下篇 车辆稳定控制基本技术

第五章 稳定控制硬件流程技术

第一节 硬件建模与匹配技术

稳控系统硬件是软件实现功能的基础，硬件系统的性能直接影响稳控系统的控制效果，并决定后续软件匹配工作的难易。合适的硬件系统能够降低软件匹配的难度，充分发挥控制软件的功能，使稳控系统综合性能通过匹配得到优化；而不合适的硬件系统会加大软件匹配的难度，限制软件能够实现的功能，降低稳控系统综合性能。稳控系统硬件系统主要包括四部分，即控制模块、执行机构模块、传感器模块和人机交互模块。控制模块即电控单元（ECU），执行机构模块则包括液控单元（HCU）和基础系统，传感器模块主要是轮速传感器及其配套齿圈，人机交互模块主要为组合信号输入。稳控系统硬件逻辑框架示意如图5-1所示。

图5-1 稳控系统硬件逻辑框架

为给软件匹配提供合适的硬件系统，稳控系统硬件匹配工作需要完成三方面的工作：硬件的选型、硬件的安装和初步调试、硬件的全方面测试。硬件选型是硬件匹配中的关键性工作。硬件选型的目的是从现有的稳控系统产品中，选择性能适合目标车型的系统硬件。选型的主要工作是确定选型的对象和选型的标准。通常情况下，准备匹配稳控系统的目标车辆已经具备基础制动系统、显示仪表和制动踏板及开关等部件，因此这部分不是稳控系统硬件选型的重点。稳控系统硬件选型主要涉及ECU、HCU、轮速传感器与齿圈。液压稳控系统目前普遍采用一体式结构，ECU与HCU两者通常都是配套整合在一起，系统集成度较高。由于ECU中的控制程序可以根据压力调节的控制对象进行修改，而ECU结构与车辆硬件系统关系密切，因此硬件选型侧重HCU的选型及轮速传感器系统选型。为适应不同车型的需求，HCU通常采用模块化生产，其方式是在通用的HCU本体的基础上装配部件模块，因此HCU可以根据部件模块的结构参数形成系列化的产品。由于设计、制造的技术与成本等因素的限制，不可能对所有部件都进行参数系列化设计，因此，产品系列化选用的都是HCU中相对关键的部件。HCU关键部件包括增压阀、减压阀、蓄能器、回流泵和阻尼器。HCU系统示意如图5-2所示。

图5-2 HCU系统示意图

增、减压阀均为二位二通电磁阀，其中增压阀常开，减压阀常闭，每个液压控制通道包含一组增、减压阀。对于双管路制动系统，一般每个管路设置一个蓄能器和阻尼器，两个管路共用一个电动机驱动的柱塞式回流泵，回流泵对应每个管路有一个柱塞工作腔。在回流泵和制动主缸之间设置阻尼器的目的是降低回流泵工作产生的液压脉动和噪声。随着回流泵电动机控制技术的进步，通过电动机转速PWM调节可以实现回流流量的精细控制，从而有效限制液压冲击和噪声。ECU控制增、减压阀的驱动电磁线圈的通断电状态，不同的状态组合就能实现液压通道的增压、保压和减压控制，控制状态与部件工作状态关系见表5-1。减压时，利用低压蓄能器的扩容作用储存制动轮缸流出的制动液，释放轮缸制动压力。为了保证蓄能器不会被制动液充满，稳控系统控制回流泵的电动机通电，电动机旋转驱动柱塞泵工作，将蓄能器中的制动液吸出，排到增压阀与制动主缸之间的制动管路。

表5-1 稳控系统液压通道控制状态与关键部件工作状态关系

控制策略与结构参数的关系是相辅相成的。一方面，结构参数是控制策略实现的基础；另一方面，控制策略又是结构参数在控制中局部优化的措施。作为基础，结构参数匹配得好，可以满足多种控制策略的要求，从而降低控制的难度；而控制策略则能弥补结构参数在控制中的不足，通过策略的修正来提高结构参数对多种工况的适应性。稳控系统控制策略的简繁程度与结构参数的关系很大，因此稳控系统匹配的一个重要原则是对基础的硬件影响因素要优先采用结构参数控制，从而减少软件控制策略的修正难度。HCU选型的重点是对增压阀、减压阀、蓄能器以及回流泵进行参数匹配。由于基础制动性能对稳控系统压力控制有直接的影响，因此在稳控系统的HCU硬件选型过程中需要对制动系统进行深刻的理论分析。为减轻驾驶人的操纵强度，法规规定的踏板力往往比建立制动系统实际工作压力所需的力要小很多，因此还需要经过踏板机构的杠杆放大、真空助力器的助力放大才能输入到制动主缸。制动踏板采用杠杆原理，将作用在其上的踏板力放大并输出到真空助力器，踏板结构示意如图5-3所示。

图5-3 制动踏板机构示意图

在踏板有效行程范围内，一般可以忽略踏板安装的角度影响，认为制动踏板的力和位移符合式（5-1）的关系。

式中 F_out——输出的真空助力器推杆力；

F_b——制动踏板力；

x_out——真空助力器推杆位移；

l₁——踏板作用力点O₁到踏板支点O的力臂长度；

l₂——真空助力器推杆作用点O₂到踏板支点O的力臂长度；

k_b——踏板机构等效杠杆比。

真空助力器由踏板机构连接的推杆操纵，一般利用发动机进气歧管的真空效应对制动踏板进行助力，使推杆输出到制动主缸的作用力成倍增加。真空助力器受力与构造如图5-4所示。

图5-4 真空助力器示意图

真空助力时主缸推杆受力如式（5-2）所示。

式中 F_p——真空助力器输出到主缸推杆的力；

K_va——真空助力器的助力比。

制动主缸受助推力F_p作用，在液压系统中产生制动压力，由于车辆目前普遍采用双回路管路，主缸一般都采取前、后缸串联的双杠结构输出制动压力。总泵模型如图5-5所示。

图5-5 总泵模型

根据主缸的工作原理，在主缸没有故障的情况下，可以不考虑两缸活塞的硬性接触，对于后缸活塞，运动方程如式（5-3）所示。

式中 m_r——后缸活塞质量；

x_r——后缸活塞位移；

F_sr——后缸回位弹簧力；

P_r——后缸主缸压力；

A_r——后缸主缸工作截面积。

对于前缸活塞，运动方程如式（5-4）所示。

式中 m_f——前缸活塞质量；

x_f——前缸活塞位移；

F_sf——前缸回位弹簧力；

p_f——前缸主缸压力；

A_f——前缸主缸工作截面积；

L_f——前缸主缸最大工作位移。

由于前缸质量很小，弹簧力也较小，忽略回位弹簧力以及两缸的惯量，则可以得到两缸主缸的压力，如式（5-5）所示。

两缸的流量方程如式（5-6）所示。

式中 q_r——后缸主缸输出流量；

q_f——前缸主缸输出流量。

对于两缸的压力，研究从主缸到HCU增压阀入口端的管路部分，由于流量经过增压阀流出到轮缸一部分，回流泵工作时回流一部分，考虑制动液体积弹性模量，则前、后缸主缸变化存在式（5-7）和式（5-8）的关系。

式中

——后缸主缸增压速率；

——前缸主缸增压速率；

q_ri——后缸轮缸输入流量；

V_ri——后缸主缸到HCU增压阀入口端的制动液容积；

q_fi——前缸主缸流量；

V_fi——前缸主缸到HCU增压阀入口端的制动液容积；

q_rbr——回流泵回流到后缸主缸的流量；

q_fbr——回流泵回流到前缸主缸的流量。

主缸对制动初期的增压过程影响比较大。在稳控系统制动过程中，由于主缸处的流量变化，制动踏板位移会给驾驶人反馈，因此主缸还会影响稳控系统的舒适性。根据式（5-1）、式（5-2）、式（5-5）和式（5-6），踏板力与主缸压力以及踏板位移与后缸位移的关系如式（5-9）和式（5-10）所示。

制动液流出HCU，到达由制动硬管、制动软管以及制动轮缸构成的主要工作腔，制动液在工作腔的压力P是制动系统作用的关键，假定工作腔各处的压力一致，以下将研究工作腔压力与其流量的关系。制动轮缸以盘式制动器为例，以制动盘中心面一侧作为系统1/2模型，取钳体工作面静态位置为原点O，活塞轴心运动方向为x轴，建立的模型如图5-6所示。

图5-6 轮缸模型

由图5-6可以看出，在制动压力的作用下，制动钳体先克服回位弹簧的阻力来消除钳体与制动盘之间的间隙，间隙消除后再克服钳体和制动盘直接接触所产生的等效弹簧阻尼影响。

间隙消除前制动钳体的运动方程如式（5-11）所示。

间隙消除后制动钳体的运动方程如式（5-12）所示。

式中 m_q——制动钳体质量；

x_q——制动钳体相对制动盘中心面的位移；

p——轮缸制动压力；

A_b——分泵工作截面积；

k_s——回位弹簧强度；

G_s——制动钳体与制动盘的间隙；

c_eq——等效阻尼；

k_eq——制动钳体的等效弹簧刚度。

压力缓慢的情况下，忽略动态影响，，。

根据式（5-11），消除间隙前的压力如式（5-13）所示。

根据式（5-12），消除间隙后的压力如式（5-14）所示。

式（5-13）两边乘以轮缸工作截面积A_b，如式（5-15）所示。

式中 V_q0=x_qA_b——轮缸消除间隙前分泵处的需液量。

根据式（5-15）可以得到消除间隙前的需液量，如式（5-16）所示。

式（5-14）两边乘以轮缸工作截面积A_b，如式（5-17）所示。

式中 V_q=x_qA_b——轮缸消除间隙后的需液量，如式（5-18）所示。

另一方面，制动液与制动管路在轮缸建压时会发生变形，不考虑制动硬管以及轮缸的变形，忽略动态过程中的管路沿程的压力损失，重点考虑制动液和软管的等效体积弹性模量K_z，可以得到HCU增压阀出口到轮缸端的管路压力与管路需液量关系，如式（5-19）所示。

式中 V_g0——管路容积；

V_g——制动管路变形需液量；

——制动液和软管的等效体积弹性模量；——软管管路体积模量；

K_y——制动液体积弹性模量；

E_g——软管管路材料弹性模量；

δ_g——软管管壁厚度；

D_g——软管管路内径。

根据式（5-19），管路在建压过程中的变形需液量如式（5-20）所示。

轮缸增压时，消除间隙前，HCU增压阀出口到轮缸端的总需液量V如式（5-21）。

轮缸增压时，消除间隙后，HCU增压阀出口到轮缸端的总需液量V如式（5-22）所示。

某一车型的制动系统主要参数见表5-2。

表5-2 某车型制动系统参数

根据表5-2，可计算得到轮缸需液量V与压力P的理论关系如图5-7所示。

图5-7 轮缸需液量与轮缸压力的理论关系曲线

从图5-7中可以看出，在制动钳与制动盘发生接触的前、后，V-P以不同的线性关系变化。在稳控系统的匹配过程中，由于车辆众多结构参数的准确获取有难度，并且获取参数的实验代价较大，采用理论计算比较困难。为了获取V-P曲线，一般对实车制动系统进行综合测试，测量轮缸压力达到不同水平时的轮缸需液量。三种不同轮缸实测的需液量V与分泵压力P的关系曲线如图5-8所示。由图5-8可以看出，三种轮缸的V-P实测曲线与图5-7的V-P理论曲线是相似的，均存在一定的线性关系。图5-8中，在2MPa≤P≤12MPa区间时，V-P曲线呈现出较好的线性关系，而在低压区间P≤2MPa和高压区间P≥14MPa，V-P曲线的斜率有变化，呈现出一定的非线性，这与制动系统元件受力后的非线性变形有关。对比三个车型曲线还可以发现，不同车型的V-P曲线线性区间的斜率差异较大。在轮缸压力变化相同的的情况下，斜率大的需液量变化也较大。稳控系统工作过程中，考虑消除间隙后的V-P曲线，式（5-22）两边对时间t求导，可以得到流量与压力变化率的关系，如式（5-23）所示。

图5-8 实车轮缸需液量与轮缸压力的关系曲线

式中 Q——制动液体积流量；

——轮缸压力变化速率；

——流量与压力变化速率的线性斜率。

为研究元件固有特性，定义液压元件的液压灵敏度S_p如式（5-24）所示。

式中 S_p代表液压元件的液压变化率与流量的关系，单位是MPa/mL。液压元件的S_p大，则较小的流量也能在元件中产生较大的液压变化，而S_p小则较大的流量产生的液压变化也较小。根据式（5-23）和式（5-24），制动轮缸的液压灵敏度S_pc如式（5-25）所示。

可以看出轮缸的液压灵敏度主要由制动系统的结构参数所决定，考虑制动系统的非线性变形，实车制动轮缸的液压灵敏度可根据轮缸压力与需液量实测曲线的拟合结果来计算，以图5-8中三种轮缸为例，实测与拟合的曲线如图5-9所示。

三种轮缸的液压灵敏度S_pc，即各自拟合的曲线的斜率，拟合结果分别为17.6、6.6和5.0MPa/mL。对轮缸的液压灵敏度更详细的讨论将在分析制动系统参数对稳控系统软件参数稳定性标定的影响时进行。

图5-9 轮缸压力与需液量的实测与拟合关系曲线

第二节 选型分析技术

稳控系统增压时，制动液流出主缸出口，流经制动硬管进入HCU，流过增压阀的节流孔和阀口，再流出HCU。稳控系统减压时，制动液流出制动轮缸，流过减压阀节流孔和阀口，流经低压蓄能器，经回流泵返回到主缸与HCU增压阀间的管路。增压阀和减压阀采用的节流孔与阀口实际会产生串联的节流效果。制动液在制动系统中的流动状态是变化的，根据制动液雷诺数Re和紊流变层流的临界雷诺数Re_c来判定：

式中 d——管道内径；

v——管内平均流速；

μ——运动粘度。

当Re大于临界雷诺数Re_c时，流动状态为紊流；当Re小于Re_c时，流动状态为层流。制动液在制动管路中的流动状态主要是层流，但在节流孔处的流动状态随工况不同而变化，其压力流动特性也不同。当制动液在节流孔处的流动为紊流时，节流孔的流量压力如式（5-27）所示。

式中 q——制动液流量；

C_q——流量系数；

ρ——制动液密度；

Δ_p——节流孔两端压力差；

A节流孔截面积。

当制动液在截流孔处的流动为层流时，节流孔的流量压力如式（5-28）所示。

式中 Re_c——紊流变层流的临界雷诺数；

D_h——管道水力直径；

A——管道流液有效截面积；

v——制动液运动粘度；

χ——管道湿周长度（液体与固体避免相接触的周界长度）。

根据流量的连续性，依据式（5-27）和式（5-28）可以得到流体处于雷诺数时的节流孔两端的临界压力差，如式（5-29）所示。

式中 ΔP_c——流体雷诺数为Re_c时的节流孔两端的压力差。

对于圆形截面的节流孔，截面积A、湿周长度χ、水力直径D_h如式（5-30）所示。

式中 d——节流孔截面直径。

因此，当ΔP小于ΔP_c时，系统处于层流状态，流量q与ΔP和d³成正比，如式（5-31）所示。

当ΔP大于ΔP_c时，系统处于紊流状态，流量q与√ΔP和d²成正比，如式（5-32）所示。

流体的流量系数C_q会随Re和孔口情况变化，但在实际应用中可以近似认为其保持定值。因此，通过改变孔径d就可以改变节流孔的压力流量特性。由于增、减压阀都采用节流孔加阀口的串联节流，为方便分析，将其等效为单阀口节流进行研究。等效时保持前端入口压力p₀与阀口压力p₂一致，等效阀口示意如图5-10所示。

假定节流孔的流量系数都是C_q，且制动液流过节流孔前都处于稳定的流动状态，当制动液在节流孔处于紊流状态时，根据式（5-27），可以得到流量关系

如式（5-33）所示。

图5-10 节流孔加阀口串联节流的等效单孔节流

式中 q——制动液流过阀的流量；

A₀——阀节流孔的截面积；

A₁——阀口的截面积；

A——等效阀口的截面积。

结合式（5-30）和式（5-33），可得等效节流孔径为

式中 d——等效阀口的孔径；

d₀——阀节流孔的孔径；

d₁——阀口的孔径。

当制动液在节流孔处于层流状态时，根据式（5-31），可以得到流量关系为

式中 Re_c——等效阀口的临界雷诺数；

Re_c0——阀节流孔的临界雷诺数；

Re_c1——阀口的临界雷诺数。

考虑节流孔、阀口与等效阀口的结构类似，参数相差不大，可以假定其临界雷诺数一样，则可以得到等效阀口孔径为

在增、减压阀结构中，由于节流孔处于阀口前端，两者距离较短，设计时节流孔孔径一般又小于阀口孔径，制动液流经节流孔后往往还未恢复稳定，流经阀口时依然会处于节流孔的节流作用下，减小了阀口的二次节流作用，由此产生的影响是实际的等效阀口孔径会比式（5-34）和式（5-36）计算值偏大，当要求提高模型精度时，可以通过实验获取实测数据进行修正。对于增、减压阀的节流特性，需要根据制动系统的参数，综合稳控系统的控制要求选型。制动系统参数主要是轮缸的液压灵敏度，稳控系统控制要求则要考虑系统的增、减压工况的特点。常规制动增、减压时，增、减压阀控制线圈均为断电状态，增压阀全开，减压阀全关。轮缸增压特性的影响主要来于增压阀的阀口的结构；减压时制动液大部分会通过与增压阀并联的反向单向阀回流，因此减压时可以不用考虑增、减压阀结构的影响。稳控系统控制的增压、减压过程与常规制动差异很大，稳控系统增压阀驱动线圈主要工作在通电状态，增压阀关闭使系统处于保压。增压时通过增压阀线圈间断性的断电使阀口间断性打开实现压力的缓慢增加；减压时减压阀线圈间断性的通电打开减压阀，制动液从制动轮缸经减压阀阀口流到低压蓄能器。因此，除了阀口的影响外，稳控系统对增、减压阀的控制参数对系统的影响也较大。稳控系统增、减压阀的开关控制参数是控制策略的一部分，其作用效果与阀的动态响应特性有关系。阀的动态响应特性主要由阀结构与其驱动电路的物理参数决定，包括产生电磁力的电路电气参数、线圈参数、阀芯运动件的质量以及回位弹簧的参数等，一般通过定义阀的动态响应时间参数来综合反映阀的动态特性。增、减压阀的动态响应时间τ_i和τ_d代表开关状态完全切换所用的时间，二者都分为通电响应时间τ_on和断电响应时间τ_off，具体见表5-3。

表5-3 阀的动态响应时间

稳控系统高速开关控制阀普遍采用PWM驱动方式，即在固定的载波周期T下，调节阀通电的占空比，实现阀的开启大小与开启时间的控制。稳控系统控制变量包括载波周期T和时间分辨率τ，时间分辨率τ一般是控制中进行周期定时计数的最小时间单元，T与τ关系为

T=Nτ （5-37）

式中N为正整数。载波周期所含最小时间单元的个数，稳控系统控制中，一般以一个载波周期T中的流量作为控制的基本流量单位，并组合连续多个载波周期流量来实现不同的总流量调节。

