一種汽車制動系統及制動壓力控制方法與流程
2023-07-22 06:55:01 2
本發明涉及機動車輛的制動控制領域，並且更具體地涉及制動防抱死(ABS)/電子穩定性控制(ESC)系統的輪缸制動壓力控制技術。
背景技術：
液壓制動系統是目前中小型機動車量普遍採用的制動形式。基於液壓制動系統的ABS和ESC系統也已經得到了廣泛的應用。基於目前的ESC制動系統結構可以進行多種和制動系統電子控制相關的功能升級，如主動緊急制動(AEB)、自適應巡航控制(ACC)、坡道起步輔助(HHC)、液壓輔助制動(HBA)、陡坡緩降控制(HDC)、防側翻幹預(RMI)等附加功能。
在上述的各種通過控制車輪制動力實現功能的電控系統中都需要一個通用的基礎模塊，即能夠實現上層控制程序給出的目標輪缸壓力的底層壓力控制模塊。如果壓力控制模塊能夠較為準確地實現目標壓力，那麼上層控制程序就只需要通過內置的動力學模型計算出需要的各輪制動壓力，而不需要考慮制動力執行機構對於上層功能實現的影響。這將大大降低上層控制軟體開發的難度並提高軟體的控制性能。目前常用的制動壓力控制方法有兩種：
一種是根據整車運動學參數如橫擺角速度、車身側偏角、車輪滑移率等確定每個車輪的增減壓需求，然後控制液壓單元進行增減壓操作。這種控制方法沒有明確的目標壓力值，反饋閉環較長，導致控制超調較嚴重。另外，上層軟體和底層壓力控制軟體耦合程度較高，不適用於多個上層軟體共同控制制動壓力的情況。
另一種壓力控制方法是按照固定的增減壓模式標定輪缸壓力變化量與增減壓持續時間之間的關係。當目標壓力與實際壓力存在偏差時根據標定曲線確定增減壓模式以及持續時間。這種控制方法雖然實現了上層軟體和底層壓力控制軟體的解耦但忽略了液壓控制單元內部的複雜結構，存在準確性不高，壓力實現精度受工況影響大的缺點。另外電磁閥以及電機的控制參數較多，標定工作量很大，對控制器的存儲空間需求也較大。
技術實現要素：
本發明的目的是針對目前存在的問題，提供一種汽車制動系統及制動壓力控制方法，其能夠基於目前普遍應用的ESC制動系統構型，在不增加硬體成本的前提下，可以較為準確地實現四個輪缸的目標制動壓力，解決了現有技術存在的反饋閉環過長，超調較為嚴重，準確性不夠高，受工況影響明顯等問題。
本發明的目的通過如下技術方案實現：
本發明提供一種汽車制動系統的壓力控制方法，其包括：
步驟S101，根據輪缸目標壓力和各段管路的估算壓力計算輪缸制動液體積變化量和設置在各段管路中的增壓閥的目標流量、減壓閥的目標流量以及輪缸主動增壓液量；
步驟S102，根據得到的輪缸主動增壓液量、回流泵泵液量、限壓閥排液量計算設置在管路中的限壓閥的目標流量；
步驟S103，根據輪缸的目標壓力、主缸壓力、當前制動管路中的最大壓力計算增壓閥的控制參數；
步驟S104，根據得到的限壓閥的目標流量、輪缸目標壓力、主缸壓力計算限壓閥控制參數；
步驟S105，根據得到的減壓閥目標流量和主動增壓液量以及減壓閥兩側壓差信息計算吸入閥和減壓閥的控制參數；
步驟S106，根據得到的輪缸主動增壓液量、泵出口壓力、管路液量變化量信息計算電機控制參數，包括電機的目標轉速、目標電壓和通電時間；
步驟S107，利用所述增壓閥的控制參數、限壓閥控制參數、吸入閥和減壓閥的控制參數和電機控制參數，對汽車制動系統的壓力進行控制。
更優選地，所述步驟S101中計算輪缸制動液體積變化量的過程包括：
根據輪缸的目標壓力p31Tar和當前估算壓力p31Est插值得到輪缸的目標制動液體積V31Tar和輪缸的當前制動液體積V31Est；將二者取差計算得到輪缸制動液體積變化量ΔV31Tar。
更優選地，所述步驟S101中計算增壓閥的目標流量的過程包括：
