余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 200240； 2.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海 200240)

2016118

雙動力源電子液壓制動系統(tǒng)的研究*

余卓平，林 健，熊 璐，徐松云

(1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 200240； 2.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海 200240)

針對現(xiàn)有電子液壓制動系統(tǒng)的不足，設(shè)計一種雙動力源電子液壓制動系統(tǒng)。該系統(tǒng)可對制動主缸液壓力和踏板感覺進(jìn)行獨(dú)立主動控制，實現(xiàn)踏板行程與液壓力的解耦。建立了仿真模型進(jìn)行仿真，結(jié)果表明，其功能滿足設(shè)計要求且相對現(xiàn)有電子液壓制動系統(tǒng)有優(yōu)越性。最后搭建了試驗臺架進(jìn)行試驗，得到了相同的結(jié)論。

雙動力源；電子液壓制動系統(tǒng)；液壓力控制；踏板感覺

前言

制動系統(tǒng)是汽車中最重要的系統(tǒng)之一，其性能直接影響汽車的行駛安全性。此外，新型制動系統(tǒng)還擔(dān)負(fù)著制動能量回收的功能。隨著電控技術(shù)的不斷發(fā)展，線控技術(shù)(x-by-wire)得以出現(xiàn)，將汽車的制動系統(tǒng)和線控技術(shù)相結(jié)合，產(chǎn)生了線控制動(brake-by-wire)。線控制動由于其響應(yīng)速度快、可控性好等特點(diǎn)，成為了未來汽車制動系統(tǒng)發(fā)展的方向[1]。線控制動系統(tǒng)可分為電子機(jī)械制動系統(tǒng)(EMB)和電子液壓制動系統(tǒng)(EHB)。其中EMB被認(rèn)為是未來制動系統(tǒng)發(fā)展的最終形式，具有結(jié)構(gòu)緊湊、安裝靈活、制動距離短等優(yōu)點(diǎn)，但由于其需要使用車載42V電源，且EMB系統(tǒng)的抗干擾能力差，這些原因都制約著EMB系統(tǒng)的進(jìn)一步發(fā)展。EHB系統(tǒng)是電子與液壓系統(tǒng)相結(jié)合所形成的制動系統(tǒng)，雖然EHB系統(tǒng)被看成是EMB系統(tǒng)的過渡產(chǎn)品，但由于其技術(shù)基礎(chǔ)更加成熟，能夠?qū)崿F(xiàn)EMB的絕大部分功能，且EHB系統(tǒng)仍可采用12V的車載電源，現(xiàn)有的電路系統(tǒng)即可滿足要求。同時EHB系統(tǒng)具有舒適、可靠、響應(yīng)快、可實現(xiàn)再生制動、制動力可精確控制、對現(xiàn)有的制動系統(tǒng)的改動小等優(yōu)勢，并且結(jié)合控制算法，EHB系統(tǒng)可實現(xiàn) ABS，ESC和TCS 等主動安全功能，因此EHB是現(xiàn)今制動系統(tǒng)研發(fā)的熱點(diǎn)。

文獻(xiàn)[2]和文獻(xiàn)[3]中開發(fā)了一種分布式EHB系統(tǒng)；文獻(xiàn)[4]中開發(fā)了一種集成式的EHB系統(tǒng)，該系統(tǒng)采用滾珠絲杠外包電機(jī)的結(jié)構(gòu)，因此結(jié)構(gòu)緊湊；文獻(xiàn)[5]中也在研發(fā)一種新型的EHB系統(tǒng)。

現(xiàn)有的EHB系統(tǒng)可分為兩類：以液壓泵-高壓蓄能器為動力源的P-EHB和以電機(jī)-減速機(jī)構(gòu)為動力源的I-EHB。P-EHB由于高壓蓄能器有泄漏的風(fēng)險[6]，因此現(xiàn)階段研究的重點(diǎn)是I-EHB。

而現(xiàn)有的以電機(jī)-減速機(jī)構(gòu)為動力源的I-EHB存在以下不足：(1)踏板力的利用不足；(2)踏板感覺模擬多為被動；(3)系統(tǒng)對電機(jī)的性能要求較高。

因此，本文中設(shè)計了一種全新的電子液壓制動系統(tǒng)。

1 方案提出

1.1 拓?fù)浞治?/p>

為實現(xiàn)制動踏板與制動主缸之間的解耦，傳統(tǒng)的方法為在制動踏板與制動主缸之間加入解耦裝置，并在解耦裝置之前加入踏板感覺模擬器，在解耦裝置后加入主動動力源。其拓?fù)鋱D如圖1所示。

