CN106184168A

CN106184168A - 一种汽车制动系统及制动压力控制方法

Info

Publication number: CN106184168A
Application number: CN201610617105.0A
Authority: CN
Inventors: 陈杰; 李亮; 冉旭
Original assignee: BEIJING YINGCHUANGHUIZHI TECHNOLOGY Co Ltd
Current assignee: Tianjin Trinova Automotive Technology Co ltd
Priority date: 2016-07-29
Filing date: 2016-07-29
Publication date: 2016-12-07
Anticipated expiration: 2036-07-29
Also published as: CN106184168B

Abstract

本发明涉及一种汽车制动系统的压力控制方法，其包括：计算轮缸制动液体积变化量和设置在各段管路中的增压阀的目标流量、减压阀的目标流量以及轮缸主动增压液量；并根据其计算设置在管路中的限压阀的目标流量；根据轮缸的目标压力、主缸压力、当前制动管路中的最大压力计算增压阀的控制参数；根据限压阀的目标流量、轮缸目标压力、主缸压力计算限压阀控制参数；根据减压阀目标流量和主动增压液量以及减压阀两侧压差信息计算吸入阀和减压阀的控制参数；根据轮缸主动增压液量、泵出口压力、管路液量变化量信息计算电机控制参数；控制参数对汽车制动系统的压力进行控制。本发明在不增加硬件成本的前提下，较准确地实现四个轮缸的目标制动压力。

Description

一种汽车制动系统及制动压力控制方法

技术领域

本发明涉及机动车辆的制动控制领域，并且更具体地涉及制动防抱死(ABS)/电子稳定性控制(ESC)系统的轮缸制动压力控制技术。

背景技术

液压制动系统是目前中小型机动车量普遍采用的制动形式。基于液压制动系统的ABS和ESC系统也已经得到了广泛的应用。基于目前的ESC制动系统结构可以进行多种和制动系统电子控制相关的功能升级，如主动紧急制动(AEB)、自适应巡航控制(ACC)、坡道起步辅助(HHC)、液压辅助制动(HBA)、陡坡缓降控制(HDC)、防侧翻干预(RMI)等附加功能。

在上述的各种通过控制车轮制动力实现功能的电控系统中都需要一个通用的基础模块，即能够实现上层控制程序给出的目标轮缸压力的底层压力控制模块。如果压力控制模块能够较为准确地实现目标压力，那么上层控制程序就只需要通过内置的动力学模型计算出需要的各轮制动压力，而不需要考虑制动力执行机构对于上层功能实现的影响。这将大大降低上层控制软件开发的难度并提高软件的控制性能。目前常用的制动压力控制方法有两种：

一种是根据整车运动学参数如横摆角速度、车身侧偏角、车轮滑移率等确定每个车轮的增减压需求，然后控制液压单元进行增减压操作。这种控制方法没有明确的目标压力值，反馈闭环较长，导致控制超调较严重。另外，上层软件和底层压力控制软件耦合程度较高，不适用于多个上层软件共同控制制动压力的情况。

另一种压力控制方法是按照固定的增减压模式标定轮缸压力变化量与增减压持续时间之间的关系。当目标压力与实际压力存在偏差时根据标定曲线确定增减压模式以及持续时间。这种控制方法虽然实现了上层软件和底层压力控制软件的解耦但忽略了液压控制单元内部的复杂结构，存在准确性不高，压力实现精度受工况影响大的缺点。另外电磁阀以及电机的控制参数较多，标定工作量很大，对控制器的存储空间需求也较大。

发明内容

本发明的目的是针对目前存在的问题，提供一种汽车制动系统及制动压力控制方法，其能够基于目前普遍应用的ESC制动系统构型，在不增加硬件成本的前提下，可以较为准确地实现四个轮缸的目标制动压力，解决了现有技术存在的反馈闭环过长，超调较为严重，准确性不够高，受工况影响明显等问题。