判斷輪缸的目標制動液體積變化量ΔV31Tar是否大於0，如果ΔV31Tar大於0，則確定輪缸制動液需要增加，計算並得到增壓閥目標流量qEV：qEV＝ΔV31Tar；否則增壓閥目標流量為0。
更優選地，所述步驟S101中計算輪缸主動增壓液量的過程包括：
判斷增壓閥目標流量qEV是否大於0，當qEV≤0時，則不需要電機主動增壓；當qEV>0時，計算達到目前主缸壓力時輪缸的制動液體積並將其與輪缸的目標制動液體積V31Tar進行比較，如果說明需要主動增壓，需主動增壓的制動液體積qAct通過如下公式計算得到：
其中qAct為輪缸需主動增壓的制動液體積，V31Tar為輪缸的目標制動液體積，為達到目前主缸壓力時輪缸的制動液體積；
輪缸主動增壓液量等於主動增壓的制動液體積qAct。
更優選地，所述步驟S101中計算減壓閥的目標流量的過程包括：
當輪缸達到輪缸的目標壓力和主缸壓力中較大者的壓力時，輪缸體積為：
如果則減壓閥的目標流量qAV為：
其中，qAV為減壓閥的目標流量；ΔV31Dec為輪缸主動減壓體積；為輪缸體積，V31Tar為輪缸的目標制動液體積；
當輪缸未達到輪缸的目標壓力和主缸壓力中較大者的壓力時，減壓閥的目標流量qAV＝0。
更優選地，所述步驟102包括：
判斷當輪缸達到主缸壓力和目標壓力中較大者的壓力時是否需要從限壓閥排出制動液，如果輪缸壓力大於主缸壓力，則利用如下公式計算從限壓閥排出液體的體積：
其中qUSVDec為從限壓閥排出液體的體積；V31Est為估算的輪缸體積；為限壓閥所在管路達到輪缸壓力和主缸壓力中較大者的壓力時的體積；
由壓力估算程序得到回流泵本控制周期泵入限壓閥所在管路的制動液體積；根據限壓閥所在管路中兩個輪缸需主動增壓的制動液體積之和、回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積、從限壓閥排出液體的體積qUSVDec本控制周期，得到限壓閥的目標流量為：
qUSV＝ΔV22+qActCir-qrfp-qUSVDec
其中qUSV為限壓閥的目標流量；ΔV22為當前限壓閥所在的管路的體積變化量；qActCir為限壓閥所在管路中兩個輪缸需主動增壓的制動液體積qAct之和；qrfp為回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積；qUSVDec為從限壓閥排出液體的體積。
更優選地，所述步驟S103包括：
根據輪缸目標壓力、主缸壓力、當前制動管路中的最大壓力之間的大小關係判斷增壓閥是否需要PWM控制，如果需要，根據步驟S101中計算的輪缸體積目標變化量ΔV31Tar以及增壓閥兩端壓差計算增壓閥的目標佔空比，該增壓閥的目標佔空比即為增壓閥的控制參數。
更優選地，所述步驟S104包括：
判斷限壓閥的目標流量qUSV是否滿足：qUSV>0，如是，則表明本控制周期輪缸需要主動增壓，限壓閥沒有從管路到主缸的流量，此時限壓閥的目標壓差dpUSV為：
dpUSV＝dpEVcst+pmaxTar-pmc
其中dpUSV為限壓閥的目標壓差；pmaxTar為該限壓閥所在管路中較大的輪缸目標壓力；pmc為主缸壓力；dpEVcst為增壓閥的節流壓差；
判斷限壓閥的目標流量qUSV是否滿足：0>qUSV>-qrfp，其中的qrfp為回流泵本控制周期泵入限壓閥所在管路的制動液體積；若滿足則說明回流泵泵入管路的液體一部分進入輪缸另一部分經過限壓閥進入主缸，則限壓閥的目標壓差為：
dpUSV＝dpEVcst+pmaxTar-pmc-dpUSVcst
其中dpEVcst為增壓閥的節流壓差；pmaxTar為該限壓閥所在管路中較大的輪缸目標壓力；pmc為主缸壓力；dpUSVcst為限壓閥的節流壓差。
