antriebstechnik 11/2017

weniger aggressiv als

weniger aggressiv als die im Kraftfahrzeug-Bereich standardmäßig verwendeten Bremsflüssigkeiten auf Glykolbasis. Fahrzeug-Radbremse Die Fahrzeug-Radbremse besteht aus Originalteilen aus dem Kraftfahrzeug-Bereich. Eine innenbelüftete Bremsscheibe als mechanische Reibungsbremse ist in den HIL-Prüfstand integriert (Bild 03). Sie bildet somit die Schnittstelle beider Systeme. Passend zu dieser Bremsscheibe wird eine Vier-Kolben-Festsattelbremse verwendet. Organische Bremsbeläge, welche für den Einsatz in geschlossenen Hallen geeignet sind, kommen für den Prüfstandsbetrieb zum Einsatz. Ihr Kaltreibwert beträgt µ Br = 0,48. Stahlflex-Leitungen und Fittings aus dem Kraftfahrzeug-Bereich schaffen eine Verbindung zwischen Hydraulikzylinder und Bremssattel. Zur Messung des Bremsdruckes der Fahrzeug-Radbremse ist unmittelbar vor dem Bremssattel ein Drucksensor in die Hydraulikstrecke integriert. Durch die im HIL-Prüfstand eingesetzten Drehmomentmessaufnehmer kann der Zusammenhang zwischen dem Bremsdruck in der Fahrzeug-Radbremse und dem wirkenden Bremsmoment ermittelt werden. Steuerungs- und Regelungskonzept Simulationsmodell Zur Entwicklung des Steuerungs- und Regelungskonzepts des Bremsaktuators wird ein Simulationsmodell eingesetzt. Dieses ist mithilfe der Simulationsumgebung Simulink unter Verwendung der Simscape-Toolbox erstellt. Anhand von Messungen an verschiedenen Testaufbauten erfolgte eine Validierung der Modellparameter. Die Simscape-Toolbox stellt unter anderem verschiedene mechanische und hydraulische Elemente zur Verfügung [18]. Somit kann das Modell des mechanischen Aufbaus sowie der Hydraulikstrecke durch Zusammenschalten der entsprechenden Elemente übersichtlich modelliert werden (Bild 04). Das Simulationsmodell lässt sich in vier Bereiche unterteilen. Die Bereiche eins bis drei bilden den realen Aufbau des Bremsaktuators mit den Baugruppen Linearmotor mit Hydraulikzylinder (1), Hydraulikstrecke (2) und Bremssattel (3) nach. Der Linearmotor ist als ideale Kraftquelle implementiert. Die Dynamik des realen Kraftaufbaus im Zusammenhang mit der feldorientierten Regelung wird mithilfe von PT1- und Totzeit-Gliedern nachgebildet. Des Weiteren berücksichtigt das Simulationsmodell die zu bewegenden trägen Massen des Linearmotorläufers, der Ausgleichskupplung sowie der Kolbenstange des Hydraulikzylinders und die Reibwiderstandskraft. Der Hydraulikzylinder dient als Schnittstelle zur Hydraulikstrecke und ist mithilfe eines vorhandenen Simscape- Elementes modelliert. Dieses berücksichtigt neben dem Kolbenstangendurchmesser u. a. das Totvolumen des Hydraulikzylinders. Die Hydraulikstrecke ist analog zum realen Bremsleitungssystem in drei Bereiche unterteilt: Die direkt an den Hydraulikzylinder angeschlossene Hauptleitung, eine kurze Stichleitung zum Drucksensor am Bremssattel sowie eine Zulaufleitung in den Bremssattel. In allen drei Bereichen sind neben dem hydraulischen Volumen auch die Fluidmasse sowie Leitungsreibungen implementiert. Mittels Drossel-Elementen erfolgt eine Berücksichtigung der für die Hydraulikstrecke benötigten Fittings. Die Nachgiebigkeit der Hydraulikstrecke, insbesondere der Leitungen, ist durch eine Anpassung des Kompressionsmoduls der Bremsflüssigkeit realisiert. Die Bremskolben bilden die Schnittstelle zwischen der Hydraulikstrecke und der Mechanik der Fahrzeug-Radbremse. Analog zur Implementierung des Linearmotors sind für die Nachbildung des Bremssattels die zu bewegenden trägen Massen der Bremskolben und -beläge sowie die Steifigkeit und die Dämpfung der Bremsbeläge und Bremssatteldichtungen berücksichtigt. Nach [7] ist es zudem erforderlich, die Nachgiebigkeit des Systems infolge der Aufweitung des Bremssattels zu erfassen. Der vierte Bereich des Simulationsmodells enthält die Steuerungs- und Regelungsalgorithmen (Bild 05). Diese sind anhand von Testaufbauten validiert und durch verschiedene Messungen