第三节 开关流量技术

在稳控系统技术发展过程中，压力调节方式的变革起着重要的意义。在早期的稳控系统控制中，采用模拟阀调节压力，由于模拟阀的流量可以连续调节，因此稳控系统压力调节是连续的。但由于模拟阀的成本较高，限制了稳控系统的推广应用。直到稳控系统采用开关阀替代模拟阀，系统成本才得到较好的控制，并实现大规模应用。但利用开关阀进行稳控系统控制面临的主要问题就是开关控制中的流量非连续性，由此导致液压系统中存在压力突变，因而稳控系统工作时会产生相对较大的噪声和振动，影响车辆驾驶舒适性。为改进车辆舒适性，一方面是通过稳控系统参数匹配来降低系统产生的压力突变，一方面是研究新的控制方式和结构。近年来，随着电控与液压技术的进步，开关阀的控制也在不断改进。稳控系统开关阀基本都是采用电磁线圈驱动阀芯运动，利用阀芯对阀口进行开关，阀芯受力为

式中 F_m——电磁力；

F_p——液压力；

F_s——弹簧力。

以增压阀作为研究对象，其所受电磁力F_m始终与弹簧力F_s反向，在主缸压力高于轮缸压力时，液压力F_p与弹簧力F_s同向。当F_m＞F_p+F_s时，阀芯在电磁力作用下会向关闭阀口的方向移动，而在F_m＜F_p+F_s时阀芯向打开阀口的方向移动。增压阀通电时的线圈工作电流较大，除了通电初期的动态响应过程外，电磁力都会远大于其他作用力，使增压阀彻底关闭。在稳控系统中，增压阀的缓增压一般都是从线圈通电阶段转入到线圈断电阶段。线圈断电时，线圈中电流逐渐减小，电磁力F_m变小，当F_m＜F_p+F_s时，阀芯在液压力和弹簧力的合力作用下移动打开阀口，使制动液流入轮缸。开关阀在断电过程中电磁力衰减很快，阀口在很短的时间里就会全开，此时阀口流量特性就是全开的特性。稳控系统控制参数中，增压速率是比较关键的参数，这在HCU硬件选型时也进行过相应的研究。由于阀口全开的增压速率很快，为限制增压速率，增压阀采取PWM开关控制方式，利用脉冲增压和保压周期过程来调节增压的速率。一般的PWM载频在200Hz以内，一方面是控制软件算法决定的，一方面也是受到阀的特性影响。增压阀口一次脉冲增压过程中，增压时间为τ₁，流过的制动液由两个阶段的流量构成：一是阀动态响应阶段，定义阀口动态响应时间为τ₀，即阀从关闭到全开所需的时间，在t＜τ₀时，阀口越开越大，流量逐渐加大；二是阀口全开阶段，τ₀≤t≤τ₁时，动态响应完成，阀口完全打开，流量基本保持稳定。综合两部分流量，制动液在一次脉冲增压中流过的体积如式（5-39）所示。

式中 V_τ——制动液体积；

ξτ₁——阀口等效全开的时间，ξ＜1；

C_d——流量系数；

ρ——制动液密度；

Δp——阀口两端压力差；

A——阀口截面积。

通过调节保压周期τ₂的时间长短，得到等效流量如式（5-40）所示。

在PWM开关控制中，时间τ₁和τ₂是稳控系统重点控制的参数，PWM载频f=1/（τ₁+τ₂），载频通常低于阀的动态响应频率1/τ₀。通过调节τ₁和τ₂，就能得到不同的增压速率，从而满足不同工况下的要求。在脉冲增压方式下，制动液的流量是非连续变化的，尤其是开关的切换过程中液体流速会发生较大变化，在管路中产生的冲击压力如式（5-41）所示。

式中 Λp——冲击压力；

Δ_v——流速变化；

c——液压波的传播速度。

式（5-41）中的液压波传播速度为系统等效体积弹性模量。

对于开关控制而言，每次开关切换，都会导致一次流速的突增和突减，而且在阀口全开的情况下，阀口附近的制动液流速高达每秒数十米，因此开关时的速度突变就达到同样的数值，由此导致的压力冲击较大。为减少开关控制导致的冲击，考虑降低开关时阀口的最高流速。

流经阀口的制动液流速如式（5-42）所示：

式中 v——制动液流速；

ζ——局部阻力损失系数。

对于全开的阀口，Δp是主缸与轮缸的压差，由工况决定，而ζ由阀口结构决定。由式（5-42）可知，增大ζ可以降低流速，ζ增大一般需要进一步减小节流孔，但在硬件匹配时对节流孔的选型需要照顾到常规制动增压速率，因此不可再减小。由于全开阀口的ζ不能改变，流速实际上无法限制。但是如果阀口开度可控，那么不同阀口开度下，节流的局部阻力损失系数相差很大，也就是ζ将能够得到很好的控制，从而可以有效限制流速。因此，研究使阀口工作在部分开度将是改进液压冲击的途径。当阀的增压时间τ₁＜τ₀，则阀将工作在部分开度下，阀等效全开时间ξτ₁＜τ₀，导致Vτ过小。为保证流量q满足控制要求，需要缩短保压周期τ₂。随着τ₁和τ₂的减小，f会显著上升，远高于阀的动态响应频率，PWM工作过程发生改变，从以原先的全关和全开为主要工作状态的情况，过渡到以全关和部分开度为主的工作状态，并最终可以实现完全部分开度的工作状态。阀的流量控制就由最初的脉冲流量变化，过渡到缓变的流量变化，并最终实现流量的连续变化。开关阀的连续流量控制由于需要很高的载频，需要硬件能够提供较高频的PWM信号。传统的IO端口驱动阀的方式下，PWM载频比较低，因此，需要在稳控系统控制算法中利用定时器产生更高的载频。通过输出高频的PWM信号，调节PWM的占空比，可以得到阀口不同的部分开度，ζ值也就不同，由此产生的流量特性和系统增压速率就不同。

利用开关阀实现连续流量控制时，结合原有的开关控制算法，根据稳控系统不同工况的增压速率要求，调整连续流量的PWM占空比就能实现稳控系统主要的压力控制。在连续流量控制下，减少了增压过程中高压端的压力振荡，可以有效降低稳控系统工作时的噪声。而且，由于增压流量的连续性，在主缸端的流量变化也是连续的，从而制动踏板由脉冲式的振动转变为连续的波浪形起伏，踏板感会更加柔和。

第四节 转向识别技术

转向与制动联合工况下的车辆安全性是稳控系统控制的研究重点^[104]。转向影响参考车速、车轮滑移率等稳控系统控制参数的计算，而转向时车辆载荷转移也使轮胎受力与直线制动有很大差异。在转向制动的仿真研究中，转向参数一般是给定的转向盘转角和车辆起始车速，在稳控系统特殊工况控制研究中有对制动前转向方向的识别。要改进稳控系统在转向制动工况下的性能，需要精确识别车辆的转向状态，以此来调整稳控系统参数计算和控制策略。

为描述车辆转向时的主要运行状态，需定义车辆转向参数P。P要求能确定转向工况、便于获取并用于稳控系统控制参数计算。确定P由3个参量构成，如式（5-43）所示。

式中 V——车速；

T_s——转向方向；

δ——前轮转角。

车速V为整车质心相对地面的速度。V通常利用稳控系统轮速进行间接识别。直线制动时车速根据四轮轮速通过一定计算策略来获得，转向制动时，需要调整参考车速计算策略以便更接近实际车速。转向方向T_s区分车辆左转还是右转，稳控系统根据T_s对两侧车轮的控制参数进行不同的调整。T_s取值1、-1、0，分别对应左转向、右转向和非转向。前轮转角δ反映车辆转向的剧烈程度。相同车速下，δ越大，车辆转向越急，载荷转移和轮胎的侧向受力越显著。转向制动过程中一般视δ为定值。目前车辆转向状态参数主要用于车辆稳定性控制系统^[105]。VSC通过传感器直接测量转向盘转角、横摆角速度与侧向加速度，分析车辆运动状态，实现对车辆横摆角速度与质心侧偏角的控制。通过转向盘转角传感器测得转向操纵的转角方向T_s和转角θ，根据θ可以计算车轮转角δ=θ/i_w，i_w为转向系统的角转动比。

直接测量的转角参数准确性高，而且抗干扰性能好，但需要根据转向盘传感器数据获取方式改造稳控系统。随着车辆CAN平台的普及，稳控系统和转向盘传感器可以都设计成CAN网络的节点，利用CAN总线实现数据交互，稳控系统采集轮速信号，需要车辆模型的运动学关系，根据四轮轮速的差异进行转角的间接识别。以图5-11所示的四轮车辆模型为研究对象，假设车辆转向时只有前轮有转角，在车辆坐标系中进行转向过程的运动学分析。

图5-11 整车四轮模型

整车质心的速度矢量，整车转向时绕z轴的横摆角速度，两前车轮转角δ₁、δ₂，整车质心到前轴和后轴的距离a，b，前轴轮距B₁，后轴轮距B₂。正常道路行驶中的车辆进行转向操纵时，转向盘转角经过转向传动比后产生的车轮转角δ较小，此时两个转向车轮转角差异很小，对大多数车辆，可以认为δ₁=δ₂=δ，B₁=B₂=B。

自由转动情况下4个车轮的速度矢量为

车轮无转角时，侧偏角，前轮有转角时，侧偏角为a_i-δ_i，4个车轮沿各自车轮平面的速度分量为V_wi，其中i=1、2、3、4，对应左前轮、右前轮、左后轮和右后轮，在无滑移工况下，V_wi等于轮速传感器测得的车轮速度为

根据式（5-44）、式（5-45），可以得到式（5-46）。

由式（5-46）可得到整车质心处x轴速度分量为

前轴两轮速度差为

后轮两轮速度差为

结合式（5-48）、式（5-49），前、后轴轮速差为

车辆横摆角速度为

四轮模型的轮速关系基于车轮自由转动工况，在有制动力时会受影响。因此基于轮速的转向参数间接识别分为三种工况：一是制动前转向的识别；二是制动中在稳控系统控制前转向的识别；三是稳控系统控制中转向的识别。前两种工况的识别只需要轮速信息，可以合并为稳控系统控制前的转向识别工况，最后一种工况需要综合轮速信号与稳控系统的控制信息进行转向识别。转向参数识别的另一个重点是后续参考车速的计算。稳控系统未进入控制时，轮胎运行状态比较稳定，传感器采集的轮速近似四轮模型中的轮速V_wi。对于稳控系统控制的转向制动，质心速度矢量中通常比小很多，根据式（5-47）可取参考车速如式（5-52）所示。

根据二自由度车辆模型，稳态转向时车辆稳态横摆角速度增益如式（5-53）所示。

式中 L——车辆轴距，L=a+b；

K——车辆稳定性因数。

由于轮速信号受路面不平度、制动和驱动等影响，为提高识别准确性，识别策略中采用一定的抗干扰措施。稳控系统开始控制后进行的转向操纵，由于稳控系统对制动力的干预作用使轮速产生较大波动，此时单从四个轮速信号难以正确识别P的三个参量，必须结合稳控系统的控制状态。稳控系统处于直线行驶控制时，转向产生的轮速差异使内侧车轮滑移率偏大，内侧车轮处于减压阶段，而载荷转移又会使外侧车轮不容易抱死，外侧车轮处于增压阶段。在内侧车轮从减压转换到增压的控制时，内、外侧轮速差异近似符合四轮模型运动学关系。稳控系统识别这一特殊控制过程的逻辑为：

1）判断四个车轮所处的增、减压控制状态Inc_i和Dec_i（i=1、2、3、4，对应左前、右前、左后和右后轮），若一侧两轮同时减压而另一侧增压（左转时Dec₁、Dec₃、Inc₂、Inc₄有效，右转时Dec₂、Dec₄、Inc₁、Inc₃有效），且持续t₀时间。

2）计算前、后轴车轮在保压到增压控制切换点的轮速差ΔV₁、ΔV₂和ΔV₃，给T_s赋值，若T_s非0状态持续t₁时间，则确认转向方向T_s。

3）确认T_s后参照稳控系统控制前的转向识别方法，依照四轮模型识别车轮转角δ和参考车速V_f。由于动态过程与稳态过程存在差异，因此在多个控制状态切换点都需要进行识别，通过数据处理来提高参数识别精度。

稳控系统通过匹配实验标定出识别稳控系统转向特殊控制过程的状态持续时间t₀和t₁，这两个时间太长则识别滞后过多，影响稳控系统整体控制性能，而太短则会影响识别准确性。对于制动中出现的转向，基于轮速识别会有一定滞后，但可使后续制动过程避免过多的减压，有利于改善整个制动过程中稳控系统的控制效果。

对于稳控系统控制前转向和稳控系统控制中的转向，在识别出转向后，都要进行后续参考车速估算。稳控系统参考车速的估算主要分两个阶段：在轮速处于低滑移率阶段时，轮速与车速差异较小，稳控系统根据设定的选取策略来选择某一轮速作为参考车速；而在轮速都处于大滑移率阶段时，参考车速进行插值估算。插值估算的重点是确定插值斜率，稳控系统根据车轮控制过程选取保压到增压的切换点作为插值点，前两个插值点的轮速可作为参考车速来计算插值斜率。直线制动时，任一个轮的轮速在符合选取策略时都可以直接作为被选择的参考车速或插值点车速，但转向制动时由于转向产生轮速差异，要对不同轮的轮速进行修正。

第五节 轮速检测技术

稳控系统作为车辆工程的关键系统，其可靠性是对整车安全的重要保障，一旦系统功能失效，其影响就是主动安全性能的下降，甚至是主动安全性能的丧失。因此要针对各种可能的故障开发检测算法，增强系统故障的识别和报警。轮速信号是稳控系统最主要的控制输入信号，而且轮速故障也是稳控系统最主要的故障源，轮速信号故障会直接导致稳控系统功能异常。为提高稳控系统可靠性，需要增强稳控系统对轮速信号故障的检测能力。稳控系统的ECU硬件设计中包含轮速传感器诊断电路，通过测量轮速传感器工作电压判断传感器的断路、短路故障。但轮速信号故障模式较多，并非都是传感器的问题，采用硬件诊断所有类型故障无疑会增加ECU设计难度。基于模型的故障检测技术则通过软件监控信号，根据信号估算值与测量值的误差实现传感器的故障检测。通过研究车辆运行中车轮的动力学特性，能够基于轮速的特征分析来识别轮速异常，完善稳控系统的轮速故障检测。车轮动力学研究时，对每个车轮独立分析，采用的单轮动力学模型如图5-12所示。

图5-12 单轮动力学模型

忽略空气阻力和滚动阻力，对装有变速器的车辆，车轮运动方程为

式中 I_w——车轮转动惯量；

——车轮角加速度；

T_e——发动机传到驱动轮上的转矩；

T_x——路面对车轮的力矩；

T_b——制动力矩；

T_tq——发动机转矩；

I_f——飞轮惯量；

i_g——变速器转动比；

i₀——主减速器传动比；

η_T——系统传动效率；

F_x——路面纵向作用力；

F_z——车轮的垂直载荷；

φ——车轮与路面的附着系数；

K_b——制动力矩系数；

p_b——制动压力。

根据式（5-54）可求出车轮角加速度和其变化规律，如式（5-55）所示。

在车辆正常行驶过程中，、都较小，车轮纵向力F_zφR与驱动力矩或制动力矩比较接近。在车轮受力发生较大突变时，、取值就会较大。根据式（5-55），在车辆动态运行过程中，发动机转矩、轮胎垂直载荷、路面附着系数以及制动器压力等物理量的取值及其变化都有物理极限，因此车轮角加速度、角加速度变化规律同样存在极限。驱动工况下，制动力矩为0，地面力F_x与车轮旋转方向相反，车轮为正；制动工况下，驱动力矩为0，地面力F_x与车轮旋转方向相同，车轮为负，由于制动中变速器有可能挂空档，i_g取0。结合两种工况，可得到轮角加速度及其变化率的合理取值范围如式（5-56）所示。

式中

——发动机转矩的变化率；

——制动器制动压力的变化率；

——车轮的垂直载荷的变化率；

——车轮与路面的附着系数的变化率。

T_tq、、pb、主要由车辆发动机和制动系统的特性决定，F_z、、φ、则主要受载荷及路面状况影响。p_b、主要受稳控系统控制的影响。为防止车轮抱死，稳控系统根据的控制门限对制动系统的压力进行调节，从而限制了制动轮缸最大的压力p_b，而增加和减压时的受液压单元动态性能影响，与基础制动系统在制动时的不同。

稳控系统根据轮速信息识别车辆运行状态，判断车辆处于驱动还是制动状态，不同状态时和在正常工况下的取值范围会受不同的限值约束。稳控系统主要受轮速异常降低的影响，实践表明，大多数轮速异常在非制动工况下出现，轮速异常时的变化特征与制动系统开始工作时的轮速变化特征不同。在制动开始时，发动机转矩可以不考虑，制动力不会超过高附路面最大附着力F_zmax，制动压力变化率与制动系统增压时间τ有关。根据式（5-56）计算正常制动时前几个稳控系统控制周期里的和取值下限，将角速度转换为线速度，可以计算得到轮加速度a、轮加速度变化率a′在正常工况下的下限值，如式（5-57）所示：

准确获取实车的轮速信号特征，是进行故障检测的基础。传感器的最低测量轮速，是受传感器与齿圈的间隙影响的固有特性，间隙大时最低测量轮速大，有可能不满足稳控系统低速控制要求。实际轮速高于最低测量轮速时，在齿圈旋转一周的时间里传感器都能稳定的测量到轮速信号。这一轮速特征在车辆低速起步工况下检测。起步状态时，在最低测量轮速以下轮速为零，正常情况下，车轮滑转较小，轮速变化较慢，在轮速达到最低测量轮速后，相邻采样周期里的轮速差异较小，测得的第一个非零轮速近似为最低测量轮速。如果车轮滑转较大，轮角加速度较大，相邻采样周期里的轮速差异也较大，此时测得的第一个非零轮速会大于传感器最低测量轮速。齿圈偏心时，旋转过程中传感器与齿圈的间隙会发生周期性变化，低速下会出现轮速时有时无的情况，齿圈以第一个非零轮速匀速旋转一周时传感器不能稳定持续测到轮速。根据相邻轮速的差异是否小于差值门限ΔV以及非零轮速是否稳定持续车轮旋转一圈的时间，可以判断非零轮速是否为传感器最低测量轮速。其检测算法如图5-13所示。

最低轮速适于检测磁电系传感器的初始间隙异常。但对其他车辆运行中出现的轮速故障不能及时起到报警作用。此时需要根据轮胎动力学特征来进行监控。由轮速计算得到的、，作为车轮运行中的特征变量，可按式（5-56）根据车辆相关参数计算得到轮加速度a的极限取值范围a_min、a_max、a′_min、a′_max。车辆实际运行中，根据车辆的轮速V、参考车速V_f可计算轮加速度a、车加速度a_f，将a_f＞-1m/s²作为非制动工况的判断，可以对车轮受力进行预估，从而按式（5-57）更加准确地选取轮速特征的限定值a_l-lim、a′_l-lim。根据获得的限值，可以按图5-14检测算法识别异常。

图5-13 最低测量轮速检测算法

基于轮速特征分析的检测技术，在实车上进行了磁电系轮速传感器的故障检测实验。实验中出现的故障主要包括传感器间隙较大、齿圈偏心、传感器与齿圈间隙突变、齿圈齿形异常等故障。稳控系统在线故障检测程序的输出信号有轮速V、轮加速度a、轮加速度变化率a′，参考车速V_f以及故障码。传感器与齿圈间隙突变有两种可能：一是间隙变得太小，导致传感器与齿圈发生碰撞；二是间隙突然变大，导致轮速信号丢失。齿圈齿形异常时，齿圈与传感器不匹配，导致轮速信号在高速时畸变。

