压力顺序调节制动系统及其硬件在环试验

引用本文

雍加望, 高峰, 丁能根, 胡贤荣. 压力顺序调节制动系统及其硬件在环试验.吉林大学学报:工学版, 2016, 46(4): 1070-1075
YONG Jia-wang, GAO Feng, DING Neng-gen, HU Xian-rong. Hardware-in-the-loop test for a braking system of pressure individual regulation. Journal of Jilin University Engineering and Technology Edition, 2016, 46(4): 1070-1075 复制到剪切板

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压力顺序调节制动系统及其硬件在环试验

雍加望¹, 高峰¹, 丁能根¹, 胡贤荣²

1.北京航空航天大学交通科学与工程学院,北京 100191

2.广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院,广州 511434

通讯作者：丁能根(1965-),男,副教授,博士.研究方向:车辆动力学及电控技术.E-mail:dingng@buaa.edu.cn

作者简介:雍加望(1988-),男,博士研究生.研究方向:电子制动系统.E-mail:yongjw@buaa.edu.cn

基金:“863”国家高技术研究发展计划项目(2012AA110904); 国家自然科学基金项目(51175015)

摘要

为提高现有线控制动系统的集成度,研究开发了一种压力顺序调节制动系统。通过建立的数学模型仿真得到系统的参数需求,并形成了由电机、滚珠丝杠、主缸及传感器等组成的样机。建立了基于Matlab/Simulink与veDYNA联合仿真的硬件在环试验平台,设计了模糊PD控制器,针对样机的ABS功能进行了硬件在环试验。试验结果表明:系统可以实现各轮缸压力的顺序调节,单轮缸调压频率达到20 Hz,受限于电机的性能,系统只能实现部分ABS功能。

关键词: 车辆工程; 集成制动系统; 硬件在环仿真; 压力顺序调节

中图分类号:U463.5 文献标志码:A 文章编号:1671-5497(2016)04-1070-06

Hardware-in-the-loop test for a braking system of pressure individual regulation

YONG Jia-wang¹, GAO Feng¹, DING Neng-gen¹, HU Xian-rong²

1.School of Transportation Science and Engineering, Beihang University, Beijing 100191, China

2.Automotive Engineering Institute, GAC Group, Guangzhou 511434, China

Abstract

To improve the integration of the brake-by-wire system, a braking system, which can realize pressure individual regulation of the wheel cylinder, was developed. The parameters of the system were obtained by mathematical modeling and simulation. A prototype consisting of motor, ball screw assembly, master cylinder, sensors and other components was developed. The Hardware-in-the-loop (HIL) test rig was set up based on the co-simulation of MATLAB/Simulink and veDYNA. A fuzzy PD controller was designed and HIL test for ABS function of the prototype was carried out. Results show that the hydraulic pressure of the wheel cylinders can be individually regulated, and the single wheel cylinder pressure regulation frequency can reach 20 Hz. Limited by the performance of the motor, the system can only realize part of the ABS function.

Keyword: vehicle engineering; integrated braking system; hardware-in-the-loop simulation; pressure regulation

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0 引言

优异的汽车安全性、舒适性和环保性离不开汽车的电子化和智能化。然而, 对于传统液压制动系统来说, 其结构已经严重制约了汽车的电子化、智能化以及新能源汽车的能量回收技术的运用。线控制动系统能够满足汽车技术变革对制动系统提出的要求, 例如不依赖于发动机的真空源、主动制动、踏板感觉可调、支持再生制动等, 是未来制动系统发展的主要方向^[1]。

线控制动系统的作用不仅仅在于提高了传统意义上的汽车制动性能, 如制动效能、制动效能的恒定性以及制动时的方向稳定性, 更是为了适应现代汽车的底盘主动控制和新能源汽车的再生制动需要。线控制动系统克服了传统助力制动系统的两个明显不足:①不能方便地实施主动制动; ②只要驾驶员踩下制动踏板, 摩擦制动器即参与产生制动力。作为线控制动的两种主要形式, 电子液压制动系统^{[2, 3]}和电子机械制动系统^{[4, 5, 6]}的结构并不紧凑, 且不具备失效防护功能。为此, 本文研制了一种制动压力可以顺序调节的线控制动系统。

