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        基于制動感覺的制動能量回收系統(tǒng)的設(shè)計與匹配

        2015-06-13 07:30:22張世桐黃禹霆
        關(guān)鍵詞:輪缸前軸模擬器

        初 亮,楊 毅,張世桐,黃禹霆

        (吉林大學(xué) 汽車仿真與控制國家重點實驗室,長春130022)

        0 引 言

        制動能量回收是指通過電機(jī)的發(fā)電作用,將汽車制動過程中損失在摩擦制動器上的熱能,轉(zhuǎn)換為電能進(jìn)行再利用。然而電機(jī)再生制動力的引入會導(dǎo)致車輛的制動感覺發(fā)生變化,因此需要針對該功能開發(fā)相應(yīng)的制動能量回收系統(tǒng)。

        目前國外各大零部件廠商已經(jīng)紛紛推出成熟的技術(shù)產(chǎn)品[1],其中主要包括德國Continental公司研發(fā)的EMB 系統(tǒng),在該系統(tǒng)中對制動操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn),增加了主動式的踏板模擬裝置,并通過調(diào)節(jié)真空度,增加踏板空行程的方式在回收制動能量的同時保證制動感覺。豐田公司研發(fā)的ECB系統(tǒng)取消了真空助力器,增加了橡膠模擬感覺裝置并重新設(shè)計了液壓調(diào)節(jié)單元[2];LSP 公司推出的IBS系統(tǒng)通過改造原有的制動主缸結(jié)構(gòu),在踏板處加入機(jī)械感覺反饋裝置,解決制動感覺問題[3];除此 之 外,TRW 公 司 推 出 的ESC-H 系統(tǒng)和SCB系統(tǒng)以及博世公司開發(fā)的ESP-h(huán)ev和HAS-h(huán)ev系統(tǒng),已經(jīng)對比亞迪公司的部分電動車產(chǎn)品完成了配套[4]。

        對比國外,國內(nèi)制動能量回收系統(tǒng)的研究起步較晚,硬件資源儲備不足,整車企業(yè)只能引入國外硬件技術(shù)方案,產(chǎn)品開發(fā)匹配費用極高。為擺脫對國外技術(shù)的過分依賴,推進(jìn)市場化進(jìn)程,自主開發(fā)制動能量回收系統(tǒng)裝備的電動汽車勢在必行?;谀壳皣鴥?nèi)電動汽車的制動系統(tǒng)現(xiàn)狀,本文設(shè)計了一種增壓模擬器,通過加入該裝置對原有傳統(tǒng)制動系統(tǒng)功能進(jìn)行改進(jìn),對主缸壓力和輪缸壓力進(jìn)行解耦,并能在能量回收過程中保證制動感覺。

        1 制動感覺原理

        傳統(tǒng)制動系統(tǒng)中駕駛員與制動執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間通過液壓形式傳遞制動意圖。駕駛員踩下制動踏板后,真空助力器推動主缸活塞,制動液通過液壓調(diào)節(jié)裝置進(jìn)入輪缸,輪缸中的壓力以制動液為介質(zhì)反饋回駕駛員腳部,產(chǎn)生制動踏板感覺[5]。而制動能量回收系統(tǒng)相比于傳統(tǒng)制動系統(tǒng),踏板與制動執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間不存在實時的機(jī)械連接,通過安裝傳感器信號進(jìn)行制動意圖識別,根據(jù)控制單元發(fā)出的指令,控制電機(jī)、電池系統(tǒng)以及液壓調(diào)節(jié)單元協(xié)調(diào)完成減速制動過程。制動能量回收系統(tǒng)的控制作用方式如圖1所示。制動能量回收系統(tǒng)參與制動的作用方式與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式相比傳統(tǒng)制動系統(tǒng)均發(fā)生改變。制動控制器接受傳感器信號,通過CAN 總線傳遞制動需求信息,再生制動控制器控制輸出電機(jī)制動力,液壓制動起到協(xié)調(diào)輔助作用[6-7]。該變化導(dǎo)致制動器的作用力無法準(zhǔn)確地以液壓形式反饋回制動踏板,因此會帶給駕駛員制動感覺的改變?;谏鲜龇治觯疚奶岢龅膸в性鰤耗M器的制動能量回收系統(tǒng)方案結(jié)構(gòu)如圖2所示。

        圖1 制動能量回收系統(tǒng)原理示意圖Fig.1 Principle of in regenerative braking system

        圖2 制動能量回收系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Construction of regenerative braking system

