陳賀軍，黃波，李亞輪，舒強，劉洋

（1.201620 上海市 上海工程技術(shù)大學(xué) 機械與汽車工程學(xué)院；2.201806 上海市 上海同馭汽車科技有限公司)

0 引言

輪缸液壓力控制多出現(xiàn)在電子液壓制動（EHB）、電子機械制動（EMB）以及電子穩(wěn)定控制系統(tǒng)（ESC）中。在EHB 中，液壓力傳感器的存在可以很好地控制輪缸液壓力；在EMB 中，由于電機較容易實現(xiàn)力矩控制，所以對制動力矩的控制也相對容易；在ESC 中，單輪主動增壓時需要對液壓力進行控制，此時起壓力控制作用的主要為限壓閥。熊璐等[1]通過電磁閥開度邏輯和基于減壓優(yōu)先的控制策略實現(xiàn)對輪缸液壓力的精確控制；余卓平等[2]基于P-V特性通過查表法實現(xiàn)了輪缸的精確控制；孫成偉等[3]根據(jù)對電磁閥閥芯受力以及電磁閥液壓響應(yīng)特性分析，提出了控制精度高的階梯減壓控制方法，同時根據(jù)電磁閥控制特性和輪缸P-V特性的關(guān)系提出了更高精度的電磁閥線性增壓控制[4]；李波等[5]提出了線控制動液壓力與直驅(qū)閥位置切換的控制方法，提高了響應(yīng)時間、縮小了穩(wěn)態(tài)誤差。

基于防抱死制動系統(tǒng)（ABS）增減壓閥進行輪缸液壓力控制的研究還較少，本文即為使用ABS增減壓閥方案實現(xiàn)準(zhǔn)確迅速的輪缸壓力控制，通過ESC 中實現(xiàn)ABS 制動的相關(guān)增減壓閥設(shè)計增減壓控制方法，提高了控制精度。系統(tǒng)原理如圖1 所示。

圖1 汽車液壓ESC 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of automotive hydraulic ESC system

ABS 的工作原理：ABS 工作時制動踏板提供壓力來源，液壓調(diào)節(jié)單元為被動壓力調(diào)節(jié)，壓力調(diào)節(jié)過程分為增壓、保壓和減壓3 個部分[6]。ABS 增壓過程：增壓時，吸入閥7 保持關(guān)閉，集成閥8 打開，增壓閥11 打開，減壓閥13 關(guān)閉。制動主缸1 和制動輪缸連通。制動液從制動主缸1 流向制動輪缸，電機將低壓蓄能器12 中的剩余的制動液泵回到制動主缸1；ABS 保壓時：增壓閥11 關(guān)閉，電機通電，減壓閥13 關(guān)閉，制動輪缸與制動主缸1 之間的油路中斷。電機通電是為了保證蓄能器12 的剩余的制動液泵回到制動主缸1；ABS 減壓時：增壓閥11依舊關(guān)閉，減壓閥13 打開，電機運轉(zhuǎn)。此時制動主缸1 和制動輪缸之間被中斷，制動液推動低壓蓄能器12 內(nèi)部的活塞并在低壓蓄能器內(nèi)暫時存放。電機液壓泵運轉(zhuǎn)，將低壓蓄能器12 內(nèi)的液體泵回到制動主缸1[7]。

1 電磁閥特性分析

分析電磁閥的流量特性，穩(wěn)態(tài)液壓受力根據(jù)雷諾運輸公式及牛頓流體粘性律可得壓強梯度為

式中：p1、p2——入口、出口壓力，MPa。

粘性力為

l0、h0和S0的表達(dá)式分別為

式中：h——閥芯打開高度，m；d'——閥芯直徑，m；α——閥座角度，°。

可得流量方程為

由幾何關(guān)系、連續(xù)性方程以及動量方程可得：

若忽略粘性力的作用，流體所受的外力包括3個：入口處的液壓力、出口處的液壓力以及閥芯的作用力。

入口處壓力計算公式為

出口處壓力計算公式為

動量守恒方程可寫為

其中H1和H2可近似用式（10）表示

忽略次要小項后，考慮粘性力穩(wěn)定流動時的流量公式為

忽略粘性力時穩(wěn)定流動的小孔節(jié)流公式為

2 控制邏輯

2.1 增壓壓力控制

分析電磁閥可知，增壓閥的閥芯可以穩(wěn)定在某一位置，即可以實現(xiàn)開度控制[8]，這種特性在ESC的輪缸液壓力控制中體現(xiàn)得比較明顯，而在ABS工況中，受到閥芯兩端壓差變化劇烈的影響，開度控制很難實現(xiàn)。而增壓閥的閥芯總有向平衡位置移動的趨勢，如果能保持電流不變，在輪缸增壓過程中，壓差在不斷減小，液動力曲線不斷往下平移，直到平衡位置達(dá)到縱軸上，此時閥口關(guān)閉，壓差穩(wěn)定在某一數(shù)值[9]。根據(jù)電磁閥的溢流特性設(shè)計出溢流增壓查表以及輪缸P-V查表的增壓控制邏輯，其控制邏輯如圖2 所示。

