收稿日期：2024-05-29

作者簡(jiǎn)介

姚磊（1986—），男，工程師，碩士，主要從事汽車(chē)底盤(pán)及控制開(kāi)發(fā)相關(guān)工作。

【摘 要】為了克服電子液壓線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)（EHB）死區(qū)、摩擦及系統(tǒng)不確定性對(duì)壓力控制的響應(yīng)和精度的影響，文章提出一種新的閉環(huán)-前饋相結(jié)合的壓力控制策略。該策略首先建立電子液壓線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，并分析壓力與活塞位移和速度相互關(guān)系，根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)架獲取主缸壓力與活塞位移的關(guān)系曲線(xiàn)；同時(shí)提出以壓力-速度-電流為主的主控制回路，并以主缸活塞位置為輔助量的壓力補(bǔ)償控制策略；最后在斜坡和正弦工況下進(jìn)行測(cè)試，結(jié)果表明該方法能夠保證壓力跟蹤的快速響應(yīng)和穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。

【關(guān)鍵詞】電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)；壓力閉環(huán)控制；壓力-位移曲線(xiàn)；補(bǔ)償控制；HIL測(cè)試臺(tái)架

中圖分類(lèi)號(hào)：U463.5 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1003-8639（ 2024 ）07-0036-04

Development of Electro-hydraulic Brake Pressure Control

YAO Lei1，WANG Guochun1，CAO Wenliang2

（1.Hunan Aisn Auto R&D Co.，Ltd.，Changsha 410221；2.Hunan University，Changsha 410082，China）

【Abstract】This article proposes a new closed-loop and feedforward pressure regulation technique to address the effects of dead zone，friction，and system uncertainty on electro-hydraulic brake（EHB）response and accuracy. First，a dynamic model of EHB is developed，and the relationship between pressure，piston displacement，and speed is investigated. The relationship curve between master cylinder pressure and piston displacement is obtained using the test bench. A pressure compensation control approach based on the pressure-velocity-current main control loop is proposed，with the master cylinder piston position used as an auxiliary quantity.Finally，tests are carried out under slope and sinusoidal conditions，and the results show that the proposed method can guarantee the fast response and steady-state tracking performance of pressure tracking.

【Key words】electro-hydraulic brake；pressure closed-loop control；pressure-position curve；compensation control；HIL test platform

1 前言

當(dāng)前新能源及智能網(wǎng)聯(lián)已是汽車(chē)發(fā)展的主流方向，也是中國(guó)汽車(chē)產(chǎn)業(yè)發(fā)展的重要目標(biāo)。隨著智能網(wǎng)聯(lián)與人工智能的快速發(fā)展，傳統(tǒng)汽車(chē)底盤(pán)系統(tǒng)無(wú)法滿(mǎn)足未來(lái)智能化、電動(dòng)化汽車(chē)的性能要求，因此需要響應(yīng)速度更快、控制更精細(xì)的電控化底盤(pán)。

電子液壓線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)（EHB）取消了傳統(tǒng)的真空助力器及真空泵等多個(gè)零件，直接采用電機(jī)驅(qū)動(dòng)助力，使整個(gè)制動(dòng)系統(tǒng)集成度更高，響應(yīng)更迅速，功能擴(kuò)展性也更強(qiáng)。有別于傳統(tǒng)的真空助力器，電子液壓線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)整車(chē)液壓目標(biāo)控制指令，控制EHB助力電機(jī)輸出不同力矩，采用齒輪減速機(jī)構(gòu)來(lái)減速增扭，通過(guò)齒條推動(dòng)制動(dòng)主缸產(chǎn)生制動(dòng)壓力，實(shí)現(xiàn)液壓制動(dòng)，控制車(chē)輛制動(dòng)減速。

本文對(duì)電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)壓力閉環(huán)控制、踏板解耦的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析研究，提高壓力閉環(huán)精度、響應(yīng)時(shí)間。電子液壓線(xiàn)控制動(dòng)總成如圖1所示。

