劉志強， 陳玉錦， 陳林

(1.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013；2.江蘇恒力制動器制造有限公司 創(chuàng)新企管部， 江蘇 靖江 214512)

0 引言

隨著汽車行業(yè)整體的發(fā)展，智能化和電子化技術(shù)來越多地得到應(yīng)用。為提高汽車的制動效能與安全性，作為線控制動系統(tǒng)之一的電子機械制動系統(tǒng)逐漸成為人們研究的焦點。制動系統(tǒng)是保證行車安全的重要組成部分。傳統(tǒng)液壓制動系統(tǒng)主要由制動主缸、制動輪缸、液壓管路、制動器等組成。傳統(tǒng)液壓制動系統(tǒng)在工作時，駕駛員踏下制動踏板帶動推桿推動液壓主缸的活塞，其產(chǎn)生的推力克服復(fù)位彈簧的拉力，從而使制動塊壓緊制動盤產(chǎn)生制動力。然而傳統(tǒng)液壓機械制動系統(tǒng)因液壓管路分支較多并且油壓上升與下降存在遲滯現(xiàn)象，引起制動遲滯從而影響行車制動安全。另外，復(fù)雜的液壓管路會導(dǎo)致汽車布置防抱死制動系統(tǒng)(ABS)、車身電子穩(wěn)定系統(tǒng)(ESP)等控制裝置的難度增大。與液壓機械制動系統(tǒng)相比，電子機械制動系統(tǒng)采用電作為動力源便于控制，取消了復(fù)雜的液壓執(zhí)行機構(gòu)，并具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、響應(yīng)速度快、控制精度高、節(jié)能環(huán)保等優(yōu)點。除此之外，EMB更便于與ABS、ESP進行集成以簡化結(jié)構(gòu)，節(jié)省空間。

EMB主要由力矩電機、減速增矩機構(gòu)、運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)、鉗體等組成。國外對EMB的有關(guān)研究比較早，一些著名的汽車零部件公司，如德國博世(Bosch)、美國天合(TRW)、韓國萬都(Mando)等公司已經(jīng)開發(fā)出各自的EMB執(zhí)行機構(gòu)，并進行了部分實車試驗。國內(nèi)對EMB的研究起步較晚，主要集中在高校，如清華大學(xué)、吉林大學(xué)、同濟大學(xué)開展了對EMB執(zhí)行器的研究并進行了相關(guān)的實驗。

汽車的制動過程是一個高轉(zhuǎn)矩、高溫、高壓的滑磨過程，易使制動摩擦片表面發(fā)生氧化而產(chǎn)生磨損，造成制動間隙增大，嚴重影響行車安全。為解決此問題，廣泛采用以下兩種方案：1)增加機械自動調(diào)節(jié)裝置，完成間隙的自動補償。但這會引起整體機構(gòu)臃腫，并且維修不便；2)采用大量傳感器進行相關(guān)信號的檢測，然后利用控制系統(tǒng)進行間隙調(diào)控，雖然控制效果較好，但過多的傳感裝置會要求較大的安裝空間，不利于汽車的輕量化。葛正等提出利用電機電流的變化特征分別識別制動塊與制動盤接觸與分離臨界點的間隙調(diào)控策略。通過設(shè)定電流閾值的方法識別制動間隙的消除臨界點，利用電流對時間的微分識別制動塊與制動盤的分離臨界點。但采用設(shè)置電流閾值的方法識別制動間隙消除臨界點需要大量的實驗才能獲得較準確電流閾值，并且對于不同車型的EMB，由于采用力矩電機的型號不同，電流的閾值也不相同，不具有普遍性。

根據(jù)以上存在問題，本文提出一種利用電機轉(zhuǎn)速與電流的變化特征分別識別制動間隙消除與分離臨界點的間隙調(diào)控策略，并通過設(shè)置電流上下限閾值約束條件提高識別精度。其控制系統(tǒng)采用基于PID三閉環(huán)的控制策略。

