引言

制動(dòng)性能對車輛的主動(dòng)安全影響比較大，故隨著車輛研發(fā)進(jìn)程的加快，制動(dòng)系統(tǒng)也在不斷進(jìn)行技術(shù)革新 .近來自動(dòng)駕駛技術(shù)日益發(fā)展，作為易于實(shí)現(xiàn)的線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)（Hydraulic Brake-by-Wiresystem, HBW）以其結(jié)構(gòu)簡便、可控性能優(yōu)越、響應(yīng)快速、卓效節(jié)能的工作方式而得以深入研究［1］. 

作為一種新型的線控制動(dòng)系統(tǒng)，線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)摒棄了復(fù)雜龐大的液壓管件，在工作時(shí) ECU收集各路傳感器信號(hào)，通過電磁閥將制動(dòng)液從高壓蓄能器輸入輪缸，以此得到期望的目標(biāo)壓力［2］. 在工作過程中制動(dòng)力跟隨的良好動(dòng)態(tài)特性對目標(biāo)壓力起到十分積極的作用 . 當(dāng)前已有大量學(xué)者對HBW 系統(tǒng)及其動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能進(jìn)行了研究 . 都靈理工大學(xué)D’alfio等通過研制HBW試驗(yàn)臺(tái)架，對HBW系統(tǒng)的重要部件如高壓蓄能器，高速開關(guān)閥等進(jìn)行了深入的研究，分析了各個(gè)零部件的工作特性［3］.LiXiaoping 等設(shè)計(jì) DDEHB 新型線控制動(dòng)系統(tǒng)，以提高車輛的制動(dòng)性能［4］.李靜等通過自行開發(fā)的電控制動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，將制動(dòng)測試程序?qū)懭?Code warrior 軟件中進(jìn)行典型工況的增壓、保壓、減壓試驗(yàn)，獲得了系統(tǒng)在典型制動(dòng)進(jìn)程中的壓力動(dòng)態(tài)性能［5］.陳慧巖等通過靜態(tài)試驗(yàn)測試線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)特性，并在某越野車上搭建實(shí)車系統(tǒng)，進(jìn)行了電控制動(dòng)實(shí)際道路試驗(yàn)，研究其響應(yīng)特性和可控性［6］. 金智林等分析 HBW 系統(tǒng)的工作原理，搭建線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)的力學(xué)模型，通過自行研制的 HBW 試驗(yàn)臺(tái)架對模型進(jìn)行了相關(guān)的制動(dòng)試驗(yàn)，驗(yàn)證了所建模型的正確性 ；應(yīng)用建立的 AMESim 模型詳細(xì)分析了HBW主要結(jié)構(gòu)參數(shù)及制動(dòng)液的特性參數(shù)對壓力動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響［7］. 張鴻生等建立了 HBW 系統(tǒng)的理論模型，并通過AMESim建模仿真驗(yàn)證理論模型的準(zhǔn)確度，并針對典型工況對 HBW 系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行了分析［8］.韓正鐵等提出了商用車電子制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵部件的動(dòng)態(tài)遲滯特性及補(bǔ)償控制策略，利用硬件在環(huán)試驗(yàn)驗(yàn)證了控制策略的有效性［9］.王琳琳等根據(jù)重型商用車的電控氣壓制動(dòng)系統(tǒng)提出制動(dòng)力 分 配 算 法 ，采 用 硬 件 在 環(huán) 試 驗(yàn) 對 算 法 進(jìn) 行驗(yàn)證［10］

重型車由于在制動(dòng)過程中具有較大的慣性，因此大部分采用氣壓制動(dòng)釋放制動(dòng)力，但為了克服氣壓式制動(dòng)結(jié)構(gòu)的響應(yīng)速度慢的問題，也有部分重型車采用液壓式制動(dòng)結(jié)構(gòu) .其中，吳春紅等對重型車輛的氣-液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)的控制策略進(jìn)行研究，用試驗(yàn)臺(tái)驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性［11］；陳姍姍等面向具有制動(dòng)動(dòng)態(tài)特性延遲的重型裝備運(yùn)輸車，對行車制動(dòng)系統(tǒng)和液力緩速器進(jìn)行了建模和仿真分析［12］.而重載卡車、輪式裝載機(jī)、井下鏟運(yùn)機(jī)、平地機(jī)以及集裝箱搬運(yùn)機(jī)等實(shí)現(xiàn)了液壓制動(dòng)的功能.