1 系统建模及参数设计

本文开发了一种压力顺序调节制动系统样机, 并搭建了硬件在环试验台对样机的性能进行测试。图1为样机的结构原理图, 安装角位移传感器的制动踏板与踏板行程模拟器相连, 当系统处于线控工作模式时, ECU根据测量的踏板角度来确定如何分配再生制动和摩擦制动的压力需求, 并通过控制电机在主缸内建立相应摩擦制动所需的制动压力, 同时ECU根据踏板位移信号和电机编码器信号, 使控制踏板推杆与滚珠丝杠之间始终存在一定的间隙, 以实现线控功能, 此时踏板感觉由踏板行程模拟器提供; 当线控系统工作失效时, 推杆克服距离 $\begin{matrix} s \end{matrix}$ 后直接推动主缸建立压力, 以实现人力备份制动。主缸通过4个常开电磁阀分别与4个轮缸连接, 当轮缸内建立初始压力之后, ECU可以通过电机和电磁阀调节轮缸内的压力。

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	图1 样机结构原理图Fig.1 Structure principle diagram of prototype

1.1 电机模型

作为系统的关键零部件, 电机的性能影响着系统调压特性。电机工作时的原理图如图2所示。

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	图2 电机工作原理图Fig.2 Working schematic diagram of motor

电机电压平衡方程式可表示如下:

$\begin{matrix} U = RI + L \frac{dI}{dt} + E_{b} (1) \end{matrix}$

式中: $\begin{matrix} U \end{matrix}$ 为电机额定电压; $\begin{matrix} R \end{matrix}$ 为电机相间电阻; $\begin{matrix} I \end{matrix}$ 为电机工作电流; $\begin{matrix} L \end{matrix}$ 为电机相间电感; $\begin{matrix} E_{b} \end{matrix}$ 为电机反电动势:

$\begin{matrix} E_{b} = K_{b} \frac{dθ}{dt} (2) \end{matrix}$

式中: $\begin{matrix} K_{b} \end{matrix}$ 为电机反电动势系统; $\begin{matrix} θ \end{matrix}$ 为电机输出轴转角。

电机转矩平衡方程式可表示如下:

$\begin{matrix} \{\begin{matrix} T_{m} = K_{c} I \\ T_{m} = J_{m} \frac{d^{2} θ}{d t^{2}} + T_{f} + T_{l} \\ T_{f} = B_{m} \frac{dθ}{dt} \end{matrix} (3) \end{matrix}$

式中: $\begin{matrix} T_{m} \end{matrix}$ 为电机电磁转矩; $\begin{matrix} K_{c} \end{matrix}$ 为电机转矩系数; $\begin{matrix} J_{m} \end{matrix}$ 为电机转子惯量; $\begin{matrix} T_{f} \end{matrix}$ 为电机阻力矩; $\begin{matrix} T_{l} \end{matrix}$ 为负载力矩; $\begin{matrix} B_{m} \end{matrix}$ 为电机阻力系数。

在Matlab/Simulink中建立仿真模型, 根据仿真结果和电机选型手册确定电机的参数如下:额定电压 $\begin{matrix} U = 12 V; \end{matrix}$ 堵转扭矩 $\begin{matrix} T_{\max} = 6 N \cdot m; \end{matrix}$ 堵转电流 $\begin{matrix} I_{\max} = 120 A; \end{matrix}$ 相间电阻 $\begin{matrix} R = 0.1 Ω; \end{matrix}$ 相间电感 $\begin{matrix} L = 2.3 \times 10^{- 4} H; \end{matrix}$ 力矩系数 $\begin{matrix} K_{c} = 0.05 N \cdot m / A; \end{matrix}$ 反电动势系数 $\begin{matrix} K_{b} = 0.05 V \cdot s / rad; \end{matrix}$ 转子惯量 $\begin{matrix} J_{m} = 2 \times 10^{- 6} kg \cdot m^{2}; \end{matrix}$ 阻力系数 $\begin{matrix} B_{m} = 1 \times 10^{- 4} N \cdot m \cdot s / rad 。 \end{matrix}$

1.2 滚珠丝杠副及主缸模型

根据能量守恒定律, 滚珠丝杠副的平衡方程可表示为:

$\begin{matrix} 2 π \cdot η \cdot T_{l} = P_{0} \cdot P_{h} \cdot A_{0} (4) \end{matrix}$

式中: $\begin{matrix} η \end{matrix}$ 为滚珠丝杠副机械效率; $\begin{matrix} P_{0} \end{matrix}$ 为主缸压力; $\begin{matrix} P_{h} \end{matrix}$ 为丝杠导程; $\begin{matrix} A_{0} \end{matrix}$ 为主缸活塞截面积。

