汽车集成控制策略研究

车辆运动轨迹和横摆角来衡量车辆稳定性控制的 效果。 以下仿真曲线图中，横轴为纵向位移（ ｍ）； 纵轴分别为横向位移（ ｍ） 和车身横摆角（ ｄｅｇｒｅｅ） 。 ３．１ 对开路面加速直行仿真
基于上述仿真模型，为充分比较驱动工况下车 辆在无任何控制、仅 ＡＳＲ 控制、ＥＳＰ 主导的集成控 制下的性能，设置车辆的左侧附着系数为 ０．２、右 侧附着系数为 ０．８、行驶初速度为 ５０ｋｍ ／ｈ、在对开 路面上以 ５ 挡加速到 １２０ｋｍ ／ｈ，可得仿真结果如图 ５ 和图 ６ 所示。
传动轴传递到差速器壳，其运动方程［１］ 如下：
（Ｊｅ ·
ｉ２ｇ·
ｉ
２ ０
＋Ｊ
ｇ·
ｉ
２ ０
＋Ｊ
０） ·
ωｄ
＝
η· Ｔ ｐ· ｉ ｇ· ｉ ０ －Ｔ ｄ 式中： Ｊ ｅ 为变速箱齿轮副的转动惯量； Ｊｇ 为差速器 壳的转动惯量；ωｄ 为差速器壳的回转角加速度；η
２０１４ 年第 ２ 期 付燕荣：汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制策略研究
摘要：在对整车及轮胎受力分析的基础上，基于某轿车建立了 ９ 自由度整车动力学模型、发动机 模型、车轮模型、传动系模型等，根据仿真模型和车辆系统动力学知识对汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成 控制系统中各子系统的触发条件进行了研究，并对 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制策略进行了探讨，确 定了集成控制系统在制动工况和驱动工况下统一的控制策略。 在 ＭＡＴＬＡＢ ／Ｓｉｍｕｌｉｎｋ 环境下实现 车辆 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 的集成控制，并通过各个工况的仿真验证了集成控制策略的有效性和集成控 制的优势。 关键词：动力学模型；ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ；集成控制；仿真 中图分类号：Ｕ４６１．６ 文献标识码：Ａ 文章编号：２０９５ －５０９Ｘ （２０１４）０２ －００３５ －０６
Ｆｙ２ ｃｏｓδ２ ＋Ｆｙ３ ＋Ｆｙ４
∑Ｍ ＝（Ｆｘ１ ｓｉｎδ１ ＋Ｆｙ１ ｃｏｓδ１ ＋Ｆｘ２ ｓｉｎδ２ ＋ （１）
Ｆｙ２ ｃｏｓδ２ ）· ａ－（ Ｆ ｙ３ ＋Ｆ ｙ４）· ｂ －
（ Ｆ ｘ１ｃｏｓδ １ －Ｆ ｙ１ｓｉｎδ １ －Ｆ ｘ２ｃｏｓδ ２ ＋
Ｆ ｙ２ｓｉｎδ ２ ）·
１ ２
Ｂ２
为传动效率；ｉｇ 为变速器传动比；ｉ０ 为减速器减速 比；Ｊ０ 为差速器行星齿轮的转动惯量；Ｔｄ 为经过传 动系统传递到两半轴的发动机输出扭矩，差速器再 将该扭矩分配给左右半轴，其分配关系为：
Ｔｒ１ ＝０．５· （ ｉ０ · Ｔｄ －Ｔｍｒ ） Ｔｒｒ ＝０．５· （ ｉ ０· Ｔ ｄ ＋Ｔ ｍｒ） 式中： Ｔ ｒ１，Ｔ ｒｒ为左、右轮间差速器输出力矩，Ｎ· ｍ； Ｔ ｍｒ 为轮间差速器内摩擦力矩，Ｎ· ｍ 。 １ ．５ 轮胎模型 近几年，在汽车操纵动力学研究中应用较广泛 的半经验模型有荷兰学者 Ｐａｃｅｊｋａ 提出的魔术公 式（Ｍａｇｉｃ Ｆｏｒｍｕｌａ）和中国学者郭孔辉院士提出的 统一轮胎模型（ ＵｎｉＴｉｒｅ） 。 Ｍａｇｉｃ Ｆｏｒｍｕｌａ 模型是基于轮胎物理原形精确 描述稳态条件下的轮胎六分力；ＵｎｉＴｉｒｅ 模型以轮 胎刷子模型为基础，在符合公式摩擦椭圆概念假设 条件 下， 通 过 Ｅ 指数形式 来精 确描 述 轮 胎 六 分 力 。 ［６ －８］ 通过对这两种模型建模机理的对比表明，