圖1 傳統(tǒng)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)圖

踏板模擬裝置有標(biāo)號分別為Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的4個接入口，電控主動動力源有標(biāo)號分別為①，②，③，④的4個接入口。踏板模擬裝置和電控主動動力源的接口組合形式與踏板模擬方式、電控主動動力源的形式和系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置形式有關(guān)，如采用Ⅰ和①的接口組合形式，則踏板模擬器可直接選用機(jī)械式模擬器，或通過一個機(jī)液轉(zhuǎn)換裝置后再與液壓式模擬器相連，而電控主動動力源可直接選用電機(jī)-減速機(jī)構(gòu)形式或真空泵。然而這種方案的踏板感覺多為被動式，無法主動控制。故提出一種雙動力源新拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，如圖2所示。

圖2 雙動力源拓?fù)淠Ｐ?/p>

采用圖2所示拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)關(guān)系的方案中保留了傳統(tǒng)液壓制動系統(tǒng)中制動踏板與制動器之間的連接關(guān)系，通過算法實現(xiàn)制動踏板輸入與液壓壓力輸出之間的解耦，并可對制動踏板感覺進(jìn)行主動模擬。

1.2 方案介紹

基于以上分析本文中提出了雙動力源電子液壓制動系統(tǒng)(dual power source electro-hydraulic brake system，DEHB)的概念，其方案如圖3所示。本方案由兩套動力源及制動主缸構(gòu)成。制動踏板與第一制動主缸的推桿相連，同時主動動力源一也與第一制動主缸相連接，兩者產(chǎn)生的合力作用在第一制動主缸的推桿上。主動動力源二與第二制動主缸相連接，以推動第二制動主缸。第一制動主缸和第二制動主缸的制動液在管路中耦合后經(jīng)ABS/ESC調(diào)節(jié)后流入制動輪缸。本方案的減速機(jī)構(gòu)采用滾珠絲杠與齒輪。

圖3 DEHB方案圖

駕駛員踩下制動踏板，傳感器獲得信號，信號傳輸至電控單元，電控單元獲得駕駛員的制動意圖，控制2個主動動力源產(chǎn)生液壓力，2個制動主缸產(chǎn)生的液壓力在制動管路內(nèi)進(jìn)行耦合后推動輪缸從而制動汽車。另一方面，第一制動主缸由制動踏板推桿和制動動力源即人力一同推動，第二制動主缸由主動動力源二推動。忽略摩擦力、同一制動主缸不同腔之間的壓力差及制動液和制動管路的可壓縮性，在ABS/ESC不介入的情況下，可得：

FMC_1=Fpedal+Fmotor_1

(1)

FMC_2=Fmotor_2

(2)

由于液壓力在制動管路內(nèi)耦合，有

(3)

當(dāng)?shù)谝恢苿又鞲缀偷诙苿又鞲走x用相同型號主缸時，可得：

FMC_1=FMC_2

(4)

Fpedal+Fmotor_1=Fmotor_2

(5)

式中：FMC_1為第一制動主缸液壓力；FMC_2為第二制動主缸液壓力；Fmotor_1為電機(jī)一推力；Fmotor_2為電機(jī)二推力；Fpedal為踏板推力；SMC_1為第一制動主缸內(nèi)徑面積；SMC_2為第二制動主缸內(nèi)徑面積。

1.3 解耦分析

與傳統(tǒng)線控制動系統(tǒng)加入解耦裝置以達(dá)到解耦的方法不同，雙動力源方案采用機(jī)械結(jié)構(gòu)與控制方法相結(jié)合的方案以達(dá)到解耦的目的。由式(2)可知，為實現(xiàn)不同的主缸液壓力，只需要控制Fmotor_2，此時由式(5)可知踏板推力Fpedal與電機(jī)一推力Fmotor_1的合力同時發(fā)生變化，為保證踏板推力保持不變，同時控制Fmotor_1，從而實現(xiàn)同一踏板輸入下產(chǎn)生不同的主缸液壓力，即實現(xiàn)了踏板與主缸的解耦。