滚珠丝杠副及主缸的参数下:滚珠丝杠副效率 $\begin{matrix} η = 0.9; \end{matrix}$ 螺母导程 $\begin{matrix} P_{h} = 0.008 m; \end{matrix}$ 螺母质量 $\begin{matrix} R_{w} = 0.318 kg; \end{matrix}$ 螺母转动惯量 $\begin{matrix} J_{n} = 2.13 \times 10^{- 5} kg \cdot m^{2}; \end{matrix}$ 最大静载 $\begin{matrix} P_{m} = 4015 N; \end{matrix}$ 最高转速 $\begin{matrix} N = 2000 r / \min; \end{matrix}$ 寿命 $\begin{matrix} L_{h} = 139.2 h; \end{matrix}$ 主缸活塞直径 $\begin{matrix} D = 0.020 64 m; \end{matrix}$ 主缸活塞截面积 $\begin{matrix} A_{0} = 334.59 m m^{2}; \end{matrix}$ 主缸活塞质量 $\begin{matrix} P_{w} = 0.014 kg 。 \end{matrix}$

1.3 液压模型

针对仿真系统对电机动态性能的要求, 建立了液压模型, 其输入信号包括踏板位移信号和电机转角信号。液压模型根据输入信号及 $\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性来预测主缸对应的压力及主缸活塞对丝杠的反作用力, 并将主缸活塞对丝杠的反作用力作为负载反馈给电机模型, 从而可以更准确地仿真电机的动态性能。

由于制动液在主缸与轮缸间的流动过程对液压模型的影响很小, 故忽略。轮缸制动液压力由主缸制动液体积的变化量和p-V特性来确定^[7],p-V特性是指压入轮缸的制动液体积V与此时轮缸内的压力p之间的关系, 由实验数据拟合得到。

实测奔腾B50的轮缸 $\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性数据如下:当单个前、后轮缸内的压力p=[7, 8.62]MPa时, 分别对应的主缸制动液体积的变化量为V₁=[0.96, 0.99] mL、V₂=[1.06, 1.10] mL。仿真仅涉及4个轮缸同时导通时的压力建立过程, 考虑系统空行程, 得到主缸与4个轮缸同时导通时的 $\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性拟合表达式为:

$\begin{matrix} p = \{\begin{matrix} 0.631 V, 0 \leq V \leq 3.17 mL \\ 6.105 V^{2} - 38.324 V + 62.14, \\ 3.17 < V \leq 4.419 mL \end{matrix} \end{matrix}$

$\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性如图3所示, 并以此建立液压模型。

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	图3 p-V特性Fig.3 p-V characteristics

1.4 系统频响特性

为实现制动压力的顺序调节, 要求系统具有较好的动态特性。因此, 考虑分析系统的传递函数, 再根据上述模型确定的系统参数求出通频带宽 $\begin{matrix} φ_{b} \end{matrix}$ 来衡量系统的动态特性。对压力顺序调节系统提出的性能要求:单轮缸减压时间定为20 ms, 可知系统的通频带宽 $\begin{matrix} φ_{b} \end{matrix}$ 为50 Hz。系统传递函数如下:

$\begin{matrix} G (S) = \frac{P (S)}{U (S)} = \frac{K_{c}}{R C_{t}} \times \frac{1}{a_{3} s^{3} + a_{2} s^{2} + a_{1} s + 1} (5) \end{matrix}$

式中: $\begin{matrix} a_{3} = \frac{LJ}{η K_{p} R C_{t} P_{t}}; a_{2} = \frac{L B_{m} + RJ}{η K_{p} R C_{t} P}; a_{1} = \frac{K_{p} L C_{t} P_{t} + R B_{m} + K_{c} K_{b}}{η K_{p} R C_{t} P_{t}}, C_{t} = \frac{P_{h} A_{0}}{2 πη}, J = J_{m} + \frac{(R_{w} + P_{w}) {P_{t}}^{2}}{η} + J_{n}, P_{t} = \frac{P_{h}}{2 π}, K_{p} \end{matrix}$ 为主缸压力增益, 可由 $\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性求出。主缸与单前轮缸联通时, 系统频响特性如图4所示。

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	图4 单轮缸导通系统频响特性Fig.4 System frequency response characteristics of master cylinder when it connected to single wheel cylinder

