基于硬件在環的客車制動性能仿真測試系統*

陸藝　薛劍　郭斌　趙靜

（1.中國計量學院，杭州310018；2.杭州沃鐳智能科技股份有限公司，杭州310019）

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基于硬件在環的客車制動性能仿真測試系統*

陸藝1薛劍1郭斌1趙靜2

（1.中國計量學院，杭州310018；2.杭州沃鐳智能科技股份有限公司，杭州310019）

【摘要】基于汽車制動性能評價標準，采用Matlab/xPC硬件在環仿真測試技術，設計了客車整車制動性能硬件在環仿真測試系統。利用該測試系統對客車緊急制動時的直線制動性能進行了仿真試驗，分析了路面附著系數、制動初速度、橫向力等因素對客車緊急制動性能的影響。測試結果表明，該系統能很好地對客車制動性能進行測試分析，避免了實車試驗中環境模擬困難、參數修改繁瑣及純仿真試驗中制動部件非線性因素難以模擬的問題。

1　前言

客車制動性能是表征其行駛安全性的主要指標[1]。傳統的汽車制動性能研究一般采用純數值建模仿真和實車試驗兩種方法。純數值仿真簡便、高效，但仿真環境過于理想化；實車試驗雖直觀、真實，但成本高、周期長[2]。硬件在環（HIL，hardware-in-the-Loop）仿真作為一種半實物實時仿真技術，其最大的優點是可以將實物通過計算機接口嵌入到軟件環境中去，用以代替不存在或不便于試驗的系統部分，從而大大提高仿真試驗效果[3～5]。汽車整車動力學仿真模型在國內外已較為成熟[6]，但針對車輛的硬件在環研究一般是針對偏航穩定性控制器、汽車穩定性控制、汽車自動變速器控制系統等[7～10]，仍缺乏對客車制動系統的硬件在環仿真。為此，本文基于汽車制動性能的評價標準GB7258—2012《機動車運行安全技術條件》、GB12676—1999《汽車制動系結構、性能和試驗方法》，利用Matlab/xPC搭建了客車整車制動性能的硬件在環仿真平臺，并利用該平臺完成了客車緊急制動時的直線制動性能仿真試驗。

2　系統整體設計

客車整車制動性能硬件在環仿真測試系統原理如圖1所示，其中，宿主機主要負責客車整車動力學模型建立、客車參數配置，模型建立完成后通過TCP/IP方式下載到目標機中。目標機采用Matlab/xPC方式將計算機配置成為實時環境，仿真時目標機中整車模型根據參數配置確定當前車輛狀態，通過運動控制卡向伺服電機發送加載信號，伺服電機對制動總閥的加載可模擬常用制動、緊急制動、快速制動等情況。同時通過數據采集卡采集制動系統的輸出信號進行模擬仿真運算，此時目標機起到實時監視和控制的作用。試驗數據通過宿主機進行顯示及后期保存。

圖1　客車整車制動性能硬件在環測試系統原理示意

2.1氣壓制動系統試驗臺

氣壓制動系統試驗臺是整車制動性能硬件在環測試系統的數據來源部分，主要包括傳感器、伺服電機及其它氣壓制動系統部件，試驗臺原理如圖2所示。該試驗臺取代了純仿真中制動系統仿真模型，從而使仿真試驗更接近于實車試驗。根據標準GB12676—2014和GB7258—2012對氣壓制動系統車輛空載試驗時制動氣壓要求，選取氣壓制動系統供氣壓力為600 kPa。

圖2　氣壓制動系統試驗臺原理示意

制動系統的供氣回路由氣源、空氣干燥器、四回路保護閥、儲氣罐構成；伺服電機在運動控制卡的控制下實現制動系統的緩慢加載和快速加載等，用于模擬常用制動、緊急制動、快速制動等制動情況；制動氣室作為制動系統的輸出部分連接力傳感器向仿真模型提供實時仿真數據。

氣壓制動系統運行時，制動總閥在伺服電機加載力作用下開啟和切斷制動回路，控制制動系統工作。制動總閥輸出口連接繼動閥控制口，控制繼動閥快速充放氣，制動氣室充氣后開始作用并使推桿產生輸出力，推桿輸出力通過力傳感器向目標機傳遞，實現制動仿真過程。

2.2整車動力學模型

在宿主機內建立整車動力學模型并下載至具有Matlab/xPC實時環境的目標機中運行。建立的整車動力學模型包括車輛模型、制動器模型、輪胎模型及輔助計算模塊，其結構如圖3所示。

