阅读说明：本技术 一种车辆复合制动器制动力矩的分配方法 (Method for distributing braking torque of vehicle composite brake ) 是由 何仁 苑磊 于 2019-10-24 设计创作，主要内容包括：本发明公开了一种车辆复合制动器制动力矩的分配方法,车辆复合制动器包括车轮上同时设置的电子液压制动系统和电涡流制动系统,所述电子液压制动系统和电涡流制动系统同时由复合制动系统控制器控制,所述复合制动系统控制器根据电子液压制动系统温度、电涡流制动系统温度、电涡流制动系统能够提供的最大制动力矩、电涡流制动系统功率和电子液压制动系统功率实现对电子液压制动系统和电涡流制动系统制动力矩的分配；有益效果：本发明相互替换电子液压制动和电涡流制动实现制动效率最高或能耗最低,电子液压制动反馈补偿电涡流制动减少制动性能衰减和电子液压制动系统磨损,电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞特性改善制动系统的响应特性。(The invention discloses a method for distributing braking torque of a vehicle composite brake, wherein the vehicle composite brake comprises an electronic hydraulic braking system and an eddy current braking system which are arranged on a wheel at the same time, the electronic hydraulic braking system and the eddy current braking system are controlled by a composite braking system controller at the same time, and the composite braking system controller realizes the distribution of the braking torque of the electronic hydraulic braking system and the eddy current braking system according to the temperature of the electronic hydraulic braking system, the temperature of the eddy current braking system, the maximum braking torque which can be provided by the eddy current braking system, the power of the eddy current braking system and the power of the electronic hydraulic braking system; has the advantages that: the invention realizes the highest braking efficiency or the lowest energy consumption by mutually replacing the electronic hydraulic braking and the electric eddy current braking, the electronic hydraulic braking feedback compensation electric eddy current braking reduces the braking performance attenuation and the electronic hydraulic braking system abrasion, and the electric eddy current braking feedforward compensation electronic hydraulic braking hysteresis characteristic improves the response characteristic of the braking system.)

一种车辆复合制动器制动力矩的分配方法

技术领域

本发明涉及车辆复合制动器制动力矩的分配方法，特别涉及一种基于电涡流制动和电子液压制动的复合制动器的制动力矩分配的控制方法，属于汽车制动系统领域。

背景技术

面对日益严峻的节能、环保、安全及交通拥堵等压力，新能源汽车和智能汽车已成为现代汽车工业发展的重点，这一趋势亦推动了汽车制动系统向集成化、线控化和高效安全等方面发展。

为配合新能源汽车制动能量回收和满足智能化汽车辅助制动的需求，必须要实现人机制动的解耦，电子液压制动系统能够实现制动解耦和轮缸压力的精确调节，所以电子液压制动系统具有广阔的应用前景。而电涡流制动与电子液压制动相比具有低速制动效果良好、响应速度快、非接触制动等优点，且电涡流制动与电机回馈制动相比不受储能装置充电等条件的约束。但电子液压制动和电涡流制动都具有制动过热效率降低、甚至是失效的问题。

中国专利CN105292092B商用车集成制动系统分工况制动力分配优化方法，提出前轴摩擦制动器、后轴摩擦制动器和电涡流制动器的制动力矩分配优化方法，但并没有考虑两种制动系统的能耗问题和两种制动系统响应特性的差异。

发明内容

发明目的：针对现有技术中存在不足，本发明提供了一种车辆复合制动器制动力矩的分配方法。本发明能够根据不同的制动工况，提供不同控制目标的制动力矩分配策略，达到考虑不同制动工况对各种制动性能要求的不同，有侧重的提高制动工况下车辆的制动效能、稳定性、安全性和经济性的目的。

