何祥坤,季學(xué)武,楊愷明,武 健,劉亞輝

(清華大學(xué) 汽車安全與節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,北京100084)

0 引 言

隨著能源、環(huán)境、行車安全、交通擁堵等問(wèn)題的日益突出,智能電動(dòng)汽車逐漸成為熱門話題,同時(shí)也對(duì)車輛底盤控制系統(tǒng)提出了更高的要求[1-3]。智能電動(dòng)汽車要求制動(dòng)系統(tǒng)取消對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)真空度的依賴,在制動(dòng)能量回收過(guò)程中踏板感覺(jué)不受電機(jī)制動(dòng)與摩擦制動(dòng)協(xié)調(diào)的影響,并且制動(dòng)系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)快速、準(zhǔn)確的主動(dòng)制動(dòng)控制。上述要求是傳統(tǒng)汽車制動(dòng)系統(tǒng)難以實(shí)現(xiàn)的,因此促使了新一代制動(dòng)系統(tǒng)的出現(xiàn)。能夠滿足上述要求的新一代制動(dòng)系統(tǒng)可以分為兩大類:一是線控液壓制動(dòng)系統(tǒng),主要在傳統(tǒng)汽車制動(dòng)輪缸的基礎(chǔ)上進(jìn)行改進(jìn);二是線控機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng),對(duì)傳統(tǒng)汽車制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行徹底革新,每個(gè)車輪配備一套電控制動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)[4-6]。

電子液壓制動(dòng)(Electro-hydraulic brake,EHB)系統(tǒng)是20世紀(jì)90年代開(kāi)始研究并投入使用的一種線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)。博世公司在1996年發(fā)表了最早的相關(guān)研究論文[7],豐田首先將EHB系統(tǒng)投入使用[8]。而達(dá)姆施塔特技術(shù)大學(xué)、漢陽(yáng)大學(xué)、吉林大學(xué)、清華大學(xué)等科研機(jī)構(gòu)均對(duì)EHB系統(tǒng)控制進(jìn)行了大量的研究工作[9-13]。

作為一種新型的電子液壓制動(dòng)系統(tǒng),集成式線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)(Integrated-electro-hydraulic brake,IEHB)系統(tǒng)的伺服電動(dòng)增壓裝置與主缸集成在一起,在保證整體結(jié)構(gòu)緊湊的同時(shí),通過(guò)聯(lián)合液壓調(diào)節(jié)單元,能夠快速、準(zhǔn)確地調(diào)節(jié)輸出制動(dòng)壓力,所以IEHB可以更好地集成ABS(Antilock braking system)、ESP(Electronic stability program)、RBS(Regenerative braking system)、ACC(Adaptive cruise control)、AEB(Autonomous emergency braking)等整車控制功能[14]。因此,近些年來(lái)世界各大知名汽車零部件公司都陸續(xù)推出了IEHB相關(guān)的產(chǎn)品樣機(jī),比如博世的iBooster、大陸的MK-C1、LSP公司的IBS等。但是這些系統(tǒng)樣機(jī)都還沒(méi)有被量產(chǎn),相關(guān)技術(shù)也處于保密階段。通過(guò)查閱文獻(xiàn),國(guó)內(nèi)外科研機(jī)構(gòu)也積極開(kāi)展了相關(guān)研究。Li等[15]通過(guò)MATLAB/Simulink與CarSim聯(lián)合仿真的方法,對(duì)IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行了分析,并對(duì)整車運(yùn)動(dòng)控制問(wèn)題進(jìn)行了研究。熊璐等[16]通過(guò)IEHB系統(tǒng)特性分析,利用顫振補(bǔ)償方法對(duì)IEHB系統(tǒng)進(jìn)行液壓力優(yōu)化控制研究。Yang[17]等針對(duì)IEHB的伺服電動(dòng)建壓裝置利用Lyapunov函數(shù)設(shè)計(jì)了滑?？刂破?并與傳統(tǒng)PID控制器的控制效果進(jìn)行了對(duì)比。