1 電子機械制動系統(tǒng)的設(shè)計

1.1 電子機械制動系統(tǒng)的組成

電子機械制動系統(tǒng)主要包括傳感器，中央控制器(ECU)、電機控制器、EMB(執(zhí)行器)等。其中傳感器的作用是將物理信號轉(zhuǎn)化為電信號，并將信號傳遞給ECU。中央控制器的作用是接受各種不同類型傳感器傳來的信號并進行分析和判斷，最后輸出控制信號。電機控制器的作用是接受中央控制器的控制信號并調(diào)節(jié)電機兩端電壓。電子機械制動系統(tǒng)的信號傳遞示意圖如圖1所示。

圖1 電子機械制動系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of the EMB system

1.2 電子機械執(zhí)行器的設(shè)計

電子機械執(zhí)行器的設(shè)計流程如圖2所示。首先要選取參考車型以確定整車參數(shù)。根據(jù)整車參數(shù)知，單輪液壓制動器活塞缸中產(chǎn)生的最大液壓力15 MPa，其活塞直徑為50 mm。為確保汽車制動時能夠盡快消除制動間隙提高制動響應(yīng)速率，初選消除制動間隙的時間閾值為0.1 s，制動間隙為0.3 mm。經(jīng)過設(shè)計分析，確定減速增矩機構(gòu)減速比為12.75，力矩電機為廣州市德馬克電機有限公司生產(chǎn)的型號為D58LD200-36A-30S的電機。

圖2 電子機械制動器的設(shè)計流程Fig.2 Design process of the EMB

1.3 EMB控制系統(tǒng)

電子機械控制系統(tǒng)的作用是：調(diào)節(jié)力矩電機的電壓，保證制動間隙的快速消除，提高制動響應(yīng)速率，并保證制動器的最大制動夾緊力。EMB控制系統(tǒng)采用基于壓力環(huán)、轉(zhuǎn)速環(huán)、電流環(huán)串聯(lián)而成的三閉環(huán)結(jié)構(gòu)。三環(huán)均為PI控制，外環(huán)為壓力環(huán)，目標值為控制器輸入的目標制動壓力，是系統(tǒng)的主要控制量，用來控制系統(tǒng)夾緊力；中環(huán)為轉(zhuǎn)速環(huán)，起調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速、提高執(zhí)行器響應(yīng)速度的作用，目標值為壓力環(huán)的輸出量；內(nèi)環(huán)為電流環(huán)，能夠?qū)﹄娏鞯臄_動起到調(diào)節(jié)作用，并且能在啟動或壓力變化時，充分發(fā)揮電機過載能力，提高控制系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)品質(zhì)，目標值為轉(zhuǎn)速環(huán)的輸出量。

對各個控制環(huán)的要求如下：設(shè)計壓力控制環(huán)時，應(yīng)確保制動壓力的超調(diào)不高于5%，消除制動間隙的時間不超過閾值0.1 s。設(shè)計轉(zhuǎn)速控制環(huán)時，應(yīng)保證在啟動過程中電流維持飽和，以加快消除制動間隙速度。設(shè)計電流控制環(huán)時，應(yīng)確保其超調(diào)量不超過2%。所設(shè)計的控制系統(tǒng)中，壓力控制環(huán)，轉(zhuǎn)速控制環(huán)，電流控制環(huán)的比例和積分系數(shù)分別為0.65、0.12，0.54、0.22，1.5、0.9。

2 EMB執(zhí)行器數(shù)學(xué)模型的建立

EMB主要包括力矩電機，運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)，減速增矩機構(gòu)三部分。其中電機提供動力，減速增矩機構(gòu)降低電機傳遞的轉(zhuǎn)速增大其轉(zhuǎn)矩，運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)是將減速增矩機構(gòu)傳遞的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為軸向移動。所設(shè)計的EMB的結(jié)構(gòu)簡化示意圖如圖3所示。工作時，電機帶動二級行星齒輪減速器進行減速增矩，再經(jīng)過滾珠絲杠將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為套筒的軸向移動，從而套筒帶動制動摩擦片壓緊制動盤進行制動。

圖3 EMB結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 Schematic diagram of the EMB structure

2.1 電機模型

無刷直流力矩電機(BLDC)采用電子換向取消了電刷和換向器，不會產(chǎn)生火花和磨損，具有壽命長、效率高等優(yōu)點。為了便于建模，對電機模型進行了簡化，其工作原理如圖4所示。

圖4 力矩電機工作原理圖Fig.4 Schematic diagram of the torque motor

根據(jù)其工作原理，可得其動態(tài)方程如下：

(1)

