緒論1.1汽車電子穩定系統（ESP）的介紹汽車電子穩定系統是防抱死制動系統、驅動防滑控制系統、電子制動力分配系統、牽引力控制系統和主動車身橫擺控制系統等基本功能的組合，是一種汽車新型主動安全系統。是汽車主動安全措施的重要突破，通過控制事故發生的可能性來實現安全行車，使汽車在極其惡劣的行車環境中確保行駛的穩定性和安全性。1.1.1汽車穩定系統（ESP）的組成電子穩定系統在防抱死制動系統，驅動防滑控制系統，各種傳感器的基礎上，增加了汽車轉向行駛時橫擺率傳感器、車身翻轉角速度傳感器、側向加速度傳感器、制動總泵中的液壓傳感器和轉向盤轉角傳感器等。其中最重要的是車身翻轉角速度傳感器，這種車用傳感器是航天飛機和空間飛行器上使用的旋轉角速度傳感器類似的產品。車身翻轉角速度傳感器就像一個羅盤，適時的監控汽車行駛的準確姿態，監控汽車每一個可能的翻轉運動角速度。其他傳感器則分別監控汽車的行駛速度和汽車的水平側向加速度，當制動發生時則監控制動力的大小和各車輪制動力的分配情況。該系統包括車距控制、防駕駛員困倦、限速識別、并線警告、停車入位、夜視儀、周圍環境識別、綜合穩定控制和制動助力9項控制功能。1.1.2汽車電子穩定系統的工作原理從外部作用于汽車的所有力，包括制動力、驅動力、任何側向力，都會引起汽車繞其質心轉動。該系統根據此原理，在汽車進入不穩定行駛狀態時，通過對制動系統、驅動傳動系統的干涉，修正過度轉向或轉向不足的傾向，使汽車保持穩定行駛狀態。在汽車出現不穩定行駛趨勢時，采用兩種不同的控制方法，使汽車消除不穩定行駛因素，回復并保持汽車預定的行駛狀態。這兩種控制方法是，首先該系統通過精確的控制一個或多個車輪的制動過程（脈沖制動），根據需要分配施加在每個車輪上的制動力，迫使汽車產生一個繞其質心轉動的旋轉力矩，同時代替駕駛員調整汽車行駛方向。其次在必要時（比如車速太快，發動機驅動轉矩過大），則系統將自動調整發動機的輸出轉矩，控制汽車的行駛速度。汽車電子穩定系統不僅僅是在干燥路面上提高了汽車的穩定性，還可以在路面附著性比較差的時候起作用。1.2汽車電子穩定系統（ESP）的發展和研究現狀1.2.1電子穩定系統（ESP）的發展汽車在行駛過程中操縱穩定性與輪胎、懸架、轉向系和傳動等有關，過去一直只限于在這些方面進行改進來提高汽車固有的操縱性。80年代中葉以來，隨著支持控制系統的計算機與傳感器、執行機構的迅速發展，各汽車公司陸續開發、生產了多種顯著改善操縱穩定性的電子控制系統。目前，汽車電子穩定控制系統（ESP）是Bosch公司于1995年投放市場提高操縱穩定性的新型主動安全系統，其主要控制處于極限工況下的汽車運動，使駕駛者可以按正常駕駛方法順利通過原本令人難以駕馭的危急狀況。當汽車高速轉彎行駛或在低附著系數上行駛時，側向力很容易達到附著極限，此時汽車容易側滑而失去操縱穩定性，進而引發交通事故。此時，ESP通過調節汽車縱向制動力大小及匹配來改變汽車的橫擺力矩，防止汽車側翻，提高汽車在這些極限情況下的操縱穩定性。另外，還有車輛穩定性控制系統（VehicleStabilityControlSystem，VSC）,其作用機理與ESP相同，可認為是等效的控制系統。1.2.2國外研究現狀人們提出有關ESP的一些解決方案，并未進行實際的應用。第一個ESP的解決方案是由VanZanten等提出來的，他通過改變汽車在全制動轉彎時車輪滑動率的分配來降低車輛的偏航，同時也減少制動距離；Heeb等提出了另一種解決方案，將ABS，ASR，懸架控制，轉向控制作為子系統添加到車輛的動態控制系統中；同時一些有通過四輪轉向，四輪驅動和主動懸架等來改善汽車穩定的文獻也有發表；Mclellan等在文獻中提到通過利用ABS和ASR來控制車輛的動態運動，并指出通過利用駕駛員期望的汽車運動與汽車實際運動之間的差別單獨控制車輪滑動率的必要性。