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電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析

文檔作者：胡東海何仁文檔來(lái)源：江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院		點(diǎn) 擊數(shù)：	更新時(shí)間： 2021年07月21日
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第31 卷第 9 期農(nóng) 業(yè) 工 程 學(xué) 報(bào) Vol.31 No.9
2015 年 5 月 Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering May 2015 77
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析
胡東海，何 仁※
（江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013）
摘要：針對(duì)電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)缺乏理論指導(dǎo)的問(wèn)題，在建立電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，提出基于安
全特性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)方法；通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證所建立的數(shù)學(xué)模型的有效性，分析電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)在普通制
動(dòng)和硬件失效下的制動(dòng)性能。研究表明：基于安全特性考慮應(yīng)保證在電機(jī)泵失效的情況下蓄能器仍能使車輛完成數(shù)次大
強(qiáng)度制動(dòng)；而電機(jī)泵的設(shè)計(jì)應(yīng)兼顧期望的充液時(shí)間以及蓄能器失效下的保持車輛制動(dòng)性能；備用制動(dòng)回路作為電子液壓
制動(dòng)系統(tǒng)系統(tǒng)的硬件冗余，要求其在蓄能器和電機(jī)泵均失效的情況下提供一定的制動(dòng)能力。仿真分析表明：基于安全特
性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)方法能夠在正常情況和硬件失效的情況下均能保證車輛的制動(dòng)安全性。
關(guān)鍵詞：電子；液壓制動(dòng)；硬件；失效；安全特性；匹配設(shè)計(jì)
doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2015.09.013
中圖分類號(hào)：U463.5 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1002-6819(2015)-09-0077-08
胡東海，何 仁. 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2015，31(9)：77－84.
Hu Donghai, He Ren. Safety design and matching analysis of electronic hydraulic brake system[J]. Transactions of the Chinese
Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2015, 31(9): 77－84. (in Chinese with English abstract)
0 引 言
傳統(tǒng)液壓制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)車輛制動(dòng)功能是直接通過(guò)液
壓裝置來(lái)傳遞和實(shí)施的，而線控制動(dòng)系統(tǒng)則是利用物理
信號(hào)傳遞制動(dòng)信息，使用電子控制單元控制機(jī)電一體化
裝置來(lái)實(shí)施制動(dòng)[1]。因此從本質(zhì)而言，電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)
（electronic hydraulic brake，EHB）并不是真正意義上的線
控制動(dòng)系統(tǒng)。因?yàn)殡m然EHB 能完全獨(dú)立于制動(dòng)踏板而進(jìn)
行制動(dòng)，但是其物理線路沒有延伸到車輪制動(dòng)器，電子
液壓制動(dòng)系統(tǒng)仍需要制動(dòng)液將制動(dòng)能量從蓄能器傳遞到
制動(dòng)輪缸[2]。但是就目前而言，這種結(jié)構(gòu)相比于其他線控
制動(dòng)系統(tǒng)具有一定的優(yōu)勢(shì)，因?yàn)樵械囊簤褐苿?dòng)系統(tǒng)結(jié)
構(gòu)得以保留，可以使用人力在供能裝置失效的情況下作
為備用制動(dòng)選項(xiàng)。
當(dāng)前電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)已成為國(guó)內(nèi)外車輛主動(dòng)安全
和電子領(lǐng)域研究熱點(diǎn)之一。Petruccelli 等在普通制動(dòng)情況
下提出了EHB 系統(tǒng)前后軸制動(dòng)力分配控制策略和基于該
控制策略的制動(dòng)踏板感覺模擬方法，同時(shí)提出了在傳感
器失效下控制策略和自診斷控制方法，最后研究利用電
子液壓制動(dòng)系統(tǒng)提高車ABS/ VDC 的控制性能[3]。Reuter
等也在普通制動(dòng)情況下將電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)與傳統(tǒng)液壓
制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行比較分析，進(jìn)行EHB 在不同液壓設(shè)計(jì)環(huán)境
收稿日期：2015-01-04 修訂日期：2015-03-23
基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51275212）；江蘇高校優(yōu)勢(shì)學(xué)科建
設(shè)工程資助項(xiàng)目和江蘇省2014 年度普通高校研究生科研創(chuàng)新計(jì)劃項(xiàng)目
（KYLX_1025）
作者簡(jiǎn)介：胡東海，博士生，主要從事車輛機(jī)電一體化技術(shù)研究。鎮(zhèn)江江
蘇大學(xué)，212013。Email：jsherohu@126.com
※通信作者：何仁，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事車輛機(jī)電一體化技術(shù)研
究。鎮(zhèn)江江蘇大學(xué)，212013。Email：heren@ujs.edu.cn
的分析研究，主要討論了電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)在供能裝置
失效情況使用備用制動(dòng)回路的制動(dòng)性能分析[4]。Huh 等提