==

(2)

(3)

==

(4)

式中：為電樞電壓；為電樞電流；為電樞電阻；為電樞電感；為反電動勢；為電動勢常數(shù)；為每極氣隙磁通；為電機轉(zhuǎn)速；為電勢系數(shù)；為電機轉(zhuǎn)速；為等效轉(zhuǎn)動慣量；為電機電磁轉(zhuǎn)矩；為電機摩擦轉(zhuǎn)矩；為負載轉(zhuǎn)矩；為轉(zhuǎn)矩常數(shù)；為轉(zhuǎn)矩系數(shù)。

211 電機的工作特性

(5)

由(5)式知電機在一定負載或空載(=0)下，轉(zhuǎn)速與電壓呈線性關(guān)系。

212 電機堵轉(zhuǎn)特性

EMB制動時，要有持續(xù)的堵轉(zhuǎn)能力，才能保證穩(wěn)定的制動效能。電機堵轉(zhuǎn)時，電壓全部加載電樞電阻上，可得

(6)

(7)

由(7)式可知，當電機處于堵轉(zhuǎn)狀態(tài)時，電樞電壓與堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩呈線性關(guān)系。

2.2 電機靜態(tài)摩擦模型

常用的靜態(tài)摩擦模型主要有庫倫模型、庫倫+黏滯模型、靜摩擦+庫倫+黏滯模型、Stribeck模型。Stribeck模型對真實摩擦力的擬合準確率較高，因此采用該模型模擬電機的內(nèi)部機械摩擦。其數(shù)學(xué)表達公式如下：

(8)

式中：為庫侖摩擦力矩；為電機轉(zhuǎn)速；為Stribeck速度；為黏性摩擦系數(shù)；為經(jīng)驗常數(shù)，一般為05～10之間。

2.3 二級行星齒輪減速器數(shù)學(xué)模型

二級行星齒輪減速器是用來降低電機傳遞的高轉(zhuǎn)速，增大輸出轉(zhuǎn)矩。由分析知，力矩電機輸出轉(zhuǎn)角與滾珠絲杠轉(zhuǎn)角關(guān)系表達式如下：

(9)

式中：為二級行星齒輪機構(gòu)減速比；為滾珠絲杠轉(zhuǎn)角；為電機輸出轉(zhuǎn)角。

2.4 負載模型

制動夾緊力是滾珠絲杠機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為套筒的軸向移動產(chǎn)生的。電機的負載轉(zhuǎn)矩是通過二級行星齒輪減速增矩機構(gòu)傳遞給滾珠絲杠機構(gòu)的。由分析知，滾珠絲杠上的驅(qū)動力矩和夾緊力之間關(guān)系如(10)式所示，滾珠絲杠上的驅(qū)動力矩與電機負載轉(zhuǎn)矩的關(guān)系如(11)式所示：

(10)

(11)

式中：為滾珠絲杠驅(qū)動力矩;為夾緊力；為絲杠導(dǎo)程角；為當量摩擦角；為絲杠公稱直徑。

圖5 夾緊力- 形變量曲線圖Fig.5 Clamping force vs. deformation curve

當制動器完成制動間隙消除，即進入電機的堵轉(zhuǎn)狀態(tài)。電機在堵轉(zhuǎn)狀態(tài)時，制動盤夾緊力與制動摩擦片的形變量為三次多項式的非線性關(guān)系。采用MATLAB/Curve fitting工具對本課題所搭建的EMB執(zhí)行機構(gòu)試驗臺實驗數(shù)據(jù)進行擬合如圖5所示，由擬合結(jié)果知，制動夾緊力與制動摩擦片形變量的關(guān)系如下：

=1 0492+20 1619+1555

(12)

式中：為制動摩擦片的形變量。

3 EMB仿真模型建立

EMB在工作時，其制動過程一般可分為制動間隙消除階段，制動力跟隨階段，制動間隙產(chǎn)生階段。

在制動間隙消除階段，要求電機響應(yīng)速度較快，能夠在很短時間內(nèi)達到最高轉(zhuǎn)速以求盡快消除制動間隙。當制動盤與制動摩擦片恰好接觸時即制動間隙剛好消除，此狀態(tài)稱為接觸臨界點。根據(jù)設(shè)計要求，制動間隙消除時間應(yīng)該控制在時間閾值0.1 s之內(nèi)。在制動力跟隨階段，要求制動器能夠并且盡快到達最大夾緊力，以保證制動器的制動效能，從而減小制動距離提高行車安全。在制動間隙產(chǎn)生階段，要求制動器能夠保證穩(wěn)定的制動間隙，以保證行車安全。當制動盤與制動摩擦片恰好分離時，制動夾緊力會突然變?yōu)榱?，此狀態(tài)稱為分離臨界點。