图 ２ 整车受力示意图
式中：∑ Ｆ ｘ，∑ Ｆ ｙ 分别为车辆质心处沿车辆纵向 和侧向的合力，Ｎ；∑ Ｍ为质心处绕 ｚ 轴的转矩和，
Ｎ · ｍ； Ｆｘｉ ，Ｆｙｉ （ｉ ＝１，２，３，４） 分别为 ４ 个车轮各自 所受的纵向力、侧向力，Ｎ； δ１ ，δ２ 分别为两前轮的 转角，ｒａｄ； ａ，ｂ 分别为质心至前、后轴的距离，ｍ； Ｂ１ ，Ｂ２ 分别为前、后轮轮距，ｍ； Ｍｚｉ （ ｉ＝１，２，３，４）
随着汽车的行驶稳定性和安全性越来越被人 们所重视，汽车 ＡＢＳ 得到了广泛的应用，ＥＳＰ （ Ｅ－ ｌｅｃｔｒｏｎｉｃ Ｓｔａｂｉｌｉｔｙ Ｐｒｏｇｒａｍ ）技术经过研究与实践，也 被证明是当前有效解决汽车操作稳定性的主动安 全技术之一。 目前，国内外学者对汽车 ＡＢＳ、ＡＳＲ 及 ＥＳＰ 进行了广泛的研究，但将三者结合起来，对 汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 的集成控制 研究 还 比 较 少。 随着汽车底盘动力学控制的不断发展，集成控制是 今后的发展方向。 作为第一步，把汽车主动安全控 制装置 ＡＢＳ、ＡＳＲ 和 ＥＳＰ 在结构和功能上集成在 一起，形成汽车 ＡＢＳＡ／ＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统，较 易实现，且能为汽车其他控制系统的综合集成打下 基础。
型，如图 １ 所示。
图 １ 车辆动力学模型
车辆整车受力情况如图 ２ 所示，由图 ２ 可得整 车动力学方程［１ －３］ 为：
∑Ｆｘ ＝Ｆｘｃ１ｏｓδ １ －Ｆ ｙ１ｓｉｎδ １ ＋Ｆ ｘ２ｃｏｓδ ２ －
Ｆ ｙ２ｓｉｎδ ２ ＋Ｆ ｘ３ ＋Ｆ ｘ４
∑ Ｆ ｙ ＝Ｆ ｘ１ ｓｉｎδ１ ＋Ｆｙ１ ｃｏｓδ１ ＋Ｆｘ２ ｓｉｎδ２ ＋
轮地面驱动力，Ｎ； Ｒ 为车轮滚动半径，ｍ； Ｔμ 为两
半轴驱动力矩，Ｎ· ｍ。
当车辆俯仰、侧倾时，前后、左右车轮将产生质
量转移，可得各轮法向载荷：
·３６·
Ｆ
ｚ１
＝
ｍｇｂ ２Ｌ
－Ｆ２Ｌｘｈ
－Ｆ２Ｂｙｈ
Ｆ ｚ２ ＝ｍ２ｇＬｂ －Ｆ２ｘＬｈ ＋Ｆ２ｙＢｈ
（３）
Ｆｚ３ ＝ｍ２ｇＬａ ＋Ｆ２ｘＬｈ －Ｆ２ｙＢｈ
转向工况判断 δｆ ＜δｆＬｍ 直线行驶
δｆ ≥ δｆＬｍ 转向行驶
表 １ 汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统决策逻辑表
行驶工况判断 制动工况 驱动工况 制动工况
驱动工况
汽车行驶状态
｜βｄ ＜βＬｍ ｜ ｜βｄ ≥ βＬｍ ｜
正常行驶
分离系数 ／路面 制 动 侧／风 影 响
｜βｄ ＜βＬｍ ｜ ｜βｄ ≥ βＬｍ ｜
仍然比 ＡＳＲ 模式下好。 ３．２ 对开路面加速转弯仿真
ＵｎｉＴｉｒｅ 轮胎模型比 Ｍａｇｉｃ Ｆｏｒｍｕｌａ 模型具有更强 的理论基础；通过试验数据辨识模型参数，对比两 种模型的全局辨识精度以及预测精度的结果表明， ＵｎｉＴｉｒｅ 轮胎 模 型 的 全 局 辨 识 精 度 略 高 于 Ｍａｇｉｃ Ｆｏｒｍｕｌａ 模型，且具有更高的预测能力。 因此，本文 选用郭孔辉院士提出的参数少、形式简洁且满足高 阶理论边界条件的“ 轮胎纵滑与侧偏联合工况下 的半经验模型” 。