由于輪胎特性直接影響汽車的動(dòng)力學(xué)特性,而車輪滑移率對(duì)輪胎力有明顯影響,因此輪胎滑移率成為車輛動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)的關(guān)鍵被控變量之一。但機(jī)電液系統(tǒng)本身的非連續(xù)性和滯后性致使傳統(tǒng)汽車制動(dòng)系統(tǒng)很少以輪胎滑移率為直接控制目標(biāo)[13]。為了解決上述問(wèn)題,并進(jìn)一步探究IEHB系統(tǒng)相關(guān)技術(shù),實(shí)現(xiàn)基于IEHB系統(tǒng)的輪胎滑移率控制,本文首先介紹了研究所采用的新型IEHB系統(tǒng);之后在Simulink中建立了7自由度整車模型和非線性輪胎模型,并通過(guò)數(shù)學(xué)模型明確IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵參量及不同參量之間的關(guān)系,同時(shí)在AMESim復(fù)雜系統(tǒng)建模與仿真平臺(tái)中建立了IEHB系統(tǒng)的物理仿真模型;基于分層控制構(gòu)架,并利用滑移率與制動(dòng)轉(zhuǎn)矩構(gòu)成的雙閉環(huán)非線性控制方法設(shè)計(jì)了基于IEHB系統(tǒng)的輪胎滑移率控制器;最后通過(guò)MATLAB/Simulink與AMESim聯(lián)合仿真平臺(tái),分別在高附著、低附著路面進(jìn)行仿真試驗(yàn),驗(yàn)證本文所提出的控制策略的有效性。

1 IEHB系統(tǒng)介紹

1.1 IEHB系統(tǒng)組成

本文所采用的IEHB系統(tǒng)方案簡(jiǎn)圖如圖1所示,主要包括:

(1)踏板行程模擬器:通過(guò)位移傳感器信號(hào)識(shí)別駕駛員的制動(dòng)意圖,通過(guò)踏板模擬器模擬制動(dòng)踏板感覺(jué)。

(2)電動(dòng)主缸:實(shí)現(xiàn)液壓源輸出壓力的精細(xì)調(diào)節(jié)。

圖1 IEHB系統(tǒng)方案簡(jiǎn)圖Fig.1 Schematic diagram of IEHB system

(3)液壓調(diào)節(jié)單元:利用壓力傳感器監(jiān)測(cè)每個(gè)輪缸的制動(dòng)液壓力,并通過(guò)調(diào)節(jié)輪缸壓力使實(shí)際制動(dòng)力矩跟蹤目標(biāo)值。

(4)IEHB系統(tǒng)控制器:根據(jù)駕駛員操縱和整車運(yùn)動(dòng)需求對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)實(shí)施控制。

1.2 IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作原理

在IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)增壓時(shí),電動(dòng)主缸中的伺服電機(jī)轉(zhuǎn)矩增加,液壓調(diào)節(jié)單元中的進(jìn)液閥(常開(kāi)閥)打開(kāi),出液閥(常閉閥)關(guān)閉。在IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行保壓操作時(shí),電動(dòng)主缸停止工作,液壓調(diào)節(jié)單元中的進(jìn)液閥和出液閥同時(shí)關(guān)閉。在IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)減壓時(shí),進(jìn)液閥關(guān)閉,出液閥打開(kāi),回油泵工作,同時(shí)通過(guò)電動(dòng)主缸進(jìn)行主動(dòng)減壓操作,從而實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的快速減壓。IEHB通過(guò)執(zhí)行增壓、保壓、減壓操作實(shí)現(xiàn)對(duì)輪胎滑移率的有效調(diào)節(jié),進(jìn)而對(duì)汽車動(dòng)力學(xué)狀態(tài)進(jìn)行控制。

2 系統(tǒng)建模及分析

2.1 整車動(dòng)力學(xué)模型

在輪胎滑移率控制器設(shè)計(jì)過(guò)程中,需要考慮車輛車輪的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)、各車輪垂向載荷的變化及制動(dòng)時(shí)汽車的方向穩(wěn)定性,因此選擇建立7自由度車輛模型(見(jiàn)圖2),動(dòng)力學(xué)方程描述為[18]:

式中:m為整車質(zhì)量;δ為前輪轉(zhuǎn)角;a、b分別為前、后軸距;c為輪距;J z為整車橫擺轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;V x、V y、γ分別為車輛縱向速度、側(cè)向速度、橫擺角速度;F xij、F yij分別為輪胎縱向力、側(cè)向力;Jw為車輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ωij為車輪轉(zhuǎn)速;Tdij為驅(qū)動(dòng)力矩;Tbij為制動(dòng)力矩;rw為輪胎有效半徑;i＝f,r分別表示前、后軸;j＝l,r分別表示左、右車輪。

圖2 7自由度車輛模型Fig.2 7 DOF vehicle model

2.2 非線性輪胎模型

為了反映真實(shí)的輪胎動(dòng)力學(xué)特性,本文采用Pacejka魔術(shù)公式描述輪胎的非線性動(dòng)力學(xué)行為[19],其統(tǒng)一表達(dá)式如下:

其中,輪胎縱向力因子為:

輪胎側(cè)向力因子為:

式中:Y為縱向力、側(cè)向力或回正力矩;X為縱向滑移率λ或輪胎側(cè)偏角α;SH、SV分別為水平、垂直偏移常數(shù);Vrw為輪速ω與輪胎有效半徑rw的乘積;V xw、V yw分別為車輪中心的縱向、橫向速度;B為剛度因子;C為形狀因子;D為峰值因子;E為曲率因子;F z為輪胎垂直載荷;a0～a8、b0～b8為擬合參數(shù),數(shù)值如表1所示。

表1 魔術(shù)公式輪胎模型參數(shù)(Michelin?MXV8 205/55R16 91V)Table 1 Parameter values in magic formula(Michelin?MXV8 205/55R16 91V)

考慮汽車在轉(zhuǎn)彎、制動(dòng)過(guò)程中的輪荷轉(zhuǎn)移和軸荷轉(zhuǎn)移效應(yīng),對(duì)每個(gè)車輪的垂直載荷計(jì)算如下[20]:

式中:a x、a y分別為汽車縱向、橫向加速度;L為汽車軸距;h為汽車質(zhì)心高度。

輪胎的縱向力與側(cè)向力必須滿足“附著橢圓”的條件約束,因此,最終輪胎的縱向、側(cè)向力表達(dá)式為:

式中:F x、F y分別為修正后的輪胎縱向力、側(cè)向力。

2.3 IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)關(guān)鍵部件模型

2.3.1 電動(dòng)主缸模型

本研究采用永磁同步電機(jī)(PMSM)作為電動(dòng)主缸的動(dòng)力控制源,基于d、q坐標(biāo)分解,PMSM的電壓平衡方程可以描述為[21]:

PMSM轉(zhuǎn)矩方程為:

PMSM轉(zhuǎn)子軸上的轉(zhuǎn)矩平衡方程為:

在矢量控制條件下,i d≡0,PMSM的電壓平衡方程和電磁轉(zhuǎn)矩方程則化簡(jiǎn)為:

電動(dòng)主缸通過(guò)螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)將PMSM的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為主缸推桿的直線運(yùn)動(dòng),相關(guān)方程如下:

以主缸中的兩個(gè)活塞為研究對(duì)象,建立主缸模型為:

式中:u d、u q分別為d、q軸的電壓;i d、i q分別為d、q軸電流;Rs為定子電阻;Ls為定子電感;ωr為電機(jī)轉(zhuǎn)速;ψr為轉(zhuǎn)子永磁體磁鏈;Te為電磁轉(zhuǎn)矩;Kt為電磁轉(zhuǎn)矩系數(shù);J為電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;TL為負(fù)載轉(zhuǎn)矩;TD為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩;Lp為螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的導(dǎo)程;S為螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)輸出的直線位移;Fp為螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)輸出推力;θM為PMSM轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角;η為螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率;θT為螺旋副傳動(dòng)機(jī)構(gòu)輸出轉(zhuǎn)角;A1、A2分別為主缸前腔、后腔有效橫截面積;M1、M2分別為主缸前活塞、后活塞質(zhì)量;Fs1、Fs2分別為主缸前腔、后腔彈簧力;K1、K2分別為主缸前腔、后腔彈簧的剛度;C1、C2分別為主缸前腔、后腔活塞阻尼系數(shù);P1、P2分別為主缸前腔、后腔壓力;X1為主缸前腔活塞位移。