根據(jù)以上各個傳動部件的數(shù)學(xué)模型(1)式～(12)式，在MATLAB/Simlink環(huán)境下建立如圖6所示的仿真模型。

圖6 EMB仿真模型圖Fig.6 EMB simulation model

4 間隙調(diào)控與仿真分析

EMB的間隙調(diào)控流程如圖7所示。當駕駛員發(fā)出制動命令時，將制動信號傳遞給EMB的中央控制單元(ECU)，中央控制單元向電機控制器發(fā)出制動指令，電機控制器給力矩電機施加正向電壓。在PID控制系統(tǒng)作用下，力矩電機快速正轉(zhuǎn)帶動二級行星齒輪減速增矩機構(gòu)減速增矩，再經(jīng)滾珠絲杠將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為套筒的軸向移動進行制動間隙的消除。根據(jù)電機轉(zhuǎn)速信號判斷制動間隙是否消除完畢，如果沒有，繼續(xù)進行快速消除。接著進入制動力跟隨階段，在制動力跟隨階段，力矩電機在PID控制系統(tǒng)的作用下繼續(xù)正轉(zhuǎn)，直到達到目標夾緊力。當車輛停止或完成制動目的后，進入制動間隙產(chǎn)生階段。在制動間隙產(chǎn)生階段，中央控制單元向電機控制器發(fā)出指令，電機控制器給力矩電機施加反向電壓。在PID控制系統(tǒng)作用下力矩電機快速反轉(zhuǎn)，根據(jù)電流信號判斷是否到達分離臨界點，如果沒有，則電機繼續(xù)反轉(zhuǎn)直到達到分離臨界點。最后中央控制單元控制電機轉(zhuǎn)動的時間保證穩(wěn)定的制動間隙。

圖7 EMB間隙調(diào)控流程圖Fig.7 EMB gap regulation flow chart

4.1 接觸臨界點的識別

在制動間隙消除階段，由于電機負載較小，電機在PID控制系統(tǒng)作用下快速旋轉(zhuǎn)，電機會在短時間內(nèi)達到最大轉(zhuǎn)速，快速進行制動間隙消除以減小行車制動距離，提高行車安全。當制動摩擦片與制動盤恰好接觸到達接觸臨界點，即完成制動間隙消除。由于此時電機負載突然增大，電機轉(zhuǎn)速會快速減小。因此可以根據(jù)電機轉(zhuǎn)速驟減的起始點判斷制動間隙是否消除完畢。

為保證仿真的可靠性，首先驗證PID三閉環(huán)控制的可靠性。針對壓力環(huán)輸入目標夾緊力2.5 kN，控制結(jié)果如圖8所示。針對轉(zhuǎn)速環(huán)，輸入目標轉(zhuǎn)速2 250 r/min，跟隨結(jié)果如圖9所示。對于電流環(huán)，輸入目標電流22.4 A控制結(jié)果如圖10所示。經(jīng)分析，滿足PID控制設(shè)計要求。

圖8 壓力環(huán)的控制結(jié)果Fig.8 Pressure loop control results

圖9 轉(zhuǎn)速環(huán)的跟隨結(jié)果Fig.9 Speed loop tracking results

圖10 電流環(huán)的控制結(jié)果Fig.10 Current loop control results

根據(jù)仿真結(jié)果圖11知：在PID控制系統(tǒng)作用下，電機啟動后經(jīng)過0.033 s達到最高轉(zhuǎn)速，滿足電機啟動快的要求；電機達到最高轉(zhuǎn)速時，夾緊力為0 N，表明制動間隙并未完全消除；電機以最高轉(zhuǎn)速快速旋轉(zhuǎn)，在0.08 s時電機轉(zhuǎn)速開始減小，即達到電機轉(zhuǎn)速驟減的起始點，此時夾緊力開始增大，表明0.08 s完成了制動間隙的消除；之后進入制動力跟隨階段，在制動力跟隨階段；隨著制動摩擦片形變量的增大夾緊力不斷增大，在0.38 s時，達到最大夾緊力，此時電機轉(zhuǎn)速恰好為0 r/min。