判斷限壓閥的目標流量qUSV是否滿足：qUSV<-qrfp，若滿足，則說明輪缸中的制動液經過限壓閥流入主缸；此時限壓閥的目標壓差為：
dpUSV＝pmaxTar-pmc-dpUSVcst
其中pmaxTar為該限壓閥所在管路中較大的輪缸目標壓力；pmc為主缸壓力；dpUSVcst為限壓閥的節流壓差；
根據限壓閥的目標壓差以及得到的限壓閥的目標流量，利用限壓閥模型計算限壓閥控制參數。
更優選地，所述步驟S105包括：
對於減壓閥：
首先利用伯努利方程計算減壓閥一個周期內能夠流出的制動液體積的最大值：
其中qAVmax為減壓閥在一個制動周期內能夠流出的制動液體積的最大值；dpAV為輪缸壓力與蓄能器壓力的差值；Si為i號管路的截面積；ρ為制動液的密度；Tcycle為控制周期；
減壓閥期望開啟時間為：
其中的參數tAVTar為減壓閥期望的開啟時間；qAV為減壓閥的目標流量；qAVmax為減壓閥在一個制動周期內能夠流出的制動液體積的最大值；TCycle為控制周期；
減壓閥開啟存在的延遲滿足：
tDelayAV＝c1dpAV+c2
其中tDelayAV為減壓閥開啟存在的延遲；dpAV為輪缸壓力與蓄能器壓力的差值；c1，c2為試驗測得的經驗常數。
故減壓閥的目標開度為減壓閥的目標開啟時間為RtAVTCycle，其中RtAV為減壓閥目標開度。
對於吸入閥，當輪缸主動增壓目標流量qAct>0且蓄能器液體體積小於一定的限值時說明需要從主缸泵入制動液，吸入閥通電開啟，其它情況下吸入閥斷電關閉。
更優選地，所述步驟S106包括：
根據步驟S101得到的輪缸主動增壓液量、估算程序給出的回流泵出口壓力、管路的體積變化量，計算並得到電機的目標轉速、目標電壓以及通電時間；
電機目標轉速為：
其中，nTar為電機目標轉速，單位為轉/分鐘；qAct為輪缸主動增壓液量；ΔV22為管路的體積變化量；Cqrfp為每個ECU運行的時間周期回流泵泵入管路的制動液體積；kn為速率係數，表示目標流量在kn個周期內全部泵入管路；TCycle為控制周期；
電機的目標電壓為：
UmotTar＝(nTar+kpprfp+n0)/ku
其中UmotTar為電機的目標電壓；nTar為電機目標轉速，單位為轉/分鐘；；prfp為估算程序給出的回流泵出口壓力；其中的和均為與電機和柱塞泵結構參數相關的常數；
在一個電機控制周期內0-t ms給電磁線圈通電，t-TMotCyclems給電磁線圈斷電；其中t為目標開啟時間。
由上述本發明的技術方案可以看出，本發明具有如下技術效果：
(1)硬體成本極低，只需要在控制器中增加電壓採集電路即可。其餘工作都通過編碼以軟體方式完成。
(2)可適用於多種構型的液壓制動系統，對於不同構型的制動系統只需標定相應的硬體參數並簡單修改控制算法即可，可擴展性強。
(3)算法的不確定性低，準確性高。
(4)實現了獨立於上層控制軟體的獨立的壓力控制模塊，可與多種智能底盤控制系統結合使用，作為基於制動系統的汽車底盤電控的公用模塊，降低了上層控制軟體的開發難度。
本發明可廣泛應用於基於液壓制動系統的汽車底盤電子控制系統。
附圖說明
圖1為適用於本發明的ESC系統的制動管路工作原理示意圖；
圖2為本發明中的壓力控制方法的控制流程圖；
圖3為步驟S101的計算方法；
圖4為步驟S102的計算方法；
圖5為步驟S103中增壓閥工作模式判斷的方法；
圖6為步驟S103中增壓閥控制參數的計算方法；
圖7為步驟S104的計算方法。
附圖中：
制動主缸10，電機11，回流柱塞泵12，1#單向閥131，2#單向閥132，3#單向閥133，4#單向閥134，5#單向閥135，6#單向閥136，常開限壓閥14，常閉吸入閥15，常開增壓閥16，常閉減壓閥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，制動輪缸31。
