CN109760654B - 电子液压制动系统控制模块及压力控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种能避免ABS启动时主缸压力波动的电子液压制动系统控制模块，包括：主动单元，根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制，根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；执行单元，执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act，控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。本发明还公开了一种电子液压制动系统控制方法。本发明在ABS工作时与ABS协同工作，防止主缸压力过大以及主缸压力波动过大，可有效提高电子液压力制动系统机械传动部分、基础制动以及ABS的寿命，提高制动可靠性；降低电子液压力制动系统机械传动部分性能要求，降低成本。

Description

电子液压制动系统控制模块及压力控制方法

技术领域

本发明涉及一种汽车领域，特别是涉及一种汽车电子液压制动系统控制模块。本发明还涉及一种汽车电子液压制动系统压力控制方法。

背景技术

动系统作为汽车中最重要的系统之一，直接影响汽车的行驶安全性。此外，新型制动系统还担负着制动能量回收的功能。随着电控技术的发展，更加高效、节能的线控技术(x-by-wire)出现，汽车制动系统和线控技术相结合，产生了线控制动(brake-by-wire)。线控制动具有可控性好、响应速度快等特点，是未来汽车制动系统发展的方向。电子液压制动系统是汽车线控系统的热点。当前电子液压制动系统大致分为两类：第一类是以液压泵和高压蓄能器作为液压动力源对液压力进行主动调节的泵式电子液压制动系统；第二类是以电机作为液压动力源的机械式电子液压制动系统，这种电子液压制动系统通过电机带动减速机构推动主缸建压，由于其可靠性高，性能优，成本低是现阶段的热点技术。

国外的一些汽车相关企业已开始了大力投入机械电子式电子液压制动系统的开发。其中BOSCH公司的iBooster采用蜗轮蜗杆减速机构配合制动电机的形式。日本日立公司的e-Actuator系统则是通过外包型电机及滚珠丝杠实现了机械电子式电子液压制动系统。此外，德国大陆公司，LSP公司，美国TRW公司也都将机械电子式电子液压制动系统作为制动系统未来发展的主要方向，并计划在10年内实现量产。

由于通过电机带动减速机构推动主缸建压的电子液压制动系统替代的是传统汽车的真空助力器的部分，仍然需要与制动防抱死系统ABS或电子稳定控制系统ESC模块配合使用。因此涉及到在ABS功能触发时，与ABS协调工作的问题。一方面，由于ABS触发时，ABS电机泵会向主缸内泵液，导致主缸液体增多从而使得主缸压力过大；另一方面，由于采用机械减速机构进行传动，不同于传统真空助力器，机械传动机构存在摩擦力，不同传动机构的传动效率与摩擦力的特性有较大区别，ABS压力脉冲容易导致机械传动系统卡死，从而导致压力无法释放等问题。

发明内容

本发明要解决的技术问题是提供一种能避免制动主缸压力过大或过冲的电子液压制动系统控制模块。

本发明还提供了一种能避免制动主缸压力过大或过冲的电子液压制动系统压力控制方法。

为解决上述技术问题本发明提供一种电子液压制动系统控制模块，能避免ABS启动时主缸压力波动(压力过大或压力过冲)对电子液压制动系统的冲击，包括：主控单元和执行单元；

主动单元，根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制，根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

执行单元，执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act，控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；

压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系进入总线降级状态，在总线降级状态下，所有通过总线获取的信号都为无效，因此ABS触发信号不可信，在总线降级状态下，通过检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，压力控制根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_s为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，转速控制采用以下方式；

F_err＝F_{sup_out}-F_act，当|F_err|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_srr＜0且

F_srr＞-x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VT arget是目标转速。

进一步改进所述的电子液压制动系统控制模块，当电机转速为小于2rpm～100rpm时，提高转速闭环控制的PI参数，使得电机迅速通过静摩擦阶段。

本发明提供一种电子液压制动系统压力控制方法，能避免ABS启动时主缸压力波动对电子液压制动系统的冲击，包括以下步骤；

1)根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制；

2)根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

3)执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act；

4)控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，实施步骤1)时，压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；