圖11 PID作用下的夾緊力- 轉(zhuǎn)速曲線圖Fig.11 Clamping force-speed curve under PID

圖12所示為無PID作用下的夾緊力- 轉(zhuǎn)速曲線圖。根據(jù)圖12可知，無PID控制系統(tǒng)作用下，直接給電機輸入一定的電壓(=27.5 V)，電機啟動后經(jīng)過0.035 s達到最高轉(zhuǎn)速；在0.12 s時達到制動間隙消除時的接觸臨界點；在0.52 s時，達到最大夾緊力，此時電機轉(zhuǎn)速恰好為0 r/min。

圖12 無PID作用下的夾緊力- 轉(zhuǎn)速曲線圖Fig.12 Clamping force-speed curve without PID

根據(jù)以上分析知，有PID控制系統(tǒng)作用下電機達到最高轉(zhuǎn)速的時間為0.033 s，無PID控制系統(tǒng)作用下電機達到最高轉(zhuǎn)速的時間為0.035 s，基本無差異。但在PID控制系統(tǒng)下，制動間隙消除時間為0.08 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.12 s，制動間隙消除時間縮短了33.3%。圖13所示為夾緊力變化曲線圖。根據(jù)圖13知，在PID控制系統(tǒng)下制動器達到最大夾緊力的時間為0.38 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.52 s，電機響應(yīng)時間縮短26.9%。

圖13 夾緊力變化曲線圖Fig.13 Clamping force curve

4.2 分離臨界點的識別

當駕駛員完成制動目的后，再給力矩電機施加等值的反向電壓，電機經(jīng)過減速機構(gòu)、運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)帶動制動塊逐漸釋放制動盤。制動塊在逐漸釋放制動盤時，電機轉(zhuǎn)速會逐漸增大。根據(jù)(1)式～(2)式知，隨著電機轉(zhuǎn)速的增大電流會逐漸減小。電機達到最高轉(zhuǎn)速時，電流也減小到一個穩(wěn)定值。因此可以利用電機電流對時間的微分如(13)式識別制動塊與制動盤的分離臨界點。但由于行車的實際工作條件較為復(fù)雜及一些未知因素的影響，可能出現(xiàn)電流在未達到分離臨界點其對時間的微分依然為0的情況。為了解決這個問題，提出了設(shè)置電流上下限閾值的方法來消除這種影響。

(13)

≤≤

(14)

式中：為電流下限閾值；為電流上限閾值。

在制動間隙產(chǎn)生階段，設(shè)置夾緊力初始值為制動力跟隨階段最大值，給電機加上反向電壓。對比圖14和圖15可知，在PID控制系統(tǒng)作用下，電流經(jīng)過短暫0.03 s啟動后，電流的斜率由正值變?yōu)樨撝怠ｋS著制動塊逐漸釋放制動盤，電流的斜率不斷由負值靠近0，在0.18 s時電流的斜率恰好為零，制動夾緊力也恰好由最大值逐漸減小到0，電流值為1.1 A。因此在0.18 s時，制動摩擦片與制動盤達到了分離臨界點即制動間隙開始產(chǎn)生時的臨界點。由圖15可知，電流在峰值附近存在斜率為零的點，并且EMB的實際工作條件較復(fù)雜，電流在其他位置也可能產(chǎn)生斜率為0的點。為解決此問題，根據(jù)多次仿真結(jié)果驗證，當達到制動間隙開始產(chǎn)生時的臨界點時，電流基本穩(wěn)定在1.4 A。設(shè)置為1.2 A，為1.6 A，把電流上下限閾值之外對時間微分為零的點剔除，顯然電流峰值不在電流上下限閾值之內(nèi)，提高了識別精度。無PID控制系統(tǒng)作用下，電流經(jīng)過短暫0.033 s啟動后，電流的斜率由正值變?yōu)樨撝怠Ｔ?.22 s時達到制動間隙開始產(chǎn)生時的臨界點。