德國Bosch公司根據Heeb等和Mclellan等提出的思想，與BWM公司合作，從1992年開始致力于該系統的開發，并在當年推出了第一代系統，他只是通過監測橫擺角速度來調整發動機的輸出扭矩來阻止汽車進入非穩定行駛工況。兩年后，，它們在第一代的基礎上推出了第二代系統，該系統是根據監測左右輪速差通過施加制動力和改變發動機輸出扭矩來改善汽車的動力學穩定性。之后它們隨之推出了第三代產品，從最開始的只對橫擺角速度控制，增到也對車輛質心側偏角的控制，從而使汽車行駛穩定，控制更加完善。到1998年為止，該公司開發的ESP可以用在所有驅動形式（前輪驅動、后輪驅動、四輪驅動）的汽車上。此外，福特汽車公司，尼桑公司及三菱公司等也都在開發自己的動力學穩定性控制系統。1.2.3國內研究現狀我國對汽車動力學穩定性控制的研究起步較晚，大多數數學者只是基于理論研究，目前還沒有成熟產品問世。國內對ESP的研究大都通過模擬仿真的形式，來揭示ESP系統設計中所具體遇到的問題。許多高校都積極開展了對ESP系統的研究工作。大多通過軟件仿真或硬件在環仿真對ESP系統進行研究，著重點有所不同，有的重在對控制算法進行驗證。有的著重于探討ESP系統的具體實現問題。

2車輛側翻在機動車輛可能經歷的所有動態操縱中，側翻是對車輛乘員最嚴重、最危險的一種。側翻的定義：任何一種操縱能夠使車輛繞其縱軸旋轉90°或90°以上，使車體與地面相接觸。側翻可能是由一種或多種因素共同導致的。當側向加速度的大小超過輪胎側向重量轉移所能補償的極限時，即使是在平坦的或水平的路面上也可能發生側翻事故。而路面的橫向斜坡（或越野）以及來自路緣的沖擊、軟地或其他可能“絆倒”車輛的障礙物也會影響側向力的產生。除了受操縱與道路的影響外，側翻過程還涉及作用于車內的各種力復雜的相互作用。此過程已進行分析研究并由以經驗為主的復雜程度各異的各種模型所模擬。近年來，國內外對汽車側翻控制進行了廣泛研究，主要通過主動/半主動懸架控制、差動制動控制等方法來控制汽車側翻控制，福特汽車公司采用ESP標準傳感器信息估計汽車側傾狀態，通過側傾反饋的控制方法對前外輪制動，增強了ESP系統的側翻控制功能。側翻過程涉及的最基本的力學關系可在研究剛體車輛（是指在分析中忽略懸架和輪胎的形變）轉向過程的受力平衡時見到。2.1剛性汽車的準靜態側翻“剛性汽車”是指忽略汽車懸架及輪胎的彈性變形，“準靜態”的穩態轉向。在側傾平面內，剛性汽車穩態轉向模型如圖2-1所示。假設道路的側向坡道角很小，即，，于是有圖2-1側傾平面內剛性汽車的模型汽車在水平路面上直線行駛（=、=）時，內側車輪的垂直反力=。當時，若要仍保持=不變，則道路的側向坡道角=，高速公路拐彎處的坡道角就是根據此原理來設計。隨著側向加速度的增大，逐漸減小。當減小到零時，汽車在側傾平面內不能保持平衡，從而開始側翻。汽車開始側翻時所受的側向加速度（）稱為側翻閥值，可由下式給出:=顯然，當坡道角=時，側翻閥值為，此值常用來預估汽車的抗側翻能力，因為它只需要輪距和質心高度兩個結構參數，應用起來十分方便。但由于忽略了懸架及輪胎的彈性，且這里僅考慮汽車的準靜態情況，所以預估值偏高。表2-1列出了幾種汽車的側翻閥值。表2-1幾種汽車側翻閥值的范圍車輛類型質心高度/輪距/側翻閥值/跑車46～51127～1541.2～1.7微型轎車51～58127～1541.1～1.5豪華轎車51～61154～1651.2～1.6輕型客貨兩用車76～89165～1780.9～1.1客貨兩用車76～102165～1780.8～1.1中型貨車114～140165～1900.6～0.8重型貨車154～216178～1830.4～0.6在良好路面上，輪胎的附著系數可達到0.8，即側向加速度到0.8時，汽車開始側滑。