具體實施方式
為了使本領域的技術人員更好地理解本申請的技術方案，以下將結合附圖對本發明做進一步詳細說明。
在本發明的描述中，「多個」的含義是指兩個或者兩個以上，除非另有明確具體的限定。
本發明中，屬於「安裝」、「相連」、「相接」、「連接」、「固定」等應做廣義理解，例如，可以是固定連接，也可以是可拆卸連接，也可以是一體地連接，也可以是機械連接，也可以是電連接或可以相互通信，也可以是直接連接，也可以是通過中間媒介間接連接，可以是兩個元器件內部的聯通，也可以是兩個元器件的相互作用關係。對於本領域的普通技術人員而言，可以根據具體情況理解上述術語在本發明中的具體含義。
實施例：
本發明的控制方法應用於液壓制動的汽車制動系統，該汽車制動系統的結構如圖1所示，以下實施方案以這種硬體結構為例進行介紹。
該汽車制動系統包括：制動主缸10，電機11，回流柱塞泵12，1#單向閥131，2#單向閥132，3#單向閥133，4#單向閥134，5#單向閥135，6#單向閥136，常開限壓閥14，常閉吸入閥15，常開增壓閥16，常閉減壓閥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，制動輪缸31。
圖中虛線框內部的部件集成在鋁質液壓控制單元本體中，稱為液壓控制單元(HCU)。電磁閥通過電子線圈驅動，電磁線圈和電機的端子都直接焊接在電子控制單元(ECU)上。HCU主缸通過硬管組成的0#管路20連接，HCU與輪缸通過由硬管和軟管連接組成的管路24連接。
該汽車制動系統的工作原理如下：
(1)正常制動時，制動踏板被踩下，制動主缸10建立壓力。制動液經過0#管路20，常開限壓閥14和1#單向閥131，2#管路22，常開增壓閥16，4#管路24最終進入制動輪缸31，在車輪上產生制動力矩。
(2)當控制系統認為制動輪缸31的壓力過高需要降低制動輪缸31的壓力時，常閉減壓閥17通電打開，常開增壓閥16通電關閉，制動輪缸31中的制動液經過3#管路23流入蓄能器18。同時電機11通電帶動回流柱塞泵12工作，將蓄能器18中的制動液經過0#管路20泵入到制動主缸10中。
(3)當控制系統判斷需要在制動輪缸31建立壓力但制動踏板沒有踩下時，常閉吸入閥15通電打開，常開限壓閥14通電關閉或部分關閉，電機11通電並帶動回流柱塞泵12工作，制動主缸10中的制動液經過0#管路20、常閉吸入閥15、1#管路21、回流柱塞泵12、2#管路22、常開增壓閥16進入制動輪缸31實現制動動作。
(4)當控制系統判斷需要降低主動建立的制動輪缸31的壓力時，常閉吸入閥15斷電關閉，常開限壓閥14斷電打開或部分打開，制動輪缸31中的制動液經過4#管路24、常開增壓閥16和6#單向閥136、2#管路22、常開限壓閥14、0#管路20流回到制動主缸10。
基於以上的一種汽車制動系統，本發明提供一種汽車制動系統的壓力控制方法，首先在每個計算周期內從壓力估算程序中得到各段管路的估算體積和估算壓力，從上層控制程序中得到各個輪缸的目標壓力。根據目標壓力與估算壓力的偏差計算得到各個輪缸目標制動液體積與當前制動液體積的偏差。然後利用各個管路的液壓模型計算得到各閥口(包括增壓閥、減壓閥、限壓閥、吸入閥等的閥口)的目標流量。最後利用電磁閥模型和回流泵模型計算各電磁閥和電機的控制參數，並基於這些控制參數控制汽車制動系統的壓力。
下文結合附圖以一次主動增壓控制中的左前輪控制為例介紹本發明提供的一種汽車制動系統的壓力控制方法的實施流程，本例中當前四個車輪和主缸均無制動壓力，左前輪目標壓力設置為100bar，其他輪目標壓力為0，制動系統為X型布置。本發明提供的一種汽車制動系統的壓力控制方法的實施流程包括如下步驟：