出了電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的錯(cuò)誤診斷模型用于檢測(cè)系統(tǒng)的
制動(dòng)狀態(tài)，在該模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行了仿真研究，驗(yàn)證了
提出的自診斷控制策略[5]。Semmler 等提出了基于EHB
的車輪滑移率控制方法用于實(shí)現(xiàn)防抱死制動(dòng)，并在冰雪
和干燥路面上進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)[6]。馬濤濤等利用模糊推理法
確定汽車橫擺角速度偏差和質(zhì)心側(cè)偏角速率門限值，利
用邏輯門限PI 控制法計(jì)算出EHB系統(tǒng)輸出的附加橫擺力
矩，研究表明模糊PI 自整定算法在EHB 的整個(gè)工作區(qū)段
都具有良好的控制效果[7]。
雖然電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)已經(jīng)在國(guó)外某些車型上安裝
使用，例如奔馳SL 級(jí)和E 級(jí)轎車、豐田普銳斯以及雷克
薩斯HX400H，但是目前國(guó)內(nèi)還沒有完全掌握電子液壓制
動(dòng)系統(tǒng)EHB 設(shè)計(jì)理論方法，這在一定程度上阻礙了電子
液壓制動(dòng)系統(tǒng)在中國(guó)產(chǎn)業(yè)化進(jìn)程。電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)
計(jì)任務(wù)十分復(fù)雜，其主要部件的設(shè)計(jì)也是受多種因素的
影響。安全特性是制動(dòng)系統(tǒng)的主要考慮因素，EHB 作為
一種特殊的線控制動(dòng)系統(tǒng)，該系統(tǒng)的安全特性尤其值得
關(guān)注。本文在建立電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，
提出基于安全特性的EHB 設(shè)計(jì)與匹配方法；通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)
證所建立的EHB 數(shù)學(xué)模型的有效性，并利用該數(shù)學(xué)模型
研究電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)在普通制動(dòng)和硬件失效下的制動(dòng)
性能。
1 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型
1.1 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)主要由制動(dòng)踏板單元，液壓調(diào)節(jié)
單元、電子控制單元三大部分組成[8]。制動(dòng)踏板單元包括
制動(dòng)踏板、制動(dòng)液罐、制動(dòng)主缸、踏板行程傳感器、制
78 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào) 2015年
動(dòng)踏板感覺模擬器；液壓調(diào)節(jié)單元包括布置在發(fā)動(dòng)機(jī)艙
內(nèi)的液壓調(diào)節(jié)器、制動(dòng)管路、車輪制動(dòng)器以及安裝在蓄
能器和每個(gè)車輪制動(dòng)器處的壓力傳感器；電子控制單元
與液壓調(diào)節(jié)器集成在一起，主要通過(guò)CAN 總線接收來(lái)自
傳感器信號(hào)并向液壓調(diào)節(jié)器發(fā)出控制指令（如圖1）。在
普通制動(dòng)情況下，電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)中的制動(dòng)踏板單元
不再向車輪制動(dòng)器提供制動(dòng)能量，其主要用來(lái)利用踏板
行程傳感器采集駕駛員制動(dòng)意圖以及利用制動(dòng)踏板感覺
模擬器模擬駕駛員的制動(dòng)感覺。
圖1 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖
Fig.1 Structure diagram of EHB
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的液壓調(diào)節(jié)單元主要包括進(jìn)液
閥、出液閥、平衡閥、隔離閥、氣囊式蓄能器以及電機(jī)
泵等。相比于電子穩(wěn)定性系統(tǒng)（ electronic stability
program，ESP）的液壓調(diào)節(jié)單元，EHB 在制動(dòng)主缸與液
壓調(diào)節(jié)器連接處增加有隔離閥，用于隔斷制動(dòng)踏板單元
與液壓調(diào)節(jié)單元之間的物理連接；同時(shí)使用高壓蓄能器
儲(chǔ)存來(lái)自電機(jī)泵的高壓制動(dòng)液并向車輪制動(dòng)器提供制動(dòng)
能量，以實(shí)現(xiàn)在普通制動(dòng)下的主動(dòng)制動(dòng)功能。電機(jī)泵只
在蓄能器壓力降低到規(guī)定極限時(shí)，才驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)使液壓
泵工作[9]，如圖1 所示。電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)正常工作時(shí)，
打開進(jìn)油閥和關(guān)閉出油閥，制動(dòng)液從蓄能器通過(guò)進(jìn)油閥
進(jìn)入制動(dòng)輪缸實(shí)現(xiàn)增壓；打開出油閥和關(guān)閉進(jìn)油閥，制
動(dòng)液從制動(dòng)輪缸通過(guò)出油閥返回制動(dòng)液罐實(shí)現(xiàn)減壓；進(jìn)
油閥及出油閥均處于關(guān)閉狀態(tài)則實(shí)現(xiàn)保壓。當(dāng)需要單獨(dú)
控制某側(cè)制動(dòng)輪缸壓力時(shí)需要關(guān)閉平衡閥，由其對(duì)應(yīng)的
進(jìn)油閥和出油閥工作。正常工作狀態(tài)下隔離閥在關(guān)閉的，
而當(dāng)EHB 的供能裝置出現(xiàn)故障時(shí)隔離閥無(wú)流打開，駕駛
員仍能通過(guò)踩下制動(dòng)踏板將制動(dòng)主缸內(nèi)的制動(dòng)液經(jīng)隔離
閥和制動(dòng)管路送入制動(dòng)輪缸，實(shí)現(xiàn)一定強(qiáng)度的制動(dòng)[10]。
1.2 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型
1.2.1 制動(dòng)主缸
本文以串聯(lián)式雙腔主缸為例建立其數(shù)學(xué)模型，如圖2
所示，當(dāng)駕駛員踩下制動(dòng)踏板對(duì)制動(dòng)主缸推桿施加推力
后，后缸活塞頂桿并沒有與前缸活塞接觸，同時(shí)前缸活
塞也沒有觸碰到制動(dòng)主缸的缸壁。此時(shí)前缸和后缸活塞
均可看成2 個(gè)獨(dú)立的剛體，其壓力平衡方程如下：
2
1
1 2 b 1 1 s1 d1
2
2
2 2 1 1 s1 d1 2 2 s2 d2
d
d
d
d
m x F p A F F
t
m x p A F F p A F F
t
?
? = ? ? ? ? ????
? = ? + + ? ? ? ? ??