本文采用大流量的電磁比例閥設(shè)計(jì)了重型車線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)；根據(jù) HBW 的工作原理及數(shù)學(xué)模型搭建了 AMESim 仿真模型；用 HBW 試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行緩慢制動(dòng)和反復(fù)緊急制動(dòng)等典型工況的測試；并用測試數(shù)據(jù)對模型進(jìn)行對比驗(yàn)證，分析重型車電子液壓制動(dòng)過程中的響應(yīng)特性.

1 HBW系統(tǒng)構(gòu)架及原理分析

圖 1 為 1/4 的重型車 HBW 系統(tǒng)的組成構(gòu)架示意圖，由電子控制單元模塊、液壓控制單元模塊、電子制動(dòng)踏板模塊等三個(gè)模塊構(gòu)成.電子式制動(dòng)踏板含有制動(dòng)力傳感器及制動(dòng)力矩傳感器，其作為電子制動(dòng)踏板模塊的主要部件，通過采集電子踏板的電壓信號(hào)，將制動(dòng)信號(hào)傳輸給電子控制單元，ECU 則將制動(dòng)電壓信號(hào)轉(zhuǎn)變?yōu)閷?yīng)的PWM波形輸出控制電磁比例閥，通過閥芯位移，控制油液的輸出.

圖1 重型車線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)組成示意圖

液壓控制單元包括儲(chǔ)液油箱、液壓泵、電動(dòng)機(jī)、單向閥、過濾器、溢流閥、高壓蓄能器、電磁比例閥輪缸壓力傳感器及蓄能器壓力傳感器.液壓控制單元接收 ECU 的信號(hào)，通過繼電器控制電機(jī)泵的工作狀態(tài)，完成蓄能器的充液過程 .根據(jù)電磁比例閥的比例輸出特性，HBW 可完成線性增壓、保壓、線性減壓的過程 . 隨著電子踏板的行程不斷增大，ECU把制動(dòng)信號(hào)轉(zhuǎn)變?yōu)镻WM輸出控制電磁比例閥閥芯的左向位移，制動(dòng)液從高壓蓄能器通過電磁比例閥進(jìn)入制動(dòng)輪缸，此為增壓過程 .當(dāng)電子踏板的電信號(hào)維持一定值時(shí)，電磁比例閥維持一定的開度，使得單位時(shí)間內(nèi)進(jìn)入輪缸的油液流量與流向油箱的油液流量相同，此為保壓過程 .當(dāng)電子踏板的電信號(hào)減弱時(shí)，電磁比例閥的閥芯右位移動(dòng)，輪缸內(nèi)的制動(dòng)液流向油箱，制動(dòng)壓力減小，此為減壓過程.

2 HBW系統(tǒng)模型

2.1 HBW系統(tǒng)主要部件模型

根據(jù)重型車線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理，分別對增壓、減壓過程中的主要部件——高壓蓄能器、電磁比例閥及輪缸等進(jìn)行建模.

（1）高壓蓄能器 

在 HBW 增壓時(shí)，蓄能器內(nèi)的制動(dòng)液流向制動(dòng)輪缸，此時(shí)蓄能器內(nèi)的油液減少，氣體內(nèi)能增加，將氣室體積的增加近似為絕熱膨脹過程［13］，蓄能器在增壓過程中的關(guān)鍵參數(shù)的變化滿足泊松方程

式中，p1為電磁比例閥處于中位時(shí)蓄能器充液增能后的氣壓，V1為電磁比例閥處于中位時(shí)蓄能器充液增能后的氣室體積，p2為電機(jī)泵未給蓄能器充液時(shí)的氣壓，V2為電機(jī)泵未給蓄能器充液時(shí)的氣室體積，n為熱力學(xué)絕熱指數(shù).

考慮制動(dòng)液的流速對蓄能器充液進(jìn)程的影響，可以計(jì)算出制動(dòng)液均值流速和蓄能器的實(shí)時(shí)壓力之間的關(guān)系式

式中，pg為蓄能器的實(shí)時(shí)壓力，qr為給制動(dòng)輪缸增壓過程中的液壓油流動(dòng)的均值速度 . 圖 2 為 AMESim中的高壓蓄能器模型.

