| 1 前言
集成式電子液壓制動(Integrated Electr} HydraulicBraking, IEHB)系統(又稱集成式線控液壓制動系統)將伺服電動增壓裝置與主缸集成在一起，在保證整體結構緊湊的同時，通過聯合液壓調節單元調節輸出制動壓力。與傳統制動系統增壓、保壓、減壓過程有所不同，電動主缸的引入需要更多的子系統進行協調配合，且整個系統的非線性增強。所以，IEHB系統的輪缸液壓力調節過程更加復雜。
目前，不僅一些世界知名零部件企業推出了新型制動系統陣，國內部分科研機構對電子液壓制動系統(Electr}-Hydraulic Braking System,EHB)也開展了大量的研究工作}e-s}。此外，Xiangkun He等[9]基于IEHB系統搭建了神經網絡滑模車輛穩定性控制策略，并考慮了模型不確定性、參數變化及外界干擾的影響。李靜等[l0一‘習對設計的集成電控制動系統進行了參數辨識、響應特性分析及試驗研究。Zhu ping Yu等提出了一種能夠實現主動安全的I-EHB系統方案，并進行了仿真分析與試驗研究;針對I-EHB系統摩擦等非線性因素，采用
顫振補償方法設計了液壓力控制器。
現有文獻中，針對IEHB系統控制的研究，尤其是輪缸液壓力控制研究還較少見。IEHB機電液系統本身響應遲滯性、初始壓差對壓力控制精度的影響及制動工況的多樣性導致壓力的精確控制難以實現。為解決上述問題，本文在對IEHB系統電動主缸進行開環試驗標定及分析的基礎上，結合壓力分段控制構架，采用基于輔助增壓系數查表及反饋PID的控制方法對電動主缸進行調控，同時利用邏輯門限值的方法控制增減壓閥及電動泵，設計了基于IEHB系統的輪缸壓力控制器。通過NI_ PXI搭建硬件在環仿真試驗平臺，分別在不同幅值階躍和正弦工況下進行閉環試驗研究，驗證所提出控制策略的有效性。
2 IEHB系統介紹
2.1系統組成
本文所采用的IEHB系統方案如圖1所示。該系統是一種結構緊湊、布置方便的新型線控制動系統，主要包括電動主缸模塊(通過永磁同步電機帶動滾柱絲杠機構前進或后退，實現主動制動功能)、液壓控制單元及輪缸模塊等。
圖1 IEHB系統方案
2.2系統工作原理
增壓時，電動主缸(電機+減速機構+主缸)接收正的扭矩信號并前進，液壓控制單元(Hydraulic C}ntr}lUnit, HCU)中增壓閥打開，減壓閥關閉;保壓時，電動主缸停止動作，HCU中增壓閥、減壓閥同時關閉;減壓時，電動主缸接收負的扭矩信號并后退，HCU中增壓閥關閉，減壓閥打開，電動泵(驅動電機+柱塞泵)工作。
3 IEHB系統控制器設計
對IEHB系統中的電動主缸進行開環試驗標定，提出一種協調IEHB系統各部件的輪缸壓力控制策略，控制流程如圖2所示，其中，P ,P a分別為實際壓力和目標壓力。
圖2 IEHB系統控制流程
增壓模式下采用前饋+反饋的控制策略，前饋是指P<<nPa (10%}n}20%)時，向電動主缸輸入較大的扭矩信號，PWnPa時，根據目標壓力查表得出當前電動主缸電壓，同時，為了克服初始壓差及系統響應遲滯問題，選擇一個試驗標定的輔助增壓系數，兩種方式同時保證整個系統快速響應，并采用反饋PID控制方法保證壓力響應跟隨，此時增壓閥打開，減壓閥關閉，電動泵不工作。保壓模式下，向電動主缸輸入零信號，增壓閥、減壓閥均關閉，電動泵不工作。減壓模式下，向電動主缸輸入一定的扭矩信號，增壓閥關閉，減壓閥打開，電動泵開始工作，并向電動泵輸入一定的占空比及頻率，實現減壓。
3.1分段控制
試驗臺油壓傳感器量程為0一25 MPa，但實際車輛控制中施加10 MPa制動壓力基本可達到0.8g的制動減速度，且大部分制動工況壓力為5}6 MPa，故本文驗證的壓力范圍為0} 10 MPa。鑒于IEHB系統具有強非線性特點，在不同工況下(低壓、高壓)調節時系統特性變化
大，導致相同控制參數很難響應系統工況變化，考慮在不同區間采用壓力分段控制的方法對低壓工況與高壓
工況進行分層，選用不同的壓力調整系數，實現壓力增、減速率的改變，達到壓力控制的目的。實際試驗調試發現，3段控制已能滿足制動需求，故分為3層(Pac4 MPa,4 MPa<Pa<7 MPa,Pa%7 MPa)進行壓力控制研究。但具體分段方式應根據系統本身特性及控制方法來確定。
基于分段壓力層，可以對每段壓力控制區的電動主缸、電磁閥、電機泵控制參數進行調節，整個控制器可調節范圍增大，對不同工況適應性更好。
3.2 IEHB系統電動主缸控制策略
3.2.1電動主缸與輪缸壓力關系標定
采集的油壓傳感器信號為電壓信號，其電壓量程為0.54.5 V，對應壓強為0一25 MPa。表1所示為電動主缸開環試驗標定數據，其中M為輸入電動主缸階躍信號的幅值，尸為油壓傳感器電壓信號。
