CN113815600B - 一种车辆esc系统的主环-伺服环双闭环控制器 - Google Patents

一种车辆esc系统的主环-伺服环双闭环控制器 Download PDF

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Abstract

本发明涉及一种车辆ESC系统的主环‑伺服环双闭环控制器。主环‑伺服环双闭环控制器中的主环控制器主要解决从车辆(被控对象)层面上的附加横摆力矩决策问题，以实现对车辆运动状况的合理调控。伺服环控制器主要是通过“执行器”调节相应车轮的纵向滑移率以实现主环路的控制目标。该主环‑伺服环双闭环控制器主要具有以下优点：1)、控制算法结构清晰，主环控制器设计时不考虑轮胎的非线性特性，而将车辆水平合力看成是车辆ESC系统的控制输入，这样降低了控制设计的难度；2)、较难处理的轮胎非线性特性在伺服环轮胎力最优分配中加以考虑，而且包括轮胎‑地面附着和执行器状态在内的各种限制条件得以在轮胎力分配中考虑。

Description

一种车辆ESC系统的主环-伺服环双闭环控制器
技术领域
本发明涉及车辆控制领域，特别是涉及一种车辆ESC系统的主环-伺服环双闭环控制器。
背景技术
车辆动力学稳定性控制系统的典型实现方式之一就是直接横摆力矩控制(DYC)方式。直接横摆力矩控制是指通过改变车辆左右侧车轮纵向制动力或驱动力的分配，利用两侧轮胎纵向力的差异产生一个合适的横摆力矩，用以控制车辆的横摆运动与侧向运动。这种控制方式的研究主要始于上世纪九十年代初日本学者Shibahata对于车身侧偏角与车辆运动稳定横摆力矩非线性关系的探讨。德国的博世公司以DYC控制方式开发了电子稳定程序系统(Electronic Stability Program，ESP)，并成功地实现了大规模产业化应用。
图1为博世公司ESP系统控制逻辑结构图，它是典型的通过DYC实现车辆稳定性控制的系统，采用分为主回路和副回路的多回路控制方法(Multi-Loop Control)。其中，主回路为车辆运动控制器，它根据车辆行驶时的状态变量，计算期望横摆角速度控制整车的运动。如果实际测量值偏离期望值，主控制器产生期望横摆力矩，并将其转化为副回路的期望设定值，即期望车轮滑动率值。副回路是制动和驱动滑动率控制器，输出为执行机构的控制信号，包括期望的轮缸的制动压力和发动机输出转矩。这样通过调节车轮滑动率控制制动力和驱动力，获得车辆稳定横摆力矩，使横摆角速度和车辆侧偏角跟踪其期望值。
在驱动工况下，为了产生所需要的横摆控制力矩，从车辆运动控制器获得被控变量。被控变量包括：驱动轮的平均驱动滑动率和驱动轮间期望制动力矩差。驱动滑动率控制器的输出为驱动轮期望制动力矩，通过节气门开度调整的发动机期望驱动力矩。
德国大陆公司采用的是模块式的电子稳定控制系统(Electronic StabilityControl，ESC)控制方案，如图2所示。ESC系统在已有的防抱死制动系统(Anti-lockBraking System，ABS)和牵引力控制系统(Traction Control System，TCS)功能模块的基础上又增添了两个大的功能模块。它们是主动横摆运动控制主动偏航控制系统(ActiveYaw Control，AYC)和控制量仲裁功能模块。
ABS功能模块只在驾驶员进行制动操纵时才起作用。ABS根据驾驶员的制动操纵量和4个轮速传感器所提供的轮速信息来判断车轮是否有制动抱死的趋势，按照其控制逻辑计算出对于ABS最佳的4个轮缸压力PABS，然后将这4个轮缸压力PABS，传递给ESC系统的仲裁模块。
TCS功能模块只对驾驶员的驱动操纵起控制作用。其输入量是油门踏板、发动机有关信息，如驾驶员期望转矩Md，发动机实际输出转矩、发动机转速nE等，以及4个轮速传感器所提供的轮速。牵引力控制系统(Traction Control System，TCS)控制器根据这些输入量和固定的控制逻辑程序计算出所期望的发动机转矩MTCS和4个车轮相应的期望制动压力PTCS，并将这些作为输出量也传送给控制量仲裁功能模块。
