劉 楊，孫澤昌，冀文斌

（1.同濟(jì)大學(xué) 新能源汽車工程中心，上海201804；2.同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院，上海201804）

0 引 言

制動(dòng)踏板感覺是電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)的重要研究?jī)?nèi)容之一，其直接關(guān)系到車輛制動(dòng)安全和駕駛舒適性。國(guó)內(nèi)外廠商及科研院所針對(duì)不同的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)，提出了各式的踏板感覺模擬器，按其踏板力－行程特性是否可調(diào)分為被動(dòng)式和主動(dòng)式。被動(dòng)式模擬器踏板力－行程特性不可調(diào)節(jié)，多通過特殊設(shè)計(jì)的機(jī)械結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，文獻(xiàn)［1－4］采用彈簧和橡膠體實(shí)現(xiàn)了傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)非線性踏板感覺的模擬；文獻(xiàn)［5－6］分別利用直列彈簧組和并列彈簧組設(shè)計(jì)了踏板感覺模擬器；文獻(xiàn)［7］通過可變節(jié)流機(jī)構(gòu)改變通流截面積以提供合適的制動(dòng)感覺。主動(dòng)式模擬器踏板力－行程特性能夠進(jìn)行調(diào)整，一般設(shè)計(jì)有控制單元和執(zhí)行機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，文獻(xiàn)［8］提出的電子輔助制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)了踏板力補(bǔ)償器，優(yōu)化了踏板感覺；文獻(xiàn)［9］提出了單神經(jīng)元自適應(yīng)PID 控制策略以改善制動(dòng)踏板舒適性；文獻(xiàn)［10］制定了踏板特性跟隨策略，通過控制模擬器油缸進(jìn)、出電磁閥以模擬目標(biāo)踏板特性。國(guó)內(nèi)外還對(duì)影響制動(dòng)踏板感覺因素進(jìn)行了深入研究，文獻(xiàn)［11－13］分別研究了活塞摩擦特性、制動(dòng)軟管及其他組件對(duì)制動(dòng)踏板感覺的影響；文獻(xiàn)［14］利用主成分分析法得到了理想的制動(dòng)力、踏板行程和響應(yīng)時(shí)間曲線；文獻(xiàn)［15－16］分析了液壓組件和踏板動(dòng)作對(duì)滯回?fù)p失及系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。

作者針對(duì)自行開發(fā)的采用一體式主缸的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)，分析了不同模式下踏板力傳遞路徑，并提出了采用組合式彈簧的踏板感覺模擬器；利用AMESim 軟件仿真分析了踏板力－行程特性的影響因素及其程度，為踏板感覺模擬器及一體式制動(dòng)主缸設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)；最后，對(duì)提出的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)的踏板特性進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及踏板力傳遞路徑分析

1.1 復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)由一體式制動(dòng)主缸、微型液壓源、制動(dòng)輪缸、制動(dòng)踏板、液壓調(diào)節(jié)單元和復(fù)合制動(dòng)協(xié)調(diào)控制單元等組成，如圖1所示，其中，一體式制動(dòng)主缸實(shí)現(xiàn)了制動(dòng)踏板輸入力和制動(dòng)輪缸壓力的解耦，同時(shí)為司機(jī)制動(dòng)操作提供合適的踏板反饋；復(fù)合制動(dòng)協(xié)調(diào)控制單元采集司機(jī)踏板信號(hào)，解析司機(jī)制動(dòng)需求，通過CAN（Controller area network）總線得到當(dāng)前可用電動(dòng)機(jī)再生制動(dòng)力及輪缸壓力狀態(tài)，根據(jù)車輛運(yùn)行狀態(tài)和路面信息分配前、后軸制動(dòng)力及電、液制動(dòng)力；液壓調(diào)節(jié)單元根據(jù)液壓制動(dòng)力控制指令實(shí)時(shí)調(diào)整各輪缸壓力。

1.2 踏板力傳遞路徑分析

圖1 電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of electro－h(huán)ydraulic brake system

所設(shè)計(jì)的一體式制動(dòng)主缸的結(jié)構(gòu)如圖2 所示。正常模式下，常閉式電磁閥打開，微型液壓源產(chǎn)生高壓液，當(dāng)踩下制動(dòng)踏板時(shí)，在推桿活塞作用下制動(dòng)液經(jīng)常閉式電磁閥進(jìn)入踏板感覺模擬器，踏板感覺模擬器提供合適的反饋力；當(dāng)電氣失效或部件故障時(shí)，常閉式電磁閥關(guān)閉，推桿活塞推動(dòng)制動(dòng)液作用于助力活塞及串聯(lián)雙腔主缸前、后腔活塞，并將制動(dòng)液壓入制動(dòng)輪缸產(chǎn)生緊急制動(dòng)力。失效模式下，助力活塞與推桿活塞的“杠桿效應(yīng)”放大了踏板輸入力，起到助力作用。當(dāng)撤掉踏板力時(shí)，制動(dòng)踏板在推桿回位彈簧作用下復(fù)位。

