摘要
现有电子液压制动系统(EHB)在常规制动工况下均是以主缸液压力传感器为反馈进行液压力控制,而忽略了主、轮缸液压力的差异性对制动控制带来的影响。针对此,首先通过电磁阀测试台架测试了液压控制单元(HCU)增压阀在全开工况下的正、反向的压差流量特性。之后,通过制动测试台架测试了轮缸压力体积(PV)特性,建立了非极限工况下的主、轮缸液压力的动态模型,并通过试验数据验证了模型的准确性。将由上述模型估计的轮缸液压力作为反馈,替换原始的主缸液压力传感器信号,引入到EHB的液压力控制算法中,而并不改变原控制算法。基于经典控制理论,分析了该新控制系统的快速性和稳定性。最后进行了液压力控制的实车试验,结果表明,在相同的目标阶跃工况下,相比于主缸液压力反馈控制,所提出的新控制系统可将轮缸液压力及制动减速度的响应速度提高12 %左右,从而缩短紧急制动工况下的制动距离。此外,由于估算的轮缸液压力比主缸液压力更加平稳且没有超调,新控制系统在快速建压过程中运行更加平稳,显著提升噪声、振动与声振粗糙度(NVH)性能。最后,多工况下的实车试验表明新控制系统是稳定的。
汽车制动系统是保证行车安全的重要基础。对于传统制动系统,驾驶员踩下制动踏板,经真空助力器助力,在制动回路中产生液压力,促使制动卡钳加紧制动盘,使车辆减速,制动力大小由驾驶员来控制。随着电动化及智能化的发展,传统制动系统不再满足新的需求,具备主动制动功能的电子液压制动系统(electro-hydraulic brake system, EHB)开始占据越来越多的市场份额,如德国博世公司的i-Booste
液压控制单元(hydraulic control unit, HCU)位于主、轮缸之间,通过其内部电磁阀与液压泵的协调工作,可在极限工况下调节轮缸液压力。在非极限工况下,HCU的增压阀全开,此时主、轮缸的制动液是连通的。作为精密器件,HCU增压阀从完全关闭状态到完全打开状态的阀芯位移只有0.2 mm左
就作者所知,国内外现有非极限工况下的EHB液压力控制算法大都忽略主、轮缸液压力之间的特性关
为此,受轮缸液压力估计算
忽略四路增压阀及轮缸的差异性,将液压回路抽象为

图1 液压回路原理图
Fig. 1 Schematic diagram of hydraulic circuit
文献[
(1) |
式中: 为增压阀的流量系数; 为增压阀全开时的阀口面积; 为制动液的密度。
为验证以上模型的准确性,本文根据前期搭建的试验平
电磁阀测试台架如

图2 电磁阀测试台架
Fig. 2 Solenoid valve test bench

图3 增压阀压差流量特性
Fig. 3 Throttling characteristic of inlet valve
流量随压差增大而增大,但其增长速度随压差增大而减小。由于单向阀的存在,同一压差下,反向时的流量大于正向。从曲线形状上看,压差流量特性与小孔节流模型较为相近。以正向的压差流量特性为例,对小孔节流模型进行最小二乘拟合,结果如

图4 模型验证
Fig. 4 Model verification
小孔节流模型在0~8 MPa的压差范围内均能较好地贴合实测数据,误差均方根为18 c
为获取主缸液压力与轮缸液压力的数学关系,在获取压差与流量的关系后,还需获取轮缸液压力与流量(或体积)的关系,即PV特性。
对于轮缸,忽略轮缸液压回路的变形,根据流体的连续方程可
(2) |
式中: 为制动液体积弹性模量,本文定义 为液压回路刚度。对
(3) |
式中: 为流入轮缸制动液的体积。可见,轮缸液压力与流入轮缸制动液的体积成正比。
需要指出的是,一方面由于制动液会不可避免地混入少量气
制动测试台架如

图5 制动测试台架
Fig. 5 Brake test bench

图6 轮缸PV特性
Fig. 6 PV characteristic of wheel cylinder
轮缸液压力与制动液体积并非严格的比例关系,液压回路刚度随制动液体积的增大而增大。由于液压回路中包含非弹性元件,PV存在滞环特性,即相同制动液体积下,增压时的液压力大于减压时的液压力。随着制动速度增大,PV特性变硬,即相同制动液体积下轮缸液压力变大。为简化问题,本文取其平均值,不再考虑滞环特性及速度影响特性。
根据增压阀的压差流量特性及轮缸PV特性,参考文献[

