基于安全特性電子液壓制動前后軸制動力分配改進方法*

胡東海,何 仁

(江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江 212013)

2016095

基于安全特性電子液壓制動前后軸制動力分配改進方法*

胡東海,何 仁

(江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江 212013)

為提高電子液壓制動安全性能，本文中對前后軸制動力分配方法進行了改進。首先研究ECE R13制動法規對汽車前后軸制動力分配的影響，然后對電子液壓制動安全特性進行分析，得到如下結論：電子液壓制動中電機泵的作用頻次與制動需液量成正比；輸出相同的制動力矩的情況下，單獨使用后輪制動器比單獨使用前輪制動器需要更少的制動液體積；在低于某一制動強度時，共同使用前后軸制動器時制動需液量大于單獨使用前軸制動器；利用單側車輪的進/出液閥控制左右兩側車輪制動器實施制動，可以降低高速電磁閥的使用頻次。最后基于上述結論提出了基于安全特性的電子液壓制動的前后軸制動力分配改進方法，并進行NYCC循環工況的仿真。結果表明，與理想制動力分配方法相比，采用所提出的改進方法，電機泵和前軸進/出液閥的作用頻次約降低50%，而后軸進/出液閥的使用頻次降低90%。

電子液壓制動；制動力分配；安全特性；使用頻次

前言

電子液壓制動(electronic hydraulic brake, EHB)在原理上彌補了傳統液壓制動的缺陷，在功能上適應了汽車制動系統電氣化的發展趨勢，在技術儲備和應用成本上具有明顯的優勢[1]。Bosch公司最早于20世紀90年代在原有的ABS系統基礎上開發出一套全新的EHB并裝車實驗，取得了令人滿意的效果[2]。隨后TRW，Delphi和Continental等公司相繼開發出各自的EHB產品。截止到目前，國際上著名的汽車零部件廠商仍在不斷研發新型的EHB產品[3]，但EHB的推廣工作仍困難重重,其主要原因為EHB本身作為一種傳統液壓制動向線控制動過渡的產品，安全性一直被外界所質疑，而且為了保證高效的安全性所增加的成本也阻礙了EHB的普及。

現階段國內外關于電子液壓制動的研究主要關注兩個方面：一是電子液壓制動自身特性的研究；二是電子液壓制動在功能上的拓展，包括更有效地實現ABS/ASR/EBD/ESP等主動制動功能和與電機再生制動和電磁制動聯合制動的規律研究[4]。文獻[5]中進行EHB硬件在環仿真，評估EHB動態特性，研究得到能夠估計液壓調節器各個部件性能的方法；文獻[6]在AMEsim中分別建立了EHB部件的數學模型，如制動輪缸、電磁閥、直流電機、液壓泵等，通過與實驗結果對比驗證模型的正確性。文獻[7]中提出了基于EHB的車輪滑移率控制方法用于實現防抱死制動，并在冰雪和干燥路面上進行實車實驗；文獻[8]中利用EHB實現汽車的穩定性控制，提出了基于單控制變量橫擺角速度的穩定性控制策略，仿真結果表明基于EHB穩定性控制算法能有效控制車輛在高速低附著路面工況下的穩定性。文獻[9]中基于ECE法規提出了電液復合制動系統的再生制動控制策略，仿真結果表明該控制策略能在保證汽車制動安全性的前提下提高汽車的制動能量回收能力；文獻[10]中研究電磁與摩擦集成制動系統在汽車穩定性控制方面的應用，通過控制電磁制動器制動力矩的大小來使汽車在制動時不會偏離原路徑行駛。

在電子液壓制動主要部件的質量和可靠性確定的前提下，通過改進裝有EHB的汽車的前后軸制動力分配方法以提高EHB的安全特性是值得深入研究的新思路。為此，本文中首先研究ECE R13制動法規對EHB前后軸制動力分配的影響；隨后分析了電子液壓制動安全特性，提出了基于安全特性的EHB前后軸制動力分配改進方法。

1 電子液壓制動數學建模

Bosch公司的EHB如圖1所示，它包括4個主要部分：制動操作單元、壓力調節單元、電子控制單元和傳感器單元。制動踏板與車輪制動器之間沒有直接的能量連接，制動操作單元用于模擬駕駛員的制動感覺和感知駕駛員的制動意圖，并通過CAN總線將駕駛員制動意圖傳遞給電子控制單元。電子控制單元根據內置的控制策略發出控制指令，控制壓力調節單元實現駕駛員的制動意圖。電子液壓制動與傳統的液壓制動相比具有以下優點：(1)EHB能夠有效地縮短制動響應時間，在防抱死制動時制動踏板不存在脈沖回振現象；(2)EHB能夠根據制動襯片磨損傳感器的信息自動調整制動輪缸壓力，以保持良好的制動效能；(3)EHB能夠獨立調節4個制動輪缸的壓力，同時結合“道路識別系統”和“車輛狀態識別系統”，對汽車制動的整個過程進行精確控制[11]。

