汽車電子液壓主動制動系統和控制算法

王陸林，劉貴如

（1.奇瑞汽車股份有限公司 前瞻技術研究院，安徽，蕪湖 241006；2.安徽工程大學 計算機與信息學院，安徽，蕪湖 241000）

隨著車輛先進駕駛輔助系統和智能車技術的快速發展，對制動系統提出了新的需求，如自適應巡航系統、自動啟停系統、自動緊急制動以及智能駕駛系統均需要主動制動。目前針對主動制動系統的研發主要分為兩大類：第一類基于傳統真空助力器的改進，模擬人工制動過程，實現主動制動。具有代表性的有集成式電子真空助力器，王建強等對原真空助力器進行了改進，增加了電磁鐵和套管對真空閥和大氣閥進行控制，實現主動助力制動[1-4]。李文惠等[5]采用兩位三通電磁閥間接控制真空腔、工作腔和大氣之間的通斷，實現主動助力制動。第二類是不借助于原車助力器，通過另外增加主動增壓裝置實現主動制動。主動增壓裝置的實現方式主要包括兩種：第一種是電子液壓增壓，通過在制動主缸與ABS或ESP雙輸入管路上串聯或者并聯增壓裝置，原液壓制動系統仍然保留，在主動制動系統失效的情況下，仍然能夠實施人工制動。這種方式采用了較成熟的電子液壓控制，可以實現壓力的精確調節，可靠性高，但是保壓時需要給相關電磁閥通電，文獻[6]～[17]分別給出了典型的實現方案。第二種方式是電子機械增壓裝置，直接作用于液壓主缸或者輪缸，文獻[18]～[23]分別給出了典型的實現方案，該類方案由于電子機械增壓裝置實現精確控制難度大、可靠性差、成本高，還可能存在結構鎖死失效的問題，保壓時也需要給電機通電。以上兩種主動制動方案由于電磁閥或者電機長時間持續工作發熱，容易燒壞，所以無法實現長時間持續制動和保壓來滿足極端工況下的持續制動和電子駐車制動需求。

此外，在制動控制算法方面，制動力控制大多數采用壓力閉環反饋，控制過程復雜[9-12]。在制動避撞過程中，均采用安全距離模型估計制動干預距離并實施制動[11]。在實際車輛運行工況下，由于行駛路面以及車輛制動系統性能方面的差異，導致最小安全跟車距離有時偏大或者偏小，既無法保證行車安全性，也不利于提高道路行車效率。

本文僅針對目前電子液壓主動制動方案以及控制算法存在的不足，提出了改進的電子液壓主動制動系統和控制算法，保留了原車雙管路安全設計，將原常開減壓閥替換為常閉減壓閥，同時增加了自鎖電磁閥，實現了任意時間保壓。控制算法部分引入了預制動，結合雙路增壓和高壓儲能器，縮短了系統建壓和減速度響應時間，通過基于距離和減速度的雙閉環最小安全跟車距離控制算法，保證了制動的平順性、行車安全性以及道路行車效率。

1 典型的電子液壓主動制動系統

在原車液壓制動主缸和ABS或ESP之間連接的雙路液壓管路上增加梭閥，同時并聯一路或者兩路液壓增壓裝置實現主動制動，該方案通過梭閥能夠實現在人工制動和主動制動模式之間自動切換。當工作在主動制動模式時，梭閥在主動增壓管路的壓力下滑向原車制動主缸管路端，常閉增壓閥和常開減壓閥與原車ABS或ESP的雙輸入管路通過梭閥進行連接[6]。當工作在人工制動模式時，梭閥在制動主缸液壓的壓力下滑向主動增壓管路端，制動主缸和原車ABS或ESP雙輸入管路連通，子缸中的油液在人工和真空助力的作用下直接進入ABS或ESP管路，實現人工制動。文獻[6]～[7]采用的就是這種方案，其典型結構及原理如圖1所示，保留了原液壓制動系統ABS/ESC功能，只需開發主動增壓和壓力調節部分，工程化應用開發難度低。液壓增壓部分由直流無刷電機驅動液壓油泵將制動液從主缸（或者油箱）泵到高壓儲能器中，中間連接的單向閥用于防止油液回流。為了縮短制動響應時間，系統需要預建壓，保證儲能器內液壓保持一定的壓力，液壓壓力傳感器用于液壓力反饋，同時溢流閥也能夠將液壓力控制在一定范圍內，防止過壓損壞或者壓力過大導致油液泄露[7]。壓力調節部分主要由兩個高速開關閥組成，增壓閥為常閉高速開關閥，減壓閥為常開高速開關閥，增壓閥連接壓力源（高壓儲能器）和壓力輸出管路，減壓閥連接壓力輸出管路和油箱。增壓和減壓閥通過PWM進行控制，通過調節PWM的占空比調節閥門的開啟時間[8]。當需要增壓時，增加增壓閥的開啟時間；當需要減壓時，增加減壓閥的開啟時間。通過控制增壓閥和減壓閥的開啟時間就可以實現對輸出壓力的調節和控制。