圖2 增壓控制邏輯Fig.2 Boost control logic

增壓閥的比例溢流特性是指給定增壓閥一定的電流，在穩(wěn)定之后增壓閥可以保持閥芯兩端的壓差恒定，即一定的電流對應(yīng)一定的壓差[10]，并且由于硬件上電流閉環(huán)的作用，這一關(guān)系不會受到時間以及溫度的影響[11]。通過對增壓閥在不同電流下的溢流特性進行測試，得到如圖3 所示的一次函數(shù)擬合關(guān)系。增壓閥溢流增壓的原理是在壓差產(chǎn)生的液壓力大于電磁力時閥芯打開，因此增壓閥所能保壓的大小與電磁力正相關(guān)，由圖3 中電流與溢流保壓壓差之間良好的線性關(guān)系可知，在該電流區(qū)間內(nèi)電流與電磁力有比較好的線性關(guān)系。

圖3 電流-溢流保壓壓差曲線Fig.3 Current-overflow pressure difference curve

輪缸P-V特性是指輪缸壓力與進入輪缸的制動液的關(guān)系。在液壓力建立的初段，進入輪缸的制動液主要被用來填充制動摩擦片的間隙，之后隨著輪缸液壓力的升高，制動軟管也逐漸膨脹，油液由于自身彈性的原因也被壓縮，制動盤本身也存在彈性，制動片被壓縮，制動卡鉗被壓力撐大，因此所需的油液越來越多。實測可知，輪缸的P-V特性在不同壓力下呈現(xiàn)出前段非線性而后段近似線性的特點，如圖4 所示。

圖4 輪缸P-V 曲線Fig.4 P-V curve of wheel cylinder

在ABS 功能中，增減壓閥承擔(dān)的作用比較單一，增壓時增壓閥打開，減壓時減壓閥打開。本文將增壓閥閥芯位置作為重要參數(shù)，即將增壓閥視為比例開度閥進行分析[12]，可對增壓閥工作機理進行細(xì)致研究，同時也帶來模型復(fù)雜且會產(chǎn)生累積誤差的問題；增壓閥還具有另外一個特性即比例溢流特性，比例溢流特性相對比較穩(wěn)定，可以消除累積誤差，因此結(jié)合增壓閥的比例溢流特性進行輪缸增壓估計和控制[13]。受到結(jié)構(gòu)的限制，減壓閥只存在全開和全關(guān)2 種狀態(tài)，雖然也存在響應(yīng)過程，但是持續(xù)時間非常短，且無法穩(wěn)定，因此，針對減壓閥在輪缸減壓過程中起到的作用，可以對減壓閥在不同狀態(tài)下的減壓特性進行分析后實現(xiàn)直接的輪缸減壓控制。

通過初段全開、后段溢流增壓的方法快速準(zhǔn)確地增壓，優(yōu)點是可大幅消除開環(huán)估計帶來的累積誤差，同時可以通過改變溢流增壓的時機改變增壓速率，這種策略下的輪缸增壓效果如圖5 所示。在初段閥芯全開，隨后施加恒定的目標(biāo)電流，但是由于此時壓差依舊過大，閥芯依然處于全開狀態(tài)，直到壓差降到電流對應(yīng)的溢流壓差，閥芯在電磁力作用下關(guān)閉，并將壓差穩(wěn)定在某個特定數(shù)值。