本发明的目的通过如下技术方案实现：

本发明提供一种汽车制动系统的压力控制方法，其包括：

步骤S101，根据轮缸目标压力和各段管路的估算压力计算轮缸制动液体积变化量和设置在各段管路中的增压阀的目标流量、减压阀的目标流量以及轮缸主动增压液量；

步骤S102，根据得到的轮缸主动增压液量、回流泵泵液量、限压阀排液量计算设置在管路中的限压阀的目标流量；

步骤S103，根据轮缸的目标压力、主缸压力、当前制动管路中的最大压力计算增压阀的控制参数；

步骤S104，根据得到的限压阀的目标流量、轮缸目标压力、主缸压力计算限压阀控制参数；

步骤S105，根据得到的减压阀目标流量和主动增压液量以及减压阀两侧压差信息计算吸入阀和减压阀的控制参数；

步骤S106，根据得到的轮缸主动增压液量、泵出口压力、管路液量变化量信息计算电机控制参数，包括电机的目标转速、目标电压和通电时间；

步骤S107，利用所述增压阀的控制参数、限压阀控制参数、吸入阀和减压阀的控制参数和电机控制参数，对汽车制动系统的压力进行控制。

更优选地，所述步骤S101中计算轮缸制动液体积变化量的过程包括：

根据轮缸的目标压力p_31Tar和当前估算压力p_31Est插值得到轮缸的目标制动液体积V_31Tar和轮缸的当前制动液体积V_31Est；将二者取差计算得到轮缸制动液体积变化量ΔV_31Tar。

更优选地，所述步骤S101中计算增压阀的目标流量的过程包括：

判断轮缸的目标制动液体积变化量ΔV_31Tar是否大于0，如果ΔV_31Tar大于0，则确定轮缸制动液需要增加，计算并得到增压阀目标流量q_EV：q_EV＝ΔV_31Tar；否则增压阀目标流量为0。

更优选地，所述步骤S101中计算轮缸主动增压液量的过程包括：

判断增压阀目标流量q_EV是否大于0，当q_EV≤0时，则不需要电机主动增压；当q_EV>0时，计算达到目前主缸压力时轮缸的制动液体积并将其与轮缸的目标制动液体积V_31Tar进行比较，如果说明需要主动增压，需主动增压的制动液体积q_Act通过如下公式计算得到：

q_{A c t} = V_{31 T a r} - V_{31 p_{m c}}

其中q_Act为轮缸需主动增压的制动液体积，V_31Tar为轮缸的目标制动液体积，为达到目前主缸压力时轮缸的制动液体积；

轮缸主动增压液量等于主动增压的制动液体积q_Act。

更优选地，所述步骤S101中计算减压阀的目标流量的过程包括：

当轮缸达到轮缸的目标压力和主缸压力中较大者的压力时，轮缸体积为：

如果则减压阀的目标流量q_AV为：

q_{A V} = {ΔV}_{31 D e c} = V_{31 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})} - V_{31 T a r};

其中，q_AV为减压阀的目标流量；ΔV_31Dec为轮缸主动减压体积；为轮缸体积，V_31Tar为轮缸的目标制动液体积；

当轮缸未达到轮缸的目标压力和主缸压力中较大者的压力时，减压阀的目标流量q_AV＝0。

更优选地，所述步骤102包括：

判断当轮缸达到主缸压力和目标压力中较大者的压力时是否需要从限压阀排出制动液，如果轮缸压力大于主缸压力，则利用如下公式计算从限压阀排出液体的体积：

q_{U S V D e c} = V_{31 E s t} - V_{22 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})};

其中q_USVDec为从限压阀排出液体的体积；V_31Est为估算的轮缸体积；为限压阀所在管路达到轮缸压力和主缸压力中较大者的压力时的体积；

由压力估算程序得到回流泵本控制周期泵入限压阀所在管路的制动液体积；根据限压阀所在管路中两个轮缸需主动增压的制动液体积之和、回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积、从限压阀排出液体的体积q_USVDec本控制周期，得到限压阀的目标流量为：

q_USV＝ΔV₂₂+q_ActCir-q_rfp-q_USVDec

其中q_USV为限压阀的目标流量；ΔV₂₂为当前限压阀所在的管路的体积变化量；q_ActCir为限压阀所在管路中两个轮缸需主动增压的制动液体积q_Act之和；q_rfp为回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积；q_USVDec为从限压阀排出液体的体积。

更优选地，所述步骤S103包括：

根据轮缸目标压力、主缸压力、当前制动管路中的最大压力之间的大小关系判断增压阀是否需要PWM控制，如果需要，根据步骤S101中计算的轮缸体积目标变化量ΔV_31Tar以及增压阀两端压差计算增压阀的目标占空比，该增压阀的目标占空比即为增压阀的控制参数。

更优选地，所述步骤S104包括：

判断限压阀的目标流量q_USV是否满足：q_USV>0，如是，则表明本控制周期轮缸需要主动增压，限压阀没有从管路到主缸的流量，此时限压阀的目标压差dp_USV为：

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc

其中dp_USV为限压阀的目标压差；p_maxTar为该限压阀所在管路中较大的轮缸目标压力；p_mc为主缸压力；dp_EVcst为增压阀的节流压差；

判断限压阀的目标流量q_USV是否满足：0>q_USV>-q_rfp，其中的q_rfp为回流泵本控制周期泵入限压阀所在管路的制动液体积；若满足则说明回流泵泵入管路的液体一部分进入轮缸另一部分经过限压阀进入主缸，则限压阀的目标压差为：

