商用车自适应航行控制系统的开发与应用

商用车自适应航行控制系统的开发与应用

0电控辅助制动装置作为车辆辅助系统的重要组成部分之一，自适应驾驶控制（acc）系统具有减少驾驶员操作强度、提高汽车安全性能等优点，引起了各汽车厂和研究机构的广泛关注。ACC系统中,为实现自动跟车等功能,其主控制器须自动调节发动机的输出力矩和制动系的制动压力,从而实现ACC车辆按照前车的运行状态进行加速行驶或制动减速。ACC系统对制动压力进行主动调节的关键在于具备一套可自动调节制动压力的电控辅助制动装置。目前用于乘用车的电控辅助制动装置发展较为成熟,有多种类型的装置得以实际应用,如电子真空助力器(EVB)、液压电控辅助制动装置(EHB)等。而对于采用气压制动系的商用车,电控辅助制动装置的研制则比较缓慢。现阶段,针对商用车开发的电控辅助制动系统主要包括德克萨斯A&M大学的基于电动缸控制制动踏板式和五十铃公司的气顶液式2种。然而,前者具有结构复杂、安装不便的缺点;后者由于采用电控比例阀,成本偏高,并且采用梭阀实现人工制动与电控制动的切换,可靠性不够高。ACC实现发动机力矩调节的关键在于具备一套可自动控制油门开度的电子油门控制装置。目前,在ACC系统的开发中,对发动机油门开度进行控制的方案主要有2种:①以原车电子油门结构为基础,通过对原车发动机电控单元(ECU)程序的修改,实现油门开度的主动控制,但该方案一般只有整车或发动机生产厂商能够实施,而且修改原车发动机ECU代码必将涉及发动机控制逻辑的改动,可能影响发动机的正常工作,不适用于在用车ACC功能的实现,也不利于科研院所对ACC系统的研究与开发;②在原车油门阀体上加装另外一套电机执行机构,通过附加电机拖动油门阀体开闭,实现油门开度的调节,但附加电机和油门阀体的机械连接往往导致ACC与原车的执行机构发生冲突,驾驶员操作和ACC常常会相互干涉,无法实现二者的自由切换。本文中以应用于气压制动商用车的自适应巡航控制系统为研究对象,针对上述气压电控辅助制动装置以及油门自动控制装置存在的问题,设计一种基于高速开关阀的双模式商用车气压电控辅助制动装置以及一种基于原车油门执行机构的双模式电子油门(Double-modeElectronicThrottle,DMET)自动控制装置。这2个装置具有结构简单、能够实现ACC模式和驾驶员操作模式无缝切换的特点。基于上述2个执行装置,本文中对气压制动商用车的ACC系统方案进行设计,并对其控制算法进行研究,构建了基于双模式执行器的商用车ACC系统试验平台。1车辆信息采集模块针对某型号重型商用车,设计了ACC系统总体技术方案,如图1所示。ACC系统包括5个部分:①气压电控辅助制动装置;②双模式油门自动控制装置;③中央控制模块;④车辆信息采集模块;⑤雷达传感器模块。气压电控辅助制动装置从CAN总线上接收期望制动压力信号,通过运行制动压力控制算法输出脉宽调制(PWM)信号对高速开关阀进行控制,进而控制气压制动系的制动压力。双模式油门自动控制装置从CAN总线上接收期望油门开度信号,通过油门控制算法输出期望加速踏板电压,控制油门开度。ACC主控制器根据车辆状态信息和车辆环境信息,运行ACC算法,输出期望油门开度和期望制动压力。雷达信号采集模块通过毫米波雷达采集前方车辆信息,并将信息发送给雷达ECU,雷达ECU运行目标选取及跟踪算法,选取有效跟踪目标;车辆信息采集模块通过共享原车CAN总线信息,获取车辆纵向运动状态,如车速、发动机转速等。本文中主要对ACC系统的前3部分,即气压电控辅助制动装置、双模式油门自动控制装置及中央控制模块进行研究。2自动实现2种模式可自由切换的acc执行装置对油门和制动的自动控制是实现汽车ACC功能的基本要求。