圖1 典型電子液壓主動制動系統結構

當主動制動處于增壓階段時，常閉增壓閥開啟，常開減壓閥關閉，液壓泵產生的壓力源經過增壓閥進入ABS或ESP雙路輸入管實現增壓。當主動制動處于減壓階段時，常閉增壓閥關閉，常開減壓閥開啟，使管路油液可以通過減壓常開閥回流到主缸進行減壓，減壓過程中可以通過調節控制常開閥的PWM占空比調節常開閥的開啟時間。當需要保壓時，常閉增壓閥關閉，常開減壓閥關閉[9-10]，兩路常開閥關閉實現管路壓力保持。

該方案面向從事ADAS系統和智能車研發的科研機構和整車企業以及IT企業，在不具備ABS或ESP開發能力或者不計劃投入資金重新開發制動系統的情況下，保留原車ABS或ESP系統，在制動主缸和ABS或ESP之間的雙輸入管路上并聯或者串聯電子液壓增壓裝置，實現線控電液主動制動，是一種最佳實現方案。可以提供主動制動和人工制動兩種模式，但是也存在以下缺點：（1）ABS/ESP雙管路共用一路增壓管路即一個增壓閥，會導致管路建壓和減壓時間延長，同時也破壞了主動制動時兩路管路的獨立安全設計。（2）梭閥存在漏油或者減壓時滾珠位置無法預測的風險。（3）減壓閥采用常開閥雖然能夠保證制動結束后，制動輪缸液壓力完全釋放以及人工制動的有效性，但是在主動制動模式下，需要給常開減壓閥通電才能保壓，如果需要長時間保壓將會導致電磁閥過熱燒壞，無法滿足極端工況下的長時間制動需求。

2 改進的電子液壓主動制動系統

在目前的并聯式電子液壓主動制動系統（圖1）的基礎上，提出了一種改進的電子液壓主動制動實現方案。

本方案的系統結構及工作原理如圖2所示。

圖2 改進的電子液壓主動制動系統結構

針對圖1所示的方案存在的問題，進行了以下改進：（1）為了保留原車ABS或ESP雙路獨立的安全設計，另外增加了雙路常閉高速開關增壓閥和雙路常閉高速開關減壓閥，保證了ABS或ESP雙路輸入管路的獨立性，同時也縮短了管路建壓時間。為了進一步縮短建壓時間，保留了高壓儲能器。（2）取消了梭閥，在主動制動失效或者人工制動時，可以通過增加的兩路常閉減壓閥通電開啟以及將增加的自鎖電磁閥開啟，保證主缸和ABS或ESP雙輸入管路的暢通，克服了采用梭閥帶來的風險。（3）將常開減壓閥替換為常閉減壓閥，這樣當主動制動系統需要長時間保壓時（常閉增壓閥關閉），可以通過給常閉減壓閥斷電實現任意長時間保壓，克服了圖1所示的典型方案中常開減壓閥需要上電保壓，持續時間較短的問題。但是本方案采用常閉減壓閥導致了兩個新的問題：（1）制動結束后，主缸制動液壓力無法完全釋放。（2）人工制動模式下，主缸和ABS或ESP之間兩輸入管路由于常閉減壓閥無法長時間通電保持導通，所以無法實現人工制動。通過給兩個常閉減壓閥分別并聯一個帶自鎖功能的電磁閥（下文簡稱自鎖電磁閥），該自鎖電磁閥能夠在掉電情況下保持開啟，主缸和ABS或ESP之間雙輸入管路導通，從而保證主缸液壓壓力完全釋放和人工制動的有效性，解決了以上兩個問題。

