電磁制動與摩擦制動集成系統測試臺架設計及試驗研究*

劉存香 何 仁

（1.江蘇大學；2.廣西交通職業技術學院）

1 前言

轎車電磁制動與摩擦制動集成系統是一套能改善“熱衰退”及涉水失效的先進制動裝置，該裝置既適用于燃料汽車也適合電動汽車使用。然而，由于目前尚未有適合于研究電磁制動器性能的試驗臺架，因而對電磁制動器性能的研究均通過仿真進行。為此，若要從本質上揭示電磁制動與摩擦制動的內在聯系，有必要研制一套能進行轎車電磁制動與摩擦制動集成系統性能試驗的測試臺架。

美國的SEBASTIE N E mmA NUEL GAY曾為研究電渦流緩速器性能設計了一套以電機帶動制動盤旋轉的簡易裝置[1]，通過該裝置能分析制動盤材料、緩速器線圈等對制動力矩的影響；韓國學者Kapji N Lee等人將研究對象按比例縮小，制作了單輪模型對電磁制動器進行研究[2，3]；東南大學和哈爾濱理工大學等曾為研究ABS設計了模擬試驗臺[4，5]。但國內外目前都沒有關于轎車電磁制動與摩擦制動集成系統及其測試臺架的相關報道。

本文根據電磁制動與摩擦制動集成系統 （下稱制動集成系統）原理，設計了制動集成系統測試臺架，并針對某車型，分析了如何通過正交試驗得到該車制動集成系統的最佳結構參數和安裝參數。

2 制動集成系統原理及功能分析

2.1 制動集成系統原理

圖1為制動集成系統單輪制動模型。制動集成系統工作原理[6，7]為：當駕駛員踩下制動踏板時，制動信號被傳送至制動集成系統控制器，控制器通過判斷摩擦式制動器施加于制動盤上的法向壓力信號、汽車輪速信號及車速信號來控制電磁制動器的工作。雖然摩擦式制動器制動力矩不受控制器控制，但是控制器可通過采集摩擦式制動器施加于制動盤上的法向反力來精確分配電磁制動器制動力矩與摩擦式制動器制動力矩之比。

由圖1可看出，為避免車輪抱死，2套制動器所產生的總制動力矩應滿足如下邊界條件：

式中，TL為電磁制動器制動力矩；Tμ為摩擦式制動器制動力矩；TB為車輪抱死所需的制動力矩。

電磁制動器制動力矩TL計算式[6，7]為：

式中，ρ為制動盤電阻率；Δh為渦流在制動盤上的集膚深度；μr為相對磁導率；ω為制動盤轉動角速度；a為磁極截面寬度；b為磁極截面長度；μ0=4π×10-7H/m為真空磁導率；N為電磁制動器線圈匝數；I為電磁制動器線圈通電電流；L為制動盤中心到磁極中心距離；lg為磁極與制動盤間間隙；ke為折算系數，通常取ke=1.5。

電磁制動器線圈通電電流可在控制器采集摩擦式制動器制動力Fp及制動盤轉動角速度ω后，根據下式進行計算和控制[8]：

式中，m為1/4整車質量；g為重力加速度；μp為制動盤摩擦因數；rp為制動鉗中心到制動盤中心距離。

由式（2）可知，電磁制動器制動力矩TL的大小與制動盤電阻率ρ、磁極與制動盤間間隙lg、磁極尺寸、電磁制動器線圈匝數N及制動盤中心到磁極中心距離L有關。因此，設計一臺能針對不同車型的制動集成系統進行 ρ、lg、a、b、N 等參數試驗的測試臺架，是研究制動集成系統性能的關鍵。

研究發現[8]，lg、N及L對制動集成系統的總制動力矩有較大影響。

2.2 制動集成系統功能分析

圖2為制動集成系統理想制動過程中制動時間與制動參數關系曲線。

制動集成系統功能分析如下：

a.在制動過程中，若滑移率高于理想滑移率上限，此時制動集成系統的控制器將減小電磁制動器線圈的通電電流，從而迅速而又適度地減小電磁制動器輸出的制動力矩，總制動力矩隨之變小，略低于車輪與地面間的附著力，車輪滑移率將很快重新接近于理想滑移率狀態。

b.當車輪滑移率進一步減小時，若不提高總制動力矩值將會延長制動時間和制動距離，為此，當滑移率低于理想滑移率下限時，控制器將增大電磁制動器線圈通電電流。

c.若監測到車輪滑移率處于理想滑移率范圍時，控制器將保持當前電磁制動器線圈通電電流大小不變，該過程類似于ABS的“保壓”階段。

制動集成系統通過控制電磁制動器線圈通電電流來實現制動時車輪滑移率始終在橫向附著系數較大、縱向附著系數最大的滑移率區域，從而能使汽車在保持穩定的轉向能力的同時獲取較大的側向力及產生最大的縱向力。