2.3.2 電磁閥模型

為了有效地控制液壓調(diào)節(jié)單元中的電磁閥,采用調(diào)節(jié)脈寬占空比,控制閥芯開(kāi)度,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)制動(dòng)壓力的精確調(diào)控。脈寬占空比表達(dá)式為:

本文以平均流量來(lái)研究電磁閥壓力-流量特性,數(shù)學(xué)模型如下:

式中:Tp、T分別為有效脈寬時(shí)間、脈寬周期;τ為占空比;為平均流量;qVn為額度流量;Cd為流量系數(shù);Av為閥口橫截面積;ρ為油液密度;Δp為電磁閥進(jìn)、出口端壓差。

2.3.3 制動(dòng)輪缸模型

制動(dòng)輪缸輸出的制動(dòng)力矩計(jì)算如下[18]:

式中:kb為制動(dòng)系數(shù);pb_ij為目標(biāo)輪缸制動(dòng)壓力;re為制動(dòng)壓力有效作用半徑;d為制動(dòng)輪缸活塞直徑。

3 輪胎滑移率控制器設(shè)計(jì)

根據(jù)本文所建立的整車模型、輪胎模型、IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型,設(shè)計(jì)基于分層控制架構(gòu)與雙閉環(huán)非線性控制方法的輪胎滑移率控制器,其控制架構(gòu)如圖3所示。

圖3 基于IEHB系統(tǒng)的輪胎滑移率控制策略架構(gòu)Fig.3 Structure of wheel slip control based on IEHB

3.1 上層控制策略

設(shè)k1、k2分別為滑模增益系數(shù);λd為期望的輪胎滑移率;f為輪胎滾動(dòng)阻力系數(shù)。針對(duì)制動(dòng)過(guò)程中被控車輛和制動(dòng)系統(tǒng)的非線性問(wèn)題,設(shè)計(jì)基于滑模變結(jié)構(gòu)控制理論的輪胎滑移率上層控制器,以汽車當(dāng)前的滑移率與期望的滑移率之間的偏差為控制變量,具體如下:

為了保證消除穩(wěn)態(tài)誤差,設(shè)計(jì)滑模面為:

當(dāng)Sf_ij＝0成立時(shí),對(duì)式(31)左右兩邊微分得:

根據(jù)式(8)得到滑移率的微分方程如下:

根據(jù)單輪車輛模型及式(32)(33)可以推導(dǎo)出等效制動(dòng)力矩,表達(dá)式為:

為了使系統(tǒng)的狀態(tài)在滑模面Sf＝0附近滑動(dòng),并保證系統(tǒng)的魯棒性,設(shè)計(jì)補(bǔ)償制動(dòng)控制力矩為:

由于sgn(x)屬于不連續(xù)函數(shù),所以控制時(shí)會(huì)產(chǎn)生很明顯的抖顫效果,所以在這里用tanh(x/n)雙曲正切連續(xù)函數(shù)代替,可有效地降低滑?？刂浦械亩墩?其中n＞0,其大小決定了雙曲正切光滑函數(shù)的拐點(diǎn)的快慢,因此方程(35)變?yōu)?