压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系统进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则压力控制方法进启动。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，实施步骤2)时，压力控制根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制；动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，实施步骤3)时，计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_s为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，转速控制采用以下方式；

F_err，＝F_{supo_ut}-Fa_ct，当|F_err|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_err＜0且

F_srr＞-x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VT arget是目标转速。

进一步改进所述的电子液压制动系统压力控制方法，当电机转速为小于2rpm～100rpm时，提高转速闭环控制的PI参数，使得电机迅速通过静摩擦阶段。

本发明的控制模块及压力控制方法在ABS工作时与ABS协同工作，防止主缸压力过大以及主缸压力波动过大，同时保证主缸提供足够压力，确保ABS性能不受影响。本发明的控制模块及压力控制方法可有效提高电子液压力制动系统机械传动部分、基础制动以及ABS的寿命，提高制动可靠性；降低电子液压力制动系统机械传动部分性能要求，降低成本。

附图说明

下面结合附图与具体实施方式对本发明作进一步详细的说明：

图1是本发明控制逻辑原理示意图。

图2是本发明活塞端推力控制算法的示意图。

具体实施方式

一种电子液压制动系统控制模块，能避免ABS启动时主缸压力波动(压力过大或压力过冲)对电子液压制动系统的冲击，包括：主控单元和执行单元；

主动单元，根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时以及何时退出压力控制，根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系统进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制。

压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常。实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup

计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

当ABS启动时，启动压力控制；若电子液压制动系统通讯故障，则进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制；当ABS退出时，退出压力控制；当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时，退出压力控制。

计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

其中，摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_s为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力。经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

执行单元，执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act，控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。

其中，速控制采用以下方式；

F_err＝F_{sup_out}-F_act，当|F_err，|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_err＜0且F_err＞-x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VT arget是目标转速。

进一步改进，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

本发明提供一种电子液压制动系统压力控制方法，能避免ABS启动时主缸压力波动对电子液压制动系统的冲击，包括以下步骤；

1)根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制；压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常。

实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系统进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制。

实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

2)根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

压力控制根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup。

计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

3)执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act；

计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor，×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

其中，摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_s为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力，经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

4)控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。

其中，转速控制采用以下方式；

F_err＝F_{sup_out}-F_act，当|F_err|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_err＜0且

F_err＞-x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VT arget是目标转速。

进一步改进，当电机转速为小于2rpm～100rpm时，提高转速闭环控制的PI参数，使得电机迅速通过静摩擦阶段。

上通过具体实施方式和实施例对本发明进行了详细的说明，但这些并非构成对本发明的限制。在不脱离本发明原理的情况下，本领域的技术人员还可做出许多变形和改进，这些也应视为本发明的保护范围。

Claims (20)

1.一种电子液压制动系统控制模块，能避免ABS启动时主缸压力波动对电子液压制动系统的冲击，其特征在于，包括：主控单元和执行单元；

主动单元，根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制，根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

执行单元，执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act，控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup；

压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；

压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常；

压力控制时，根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup。

2.如权利要求1所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系统进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制。

3.如权利要求1所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

4.如权利要求3所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

5.如权利要求4所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

6.如权利要求5所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_ε为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力。

7.如权利要求6所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

8.如权利要求7所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：转速控制采用以下方式；

F_err＝F_{sup_out}-F_act，当|F_err|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_err＜0且F_err＞-x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VTarget是目标转速。

