電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)輪缸壓力開(kāi)環(huán)控制*

孫澤昌 劉楊 邢秀園 王猛

（同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心）

電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)輪缸壓力開(kāi)環(huán)控制*

孫澤昌 劉楊 邢秀園 王猛

（同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心）

基于采用一體式制動(dòng)主缸總成的電動(dòng)汽車電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理，在AMESim/Matlab聯(lián)合仿真平臺(tái)上搭建液壓制動(dòng)系統(tǒng)模型。通過(guò)對(duì)液壓制動(dòng)力調(diào)節(jié)特性的理論分析提出數(shù)表插值算法，并通過(guò)仿真試驗(yàn)分析輪缸制動(dòng)間隙對(duì)壓力調(diào)節(jié)的影響，運(yùn)用分段控制的方式，用階梯法對(duì)數(shù)表插值算法進(jìn)行改進(jìn)，在不大于3個(gè)電磁閥開(kāi)關(guān)周期的調(diào)節(jié)時(shí)間中將壓力調(diào)節(jié)精度控制在0.5 MPa內(nèi)，實(shí)現(xiàn)了精細(xì)快速的調(diào)節(jié)目標(biāo)。

1 前言

新能源汽車特有的機(jī)電轉(zhuǎn)換設(shè)備和能量存儲(chǔ)設(shè)備為回收制動(dòng)能量提供了便利。電液復(fù)合制動(dòng)技術(shù)利用電力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)將汽車制動(dòng)時(shí)的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為電能，并儲(chǔ)存在電池儲(chǔ)能系統(tǒng)中以供再次利用。研究表明，城市工況下在制動(dòng)過(guò)程中需消耗超過(guò)50%的驅(qū)動(dòng)能量[1～3]，可見(jiàn)電液復(fù)合制動(dòng)技術(shù)在提高能量利用率和改善燃油經(jīng)濟(jì)性方面具有潛力。然而，制動(dòng)時(shí)隨著車輛狀態(tài)的不斷變化，再生制動(dòng)力也隨之改變，為保持與原制動(dòng)系統(tǒng)相同的制動(dòng)強(qiáng)度、制動(dòng)感受及制動(dòng)過(guò)程的平順性，需要精確、快速、平穩(wěn)地調(diào)節(jié)液壓制動(dòng)力[4]。

實(shí)現(xiàn)液壓制動(dòng)力精確調(diào)節(jié)的方法有閉環(huán)控制和開(kāi)環(huán)控制。其中，閉環(huán)控制通過(guò)輪缸壓力傳感器測(cè)得制動(dòng)壓力進(jìn)行反饋控制，而壓力傳感器價(jià)格較高，為了降低成本，實(shí)車中很少配置制動(dòng)輪缸壓力傳感器，因此需要通過(guò)壓力估算的方法進(jìn)行壓力控制。本文基于一種采用一體式制動(dòng)主缸總成的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)，提出有效的輪缸壓力控制策略。

2 新型電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理

所開(kāi)發(fā)的新型電動(dòng)汽車電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示[5]。該系統(tǒng)的液壓制動(dòng)部分主要由制動(dòng)踏板/踏板位移傳感器、一體式制動(dòng)主缸總成（Integrat?ed Master Cylinder，IMC）、液壓控制單元（Hydraulic Control Unit，HCU）、電子控制單元（ECU）和制動(dòng)輪缸共5個(gè)模塊組成。

制動(dòng)主缸有前腔、后腔、助力I腔和助力II腔共4個(gè)液壓腔，其中前、后腔的出口分別與HCU的X型交叉布置的制動(dòng)管路的兩個(gè)入口相連，分流后分別與4個(gè)輪缸相連，形成獨(dú)立的4條支路。

系統(tǒng)上電后，常開(kāi)閥關(guān)閉，常閉閥繼續(xù)保持關(guān)閉狀態(tài)。預(yù)壓泵從儲(chǔ)液室中抽取制動(dòng)液至主缸的助力II腔，在高壓蓄能器的作用下，主缸前后腔維持高壓（11～12 MPa）狀態(tài)，為后續(xù)的制動(dòng)動(dòng)作提供能量。該設(shè)計(jì)解決了傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)建立管路油壓過(guò)程時(shí)間較長(zhǎng)進(jìn)而導(dǎo)致其響應(yīng)速度較慢的問(wèn)題。