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

其中dp_EVcst为增压阀的节流压差；p_maxTar为该限压阀所在管路中较大的轮缸目标压力；p_mc为主缸压力；dp_USVcst为限压阀的节流压差。

判断限压阀的目标流量q_USV是否满足：q_USV<-q_rfp，若满足，则说明轮缸中的制动液经过限压阀流入主缸；此时限压阀的目标压差为：

dp_USV＝p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

其中p_maxTar为该限压阀所在管路中较大的轮缸目标压力；p_mc为主缸压力；dp_USVcst为限压阀的节流压差；

根据限压阀的目标压差以及得到的限压阀的目标流量，利用限压阀模型计算限压阀控制参数。

更优选地，所述步骤S105包括：

对于减压阀：

首先利用伯努利方程计算减压阀一个周期内能够流出的制动液体积的最大值：

q_{A V m a x} = S_{24} S_{23} \sqrt{\frac{2 {dp}_{A V}}{ρ ({S_{24}}^{2} - {S_{23}}^{2})}} T_{c y c l e}

其中q_AVmax为减压阀在一个制动周期内能够流出的制动液体积的最大值；dp_AV为轮缸压力与蓄能器压力的差值；S_i为i号管路的截面积；ρ为制动液的密度；T_cycle为控制周期；

减压阀期望开启时间为：

t_{A V T a r} = \frac{q_{A V}}{q_{A V m a x}} T_{C y c l e}

其中的参数t_AVTar为减压阀期望的开启时间；q_AV为减压阀的目标流量；q_AVmax为减压阀在一个制动周期内能够流出的制动液体积的最大值；T_Cycle为控制周期；

减压阀开启存在的延迟满足：

t_DelayAV＝c₁dp_AV+c₂

其中t_DelayAV为减压阀开启存在的延迟；dp_AV为轮缸压力与蓄能器压力的差值；c₁，c₂为试验测得的经验常数。

故减压阀的目标开度为减压阀的目标开启时间为Rt_AVT_Cycle，其中Rt_AV为减压阀目标开度。

对于吸入阀，当轮缸主动增压目标流量q_Act>0且蓄能器液体体积小于一定的限值时说明需要从主缸泵入制动液，吸入阀通电开启，其它情况下吸入阀断电关闭。

更优选地，所述步骤S106包括：

根据步骤S101得到的轮缸主动增压液量、估算程序给出的回流泵出口压力、管路的体积变化量，计算并得到电机的目标转速、目标电压以及通电时间；

电机目标转速为：

n_{T a r} = \frac{60000 (q_{A c t} + {ΔV}_{22})}{k_{n} C_{q r f p} T_{c y c l e}}

其中，n_Tar为电机目标转速，单位为转/分钟；q_Act为轮缸主动增压液量；ΔV₂₂为管路的体积变化量；C_qrfp为每个ECU运行的时间周期回流泵泵入管路的制动液体积；k_n为速率系数，表示目标流量在k_n个周期内全部泵入管路；T_Cycle为控制周期；

电机的目标电压为：

U_motTar＝(n_Tar+k_pp_rfp+n₀)/k_u

其中U_motTar为电机的目标电压；n_Tar为电机目标转速，单位为转/分钟；；p_rfp为估算程序给出的回流泵出口压力；其中的和均为与电机和柱塞泵结构参数相关的常数；

在一个电机控制周期内0-t ms给电磁线圈通电，t-T_MotCyclems给电磁线圈断电；其中t为目标开启时间。

由上述本发明的技术方案可以看出，本发明具有如下技术效果：

(1)硬件成本极低，只需要在控制器中增加电压采集电路即可。其余工作都通过编码以软件方式完成。

(2)可适用于多种构型的液压制动系统，对于不同构型的制动系统只需标定相应的硬件参数并简单修改控制算法即可，可扩展性强。

(3)算法的不确定性低，准确性高。

(4)实现了独立于上层控制软件的独立的压力控制模块，可与多种智能底盘控制系统结合使用，作为基于制动系统的汽车底盘电控的公用模块，降低了上层控制软件的开发难度。

本发明可广泛应用于基于液压制动系统的汽车底盘电子控制系统。

附图说明

图1为适用于本发明的ESC系统的制动管路工作原理示意图；

图2为本发明中的压力控制方法的控制流程图；

图3为步骤S101的计算方法；

图4为步骤S102的计算方法；

图5为步骤S103中增压阀工作模式判断的方法；

图6为步骤S103中增压阀控制参数的计算方法；

图7为步骤S104的计算方法。

附图中：

制动主缸10，电机11，回流柱塞泵12，1#单向阀131，2#单向阀132，3#单向阀133，4#单向阀134，5#单向阀135，6#单向阀136，常开限压阀14，常闭吸入阀15，常开增压阀16，常闭减压阀17，蓄能器18，阻尼器19，0#管路20，1#管路21，2#管路22，3#管路23，4#管路24，制动轮缸31。