（1）
式中：m1 為后缸活塞質(zhì)量，kg；m2 為前缸活塞質(zhì)量，kg；
x1 為后缸活塞位移，m；x2 為前缸活塞位移，m；Fb 為制
動(dòng)主缸推桿輸入力，N；Fs1 為后缸回位彈簧的彈簧力，N；
Fd1 為后缸活塞的阻尼力，N；Fs2 為前缸回位彈簧的彈簧
力，N；Fd2 為前缸活塞的阻尼力，N；A1 為后缸活塞截
面積，m2；A2 為前缸活塞截面積m2；p1 為后缸液壓力，
Pa；p2 為前缸液壓力，Pa。
后缸和前缸中的流量連續(xù)性方程為：
1
1 1
2
2 2
d
d
d
d
q A x
t
q A x
t
? = ? ????
= ?
??
（2）
式中：q1 為后缸實(shí)際流量，m3/s；q2 為前缸實(shí)際流量，
m3/s。
圖2 制動(dòng)主缸結(jié)構(gòu)示意圖
Fig.2 Structure diagram of master cylinder
1.2.2 電磁閥
在對(duì)隔離閥、平衡閥和進(jìn)/出液閥進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性建模
時(shí)，均可將它們視為節(jié)流孔[11]。制動(dòng)液在制動(dòng)管路中的
流動(dòng)狀態(tài)一般為層流，但在節(jié)流孔處的流動(dòng)狀態(tài)卻隨工
作條件不同而變化。相比于進(jìn)液閥和出液閥（其為高速
電磁閥），隔離閥和平衡閥的自然頻率較低而且制動(dòng)液
通過(guò)隔離閥和平衡閥的流速也不高。當(dāng)制動(dòng)液在節(jié)流孔
處的流動(dòng)為紊流時(shí)，節(jié)流孔的流量連續(xù)性方程為：
2
v d
q C A p
ρ
Δ
= ? ? （3）
式中：qv 為制動(dòng)液流量，m3/s；Cd 為流量系數(shù)；ρ 為制動(dòng)
液密度，kg/m3；Δp 為節(jié)流孔兩端壓力差，Pa；A 為節(jié)流
孔截面積，m2。
當(dāng)制動(dòng)液在節(jié)流孔處的流動(dòng)為層流時(shí)，節(jié)流孔的流
量連續(xù)性方程為：
8 2 2 d
v
e
C A p
q
v ρ χ R
? ?Δ
=
? ? ?
（4）
式中：Re 為臨界雷諾數(shù)；v 為制動(dòng)液運(yùn)動(dòng)黏度，m2/s；χ
第9 期 胡東海等：電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析 79
為制動(dòng)管路濕周長(zhǎng)度，m。
1.2.3 蓄能器
在電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)中，蓄能器的工作過(guò)程一般包
括能量存儲(chǔ)、能量保持、能量釋放3 個(gè)階段。當(dāng)蓄能器
壓力低于設(shè)定的最低工作壓力時(shí)，蓄能器儲(chǔ)存來(lái)自液壓
泵的高壓制動(dòng)液，且由于充液過(guò)程相對(duì)較長(zhǎng)，視其為等
溫過(guò)程；而當(dāng)接收到駕駛員的制動(dòng)意圖后，蓄能器開始
向車輪制動(dòng)器提供制動(dòng)液，假設(shè)制動(dòng)過(guò)程較短，認(rèn)為制
動(dòng)過(guò)程為絕熱過(guò)程。
在充液過(guò)程中蓄能器的流量連續(xù)性方程為：
A
A ai
d
d
Q C P
t
= ? （5）
式中：QA 是蓄能器的實(shí)際流量，m3/s；Cai 為蓄能器的充
液液容，m3/N；PA 是蓄能器氣體壓力，Pa。
同理可以得到在放液過(guò)程中蓄能器的流量連續(xù)性方
程為：
A
A ao
d
d
Q C P
t
= ? ? （6）
式中：Cao 為蓄能器的放液液容，m3/N。
1.2.4 電機(jī)液壓泵
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的供能裝置一般采用直流無(wú)刷
電機(jī)和高速柱塞泵的組合，相比于高速柱塞泵，直流無(wú)
刷電機(jī)的動(dòng)態(tài)特性可以忽略。同時(shí)在考察液壓泵的動(dòng)態(tài)
特性時(shí)，主要分析泵的實(shí)際流量與實(shí)際壓力的之間的動(dòng)
態(tài)關(guān)系。由于在液壓泵存在內(nèi)泄漏，在考慮制動(dòng)液和壓
油腔的壓縮性的情況下，液壓泵的流量連續(xù)方程可以表
示為：
P P
P
P
d
d
Q V P
K t
= ? （7）
式中：QP 為液壓泵的實(shí)際流量，m3/s；KP 為制動(dòng)液的體
積彈性模量，Pa；VP 為液壓泵壓油腔的體積，m3；PP 為
液壓泵的實(shí)際壓力，Pa。
液壓泵的壓力平衡方程為：
P P P
d
d
P R Q L Q
t
Δ
= ?Δ + ? （8）
式中：RP 為泵的內(nèi)泄漏油路的液阻，N.s/m5；LP 為泵的內(nèi)
泄漏油路的液感，N.s2/m5；ΔQ 為內(nèi)泄漏流量，m3/s。
1.2.5 制動(dòng)輪缸
在制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)輪缸的活塞的位移很小，事實(shí)
上摩擦襯片一直與制動(dòng)盤或制動(dòng)鼓緊密接觸。因此在建
立制動(dòng)輪缸動(dòng)動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型的過(guò)程中，可直接忽略制動(dòng)
輪缸活塞的位移的影響，主要考慮制動(dòng)液的壓縮性及制
動(dòng)盤和摩擦襯片的彈性形變。則制動(dòng)輪缸的流量連續(xù)性
方程可以表示為[12]：
C C
C
E
d
d
V P
Q
K t
= ? （9）
式中：QC 為制動(dòng)輪缸的流量，m3/s；VC 是制動(dòng)輪缸容積，
m3；KE 是制動(dòng)輪缸的等效體積彈性模量，Pa；PC 是制動(dòng)
輪缸的壓力，Pa。
考慮制動(dòng)器的剛度后，KE 的計(jì)算公式為：
2C
E 0 C C
1 1 A
K K K V
= +
?