AYC功能模块要对驾驶员的所有操纵都起控制作用，用于保证车辆在任何工况下都具有良好的方向稳定性和转向性能。AYC模块的输入量是驾驶员操纵的转向盘转角、主缸制动压力pB和对发动机的期望转矩Md以及由传感器所测量的车辆实际运动变量。车辆实际运动变量包括：车辆横摆角速度、侧向加速度、4个车轮的转速和发动机实际输出转矩ME。AYC模块应用一系列数学模型和控制逻辑计算出让车辆获得最佳操纵稳定性能所期望的发动机转矩MAYC和4个车轮的期望制动压力pAYC。
控制量仲裁功能模块在优先考虑车辆主动安全性的基础上，同时兼顾车辆的驾驶乐趣性和舒适性，对来自不同控制模块的控制量进行比较、协调和仲裁，最后计算出ESC系统的干预量(发动机的期望转矩Ms和4个车轮的期望制动压力PS)，并将它们分别传给其控制器执行机构发动机管理系统和ESC系统制动压力调节单元。发动机管理系统将对油门开度和点火时间进行相应地调节和控制，以改变其输出转矩。ESC系统制动压力调节单元通过对液压电磁阀的控制来获得相应的轮缸制动压力。发动机输出转矩和轮缸制动压力的变化又直接影响车辆的运动状况，从而形成一个多功能模块的闭环控制系统。
根据相关研究表明，无论是驾驶员对于车辆的操控输入(转向盘转角输入、制动/油门踏板输入等)，还是车辆动力学稳定性控制系统的作用输入(各个轮缸的制动压力调节、前轮或四轮侧偏角调节等)，其最终控制效果的实现都是通过轮胎与地面接触部分所产生的力和力矩完成的。所以可将考虑驾驶员行为的车辆动力学稳定性控制问题概括地抽象为一个广义的“执行器－被控对象”结构。基于此，正是由于轮胎与地面的接触部分产生的力和力矩决定了车辆的实际运动状态，可以将轮胎作为特殊的“执行器”；而从车辆层面上考虑，可认为正是“执行器”产生的力和力矩，改变了车辆在各个方向上的运动状态，所以车辆系统的运动状态就成为控制理论意义下的“被控对象”。车辆动力学稳定性控制系统的设计主要有以下两个方面：一是从“被控对象”(车辆)层面上如何决策出合适的附加横摆力矩，二是从“执行器”(轮胎)层面上采用何种方式产生所需的附加横摆力矩。
但是现有技术中还没有一种能够使得控制算法结构清晰，便于维护并且利于算法的集成、功能扩展和升级的控制器可以决策出合适的附加横摆力矩。
发明内容
本发明的目的是提供一种控制算法结构清晰，便于维护并且利于算法的集成、功能扩展和升级的车辆ESC系统的主环-伺服环双闭环控制器。
为实现上述目的，本发明提供了如下方案：
一种主环-伺服环双闭环控制器，包括：
主环控制器，用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度，并用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值；所述驾驶员的输入信号包括：转向盘输入信号、制动踏板输入信号和加速踏板输入信号；
伺服环控制器，与所述主环控制器连接，用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率，并用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节；采用车辆模型根据调节后的制动轮缸压力确定实际横摆角速度；
所述主环控制器根据所述实际横摆角速度进行控制，以使所述车辆ESC系统达到预期控制目标。
优选的，所述车辆模型为线性二自由度车辆模型。
优选的，所述主环控制器包括：
期望值计算模块，用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度；
车身状态控制器，分别与所述期望值计算模块和所述伺服环控制器连接，用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值。
优选的，所述期望值计算模块根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度的过程具体包括：