步驟S101，根據輪缸目標壓力和各段管路的估算壓力計算輪缸制動液體積變化量和設置在各段管路中的增減壓閥的目標流量以及輪缸主動增壓液量。
在每個周期內，根據上層控制器給出的目標輪缸壓力和基於估算程序得到的輪缸的估算壓力和各段管路的估算壓力，計算輪缸制動液體積變化量和設置在各段管路中的增減壓閥的目標流量。具體的操作步驟如圖3所示。
首先利用輪缸的pv特性曲線根據輪缸的目標壓力p31Tar和當前估算壓力p31Est插值得到輪缸的目標制動液體積(記為V31Tar)和輪缸的當前制動液體積(記為V31Est)。二者之差即為輪缸制動液體積變化量，記為ΔV31Tar。
判斷輪缸的目標制動液體積變化量(記為ΔV31Tar)是否大於0，如果ΔV31Tar大於0說明輪缸制動液需要增加，此時增壓閥目標流量(記為qEV)為：qEV＝ΔV31Tar；否則增壓閥目標流量為0。
判斷增壓閥目標流量(記為qEV)是否大於0，當qEV≤0時，不需要電機主動增壓；當qEV>0時，需要判斷是否需要電機進行主動增壓。具體判斷是否需要電機進行主動增壓的方法如下：首先計算達到目前主缸壓力時輪缸的制動液體積將其與輪缸的目標制動液體積V31Tar進行比較，如果說明需要主動增壓，需主動增壓的制動液體積qAct通過如下公式計算得到：
其中qAct為需主動增壓的制動液體積，V31Tar為輪缸的目標制動液體積V31Tar，為達到目前主缸壓力時輪缸的制動液體積。
輪缸主動增壓液量等於主動增壓的制動液體積qAct。
本例中假設p31Est＝0，p31Tar＝100bar，V31Tar＝2930mm3，V31Est＝0，ΔV31Tar＝2930mm3，qEV＝2930mm3，此時判斷左前輪缸需要主動增壓qAct＝2930mm3。
然後計算減壓閥的制動液流量。當輪缸達到目標壓力和主缸壓力中較大者的壓力時輪缸體積為如果說明輪缸壓力降低到主缸後還需要降低才能達到目標值，此時減壓閥的制動液流量為：
其中，qAV為減壓閥的目標流量；ΔV31Dec為輪缸主動減壓體積；為輪缸體積，V31Tar為輪缸的目標制動液體積；
否則減壓閥流量qAV＝0。本例中因為所以qAV＝0。
步驟S102，根據得到的輪缸主動增壓液量、回流泵泵液量、限壓閥排液量等信息計算設置在管路中的限壓閥的目標流量。
根據限壓閥所在管路中兩個輪缸需主動增壓的制動液體積qAct之和、回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積qrfp、從限壓閥排出液體的體積qUSVDec，計算限壓閥的目標流量qUSV。限壓閥的目標流量的具體計算方法如圖4所示：
首先利用限壓閥所在的管路(如管路22)的pv特性曲線計算管路22達到輪缸壓力和主缸壓力中較大者的壓力時的體積與當前限壓閥所在的管路22估算體積V22Est的差值ΔV22即為管路22的體積變化量。
然後判斷當輪缸達到主缸壓力和目標壓力中較大者的壓力時是否需要從限壓閥排出制動液，如果輪缸壓力大於主缸壓力且需要減壓說明需要從限壓閥排出液體，那麼這部分從限壓閥排出液體的體積為：
其中qUSVDec為從限壓閥排出液體的體積；V31Est為估算的輪缸體積；為管路達到輪缸壓力和主缸壓力中較大者的壓力時的體積；
由壓力估算程序可以得到回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路(如2#管路22)的制動液體積qrfp。
最後根據限壓閥所在管路中兩個輪缸需主動增壓的制動液體積之和、回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積、從限壓閥排出液體的體積qUSVDec，得到限壓閥的目標流量為：