技术方案：一种车辆复合制动器制动力矩的分配方法，车辆复合制动器包括车轮上安装的电子液压制动系统和电涡流制动系统，所述电子液压制动系统和电涡流制动系统同时由复合制动系统控制器控制，所述复合制动系统控制器根据电子液压制动系统温度、电涡流制动系统温度、电涡流制动系统能够提供的最大制动力矩、电涡流制动系统功率和电子液压制动系统功率实现对电子液压制动系统和电涡流制动系统制动力矩的分配；所述制动力矩的分配方法如下：

根据电子液压制动系统温度和电涡流制动系统温度与各自的最高安全阈值进行比较，

基于制动器惯性台架试验，模拟汽车长下坡路段持续制动工况下的热衰退试验，根据试验数据关系图，通过最小二乘逼近求出制动次数和温度的二维关系模型，进而预测出温度上升趋势，找出液压制动失效温度阈值。

根据电涡流制动力矩热衰退试验，通过试验得到在某一恒定转速下电涡流制动力矩-时间关系曲线，进行拖磨试验，在电涡流制动力矩小于初始时刻15％的制动力矩时，记录电涡流制动系统温度，作为电涡流制动系统的最高温度阈值。

a)当二者均大于各自阈值时，制动系统存在失效风险；

b)当电子液压制动系统温度小于其阈值，而电涡流制动系统温度大于其阈值时，电子液压制动系统不存在失效风险，电涡流制动系统存在失效风险，采用电子液压制动系统制动；

c)当电子液压制动系统温度大于其阈值，而电涡流制动系统温度小于其阈值时，电子液压制动系统存在失效风险，而电涡流制动系统不存在失效风险，优先采用电涡流制动系统制动；

d)当电子液压制动系统温度和电涡流制动系统温度均小于其阈值时，电涡流制动系统和电子液压制动系统工作状态正常，且电涡流制动系统能够满足制动需求时，分别计算两种制动系统提供所需制动力矩所消耗的功率，当电涡流制动系统功率值低于电子液压制动系统功率时，采用单独电涡流制动系统制动；当电涡流制动系统功率值高于电子液压制动系统功率时，采用电子液压制动系统单独进行制动；

e)当电子液压制动系统温度和电涡流制动系统温度均小于其阈值时，电涡流制动系统和电子液压制动系统工作状态正常，且电涡流制动系统提供的最大制动力矩小于制动需求时，电涡流制动系统进行前馈补偿电子液压制动系统的补偿制动。

优选项，为了避免低效的电子液压制动系统的使用，所述步骤c中计算电涡流制动系统能提供的最大制动力矩；当需求制动力矩低于电涡流制动系统所能提供的最大制动力矩时，单独采用电涡流制动系统进行制动；当需求制动力矩高于电涡流制动系统所能提供的最大制动力矩时，电涡流制动系统提供最大制动力矩，电子液压制动系统提供剩余制动力矩。

优选项，为了利用电涡流制动前馈补偿电子液压制动系统的迟滞特性，提高制动系统的响应特性，所述步骤d中当电涡流制动系统功率值高于电子液压制动系统功率时，电涡流制动系统进行前馈补偿电子液压制动系统的补偿制动。

优选项，所述电涡流制动系统能提供的最大制动力矩为T_emax，电涡流制动系统施加在制动盘上的最大制动力矩为：

式中，B为穿过制动盘的磁感应强度，a为磁极截面宽度，b为磁极面长度，L为制动盘中心到磁极中心的距离，I_e为在制动盘上产生的电涡流有效值，i为在制动盘上产生的电涡流瞬时值，ρ′为制动盘电阻率，Δ_h为涡流在制动盘上的集肤深度，μ_r为相对磁导率，ω为制动盘转动角速度，μ₀为真空磁导率，N为铁芯上所扰线圈的匝数，I_max为电磁制动器最大通电电流强度，l_g为气隙间距，k_e为折算系数。

优选项，所述涡流制动系统功率P_Be的计算方法为根据电涡流制动系统的制动力矩T_e求得通电电流

根据电涡流制动系统的通电电流计算得到功率为P_Be＝I²R

式中，R为电涡流制动系统线圈的总电阻。

所述电子液压制动系统包括：电机、传动机构、液压制动缸、电磁阀和制动轮缸；根据系统各部件数学模型，建立电子液压制动系统模型，进行电子液压制动系统功率P_Bf的计算。