图5-14 轮加速度及其变化率检测算法

第六节 牵引力控制系统计算技术

牵引力控制系统（Traction Control System，TCS）是稳定控制关键技术之一。根据轮胎的附着特性曲线（图5-15），当车轮的滑转率在10%～35%的范围内，轮胎纵向和侧向力均在较高水平。TCS通过发动机输出转矩控制和主动制动控制调节驱动轮滑转率在这一范围内，在实现驱动稳定性的前提下提高汽车的加速性能。常规路面条件下TCS多采用逻辑门限值控制。根据路面附着系数设定滑转率控制目标范围，需大量匹配试验获取相应阈值。考虑到PID控制的优点是无需了解被控对象的数学模型，只需根据经验调节控制参数即可获得满意效果。考虑到实际路况、驱动轮工况变化，设计了可变参数的自适应PID控制器来克服传统PID控制的不足，根据车辆行驶工况和路况的改变来调整PID的整定参数，保证复杂路面条件下驱动轮的良好驱动性能且无过度滑转。

图5-15 纵、侧向附着系数与滑转率的关系

TCS主要是对汽车纵向力的控制。在分析时，考虑到汽车的前后载荷转移，忽略行驶过程中的滚动阻力和空气阻力及坡道阻力的影响，建立包括4轮转动、车身俯仰运动和纵向运动的4轮6自由度整车模型。微分方程如下：

整车纵向：

整车俯仰：

四轮转动：

式中参数意义见表5-4。

表5-4 车辆动力学模型参数

驱动轮打滑现象主要出现在低附路面上，且路面附着系数的变化直接影响车轮的滑转程度。准确、快速地识别路面附着系数是TCS精确控制的关键，拟采用利用附着系数变化率估算路面附着系数，如图5-16所示。

图5-16 路面附着识别示意图

若路面为高附，即μ_max0=0.8，根据实时观测到的轮胎纵向力和垂向力可以求得当前时刻的利用附着系数（μ_x=F_x/F_z），附着系数-滑转率曲线的变化率定义为k^t=（μ^t_x-μ^t-1_x）/（λ^t-λ^t-1）；在发动机转矩持续增大或维持不变的前提下，若轮胎力一直增加且k^t在某一正值区间波动，则说明轮胎工作在附着系数-滑转率的线性区间上，随着轮胎力不断增大，滑转率和利用附着系数也不断增大，如A点向C点移动，此时定义峰值附着系数为μ^t_max=1；若随着轮胎力增加k^t趋近于零，表明轮胎工作在附着系数-滑转率曲线的非线性区间，如B点，此时μ^t_max=μ^t_x+k′（λ^t-λ^t-1）；当轮胎力出现拐点开始减小且k^t趋近于零，这时轮胎工作点超过了峰值附着系数，可令峰值附着系数为μ^t_max=μ^t-1_x；当轮胎力出现拐点开始减小且k^t在负值区间内，此时认为路面发生由高附到低附的突变，可得_μ^t_max=μ^t_x。最优目标滑转率估算是滑移率控制的基础，最优滑转率与路面附着相关，体现了最终的路面附着能力的利用率。驱动轮滑转是由于发动机提供的驱动力大于路面附着所能够提供的最大驱动力造成的。当汽车在低附路面起步加速时，由于地面附着力小，驱动轮很容易发生滑转。TCS实时监测路面的附着变化，当滑转率超过设定门限时，采用转矩控制和主动制动的干预方法，控制滑转率达到最优目标滑转率λ_s附近。系统控制逻辑如图5-17所示，驾驶人输入包括加速踏板开度和档位控制，发动机模型采用MAP图实现，根据加速踏板开度和转速信号可得驾驶人期望的转矩；当期望的转矩远大于路面最大驱动力矩时，车轮出现滑转，控制器根据轮速传感器信息实时计算路面附着系数和最优目标滑转率，并且根据滑转率实际值与最优值之间的偏差计算出合适的节气门开度和主动制动压力，抑制驱动轮的滑转，从而确保汽车的加速性和稳定性。

根据滑转率的偏差选用最合适的控制系数，见表5-5，表中E1=0.05，E2=0.15。当驱动轮滑转率远离最优目标滑转率时，增大K_p并减小K_i值，使滑转率迅速接近目标滑转率，又不至于产生积分饱和现象；当滑转率在目标值附近时，减小K_p并增大K_i值，以使驱动轮滑转率连续平稳地维持在目标滑转率附近。

图5-17 TCS的控制逻辑

表5-5 不同偏差时节气门PI控制参数值

TCS主动制动增压速率很高并且滞后时间短，车轮对压力干涉的响应速度很快，压力干涉容易造成轮速较大的波动，因而必须迅速将轮速变化趋势反馈回控制系统。引入微分环节及时地识别驱动轮的抱死趋势或滑转趋势，在压力控制中实现压力迅速调整，抑制轮速的较大波动。由于主动压力是通过各个周期的增压、保压和减压动作来实现的，轮缸中的压力是各个周期压力控制效果的累加，因而选用增量式PID控制。与节气门控制相似，选用便于观测的驱动轮轮速作为受控对象。针对不同的路面条件及行驶工况，在主动制动压力控制中，驱动滑转率控制可以采用与ABS制动滑移率控制类似的逻辑门限值控制方法。利用PID控制计算出合适的增、减压速率，然后再由逻辑门限值控制根据实际的需要决定是增压、减压还是保压。为充分发挥车辆的动力性能，以体现TCS控制效果，仿真中加速踏板开度为100%，采用动力性自动换档策略且换档过程中无动力中断，车辆初始速度均为1m/s。路面为低附到高附变换对接路面，路面附着系数前2s为0.2，后2s为1.0，起步加速。结果如图5-18、图5-19所示，图中1代表车速，2、3分别代表左前、右前驱动轮轮速，4、5分别代表左前、右前轮缸内的主动干涉压力，6为加速踏板开度，7为电子节气门开度。在图5-18中，无TCS控制时，低附侧驱动轮获得的驱动力远大于路面附着力，驱动轮发生严重滑转，车辆从1档逐步升高到4档，仿真结束时末速度为4.78m/s，行驶距离为12.0m；图5-19所示为有TCS控制时，在低附侧施加主动压力干涉后，低附侧所能利用的驱动力矩增大，高附侧驱动轮可以施加更大的驱动力矩，充分利用该

图5-18 水平对开路面加速（无TCS控制）

图5-19 水平对开路面加速（有TCS控制）

侧路面附着能力，驱动轮无过度滑转，仿真末速度为8.55m/s，行驶距离为16.5m，分别提高78.87%和37.5%。

低附到高附对接路面上，在进入高附路面后，TCS能够迅速识别轮速的变化并退出TCS的干涉，提高车辆行驶的动力性。在对开路面上，TCS可以抑制低附侧驱动轮的滑转，提高对高附侧路面附着条件的利用程度，提高车辆的动力性能。此时同时采用发动机节气门干涉和主动压力干涉，既能提高车辆行驶的动力性能，又能保证车辆行驶的侧向稳定性。

第六章 稳定控制软件标定技术

完成稳控系统（ABS/TCR/ESP）硬件匹配后，在软件运行时，稳控系统就能监控车轮运行状态，在车辆上实现基本功能。由于控制软件的参数将决定稳控系统最终的综合性能，稳控系统软件标定就成为系统匹配中最为重要的一个环节。为了高效率、高质量地完成软件标定工作，需要深入研究软件标定的技术。稳控系统软件标定技术分为参数标定技术和标定应用技术两类。参数标定技术解决稳控系统控制参数的优化问题，通过理论和实验分析来寻找稳控系统最佳的参数。标定应用技术主要是提供稳控系统标定所需的软件工具，利用标定工具来保证稳控系统标定的规范化，从而提高标定的效率和质量。在参数标定技术方面，已有的标定方法是基于比较理想的外界参数约束进行的，侧重于提高标定工作的效率，而未考虑在实际应用中参数的不稳定性。考虑外部参数波动对车辆稳定性控制的影响，使得标定出的稳控系统参数能够更好地应对实际使用条件。集成的标定软件是开展稳控系统标定工作的合适选择，通过将稳控系统软件标定中的主要工作都集中到一个软件系统里进行，能够减轻标定工程师的操作负担，减少出错的概率，因此，开发便捷的稳定控制标定软件系统是标定技术的核心。

第一节 稳健性标定方法

稳控系统与车辆安全性密切相关，其性能可靠性及稳健性是车辆稳定行驶的保障。稳健性就是在产品参数和外界使用条件变动的情况下，稳控系统能维持对车辆控制功能，并保证车辆性能指标稳定的能力。产品稳健性设计要经过三次设计，分别是系统设计、参数设计和公差设计，其中系统设计是基础，参数设计是核心。对稳控系统匹配过程而言，影响最大的是稳控系统的系统设计和参数设计两个阶段。稳控系统在系统设计阶段，需要根据稳控系统功能要求，确定控制策略，分析影响性能的主要控制参数。稳控系统参数设计阶段，为减少性能指标的波动，实验分析控制参数的取值组合，使系统综合性能最稳定。设计相应的标定实验方法，有助于提高稳控系统控制的稳健性，改进稳控系统匹配的质量。在稳控系统软件标定中，将影响稳控系统性能的标定参数定义为可控因素，也称为可控因子。除了可控因素外，影响稳控系统性能的还有不可控制因素，也称为噪声因子。噪声分为三类：体现使用环境或使用条件变化的外部噪声，如路面附着、驾驶人踏板力、车辆载荷等；体现产品之间的质量差异的部件噪声，如基础制动系统的差异、稳控系统产品的差异等；体现产品使用中出现的磨损、老化等变异的内部噪声，如轮胎的磨损、制动软管的老化、制动盘片的磨损等。稳控系统参数稳健性标定包括三个方面：一是确定稳控系统主要的标定参数，即研究稳控系统的可控因子；二是分析稳控系统噪声因子，即噪声因子对稳控系统控制的影响，提出可控因子的确定方法；三是设计软件标定的稳健性实验方法，通过实验来验证和选取可控因子的优化参数。

一、标定参数确定

根据稳控系统的控制原理，稳控系统压力调节的目标是使车轮制动力保持在峰值纵向附着系数φ_p对应的制动力附近。这就要求车轮的滑移率控制在峰值纵向附着系数φ_p对应的最佳滑移率λ_p附近区域，如图6-1所示的区域。

图6-1 制动工况稳控系统控制区域图

为使车轮滑移率可以长时间保持在λ_p附近，需要对车轮制动压力进行稳控系统调节，从而使车轮交替运行在理想的控制区域Ⅰ、Ⅱ。在区域Ⅰ时，由于制动力低于峰值附着系数对应的制动力，为尽可能地提高附着系数利用率，稳控系统要对车轮制动器进行增压操作。随着压力的升高，制动力变大，车轮滑移率增大，纵向附着系数增大，路面附着力增大。由于制动力与路面附着力低于φ_p对应的峰值路面附着力，车轮没有迅速抱死的趋势，车轮运动状态是稳定的，因此可以采用缓慢增压的方式来延长车轮在区域Ⅰ的工作时间。随着缓增压的持续，车轮制动力会超过峰值附着系数φ_p对应的制动力，车轮滑移率超过λ_p到达区域Ⅱ。此时随着车轮制动力的增加，车轮滑移率增大，纵向附着系数变小，导致路面附着力减小，制动力大于路面附着力并且与路面附着力的差异越来越大，车轮有加速抱死的趋势，因此车轮在区域Ⅱ的运动状态是不稳定的。要减少车轮在区域Ⅱ的工作时间，需要较快速的减压，使车轮制动力小于路面附着力，降低车轮滑移率，从而使车轮迅速回到稳定区域Ⅰ。另一方面，当车轮滑移率偏低而运行在区域Ⅰ左侧时，制动压力水平较低，如果增压速率过慢，则车轮制动力会较长时间处于较低水平，不利于提高车辆制动效能。而车轮在区域Ⅱ减压时，如果减压速率过快，就容易出现车轮制动压力快速降低到很低的水平，导致车轮工作在区域Ⅰ左侧。因此，稳控系统对压力调节的要求是在区域Ⅰ的增压速度要稍慢，而在区域Ⅱ的减压速度则稍快。为了达到控制效果并稳定制动效能，稳控系统需要控制压力迅速达到峰值附着系数对应的水平，并在其附近精细调节增减压速率；从制动稳定性考虑，对于左右车轮存在附着差异的情况，压力的增减会产生相应的横摆力矩，为降低方向修正操控的难度，需要限制两侧压力变化速率的差异。因此，稳控系统主要的标定参数是识别各工况轮缸压力水平门限参数、各工况下的增减压速率控制参数等。

二、噪声因子影响

稳控系统控制参数的稳健性设计，关键就是需要考虑噪声因子的影响。通过寻找可控因子的最佳组合，使得稳控系统性能的波动主要由可控因子决定，降低噪声因子导致的性能波动。由于稳控系统标定参数中的增减压速率是比较关键的参数，因此，影响增减压速率的噪声因子要在标定中重点考虑。在稳控系统硬件匹配中，研究过轮缸增压、减压过程在一个PWM载波周期T中的压力变化率，可以得到稳控系统压力调节的特性，如式（6-1）所示。

式中，稳控系统的可控因子是阀的流量分辨率系数ξ，其他参数均为噪声因子。噪声因子C_qA与HCU中增压阀节流孔结构参数有关，Δp与驾驶人的踏板力大小有关，ρ与制动液类型有关，S_pc中的噪声因子主要与轮缸各组件有关。正常情况下，可以认为在产品制造和使用中变化不大的尺寸因素一致性较好，因此不考虑噪声因子C_qA、A_b的影响。

考虑产品磨损、老化导致的尺寸与性能差异，其中以磨损件、橡胶和塑料件的弹性模量和刚度等为主要噪声因子，同时，也要考虑产品使用中更换可能导致的差异，例如制动液的参数变化等。考虑制动盘磨损的情况，制动盘磨损后，在回位弹簧的作用下，制动间隙不会有大的改变，但轮缸在补偿磨损时会增大系统管路里的制动液容积。在稳控系统实际应用中，外部噪声因子对稳控系统控制影响也很大。驾驶人踏板力不同、路面附着力不同、车辆载荷不同时，主缸和轮缸的压力水平也不同。一般在踏板力大、高附路面、大载荷时，主缸压力水平较高，而在踏板力小、低附路面、小载荷时主缸压力水平较低。由于轮缸压力水平主要由路面附着决定，主缸与轮缸的压差Δp随工况的差异较大。

考虑到噪声因子的影响，在进行软件标定时，可控因子ξ的选取应注意两方面问题：一是ξ要满足标定工况正常的控制要求，二是存在干扰噪声时与正常控制要求的偏离要尽可能小。对于有些影响较大的噪声因子，不可能采用相同的ξ参数，此时就需要进行相应的噪声识别，并根据识别结果修正可控因子ξ的参数设置。以制动压差为例，在稳控系统软件标定中，就需要根据车辆减速度来识别高附和低附工况，以及主缸的压力水平，然后对不同工况采用不一样的可控因子ξ。由于车辆上有四个车轮，相应就有四个通道的特性。因此，不仅是一个通道中由于使用的零件参数差异存在零件间噪声，在通道与通道间由于管路结构不同和零件参数不同也会产生零件间噪声。对于稳控系统控制而言，后轮与前轮之间的零件间噪声可以不考虑，而两个后轮之间以及两个前轮之间的零件间噪声比较重要。从稳控系统控制的稳定性考虑，通常采用后轮低选控制策略。类似的，考虑控制稳定性，对两前轮轮缸的零件间噪声也需要进行控制。控制方法与后轮一样，首先是从制动管路的结构上来保证，当确定是系统固有结构产生的零件间噪声时，再利用软件标定参数ξ来修正。

三、标定实验方法

稳健性标定实验方法，是在软件标定过程中，根据标定参数的数量，通过设计实验方法，实现对标定结果的统计分析，从而更加高效而准确地获得参数的最佳组合。实验设计中，需要关注两点：一是需要标定的参数，二是进行统计分析和评价的性能指标。不同的工况下稳控系统需要标定的参数和进行评价的性能指标均有差异。以单一路面直线制动为例来设计稳健性标定实验方法。单一均匀路面，可认为所有车轮的峰值附着系数是一致的，稳控系统制动过程中车轮受力应保持在对应峰值制动力附近随机波动，因此车辆基本不受横摆力，稳定性不受影响，车辆主要性能指标是制动效能。制动效能的评价依靠制动距离与制动减速度数据。在驾驶人操控一致的情况下，用制动减速度、制动距离的指标评估是等效的，只是制动减速度目标是最大化，而制动距离的目标是最小化。稳控系统均匀路面控制时主要的可控因子见表6-1。

表6-1 均匀路面可控因子列表

可控因子采用正交表L₁₈（2^l×3⁷）设计，作为实验的内表。表6-2是稳控系统主要的外部噪声因子列表。噪声因子在应用中是不可控的，但实验时可以加以一定限制。噪声因子一般考虑的是其在均值附近的随机变化，变化的范围通常较小。

表6-2 噪声因子列表

噪声因子采用正交表L₄（2³）设计，作为实验的外表。根据内外表的直积，需要进行18×4=72次实验，记录每次实验的减速度a_ij，i=1-8，j=1-4。实验数据见表6-3。

表6-3 实验数据列表

内表的每个水平组合对应一张4个水平组合的外表，根据每张外表的数据可以计算得到对应的内表水平组合i的波动指标η_i，用来衡量其质量特性。一种比较方便的指标是利用性能力差s²的无偏估计，取指标η_i=s²_i，由于方差越小则表示波动越小，所以η_i越小表示性能指标的稳定性越好。指标计算如式（6-2）所示。

式中 a_i——i组合水平下减速度指标均值；

n——实验次数；

a_ij——i组合水平下外表中第j个实验的减速度值；

——指标方差。

对于制动减速度这一取值越大越好的质量特性，分析表明其近似正态分布，因此可以采用田口方法中望大质量特性的信噪比波动指标η_i，如式（6-3）所示。

减速度越大则信噪比η_i也越大，表示性能指标的稳健性越好。以表6-3为例，根据信噪比的数据，可对每个可控因子的每个水平进行统计分析，结果见表6-4。

表6-4 统计分析表

比较各因子不同水平下的∑η_i，对于信噪比，∑η_i取值大的水平为佳。综合可控因子的最佳水平，就能得到稳健的参数组合。分析表6-4的数据，稳健组合为A₂B₃C₂D₂E₁F₁G₁H₁。根据S的排序，可知因子BDEF是相对显著的。通过实验可以对稳健的参数组合进行验证，在需要进一步优化的情况下，还可以对参数水平更细致划分，进行第二轮实验。即使是附着均匀的路面，路面附着系数根据路面状况也是不一样的。例如水泥路面和冰雪路面，由于附着系数相差较大，系统参数很难用一组参数适应控制需求，在系统中需要动态识别路面附着，根据识别的高附、低附状态，进行可控因子的自适应选择。此时路面附着可以作为标示因子对待，与可控因子一同放在内表中，从而在标示因子的水平下寻找可控因子的最佳组合。通过对均匀路面的匹配，才能确定稳控系统基础的控制参数，便于开展后续综合路面的匹配。在综合路面工况下，稳健性实验设计的可控因子与性能指标都会有一些补充。分离路面直线制动时，由于两侧附着力相差很大，驾驶人需要修正转向盘，利用车轮的侧偏力来平衡制动力产生的转矩，此时要考虑到驾驶人修正方向的操控性，系统须在制动效能和制动稳定性间平衡。根据对系统控制性能的质量标准的研究，依然以制动效能指标为主，即采用制动减速度来评价，而将制动稳定性的指标作为约束条件。

