單軸解耦式復合制動系統(tǒng)的控制策略及試驗驗證*

初亮 蔡健偉? 富子丞 張永生 姚亮 魏文若

(1.吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，吉林 長春 130022;2.中國第一汽車股份有限公司 技術中心，吉林 長春 130011)

汽車制動能量再生系統(tǒng)是指在汽車減速或制動時，將其中一部分機械能(動能)轉化為其他形式的能量，并加以再利用的裝置［1］.制動能量回收提高了能量利用率，是新能源汽車實現(xiàn)節(jié)能減排的有效手段之一［2-3］.由于有電機的參與，汽車制動能量再生系統(tǒng)會改變原有車輛的制動力分配特性和駕駛員踏板感覺，影響車輛安全性、經濟性和舒適性.為了提高制動能量回收率并保證踏板制動感覺，國外開發(fā)了成熟的制動能量回收系統(tǒng)，如博世公司開發(fā)的ESP-hev 和HAS-hev 系統(tǒng)、德國大陸公司開發(fā)的基于ESC(電子穩(wěn)定性控制系統(tǒng))的再生制動系統(tǒng)、豐田公司開發(fā)的ECB 系統(tǒng)以及尼桑公司與日立公司共同開發(fā)的EDIBS 系統(tǒng)［4-7］等.我國在制動能量再生系統(tǒng)方面的研究尚處于起步階段，部分公司和高校提出了新的構型，并申請了專利，但是沒有實際產品出現(xiàn).

為開發(fā)具有自主知識產權并具實用性的汽車制動能量再生系統(tǒng)，吉林大學提出了單軸解耦式液壓制動系統(tǒng)方案，自主設計開發(fā)了踏板行程模擬器［8］.此方案適用于具備ESC 功能的液壓制動系統(tǒng)，同時要求制動管路的布置形式為II 型.在驅動軸制動主缸和ESC 液壓調節(jié)單元之間增設了制動踏板行程模擬器，以實現(xiàn)驅動軸輪缸與主缸的壓力解耦，提高制動能量回收率，并保證踏板感覺.文中對此系統(tǒng)的結構和控制策略進行了研究，并開展了相應的試驗驗證.

1 系統(tǒng)結構

1.1 車輛簡介

文中試驗車輛為某款國產混合動力轎車.該車動力系統(tǒng)包括一臺1.5LD-VVT 汽油機、五檔AMT(機械式自動變速器)、兩個永磁同步電機(BSG 電機和驅動電機)、一個高性能鎳氫動力電池.BSG 電機通過皮帶與發(fā)動機曲軸相連接，驅動電機通過鏈傳動與變速器輸出軸相連，動力總成布置為前置前驅［9］.

1.2 硬件介紹

圖1 為吉林大學設計的制動系統(tǒng)硬件方案.常規(guī)狀態(tài)下，閥1 常開，閥2 常閉.進行制動時，閥1 和2通電，利用閥1 切斷前軸主缸與輪缸之間的液壓制動回路，利用閥2 控制模擬器工作，模擬前軸踏板感覺.當電機制動轉矩不足或需求制動力矩增加時，需要液壓制動進行補償，此時利用ESC 液壓調節(jié)單元的液壓泵和單向閥1 實現(xiàn)主動增壓.當踏板行程模擬器失效時，車輛恢復傳統(tǒng)制動，保證車輛安全.

圖1 液壓制動系統(tǒng)的硬件方案Fig.1 Hardware construction of hydraulic braking system

2 制動能量回收控制策略

根據(jù)制動能量回收系統(tǒng)的硬件方案，制動能量回收控制策略分為并聯(lián)控制策略和串聯(lián)控制策略兩種［10-12］.針對吉林大學自主開發(fā)的新型制動能量回收系統(tǒng)硬件方案，為了提高制動能量回收率并保證踏板覺，同時保證算法開發(fā)的簡單性，文中采取串聯(lián)控制策略，控制策略的軟件集成方案如圖2 所示.圖中ABS_Active 是指ABS 觸發(fā)信號，為0 或者1，0 代表ABS 沒有觸發(fā)，1 代表ABS 觸發(fā).