由表2-1知，中、重型貨車在尚未達到側翻時，即已開始側翻；而對轎車輕型貨車而言，似乎是尚未側翻即已側滑。圖2-2給出國外幾種車輛的側翻閥值及其側翻事故率。雖然對微型轎車而言，數據較離散，但趨勢仍很明顯，即隨著側翻閥值的增大，側翻事故率（每10萬輛新車每年出現側翻事故的次數）降低微型轎轎車和多用途車圖2-2幾種車輛的側翻閥值及側翻事故率2.2帶懸架汽車的準靜態側翻圖2-3給出了側傾平面內帶懸架的汽車物理模型，車廂用懸掛質量表示。圖2-3側傾平面內帶懸架的汽車物理模型車廂的側傾引起汽車質心位置的偏移，從而改變汽車自重的抗側翻能力，使得側傾閥值減小。若忽略車橋的質量和側傾，則有:若引入側傾率（），則懸掛質量的側傾角可用下式表示:=當=時，得側傾閥值為：某轎車=、=，則=。與剛性汽車相比，側傾閥值減小了。另外，當汽車受側向力作用時，外側輪胎產生彈性變形，從而輪胎接地中心向內偏移，輪距減小，這使得側翻閥值又減小約。

3車輛動力學模型3.1主動轉向技術的整車動力學模型為了對汽車側翻控制性能進行研究，建立了如圖3-1所示的8自由度汽車整車動力學模型。該模型包括，方向的2個平動自由度，繞軸的橫擺運動以及繞x軸的側傾運動，另外還包含有4個車輪的轉動。圖3-18自由度整車動力學模型該模型的動力學方程可表述如下:(=,,,)式中：式中為車輛整備質量；為簧載質量；、為車輛沿x,y方向速度；、為側傾角和側傾角速度；為滾動阻力；為橫擺角速度；、（i=1，2，…，4）為輪胎上的縱向力和橫向力；、（i=1，2，…，4）為輪胎上的制動力矩和滾動阻力矩；、為質心到前后軸的距離；、為前后輪距，e為簧載質量質心到側傾中心距離；（i=1,2,…,4）為自回正力矩；為轉向輪轉角；為轉向輪轉角輸入；為主動轉向控制轉角輸入；為繞z軸力矩；、、分別為簧載質量繞z、x軸轉動慣量以及慣性積；、為等效側傾剛度和側傾阻尼；(i=1,2,…,4)為車輪及其組件的轉動慣量。3.2制動與懸架的整車動力學模型主要考慮了車輛縱向、橫向、垂向及繞車輛坐標系各軸旋轉的6個自由度和4個車輪轉動的4個自由度。將可控半主動懸架系統和獨立制動系統作為執行作動器，綜合考慮了車輛3個方向的運動耦合關系。根據車輛實際情況建立整車動力學模型，如圖3-2所示。圖3-2整車動力學模型根據牛頓第二定律，車輛系統動力學方程為：其中：(=)=(=)車輪旋轉運動方程為：式中：、分別為整車質量和簧載質量；、和分別為繞、和軸的轉動慣量；、、分別為車輛縱向、側向和簧載質量的垂向位移；、、分別為側傾，橫擺和俯仰角位移；為前輪轉角；、和分別為各輪胎縱、側向輪胎力和懸架垂向力；、分別為被動懸架的剛度和阻尼系數；、分別為懸架可控阻尼力和各輪胎的路面激勵；為車輪側偏角，其中下標=,分別代表前、后，=、分別代表左、右；=,分別為質心距前后軸的距離；、分別為前后軸半輪距；、、分別為前后軸處及質心橫截面處的側傾中心高度；、分別為質心高度和俯仰中心高度。3.3輪胎模型為了更好地表達實際輪胎力間的非線性耦合特性，采用改進的魔術公式輪胎模型，它以一系列三角函數的組合來描述輪胎與滑移率及側偏角的關系，并引用相關參數來表達路面附著情況。在該模型中，輪胎縱、橫向力被描述為車輪法向載荷、滑移率、輪胎側偏角和路面附著系數的非線性函數。式中：、分別為輪胎在純滑移和純側偏條件下的縱、橫向力；、和分別為縱、橫向理論滑移率和綜合理論滑移率；，分別為車輪實際滑移率和側偏角；為路面附著系數，為輪胎法向載荷。 圖3-3輪胎特性曲線圖3-3為輪胎在單一縱向滑移或側偏狀態下，以及復合工況下的輪胎力特性曲線。由圖可見，單一工況下輪胎縱、橫向力分別表現為滑移率和側偏角的約束函數，且二者在確定的路面條件下存在飽和現象，其極限值取決于車輪垂直載荷及路面附著情況。