圖14 分離過程夾緊力變化曲線圖Fig.14 Clamping force curve during the separation process

圖15 分離過程電流變化曲線圖Fig.15 Current curve during the separation process

根據(jù)以上分析結(jié)果知，在PID控制系統(tǒng)下，達到制動塊與制動盤分離臨界點的時間為0.18 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.22 s，制動間隙產(chǎn)生時間縮短了18.1%。

5 實驗驗證與分析

為驗證所設(shè)計電子機械系統(tǒng)及間隙調(diào)控策略工作的可靠性，在實驗室搭建了如圖16所示的試驗平臺。實驗采用壓力傳感器檢測制動夾緊力信號，采用電流傳感器檢測電機電流信號，采用轉(zhuǎn)速傳感器測量轉(zhuǎn)速信號。將各個傳感器檢測的信號經(jīng)過A/D轉(zhuǎn)換傳遞給數(shù)據(jù)采集模塊，數(shù)據(jù)采集模塊再將數(shù)字信號傳遞給上位機，上位機進行分析判斷并發(fā)出控制指令。其中EMB的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖16 試驗平臺結(jié)構(gòu)圖Fig.16 Test platform

表1 EMB的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

由實驗結(jié)果圖17和圖18知：目標夾緊力為最大夾緊力25 kN時，在PID控制系統(tǒng)作用下，電機在0.04 s時達到最高轉(zhuǎn)速。然后電機以最高轉(zhuǎn)速快速進行制動間隙消除，在0.092 s時電機轉(zhuǎn)速開始減小，即達到電機轉(zhuǎn)速驟減的起始點，此時夾緊力開始增大，說明0.092 s完成了制動間隙的消除即為制動塊與制動盤接觸臨界點。之后進入制動力跟隨階段，在制動力跟隨階段隨著制動摩擦片形變量的增大夾緊力不斷增大，在0.40 s時，達到最大夾緊力，此時電機轉(zhuǎn)速恰好為0。無PID控制系統(tǒng)作用下，電機在0.042 s時達到最高轉(zhuǎn)速，在0.13 s時完成制動間隙消除，在0.50 s時達到最大夾緊力25 kN。

圖17 不同工況下夾緊力變化曲線圖Fig.17 Clamping force curves under different conditions

圖18 不同工況下轉(zhuǎn)速變化曲線圖Fig.18 Rotational speed curves under different conditions

目標夾緊力為20 kN時，在PID控制系統(tǒng)作用下，電機在0.043 s時達到最高轉(zhuǎn)速。然后電機以最高轉(zhuǎn)速快速進行制動間隙消除，在0.096 s時電機轉(zhuǎn)速開始減小，即達到電機轉(zhuǎn)速驟減的起始點，此時夾緊力開始增大，說明0.096 s完成了制動間隙的消除即為制動塊與制動盤接觸臨界點。之后進入制動力跟隨階段，在制動力跟隨階段隨著制動摩擦片形變量的增大夾緊力不斷增大，在0.42 s時，達到目標夾緊力，此時電機轉(zhuǎn)速恰好為0 r/min。無PID控制系統(tǒng)作用下，電機在0.044 s時達到最高轉(zhuǎn)速，在0.134 s時完成制動間隙消除，在0.52 s時達到目標夾緊力20 kN。

由以上分析知，目標夾緊力為25 kN時，有PID控制系統(tǒng)作用下電機達到最高轉(zhuǎn)速的時間為0.040 s，無PID控制系統(tǒng)作用下電機達到最高轉(zhuǎn)速的時間為0.042 s，基本無差異。但在PID控制系統(tǒng)下，制動間隙消除時間為0.092 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.13 s，制動間隙消除時間縮短了29.2%。在PID控制系統(tǒng)下制動器達到最大夾緊力的時間為0.40 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.50 s，響應(yīng)時間縮短20%。當目標夾緊力為20 kN時，有PID控制系統(tǒng)與無PID控制系統(tǒng)作用下電機達到最高轉(zhuǎn)速的時間基本相等。但在PID控制系統(tǒng)下，制動間隙消除時間為0.096 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.134 s，制動間隙消除時間縮短了28.4%。在PID控制系統(tǒng)下制動器達到最大夾緊力的時間為0.42 s，無PID控制系統(tǒng)下為0.52 s，響應(yīng)時間縮短20%。