圖2 高壓蓄能器模型

（2）電機(jī)泵

高壓油源模塊的電機(jī)通過繼電器接收直流電源輸送過來的電信號(hào)，并通過電子控制單元檢測蓄能器的壓力使其保持在一定范圍 .在制動(dòng)增壓時(shí)，蓄能器內(nèi)的制動(dòng)液進(jìn)入制動(dòng)輪缸，蓄能器的實(shí)時(shí)壓力下降到設(shè)定值，液壓控制單元控制繼電器接通，電機(jī)泵開始工作，將制動(dòng)液泵入高壓蓄能器，蓄能器內(nèi)的實(shí)時(shí)壓力升高至設(shè)定值，繼電器切斷電信號(hào)，電機(jī)泵由于接收不到 ECU的信號(hào)而停止工作，期間泵的輸出流量

式中，Q0為液壓泵的輸出流量，S0為電機(jī)的轉(zhuǎn)速，V0為液壓泵單位時(shí)間內(nèi)的排量，E0為制動(dòng)液的體積模量，c0為液壓泵的壓力因子，Pi為液壓泵的輸入口的壓力，P0為泵的輸出口的壓力.圖3為AMESim中的電機(jī)泵模型.

圖3 電機(jī)泵模型

（3）電磁比例閥

在制動(dòng)過程中，通過電子踏板中的傳感器將控制信號(hào)輸入給電磁比例閥的通電螺線管，通電螺線管的端電壓［14，15］

式中，ui為電子踏板中的輸出電壓，L為電磁比例閥內(nèi)每個(gè)線圈的電感，I為進(jìn)入電磁比例閥的電流，Rs為閥內(nèi)每個(gè)線圈的電阻，Ke為動(dòng)生反電動(dòng)勢系數(shù)，se為鐵磁體的位移.電磁比例閥中的電磁鐵具有比例特性，電磁鐵作為將電轉(zhuǎn)換成機(jī)械位移的元器件，其通電后在磁場中受到電磁力的作用，通過克服彈簧力等力的作用，將接收到的電信號(hào)轉(zhuǎn)換成位移，控制閥芯移動(dòng).在規(guī)定的工作區(qū)間內(nèi)，電磁力

式中，Ki為電磁比例閥中的電流-力增益.

電磁比例閥的閥芯在規(guī)定的工作區(qū)間做水平運(yùn)動(dòng)的同時(shí)會(huì)受到多個(gè)力的作用，包括電磁力、摩擦力、彈簧力、慣性力及液動(dòng)力.根據(jù)牛頓運(yùn)動(dòng)定理

式中，pb為作用于制動(dòng)鉗的制動(dòng)力，A為銷釘端面的面積，Ma為電磁閥閥芯組件的等效質(zhì)量，Ba為等效阻尼系數(shù)，sv為電磁比例閥的閥芯位移，Kv為回位彈簧剛度，sv1為閥芯處于中位時(shí)的壓力口至油箱口的開口長度，Kv為液動(dòng)力的剛度系數(shù) . 電磁比例閥［16］在其工作時(shí)的動(dòng)態(tài)性能類似于單向閥［17］，由此得出電磁比例閥的流量動(dòng)態(tài)特性方程

式中，Qh為流經(jīng)電磁比例閥的油液流量，Ci為油液流量系數(shù)，Ai為油箱口至壓力口的開口面積，ρ為油液的密度，Pb為制動(dòng)輪缸壓力.圖4為AMESim中的電磁比例閥模型.

圖4 電磁比例閥模型

（4）制動(dòng)輪缸

制動(dòng)過程中，制動(dòng)液由油管處流向制動(dòng)輪缸，考慮制動(dòng)液的流速對蓄能器充液進(jìn)程的影響，進(jìn)入輪缸的制動(dòng)液流量變化及輪缸的實(shí)時(shí)壓力變化情況滿足以下關(guān)系式

式中，K 為制動(dòng)液的體積彈性模量，Vs為油管體積 .圖5為AMESim中的制動(dòng)輪缸模型.

圖5 制動(dòng)輪缸模型

由以上可得，HBW 增壓過程的動(dòng)力學(xué)微分方程

HBW減壓過程的動(dòng)力學(xué)微分方程

2.2 HBW系統(tǒng)模型

AMESim（Advanced Modeling Environment forSimulation of engineering systems）作為專門用于液壓及氣壓系統(tǒng)的建模平臺(tái)，采用了液壓及氣壓圖標(biāo)符號(hào)代表系統(tǒng)中的各個(gè)模塊及元件，因此適用于汽車制動(dòng)系統(tǒng)的建模與仿真研究 .分析 HBW 系統(tǒng)的自身架構(gòu)原理及相關(guān)參數(shù)在 AMESim 軟件建立相應(yīng)模型 .圖 6為線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)模型 .其中 HBW模型中各個(gè)部件的主要特征參數(shù)如表1所示.