圖2 一體式制動(dòng)主缸示意圖Fig.2 Schematic diagram of integrated master cylinder

不同工作模式下，踏板力經(jīng)各自傳遞路徑作用于不同對(duì)象，因此，將分別研究正常和失效模式下制動(dòng)踏板感覺及其影響因素。

2 模型搭建

2.1 正常模式

2.1.1 目標(biāo)踏板力－行程曲線

不論系統(tǒng)處于純液壓制動(dòng)、純?cè)偕苿?dòng)或復(fù)合系統(tǒng)制動(dòng)狀態(tài)，踏板感覺模擬器應(yīng)能夠提供與傳統(tǒng)車輛一致的踏板感覺。原型車采用帶真空助力器的傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)，其踏板力－行程曲線如圖3所示，其中，OA 為消除制動(dòng)系統(tǒng)各組件間隙并初始建立壓力階段，AB 為真空助力器助力作用階段，BC 為助力結(jié)束后推桿直接作用于制動(dòng)主缸階段［3，6］。踏板力－行程曲線可近似為三段不同斜率和長(zhǎng)度的折線，可根據(jù)車輛類型、目標(biāo)人群和法規(guī)限制進(jìn)行調(diào)整。電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)踏板特性以圖3所示的理想制動(dòng)力－行程曲線為設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖3 理想踏板力－行程特性曲線Fig.3 Ideal pedal force－stroke curve

2.1.2 正常模式簡(jiǎn)化模型

為降低成本和開發(fā)難度，設(shè)計(jì)了組合彈簧式的被動(dòng)模擬器，對(duì)理想踏板力－行程特性曲線各段斜率和行程進(jìn)行模擬，其結(jié)構(gòu)如圖4所示。踏板感覺模擬器工作過程如下：第一階段，模擬器活塞壓縮彈簧1和彈簧2直至彈簧1完全壓入U(xiǎn) 型帽，此時(shí)，彈簧1和彈簧2變形量分別為L(zhǎng)0和L1；第二階段時(shí)，僅彈簧2發(fā)生變形，此階段彈簧2變形量為L(zhǎng)2；第三階段時(shí)，同時(shí)壓縮彈簧2和彈簧3，最大變形量為L(zhǎng)3。

圖4 踏板感覺模擬器結(jié)構(gòu)圖Fig.4 Structure diagram of pedal feel simulator

結(jié)合上述分析，正常模式時(shí)系統(tǒng)可以簡(jiǎn)化為圖5所示的結(jié)構(gòu)，下面對(duì)關(guān)鍵模型進(jìn)行說明。

圖5 正常模式時(shí)系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型Fig.5 Simplified model under normal mode

推桿活塞運(yùn)動(dòng)微分方程式為：

式中：mr、xr、Ar分別為活塞推桿活塞質(zhì)量、位移和截面積；Fp為踏板輸入力；cr為等效阻尼系數(shù)；kr、Frs0分別為回位彈簧的剛度和預(yù)緊力；pr為電磁閥入口壓力。

常閉式電磁閥常開，可等效為一個(gè)節(jié)流閥口，其流量特性為：

式中：Q、Cv、Av分別是電磁閥的流量、流量系數(shù)和最大開口通流截面積；ρ 為制動(dòng)液密度；ps為電磁閥出口壓力。

模擬器活塞位移xs可通過推桿活塞位移xr得到：

式中：As為模擬器活塞截面積。

模擬器活塞運(yùn)動(dòng)學(xué)方程為：

式中：i為不同壓縮階段，i＝1，2，3；ki為不同階段時(shí)彈簧等效剛度；cs為阻尼系數(shù)。

不同壓縮階段，彈簧等效剛度ki可由以下公式求?。?/p>

式中：ks1、ks2、ks3分別是直列式彈簧1、2 和并列式彈簧3的剛度。

2.2 失效模式

失效時(shí)，常閉式電磁閥關(guān)閉，系統(tǒng)簡(jiǎn)化后模型如圖6所示。此時(shí)，在滿足司機(jī)緊急制動(dòng)時(shí)制動(dòng)力需求前提下，進(jìn)行踏板力－行程特性研究，應(yīng)滿足《GB 7258－2012機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件》、《QCT311－2008汽車液壓制動(dòng)主缸性能要求及試驗(yàn)方法》等法規(guī)要求。

圖6 失效模式時(shí)系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型Fig.6 Simplified model under failure mode

輸入踏板力經(jīng)助力后作用于傳統(tǒng)制動(dòng)主缸，定義助力比Br為：

式中：Ab為助力活塞截面積。

其余部件建模與傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)類似，可參見文獻(xiàn)［13，15］。