所述电机数学模型为

式中，U_s为电机端电压，K_e为等效反电动势系数，R_m为电机等效内阻，L_m为等效电感，K_t为等效电机力矩系数，i_m为等效电流，T_me为电机力矩，为电机转速；

根据电机外特性，对电机输出力矩进行限制：

式中，T_m为电机实际输出力矩，

为电机外特性曲线；

因此，电机的功率可以表示为：

所述传动机构数学模型为

输入力矩T_in与输出力矩T_out、输入转角θ_m与输出位移S_out的传动关系为

电机及传动机构的动力学平衡方程表示为

式中，P_m为液压制动缸压力，A_m为液压制动缸面积，J_sys为系统转动惯量，C_sys为系统阻尼，K_s为系统刚度，T_f为系统摩擦力矩，

为电机角加速度；

所述液压制动缸及电磁阀的数学模型为

采用的单腔液压制动缸连续流量动力学表达式为

式中，E为制动液体积弹性模量，Q_m为液压制动缸流出的液体流量，V_ini为缸内制动液初始体积，Q_v(i)为制动液流经各电磁阀的流量；

制动液流经电磁阀的流量方程可以表示为

式中，i＝1为高速电磁阀进油口，i＝2为高速电磁阀出油口，C_d(i)为各电磁阀流量系数，A_v(i)为各电磁阀等效截流面积，P_w(i)为轮缸压力，ρ为制动液密度；

所述制动轮缸数学模型为

轮缸压力与制动液体积的关系用制动回路压力与其制动液体积的关系曲线来表示

P_w(i)＝f(V_w(i)),V_w(i)＝∫Q_v(i)dt

式中，V_w(i)为制动液体积，i＝1为高压制动液体积，i＝2为低压制动液体积，Q_v(i)为制动液流经电磁阀的流量；

盘式制动器的输出制动力矩

根据制动轮缸的压力可以计算得到盘式制动器输出制动力矩为

T_f＝2η_cR_dP_w(i)A_c

式中，η_c为制动衬片与制动盘之间的摩擦系数，R_d为制动盘的有效半径，A_c为制动轮缸活塞面积；

根据上述电机、传动机构、液压制动缸、电磁阀和制动轮缸的相关数学方程，电子液压制动系统的功率是关于盘式制动器输出制动力矩的函数

P_Bf＝f(T_f)。

有益效果：本发明根据最大电涡流制动系统的制动力矩、电涡流制动系统的制动功率和电子液压制动系统的制动功率，对制动力矩进行分配，相互替换电子液压制动和电涡流制动实现制动效率最高或能耗最低，电子液压制动反馈补偿电涡流制动减少制动性能衰减和电子液压制动系统磨损，电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞特性改善制动系统的响应特性，提高了制动器的工作效率，同时又考虑制动系统的能耗问题，又能使制动稳定性增强。

附图说明

图1为本发明复合制动系统工作原理图；

图2为本发明制动力矩分配的流程图；

图3为本发明电子液压制动系统的制动功率的计算流程图。

具体实施方式

下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。

图1为基于电涡流制动和电子液压制动的复合制动系统：基于电涡流制动和电子液压制动的复合制动系统由电涡流制动系统、电子液压制动系统，复合制动系统控制器和车轮组成。其中车轮上装有轮速传感器，电涡流制动系统中的制动盘和电子液压制动系统中的摩擦盘分别装有温度传感器。其基本思想是：将制动工况分为电涡流制动、电子液压制动、电子液压制动反馈补偿电涡流制动和电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞四种工况，根据电子液压制动器温度信号、电涡流制动器温度信号等，通过目标制动力矩和轮速信号在线计算电涡流制动器最大制动力矩、电涡流制动器功率、电子液压制动器功率，针对不同工况采用不同的制动模式，对电子液压制动和电涡流制动进行动态分配和优化。通过制动力矩的分配，相互替换电子液压制动和电涡流制动实现制动性能最高或能耗最低；电子液压制动反馈补偿电涡流制动减少制动性能衰减和电子液压制动系统磨损；电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞特性改善制动系统的响应特性。

