一种集成式线控液压制动系统及其ABS控制方法与流程

本发明涉及汽车控制领域，特别涉及一种集成式线控液压制动系统及其abs控制方法。

背景技术：

车辆防抱死制动系统(anti-lockbrakingsystem，简称abs)是应用最广泛的汽车动力学电子控制装置，其任务是通过实时调节制动轮缸的压力使得车轮滑移率保持在最佳滑移率附近，以提高车辆的制动稳定性、缩短制动距离。国外公司对abs的研究较为深入，掌握了包括控制策略和路面辨识的许多成熟技术，并在各种车辆上得到了广泛应用；而国内对abs关键技术的把握和理解还不够深入，相对成熟的产品也基本都是基于车轮加、减速度门限的逻辑门限值控制方法进行设计，并且传统车辆的制动系统难以以轮胎滑移率作为直接控制目标。

与此同时，随着能源、环境、安全、交通拥堵等问题的日益突出，绿色智能汽车逐渐成为了热门话题，所以对底盘动力学控制系统也提出了更高的要求。绿色智能汽车要求制动系统减小或取消对发动机真空度的依赖，并且制动感觉不受再生制动与摩擦制动协调控制过程的影响，制动系统能够实现低噪音的主动常规制动。主动安全技术的发展对整车动力学控制系统提出了更高的要求。传统车辆制动系统，底盘结构以机械、液压件为主，其底盘及电控结构不具备主动控制功能，缺乏灵活性，难以应对复杂多变的行驶工况和不同的驾驶目标。这些新要求是传统汽车制动系统难以实现的，促使了新一代制动系统的出现。

技术实现要素：

本实用新型就是为了解决传统车辆制动系统难以应对复杂多变的行驶工况和不同的驾驶目标的问题，提出了一种基于集成式线控液压制动系统(iehb)的abs控制方法，结合分层控制构架,利用滑移率与制动转矩构成的双闭环非线性控制方法，设计了基于iehb系统的轮胎滑移率控制器，能有效调控汽车轮胎滑移率，提高了汽车的主动安全性能。。

为实现上述发明目的，本发明采取以下技术方案：

一种集成式线控液压制动系统的abs控制方法，基于滑移率与制动转矩构成的双闭环，采用分层式控制构架，利用轮胎滑移率计算轮缸目标压力，实现对制动轮缸的压力调节。

优选地，所述分层式控制构架包括三层，分别为上层控制、中层控制、底层控制；所述上层控制将轮胎的滑移率作为控制变量，采用线性比例项和非线性补偿项计算出轮缸目标制动力矩，并将目标制动力矩传递至中层控制；所述中层控制，估算制动轮的纵向滑移率，依据不同的纵向滑移率，对目标制动力矩进行修正，得到实际制动力矩，并将实际制动力矩传递至下层控制；所述底层控制，根据实际控制力矩，采用对应的控制方案，计算出各轮缸目标压力，并传递至执行机构，实现对制动轮缸的控制。

优选地，所述上层控制，以汽车当前的滑移率与期望的滑移率之间的偏差为控制变量，采用比例项和非线性补偿控制算法确定轮缸目标制动力矩；

所述轮缸目标制动力矩由下式表示：

其中：k1为比例项系数，k2为非线性项系数，由实验确定。sij为实际滑移率，s0_ij为目标滑移率，td_ij为轮缸目标控制力矩，i、j指具体轮缸。

a1、由估算制动轮的纵向滑移率；

其中u为车速，ω是轮速传感器测得的车轮的角速度

a2、根据制动轮的纵向滑移率，对轮缸目标制动力矩进行修正，确定轮缸实际制动力矩，分别为：

当估算的制动轮纵向滑移率值小于s0_ij(1+xm)时，取实际制动力矩tr_ij＝0；

当估算的制动轮纵向滑移率值大于s0_ij(1-xm)时，取实际制动力矩tr_ij＝td_ij

当估算的制动轮纵向滑移率值大于s0_ij(1+xm)且小于s0_ij(1-xm)时，取实际制动力矩

其中，xm为滑移率调控裕度。

优选地，所述底层控制依据所述轮缸实际制动力矩确定abs控制压力，并与采集到的实际压力进行比较，根据比较结果采用不同控制策略计算出各轮缸的目标压力，对制动轮进行控制；