－ａｒｃｔａｎ
ｕ
－Ｂ１ ω ２
ｖ ＋ａω
α２
＝δ２
－ａｒｃｔａｎ
ｕ
＋Ｂ１ ω ２
ｖ －ｂω
α３
＝－ａｒｃｔａｎ
ｕ
－Ｂ２ ω ２
ｖ －ｂω
α４
＝－ａｒｃｔａｎ
ｕ
＋Ｂ２ ω ２
１．３ 发动机模型 在汽车行驶过程中，由于负载不稳定，发动机
转速、节气门开度等参数发生变化，发动机大部分 时间处于非稳态工况下工作。 直接建立发动机动 态特性模型有一定困难，为兼顾模型仿真的实时性
２０１４ 年 ２ 月 机械设计与制造工程 Ｆｅｂ．２０１４ 第 ４３ 卷 第 ２ 期 Ｍａｃｈｉｎｅ Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｉｎｇ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ Ｖｏｌ４．３ Ｎｏ．２
为回正力矩，Ｎ· ｍ。 １．２ 车轮模型
轮胎受力情况分析 ［４ －５］如图 ３ 所示。
图 ３ 前、后轮胎受力分析
假设轮胎为一Βιβλιοθήκη Baidu体，则车轮的运动转矩平衡方
程式可记为 ：
Ｉω· ω ＝Ｔｑ －Ｆｘ · Ｒ －Ｔμ
（２）
式中： Ｉω 为车轮转动惯量，ｋｇ· ｍ２ ； Ｔｑ 为驱动力矩
（当车轮为非驱动轮时，Ｔｑ ＝０）， Ｎ； Ｆｘ 为两驱动
执行系统 ＡＢＳ ＥＳＰ
ＡＳＲ ＥＳＰ ＥＳＰ ＥＳＰ ＡＢＳ ＥＳＰ ＥＳＰ
ＡＳＲ
３ 整车模型及控制性能验证分析
汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统模型如图 ４ 所示。
为检验汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统性 能，采用典型的危险工况进行仿真，即对开路面加 速直行和对开路面转弯。 车辆稳定性控制分为两 类问题：一类是轨迹保持问题；另一类是稳定性问 题，即横摆角速度问题，它与轨迹保持问题是相互 联系的。 为了更加直观地看到仿真效果，本文采用
２０１４ 年第 ２ 期 付燕荣：汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制策略研究
从图 ５、图 ６ 可以看出，在 ＥＳＰ 主导的集成控 制模式下，车辆在高速行驶时能够一直保持非常好 的直线轨迹和非常好的行驶稳定性。 该种工况下 ＥＳＰ 主导的 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统未达到 ＥＳＰ 横摆力矩控制的条件，依旧需调用 ＡＳＲ 进行 控制。 虽然如此，启用 ＥＳＰ 主导的集成控制效果
２ ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制策略
当 ＥＳＰ 开关打开时，汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成 控制系统判断汽车的工况， 若需要 ＥＳＰ 动作， 则 ＥＳＰ 通过 ＡＳＲ 装置牵制发动机的动力输出，同时 指挥 ＡＢＳ 对各个车轮进行有目的的刹车，产生反 横摆力矩，将车辆带回到所希望的运动轨迹上来。 在汽车行驶过程中，ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统 通过决策逻辑表来判断集成系统中哪一部分发挥 作用。 决策逻辑表见表 １。