具体实施方式

为了使本领域的技术人员更好地理解本申请的技术方案，以下将结合附图对本发明做进一步详细说明。

在本发明的描述中，“多个”的含义是指两个或者两个以上，除非另有明确具体的限定。

本发明中，属于“安装”、“相连”、“相接”、“连接”、“固定”等应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，也可以是一体地连接，也可以是机械连接，也可以是电连接或可以相互通信，也可以是直接连接，也可以是通过中间媒介间接连接，可以是两个元器件内部的联通，也可以是两个元器件的相互作用关系。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

实施例：

本发明的控制方法应用于液压制动的汽车制动系统，该汽车制动系统的结构如图1所示，以下实施方案以这种硬件结构为例进行介绍。

该汽车制动系统包括：制动主缸10，电机11，回流柱塞泵12，1#单向阀131，2#单向阀132，3#单向阀133，4#单向阀134，5#单向阀135，6#单向阀136，常开限压阀14，常闭吸入阀15，常开增压阀16，常闭减压阀17，蓄能器18，阻尼器19，0#管路20，1#管路21，2#管路22，3#管路23，4#管路24，制动轮缸31。

图中虚线框内部的部件集成在铝质液压控制单元本体中，称为液压控制单元(HCU)。电磁阀通过电子线圈驱动，电磁线圈和电机的端子都直接焊接在电子控制单元(ECU)上。HCU主缸通过硬管组成的0#管路20连接，HCU与轮缸通过由硬管和软管连接组成的管路24连接。

该汽车制动系统的工作原理如下：

(1)正常制动时，制动踏板被踩下，制动主缸10建立压力。制动液经过0#管路20，常开限压阀14和1#单向阀131，2#管路22，常开增压阀16，4#管路24最终进入制动轮缸31，在车轮上产生制动力矩。

(2)当控制系统认为制动轮缸31的压力过高需要降低制动轮缸31的压力时，常闭减压阀17通电打开，常开增压阀16通电关闭，制动轮缸31中的制动液经过3#管路23流入蓄能器18。同时电机11通电带动回流柱塞泵12工作，将蓄能器18中的制动液经过0#管路20泵入到制动主缸10中。

(3)当控制系统判断需要在制动轮缸31建立压力但制动踏板没有踩下时，常闭吸入阀15通电打开，常开限压阀14通电关闭或部分关闭，电机11通电并带动回流柱塞泵12工作，制动主缸10中的制动液经过0#管路20、常闭吸入阀15、1#管路21、回流柱塞泵12、2#管路22、常开增压阀16进入制动轮缸31实现制动动作。

(4)当控制系统判断需要降低主动建立的制动轮缸31的压力时，常闭吸入阀15断电关闭，常开限压阀14断电打开或部分打开，制动轮缸31中的制动液经过4#管路24、常开增压阀16和6#单向阀136、2#管路22、常开限压阀14、0#管路20流回到制动主缸10。

基于以上的一种汽车制动系统，本发明提供一种汽车制动系统的压力控制方法，首先在每个计算周期内从压力估算程序中得到各段管路的估算体积和估算压力，从上层控制程序中得到各个轮缸的目标压力。根据目标压力与估算压力的偏差计算得到各个轮缸目标制动液体积与当前制动液体积的偏差。然后利用各个管路的液压模型计算得到各阀口(包括增压阀、减压阀、限压阀、吸入阀等的阀口)的目标流量。最后利用电磁阀模型和回流泵模型计算各电磁阀和电机的控制参数，并基于这些控制参数控制汽车制动系统的压力。

下文结合附图以一次主动增压控制中的左前轮控制为例介绍本发明提供的一种汽车制动系统的压力控制方法的实施流程，本例中当前四个车轮和主缸均无制动压力，左前轮目标压力设置为100bar，其他轮目标压力为0，制动系统为X型布置。本发明提供的一种汽车制动系统的压力控制方法的实施流程包括如下步骤：

