李靜軒 金智林 錢飚

（1.南京航空航天大學(xué)，車輛工程系，南京 210016；2.南京航空航天大學(xué)，機(jī)械結(jié)構(gòu)力學(xué)及控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南京 210016）

主題詞：側(cè)翻穩(wěn)定性 氣壓制動(dòng)動(dòng)力學(xué) 非線性 模型預(yù)測控制 主動(dòng)安全

1 前言

汽車側(cè)翻是一種非常嚴(yán)重的交通事故，美國國家高速公路交通安全管理局的數(shù)據(jù)顯示，2016 年美國由于汽車側(cè)翻導(dǎo)致的傷亡人數(shù)占交通事故總傷亡人數(shù)的17.9%，其中因客車側(cè)翻造成2 657 人死亡，多于其他車型[1]，因此重型車的防側(cè)翻研究十分必要。

建立汽車側(cè)翻系統(tǒng)模型是汽車側(cè)翻問題研究的基礎(chǔ)。Yu采用考慮了路面傾角的線性二自由度模型研究了針對客車的實(shí)時(shí)防側(cè)翻控制[2-3]；Zhang在線性二自由度模型的基礎(chǔ)上加入了側(cè)傾運(yùn)動(dòng)，建立了三自由度側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型[4]；針對重型車，Jin建立了包含側(cè)向運(yùn)動(dòng)、橫擺運(yùn)動(dòng)、側(cè)傾運(yùn)動(dòng)、簧載質(zhì)量以及非簧載質(zhì)量垂向運(yùn)動(dòng)的六自由度模型，并分析了路面垂向激勵(lì)對側(cè)翻穩(wěn)定性的影響[5]；Pourasad 提出了一種非線性八自由度側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型[6-7]。目前，主要通過差動(dòng)制動(dòng)、主動(dòng)轉(zhuǎn)向、主動(dòng)懸架、主動(dòng)橫向穩(wěn)定桿和多種控制措施的一體化集成控制實(shí)現(xiàn)汽車防側(cè)翻。其中有學(xué)者通過控制器輸出修正轉(zhuǎn)角提高車輛的側(cè)翻穩(wěn)定性[8-9]，然而主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制會(huì)在一定程度上干預(yù)駕駛員操作，改變駕駛員的駕駛意圖。主動(dòng)懸架通過改變懸架的阻尼和剛度實(shí)現(xiàn)汽車防側(cè)翻[10-11]；Sun 提出了一種基于七自由度整車模型的線性二次高斯主動(dòng)懸架控制器，來提高主動(dòng)懸架系統(tǒng)的效率和利用率[12]。很多學(xué)者也利用主動(dòng)橫向穩(wěn)定桿來提高汽車的防側(cè)翻能力[13-14]。差動(dòng)制動(dòng)通過制動(dòng)系統(tǒng)在一側(cè)車輪輸出制動(dòng)力，實(shí)現(xiàn)汽車防側(cè)翻：Chiu 等設(shè)計(jì)了基于魯棒控制算法的防側(cè)翻控制器，通過差動(dòng)制動(dòng)系統(tǒng)輸出抗橫擺力矩[15]；謝兆夫針對重型車輛設(shè)計(jì)了差動(dòng)制動(dòng)防側(cè)翻控制系統(tǒng)[16]；Seongjin 等將差動(dòng)制動(dòng)及主動(dòng)懸架集成進(jìn)行汽車防側(cè)翻控制[17]。Yoon 等針對汽車側(cè)翻提出了汽車底盤綜合控制方法[18]，Wei 針對三軸式電動(dòng)客車提出了包含主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向控制器、限速控制器以及力矩分配裝置的底盤集成控制方法，以防止客車側(cè)翻及輪胎磨損[19]。

本文建立真實(shí)氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型以及重型車非線性動(dòng)力學(xué)模型，基于穩(wěn)定性規(guī)律提出重型車防側(cè)翻的優(yōu)化模型預(yù)測控制策略，并搭建TruckSim/AMESim/Simulink閉環(huán)聯(lián)合仿真平臺，驗(yàn)證所提出控制策略的有效性。