通過對制動集成系統性能的分析可知，該系統的作用類似于ABS，因此安裝有制動集成系統的汽車不需使用ABS。

3 制動集成系統測試臺架組成及工作原理

3.1 測試臺架組成

測試臺架由主動輪與制動盤、驅動電機與鏈傳動機構、從動輪與飛輪、可調路面摩擦系數機構、摩擦式制動系統（液壓制動系統）、電磁制動系統、控制系統等7個部分組成，如圖3所示。

3.2 測試臺架工作原理

測試臺架工作原理如下：

a.通過調節加載機構手柄，可改變從動輪施加在主動輪上的負載。由于不同車型的整車質量不同，因而每個車輪所承受的1/4全車質量也不同。為真實模擬不同車輪所承受的1/4全車質量，車輪負載應可調。所設計的加載機構能通過旋入或旋出螺紋桿來實現主動輪負載的變化。

b.利用無線遙控裝置啟動驅動電機，驅動電機旋轉并通過帶傳動機構帶動主動輪旋轉，踩下制動踏板，制動鉗在液壓油壓力作用下將夾緊制動盤，在摩擦式制動器制動力矩作用下，主動輪將減速制動。

c.控制系統采集主動輪制動后的轉速、摩擦式制動器的制動力，并根據公式計算出摩擦式制動器制動力矩值，由此得到電磁制動器制動力矩值。控制系統輸出占空比控制電磁制動器線圈通電電流。通過電磁制動器在制動盤上所產生的電磁制動力矩使主動輪制動。在整個制動過程中，電磁制動器制動力矩呈現 “減小→保持→增大…”的制動狀態。

d.主動輪在瞬間抱死時將停止轉動，這與實際汽車制動過程不符。為模擬汽車在車輪抱死后因慣性仍能繼續前進的情況，在從動輪輸入軸一端安裝了旋轉飛輪，當主動輪因抱死而停止運動后，從動輪因飛輪慣性仍在旋轉。此時，若控制器通過減小電磁制動器線圈通電電流使主動輪上的總制動力矩小于抱死力矩，則其將因從動輪施加的摩擦力而繼續旋轉。主動輪與從動輪均停止轉動時制動結束。

e.在踩下制動踏板瞬間，控制系統開始工作，除采集各類傳感器信號外，同時對制動時間進行計數，并同步顯示制動時間和制動距離。

制動距離L′計算式為：

式中，n1為主動輪轉速；t1為主動輪未抱死總時間；r1為主動輪半徑；n2為從動輪轉速；t2為主動輪抱死總時間；r2為從動輪半徑。

4 測試臺架主要部件設計

4.1 旋轉飛輪設計

根據轎車制動器臺架試驗方法（QC/T564—1999）中關于單輪試驗轉動慣量計算方法的規定[9]，測試臺架旋轉飛輪轉動慣量Iz計算式為：

式中，W為計算載荷；G1為空車時前軸負荷；φ為附著系數；hg為空車時重心高度；e為重心到后軸距離；K為修正系數，取K=0.86；r為輪胎滾動半徑。

試驗中選擇捷達王轎車車輪作為主動輪，G1=7702.8 N，hg=0.92 m，e=1.95 m，r=0.26 m， 通過測試得到主動輪與從動輪的動摩擦因數為0.75。在整個制動過程中，主動輪抖動較小，主動輪與從動輪轉動慣量相對于旋轉飛輪的轉動慣量較小，可忽略。經計算，W=8968.43 N，Iz=30.93 kg·m2。 在飛輪兩側分別加緊定環鎖緊，以防飛輪在高速旋轉時發生左右搖擺的現象。

4.2 驅動電機選型

驅動電機是測試臺架直接動力源，其功率過小會使電機長時間運行在超負荷工況下，使電機壽命大大縮短，或因無法帶動負載而使電機堵轉甚至燒毀。

驅動電機的選用應根據電機的起動、反轉、調速、負載轉矩、轉速變化范圍和起、制動頻繁程度等要求而定，同時兼顧驅動電機的溫升限制、過載能力、起動轉矩及起動電流的限制及工作環境條件等諸多因素[10]。為此，選擇單向電機，采用可控硅進行調速控制。

根據電機轉矩公式，其阻力矩Tq為：

考慮到汽車行駛最高車速為45 m/s，則車輪最高轉速為1652 r/min。電機的最高轉速固定為1652 r/min，可求得飛輪角加速度的最大值為：

將上述值代入式（8），可計算得到Tq=66.8 N·m，則驅動電機功率P為：

在測試臺架運行過程中，由于帶輪、聯軸器等部件存在摩擦，因此實際驅動電機功率應大于計算得到的電機功率，為此選擇驅動電機額定功率為12 kW。

5 臺架測試與試驗

采用圖4所示測試臺架對某型轎車的制動集成系統進行性能試驗，并擬通過試驗得到制動集成系統的最佳結構參數和安裝參數。

試驗所用轎車的鋼制制動盤厚為13 mm，直徑為256 mm。試驗時，通過調整加載機構手柄使主動輪負載達到350 kg，兩輪胎間的摩擦因數經測量為0.75，將電磁制動器線圈磁極尺寸設定為寬41.5 mm、長 118.5 mm，制動盤電阻率為 1×10-7Ω·m。 通過溢流閥設置制動油管油壓Pa=1.7 MPa，制動輪缸面積A=19.6×10-4m2，制動鉗中心距制動盤中心距離rp=0.24 m。試驗中為提高摩擦制動器制動力矩，將制動盤表面處理為粗糙表面，經測試得到制動鉗與制動盤的摩擦因數μp約為0.75，則當制動踏板踩至最低時，摩擦式制動器制動力矩Tμ為：