获取车辆模型；
采用所述车辆模型，根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度。
优选的，采用所述线性二自由度车辆模型，基于滑膜控制理论以所述期望横摆角速度为控制变量设计得到所述车身状态控制器。
优选的，所述伺服环控制器包括：
制动力分配模块，用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率；
滑移律控制模块，分别与所述制动力分配模块和主环控制器连接，用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节。
优选的，所述制动力分配模块根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率的过程具体包括：
采用车辆动力学软件veDYNA获取不同垂直载荷和路面附着系数下的轮胎纵向力数据；
采用Matiab/Simulink软件中的多位数表拟合得到所述垂直载荷、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第一关系曲线，以及所述路面附着系数、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第二关系曲线；
获取当前车辆的垂直载荷或路面附着系数，并根据所述第一关系曲线或第二关系曲线确定与之对应的滑移律；所述滑移律即为所述车轮目标滑移率。
一种车辆ESC系统，包括上述主环-伺服环双闭环控制器。
根据本发明提供的具体实施例，本发明公开了以下技术效果：
本发明提供的车辆ESC系统的主环-伺服环双闭环控制器中，主环控制器主要解决从车辆(被控对象)层面上的附加横摆力矩决策问题，以实现对车辆运动状况的合理调控。伺服环控制器主要是通过“执行器”调节相应车轮的纵向滑移率以实现主环路的控制目标。该主环-伺服环双闭环控制器主要具有以下优点：
1)、控制算法结构清晰，主环控制器设计时不考虑轮胎的非线性特性，而将车辆水平合力看成是车辆ESC系统的控制输入，这样降低了控制设计的难度；
2)、较难处理的轮胎非线性特性在伺服环轮胎力最优分配中加以考虑，而且包括轮胎-地面附着和执行器状态在内的各种限制条件得以在轮胎力分配中考虑。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为博世公司的ESP系统控制逻辑结构图；
图2为大陆公司的ESP系统控制逻辑结构图；
图3为本发明提供的主环-伺服环双闭环控制器的系统控制结构图；
图4为本发明实施例中符号函数和双曲正切函数的曲线图；
图5为本发明实施例中不同控制器的仿真结果；
图6为本发明实施例中采用不同控制器的DYC车辆的质心侧偏角的变化曲线图；
图7为本发明实施例中采用不同控制器的DYC车辆的附加横摆力矩变化曲线图；
图8为本发明实施例中制动时轮胎附着力的变化图；
图9为现有技术中公开的制动力与横摆力矩的关系图；
图10为本发明实施例中轮胎模型和轮胎逆模型的示意图；
图11为本发明实施例中路面附着系数为0.9、不同垂直载荷下的轮胎纵向力、滑移律的曲线图；
图12为本发明实施例中垂直载荷3000N、不同路面附着系数下的轮胎纵向力、滑移律的曲线图；
图13为本发明实施例中滑移率阶跃信号的跟随示意图；
图14为本发明实施例中转向盘转角及纵向车速的变化图；
图15为本发明实施例中横摆角速度响应曲线图；
图16为本发明实施例中质心侧偏角及位移曲线图；
图17为本发明实施例中主动制动介入产生的各轮缸压力曲线图；
图18为本发明实施例中车辆运动轨迹相平面图。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
本发明的目的是提供一种控制算法结构清晰，便于维护并且利于算法的集成、功能扩展和升级的车辆ESC系统的主环-伺服环双闭环控制器。