由于該液壓制動(dòng)系統(tǒng)采用一體式制動(dòng)主缸總成的設(shè)計(jì)，HCU模塊入口處壓力穩(wěn)定，主缸穩(wěn)定的高壓為制動(dòng)輪缸壓力的精確調(diào)節(jié)提供了便利，踩制動(dòng)踏板到管路油壓建立的響應(yīng)時(shí)間減小，因而車輛處于極限工況時(shí)更易快速、準(zhǔn)確地調(diào)節(jié)各車輪的制動(dòng)力。

3 液壓制動(dòng)力估算算法

3.1 液壓制動(dòng)系統(tǒng)理論分析

由于液壓控制單元結(jié)構(gòu)及原理的復(fù)雜性，為方便分析做如下簡(jiǎn)化[6、7]：

a.制動(dòng)過(guò)程中制動(dòng)液流量較小、管路內(nèi)壁較光滑，因此忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失；

b.忽略電磁閥切換時(shí)制動(dòng)液的瞬時(shí)沖擊；

c.忽略制動(dòng)油管、輪缸缸體的彈性變形；

d.忽略制動(dòng)液溫度變化對(duì)密度和粘度的影響。

將常開(kāi)型和常閉型開(kāi)關(guān)電磁閥等效為閥口，制動(dòng)輪缸的壓力變化率滿足[8]：

式中，βV為制動(dòng)液體積彈性模量；Q為輪缸中制動(dòng)液流量；V為制動(dòng)液總體積。

開(kāi)關(guān)電磁閥的流量特性為：

式中，Cd為閥口流量系數(shù)；A為閥口開(kāi)度面積；ρ為制動(dòng)液密度；ΔP為電磁閥兩側(cè)的壓差。

該系統(tǒng)的主要執(zhí)行機(jī)構(gòu)為高速開(kāi)關(guān)電磁閥，通過(guò)脈寬調(diào)制技術(shù)（Pulse Width Modulation，PWM）實(shí)現(xiàn)對(duì)流量的調(diào)節(jié)。采用PWM控制高速開(kāi)關(guān)電磁閥時(shí)，可將閥口開(kāi)度面積作如下?lián)Q算：

式中，Am為閥口最大開(kāi)度面積；D為PWM控制信號(hào)占空比。

根據(jù)式（1）～式（3）得：

對(duì)于某一確定的液壓制動(dòng)系統(tǒng)，βV、Cd、V、Am、ρ等參數(shù)為已知量，設(shè)液壓制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行增壓和減壓時(shí)的閥口系數(shù)為和則C1和C2為常數(shù)，分別有輪缸壓力變化率為：

式中，P1為增壓時(shí)增壓閥入口壓力，即主缸壓力，穩(wěn)定于11～12 MPa；P2為減壓時(shí)減壓閥出口壓力，即低壓蓄能器壓力，約為0～0.2 MPa。

將式（5）離散化處理，設(shè)電磁閥開(kāi)關(guān)周期為T，則有壓力變化值：

由式（6）可知，一個(gè)周期內(nèi)輪缸壓力的變化值ΔP除了與PWM控制信號(hào)的占空比D有關(guān)，還與上周期末本周期初的輪缸壓力P(k)有關(guān)。

3.2 數(shù)表插值算法

該制動(dòng)系統(tǒng)所用高速開(kāi)關(guān)電磁閥的開(kāi)啟時(shí)間為ton=2.7 ms，關(guān)閉時(shí)間為toff=3.7 ms。綜合考慮輪缸壓力調(diào)節(jié)的快速性和平穩(wěn)性，選取電磁閥載波頻率為40 ms[9]。

圖2所示為根據(jù)AMESim仿真數(shù)據(jù)建立增壓和減壓過(guò)程的三維數(shù)表，可以看出整體上ΔP與D及P(k)有較好的線性關(guān)系。在對(duì)液壓制動(dòng)力進(jìn)行估算和調(diào)節(jié)時(shí)，用上周期末輪缸壓力P(k)和本周期目標(biāo)增減的壓力ΔP作為輸入量，用線性插值法查詢?cè)鰤夯驕p壓數(shù)表求得完成本次壓力調(diào)節(jié)常開(kāi)閥和常閉閥各自所需占空比D。