        2 系統(tǒng)制動過程部件受控狀態(tài)分析

        為簡化系統(tǒng)控制過程,本文對制動能量回收系統(tǒng)采用β曲線制動力分配方案[8-9],當(dāng)電機(jī)制動力能夠滿足制動需求時,系統(tǒng)前軸不建壓,只發(fā)揮電機(jī)的制動能力;制動強(qiáng)度較高條件下,前軸液壓對電機(jī)制動力進(jìn)行補(bǔ)償。從踩下制動踏板開始到松開制動踏板結(jié)束,制動過程一共經(jīng)歷5個階段,在各個階段中制動力矩的分配如圖3所示。

        圖3中,黃色部分為前軸液壓制動力矩;棕色部分為后軸液壓制動力矩;藍(lán)色部分為電機(jī)制動力矩。根據(jù)力矩變化過程,結(jié)合系統(tǒng)結(jié)構(gòu),分析系統(tǒng)在整個制動過程中各部件的工作情況。部件控制狀態(tài)如表1所示。

        圖3 制動力矩變化示意圖Fig.3 Change of braking torque

        表1 部件工作狀態(tài)Table 1 Component working condition in section OA

        表1中,Vin代表前軸進(jìn)液閥;Vout代表前軸出液閥;Vno代表模擬器常開閥;Vnc代表模擬器常閉閥;M1代表ABS電機(jī);M2代表模擬器內(nèi)電機(jī);數(shù)字1代表電機(jī)通電工作和閥門開啟;數(shù)字0代表電機(jī)斷電停止和閥門關(guān)閉。

        3 增壓模擬器的參數(shù)匹配

        根據(jù)上文部件工作狀態(tài)與制動過程力矩變化的分析可知,設(shè)計的增壓模擬器的功能主要有兩個:①在電機(jī)制動力參與制動時,能夠容納主缸排除的液體,并回饋與傳統(tǒng)制動系統(tǒng)相同的輪缸壓力;②能夠在再生制動不足時,對系統(tǒng)進(jìn)行液壓補(bǔ)償。由于制動過程中,系統(tǒng)對后軸液壓不進(jìn)行控制,因此對于①,只需要保證模擬器能夠模仿前軸的P-V 特性(輪缸壓力與制動液體積的對應(yīng)關(guān)系)即可[10]。對前軸輪缸的P-V 特性進(jìn)行試驗獲取,結(jié)果如圖4所示。

        從試驗結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),前軸輪缸P-V 特性分為兩部分,初始部分為低壓區(qū),進(jìn)入液體體積較高,引起輪缸壓力變化較小;隨后部分為高壓區(qū),很小一部分的液體體積可以引起較高的輪缸壓力變化。對試驗結(jié)果進(jìn)行近似線性分段擬合,可以得到如下關(guān)系:

        圖4 制動輪缸P-V特性示意圖Fig.4 P-V character of wheel cylinder

        式中:Pfront_OB為該階段輪模擬器內(nèi)產(chǎn)生的壓力;Vfront_BE為BE 階段進(jìn)入模擬器內(nèi)部的液體體積;Vfront_BE為在高壓區(qū)BE 階段進(jìn)入模擬器內(nèi)部的液體體積;Pfront_BE為BE階段模擬器內(nèi)產(chǎn)生壓力。

        綜上所述,根據(jù)功能需要,設(shè)計增壓模擬器的結(jié)構(gòu)如圖5所示。

        圖5 主動增壓模擬器結(jié)構(gòu)圖Fig.5 Construction of simulator with the function of active pressurization

        增壓模擬器可以根據(jù)功能要求分為兩個部分。主動增壓部分:通過直流電機(jī)帶動內(nèi)循環(huán)式滾珠絲杠,將內(nèi)循環(huán)螺母的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)化為絲杠推桿的直線往復(fù)運(yùn)動,絲杠推桿推動活塞實現(xiàn)主動增壓功能;感覺模擬部分:通過兩個安裝在殼體內(nèi)的活塞和兩個不同剛度的彈簧完成對前軸輪缸分段P-V 特性的模擬功能。

        針對上述兩個部分進(jìn)行參數(shù)匹配,針對模擬功能,在圖4中的OB階段的工作過程中,模擬器內(nèi)壓力變化為:

        圖6 增壓速率變化曲線Fig.6 Pressurization rate curve

        式中:K1為模擬器彈簧1的剛度;K2為模擬器彈簧2的剛度;S1為第一階段內(nèi)的壓縮行程;d1為活塞1的直徑。

        模擬器內(nèi)液體體積變化為:

        結(jié)合圖4的P-V 特性,對壓力、體積以及行程的限制條件可以表示為:

        式中:L2為模擬器腔體2內(nèi)的工作間隙。

        同理,模擬BE段的工作過程中,模擬器內(nèi)壓力變化可以表示為:

        式中:S2為第二階段內(nèi)的壓縮行程;d2為活塞2的直徑。

        模擬器內(nèi)體積變化可以表示為:

        該階段對于壓力與液體體積的限制條件為:

        式中:L1為模擬器腔體1內(nèi)的工作間隙。

        參考主缸直徑選取d2=15mm,d1=10mm,根據(jù)式(2)~式(7),計算得到模擬器內(nèi)彈簧1的剛度為34535N/m,彈簧2的剛度為9773N/m,工作間隙1的長度為7.42mm,工作間隙2的長度為18.55mm。

        主動增壓功能主要是對電機(jī)功率以及傳動機(jī)構(gòu)參數(shù)的匹配計算。系統(tǒng)的極限增壓速率出現(xiàn)在駕駛員以極限速度踩下制動踏板,制動強(qiáng)度達(dá)到路面附著極限的同時,電機(jī)退出制動的情況。因此,主動增壓的極限速率由駕駛需求增壓速率與電機(jī)退出需求補(bǔ)償速率兩部分組成。對第一部分,參考傳統(tǒng)制動系統(tǒng)的極限增壓速率需求,駕駛員以最大能力踩下制動踏板進(jìn)行增壓速率測試,結(jié)果如圖6所示。

        根據(jù)試驗獲得的系統(tǒng)的最大壓力變化率ΔP1為21.1 MPa/s。

        第二部分電機(jī)退出的極限速率應(yīng)該出現(xiàn)在車輛以最大制動強(qiáng)度制動,車速低于再生制動退出門限時的情況。該狀態(tài)停車時間與車速關(guān)系為:

        式中:Vlim為車速退出門限,本文選取10km/h,Zlim為路面最大附著系數(shù),本文選取0.85,該門限下電機(jī)處于恒轉(zhuǎn)矩區(qū),此時前軸對應(yīng)的再生制動力可以表示為:

        式中:Ff為恒扭矩區(qū)對應(yīng)的前軸制動力;igi0為電機(jī)軸端到輪端的傳動比,本文選取目標(biāo)車型對應(yīng)值8.28;rf為前輪滾動半徑,選取0.307 m;Tmax為恒扭矩區(qū)峰值轉(zhuǎn)矩,大小為210N·m。

        再生制動力對應(yīng)的等效輪缸壓力表示為:

        式中:Df為前輪輪缸直徑,Kbf為前輪摩擦因數(shù)。

        結(jié)合式(8)(9)(10),前輪輪缸的壓力變化率可以表示為:

        根據(jù)兩部分壓力變化率Δp1和Δp2,并結(jié)合式(1)計算本系統(tǒng)的極限情況下需求進(jìn)液體積:

        對滾珠絲杠的參數(shù)選擇需要滿足該體積需求:

        式中:n為電機(jī)額定轉(zhuǎn)速,可以參考ABS與ESP,在3000~6000r·min-1之間選取,本文以3000r·min-1為基準(zhǔn);i1為電機(jī)軸端的齒輪副傳動比,可以根據(jù)設(shè)計尺寸的大小進(jìn)行選取,擬定為1;L′為內(nèi)循環(huán)式滾珠絲杠的導(dǎo)程。

        不考慮效率的前提下,根據(jù)需求流量與主動增壓情況求得電機(jī)需求功率為:

        式中:P 為電機(jī)輸出功率,單位kW;Δp 為增壓過程最大壓差,單位為MPa,根據(jù)傳統(tǒng)汽車匹配經(jīng)驗,選取12 MPa為極限壓差;Q 為流量,單位為L/min,即為本文需求進(jìn)液體積Vtotal。

        根據(jù)式(13)和(14),選取滾珠絲杠導(dǎo)程為1.6mm,獲取電機(jī)功率為80 W。

        4 臺架實驗

        利用xPC功能搭建試驗臺架,對設(shè)計的系統(tǒng)進(jìn)行功能驗證,臺架結(jié)構(gòu)如圖7所示。

        圖7 制動能量回收系統(tǒng)試驗臺架示意圖Fig.7 Regenerative braking system test bench

        圖8 踏板感覺特性曲線Fig.8 Braking feeling curve in test bench

        臺架由信號采集系統(tǒng)、控制系統(tǒng)及液壓制動系統(tǒng)組成,其中信號采集系統(tǒng)主要由數(shù)據(jù)采集卡、自制驅(qū)動電路、四個制動輪缸的壓力傳感器、主缸壓力傳感器、踏板位移傳感器和踏板力傳感器組成;控制系統(tǒng)主要由主機(jī)、工控機(jī)組成??刂葡到y(tǒng)接收來自信號采集系統(tǒng)的壓力與踏板信號,經(jīng)工控機(jī)由xPC接口下載到主機(jī)電腦上基于Matlab/Simulink環(huán)境下搭建的軟件控制模型中,計算后輸出數(shù)字控制信號經(jīng)由工控機(jī)與驅(qū)動電路對制動系統(tǒng)中部件進(jìn)行控制。臺架試驗驗證主要包括部件參數(shù)匹配結(jié)果驗證以及系統(tǒng)制動控制效果驗證兩個部分。圖8為踏板感覺特性臺架實驗結(jié)果。