根據(jù)式(34)(36)可以得出總的理想制動(dòng)控制力矩如下:

3.2 中層控制策略

通過(guò)滑模控制器輸出的目標(biāo)制動(dòng)控制力矩具有一定程度的抖顫,致使控制超調(diào),進(jìn)而導(dǎo)致制動(dòng)車輪抱死,因此,需要對(duì)目標(biāo)制動(dòng)控制力矩進(jìn)行修正。

當(dāng)估算的制動(dòng)輪縱向滑移率值小于λd(1＋xm)時(shí),車輪的修正制動(dòng)控制力矩為:

當(dāng)估算的制動(dòng)輪縱向滑移率值在[λd(1＋xm),λd(1－xm)]區(qū)間時(shí),車輪的修正制動(dòng)控制力矩為:

當(dāng)估算的制動(dòng)輪縱向滑移率值在[λd(1－xm),0]區(qū)間時(shí),車輪的修正制動(dòng)控制力矩為:

式中:xm為滑移率調(diào)控裕度。

3.3 底層控制策略

IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)的液壓制動(dòng)力是通過(guò)電動(dòng)主缸及液壓調(diào)節(jié)單元(電磁閥和回油泵)的觸發(fā)模式調(diào)控的。本文所設(shè)計(jì)的執(zhí)行層控制策略如表2所示。

表2 IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制策略Table 2 Control strategy of IEHB actuator

當(dāng)系統(tǒng)增壓控制時(shí),電動(dòng)主缸的PMSM輸入的控制扭矩為Tm,進(jìn)液閥的控制指令為0,出液閥的控制指令為0,回油泵的控制指令為0;當(dāng)系統(tǒng)保壓控制時(shí),PMSM輸入的控制扭矩為0,進(jìn)液閥的控制指令為Upc,出液閥的控制指令為0,回油泵的控制指令為0;當(dāng)系統(tǒng)減壓控制時(shí),PMSM輸入的控制扭矩為Tm,進(jìn)液閥的控制指令為Upc,出液閥的控制指令為Upc,回油泵的控制指令為Upc。

PMSM輸入的控制扭矩Tm通過(guò)設(shè)計(jì)非線性控制器確定,具體如下:

考慮電動(dòng)主缸的實(shí)際執(zhí)行能力,對(duì)控制扭矩Tm設(shè)計(jì)如下約束條件:

控制指令Upc由液壓控制逆向模型確定,其表達(dá)為[22]:

式中:km為電機(jī)轉(zhuǎn)矩控制系數(shù);PM為電動(dòng)主缸輸出壓力;Pw為當(dāng)前時(shí)刻輪缸制動(dòng)壓力;x1、x2分別為最小二乘法擬合得到的參數(shù)。

4 仿真試驗(yàn)

為了驗(yàn)證基于集成式線控液壓制動(dòng)系統(tǒng)的輪胎滑移率控制策略的控制效果,本研究通過(guò)MATLAB/Simulink與AMESim聯(lián)合仿真平臺(tái),分別在高附著路面和低附著路面進(jìn)行仿真試驗(yàn),搭建的IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)物理仿真模型如圖4所示,并且關(guān)鍵參數(shù)見(jiàn)文獻(xiàn)[23]。整車動(dòng)力學(xué)模型參數(shù)詳見(jiàn)表3。

通過(guò)對(duì)水平、均勻、公共道路的路面上測(cè)量得到的“附著率-滑移率”關(guān)系曲線分析,現(xiàn)代輪胎在高、低附著路面上的最佳附著率一般對(duì)應(yīng)的滑移率在0.1左右[24],同時(shí)考慮汽車制動(dòng)過(guò)程中側(cè)向穩(wěn)定性及載荷轉(zhuǎn)移等問(wèn)題,所以本文設(shè)置車輛前軸和后軸理想滑移率λd分別為0.1和0.08,滑移率調(diào)控裕度xm分別為10%和5%。

圖4 IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)物理仿真模型Fig.4 Physical simulation model of IEHB actuator

表3 整車模型參數(shù)Table 3 Parameters of vehicle model

4.1 高附著路面上主動(dòng)緊急制動(dòng)仿真試驗(yàn)

設(shè)置仿真試驗(yàn)在路面附著系數(shù)為0.8的路面上進(jìn)行,初始車速v＝80 km/h,無(wú)方向盤轉(zhuǎn)角輸入。此時(shí),在IEHB控制系統(tǒng)的作用下車輛開(kāi)始主動(dòng)緊急制動(dòng)。