圖2 制動能量回收系統(tǒng)的軟件集成方案Fig.2 Software construction of braking energy recovery system

2.1 前后軸制動力分配

前后軸制動力分配根據(jù)傳統(tǒng)車輛的前后分配方式，使用了固定系數(shù)分配法［13］，即制動過程中前軸的制動力分配仍保持傳統(tǒng)車的制動力分配系數(shù)β 不變.

前軸的制動需求計算如下:

后軸的制動需求計算如下:

式中，Tr_f為前軸需求制動力矩，Tr_r為后軸需求制動力矩，Tr為總的需求制動力矩.

文中提出的方案中，后軸輪缸與主缸為傳統(tǒng)連接狀態(tài)，后軸輪缸壓力能夠反映駕駛員的制動意圖，并且輪缸壓力傳感器所采集到的信號值不會受到車身震動等外界因素的影響，因此制動需求的計算使用后軸輪缸壓力傳感器信號，如下式:

式中，pRR為右后輪輪缸壓力，cf為前輪制動器的效能因數(shù)，cr為后輪制動器的效能因數(shù).

2.2 前軸電機與液壓制動力分配

前軸制動力包括電機制動力和液壓制動力.制動過程中，以所需要的前軸制動力為目標，發(fā)揮電機的最大再生制動力，不足部分由前軸液壓制動力補足［14］.

當車速小于一個門限值v_min 或者電池SOC(荷電狀態(tài))大于一個門限值SOC_max 時，不進行再生制動.其中v_min 為進行再生制動的最低車速，程序中設置為10 km/h，SOC_max 為禁止電池充電的SOC 的上限值，程序中設置為70%.模擬器控制位為1 或者0;1 代表閥1 和2 通電，模擬器工作;0代表閥1 和2 不通電，模擬器不工作.

由此，可得到電機需求制動轉矩與前軸需求液壓制動力矩分別如下:

式中，Tm_r為電機需求制動轉矩，Tm_max為電機能夠提供的最大制動轉矩，Tr_f_hyd為前軸需求液壓制動力矩，Tm為電機的實際力矩.

3 實車試驗

為驗證制動能量回收系統(tǒng)控制算法的有效性，試驗內容盡可能覆蓋RBS(再生制動系統(tǒng))工作的全部情況.車輛僅有一個前進檔(D 檔)，故僅在D檔下進行試驗，并且路面條件為高附著路面.按小強度制動和大強度制動分別進行車速為40 與60 km/h的單次制動.

3.1 試驗條件

車輛質量:車輛整備質量加上試驗質量200 kg;輪胎氣壓:輪胎氣壓符合車輛要求值(前輪0.22 MPa，后輪0.24 MPa);環(huán)境溫度:-30～-10 ℃.

3.2 采集設備

試驗過程中，安裝壓力傳感器與踏板轉角傳感器等，并利用CAN 總線發(fā)送數(shù)據(jù).利用CANoe 采集傳感器信息以及整車控制器等發(fā)出的CAN 信息.

4 試驗結果及分析

首先進行模擬器參與工作的協(xié)調制動，以車速為60km/h 為中強度示例對試驗結果(見圖3)進行說明.

圖3 協(xié)調制動時的車速、標志位和壓力曲線Fig.3 Speed，signal and pressure curves of coordination braking

RBS 控制位表示制動控制狀態(tài)，0 為驅動，1 為SOC 過高不進行再生制動，2 為低車速停車，3 為再生制動.圖中將模擬器控制位與RBS 控制位乘以10，制動開關(為0 或者1)乘以15，以方便查看.可以看出，制動開始階段，電機制動力矩不能滿足前軸需求制動力矩，因此前軸進行主動增壓.前軸輪缸實際壓力跟隨目標壓力，后軸液壓跟隨主缸壓力.電機制動力矩不斷增加，在時間t=31 s 時，電機制動力矩達到最大值并且保持穩(wěn)定.踏板轉角繼續(xù)增加，前軸輪缸壓力跟隨目標制動力矩不斷增加.當t=33 s 時，踏板保持穩(wěn)定，前軸液壓和電機均保持穩(wěn)定.當車速減小到15 km/h 左右時，電機制動力矩減小，開始退出再生制動，但是踏板仍然保持相對穩(wěn)定，故后軸液壓保持穩(wěn)定，前軸再次進入主動增壓狀態(tài)，與電機形成協(xié)調控制.車速達到3 km/h時，模擬器控制位由1 變?yōu)?，退出模擬狀態(tài)，模擬器常開閥打開，常閉閥關閉.車速為10 km/h 時，電機制動力矩已經為零，完全退出再生制動.車速為3 km/h時，進入停車模式.