        圖8中藍(lán)色曲線為傳統(tǒng)制動系統(tǒng)踏板感覺特性,紅色曲線為本文制動能量回收系統(tǒng)踏板感覺特性。從結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),本文開發(fā)的制動能量回收系統(tǒng)的踏板感覺基本被包絡(luò)在傳統(tǒng)感覺范圍之內(nèi),因此對于模擬器內(nèi)分段式彈簧裝置的參數(shù)匹配結(jié)果是能夠滿足駕駛感覺要求的。

        利用本文裝置進(jìn)行主動增壓,對比傳統(tǒng)制動系統(tǒng)快速、中速、慢速踩下制動踏板情況下的輪缸壓力與壓力變化率狀態(tài),試驗結(jié)果如圖9和圖10所示。

        圖9 輪缸壓力變化曲線Fig.9 Cylinder pressure variation curve

        圖10 輪缸壓力變化率曲線Fig.10 Cylinder pressurization rate curve

        從圖9和圖10中可知,制動能量回收系統(tǒng)的主動增壓能力要高于傳統(tǒng)制動系統(tǒng)駕駛員的制動需求,最大增壓速率在35 MPa以上,高于極限需求增壓速率,因此對于電機(jī)結(jié)合滾珠絲杠的參數(shù)匹配符合要求。

        對系統(tǒng)制動效果進(jìn)行驗證,在臺架試驗中以100N 制動力踩下制動踏板并保持至停車狀態(tài),試驗結(jié)果如圖11~圖13所示。

        圖11 踏板力變化曲線Fig.11 Pedal force variation curve

        圖12 汽車車速速變化曲線Fig.12 Vehicle speed variation curve

        圖13 輪缸壓力變化曲線Fig.13 Pressure of wheel cylinder variation curve

        圖11 中的踏板力反映駕駛員的制動需求,車速變化如圖12 所示,制動力變化如圖13 所示。在初始階段,制動需求較小時,制動力完全由電機(jī)提供,因此在起始一段時間內(nèi),前軸輪缸內(nèi)無制動液;隨后過程中,制動需求強(qiáng)度變大,電機(jī)制動力不足,前軸開始主動增壓過程,液體開始進(jìn)入前軸輪缸,由液壓補(bǔ)償需求;在2s左右時,隨著車速降低,電機(jī)制動力矩變大,液壓制動力矩開始下降,制動液由前軸輪缸排出;直至3.5s左右時刻電機(jī)進(jìn)入穩(wěn)定的恒扭矩區(qū)域,液壓制動力矩同時維持穩(wěn)定;在4.3s時刻附近時,車速達(dá)到10km/h,電機(jī)退出制動,重復(fù)主動增壓過程,直至停車。試驗結(jié)果表明,制動能量回收系統(tǒng)能夠在較大程度上利用電機(jī)制動力的同時,良好地協(xié)調(diào)電液分配,滿足制動需求。

        5 結(jié) 論

        (1)本文的研究結(jié)果表明,設(shè)計的制動能量回收系統(tǒng)的踏板位移與踏板力關(guān)系曲線與傳統(tǒng)汽車基本吻合,系統(tǒng)的增壓速率能夠滿足極限情況要求,依據(jù)輪缸P-V 特性的參數(shù)匹配方法以及分段式彈簧柱塞結(jié)構(gòu)設(shè)計可以用于對制動能量回收系統(tǒng)感覺模擬裝置進(jìn)行開發(fā);依據(jù)極限增壓速率匹配的電機(jī)以及滾珠絲杠機(jī)構(gòu)可以被運(yùn)用于協(xié)調(diào)增壓裝置的開發(fā)。

        (2)本文設(shè)計的制動能量回收系統(tǒng)的控制入口均來自于傳感器的采集信號,處于工程實際考慮,后續(xù)應(yīng)該進(jìn)一步開發(fā)相應(yīng)的估算算法對傳感器信號進(jìn)行冗余設(shè)計或替代,降低開發(fā)成本,提高系統(tǒng)的可靠性。

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