由于制动初期稳控系统没有介入控制，正常情况下，两侧制动压力的增减速率相差不大，在达到低附侧的峰值附着力前，两侧制动力基本一致，车辆横摆可以不考虑，不需要驾驶人的转向操纵。一旦超过低附侧峰值附着力，低附车轮会迅速抱死，需要减压恢复车轮运动，此时高附侧的制动力还远没达到高附峰值附着力，为保证车辆有一定的制动效能，通常高附侧要继续增压。在分离路面，稳控系统控制两前轮的制动力差异是关键。考虑制动过程，制动力差异ΔF主要由两部分构成，如式（6-4）所示。

式中 ΔF——两前轮制动力差异；

ΔF₁——稳控系统控制开始时刻两前轮制动力起始差异；

ΔF₂——稳控系统控制后两前轮制动力增压速率不同导致的差异；

ΔF₁主要是在制动初期低附侧减压而高附侧保压时产生的，与常规制动增压速率关系较大，ΔF₁影响制动初期驾驶人受到的横摆力矩冲击，ΔF₁越大，制动初期车辆横摆加速度越大，驾驶人的反应时间越短，操控越困难。ΔF₁的控制需要减少最初的两侧压差。ΔF₂影响到制动后续过程中驾驶人受到的横摆力矩冲击，ΔF₂越大，驾驶人操控越难，同时方向修正也越大。ΔF₂的控制，主要控制高附侧的增压速率以及两侧最大的压差。在分离路面，稳控系统主要可控因子见表6-5。

表6-5 分离路面可控因子列表

可控因子采用正交表L₉（3⁴）设计，作为实验的内表，同样采用内外表的实验设计，可以对分离路面进行实验，由于制动稳定性相对更重要，因此参数选取时均要首先确保稳定性要求，在此基础上再提高制动效能。

第二节 标定工具技术

稳控系统控制策略确定了稳控系统可以实现的控制功能，而控制参数则是决定各项功能的性能的关键。通过软件标定，可以实现系统控制性能的优化。软件标定工作的主要任务就是进行ECU中的系统控制软件的参数调整，其主要操作步骤如图6-2所示。

图6-2 软件标定操作步骤

标定工作从配置ECU程序开始，经过实车制动测试、采集实验数据、分析控制效果、修改程序参数，再回到配置ECU程序，整个操作反复循环进行，直到获得稳定的控制效果。标定工作的实质就是对控制参数进行选择、测试、评估、优化的一个过程。控制参数优化的程度和标定工作的周期直接影响到稳控系统性能的优劣和稳控系统匹配工作周期的长短。稳控系统主要性能指标包括制动效能、制动稳定性、舒适性、可靠性等方面，由于其中存在一些相互矛盾和制约的关系，要想使稳控系统性能得到综合的保障，标定工作需要不断修改ECU程序，反复进行大量的实车实验和道路实验，通过对整车多个性能的协调考虑来优化稳控系统一系列的控制参数。由于需要进行大量实验，标定工作成为稳控系统匹配工作中费时最多、花费最大的环节。为控制稳控系统匹配周期和成本，需要缩短标定工作的周期，减少标定工作的反复。关键技术是通过增强标定工作的自动化和规范化来提高标定工作的效率和质量。从标定工作的任务可以看到，稳控系统标定的工作对象主要有两个：一个是稳控系统的ECU程序，其中包含的就是需要调整的控制参数；另一个是实验数据，用来分析和评估控制参数所对应的系统性能。标定工作围绕着这两个工作对象的处理持续进行，一方面是根据前一次的实验结果调整控制参数，另一方面是分析实验结果，评估参数修改后的系统性能是否改善，从而决定是否需要和如何调整参数。通过优化整合两个对象的处理过程，并利用软件来辅助实现这些过程的自动化和规范化，改善处理过程的效率和质量。

一、标定系统结构

稳控系统标定工作中，系统的交互内容主要包括数据信息和控制操作，分别以信息流、控制流的流向作为示意，则标定系统交互结构通常如图6-3所示。

图6-3 标定系统交互结构示意图

信息流承载稳控系统工作时的各种状态参数，分为两类：一类是系统测试时传感器测量得到的信号与从实验人员的感知系统获得的信息；一类是ECU程序运行时的控制与状态参数，包括标定的控制参数、车轮运行状态、阀的开关状态及电动机转停状态等。信息流组成见表6-6。

表6-6 信息流

控制流承载稳控系统工作时的控制和操纵指令，分为两类：一类是人对设备的控制操纵指令；一类是设备与设备之间的控制指令。控制流组成见表6-7。

表6-7 控制流

二、标定软件结构

标定软件的总体结构如图6-4所示。标定软件由PC端和ECU端两部分组成，并通过通信接口交互。PC端是实验员标定的主要平台，而且也是实验员与ECU交互的桥梁。PC端的标定软件需要提供人机交互界面，通过与ECU的交互通信，实现标定流程的控制，以及数据的分析处理；ECU端的标定软件主要实现标定命令处理和系统工作数据反馈。

图6-4 标定软件结构

标定通信接口的设计主要考虑PC与ECU通信的便利性和可靠性，一方面要考虑PC机容易提供的接口，另一方面要考虑ECU设计时能提供的接口。PC机提供的可扩展接口非常丰富，一般标定采用的串口、CAN能直接或通过扩展方式得到。考虑使用便利性，CAN接口需要复杂的通信设置，因此串口是简单适用的通信接口。ECU的硬件设计在考虑程序在线编程时，一般采用串口接线，但考虑系统兼容性，在设计时将CAN作为一种备用的通信接口。目前，一些商用标定软件较多采用CAN作为通信接口，主要原因是CAN传输数据的速率较高，并且可靠性较好，在实时传输大量数据的情况下CAN接口是可行的方式。对于稳控系统标定工作，由于制动实验具有间断实验的特点，控制参数的调整通常在车辆静止时进行，实时性要求不高，而且数据传输量并不是太大，因此可以采用更为通用的串口方式进行通信，而将CAN作为备用通信接口。本章的标定软件设计中，将与串口硬件有关的底层通信驱动模块独立出来进行开发，而与硬件无关的其他应用模块就能实现统一的设计开发，有助于标定软件的规范化与系统化。

三、标定软件总体设计

标定软件在PC端的设计主要是根据人机交互功能的需求开发相应的集成界面，主要功能包括：

1）更新ECU程序。系统匹配过程中，要保证ECU能写入工作程序。在进行稳控系统标定时，随着标定工作的不断完善，工程师通常需要更新ECU中的程序，因此标定软件需要集成更新ECU程序的模块。ECU程序的更新与稳控系统所用的微控制器芯片和ECU的硬件接口设计有关。采用某一厂商的芯片时，厂家都会提供对应的芯片程序下载的硬件设计方法和需要使用的工具软件。在标定软件中，可以设置一个调用外部程序下载软件的模块，从而实现ECU更新功能的集成。

2）调整控制参数。ECU程序更新操作比较花费时间，整个过程的操作包括调入新程序，给ECU系统加电复位，而后写入程序，重新加电运行。为减少对ECU的更新次数，在软件标定时，可以将一些需要修改的控制参数设置在标定界面中，标定人员通过在线修改ECU参数就可以实时进行更新，从而避免了一系列反复加电的过程。在标定界面设计中，根据技术保密的控制要求，可以采用开放式和指导式两种界面设计。开放式界面适于稳控系统标定经验丰富，且对稳控系统程序参数的功能和作用比较了解的人员使用。指导式界面主要适于刚开始稳控系统标定工作的人员使用，不需要对参数深入了解。在开放式界面设计中，提供比较丰富的标定参数，标定参数的修改也比较自由；在指导式界面设计中，只设置主要的标定参数，并对标定参数的取值进行指导性的限制，通常是给定几个级别的取值。

3）实现数据采集、存储、实时显示。标定过程中，PC将标定控制指令发给ECU后，ECU要将运行的状态参数传回给PC机。通过数据采集功能，标定软件可以接收到ECU反馈的参数，用来进行系统工作状况的评价。标定软件需要将稳控系统的控制参数、ECU反馈的数据、实验的条件、实验数据的分析结果等数据进行保存，便于后续的分析处理。ECU反馈数据的实时显示，可以使实验员监控实验过程。稳控系统反馈的数据主要包括车辆运行的参考车速、轮速以及阀的控制等，通过图形、数据的方式实时地显示车轮的运行状态和阀的工作状态。

4）离线数据分析。在系统标定过程中，为评估参数的好坏，对存储的历史实验数据进行离线分析是必不可少的。标定软件的一个重要功能就是实现数据后处理，包括数据组合显示、统计计算等。

第三节 整车匹配技术

稳控系统（ABS/TCS/ESP）在应用于新车型前必须进行匹配，通过充分的道路实验，调整控制算法中的控制参数，使之在各种工况下均有良好的控制效果。匹配成本在稳控系统产业化过程的成本所占的比重很大，匹配成本的高低直接影响稳控系统产品的竞争力。匹配成本主要包括直接资金成本和时间成本，其中直接资金成本包括稳控系统匹配过程中的车辆、场地、仪器、材料及人员的成本；时间成本为匹配所消耗的时间，时间越长，整车的开发周期越长，综合成本越高。因此以产业化为目标的稳控系统关键技术研究中，稳控系统与整车匹配方法是必要和关键的。系统与整车匹配的工作分为硬件匹配与软件匹配。硬件匹配包括传感器及齿圈的安装设计，ECU与HCU的安装设计，制动管路、电线束及仪表的布置和HCU增减压阀阀口直径的匹配设计等。其中HCU增减压阀阀口直径匹配设计关系到系统的增减压速率，是硬件匹配中的核心技术。软件匹配主要是根据轮胎与路面的附着特性、车轮的转动惯量、重心高度、制动器结构形式、载质量和制动系统的增减压速率等参数匹配稳控系统控制软件中的各种门限值。

一、标定匹配技术

稳控系统的压力控制可以通过轮加减速度和参考滑移率的特征（以下称门限特征值）来确定。稳控系统滑移控制目标是将车轮的滑移率控制在峰值附着系数对应的滑移率（以下称临界滑移率）附近，因此临界滑移率处的轮加减速度和参考滑移率的特征很重要。车辆参数不同、车速不同、载荷状态不同、路面状况等因素不同，临界滑移率处的轮加减速度和参考滑移率的特征也不同。稳控系统的匹配工作就是通过实车实验找到各种工况下的临界滑移率处的轮加减速度和参考滑移率特征，进而确定控制门限，使稳控系统在各种制动工况下均有良好的控制效果。传统的匹配方法是通过获得滑移率-附着系数关系曲线来确定门限特征值的。车辆确定后，滑移率-附着系数曲线主要与车速、载荷、道路、气压等诸多因素有关，而滑移率-附着系数曲线越符合实际情况，获得的门限特征值就越准确，稳控系统控制效果越好。为了保证稳控系统的可靠性和控制效果，必须进行充分的匹配实验，对各种工况都需要进行细致的匹配，确定车型的稳控系统匹配工况可根据不同路面附着状况、不同的车速、不同的载荷等排列组合为上百种工况，为了使稳控系统在每种工况下都具有良好的控制效果，其匹配的工作量是十分巨大的，即使是针对一种工况的匹配的工作量也是不小的。由于每一工况都对应一组滑移率-附着系数关系曲线，而通过传统实验的方法获得滑移率-附着系数关系曲线十分困难，通常获得一组曲线至少需要进行上百次的制动实验。

由于路面与轮胎的任何变化都将影响附着系数的数值，因此附着系数获得困难并且实验的重复性低。获得滑移率-附着系数关系曲线有以下要点：前后轮与地面的附着关系需分别测量，测量前轮时需要将后轮制动管路断开，以消除后轴的影响；测量后轮时，同样需要将前轮制动管路断开。在相同待测路段以相同确定测量车速进行实验。逐步提高制动压力，寻找在当前实验条件下，车轮不抱死时车辆所能达到的制动强度。实验时需要保证制动压力的稳定，需要对制动系统改装，可以采用在制动管路加装限压阀的方法，每次制动前调整限压阀限制制动管路压力，直到制动减速度增大且车轮不抱死为止。根据车辆参数（整车质量、重心高、轴距等），按照经验计算被测轴的动载荷。由车轮不抱死时的最大制动力与动载荷计算得到峰值附着系数。滑动附着系数根据车轮完全抱死时的制动力与动载荷计算得到。根据峰值附着系数和滑动附着系数按照一定的经验算法获得滑移率峰值附着系数曲线。实验过程比较复杂，例如获得最大制动强度的过程中，需要逐步改变制动管路压力，逐渐逼近最大制动力点，实验过程繁琐，一般需要几十次制动才能确定最大值点；由于实验的重复性较差，一般需要重复上述实验过程若干次才能获得一组较为理想的曲线。另外在实验时，稳控系统的控制器也需要实时计算轮加减速度和参考车速并输出记录，获得滑移率-附着系数曲线后，根据需要可得到对应的轮加减速度和参考滑移率门限特征值，为进一步调整匹配控制门限打下基础。(https://www.daowen.com)

二、整车匹配原理

稳控系统匹配时需要确定上百种工况下的临界滑移率对应的轮加减速度和参考滑移率特征，使用传统的方法需要耗费大量的金钱和时间。根据耗散功率方法能自适应各种路面附着状况的特点，考虑将耗散功率原理应用于稳控系统与整车的标定匹配中。根据耗散功率原理可知，耗散功率极值对应的滑移率略小于临界滑移率且相差不大，在各种路面条件下，附着系数利用率均可达到90%以上。因此可以采用耗散功率极值对应的滑移率代替峰值附着系数对应的滑移率对稳控系统进行控制。而滑移率与耗散功率曲线获得较为简单，一种工况对应的曲线原则上只需要一次制动实验即可，比之传统的需要上百次实验确定一组曲线的匹配方法，大大提高了匹配效率。为了使耗散功率原理更符合实际情况，对载荷转移、滑移率、耗散功率进行分析，以某高附着路面为例，其滑移率与纵向附着系数曲线如图6-5所示，峰值附着系数为0.78，临界滑移率为0.17。首先在仿真平台上使用单轮模型，在上述高附路面上进行常规制动，获得的滑移率、耗散功率曲线如图6-6所示，其耗散功率极值为9.2463×10⁴N·m/s，对应的滑移率为0.14。在仿真平台上使用双轮模型（7自由度模型），为了对比方便，前后轮的轮胎结构参数（质量、刚度、转动惯量等）完全一致，仍然在同样的高附路面上进行常规制动，获得的前后轮的滑移率-耗散功率曲线如图6-7所示，其中前轮的耗散功率极值为1.2246×10⁵N·m/s，对应滑移率为0.13；后轮的耗散功率极值为6.1333×10⁴N·m/s，对应的滑移率为0.14。

图6-5 滑移率与纵向附着系数曲线

图6-6 单轮模型的滑移率与耗散功率关系

图6-7 双轮模型的滑移率与耗散功率关系

根据分析可以得到如下结论：

1）无论双轮模型还是单轮模型，其耗散功率极值对应的滑移率均接近临界滑移率，且耗散功率极值对应的附着系数与峰值附着系数接近，附着系数利用率均达到98%以上。

2）单轮模型和双轮模型的计算结果有所区别，说明载荷转移会对耗散功率的计算带来影响。在考虑载荷转移后，耗散功率的极值不同；但其极值对应滑移率差别小，极值对应的附着系数差别也很小。

由于匹配时只关心峰值附着系数处的特征，而耗散功率极值对应的附着系数与峰值附着系数接近，可以用极值对应的附着系数处的特征对稳控系统进行匹配。

三、整车匹配方法

采用耗散功率原理对稳控系统进行匹配时，需要加装四个压力传感器测量制动轮缸压力、使用五轮仪测量车速，压力传感器和五轮仪仅在匹配时使用，实际的稳控系统产品中并不使用。匹配时，用采集系统采集四路轮速、四路制动压力、一路车速、一路踏板信号；ECU实时计算轮速、轮加减速度和参考滑移率，并将计算结果通过串口输出到上位机。匹配所用的测试系统示意图如图6-8所示。

图6-8 耗散功率方法测试系统

由于稳控系统逻辑门限值控制方法主要以轮加减速度和参考滑移率为门限，门限特征值指耗散功率对应的轮加减速度和滑移率。稳控系统ECU处于部分工作状态，对稳控系统的控制量（轮速、轮加减速度、参考滑移率等）进行实时计算，但稳控系统并不对HCU进行控制，仍保持电磁阀的常态，相当于常规制动。稳控系统控制量的计算结果通过串口实时发送到ECU，在确定耗散功率极值的位置后，在控制器发出的串口数据的相同位置可找到稳控系统相关门限的特征值。

稳控系统标定匹配流程：标定制动器制动力矩与制动轮缸的压力特性关系；确定所匹配的工况，包括路面、载荷、车速等条件；将车速稳定在被测车速后，进行应急制动，当车轮刚刚抱死后即可松开制动踏板，从测试开始到车轮抱死的时间段的数据可以满足匹配分析使用；制动开始到车轮抱死的时间很短，车速变化很小，可近似认为车速恒定，测试结果可以认为是该制动初速下的滑移率与耗散功率关系；通过测量得到制动轮缸压力，按照标定过的制动力矩-压力曲线求得制动力矩，制动力矩与轮速（测量值）的积即为耗散功率；通过测量得到的车速和轮速可以得到滑移率。这样便获得了滑移率和耗散功率的关系曲线；在滑移率和耗散功率关系曲线上可以确定耗散功率极值点和其对应的滑移率。在同样的位置处的轮加减速度和参考滑移率可以作为稳控系统控制门限的特征值。

按照上述方法对稳控系统进行匹配的优点：匹配效率高，原则上一种工况的滑移率与耗散功率关系曲线只需要一次制动即可获得，具体实验过程中，为了保证测试的准确性，可以同一工况进行三次制动取平均值；匹配时，不需要进行断管路和串联限压阀等改装，常规制动即可，而且前轮后轮可以同时测量，降低了实验难度并提高了实验速度；测试过程中车轮抱死时间很短或者不抱死，大大减少了轮胎的磨损，降低了匹配成本；数据采集系统与ECU串口数据同步采集，特征值为单片机内部计算使用的实际值，使匹配准确、快捷方便。

为证明耗散功率匹配方法的优越性和可靠性，对同一工况采用该方法和传统的方法进行实车实验对比。选择了一段沥青平直路面，载荷状态为半载，测试车速为35km/h。

图6-9 最大制动强度时的轮速与滑移率

1.传统匹配方法

首先用传统的方法实验确定在当前工况下的临界滑移率（对应峰值附着系数的滑移率），对车辆进行断管路、加装限压阀的改装，逐步调整制动压力，直到找到车轮不抱死且制动强度最大的制动压力，在此制动压力附近进行制动压力的仔细调节，反复实验确定，经过三十余次制动，总耗时3.5h，获得本工况的实验数据如图6-9所示。

为消除误差，保证车辆充分的减速度，以初速50km/h开始制动，取30～40km/h的数据段作为分析对象，该数据段的平均滑移率可认为是35km/h处的临界滑移率。经过计算分析得到，在本工况下车轮不抱死能达到的最大制动强度为0.673g，对应左前轮的临界滑移率为0.161。

2.基于耗散功率的匹配方法

在同样的路段和同样的车况下，使用基于耗散功率匹配方法进行实验，不需要对车辆进行改装，以初速35km/h进行常规制动，车轮刚抱死时即松开制动踏板，测试完成。为了保证实验的准确性，进行三次制动取平均值。实验获得的数据曲线如图6-10所示。左前轮耗散功率极值点对应的滑移率为0.142。

