15年汽车工程会集tt090

２０１５ＣＧ电子液压制动系统主动动力源的设计与实验【摘要】电子液压制动系统是一种在传统的液压制动器基础上发展而来的新型机电一体化系统ꎬ以电子元件替代部分机械元件ꎬ实现对车辆制动力的调节ꎮ本文针对汽车电子液压制动系统的主动动力源进行选型设计与实验研究ꎬ通过建立系统动力源的设计需求ꎬ完成系统方案设计ꎻ并对设计的系统进行建模ꎬ验证其是否满足设计需求ꎮ最后利用实验测试平台对不同的【关键词】电子液压制动系统ꎬ主动动力源ꎬ蜗轮蜗杆ꎬ滚珠丝杠ꎬＤｅｓｉｇｎａｎｄＥｘｐｅｒｉｅｎｃｅｓｏｆｔｈｅＡｃｔｉｖｅＰｏｗｅｒｏｆＥｌｅｃｔｒｏｎｉｃＨｙｄｒａｕｌｉｃＢｒａｋｅＸｉｏｎｇＬｕ１ꎬꎬＹａｎｇＬｕ１ꎬꎬＸｕＳｏｎｇｙｕｎ１ꎬ１ＣｌｅａｎＥｎｅｒｇｙＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＣｅｎｔｅｒꎬＴｏｎｇｊｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ２ＳｃｈｏｏｌｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＳｔｕｄｉｅｓꎬＴｏｎｇｊｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙＡｂｓｔｒａｃｔ:ＴｈｉｓａｒｔｉｃｌｅｄｉｓｃｕｓｓｅｄｔｈｅｄｅｓｉｇｎａｎｄｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｔｈｅａｃｔｉｖｅｐｏｗｅｒｏｆＥＨＢ(ｅｌｅｃｔｒｏｈｙｄｒａｕｌｉｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍ).ＴｈｒｏｕｇｈｔｈｅｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓｏｆｔｈｅｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍꎬｄｅｓｉｇｎｔｈｅｓｃｈｅｍｅｏｆｔｈｅｐｏｗｅｒｓｙｓｔｅｍａｎｄｆｉｎｉｓｈｔｈｅｓｐｅｃｉｆｉｃｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｄｅｓｉｇｎꎻｔｈｅｎｅｓｔａｂｌｉｓｈｔｈｅｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｐｏｗｅｒｓｙｓｔｅｍꎬａｎｄｖｅｒｉｆｙｗｈｅｔｈｅｒｔｈｅｙｍｅｅｔｔｈｅｄｅｓｉｇｎｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓＦｉｎａｌｌｙꎬｕｓｉｎｇｔｈｅｔｅｓｔｐｌａｔｆｏｒｍｔｏｔｅｓｔｔｈｅｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｃｈｅｍｅｓａｎｄｃｏｍｐａｒｅｔｈｅｉｒｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓａｎｄｂｒａｋｉｎｇｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｓＰａｒｔｉｃｕｌａｒａｔｔｅｎｔｉｏｎｉｓｐａｉｄｔｏｔｈｅｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｔｈｅｔｗｏｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｙｓｔｅｍｓＫｅｙｗｏｒｄｓ:ＥＨＢｓｙｓｔｅｍꎬａｃｔｉｖｅｐｏｗｅｒꎬｂａｌｌｓｃｒｅｗａｓｓｅｍｂｌｙꎬｗｏｒｍｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒꎬ 近年来ꎬ节能环保等优势使电动车成为汽车工业未来发展的主要方向ꎬ这也推动了汽车制动系统的发展与变革电子液压制动系统(Ｂ)ꎬ由于其能实现制动力的主动控制以及最大化地回收制动能量ꎬ而成为了未来汽车制动系统的发展方向１２集成式电子液压制动系统(ＩＢ)３通常由电机制动主缸轮缸压力控制模块踏板模拟系统失效备份系统及管路系统所组成ꎬ其主动建压装置与主缸集成在一起ꎬ直接通过电机驱动直线运动机构推动主缸建压该系统摒弃了泵式液压式电子液压制动系统(ＰＢ)的高压蓄能器以及其控制阀系ꎬ避免了采用存在泄漏风险的高压蓄能器及其控制阀系４ꎬ从成本和可靠性上更进了一步国外的一些汽车相关企业已开始大力投入ＩＥＨＢ系统的Ｃｏｎｔｉｎｅｎｔａｌ)年推出了完全解耦的ＥＨＢ系统ＭＫＣ１日本日立公司的ｅＡｃｔｕａｔｏｒ系统则是通过外包型电机及滚珠丝杠实现了系统设计６而国内暂时很少见相关的研究和设计同济大学的

刘曦东对电液并行制动系统进行了相关的参数匹配与性能研究６ꎻ吉林大学的赵海涛对ＥＨＢ系统的跟随特性进行了试验研究７本文从汽车的制动需求出发ꎬ对ＩＥＨＢ系统进行方案设计ꎬ并对主动动力源的不同方案进试验研究