qUSV＝ΔV22+qActCir-qrfp-qUSVDec
其中qUSV為限壓閥的目標流量；ΔV22為當前限壓閥所在的管路的體積變化量；qActCir為限壓閥所在管路中兩個輪缸需主動增壓的制動液體積qAct之和；qrfp為回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積；qUSVDec為從限壓閥排出液體的體積。
本例中ΔV22＝80mm3，由於輪缸當前需要增壓，所以qUSVDec＝0。由於電機此時還沒有通電，所以qrfp＝0，qUSV＝3010mm3。
步驟S103，根據輪缸的目標壓力、主缸壓力、當前制動管路中的最大壓力等信息計算增壓閥的控制參數，即增壓閥的佔空比。
根據輪缸目標壓力、主缸壓力、當前制動管路中的最大壓力之間的大小關係判斷增壓閥是否需要PWM控制，如果需要，根據步驟S101中計算的輪缸體積目標變化量ΔV31Tar以及增壓閥兩端壓差計算增壓閥的目標佔空比。
增壓閥參數的具體計算方法如圖5和圖6所示。首先按照圖5中的步驟確定增壓閥的控制狀態。
如果輪缸目標壓力等於0，那麼說明需要關閉增壓閥，此時增壓閥的PWM佔空比DtEV＝100％；如果輪缸目標壓力大於0，則繼續判斷輪缸目標壓力與主缸壓力的關係。
如果輪缸目標壓力小於主缸壓力，那麼需要使用圖6所示的方法計算增壓閥的佔空比；如果輪缸目標壓力大於主缸壓力，需要判斷輪缸目標壓力是否大於當前制動管路中的最大壓力；如果是，那麼增壓閥在本控制周期全開，增壓閥的PWM佔空比DtEV＝0；如果不是，那麼繼續判斷，如果輪缸目標壓力大於通路另一輪的目標壓力即p31Tar＝pmaxTar，且輪缸壓力等於管路中的最大壓力那麼說明增壓閥需要全開，增壓閥的PWM佔空比DtEV＝0；如果以上兩種情況都不滿足說明增壓閥需要被控制在某個開度，按照圖6所示的方法計算增壓閥的佔空比。本例中輪缸目標壓力大於當前管路中的最大壓力所以增壓閥本控制周期全開，PWM佔空比DtEV為0。
圖6所示的方法為已知增壓閥的目標流量和兩端壓差的情況下計算增壓閥的控制參數的方法。根據當前增壓閥兩端的壓差，可以利用伯努利方程計算出當增壓閥全開時本控制周期可以通過增壓閥的最大流量，為：
其中，qEVmax為當增壓閥全開時本控制周期可以通過增壓閥的最大流量；Si為i號管路的截面積，ρ為制動液密度，dpEV為增壓閥兩端壓差；Tcycle為控制周期，本例中Tcycle＝10ms。
利用本控制周期可以通過增壓閥的最大流量qEVmax，確定本控制周期增壓閥的目標等效開啟時間tEVTar為：
其中tEVTar為本控制周期增壓閥的目標等效開啟時間；qEVmax為本控制周期可以通過增壓閥的最大流量；ΔV31Tar為輪缸制動液體積變化量；Tcycle為控制周期。
由於增壓閥的關閉存在一定的延遲，該延遲時間與增壓閥兩側的壓差由關，可近似認為延遲時間與壓差的倒數呈線性關係，即：
其中tDelayEV參數表示增壓閥的關閉的延遲時間；c1，c2為試驗測得的經驗常數。
故增壓閥的等效開度為：
其中tEVTar表示本控制周期增壓閥的目標等效開啟時間；tDelayEV參數表示增壓閥的關閉的延遲時間；Tcycle為控制周期。
通過試驗分析可以得到增壓閥的等效開度是增壓閥PWM佔空比和兩側壓差的函數，三者的關係可以描述為：
DtEV＝k1(dpEV)-k2(dpEV)RtEV
其中DtEV為增壓閥的佔空比，可由控制器主晶片直接輸出到電磁閥控制線圈；k1，k2分別為與增壓閥兩側壓差有關的係數。
通過上述步驟S103，可以得到增壓閥的控制參數，即增壓閥PWM佔空比。
步驟S104，根據得到的限壓閥的目標流量、輪缸目標壓力、主缸壓力等信息計算限壓閥控制參數，即限壓閥控制需要的PWM佔空比。