四、综合实车匹配

采用耗散功率稳定控制技术进行匹配工作，将部分数据列出如下。在高附着路面上对稳控系统的门限特征值进行匹配，按照上述的匹配流程分别以40km/h、60km/h、80km/h的初速进行常规制动，获得的滑移率与耗散功率关系曲线如图6-11～图6-13所示。

图6-10 高附路面上滑移率与耗散功率关系

图6-11 40km/h工况滑移率与耗散功率关系（1）

图6-12 60km/h工况滑移率与耗散功率关系

图6-13 80km/h工况滑移率与耗散功率关系

在某低附着冰面上，以初速40km/h进行制动，获得的滑移率与耗散功率关系曲线如图6-14所示。根据耗散功率极值对应的滑移率位置，可以根据ECU送出的串口数据中获得稳控系统控制门限的特征值。

图6-14 40km/h工况滑移率与耗散功率关系（2）

第四节 仿真匹配技术

耗散功率的标定匹配原理，可以提高匹配效率、节约匹配成本，在实际应用上述原理进行匹配的过程中，为了使软件匹配针对性更强，将虚拟仪器技术应用于稳控系统的匹配过程，并设计了稳控系统专用的匹配工具，使匹配过程更加规范方便。虚拟仪器技术的发展为稳控系统控制器的设计、开发提供了新的平台和思路。虚拟仪器是指通过应用程序将通用计算机与功能化硬件结合起来，用户可通过友好的图形界面来操作计算机，从而完成对被测量对象的采集、分析、判断、显示、数据储存等。虚拟仪器技术本质上也是一个集成的软硬件系统技术，基于虚拟仪器技术的软件系统，将功能强、使用灵活的C语言平台与数据采集、分析等测控专业工具有机结合起来，为稳控系统控制软件的实车仿真技术开发、匹配提供了良好的平台。

一、软件匹配流程

稳控系统控制软件匹配一般通过数据采集系统采集稳控系统的外部特征量，根据外部特征量的综合分析进行参数匹配。但这种由外部信号推测控制软件内部运行情况的方式，有时不易找到问题根源，匹配效率低，另外需要额外的采集系统，增加开发成本。通过双口RAM或仿真器等方式，可以实现跟踪稳控系统控制器的运行情况进行匹配，但是需要对电路板进行改造或是增加仿真器，使得开发板和最终稳控系统产品板差异较大，并且实车在线调试不方便，硬件成本增加，可靠性也有待进一步提高。通过PC机与波形发生卡或是VF转换等方式将采集到的轮速数据还原为轮速脉冲，在混合仿真实验平台环境中进行控制软件的调试和验证是稳控系统匹配的一种方法。但在轮速信号的采集、还原过程中不可避免地损失部分轮速信息，无法实现真正的控制流程再现，并且该方法需要混合仿真实验台，开发成本较高，不能实现实车实验现场的即时调试分析。稳控系统控制软件匹配方法如图6-15所示。该匹配方法有两个部分：数据采集分析与控制软件调试仿真，可以实现稳控系统的ECU运行情况的实时监控和内部信息数据采集，并在软件仿真环境中实现对控制流程的再现和逻辑调试验证。该方法具有硬件简单、匹配可靠性强、易于发现问题及软件方便的优点。

图6-15 稳控系统控制软件匹配方法框图

二、内部信息采集

通过串口或者CAN等通信手段实现ECU和上位机的通信，可以跟踪稳控系统控制器内的程序流程，更容易实现稳控系统的控制软件的参数匹配、逻辑确认和错误查找，并具有硬件成本低、可靠性高、样品和最终产品相差小的优点。

以下均以串口通信为例。将ECU单片机中的串口线引出，经过电平转换芯片即可实现与上位机通信。另外如果单片机有空余引脚，根据需要可以将五轮仪的信号接入单片机的计数器引脚，将加速度传感器和制动油压信号接入A-D采样引脚，这样可以通过单片机实现对稳控系统外部制动特征量的采集，不再需要额外的采集系统，可方便地进行稳控系统制动评价和控制软件分析。需要说明的是，车辆制动的特征信号可在匹配实验时作分析对比使用，稳控系统最终产品中并不使用。控制器内部运行信息采集硬件实现如图6-16所示。

图6-16 单片机内部运行信息采集硬件实现示意图

在稳控系统控制程序中添加独立的程序变量监控模块。变量监控模块的进程在稳控系统主进程完成后的系统空闲时间内启动。程序变量监控模块功能：向上位机发送稳控系统进程中设定的待监控变量值；采集计算车辆特征信号（即车速、制动油压等）并发送。监控进程与稳控系统主进程同步，即每个控制周期向外发送一组监控变量数据。由于监控变量即为稳控系统控制软件实际运行时使用的变量，经过分析即可清楚知道控制软件运行的流程，使软件的修改和参数匹配更加直接和准确。将监控模块屏蔽后实现了从调试模式控制软件到产品软件的转换，方便可靠。根据上述单片机数据采集分析的原理，为了使软件匹配更加方便，在软件平台上设计开发了稳控系统数据采集与分析软件，包括三大功能模块：串口数据采集模块、数据在线显示模块、数据离线处理分析模块。串口数据采集模块实现数据采集并按指定的文件格式和名称保存；数据在线显示模块用定时器控件实现ECU发送数据与上位机的接收数据同步，将监控变量实时显示在曲线窗口中，在实车匹配时，可以实时监测各变量的计算情况。使用串口输出的ECU、一台计算机和数据在线显示功能软件，可以组成一套稳控系统产品检测系统。数据离线处理分析模块功能如图6-17所示。

图6-17 数据离线处理分析模块功能

三、仿真调试验证

在单片机中运行的稳控系统控制程序，其输入一般为四路轮速信号和踏板信号，轮速脉冲信号由单片机进行捕捉计算，踏板信号通过I/O口读入。而在软件仿真环境下，输入为数据文件中的轮速和踏板信息。稳控系统控制周期的处理：在单片机中的软定时中断相当于时钟，可以实现稳控系统的控制周期。而在软件仿真环境下，每读入一组监控数据，则表示一个控制周期的开始。软件仿真中，轮速的计算直接来自数据文件，不依赖于定时器。在软件仿真环境中，把对硬件寄存器、端口的操作，转变为软件环境中对定义的变量的操作。监控代码段的修改：软件仿真的环境下，将监控数据直接写到文件。图6-18所示为软件仿真调试的流程图。

将实验采集到的单片机内部信息，输入到软件仿真环境中，则能完全再现稳控系统控制程序的控制量计算和控制逻辑。在软件仿真环境中对程序进行修改调试，将监控数据输入，可以对比验证稳控系统软件调试修改的效果。通过模拟监控信息，验证稳控系统控制程序对各特殊工况的适应性及对错误的识别和处理能力。在实车实验过程中，使用带有串口输出的ECU，并含有五轮仪信号，用笔记本电脑对单片机送出的内部运行信息进行采集。某次高附着制动实验后，用稳控系统数据分析软件对其数据进行离线分析得到的曲线如图6-19所示。用软件的计算功能得出本次制动的平均制动减速度为-7.60m/s²，轮速波动较大，制动强度一般，制动效果有待进一步提高。分析发现参考车速与车速偏差较大，初步认定滑移率计算有一定问题。

图6-18 软件仿真调试流程图

图6-19 高附车速控制曲线

在软件仿真环境下，将本次制动数据导入，经过控制流程再现，调试分析得到参考车速计算的分离点和分离斜率设置有一定问题，修改后对控制过程的数据进行再计算得到逻辑修改后的参考车速如图6-20所示，修正后的参考车速计算合理，满足控制要求。将修改后的控制程序编译下载至ECU中，再次进行实车实验，控制效果明显改善。修改后相同路段的制动曲线如图6-21所示，制动平均减速度为-8.11m/s²。

图6-20 软件仿真调试后车速曲线

图6-21 参考车速修正后的车速曲线

第五节 道路匹配实验

一、典型工况实验

稳控系统的典型工况实验主要包括高附着路面实验、低附着路面实验、对开路面实验、对接路面实验等。典型工况实验是在交通部试车场和沙河机场拖机道上完成的。低附着路面是根据天气情况采用两种方法人工制造的，在冬天用洒水造冰的方法；在气温相对高时，用地板革洒洗涤液的方式。经过测算，两种方法获得的低附着路面的附着系数均在0.2以内。在高附着路面上进行各种初速稳控系统制动实验。图6-22、图6-23所示为车辆以初速60km/h，100km/h在高附着路面上的典型数据。

图6-22 高附着路面上初速60km/h的稳控系统制动

在低附着路面上进行各种初速稳控系统实验。控制系统在低附着路面上制动时，压力调节合理，四个车轮均没有抱死，车辆不甩尾侧滑，驾驶人可以通过调整转向盘改变车身前进方向，稳控系统控制效果良好。图6-24所示为车辆以初速40km/h在低附着路面上制动的典型数据。

图6-23 高附着路面上初速为100/km/h的稳控系统制动

图6-24 低附着路面上的稳控系统制动

在对接路面上实验主要是为了检测稳控系统控制逻辑在附着系数突然变高时能否及时增压。控制逻辑能够及时增压适应高附着路面的压力水平，在附着系数跃变时明显感觉到车身减速度突然变大，整个制动过程平稳，方向稳定性好。图6-25所示为对接路面（低到高）的典型数据。

图6-25 对接路面（低到高）上的稳控系统典型数据

图6-26所示为在对接路面（高到低）制动的典型数据。实验主要检测稳控系统控制逻辑能否及时降低制动压力水平以适应路面附着系数的突然变小。在附着系数发生跃变时，稳控系统能及时减压以适应低附着路面的压力水平，方向稳定性好。

图6-26 对接路面（高到低）上的稳控系统典型数据

一侧车轮在高附着路面，一侧车轮在低附着路面上的制动过程中，虽然道路两侧附着系数差异较大，但驾驶人可以通过调整转向盘来维持车辆直线前进，由于稳控系统控制逻辑的修正，两个前轮的压力差异是逐步升高的，为驾驶人修正转向盘提供了准备时间。在制动的最初2s内，转向盘转角没有超过120°，整个制动过程的转向盘总转角没有超过240°，没有出现车轮抱死现象，符合法规要求。图6-27所示为在对开路面上制动的典型数据。

图6-27 对开路面上的稳控系统典型数据

二、冬季实验技术

为了充分测试稳控系统的可靠性，进行了稳控系统的冬季实验。冬季实验的主要目的：测试稳控系统各部件在低温环境下的工作情况；测试稳控系统在极低附着系数的制动效果，尤其是高速条件下的制动效果。冬季实验条件：温度为-20～-18℃，风力3～4级，路面上覆盖一层薄薄的雪沫，其附着系数极低，为0.15左右。以40km/h、60km/h、80km/h的初速度进行应急控制，观测车辆是否跑偏或者横摆，利用采集系统分析各车轮的运动情况。整个制动过程车辆直线行驶，无侧滑甩尾等。图6-28所示为稳控系统典型数据。

图6-28 冰面上的稳控系统典型数据

在冰面上进行了制动变线实验，稳控系统控制效果稳定，使滑移率保持在临界滑移率附近，可以获得较大的侧向附着系数，因此在冰面上制动调整方向时，路面可以提供足够的侧向力，保证车辆按照预定的轨道变线。在附着系数极低的冰面实验过程中，以不同的初速应急制动，车辆无抱死拖滑、失稳侧偏现象，满足稳控系统的可靠性要求。稳控系统处于较低温度下均能工作正常，验证了ECU、压力控制单元、稳控系统电动机和各传感器满足低温工况工作的要求。

在不同的实验路线条件下，根据不同的路径拟合方法有不同的目标路径。采用低阶曲线将有约束段的中心线平滑连接，构造连续光滑的目标路径。以双移线操作为例，该实验路径设置如图6-29所示，其中黑色圆点为桩桶位置。

图6-29 路径设置

1—行驶方向 2—车道偏移量 3—路宽 4—路段1 5—路段2 6—路段3 7—路段4 8—路段5 9—路段6

图6-29中各路段位置及偏移量见表6-8。

表6-8 ISO3888-1：1999路径尺寸（单位：m）

目标路径规划方法：有桩桶的路段（路段1、路段3、路段5、路段6），采用桩桶中心线，在其他两段（路段2、路段4），采用低阶曲线，保证曲线段和直线段接触位置的斜率相同、曲率相同。曲线段和直线段接触位置的曲率相同意味着全局曲率连续可导；曲率对应车辆横向加速度，如果完全跟随目标路径，则车辆横向加速度没有突变。如图6-30所示。该目标路径具有连续可导的曲率，黑色圆点是以质心为参考时的边界约束，以下为分析方便，均考虑以质心为参考的边界约束。道路宽度仅仅比车宽大很小的值，所以对车辆质心实际轨迹的约束是很严格的。

图6-30 目标路径

驾驶人模型中，如果车速较低，车辆横向运动没有进入非线性区间，固定时间驾驶人模型均可获得较好的轨迹跟随效果。通常增大时间，转向角调整幅度减小，车辆稳定性较好，但轨迹跟随精度降低；缩短时间，轨迹跟随精度提高，转向角调整幅度增大，车辆稳定性变差。当时间小到一定程度时，转向出现振荡，不能完成路径跟踪。当车辆运动在速度较高、轨迹复杂、有边界约束（道路宽度约束）的条件下，固定时间驾驶人模型往往难以完成驾驶任务。在有边界约束的条件下，速度高于一定值之后，难以求解到满足边界约束的驾驶人时间。如图6-31所示，当取固定时间T为0.5s时，跟随轨迹时出现振荡；当取固定时间T为0.8s时，边界约束段的出入口处出现超出边界的情况；当取固定时间T为1.2s时，大部分边界约束段都出现超出边界的现象。因此，在有边界约束的情况下，为了提高驾驶人模型的适应性，驾驶人模型需要采用自适应的时间。

假设驾驶人能感知车辆状态，具有预测车辆运动的能力，能够对控制进行优化处理^[13]。在某一位置处，选取不同的时间T_e，计算在时间t₁内的运行轨迹和目标轨迹之间的偏差、边界的距离、时间t₁结束时的车身横摆角和对应位置处目标轨迹的切线方向的偏差。根据这三者以及推算所采用的时间T_e制定相应的优化函数，根据优化函数选择合适的时间，在时间t₁内按照该时间进行转向控制。其中轨迹偏差的优化函数设计为

图6-31 固定不同时间下的仿真结果

式中 y_tar——目标路径；

y_e——预测轨迹。

t₁——模型预测时间，根据道路特征，通过反复试算确定：对于全部轨迹边界约束的测试道路，取1～2s；对于局部边界约束的测试道路，将约束段和非约束段分离，t₁对应一段道路。

为了满足边界（路宽）约束，驾驶人模型需设计轨迹和边界位置之间距离的优化函数。其目的是通过该优化函数，将车辆约束在远离道路边界的位置，保证车辆安全通过。

式中g为表示安全性的轨迹和边界位置的距离的函数，车辆位置越靠近边界，g值越大，其表达式为

式中Δ为中心线到边界的距离，在非边界约束段，Δ→+∞。当|y_tar-y_e|＞Δ时，g→+∞。

由于本次推算的结束时刻是下一阶段的开始时刻，如果下一阶段的开始时刻车辆方向和对应位置处的目标轨迹切线方向相差很大，无疑会使下一阶段的转向控制难度增加。为了减小下一阶段转向控制难度，需要建立t₁时刻车身横摆角和对应位置处目标轨迹的切线方向的偏差的优化函数：

式中φ_t1v表示t₁时刻车身横摆角，φ_t1r表示t₁时刻车辆所在位置处目标轨迹的切向方向和x轴的夹角。

时间和整车转向运动的动态响应时间特性相关，因此可以采用时间和整车转向运动响应相关的时间的差值作为优化函数：

式中T_e为进行推算时所采用的时间，N为与车辆转向响应特性相关的时间。速度高时N可以取到1s或更短，速度低时则适当增大。定义综合优化指标为

式中W₁，W₂，W₃，W4为权系数，不同的选取方式对应不同的驾驶风格。比如增大W₁的取值，意味着更注重轨迹跟随的位置精度；增大W₂的取值，表示更注重轨迹远离边界；增大W₃的取值，意味着更注重下一阶段的可控性；而增大W₄的取值，意味着更注重取较接近的时间。通过迭代优化，可以得到合适的时间T。自适应的时间的算法如图6-32所示。

图6-32 自适应时间确定逻辑框架

如在x=50，y=0位置，采用不同的时间得到的结果如图6-33所示。根据优化指标J，最终选取的时间为0.5s。图6-34所示为120km/h速度下的仿真结果，采用固定时间T=0.6s时，在120～130m位置大幅度超出边界，采用固定时间T=0.7s时，在75m位置超出边界，且130m位置附近超出边界。采用自适应的时间之后，没有超出边界情况。

图6-33 不同时间对应运行轨迹

在速度较低时，车辆保持稳定，自适应时间的最优预瞄驾驶人模型虽然比固定时间模型有一定优势，但是差别不是特别明显；随着车速增加（6～20km/h），车辆接近极限工况，自适应时间的驾驶人模型体现出明显优势，在固定时间的最优预瞄驾驶人模型完全不能满足驾驶任务时，自适应时间的驾驶人模型能够完成驾驶任务。

图6-34 120km/h高附双移线仿真曲线

第七章 稳定控制系统工艺技术

在车辆稳控系统产业化生产的过程中，遇到了繁难的工艺问题，如隔磁管的加工，阀座的加工，密封钢球与阀芯的焊接，柱塞泵的精密加工，增、减压阀的装配间隙的控制和检测。增压阀的结构如图7-1所示。电磁线圈套在隔磁管外面，不通电时，阀芯在回位弹簧的作用下处于常开状态，通电后在电磁力的作用下关闭，切断了主缸与轮缸之间的压力。减压阀的结构如图7-2所示。线圈套在隔磁管和定铁外面，不通电时，阀芯在回位弹簧的作用下处于常闭状态，通电后在电磁力的作用下打开，实现了轮缸与低压蓄能器之间的连接；增、减压阀激光焊接的稳定性，以及增、减压阀性能检测的科学性等。为了使产品的工艺达到要求，根据在产品试制阶段积累的经验去改进加工和装配工艺装备，去设计、制造可以满足要求的工艺技术。

图7-1 增压阀结构图

图7-2 减压阀结构图

第一节 电磁阀工艺技术

电磁阀总成作为车辆稳控系统中的执行元件，要求具有很高的可靠性及灵敏度，这就对电磁阀零部件的选材及精度提出了很高的要求。整个电磁阀总成共有45种100多个零部件，一些小的加工件，只有赤豆大小，而运动部件间的配合精度一般为H7/f6、H7/g6，表面粗糙度要求＜Ra0.02μm，几何公差在6级左右，正是机械加工行业所惧怕的高精度小件加工。仔细分析了各零部件之间的相互装配关系和尺寸链，结合液压制动调节阀的生产制造经验，制定出各零件的加工工艺方案、装配工艺方案和实验方案。主要零部件工艺方案包括阀体采用铝合金挤出形材作坯料，采用卧式加工中心，进口刀具作六面加工，辅助其他手段作超精加工。具体工艺路线：