optimiert. Simulink ermöglicht es, die entworfenen Algorithmen in Form von C/C++-Code zu exportieren und diesen in die Software des Echtzeitsteuerrechners einzubinden. Steuerungs- und Regelungsalgorithmen Entsprechend des Grundkonzeptes des Bremsaktuators erfolgt eine Druckänderung in der Hydraulikstrecke durch eine Positionsänderung des Linearmotorläufers infolge einer Kraftänderung des Linearmotors. Über die wirksame Fläche der Kolbenstange A KS lässt sich die für einen hydraulischen Druck p Br notwendige Kraft F Hyd des Linearmotors bestimmen: Über die Nachgiebigkeit der Hydraulikstrecke kann ein Zusammenhang zwischen dieser Kraft und der Position des Linearmotorläufers x LM hergeleitet werden. Entsprechend einer mechanischen Feder kann dies als hydraulische Ersatzsteifigkeit c Hyd angenommen werden. Die Kraft F Hyd ergibt sich dementsprechend zu: Für einen Soll-Druck in der Fahrzeug-Radbremse p Br,soll lässt sich somit die absolute Soll-Position des Linearmotorläufers x LM,soll über bestimmen. Hierbei entspricht die Absolut-Position x LM,soll = 0,0 m dem Kontaktpunkt der Bremsbeläge mit der Bremsscheibe (Kissing-Point). Auf den dargestellten Gleichungen (2–4) basiert das inverse Hydraulikmodell in Bild 05. Der Soll-Druck p Br,soll bildet die Eingangsgröße für das Steuerungs- und Regelungskonzept. Dieser entspricht dem Fahrerbremswunsch bzw. der Sollvorgabe der ESP-/ABS-Algorithmen. Mittels der Gleichung (4) wird für den Soll-Druck die benötigte absolute Soll-Position des Linearmotorläufers bestimmt. Aufgrund verschiedener Effekte in der Hydraulikstrecke ist eine Adaption des zugrundeliegenden Modells notwendig. Hierfür ist z. B. die Relaxation des verwendeten Fluides zu nennen [9]. Der im Fluid enthaltene Luftanteil führt unter Druck zu einer Änderung der hydraulischen Steifigkeit c Hyd des Fluides. Dies erfordert eine Anpassung des in Gleichung (4) dargestellten Verhältnisses zwischen dem Soll-Druck und der Soll-Position. Eine entsprechende Adaption basiert auf dem Ist-Druck des Hydraulikzylinders bzw. der Fahrzeug-Radbremse sowie der aktuellen Ist- Position des Linearmotorläufers. Entsprechend den Ausführungen in [14] ist es notwendig, dass der Linearmotor mit der ihm zur Verfügung stehenden Kraft der gewünschten Soll-Bewegung folgen kann. Dies erfordert bei Vorgabe eines sprungförmigen Soll-Wertes für die Position des Linearmotorläufers eine Beschränkung der maximalen Soll-Beschleunigung sowie eine Limitierung der Soll-Geschwindigkeit. Mithilfe eines geeigneten Sollwert-Filters wird daher eine Trajektorie für die Bewegung des Linearmotorläufers bzw. für die gefilterte Soll-Position x LM,soll,Flt generiert. Das Zeitverhalten des verwendeten Sollwert- Filters entspricht dabei einem PT2-Glied [11, 17]. Somit sind zu- 140 antriebstechnik 11/2017

AKTUATORIK sätzlich die Soll-Geschwindigkeit v LM,soll,Flt und die Soll-Beschleunigung a LM,soll,Flt bekannt. Mithilfe dieser Größen wird modellbasiert die benötigte Kraft für die Vorsteuerung des Linearmotors ermittelt. Analog den Ausführungen in [14] wird neben den zu bewegenden trägen Massen des Systems m Br auch die Systemreibung berücksichtigt. Die trägen Massen des Systems m Br umfassen neben der Masse des Linear motorläufers auch die Masse der Ausgleichskupplung sowie der Kolbenstange des Hydraulikzylinders. Weiterhin muss die entsprechend Gleichung (3) bestimmte Kraft F Hyd zum Halten des hydraulischen Druckes p Br beachtet werden. Hierfür wird die gefilterte absolute Soll-Position des Linearmotorläufers x LM,soll,Flt verwendet: Nach dem zweiten Newton’schen Axiom ergibt sich für die Berücksichtigung der trägen Massen m Br : Für die Systemreibung wird ein geschwindigkeitsproportionaler Zusammenhang gemäß Formelzeichen A Br m 2 wirksame Fläche der Bremskolben A KS m 2 wirksame Fläche der Kolbenstange des Hydraulikzylinders a LM m/s 2 translatorische Beschleunigung des Linearmotorläufers c Hyd N/m Ersatzsteifigkeit der Hydraulikstrecke