圖5 溢流特性增壓Fig.5 Overflow characteristic pressurization

建立輪缸增壓過程的壓力估計模型，估計效果如圖6 所示，在考慮主缸液壓力波動的情況下該模型的估計達(dá)到了良好效果。

圖6 輪缸增壓以及估計圖Fig.6 Diagram of wheel cylinder pressurization and estimation

2.2 減壓壓力控制

分析直接減壓體積控制結(jié)果可知，在不同的減壓閥PWM 占空比與打開時間的控制輸入下[14]，輪缸壓力不同，通過減壓閥液體的體積也不相同，因此可以通過這一特性控制減壓體積。但是在實際的減壓過程中，在一個控制周期內(nèi)，減壓閥兩端的壓差在時刻變化，因此如果以減壓體積為輸出而得到的恒定壓差測試結(jié)果將在實際應(yīng)用中存在誤差[15]，因此考慮輪缸減壓的P-V特性，將輪缸與減壓閥視為一個整體，以減壓壓差作為輸出量提出整體的控制方法[16]。通過對PWM 占空比的控制輸出以及輪缸P-V分析設(shè)計出減壓控制邏輯，如圖7 所示。

圖7 減壓控制邏輯Fig.7 Decompression control logic

3 實驗分析

搭建如圖8 所示制動系統(tǒng)測試臺架：EHB 作為制動執(zhí)行機構(gòu)，ESC 的液壓控制單元（HCU）作為輪缸液壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)。在減壓閥的輪缸位置安裝液壓力傳感器，在HCU 出油口處安裝液壓力傳感器。實驗臺架測試結(jié)果如圖9、圖10 所示。

圖8 制動系統(tǒng)測試臺架Fig.8 Brake system test bench

圖9 階梯連續(xù)減壓測試Fig.9 Step continuous decompression test

圖10 階梯連續(xù)增壓測試結(jié)果Fig.10 Test results of step continuous pressurization

連續(xù)的階梯減壓測試結(jié)果如圖9 所示，開始減壓是在3 s 之后，可以看出，控制精度在2 bar 以內(nèi)。連續(xù)的階梯增壓測試結(jié)果如圖10 所示，開始增壓是在2.8 s 之后，可以看出控制精度在3 bar 以內(nèi)。

不同斜率的斜坡減壓結(jié)果如圖11、圖12 所示。可見減壓速度較慢時，減壓實際壓力會稍小于目標(biāo)壓力，這是因為小目標(biāo)壓差的減壓對于減壓閥而言較難實現(xiàn)；當(dāng)減壓速度較快時,實際壓力滯后于目標(biāo)壓力，這是因為此時目標(biāo)壓力的變化速率已經(jīng)大于減壓閥的最大減壓速率，壓力無法實時跟隨。

圖11 2 bar 斜坡連續(xù)減壓測試結(jié)果Fig.11 Test results of 2 bar slope continuous decompression

圖12 4 bar 斜坡連續(xù)減壓測試結(jié)果Fig.12 Test results of 4 bar slope continuous decompression

斜坡增壓結(jié)果如圖13-圖16 所示?？梢钥吹皆谠鰤核俣容^慢時，增壓實際壓力可以很好地跟隨目標(biāo)壓力，而當(dāng)增壓速度較快時，實際壓力滯后于目標(biāo)壓力，因為此時增壓閥的響應(yīng)以及液壓力存在滯后，壓力無法實時跟隨。每次斜坡增壓之前輪缸進行的是一次階躍減壓，雖然不能保證初始的減壓能夠?qū)⒁簤毫?zhǔn)確控制在目標(biāo)液壓力值，但是在增壓過程中的液壓力仍然可以很好地跟隨目標(biāo)液壓力。同時可以看到，在斜坡增壓的最后，最終液壓力總是能穩(wěn)定在目標(biāo)液壓力附近，這都說明增壓閥的溢流特性起到了作用。

圖13 0.25 bar 斜坡連續(xù)增壓測試結(jié)果Fig.13 Test results of 0.25 bar slope continuous pressurization

圖14 0.5 bar 斜坡連續(xù)增壓測試結(jié)果Fig.14 Test results of 0.5 bar slope continuous pressurization

圖15 1 bar 斜坡連續(xù)增壓測試結(jié)果Fig.15 Test results of 1 bar slope continuous pressurization

圖16 4 bar 斜坡連續(xù)增壓測試結(jié)果Fig.16 Test results of 4 bar slope continuous pressurization

4 結(jié)論

（1）基于減壓閥有限狀態(tài)分析的輪缸減壓壓力控制算法開發(fā)，通過減壓控制邏輯實現(xiàn)減壓控制精度在2 bar 以內(nèi)，相比傳統(tǒng)邏輯門限制控制精度提高了9.8%；

（2）基于增壓閥流量以及動態(tài)模型,利用增壓閥的比例溢流特性，實現(xiàn)了消除累積誤差的輪缸液壓力估計和控制算法，并進行了大量測試以驗證控制算法的有效性。