（10）
式中：K0 為制動(dòng)液體積彈性模量，Pa；KC 為制動(dòng)盤等效
的彈簧剛度，N/m；AC 為制動(dòng)輪缸活塞截面積m2；其中，
制動(dòng)液體積彈性模量、制動(dòng)盤等效的彈簧剛度及制動(dòng)輪
缸活塞截面積均從零部件生產(chǎn)廠家處獲得。
2 基于安全特性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與匹配
方法
根據(jù)控制電磁閥的開關(guān)狀態(tài)，EHB 可實(shí)現(xiàn)2 種制動(dòng)
狀態(tài)：普通制動(dòng)、主動(dòng)制動(dòng)控制。普通制動(dòng)主要涉及車
輛在正常行駛時(shí)的制動(dòng)。此時(shí)平衡閥開啟，同一車軸的
左右制動(dòng)輪缸壓力相同，避免左右車輪制動(dòng)力差異引起
制動(dòng)跑偏，保證直線行駛時(shí)的制動(dòng)穩(wěn)定性[13]。主動(dòng)制動(dòng)
控制指在特殊行駛狀態(tài)下，需要制動(dòng)系統(tǒng)對(duì)車輛的行駛
狀態(tài)進(jìn)行主動(dòng)干預(yù)，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)防抱死、驅(qū)動(dòng)防滑控制、
電子制動(dòng)力分配、電子穩(wěn)定性控制等功能[14]。此時(shí)平衡
閥關(guān)閉，左右制動(dòng)輪缸的壓力由對(duì)應(yīng)的進(jìn)/出液閥獨(dú)立控
制。EHB 的安全特性主要是指保證制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)這兩種
制動(dòng)狀態(tài)的安全性。其中包括在普通制動(dòng)狀態(tài)下部分硬
件失效后仍能維持一定的制動(dòng)功能，擁有一定程度的硬
件冗余；也包括實(shí)現(xiàn)所有主動(dòng)制動(dòng)功能的能力。因此有
必要根據(jù)每個(gè)主要部件的性能和特點(diǎn)進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)，以
保障EHB 的制動(dòng)安全性能。
2.1 基于硬件失效保護(hù)的供能裝置設(shè)計(jì)
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的供能裝置包括氣囊式蓄能器和
電機(jī)液壓泵。蓄能器和電機(jī)泵的設(shè)計(jì)依據(jù)都是要求在對(duì)
方失效的情況下能夠獨(dú)立的完成普通制動(dòng)工況下的任
務(wù)，以保證一定的硬件冗余。同時(shí)應(yīng)注意到蓄能器的有
效排量與液壓泵的額定流量的存在互相耦合影響。設(shè)計(jì)
之初首先要綜合考慮目標(biāo)車型制動(dòng)性能的需求，確定
EHB 系統(tǒng)最高工作壓力和最低工作壓力。
2.1.1 蓄能器充氣壓力的確定
在系統(tǒng)最高和最低工作壓力確定的情形下，為了
確保在最低壓力工作點(diǎn)蓄能器的皮囊仍未膨脹到與殼
體內(nèi)壁接觸，并且在最高壓力工作點(diǎn)皮囊收縮后的體
積仍大于初始體積的1/4，則蓄能器充氣壓力的取值范
圍為[15]：
1 0 2 0.25P≤P≤0.9P （11）
式中：P0 為蓄能器預(yù)充氣壓力，Pa；P1 為系統(tǒng)最高工作
壓力，Pa；P2 為系統(tǒng)最低工作壓力，Pa。
2.1.2 蓄能器有效容積的確定
假設(shè)蓄能器放液過(guò)程較快，近似為絕熱過(guò)程，與氣
體相比，油液的壓縮性可以忽略；由熱力學(xué)波義耳定律
可得：
0 0 1 1 2 2
P ?V n = P ?V n = P ?V n （12）
式中：V0 為蓄能器有效容積，m3；V1 為蓄能器最小氣體
體積，m3；V2 為蓄能器最大氣體體積，m3；將蓄能器的
有效排量ΔV=V2?V1 代入式（12），得到蓄能器有效容積
80 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào) 2015年
的計(jì)算公式如下：
0 0.715 0.715
0.715
0
2 1
1 1
V V
P
P P
Δ
=
?? ? ? ? ?
?? ? ? ? ? ?
??? ? ? ? ??