壓力調節單元如圖2所示，它包括液壓調節器、盤式制動器、制動管路等。而液壓調節器則由高速電磁閥(進液閥和出液閥)、平衡閥、隔離閥、蓄能器和電機泵等組成[12-14]。打開進液閥，關閉出液閥，制動液從蓄能器通過進液閥進入制動輪缸實現增壓。打開出液閥,關閉進液閥，制動液從制動輪缸通過出液閥返回制動液罐實現減壓。當進液閥和出液閥均處于關閉狀態時，制動輪缸進入保壓狀態。在普通制動下，平衡閥保持常開，用于防止因左右側車輪制動力不同造成的汽車制動跑偏現象；當汽車進行主動制動需要單獨控制某側車輪制動力時，關閉平衡閥由其對應的進液閥和出液閥進行調節。在正常制動狀態下隔離閥是關閉的，用于阻斷制動踏板單元與摩擦制動器之間的能量連接，實現電子液壓制動系統功能上的解耦；在電子液壓制動系統失效的情況下，隔離閥打開，制動主缸的制動液壓進入前軸摩擦制動器，使汽車保留一定的制動能力。

2 制動法規對電子液壓制動前后軸力分配的影響

在汽車制動過程中，前后軸的利用附著系數被定義為

(1)

式中：φi為第i軸的利用附著系數；Fxbi為地面制動力，N；Fzi為地面法向反作用力，N。顯然，利用附著系數與制動強度越接近，地面的附著條件發揮的越充分。制動時雙軸汽車受力如圖3所示。

由圖3可見，汽車前后軸受到的地面法向反作用力[15]為

(2)

式中：lf，lr為汽車質心到前后軸中心線的距離，m；z為汽車制動強度；M為汽車總質量，kg；hg為汽車質心高度，m；l為汽車軸距，m。

汽車前后軸地面制動力為

(3)

式中β為制動器制動力分配系數。

根據式(2)和式(3)可以求得前軸和后軸的利用附著系數分別為

(4)

為了保證汽車制動時的方向穩定性以及地面附著條件得到充分利用，ECE R13法規對雙軸轎車的前后軸制動力作出如下規定：(1)對于行駛在路面附著條件為[0.2,0.8]范圍內的各種車輛，要求制動強度與利用附著系數滿足條件：φ≤(z+0.07)/0.85；(2)在各種裝載狀態下，車輛的前軸利用附著系數必須大于后軸利用附著系數；(3)當制動強度在[0.3,0.4]的范圍內時，且后軸利用附著系數在不超過直線φ=z+0.05的情況下，允許后軸利用附著系數大于前軸利用附著系數[16]。

根據ECE R13法規對雙軸轎車的規定，確定前后軸利用附著系數應滿足：

(5)

將式(4)代入式(5)，得到制動力分配系數應滿足

(6)

代入整車參數后可以得到前后軸制動力分配系數控制曲線，如圖4所示。具體汽車模型參數如下：

空載時前軸載荷為840kg，后軸載荷為560kg，質心高度為0.56m；滿載時前軸載荷為960kg，后軸載荷為815kg，質心高度為0.544m；軸距為2.803m，車輪滾動半徑為0.327m；前輪制動器活塞直徑為60mm，前制動盤直徑為280mm；后輪制動器活塞直徑為42mm，后制動盤直徑為225mm。

當制動力分配系數值高于前后軸抱死順序控制線，前軸先于后軸抱死以避免出現后軸側滑的情況；當制動力分配系數在前軸嚴格上控制線下方且處在后軸嚴格下控制線上方時，前軸和后軸的利用附著系數均能滿足ECE R13法規的要求，如圖4所示。因此，按照ECE R13法規的要求，制動力系數分配范圍應該分布在前軸嚴格上控制線(虛線)與前后軸抱死順序控制線(實線)之間。

根據上面的分析可知，EHB具有可以獨立控制前后軸制動力的特點，因此安裝有EHB的車輛其前后制動器的制動力不再需要設定固定比值，可以按照理想制動力分配曲線進行分配以保證汽車行駛的安全性，如圖5所示。根據理想制動力分配，汽車前后軸地面制動力為