由圖2可知，增壓時(shí)，根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)得，當(dāng)占空比D＞0.5時(shí)，增壓曲線上升斜率過(guò)大，壓力增加速率過(guò)快，不利于制動(dòng)壓力的精細(xì)調(diào)節(jié)。且實(shí)際制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)輪缸最大壓力不超過(guò)10MPa，用D≤0.5的控制信號(hào)就可以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)在2個(gè)開(kāi)關(guān)周期內(nèi)達(dá)到目標(biāo)壓力。因此，增壓閥的PWM控制信號(hào)的占空比范圍為0≤D≤0.5。而減壓時(shí)，由于目標(biāo)壓力多數(shù)情況下為零，即需要在短時(shí)間內(nèi)產(chǎn)生較大的壓降，因此保留PWM控制信號(hào)的完整占空比范圍0≤D≤1，以達(dá)到快速調(diào)節(jié)液壓制動(dòng)力的目的。

3.3 制動(dòng)間隙對(duì)壓力調(diào)節(jié)的影響

為了防止發(fā)生制動(dòng)遲滯，設(shè)計(jì)制動(dòng)器時(shí)會(huì)使制動(dòng)輪缸與制動(dòng)盤之間在放松制動(dòng)時(shí)保持一定的間隙，稱為制動(dòng)間隙。車輛進(jìn)行制動(dòng)時(shí)，在液壓制動(dòng)力逐漸增大的過(guò)程中，當(dāng)制動(dòng)間隙未消除時(shí)，輪缸活塞與制動(dòng)盤不接觸，制動(dòng)器不起制動(dòng)作用。因此，制動(dòng)間隙使得制動(dòng)初始階段制動(dòng)力的上升過(guò)程存在遲滯現(xiàn)象，且輪缸壓力的變化非線性化明顯。圖3為液壓制動(dòng)系統(tǒng)增壓時(shí)，當(dāng)D一定時(shí)輪缸壓力變化值與初始?jí)毫Φ年P(guān)系?？梢钥闯?，非線性階段的輪缸初始?jí)毫Ψ秶鸀?～1MPa。其原因?yàn)楫?dāng)ECU發(fā)出制動(dòng)指令后輪缸壓力從零開(kāi)始上升，直到足以克服活塞與缸壁之間的摩擦阻力后，活塞才開(kāi)始移動(dòng)減小制動(dòng)間隙，待制動(dòng)間隙為零時(shí)輪缸與制動(dòng)盤開(kāi)始接觸，輪缸壓力以較快速度上升；當(dāng)制動(dòng)踏板放松時(shí)，輪缸壓力在逐漸下降至某一特定值時(shí)，制動(dòng)間隙重新出現(xiàn)。

活塞水平方向上的受力情況如圖4所示。在平衡狀態(tài)下，摩擦力Ff、彈簧力Fs、輪缸與制動(dòng)盤之間的接觸力Fc3者的合力與液壓力Fp大小相等，即

當(dāng)制動(dòng)間隙大于或等于零時(shí)，接觸力Fc0為0。即制動(dòng)間隙為零時(shí)，輪缸活塞受力滿足：

在制動(dòng)器初始制動(dòng)間隙不變的情況下，增、減壓過(guò)程中為了消除間隙，活塞需移動(dòng)的位移（等于初始制動(dòng)間隙）一定，所以輪缸內(nèi)彈簧的壓縮量及彈簧力Fs0的大小為定值。然而，由于活塞在增壓和減壓時(shí)的運(yùn)動(dòng)方向或運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)方向相反，因而活塞與缸壁之間的摩擦阻力Ff0方向相反。圖5為增、減壓過(guò)程中的輪缸制動(dòng)間隙、摩擦力、輪缸制動(dòng)壓力的試驗(yàn)曲線，可知Ff2=-Ff1，即其大小相等、方向相反。因此根據(jù)式（8），增壓時(shí)為消除制動(dòng)間隙所需的Fp0大于減壓時(shí)，即P1＞P2，由試驗(yàn)得該液壓制動(dòng)系統(tǒng)中P1≈1.2 MPa，P2≈0.6 MPa。由上述分析可得，增壓數(shù)表和減壓數(shù)表的非線性區(qū)間不同。

