汽车电子稳定程序的液压控制仿真研究

汽车电子稳定程序的液压控制仿真研究

0压力在线建模和仿真车辆电子稳定程序（esp）集成了abs动态引导系统（abs）、管理系统（ts）和动态横截面积分布力偶矩控制（ayc），可以尽可能提高车辆的极限距离。在车辆的动态状态下，尤其是在轮胎力和路面覆盖物的情况下，可以精确地控制车辆。这些因素的观察是这些因素的基础。esp源汽车动态监控系统调用故障模型，底层滑动率控制器调用故障模型形成封闭系统。Bosch公司提出基于制动压力预估模型进行轮胎力估算的思路;文献基于ABS压力预估与耗散功率法进行路面识别技术进行了研究;文献提出常用的液压系统的模型表述方法;文献对ABS的加压和减压进行分析,提出液压精细调控方法,文献基于硬件在环对ESP建模进行分析。由于ESP和传统制动、ABS制动方式不同,涉及吸入阀、增压电动机、储能器、制动软硬管、节流器和制动轮缸等复杂环节,因此在现有传感器配置下进行ESP在线压力预估是一个技术难点,而上述文献也没有解决在线压力预估问题。压力预估的核心是建立液压模型和反模型。液压模型是用于不同工作模式(ESP/ABS等模式)下系统增减压速率计算的模型;液压反模型则是基于ESP压力控制目标值和当前轮缸压力状态,确定HCU各电磁阀控制模式的模型。本文基于ESP液压系统的物理与数学模型,构建了仿真模型;应用自主开发的电控单元(Electriccontrolunit,ECU)调控液压控制单元(Hydrauliccontrolunit,HCU)进行主动增压测试。通过改变子系统性能参数仿真分析获取液压系统支配性动态特性。采用试验数据拟合的方式得到等效支配特性参数,建立了液压模型和反模型,并对ESP压力控制进行了试验验证。1esp-esp系统的数学模型1.1开关控制阀控制ESP液压系统集成了ABS和TCS的液压控制功能,包括制动管路、HCU、制动器等环节。其中HCU中有高速开关控制阀12个(其中吸入阀和限压阀各2个,增压阀和减压阀各4个),在吸入阀的前端有一个压力传感器。ABS作用时(FR、RL为例),V2、V5、V6连通,通过V5、V6、V7和V8调节轮缸压力。ESP与TCS作用时,m1上电,V2关闭,V4连通,液体通过柱塞泵p1,经V5进入RL轮缸,实现主动压力调控,如图1所示。1.2流场特性分析高速开关控制由高速电磁阀实现的。当电磁阀的线圈通电时通过电磁力驱动阀开关。电磁力由电流、电感、电磁阀柱塞和铁心之间的气隙决定。电磁力作用下的阀动态方程为式中U——电磁阀驱动电压R——回路电阻I——电磁阀回路电流x,v——阀心移动位移和速度k——回位弹簧刚度G0——弹簧预紧量Fm,L和Fp可通过结构电磁耦合有限元方法计算,从而得到电磁阀响应延迟特性。根据伯努利定理电磁阀的节流特性为式中Qt——过流流速柱塞泵和电动机偏心轮位置如图2所示。令坐标原点为偏心轮旋转中心,则偏心轮转过θ角时,其圆心坐标为(–esinθ,–ecosθ),柱塞泵排量模型为式中Qb——升压输出流量管路安装位置、结构尺寸、材料、力学性能以及制动液的物理特性均对主动增压动态特性有显著影响。将管路当作2输入元素2输出元素的层叠网络,容积特性考虑液体压缩特性和管路柔度影响,阻抗特性考虑层流或者湍流压力损失,惯性考虑管道中液体的质量效应。等效容积特性为式中∆p——管道断面压力变化量V——液体体积β1,β2——管道及制动液容积特性模量由圆弹性力学模型得制动管容积特性为式中R,r——管道内外径g——重力加速度因此管路等效容积特性为式中A′——管道断面积l——制动管长当管道长大于流层转化长度时,管道中的流体成抛物线流型,此时粘性阻力显著。令阻力系数Rz=128µl/(πd4),则流速和压力变化的关系为忽略管道摩擦仅考虑惯性,流体欧拉方程为式中W——流动速度A′——油路断面面积令I=lρ/A′,体积、密度特性在容积特性中考虑,则有–∂p/∂s=(gA′)-1∂W/∂t,式(9)两边分别积分采用层叠网络,将容积、阻抗和惯性等特征环节进行组合,形成管路层叠网络模型如图3所示。1.5立等效弹簧模型ESP适用车型多用盘式制动器,考虑制动钳体惯性、间隙和接触阻尼特性,建立等效弹簧阻尼模型,输入为制动液流量,输出为制动压力(图4)。制动器动力学方程为式中mq,xq——钳体质量及位移ceq——活塞运动等效阻尼S——轮缸断面积Gsq1,kq1——弹簧预紧量及刚度Qin——制动液流量2系统的模拟和实验分析2.1液压系统仿真模型基于上述系统数学模型,应用IMAGINES.A.公司的AMESim软件平台构建液压系统仿真模型,运用液压元件库、设计库、力学库和信号控制库来进行组合建模,求解全系统与各子系统动态特性,对照图1所示示意图构建仿真模型如图5。各环节特征参数通过逆向分析得到。