由圖5(a)(b)可見(jiàn),車輛在高附著路面高速主動(dòng)緊急制動(dòng)過(guò)程中,汽車行駛車速在1.5 s內(nèi)從22.22 m/s下降到11.57 m/s,車速與時(shí)間有較好的線性關(guān)系,變化平穩(wěn);汽車橫擺角速度峰值為0.01 rad/s,保證了車輛在高速緊急制動(dòng)時(shí)的側(cè)向穩(wěn)定性。通過(guò)圖5(c)(d)(e)可知,在IEHB系統(tǒng)控制下,不僅能夠防止汽車前、后軸車輪抱死,同時(shí)還能夠使其較好地跟蹤目標(biāo)滑移率,前軸最大跟蹤誤差為0.039,后軸最大跟蹤誤差為0.142,前、后制動(dòng)輪缸平均壓力大致為5.36 MPa和2.53 MPa。對(duì)圖5(f)分析可知,在高附著路面高速主動(dòng)緊急制動(dòng)工況下,汽車軸荷轉(zhuǎn)移大致為3500 N,且由于制動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生了微小側(cè)向擾動(dòng),致使右后車輪比其他車輪更容易抱死,滑移率也更難控制一些。

圖5 高附著路面上主動(dòng)緊急制動(dòng)仿真試驗(yàn)Fig.5 Simulation test during active emergency braking process on high adhesion coefficient road

4.2 低附著路面上主動(dòng)緊急制動(dòng)仿真試驗(yàn)

設(shè)置仿真試驗(yàn)在路面附著系數(shù)為0.2的路面上進(jìn)行,初始車速v＝80 km/h,無(wú)方向盤轉(zhuǎn)角輸入。此時(shí),在IEHB控制系統(tǒng)的作用下車輛開(kāi)始主動(dòng)緊急制動(dòng)。

由圖6(a)(b)可見(jiàn),車輛在低附著路面高速主動(dòng)緊急制動(dòng)過(guò)程中,汽車行駛車速在1.5 s內(nèi)從22.22 m/s下降到19.54 m/s,車速與時(shí)間有較好的線性關(guān)系,變化平穩(wěn);汽車橫擺角速度峰值為3.82×10－3rad/s,保證了車輛在高速緊急制動(dòng)時(shí)的側(cè)向穩(wěn)定性。通過(guò)圖6(c)(d)(e)可知,在IEHB系統(tǒng)控制下,不僅能夠防止汽車前、后軸車輪抱死,同時(shí)還能夠使其較好地跟蹤目標(biāo)滑移率,前軸最大跟蹤誤差為0.084,后軸最大跟蹤誤差為0.046,前、后軸制動(dòng)輪缸平均壓力大致為1.15 MPa和0.75 MPa。

圖6 低附著路面上主動(dòng)緊急制動(dòng)仿真試驗(yàn)Fig.6 Simulation test during active emergency braking process on low adhesion coefficient road

5 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)機(jī)電液系統(tǒng)本身的非線性問(wèn)題,實(shí)現(xiàn)基于IEHB系統(tǒng)的輪胎滑移率控制,在建立IEHB執(zhí)行機(jī)構(gòu)物理仿真模型與7自由度整車動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上,利用滑移率與制動(dòng)轉(zhuǎn)矩構(gòu)成的雙閉環(huán)非線性控制方法,并結(jié)合分層控制構(gòu)架,設(shè)計(jì)了車輪滑移率控制器。通過(guò)MATLAB/Simulink與AMESim聯(lián)合仿真平臺(tái),分別在高附著、低附著路面進(jìn)行了高速主動(dòng)緊急制動(dòng)仿真試驗(yàn),結(jié)果表明輪胎滑移率能夠較好地跟蹤目標(biāo)滑移率,提高了汽車的主動(dòng)安全性能,驗(yàn)證了本文所提出的基于IEHB系統(tǒng)的輪胎滑移率控制策略的有效性。

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