第四章 制动控制系统数学模型建立 40 mc A —主缸活塞面积。 其中 rsf F ， rsr F 分别由下式得出： 0 ( ) rsr rsfo rsr mcr mcf F F K x x   （4.27） 0r s f r s f o r s r m c f F F K x  （4.28） 式中： mcf x ， mcr x —前、后缸活塞位移量 0rsr F ， 0rsf F —前、后缸回位弹簧初始力 0rsr K ， 0rsf K —前、后缸回位弹簧系数 4.2.4 制动系统非线性模型 踏板机构将制动踏板力通过主缸前、后缸液压力输入给两个相对独立的制动管路再 分配到到汽车轮缸中从而控制四个车轮。其实，在普通的汽车制动控制过程中，制动力 和驱动力会间隔出现，制动系统比例阀不会产生作用，所以前、后制动轮缸所能得到的 制动液压力大体相同。在车辆制动系统的实际模型中，若采用主缸双液压管路回路模型， 它的模型精度虽然提高了，但却使仿真时的模型复杂化，导致系统处理周期随之延长， 这样会影响对系统控制的实时性，导致仿真很难完成。基于上述研究，本文选择了对制 动系统进行简化处理。 （1）液压制动系统中的液体体积不可压缩。 （2）制动主缸采用单缸模型。 （3）对于环境温度和湿度及车速变化对制动系统影响不作考虑。基于上述简化， 汽车制动系统数学模型主要包括制动机械踏板机构、真空助力器、主缸单缸模型。 制动主缸单杠模型： ( ) / m c o u t r s s f m c P F F F A   （4.29） out F —制动主缸推杆力 4.3 PID 参数整定 本文选择了齐格勒—尼柯尔斯 PID 参数整定方法，该方法是在系统数学模型确定后

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