2 制動(dòng)系統(tǒng)模型

由于采用機(jī)械解耦，駕駛員踩下制動(dòng)踏板，不是通過(guò)機(jī)械及液壓系統(tǒng)直接傳遞到車(chē)輪制動(dòng)器上，而是通過(guò)行程傳感器檢測(cè)到駕駛員的踏板位移，根據(jù)設(shè)定的位移-扭矩-壓力曲線(xiàn)關(guān)系，控制電機(jī)輸出相應(yīng)的扭矩，再將扭矩放大，轉(zhuǎn)化為制動(dòng)主缸推力來(lái)產(chǎn)生制動(dòng)液壓力，制動(dòng)壓力閉環(huán)控制來(lái)實(shí)現(xiàn)車(chē)輛穩(wěn)定制動(dòng)，同時(shí)駕駛員制動(dòng)踏板腳感特性也可通過(guò)軟件標(biāo)定調(diào)整實(shí)現(xiàn)。

本文采用表貼式永磁同步電機(jī)（SPMSM）作為線(xiàn)控制動(dòng)的助力電機(jī)，假設(shè)使用的電機(jī)為理想電機(jī)，忽略渦流、鐵芯飽和及磁滯損耗等，其定子電壓方程為：

Ud=Rid-ωeLqiq+Ld■（1）

Uq=Riq+ωeLdid+ωeψf+Lq■（2）

式中：Ud——?jiǎng)?lì)磁軸電壓；R——電子電阻；id——?jiǎng)?lì)磁軸電流；ωe——電角速度；Lq——轉(zhuǎn)矩軸電感；iq——轉(zhuǎn)矩軸電流；Ld——?jiǎng)?lì)磁軸電感；Uq——轉(zhuǎn)矩軸電壓；ψf——電機(jī)轉(zhuǎn)子永磁體磁鏈。電機(jī)轉(zhuǎn)矩方程可以表示為：

Te=■Pnψf iq（3）

式中：Te——電磁轉(zhuǎn)矩；Pn——磁極對(duì)數(shù)。該轉(zhuǎn)矩為制動(dòng)系統(tǒng)提供所需的驅(qū)動(dòng)力。電機(jī)的動(dòng)態(tài)平衡方程表示為：

J■=Te-TL-Tf（4）

θ=Kx（5）

式中：J——電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；ωm——機(jī)械角速度；TL——電機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩，為本文制動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)載力矩；Tf ——電機(jī)摩擦轉(zhuǎn)矩。

圖2所示為串聯(lián)式雙腔制動(dòng)主缸，當(dāng)駕駛員或助力電機(jī)推動(dòng)主缸前活塞桿運(yùn)動(dòng)時(shí)，前、后腔活塞先后依次擠壓腔內(nèi)的制動(dòng)液和彈簧，在主缸活塞腔內(nèi)建立液壓力，制動(dòng)液壓力傳遞到制動(dòng)輪缸中形成制動(dòng)器的制動(dòng)力。

對(duì)主缸前、后活塞進(jìn)行受力分析可得以下公式。

m1x1=Fi-P1A1-K1（x1-x2）-Cfx1（6）

式中：m1——前活塞質(zhì)量；x1、x2——前活塞位移；A1——活塞截面積；K1——回位彈簧剛度；Cf——前活塞阻尼系數(shù)；P1——前腔液壓力；x——活塞的移動(dòng)速度；x——活塞的加速度。

聯(lián)立公式（1）～（6），得到線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)總方程式（7），可以看出，線(xiàn)控制動(dòng)的壓力動(dòng)態(tài)方程是活塞位移與轉(zhuǎn)速的函數(shù)，因此在進(jìn)行制動(dòng)壓力控制時(shí)需要考慮這兩個(gè)因素。

P=■（KTe-KTf-kx-Cx-（m+K2）x）（7）

3 壓力控制策略

針對(duì)上一章節(jié)的線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)模型表征了線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)壓力與活塞位移及轉(zhuǎn)速相關(guān)，本文提出壓力-速度-電流為主的主控制回路和以主缸活塞位置為輔助量的壓力補(bǔ)償控制策略，如圖3所示。主控制回路的壓力環(huán)目的是跟蹤期望的壓力，中間的速度環(huán)是為了加快壓力跟蹤響應(yīng)的快速性，內(nèi)部的電流環(huán)是電機(jī)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的目標(biāo)力矩。主缸活塞位置為輔的前饋補(bǔ)償策略主要為了保證壓力跟蹤時(shí)的穩(wěn)態(tài)精確。根據(jù)以上控制策略的設(shè)計(jì)，理論上能夠滿(mǎn)足各種工況下的壓力精確控制。