电子液压制动系统主动动力源的设计与实验ꎬꎬꎬꎬꎬ２１同济大学新能源汽车工程中心２同济大学汽车学院【摘要】电子液压制动系统是一种在传统的液压制动器基础上发展而来的新型机电一体化系统ꎬ以电子元件替代部分机械元件ꎬ实现对车辆制动力的调节ꎮ本文针对汽车电子液压制动系统的主动动力源进行选型设计与实验研究ꎬ通过建立系统动力源的设计需求ꎬ完成系统方案设计ꎻ并对设计的系统进行建模ꎬ验证其是否满足设计需求ꎮ最后利用实验测试平台对不同的系统特性进行试验研究与对比ꎮ【关键词】电子液压制动系统ꎬ主动动力源ꎬ蜗轮蜗杆ꎬ滚珠丝杠ꎬＤｅｓｉｇｎａｎｄＥｘｐｅｒｉｅｎｃｅｓｏｆｔｈｅＡｃｔｉｖｅＰｏｗｅｒｏｆＥｌｅｃｔｒｏｎｉｃＨｙｄｒａｕｌｉｃＢｒａｋｅＸｉｏｎｇＬｕꎬＹａｎｇＬｕꎬＸｕＳｏｎｇｙｕｎ１ＣｌｅａｎＥｎｅｒｇｙＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＣｅｎｔｅｒꎬＴｏｎｇｊｉ２ＳｃｈｏｏｌｏｆＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＳｔｕｄｉｅｓꎬＴｏｎｇｊｉＡｂｓｔｒａｃｔ:ＴｈｉｓａｒｔｉｃｌｅｄｉｓｃｕｓｓｅｄｔｈｅｄｅｓｉｇｎａｎｄｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎｏｆｔｈｅａｃｔｉｖｅｐｏｗｅｒｏｆＥＨＢ(ｅｌｅｃｔｒｏｈｙｄｒａｕｌｉｃｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍ).ＴｈｒｏｕｇｈｔｈｅｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓｏｆｔｈｅｂｒａｋｅｓｙｓｔｅｍꎬｄｅｓｉｇｎｔｈｅｓｃｈｅｍｅｏｆｔｈｅｐｏｗｅｒｓｙｓｔｅｍａｎｄｆｉｎｉｓｈｔｈｅｓｐｅｃｉｆｉｃｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｄｅｓｉｇｎꎻｔｈｅｎｅｓｔａｂｌｉｓｈｔｈｅｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｐｏｗｅｒｓｙｓｔｅｍꎬａｎｄｖｅｒｉｆｙｗｈｅｔｈｅｒｔｈｅｙｍｅｅｔｔｈｅｄｅｓｉｇｎｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓＦｉｎａｌｌｙꎬｕｓｉｎｇｔｈｅｔｅｓｔｐｌａｔｆｏｒｍｔｏｔｅｓｔｔｈｅｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｃｈｅｍｅｓａｎｄｃｏｍｐａｒｅｔｈｅｉｒｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓａｎｄｂｒａｋｉｎｇｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｓＰａｒｔｉｃｕｌａｒａｔｔｅｎｔｉｏｎｉｓｐａｉｄｔｏｔｈｅｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌｃｏｍｐａｒｉｓｏｎｏｆｔｈｅｔｗｏｄｉｆｆｅｒｅｎｔｓｙｓｔｅｍｓＫｅｙｗｏｒｄｓ:ＥＨＢｓｙｓｔｅｍꎬａｃｔｉｖｅｐｏｗｅｒꎬｂａｌｌｓｃｒｅｗａｓｓｅｍｂｌｙꎬｗｏｒｍｇｅａｒｒｅｄｕｃｅｒꎬ 近年来ꎬ节能环保等优势使电动车成为汽车工业未来发展的主要方向ꎬ这也推动了汽车制动系统的发展与变革电子液压制动系统(Ｂ)ꎬ由于其能实现制动力的主动控制以及最大化地回收制动能量ꎬ而成为了未来汽车制动系统的发展方向１２集成式电子液压制动系统(ＩＢ)３通常由电机制动主缸轮缸压力控制模块踏板模拟系统失效备份系统及管路系统所组成ꎬ其主动建压装置与主缸集成在一起ꎬ直接通过电机驱动直线运动机构推动主缸建压该系统摒弃了泵式液压式电子液压制动系统(ＰＢ)的高压蓄能器以及其控制阀系ꎬ避免了采用存在泄漏风险的高压蓄能器及其控制阀系４ꎬ从成本和可靠性上更进了一步国外的一些汽车相关企业已开始大力投入ＩＥＨＢ系统的开发Ｃｏｎｔｉｎｅｎｔａｌ)在２０１３年推出了完全解耦ＥＨＢ系统ＭＫＣ１日本日立公司的ｅＡｃｔｕａｔｏｒ系统则是通过外包型电机及滚珠丝杠实现了系统设计６而国内暂时很少见相关的研究和设计同济大学的刘曦东对电液并行制动系统进行了相关的参数匹配与性能研究６ꎻ吉林大学的赵海涛对ＥＨＢ系统的跟随特性进行了试验研究７本文从汽车的制动需求出发ꎬ对ＩＥＨＢ系统进行方案设计ꎬ并对主动动力源的不同方案进试验研究