一、复合制动分配策略条件的计算

在复合制动力矩的分配时，需要计算电涡流制动器最大制动力矩、电涡流制动器功率、电子液压制动器功率。

(1)电涡流制动器最大制动力矩T_emax计算

电磁制动器施加在制动盘上的制动力矩为T_e＝2BI_ebL (1)

其中，S＝ab，

因此，

式中，T_e为电涡流制动力矩，T_emax为最大电涡流制动力矩，B为穿过制动盘的磁感应强度，a为磁极截面宽度，b为磁极面长度，L为制动盘中心到磁极中心的距离，I_e为在制动盘上产生的电涡流有效值，i为在制动盘上产生的电涡流瞬时值，ρ′为制动盘电阻率，Δ_h为涡流在制动盘上的集肤深度，μ_r为相对磁导率，ω为制动盘转动角速度，μ₀为真空磁导率，N为铁芯上所扰线圈的匝数，I_max为电磁制动器最大通电电流强度，l_g为气隙间距，k_e为折算系数，通常取1.5。

(2)电涡流制动器功率P_Be计算

可根据电涡流制动器制动力矩T_e求得电磁制动器通电电流

根据电磁制动器通电电流计算得到电涡流制动器的功率为P_Be＝I²R (4)

式中，R为电涡流制动器线圈的总电阻。

(3)电子液压制动器功率P_Bf计算

电子液压制动系统主要包括：电机、传动机构、液压制动缸、电磁阀和制动轮缸。根据系统各部件数学方程，建立电子液压制动系统模型(暂不考虑制动管路对系统压力的影响)，进行电子液压制动系统功率的计算。

1)电机方程

为保证制动系统中驱动电机的可靠性，一般采用无刷电机，并且永磁同步电机也可将其简化为直流电机的方式，其电机方程可以表示为

式中，U_s为电机端电压，K_e为等效反电动势系数，R_m为电机等效内阻，L_m为等效电感，K_t为等效电机力矩系数，i_m为等效电流，T_me为电机力矩，

为电机转速。

根据电机外特性，对电机输出力矩进行限制。

式中，T_m为电机实际输出力矩，

为电机外特性曲线。

因此，电机的功率可以表示为

2)传动机构动力学方程

目前主要采用传动机构主要有齿轮减速+滚珠丝杠、蜗轮蜗杆+齿轮齿条两种形式，无论哪种传动型式，其输入力矩T_in与输出力矩T_out、输入转角θ_m与输出位移S_out的传动关系均可表示为

电机及传动机构的动力学平衡方程，可表示为

式中，P_m为液压制动缸压力，A_m为液压制动缸面积，J_sys为系统转动惯量，C_sys为系统阻尼，K_s为系统刚度，T_f为系统摩擦力矩，为电机角加速度。

3)液压制动缸及电磁方程

根据制动液体积弹性模量定义，本发明采用的单腔液压制动缸连续流量动力学表达式为

式中，E为制动液体积弹性模量，Q_m为液压制动缸流出的液体流量，V_ini为缸内制动液初始体积，Q_v(i)为制动液流经各电磁阀的流量。

制动液流经电磁阀的流量方程可以表示为

式中，i＝1为高速电磁阀进油口，i＝2为高速电磁阀出油口，C_d(i)为各电磁阀流量系数，A_v(i)为各电磁阀等效截流面积，P_w(i)为轮缸压力，ρ为制动液密度。

4)制动轮缸

对于确定的制动系统，轮缸压力与制动液体积的关系可用包括制动硬管、软管、轮缸在内的回路压力与其制动液体积的关系曲线(P-V特性曲线)来表示，即

P_w(i)＝f(V_w(i)),V_w(i)＝∫Q_v(i)dt (12)