（13）
而蓄能器的有效排量應(yīng)滿足以下2 個(gè)條件：當(dāng)電
機(jī)液壓泵失效時(shí)，蓄能器能夠完成高強(qiáng)度制動(dòng)的次數(shù)
應(yīng)不少于4～5 次[14]；當(dāng)電機(jī)液壓泵工作時(shí)，以4 次/min
的速率制動(dòng)12 次后，提供給制動(dòng)器的壓力不得低于最
初測(cè)得壓力的70%?？紤]到實(shí)際使用過(guò)程中制動(dòng)器逐
漸磨損，為了確保安全因以完全磨損后的舊制動(dòng)器進(jìn)
行計(jì)算。
蓄能器有效排量的計(jì)算公式如下：
P P
1 1
n n
i
i j
V V Q t
= =
Δ =Σ ?Σ ? （14）
式中：Vi 為制動(dòng)時(shí)需求制動(dòng)液的體積，m3；tP 為液壓泵的
工作時(shí)間，s；
2.1.3 液壓泵額定流量的確定
根據(jù)行駛工況合理地確定電機(jī)液壓泵的充液時(shí)間，
一般充液時(shí)間不超過(guò)5 s。同時(shí)，應(yīng)該注意到在蓄能器失
效的情況下，電機(jī)泵應(yīng)能實(shí)施普通制動(dòng)工況的制動(dòng)需求，
所以設(shè)計(jì)完成后應(yīng)校核液壓泵的額定流量是否符合該要
求。液壓泵的額定流量計(jì)算公式為：
P
P
Q V
t
ε
Δ
= ? （15）
其中：ε 為液壓泵的泄漏系數(shù)。
2.1.4 電機(jī)額定功率的確定
系統(tǒng)最高工作壓力的僅是系統(tǒng)的靜態(tài)工作壓力，考
慮到系統(tǒng)在過(guò)渡過(guò)程中的壓力超調(diào)量，液壓泵額定工作
壓力應(yīng)為系統(tǒng)的最高工作壓力1.25 倍左右。電機(jī)液壓泵
的功率Pe 應(yīng)按照下式計(jì)算：
Pm P
e
P 60
P P Q
η
?
= （16）
式中：ηP 為電機(jī)液壓泵的效率；PPm 為電機(jī)液壓泵的額定
壓力，Pa。
2.2 基于供能裝置失效保護(hù)的備用制動(dòng)回路設(shè)計(jì)
備用制動(dòng)回路需要在供能裝置失效的情況下，駕駛
員通過(guò)踩下制動(dòng)踏板將制動(dòng)主缸內(nèi)的制動(dòng)液經(jīng)隔離閥
和制動(dòng)管路壓入制動(dòng)輪缸，實(shí)現(xiàn)一定強(qiáng)度的制動(dòng)。應(yīng)達(dá)
到500 N 踏板力時(shí)，車輛的制動(dòng)減速度大于3 m/s2 的法
定要求[16]。
2.2.1 制動(dòng)主缸截面積的確定
在制動(dòng)踏板傳動(dòng)比和車輪制動(dòng)器結(jié)構(gòu)參數(shù)確定的情
況下，制動(dòng)主缸截面積的大小直接影響備用制動(dòng)回路輸
出制動(dòng)力矩的大小。
首先給出單個(gè)車輪產(chǎn)生的地面制動(dòng)力的計(jì)算公式為：
m
C C C
roll
x
F P A C r
R
= ? ?η ? ? ? （17）
式中：Fx 為制動(dòng)器產(chǎn)生的地面制動(dòng)力，N；C*為制動(dòng)器增
益系數(shù)；Rroll 為車輪滾動(dòng)半徑，m；ηC 是制動(dòng)器的機(jī)械效
率；rm 是制動(dòng)盤的有效半徑，m。
為達(dá)到 500 N 踏板力時(shí)大于3 m/s2 的法定要求，要求
前后軸地面制動(dòng)力滿足以下要求：
xf xr F + F = G? z （18）
式中：Fxf 為前軸地面制動(dòng)力，N；Fxr 為后軸地面制動(dòng)力，
N；z 為制動(dòng)強(qiáng)度；G 為滿載時(shí)車輛重力，N。
將式（17）代入式（18）中可得制動(dòng)主缸輸出壓強(qiáng)
大?。?
( )
roll
m
C cf ef cr er 2
G z R
P
η C? A r A r
? ?
=
? ? ? + ?
（19）
式中：Pm 為制動(dòng)主缸壓強(qiáng)，Pa；Acf 和Acr 分別為前后制
動(dòng)輪缸活塞截面積，m2；ref 和rer 分別為前后制動(dòng)盤有效
摩擦半徑，m。
則制動(dòng)主缸的截面積通過(guò)下式估算得到：
ped ped
m ped
m
F i
A
P
η
?
= ? （20）
式中：Am 為制動(dòng)主缸的截面積，m2；ηped 為制動(dòng)踏板機(jī)
械效率Fped 為駕駛員操縱力，N；iped 為制動(dòng)踏板傳動(dòng)比。
2.2.2 隔離閥截面積的確定
隔離閥的額定壓力根據(jù)式（19）計(jì)算得到，而額定
流量則需要滿足系統(tǒng)制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間的要求，隔離閥額定
流量的計(jì)算公式如下：
cf
gf
m
cr
gr
m
2
2
V
Q
t
V
Q
t
? = ???? =
??
（21）
式中：tm 為系統(tǒng)制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間，s；Vcf 和Vcr 分別為前后
軸車輪制動(dòng)器的需液量，m3；Qgf 和Qgr 為前后軸隔離閥
額定流量，m3/s。
聯(lián)合式（4）得到前后軸隔離閥的截面積的計(jì)算公式為：
e gf
gf 2
d m
e gr
gr 2
d m
8
8
v RQ
A
C R
v RQ
A
C R
ρ χ
ρ χ
? ? ? ? ?
? =
? ??
? ? ? ? ?
? = ? ?