由式(5)可知踏板推力Fpedal等于電機(jī)二推力與電機(jī)一推力的差值，當(dāng)不同踏板推力輸入時，只需控制電機(jī)一推力Fmotor_1，使電機(jī)一推力與踏板推力Fpedal的合力保持不變，即可控制主缸液壓力保持不變，即實現(xiàn)了踏板與主缸的解耦。由于力的相互作用，踏板反饋給駕駛員的力等于踏板推力Fpedal，由以上分析可知同一主缸液壓力下可產(chǎn)生不同的踏板推力反饋，即實現(xiàn)了踏板感覺主動可調(diào)。

2 系統(tǒng)分析

2.1 系統(tǒng)建模

以第一制動主缸為例建立電機(jī)和減速機(jī)構(gòu)的動力學(xué)模型：

(6)

(7)

(8)

式中：Jm為電機(jī)及小齒輪轉(zhuǎn)動慣量；Bm為電機(jī)軸阻尼系數(shù)；Tm為電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩；Ts為小齒輪轉(zhuǎn)矩；θm為電機(jī)軸轉(zhuǎn)過角度；Js為大齒輪及螺母轉(zhuǎn)動慣量；Bs為大齒輪及螺母轉(zhuǎn)動阻尼系數(shù)；θs為大齒輪轉(zhuǎn)過角度；i為齒輪減速比；Tr為螺母端轉(zhuǎn)矩；mr為絲杠質(zhì)量；br為絲杠阻尼；xr為絲杠位移；Ph為滾珠絲杠導(dǎo)程；p11為第一制動主缸前腔壓強(qiáng)。

建立制動主缸的連續(xù)流量方程，以第一制動主缸為例，制動主缸的前活塞和后活塞的運(yùn)動方程[7]分別為

(9)

(10)

式中：m11和m12分別為前、后活塞質(zhì)量；x11和x12分別為前、后活塞位移；c11和c12分別為前、后活塞阻尼；k11和k12分別為前、后腔彈簧剛度；A11和A12分別為前、后活塞面積；p11和p12分別為前、后腔壓力。

得到流量方程為

(11)

(12)

式中：V11和V12分別為前、后腔容積；β為制動液彈性模量；rf和rs分別為前、后腔泄漏系數(shù)。

建立輪缸的動力學(xué)方程：

(13)

式中：mw為輪缸活塞質(zhì)量；pw為輪缸內(nèi)壓強(qiáng)；Aw為輪缸面積；kw為輪缸等效彈簧剛度；xw為輪缸位移；Cw為輪缸等效阻尼；Fn為制動塊與制動盤之間的壓力。

制動輪缸內(nèi)的連續(xù)流量方程為

(14)

式中：Qi_w為管路流入輪缸流量；Vw為輪缸容積。

在AMESim中搭建模型如圖4所示。

圖4 DEHB仿真模型

由于AMESim中沒有滾珠絲杠模塊，因此選用齒輪齒條和轉(zhuǎn)動慣量模塊替代滾珠絲杠模塊。電機(jī)控制模塊中對電機(jī)實際輸出轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)速進(jìn)行了限幅，同時引入了電機(jī)的T-n特性并考慮了電機(jī)的延遲時間。

2.2 控制方法

所設(shè)計的雙電機(jī)驅(qū)動電子液壓制動系統(tǒng)包含機(jī)、電、液3部分，將駕駛員踏板力作為系統(tǒng)控制輸入，對電機(jī)一進(jìn)行轉(zhuǎn)矩控制時控制對象為制動主缸推桿位移x11，對電機(jī)二進(jìn)行轉(zhuǎn)矩控制時控制對象為管路液壓力p?？刂瓶驁D如圖5所示。

圖5 雙電機(jī)驅(qū)動電子液壓制動系統(tǒng)控制框圖

由于I-EHB的結(jié)構(gòu)與P-EHB不同，應(yīng)用于P-EHB和ESC的控制算法并不適用于I-EHB系統(tǒng)[8]。又由于制動系統(tǒng)的P-V特性及機(jī)械和液壓系統(tǒng)中存在摩擦環(huán)節(jié)，故系統(tǒng)為非線性。系統(tǒng)的摩擦環(huán)節(jié)對系統(tǒng)性能影響較大，而摩擦環(huán)節(jié)的建模比較復(fù)雜[9-10]，因此考慮采用魯棒性較好的滑模變結(jié)構(gòu)控制[11]。

考慮采用等效滑模控制，在滑模控制中，滑模控制律可由等效控制ueq和切換控制usw構(gòu)成，等效控制保證系統(tǒng)的狀態(tài)在滑模面上，切換控制則保證系統(tǒng)的狀態(tài)不離開滑模面?？紤]二階非線性系統(tǒng)：