由圖2和圖3可得，若增壓時(shí)P(k)＜P1或者減壓時(shí)P(k)＜P2，ΔP隨P(k)的變化為非線性且基本無(wú)規(guī)律可循，不利于實(shí)現(xiàn)液壓制動(dòng)力的精細(xì)調(diào)節(jié)。為保證壓力調(diào)節(jié)的準(zhǔn)確性和快速性，設(shè)計(jì)控制策略應(yīng)使輪缸壓力調(diào)節(jié)過(guò)程中盡可能保持在消除制動(dòng)間隙的范圍內(nèi)。

3.4 液壓制動(dòng)力分段估算法

由于輪缸制動(dòng)壓力在整體上的表現(xiàn)為ΔP與D及P(k)有較好的線性關(guān)系，因此使用數(shù)表線性插值進(jìn)行輪缸壓力的估算使系統(tǒng)有較好的精度、快速性能及超調(diào)特性。但增壓和減壓時(shí)數(shù)表的非線性區(qū)間不同，為了盡可能快速、準(zhǔn)確地執(zhí)行控制器的制動(dòng)意圖，且增壓非線性區(qū)為0～1.2 MPa和減壓非線性區(qū)為0～0.6 MPa，因此取1.2 MPa作為整個(gè)壓力調(diào)節(jié)區(qū)間劃分點(diǎn)，其中大于1.2 MPa的區(qū)間根據(jù)圖3的數(shù)表采用插值法進(jìn)行調(diào)節(jié)，而小于1.2 MPa的區(qū)間進(jìn)行階梯法進(jìn)行控制。下面主要介紹初始?jí)毫蚰繕?biāo)壓力介于0～1.2 MPa區(qū)間時(shí)的階梯控制法。

階梯法的原理是將某一范圍內(nèi)的控制目標(biāo)都統(tǒng)一為一個(gè)點(diǎn)，目標(biāo)曲線呈階梯狀變化。采用該方法的原因?yàn)椋菏苤苿?dòng)間隙的影響，非線性區(qū)間內(nèi)的壓力變化隨機(jī)性較大，難以進(jìn)行控制，但從確定點(diǎn)到確定點(diǎn)（如壓力從0.5 MPa到0.9 MPa）的調(diào)節(jié)容易實(shí)現(xiàn)；當(dāng)制動(dòng)間隙沒(méi)有消除時(shí)，雖然有一定的輪缸液壓力，但制動(dòng)輪缸與制動(dòng)盤未接觸，制動(dòng)器不產(chǎn)生有效制動(dòng)力。Pt為ECU依據(jù)踏板位移信號(hào)、輪速信號(hào)等計(jì)算所得的實(shí)際目標(biāo)制動(dòng)壓力，根據(jù)其所處壓力區(qū)間按照式（9）做階梯變換得到理想控制壓力P′t，用其取代實(shí)際目標(biāo)壓力Pt進(jìn)行占空比D的計(jì)算。

該電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)液壓制動(dòng)力估算采用分段調(diào)節(jié)、數(shù)表插值法和階梯法結(jié)合的控制策略。在一個(gè)電磁閥開(kāi)關(guān)周期（40 ms）內(nèi)控制算法的主要步驟如圖6所示。

再生制動(dòng)力取決于蓄電池的最大充放電功率。功率恒定時(shí)，車速越快，再生制動(dòng)力越小。由于制動(dòng)初期車速較快，再生制動(dòng)力較小，駕駛員的制動(dòng)需求無(wú)法由再生制動(dòng)單獨(dú)滿足，此時(shí)所需的液壓制動(dòng)力較大。隨著車速下降，再生制動(dòng)力開(kāi)始上升，液壓制動(dòng)力相應(yīng)下降[10、11]。

圖7為典型電液復(fù)合制動(dòng)過(guò)程[12]的響應(yīng)曲線。比較Pt和P′t曲線：在壓力大于1.2 MPa的區(qū)間，兩曲線重合；在0～1.2MPa的壓力非線性區(qū)，P′t為Pt的階梯化曲線。比較Pn和Pt′，兩條曲線基本吻合，表明用數(shù)表插值法和階梯法并行的分段壓力估算算法實(shí)現(xiàn)輪缸制動(dòng)壓力有較好的準(zhǔn)確性。