所述abs控制压力计算方式如下：

pabs_ij＝|tr_ij|/ksys

其中，pabs_ij是制动轮缸abs控制压力，ksys是等效作用面积，其值取决于制动盘尺寸；i、j指具体轮缸。

优选地，所述控制策略分别是：

s1、若车轮四轮缸的平均压力(p11+p12+p21+p22)/4小于汽车左后轮和右后轮abs控制压力的平均值，则汽车四车轮的轮缸目标压力均为左前轮和右前轮abs控制压力的平均值，即：

pd_11＝pd_12＝pd_21＝pd_22＝(pabs_11+pabs_12)/2

s2、若车轮四轮缸的平均压力(p11+p12+p21+p22)/4大于汽车左后轮和右后轮abs控制压力的平均值，考虑到制动时轴荷转移，后轮容易出现抱死情况，故仅控制左右前轮的目标压力为左前轮和右前轮abs控制压力的平均值，对后轮不予以控制，即：

pd_11＝(pabs_11+pabs_12)/2，

pd_12＝(pabs_11+pabs_12)/2，

pd_21＝p21，pd_22＝p22；

其中，pd_ij表示制动轮缸的目标压力，i、j指具体轮缸，pij表示制动轮缸的实际压力。

优选地，依据轮缸目标压力，执行机构通过电动制动主缸和液压调节单元对轮缸压力进行调节。

优选地，所述执行机构采用三种模式对制动轮缸的压力进行调节，分别为保压状态、增压状态、减压状态：

e1、增压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为tm，进液阀的控制指令为0，出液阀的控制指令为0，回油泵的控制指令为0；

e2、保压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为0，进液阀的控制指令为upc，出液阀的控制指令为0，回油泵的控制指令为0；

e3、减压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为tm，进液阀的控制指令为upc，出液阀的控制指令为upc，回油泵的控制指令为upc。

进一步地，本发明还采取以下技术方案：

一种基于集成式线控液压制动系统的abs控制系统，包括踏板行程模拟器、电动制动主缸、液压调节单元、传感器、控制器；所述踏板行程模拟器通过踏板位移传感器信号识别驾驶员的制动意图，并模拟制动踏板感觉；所述电动制动主缸负责实现制动液压源输出压力的精细调节；所述液压调节单元通过调节制动轮缸压力实际制动力矩跟踪目标值；所述传感器负责采集制动踏板位移和制动主缸输出压力；所述控制器根据驾驶员操纵和整车运动需求，利用滑移率与制动转矩构成的双闭环，采用分层控制方式，对制动系统实施控制；所述控制器用于实现权利要求1-8所述的控制方法；所述执行机构用于实现权利要求8所述的控制方法。

优选地，所述控制器分为上层控制器、中层控制器、底层控制器，所述上层控制器利用轮胎滑移率得到轮缸目标制动力矩；所述中层控制器依据目标制动力矩确定实际制动力矩；所述底层控制器依据实际制动力矩，采用相应策略确定轮缸目标压力，传递至执行层，使得执行层能够通过电动制动主缸和液压调节单元调节制动轮缸的压力；所述执行机构包括电动制动主缸、液压调节单元、压力传感器、电机、低压储液罐、电磁阀和回油泵。

与现有技术相比，本发明的有益效果为：

本发明采用分层控制结构设计abs系统控制策略，不仅便于各层控制功能的扩展和验证，同时也便于整个系统控制策略软件的集成。

进一步地，利用滑移率与制动转矩构成的双闭环，鲁棒性良好，能抵抗由于路面状况突变而引起的轮速变化产生的干扰，同时能够迅速捕捉车轮有运动不稳定趋势时的加速度和滑移率变化特征，使得控制准确迅速。

进一步地，采用比例项和非线性补偿控制算法确定目标制动力矩，提高了计算转矩的精确性，并保证的了系统的鲁棒性；在非线性补偿项中选用双曲正切连续函数tanh(x)，有效的降低滑模控制中的抖振。