根據步驟S102得到的限壓閥的目標流量以及輪缸目標壓力、主缸壓力、計算限壓閥控制參數，即限壓閥控制需要的PWM佔空比。具體方法如圖7所示：
如果限壓閥的目標流量qUSV>0，說明本控制周期輪缸需要主動增壓，限壓閥沒有從管路22到主缸的流量。此時限壓閥的目標壓差為：
dpUSV＝dpEVcst+pmaxTar-pmc
其中dpUSV為限壓閥的目標壓差；pmaxTar為該限壓閥所在管路中較大的輪缸目標壓力；pmc為主缸壓力；dpEVcst為增壓閥的節流壓差，其通過如下公式計算得到：
dpEVcst＝kEVcst(qrfp/tEV)2
其中kEVcst為節流阻力係數，與閥體結構有關，其數值可以通過試驗獲得；tEV為增壓閥目標開啟時間；qrfp為回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積；
如果0>qUSV>-qrfp(qUSV表示限壓閥的目標流量；qrfp為回流泵本控制周期泵入限壓閥所在的管路的制動液體積)，說明回流泵泵入管路的液體一部分進入輪缸另一部分經過限壓閥進入主缸。此時，限壓閥的目標壓差為：
dpUSV＝dpEVcst+pmaxTar-pmc-dpUSVcst
其中dpEVcst為增壓閥的節流壓差；pmaxTar為該限壓閥所在管路中較大的輪缸目標壓力；pmc為主缸壓力；dpUSVcst為限壓閥的節流壓差。
如果qUSV0，dpEVcst＝0，dpUSV＝100bar。
得到限壓閥的目標壓差之後利用限壓閥模型計算限壓閥控制參數。首先通過試驗獲得：
1)在限壓閥流量剛好為0時限壓閥PWM佔空比與限壓閥兩端壓差的關係，滿足：
dpUSVs＝fs(DtUSV)
2)在回流泵全速運轉時，限壓閥流量為qUSVmax，此時限壓閥PWM佔空比與限壓閥兩端壓差的關係，滿足：
dpUSVmax＝fmax(DtUSV)
在當前周期根據限壓閥目標壓差可以得到限壓閥流量為0時需要的PWM佔空比：
DtUSVs＝fs-1(dpUSV)
在回流泵全速運轉時需要的PWM佔空比為：
DtUSVmax＝fmax-1(dpUSV)
然後用當前周期的限壓閥目標流量計算最終輸出的限壓閥PWM佔空比
本例中0流量需要的PWM佔空比DtUSVs為38.9％，回流泵全速運轉時需要的PWM佔空比DtUSVmax為29.9％。因為qUSV>0，所以實際上沒有制動液從管路22經過限壓閥流入主缸，DtUSV＝DtUSVs＝38.9％。
步驟S105，根據得到的減壓閥目標流量和主動增壓液量以及減壓閥兩側壓差等信息計算吸入閥和減壓閥的控制參數。
根據S101得到的減壓閥目標流量qAV和輪缸主動增壓液量計算減壓閥和吸入閥的控制參數。
減壓閥和吸入閥均為常閉閥，由於其結構特性以及功能需求的特點，一般不採用高頻PWM方法控制而採用高速開關控制方法，即如果目標開啟時間為t，則在一個周期內0-t ms給電磁線圈通電，t-TCyclems給電磁線圈斷電。
對於減壓閥：
首先利用伯努利方程計算減壓閥一個周期內能夠流出的制動液體積的最大值：
其中dpAV為輪缸壓力與蓄能器壓力的差值。
減壓閥期望開啟時間為：
因為減壓閥開啟存在延遲，該延遲時間與增壓閥類似，滿足：
tDelayAV＝c1dpAV+c2
其中c1，c2為試驗測得的經驗常數。
故減壓閥的目標開度為減壓閥的目標開啟時間為RtAVTCycle。本例中減壓閥目標流量為0，故減壓閥目標開啟時間也為0。
對於吸入閥，其流量由電機、回流泵和限壓閥的控制參數已經可以確定，故不需要精確的PWM控制，當輪缸主動增壓目標流量qAct>0且蓄能器液體體積小於一定的限值時說明需要從主缸泵入制動液，吸入閥通電開啟，其他情況下吸入閥斷電關閉。本例中qAct>0，輪缸需要主動增壓，故吸入閥當前周期開啟。