(7)

3 EHB安全特性分析

3.1 EHB的安全特性分析

雖然相對電子機械制動系統，EHB具有一條備用制動回路可以在其供能裝置失效的情況下，提供汽車一定的制動能力。但是EHB作為一種機電液一體化系統，其功能的實現依賴于它的主要部件的性能，包括電子控制單元(電子電路)、壓力調節單元(高速電磁閥、電機泵)、傳感器(壓力傳感器)等。這些主要部件有些是高精密元件，有些則對工作環境要求苛刻；任何一個部件的損壞，不僅會造成維修和使用成本的增加，嚴重的甚至會造成人員財產的損害[17-18]。

根據美國高速公路安全管理局統計分析，對于防抱死制動系統而言，平均每輛汽車在1萬次制動中，高速電磁閥和回油泵僅工作1.4次,但是在防抱死制動系統設計之初仍要求高速電磁閥和回油泵具有很高的疲勞壽命以保證其可靠性。而對于EHB，高速電磁閥和電機泵除了需要完成頻繁的普通制動外，還要保證其在緊急制動工況下，仍能保證高的安全性能。為了克服存在的潛在風險，必須提高電機泵和高速電磁閥的疲勞壽命和可靠性，這將大幅度增加EHB的成本，這也是阻礙EHB廣泛使用的一個重要原因。

3.2 電機泵的作用頻次

不同于ABS或ESP液壓調節單元中的回油泵，汽車在城市中行駛時制動很頻繁，EHB工作時需要蓄能器不斷地向車輪制動器提供制動液。當蓄能器的氣體壓力低于規定的下限值時，電機泵開始工作并向蓄能器加壓。因此有必要研究影響電機泵作用頻次的因素，因為電機泵過高的作用頻次會導致其提前達到疲勞極限而失效。

根據上面的分析，首先須要考察在制動時需液量的計算方法。對于制動輪缸而言，其增壓過程可以分為兩個階段。第一階段為消除制動襯片與制動盤之間制動間隙的空行程階段，此時制動輪缸的壓力平衡方程為

(8)式中：pC為制動輪缸的壓力，Pa；mC為活塞的質量，kg；BC為活塞在輪缸中運動的阻尼系數；Ks為回位彈簧的剛度，N/m；Kd為制動盤等效的彈簧剛度，N/m。

隨后是制動襯片與制動盤產生變形的穩定增壓階段，此時活塞的運動輸出可以忽略，主要考慮輪缸中制動液的壓縮性和制動器的彈性形變，則制動輪缸的流量連續性方程為

(9)

式中：VC為制動輪缸液體體積，m3；KC為制動輪缸的等效體積彈性模量，Pa。

在制動空行程階段，制動輪缸中壓力變化緩慢，因此忽略液壓的動態影響，假設：

(10)

將式(8)兩邊乘以制動輪缸截面積，得到在制動空行程階段制動輪缸的需液量為

(11)

同時對式(9)兩邊同時求積分得到在穩定增壓階段制動輪缸的需液量為

(12)

式中：pC0，pC1分別為制動前后制動輪缸的壓力，Pa。

忽略制動管路的變形造成的制動液的消耗，聯合式(11)和(12)可以得到單個車輪制動器在制動過程中所需要制動液的體積總量為

(13)

根據式(13)分析得到，制動過程中車輪制動器的制動壓力(或制動力矩)直接影響所需要制動液體積的多少。如圖6所示，由于制動輪缸活塞直徑和制動盤直徑設計參數的限制，后車輪制動器能夠輸出的制動力矩明顯小于前車輪制動器，但是在輸出相同制動力矩的情況下，前輪制動器消耗制動液的體積大于后輪制動器。

則電機泵的作用頻次為

(14)

式中：Vfi，Vri分別為制動時前后輪制動器總的需液量，m3；j為制動次數；ΔV為蓄能器的有效排量，m3；k為制動總次數。

由式(14)可以得到，制動時總需液量越大和蓄能器排量越小則電機泵的作用頻次越高。因此可以得出結論，在EHB主要部件結構參數確定的情況下，減小制動時總的需液量是降低電機泵作用頻次的主要手段。

3.3 高速電磁閥的作用頻次

高速電磁閥作為EHB主要控制元件，實際上是一種高速開關閥，具有開啟和斷開兩種工作狀態。當高速電磁閥處于開啟狀態時，出油口與泄油口連接；當高速電磁閥斷開狀態時，出油口與進油口連接。