针对采用气压制动系的商用车,无论是对制动的控制,还是对于油门的控制,都存在2种工作模式,即驾驶员操作模式和ACC模式,2种模式必须能够根据驾驶员的操作意愿快速切换,两者之间不能相互干扰,为此,需要设计能够自动实现2种模式可自由切换的ACC执行装置。2.1基于高速开关流的电压试器设计2.1.1压车式变桨恒频和电控辅助制动装置气压制动系统广泛应用于商用车,主要由压力源、压力调节机构、执行机构组成。由于压力调节机构是控制制动效能的主要部分,因此,本文中所设计的电控辅助制动装置的基本原理是:对原车气压制动系的压力调节机构进行改进,通过增设3个电磁阀,实现对制动的主动控制,并保证不干涉驾驶员的制动行为。气压电控辅助制动装置与原车制动系共用压力源和执行机构。电控压力调节机构与原车制动系的压力调节机构采用并联结构,如图2所示。电控压力调节机构主要由3个高速开关阀、2个单向节流阀和3个压力传感器组成。其具体结构为:在储气罐后引出1条气体回路,与常闭高速开关阀相连,之后分为2条气路,一条经一单向节流阀到快放阀,进入前制动气室,与原车前制动回路并联;另一条经一单向节流阀到继动阀控制气压输入口,控制后制动气室的进气压力与原车后制动回路并联。此外,原车前制动回路在制动阀与快放阀之间安装一常开高速开关阀,原车后制动回路在制动阀与继动阀控制气压输入口之间安装另一常开高速开关阀。其中,单向阀的作用是使得原车前、后制动回路不相通,从而不影响原车的双回路气压制动系的结构,保证行车制动安全性。气压电控辅助制动装置包括人工制动和电控制动2种工作模式。如果驾驶员踩下制动踏板,制动ECU通过制动踏板触发开关检测到驾驶员制动信号,进而控制3个电磁阀均断电,此时制动系统结构与普通制动系统等效,切入人工制动模式。当驾驶辅助系统判断出车辆具有追尾危险时,若驾驶员没有及时踩下原车上的制动踏板,则电控辅助制动装置根据控制器发出的控制指令,切入电控制动模式,对车辆实行主动制动,保证车辆的行车安全性。电控制动过程包括3种状态:(1)增压。此时,高速开关阀11通电打开,高速开关阀13、15通电关闭,实现增压。(2)保压。此时,高速开关阀11断电关闭,高速开关阀13、15通电关闭,实现压力的保持。(3)卸压。此时,高速开关阀11断电关闭,高速开关阀13、15断电打开,实现卸压。上述方案通过几个电磁阀的协同控制,既可实现制动压力的自动调节,又不干涉驾驶员对原车制动系的制动行为,且该装置不破坏原车的气压双回路制动系结构,从而保证行车安全。2.1.2气体流动数学模型的建立精确的数学模型是电控辅助制动装置控制器设计及评价的基础,因此本文中首先采用直接物理建模的方法对安装气压电控辅助制动装置的制动系进行建模,所建立的模型包括电磁阀动态模型和气体流动动力学模型2个部分。忽略磁路中的磁漏以及电路中温度变化等因素对电磁阀中各元件磁阻值、电阻值的影响,建立电磁阀模型,如式(1)、(2)所示。该模型的输入为电磁阀的电压U,输出为电磁阀的动阀芯位移x。dϕdt=-RΝ2δ0-xμ0Aϕ+UΝ(1)¨x+cm˙x+km=1m(ϕ22μ0A-kxp)(2)dϕdt=−RN2δ0−xμ0Aϕ+UN(1)x¨+cmx˙+km=1m(ϕ22μ0A−kxp)(2)式中:ϕ为磁通量;t为时间;R为线圈电阻;N为线圈匝数;δ0为动阀芯与固定铁芯的最大气隙长度;μ0为空气的磁导率,μ0=4π×10-7H·m-1;A为气隙处的横截面积;x为动阀芯位移;U为输入到电磁阀的电压;c为动阀芯运动时的等效阻尼;m为动阀芯质量;k为回位弹簧刚度;xp为弹簧预紧量。将电磁阀看做收缩喷管,并认为气压制动系统中的气体流动过程为一维等熵过程,另外,储气罐的容积很大,认为其中的气流速度为0。