步驟S106，根據得到的輪缸主動增壓液量、泵出口壓力、管路液量變化量等信息計算電機控制參數，包括電機的目標轉速、目標電壓和通電時間。
根據步驟S101得到的主動增壓液量qAct，估算程序給出的回流泵的泵出口壓力prfp，ΔV22為當前限壓閥所在的管路(如2#管路22)的體積變化量，計算並得到電機的目標轉速、目標電壓以及通電時間。
目前常用的ESC電機為永磁直流電機，電壓平衡方程為：
Umot＝Ea+IaRa
其中Umot為電機驅動電壓，由採集電路測得並經過濾波處理；Ea為反電動勢；Ia為電樞電流；Ra為電樞電阻。反電動勢Ea＝CeΦn，其中為電動勢常數，p為極對數，N為電樞繞組總導體數，a為電樞繞組支路對數；Φ為磁通量，n為電機轉速。
電機扭矩平衡方程為：
T＝CTΦIa-T0
其中T為輸出扭矩，為轉矩常數，T0為無輸出時的阻力轉矩。
由此得到電機驅動電壓、輸出轉矩和轉速的關係為：
其中的參數與上述相應的參數的含義相同，這裡不再詳細描述。
電機利用同軸的偏心輪直接驅動柱塞泵，輸出扭矩與柱塞泵的出口液壓呈近似線性關係T＝kptprfp，故電機的轉速估算模型可以表示為：
n＝kuUmot-kpprfp-n0
其中均為與電機和柱塞泵結構參數相關的常數。其餘參數與上述相關參數的含義相同，這裡不再詳細描述。
回流泵的機械結構決定了回流泵的泵液量與電機轉速呈線性關係，即：
qrfp＝nCqrfpTcycle/60000
其中Cqrfp為每個周期(ECU運行的時間周期)回流泵泵入管路的制動液體積，qrfp為一個ECU控制周期內回流泵泵入管路的制動液的體積，n為電機轉速，單位為轉/分鐘。所以電機目標轉速為：
其中，nTar為電機目標轉速，單位為轉/分鐘；qAct為輪缸主動增壓液量；ΔV22為管路的體積變化量；Cqrfp為每個ECU運行的時間周期回流泵泵入管路的制動液體積；kn為速率係數，表示目標流量在kn個周期內全部泵入管路；TCycle為控制周期；
從而得到電機的目標電壓為：
UmotTar＝(nTar+kpprfp+n0)/ku
其中UmotTar為電機的目標電壓；nTar為電機目標轉速，單位為轉/分鐘；；prfp為估算程序給出的回流泵出口壓力；其中的和均為與電機和柱塞泵結構參數相關的常數；
選取較大的kn將會形成較慢的增壓速率和較低的噪音，通常kn選取在3～110之間，較大的轉速對應較大的kn，轉速與kn的對應關係一般根據對噪音的要求試驗得到。
電機的控制採用低頻的開關控制方法，即如果目標開啟時間為t，則在一個電機控制周期內0-t ms給電磁線圈通電，t-TMotCyclems給電磁線圈斷電。
本例中TMotCycle＝50ms。電機持續通電時驅動電壓為UmotMax＝12V，故電機的目標通電時間設置為本例中當前周期qAct＝2930mm3，ΔV22＝80mm3，Cqrfp＝60mm3，kn＝105，nTar＝2867rpm。kp＝7，n0＝200，ku＝350，prfp＝0，電機的目標電壓UmotTar＝8.8V，電機的目標通電時間為tMotTar＝37ms。
步驟S107，利用所述增壓閥的控制參數、限壓閥控制參數、吸入閥和減壓閥的控制參數和電機控制參數，對汽車制動系統的壓力進行控制。
經過上述步驟S101至步驟S106的過程計算出增壓閥的控制參數、限壓閥控制參數、吸入閥和減壓閥的控制參數和電機控制參數後，利用這參數控制相關的增壓閥、限壓閥、吸入閥、減壓閥和電機，實現對整個汽車制動系統壓力的控制。
雖然本發明已以較佳實施例公開如上，但實施例並不限定本發明。在不脫離本發明之精神和範圍內，所做的任何等效變化或潤飾，同樣屬於本發明之保護範圍。因此本發明的保護範圍應當以本申請的權利要求所界定的內容為標準。