3 仿真結(jié)果及影響因素分析

液壓調(diào)節(jié)單元、制動(dòng)管路和制動(dòng)器等來自原型車傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)，參數(shù)不可調(diào)節(jié)。上述建模過程中可以看出，活塞阻尼系數(shù)、推桿回位彈簧預(yù)緊力、電磁閥最大通流面積和助力比等參數(shù)是影響活塞運(yùn)動(dòng)（即踏板力－行程特性曲線）的可調(diào)節(jié)因素。正常模式下行車制動(dòng)時(shí)踏板力輸入曲線如圖7所示，其踏板力施加和釋放時(shí)間各為3s，最大踏板力為150N，踏板速度可達(dá)0.046m／s［14］；失效模式下緊急制動(dòng)時(shí)，踏板力輸入曲線形狀與圖7類似，施加和釋放時(shí)間為0.8s，最大踏板力設(shè)定為450N。

為量化上述參數(shù)對(duì)制動(dòng)踏板感覺的影響，利用踏板力－行程曲線滯回?fù)p失［15］、踏板初始動(dòng)作踏板力、踏板力撤掉時(shí)踏板位移和踏板最大行程等參數(shù)對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)。

圖7 踏板力輸入曲線Fig.7 Pedal force input curve

3.1 活塞阻尼系數(shù)

推桿活塞、助力活塞和模擬器活塞阻尼系數(shù)取決于密封形式、缸體材料選型及表面處理工藝等。參照密封圈推薦參數(shù)，只考慮活塞阻尼系數(shù)為變量時(shí)，從0 以300 N／（m·s－1）為間隔點(diǎn)至1200N／（m·s－1）時(shí)，踏板力－行程曲線仿真結(jié)果和滯回?fù)p失分別如圖8和表1所示。隨著阻尼系數(shù)的增大，踏板力－行程曲線滯回?fù)p失和踏板力撤掉時(shí)的踏板位移逐步增大。當(dāng)阻尼系數(shù)過大時(shí)，不僅造成踏板感覺與理想踏板力－行程曲線偏離，且踏板回位時(shí)間變長(zhǎng)，影響踏板感覺和制動(dòng)安全。

圖8 活塞阻尼系數(shù)變化時(shí)踏板力－行程曲線Fig.8 Pedal force－stroke curves under different damping coefficients

表1 活塞阻尼系數(shù)對(duì)滯回?fù)p失的影響Table 1 Hysteresis losses under different damping coefficients

3.2 推桿回位彈簧預(yù)緊力

只考慮推桿回位彈簧預(yù)緊力為變量，從0以間隔點(diǎn)20N 至100N 時(shí)，踏板力－行程曲線仿真結(jié)果如圖9所示。隨著推桿回位彈簧預(yù)緊力的增加，踏板初始動(dòng)作時(shí)所需踏板力和踏板回位時(shí)踏板力亦不斷增加。推桿回位彈簧預(yù)緊力較小時(shí)（如無預(yù)緊力），撤掉踏板力時(shí)，踏板位移為0.007 m，不能及時(shí)回位；較大時(shí)（如100N），踏板初始動(dòng)作所需踏板力接近30N，影響司機(jī)制動(dòng)心理預(yù)期。合適的推桿回位彈簧預(yù)緊力（如40N），不僅可以提供較合適的初始踏板力，還能保證踏板快速回位。

圖9 推桿回位彈簧預(yù)緊力變化時(shí)踏板力－行程曲線Fig.9 Pedal force－stroke curves under different return spring preload forces

3.3 電磁閥最大通流面積

由式（2）可知，電磁閥常開時(shí)流量特性與電磁閥最大通流面積Av成正比，只考慮電磁閥最大通流面積為變量，從0.2mm2以間隔點(diǎn)0.3mm2至1.7mm2時(shí)［17］，踏板力－行程曲線仿真結(jié)果和滯回?fù)p失分別如圖10和表2所示。隨著電磁閥最大通流面積的增加，踏板力－行程曲線滯回?fù)p失和踏板力撤掉時(shí)踏板位移均顯著減小。當(dāng)Av≥0.8 mm2時(shí)，滯回?fù)p失降低趨勢(shì)減緩，踏板力－行程曲線接近重合。

表2 電磁閥通流面積對(duì)滯回?fù)p失的影響Table 2 Hysteresis losses under different valve flow areas

3.4 助力比

圖10 電磁閥最大通流面積變化時(shí)踏板力－行程曲線Fig.10 Pedal force－stroke curves under different valve flow areas