圖3　整車動力學模型結構示意

數據采集模塊通過數據采集卡采集氣壓制動系統試驗臺上制動氣室的輸出力信號，經過處理后傳遞至制動器模型；制動器模型以車輪制動力矩為輸出向輪胎模型提供制動力矩；輪胎模型接收制動力矩、車輪縱向和橫向速度以及車輪側偏角信號后，得出各車輪的受力情況傳至車輛模型，其中車輪的運動狀態由輔助計算模塊通過車體的運動狀態計算得到；車輛模型分析各車輪的受力情況后得到車體的運動狀態。

2.2.1 7自由度車輛模型

車輛模型是表現車體受力與車輛運動狀態的模塊，可以直觀表現制動時車輛的運行情況。本文選取了7自由度車輛模型，包括整車縱向、橫向、橫擺運動以及4個車輪繞其自身旋轉中心的旋轉自由度。該模型不考慮車輛側傾的影響，將簧上質量和簧下質量合為整車質量，忽略輪胎的滾動阻力；考慮縱向、橫向和繞車輛慣性軸的轉動，忽略汽車制動過程中的側傾運動，忽略汽車在行駛過程中懸架系統的垂直位移。制動過程中假設轉向盤固定不動，將汽車看成一個平面剛體，汽車的質量集中在該平面上[11]，車輛受力情況如圖4所示。

圖4　7自由度車輛受力分析

由圖4可看出，車輛受到4個車輪處的縱向力Fx（左前輪Fxlf、右前輪Fxrf、左后輪Fxlr、右后輪Fxrr）和橫向力Fy（左前輪Fylf、右前輪Fyrf、左后輪Fylr、右后輪Fyrr）作用，質心到前軸的距離a、質心到后軸的距離b、軸距L、輪距T由客車車型決定。根據達朗貝爾原理，在每個自由度上平衡公式為：式中，u為車輛縱向速度；v為橫向速度；r為橫擺角速度；Iz為汽車繞相對坐標軸z軸的轉動慣量；Mz為橫擺力矩。

按照式（1）～式（3）進行建模，7自由度車輛模型如圖5所示，該模型將4個車輪所受的合力視為整車所受合力，再根據平衡公式得到車體的運動狀態，如縱向、橫向、橫擺方向的速度與加速度等。

圖5　整車模型仿真模塊

2.2.2制動器模型

車輪制動器提供的車輪制動力矩是制動形成的直接原因，鼓式制動器因其結構緊湊、性能可靠、制動功率大且便于安裝等優點被廣泛應用于載貨汽車和大中型客車上。因此，針對鼓式制動器進行建模，模型以制動氣室輸出力為輸入，作用于輪胎的制動力矩為輸出，單個鼓式制動器模型計算公式為[12]：式中，Tb為單個輪胎制動力矩；η為制動器效率系數；k為制動器效能因素；F為制動氣室輸出力；R為制動器結構半徑。

單個鼓式制動器仿真模型如圖6所示。

圖6　單個鼓式制動器仿真模型

2.2.3輪胎模型

本文采用GIM理論輪胎模型，輸入部分為輪胎載荷、車輪縱向速度、車輪側偏角和角速度，輸出部分為車輪受到的縱向力和橫向力。模型不考慮輪胎側傾角，根據輪胎縱向力和橫向力，輪胎滑移率定義如下[13]。

縱向滑移率：橫向滑移率：式中，α為車輪側偏角；ω為車輪角速度。

假設制動時輪胎與地面的接觸面長度為l，則在此范圍內沿縱向可分為粘著域（0～ε）和滑動域（ε～l）。在粘著域內，附著力由輪胎表面切線彈性力決定；在滑動域內，附著力由滑動摩擦應力決定。整個輪胎接觸地面的附著力定義如下。

輪胎與路面間的縱向力：

式中，Cs為車輪縱向剛度；Ca為車輪橫向剛度；μx為輪胎縱向附著系數；μy為輪胎橫向附著系數；Fz為車輪法向載荷；ln=ε/l為輪胎接地線長度，無量綱值。

根據上述公式對輪胎以及車輪旋轉模塊聯合建模，如圖7所示。該模型包括車輪轉動模塊、滑移率計算模塊、臨界條件計算模塊和受力計算模塊等。利用該模型，結合設定的車輛參數及路面附著系數就可計算得到輪胎的受力結果。