步骤S101，根据轮缸目标压力和各段管路的估算压力计算轮缸制动液体积变化量和设置在各段管路中的增减压阀的目标流量以及轮缸主动增压液量。

在每个周期内，根据上层控制器给出的目标轮缸压力和基于估算程序得到的轮缸的估算压力和各段管路的估算压力，计算轮缸制动液体积变化量和设置在各段管路中的增减压阀的目标流量。具体的操作步骤如图3所示。

首先利用轮缸的pv特性曲线根据轮缸的目标压力p_31Tar和当前估算压力p_31Est插值得到轮缸的目标制动液体积(记为V_31Tar)和轮缸的当前制动液体积(记为V_31Est)。二者之差即为轮缸制动液体积变化量，记为ΔV_31Tar。

判断轮缸的目标制动液体积变化量(记为ΔV_31Tar)是否大于0，如果ΔV_31Tar大于0说明轮缸制动液需要增加，此时增压阀目标流量(记为q_EV)为：q_EV＝ΔV_31Tar；否则增压阀目标流量为0。

判断增压阀目标流量(记为q_EV)是否大于0，当q_EV≤0时，不需要电机主动增压；当q_EV>0时，需要判断是否需要电机进行主动增压。具体判断是否需要电机进行主动增压的方法如下：首先计算达到目前主缸压力时轮缸的制动液体积将其与轮缸的目标制动液体积V_31Tar进行比较，如果说明需要主动增压，需主动增压的制动液体积q_Act通过如下公式计算得到：

q_{A c t} = V_{31 T a r} - V_{31 p_{m c}}

其中q_Act为需主动增压的制动液体积，V_31Tar为轮缸的目标制动液体积V_31Tar，为达到目前主缸压力时轮缸的制动液体积。

轮缸主动增压液量等于主动增压的制动液体积q_Act。

本例中假设p_31Est＝0，p_31Tar＝100bar，V_31Tar＝2930mm³，V_31Est＝0，ΔV_31Tar＝2930mm³，q_EV＝2930mm³，此时判断左前轮缸需要主动增压q_Act＝2930mm³。

然后计算减压阀的制动液流量。当轮缸达到目标压力和主缸压力中较大者的压力时轮缸体积为如果说明轮缸压力降低到主缸后还需要降低才能达到目标值，此时减压阀的制动液流量为：

q_{A V} = {ΔV}_{31 D e c} = V_{31 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})} - V_{31 T a r};

否则减压阀流量q_AV＝0。本例中因为所以q_AV＝0。

步骤S102，根据得到的轮缸主动增压液量、回流泵泵液量、限压阀排液量等信息计算设置在管路中的限压阀的目标流量。

根据限压阀所在管路中两个轮缸需主动增压的制动液体积q_Act之和、回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积q_rfp、从限压阀排出液体的体积q_USVDec，计算限压阀的目标流量q_USV。限压阀的目标流量的具体计算方法如图4所示：

首先利用限压阀所在的管路(如管路22)的pv特性曲线计算管路22达到轮缸压力和主缸压力中较大者的压力时的体积与当前限压阀所在的管路22估算体积V_22Est的差值ΔV₂₂即为管路22的体积变化量。

然后判断当轮缸达到主缸压力和目标压力中较大者的压力时是否需要从限压阀排出制动液，如果轮缸压力大于主缸压力且需要减压说明需要从限压阀排出液体，那么这部分从限压阀排出液体的体积为：

q_{U S V D e c} = V_{31 E s t} - V_{22 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})}

其中q_USVDec为从限压阀排出液体的体积；V_31Est为估算的轮缸体积；为管路达到轮缸压力和主缸压力中较大者的压力时的体积；

由压力估算程序可以得到回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路(如2#管路22)的制动液体积q_rfp。

最后根据限压阀所在管路中两个轮缸需主动增压的制动液体积之和、回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积、从限压阀排出液体的体积q_USVDec，得到限压阀的目标流量为：

q_USV＝ΔV₂₂+q_ActCir-q_rfp-q_USVDec

本例中ΔV₂₂＝80mm³，由于轮缸当前需要增压，所以q_USVDec＝0。由于电机此时还没有通电，所以q_rfp＝0，q_USV＝3010mm³。

步骤S103，根据轮缸的目标压力、主缸压力、当前制动管路中的最大压力等信息计算增压阀的控制参数，即增压阀的占空比。

根据轮缸目标压力、主缸压力、当前制动管路中的最大压力之间的大小关系判断增压阀是否需要PWM控制，如果需要，根据步骤S101中计算的轮缸体积目标变化量ΔV_31Tar以及增压阀两端压差计算增压阀的目标占空比。