失效模式下，助力比成為影響制動(dòng)踏板感覺和行車安全的重要參數(shù)。只考慮助力比為變量，輪缸壓力與助力比仿真結(jié)果如圖11所示，可以看出輪缸壓力與助力比成線性關(guān)系，較大的助力比能夠獲得更大的輪缸壓力，有利于實(shí)現(xiàn)緊急制動(dòng)。當(dāng)助力比變化時(shí)，踏板力－行程曲線仿真結(jié)果如圖12所示，踏板最大行程隨著助力比的增大而增大，當(dāng)助力比過大時(shí)，不僅踏板最大行程易超出法規(guī)限制，而且助力活塞直徑過大，不利于一體式主缸整體設(shè)計(jì)及裝配。

圖11 輪缸最大壓力與助力比關(guān)系Fig.11 Wheel cylinder maximum pressure vs.booster ratio

圖12 助力比變化時(shí)踏板力－行程曲線Fig.12 Pedal－stroke curves under different booster ratios

3.5 一體式主缸基本設(shè)計(jì)參數(shù)

通過仿真研究了不同參數(shù)對(duì)不同模式下踏板力－行程曲線的影響，結(jié)合制動(dòng)主缸設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和器件選型手冊(cè)，踏板感覺模擬器及一體式制動(dòng)主缸關(guān)鍵參數(shù)設(shè)計(jì)如下：推桿活塞面積為615.4mm2；模擬器活塞面積為530.7mm2；串聯(lián)雙腔主缸直徑為25.4 mm；電磁閥最大通流面積為1.37 mm2；推桿回位彈簧預(yù)緊力為41.2N；助力比為1.56。

4 臺(tái)架試驗(yàn)

為考核作者開發(fā)的踏板感覺模擬器及一體式制動(dòng)主缸踏板力－行程特性，在如圖13 所示的硬件在環(huán)仿真平臺(tái)上開展了臺(tái)架試驗(yàn)，該試驗(yàn)臺(tái)由汽車及其關(guān)鍵部件模型、基于xPC 目標(biāo)機(jī)－主機(jī)的實(shí)時(shí)平臺(tái)［18］和電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)硬件組成，其中，電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)硬件包括采用原型車的制動(dòng)器、制動(dòng)管路、制動(dòng)踏板、液壓調(diào)節(jié)單元，一體式制動(dòng)主缸和復(fù)合制動(dòng)協(xié)調(diào)控制單元等，電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)臺(tái)架部件的參數(shù)如下：制動(dòng)踏板杠桿比為3.92；前軸輪缸直徑為50.8 mm；后軸輪缸直徑為20.0mm；前軸制動(dòng)器間隙為0.15 mm；后軸制動(dòng)器間隙為0.3mm；管路直徑為4.0mm。

圖13 試驗(yàn)臺(tái)架Fig.13 Test bench

以系統(tǒng)仿真時(shí)踏板力輸入曲線為目標(biāo)曲線，踩下及釋放制動(dòng)踏板，實(shí)時(shí)記錄踏板力和行程傳感器的輸出，正常模式和失效模式下踏板力－行程特性曲線分別如圖14、圖15所示。正常模式下，踏板初始動(dòng)作時(shí)踏板力為9N，踏板力－行程試驗(yàn)曲線滯回?fù)p失為11.5%，踏板行程最大為0.052 m，與目標(biāo)曲線相比，踏板行程小于0.04 m 時(shí)曲線滯回?fù)p失相對(duì)較大，但總體呈現(xiàn)出三段不同斜率和長(zhǎng)度的折線，變化趨勢(shì)一致；與正常模式相比，失效模式時(shí)踏板力－行程曲線呈現(xiàn)兩段不同斜率曲線，由于制動(dòng)管路和制動(dòng)盤間隙等因素的影響，滯回?fù)p失增大至15.3%，踏板行程增大至0.095m，符合法規(guī)要求。

圖14 正常模式下的踏板力－行程曲線Fig.14 Pedal force－stoke curve under normal mode

圖15 失效模式下的踏板力－行程曲線Fig.15 Pedal force－stoke curve under failure mode

模型仿真及臺(tái)架試驗(yàn)表明，所開發(fā)的踏板感覺模擬器及一體式制動(dòng)主缸能夠提供良好的踏板感覺，滿足設(shè)計(jì)需求。

5 結(jié)束語

提出了基于一體式制動(dòng)主缸的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，并分析了正常模式和失效模式下踏板力的傳遞路徑。采用3個(gè)不同規(guī)格彈簧設(shè)計(jì)了組合彈簧式踏板感覺模擬器，利用AMESim 分別建立了正常模式和失效模式下的系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型，并仿真分析了活塞阻尼系數(shù)、推桿回位彈簧預(yù)緊力、電磁閥最大通流面積和助力比等參數(shù)對(duì)踏板力－行程曲線的影響。臺(tái)架試驗(yàn)表明，作者提出的電液復(fù)合制動(dòng)系統(tǒng)正常模式和失效模式下踏板力－行程特性曲線均滿足設(shè)計(jì)需求。

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