2.2系统增压特性试验验证采用电装公司的HCU,结合自主开发的ESP控制器(ECU),在某轿车上搭建测试系统(图6)。通过踏板限位器设定制动压力,压力传感器测量主缸和轮缸压力,车载信号采集系统采集信号。通过ECU编程驱动电动机和电磁阀,实现单轮、2轮、3轮主动压力调节等3种模式。系统采样频率为20kHz,驱动电压为12V。增压时间为300ms。ESP液压系统增压特性试验结果如图7所示,液压系统主动增减压特性对比曲线如图8所示。试验和仿真得到的升压规律、动态特征一致,验证了仿真模型。改变各子系统参数进行系列化仿真,确定液压系统各环节对主动增压特性的影响,得到液压模型的支配性环节和特征参量见下表。为了适于在线控制模型表征这些特性,则定义液压系统的支配性特征为综合延迟特性(τ1、τ2),综合节流特性(Qt、Qb、Qr),综合压力波动特性(∆pc、∆pk)。3基于液位模型和反向模型的模型3.1压力模式的确定基于液压支配性特征,定义综合节流特性为式中Qpe,Cde——回路等效流速与流量系数Ave——回路等效节流面积从吸入阀到轮缸入口回路等效液容特性令Qein=Qpe,Qeout=0,得到加压速率制动器等效容积特性为联立式(13)~(15),综合压力波动为则回路增减压速率模型为由于ESP液压系统结构复杂,液压控制模式多样,因此Cbe,Cde,Ave等参量难以单独标定得到精确值。但对于确定的车型,ESP液压系统作为精密的控制系统,结构参量具有高度的一致性,可以对各种加压模式下上述参量的综合效应进行标定。将这些特征综合到参数x1,x2中,则有得到压力预估模型为式中——t0时刻轮缸i压力估算值——t0时刻的主缸压力——增压n个周期轮缸i压力估算值τ0——液压系统延迟时间常数应用不同调控模式下压力实测值,应用最小二乘法拟合得到x1,x2。最小二乘法的问题描述为约束条件为构建参数(x1,x2)、主缸压力、增压模式之间的三维表。ECU采样得到主缸压力传感器数值,根据当前轮缸压力值,液压控制模式查表得到x1,x2。当ESP上层车身姿态控制器优化得到的预期压力和当前轮缸压力确定时,则液压控制模式中各电磁阀的开断指令由系统反模型确定。反模型为式中pwNo——预期压力UMval——预期压力调节时间当pwNo>pw且UMval>τ0时增压,当pwNo<pw且UMval>τ0时减压,UMval<τ0表示系统所需液压调控时间小于系统增减压滞后时间,此时系统应该保压,等待下一个周期进一步的指令。3.3增压机+政策/系统压力组合电磁阀状态切换时,初期压力有滞后与波动。试验表明在初始条件(初始压力、主缸压力等)基本一致时,初期增减压速率相差较大,但稳定增压速率,以及轮缸压力相近,因此可忽略增减压速率变化。ESP不同的加减压方式构成了不同的回路,系统的压力滞后也不同。为了表征压力滞后时间,需对增压、减压、保压3种状态之间切换的延迟时间τ0进行标定。4双移线试验结果基于液压模型实现压力在线预估,同时通过液压反模型实现系统电磁阀控制逻辑,构成闭环控制,如图9所示。在自主开发的ESP中实现上述算法,其中主缸压力信号、各电磁阀开关信号、各轮缸预估压力信号来自于ECU,应用开发的实车压力测试系统可以记录得到轮缸实际压力。在附着系数为0.3的冰雪路面上以70km/h的初速度进行双移线试验,移线时汽车发生过多转向,ESP通过右前轮主动制动实现稳定横摆力偶矩控制。压力在线预估与实车试验结果如图10。当压力控制模式为1时,系统状态为增压;当压力控制模式为0时,系统状态为保压;当压力控制模式为–1时,系统状态为减压。参量x1,x2通过实测数据拟合得到,ESP主动制动(主管路压力为0)时,增压:x1=1.221,x2=–0.815;减压:x1=–0.186,x2=–0.019。在线估算压力和压力传感器实测压力的偏差在6%以内,满足精度要求。ESP的HCU结构特性决定了X形布置的回路之间具有很好的隔离作用,因此不同回路之间不会造成压力的扰动,但是同一回路单轮与两轮增减压速率稍有不同。因此多轮同时加压时,可以按照相同的方法标定得到精确的压力模型和反模型。5液压模型与反模型的应用(1)通过对ESP液压系统进行建模与仿真分析,得到系统液压动态特征的支配性环节。(2)基于支配性特性开发了ESP主动压力控制的液压模型和反模型。(3)应用液压模型实现了实时控制中的压力预估,同时基于液压反模型形成了电磁阀控制逻辑,并通过实车上匹配的自主开发的ESP控制器验证了上述工作。(4)仿真和试验表明这种液压模型和反模型能够满足ESP在线控制要求。本文的研究工作为进一步进行轮胎力观测、路面识别、汽车动态运动状态观测提供了良好的基础。L——线圈电感m——阀心和动铁质量Fm,Ff——电磁力及摩擦力Fp——阀心组件所