进一步地，由机电液一体化部件代替了传统的液压或气压制动执行机构具有控制精度高、响应速度快、易于与其它控制功能集成等特点，极大地改善了车辆制动时的安全性能。

附图说明

图1是本发明abs控制方法的制动系统结构示意图；

图2是本发明abs控制方法的整体控制构架结构示意图；

图3是本发明abs控制方法的分层控制构架结构示意图；

图4是本发明abs控制方法的中层控制控制流程图；

图5是本发明abs控制方法的底层控制控制流程图。

具体实施方式

集成式线控液压制动系统(iehb)如图1所示，包括踏板行程模拟器9、执行机构和iehb控制器，所述执行机构包括电动制动主缸7、液压调节单元(1、4、5、10)、传感器6、电机8、轮缸压力传感器2、低压储液罐3，其中，踏板行程模拟器9负责通过踏板位移传感器信号识别驾驶员的制动意图，通过踏板模拟器模拟制动踏板感觉；电动制动主缸7负责实现液压源输出压力的精细调节；液压调节单元(1、4、5、10)负责监测每个轮缸的制动液压力，并通过调节轮缸压力实际制动力矩跟踪目标值；传感器6负责采集制动踏板位移和主缸压力；iehb控制器负责根据驾驶员操纵和整车运动需求，利用滑移率与制动转矩构成的双闭环，采用分层控制方式，对制动系统实施控制。

iehb控制器结构如图3所示，包括上层控制器、中层控制器、底层控制器，其中，上层控制器将轮胎的滑移率作为控制变量，采用线性比例项和非线性补偿项计算出轮缸目标制动力矩，并将目标制动力矩传递至中层控制器；由于通过滑模控制器输出的轮缸目标制动力矩具有一定程度的抖颤，致使控制超调，进而导致制动车轮抱死，因此需要中层控制器对轮缸目标制动控制力矩进行修正。中层控制器，首先估算制动轮的纵向滑移率，再依据不同的纵向滑移率，对制动轮缸的目标制动力矩进行修正，得到制动轮缸的实际制动力矩，并将实际制动力矩传递至下层控制器；底层控制器，根据实际控制力矩，采用对应的控制方案，计算出各轮缸的轮缸目标压力，并传递至执行机构，使得执行机构能够通过电动制动主缸和液压调节单元调节制动轮缸的压力，对汽车的四个制动轮缸进行控制。

集成式线控液压制动系统采用分层控制构架，如图2所示，相应地，iehb控制包括上层控制层、中层控制层、底层控制层。其工作过程如下：

一、上层控制层针对制动过程中被控车辆和制动系统的非线性问题，以汽车当前的滑移率与期望的滑移率之间的偏差为控制变量，采用比例项和非线性补偿控制算法确定轮缸目标制动力矩，为降低滑模控制中的抖振，在非线性补偿项中选用双曲正切连续函数tanh(x)代替传统的非连续函数sgn(x)。

所述轮缸目标制动力矩由下式计算：

td_ij＝k1×(sij-s0_ij)+k2×tanh(sij-s0_ij+k1∫(sij-s0_ij)dt)

其中：k1为比例项系数，k2为非线性项系数，由实验确定。sij为实际滑移率，s0_ij为目标滑移率，td_ij为轮缸目标控制力矩，i、j指具体轮缸。

由上式可以计算出轮缸目标制动力矩，公式中的第一项是线性项，第二项作为非线性补偿，由于双曲正切函数tanh(x)是连续函数，故可有效地降低控制过程中的不稳定抖动。

将上式所得的目标制动力矩传递至中层控制器。

二、中层控制层对上层控制层计算得出的目标制动力矩进行修正，避免因上层控制层输出的目标制动力矩的抖颤导致的控制量超调，也避免车轮因超调而产生的抱死现象。

首先由估算制动轮的纵向滑移率sij；其次，根据制动轮的纵

向滑移率，对目标制动力矩进行修正，确定实际制动力矩tr_ij。

控制策略分段进行：

2.1)当估算的制动轮纵向滑移率sij值小于s0_ij(1+xm)时，滑移率很小，可以暂时不采取制动操作，设置轮缸的实际制动力矩取为tr_ij＝0；式中，xm为滑移率调控裕度；