自鎖電磁閥在常閉閥的基礎上增加了電控自鎖機構，其工作狀態及原理如圖3所示。

自鎖電磁閥的開啟過程為：給自鎖機構線圈通電，在磁力的吸合下，磁芯處于吸起狀態，自鎖機構解鎖，然后給電磁閥通電并保持短時開啟狀態（開啟時間小于100 ms），如圖3a所示。然后給自鎖機構線圈掉電，磁芯在彈簧力的作用下處于自鎖狀態后，再給電磁閥掉電，由于自鎖機構的限位作用，閥芯在電磁閥線圈掉電的情況下也無法在電磁閥復位彈簧的作用下復位，即在掉電的情況下，仍然能夠保持閥門處于開啟狀態，如圖3b所示。

自鎖電磁閥的關閉過程為：先給電磁閥線圈通電，使閥芯被吸合，保證自鎖機構的磁芯銷和閥芯之間無摩擦，然后再給自鎖機構線圈通電，自鎖機構處于解鎖狀態，如圖3a所示。電磁閥線圈掉電，閥芯在電磁閥復位彈簧的作用下自動復位到關閉狀態，如圖3c所示。然后自鎖機構線圈掉電，如圖3d所示。

圖3 自鎖電磁閥的4種工作狀態

當系統進入主動制動模式時，兩個常閉高速開關增壓閥開啟，兩個常閉高速開關減壓閥和自鎖電磁閥均關閉。高壓儲能器的高壓油液瞬間通過增壓閥進入ABS或ESP雙輸入管路，產生制動力。當在主動制動過程中，本系統接收到上層控制算法發出的人工制動請求或者捕獲到人工踩踏了制動踏板時，系統自動從主動制動模式切換到人工制動模式。切換過程為：兩個常閉高速開關增壓閥和減壓閥均關閉，自鎖電磁閥開啟，制動主缸和ABS或ESP雙路輸入管路連通，子缸中的油液在人工和真空助力的作用下直接進入ABS或ESP管路，實現人工制動。

當主動制動失效的情況下，系統可以通過兩種冗余的方式自動切換到人工制動模式：（1）將常閉減壓閥通電開啟（人工制動在設定時間內有效）。（2）將并聯的兩個自鎖電磁閥開啟（人工制動持續有效）。兩種冗余方案均能夠保證在主動制動失效的情況下，人工制動的有效性。

本方案沒有將常開增壓閥直接替換為自鎖電磁閥，避免了自鎖機構線圈在自鎖電磁閥高速開關工作過程中持續通電可能燒壞而帶來的風險。

自鎖電磁閥目前也有成熟產品，如果性價比高，且能滿足本方案的需求，可以直接采用，本文只給出了一種原理示意圖。電磁鐵的控制也比較簡單，只有兩種狀態，置位和復位，只需要配合電磁閥實現自鎖保持即可。此外，鑒于該方案具有掉電制動保壓功能，所以該方案還可以實現電子駐車功能，包括坡道起步輔助以及自動駐車。

3 儲能器建壓和主動制動控制算法

針對目前電子液壓主動制動系統控制算法自身以及在工程應用中存在的不足，提出了系統高壓儲能器建壓控制算法和系統應用中實施主動制動的控制算法，并進行了實際應用測試和驗證。

3.1 儲能器建壓控制算法

本系統采用儲能器提前建壓，縮短了系統建壓時間。當需要制動時，儲存的能量迅速釋放，瞬間產生制動力[9]。目前大多數主動制動系統，儲能器的建壓采用純液壓壓力閉環進行建壓控制[24]。該方法雖然能夠準確控制目標壓力值，但是控制過程復雜，再加上液壓力平衡的滯后性和不穩定性，導致調壓周期長，容易出現振蕩[25]，實時性差，尤其在需要持續制動的應用場景中，無法及時迅速地補給儲蓄的液壓能量，導致制動系統響應時間較長。針對當前控制算法的不足，以及高壓儲能器并非目標壓力，控制在一定范圍內，不需要特別精確的特性，提出了目標壓力預估和壓力反饋相結合的儲能器建壓控制算法。目標液壓壓力預估方法包括持續工作時間估計法和液壓泵電機旋轉圈數估計法。根據估計參數控制電機，使高壓儲能器內液壓壓力達到預設的目標工作壓力，在控制過程中，通過液壓壓力傳感器實時反饋并監控建壓情況，接近目標壓力區域時，停止建壓。假設V為儲能器的工作容積，能夠滿足一次制動所需要的制動液容積；Q為液壓泵單位時間內的工作流量，則液壓泵電機持續工作時間t的計算公式為[12]：