高速電磁閥進油口與出油口的連續流量方程為

(15)

式中：Cd為流量系數；pvi，pvo分別為高速電磁閥進油口、出油口處油壓，Pa；pval為高速電磁閥液壓腔內油壓，Pa；Avi，Avo分別為進油口、出油口的截面積，m2。

在實施普通制動工況時，電子控制單元控制進液閥和出液閥的占空比，以響應駕駛員的制動意圖。但是由于平衡閥的存在，以前軸為例，單個車輪的進/出液閥可以同時控制左右兩個車輪制動器的制動力。為了實現上述研究目的，需要進行單個車輪的進/出液閥同時控制左右兩個車輪制動器的制動力的實驗研究。但是目前國內外零部件廠商仍未推出成熟的EHB產品，使用已有產品直接進行EHB實驗研究并不可行。因此，作者聯合使用博世公司ESP8.0和NXQ氣囊式蓄能器建立了電磁與摩擦制動集成系統實驗平臺，進行EHB數學模型的驗證實驗，實驗平臺如圖7所示，實驗結果如圖8所示。

由圖可見，仿真曲線與實驗曲線基本吻合，但制動輪缸增減壓特性仿真曲線與實驗曲線存在差異，其主要原因是由制動輪缸回位彈簧剛度參數和制動間隙參數無法精確測量。

下面考察在3種不同的制動強度下，僅僅依靠前軸右側車輪制動器進液閥實施制動的情況，結果如圖9～圖11所示。由圖9可見，在制動強度為0.1時，左側制動輪缸的壓力則迅速升高到目標壓力；而右側制動輪缸的壓力在0.01s時出現一個波峰，然后下降至目標壓力。由圖10可見，在制動強度為0.3時，左右制動輪缸的壓力變化特性與制動強度為0.1時大致相同；但是右側制動輪缸的壓力的波峰相對比較平緩。究其原因應該是在低強度制動時，進液閥的占空比較小，進液閥短暫開啟后就立即關閉造成了右側制動輪缸的壓力波動。

由圖11可見，右側制動輪缸壓力波峰在大強度制動(制動強度為0.7)時幾乎消失，左右制動輪缸的壓力上升曲線非常接近，驗證了上述解釋的合理性。雖然在低強度時右側制動輪缸的壓力存在一定的超調，但是該超調的時間很短，考慮到輪胎的彈性變形等因素可以完全忽略；而在大強度制動時，雖然左右制動輪缸的壓力幾乎完全相同，但是實施大強度制動時汽車一般處于緊急制動狀態下，要求盡可能迅速地制動響應，此時不宜只采用單輪進/出液閥控制。

4 基于EHB前后制動力分配的改進方法

由上面的分析可知，電機泵作用頻次的降低要求減小制動時的總需液量。但是有一點需要注意的是,在輸出相同制動力矩的情況下，前輪制動器消耗制動液的體積大于后輪制動器。這就意味著在實現相同制動強度時，盡量將制動力分配到后輪制動器，可以減小電機泵的作用頻次。然而再考察ECER13制動法規對制動力分配系數的要求，考慮到汽車制動時的安全性，前后軸制動力按照理想制動力分配曲線分配才能使得后軸車輪的制動力最大化。但是，對減小高速電磁閥作用頻次的需求必須給予足夠的重視。

下面分析汽車行駛工況對制動力分配方法的影響。選擇ECE-EUDC循環工況和NYCC循環工況來進行分析，兩種典型循環工況的主要參數[16]如表1所示。

兩種循環工況中車速隨時間而變化的關系曲線如圖12所示。

表1 兩種典型工況主要參數

兩種工況中的制動減速度絕大多數小于1m/s2，而且制動相當頻繁。因此提出在制動強度小于0.1的情況下，將汽車的制動力全部分配到前軸，使后軸不實施制動，以減小后軸高速電磁閥的使用頻次。

僅使用前軸制動與理想制動力分配時的制動需液量與制動強度的關系，如圖13所示。由圖可見：在制動強度低于0.5的情況下，基于理想制動力分配的制動需液量大于僅使用前軸制動的分配方法；而在制動強度高于0.5時，兩者的制動需液量基本相同。這是因為車輪制動器制動空行程階段為消除制動間隙而消耗的制動液體積十分可觀，單次制動減小參與制動的車輪制動器的數量可以減小蓄能器提供的制動液體積。

根據上面的分析，本文中在綜合考慮EHB安全性和ECE R13制動法規要求的基礎上，提出了前后軸制動力分配的改進方法。在制動強度低于0.1時，僅使用前軸制動；當制動強度高于0.1時，汽車前后軸制動力按照理想制動力分配曲線分配，如圖14所示。