2.2)当估算的制动轮纵向滑移率sij值大于s0_ij(1-xm)时，滑移率相对较大，设置轮缸的实际制动力矩为目标轮缸制动力矩tr_ij＝td_ij；

2.3)当估算的制动轮纵向滑移率sij值大于s0_ij(1+xm)并且小于s0_ij(1-xm)时，设置轮缸的实际制动力矩取为

经过中层控制层修正后的轮缸实际制动力矩可以很好的消除抖颤，制动力矩相对平缓，有利于执行机构实现控制。中层控制层将修正后的轮缸实际制动力矩传递至底层控制层。

其流程图如图4所示，具有如下步骤：

b1、开始

b2、输入sij，s0_ij的值；

b3、判断sij≤0是否成立，如不成立，则为非制动工况，不执行abs控制；如成立，执行下一步；

b4、判断sij≤s0_ij(1+xm)是否成立，如成立，执行下一步；如不成立，则执行b6；

b5、输出tr_ij＝0，转b9；

b6、判断sij≤s0_ij(1-xm)是否成立，如成立，执行下一步；如不成立，则执行b8；

b7、输出转b9；

b8、输出tr_ij＝td_ij；

b9、结束

三、底层控制层首先依据轮缸实际制动力矩，根据下式确定abs控制压力pabs_ij＝|tr_ij|/ksys，

式中pabs_ij是制动轮缸abs控制压力，ksys是等效作用面积，其值取决于制动盘尺寸；

其次，将传感器采集得到的轮缸实际压力和abs控制压力进行比较，依据比较结果采用不同控制策略计算出四轮缸的具体的轮缸压力，对相应的制动轮进行控制。具体策略如下：

3.1)、若车轮四轮缸的平均压力(p11+p12+p21+p22)/4小于汽车左后轮和右后轮abs控制压力的平均值，则汽车四车轮的轮缸目标压力均为左前轮和右前轮abs控制压力的平均值，即

pd_11＝pd_12＝pd_21＝pd_22＝(pabs_11+pabs_12)/2

3.2)、若车轮四轮缸的平均压力(p11+p12+p21+p22)/4大于汽车左后轮和右后轮abs控制压力的平均值，考虑到制动时轴荷转移，后轮容易出现抱死情况，故仅控制左右前轮的轮缸目标压力为左前轮和右前轮abs控制压力的平均值，对后轮不予以控制，即：

pd_11＝(pabs_11+pabs_12)/2，

pd_12＝(pabs_11+pabs_12)/2，

pd_21＝p21，pd_22＝p22。

如上所述，计算得到汽车各个轮缸的实际目标压力，并传递至执行机构。

其流程图如图5所示，具有如下步骤：

c1、开始

c2、输入tr_ij的值

c3、pabs_ij＝|tr_ij|/ksys

c4、判断(p11+p12+p13+p14)/4≤(pabs_21+pabs_22)/2是否成立，如成立，执行下一步；如不成立，则执行c6；

c5、输出pd_11＝pd_12＝pd_21＝pd_22＝(pabs_11+pabs_12)/2；转c7

c6、输出pd_11＝(pabs_11+pabs_12)/2；pd_12＝(pabs_11+pabs_12)/2；pd_21＝p21，pd_22＝p22；

c7、结束

参阅附图2，执行机构依据底层控制层计算得出的轮缸目标压力，执行机构通过电动制动主缸和液压调节单元对轮缸压力进行调节。

系统共有三种工作状态，分别为增压状态、保压状态和减压状态。

在增压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为tm，进液阀的控制指令为0，出液阀的控制指令为0，回油泵的控制指令为0。制动液通过主缸，经过增压阀直接进入各个轮缸。在这一阶段，由于动力源来自于驾驶员，制动液回路为：主缸-增压阀-轮缸。需要设计控制增压阀的节流孔径，从而限制轮缸的压力增长速度。

在保压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为0，进液阀的控制指令为upc，出液阀的控制指令为0，回油泵的控制指令为0。这时候轮缸和主缸的之间的液压回路完全被隔断，为了实现严格的保压功能，电磁阀的密封性是一项重要的指标。

当车轮压力过高时，有抱死的趋势，这时候需要能够降低车轮的压力，开启减压状态。

在减压状态时，电动制动主缸的永磁同步电机(pmsm)输入控制力矩为tm，进液阀的控制指令为upc，出液阀的控制指令为upc，回油泵的控制指令为upc。即，将减压阀通电打开，增压阀通电关闭，电机通电驱动柱塞泵运动，制动液从轮缸经过减压阀迅速回流到基本不存才压力的低压蓄能器中，柱塞泵通过往复运动，将蓄能器中的制动液泵回压力较高的制动主缸。在这一过程中，液压回路是：轮缸-减压阀-蓄能器-柱塞泵-阻尼器-制动主缸。减压时需要实现迅速减压，同时不能存在残余压力，因此需要保证蓄能器的容积能够储存两个轮缸内的所有制动液，同时保证柱塞泵能够把蓄能器中的所有制动液泵回制动主缸。

以上内容是结合具体的/优选的实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。对于本发明所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，其还可以对这些已描述的实施例做出若干替代或变型，而这些替代或变型方式都应当视为属于本发明的保护范围。