１１Ｉ￣本文对比分析了几款系统的典型例ꎬ如瑞士ＬＳＰ公司开发的系统得出系统的结构拓扑图如图１图１ＩＢ系统主要由制动踏板踏板感觉模拟器控制器电机机械传动机构液压系统及信号采集系统组成其中驱动电机及机械传动机构为系统的主动动力源ꎬ也是本文所研究的主要内容一般的Ｉ１驾驶人未发出制动指令工况下ꎬ车辆控制系统通过传感器及通信获得的信息综合判断后对制动系统进行的主动干预１本文对比分析了几款ＥＨＢ系统的典型例ꎬ如瑞士ＬＳＰ系统得出系统的结构拓扑图１图１ＩＥＨＢ系统主要由制动踏板踏板感觉模拟器控制器电机机械传动机构液压系统及信号采集系统组成其中驱动电机及机械传动机构为系统的主动动力源ꎬ也是本一般的Ｉ驾驶人未发出制动指令工况下ꎬ车辆控制系统通过传感器及通信获得的信息综合判断后对制动系统进行的主动干预２０１５ＣＧ

２驾驶人发出制动指令工况下ꎬ车辆通过传感器及通信获得的信息结合驾驶人意图综合判断后对制动系统进行协调控制３该模式指的是系统处于主动建压模式时驾驶人寻求介入工作模式这类工作模式必须满足驾驶人能够随时顺利介入系统并保证驾驶人的制动意图及制动感觉４为满足法规需求ꎬ本制动系统必须在单一零件失效时满基于以上工作模式的需求ꎬ可以对系统的组成模块提出以下要求:一是为满足建压要求ꎬ系统必须拥有能够主动产生液压力的主动动力源ꎻ二是为提供给驾驶人在被动建压时良好的制动感觉ꎬ系统必须拥有能够提供制动感觉的踏板力反馈系统ꎻ三是为保证系统在对液压制动力进行控制时不影响驾驶人的制动感觉ꎬ同时在系统失效时驾驶人能够主动控制液压力ꎬ系统必须拥有模式切换装置根据以上设计要求得出系统的方案简图如所示其图２１２１２Ｉ系统主动动力源通常由驱动电机

此外ꎬ滚珠丝杠机构既可以将平动与旋转运动相互转化ꎬ还起到减速增扭的作用其传动效率高运动平稳精度高有较长的使用寿命及良好的可靠性并且有较好的故拟定两种主动动力源的方案ꎬ如图图３１制动最大夹紧力制动响应时间是制动系统设计时的主要目标参数故在设计时ꎬ需要计算两个基本参数主缸的１根据轿车制动规范ＺＢＴ２４００７８９)对行车制动器性能的部分要求ꎬ计算得出在正常制动情况下ꎬ制动前后轮缸对系统液压力的要求分别为１１８８６ｂａｒ(１ｂａｒ＝１０Ｐａ)和１１５７２ｂａｒ由于摩擦副表面温度升高时ꎬ制动盘制动鼓的制动效率会有一定的下降ꎬ设计时需考虑一定的安全系数因此将主缸的最大制动压力定为Ｐ＝ｂａｒＥＣＥＲ１３Ｈ法规ꎬ制动系统需满足以下要求在紧急制动操作中ꎬ从控制装置被启动到达到相应规定的性能即１６０ｂａｒ)０６ｓ因此ꎬ制动响应时间为０ｓ２为了与传统液压制动系统相对比ꎬ试验人员采集了装配有传统液压制动系统的目标电动车的制动试验数据参考实车实验结果ꎬ得出传统制动系统对于制动力及响应时间的要求ꎬ如图４所示１Ｉ系统的动力源故对其要求也比较严苛因此ꎬ拟采用永磁同步电机ꎬ它的能量密度较高ꎬ体积小质量轻ꎬ而且通过适当的控制手段后可被精准２由于驱动电机的转速较大ꎬ转矩较小ꎬ所以需要在电机和主缸之间设计动力传递机构ꎬ实现减速增扭以及运动由于蜗轮蜗杆传动比大承载力高结构紧凑ꎬ而且工作平稳ꎬ因此初步拟采用蜗轮蜗杆机构进行减速增扭而齿轮齿条机构工作稳定ꎬ传动精确且传动力大ꎬ故采