為了驗證所建模型的正確性和有效性，對原型車進行了實車實驗。分別采用階躍轉向和凸包路障激勵，對側向和垂向動力學響應進行仿真和試驗對比。為減少傳感器用量，僅采用一只IMU300CC-100型傳感器，通過CompactRIOTM&NI9205對質心處垂向和側向加速度進行采集。圖3-4（a）為以30km/h通過高70mm的特定減速帶時的垂向加速度；圖3-4（b）為以50km/h的初速度和90°的轉向盤轉角階躍輸入時的側向加速度。由圖可見，仿真模型較實車響應略快，更平滑，但二者整體趨勢一致，吻合較好，表明該模型是正確有效的，可用仿真分析和控制算法的設計研究。圖3-4質心處動力學響應對比

4側翻控制策略4.1轉向控制策略汽車側翻的控制一般從其產生的具體原因開始著手，才比較簡捷有效，比如說對于汽車側向加速度的控制。我們可以通過轉向技術作為出發點，利用控制轉向輪的轉向角來改變作用在車輪上側向力的大小，達到調節汽車側向加速度的目的。控制的觸發采用左右側車輪上的載荷轉移率（loadtransferringratio,LTR）來確定。LTR定義如下:式中、分別為作用在左、右側車輪上的法向反作用力的和，而為載荷轉移率的極限值。在汽車曲線行駛時，由于載荷的轉移，有可能一側車輪上的法向反作用力的大小變為0，因此的變化范圍為[-1,1]。在較多的文獻中的極限值取為0.9。由于轉向輪轉向角的變化，同時也改變了汽車按照駕駛員意圖行駛軌跡，為了更好地提高車輛的軌跡跟蹤能力，因此控制策略中應該還有一個關于行駛時不僅與汽車的行駛速度有關，而且與汽車的姿態有關。但在整個控制策略中，特別是關鍵情況下。汽車側翻控制能力的好壞與汽車曲線行駛時的側向加速度的大小有直接的關系，同時在左、右側車輪上還存在著載荷轉移，的大小與汽車的性能直接相關。圖4-1中的控制策略包括主動轉向角大小的控制和在施加了主動轉向角控制后汽車車道保持的控制。圖4-1汽車側翻控制圖向輪上施加一定的控制轉角。該控制轉角與駕駛員所施加的轉向輪轉角相反，因此可有效的減少汽車側向加速度的大小、提高汽車側翻控制能力。主動轉向控制角度大小的確定，主要依據和考慮汽車能夠快速完成相應的避讓動作以及汽車車道保持能力。如果大幅度改變轉向輪的轉角，對于汽車車道保持的控制將很難實現。因為在大幅度改變轉向輪轉角時，將駕駛員的真實意圖產生偏差。在這樣的情況下保持車道將需要大幅度增加汽車的制動力以及調節汽車的橫擺角速度，但汽車的制動力與汽車的附著極限相關聯。另外，由于存在車輪上載荷的轉移，因此不宜進行非常大的汽車主動轉向角控制。汽車的行駛姿態以及行駛軌跡由汽車的行駛速度以及汽車的橫擺角速度來反映。通過駕駛員施加到轉向輪上的轉角而實現的汽車的行駛軌跡可利用圖3-4中的2自由度汽車理想模型來描述。因此通過相應的轉向輪轉角輸入可計算汽車理想模型的、反應汽車行駛姿態的橫擺角速度。汽車車道保持的能力與瞬態過程中汽車進行曲線行駛時的半徑相對應，因此可對汽車曲線行駛時的半徑進行跟蹤，從而實現汽車車道保持的控制，即滿足:式中、分別為實際模型的車速以及橫擺角速度；、分別為參考模型的車速以及橫擺角速度。為了滿足上式的條件，在車道保持的控制策略中必須在汽車的內側車輪上或汽車的外側車輪上施加一定的制動力，來調節汽車的運行姿態，使之與理想的運行路徑相一致。4.2懸架控制策略根據輪胎的動力學耦合關系，車輪縱向和橫向力都是車輪垂向載荷的函數，而垂向載荷又可以通過可控懸架系統進行調節，為了更好有效的對側翻予以修正，引入半主動懸架控制系統以輔助差動制動系統。根據差動制動策略的實施原則，文中采用基于灰色預測的模糊控制對前外側懸架及其對角處懸架同時進行控制，我們將通過可控懸架對車輪法向載荷的匹配調節，使其產生更大的縱、橫向力以對車輛側翻危險工況做出更有效的響應。