圖6 線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)模型

表1 HBW系統(tǒng)參數(shù)

3 HBW系統(tǒng)控制

從圖 6 可以看出，HBW 系統(tǒng)包含蓄能器壓力控制模塊和輪缸壓力跟隨控制模塊.

3.1 蓄能器控制

液壓控制單元基于預(yù)先設(shè)定的壓力值，通過繼電器對電機(jī)泵進(jìn)行工作過程的控制.圖7為蓄能器控制流程圖.電子控制單元通過控制繼電器的通斷決定電機(jī)泵的工作狀態(tài).由于蓄能器充液壓力上限的存在，壓力波動(dòng)大且充液速度快，設(shè)置蓄能器的壓力區(qū)間位于工作壓力下限值和工作壓力上限值之間，當(dāng)蓄能器從電機(jī)泵充液至其壓力大于工作壓力下限值時(shí)，電控單元控制繼電器關(guān)閉電機(jī)，停止充液；當(dāng)蓄能器充液至其壓力小于工作壓力下限值時(shí)，電控單元控制繼電器啟動(dòng)電機(jī)充液至壓力達(dá)到工作壓力上限值.

3.2 制動(dòng)壓力控制

輪缸壓力調(diào)節(jié)過程采用 PID 控制器 .PID 控制器根據(jù)實(shí)際制動(dòng)壓力與目標(biāo)期望壓力的差值調(diào)節(jié)輸入電信號(hào)作為控制器輸入，經(jīng)控制器輸出至線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)的電磁比例閥

其中，ΔP為制動(dòng)目標(biāo)壓力與實(shí)際制動(dòng)壓力的差值，調(diào)節(jié)控制控制器的比例系數(shù) Kp = 4.5 × 10-4，積分系數(shù) KI = 5.5 × 10-4，微分系數(shù) KD = 1 × 10-8. 經(jīng)過PID 控制器對制動(dòng)目標(biāo)壓力與實(shí)際制動(dòng)壓力差值的控制，HBW 系統(tǒng)可以理想地按照期望的制動(dòng)力輸出壓力.

圖7 蓄能器控制流程圖

圖8為輪缸壓力的控制算法流程圖.

輪缸壓力控制過程包括數(shù)據(jù)的采集處理和控制輸出.輪缸壓力傳感器將壓力對應(yīng)的電壓信號(hào)經(jīng)過 AD模塊轉(zhuǎn)換輸入電子控制單元，電控單元對數(shù)據(jù)進(jìn)行均值濾波等處理得到目標(biāo)壓力與實(shí)際壓力的差值，用PID控制器控制誤差至實(shí)際壓力越來越接近于目標(biāo)壓力，并計(jì)算輸出的PWM信號(hào).

圖8 輪缸壓力控制算法流程圖

4 HBW系統(tǒng)試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 HBW試驗(yàn)臺(tái)架

根據(jù) HBW 系統(tǒng)的工作原理，研制出相應(yīng)的試驗(yàn)臺(tái)架，對HBW模型進(jìn)行驗(yàn)證.圖9為試驗(yàn)臺(tái)架的控制原理圖.根據(jù)HBW系統(tǒng)的架構(gòu)原理，由電源模塊供電，控制單元接收壓力傳感器的信號(hào)，通過電壓驅(qū)動(dòng)模塊輸出控制給執(zhí)行機(jī)構(gòu)，并將相應(yīng)的數(shù)據(jù)反饋給計(jì)算機(jī)顯示.

圖9 HBW臺(tái)架控制原理圖

圖 10為 HBW 試驗(yàn)臺(tái)架實(shí)物圖 .根據(jù)系統(tǒng)的控制流程，設(shè)計(jì)控制代碼并通過 Code warrior 軟件編寫進(jìn)電子控制單元，完成數(shù)據(jù)的轉(zhuǎn)換、采集及控制輸出工作.