为使本发明的上述目的、特征和优点能够更加明显易懂，下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。
图3为本发明提供的主环-伺服环双闭环控制器的系统控制结构图，如图3所示，该主环-伺服环双闭环控制器，包括：主环控制器和伺服环控制器。
主环控制器用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度，并用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值；所述驾驶员的输入信号包括：转向盘输入信号、制动踏板输入信号和加速踏板输入信号；
伺服环控制器与所述主环控制器连接，主要用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率，并用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节；采用车辆模型根据调节后的制动轮缸压力确定实际横摆角速度；在本发明中，所述车辆模型优选为线性二自由度车辆模型，但不限于此。
所述主环控制器根据所述实际横摆角速度进行控制，以使所述车辆ESC系统达到预期控制目标。
作为本明的一优选实施例，上述主环控制器包括：期望值计算模块和车身状态控制器。
其中，期望值计算模块用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度；
车身状态控制器分别与所述期望值计算模块和所述伺服环控制器连接，用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值。在本发明中是采用所述线性二自由度车辆模型，基于滑膜控制理论以所述期望横摆角速度为控制变量设计得到所述车身状态控制器。
上述期望值计算模块根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度的过程具体包括：
获取车辆模型；
采用所述车辆模型，根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度。
作为本明的另一优选实施例，上述伺服环控制器包括：制动力分配模块和滑移律控制模块。
其中，制动力分配模块用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率；
滑移律控制模块分别与所述制动力分配模块和主环控制器连接，用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节。
上述制动力分配模块根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率的过程具体包括：
采用车辆动力学软件veDYNA获取不同垂直载荷和路面附着系数下的轮胎纵向力数据；
采用Matiab/Simulink软件中的多位数表拟合得到所述垂直载荷、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第一关系曲线，以及所述路面附着系数、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第二关系曲线；
获取当前车辆的垂直载荷或路面附着系数，并根据所述第一关系曲线或第二关系曲线确定与之对应的滑移律；所述滑移律即为所述车轮目标滑移率。
下面基于线性二自由度车辆模型对本发明所提供的主环-伺服环双闭环控制器的具体结构和设计过程进行说明。在具体应用时，本发明的方案也适用于其他类型的车辆模型。
一、主环控制器设计
A、主环控制器-附加横摆力矩的确定过程具体包括：
主环控制器根据当前的车辆行驶状态、路面状况及驾驶员的操纵输入，在车辆偏离驾驶员预期轨迹或有失稳趋势时计算出所需的附加横摆力矩值，并尽量抑制车辆侧滑。