圖4(a)中RBS 需求電機制動力矩由制動控制器輸出，HCU(整車控制器)需求力矩在制動過程中由整車控制器輸出.由圖4可以看出，最大電機制動轉矩為-100 N·m.電機實際制動力矩響應的是RBS 需求電機制動力矩和HCU 電機轉矩二者中絕對值較小的那個.前軸輪缸實際液壓跟隨目標值.

圖4 協(xié)調制動時的電機力矩與前軸壓力曲線Fig.4 Motor torque and front-axle braking pressure curves of coordination braking

圖5(a)中的電機轉矩是指經過減速器至車輪的轉矩.由圖5 可以看出，需求力矩與實際力矩基本相符.在制動結束階段，電機轉矩退出，前軸液壓增加，需求力矩與實際力矩基本不存在偏差，不會導致車輛加速度(統(tǒng)一為加速度)發(fā)生變化.由圖5還可以看出:t=35.2 s 時，車輛加速度存在突變，這是由于此時車輛速度很低，僅為3.5 km/h，導致車輛加速度估算存在突變，但車速較低并不影響車輛控制.

圖5 協(xié)調制動時的力矩與加速度曲線Fig.5 Braking torque and acceleration curves of coordination braking

由圖6 可以看出，最大回收電流為-72A，電池最大充電功率達- 20 kW，電機最大制動功率為-25 kW.

為對比驗證文中提出的前軸解耦方案的制動力分配與能量回收效果，首先在軟件中取消模擬器控制，然后將電機需求制動轉矩值設為80 和50 N·m(為保證制動安全，疊加值不宜過大，疊加值單獨產生的車輛加速度(統(tǒng)一為加速度)小于0.1 g)進行上述相同試驗.為方便說明，將電機制動力矩疊加值為80N·m 的方案稱為方案A，電機制動力矩疊加值為50 N·m 的方案稱為方案B，結果如圖7-10 所示.

圖6 協(xié)調制動時的電流、電壓與功率曲線Fig.6 Current，voltage and power curves of coordination braking

由圖8 可以看出，模擬器控制位為零，不參與制動.制動開始后電機提供制動力矩，且制動力矩隨著車速降低而增大，達到80 N·m 后保持穩(wěn)定.取消模擬器控制后，前后軸輪缸壓力相同，均隨著踏板轉角增加而增加.

由圖9 可以看出:在制動開始階段，電機制動力矩的存在導致總的制動力矩大于駕駛員需求制動力矩;而在車速達到15 km/h 時，電機制動力矩開始減小，導致總的制動力矩減小，由后軸輪缸壓力計算得到的需求制動力矩則保持穩(wěn)定，從而引起車輛加速度變小.在電機制動力矩退出的過程中，車輛加速度變化率為每秒1.37 m/s2，駕駛員有制動變“軟”的感覺.

由圖10 可以看出，最大回收電流為-55A，電池最大充電功率達-16kW，電機最大制動功率為-20kW.

為對比不同車速、不同制動強度時的制動力分配情況，以車速為40 km/h、制動強度分別為小和中等強度時為例，得到圖11 -18 所示實驗結果.