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２０１４ 年第 ４３ 卷 机械设计与制造工程
图 ４ 汽车 ＡＢＳ ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集成控制系统整车动力学模型
图 ５ 无控制和 ＡＳＲ 控制下的对开路面车辆加速直行仿真曲线
·３８·
图 ６ ＥＳＰ 主导的集成控制下的对开路面车辆加速直行仿真曲线
ＤＯＩ：１０．３９６９ ／ｊ．ｉｓｓｎ．２０９５ －５０９Ｘ．２０１４．０２．００８
汽 车 ＡＢＳ／ＡＳＲ ／ＥＳＰ 集 成 控 制 策 略 研 究
付燕荣１ ，王国业２ ，关志伟１
（１．天津职业技术师范大学 汽车与交通学院，天津 ３００２２２） （２．中国农业大学工学院 车辆与交通工程系，北京 １０００８３）
Ｆｚ４ ＝ｍ２ｇＬａ ＋Ｆ２ｘＬｈ ＋Ｆ２ｙＢｈ 式中： Ｆｚｉ （ｉ＝１，２，３，４） 为车轮法向载荷，Ｎ； ｈ 为 汽车质心高，ｍ； Ｌ 为轴距，ｍ； Ｂ 为前后轮距的均 值，ｍ； ｍ 为整车质量，ｋｇ；其他参数同式（１）。
轮胎受力与侧偏角有关，根据车辆运动分析各
轮侧偏角表示为：
ｖ ＋ａω
α１
＝δ１
与发动机模型的准确性，将发动机的动态特性简化
为具有一阶惯性滞后环节。
Ｔ
ｅ
＝ｔ
Ｔ ｅｓ ｅｓ ＋１
·
ｅ －τｓ
（４）
式中： Ｔｅ 为发动机动态输出转矩，Ｎ· ｍ； Ｔｅｓ 为发
动机稳态输出转矩，Ｎ· ｍ； τ为滞后时间，ｓ； ｔｅ 为
时间常数，ｓ； ｓ 为 Ｌａｐｌａｃｅ 算子。
１．４ 传动系模型
从发动机曲轴输出的扭矩经离合器、变速箱、
βｄ ＜βＬｍｉｎ
正常行驶 分离系数 ／路面 制动 ／侧风影响
不足转向
βｄ ＞βＬｍａｘ βＬｍｉｎ ＜βｄ ＜βＬｍａｘ
过度转向 中性转向
βｄ ＜βＬｍｉｎ
不足转向
βｄ ＞βＬｍａｘ
过度转向
βＬｍｉｎ ＜βｄ ＜βＬｍａｘ
中性转向
稳定性判断 稳定
不稳定
稳定
不稳定
不稳定 不稳定
稳定 不稳定 不稳定 稳定
１ 动力学模型
１．１ 整车动力学模型 根据汽车运动性能分析和控制问题研究的需
要，建立车辆系统整车动力学模型。 车辆底盘沿纵 向轴的运动速度为 ｕ；沿横向轴的运动速度为 ｖ；整 车（包括车身和非簧载质量） 绕坐标轴 ｚ 的转动角
速度为 ω；车身绕纵向轴 ｘｂ 相对底盘坐标系的侧倾 角为 φ，绕横向轴 ｙｂ 相对底盘坐标系的前俯角为 θ； ４ 个车轮绕各自转动轴的旋转角速度为 ωｉ（ｉ ＝１， ２，３ ，４ ） 。这是一个９ 自由度的４ 轮车 辆动力学模
－Ｍｚ１
－
Ｍｚ２ －Ｍｚ３ －Ｍｚ４
收稿日期：２０１３ －１２ －２６ 基金项目：天津职业技术师范大学科研发展基金资助项目（ ＫＪ１０ －１５） 作者简介：付燕荣（１９８５—） ，女，内蒙古临河人，天津职业技术师范大学讲师，硕士，主要研究方向为汽车动力学、车辆机电控制。
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