同時，為了降低高速電磁閥的作用頻次，制動力分配改進方法又對高速電磁閥的使用提出了要求。在制動強度低于0.1時，前軸平衡閥打開，前軸左右側車輪的進/出液閥分別控制前軸兩個車輪制動器制動，如圖15所示(加粗)；當制動強度高于0.1且小于0.7時，前后軸平衡閥均開啟，前后軸左右側車輪的進/出液閥分別控制前后軸兩個車輪制動器制動，如圖16所示(加粗)。當制動強度高于0.7時，認為汽車進入緊急制動狀態，前后軸平衡閥均關閉，每個車輪由各自對應的進/出液閥單獨控制。

最后，本文中對理想制動力分配方法和提出的制動力分配改進方法進行了仿真研究，在完成10次NYCC循環工況后兩種制動力分配方法對EHB安全性影響如表2所示，其中，電機泵的作用次數降低了43%，而前軸進液閥作用次數降低了50%，后軸進液閥作用次數降低為基于理想制動力分配的8.6%，降低90%多。這表明，相對于理想制動力分配方法，本文中提出的制動力分配改進方法能夠有效地減小電機泵和高速電磁閥的使用頻次，防止其過早疲勞損壞，保證了EHB的安全性，節約了維修成本。

表2 10次NYCC工況下不同制動力分配方法EHB安全性對比

5 結論

本文中首先分析了ECE制動法規對電子液壓制動前后軸制動力分配的影響；隨后分析了電子液壓制動的安全特性，提出了基于安全特性的EHB前后軸制動力分配改進方法，分析得到如下結論。

ECE R13制動法規要求雙軸汽車的制動力分配系數應在前后軸抱死順序控制線和前軸嚴格上控制線之間。而安裝有EHB的車輛其前后制動器的制動力不再需要設置固定比值，可以按照理想制動力分配曲線進行分配。

電機泵的作用頻次與制動時總需液量成正比。而在低于某一制動強度時，共同使用前后軸制動器時需要的制動液的體積大于單獨使用前軸車輪制動器時。在普通制動的情況下，可以利用單側車輪的進/出液閥控制左右兩側車輪制動，以降低高速電磁閥的使用頻次。

在低制動強度時由前軸實施制動，并且左右側車輪的進/出液閥依次控制前軸兩個車輪制動器制動；當中等制動強度時前后軸制動力按照理想制動力分配曲線分配，且左右側車輪的進/出液閥依次控制前軸兩個車輪制動器制動。這種制動力分配方法可使電機泵和前軸進/出液閥的作用頻次約降低50%，而后軸進/出液閥的使用頻次降低90%，防止其過早的疲勞損壞，保證了EHB的安全性，節約了維修成本。

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A Modified Method for Braking Force Distribution Between Front and Rear Axles of Electro-hydraulic Brake Based on Safety Features

Hu Donghai & He Ren

SchoolofAutomobileandTrafficEngineering，JiangsuUniversity，Zhenjiang212013

For improving the safety performance of electro-hydraulic braking (EHB) system, a modified method for braking force distribution between front and rear axles is proposed in this paper. Firstly the influence of ECE R13 braking regulations on vehicle braking force distribution between front and rear axles is studied. Then the safety features of EHB system are analyzed with some conclusions drawn: The operating frequency of motor pump is proportional to the total amounts of braking fluid required. Sole use of rear wheel brake requires less volume of braking fluid than that with front wheel brake used only under same braking torque output. When braking intensity is lower than certain value, concurrent use of both front and rear axle brakes needs more volume of braking fluid than that with front axle brake used only. Using inlet and outlet valves of single wheel brake to control both left and right wheel brakes can reduce the operating frequency of high-speed solenoid valve. Finally based on the above-mentioned conclusions, a modified method for braking force distribution between front and rear axles of EHB system is proposed and a simulation with NYCC cycle is conducted. The results show that compared with ideal braking force distribution method, when the modified method is used the operating frequencies of the motor pump and inlet and outlet valves in front axle reduce by 50%, while the operating frequency of the inlet and outlet valves in rear axle reduces by 90 %.

EHB; braking force distribution; safety features; operating frequency

*國家自然科學基金(51275212)、江蘇高校優勢學科建設工程和江蘇省2014年度普通高校研究生科研創新計劃項目(KYLX_1025)資助。

原稿收到日期為2015年1月6日，修改稿收到日期為2015年4月7日。