图４从图４得出ꎬ制动系统的最大液压力也不超过１６０ｂａｒ而制动压力从０ｂａｒ增加到１５０ｂａｒ所需的总的相应时间为因此ꎬ综合法规要求与实车液压制动系统的数据ꎬ将设计目标留有一定余量ꎬ得出电子液压制动系统主动动力源的设计目标ꎬ见表１表１主缸最大压 ６０ｂａｒ响应时 ０ 驾驶人发出制动指令工况下ꎬ车辆通过传感器及通信获得的信息结合驾驶人意图综合判断后对制动系统进行协调控制３该模式指的是系统处于主动建压模式时驾驶人寻求介入工作模式这类工作模式必须满足驾驶人能够随时顺利介入系统并保证驾驶人的制动意图及制动感觉为满足法规需求ꎬ本制动系统必须在单一零件失效时满足基于以上工作模式的需求ꎬ可以对系统的组成模块提出以下要求:一是为满足建压要求ꎬ系统必须拥有能够主动产生液压力的主动动力源ꎻ二是为提供给驾驶人在被动建压时良好的制动感觉ꎬ系统必须拥有能够提供制动感觉的踏板力反馈系统ꎻ三是为保证系统在对液压制动力进行控制时不影响驾驶人的制动感觉ꎬ同时在系统失效时驾驶人能够主动控制液压力系根据以上设计要求ꎬ得出系统的方案简图如２所示其图２１ １２ ＩＥＨＢ系统主动动力源通常由驱动电 动力传递机１驱动电机是整个系统的动力源故对其要求也比较严苛因此拟采用永磁同步电机它的能量密度较高ꎬ体积小质量轻ꎬ而且通过适当的控制手段后可被精准控制由于驱动电机的转速较大转矩较小所以需要在电机和主缸之间设计动力传递机构ꎬ实现减速增扭以及运动转换由于蜗轮蜗杆传动比大承载力高结构紧凑ꎬ

此外ꎬ滚珠丝杠机构既可以将平动与旋转运动相互转化ꎬ还起到减速增扭的作用其传动效率高运动平稳精度高有较长的使用寿命及良好的可靠性ꎬ并且有较好的刚性故拟定两种主动动力源的方案如图图３制动最大夹紧力目标参数故在设计时ꎬ需要计算两个基本参数:主缸的最根据轿车制动规范(ＺＢＴ２４００７８９)对行车制动器性能的部分要求ꎬ计算得出在正常制动情况下ꎬ制动前后轮缸对系统液压力的要求分别为１１８８６ｂａｒ(１ｂａｒ＝１０Ｐａ)和１１５７２ｂａｒ由于摩擦副表面温度升高时ꎬ制动盘制动鼓的制动效率会有一定的下降ꎬ设计时需考虑一定的安全系数Ｐ根据ＥＣＥＲ１３Ｈ法规ꎬ制动系统需满足以下要求:急制动操作中ꎬ从控制装置被启动到达到相应规定的性能１６０ｂａｒ)所经过的时间不超过６ｓ因此ꎬ制动响应时间为６ｓ２为了与传统液压制动系统相对比ꎬ试验人员采集了装配传统液压制动系统的目标电动车的制动试验数据参考实实验结果ꎬ得出传统制动系统对于制动力及响应时间的要求ꎬ如图４所示平稳ꎬ而齿轮齿条机构工作稳定ꎬ传动精确且传动力大ꎬ故采用１１３根据设计目标ꎬ对两个方案的制动电机和机械结构进行了设计计算ꎬ电机与减速机构的设计参数见表２表２电机最大转矩４电机最大转矩８电机转速ｒ电机转速ｒ丝杠导程５小齿轮半径９丝杠半径１３ＡＭＥＳｉｍ为验证两个方案的可行性ꎬ本文利用ＡＭＥＳｉｍ建立对于制动电机的稳态工况建模拟采用查表法ꎬ通过其对应的转速获得相应的转矩最终系统的建模如图５所示图５ＡＭＥｓｉｍ模型ꎬ对系统进行仿真实验对蜗４５Ｎｍ的阶跃信号ꎬ对滚珠丝杠系统输入转矩为８５Ｎｍ的阶跃信号ꎬ记录二者系统主缸液压力的响应变化ꎬ其结果如图６所示图６