在以上假设的基础上将气体流经电磁阀的过程简化为气体通过收缩喷管流动的模型,如图3所示。基于此模型建立气压电控辅助制动装置的气体流动数学模型,如式(3)所示。该模型的输入为电磁阀的动阀芯位移x,输出为制动气室气体压力pb。联立式(1)～(3),构成气压电控辅助制动装置的整体模型,该模型的输入为电磁阀电压U,输出为制动气室气体压力pb。图4为在相同的输入下,模型的输出和实车试验数据的对比结果,从图4可看出所建立的气压电控辅助制动装置模型能较为准确地反映系统的动态特性,能够作为气压电控辅助制动装置控制算法设计及仿真验证的基础。1γ˙pbVbRΤb={Asp0(2γ+1)γ+12(γ-1)√γRΤ0sgn(p0-pb)pbp0≤(2γ+1)γγ-1Asp0√2γRΤ0(γ-1)|(pbp0)2γ-(pbp0)γ+1γ|⋅sgn(p0-pb)pbp0>(2γ+1)γγ-1(3)1γp˙bVbRTb=⎧⎩⎨⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪Asp0(2γ+1)γ+12(γ−1)γRT0−−−√sgn(p0−pb)pbp0≤(2γ+1)γγ−1Asp02γRT0(γ−1)|(pbp0)2γ−(pbp0)γ+1γ|−−−−−−−−−−−−−−−−−−−−√⋅sgn(p0−pb)pbp0>(2γ+1)γγ−1(3)式中:γ为等熵指数,对于空气,γ=1.4;pb为制动气室气体压力;Vb为制动气室容积;Tb为制动气室中的气体温度;As为电磁阀阀口截面积,As=2πrsx,rs为电磁阀阀口半径;p0在进气时为储气罐的压力,在排气时为大气压力;R为气体常数,对于空气,R=287J·(kg·K)-1;T0在进气时为储气罐的温度,在排气时为大气温度。基于上述所建立的气压电控辅助制动装置模型进行控制算法设计,并进行仿真及实车试验验证。电控辅助制动装置的控制器包括状态切换模块和比例-积分控制(PI控制)模块2个部分。控制器接收期望制动压力信号,并采集实际制动压力信号,由制动状态切换模块判断当前制动状态,PI控制算法根据期望制动压力pbrkdes、实际制动压力pbrk和制动状态,输出控制量U控制电磁阀的通断,进而调节实际制动压力,如图5所示。当制动气室内pbrkdes>pbrk时,处于增压过程;当pbrkdes=pbrk时,处于保压过程;当pbrkdes<pbrk时,处于卸压过程。然而,实际控制中,保压过程的上述判断条件过于苛刻,pbrkdes准确等于pbrk的过程几乎不存在,当pbrkdes近似等于pbrk时,气压电控辅助制动系统会在增压状态和减压状态频繁切换,从而造成电磁阀的连续不断开关,导致系统的震荡。为避免系统在增压和卸压过程的频繁切换造成系统震荡,可放宽系统的保压条件。为此,制动状态切换模块将pbrkdes和pbrk的偏差e不超过5%的范围均定为保压状态,这样,既可保证系统具有较高的控制精度,又能解决系统震荡的问题。各制动状态Ystate的切换逻辑为Ystate={1e≥0.05pbrkdes0-0.05pbrkdes<e<0.05pbrkdes-1e≤-0.05pbrkdes(4)e=pbrkdes-pbrk(5)Ystate=⎧⎩⎨⎪⎪1e≥0.05pbrkdes0−0.05pbrkdes<e<0.05pbrkdes−1e≤−0.05pbrkdes(4)e=pbrkdes−pbrk(5)式中:1表示增压状态,0表示保压状态,-1表示卸压状态。图6(a)、(b)分别为加入制动状态切换模块前的阶跃响应仿真试验和加入制动状态切换模块后的阶跃响应仿真试验结果。可以看出,改进后的控制器能够有效消除系统的震荡。