电液复合制动系统由一体式制动主缸、微型液压源、制动轮缸、制动踏板、液压调节单元和复合制动协调控制单元等组成, 如图1所示, 其中, 一体式制动主缸实现了制动踏板输入力和制动轮缸压力的解耦, 同时为司机制动操作提供合适的踏板反馈; 复合制动协调控制单元采集司机踏板信号, 解析司机制动需求, 通过CAN(Controller area network)总线得到当前可用电动机再生制动力及轮缸压力状态, 根据车辆运行状态和路面信息分配前、后轴制动力及电、液制动力; 液压调节单元根据液压制动力控制指令实时调整各轮缸压力。

图1

Fig.1

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图1 电液复合制动系统结构图Fig.1 Structure of electro-hydraulic brake system

所设计的一体式制动主缸的结构如图2所示。正常模式下, 常闭式电磁阀打开, 微型液压源产生高压液, 当踩下制动踏板时, 在推杆活塞作用下制动液经常闭式电磁阀进入踏板感觉模拟器, 踏板感觉模拟器提供合适的反馈力; 当电气失效或部件故障时, 常闭式电磁阀关闭, 推杆活塞推动制动液作用于助力活塞及串联双腔主缸前、后腔活塞, 并将制动液压入制动轮缸产生紧急制动力。失效模式下, 助力活塞与推杆活塞的“ 杠杆效应” 放大了踏板输入力, 起到助力作用。当撤掉踏板力时, 制动踏板在推杆回位弹簧作用下复位。

图2

Fig.2

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图2 一体式制动主缸示意图Fig.2 Schematic diagram of integrated master cylinder

不同工作模式下, 踏板力经各自传递路径作用于不同对象, 因此, 将分别研究正常和失效模式下制动踏板感觉及其影响因素。

2.1.1 目标踏板力-行程曲线

不论系统处于纯液压制动、纯再生制动或复合系统制动状态, 踏板感觉模拟器应能够提供与传统车辆一致的踏板感觉。原型车采用带真空助力器的传统制动系统, 其踏板力-行程曲线如图3所示, 其中, OA为消除制动系统各组件间隙并初始建立压力阶段, AB为真空助力器助力作用阶段, BC为助力结束后推杆直接作用于制动主缸阶段^{[3, 6]}。踏板力-行程曲线可近似为三段不同斜率和长度的折线, 可根据车辆类型、目标人群和法规限制进行调整。电液复合制动系统踏板特性以图3所示的理想制动力-行程曲线为设计目标。

图3

Fig.3

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图3 理想踏板力-行程特性曲线Fig.3 Ideal pedal force-stroke curve

图4

Fig.4

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图4 踏板感觉模拟器结构图Fig.4 Structure diagram of pedal feel simulator

2.1.2 正常模式简化模型

为降低成本和开发难度, 设计了组合弹簧式的被动模拟器, 对理想踏板力-行程特性曲线各段斜率和行程进行模拟, 其结构如图4所示。踏板感觉模拟器工作过程如下:第一阶段, 模拟器活塞压缩弹簧1和弹簧2直至弹簧1完全压入U型帽, 此时, 弹簧1和弹簧2变形量分别为L₀和L₁; 第二阶段时, 仅弹簧2发生变形, 此阶段弹簧2变形量为L₂; 第三阶段时, 同时压缩弹簧2和弹簧3, 最大变形量为L₃。

结合上述分析, 正常模式时系统可以简化为图5所示的结构, 下面对关键模型进行说明。

图5

Fig.5

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图5 正常模式时系统简化模型Fig.5 Simplified model under normal mode

推杆活塞运动微分方程式为:

mrd2xrdt2=Fp-crdxrdt-krxr-Frs0-prAr1

式中:m_r、x_r、A_r分别为活塞推杆活塞质量、位移和截面积; F_p为踏板输入力; c_r为等效阻尼系数; k_r、F_rs0分别为回位弹簧的刚度和预紧力; p_r为电磁阀入口压力。

常闭式电磁阀常开, 可等效为一个节流阀口, 其流量特性为:

Q=CvAv2ρ(pr-ps)2

式中:Q、C_v、A_v分别是电磁阀的流量、流量系数和最大开口通流截面积; ρ 为制动液密度; p_s为电磁阀出口压力。

模拟器活塞位移x_s可通过推杆活塞位移x_r得到:

xs=(xrAr)/As3

式中:A_s为模拟器活塞截面积。

模拟器活塞运动学方程为:

msd2xsdt2=psAs-csdxsdt-kixs4

式中:i为不同压缩阶段, i=1, 2, 3; k_i为不同阶段时弹簧等效刚度; c_s为阻尼系数。

不同压缩阶段, 弹簧等效刚度k_i可由以下公式求取:

ki=ks1ks2ks1+ks2, xs< L0+L1ks2, xs< L0+L1+L2ks3+ks2, xs< L0+L1+L2+L35

式中:k_s1、k_s2、k_s3分别是直列式弹簧1、2和并列式弹簧3的刚度。

失效时, 常闭式电磁阀关闭, 系统简化后模型如图6所示。此时, 在满足司机紧急制动时制动力需求前提下, 进行踏板力-行程特性研究, 应满足《GB 7258-2012机动车运行安全技术条件》、《QCT311-2008汽车液压制动主缸性能要求及试验方法》等法规要求。