从试验结果可以得出ꎬ两个系统的最终稳定压力均在２０４ｂａｒ左右ꎻ蜗轮蜗杆系统的响应时间为０５ｓꎬ而滚珠丝杠０４ｓ因此ꎬ两套机构的设计均是符合设计要求的ꎬ验证了两套方案的可行性１为了验证设计的正确性及测试系统的性能ꎬ搭建了电子对于制动电机ꎬ选择的是一款ＰＥＰＳ电机该电机为永磁同步电机ꎬ其最大转矩为５５Ｎｍꎬ最大转速为２８００ｒ/ｍｉｎꎬ完全满足方案一对电机的要求由于方案二中所需的制动电机难以获得ꎬ故此处选用同一款电机ꎬ虽然不能达到最大制动压力ꎬ但电机特性相同ꎬ便于比较而且ꎬ在使用同一个电机时ꎬ可通过控制算法对电机的功率进行限制ꎬ保证电机力矩与功率和设计值成正比ꎬ从而实现两个方案的蜗轮蜗杆和齿轮齿条机构取自同一上的减速机构ꎬ其参数与设计的蜗轮蜗杆齿轮齿条极为相近此外ꎬ由于与电机取自同一ＰＥＰＳꎬ其集成度比较高ꎬ适合于本设计整体方案如图７所示图７对于滚珠丝杠机构ꎬ根据设计数据以及市场上的型号ꎬ加工制造了一款符合要求的滚珠丝杠机构整个减速机构的实物如图所示整个机构径向布置由右向左依次为电机滚珠丝杠支撑轴承滚珠丝杠副制动主缸图８１１由于系统最大液压力可以通过改变驱动电机的转矩来实现因此ꎬ通过控制算法对电机的功率进行限制ꎬ保证电机力矩与功率和设计值成比例ꎬ从而实现两个方案的对比图４从图４得出ꎬ制动系统的最大液压力也不超过１６０ｂａｒ而制动压力从０ｂａｒ增加到１５０ｂａｒ所需的总的相应时间为１ｓ因此ꎬ综合法规要求与实车液压制动系统的数据ꎬ计目标留有一定余量ꎬ得出电子液压制动系统主动动力源的设计目标ꎬ见表１表１主缸最大压 ６０ｂａｒ响应时 ０２０１５ＣＧ

１ｍꎬ转速为２８００ｒｍｉｎ滚珠丝杠方案选取的电机转

矩为３Ｎｍꎬ其对应的转速为１４００ｒｍｉｎ试验结果如图图９方案测试结果左为蜗轮蜗杆方案ꎬ右为滚珠丝杠方案定义制动响应时间为制动力矩产生至达到稳态压强的所花费的时间将两个方案的制动压力及响应时间作对比ꎬ见表３峰值压力/峰值压力/７９７４稳态制动压力/７２６９制动响应时间/００２

在理论输出力相同电机功率相同的条件下ꎬ两个方案的制动压力及响应时间均满足了正常工况下的制动要求ꎬ但１对于系统的稳态响应ꎬ也进行了相关试验研究试验过程中ꎬ制动电机的输入为阶梯输入ꎬ每次输入的增量为５Ｎｍꎬ制动电机从５~４Ｎｍ对系统进行了稳态试验每次阶梯输入后ꎬ直到系统进入稳态才进行下一步输入试验结果如图所示图１０稳态特性试验图左为蜗轮蜗杆方案ꎬ右为滚珠丝杠方案从试验结果可以看出ꎬ对于每一次的阶梯响应ꎬ系统都有一定的超调在蜗轮蜗杆方案中ꎬ当电机力矩较低时ꎬ系统响应的超调量较小ꎻ而当电机力矩较高时ꎬ系统的超调量较大但在滚珠丝杠方案中ꎬ无论制动电机的输出转矩的大小ꎬ系统的超调量整体都较小而两个系统从初始值到峰值根据系统在不同制动力矩下的稳态压力ꎬ制作了电机力矩与轮缸液压力的稳态关系图ꎬ如图１１所示滚珠系统的曲线拟合度比较高ꎬ也就是其稳态输出的线性度较高而系统的线性度越高ꎬ越有利于使用相关的控制

１试验对系统动态特性也进行了一定的研究通过对两个系统的制动电机给予不同频率０５~２０Ｈｚ)相同大小(３Ｎｍ)的正弦命令力矩信号ꎬ测试系统在不同信号的制动响应情况将两个方案的试验结果进行一定的转化后绘制成伯德图ꎬ如图１２所示从幅频特性曲线中可以看出ꎬ在低频时ꎬ两个样机的响应都较为平稳迅速ꎬ响应幅值下降不多ꎬ但是在高频时ꎬ滚珠丝杠样机幅频特性曲线下降很快ꎬ响应失真而对于相频特性曲线ꎬ两个方案的相位差相差不大ꎬ说明两个样机的响 ２０１５ＣＧ根据设计目标ꎬ对两个方案的制动电机和机械结构进行了设计计算ꎬ电机与减速机构的设计参数见表２表２４８电机转速ｒ电机转速ｒ丝杠导程５小齿轮半径９丝杠半径ＡＭＥＳｉｍ为验证两个方案的可行性ꎬ本文利用ＡＭＥＳｉｍ建立ＥＨＢ对于制动电机的稳态工况建模拟采用查表法ꎬ通过其对应的转速获得相应的转矩最终系统的建模如图５所示图５输入转矩为８５Ｎｍ的阶跃信号ꎬ记录二者系统主缸液压力的