增压阀参数的具体计算方法如图5和图6所示。首先按照图5中的步骤确定增压阀的控制状态。

如果轮缸目标压力等于0，那么说明需要关闭增压阀，此时增压阀的PWM占空比Dt_EV＝100％；如果轮缸目标压力大于0，则继续判断轮缸目标压力与主缸压力的关系。

如果轮缸目标压力小于主缸压力，那么需要使用图6所示的方法计算增压阀的占空比；如果轮缸目标压力大于主缸压力，需要判断轮缸目标压力是否大于当前制动管路中的最大压力；如果是，那么增压阀在本控制周期全开，增压阀的PWM占空比Dt_EV＝0；如果不是，那么继续判断，如果轮缸目标压力大于通路另一轮的目标压力即p_31Tar＝p_maxTar，且轮缸压力等于管路中的最大压力那么说明增压阀需要全开，增压阀的PWM占空比Dt_EV＝0；如果以上两种情况都不满足说明增压阀需要被控制在某个开度，按照图6所示的方法计算增压阀的占空比。本例中轮缸目标压力大于当前管路中的最大压力所以增压阀本控制周期全开，PWM占空比Dt_EV为0。

图6所示的方法为已知增压阀的目标流量和两端压差的情况下计算增压阀的控制参数的方法。根据当前增压阀两端的压差，可以利用伯努利方程计算出当增压阀全开时本控制周期可以通过增压阀的最大流量，为：

q_{E V \max} = S_{24} S_{22} \sqrt{\frac{2 {dp}_{E V}}{ρ ({S_{24}}^{2} - {S_{22}}^{2})}} T_{c y c l e}

其中，q_EVmax为当增压阀全开时本控制周期可以通过增压阀的最大流量；S_i为i号管路的截面积，ρ为制动液密度，dp_EV为增压阀两端压差；T_cycle为控制周期，本例中T_cycle＝10ms。

利用本控制周期可以通过增压阀的最大流量q_EVmax，确定本控制周期增压阀的目标等效开启时间t_EVTar为：

t_{E V T a r} = \frac{{ΔV}_{31 T a r}}{q_{E V m a x}} T_{C y c l e}

其中t_EVTar为本控制周期增压阀的目标等效开启时间；q_EVmax为本控制周期可以通过增压阀的最大流量；ΔV_31Tar为轮缸制动液体积变化量；T_cycle为控制周期。

由于增压阀的关闭存在一定的延迟，该延迟时间与增压阀两侧的压差由关，可近似认为延迟时间与压差的倒数呈线性关系，即：

t_{D e l a y E V} = \frac{c_{1}}{{dp}_{E V}} + c_{2}

其中t_DelayEV参数表示增压阀的关闭的延迟时间；c₁，c₂为试验测得的经验常数。

故增压阀的等效开度为：

{Rt}_{E V} = \frac{t_{E V T a r} - t_{D e l a y E V}}{T_{C y c l e}}

其中t_EVTar表示本控制周期增压阀的目标等效开启时间；t_DelayEV参数表示增压阀的关闭的延迟时间；T_cycle为控制周期。

通过试验分析可以得到增压阀的等效开度是增压阀PWM占空比和两侧压差的函数，三者的关系可以描述为：

Dt_EV＝k₁(dp_EV)-k₂(dp_EV)Rt_EV

其中Dt_EV为增压阀的占空比，可由控制器主芯片直接输出到电磁阀控制线圈；k₁()，k₂()分别为与增压阀两侧压差有关的系数。

通过上述步骤S103，可以得到增压阀的控制参数，即增压阀PWM占空比。

步骤S104，根据得到的限压阀的目标流量、轮缸目标压力、主缸压力等信息计算限压阀控制参数，即限压阀控制需要的PWM占空比。

根据步骤S102得到的限压阀的目标流量以及轮缸目标压力、主缸压力、计算限压阀控制参数，即限压阀控制需要的PWM占空比。具体方法如图7所示：

如果限压阀的目标流量q_USV>0，说明本控制周期轮缸需要主动增压，限压阀没有从管路22到主缸的流量。此时限压阀的目标压差为：

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc

其中dp_USV为限压阀的目标压差；p_maxTar为该限压阀所在管路中较大的轮缸目标压力；p_mc为主缸压力；dp_EVcst为增压阀的节流压差，其通过如下公式计算得到：

dp_EVcst＝k_EVcst(q_rfp/t_EV)²

其中k_EVcst为节流阻力系数，与阀体结构有关，其数值可以通过试验获得；t_EV为增压阀目标开启时间；q_rfp为回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积；