圖7　輪胎及車輪旋轉模型

圖8　客車制動性能測試系統頂層仿真模型

2.2.4輔助計算模型

輔助計算模型實現了車輛坐標系向車輪坐標系的轉換，它包括車輪載荷模塊、輪胎速度和側偏角的計算模塊。其中，車輪載荷由整車結構參數、整車質量、縱向加速度和橫向加速度決定；輪胎速度和側偏角是汽車在水平面內運動時，由隨質心的平動和繞質心的橫擺轉動合成計算。車輪載荷計算公式為：式中，Fz_lf、Fz_rf、Fz_lr、Fz_rr分別為左前輪、右前輪、左后輪、右后輪的車輪載荷；h為質心到地面的距離；M為汽車總質量；g為重力加速度。

2.3測試系統仿真模型

客車制動性能測試系統的頂層仿真模型框圖如圖8所示。

3　試驗結果及分析

利用客車整車制動性能硬件在環仿真測試系統，依據標準GB7258—2012中規定的客車制動效能和制動穩定性進行了測試，并分析了制動初速度、路面附著系數、橫向力等因素對客車制動性能的影響。試驗采用普通39座公路客車為試驗樣車，試驗樣車參數如表1所列。

表1　試驗樣車參數

根據標準GB7258—2012對行車制動時制動協調時間的要求，設計制動系統的制動協調時間為0.58 s，其輸入、輸出特性如圖9所示。可知制動加載時制動氣室的輸出與總閥輸入力相比有一定的延遲，此階段為制動管路的制動延遲階段，至0.3 s時制動氣室開始輸出力，至1.15 s時輸出為穩定狀態，此階段為制動氣室的作用階段。試驗中制動系統右前輪、右后輪制動氣室的輸出與左前輪、左后輪幾乎重合，不再進行表述。

圖9　制動系統輸入、輸出曲線

3.1行車制動效能和制動穩定性試驗

標準GB7258—2012對客車空載時的行車制動要求為：在附著系數≥0.7的混凝土或瀝青路面上，以制動初速度50 km/h進行制動時，制動距離應≤19 m，平均制動減速度應≥6.2 m/s2。制動試驗時的路面條件選取峰值附著系數為0.84、滑動附著系數為0.75的瀝青干路面，試驗結果如圖10所示。

圖10　制動初速度為50 km/h時的制動距離和速度變化曲線

由圖10可看出，測試開始時由于制動管路和部件的滯后性，客車速度并沒有變化，直至0.3 s時制動氣室有輸出力作用后，車速開始減小，至2.27 s后制動過程停止。制動結果表明，制動距離為18.83 m，滿足標準要求。

制動減速度計算公式為：式中，MFDD為充分發出的平均減速度；v0為試驗車輛制動初速度；vb=0.8 v0；ve=0.1 v0；Sb為試驗車從車速v0到車速vb時行駛的距離；Se為試驗車從車速v0到車速ve時行駛的距離。

由式（15）計算得到制動減速度為8.69 m/s2，符合標準要求。

3.2客車制動性能影響因素分析

3.2.1制動初速度對制動性能的影響

3.2.1.1對制動效能的影響

在無橫向力影響及高附著系數路面上分別對制動初速度為30 km/h、72 km/h、120 km/h的客車進行制動試驗，結果如表2所列。

由表2可知，制動初速度越高，制動距離和制動時間越長，因此客車在高速行駛時應與前車保持較長的行駛距離，以保證安全。

3.2.1.2對制動穩定性的影響

在高附著系數路面上對客車質心處施加1 000 N的橫向力，分別在制動初速度為30 km/h、72 km/h、120 km/h時進行制動試驗，試驗結果如表3所列。

表2　不同制動初速度時的制動效能

表3　橫向力作用下制動穩定性試驗結果

對于制動初速度為30 km/h時的試驗，前、后輪分別在0.87 s和1.09 s時抱死。車輪抱死后，在橫擺運動和橫向干擾力的作用下，車速于1.33 s時變為0，之后繼續減小，至制動完成后橫向車速為0.27 m/s。車輛橫擺角速度在車輪全部抱死前幅值較小，后輪抱死時橫擺角速度僅為0.065°/s，車輪全部抱死后橫擺角速度急劇增大，車輛失去穩定性控制，可能出現側滑等危險情況。

對于制動初速度為72 km/h時的試驗，前、后輪分別在1.0 s和1.24 s時抱死。前輪抱死后車輛仍有抵抗橫向干擾的能力，且在1.1 s時車輛瞬時速度為0。后輪抱死前車輛橫擺角速度較小，后輪抱死后橫擺角速度急劇增大且橫向速度在橫向干擾力及車輛橫擺的作用下同時增大，車輛失去抵抗橫向干擾的能力。