图６

图１１图１２当系统响应幅值减小３ｄ时ꎬ其所在的频率为截止频率从图看出ꎬ蜗轮蜗杆系统的截止频率明显高于滚珠丝杠系统ꎬ说明其动态跟踪性能较好１５系统的开发目的是实现制动能量的最大回收因此ꎬ整套机构的效率也是至关重要的试验通过对系统输入缓慢的三角波信号ꎬ经过一定的计算方法ꎬ得出系统的动静摩擦力ꎬ进而计算得出相同工况下的效率对比ꎬ如图１３图１３

从图可以看出ꎬ整体上两个样机的效率都在７０％~之间而蜗轮蜗杆样机在低转矩时效率较低ꎬ随着转矩升高ꎬ效率也随之升高ꎬ并趋于平稳而滚珠丝杠样机的整蜗轮蜗杆理论上效率在左右ꎬ试验数据与之对比略低一些ꎬ这与系统的摩擦特性有关而滚珠丝杠理论上效率在左右实测的试验数据与之出入甚大如前文所述ꎬ滚珠丝杠样机为自加工ꎬ对系统的摩擦特性会有一定的影响但是整体上ꎬ滚珠丝杠机构的运动是滚动摩擦的过程ꎬ所以效率一直较为平稳１考虑到样机的摩擦冲击ꎬ对两个系统的噪声进行了一定的测量测量时的环境基底噪声值为５４ｄＢꎬ系统的输入是幅值不变ꎬ频率从０５Ｈｚ到２０Ｈｚ的正弦信号ꎬ在系统响应平稳时ꎬ用声级计测量在蜗轮蜗杆的齿条处ꎬ以及滚珠丝杠的丝杠处的系统噪声ꎬ测得的试验数据如图１４所示图１４系统噪声￣蜗轮蜗杆系统在低频时的噪声分贝值很大ꎬ但随着频率的升高ꎬ噪声分贝值迅速下降ꎬ但当频率到达９ｚ之后ꎬ噪声分贝值又逐渐回升ꎻ而滚珠丝杠方案整体的噪声值都较为平稳蜗轮蜗杆机构的运动是一个滑动摩擦的过程ꎬ因此整个机构的运动是动摩擦和静摩擦交替的过程ꎬ而低频的时候主要以静摩擦为主ꎬ整个启动摩擦力比较大ꎬ所以噪声较大ꎬ当达到一定的速度之后ꎬ以动摩擦为主ꎬ因此噪声有所降低而滚珠丝杠机构的运动是一个滚动摩擦的过程ꎬ与速度无关ꎬ运动较为平稳ꎬ因此整体的分贝值较为接近对比二者噪声的平均值以及最大值ꎬ比较结果见表表最大分贝值/７２平均值７２７０从数据对比可以看出ꎬ滚珠丝杠方案的最大噪声分贝值１除此之外ꎬ对两个方案的空间布置等方面也进行了一定从试验结果可以得出ꎬ两个系统的最终稳定压力均在２０４ｂａｒ左右ꎻ蜗轮蜗杆系统的响应时间为０５ｓꎬ而滚珠丝杠系统的响应时间为０４ｓ因此ꎬ两套机构的设计均是符合设计要求的ꎬ验证了两套方案的可行性为了验证设计的正确性及测试系统的性能ꎬ搭建了电子对于制动电机选择的是一款磁同步电机ꎬ其最大转矩为５５Ｎｍꎬ最大转速为２８００ｒ/ｍｉｎ完全满足方案一对电机的要求由于方案二中所需的制动电机难以获得ꎬ故此处选用同一款电机ꎬ虽然不能达到最大制动压力但电机特性相同便于比较而且在使用同一个电机时ꎬ可通过控制算法对电机的功率进行限制ꎬ保证电机力矩与功率和设计值成正比ꎬ从而实现两个方案的对比上的减速机构ꎬ其参数与设计的蜗轮蜗杆齿轮齿条极为相近此外ꎬ由于与电机取自同一ＰＥＰＳꎬ其集成度比较高ꎬ适合于本设计整体方案如图７所示图７对于滚珠丝杠机构ꎬ根据设计数据以及市场上的型号ꎬ加工制造了一款符合要求的滚珠丝杠机构整个减速机构的实物如图８所示整个机构径向布置ꎬ由右向左依次为电机滚珠丝杠支撑轴承滚珠丝杠副制动主缸图８由于系统最大液压力可以通过改变驱动电机的转矩来实现因此ꎬ通过控制算法对电机的功率进行限制ꎬ保证电机力矩与功率和设计值成比例ꎬ从而实现两个方案的对比２０１５ＣＧ

由于蜗轮蜗杆齿轮齿条机构是直接采用系统上集成设计的ꎬ并且与电机也是相匹配的ꎬ整个机构是一个系列化的产品ꎬ是量产件ꎬ整体的空间布置改进空间有限而滚珠丝杠以及其轴承座等都是自己加工设计装配的ꎬ在加工精度装配精度上存在一定的问题ꎬ因此改进空间很大而且由于滚珠丝杠方案可以选用外包型电机ꎬ整体的空间布置还有很大的发展空间因此ꎬ滚珠丝杠方案在未来发展上还是占有一定优势的２ＩＥＨＢ系统的设计需求出发ꎬ完成了系统方案的设计ꎬ并根据方案建立ＡＭＥＳｉｍ仿真模型ꎬ对方案可行性进行验证之后建立相关试验平台对系统的性能进行试验