如果0>q_USV>-q_rfp(q_USV表示限压阀的目标流量；q_rfp为回流泵本控制周期泵入限压阀所在的管路的制动液体积)，说明回流泵泵入管路的液体一部分进入轮缸另一部分经过限压阀进入主缸。此时，限压阀的目标压差为：

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

如果q_USV<-q_rfp，说明轮缸中的制动液经过限压阀流入主缸。此时，限压阀的目标压差为：

dp_USV＝p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

其中本例中q_USV>0，dp_EVcst＝0，dp_USV＝100bar。

得到限压阀的目标压差之后利用限压阀模型计算限压阀控制参数。首先通过试验获得：

1)在限压阀流量刚好为0时限压阀PWM占空比与限压阀两端压差的关系，满足：

dp_USVs＝f_s(Dt_USV)

2)在回流泵全速运转时，限压阀流量为q_USVmax，此时限压阀PWM占空比与限压阀两端压差的关系，满足：

dp_USVmax＝f_max(Dt_USV)

在当前周期根据限压阀目标压差可以得到限压阀流量为0时需要的PWM占空比：

Dt_USVs＝f_s ^-1(dp_USV)

在回流泵全速运转时需要的PWM占空比为：

Dt_USVmax＝f_max ^-1(dp_USV)

然后用当前周期的限压阀目标流量计算最终输出的限压阀PWM占空比

本例中0流量需要的PWM占空比Dt_USVs为38.9％，回流泵全速运转时需要的PWM占空比Dt_USVmax为29.9％。因为q_USV>0，所以实际上没有制动液从管路22经过限压阀流入主缸，Dt_USV＝Dt_USVs＝38.9％。

步骤S105，根据得到的减压阀目标流量和主动增压液量以及减压阀两侧压差等信息计算吸入阀和减压阀的控制参数。

根据S101得到的减压阀目标流量q_AV和轮缸主动增压液量计算减压阀和吸入阀的控制参数。

减压阀和吸入阀均为常闭阀，由于其结构特性以及功能需求的特点，一般不采用高频PWM方法控制而采用高速开关控制方法，即如果目标开启时间为t，则在一个周期内0-tms给电磁线圈通电，t-T_Cyclems给电磁线圈断电。

对于减压阀：

q_{A V m a x} = S_{24} S_{23} \sqrt{\frac{2 {dp}_{A V}}{ρ ({S_{24}}^{2} - {S_{23}}^{2})}} T_{c y c l e}

其中dp_AV为轮缸压力与蓄能器压力的差值。

减压阀期望开启时间为：

t_{A V T a r} = \frac{q_{A V}}{q_{A V m a x}} T_{C y c l e}

因为减压阀开启存在延迟，该延迟时间与增压阀类似，满足：

t_DelayAV＝c₁dp_AV+c₂

其中c₁，c₂为试验测得的经验常数。

故减压阀的目标开度为减压阀的目标开启时间为Rt_AVT_Cycle。本例中减压阀目标流量为0，故减压阀目标开启时间也为0。

对于吸入阀，其流量由电机、回流泵和限压阀的控制参数已经可以确定，故不需要精确的PWM控制，当轮缸主动增压目标流量q_Act>0且蓄能器液体体积小于一定的限值时说明需要从主缸泵入制动液，吸入阀通电开启，其他情况下吸入阀断电关闭。本例中q_Act>0，轮缸需要主动增压，故吸入阀当前周期开启。

步骤S106，根据得到的轮缸主动增压液量、泵出口压力、管路液量变化量等信息计算电机控制参数，包括电机的目标转速、目标电压和通电时间。

根据步骤S101得到的主动增压液量q_Act，估算程序给出的回流泵的泵出口压力p_rfp，ΔV₂₂为当前限压阀所在的管路(如2#管路22)的体积变化量，计算并得到电机的目标转速、目标电压以及通电时间。

目前常用的ESC电机为永磁直流电机，电压平衡方程为：

U_mot＝E_a+I_aR_a

其中U_mot为电机驱动电压，由采集电路测得并经过滤波处理；E_a为反电动势；I_a为电枢电流；R_a为电枢电阻。反电动势E_a＝C_eΦn，其中为电动势常数，p为极对数，N为电枢绕组总导体数，a为电枢绕组支路对数；Φ为磁通量，n为电机转速。