增压阀体及减压阀体：用棒料采用小型进口数控车床，引进部分刀具辅以自制特殊刀具加工→热处理→液态研磨→非晶态镀镍。

增压阀座：数控车床加工→热处理→磨削→稳定化处理→研磨→钝化→清洗。

减压阀座：数控车床加工→热处理→研磨→钝化→清洗。

回流泵柱塞：数控车床加工→热处理→磨削→稳定化处理→研磨→清洗。

阀体的深孔精加工、回流泵柱塞的加工、隔磁管的加工和阀座的加工是制造工艺难点。

隔磁管的加工要求是将厚0.3mm的不锈钢板深拉深，成形为内径ϕ7mm、深25mm的管状零件。根据隔磁性能的要求，采用的材料是奥氏体不锈钢板。奥氏体不锈钢有很好的耐蚀性、耐热性和隔磁性，在退火状态下，由于还有少量的碳化物，并非是单相奥氏体，为了获得单相奥氏体，进行了固溶处理，即在1200℃左右加热，使所有的碳化物都溶于奥氏体，然后水淬快冷至室温。这种单相奥氏体组织无磁性，从而保证了良好的隔磁效果。奥氏体不锈钢对加工硬化很敏感，具有较强的冷作硬化特性，但在固溶状态下塑性很好，适于进行各种冷塑性变形，这是它与一般钢的不同之处。利用它的这种特性，即在固溶状态下塑性很好的特性进行拉深加工，利用冷作硬化特性获得加工后的较高强度。根据拉深工艺的要求，编制了加工工艺过程，共进行七步拉深：第一步的拉深系数为0.52～0.55，以后四步每步的拉深系数为0.78～0.81，经过五次拉深内径为ϕ7.1±0.05，基本成形后齐总长，保证总长为25±0.01，最后整形。这样就完成了隔磁管的冷冲压加工过程。

隔磁管成形后的表面粗糙度和尺寸精度要求都很高，其中内径要求ϕ7^+00.022，这就对成形模具的要求非常高，因为：在不变薄拉深中，根据拉深变形规律，上壁和下壁也会发生0.6～1.2t的厚度变化，必然出现口厚底薄；模具间隙过大容易起皱，而且口部的变厚得不到消除，工件出现大的锥度，间隙过小，则会使工件容易拉断；间隙小则模具磨损加剧，使模具寿命降低；间隙小、拉深变形大，拉深力必然增大。面对如此多的加工难题，进行了工艺攻关。经过大量实验后，选用了铜基拉深润滑脂，在拉深过程中增强工件与模具间的润滑程度，减少相互之间的摩擦力，从使用情况来看，效果良好。通过以上一系列的措施，较好地解决了隔磁管这一工件的加工工艺。

如图7-1、图7-2所示，电磁阀的阀座锥面与阀芯上钢球之间的接触配合实现了增减压阀的压力密封。二者之间的线接触配合需要密封20MPa以上的压力，精度要求相当高。如果阀座不能良好密封，车辆稳控系统的功能就会丧失。同时为了提高电磁阀的工作寿命，还要求对阀口进行热处理。经过数百次工艺实验，最终采用高精度的自动车床对阀座进行一次性加工成形，经过真空热处理后，用高精度、高转速（转速达到30万r/min以上）的数控磨床和特制的磨头（由于阀口的锥面最大直径只有ϕ1.2mm，制作难度相当大，为此制作专门的磨头）对阀口的锥面进行磨削加工，最后再进行研磨处理，从而保证了加工精度。

图7-3 车辆稳控系统压力控制单元柱塞泵

柱塞泵（图7-3）在车辆稳控系统电磁阀中是工艺最复杂且精度要求最高的零件之一。柱塞泵体与柱塞的配合间隙是4～7μm，公差带只有3μm，柱塞要在柱塞泵体内运行灵活，圆柱度要求非常高。为了达到精度要求，制作了专用精密夹具和刀具，编制了合理的工艺，用精密数控车床进行多道工艺加工；采用无氧化热处理；柱塞腔采用专用精密研磨机进行研磨；柱塞用高精密无心磨床进行磨削。柱塞泵在装配前还对柱塞与柱塞腔进行配对研磨。柱塞泵中密封圈的设计和制作也是比较难突破的零件，国外产品一般在密封圈后面加一氟塑料圈，由于氟塑料圈精度要求相当高，在国内制造难度很大，在设计时未采用氟塑料圈，采用了一体化设计的方法。密封圈的形状设计要考虑到密封、耐磨和运行阻力；胶料选择要考虑耐磨、耐温、耐制动液和膨胀系数；过盈大运行阻力大，过盈小会渗漏，所以公差要求很严。X星形三元乙丙橡胶密封圈，达到了密封圈功能和寿命要求。

由于焊接在增减压阀芯上的钢球都是密封件，所以焊接好后钢球的变形不能超过3μm；且电磁阀又是安全件，所以又要求钢球焊接在阀芯上的强度必须足够。这个问题曾请教过国内知名的焊接专家，都没有得到很好的解决。后来通过多次的论证及反复的实验，最后决定制作专用储能焊机，因为储能焊机平时储存能量，在工作的时候瞬间释放出极大的能量，钢球还未受热变形就已经焊接在阀芯上。这样就很好地解决了钢球的焊接变形问题，同时提高了焊接强度。

液压电磁阀本体（图7-4）是电磁阀的关键零件，其质量是否能达到设计要求，将直接影响电磁阀总成的装配及最终的性能。其中增减压阀孔、柱塞泵孔、电动机轴承孔及各细长流道连接孔是否能达到要求是加工中的难点。采用主轴及重复换刀精度都较高的德国产加工中心来加工该本体，保证本体中各个加工部位的尺寸精度和位置精度。

图7-4 电磁阀本体剖视图

增减压阀孔的加工：增减压阀加工的难点在于保证三阶梯孔的同轴度、孔的尺寸精度及表面粗糙度。为了能达到这几项要求，设计了专用的组合刀具，阶梯孔的粗加工和精加工都采用同种结构的刀具来加工，满足其同轴度；刀具的切削刃还具有挤压功能，使孔的加工精度和表面粗糙度达到设计要求。

柱塞孔、电动机轴承孔的加工：除了与增减压阀孔一样采用了专用组合刀具来满足同轴度与尺寸精度的要求外，为了减少装夹和加工引起的变形，在加工顺序上做了较多的实验，最后采用电动机孔与柱塞孔在一次装夹中完成的方式来保证电动机轴承孔与柱塞孔的孔组间的垂直度，并减少轴承孔的变形量。为了保证电动机装配面与轴承孔的垂直度，采用一把刀加工出整个平面的方式来避免换刀引起的刀痕影响平面度从而影响垂直度。

本体细长孔加工：本体的细长孔非常多，加工难点在于这些孔的位置精度和尺寸精度要求高、加工出来的孔不得偏斜，且加工时排屑困难，钻头易折断。采用深排屑槽的钻头，加工时采用步进方式排屑，特别是ϕ3mm斜孔，采用柄部加粗的硬质合金铣刀先加工出平面，然后再加工深孔的方式来避免小孔位置不准或加工出来的孔偏斜。

第二节 装配与检测技术工艺

增减压阀装配后的阀口间隙位于阀的内部中间位置，阀口间隙的控制和检测是增减压阀装配的重点和难点。首先是压装装置的选择，增减压阀的压套与本体（图7-1、图7-2）是过盈配合，需要的压装力相当大。同时增减压阀装配间隙误差需控制在0.05mm内，所以就要求压装装置既要提供大的压装力，同时又能在设计位置及时停住。0.05mm的装配间隙误差只能借助于高精度的位移传感器，在装配过程中采用一个测量块，借助位移传感器在程序中计算出压装装置所需前进位移来达到控制间隙的目的。增减压阀装配好后需要进行激光焊接，在焊接完成后，隔磁管受热变形会导致装配间隙的变化。所以在这种情况下，间隙的测量装置显得尤为重要，参照胃镜的工作原理，将测量头通过阀口探到电磁阀内进行测量。对于激光焊接的稳定性，激光焊接原本的作用是密封，但是隔磁管的受热变形使对焊接的稳定性有了更高的要求。在激光焊接机厂家的配合下，经过对焊接参数的反复调试及实验，最终找到了一组比较合理的数据，使产品的焊接强度和密封性得到提升，变形量得到控制。车辆稳控系统电磁阀本体孔系较多，又要耐高压，所以本体的材料是高强度的铝合金，但它的伸长率相对较低。车辆稳控系统电磁阀总成组装基本上是压铆本体变形而成，由于本体伸长率较低，压铆本体时容易把本体材料剪切断，但外观又看不出来，使电磁阀零件固定不住。电磁阀进入高压工作时，阀内零件就会弹出来，存在这种现象是十分危险的。针对这种情况深入地研究了铝合金材料挤压延伸机理，设计各种压铆头，进行对比压铆实验、强度检测和金相分析，最终研究出一种使材料组织不断裂，压铆强度高的压铆头和压铆工艺。

增减压阀的性能检测是保证车辆稳控系统质量的关键。增减压阀的检测分为定性和定量检测两种，定性检测判断增减压阀的功能是否具备，定量检测测试阀的动态响应特性和系统的增减压速率等参数。根据实车上电磁阀的调节要求，制定了全新的增减压阀测试标准，研制了增减压阀的测试设备和检测软件。为提高检测效率，将测试压力源由液压改为气压，制定了自动检测流程等，使检测的速度及检测的可靠性都有很大的提升。对检测参数进行筛选，经过反复实验确定了增减压阀各项参数的取值范围。柱塞泵的批量检测设备也是车辆稳控系统产业化过程中的难点之一，没有现成的任何设备可以参考借鉴，只能根据柱塞泵的设计要求进行探索。柱塞泵主要检测内容有高压密封性、常规排量和高背压下的排量是否满足设计要求。为了提高检测的科学性和检测速度，设计了长方形扁平气缸加活动块的柱塞泵专用夹具。检测时柱塞泵的工作状态接近它在总成中实际工作时的状态。研制的柱塞泵自动化检测系统达到了柱塞泵批量生产时的检测要求。将经过检测的增减压阀、柱塞泵、电动机、阀本体装配成一体后，还必须经过综合参数测试。

为此研制了HCU总成综合检测实验台。综合检测实验台主要功能：高压密封性测试、增压性能测试、减压性能测试、阶梯增压测试、阶梯减压测试等。在总结对比了大量的实车实验数据后，设计了合理的HCU高压密封性、增压性能、减压性能、阶梯增减压的测试方法和压力时间要求范围，并在此基础上设计开发了综合测试设备，重点包括：密封状态下的快速装夹。在保证接口密封性的情况下快速地装卸被测产品，设计液压缸控制的快速装夹装置，采用端面密封方式解决了高压下接口的密封性问题。为保证HCU的测试参数与实车工作状态的一致，测试设备采用了与实车上相同的制动管路、制动器、制动液，接近HCU在实车上的工作状态。测试时为保证与实车状态一致，油路中必须充满制动液，不允许有空气存在，测试之前必须有加液排气过程。设计一个自动加液排气的流程，通过主控计算机控制相应的电动机、电磁阀实现了快速自动的加液排气。实验台上有大量的各种传感器，如压力、温度、流量等。作为测试设备，必须确保传感器的准确性与一致性，对上述传感器进行定期分别标定不仅时间长、而且由于安装空间的限制导致可操作性不强。为此专门设计了标定软件，只需对每种传感器中的某一个进行计量标定，其余传感器即可通过程序进行自动检测标定，并可以随时检查传感器的一致性及传感器故障，保证测试的准确性。测试后如果不排出制动液，被测HCU从测试设备取出后会出现制动液外溢。为此设计开发了制动液真空抽出方法，有效地解决了这个问题。针对HCU设计要求，对不同类型的HCU进行大量的实验台和实车测试，获得了大量的参数，进行分析比较后制定了测试方法和测试流程，如测试时施加的增减压时间、增减压值范围、增减压速率等。针对测试方法和要求，设计开发了自动化程度较高的实时测试软件，并能实时显示测试结果，快速地自动判断被测产品是否合格。

第三节 实验工艺

疲劳实验是非常重要的实验环节，能有效地测试、检验产品在实际工作过程中的可靠性和使用寿命。目前国内还没有车辆稳控系统疲劳实验方法和相应的设备，为此专门成立了车辆稳控系统疲劳实验方法和实验设备攻关小组，进行技术攻关和设备研制。根据HCU的工作特点，影响其工作可靠性和寿命的主要因素是增减压阀高背压下的正常开关次数极限、柱塞泵在高背压下往复运动次数极限。为此设计了检测系统，对增减压阀的动作次数进行分别计数，对柱塞泵的工作时间进行累计，采用定时检测方法，每到一定的实验次数，测试一下HCU的性能，分析性能是否发生变化。经过大量实验数据的分析和比较，制定了在各种环境温度下被测试对象的疲劳实验工作流程、标准和方法，开发了疲劳检测实验设备，为产业化打下了坚实的基础。ECU是车辆稳控系统的控制部件，作为汽车的安全部件，在批量生产时，除了作为电子产品所必须进行的各种测试外，还应该进行功能测试。车辆稳控系统ECU的功能测试主要采用了硬件在环仿真测试方法，建立了车辆稳控系统仿真系统模型。在测试系统的设计中，轮速信号的产生、HCU仿真、汽车模型的选择、轮胎模型的建立、仿真测试软件界面设计等是研究的重点。设计开发的硬件在环仿真测试台具有如下功能：给ECU加电、进行各种路面的车辆稳控系统仿真测试、自动判别ECU是否合格、测试结束自动给ECU断电等。在此基础上，结合环境模拟设备（高低温、振动综合实验台）设计了ECU疲劳实验台，可以测试ECU在高温、低温、振动等环境下进行连续工作的累计工作次数和工作时间，同时可以检测车辆稳控系统ECU的工作性能。ECU电路板焊点开焊处如图7-5所示，ECU焊点开焊处检测装置如图7-6所示。

图7-5 ECU电路板焊点开焊处

电磁阀阀缸六面都是孔，孔的相贯处毛刺较多，相贯孔较多，如图7-7所示。采用传统的机械方式、高能爆炸方式、黏稠磨料挤压方式等做过大量实验，无法取得满意效果。采用电化学清除尖角和毛刺的方法，效果达到了要求。

电磁阀阀缸上孔多而深、复杂，且又分布在六个面。试过各种清洗方式，但总有微细杂质留在深处。经过工艺分析和实验，采用超声波清洗专用设备清洗效果明显。阀缸倾斜地放在设备中，在超声波振动清洗过程中，连续转动工件，使留在深处的微细杂质流出来。清洗经过脱脂粗洗—清洗—精洗—漂清—烘干等工序，清洗出来的零件无油、无杂质，其清洁度远高于规定要求。经过车辆稳控系统台架实验（包括传感器、ECU、HCU的台架实验）分析，参考了GB13594—2003，制定传感器、ECU、HCU的技术标准（表7-1）。标准中的每个参数，都要经过大量的台架、实车实验，并与先进产品进行对比分析确定。

图7-6 焊点开焊处检测装置

图7-7 电磁阀阀缸

表7-1 车辆稳控系统产品标准

在设计要求和技术标准的基础上，制定一整套的车辆稳控系统生产和质量控制工艺文件（表7-2），保证车辆稳控系统批量生产时的稳定性和质量。

表7-2 典型车辆稳控系统工艺文件

第八章 新能源车辆电池材料稳定控制技术

能源短缺、大气污染等问题是全球汽车产业共同面临的巨大挑战。2012年全球35%的石油消费在汽车领域，如图8-1所示。目前世界汽车保有量约8亿辆，到2020年全球汽车保有量将达到12亿辆，汽车能源消耗已经成为造成环境污染和温室气体排放的主要来源之一，能源转型势在必行。新能源是替代汽、柴油等的清洁能源，其效率高、污染小、排放低。镍氢电池、锂电池、燃料电池等新能源汽车电池作为现今提供汽车能量的主要清洁能源，成为新能源汽车（包括混合动力、纯电动及燃料电池汽车等）的高效动力源。新能源汽车电池环保节能、高效安全，并脱离石油产能瓶颈的约束，受到国家的高度重视，相关部门制定了布局框架（图8-2），许多科研机构和企业进行了相关技术的研发。新能源汽车，尤以各种电池工作环境复杂，综合技术要求高（图8-3），常常最先失效（其他部件仍能正常工作），成为新能源汽车体系的短板。电池材料性能决定了电池的热效应、内阻、耐久性等，直接影响电池体系稳定的性能和寿命，因此迫切需要提高电池材料稳定的性能和寿命。其在车辆上的布局如图8-4所示。本章以质子交换膜电池、锂电池、镍氢电池材料为例，介绍电池材料的稳定控制技术，探讨材料高效节能、稳定安全的新方法与新技术。

图8-1 石油消耗分布

图8-2 新能源汽车布局框架

图8-3 新能源电池技术框架

图8-4 新能源电池整车布局

第一节 质子交换膜燃料电池稳定控制技术

图8-5 各种燃料电池在燃料电池汽车中的比例

燃料电池不是蓄电池，是发电装置，能源储存在氢气里面，使氢气和氧气产生化学反应发电。在碱性、磷酸、熔融碳酸盐、固体氧化物及质子交换膜（Pro-ton Exchange Membrane，PEM）等汽车燃料电池清洁能源种类中，PEM燃料电池以其能量密度高、操作温度低、启动速度快、工作寿命长、结构紧凑、重量轻、无腐蚀性、不受二氧化碳影响以及燃料来源广泛等优点，在汽车新能源燃料电池所占比例较大，如图8-5所示。若其寿命能得到有效延长，就降低了整车成本。从极化特性来看，PEM保持湿润状态，经过电化学反应将反应物的化学能转换成电能，一侧接触空气，两侧承受电压影响，内有质子和水的迁移。它既有一般薄材料的某些特性，又有它的特殊规律。PEM为质子的迁移和输送提供通道，这种薄材料降低内阻，提高有用功率输出，使得质子经过膜从阳极到达阴极，与外电路的电子转移构成回路，向外界提供电流，因此PEM的性能好坏直接影响燃料电池性能和寿命的稳定控制技术。

PEM结构原理如图8-6所示。PEM的薄膜化结构与特征使得在使用过程中PEM容易降解，而PEM服役性能降低和使用寿命缩短的主要原因之一是使用过程中PEM的降解。降解使聚合物在化学因素或物理因素作用下发生聚合度降低，降解的结果是大分子链的断裂，变成相对分子质量较低的物质，链接从末端逐步脱除；降解诱发的交联反应使若干线型高分子链通过链间化学键的建立而形成网状结构大分子的反应；降解和交联反应在失效过程中往往同时出现。失效现象有外观变化、物理性质变化、力学性能变化和电化学性能变化等。

图8-6 PEM结构原理

PEM在服役条件下的性能衰减还受多种因素影响。在0.4～0.7V条件下，H₂O₂的破坏途径的衰减机理是缺气，阴极催化剂的电解还原是造成能源电池性能衰减的主要原因，膜越薄，开路电压就越低，衰减也越快。在氢气渗透率未明显增加之前，衰减率低，之后衰减加快，阻抗没有明显变化。用质谱分析仪测到阴极排放中含有HF、CO、H₂O₂和CO₂。Wu等人研究了湿度与能源电池催化剂失效的关系，认为膜电极越湿润，Pt离子越容易进入电解质，催化剂流失越快。Mei等人发现CO吸附于Pt表面，致使性能下降比Pt颗粒增大的影响更大。Karl等人测试PEM上催化剂的腐蚀过程，发现催化剂从碳载体上分解后进入电解质。Yan等人研究认为高电位小电流下CO₂中毒影响较大，随着电流密度增大影响减小，考虑水传递机理和高电位小电流密度下流场内的水管理，证明压力渗透是造成PEM性能衰减的原因。Attila等人测试从电流稳态工况到动态工况，衰减速度呈跳变形式，考虑受空气中有害成分的影响，加滤清器可提升PEM抗衰减能力。Zhang等人研究了开路电压下PEM性能变化情况，认为主要衰减原因是催化层结构变化，铂的氧化和催化剂中毒可以通过电压循环方法部分得以恢复，但却不能解决PEM的失效问题，利用氢泵效应增加催化剂三相界面、加电压把CO氧化为CO₂，增加催化剂活性表面来活化PEM。PEM活化方法，一种是20mA/cm²恒流技术，一种是电压循环技术，两种方法需要时间基本相同。