其中V和Q的計算公式為[12]：

式中：V0為儲能器的公稱容積；P1為充氣壓力；P2為儲能器最低工作壓力；P3為儲能器最高工作壓力；n為恒溫指數；Pm為泵電機的額定功率；ηm為泵電機的效率；ηh為液壓泵的效率；Po為目標管路壓力。

假設D為液壓泵的排量，rm為泵電機的平均轉速，則t還可以通過以下公式計算：

通過式（1）或式（4）可以大致估計得到液壓泵持續工作時間，通過控制電機的持續工作時間，并根據儲能器液壓力傳感器的實時反饋，進行液壓力控制，控制模型如圖4所示，其中P為壓力反饋值。

圖4 基于電機工作時間的儲能器建壓控制模型

假設nm為電機持續工作時間內的轉動圈數，則nm的計算公式為：

通過式（5）可以計算出電機轉動圈數，并通過電機編碼器進行計數，控制儲能器的目標壓力，同時根據儲能器液壓力傳感器實時反饋值P進行液壓力控制[13]，控制模型如圖5所示。

圖5 基于電機轉動圈數的儲能器建壓控制模型

儲能器建壓控制流程如圖6所示，S為設定的壓力狀態改變門限值。

當反饋壓力大于目標壓力或者差值小于S時，狀態保持，否則進入建壓狀態[14]。

圖6 儲能器建壓控制算法流程圖

3.2 主動制動控制算法

目前大多數的主動制動系統控制算法僅包括管路液壓壓力控制算法，即根據上層控制算法提出的目標液壓壓力進行壓力閉環控制，與上層控制算法如避撞算法沒有更多的交互，彼此隔離。壓力閉環控制導致壓力控制過程復雜，響應時間長，所以在實際應用過程中很難得到很好的減速避撞效果。

針對制動管路液壓壓力控制，普遍通過控制增壓和減壓高速開關電磁閥的開啟時間，進而控制進入和流出雙管路的制動液流量，達到調節管路壓力的目的。采用簡單的開關控制無法精確控制流量，目前普遍采用PWM信號進行控制，PWM高電平將電磁閥開啟，制動液在壓力差的作用下進入主缸，PWM低電平間隙，主缸中的制動液壓力會達到穩定狀態。然后通過在液壓主缸或者輪缸上增壓的液壓力傳感器進行壓力反饋，由于油液具有彈性和滯后性，壓力PID閉環控制很容易形成振蕩[11]，所以液壓壓力閉環控制過程復雜而不實用，并且響應慢。駕駛員在實際制動過程中并不關注主缸或管路液壓壓力，而是通過控制車輛的制動減速度和目測與前方障礙物的相對距離，不斷調節踩踏制動踏板的力，控制車輛的制動減速度，從而實現最小跟車距離的控制。本文借鑒以上人工制動過程，將制動力控制過程與避撞或跟車控制過程相結合，提出了基于減速度和最小跟車距離的雙閉環制動控制算法。

假設Dr和vr分別為根據雷達和視覺檢測前方障礙物的相對距離（單位為m）和相對速度（單位為m/s）；ab_o和ta_o分別為本車（目標）制動減速度（單位為m/s2）和響應時間（單位為s）；ab_o為本車制動時與前車安全距離實時估計值，m；vb為本車實時車速，m/s；ab為本車制動減速度實時反饋值，m/s2；PWM1為控制電磁閥開啟時間的占空比；PWM2為控制泵電機運行時間的占空比，則雙閉環制動控制模型如圖7所示。

圖7 基于距離和減速度的雙閉環制動控制模型

雙閉環外環控制實現最小安全跟車距離的閉環控制，其控制算法運行流程如圖8所示。

圖8 最小安全跟車距離閉環控制算法流程

假設d為本車和前車最小安全跟車距離，m。根據vr、vb和ab實時估計D，根據Dr與D的偏差，不斷調整ab_o，實現最小安全跟車距離的精確控制。

前車靜止工況下本車與前車最小安全跟車距離D的估計公式為：

前車減速行駛工況下本車與前車最小安全跟車距離D的估計公式為：式中：t為雷達和視覺傳感器檢測周期，s；vf為前車車速，m/s；af為前車制動減速度，m/s2。式（6）和式（7）中相關參數初始值的確定：ab，af取值范圍為3.0～9.6 m/s2，轎車的制動減速度典型值為5.6 m/s2；卡車的制動減速度典型值為3.6 m/s2，d的取值范圍為1～2 m。af無法準確測量也無法控制，可以根據視覺感知系統進行初步判斷后預設初值。ab可測量，本文提出的控制方法主要通過動態調節ab實現最小安全跟車距離d的精確控制。