电机扭矩平衡方程为：

T＝C_TΦI_a-T₀

其中T为输出扭矩，为转矩常数，T₀为无输出时的阻力转矩。

由此得到电机驱动电压、输出转矩和转速的关系为：

U_{m o t} = C_{e} Φ n + \frac{T}{C_{T} Φ} R_{a} + \frac{T_{0}}{C_{T} Φ} R_{a}

其中的参数与上述相应的参数的含义相同，这里不再详细描述。

电机利用同轴的偏心轮直接驱动柱塞泵，输出扭矩与柱塞泵的出口液压呈近似线性关系T＝k_ptp_rfp，故电机的转速估算模型可以表示为：

n＝k_uU_mot-k_pp_rfp-n₀

其中均为与电机和柱塞泵结构参数相关的常数。其余参数与上述相关参数的含义相同，这里不再详细描述。

回流泵的机械结构决定了回流泵的泵液量与电机转速呈线性关系，即：

q_rfp＝nC_qrfpT_cycle/60000

其中C_qrfp为每个周期(ECU运行的时间周期)回流泵泵入管路的制动液体积，q_rfp为一个ECU控制周期内回流泵泵入管路的制动液的体积，n为电机转速，单位为转/分钟。所以电机目标转速为：

n_{T a r} = \frac{60000 (q_{A c t} + {ΔV}_{22})}{k_{n} C_{q r f p} T_{c y c l e}}

从而得到电机的目标电压为：

U_motTar＝(n_Tar+k_pp_rfp+n₀)/k_u

选取较大的k_n将会形成较慢的增压速率和较低的噪音，通常k_n选取在3～110之间，较大的转速对应较大的k_n，转速与k_n的对应关系一般根据对噪音的要求试验得到。

电机的控制采用低频的开关控制方法，即如果目标开启时间为t，则在一个电机控制周期内0-t ms给电磁线圈通电，t-T_MotCyclems给电磁线圈断电。

本例中T_MotCycle＝50ms。电机持续通电时驱动电压为U_motMax＝12V，故电机的目标通电时间设置为本例中当前周期q_Act＝2930mm³，ΔV₂₂＝80mm³，C_qrfp＝60mm³，k_n＝105，n_Tar＝2867rpm。k_p＝7，n₀＝200，k_u＝350，p_rfp＝0，电机的目标电压U_motTar＝8.8V，电机的目标通电时间为t_MotTar＝37ms。

经过上述步骤S101至步骤S106的过程计算出增压阀的控制参数、限压阀控制参数、吸入阀和减压阀的控制参数和电机控制参数后，利用这参数控制相关的增压阀、限压阀、吸入阀、减压阀和电机，实现对整个汽车制动系统压力的控制。

虽然本发明已以较佳实施例公开如上，但实施例并不限定本发明。在不脱离本发明之精神和范围内，所做的任何等效变化或润饰，同样属于本发明之保护范围。因此本发明的保护范围应当以本申请的权利要求所界定的内容为标准。

Claims

1.一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述汽车制动系统的压力控制方法包括：

2.根据权利要求1所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S101中计算轮缸制动液体积变化量的过程包括：

3.根据权利要求2所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S101中计算增压阀的目标流量的过程包括：

4.根据权利要求3所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S101中计算轮缸主动增压液量的过程包括：

q_{A c t} = V_{31 T a r} - V_{31 p_{m c}}

轮缸主动增压液量等于主动增压的制动液体积q_Act。

5.根据权利要求4所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S101中计算减压阀的目标流量的过程包括：

如果则减压阀的目标流量q_AV为：

q_{A V} = {ΔV}_{31 D e c} = V_{31 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})} - V_{31 T a r};

6.根据权利要求1至5任意一项所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤102包括：

q_{U S V D e c} = V_{31 E s t} - V_{22 m a x (p_{m c}, p_{31 T a r})};

q_USV＝ΔV₂₂+q_ActCir-q_rfp-q_USVDec

7.根据权利要求6所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S103包括：

8.根据权利要求7所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S104包括：

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc

dp_USV＝dp_EVcst+p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

dp_USV＝p_maxTar-p_mc-dp_USVcst

9.根据权利要求8所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S105包括：

对于减压阀：

q_{A V m a x} = S_{24} S_{23} \sqrt{\frac{2 {dp}_{A V}}{ρ ({S_{24}}^{2} - {S_{23}}^{2})}} T_{c y c l e}

减压阀期望开启时间为：

t_{A V T a r} = \frac{q_{A V}}{q_{A V m a x}} T_{C y c l e}

减压阀开启存在的延迟满足：

t_DelayAV＝c₁dp_AV+c₂

10.根据权利要求9所述的一种汽车制动系统的压力控制方法，其特征在于，所述步骤S106包括：

电机目标转速为：

n_{T a r} = \frac{60000 (q_{A c t} + {ΔV}_{22})}{k_{n} C_{q r f p} T_{c y c l e}}

电机的目标电压为：

U_motTar＝(n_Tar+k_pp_rfp+n₀)/k_u