图7 轮缸液压力估计模型
Fig. 7 Model of wheel cylinder pressure estimation
注意,正、反向的压差流量特性分别是正、反向压差的连续函数,而压差为零时,正、反向的压差流量特性相同(此时流量均为零),因此,在所有压差下,流量始终是压差的连续函数,对流量进行积分得到的体积也是连续的。本文对不同工况下的轮缸PV取了平均值,从而轮缸液压力与流入轮缸制动液的体积是连续且一一对应的。由以上两点可知,由
作者在前期研究中积累了大量的主、轮缸液压力的实测数据,选取不同主缸液压力变化速度的数据,基于MATLAB/Simulink平台对模型进行仿真验证。仿真模型如

图8 MATLAB/Simulink仿真模型
Fig. 8 Simulation model based on MATLAB/Simulink

图9 模型验证
Fig. 9 Model verification
当主缸建压速度较慢时,主缸与轮缸的液压力几乎没有差异。随着主缸建压速度的增大,在建压初始阶段,轮缸液压力滞后于主缸液压力的时间越来越长,图
由4.2节研究可知,轮缸液压力相较于主缸液压力存在滞后但更加平稳。另外,轮缸液压力滞后时间相较EHB的主缸液压力响应时间(约200 ms)仍差一个数量级。因此,为进一步研究主、轮缸液压力的差异性对制动控制带来的影响,在不改变液压力控制算法本身的情况下对以主缸液压力传感器为反馈的原控制系统和以估计的轮缸液压力为反馈的新控制系统进行对比分析。
新控制系统即将由第4节估计的轮缸液压力替换原控制系统的主缸液压力传感器作为反馈信号,因此新控制系统与原控制系统存在着某种联系,首先对原控制系统进行特性分析。
本文依托某企业量产的主缸液压力控制算

图10 原控制系统控制架构
Fig. 10 Architecture of original control system
原闭环控制系统的开环传递函数为
(4) |
闭环传递函数为
(5) |
式中: 为目标主缸液压力。
所提出的轮缸液压力估计方法的闭环传递函数可近似等效为
(6) |
式中: 为轮缸液压力估计算法的等效时间常数,为正实数。
综合
(7) |
根据特征方程式列出劳斯阵列如下:
(8) |
显然,首项系数均为正数,根据劳斯判
将估计的轮缸液压力作为原控制系统的反馈信号构成新的控制系统,如

图11 新控制系统控制架构
Fig. 11 Architecture of new control system
新闭环控制系统的开环传递函数为
(9) |
闭环传递函数为
(10) |
对比
根据特征方程式列出劳斯阵列如下:
(11) |
相比于
实车试验平台参见文献[
试验方法为将试验车加速到一定车速后,启动EHB的线控模式,由试验电脑给定阶跃的目标主缸液压力,直至车速减为零。具体试验设置见

图12 试验5
Fig. 12 Test 5

图13 试验6
Fig. 13 Test 6
出于篇幅考虑,以试验5和试验6的试验结果为例进行分析。
可见,新控制系统能够增强制动控制,将轮缸液压力和制动减速度的响应速度均提高约12 %并改善了系统的NVH性能。以上所有试验中,新控制系统均能稳定运行。为进一步验证算法的稳定性,进行了常规制动试验。启动EHB的正常模式,由驾驶员按照驾驶习惯正常驾驶试验车,试验结果如

图14 常规制动工况
Fig. 14 Conventional driving condition
常规制动工况下,主、轮缸液压力均能准确地跟踪目标液压力,并不失稳。注意,
(1)通过电磁阀测试台架测试了增压阀全开工况下的压差流量特性,试验结果与小孔节流模型吻合。
(2)基于实测的增压阀压差流量特性及轮缸PV特性,建立了主、轮缸液压力动态模型,试验数据证明了模型的准确性。
(3)将估计的轮缸液压力作为反馈引入到原主缸液压力控制算法中,理论分析表明,新控制系统的轮缸液压力响应速度加快,但稳定性降低。
(4)多工况的实车试验表明,新控制系统仍然稳定且轮缸液压力及制动减速度的响应速度提高12 %左右,从而缩短制动距离,提高制动安全性;快速建压过程中齿条运行更加平稳,NVH性能有所提升。此外,随着EHB产品的推广和普及,搭载EHB的车型逐渐由乘用车拓展到了轻型商用车。轻型商用车具有更庞大的制动回路,工程实践表明,基于主缸液压力反馈的控制系统更容易出现主缸液压力的超调(
作者贡献声明
史彪飞:试验设计、数据处理、算法设计及验证、论文撰写等。
熊璐:论文指导与质量把关。
刘洋:电磁阀测试台架搭建。
舒强:主缸液压力控制算法设计。
冷搏:制动测试台架搭建。
陈锋:电磁阀流量特性测试。
傅直全:轮缸PV特性测试。
姚雪平:主、轮缸液压力数据采集。
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