2 压力顺序调节制动系统样机

2.1 踏板行程模拟器

与传统制动系统不同, 压力顺序调节制动系统正常工作时, 其踏板推杆与主缸活塞推杆是解耦的。因此, 系统需要踏板行程模拟器来提供踏板感觉, 而模拟器提供的踏板力应与踏板行程有一定的对应关系^[8]。主缸制动液体积变化量与踏板行程成比例关系, 所以, 踏板力与踏板行程的关系可由 $\begin{matrix} p - V \end{matrix}$ 特性来确定, 如图5所示。

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	图5 踏板力曲线Fig.5 Relationship between pedal stroke and pedal force

为提供良好的踏板感觉, 将理想踏板力曲线简化成两条直线, 并用两个刚度不同的弹簧分别模拟这两条直线。图6为行程模拟器的结构图:制动液从进液口进入模拟器后, 先压缩刚度较小的弹簧K1; 当踏板行程走到40 mm时, K1到达极限压缩行程, 此时制动液开始压缩弹簧K2。从图6可以看出, 设计的踏板力曲线可以较好地跟随理想踏板力曲线。

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	图6 行程模拟器结构图Fig.6 Structure diagram of pedal stroke simulator

2.2 助力总成

助力总成的原理图如图7所示。当驾驶员踩下制动踏板时, 通过制动踏板转角信号计算制动需求, 当制动需求超出再生制动电机所能提供的制动力时, ECU控制电机驱动滚珠丝杠, 丝杠螺母推动主缸活塞向前移动, 并在主缸腔内产生制动液压。当轮缸需要减压时, 可以通过控制电机反转来减小主缸腔内的液压。

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	图7 助力总成原理图Fig.7 Overview of booster assembly

3 硬件在环试验及结果分析

3.1 硬件在环试验台结构

硬件在环试验台的组成如图8所示。物理部件将节气门开度、踏板行程、轮缸压力及转向角度等信号发送给信号调理板, 信号经过调理之后经由dSPACE RTI模块传递至软件模型; 同时信号调理板接收来自上层的控制信号并驱动电机及电磁阀等。在veDYNA软件中建立车辆模型及道路环境模型, 车辆的基本参数如下:整备质量 $\begin{matrix} m = 1310 kg; \end{matrix}$ 轮胎滚动半径 $\begin{matrix} R = 0.308 m; \end{matrix}$ 前、后轮胎转动惯量 $\begin{matrix} I_{w} 分别为 1.76 、 1.21 kg \cdot m^{2}; \end{matrix}$ 轴距 $\begin{matrix} L = 2.675 m; \end{matrix}$ 质心至前轴水平距离 $\begin{matrix} S_{f} = 1.204 m; \end{matrix}$ 质心至后轴水平距离 $\begin{matrix} S_{r} = 1.471 m; \end{matrix}$ 前、后制动器效能因素 $\begin{matrix} C_{p} 分别为 190.1 、 76.3 N \cdot m / MPa; \end{matrix}$ 质心高度 $\begin{matrix} h_{m} = 0.49 m 。 \end{matrix}$ 通过veDYNA软件的DYNAanimation模块实现实时视景反馈系统。图9为硬件在环试验台实物图。

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	图8 硬件在环试验台结构示意图Fig.8 Schematic diagram of hardware-in-the-loop test rig

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	图9 硬件在环试验台Fig.9 Photo of hardware-in-the-loop test rig

3.2 结果分析

为验证系统的ABS功能, 设计了模糊PD控制器, 以滑移率作为控制目标, 经过压力调节之后, 将滑移率控制在最佳范围内。选择高附着路面( $\begin{matrix} μ = 0.8 \end{matrix}$ ), 并以不同初始车速进行硬件在环试验。受限于电机的性能, 只能实现两个轮缸(左前FL、右前FR)的ABS功能调节。试验结果如图10所示。

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	图10 不同初始车速下硬件在环实验结果Fig.10 Results under different initial speeds

由试验结果分析可知:

(1)系统建立初始压力的时间为0.3 s, 单个轮缸的最高调压频率达到20 Hz。

(2)系统可以实现轮缸压力的顺序调节。

(3)制动结果如表1所示, 在ABS控制算法介入后, 附着系数利用率和制动距离均得到明显改善。

根据硬件在环试验结果, 当4个轮缸提出分时压力调节指令时, 由于现有电机的动态性能有限, 难以满足此种工况下的压力调节。下一步将会分析系统对电机动态性能的要求, 更换电机之后, 实现四轮ABS调压。