6 結(jié)論

本文給出了EMB的設(shè)計方法與設(shè)計流程，確定了各組成部分的型號與相關(guān)參數(shù)，并整定PID控制系統(tǒng)各控制環(huán)的相關(guān)系數(shù)。提出了一種在PID控制系統(tǒng)下，利用電機轉(zhuǎn)速與電流信號特征分別識別制動間隙消除時的接觸臨界點與制動間隙開始產(chǎn)生時的臨界點的間隙調(diào)控方法。通過設(shè)置電流上下限閾值約束條件提高識別精度。得出主要結(jié)論如下：

1)在PID控制系統(tǒng)下，該策略能夠很好的識別制動間隙消除時的接觸臨界點與制動間隙開始產(chǎn)生時的臨界點。與無PID控制系統(tǒng)仿真結(jié)果相比，制動間隙消除時間縮短了33.3%，達到最大夾緊力的電機響應(yīng)時間縮短了26.9%。

2)由實驗結(jié)果知：當目標夾緊力為最大夾緊力25 kN時，在PID控制系統(tǒng)下制動間隙消除時間與無PID控制系統(tǒng)時相比縮短了29.2%，達到最大夾緊力的響應(yīng)時間縮短20%。當目標夾緊力為20 kN時，在PID控制系統(tǒng)下制動間隙消除時間與無PID控制系統(tǒng)時相比縮短了28.4%，達到目標緊力的響應(yīng)時間縮短20%。

[1] 張軍和. 汽車線控制動技術(shù)及發(fā)展趨勢探析[J]. 時代汽車，2021(7):24-25.

ZHANG J H. An analysis of automobile braking technology and its development trend[J]. Auto Time, 2021(7): 24-25. (in Chinese)

[2] LIU Y，SUN Z，JI W. Development of composite brake pedal stroke simulator for electric hydraulic braking system[J]. SAE Technical Paper, 2014-01-0117.

[3] 昌慶鈴. 汽車液壓制動器現(xiàn)代設(shè)計方法研究[D]. 南京:南京理工大學(xué)，2002.

CHANG Q L. Research on modern design method of automobile hydraulic brake[D]. Nanjing: Nanjing University of Science and Technology, 2002. (in Chinese)

[4] 羅茂元.基于汽車電子機械式制動系統(tǒng)的主動安全設(shè)計[D]. 成都: 電子科技大學(xué), 2016.

LUO M Y. Active safety design based on automotive electromechanical braking system[D]. Chengdu: University of Electronic Science and Technology of China, 2016. (in Chinese)

[5] 楊坤.輕型汽車電子機械制動及穩(wěn)定性控制系統(tǒng)研究[D].長春: 吉林大學(xué), 2009.

YANG K. Research on the electronic mechanical braking and stability control system of light-duty vehicles[D]. Changchun：Jilin University, 2009. (in Chinese)

[6] GUAN D，YANG X H，LIU G，et al. The study of electromechanical brake device based on the ball screw[J]. Applied Mechanics and Materials, 2012, 155-156:509-513.

[7] 盧甲華.汽車EMB系統(tǒng)性能分析與優(yōu)化[D]. 重慶: 重慶大學(xué)，2015.

LU J H. Performance analysis and optimization of automobile EMB system[D]. Chongqing: Chongqing University, 2015.(in Chinese)

[8] 申伶.電控機械式制動器(EMB)機械系統(tǒng)研究[D]. 西安：長安大學(xué)，2017.

SHEN L. Research on mechanical system of electromechanical brake (EMB)[D]. Xi’an: Chang’an University，2017. (in Chinese)

[9] 葛正，王維銳，王俊鼎.電子機械制動器間隙調(diào)整控制策略研究[J]. 浙江大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版), 2017, 51(1): 138-144.

GE Z, WANG W R, WANG J D. Research on the control strategy of electronic mechanical brake clearance adjustment[J]. Journal of Zhejiang University (Engineering Science Edition), 2017, 51(1): 138-144. (in Chinese)

[10] 劉玲玲. PID參數(shù)整定技術(shù)的研究及應(yīng)用[D]. 鄭州:鄭州大學(xué), 2010.