2 重型車側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型

2.1 整車模型

考慮到重型車質(zhì)心高、質(zhì)量大，且非簧載質(zhì)量所占比重相對較高，忽略重型車縱向運(yùn)動(dòng)、垂向運(yùn)動(dòng)、俯仰運(yùn)動(dòng)和側(cè)向風(fēng)的影響，建立如圖1所示的考慮側(cè)向、橫擺、側(cè)傾運(yùn)動(dòng)的四自由度側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型。

圖1 重型車側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型

應(yīng)用達(dá)朗貝爾原理可得：

側(cè)向運(yùn)動(dòng)方程為：

橫擺運(yùn)動(dòng)方程為：

簧載質(zhì)量側(cè)傾運(yùn)動(dòng)方程為：

非簧載質(zhì)量側(cè)傾運(yùn)動(dòng)方程為：

汽車質(zhì)心處的側(cè)向加速度為：

汽車輪胎所受側(cè)向力合力為：

式中，a、b分別為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動(dòng)橋到質(zhì)心的水平距離；hu為非簧載質(zhì)量質(zhì)心高度；hc為側(cè)傾中心高度；IX為簧載質(zhì)量側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；m為總質(zhì)量；ms、mu分別為簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量；hs為側(cè)傾臂長；IZ為橫擺轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；FY為車輪側(cè)偏力；FY1、FY2分別為單側(cè)轉(zhuǎn)向輪和單側(cè)驅(qū)動(dòng)輪受到的側(cè)偏力；g為重力加速度，Kh為懸架等效側(cè)傾剛度；Ku為非簧載質(zhì)量等效側(cè)傾剛度；Dh為懸架等效側(cè)傾阻尼；u為車速；v為側(cè)向速度；r為橫擺角速度；φs、φu分別為簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量側(cè)傾角；MB為抗橫擺力矩；δf為前輪轉(zhuǎn)角。

另外，由于前輪轉(zhuǎn)角δf非常小，可認(rèn)為cosδf≈1。

2.2 輪胎模型

輪胎所受側(cè)偏力主要來源于各車輪與路面接觸產(chǎn)生的變形。忽略輪胎變形轉(zhuǎn)向、變形外傾、側(cè)傾轉(zhuǎn)向和側(cè)傾外傾的影響，得到線性輪胎模型如圖2所示。

圖2 輪胎模型

各輪胎的側(cè)偏角可以表示為：

由于輪胎的側(cè)偏角很小，式（7）可進(jìn)行線性化處理：

則輪胎側(cè)偏力可以表示為：

式中，Kf、Kr分別為轉(zhuǎn)向輪和驅(qū)動(dòng)輪的側(cè)偏剛度；βf、βr分別為轉(zhuǎn)向輪和驅(qū)動(dòng)輪的側(cè)偏角。

2.3 系統(tǒng)狀態(tài)空間方程

令狀態(tài)變量x=為前輪轉(zhuǎn)角輸入，由式（1）～（9）可得：

根據(jù)式（10），四自由度側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型的狀態(tài)空間方程為：

3 氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型

將前、后儲(chǔ)氣筒簡化為一個(gè)恒壓源，主要考慮串聯(lián)雙腔制動(dòng)閥、繼動(dòng)閥、ABS 調(diào)節(jié)閥以及制動(dòng)氣室對系統(tǒng)的影響，建立氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型[20]，并假設(shè)氣體為理想氣體，且變化過程按理想狀態(tài)變化，各閥體中零件的摩擦忽略不計(jì)，且密封良好。

3.1 串聯(lián)雙腔制動(dòng)閥模型

制動(dòng)閥能保證對制動(dòng)操作的靈敏控制，由于上腔與下腔的作用過程類似，以上腔為例建立制動(dòng)閥的數(shù)學(xué)模型，分為3個(gè)工作過程：

a.上腔活塞位移小于上腔排氣間隙時(shí)：

b.上腔活塞位移等于上腔排氣間隙時(shí)：

c.上腔活塞位移大于上腔排氣間隙時(shí)：

式中，xpp、xpv、xp分別為上腔閥桿、平衡彈簧上座和上腔彈簧的位移；xpt為上腔活塞間隙；mpp、mpv分別為上腔活塞和閥桿的質(zhì)量；App、Apv1、Apv2分別為活塞受壓面積、閥桿上端和下端的受壓面積；kpp、kss、kpv分別為活塞回位彈簧、平衡彈簧、閥桿回位彈簧的剛度；ppd、pps分別為上腔出氣口和進(jìn)氣口壓力；Fkpv、Fkpp分別為閥桿和活塞回位彈簧的預(yù)緊力；Fp、Fpv分別為踏板傳遞給平衡上座的力和活塞傳遞給閥桿的力。