式中，V_w(i)为制动液体积，i＝1为高压制动液体积，i＝2为低压制动液体积，Q_v(i)为制动液流经电磁阀的流量。

5)盘式制动器的输出制动力矩

根据制动轮缸的压力可以计算得到盘式制动器输出制动力矩为T_f＝2η_cR_dP_w(i)A_c (13)

式中，η_c为制动衬片与制动盘之间的摩擦系数，R_d为制动盘的有效半径，A_c为制动轮缸活塞面积。

根据上述电机、传动机构、液压制动缸、电磁阀和制动轮缸的相关数学方程，电子液压制动系统的功率主要是电机功率，电磁阀耗能较小，可忽略不计。通过分析发现，电子液压制动系统的功率是关于盘式制动器输出制动力矩的函数，如所示，可求得电子液压制动系统的功率。求解过程可参照图3。

P_Bf＝f(T_f) (14)

二、复合制动系统最优制动力矩的分配

电涡流制动器响应速度快，可控性高，但提供的制动力矩有限，且制动力矩较大时能耗较高。电子液压制动器稳定性强，能够提供较大的制动力矩，但响应速度大于电涡流制动器。同时，二者都不适合在高温下持续工作。因此，本发明根据电涡流制动器和电子液压制动器的异同，考虑制动效率和能耗两个方面，实现电涡流制动和电子液压制动系统电子液压制动复合制动力矩的分配策略。

如图2所示，为采用本发明所述方法进行复合制动系统的制动力矩分配的流程图。根据电子液压制动系统温度和电涡流制动系统温度与各自的最高安全阈值进行比较。

其中，电子液压制动器温度是基于制动器惯性台架试验，模拟汽车长下坡路段持续制动工况下的热衰退试验，根据试验数据关系图，通过最小二乘逼近求出制动次数和温度的二维关系模型，进而预测出温度上升趋势，找出液压制动失效温度阈值。

其中，电涡流制动器温度根据电涡流制动力矩热衰退试验，通过试验得到在某一恒定转速下电涡流制动力矩-时间关系曲线，进行拖磨试验，在电涡流制动力矩小于初始时刻15％的制动力矩时，记录电涡流制动系统温度，作为电涡流制动系统的最高温度阈值。当电涡流制动盘温度高，将降低电涡流制动器的失效可能性。

制动工况可分为电涡流制动、电子液压制动、电子液压制动反馈补偿电涡流制动和电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞。

(1)电涡流制动

当摩擦盘温度大于给定温度阈值T₁，而电涡流制动器温度小于给定温度阈值T₂时，电涡流制动使用不受限制，电子液压制动效率降低，在制动过程中应尽量避免使用电子液压制动。此时计算当前工况下，电涡流制动器所能提供的最大电涡流制动力矩T_emax。若最大电涡流制动力矩T_emax大于目标制动力矩T_B，通过控制电涡流制动力矩T_e提供制动力矩T_B。此种工况下，制动系统具有较好的响应特性，避免了电子液压制动系统的低效。

当摩擦盘温度小于给定温度阈值T₁，同时，电涡流制动器温度也小于给定温度阈值T₂时。此时计算当前工况下，电涡流制动器所能提供的最大电涡流制动力矩T_emax。若最大电涡流制动力矩T_emax大于目标制动力矩T_B，计算满足目标制动力矩的电子液压制动功率P_Bf和电涡流制动功率P_Be，当P_Be小于P_Bf时，通过控制电涡流制动力矩T_e提供制动力矩T_B。此种工况下，既满足制动需求，同时具有较好的响应特性，又减少了能耗。