图6

Fig.6

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图6 失效模式时系统简化模型Fig.6 Simplified model under failure mode

输入踏板力经助力后作用于传统制动主缸, 定义助力比B_r为:

Br=Ab/Ar6

式中:A_b为助力活塞截面积。

其余部件建模与传统制动系统类似, 可参见文献[13, 15]。

推杆活塞、助力活塞和模拟器活塞阻尼系数取决于密封形式、缸体材料选型及表面处理工艺等。参照密封圈推荐参数, 只考虑活塞阻尼系数为变量时, 从0以300 N/(m· s^-1)为间隔点至1200 N/(m· s^-1)时, 踏板力-行程曲线仿真结果和滞回损失分别如图8和表1所示。随着阻尼系数的增大, 踏板力-行程曲线滞回损失和踏板力撤掉时的踏板位移逐步增大。当阻尼系数过大时, 不仅造成踏板感觉与理想踏板力-行程曲线偏离, 且踏板回位时间变长, 影响踏板感觉和制动安全。

图8

Fig.8

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图8 活塞阻尼系数变化时踏板力-行程曲线Fig.8 Pedal force-stroke curves under different damping coefficients

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 活塞阻尼系数对滞回损失的影响 Table 1 Hysteresis losses under different damping coefficients 阻尼系数/(N· m-1· s) 滞回损失/% 0 13.3 300 16.3 600 19.2 900 21.8 1200 24.2

表1 活塞阻尼系数对滞回损失的影响 Table 1 Hysteresis losses under different damping coefficients

只考虑推杆回位弹簧预紧力为变量, 从0以间隔点20 N至100 N时, 踏板力-行程曲线仿真结果如图9所示。随着推杆回位弹簧预紧力的增加, 踏板初始动作时所需踏板力和踏板回位时踏板力亦不断增加。推杆回位弹簧预紧力较小时(如无预紧力), 撤掉踏板力时, 踏板位移为0.007 m, 不能及时回位; 较大时(如100 N), 踏板初始动作所需踏板力接近30 N, 影响司机制动心理预期。合适的推杆回位弹簧预紧力(如40 N), 不仅可以提供较合适的初始踏板力, 还能保证踏板快速回位。

图9

Fig.9

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图9 推杆回位弹簧预紧力变化时踏板力-行程曲线Fig.9 Pedal force-stroke curves under different return spring preload forces

由式(2)可知, 电磁阀常开时流量特性与电磁阀最大通流面积A_v成正比, 只考虑电磁阀最大通流面积为变量, 从0.2 mm²以间隔点0.3 mm²至1.7 mm²时^[17], 踏板力-行程曲线仿真结果和滞回损失分别如图10和表2所示。随着电磁阀最大通流面积的增加, 踏板力-行程曲线滞回损失和踏板力撤掉时踏板位移均显著减小。当A_v≥ 0.8 mm²时, 滞回损失降低趋势减缓, 踏板力-行程曲线接近重合。

图10

Fig.10

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图10 电磁阀最大通流面积变化时踏板力-行程曲线Fig.10 Pedal force-stroke curves under different valve flow areas

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 电磁阀通流面积对滞回损失的影响 Table 2 Hysteresis losses under different valve flow areas 通流面积/mm2 滞回损失/% 通流面积/mm2 滞回损失/% 0.2 18.1 1.1 3.9 0.5 8.7 1.4 3.0 0.8 5.4 1.7 2.4

表2 电磁阀通流面积对滞回损失的影响 Table 2 Hysteresis losses under different valve flow areas

失效模式下, 助力比成为影响制动踏板感觉和行车安全的重要参数。只考虑助力比为变量, 轮缸压力与助力比仿真结果如图11所示, 可以看出轮缸压力与助力比成线性关系, 较大的助力比能够获得更大的轮缸压力, 有利于实现紧急制动。当助力比变化时, 踏板力-行程曲线仿真结果如图12所示, 踏板最大行程随着助力比的增大而增大, 当助力比过大时, 不仅踏板最大行程易超出法规限制, 而且助力活塞直径过大, 不利于一体式主缸整体设计及装配。

图11

Fig.11

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图11 轮缸最大压力与助力比关系Fig.11 Wheel cylinder maximum pressure vs. booster ratio

图12

Fig.12

	Figure Option ViewDownloadNew Window
	图12 助力比变化时踏板力-行程曲线Fig.12 Pedal-stroke curves under different booster ratios

通过仿真研究了不同参数对不同模式下踏板力-行程曲线的影响, 结合制动主缸设计标准和器件选型手册, 踏板感觉模拟器及一体式制动主缸关键参数设计如下:推杆活塞面积为615.4 mm²; 模拟器活塞面积为530.7 mm²; 串联双腔主缸直径为25.4 mm; 电磁阀最大通流面积为1.37 mm²; 推杆回位弹簧预紧力为41.2 N; 助力比为1.56。