經計算后可得摩擦式制動器制動力矩為600 N·m，由于單輪抱死所需制動力矩為740.88 N·m，因此電磁制動器需要通過產生0～140.88 N·m的制動力矩來控制車輪制動。

對lg、N、L等3個因素分別選擇3個水平，不考慮 3 個因素間的交互作用，采用 L9（34）正交表[11，12]分析3因素不同組合使主動輪完全停止所用時間，結果如表1所列。

表1 lg、N、L 3 因素正交表

根據 3因素的極差 R 分布 4.43、3.23、1.13，則lg、N、L 對制動效果影響程度排序為 lg、N、L。綜合試驗結果， 則 lg、N、L 的最佳組合應為：lg=1 mm，N=3200匝，L=70 mm。3因素處于最佳組合時，制動時間最小為4.6 s。此外，根據統計結果還可知，lg越小，制動時間越短；N越多，制動時間越短。然而在實際應用中，lg過小將大大增加安裝難度。

制動時間的方差分析如表2所列。

為檢驗各參數對制動效果影響的顯著程度，選擇水平 α=0.05，則 F0.95（2，2）=19。從表 2 可知，lg及 N對制動時間影響顯著，而L對制動時間影響不顯著。

表2 制動時間方差分析結果

在對不同車型制動集成系統進行的參數選型中，采用所設計的測試臺架均能很好地得到制動集成系統的結構參數和安裝參數值。

6 測試臺架的參數選用原則

根據測試臺架試驗結果，其參數選用原則為：

a.在不改變原車制動盤尺寸的前提下，lg和N對電磁制動器制動力矩影響較大，對于全車質量超過1200 kg的車輛，lg應盡量選擇在1～1.5 mm內；N應根據該車抱死所需力矩而定，若抱死力矩較大，則選擇線圈匝數較多。此外，根據文獻[8]可精確計算出該2項參數值。

b.考慮到電磁制動器線圈發熱量過大將影響電磁制動器制動效果，為此，可考慮將原車制動盤尺寸增大，這將改變制動盤中心到磁極中心距離，此距離將對電磁制動力矩大小產生較大影響。此時建議增大該參數值，同時改變磁極的長度和寬度，具體計算方法可參考文獻[8]。

7 結束語

a.根據制動集成系統原理，結合汽車的多種參數特性所設計的測試臺架能真實地反映制動集成系統工作過程。

b.利用所設計的測試臺架能針對不同車型進行制動集成系統制動盤磁導率、磁極與制動盤間間隙、磁極尺寸、電磁線圈匝數等參數試驗，可獲取最佳的結構參數和安裝參數。結合科學合理的試驗方案，可為不同車型電磁制動與摩擦制動集成系統參數選型提供參考。

1 SEBASTIEN E G.Integration of eddy current and friction brakes in conventional and hybrid vehicles.SAE paper：2005-01-3455.

2 LEE K，PARK K.Modeling eddy currents with boundary conditions by using Coulomb’s law and the method of images.IEEE Trans.magn，2002，38 （2）： 1333～1340.

3 LEE K，PARK K.Modeling of the eddy currents with the consideration of the induced magnetic flux.Proc.Int.Conf.electrical electronic technology， 2001（19）：762～768.

4 周凱.ABS動態模擬實驗臺的系統設計：[學位論文].哈爾濱：哈爾濱理工大學，2009.

5 謝劍.基于電模擬的汽車ABS試驗臺架的研制：[學位論文].南京：東南大學，2007.

6 何仁，丁福生.輪邊緩速器制動力矩的計算方法.汽車技術，2008（10）：10～12.

7 何仁，趙萬忠，牛潤新.車用永磁式緩速器制動力矩的計算方法.交通運輸工程學報，2006，6（4）：66～69.

8 劉存香，何仁.摩擦式制動器與非接觸式輪邊緩速器系統結構分析.農業機械學報，2010，41（6）：25～30.

9 國家機械工業局.QC/T564—1999轎車制動器臺架試驗方法.北京：機械工業出版社，1999.

10 范超毅，范巍.步進電機的選型與計算.機床與液壓，2008 （5）：310～313.

11 何仁，沈海軍，楊效軍.商用汽車輔助制動技術綜述（英文）.交通運輸工程學報，2009，9（2）：54～63.

12 方開泰，馬長興.正交與均勻試驗設計.北京：科學出版社，2001.