圖10 重型車HBW試驗(yàn)臺(tái)架實(shí)物圖

4.2 HBW系統(tǒng)結(jié)果及驗(yàn)證

為驗(yàn)證建立的模型及控制算法的有效性，選用幾種典型的制動(dòng)工況，分析其制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，結(jié)果如圖11-15所示.

圖11 緩慢制動(dòng)工況

11 為重型車緩慢制動(dòng)工況，制動(dòng)踏板從零位移到最大位移時(shí)的制動(dòng)壓力.可以看出，HBW系統(tǒng)在增壓過程中，仿真結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果吻合，其中輪缸壓力穩(wěn)態(tài)值誤差小于 2%，壓力從 0 緩慢上升至最大值時(shí)間約1.6s，仿真模型由于忽略了油管軟管的變形特性，到達(dá)最大值時(shí)間超前 0.5s. 因此HBW系統(tǒng)滿足重型車緩慢制動(dòng)的要求.

圖12 緩慢減壓工況

圖 12 為模擬汽車緩慢松開制動(dòng)的工況 . 可以看出，在減壓過程中，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的穩(wěn)態(tài)值非常吻合，二者的結(jié)果均可在3.5s內(nèi)降至0MPa，與重型車減壓過程中的標(biāo)準(zhǔn)相一致 .因此，所建立的模型能較好地反應(yīng)實(shí)際HBW系統(tǒng)工作過程.

圖13 緩慢增、保、減壓工況

圖 13 為重型車典型的制動(dòng)工況：增壓、保壓、減壓.在三個(gè)階段中，仿真結(jié)果響應(yīng)速度理想，可控性較強(qiáng) .在增壓階段，試驗(yàn)結(jié)果由于踏板信號(hào)的不穩(wěn)定，導(dǎo)致電磁比例閥的開度速率變化較快.

圖14為模擬汽車中度制動(dòng)和中度松開制動(dòng)過程中輪缸制動(dòng)壓力的變化.可以看出在連續(xù)的兩個(gè)增壓和兩個(gè)減壓過程中，仿真和試驗(yàn)結(jié)果均較吻合.在減壓時(shí)，輪缸壓力響應(yīng)延遲了0.5s左右，對于重型車線控液壓制動(dòng)過程的動(dòng)態(tài)性能來講，可以接受0.5s的減壓誤差，故其動(dòng)態(tài)性能符合期望.

圖14 中度增、保、減壓工況

圖15 緊急增、保、減壓工況

15 為模擬汽車頻繁快速緊急制動(dòng)工況 . 在兩個(gè)緊急增壓工況下，仿真結(jié)果可以很好地跟隨制動(dòng)信號(hào)進(jìn)行制動(dòng)，且在達(dá)到最大壓力前后，基本呈現(xiàn)出了線性的特點(diǎn).試驗(yàn)結(jié)果顯示第一次達(dá)到最大壓力之前，輪缸壓力由于蓄能器的儲(chǔ)液能力不足，最后的充液速度放緩，雖然不能及時(shí)達(dá)到目標(biāo)壓力，但僅比仿真結(jié)果延遲了 0.4s，認(rèn)為動(dòng)態(tài)特性良好；第二次達(dá)到最大壓力之前，輪缸壓力由于蓄能器充液延遲，增壓時(shí)間較第一次短，但并未達(dá)到目標(biāo)壓力，誤差為 0.5MPa，認(rèn)為可以達(dá)到目標(biāo)壓力 .兩次的快速松開制動(dòng)的過程在前期擬合得很好，后期處于小壓力狀態(tài)，油管存在壓力損失，受殘余壓力的影響，試驗(yàn)結(jié)果在時(shí)間上延遲了 0.3s. 整體上體現(xiàn)出了HBW系統(tǒng)在制動(dòng)過程中的響應(yīng)快速和可控性強(qiáng)的特點(diǎn).

5 結(jié)論

為分析重型車線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能，根據(jù) HBW 的工作原理，搭建了 1/4 車 HBW 系統(tǒng)的AMESim 模型，并用自行研制的試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證.結(jié)果表明，仿真模型與試驗(yàn)結(jié)果非常吻合，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性.HBW系統(tǒng)在增壓、減壓過程中均體現(xiàn)出了較好的響應(yīng)特性，整個(gè)過程中無壓力超調(diào)現(xiàn)象，可控性強(qiáng)，HBW 系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能優(yōu)越，適用于重型車的各個(gè)制動(dòng)工況，實(shí)用性強(qiáng).