基于后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向的車輛穩(wěn)定性分析與試驗(yàn)

張寶珍　謝　暉　黃　晶　Amir Khajepour,2

(1.湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 長沙 410082；2.滑鐵盧大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 滑鐵盧 N2L 3G1)

?

基于后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向的車輛穩(wěn)定性分析與試驗(yàn)

張寶珍1謝暉1黃晶1Amir Khajepour1,2

(1.湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 長沙 410082；2.滑鐵盧大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 滑鐵盧 N2L 3G1)

為了提高車輛操縱穩(wěn)定性，提出一種后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向控制策略，并對(duì)此做了理論分析和試驗(yàn)研究?；谠囼?yàn)Lexus車輛分析脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)車輛穩(wěn)定性能的影響并確定最優(yōu)的主動(dòng)轉(zhuǎn)向脈沖參數(shù)。設(shè)計(jì)了控制策略結(jié)構(gòu)與算法，基于CarSim和Simulink聯(lián)合仿真分析，驗(yàn)證所提控制方法的有效性?；谠囼?yàn)Lexus車輛，安裝液壓脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)并進(jìn)行整車試驗(yàn)研究，驗(yàn)證后輪脈沖轉(zhuǎn)向的實(shí)用性。仿真和試驗(yàn)結(jié)果表明：質(zhì)心側(cè)偏角和側(cè)向加速度在峰值處分別減小了46.8%、23.5%，提高了汽車的橫向穩(wěn)定性；側(cè)傾因子能控制在設(shè)定的閾值范圍[-0.8,0.8]，車輛側(cè)傾角減小了25.4%，能有效改善車輛防側(cè)翻能力，且展現(xiàn)出比后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向更好的控制效果。

車輛； 主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向； 操縱穩(wěn)定性； 參數(shù)識(shí)別； 整車試驗(yàn)

引言

隨著人們對(duì)車輛性能的追求和道路條件的改善，現(xiàn)代汽車的車速迅速提高，車輛安全性與操縱穩(wěn)定性日益受到人們的重視[1]?；诟纳栖囕v動(dòng)力學(xué)性能的主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)，已發(fā)展為現(xiàn)代車輛穩(wěn)定性控制的重要方向[2-3]。主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制通過對(duì)前、后輪轉(zhuǎn)角的調(diào)整，能有效改善車輛運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，提高車輛高速行駛狀態(tài)下轉(zhuǎn)向響應(yīng)特性[4-7]。KUO[8]總結(jié)傳統(tǒng)主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制的不足，提出了主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向控制的理念并做了仿真分析。RAHMAN[9]在KUO的基礎(chǔ)上，通過建立硬件在環(huán)(HIL)試驗(yàn)，驗(yàn)證了主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向的實(shí)用性。VOS[10]分析了不同轉(zhuǎn)向脈沖頻率和幅值對(duì)車輛穩(wěn)定性能的影響。ZHANG等[11]通過仿真和試驗(yàn)研究驗(yàn)證了主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向能有效提高車輛的防側(cè)翻性能。這些研究都基于前輪來分析主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向控制，并取得了不錯(cuò)的效果，但通過主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向作用于后輪，來提高車輛的穩(wěn)定性并沒有充分研究。

基于此，本文以Lexus車輛為研究對(duì)象提出一種后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向控制策略，進(jìn)行理論分析，并設(shè)計(jì)硬件系統(tǒng)做整車試驗(yàn)驗(yàn)證。分析主動(dòng)脈沖信號(hào)參數(shù)對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響并確定最優(yōu)值；運(yùn)用Simulink和CarSim聯(lián)合仿真，驗(yàn)證后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的有效性；設(shè)計(jì)液壓脈沖發(fā)生裝置并安裝在Lexus試驗(yàn)車上，進(jìn)行道路試驗(yàn)，驗(yàn)證主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)的實(shí)用性。