在驻车环境下进行气压电控辅助制动装置试验,以验证其功能和控制器的性能,采用试验方案如下:(1)试验1包括3个过程,阶跃制动过程(阶跃增压)、保持过程(保压)、阶跃解除制动过程(阶跃卸压),以模拟紧急制动工况;在此过程中期望制动压力以脉冲方波的形式输入。(2)试验2的设计是一个重复的增压和卸压的过程,此过程的期望制动压力的输入信号是周期性的正弦波。(3)试验3的设计是电控制动和驾驶员制动的切换,此过程分别采用电控制动和驾驶员制动实现对制动的控制。试验1、2、3的实车试验结果分别见图7～9(图9中信号为1表示执行操作,信号为0表示未执行,后图同)。从图7、8阶跃响应和正弦响应试验结果可看出,虽然本装置的安装位置靠近制动气室,缩短了制动延迟时间,但却存在小于0.3s的延迟。然而尽管延迟存在,控制效果仍比较理想,系统具有良好的动态和稳态性能,稳态误差小于期望的5%,响应时间小于0.5s,并且能够较为有效地消除震动。图9中制动模式切换试验结果显示,前10s为电控制动,实际压力能够快速准确地跟踪期望压力;在14～18s的时间内,上位机并没有发出期望制动压力信号,此时驾驶员通过踏板对制动进行控制。由此可看出,所设计的电控辅助制动装置及其控制器能够满足自动控制和驾驶员控制之间的自由切换。2.2双模式油挤出自动控制装置的设计2.2.1acc油路控制模块原车电子油门结构及原理如图10所示。原车发动机ECU采集加速踏板开度传感器的电压信号,获得驾驶员的加速意图,通过一定的控制逻辑计算出期望油门开度,进而结合从开度传感器获得的实际油门开度,通过驱动执行机构中的电机转动来实现油门开度的反馈控制。本文中设计的双模式电子油门自动控制装置如图11所示。与原车电子油门机构相比,双模式油门自动控制装置主要增加一个油门控制器,而油门控制器主要包括ACC油门控制模块及电压比较器。其中,ACC油门控制模块由单片机、A/D采集、D/A输出等模块组成,根据上位机输出的期望油门开度和实际油门开度的反馈量计算输出的控制电压量。记加速踏板开度传感器的输出电压为Vdriver,代表驾驶员的加速意图;记ACC油门控制模块的输出电压为Vsystem,代表ACC系统的加速意图,则电压比较器输出到原车发动机ECU的电压Vout为Vout=max{Vdriver,Vsystem}(6)当驾驶员踩下加速踏板时,Vdriver>Vsystem,按照式(6),油门系统将首先响应驾驶员的操作指令,以满足在ACC系统工作过程中驾驶员需要进行超车等意图;当驾驶员未踩下加速踏板时,Vdriver=0,依据式(6),油门系统将完全遵循ACC的工作指令。通过以上过程,电压比较器实现了驾驶员和系统之间的自然切换。相比于用软件算法比较,本文中采用硬件比较器的优点在于:硬件比较的可靠性高,可避免出现软件算法跑飞等错误。2.2.2acc模式下的油路控制由于油门控制器输出的是对发动机ECU的输入电压,即相当于模拟驾驶员对加速踏板的操作,因而系统的控制对象为发动机ECU以及油门执行机构组成的复杂闭环系统,难以精确建模,且存在较大迟滞,因而在油门控制器的设计上,采用前馈加反馈的比例-积分-微分控制器(PID控制器)结构,实现ACC模式下的油门控制,如图12所示,其中前馈控制根据被控对象的开环特性设计。对该油门开度控制系统的性能进行验证,分别给出了当期望油门开度为阶跃信号和正弦信号时的控制效果,如图13、14所示。可以看出系统控制效果良好,能够精确响应期望油门开度指令,稳态误差小于0.5%,响应时间小于0.3s,可以满足ACC等纵向驾驶辅助系统对油门控制的要求。图15为ACC系统和驾驶员的切换试验结果,当驾驶员需要进行超车等动作时踩下加速踏板,系统能够迅速切换到驾驶员操纵模式,控制系统停止控制量的积分;驾驶员放松加速踏板后,实际油门开度又能很快实现对ACC系统期望油门开度的跟踪。