d Reib m geschwindigkeitsproportionale Dämpfungskonstante F Hyd N hydraulische Kraft F LM N Kraft des Linearmotors m Br kg bewegliche träge Massen M Br Nm Bremsmoment p Br bar hydraulischer Druck des Bremsaktuators p BrSa bar hydraulischer Druck im Bremssattel p HZ bar hydraulischer Druck im Hydraulikzylinder r Br m mittlerer Reibradius T s Zeitkonstante v LM m/s translatorische Geschwindigkeit des Linearmotorläufers x LM m absolute Position des Linearmotorläufers μ Br – Kraftschlussbeiwert der Bremsbeläge Indizes angenommen. Die Validierung des Reibungsfaktors d Reib erfolgt anhand von Messungen. Des Weiteren werden Parameterabweichungen des zugrundeliegenden Modells mittels eines I-Anteils F LM,I kompensiert. Die Kraftvorsteuerung F LM,soll ergibt sich als Summe der genannten Kräfte zu: Für die modellbasierte Druckregelung werden neben der Kraftvorsteuerung F LM,soll umrichterinterne P-Regler für die Soll-Geschwindigkeit v LM,soll,Flt sowie die absolute Soll-Position x LM,soll,Flt des Linearmotorläufers verwendet. Zur Prüfstandssicherheit erfolgt im Rahmen der Steuerungsalgorithmen eine Überwachung auf Grenzwerte. Realisierung des Steuerungs- und Regelungskonzeptes Die Umsetzung des Steuerungs- und Regelungskonzepts des Bremsaktuators erfolgt mithilfe des Umrichters für den Linearmotor, eines Echtzeitsteuerrechners sowie entsprechender Messtechnik (Bild 06). Die auf dem Echtzeitsteuerrechner verwendete Steuerungssoftware ermöglicht die Einbindung von C/C++-, Simulink- sowie IEC61131-Projekten [2]. Mithilfe des Simulationsmodells entworfene Algorithmen werden in Form von C/C++- Code exportiert und in die Steuerungssoftware des Echtzeitsteuerrechners eingebunden. Aufgrund der zu erwartenden hohen Druckaufbaudynamik ist eine hohe Abtastrate für die zeitdiskrete Regelung erforderlich. Die Taskzeit der Prüfstandssteuerung auf dem Echtzeitsteuerrechner beträgt dementsprechend 250 µs. Die Kommunikation zwischen dem Echtzeitsteuerrechner und dem Umrichter des Linearmotors erfolgt via EtherCAT [1]. Der Umrichter arbeitet dabei ebenfalls mit einer Taskzeit von 250 µs. Die Übergabe der neuen Soll-Werte an den Umrichter bzw. das Auslesen der aktuellen Ist- Werte erfolgt somit alle 250 µs. Für eine geringe Verzugszeit sind die umrichterinternen Tasks mittels EtherCAT auf die Tasks des Flt ges ist max N soll ˆ gefiltert, Filter gesamt Ist-Wert Maximal, Maximum Nenngröße, Bemessungsgröße Soll-Wert Amplitude Echtzeitsteuerrechners synchronisiert. Die Umrichter-Pulsfrequenz beträgt 8 kHz [6]. Die beschriebenen Algorithmen ermitteln für einen Soll-Druck p Br,soll die benötigte Soll-Kraft des Linearmotors F LM,soll , die Soll- Geschwindigkeit v LM,soll,Flt sowie die absolute Soll-Position des Linearmotorläufers x LM,soll,Flt . Diese drei Größen werden als Sollwerte an den Umrichter übermittelt. Die Umrichter-Anregelzeit beträgt ca. 1 ms. Diese umfasst neben der Totzeit für die Datenübertragung vom Echtzeitsteuerrechner an den Umrichter auch die Dynamik der feldorientierten Stromregelung. Bis eine sprunghafte Änderung der Soll-Kraft F LM,soll vollständig durch den Linearmotor erzeugt wird, vergeht dementsprechend ca. 1 ms. Neben einer direkten Kraftvorsteuerung kommen P-Regler für die Soll-Geschwindigkeit v LM,soll sowie die absolute Soll-Position x LM,soll des Linearmotorläufers zum Einsatz. Zur Minderung der Totzeiten werden hierfür umrichterinterne Algorithmen verwendet [6]. Durch das direkte Einlesen des Linearmotor-Positionsgebers im Umrichter stehen das Ist-Positionssignal x LM,ist sowie die daraus abgeleitete Ist-Geschwindigkeit v LM,ist des Linearmotorläufers in jedem Regelungstakt ohne zusätzliche Totzeit durch eine Datenübertragung für die umrichterinterne Regelung zur Verfügung. Der Umrichter verfügt zudem über zwei schnelle Analogein gänge, welche ein Einlesen der neuen Ist-Werte in jedem Um richtertask ermöglichen [6]. Diese Analogeingänge werden zur antriebstechnik 11/2017 141