通过对比得出ꎬ蜗轮蜗杆方案在动态特性效率等方面占有一定的优势ꎬ而滚珠丝杠方案在稳态响应噪声系统空间布置等方面占优ꎬ有更大的发展空间但考虑到蜗轮蜗杆系统是集成的量产件ꎬ而在滚珠丝杠的设计方案中ꎬ由于试验条件受限ꎬ未能选取转矩满足要求的外包型电机ꎬ因此高转矩下的滚珠丝杠系统特性并未得到很好的验证ꎬ而且由于机构中加入了套筒轴承座等装置ꎬ机构的整体效率也受到一定影响由此可见ꎬ为了有较好的动态特性ꎬ以及较高的效率ꎬＩ系统对于滚珠丝杠的加工精度工艺提出了较高要求ꎬ但采用高精度滚珠丝杆又将导致ＩＥＨＢ系统成本上升因此ꎬ对于滚珠丝杠样机的特性ꎬ有待进一步研究参考文献[１]ＦｉｓｃｈｅｒＷｏｆａｒｔｈＪＭＧＨＧ.ＯｐｔｉｍｉｚｅｄＲｅｇｅｎｅｒａｔｉｖｅＦｒｉｃｔｉｏｎＢｒａｋｉｎｇＤｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｉｎａｎＥｌｅｃｔｒｉｃＶｅｈｉｃｌｅｗｉｔｈＦｏｕｒＩｎＷｈｅｅｌＭｏｔｏｒｓ[Ｊ].ＡｄｖａｎｃｅｄＭｉｃｒｏｓｙｓｔｅｍｓｆｏｒＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＡｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｓꎬ２０１３ꎬ６(２):３１７３２６.[２]ＪｉｎＤꎬＬｉｎＳꎬＳｈｉＱꎬｅｔａｌ.ＡｎＩｍｐｒｏｖｅｄＥｌｅｃｔｒｉｃＶｅｈｉｃｌｅＲｅｇｅｎｅｒａｔｉｖｅＢｒａｋｉｎｇＳｔｒａｔｅｇｙＲｅｓｅａｒｃｈＡｄｖａｎｃｅｓｉｎＣｏｍｐｕｔｅｒＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＩｎｆｏｒｍａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬＪｉｎＤꎬＬｉｎＳꎬＳｐｒｉｎｇｅｒＢｅｒｌｉｎＨｅｉｄｅｌｂｅｒｇꎬ２０１２:６３７６４２.[３]ＦｅｉｇｅｌＨＯＲ.ＩｎｔｅｇｒａｔｅｄＢｒａｋｅＳｙｓｔｅｍｗｉｔｈｏｕｔＣｏｍｐｒｏｍｉｓｅｓｉｎＦｕｎｃｔｉｏｎａｌｉｔｙＡＴＺｗｏｒｌｄｗｉｄｅ.２０１２ꎬ１１４(７８):４６５０.[４]ＲｅｕｔｅｒＤＦꎬＬｌｏｙｄＥＷꎬＺｅｈｎｄｅｒＪＷꎬｅｔａｌ.ＨｙｄｒａｕｌｉｃｄｅｓｉｇｎｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎｓｆｏｒＥＨＢｓｙｓｔｅｍｓＳＡＥＳＰ.

２００３:４１[５]ＯｓｈｉｍａＴꎬＦｕｊｉｋｉＮꎬＮａｋａｏＳꎬｅｔａｌ.ＤｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｏｆａｎＥｌｅｃｔｒｉｃａｌｌｙＤｒｉｖｅｎＩｎｔｅｌｌｉｇｅｎｔＢｒａｋｅＳｙｓｔｅｍＳＡＥＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＰａｓｓｅｎｇｅｒＣａｒｓＭｅｃｈａｎｉｃａｌＳｙｓｔｅｍｓ.２０１１ꎬ４３９９４０５.[６]刘曦东.新能源汽车电液并行制动系统控制策略及匹配技术研究上海同济大学汽车学院ꎬ２００９.[７]赵海涛.Ｄ].长春:吉林大学ꎬ[８]赵凯辉.汽车制动器热衰退性能及相关制动安全检测研究西安:２０１０ꎬ长安大学ꎬ２０１０.[９]佘国辉.汽车制动效能的热衰退中南汽车运输ꎬ１９９７(０４):１３１４. １７Ｎｍꎬ转速为２８００ｒｍｉｎ滚珠丝杠方案选取的电机转

矩为３Ｎｍꎬ其对应的转速为１４００ｒｍｉｎ试验结果如图图 方案测试结果(左为蜗轮蜗杆方案ꎬ右为滚珠丝杠方案定义制动响应时间为制动力矩产生至达到稳态压强的９所花费的时间将两个方案的制动压力及响应时间作对比ꎬ见表３峰值压力/峰值压力/７９７４稳态制动压力/７２６９００２