（22）
式中：Agf 為前軸隔離閥的截面積，m2；Agr 為后軸隔離閥
的截面積，m2。
2.3 基于緊急制動(dòng)需求的進(jìn)/出液閥設(shè)計(jì)
對(duì)電磁閥而言，額定流量、最高工作壓力和自然頻
率其重要的性能指標(biāo)。進(jìn)液閥和出液閥的最高工作壓力
取決于系統(tǒng)最高工作壓力，其自然頻率的選取要求滿足
防抱死制動(dòng)控制的需求。式（3）指出，高速電磁閥的額
定流量是由單次制動(dòng)的壓力差決定，即進(jìn)液閥的增壓速
率和出液閥的減壓速率。在緊急制動(dòng)情況下，通常要求
EHB 的增壓速度越快越好。但是在實(shí)際設(shè)計(jì)中還需要考
慮液壓系統(tǒng)的控制滯后現(xiàn)象，過(guò)快增壓速度會(huì)導(dǎo)致壓力
超調(diào)的問(wèn)題[17]，一般要求防抱死制動(dòng)時(shí)的增壓速率為
75 MPa/s。
首 先 根據(jù)理想的前后軸制動(dòng)器制動(dòng)力分配關(guān)
系，給出在緊急制動(dòng)下前后制動(dòng)輪缸的最高壓力計(jì)
第9 期 胡東海等：電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析 81
算公式：
( )
( )
( )
( )
g roll
f
C C m
g roll
r
C C m
2
2
G b h R
P
a b A C r
G a h R
P
a b A C r
? ?
η
? ?
η
?
?
? ? ? + ? ?
? =
+ ? ? ? ? ??
? ? ? ? ? ?
? = ? + ? ? ? ?
（23）
式中：Pf 和Pr 分別為前后軸單個(gè)車輪制動(dòng)輪缸壓力，Pa；
φ 為路面附著系數(shù)；a 和b 分別為質(zhì)心到前后軸的距離，
m；hg 為質(zhì)心高度，m。
聯(lián)合式（3）和式（23）得到進(jìn)液閥的截面積計(jì)算公
式為：
( )
( )
cf
if
2 f
d
cr
ir
2 r
d
4 500
2
4 500
2
V
A
P P
C
V
A
P P
C
ρ
ρ
? = ? ? ? ? ????
=
? ?
? ?
??
（24）
式中：Aif 為前軸進(jìn)液閥的截面積，m2；Air 為后軸進(jìn)液閥
的截面積，m2。
同樣在緊急制動(dòng)的減壓工況下要求EHB 出液閥具有
一定的卸壓能力，一般要車輛防抱死制動(dòng)時(shí)的減壓速率
為100 MPa/s，則前后軸車輪對(duì)應(yīng)出液閥的截面積為：
cf
of
f
d
cr
or
r
d
6 000
2
3
6 000
2
5
V
A
C P
V
A
C P
ρ
ρ
? = ??????
=
???
?
（25）
式中：Aof 為前軸出液閥的截面積，m2；Aor 為后軸出液閥
的截面積，m2。
3 EHB 匹配設(shè)計(jì)算例及數(shù)學(xué)模型試驗(yàn)驗(yàn)證
3.1 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)算例
根據(jù)上文提出的基于安全特性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)
設(shè)匹配方法，結(jié)合某車型進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算。該車型的具
體參數(shù)如下：空載時(shí)前軸載荷為840 kg，后軸載荷為
560 kg，質(zhì)心高度為0.56 m；滿載時(shí)前軸載荷為960 kg，
后軸載荷為815 kg，質(zhì)心高度為0.544 m；軸距為2.803 m，
車輪滾動(dòng)半徑為0.327 m；前輪制動(dòng)器活塞直徑為60 mm，
前制動(dòng)盤直徑為280 mm；后輪制動(dòng)器活塞直徑為42 mm，
后制動(dòng)盤直徑為225 mm?；诎踩匦缘腅HB 匹配設(shè)
計(jì)結(jié)果如表1 所示。
通過(guò)基于安全特性的匹配設(shè)計(jì)直接進(jìn)行電子液壓制
動(dòng)系統(tǒng)原理樣機(jī)的制造并不合理，因?yàn)橹圃霦HB 液壓調(diào)
節(jié)單元所需的高速電磁閥、高壓柱塞泵等部件價(jià)格昂貴
且難以獲取。根據(jù)上文提出的EHB 數(shù)學(xué)模型，在Simulink
中建立了EHB 仿真模型，并在“電磁與摩擦制動(dòng)集成系
統(tǒng)硬件在環(huán)仿真平臺(tái)”上驗(yàn)證模型的正確性和有效性[18]，
隨后利用EHB 數(shù)學(xué)模型分析匹配完成后電子液壓制動(dòng)系
統(tǒng)是否滿足汽車制動(dòng)安全性能需求。
表 1 基于安全特性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)結(jié)果
Table 1 Matching design results of EHB based on safety feature
系統(tǒng)最高工作壓力/MPa 16
系統(tǒng)最低工作壓力/MPa 12
充氣壓力/MPa 7.5
氣囊式蓄能器
Bladder accumulator
有效容積/L 0.3
液壓泵最高壓力/MPa 18
液壓泵額定流量/(L·min-1) 1.2 電機(jī)泵
Motor
電機(jī)驅(qū)動(dòng)功率/kW 0.38
進(jìn)液閥 前軸截面積/mm2 0.8
Inlet valve 后軸截面積/mm2 0.3
出液閥 前軸截面積/mm2 0.8
Outlet valve 后軸截面積/mm2 0.3
制動(dòng)主缸
Master cylinder 活塞直徑/mm 24
隔離閥 前軸截面積/mm2 0.6
Isolation valve 后軸截面積/mm2 0.2
電磁與摩擦制動(dòng)集成系統(tǒng)硬件在環(huán)仿真平臺(tái)可以完
成電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的性能及控制試驗(yàn)研究。其中軟件
部分如圖3a 所示，包括Labview 數(shù)據(jù)采集程序和控制程
序。硬件部分包括Bosch ESP 8.0、NXQ 氣囊式蓄能器，
盤式制動(dòng)器、制動(dòng)管路、制動(dòng)性能試驗(yàn)臺(tái)架以及傳感器
（壓力傳感器、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器、光柵轉(zhuǎn)速傳感器）、電
子控制單元（驅(qū)動(dòng)電路、NI 數(shù)據(jù)采集卡、計(jì)算機(jī)），如
圖3b 所示[19]。安裝在制動(dòng)鉗處的壓力傳感器能夠采集制
動(dòng)輪缸的壓力大小，安裝在蓄能器出口出的壓力傳感器
可以采集蓄能器工作壓力的數(shù)值。
a. 軟件部分
a. Software components
b. 硬件部分
b. Hardware components
圖3 電磁與摩擦制動(dòng)集成系統(tǒng)硬件在環(huán)仿真平臺(tái)
Fig.3 Hardware in loop simulation platform of electromagnetic
and frictional integrated brake system
選擇博世公司的ESP 液壓調(diào)節(jié)器的主要原因是目前
國(guó)外零部件廠商仍未推出成熟的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)
82 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào) 2015年
品，因此使用已有產(chǎn)品進(jìn)行電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型
的試驗(yàn)驗(yàn)證并不可行。而根據(jù)上文分析，博世公司ESP 液
壓調(diào)節(jié)器與EHB 液壓調(diào)節(jié)單元結(jié)構(gòu)類似，因此聯(lián)合使用
博世公司ESP 8.0 和NXQ 氣囊式蓄能器實(shí)現(xiàn)電子液壓制
動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的驗(yàn)證試驗(yàn)是可行的。