雙閉環內環控制算法實現制動減速度閉環控制，其控制算法運行流程如圖9所示。

圖9 制動減速度閉環控制算法流程

系統上電后，首先執行主動增壓，通過液壓傳感器壓力反饋值進行故障自檢，然后通過捕獲制動踏板位移或者開關信號判斷是否進行了人工制動干預，如果人工干預，則進入人工制動模式。否則循環等待直到上層發出主動制動請求，系統進入主動制動模式，根據上層感知系統和控制策略算法需要的目標制動減速度ab_o和響應時間ta_o進行減速度的PID閉環控制，根據ab與ab_o的偏差以及響應時間ta，不斷調整控制電磁閥和電機的PWM1和PWM2，調整電磁閥的開啟時間和電機的轉速/輸出轉矩，調整雙管路液壓壓力，實現減速度ab的精確控制。內環和外環控制算法可以集成在制動系統軟硬件平臺上運行，也可以分開在不同的平臺上運行，之間通過CAN或者其它通信方式進行實時交互。

本文將應用系統上層控制算法和本制動系統控制算法相結合，通過最直接的減速度和最小安全跟車距離的閉環控制進行集成融合，既取代了復雜的制動管路液壓壓力閉環控制，降低了控制的復雜度，縮短了響應時間，也保證了制動的平順性和舒適性。同時，通過實時調節本車制動減速度，控制與前車的最小安全跟車距離，克服了行駛路況以及制動系統性能差異導致制動干預距離估計偏大或偏小的問題，實現了最小跟車安全距離的精確控制，既保證了行車安全性，也提高了道路行車效率。

4 驗證與結果分析

對本系統儲能器建壓時間、儲能器補能時間、液壓管路建壓時間和壓力控制精度進行了臺架測試。對制動減速度響應時間以及控制精度在干燥的一般瀝青路面上進行了實際動態測試。

4.1 液壓建壓時間測試與分析

本系統儲能器的工作容積V為100 ml（物理容積為30 ml），最高壓力20 MPa，液壓泵單位時間內的工作流量Q為500 ml/s。為了避免電流過大，采用了48 V直流電機，功率為150 W，實驗室臺架測試結果如圖10所示。

圖10 儲能器建壓時間響應曲線

儲能器從0 MPa建壓到10 MPa和16 MPa的響應時間為520 ms和837 ms，控制精度±0.15 MPa，壓力控制比較平穩。儲能器初始建壓時間雖然較長，但是可以通過提前建壓完成，不影響制動系統響應時間。在實際工程應用過程中，影響系統響應時間的是儲能器能量補充所需時間，設定儲能器壓力范圍為14～16 MPa，當壓力小于14 MPa時，立即補充。14 MPa到16 MPa的建壓時間為106 ms，測試結果如圖11所示。補能時間小于液壓管路10 MPa的建壓時間170 ms（見4.2節），可以滿足制動過程中及時補能的時間響應要求，不影響系統持續制動。

圖11 儲能器補能時間響應曲線

4.2 制動性能及響應時間測試與分析

本系統采用壓力反饋的儲能器壓力閉環建壓方式進行建壓，在實施主動制動時，高壓儲能器可以大大縮短建壓時間。但是在實時制動過程中，如果仍然采用液壓力閉環控制，則本系統需要不斷根據上層控制算法提出的目標壓力進行PID閉環調節，液壓力的滯后性與壓力傳感器反饋值的誤差和不穩定性會導致壓力調節易出現振蕩，調節過程復雜，并且耗時較長。本文根據實際工程需要，提出了基于車距和減速度雙閉環控制的最小安全跟車距離控制算法，和上層控制算法之間通過目標減速度和響應時間進行交互。本系統結合前方障礙物檢測雷達傳感器和視覺傳感器，在進行預警干預時，提前實施預制動，同時結合高壓儲能器，大大縮短了制動管路壓力。假設測試臺架管路壓力用Pg表示（測試臺架為了測試管路10 MPa的建壓時間，加裝了壓力傳感器），臺架測試結果如圖12所示，達到10 MPa制動管路壓力的響應時間約170 ms，能夠滿足緊急制動要求。