對于制動初速度為120 km/h時的試驗，前、后車輪分別在1.11 s和1.4 s時抱死，同樣，車輪全部抱死后失去穩定性。

與制動初速度為30 km/h時制動的車輛相比，以制動初速度為72 km/h和120 km/h制動時，車輛橫向最大速度和橫擺角幅值相對增加，車輪全部抱死后更易出現危險工況。試驗結果表明，車速對制動穩定性影響明顯，車速越高，抵抗橫向干擾的能力越差。

3.2.2路面附著系數對制動性能的影響

3.2.2.1對制動效能的影響

在制動初速度為30 km/h時，分別選取高、中、低3種附著路面系數進行制動試驗，試驗結果如表4所列。制動初速度為30 km/h時的縱向制動加速度曲線如圖11所示。

表4　不同路面附著系數下的制動效能

圖11　制動初速度為30 km/h時的縱向制動加速度曲線

由圖11可看出，加速度曲線分別在前輪抱死和后輪抱死時有明顯拐點，在制動初速度為30 km/h時，前輪在0.87 s時抱死，后輪在1.09 s時抱死。當車輪全部抱死后車輪為純滑動狀態。加速度由路面條件所決定，大小約為最大附著系數的9.8倍。制動距離受路面附著系數影響較明顯，路面附著系數越低其制動距離越長，越易出現危險工況。

3.2.2.2對制動穩定性的影響

制動初速度為30 km/h時，對車輛質心施加1 000 N的橫向力，分別在高、中、低3種附著路面系數下進行制動試驗，車輛橫向速度曲線如圖12所示。

圖12　制動初速度為30 km/h時的橫向速度曲線

由圖12可看出，在中附著系數路面制動試驗時，前、后輪分別在0.74 s和0.85 s時抱死，車輪全部抱死后橫擺角速度開始顯著增大，車輪橫向速度失去控制，制動進行到1.88 s時橫向車速為0，之后繼續減小，可能會引起側滑等工況；低附著系數路面制動時，前、后輪在0.57 s時幾乎同時抱死，即在制動器開始作用0.27 s后抱死，此時橫擺角速度較小，為0.008°/s，車輪抱死后車輛橫向速度開始緩慢遞增，至3.5 s時激增，車輛失去控制。

對比在高附著系數路面上的制動結果，在中、低附著系數路面上進行制動試驗時，車輛對橫向干擾的調節能力變差，尤其在低附著系數路面上車輛對橫向干擾的抵抗能力幾乎為零。試驗結果表明，路面附著系數條件對制動穩定性影響很大，附著系數越低，車輛抵抗橫向干擾的能力越差。

3.2.3橫向力對制動性能的影響

在高附著系數路面上，對制動初速度為30 km/h的車輛分別施以大小不同的橫向力進行制動試驗，試驗結果如圖13和表5所示。

圖13　制動初速度為30 km/h時的高附著系數路面橫向速度曲線

表5　橫向力作用下制動性能試驗結果

由表5可知，橫向力的增加對于車輛的制動時間和縱向距離影響不大，并且車輪抱死時間幾乎相同，為前輪0.87 s、后輪1.09 s。而隨著橫向力的增大，制動時橫擺角速度、橫向速度、加速度及橫向距離隨之明顯增加，并且在較低制動初速度、橫向力較小的情況下，試驗車輛仍出現失去穩定性的情況，說明車輪抱死對制動穩定性影響最為明顯，該客車應安裝防抱死裝置以避免抱死現象發生。

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（責任編輯文楫）

修改稿收到日期為2015年6月15日。

The Simulation and Test System for Bus Braking Performance Based on Hardware-in-the-Loop

Lu Yi1, Xue Jian1, Guo Bin1, Zhao Jing2
（1. China JiLiang University, Hangzhou 310018; 2. Hangzhou Wolei Intelligent Technology Co., Ltd., Hangzhou 310019）

【Abstract】A bus braking performance hardware- in- loop simulation & test system is designed with Matlab/xPC hardware-in-loop simulation test technique based on vehicle braking performance evaluation standard. This system is used to test and simulate linear braking performance in emergency braking of bus, and the influence of coefficient of road adhesion, initial velocity and lateral force on the bus emergency braking performance is analyzed. The test results show that the system is very helpful to analyze the bus braking performance, avoid the difficulty of environment simulation in real vehicle test, complication of parameter modification as well as the difficulty of simulation of nonlinear factors of braking components in pure simulation test.

Key words:Bus, Braking performance, Hardware-in-the-loop, Simulation

中圖分類號:U461.1

文獻標識碼:A

文章編號:1000-3703（2016）01-0035-07

*基金項目：國家質檢總局公益行業科研項目（201310284）；浙江省公益性技術應用研究計劃（2014C31105）。

主題詞:客車制動性能硬件在環仿真