LIU L L. Research and application of PID parameter tuning technology[D]. Zhengzhou: Zhengzhou University, 2010. (in Chinese)

[11] 俞建榮，張業(yè)帥，馬麗梅，等. 新型雙圈無刷直流電機智能PID控制[J]. 航天控制, 2021, 39(1): 26-31.

YU J R，ZHANG Y S，MA L M，et al. Intelligent PID control of a new type of double-loop brushless DC motor[J]. Aerospace Control, 2021, 39(1): 26-31. (in Chinese)

[12] 王婷婷，王宏志，劉清雪，等. 遺傳算法優(yōu)化的無刷直流電機模糊PID控制器設(shè)計[J]. 吉林大學(xué)學(xué)報(理學(xué)版)，2020, 58(6): 1421-1428.

WANG T T，WANG H Z，LIU Q X，et al. Design of fuzzy PID controller for brushless DC motor optimized by genetic algorithm[J]. Journal of Jilin University (Science Edition), 2020, 58(6): 1421-1428. (in Chinese)

[13] LI Y, SHIM T, SHIN D H, et al. Control system design for electromechanical brake system using novel clamping force model and estimator[J]. IEEE Transactions on Vehicular Technology, 2021, 70(9): 8653-8668.

[14] RICHTER W，BUELTE C. Method for tightening an electromechanical brake，and electromechanical brake: US20140222307[P].2014.

[15] KIM J S. Apparatus and method for initializing of electromechanical brake: U.S. Patent 9, 346, 446[P]. 2016-05-24.

[16] 陳晉市，劉思遠，王同建，等. 8×8全電驅(qū)動越野車電機液壓聯(lián)合全液壓制動系統(tǒng)設(shè)計及性能[J]. 兵工學(xué)報, 2021, 42(2): 422-429.

CHEN J S, LIU S Y, WANG T J, et al. Design and performance of the motor-hydraulic combined full-hydraulic braking system of an 8×8 all-electric off-road vehicle[J]. Acta Armarmentarii, 2021, 42(2): 422-429. (in Chinese)

[17] FU Y F, HU X H, WANG W R, et al. Simulation and experimental study of a new electromechanical brake with automatic wear adjustment function[J]. International Journal of Automotive Technology, 2020, 21(1):227-238.

[18] 張建. 電子機械制動執(zhí)行器精細控制算法研究[D]. 長春: 吉林大學(xué), 2011.

ZHANG J. Research on fine control algorithm of electromechanical brake actuator[D]. Changchun: Jilin University, 2011.(in Chinese)

[19] 傅云峰，王維銳，葛正. 新型汽車電子機械制動系統(tǒng)建模仿真與實驗研究[J].工程設(shè)計學(xué)報，2017，24(6):702-709.

FU Y F，WANG W R，GE Z. Modeling simulation and experimental research on new automobile electromechanical braking system[J]. Journal of Engineering Design, 2017, 24(6):702-709.(in Chinese)

[20] 李燦華. 基于EMB的汽車制動控制研究[D]. 重慶: 重慶大學(xué), 2015.

LI C H. Research on automobile braking control based on EMB[D]. Chongqing: Chongqing University, 2015. (in Chinese)

[21] JO C，HWANG S，KIM H. Clamping-force control for electromechanical brake[J]. IEEE Transactions on Vehicular Technology, 2010, 59(7): 3205-3212.

[22] 張瀟.汽車電子機械制動系統(tǒng)及硬件在環(huán)試驗臺研究[D].成都: 西華大學(xué), 2018.

ZHANG X. Research on automotive electronic mechanical brake system and hardware-in-the-loop test bed[D].Chengdu: Xihua University, 2018.(in Chinese)

[23] PARK G. Development of clamping force estimation algorithm and clamp-force sensor calibration on electromechanical brake systems[J]. Transaction of the Korean Society of Automotive Engineers, 2016, 24(3): 365-371.

[24] 郭弘明，席軍強，陳慧巖，等. 電驅(qū)動無人履帶車輛線控機電聯(lián)合制動技術(shù)研究[J].兵工學(xué)報，2019，40(6):1130-1136.

GUO H M，XI J Q，CHEN H Y，et al. Research on the combined braking technology of electric drive unmanned tracked vehicle by wire-controlled electromechanical[J]. Acta Armarmentarii, 2019, 40(6): 1130-1136. (in Chinese)