3.2 模型的試驗(yàn)驗(yàn)證
首先進(jìn)行了3 次標(biāo)準(zhǔn)的增減壓試驗(yàn)，通過(guò)壓力傳感
器采集了制動(dòng)輪缸和蓄能器的壓力變化曲線。從圖4 中
可以看出，仿真曲線與試驗(yàn)曲線基本吻合，可以使用該
仿真模型考察電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)性能。圖4a 中制
動(dòng)輪缸增減壓特性仿真曲線與試驗(yàn)曲線的存在差異主要
是由制動(dòng)輪缸回位彈簧剛度參數(shù)設(shè)置和間隙參數(shù)測(cè)量存
在誤差造成的，而圖4b 中蓄能器氣體壓力試驗(yàn)曲線與仿
真曲線在初值上存在一定差距，這是因?yàn)樵谑褂贸錃夤?
具向蓄能器氣囊進(jìn)行加氮?dú)鈺r(shí)蓄能器預(yù)充氣壓力無(wú)法精
確控制的原因。
圖4 蓄能器和制動(dòng)輪壓力試驗(yàn)與仿真曲線
Fig.4 Curves of experiment and simulation for pressure
accumulator gas pressure and wheel cylinder
4 電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)性能分析
4.1 正常情況下EHB 制動(dòng)性能分析
下面本文分2 種情況討論EHB 的制動(dòng)性能：正常情
況和硬件失效情況。圖5 為在普通制動(dòng)下，EHB 系統(tǒng)的
增減壓特性曲線。在不加控制的情況下，EHB 系統(tǒng)的增
壓響應(yīng)時(shí)間比傳統(tǒng)液壓制動(dòng)系統(tǒng)大幅度減小，在低強(qiáng)度
下增壓響應(yīng)時(shí)間為20 ms 左右，在高強(qiáng)度下為40 ms。而
從圖5 中也可以看出，減壓響應(yīng)時(shí)間是增壓響應(yīng)時(shí)間3～
5 倍左右。
圖 6 均為EHB 系統(tǒng)在緊急制動(dòng)下防抱死控制曲線，
本文使用最佳滑移率法實(shí)施防抱死控制[20]，在車速低于
10 km/h 時(shí)停止使用防抱死控制[21]。在圖中可以看出，本
文設(shè)計(jì)的EHB 系統(tǒng)能夠在高附著路面、低附著路面和對(duì)
接路面很好控制車輪的滑移率，證明設(shè)計(jì)高速電磁閥設(shè)
計(jì)能夠滿足緊急制動(dòng)控制的需求。
圖5 不同制動(dòng)強(qiáng)度時(shí)前軸制動(dòng)輪缸增減壓曲線
Fig.5 Curves of wheel cylinder pressure of front axle in different
braking intensity
圖6 不同類型路面防抱死制動(dòng)曲線
Fig.6 Curves of anti-lock brake in different road
4.2 硬件失效情況下EHB 制動(dòng)性能分析
電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)存在4 種主要硬件失效情況：電
機(jī)泵失效、蓄能器失效、電機(jī)泵和蓄能器均失效、高速
電磁閥失效。在圖7 中可以看出，在電機(jī)失效的情況下
使用蓄能器進(jìn)行5 次大強(qiáng)度制動(dòng)后，蓄能器的氣體壓力
從16 MPa 降低為12.4 MPa，蓄能器中氣體體積從175 mL
升高為210 mL。蓄能器的工作壓力沒有低于系統(tǒng)最低壓
力，這表明蓄能器的設(shè)計(jì)滿足要求。
第9 期 胡東海等：電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)的安全設(shè)計(jì)與匹配分析 83
圖7 電機(jī)泵失效下蓄能器工作特性曲線
Fig.7 Curves of operating characteristic of accumulator under
motor pump failure
圖8 為蓄能器失效下，EHB 系統(tǒng)使用電機(jī)獨(dú)立進(jìn)行
制動(dòng)的曲線。相比于圖5 在正常情況下的制動(dòng)增壓曲線，
蓄能器失效情況下增壓響應(yīng)時(shí)間大幅度增加，在制動(dòng)強(qiáng)
度為0.3 下制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間為0.15 s，而制動(dòng)強(qiáng)度為0.8 時(shí)
需要的制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間達(dá)到了0.23 s。這表明雖然電機(jī)額定
壓力高于系統(tǒng)最高工作壓力，但是其額定流量較低，導(dǎo)
致在使用電機(jī)單獨(dú)制動(dòng)時(shí)制動(dòng)響應(yīng)慢。
圖8 蓄能器失效下高強(qiáng)度和低強(qiáng)度增壓曲線
Fig.8 Curves of high and low braking intensity under
accumulator failure
而在蓄能器和電機(jī)都失效的情況下，隔離閥打開，
制動(dòng)液經(jīng)制動(dòng)主缸流入制動(dòng)輪缸中。如圖9 所示，在這
種情況下EHB 系統(tǒng)仍能提供一部分制動(dòng)強(qiáng)度，并且高于
設(shè)計(jì)需要的3 m/s2 制動(dòng)減速度。在供能裝置失效下EHB
系統(tǒng)的制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間為0.1 s。圖10 為左側(cè)車輪進(jìn)液閥失
效的情況下，通過(guò)右側(cè)車輪進(jìn)液閥和平衡閥進(jìn)行制動(dòng)的
仿真曲線。如圖10 所示，蓄能器的高壓制動(dòng)液從右制動(dòng)
輪缸對(duì)應(yīng)的進(jìn)液閥，經(jīng)平衡閥進(jìn)行左側(cè)制動(dòng)輪缸。左側(cè)
制動(dòng)輪缸制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間落后與右側(cè)制動(dòng)輪缸40 ms，但是
左右制動(dòng)輪缸均達(dá)到了目標(biāo)壓力。
圖9 供能裝置失效下EHB 制動(dòng)曲線
Fig.9 Braking curves under power device failure
圖10 高速電磁閥失效下增壓曲線
Fig.10 Braking curves under high-speed solenoid valve failure
5 結(jié) 論
本文在建立EHB 數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，提出基于安全
特性的EHB 設(shè)計(jì)與匹配方法；通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證所建立的數(shù)
學(xué)模型的有效性，并且利用該數(shù)學(xué)模型研究EHB 在普通
制動(dòng)和硬件失效下的制動(dòng)性能。研究得到如下結(jié)論：
1）基于安全特性考慮，應(yīng)保證在電機(jī)泵失效的情況下
蓄能器仍能使車輛完成數(shù)次大強(qiáng)度制動(dòng)；而電機(jī)泵的設(shè)計(jì)
應(yīng)兼顧期望的充液時(shí)間以及蓄能器失效下的保持車輛的制
動(dòng)性能；備用制動(dòng)回路作為EHB 系統(tǒng)的硬件冗余，要求其
在蓄能器和電機(jī)泵均失效的情況下提供一定的制動(dòng)能力。
2）基于安全特性的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)方法
能夠在正常情況和硬件失效的情況下仍能保證車輛的制
動(dòng)安全性。但是仍有一些問(wèn)題值得深入研究，例如如何
調(diào)整設(shè)計(jì)參數(shù)以控制蓄能器的有效容積使其不至于過(guò)
大，研究系統(tǒng)參數(shù)（系統(tǒng)最高工作壓力、最低工作壓力）
的選取對(duì)EHB 制動(dòng)性能的影響，以及提出優(yōu)化方法優(yōu)化