主环控制器包括车辆状态参数的期望值计算模块和车身状态控制器两部分。其中，期望值计算模块将依据驾驶员的操纵行为(包括转向盘、制动踏板和加速踏板的操纵)来获得期望的车身运动状态，即车身横摆角速度和质心侧偏角。车身状态控制器根据车身实际运动状态与期望值的误差确定合适的附加横摆力矩，使横摆角速度和质心侧偏角跟随期望值的变化。
在分析了横摆角速度及质心侧偏角与车辆稳定性关系后得到如下结论：若不考虑路面附着系数及侧向风等因素，车辆的操纵稳定性主要取决于轮胎的非线性饱和特性。轮胎的非线性饱和特性决定了车辆在大侧向加速度时(例如高附着系数路面，ay大于0.4g)的响应要明显异于轮胎处于线性区时，而普通驾驶员对于轮胎处于非线性区时车辆的操控是陌生的，并且极有可能由于恐慌产生错误的操作行为，造成严重事故。
为了使车辆在大侧向加速度工况下也能像线性区域一样容易操纵，ESC系统控制器中一般由线性二自由度车辆稳态转向特性模型出发，得到的车辆运动状态参数即认为是车辆ESC系统控制变量的期望值。
公式(1)为线性二自由度车辆模型：
稳态转向时将其代入式(1)可得到式(2)，它代表了一定转向盘转角输入下的车辆横摆角速度r和质心侧偏角β的稳态值
化简得：
式中δf分别为稳定性因数和前轮转角，/>u为车辆纵向速度。L为汽车轴距，m为整车质量，a为汽车前轴到汽车质心的距离，b为汽车后轴到汽车质心的距离，δf为前轮转角，k1，k2为前后轮胎侧偏刚度，Iz为整车绕z轴转动惯量。
上述的期望值并不是总能实现，如果强制实现反而有可能不安全。例如在低附着系数路面上不足以产生较大的横摆角速度，试图达到式(3)所示的期望值就有可能出现安全问题。在达到轮胎附着极限时，车辆的侧向加速度不可能超过由路面最大附着系数μ所能提供的加速度ay，即满足下式约束条件：
ay≤μ·g (4)
式中g为重力加速度。
同时，车辆的侧向加速度可用下式来计算：
式中，为车辆侧向加速度。考虑到v＝u·tanβ，侧向加速度可用横摆角速度和质心侧偏角表示为：
在式(6)中，对ay的值起决定性作用的是等式右边第一项r·u。如果假定车辆质心侧偏角及其导数都比较小，第二项和第三项对ay的贡献只占很小一部分。因此联立式(4)和式(6)，将横摆角速度期望值的上限ru最终确定为：
因此，车辆ESC系统中横摆角速度期望值rt的计算公式为：
对于车辆转向过程而言，质心侧偏角越小越好，最好为零。此时车辆的纵向轴线与车辆质心处速度方向重合，也限制了车辆的侧向滑移。同样，按照如下经验公式确定质心侧偏角的上限值：
βu＝tan-1(0.02·μ·g) (9)
按照上式(9)计算可得，当附着系数μ＝0.9时，βu约为10°；当μ＝0.35时，βu约为4.5°。这分别与干路面与压实雪地路面上的质心侧偏角期望值大致对应。由此，可以得到质心侧偏角期望值βt的计算公式：
B、基于滑模的主环控制器的设计
a、针对滑膜控制系统的设计
滑模控制系统设计的基本要求是同时满足滑动模态的存在性、可达性并且其滑动模态具有渐进稳定性和良好的动态品质。
对于公式(11)的系统而言，滑模控制器的设计包括两个相对独立的部分。
其中，切换函数(滑模面)s(x)的设计。根据式(11)，即设计合适矩阵C，使得由其确定的滑动模态具有渐进稳定性和良好的动态品质。目前常用的切换函数的设计方法有：极点配置法、系统零点设计法、二次型最优法和特征结构配置法等。
设计滑动模态控制律u(x)，确保可达性条件的成立，从而保证在切换面上形成滑动模态区。
通过前述分析，质心侧偏角和横摆角速度是车辆稳定性的两个重要状态变量。基于控制策略的不同，可以单独控制这两个变量，也可以将质心侧偏角和横摆角速度联合进行控制。本发明以线性二自由度车辆模型为基础，基于滑模控制理论以横摆角速度为控制变量设计车身状态控制器。
b、针对期望值计算模型及滑模面设计
在车辆动力学稳定性研究中都以线性二自由度车辆模型得到的运动参数作为车辆ESC系统中控制变量的期望值。主环控制器是根据相应的控制策略对车辆在合适的时机施加一定附加横摆力矩Mu，故式(1)可修正为：
主环控制器的目标是使车辆的实际横摆角速度r和期望横摆角速度rt的跟踪误差e＝r-rt为零。根据前述内容，车辆ESC系统中横摆角速度期望值rt的计算公式为：