3.2 繼動(dòng)閥模型

由于重型車軸距較大，后制動(dòng)氣室與制動(dòng)閥距離相對較遠(yuǎn)，為降低后制動(dòng)氣室的響應(yīng)延遲，在通往后制動(dòng)氣室的管路上安裝繼動(dòng)閥，起到快充和快放的作用，繼動(dòng)閥活塞運(yùn)動(dòng)的數(shù)學(xué)模型為：

式中，mrv為繼動(dòng)閥活塞的質(zhì)量；crv為活塞阻尼；krv為活塞回位彈簧的剛度；AB、AC分別為繼動(dòng)閥控制腔和出氣腔的承壓面積；pB、pC分別為繼動(dòng)閥控制腔和出氣腔的壓力；Fkrp為活塞回位彈簧的預(yù)緊力。

3.3 ABS調(diào)節(jié)閥模型

ABS的主要工作元件為鐵芯和膜片，對這2種元件的運(yùn)動(dòng)過程進(jìn)行數(shù)學(xué)建模：

a.進(jìn)、排氣電磁閥的螺線管通電后產(chǎn)生磁場，鐵芯在磁場作用下的運(yùn)動(dòng)方程為：

式中，mAv為鐵芯的質(zhì)量；cAv為鐵芯運(yùn)動(dòng)的阻尼；kAv為鐵芯回位彈簧的剛度；pC1為ABS調(diào)節(jié)閥控制腔的壓力；AC1為ABS 調(diào)節(jié)閥控制腔的承壓面積；FkAv為鐵芯回位彈簧的預(yù)緊力；φ為磁通量；μ0為空氣磁導(dǎo)率；A′為氣隙處的橫截面積。

b.進(jìn)、排氣閥膜片的受力模型為：

式中，M1、M2分別為進(jìn)、排氣閥膜片的質(zhì)量；x1、x2分別為進(jìn)、排氣閥膜片的位移；Fkds1、Fkds2分別為進(jìn)、排氣閥回位彈簧的預(yù)緊力；pi、p0、p11、p12分別為進(jìn)氣腔壓力、出氣口壓力、進(jìn)氣先導(dǎo)室壓力和排氣先導(dǎo)室壓力；A0、A11、A12分別為膜片面積、出氣口面積、排氣口面積；k1、k2分別為進(jìn)、排氣閥膜片的剛度。

3.4 制動(dòng)氣室模型

根據(jù)牛頓第二定律，對推桿建立數(shù)學(xué)方程：

式中，mt為推桿質(zhì)量；Pc、Pa分別為氣室進(jìn)氣腔壓力和膜片另一側(cè)腔的壓力；Sc為膜片承壓面積；kt為回位彈簧剛度；F′為制動(dòng)器對推桿的反作用力。

3.5 氣路模型

將氣體在各元件閥口或進(jìn)、排氣孔的流動(dòng)看作氣體流經(jīng)噴嘴或小孔的過程，且變化為等熵變化，根據(jù)氣體狀態(tài)方程和連續(xù)性方程可得：

4 氣壓制動(dòng)系統(tǒng)對側(cè)翻穩(wěn)定性的影響分析

4.1 氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型驗(yàn)證

基于第3 節(jié)中的數(shù)學(xué)模型，在AMESim 軟件中對各元件進(jìn)行建模，并搭建制動(dòng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)回路，模擬制動(dòng)系統(tǒng)的工作過程。緊急制動(dòng)時(shí)，各車輪制動(dòng)氣室壓力達(dá)到穩(wěn)態(tài)值的75%所用的響應(yīng)時(shí)間不應(yīng)超過0.6 s。向制動(dòng)踏板輸入如圖3 所示的踏板位移，目標(biāo)壓力為600 kPa。