圖7 疊加方案A 的車速、標志位和壓力曲線Fig.7 Speed，signal and pressure curves of parallel solution A

圖8 疊加方案A 的電機力矩和前軸壓力曲線Fig.8 Motor torque and front-axle braking pressure curves of parallel solution A

圖9 疊加方案A 的制動力矩與加速度曲線Fig.9 Braking torque and acceleration curves of parallel solution A

(1)小強度制動

可以看出，液壓與電機轉矩的協(xié)調情況與前述60 km/h 時的情況基本相同.前軸液壓與電機能夠實現(xiàn)協(xié)調制動，滿足駕駛員制動需求，并且整車加速度保持穩(wěn)定.

由圖4 可以看出，輪缸壓力為4 MPa 左右，并且踏板轉角緩慢增加;前軸左、右車輪輪缸實際壓力能夠很好地跟隨目標壓力.由圖12 可以看出，輪缸壓力為2MPa左右，實際壓力同樣能夠跟隨目標壓力.

(2)中等強度制動

從圖15 -18 可以看出，中等強度制動時，協(xié)調過程與小強度制動時基本相同，同時液壓能夠很好地跟隨目標壓力.選擇制動能量回收率作為評價3種方案能量回收效果的指標［15］，具體計算如下.

圖10 疊加方案A 的電流、電壓與功率曲線Fig.10 Current，voltage and power curves of parallel solution A

圖11 協(xié)調制動時小制動強度下的車速、標志位和壓力曲線Fig.11 Speed，signal and pressure curves of coordination braking with low brake intensity

圖12 協(xié)調制動時小制動強度下的電機力矩和前軸壓力曲線Fig.12 Motor torque and front-axle braking pressure curves of coordination braking with low brake intensity

制動過程中回收的能量EB_R:

制動過程中的總動能EB_K:

圖13 協(xié)調制動時小制動強度下的力矩與加速度曲線Fig.13 Braking torque and acceleration curves of coordination braking with low brake intensity

圖14 協(xié)調制動時小制動強度下的電流、電壓與功率曲線Fig.14 Current，voltage and power curves of coordination braking with small intensity brake

圖15 協(xié)調制動時中等制動強度下的車速、標志位和壓力曲線Fig.15 Speed，signal and pressure curves of coordination braking with middle brake intensity

圖16 協(xié)調制動時中等制動強度下的電機力矩和前軸壓力曲線Fig.16 Motor torque and front-axle braking pressure curves of coordination braking with middle brake intensity

圖17 協(xié)調制動時中等制動強度下的力矩與加速度曲線Fig.17 Braking torque and acceleration curves of coordination braking with middle brake intensity

圖18 協(xié)調制動時中等制動強度下的電流、電壓與功率曲線Fig.18 Current，voltage and power curves of coordination braking with middle intensity brake

制動能量回收率:

式中:t0為制動開始時刻;t1為制動終止時刻;U 為制動過程中CAN 總線測得的電池兩端的電壓，V;I為制動過程中CAN 總線測得的電池電流，A;m 為車輛質量，1600 kg;v1為制動末速度，m/s;v0為制動初速度，m/s.

根據(jù)式(6)-(8)計算不同工況下的回收能量、制動動能和制動能量回收率，結果見表1.

表1 制動能量回收率計算結果Table 1 Calculated braking energy recovery

由表1 可以看出:60 km/h 制動時，3 種控制算法下，協(xié)調制動的能量回收率明顯高于疊加方案;40 km/h 制動、不同制動強度時，由于中等制動強度下液壓制動參與制動過程的比例增加，因此能量回收率降低.

5 結語

文中針對吉林大學自主開發(fā)設計的基于ESC液壓調節(jié)單元的前軸解耦式液壓制動系統(tǒng)，完成了固定分配系數(shù)的串聯(lián)控制策略的開發(fā)，并將其集成在制動控制器中進行實車試驗，得到如下結論:

(1)對前期開發(fā)的前軸解耦式制動能量回收系統(tǒng)，文中提出的控制策略能夠實現(xiàn)前軸主缸和輪缸的壓力解耦，并實現(xiàn)電機制動力矩與液壓制動力矩的協(xié)調控制，保證踏板感覺，提高能量回收率;

(2)所提出的硬件方案結合固定比例制動力分配策略，可獲得滿足駕駛員需求的制動力，使整車加速度平穩(wěn).

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