(15)

不考慮干擾和不確定性，被控對象描述為

(16)

滑模控制率由等效控制項和切換控制項組成：

u=ueq+usw

(17)

以第一制動主缸為例，由于主缸前腔壓力和后腔壓力相差不大，且主缸中阻尼力和回位彈簧的彈力相對推力較小，在控制器設(shè)計時可認(rèn)為是外加干擾，則系統(tǒng)動力學(xué)方程可簡化為

(18)

式中F為主缸推桿推力。

忽略系統(tǒng)P-V特性中的壓力滯環(huán)現(xiàn)象，用多項式擬合壓力p11與位移x11之間的關(guān)系：

(19)

控制量u(t)為電機(jī)轉(zhuǎn)矩，因此系統(tǒng)方程為

(20)

式中r為減速機(jī)構(gòu)減速比。

定義跟蹤誤差為

e=xref-x11

(21)

式中xref為主缸推桿目標(biāo)位移。

切換函數(shù)設(shè)計為

s=e

(22)

(23)

式中b和K為系數(shù)。

在很多文獻(xiàn)中常采用飽和函數(shù)sat(s)替換符號函數(shù)sgn(s)，這樣做的目的在于消除抖振。這種方法被稱之為“邊界層”法，一方面雖然“邊界層”法削弱了系統(tǒng)的抖振，但另一方面由于用飽和函數(shù)替代了符號函數(shù)sgn(s)，即替代了滑動模態(tài)，系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)也隨之被破壞，因此這種方法不再是變結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，其也不具有滑模變結(jié)構(gòu)控制所具有的魯棒性強(qiáng)的優(yōu)點(diǎn)。為了在不改變控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的同時又能夠減小系統(tǒng)抖振，且使系統(tǒng)以盡可能短時間到達(dá)滑模面，本文中采用改進(jìn)的指數(shù)趨近率控制，其切換函數(shù)所滿足的表達(dá)形式為

(24)

式中：s=0為滑模面；k為指數(shù)趨近率系數(shù)；ε為系數(shù)。

當(dāng)距離滑模面較遠(yuǎn)時，指數(shù)趨近率起作用，它可以把系統(tǒng)迅速“拉”到滑模面附近，當(dāng)系統(tǒng)到達(dá)滑模面附近時，其作用減小，此時ε值起作用，ε值的大小則表征了系統(tǒng)穿過滑模面的速度，如果取ε足夠小，就保證了趨近速度足夠小，系統(tǒng)運(yùn)動穿過滑模面的距離就小，從而減小切換的滯后，即減小系統(tǒng)抖動。因此通過調(diào)整參數(shù)k和ε可達(dá)到較好的滑模控制效果，故設(shè)計切換函數(shù)為

(25)

(26)

(27)

u的解就是等效控制，記為ueq，ueq的值實際上等于u的平均值，它是狀態(tài)保持在切換面上而始終不離開切換面時u的值，等效控制器設(shè)計為

(28)

由此可得踏板位移滑模控制率設(shè)計為

(29)

3 仿真分析

3.1 液壓力主動控制

線控制動的一個主要作用為實現(xiàn)再生制動，即保持踏板位移和車輛總的制動強(qiáng)度不變的情況下，實現(xiàn)一部分制動能量通過電機(jī)回收。由于驅(qū)動電機(jī)反轉(zhuǎn)產(chǎn)生的制動力隨車速不斷變化，因此在進(jìn)行再生制動時要求液壓制動力在踏板位移不變的情況下可實現(xiàn)主動控制，即踏板位移與液壓力解耦?，F(xiàn)進(jìn)行DEHB系統(tǒng)液壓力主動控制可行性仿真，制動踏板力輸入為階躍輸入，大小為60N，對應(yīng)的踏板位移約為43mm。目標(biāo)液壓力輸入平均值和幅值均為3MPa的正弦信號，頻率分別為1和2Hz。仿真結(jié)果如圖6～圖9所示。

圖6 1Hz液壓力響應(yīng)

圖7 1Hz液壓輸入時踏板位移響應(yīng)

圖8 2Hz液壓力響應(yīng)

圖9 2Hz液壓輸入時踏板位移響應(yīng)