圖3 制動(dòng)踏板位移輸入信號

驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向橋的響應(yīng)曲線如圖4 所示，可以看出，轉(zhuǎn)向橋制動(dòng)氣室的壓力響應(yīng)較驅(qū)動(dòng)橋的制動(dòng)氣室略快，這是因?yàn)轵?qū)動(dòng)橋制動(dòng)回路較長，但是由于驅(qū)動(dòng)橋制動(dòng)回路安裝了繼動(dòng)閥，所以兩者響應(yīng)時(shí)間差別不大。并且從圖4中可以看出，驅(qū)動(dòng)橋與轉(zhuǎn)向橋制動(dòng)氣室的壓力都在第0.5 s左右達(dá)到了目標(biāo)壓力的75%，驗(yàn)證了所建立的氣壓制動(dòng)AMESim模型的準(zhǔn)確性。

圖4 制動(dòng)氣室壓力響應(yīng)曲線

4.2 氣壓制動(dòng)系統(tǒng)對側(cè)翻穩(wěn)定性的影響分析

差動(dòng)制動(dòng)是一種已經(jīng)廣泛應(yīng)用的防側(cè)翻策略，然而利用其進(jìn)行防側(cè)翻控制的研究時(shí)，通常直接以制動(dòng)壓力或制動(dòng)力作為控制量。在實(shí)際行駛過程中，從控制信號輸入開始到制動(dòng)系統(tǒng)輸出制動(dòng)力需要一定的響應(yīng)時(shí)間，使得汽車防側(cè)翻的實(shí)時(shí)性和有效性難以保證。

本文通過AMESim、TruckSim 與Simulink 搭建聯(lián)合仿真平臺，其中TruckSim 提供重型車模型，AMESim 提供氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型，在Simulink環(huán)境中分析加入氣壓制動(dòng)系統(tǒng)后對防側(cè)翻穩(wěn)定性的影響，首先以傳統(tǒng)橫向載荷轉(zhuǎn)移率LTR作為側(cè)翻評價(jià)指標(biāo)，其定義為：

式中，F(xiàn)z1～Fz4分別為左前輪、右前輪、左后輪、右后輪的垂直載荷。

LTR的變化范圍為[-1,1]，LTR=0 時(shí)汽車無側(cè)傾，LTR=±1時(shí)車輪離地，為側(cè)翻門檻值。

選取J-turn 工況，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角為200°，車速為115 km/h，分析氣壓制動(dòng)系統(tǒng)對防側(cè)翻穩(wěn)定性的影響，結(jié)果如圖5所示。

圖5 氣壓制動(dòng)系統(tǒng)對防側(cè)翻性能的影響

由圖5 可知：未控制時(shí)，LTR在第2.4 s 達(dá)到1，重型車一側(cè)車輪離地，有側(cè)翻危險(xiǎn)；由PID 直接控制制動(dòng)氣室壓力從而實(shí)現(xiàn)差動(dòng)制動(dòng)防側(cè)翻時(shí)，LTR的最大值為0.98，有效地降低了側(cè)翻危險(xiǎn)性。然而，在重型車實(shí)際行駛過程中并不能直接控制制動(dòng)氣室的壓力，加入制動(dòng)系統(tǒng)后，由于制動(dòng)系統(tǒng)輸出制動(dòng)力需要一定的響應(yīng)時(shí)間，在PID控制下重型車仍有側(cè)翻危險(xiǎn)。因此需要提出一種考慮制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)延遲的情況下仍具有良好的防側(cè)翻性能的控制策略。

5 主動(dòng)防側(cè)翻控制

5.1 主動(dòng)防側(cè)翻控制策略設(shè)計(jì)

本文采用模型預(yù)測控制（Model Predictive Control，MPC）算法進(jìn)行防側(cè)翻控制，其具有控制效果好、響應(yīng)快、魯棒性強(qiáng)等特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了基于氣壓制動(dòng)的MPC防側(cè)翻控制策略，如圖6所示。