滑模面的选择应当能够实现控制变量的目标值跟随，据此定义滑模面为：
s＝r-rt (14)
显然，s趋近于零等价于实际横摆角速度和期望横摆角速度之间的跟踪误差e趋近于零。
c、切换函数及控制律的设计
滑模控制器中的切换函数一般取误差的符号函数，即sgn(s)。
根据(12)-(14)推导得：
为保证运动轨迹在有限时间内到达切换面并在一定程度上改善运动轨迹的动态品质。采用“趋近律”方法中的等速趋近律来设计控制律：
将式(16)带入(15)，得
推导即可得到以横摆角速度为控制变量的车辆ESC系统中附加横摆力矩的计算公式：
d、改进的主环控制器
前述主环控制器中选取的切换函数为符号函数sgn(s)，也可表示为sign(e)。符号函数的不连续性是引发抖振的主要原因。为了削弱抖振，选取连续的双曲正切函数(tanh(kt·e))来替代符号函数。图4为双曲正切函数和符号函数的对比图，其中kt影响双曲正切函数在原点处的斜率值，kt越大双曲正切函数越逼近符号函数，仿真结果取过大的kt值也会引发抖振现象。
改进后的主环控制器附加横摆力矩的计算公式表述为
采用相同的测试工况，路面附着系数为0.2、车速55km/h利用veDYNA软件驾驶员模型进行双移线操作。考察改进主环控制器的控制效果、抖振现象是否削弱及附加横摆力矩的实现性问题，仿真结果如图5a部分到图5c部分所示。
定义改进后的以双曲正切函数为切换函数的主环控制器为第一控制器(控制器1)，以符号函数为切换函数的主环控制器为第二控制器(控制器2)。图5中的a部分为第一控制器(控制器1)、第二控制器(控制器2)的控制效果对比图，可以看出，第一控制器(控制器1)能较好地将车辆横摆角速度实际值控制在期望值附近，而且其控制效果更为平滑。图5中的b部分为局部放大图，第一控制器(控制器1)的跟踪误差略大于第二控制器(控制器2)。但是第一控制器(控制器1)的抖振现象明显减弱。图6也说明第一控制器(控制器1)作用下的车辆质心侧偏角大于第二控制器(控制器2)。但在控制效果相差不大的前提下，控制系统抖振现象的减弱更有意义。
在抖振问题得到较好的解决后，其需要考察附加横摆力矩的可否实现。由前述分析得知，即使控制器确定的附加横摆力矩非常精准，但如果此附加横摆力矩得变化过于迅速，甚至超出了执行部件的工作极限，就无法达到预期的控制效果。如图7所示，改进后的主环控制器确定的附加横摆力矩更为平滑、其趋势也较合理并消除了高频跳动现象，实现的可能性也较大，其具体控制效果将在结合伺服环控制器后利用硬件在环测试平台进行仿真试验。
二、伺服环控制器设计
本发明采用的主环—伺服环控制结构，可将整车动力学和轮胎进行解耦，并将轮胎放在伺服环中作为一个典型的非线性执行机构来处理。主环控制器是从车身层面上计算出合适的附加横摆力矩，而伺服环控制器则从轮胎层面上采用何种方式产生主环控制器所需的附加横摆力矩。然而，多数研究仅仅将重点放在主环控制器的设计上，但是对于伺服环控制器的具体实现过程却较少涉及。而事实上同主环控制器一样，伺服环控制器也是车辆动力学稳定性控制必不可少的部分。
实现主环控制器确定的附加横摆力矩有多种方式，例如：调整车辆转向角、驱动力调节以及差压制动方式。由于差压制动方式应用上易于实现且不需要增加太多额外部件，所以在车辆ESC系统研究中一般较多采用差压制动方式。本发明中提供的伺服环控制器在这一实施例中也将采用差压制动方式实现对主环附加横摆力矩的跟随。
A、制动轮选择逻辑的确定
制动导致轮胎的纵向力发生变化，一方面由于摩擦圆的约束其侧向力也要随之改变；另一方面，由于负荷转移也会导致轮胎的垂直载荷发生变化，从而影响轮胎的最大合成附着力。而这两方面的变化又会对车辆的横摆力矩造成影响。