再生制動工況仿真結(jié)果總結(jié)于表1。

表1 再生制動工況仿真結(jié)果

由表1可知，在目標(biāo)液壓力頻率為1Hz時，跟蹤誤差極小，而在目標(biāo)液壓力為2Hz時，雖然最大跟蹤誤差為0.98MPa，這主要受電機(jī)轉(zhuǎn)矩特性的影響，但其滯后時間很短。

3.2 踏板感覺主動控制

踏板感覺即駕駛員對制動踏板“軟”“硬”程度的感覺，可量化為不同踏板位移下踏板力的圖表。圖10為某車型實測踏板感覺。

圖10 實車踏板感覺

要求對踏板感覺實施主動控制，即要求對踏板力進(jìn)行主動控制。在不影響主缸液壓力的前提下，輸入不同的踏板位移可控制踏板力不變，或在不同的踏板力輸入下可控制踏板位移不變。

對于現(xiàn)有的I-EHB系統(tǒng)，由于其一般只有一個主動動力源，其踏板感覺模擬大多采用被動式，即采用彈簧和阻尼模擬踏板感覺。而本文中雙動力源I-EHB系統(tǒng)擁有兩套可主動控制的動力源，可為系統(tǒng)提供2個輸入，從而控制液壓力和踏板感覺2個自由度。輸入踏板力的均值為50N，幅值為10N，頻率為1Hz，現(xiàn)控制踏板位移為43mm，液壓力為4MPa。仿真結(jié)果如圖11～圖13所示。

圖11 踏板力控制

圖12 踏板位移響應(yīng)

圖13 液壓力響應(yīng)

由仿真結(jié)果可知在踏板位移和液壓力控制不變的情況下，可得到不同的踏板力反饋，即實現(xiàn)了踏板感覺主動調(diào)節(jié)，控制效果良好。

3.3 失效保護(hù)

根據(jù)ECE R13法規(guī)規(guī)定，制動系統(tǒng)具有的最小剩余制動性能應(yīng)滿足：在不大于500N的制動踏板力作用下產(chǎn)生2.9m/s2的制動減速度，相對于本系統(tǒng)對標(biāo)設(shè)計車型，即制動系統(tǒng)需在不大于500N的踏板力作用下產(chǎn)生不小于3MPa的制動液壓力。本系統(tǒng)由于有兩個電機(jī)，因此其失效冗余較大，現(xiàn)分別對不同電機(jī)失效的情況進(jìn)行仿真，踏板力的輸入均為500N。仿真結(jié)果如圖14～圖16和表2所示。

圖14 電機(jī)一失效控制

圖15 電機(jī)二失效控制

圖16 電機(jī)一和電機(jī)二均失效

失效形式最大壓力/MPa3MPa建壓時間/s5MPa建壓時間/s10MPa建壓時間/s電機(jī)一失效17 220 140 210 38電機(jī)二失效16 820 110 150 27電機(jī)一、二均失效5 730 230 31—

由表2可知由于本系統(tǒng)有兩個電機(jī)，當(dāng)一個電機(jī)失效時，另一個電機(jī)和人力仍能提供很大的制動力，最大建壓壓力遠(yuǎn)超法規(guī)要求，且建壓時間短。在兩個電機(jī)均失效時建壓能力也超過法規(guī)要求約91%。而兩個電機(jī)同時失效的可能性相對較小?？梢姳鞠到y(tǒng)的失效冗余較大，相對現(xiàn)有的EHB更加安全可靠。

4 臺架試驗

為進(jìn)一步驗證本系統(tǒng)的功能，搭建了試驗系統(tǒng)進(jìn)行試驗驗證。試驗系統(tǒng)由DEHB系統(tǒng)和試驗臺架2部分構(gòu)成。DEHB系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用集成式和一體化殼體的設(shè)計以使系統(tǒng)更加緊湊，為后期的實車試驗做好準(zhǔn)備。其三維模型和實物分別如圖17和圖18所示。

圖17 DEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維模型

圖18 DEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)實物

齒輪減速機(jī)構(gòu)中模數(shù)mz=1.5，齒數(shù)z1=28,齒數(shù)z2=69，滾珠絲杠選取導(dǎo)程為5mm，行程選取50mm。電機(jī)采用穩(wěn)定性和可靠性更高的有刷直流電機(jī)，參數(shù)見表3。

表3 電機(jī)主要性能參數(shù)

臺架架身主要包括制動踏板總成、制動器總成、用于支撐DEHB系統(tǒng)和制動器的支撐架、用于液壓分配的液壓管路、電磁閥和各類傳感器等。試驗臺架實物如圖19所示，臺架拓?fù)鋱D如圖20所示。