该试验结果表明,本文中所设计的双模式电子油门能够实现ACC和驾驶员操作2种控制模式的无缝切换。3充放电控制器设计ACC系统控制器一般包括上位控制器和下位控制器。上位控制器根据传感装置获取的相对车速和相对车间距离等信息,利用一定的控制算法计算期望加速度;下位控制器根据一定的控制算法计算期望油门开度和制动压力,进而通过油门自动控制装置和电控辅助制动装置实现上位控制器期望的加速度。商用车ACC系统上位控制器的设计与乘用车并无太大区别,因此本文设计的商用车ACC系统上位控制器直接采用文献中提出的基于线性最优控制理论的上位控制算法。而在商用车ACC系统下位控制器设计中,补偿由发动机的静态非线性及挡位切换等因素引起的非线性是其中一个难点。乘用车ACC系统通常采用车辆逆纵向动力学逆模型补偿车辆纵向非线性。对于商用车,逆模型虽然也可有效补偿消除车辆纵向非线性,但是因为在不同的载荷量下商用车整车质量变化较大,并且商用车更易受风阻、道路坡度等因素的干扰影响,因此依靠单纯的逆模型对系统进行开环控制,难以实现加速度的准确跟踪。另外,重型商用车在驱动控制和制动控制中都存在较大迟滞,当仅采用反馈校正时,容易导致加速度闭环控制抖振。因此,本文中采用Smith预估补偿器和PI控制器相结合的方法对商用车ACC系统下位控制器进行设计,如图16所示。其中,Ades为系统输入,即期望加速度,af为自车(受控车)加速度,afm为模型输出加速度,ˉaa¯fm为PI控制器的输出量经过一阶惯性环节后的加速度,τm为延迟时间常数,s为拉普拉斯算子,Gm(s)为传递函数。“逆模型加车辆”系统构成ACC下位控制器的广义控制对象;车辆的输入为油门开度和制动压力,输出为实际加速度;而逆模型的输入为期望加速度,输出为期望油门开度和制动压力;因此,“逆模型加车辆”系统的整体输入为期望加速度,输出为实际加速度。为实现Smith预估补偿器的设计,必须获取被控对象较准确的数学模型,因此本文中对所研究的商用车的“逆模型加车辆”系统的模型进行辨识,并将辨识结果作为Gm(s)e-τms的表达式。认为“逆模型加车辆”系统为一阶惯性加延迟环节,采用文献中提出的阶跃响应算法对其模型进行辨识,辨识结果如式(7)及图17所示。其中,Aact为系统输出,即实际加速度。Aact(s)=1.0060.4153s+1e-0.5257sAdes(s)(7)Aact(s)=1.0060.4153s+1e−0.5257sAdes(s)(7)图18为采用Smith预估补偿器前后的对比效果。从图18中可看出,采用Smith预估控制前,系统迟滞造成了较明显的加速度抖振现象,大大破坏舒适性。采用Smith预估控制后,加速度抖振被很好地抑制,这说明Smith预估控制确实能有效降低输出加速度抖振的程度,对于重型商用车具有重要的实用意义。4实车试验结果为了充分验证本文中所开发的基于双模式执行器的商用车ACC系统的性能,基于中国产某半挂牵引商用车在城市快速路上进行实车试验。在该商用车原有电子油门及气压制动系统的基础上对其进行改造,使其具有双模式执行器功能。在试验中设计3种工况,分别为前车切入工况、前车正弦加减速工况和前车自由驾驶工况。这些工况既反映了城市道路和高速公路交通流的某些特定工况(如前2种工况),又反映了城市道路和高速公路交通流的整体特性(如前车自由驾驶工况)。实车试验结果如图19～21所示。图19为前车切入工况实车试验结果。在7s时突然有前车切入,此时目标车切换为切入车辆,车间距离下降,新的目标车(即切入车辆)速度较上一个目标车速度下降。从试验结果可见,自车在有前车突然切入后,能够迅速减小油门开度,增加制动压力,使自车车速快速稳