EHB 的設(shè)計(jì)參數(shù)以提高其使用性能等等。
[參 考 文 獻(xiàn)]
[1] Song W, Zheng Y, Milot D. Pressure control calibration time reduction
for EHB systems[R]. SAE Technical Paper, 2004-01-0257.
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7. (in Chinese with English abstract)
Safety design and matching analysis of electronic hydraulic brake system
Hu Donghai, He Ren※
(School of Automobile and Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)
Abstract: The design of the electronic hydraulic brake system in general is lack of theoretical guidance. In this experiment,
the structure and working principle of the electronic hydraulic brake system were analyzed in detail. Then the matching design
method for the electronic hydraulic brake system based on safety feature was proposed on the basis of establishment of the
mathematical model, including the design of power supply based on the hardware failure protection, the design of emergency
brake circuit based on power supply failure protection, the design of the inlet and outlet valves based on the emergency braking
requirements. The effectiveness of mathematical model was validated through the experiments, and the braking performance
of electronic hydraulic brake system in both the common brake and hardware failure was analyzed. The hardware in loop test
results showed that the booster response time of electronic hydraulic brake system was reduced when compared with the
conventional hydraulic brake system under the normal braking. The electronic hydraulic brake system could control the wheel
slip ratio in high adhesion road, low adhesion road and docking the road very well under emergency braking. Also, after using
the accumulator brake vigorously for five times, the accumulator pressure was not less than the minimum system pressure in
the case of electrical failure indicating that the design of accumulator met the requirements. In addition, the booster response
time increased in the case of accumulator failure showing that although the motor pressure rated was higher than the system
maximum working pressure but it had low flow rate. Furthermore, in the accumulator and the motor failure cases, the
electronic hydraulic brake system still could provide part of the braking intensity which was higher than design required 3 m/s2
braking deceleration. Conclusions from the research included the accumulator should guarantee to complete several intensive
braking under the condition of motor pump failure considering the demand of security features. The design objects of motor
pump should give attention to its expected charging time and maintain automobile braking performance in case of accumulator
failure. The emergency braking circuit should provide a certain amount of braking ability under the condition of accumulator
and motor pump failure as a hardware redundancy of the electronic hydraulic brake system. Simulation analysis showed that
the matching design method of the electronic hydraulic brake system based on safety feature can guarantee the automobile
braking safety both in normal condition and hardware failure. At present there are still some problems worth further study. For
example, how to adjust design parameters to control the effective volume of the accumulator not too big, the influence of
system parameters such as the system maximum working pressure and the minimum working pressure on the braking
performance of the electronic hydraulic brake system, putting forward the method to optimize the design parameters of the
electronic hydraulic brake system to improve its braking performance and so on.
Key words: electrons; hydraulic brakes; hardware; failure; security features; matching design

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