在理论输出力相同电机功率相同的条件下ꎬ两个方案的制动压力及响应时间均满足了正常工况下的制动要求ꎬ但蜗轮对于系统的稳态响应ꎬ也进行了相关试验研究试验过程中ꎬ制动电机的输入为阶梯输入ꎬ每次输入的增量为ｍꎬ制动电机从~ｍ对系统进行了稳态试验每次阶梯输入后ꎬ直到系统进入稳态才进行下一步输入试验结果如图所示１０稳态特性试验图左为蜗轮蜗杆方案ꎬ右为滚珠丝杠方案ꎬ从试验结果可以看出ꎬ对于每一次的阶梯响应ꎬ一定的超调在蜗轮蜗杆方案中ꎬ当电机力矩较低时ꎬ系统响应的超调量较小ꎻ而当电机力矩较高时ꎬ系统的超调量较大但在滚珠丝杠方案中ꎬ无论制动电机的输出转矩的大小ꎬ系统的超调量整体都较小而两个系统从初始值到峰值的响应都较根据系统在不同制动力矩下的稳态压力ꎬ

滚珠系统的曲线拟合度比较高ꎬ也就是其稳态输出的线性度较高而系统的线性度越高ꎬ越有利于使用相关的控制方法试验对系统动态特性也进行了一定的研究通过对两个系统的制动电机给予不同频率(０５~２０Ｈｚ)相同大小(３Ｎｍ)的正弦命令力矩信号ꎬ测试系统在不同信号的制动响应情况将两个方案的试验结果进行一定的转化后绘制成伯德图ꎬ如图１２所示从幅频特性曲线中可以看出ꎬ在低频时ꎬ两个样机的响应都较为平稳迅速ꎬ响应幅值下降不多ꎬ但是在高频时ꎬ滚珠丝杠样机幅频特性曲线下降很快ꎬ响应失真而对于相频特性曲线ꎬ两个方案的相位差相差不大ꎬ说明两个样机的响 ２０１５ＣＧ１１１２３ｄ时其所在的频率为截止频率从图看出蜗轮蜗杆系统的截止频率明显高于滚珠丝杠系统ꎬ说明其动态跟踪性能较好系统的开发目的是实现制动能量的最大回收因此ꎬ整套机构的效率也是至关重要的试验通过对系统输入缓慢的三角波信号ꎬ经过一定的计算方法ꎬ得出系统的动静摩擦力ꎬ进而计算得出相同工况下的效率对比ꎬ如图１３所示

１３之间而蜗轮蜗杆样机在低转矩时效率较低随着转矩升高ꎬ效率也随之升高ꎬ并趋于平稳而滚珠丝杠样机的整左右试验数据与之对比略低一些ꎬ这与系统的摩擦特性有关而滚珠丝杠理论上效率在左右实测的试验数据与之出入甚大如前文所述ꎬ滚珠丝杠样机为自加工ꎬ对系统的摩擦特性会有一定的影响但是整体上ꎬ滚珠丝杠机构的运动是滚动摩擦的过程ꎬ所以效率一直较为平稳考虑到样机的摩擦冲击ꎬ对两个系统的噪声进行了一定的测量测量时的环境基底噪声值为５４ｄＢꎬ系统的输入是幅值不变ꎬ频率从０５Ｈｚ到２０Ｈｚ的正弦信号ꎬ在系统响应平稳时ꎬ用声级计测量在蜗轮蜗杆的齿条处ꎬ以及滚珠丝杠ꎬ测得的试验数据如图１４所示图１４系统噪声￣蜗轮蜗杆系统在低频时的噪声分贝值很大ꎬ但随着频率的升高ꎬ噪声分贝值迅速下降ꎬ但当频率到达９Ｈｚ之后ꎬ噪声分贝值又逐渐回升ꎻ而滚珠丝杠方案整体的噪声值都较为蜗轮蜗杆机构的运动是一个滑动摩擦的过程ꎬ因此整个机构的运动是动摩擦和静摩擦交替的过程ꎬ而低频的时候主要以静摩擦为主ꎬ整个启动摩擦力比较大ꎬ所以噪声较大ꎬ当达到一定的速度之后ꎬ以动摩擦为主ꎬ因此噪声有所降低而滚珠丝杠机构的运动是一个滚动摩擦的过程ꎬ与速度无关ꎬ运动较为平稳ꎬ因此整体的分贝值较为接近对比二者噪声的平均值以及最大值ꎬ比较结果见表表最大分贝值/７２平均值/７２７０从数据对比可以看出ꎬ滚珠丝杠方案的最大噪声分贝值除此之外ꎬ对两个方案的空间布置等方面也进行了一定 由于蜗轮蜗杆齿轮齿条机构是直接采用系统上集成设计的ꎬ并且与电机