假设每次只对一个车轮进行制动操作。若此时车辆显示出不足转向特征，需要施加一个与当前横摆角速度方向相同的附加横摆力矩，此时可以通过在右侧车轮上施加制动力实现，如图8所示(图中，M为横摆力矩，Fx为纵向力，Fy为侧向力)。由于纵向力的增加，受摩擦圆的影响车轮受到的向外的侧向力减小，相当于对车轮施加了一个向内的侧向力。右前轮由于侧向力的减小产生的横摆力矩与当前所需的附加横摆力矩相反，消弱了其纵向力产生的附加横摆力矩；而在右后轮上由于侧向力减小产生的横摆力矩与需要的附加横摆力矩方向相同，与纵向制动力产生的横摆力矩叠加。故当车辆处于不足转向特征时，在内侧后轮上施加制动效果最好。同理，当车辆处于过多转向特征时，外侧前轮纵向力的增加和侧向力的减小产生的横摆力矩均与所需的附加横摆力矩相同，此时制动外侧前轮效果最好。
相关文献也通过制动力和附加横摆力矩的关系图阐明了不同车轮施加制动时对横摆角速度的影响，如图9所示。该图与前面的分析结果相同。
根据以上分析可得制动轮选择基本逻辑，见表1。规定转向盘转角、横摆角速度及附加横摆力矩均以逆时针为正。
表1制动轮选择基本逻辑
为了防止制动轮切换过于频繁，还需要考虑到如下特殊情况：
需要对转向盘的方向判断设定有门限值(δ+，δ-)，防止由于转向盘转角传感器测量噪声影响转向方向的判断，以正确获取驾驶员的转向意图。
在制动轮选择逻辑上还需要考虑上一时刻的制动轮状态。例如，如果车辆向左转向、处于不足转向时，此时横摆角速度误差e＝r-rD＜0，控制器对左后轮进行制动；而当制动左后轮一段时间后，车辆从不足转向变为过多转向，此时横摆角速度误差e＝r-rD＞0，此时根据表1将会决策出制动右前轮，这就会造成刚刚脱离不足转向后立即介入过多转向控制，引起频繁在两个制动轮之间切换。
由以上分析可知，单纯依靠转向盘转角和横摆角速度跟随误差来确定制动轮并不全面，在某些情况下(横摆力矩和转向盘转角同号，但和转向盘转角速度异号)会引起对驾驶员的响应滞后，故应该加入转向盘转角速度共同进行判断。综上所述，将制动轮分配策略改进为表2。
表2制动轮选择逻辑
B、目标滑移率的确定
在确定了制动轮之后，下一步工作就是根据附加横摆力矩计算所需的制动力。若仅考虑纵向力变化对附加横摆力矩的影响：
/>
式中，D为轮距，Mu为所需的附加横摆力矩，Fx为轮胎纵向力。此处主要讨论如何将轮胎纵向力转化为滑移率，对应于常规的由滑移率等变量预测轮胎纵向力的轮胎模型，此处称其为轮胎逆模型，如图10中的a部分和b部分所示。
不考虑车轮外倾角及回正力矩等因素影响，本发明采用查表式轮胎逆模型。先通过试验获得各种典型轮胎工况下轮胎纵向力—滑移率的对应关系，再利用当前的垂直载荷(垂直载荷根据车辆参数和动力学模型计算)等信息就可反查出轮胎纵向力所对应的纵向滑移率。由于轮胎力的影响因素较多(其中包括垂直载荷、路面摩擦系数等)，需要进行大量测试。而车辆动力学软件veDYNA提供了方便的测试环境，可以得到不同垂直载荷和路面附着系数条件下的轮胎力数据，如图11的a部分到图12的b部分。
图11的a部分为高附着系数路面(μ＝0.9)下不同垂直载荷下轮胎纵向力曲线，根据这些数据可拟合得到图11b部分所示的图形。利用Matlab/Simulink中的多维数表(Lookup Table n-D)就可以反求出在某一垂向载荷下对应的轮胎滑移率。
图12a部分为垂直载荷3000N、不同路面附着系数下的轮胎纵向力曲线，采用同样的方式得到图12b部分所示的图形。基于图12中公开的图形，利用Matlab/Simulink中的多维数表(Lookup Table n-D)就可求出某一垂直载荷下不同路面附着系数对应的滑移率。将不同工况(即不同的垂直载荷、不同的路面附着系数)下的测试数据做成一个多维表格，首先将路面附着系数定为多个区间，例如从0.15到0.85，每间隔0.1，共分七个区间。再依照图11b部分的方式确定每个区间内不同垂直载荷对应的轮胎滑移率关系。实际应用时，就只需要在某附着系数条件下通过对垂直载荷插值求得目标滑移率。
C、滑移率控制模块的设计
目标滑移率的实现需要通过对ESC系统压力调节单元(HCU)的电磁阀和电机进行操作，通过制动轮缸压力的变化使得目标滑移率与实际滑移率的误差eλ＝λd-λ趋近于零。但是由于轮胎的非线性特性及工况的不确定性增加了滑移率控制器的设计难度.