圖19 DEHB試驗臺架

圖20 DEHB試驗臺架拓?fù)鋱D

踏板位移傳感器、踏板力傳感器和液壓力傳感器參數(shù)分別見表4、表5和表6。

表4 位移傳感器主要技術(shù)參數(shù)

表5 力傳感器主要技術(shù)參數(shù)

表6 液壓力傳感器主要技術(shù)參數(shù)

對系統(tǒng)的主要功能——踏板行程與液壓力的解耦進(jìn)行試驗。踏板力為階躍輸入，大小為100N，對應(yīng)踏板目標(biāo)位移為57mm。目標(biāo)液壓力階躍變化。試驗結(jié)果如圖21和圖22所示。

圖22 臺架試驗液壓力響應(yīng)

由圖可見，本系統(tǒng)可完成踏板位移與液壓力各自獨(dú)立控制，實現(xiàn)線控制動。

5 試驗分析

從試驗結(jié)果可知，系統(tǒng)響應(yīng)速度較慢，進(jìn)一步分析可知其原因可能在于電機(jī)響應(yīng)速度過慢。為對電機(jī)實際性能進(jìn)行測試，搭建了電機(jī)測試臺架，該測試臺架主要由伺服電機(jī)、轉(zhuǎn)矩傳感器、臺架架身和待測電機(jī)組成，其實物如圖23所示，現(xiàn)控制電機(jī)轉(zhuǎn)矩控制命令由0階躍至1N·m，測量得其轉(zhuǎn)矩的實際響應(yīng)如圖24所示。

圖23 電機(jī)測試臺架

圖24 電機(jī)測試結(jié)果

在0.5s時刻，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)矩控制命令由0直接階躍至1N·m時,電機(jī)實際轉(zhuǎn)矩經(jīng)過1.48s上升至穩(wěn)態(tài)值0.92N·m，穩(wěn)態(tài)誤差約為0.08N·m 。電機(jī)控制器和電機(jī)本體可以看做一個1階純延遲慣性環(huán)節(jié)或一個2階環(huán)節(jié)，對于1階純延遲慣性環(huán)節(jié)，其表達(dá)式為

式中：Kz為系統(tǒng)增益；T為1階系統(tǒng)時間常數(shù)；td為純滯后環(huán)節(jié)。

通過MATLAB的系統(tǒng)參數(shù)辨識工具箱的電機(jī)的傳遞函數(shù)為

從電機(jī)及其控制器的傳遞函數(shù)可以看出其延遲環(huán)節(jié)過大。電機(jī)的實際響應(yīng)能力完全不能滿足系統(tǒng)實現(xiàn)對制動踏板位移和液壓壓力的控制需要，這也是DEHB系統(tǒng)試驗臺架響應(yīng)速度過慢最大的原因所在。為進(jìn)一步提高系統(tǒng)性能，擬采用符合系統(tǒng)性能要求的永磁同步電機(jī)，并根據(jù)系統(tǒng)需求重新設(shè)計控制器。

6 結(jié)論

(1)設(shè)計了一種新型的線控制動系統(tǒng)，即雙電機(jī)電子液壓制動系統(tǒng)(DEHB)，本系統(tǒng)通過2個電機(jī)的協(xié)同控制以實現(xiàn)踏板位移、踏板力和液壓力的解耦，可實現(xiàn)線控制動，為制動能量回收和智能駕駛提供了一種可能的技術(shù)支持。

(2)分析了本系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，建立了系統(tǒng)關(guān)鍵部件的模型，在此基礎(chǔ)上針對系統(tǒng)特性，提出了一種控制算法——利用滑模變結(jié)構(gòu)控制算法協(xié)同控制兩個電機(jī)轉(zhuǎn)矩。

(3)為驗證該方案的可行性，進(jìn)行了仿真，模擬了再生制動工況、失效保護(hù)工況和主動控制踏板感覺，體現(xiàn)了本系統(tǒng)的優(yōu)勢。

(4)為進(jìn)一步驗證該方案的可行性，搭建了試驗臺架，通過試驗驗證了本方案的可行性。

(5)對臺架試驗的結(jié)果不理想的原因做了探究和分析，為進(jìn)一步提升系統(tǒng)性能提出了可能的方法。

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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

*國家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計劃(973計劃)(2011CB711200)資助。

原稿收到日期為2015年4月27日，修改稿收到日期為2015年7月8日。