(2)电子液压制动反馈补偿电涡流制动

当摩擦盘温度大于给定温度T₁，而电涡流制动器温度小于给定温度T₂时，电涡流制动使用不受限制，电子液压制动效率降低，在制动过程中应尽量避免使用电子液压制动，优先进行电涡流制动。此时计算当前工况下，电涡流制动器所能提供的最大电涡流制动力矩T_emax。若最大电涡流制动力矩小于目标制动力矩T_B，T_emax全部提供给制动力矩T_B，即T_e＝T_emax，电子液压制动系统根据目标制动力矩T_f和最大电涡流制动力矩T_emax的差值，提供剩余制动力矩，即T_f＝T_B-T_emax。此种工况下，尽可能让不受限制的电涡流制动器提供更多的制动力矩，减少电子液压制动系统电子液压制动的负担，最大限度地提高制动系统的稳定性和实现制动系统的高效性。

(3)电子液压制动

当摩擦盘温度小于给定温度阈值T₁，而电涡流制动器温度大于给定温度T₂时，进行电子液压制动。通过控制电子液压制动系统的电子液压制动力矩T_f，单独由T_f提供目标制动力矩T_B，即T_B＝T_f。此工况下，避免电涡流制动系统的低效，与传统的电子液压制动系统相同，只有电子液压制动系统工作。

当摩擦盘温度大于给定温度阈值T₁，电涡流制动器温度也大于给定温度阈值T₂时，当电子液压制动器和电涡流制动器都处于极限条件，制动系统报警，提醒驾驶员制动系统可能存在效率低下甚至失效的风险，利用电子液压制动系统进行电子液压制动停车。

(4)电涡流制动前馈补偿电子液压制动迟滞

当摩擦盘温度小于给定温度阈值T₁，同时，电涡流制动器温度也小于给定温度阈值T₂时。此时计算当前工况下，电涡流制动器所能提供的最大电涡流制动力矩T_emax。若最大电涡流制动力矩T_emax小于目标制动力矩T_B，此时，电子液压制动和电涡流制动的使用不受限制，且电涡流制动力矩不能满足目标制动力矩的要求，但是电涡流制动响应特性明显高于电子液压制动系统的产生的电子液压制动，提出电涡流制动前馈补偿电子液压制动的迟滞特性。此工况下，能够有效改善制动系统的响应特性。

当摩擦盘温度小于给定温度阈值T₁，同时，电涡流制动器温度也小于给定温度阈值T₂时。此时计算当前工况下，电涡流制动器所能提供的最大电涡流制动力矩T_emax。若最大电涡流制动力矩T_emax大于目标制动力矩T_B，计算满足目标制动力矩的电子液压制动功率P_Bf和电涡流制动功率P_Be，当P_Be大于P_Bf时，优先使用电子液压制动，但是电涡流制动响应特性明显高于电子液压制动系统的产生的电子液压制动，提出电涡流制动前馈补偿电子液压制动的迟滞特性。此工况下，能够有效改善制动系统的响应特性。

电涡流制动前馈补偿电子液压制动的迟滞具体过程为：根据汽车工况获得目标制动力矩T_b，并将制动力矩T_b信号发送到电子液压制动系统，电子液压控制器实现制动力矩T_b的跟踪控制。但是由于电子液压制动系统存在明显的迟滞特性，无法实现跟踪高频信号的跟踪控制。迟滞补偿控制器通过采样制动力矩T_b信号，求解制动系统中电子液压制动力矩的变化率，采用一阶泰勒级数前馈补偿控制方法求解电子液压制动系统迟滞补偿制动力矩T_e。迟滞补偿控制器将补偿制动力矩T_c信号发送到复合制动系统控制器，电涡流制动器实现制动力矩T_e的跟踪控制。最后，将电子液压制动系统产生的制动力矩T_f和电涡流制动产生的制动力矩T_e相加得到迟滞补偿后的复合制动力矩T_b，并作用于制动系统。

T_B＝T_f+T_e (15)

所述实施例为本发明的优选的实施方式，但本发明并不限于上述实施方式，在不背离本发明的实质内容的情况下，本领域技术人员能够做出的任何显而易见的改进、替换或变型均属于本发明的保护范围。