以簧載質量垂向速度及簧載與非簧載質量的相對速度作為控制輸入，可控減震阻尼力作為控制輸出設計灰模糊控制器，其基本控制思想如圖4-2所示:圖4-2灰模糊控制器它將灰色預測理論引入傳統模糊控制器，用以預測系統下一步的輸出并把它作為傳統模糊控制器的輸入變量，使傳統好模糊控制具有一種對系統誤差預先補償的功能。圖中GM（1,1）為灰色預測模型，其具體算法見文獻。模糊控制部分主要參照如下原則：若懸架處于壓縮行程，即（）<0,則對前側與制動輪對應的懸架分配較大的阻尼力；若懸架處于回復行程，即（）>0,則對與前側對角的減震器施加較小的阻尼，其他工況則以抑制側傾角為目的。表4-2為最終確定的模糊規則，其中、、、和為模糊語言變量，分別表示負大、負小、零、正小和正大，輸出輸入均采用靈敏度較高的非對稱隸屬度函數。表4-2懸架系統模糊控制規則由于上述算法所得為理想阻尼力，并不能完全通過半主動懸架實現。根據阻尼力的表現形式，必須遵循如下半主動懸架控制邏輯，并以系統消耗能量的方式工作。=式中:=,,,。4.3制動控制策略差動制動是提高車輛穩定性有效地方法，它通過對兩側車輪的分別制動來改變縱橫向輪胎力的分布，從而產生修正橫擺力矩來抑制過多或不足轉向，也被認為是降低側向加速度最有效的方法。在路面附著極限附近輪胎力通常處于飽和狀態，由于輪胎的非線性特性，當縱向力（制動力）增加是側向力就會相應的減小。但每個角上的車輪縱、橫向力的變化所產生的修正橫擺力矩的方向是不同的。表4-3為在一定轉角下對各個車輪制動的統計結果，其中“+”表示產生的修正橫擺力矩與期望的車輛方向運動一致，反之亦然。可見，只有對前外側車輪和后內側車輪制動時，縱、橫向力變化所產生的修正力矩是同向的，故差動制動策略主要對前外側和后內側車輪進行制動干預，具體策略見圖4-3。在非制動工況，通過前外側車輪制動來修正過多轉向，對后內側車輪制動來修正不足轉向；在明顯制動工況，則通過對前外側車輪制動的同時，對后內側車輪減少制動來修正過多轉向；對后內側車輪制動并對前外側車輪減小制動來修正不足轉向。表4-3輪胎力變化所致結果統計圖4-3差動制動控制策略對車輪的制動干預滑移率控制為手段，根據輪胎力附著特性將滑移率控制在附著峰值附近，以獲得最大的縱向制動力，或將滑移率設為零來減小制動力。采用基于積分型的滑模控制方法對滑移率進行控制，算法簡述如下。為保證滑模控制具有指數穩定性，取代積分形式的切換函數為:式中：為滑移率誤差；為期望的滑移率。根據特定的模型文中取得最優滑移率為0.12；為正的設計參數，它決定著滑模面的斜率。為滿足滑模可達條件，取等速趨近率為,顯然有:即滑模可達條件成立。式中，為正的設計參數，其中值越大表示到達滑模面的速度越快。聯合車輪旋轉運動方程：以及載荷轉移率（LTR）的表達公式:和等速趨近率，可得車輪制動力矩為：式中i=,,,。為削弱式中因不連續的符號函數而引起的系統顫振，常采用邊界層法，即用飽和函數來取代式中的符號函數，這里飽和函數定義為：=式中：為邊界層厚度。在邊界層外采用滑模控制方式調節，在邊界層內側以連續調節的方式進行。

5結論建立了能夠反映汽車側翻的動力學模型，通過對轉向控制和懸架控制以及制動控制的分析研究。我們可以看出轉向控制方法能夠在一定程度上改善汽車的側翻控制能力，為汽車的安全行駛提供了條件。同時也能運用到汽車動態性能的控制中，為提高汽車的主動安全提供了新的控制方式。而懸架控制和制動控制針對車輪載荷、車輪側傾角速度等的分析研究，我們可以得出該控制策略可以有效地改善車輛在行駛過程穩定性能，能夠有效地減小汽車的側翻可能性的發生。

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