表1 制动结果 Table 1 Braking results

4 结束语

在理论分析和模型验证的基础上进行了系统的参数设计, 并最终形成压力顺序调节制动系统样机。搭建了硬件在环试验台, 由软件(Matlab/Simulink, veDYNA, CodeWarrior和Altium Designer)和硬件(系统样机、信号调理板和ECU等)组成, 通过试验台, 轮缸制动压力的建立和调节是可控的。硬件在环试验结果表明:样机仅通过电机和4个连接于主缸和轮缸之间的电磁阀便可实现轮缸制动压力的建立及顺序调节或同步调节; 可以实现最优控制, 在各种条件下都能有效减少制动距离; 样机可以实现车轮在整个制动过程的绝大部分时间处于未抱死状态, 实现了部分ABS功能。

The authors have declared that no competing interests exist.

参考文献

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... 线控制动系统能够满足汽车技术变革对制动系统提出的要求,例如不依赖于发动机的真空源、主动制动、踏板感觉可调、支持再生制动等,是未来制动系统发展的主要方向^[1] ...

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... 作为线控制动的两种主要形式,电子液压制动系统^[2,3]和电子机械制动系统^[4,5,6]的结构并不紧凑,且不具备失效防护功能 ...

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. 2010, 40(3):607-613

Vehicle stability control based on electronic hydraulic brake system

基于电液制动系统的车辆稳定性控制

Mai Li , Zhang Ji-hong , Zong Chang-fu

麦莉, 张继红, 宗长富

摘　要：简述了电液制动系统（EHB）的基本结构,建立了EHB正常工作时制动回路的液压系统模型。提出了基于单控制变量横摆角速度的稳定性控制策略。最后进行了典型工况下的稳定性控制仿真。仿真结果表明,EHB稳定性控制算法能有效控制车辆在高速低附着路面工况下的稳定性。

... 作为线控制动的两种主要形式,电子液压制动系统^[2,3]和电子机械制动系统^[4,5,6]的结构并不紧凑,且不具备失效防护功能 ...

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... 作为线控制动的两种主要形式,电子液压制动系统^[2,3]和电子机械制动系统^[4,5,6]的结构并不紧凑,且不具备失效防护功能 ...

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. 2013, 43(5):1178-1183 DOI:10.7964/jdxbgxb201305005

Fault detection and diagnosis of EMB sensor system based on SVR

基于支持向量回归算法的电子机械制动传感器系统故障诊断

Wu Jian , Zhao Yang , He Rui.

吴坚, 赵阳, 何睿

State Key Laboratory of Automotive Simulation and Control, Jilin University, Changchun 130022, China

In this paper the overall structure of Electromechanical Brake (EMB) is introduced;and the Support Vector Regression (SVR) is employed in the fault detection and diagnosis of the EMB sensors. First, the fault prediction model of the EMB sensors is built using SVR algorithm. Then, the residual sequences are generated from the redundancy information of the current sensor, force sensor and rotate speed sensor. Finally, the method is verified by experiments. Experiment results show that the proposed SVR algorithm can effectively detect the fault of the EMB sensor system that does consider the precise model of the system. The algorithm is applicable to complicated EMB systems.

在介绍电子机械制动(EMB)系统总体结构的基础上,采用支持向量机回归(SVR)方法针对EMB传感器系统进行故障诊断研究。首先应用支持向量机回归算法建立EMB传感器故障预测模型,通过电流、压力及转速传感器在空间和时间上的冗余信息产生残差,利用残差阈值进行故障诊断,最后进行试验验证。试验结果表明,该算法可以对EMB系统的传感器进行有效的故障诊断,不需要考虑系统的精确模型,适用于EMB这种复杂的机电系统。

... 作为线控制动的两种主要形式,电子液压制动系统^[2,3]和电子机械制动系统^[4,5,6]的结构并不紧凑,且不具备失效防护功能 ...

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... 作为线控制动的两种主要形式,电子液压制动系统^[2,3]和电子机械制动系统^[4,5,6]的结构并不紧凑,且不具备失效防护功能 ...

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... 因此,系统需要踏板行程模拟器来提供踏板感觉,而模拟器提供的踏板力应与踏板行程有一定的对应关系^[8] ...