-144.

[9] 孔祥臻，王勇，蒋守勇. 基于Stribeck模型的摩擦颤振补偿[J]. 机械工程学报， 2010,46(5): 68-73.

[10] 向红标，谭文斌，李醒飞，等. 基于LuGre模型的自适应摩擦补偿[J]. 机械工程学报， 2012, 48(17): 70-74.

[11] 毛艳娥，井元伟，张嗣瀛，等. 汽车ABS滑模变结构控制方法的研究[J]. 系统仿真学报， 2008,20(5): 1243-1245.

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

*国家重点基础研究发展计划(973计划)(2011CB711200)资助。

原稿收到日期为2015年4月27日，修改稿收到日期为2015年7月8日。