模型預(yù)測控制以前文建立的四自由度重型車動(dòng)力學(xué)模型為預(yù)測模型，預(yù)測重型車未來的側(cè)翻動(dòng)力學(xué)狀態(tài)，并根據(jù)設(shè)定的側(cè)傾角參考值和橫擺角速度期望值與實(shí)際的側(cè)傾角和橫擺角速度的誤差，通過目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行反復(fù)優(yōu)化，得到最優(yōu)的制動(dòng)踏板位移控制序列，將制動(dòng)踏板位移信號輸入氣壓制動(dòng)系統(tǒng)，氣壓制動(dòng)系統(tǒng)在轉(zhuǎn)向外前輪產(chǎn)生相應(yīng)制動(dòng)力，從而獲得抗橫擺力矩，實(shí)現(xiàn)差動(dòng)制動(dòng)防側(cè)翻控制，另外，重型車在行駛過程中不斷將當(dāng)前橫擺角速度及側(cè)傾角反饋到MPC控制器進(jìn)行校正。

MPC控制器中的目標(biāo)函數(shù)為：

式中，Ph為MPC 預(yù)測時(shí)域；Ch為MPC 控制時(shí)域；Q、R為MPC權(quán)重矩陣；y為模型的輸出狀態(tài)量；yr為輸出狀態(tài)量的期望值；ΔS為控制增量；ε為松弛因子；ρ為松弛因子權(quán)重系數(shù)；k為離散化的步數(shù)。

為了能夠?qū)⑺淖杂啥饶Ｐ蛻?yīng)用于模型預(yù)測控制器的設(shè)計(jì)，需對式（11）進(jìn)行離散化處理，得到預(yù)測模型的狀態(tài)空間表達(dá)式：

于是，系統(tǒng)預(yù)測輸出的表達(dá)式為：

將式（23）代入目標(biāo)函數(shù)式（21）便能夠得到完整的目標(biāo)函數(shù)：

求解式（24）即可得到1 個(gè)控制周期控制時(shí)域內(nèi)的控制增量的序列：

其中，取側(cè)傾角參考值φd=0，期望的橫擺角速度rd由式（1）和式（2）求解：

式中，K=為橫擺角速度增益；l為軸距。

5.2 實(shí)例驗(yàn)證

5.2.1 J-turn工況

設(shè)置初始車速為115 km/h，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角輸入為200°，MPC 控制器參數(shù)分別為Ph=35、Ch=5，輸出狀態(tài)空間系數(shù)矩陣Q=[Q108×27]，控制權(quán)重系數(shù)矩陣R=r1[1 01×4]，其中，Q1=為八階分塊對角矩陣，Qq=，r1=0.3。

圖7 所示為PID 控制和MPC 控制下重型車側(cè)翻評價(jià)指標(biāo)LTR變化曲線以及氣壓制動(dòng)系統(tǒng)輸出的制動(dòng)氣室壓力曲線。由圖7可以看出，在PID控制下，氣壓制動(dòng)系統(tǒng)直到第2 s 左右時(shí)才輸出制動(dòng)力，而汽車從第1.5 s左右起就產(chǎn)生載荷轉(zhuǎn)移，控制系統(tǒng)的反應(yīng)時(shí)間明顯滯后，從而汽車在第2.4 s時(shí)LTR值達(dá)到1，有側(cè)翻危險(xiǎn)，而MPC彌補(bǔ)了氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的遲滯，快速響應(yīng)出所需要的制動(dòng)壓力，獲得抗橫擺力矩，使側(cè)翻穩(wěn)定性大幅提高。

圖7 MPC與PID控制效果對比

圖8 所示為MPC 和PID 控制下的抗橫擺性能對比結(jié)果。從圖8a中可以看出，相比于PID控制，MPC可降低橫擺角速度的峰值，使橫擺角速度曲線更接近期望值曲線；由圖8b可知，MPC能使?fàn)顟B(tài)值保持在較小的范圍內(nèi)，且比PID 控制下的相軌跡圖收斂速度更快，橫擺穩(wěn)定性更好。綜上，MPC具有良好的抗橫擺性能。

圖8 MPC與PID控制抗橫擺性能對比

圖9 所示為MPC 和PID 控制下的抗側(cè)傾性能對比結(jié)果，可以看出，MPC控制下的側(cè)傾角遠(yuǎn)小于PID控制，并且其側(cè)傾角與側(cè)傾角速度相軌跡的收斂性優(yōu)于PID控制，即MPC控制亦可明顯提高汽車的側(cè)傾穩(wěn)定性。