侵蚀作用、热辐射破坏等也是造成PEM损伤，缩短使用寿命的主要原因之一。PEM快速损伤原因是开路电压下O₂和H₂穿透PEM形成了H₂O₂，H₂O₂具有很强的侵蚀作用。在Pt表面也有此类复合物阻止氧化过程，用循环伏安法可将此类物质从Pt表面清除；用氧化锆分解H₂O₂可缓解PEM的降解，用碱金属可提高PEM的稳定性。对于PEM的耐穿刺损伤的影响，在溶液中隔膜溶胀，阴离子和阳离子的影响较小，主要是热辐射破坏；电化学表面积和高频阻抗可用于估算干湿循环造成隔膜损伤以及能量衰减的分析；长期储存会使PEM失效，60℃以下脱水、100℃左右磺酸树脂在侧链出现中断，280℃以上链开始出现热解，使用前用热酸/水对隔膜做预处理，可以降低隔膜对环境的要求，延长使用寿命。因此，PEM活化法、热酸/水处理技术、循环伏安法及氧化锆分解法等可延长膜的使用寿命。

第二节 锂电池稳定控制技术

锂是最轻的金属元素，相对原子质量为6.94，同时，它也是电化学当量最小[0.26/（A·h）]、标准电极电位最负（-3.045）的金属。锂的这些特征决定它是一种高比能量的电极材料。在锂离子电池主要材料中，隔膜是非常重要的组成部分，主要作用是使电池的正、负极分隔开来，防止正、负极接触而短路，让电解质离子通过。其原理如图8-7所示。锂离子电池对隔膜强度的要求较高，隔膜直接接触有硬表面的正极和负极，电池内形成枝晶时，隔膜易被穿破而引起电池微短路，因此要求隔膜的抗穿刺强度高。锂渗透率可以表示膜的失效情况，锂渗透率在新膜中一般不超过1mA/cm²，但在失效的膜中可以达到10～20mA/cm²；开路电压可以反映锂从阳极穿透到阴极的情况，在膜失效后开路电压明显下降。

图8-7 锂电池工作原理

用光学干涉实验技术测试膜寿命演化过程，检测锂渗透率与耐久性的关系呈非线性，在使用寿命较长的情况下，锂渗透率在长时间内不发生变化；测试隔膜耐久性发现电池开路电压与膜失效情况有关联。钴酸锂（LiCoO₂）电化学性能稳定，可靠性高，其结构如图8-8a所示。为了使膜材料适应大电流的应用，提出大容量、长寿命的锂离子大电流稳定微结构来满足锂渗透率，增强耐久性，如图8-8b所示。热内应力对大电流锂离子电池电化学性能产生直接影响，多次充放电循环后，颗粒表面会出现许多裂缝。充放电时，两相之间会出现尖锐的界面，高强度内应力导致裂缝的出现。裂缝使得电极极化，也使得活性材料或导电添加剂与集流体的接触变弱，从而造成电池容量损失。

图8-8 匹配不同隔膜的钴锂电池薄膜微结构

通过LiCoPO₄晶体结构可以看出，氧原子三维方向的六方合理堆积改善了Li^+的自由扩散，提高了大电流膜材料的循环寿命。基于锰酸锂材料的多层岩盐结构可满足大电容电动车的充电特性，如图8-9所示，在3.0～3.5V之间材料的容量为1.1～1.4A·h，将截止电压提高到3.8V容量可达1.5A·h。

图8-9 大电容薄膜及电池材料结构

隔膜热闭孔性能与热力学性能会对隔膜的寿命产生影响，对隔膜的热拉伸强度和横向热收缩率均有技术要求，膜在拉伸方向与垂直拉伸方向热强度不同，拉伸会导致垂直方向的收缩，这种收缩在高温下会导致电极之间的相互接触，因此调节隔膜结构要兼顾微孔膜的热闭孔性能，以获得优良性能和寿命的稳定控制技术。锂离子电池材料中纳米技术的应用，增加了大电容薄膜与电解液的接触面积，显著提高了电池的倍率性能。纳米技术产生的锂离子电池大电容薄膜均匀性好、结晶度高、颗粒小、各组分可达原子级混合水平。当纳米线屈曲后，将积累电荷释放到纤维上，实现纳米尺度电能的转化。薄膜缺水时，电极阻抗变大，膜电极出现缺水时，测量阻抗明显大于模型计算值，导致失效。利用碳纳米管作为锂隔膜材料，发现水淹趋势时，提升隔膜温度、降低进气温度、加大空气流量；发现缺水现象时，降低电池温度、提高进气温度、减小空气流量。将纳米尺度和阻抗诊断缺水相结合，考虑温度控制和流量调节，匹配纳米隔膜与电池故障诊断及自愈新技术。因此碳纳米管作为锂隔膜材料，容量可达700mA·h/g，远超过石墨嵌锂的理论容量372mA·h/g，电极经60次充放电循环后的放电容量保持率为65.3%。纳米技术的引入有利于缓解充放电过程中的相变或者锂离子的脱出产生的体积变化，保持晶格结构的稳定性，保证了服役性能，延长了使用寿命。

第三节 镍氢电池稳定控制技术

导致镍氢电池材料发生服役性能失效的主要因素之一是热效应，高温阻抗使材料分子发生链断裂从而产生自由基，形成自由基链式反应，导致高分子材料降解和交联，性能劣化。湿度的改变会导致膜的胀缩变化，再加之压力变化可能会加速膜的破裂。在变载时，还可能出现缺气，导致膜电极两侧发生异常反应，加速膜的失效。为了比较温度的损害和纯电化学极化的损害，采用烘箱法失效实验的方法，单独考察环境温度影响，发现微电流工作对隔膜具有恢复作用。镍氢电池引入纳米技术，可以减少镍颗粒之间的接触电阻，形成良好的导电网络，增大放电电流，提高其倍率性能和稳定性能。在纳米量级上的储能合金粉可降低材料成本10%～20%，提高体系的比特性，使电池存储后的容量保持率达到98%以上，从而提高镍氢电池的循环寿命。并且根据储能纳米合金纳米晶微结构与性能密切相关的特点，可以减少在充放电过程中造成的合金粉化，该材料结构中存在纳米级形状大小的晶粒，使储能合金具有较高的电子传导率和固相质子的扩散速率，从而提高了其功率特性和循环寿命。通过对大电流工况下隔膜性能衰减率的测定，考虑镍氢电池电流电压联合作用机制和微电流对膜性能的恢复功能，发现隔膜性能衰减率与电流强度间存在关联，修正了降低电池负载强度的保守用法，对优化使用模式提供了重要依据。

隔膜充电前和充电后扫描电镜的形貌如图8-10所示，实验测试了循环过程中相同成分，不同配比的材料。磺化处理可抑止隔膜分解，降低电池的自放电。放电效率、镍氢电池大电流放电性能及荷电保持率等相互结合分析技术，可以作为考察隔膜对循环寿命影响的新方法。采用纳米活性聚合物作为隔膜，在正常充放电电压区间呈绝缘态，只允许离子传导；而当充电电压达到控制值时，聚合物被氧化掺杂成为电子导电态，使电池内部形成短路，实现自激发内部保护。随着电压敏感隔膜的深入研究，为了提高材料的性能，需要建立纳米隔膜性能与其结构之间的联系，具有代表性的模型及受力如图8-11所示。

图8-10 隔膜基本形貌

图8-11 电压敏感薄膜

对电压敏感隔膜、金属、陶瓷和聚合物三相叠层排列，并且平行于电极层，极化方向垂直于层面，如图8-11所示。此时，沿极化方向的场方程为

式中 E_c、E_p和E_m分别表示陶瓷、聚合物和金属相的场参数，物理量上横线表示平均，f是陶瓷相的体积分数。利用边界条件，从式（8-1）可得隔膜的平均压电系数为

式中 d_m、d_p和d_c分别表示金属、聚合物和陶瓷相的压电系数。从式（8-2）分析可得，在该结构中，薄纳米层会显著降低隔膜的压电系数。

第四节 新能源电池组稳定控制技术

目前电池组和单体比，其寿命和性能有显著的下降。为了获得高容量、大功率的服役性能和较长的使用寿命，通常一个电池组需要由几十个甚至上百个电池单体材料组成。考虑到散热、阻抗、穿透等性能，单体电池薄膜及电池膜组匹配的性能同等重要，单体寿命在7～10年的电池，薄膜单体构成的电池组使用3～5年便有损坏，有些甚至不到一年便失效，严重影响了新能源汽车的性能及寿命。车用工况对动力输出的高频变载，导致电池长期工作在强烈动态过程，电池单体之间的一致性越来越差。首先要实现如何判断组成复合材料电池组的各单体状态及损伤的差异程度，然后要实现热力电磁作用下如何均衡控制。有效实现单体内部状态估计、辨识和均衡体系膜设计、控制，可保证电池组寿命。材料在运行时电池组中温度分布不一致，各单体性能差异逐步增大，造成温差不良循环，将导致区域温差增大，造成其性能不稳定和寿命缩短。为实现薄膜单体间一致性的均衡控制，通过微控制器直接控制的模块，实现单体薄膜的动态均衡，基本结构如图8-12所示。其原理为，单体薄膜通过导线依次连接到绝缘支座的插孔上，一个步进电动机驱动水平丝杠，使得水平滑块左右移动；不同水平位移对应不同的单体；在水平滑块上，有垂直丝杠和垂直滑块，由步进电动机通过丝杠驱动垂直模块上下运动，当均衡导线插头插入单体对应的插孔时，均衡电路和该单体接通，适用于大容量、大功率的储能电池组材料。对被均衡的单体进行充/放电，即电能只是在整个膜组和被均衡的单体之间转移，避免出现非均衡热应力，提高了能量利用效率。根据单体的状态即可均衡充电、放电，实现交流阻抗的在线辨识，为精确判断单体的内部阻抗提供支持。

图8-12 电池组均衡寿命的基本结构

对电池组均衡寿命的研究表明，循环次数对大容量材料影响显著，可为电池组材料的热寿命测试提供指导性建议。500次循环后，内部温差电池组材料两端温差分别达到15℃和19℃。在不同的循环次数、不同的位置，采用不同的进风速率散热，同时测控电池温度，可延缓电池失效，延长电池寿命。

以实验数据为基础，测试各种条件运行后的参数的变化，通过在原子水平上建立分子模型来模拟分子的结构与行为，从而分析分子体系的静态结构和动态行为，如氢键的缔合与解缔、吸附、扩散等过程，来揭示新能源材料性能和寿命的稳定控制技术的基本规律。例如，以PEM寿命及失效机理的研究为例，如图8-13所示，确定失效过程中材料的微观结构参数与宏观性能之间的关系、PEM失效程度的参数表达和定量方法及材料性能及寿命的规律，确定对应PEM最长服役寿命的表达参数的最大变化值。

图8-13 PEM材料的分析思路

新能源汽车电池材料的性能和寿命的稳定控制技术问题是当前电动汽车的技术瓶颈之一。在材料已有技术上，研究材料在使用过程中的性能失控反应和寿命衰退规律，包括不同温度、不同充电和放电条件下，对电池可测量参数（温度、内阻、电压）的影响规律，除加强大容量技术研究外，还应提升材料技术及新能源汽车匹配技术，这是材料走向实用化的关键，也为新能源汽车安全与节能的发展方向提供技术支撑。

附录A 车辆稳定性控制技术基本装置（ABS/ASR//ESP）的使用性能

一、基于逻辑门限值的ABS控制机理

基于逻辑门限值的ABS具有以下的控制共性。

1）在制动过程中，当车轮趋于抱死时，ABS才起作用，此前保持常规制动状态。

2）ABS只在车速超过一定值时才起作用。

3）ABS具有自诊断功能，以确保系统出现故障时，常规制动系统仍能正常工作。

基于逻辑门限控制的ABS控制机理以车轮减速度和车轮加速度为控制参数，在ECU中预先设定好车轮加速度、减速度门槛值，并以参考滑移率和参考速度为辅助控制参数，对制动过程实施控制。在制动开始阶段，轮缸压力快速上升，车轮减速度很快超出门槛值，电磁阀从升压切换到保压状态，同时，以控制起始时刻的车轮角速度作为初始参考速度，计算出制动控制的参考车速，并以该参考车速和车轮角速度为依据，计算出参考滑移率门槛曲线。在保压阶段，轮速继续下降，当轮速降到低于滑移率门槛值时，电磁阀由保压切换到减压状态。在减压过程中，轮速在一段时间以后会开始上升，当车轮减速度减小，逐渐越过减速度门槛值时，系统又进入保压状态。若在规定的保压时间内，车轮加速度不超过加速度门槛值，则判定此时路面属于低附着系数情况，以另外方式实施以后的控制。若可超过加速度门槛值，则继续保压。为了适应不同附着系数的路况需要，在加速度门槛值的上方又设定了一道旨在识别大附着系数路面的第二加速度门槛值。当角加速度超过了第二门槛值时，则要对轮缸实施增压，直至车轮加速度低于该门槛值后，再实施保压措施，直到车轮减速度再次低于第一加速度门槛值。随后的升压过程中，一般采用比初始增压慢得多的上升梯度，电磁阀在增压和保压之间不断切换，直至车轮减速度再次向下穿过减速度门槛值。以后相类似地重复上述调节过程。

基于逻辑门限值的ABS控制机理就是利用制动压力调节系统对制动管路油压高速地进行“增压—保压—减压”的循环调节的机电耦合控制原理。

二、ABS制动过程

ABS的制动过程分为常规制动和ABS调节制动两部分，当ABS检测认定制动车轮未发生抱死的情况下，汽车制动系统执行常规制动过程，而当系统认定车轮有抱死趋势时，便开始进行制动压力的调节，两种制动过程的系统元件工作情况如下。

1.常规制动

ABS不介入控制，各进液调压电磁阀断电导通，各回液电磁阀断电关闭，电动泵不通电运转，各制动轮缸与储液器隔绝，系统处于正常制动状态。

2.调节制动

制动压力调节过程由制动保压、制动减压和制动增压组成。

1）制动保压：当传感器告知ECU右前轮趋于抱死，右前轮进液调压电磁阀通电关闭，右前轮回液调压电磁阀仍断电关闭，实现制动保压；其他车轮仍随制动主缸增压。

2）制动减压：当传感器告知ECU右前轮抱死趋势无改善，右前轮回液调压电磁阀也通电导通，轮缸制动液回流储液器，实现制动减压。

3）制动增压：当传感器告知前轮抱死趋势已消失，右前轮进液调压电磁阀和回液调压电磁阀均断电，进液调压阀导通，回液调压阀关闭，电动泵运转，与主缸一起向右前轮轮缸送液，实现制动增压。

三、压力调节器工作机理

车辆系统控制车轮滑移率的执行机构是系统压力调节装置，ECU根据车轮速度传感器发出的信号，由计算机判断确定车轮的运动状态，向驱动压力调节装置的电磁阀线圈发出指令，通过电磁阀的动作来实现对制动轮缸的保压、减压和增压控制。压力调节装置的电磁阀以很高的频率工作，以确保在短时间内有效地对车轮滑移率实施控制。液压式制动主要由液压泵、储液器、电磁阀和调压缸等组成。从布置方式上看，有将压力调节装置独立于制动主缸、助力器的分离式布置形式，它具有布置灵活、成本低但管路复杂的特点；也有将压力调节装置以螺栓与主缸和助力器相连的组合式布置形式，它具有结构较紧凑、成本较低的优点；也还有将压力调节装置与主缸和助力器制成一体的整体式布置方式，其结构更加紧凑、管路少、更加安全可靠。

通常，制动压力调节器串联在制动主缸与轮缸之间，通过电磁阀直接或间接地调节轮缸的制动压力。当压力调节器直接控制轮缸制动压力时，称为循环式调压方式；当压力调节器间接控制制动轮缸时，称为可变容积式调压方式。在调压过程中，系统通过将制动轮缸的压力油释放至压力控制回路以外的低压储液罐实现减压，随后再靠液压泵将低压油送回主缸。此种调压方式的系统无需高压蓄能器，ABS依靠液压泵的起动实现增压，系统需借助通阀和液压泵的起动来完成ABS增压、减压、保压三个动作。在ABS增压过程中，驾驶人能明显感觉到制动踏板的抖动。检测阀与进油阀并联设置，在解除制动时，该阀打开，增大轮缸至主缸的回油通道，以使轮缸压力得以迅速下降，即使在主弹簧断裂或移动架被卡死的情况下，也能使车轮制器的制动得以解除。当电磁线圈无电流通过时，由于主弹簧力大于副弹簧，进油阀被打开，卸荷阀关闭，制动主缸与轮缸的油路接通，此状态既可以是常规制动，也可以是ABS增压。当ECU向电磁阀线圈半通电，电磁力使移动架向下运动一定距离，将进油阀关闭。由于此时的电磁力尚不足以克服两个弹簧的弹力，移动架被保持在中间位置，卸荷阀仍处于关闭状态，即三个阀孔相互封闭，ABS处于保压状态。当ECU向电磁线圈输入大工作电流时，所产生的大电磁力足以克服主、副两弹簧的弹力，使移动架继续向下运动，将卸荷阀打开，从而轮缸通过卸荷阀与回油管相通，ABS处于减压状态。

四、ECU的工作机理

ECU接收设于各车轮上的传感器传来的转速信号，经过电路对信号的整形、放大和计算机的比较、分析、判别处理，向ABS执行器发出控制指令。ECU还具有初始检测、故障排除、速度传感器检测和系统失效保护等功能。ECU通过线束与传感器和执行器相连。为保证ECU的可靠工作，它被安置在尘土和潮气不易侵入、电磁波干扰较小的乘客舱、行李舱或发动机舱内的隔离室中。为确保系统工作的安全可靠性，在许多ABS的ECU中采用了两套完全相同的微处理器，一套用于系统控制，另一套则起监测作用，它们以相同的程序执行运算，一旦监测用ECU发现其计算结果与控制用ECU所算结果不相符，则ECU立即让制动系统退出ABS控制，只维持常规制动。这种“冗余”的方法可保证系统更加安全。

五、ASR与ABS的比较

汽车的ASR具备的使用性能为：

1）ASR可由开关选择其是否工作，并由相应的指示灯提示。

2）ASR关闭时，副节气门处于全开位置，此时，其制动压力调节装置不影响制动系统的正常工作。

3）ASR在不同的车速范围内通常具有不同的特性。如车速较低时，以提高牵引力为目的，对两驱动轮可施加不同的制动力矩；车速较高时，则以保持行驶方向稳定性为目的，施加在两驱动轮上的制动力矩保持相同。