4 結(jié)束語(yǔ)

a.在整體上，一個(gè)周期內(nèi)輪缸壓力的變化值ΔP與PWM控制信號(hào)的占空比D及本周期初始的輪缸壓力P(k)呈較好的線性關(guān)系。

b.輪缸壓力較小，不足以消除制動(dòng)間隙時(shí)，ΔP隨D和P(k)的變化為非線性。由于活塞與缸壁之間摩擦阻力方向的影響，增壓時(shí)的非線性區(qū)間為0～1.2 MPa，減壓時(shí)的非線性區(qū)間為0～0.6 MPa。

c.在理論分析和仿真試驗(yàn)基礎(chǔ)上，提出了數(shù)表插值法和階梯法并行的分段壓力估算算法，實(shí)現(xiàn)了液壓制動(dòng)力精細(xì)快速調(diào)節(jié)的控制目標(biāo)，即在不大于3個(gè)電磁閥開(kāi)關(guān)周期的調(diào)節(jié)時(shí)間中將液壓制動(dòng)力調(diào)節(jié)精度控制在0.5 MPa內(nèi)。

1 Gao Y M,Chen L P,Ehsani M.Investigation of the effective?ness of regenerative braking for EV and HEV.SAE Paper 1999-01-2910.

2 Walker A M,Lampérth M U,Wilkins S.On Friction Braking Demand With Regenerative Braking.SAE Paper 2002-01-2085.

3 王猛，孫澤昌，卓桂榮，等.電動(dòng)汽車制動(dòng)能量回收系統(tǒng)研究.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2012，43（2）：6～10.

4 Sunao Hano,Motomu Hakiai.New Challenges for Brake and Modulation Systems in Hybrid Electric Vehicles（HEVs）and Electric Vehicles（EVs）.SAE Paper 2011-39-7210.

5 孫澤昌，王猛.采用一體式制動(dòng)主缸總成的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng).CN102582601A,2012.

6 郭孔輝，劉潥，丁海濤.汽車防抱制動(dòng)系統(tǒng)的液壓特性.吉林工業(yè)大學(xué)自然科學(xué)學(xué)報(bào)，1999，29（4）：1～5.

7 李志遠(yuǎn)，劉昭度，崔海峰，等.汽車ABS制動(dòng)輪缸壓力變化速率模型試驗(yàn).農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2007，38（9）：6～9.

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9 張彪，劉昭度，崔海峰，等.基于PWM控制的輪缸壓力精細(xì)調(diào)節(jié)試驗(yàn).農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2007，38（7）：58～61.

10 Aldo Sorniotti，Nikos E Mastorakis.A Methodology to In?vestigate the Dynamic Characteristics of ESP Hydraulic Units-Part I:Hydraulic Tests.Proceedings of the 4th WSEAS International Conference on Fluid Mechanics and Aerodynamics,2006,266～274.

11 劉清河.新能源電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)技術(shù)研究:[學(xué)位論文].上海：同濟(jì)大學(xué)，2007.

12 Aldo Sorniotti，Mauro Velardocchia.Hardware-In-the-Loop（HIL）Testing of ESP Commercial Hydraulic Units and Implementation of New Control Strategies.SAE Paper 2004-01-2770.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2014年1月1日。

Open-loop Regulation of Hydraulic Pressure of Electro-hydraulic Brake System

Sun Zechang,Liu Yang,Xing Xiuyuan,Wang Meng
（Clean Energy Automotive Engineering Center,Tongji University）

Based on the structure and operating principle of a new electro-hydraulic brake system with integrated master cylinder in electric vehicle,a model of hydraulic braking system is built with the co-simulation platform of AMESim and MATLAB.With the theoretical analysis for the brake pressure regulating characteristics,an interpolating algorithm using numerical table is proposed.The impact on pressure regulation exerted by braking clearance of wheel cylinder is analyzed through simulation.Then by the way of piecewise pressure estimation,the algorithm is improved with staircase method.As a result,the braking pressure precision is controlled within 0.5MPa in no longer than three switching periods of solenoid valve,the regulating objective is thus achieved.

Electric vehicle;Electro-hydraulic brake system;Wheel cylinder pressure; Braking clearance regulation

電動(dòng)汽車 電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng) 輪缸壓力 制動(dòng)間隙調(diào)節(jié)

U463.5

A

1000-3703（2015）02-0012-04

國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃（973計(jì)劃）項(xiàng)目（2011CB711202）資助。