表1 電動主缸控制輸入與輪缸壓力關系標定
最后，利用MATLAB_ cftool以油壓傳感器采集的電壓信號換算為壓力信號進行線性擬合:
Vm =0.396 7P +0.5329 （1）
考慮到系統本身的非線性特點，本文選用以油壓傳感器采集電壓信號換算為壓力信號進行二次擬合:
V =0.005 638P+0.3022P +0.8026 (2)
式中，Vm為電動主缸控制輸入電壓。
3.2.2輔助增壓系數確定
輔助增壓系數如表2所示。其中，M為電動主缸階躍控制輸入，Mo為有一定初始壓差時電動主缸控制輸入。通過對表2分析可知:如果從有一定初始壓差開始增壓，增加到與階躍信號M對應相同的壓強時，所需的電動主缸信號值明顯增大。例如:1.5 V階躍信號下輪缸(初始壓力為零)能夠達到2.187 5 MPa的壓強，但如果輪缸初始壓差為0.812 5 MPa，達到與1.5 V相近的壓力，則電動主缸在1V信號基礎上需增加到1.7 V,而非1.5 V。
表2 輔助增壓系數確定
針對該IEHB系統，上述現象的可能原因包括:初始壓差不同時，同樣的目標壓力，相同時間內增壓，導致增壓速率減小;電動主缸響應遲滯及摩擦問題，使得系統增壓過程非線性特征增強。
所以，為了使電動主缸響應更快，上述擬合的電動主缸電壓與壓力信號可供控制時前饋查表使用。但這種方法忽略了電動主缸響應遲滯特性及壓差變化，導致電動主缸的控制輸入不同。本文通過試驗數據標定方法，對表2分析可得，選取輔助增壓調節系數Ke來滿足更多的增壓工況，保證壓力響應跟隨更快。同時，為了防止壓力超調過大及實現壓力跟隨控制，以實際壓力與目標壓力作差，選取傳統PID控制方法控制電動主缸。電動主缸的電壓控制信號U可以表達為:
式中，U，為前饋查表V與輔助增壓系數乘積所得電壓;U=為反饋PID控制所得電壓;U電動主缸控制輸入;式為比例增益;Kr為積分增益;Ka為微分增益。
3.3增壓閥、減壓閥及電動泵控制策略
制動系統一般包括泵控系統與閥控系統，本文選擇電動主缸加壓的方式(屬于泵控系統)，由于其響應及控制精度都較高，所以對于電磁閥及電動泵僅采用邏輯門限值的方式進行開環調控，控制原理如圖3所示。為了更好地實現高速開關閥比例開關功能〔別，占空比調制頻率選為2 kHz。
圖3 增壓閥、減壓閥及電動泵控制策略
4 試驗分析
為驗證IEHB系統壓力控制算法，搭建試驗平臺，試驗方案及試驗臺實物分別如圖4、圖5所示，試驗臺架主要由上位機單元、下位機控制器單元、驅動器單元和執行器單元等組成，控制器模型可以在Lab View。中搭建，完成信號采集及壓力控制驗證。
圖4 IEHB系統壓力控制試驗執行方案
圖5 IEHB系統執行機構在環試驗平臺
具體執行過程為:通過PXI-LahVi。采集主缸傳感器及輪缸傳感器信號，并將其傳送給IEHB系統壓力控制器，獲得相應執行部件的控制信號，通過PXI-Lah-View及驅動板，將占空比信號實時發送給增壓閥、減壓閥及電動泵，通過PXI-LahView將模擬電壓信號實時發送給電動主缸，實現整個系統壓力的控制。
圖6、圖7所示為在不同幅值的階躍、正弦輸入工況下IEHB系統輪缸壓力跟隨曲線。由圖6可知，該系統階躍響應在150 ms左右可達到目標壓力;由圖7可知，該系統控制策略能夠很好地實現壓力跟隨;但是，由圖6a、圖7a可知，在低壓控制階段波動較大，還有待完善。
（a）3 MPa
(b) 6 MPa
（c）9 MPa
圖6 不同幅值下輪缸壓力階躍響應跟隨曲線
（a） 3 MPa
（b） 6 MPa
（c） 9 MPa
圖7 同幅值下輪缸壓力正弦響應跟隨曲線
圖8所示為正弦輸入幅值6 MPa的目標壓力下不同輔助增壓系數與輪缸壓力的關系。由圖8可知，在一定范圍內，輔助增壓系數對壓力控制起關鍵作用。圖8中，低壓處信號存在波動，主要原因是電磁干擾、噪聲及機電液系統內部摩擦變化等，致使每次試驗采集的油壓傳感器數據結果稍有波動，但基本趨勢不變。
圖8 捕助增壓系數對比
5 結束語
針對IEHB系統本身響應遲滯性、初始壓差及制動工況的多樣性導致壓力難以精確控制的問題，本文通過對IEHB系統開環試驗分析，基于壓力分段構架提出一種基于前饋的電動主缸控制方法和基于邏輯門限值的電磁閥及電動泵控制方法，并在不同階躍及正弦工況下進行了試驗分析，結果表明，該IEHB系統響應時間可達150 ms左右，較好地實現了壓力跟隨控制。后續研究將考慮對電動主缸或電磁閥進行建模，并選擇魯棒性較強的控制算法完善壓力控制策略，以減小壓力控制偏差。
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