为了验证所设计的滑移率控制器，本发明在硬件的环测试平台上进行了给定车轮纵向滑移率的跟随控制仿真。测试工况为路面附着系数μ＝0.8，车速为80km/h，试验为阶跃信号跟随。
车辆以正常直线行驶至设定车速(80km/h)，在14.5s时将车辆右前轮的目标纵向滑移率设为0.06，27s后将目标滑移率设为0.08。控制器将根据目标滑移率与实际滑移率的误差和误差变化率进行电磁阀和电机操作，以实现达到目标滑移率所需的制动压力调节。由图13的a部分和b部分可以看出，滑移率控制可以通过对压力的精细调节实现滑移率较好的跟随目标值。同时也可以看出目标滑移率为0.08时，虽然此时轮缸压力的波动要小于目标滑移率为0.06时，但是实际滑移率的曲线波动却大于后者，这也说明了轮胎在线性区时其滑移率与制动压力有较好的线性关系，但是到了非线性区，制动压力的微小变化会导致滑移率的急剧变化。这也是尽可能将滑移率控制在轮胎线性区的原因。
三、对整个ESC系统总体的控制效果进行仿真验证
图14-图18为不同试验工况的仿真结果，第一种工况采用驾驶员以115km/h的车速在最大路面附着系数为0.9的路面上做双移线操作。同第二种工况相比，无ESC车辆的质心侧偏角最大值仅为15°，虽尚未失稳，但无法顺利完成双移线操作。图18中所示的相轨迹中，无ESC的车辆轨迹并未发散而是形成了一个封闭曲线，其轨迹围成的区域要明显大于有ESC车辆的运行轨迹。这说明有ESC的车辆具有更小的质心侧偏角、质心侧偏角速度及横摆角速度，也说明了本发明提出的技术方案能够在跟随驾驶员操纵意图的同时，提高车辆的行驶稳定性。
此外，本发明还对应提供了一种车辆ESC系统。该车辆ESC系统包括上述本发明提供的主环-伺服环双闭环控制器。
本说明书中各个实施例采用递进的方式描述，每个实施例重点说明的都是与其他实施例的不同之处，各个实施例之间相同相似部分互相参见即可。
本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想；同时，对于本领域的一般技术人员，依据本发明的思想，在具体实施方式及应用范围上均会有改变之处。综上所述，本说明书内容不应理解为对本发明的限制。

Claims (7)

1.一种主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，包括：
主环控制器，用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度，并用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值；所述驾驶员的输入信号包括：转向盘输入信号、制动踏板输入信号和加速踏板输入信号；
伺服环控制器，与所述主环控制器连接，用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率，并用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节；采用车辆模型根据调节后的制动轮缸压力确定实际横摆角速度；制动轮缸压力的变化使得目标滑移率与实际滑移率的误差趋近于零；
所述主环控制器根据所述实际横摆角速度进行控制，以使车辆ESC系统达到预期控制目标；
所述伺服环控制器包括：
制动力分配模块，用于根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率；
滑移律控制模块，分别与所述制动力分配模块和主环控制器连接，用于根据所述车轮目标滑移率实现制动轮缸压力的调节。
2.根据权利要求1所述的主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，所述车辆模型为线性二自由度车辆模型。
3.根据权利要求1所述的主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，所述主环控制器包括：
期望值计算模块，用于根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度；
车身状态控制器，分别与所述期望值计算模块和所述伺服环控制器连接，用于根据期望横摆角速度确定附加横摆力矩目标值。
4.根据权利要求1所述的主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，所述根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度的过程具体包括：
获取车辆模型；
采用所述车辆模型，根据车辆的行驶状态、路面状况和驾驶员的操纵输入信号确定期望横摆角速度。
5.根据权利要求3所述的主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，采用线性二自由度车辆模型，基于滑模控制理论以所述期望横摆角速度为控制变量设计得到所述车身状态控制器。
6.根据权利要求1所述的主环-伺服环双闭环控制器，其特征在于，所述制动力分配模块根据横摆力矩目标值确定各车轮的力矩以及与各车轮力矩对应的车轮目标滑移率的过程具体包括：
采用车辆动力学软件veDYNA获取不同垂直载荷和路面附着系数下的轮胎纵向力数据；
采用Matiab/Simulink软件中的多位数表拟合得到所述垂直载荷、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第一关系曲线，以及所述路面附着系数、轮胎纵向力和轮胎滑移率间的第二关系曲线；
获取当前车辆的垂直载荷或路面附着系数，并根据所述第一关系曲线或第二关系曲线确定与之对应的滑移律；所述滑移律即为所述车轮目标滑移率。
7.一种车辆ESC系统，其特征在于，包括如权利要求1-6任意一项所述的主环-伺服环双闭环控制器。
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