3.1 壓力閉環(huán)控制

本文提出的壓力環(huán)-轉(zhuǎn)速環(huán)均采用PI控制器進(jìn)行相應(yīng)控制量的控制。其中，壓力PI控制是以制動(dòng)壓力期望值和實(shí)際值差值作為控制器輸入，其控制原理如圖4所示。

PI控制器的輸入量為壓力誤差，壓力誤差定義為期望壓力與實(shí)際壓力的偏差，其定義如式（8）所示。

e（t）=Pd（t）-Pa（t）（8）

根據(jù)圖4所示的壓力PI控制原理，制動(dòng)壓力的PI反饋控制律可以表達(dá)為：

v*=kpe（t）+ki■e（t）dt（9）

式中：Pd（t）——期望的制動(dòng)壓力；Pa（t）——實(shí)際壓力信號(hào)；kp——本文采用的PI控制器的比例項(xiàng)；ki——控制器的積分項(xiàng)，通過(guò)設(shè)計(jì)合理的kp和ki參數(shù)，就能實(shí)現(xiàn)線(xiàn)控制動(dòng)壓力控制；v*——經(jīng)壓力PI控制器產(chǎn)生的期望轉(zhuǎn)速指令。

3.2 速度閉環(huán)控制

速度環(huán)控制的目的是為了快速響應(yīng)壓力控制指令，采用PI的控制方法，其期望轉(zhuǎn)速指令來(lái)自壓力環(huán)的請(qǐng)求，實(shí)際轉(zhuǎn)速根據(jù)電機(jī)系統(tǒng)計(jì)算獲得，其控制質(zhì)量為：

I*=kspes（t）+ksi■es（t）dt（10）

式中：ksp——速度環(huán)控制器的比例項(xiàng)；ksi——速度環(huán)控制器的積分項(xiàng)；es——期望轉(zhuǎn)速與實(shí)際轉(zhuǎn)速的差值；I *——期望電流指令，該指令下發(fā)給電機(jī)控制器產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)壓力的力矩。

3.3 壓力-位置曲線(xiàn)

為了保證穩(wěn)態(tài)下較高的壓力保持能力，對(duì)線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)主缸壓力與活塞位移的關(guān)系進(jìn)行測(cè)試。通過(guò)MATLAB中的擬合函數(shù)進(jìn)行關(guān)系擬合，其擬合結(jié)果如圖5所示。依據(jù)該曲線(xiàn)，根據(jù)VCU的壓力請(qǐng)求指令轉(zhuǎn)換為活塞的位移，通過(guò)活塞位移的閉環(huán)從而保證壓力的穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。另外，其為壓力跟蹤提供了快速響應(yīng)的前饋補(bǔ)償量。

4 測(cè)試結(jié)果

4.1 測(cè)試設(shè)備

本文所采用的制動(dòng)系統(tǒng)硬件在環(huán)測(cè)試平臺(tái)包括電子液壓制動(dòng)器（EHB）為主的制動(dòng)系統(tǒng)、上位機(jī)、快速原型控制器、供電系統(tǒng)。其中，上位機(jī)和快速原型控制器實(shí)現(xiàn)信號(hào)的采集和系統(tǒng)測(cè)試試驗(yàn)的實(shí)施，快速原型控制器基于德國(guó)dSPACE公司生產(chǎn)的MicroAutoBox Ⅱ系統(tǒng)。其中，制動(dòng)系統(tǒng)采用實(shí)車(chē)的液壓系統(tǒng)作為負(fù)載裝置。液壓系統(tǒng)主要包括主缸、輪缸和電子穩(wěn)定性系統(tǒng)ESP。供電模塊主要包括220V電源、可編程電源（主要用到13.5V和12V）兩部分，其中220V電源直接給上位機(jī)供電，可編程電源給線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)、MicroAutoBox Ⅱ供電；配套測(cè)試軟件的設(shè)計(jì)包括了基于通信協(xié)議對(duì)CAN信號(hào)的配置與控制界面、數(shù)據(jù)采集及后處理程序開(kāi)發(fā)，主要基于MATLAB/Simulink、ConfigurationDesk、ControlDesk軟件設(shè)計(jì)。