若将ASR与ABS相比较，可以发现两者之间所存在的异同之处。它们所具有的共性主要有：

1）ABS与ASR均可以通过控制车轮的力矩来达到控制车轮滑移率的目的。

2）ABS与ASR均要求系统具有迅速的反应能力和足够的控制精度。

3）两种系统均要求调节过程能量消耗尽可能小。

4）ASR与ABS均具有自诊断功能。

另外，两个系统也存在如下一些明显的区别：

1）ABS对所有车轮实施调节，ASR只对驱动轮加以调节控制。

2）ABS工作过程中，通常离合器分离、发动机怠速，但在ASR控制期间，离合器却处在接合状态，因此，发动机的惯性会对控制产生较大影响。

3）ABS工作过程中传动系振动较小，易控制，而在ASR控制过程中，传动系易产生较大振动。

4）ABS控制中各车轮间相互影响较小，ASR控制中两驱动轮间相互影响较大。

5）ASR是一个涉及制动控制、发动机控制和差速器锁止控制等的多环控制系统，其控制更加复杂。

6）ASR只在一定车速范围内起作用。

7）ASR工作时，ABS具有调节优先权。

六、ESP控制状态

当车辆处于转向不足状态时，通过内侧后制动器的相应动作及发动机和变速器管理系统的协调工作，ESP可防止车辆脱离弯道，如图附A-1所示。

附A-1 转向不足时ESP系统的控制

当车辆处于转向过度状态时，通过外侧前制动器的相应动作及发动机和变速器管理系统的协调工作，ESP可防止侧滑，如图附A-2所示。

七、传感器结构及工作原理

车辆系统的传感器是感受汽车运动参数的元件，用来感受系统控制所需的基本信号，其作用如同人的眼睛和耳朵。车辆系统中所使用的传感器主要包含有以变换车轮转速信号为目的的轮速传感器和以感受车身加速度为目的的加速度传感器。轮速传感器有电磁感应式与霍尔式两大类。前者利用电磁感应原理，将车轮转动的位移信号转化为电压信号，由随车轮旋转的齿盘和固定的感应元件组成。此类传感器的不足之处在于，传感器输出信号幅值随转速而变，低速时检测难，频响低，高速时易产生误信号，抗干扰能力差。后者利用霍尔半导体元件的霍尔效应工作。当电流流过位于磁场中的霍尔半导体层时，电子向垂直于磁场和电流的方向转移，在半导体横断面上出现霍尔电压，这种现象称之为霍尔效应。霍尔传感器可以将带隔板的转子置于永磁铁和霍尔集成电路之间的空气间隙中。霍尔集成电路由一个带封闭的电子开关放大器的霍尔层构成，当隔板切断磁场与霍尔集成电路之间的通路时，无霍尔电压产生，霍尔集成电路的信号电流中断；若隔板离开空气间隙，磁场产生与霍尔集成电路联系的通路，则电路中出现信号电流。

附A-2 过度转向时ESP系统的控制

1.横向加速度传感器

横向加速度传感器的作用是接收是否有试图使车辆脱离原行驶路线的侧向力及该侧向力大小的信息，其结构如图附A-3所示，由霍尔传感器与磁力系统构成，其中永久磁铁、弹簧及阻尼盘构成了磁力系统。

横向加速度传感器原理如图附A-4所示，当横向加速度a作用到车上时，永久磁铁也会有相应运动，但因惯性原因，这个运动要稍迟发生，阻尼盘与传感器壳体及整车一同偏离永久磁铁（该磁铁先前处于静止状态）。

2.偏转率传感器

偏转率传感器如图附A-5所示，该传感器用来确定物体上是否作用有转矩。在ESP中该传感器用于确定车辆是否绕垂直轴线转动。

附A-3 横向加速度传感器结构

1—永久磁铁 2—弹簧 3—阻尼盘 4—霍尔传感器

附A-4 横向加速度传感器工作原理

偏转率传感器在金属空心圆筒上有八个压电元件，其中四个使空心圆筒处于谐振状态，其原理如图附A-6，另四个用于监控作用在圆筒上的振荡波节是否改变，如果空心圆筒上作用有转矩，振荡波节就会改变。振荡波节会移动，起监控作用的压电元件会测量到这个改变并通知控制单元，控制单元可以计算出偏转率。

附A-5 偏转率传感器结构

附A-6 偏转传感器工作原理

1—空心圆筒 2—压电元件

3.制动压力传感器

制动压力传感器拧在行驶动态调节液压泵内，结构如图附A-7所示。制动压力传感器的核心部件是一个压电元件，制动液的压力就作用在其上，另一个是传感器电子元件，压电感知信号通过传感信号输出，如图附A-8所示。

附A-7 制动压力传感器结构

附A-8 制动压力传感器工作原理

1—压电元件 2—传感器电子元件

附录B 车辆稳定控制技术基础系统与基础性能

一、基础系统

1.车身主动控制（Active Body Control，ABC）系统

ABC系统使车辆对侧倾、俯仰、横摆、跳动和车身高度的控制都能更加迅速、精确。车身的侧倾小，车轮外倾角度变化也小，轮胎就能较好地保持与地面垂直接触，使轮胎对地面的附着力提高，以充分发挥轮胎的驱动制动作用。ABC系统克服了悬架舒适性和操控性间的矛盾，最大限度地接近消费者对车辆在这两方面的要求。

2.自动制动差速器（Automatic Brake Differential，ABD）

ABD的主要作用是缩短制动距离，和ABS、EBD等配合使用。当紧急制动时，车会向下点头，车的重量前移，而相应的车的后轮所承担的重量就会减少，严重时可以使后轮失去抓地力，这时相当于只有前轮在制动，会造成制动距离过长。而ABD可以有效防止这种情况，它可以通过检测全部车轮的转速发现这一情况，相应地减少后轮制动力，以使其与地面保持有效的摩擦力，同时将前轮制动力加至最大，以达到缩短制动距离的目的。ABD与ABS的区别在于，ABS是保证在紧急制动时车轮不被抱死，以达到安全操控的目的，并不能有效地缩短制动距离。而ABD则是通过EBD在保证车辆不发生侧滑的情况下，允许将制动力加至最大，以有效地缩短制动距离。

3.防抱死制动系统（Anti-lock Brake System，A BS）

在没有ABS时，若紧急制动一般会使轮胎抱死，由于抱死之后轮胎与地面是滑动摩擦，所以制动的距离会变长。若前轮抱死，车辆失去侧向转向力，容易跑偏；若后轮抱死，后轮将失去侧向抓地力，容易发生甩尾。特别是在积雪路面，当紧急制动时，更容易发生上述的情况。ABS通过控制制动油压的收放，来达到对车轮抱死的控制。其工作过程实际上是抱死—松开—抱死—松开的循环工作过程，使车辆始终处于临界抱死的间隙滚动状态，保证驾驶人驾车的安全。现在ABS是新车的标准配置。

4.加速防滑控制系统（Accelerate Slip Regulation，ASR）

ASR是防止驱动轮加速打滑的控制系统，其目的就是要防止车辆在起步、加速时驱动轮打滑，以维持车辆行驶方向的稳定性，保持良好的操控性及适当的驱动力。当ECU检测到某个驱动轮打滑时，就会降低发动机的输出功率，并对打滑的车轮施加制动，直到车轮恢复正常的转动。车辆和地面接触面积也就是4条轮胎的接地面积，若车轮打滑得不到控制，车辆就不能稳定控制。

5.制动辅助系统（Brake Assist System，B AS）

在紧急情况下有90%的车辆驾驶人踩制动踏板时缺乏果断，制动辅助系统正是针对这一情况而设计，它可以从驾驶人踩制动踏板的速度中探测到车辆行驶中遇到的情况，当驾驶人在紧急情况下迅速踩下制动踏板，但踩踏力又不足时，此系统便会协助，并在不到1s的时间内把制动力增至最大，缩短在紧急制动的情况下的制动距离。

6.下坡行车辅助控制系统（Down-hill Assist Control，DAC）

与发动机制动的道理类似，为了避免制动系统负荷过大，减轻驾驶人负担，下坡辅助控制系统在车速较低时并打开DAC开关的条件下，不踩加速踏板和制动踏板，下坡辅助控制系统可以自动把车速控制在适当水平，工作时停车灯会自动点亮。

7.车身动态控制系统（Dynamic Stability Control，DSC）

DSC中集成了自动稳定控制系统和牵引力控制系统，能够通过对出现滑转趋势的驱动轮进行选择制动来控制驱动轮的滑转状态，从而相应地对车辆起到稳定作用。在冰雪路面、沙漠或沙砾路面上，驾驶人使车辆进入DSC模式，增强车辆在上述路面上的牵引力，干预响应极限稍微延长，车辆的牵引力和驱动力也随之增大；DSC另一功能是弯道控制，能够在转弯轻微制动时通过非对称的制动力控制消除车辆转向过度或转向不足的趋势。

8.坡道起车控制系统（Hill-start Assist Control，HAC）

HAC采用霍尔效应式车速传感器，既可以感知车速又可以感知车轮旋转方向，并且灵敏度很高。当档位位于前进档，而车轮产生后退趋势时，HAC施加制动力于车轮，当车轮向前运动时制动力自动释放，HAC可以帮助驾驶人提高在坡路驾驶时的安全操作。

9.坡道控制系统（Hill Descent Control，HDC）

HDC主动感测坡道的斜度及路面状况，自动控制抓地力、制动力及速度，以便在前进、后退时完全控制速度、稳定性及安全性，驾驶人无须分心斟酌加速及制动，只要操纵好转向盘即可安全通过险恶地形。HDC在陡峭的坡段上可以维持速度控制。

10.紧急制动辅助装置（Electronic Brake Assist，EBA）

在正常情况下，大多数驾驶人开始制动时只施加很小的力，然后根据情况增加或调整对制动踏板施加的制动力。若必须突然施加大得多的制动力，或驾驶人反应过慢，这种方法会阻碍他们及时施加最大的制动力。EBA通过驾驶人踩踏制动踏板的速率来理解他的制动行为，若察觉到制动踏板的制动压力恐慌性增加，EBA会在几毫秒内启动全部制动力，其速度要比驾驶人移动脚的速度快得多。EBA可显著缩短紧急制动距离并有助于防止在停停走走的交通中发生追尾事故。EBA监控制动踏板的运动，它一旦监测到踩踏制动踏板的速度陡增，而且驾驶人继续大力踩踏制动踏板，它就会施加最大的制动力。驾驶人一旦释放制动踏板，EBA就转入待机模式。由于更早地施加了最大的制动力，EBA可显著缩短制动距离。

11.电子制动力分配（Electric Brake force Distribution，E BD）

车辆制动时，若四只轮胎附着地面的条件不同，比如，左侧轮附着在湿滑路面，而右侧轮附着于干燥路面，四个车轮与地面的摩擦力不同，在制动时（四个车轮的制动力相同）就容易产生打滑、倾斜和侧翻等现象。EBD的功能就是在车辆制动的瞬间，高速计算出四个轮胎由于附着不同而导致的摩擦力数值，然后调整制动装置，使其按照设定的程序在运动中高速调整，达到制动力与摩擦力的匹配，以保证车辆的平稳和安全。当紧急制动车轮抱死的情况下，EBD在ABS动作之前就已经平衡了每一个轮的有效地面抓地力，可以防止出现甩尾和侧移，并缩短车辆制动距离。EBD辅助ABS并改善ABS的性能。

12.电子差速锁系统（Electronic Differential System，E DS）

它用于鉴别车辆的车轮是否失去着地摩擦力，从而对车辆的加速打滑进行控制。同普通车辆相比，带有EDS的车辆可以更好地利用地面附着力，从而提高车辆的运行性，尤其在倾斜的路面上，EDS的作用更加明显。但它有速度限制，只有在车速较低时才会启动，主要是防止起步和低速时打滑。

13.电子稳定程序（Electronic Stability Program，ESP）

ESP是扩展和提升ABS及ASR的功能。它通过对从各传感器传来的车辆行驶状态信息进行分析，然后向ABS、ASR发 出纠偏指令，来帮助车辆维持动态平衡。ESP使车辆在各种状况下保持稳定性，在转向过度或转向不足的情形下效果更加明显。ESP重要的特点就是主动地作出反应。

14.牵引力控制系统（Traction Control System，TCS）

它的功能是能够探测轮胎贴地性的极限，在轮胎即将打滑的瞬间，自动降低或切断传到该轮上的动力，使之保持循迹性。车辆在光滑路面制动时，车轮会打滑，甚至使方向失控。同样，车辆在起步或急加速时，驱动轮也有可能打滑，在冰雪等光滑路面上还会使方向失控而出现危险。TCS电子传感器探测到从动轮速度低于驱动轮时（这是打滑的特征），就会发出一个信号，调节点火时间、减小节气门开度、降档或制动车轮，从而使车轮不再打滑。TCS可以提高车辆行驶稳定性，提高加速性，提高爬坡能力。TCS和ABS相互配合使用，将进一步增强车辆的安全性能。TCS和ABS共用轮速传感器，并与行车ECU连接，不断监视各轮转速。当在低速发现打滑时，TCS会立刻“通知”ABS动作来减低此车轮的打滑。若在高速发现打滑时，TCS立即向行车ECU发出指令，指挥发动机降速或变速器降档，使车轮不再打滑，防止车辆失控甩尾。

15.车载卫星定位导航系统（Global Positioning System，G PS）

GPS是以全球定位人造卫星为基础，向全球各地全天候地提供三维位置、三维速度等信息的无线电导航和定位系统。它的原理是用户接收卫星发射的信号，从中获取卫星与用户之间的距离、时钟校正和大气校正等参数，通过数据处理确定用户的位置，对车辆进行定位和导向显示。

二、基础性能

1.车辆使用性能

车辆应该有高运输生产率、低运输成本、安全可靠和舒适方便的工作条件。车辆为了适应这种工作条件，而发挥最大工作效益的能力叫做车辆的使用性能。车辆的主要使用性能通常有车辆动力性、车辆燃料经济性、车辆制动性、车辆操纵稳定性、车辆平顺性和车辆通过性等。

2.车辆动力性及评价指标

车辆动力性是指在良好、平直的路面上行驶时，车辆由所受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。车辆动力性的好坏通常以车辆加速性、最高车速及最大爬坡度等项目作为评价指标。动力性代表了车辆行驶可发挥的极限能力。

3.附着系数三要素

轮胎与路面之间的附着系数主要受到三方面要素影响，即：路面的类型、状况；轮胎的结构类型、花纹、气压和材料；车轮的运动方式和车速。

4.车辆驱动与附着条件

车辆动力性分析是从车辆发挥其最大驱动能力出发，要求车辆有足够的驱动力，以便车辆能够充分地加速、爬坡和实现最高车速。实际上，轮胎传递的轮缘切向力受到接触面的制约。当车轮驱动力F_t超过某值（附着力Fφ）时，车轮就会滑转。因此，车辆的驱动-附着条件，即车辆行驶的约束条件（必要充分条件）为，F_f+F_w+F_i+F_j≤F_t≤Fφ，其中附着力Fφ=φF_z。式中，F_z为接触面对车轮的法向反作用力；φ为滑动附着系数。轿车发动机的后备功率较大。当F_t≥Fφ时，车轮将发生滑转现象。驱动轮发生滑转时，车轮印迹将形成类似制动拖滑的连续或间断的黑色胎印。

5.滚动阻力系数

滚动阻力系数可视为车轮在一定条件下滚动时所需的推力与车轮负荷之比，或单位车辆重力所需之推力。也就是说，滚动阻力等于车辆滚动阻力系数与车轮负荷的乘积，即。其中，f是滚动阻力系数，F_f是滚动阻力，W是车轮负荷，r是车轮滚动半径，T_f是地面对车轮的滚动阻力力偶矩。

6.附着椭圆

车辆运动时，在轮胎上常同时作用有侧向力与切向力。一些试验结果曲线表明，一定侧偏角下，驱动力增加时，侧偏力逐渐有所减小，这是由于轮胎侧向弹性有所改变的关系。当驱动力相当大时，侧偏力显著下降，因为此时接近附着极限，切向力已耗去大部分附着力，而侧向能利用的附着力很少。作用有制动力时，侧偏力也有相似的变化。驱动力或制动力在不同侧偏角条件下的曲线包络线接近于椭圆，一般称为附着椭圆。它确定了在一定附着条件下切向力与侧偏力合力的极限值。

7.滑移率

通过观察车辆制动过程中车轮与地面接触痕迹的变化，就会发现轮胎胎面在地面上的印迹从滚动到抱死是一个逐渐变化的过程。可以知道轮胎运动方式一般均经历了三个变化阶段，即开始纯滚动、随后的边滚边滑和后期的纯滑动，如图附B-1所示。

附B-1 制动车轮与地面接触痕迹的变化

第一阶段，轮胎的印迹与轮胎的花纹基本一致，车轮近似为纯滚动状态，车轮中心速度u_w与车轮角速度ω_w存在关系式u_w≈rω_w。

第二阶段，花纹逐渐模糊，但是花纹仍可辨别。此时，轮胎除了滚动之外，胎面和地面之间的滑动成分逐渐增加，车轮处于边滚边滑的状态。这时，车轮中心速度u_w与车轮角速度ω_w的关系为u_w＞rω_w，且随着制动强度的增加滑移成分越来越大，即u_w＞＞rω_w。

第三阶段，车轮被完全抱死而拖滑，轮胎在地面上形成粗黑的拖痕，此时ω_w=0。随着制动强度的增加，车轮的滚动成分逐渐减少，滑动成分越来越多。用滑移率S描述制动过程中轮胎滑移成分的多少，即，S的数值代表了车轮滑动成分所占的比例，S越大，滑动成分越多。

8.车辆通过性几何参数

车辆通过性几何参数是与防止间隙失效有关的车辆本身的几何参数。它们主要包括最小离地间隙、接近角、离去角、纵向通过角等。另外，车辆的最小转弯直径和内轮差、转弯通道圆及车轮半径也是车辆通过性的重要轮廓参数。

9.车辆转向特性的稳态响应

在车辆等速直线行驶时，若急速转动转向盘至某一转角并维持此转角不变时，即给车辆转向盘一个角阶跃输入，车辆经短暂时间后便进入等速圆周行驶，这也是一种稳态，称为转向盘角阶跃输入下进入的稳态响应。车辆等速圆周行驶，即车辆转向盘角阶跃输入下进入的稳态响应，在实际行驶中不常出现，但却是表征车辆操纵稳定性的一个重要的时域响应，称为车辆稳态转向特性。车辆稳态转向特性分为不足转向、中性转向和过度转向三种类型。

10.车辆前轮或后轮侧偏角

车辆行驶过程中，因路面侧向倾斜、侧向风或曲线行驶时离心力等的作用，车轮中心沿y轴方向将作用有侧向力，在地面上产生相应的地面侧向反作用力F_y，F_y也称为侧偏力。轮胎的侧偏现象，是指当车轮有侧向弹性时，即使F_y没有达到附着极限，车轮行驶方向也将偏离车轮平面的方向，即车轮行驶方向与车轮平面的夹角。

11.制动侧滑

在前轮无制动力、后轮有足够的制动力的条件下，随车速的提高侧滑趋势增加；当后轮无制动力、前轮有足够的制动力时，即使速度较高，车辆仍基本保持直线行驶状态；当前、后轮都有足够的制动力，但先后次序和时间间隔不同时，车速较高，且前轮比后轮先抱死或后轮比前轮先抱死，但是时间间隔很短，则车辆仍基本保持直线行驶；若时间间隔较大，则后轴发生严重的侧滑；若只有一个后轮抱死，后轴也不会发生侧滑。起始车速和附着系数对制动方向稳定性也有很大影响。即制动时若后轴比前轴先抱死拖滑，且时间间隔超过一定值，就可能发生后轴侧滑。车速越高，附着系数越小，越容易发生侧滑。若前、后轴同时抱死，或者前轴先抱死而后轴抱死或不抱死，则能防止车辆后轴侧滑，但是车辆丧失了转向能力。

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