圖12 制動管路建壓時間響應曲線

本系統在實際裝車和工程應用時，取消管路液壓壓力傳感器，采用更直接的制動減速度閉環控制取代復雜的管路液壓壓力閉環控制。在干燥的一般瀝青路面上對本制動系統及其控制算法進行了實車動態測試，結果如圖13所示。

達到9 m/s2的制動減速度響應時間為180 ms，與目前無高壓儲能器和預制動的系統或者通過增壓系統直接增壓的響應時間相比，縮短了約340 ms，減速度調節精度為±0.1 m/s2，減速度調節響應時間為25 ms，減速度上升過程比較平穩，響應快，能達到較穩定的最大減速度，制動過程中本車制動減速度時間響應曲線如圖13a所示。在車輛制動減速過程中，車速呈線性下降，制動平順性和舒適性較好，本車車速變化曲線如圖13b所示。

圖13 本車制動減速度時間響應和車速變化曲線

4.3 制動控制算法應用測試與分析

根據本文提出的基于雙閉環的最小安全跟車距離控制算法，開發的智能自動跟車系統，在前車靜止和減速運行工況下進行了實際場景測試。兼顧行車安全和道路行車效率，在實際應用中，最小安全跟車距離d的理想值為1～2 m內。當兩車距離由遠而近時，距離越近，相對車速越小，最小安全跟車距離越容易控制。

本系統通過視覺和雷達系統實時檢測本車和前車的相對距離Dr，并實時調整本車的目標制動減速度ab_o，保證了本車車速vb為0時，和前車的最小安全跟車距離d保持在1～2 m范圍內。為了確保測試的安全性，在測試時將式（7）和式（8）中的d值設定為6～7 m，測量的d值減去5 m作為實際控制的最小安全跟車距離，本車與前車的最小安全跟車距離采用激光測距儀進行實時跟蹤測量。

4.3.1 前車靜止工況下的測試與分析

在前車靜止工況下，本自主跟車系統在多次接近前方靜止車輛的過程中，記錄了20次（每個初始車速測試4次）最小安全跟車距離d，測試數據見表1。由表1可知，最小安全跟車距離控制精度高，具有很好的魯棒性，不依賴于初始車速，最小安全跟車距離的控制不受初始車速的影響，克服了本車在不同車速下，最小安全跟車距離偏大或者偏小的問題。

表1 前車靜止工況下最小安全跟車距離實測結果

4.3.2 前車減速運行工況下的測試與分析

在前車減速運行工況下，本自主跟車系統在多次接近前方減速車輛的過程中，記錄了20次（每對初始車速測試4次）最小安全跟車距離d，測試數據見表2。前車在減速運行工況下，由于采用了最小安全跟車距離的閉環控制，所以克服了安全距離估算時前車制動減速度無法預知所帶來的問題。由表2可知，在本車和前方車輛均處于減速運行工況下，本車和前車相對速度小于等于0時，最小安全跟車距離均保持在1～2 m范圍內，表現出了較穩定的控制效果。克服了本車和前車在不同初始車速下，最小安全跟車距離偏大或偏小的問題。利用常閉減壓閥的掉電關閉功能，實現了不限時長時間保壓功能，滿足了長時間制動和自動駐車需求，解決了車輛無電子駐車制動無法實現自動駐車的問題。

表2 前車運行工況下最小安全跟車距離實測結果

本研究將主動制動系統和最小安全跟車距離閉環控制相結合，不僅保證了行車安全，提高了道路行車效率，同時也降低了制動系統控制的難度，車輛制動減速過程中，表現出了較好的平順性和舒適性，具有很好的實用性。

5 結論

（1）本文將常用的常開減壓閥替換為常閉減壓閥，并引入了自鎖電磁閥，實現了掉電任意長時間的壓力保持和電子駐車，并且可以在主動制動和人工制動模式間自由切換。

（2）采用高壓儲能器、雙路增壓以及預制動，大大縮短了系統制動響應時間，雙管路上10 MPa的建壓時間僅為170 ms，解決了目前電子液壓主動制動系統響應慢（約500 ms）的問題。

（3）針對實際工程應用，提出了基于距離和減速度雙閉環控制的制動控制算法，與目前常采用的液壓壓力閉環控制算法相比，運行效率更高，響應更快。在干燥瀝青路面上，9 m/s2減速度響應時間僅為180 ms，在保證制動平順性的同時，還有效提高了車輛行駛安全性和道路行車效率。