4.2 斜坡工況下壓力跟隨測(cè)試

根據(jù)斜坡工況下壓力跟隨測(cè)試需求，建立斜坡壓力跟隨試驗(yàn)工況表格（表1）。測(cè)試中發(fā)送目標(biāo)壓力作為壓力指令，目標(biāo)壓力峰值分別為4MPa、6MPa、8MPa，斜坡工況斜率分別為2.5MPa/s、3.5MPa/s、4.5MPa/s。壓力達(dá)到設(shè)定主缸壓力峰值維持3s后開(kāi)始下降，最終目標(biāo)壓力值為0MPa，使助力器回位到原點(diǎn)。

從圖6～圖8可以看到實(shí)際壓力的趨勢(shì)與目標(biāo)壓力一致，在2.5s時(shí)同時(shí)達(dá)到目標(biāo)壓力峰值4MPa，在6.2s時(shí)目標(biāo)與實(shí)際壓力同時(shí)降為0MPa，其穩(wěn)態(tài)階段的壓力誤差控制在0.2MPa之內(nèi)。在4.5s時(shí)同時(shí)達(dá)到目標(biāo)壓力峰值6MPa，在9s時(shí)目標(biāo)與實(shí)際壓力同時(shí)降為0MPa。其穩(wěn)態(tài)階段的壓力誤差控制在0.2MPa之內(nèi)。在6s時(shí)同時(shí)達(dá)到目標(biāo)壓力峰值8MPa，在12s時(shí)目標(biāo)與實(shí)際壓力同時(shí)降為0MPa?？捎^(guān)測(cè)到2.8s與10.8s時(shí)刻出現(xiàn)明顯超調(diào)外，在其余穩(wěn)態(tài)階段內(nèi)，壓力誤差較小，在0.2MPa之內(nèi)。

4.3 正弦跟隨圖

本文對(duì)正弦工況下的制動(dòng)壓力請(qǐng)求進(jìn)行了測(cè)試，其測(cè)試工況設(shè)定為頻率為0.5Hz，正弦幅值為4MPa、6MPa和8MPa。其測(cè)試結(jié)果如圖9～圖11所示。

從圖9可以看出，實(shí)際壓力的趨勢(shì)與目標(biāo)壓力一致，且具有較小遲滯，其壓力跟蹤的誤差波動(dòng)維持在0.8MPa。隨著壓力請(qǐng)求增加，實(shí)際壓力能夠很好地跟蹤期望壓力，且具有較小的遲滯，6MPa和8MPa的請(qǐng)求壓力下的誤差均為1.2MPa。從結(jié)果可以看出，本文提出的壓力控制方法具有優(yōu)異的控制性能，不僅具有較高的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能，也具有較小的跟蹤誤差。

5 結(jié)論

本文提出了閉環(huán)-前饋相結(jié)合的壓力控制方法。首先建立了線(xiàn)控制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，根據(jù)動(dòng)力學(xué)模型，得到了壓力與活塞位移和速度的關(guān)系表達(dá)式。基于該表達(dá)式提出了壓力-速度-電流為主的主控制回路和以主缸活塞位置為輔助量的壓力補(bǔ)償控制策略；接著針對(duì)壓力和轉(zhuǎn)速分別設(shè)計(jì)了PI控制器，并根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)架獲得了主缸壓力與活塞位移的關(guān)系曲線(xiàn)；最后在試驗(yàn)臺(tái)架上開(kāi)展了斜坡壓力請(qǐng)求和正弦壓力請(qǐng)求的測(cè)試。測(cè)試結(jié)果表明該方法具有快速響應(yīng)和穩(wěn)態(tài)跟蹤性能。

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（編輯 凌 波）