9.如权利要求6所述的电子液压制动系统控制模块，其特征在于：当电机转速为小于2rpm～100rpm时，提高转速闭环控制的PI参数，使得电机迅速通过静摩擦阶段。

10.一种电子液压制动系统压力控制方法，能避免ABS启动时主缸压力波动对电子液压制动系统的冲击，其特征在于，包括以下步骤；

1)根据ABS工况或实际主缸压力F_act判断何时启动以及何时退出压力控制；

2)根据ABS压力计算主缸活塞推杆需要推力F_sup；

3)执行主缸活塞推杆需要推力F_sup，同时计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act；

4)控制电子液压制动系统的电机转速，使得F_act＝F_sup。

11.如权利要求10所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：实施步骤1)时，压力控制启动的条件包括：ABS启动或实际主缸压力过压；

压力控制退出的条件包括：ABS退出和实际主缸压力正常。

12.如权利要求11所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：实际主缸压力过压判断条件如下：若电子液压制动系统通讯故障，则电子液压制动系统进入总线降级状态，检测实际主缸压力，并计算当前主缸活塞行程下的主缸压力，当实际主缸压力大于当前主缸活塞行程下的主缸压力第一限值时，则启动压力控制。

13.如权利要求11所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：实际主缸压力正常判断条件如下：当实际作用在主缸活塞推杆推力F_act小于第一门限值时。

14.如权利要求11所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：实施步骤2)时，压力控制根据ABS计算的最大轮缸压力、当前主缸活塞行程下的主缸压力获得初步目标主缸压力，根据整车参数以及基础制动参数标定ABS最大轮缸压力和ABS最小轮缸压力；当中车速降低、制动意图降低或当前主缸活塞行程下的主缸压力降低时，初步目标主缸压力限值均从当前工况ABS最大主缸压力下降到ABS最小主缸压力，目标主缸压力限值取初步目标主缸压力限值中较小值；

当初步目标主缸压力大于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于目标主缸压力限值，当初步目标主缸压力小于等于目标主缸压力限值，使最终目标主缸压力等于初步目标主缸压力，获得初步目标主缸压力根据主缸面积计算主缸活塞推力F_sup。

15.如权利要求14所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：计算主缸活塞推杆需要推力F_sup采用以下公式；

F_sup＝pMaxWhl×S_MC×η 公式1；

其中，pMaxWhl为最大轮缸压力，S_MC为主缸活塞面积，η为主缸效率。

16.如权利要求15所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：实施步骤3)时，计算实际作用在主缸活塞推杆推力F_act采用以下方式；

F_act＝T_motor×i-F_f-F_iner；

其中T_motor为电机输出扭矩，i为减速比，摩擦力F_f通过摩擦模型获得，惯性力包括平动部分和不同转速部分的所有惯性力

n是大于2自然数，m_r为平动部分的质量，

为平动部分的加速度，J₁为第一部分的转动惯量，

为第一部分的角加速度，J₂为第二部分的转动惯量，

为第二部分的角加速度，Jn第n部分的转动惯量，

为第n部分的角加速度。

17.如权利要求16所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：摩擦模型如下；

F_f为摩擦力，F_ε为外力，F_brk为最大静摩擦力，v为活塞速度，F_slip为滑动摩擦力，V为转速，F_slip表达式为：

F_c为库伦摩擦力，v_th为临界stribeck速率，K_v为粘性摩擦系数，δ_s为经验参数；简化得到，

速度小于α为静摩擦阶段，摩擦力等于外力矩，速度大于α为滑动摩擦，摩擦力等于滑动摩擦力。

18.如权利要求17所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：经验参数δ_s范围是0.5～2，α范围是0.1mm/s～50mm/s。

19.如权利要求18所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：转速控制采用以下方式；

F_err＝F_{sup_out}-F_act，当|F_err|＞x，则V_Target＝k×F_err；当F_err＜0且F_err＞--x，则V_Target＝-V_min；当F_err＞0且F_err＜x，则V_Target＝V_min；

其中，x为第一门限值，k为比例控制系数，V_min为最小目标转速，Ferr是补偿推力，VTarget是目标转速。

20.如权利要求17所述的电子液压制动系统压力控制方法，其特征在于：当电机转速为小于2rpm～100rpm时，提高转速闭环控制的PI参数，使得电机迅速通过静摩擦阶段。

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