圖9 MPC與PID控制抗側(cè)傾性能對比

圖10 所示為J-turn 工況下，未控制、PID 控制和MPC 控制的汽車速度變化曲線。從圖10 中可以看出，加入PID 控制和MPC 控制時(shí)，車速均只下降了4 km/h，表明MPC相對于PID控制并沒有對車速造成很大影響，從而說明MPC在不影響汽車正常行駛的情況下具有良好的防側(cè)翻控制效果。

圖10 J-turn工況下不同控制策略下的車速變化曲線

5.2.2 魚鉤工況

設(shè)置車速為95 km/h，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角為200°，MPC控制器的控制參數(shù)保持不變。

圖11所示為PID控制和MPC下重型車側(cè)翻評價(jià)指標(biāo)LTR變化曲線以及氣壓制動(dòng)系統(tǒng)輸出的制動(dòng)氣室壓力曲線。從圖11a中可以看出：未控制時(shí)LTR在魚鉤工況的第2階段達(dá)到1，有側(cè)翻危險(xiǎn)，加入PID控制后，LTR有一定的下降，然而LTR仍然在第4 s 時(shí)達(dá)到1，不能有效防止汽車側(cè)翻；在MPC 下，LTR顯著降低，汽車脫離側(cè)翻危險(xiǎn)。圖11b 顯示，MPC 下的制動(dòng)力響應(yīng)更快，并且可在短時(shí)間內(nèi)達(dá)到穩(wěn)態(tài)，極限工況下的穩(wěn)定性更好。

圖11 MPC與PID在魚鉤工況下的控制效果對比

圖12 所示為魚鉤工況下，未控制、PID 控制和MPC策略的汽車速度變化曲線。與圖10 類似，通過MPC 施加制動(dòng)力后，車速下降幅度很小，不影響汽車的正常行駛；結(jié)合圖11 可以說明，在魚鉤工況下，MPC 仍然有良好的防側(cè)翻能力，驗(yàn)證了MPC的工況適應(yīng)性。

圖12 魚鉤工況下不同控制策略下的車速變化曲線

5.2.3 雙移線工況

雙移線工況仿真分析中，設(shè)置車速為120 km/h。圖13 所示為MPC 下重型車側(cè)翻評價(jià)指標(biāo)LTR變化曲線、氣壓制動(dòng)系統(tǒng)輸出的制動(dòng)氣室壓力曲線以及車速變化曲線?？梢钥闯觯谥匦蛙囘M(jìn)行高速超車時(shí)，MPC仍可以大幅提高重型車的抗側(cè)翻能力，并且不影響重型車的正常行駛。

圖13 MPC在雙移線工況下的控制效果

6 結(jié)束語

本文建立了包含重型車側(cè)向運(yùn)動(dòng)、橫擺運(yùn)動(dòng)、簧載質(zhì)量及非簧載質(zhì)量側(cè)傾運(yùn)動(dòng)的四自由度側(cè)翻動(dòng)力學(xué)模型，以及包含串聯(lián)雙腔制動(dòng)閥、繼動(dòng)閥、ABS調(diào)節(jié)閥以及制動(dòng)氣室的真實(shí)氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型，并驗(yàn)證了氣壓制動(dòng)系統(tǒng)模型的動(dòng)態(tài)響應(yīng)性能，采用LTR仿真分析了實(shí)際行駛過程中氣壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力的響應(yīng)時(shí)間對差動(dòng)制動(dòng)主動(dòng)防側(cè)翻的影響。設(shè)計(jì)了基于氣壓制動(dòng)的模型預(yù)測控制防側(cè)翻控制策略，并在典型工況下通過整車Truck-Sim/AMESim/Simulink 聯(lián)合仿真平臺對防側(cè)翻控制效果進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果顯示，模型預(yù)測控制可在很大程度上彌補(bǔ)制動(dòng)力響應(yīng)時(shí)間的延遲，在不影響汽車正常行駛的同時(shí)提高汽車防側(cè)翻能力，并且具有良好的工況適應(yīng)性。