1　轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬件設(shè)計(jì)與建模

1.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)與建模

利用液壓系統(tǒng)來產(chǎn)生試驗(yàn)和仿真所需的轉(zhuǎn)向信號(hào)，液壓傳遞裝置見圖1，執(zhí)行機(jī)構(gòu)安裝在多連桿懸架的橫拉桿上，如圖2。液壓油被輸送到執(zhí)行機(jī)構(gòu)中推動(dòng)后輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向，其油量的大小和方向，即轉(zhuǎn)向幅值和頻率，由驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)控制的液壓閥轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向決定，驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)由控制系統(tǒng)決定。

圖1　液壓傳遞控制模塊Fig.1　Hydraulic transmission control module

液壓-機(jī)械脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以看成由液壓傳遞部分和液壓缸執(zhí)行部分組成，其原理圖如圖3所示。

圖2　脈沖執(zhí)行機(jī)構(gòu)的安裝Fig.2　Installation of pulse actuator

圖3　液壓傳遞裝置原理圖Fig.3　Principle diagram of hydraulic transmission system

通過適當(dāng)?shù)牧黧w運(yùn)動(dòng)基本假設(shè)，再結(jié)合液壓缸運(yùn)動(dòng)與液壓閥流量方程，此液壓系統(tǒng)的壓力和流量方程可描述為

(1)

式中Ae——液壓缸有效作用面積

kq——液壓閥流量系數(shù)

xv——液壓閥轉(zhuǎn)速

y——執(zhí)行機(jī)構(gòu)活塞的運(yùn)動(dòng)位移

PL——活塞左右兩端的壓力差

K——液壓系統(tǒng)流阻系數(shù)

C——液壓系統(tǒng)容量系數(shù)

考慮作用在活塞桿上的輪胎的轉(zhuǎn)向阻尼系數(shù)c與載荷m，液壓缸機(jī)械執(zhí)行部分方程為

(2)

1.2模型參數(shù)辨識(shí)

為進(jìn)一步研究液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特征參數(shù)，基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)獲得的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行了模型的參數(shù)辨識(shí)與驗(yàn)證。此次試驗(yàn)中，液壓閥的旋轉(zhuǎn)速度被設(shè)定為控制輸入變量X，通過位移傳感器測定的活塞位移作為輸出變量Y。液壓系統(tǒng)輸入與輸出的傳遞函數(shù)，根據(jù)式(1)和式(2)表達(dá)為

(3)

式中e——液壓系統(tǒng)增益s——復(fù)頻率

d——液壓系統(tǒng)延遲時(shí)間

參數(shù)模型

z(t)=θ*Tφ(t)

(4)

其中

估算模型

(5)

其中

梯度算法

(6)

根據(jù)試驗(yàn)所測得的輸入輸出數(shù)據(jù)和參數(shù)辨識(shí)模型，此液壓系統(tǒng)增益e=0.17，延遲時(shí)間d=0.23 s。

2　車輛模型建立

2.1線性三自由度模型

車輛線性三自由度動(dòng)力學(xué)模型，是穩(wěn)定性分析與控制的基礎(chǔ)[12]。以右手原則建立車輛的參考坐標(biāo)系，車輛的結(jié)構(gòu)參數(shù)及受力定義如圖4所示，各自由度運(yùn)動(dòng)的微分方程如下：

圖4　3自由度車輛動(dòng)力學(xué)模型Fig.4　3-DOF vehicle dynamics model

側(cè)向運(yùn)動(dòng)

(7)

橫擺運(yùn)動(dòng)

(8)

側(cè)傾運(yùn)動(dòng)

(9)

式中ms——非簧載質(zhì)量m0——整車質(zhì)量

Ixx——橫擺轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

Izz——側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

r——橫擺角速度φ——車輛側(cè)傾角

Ixz——車輛繞x-z平面的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

β——車身質(zhì)心側(cè)偏角

h——懸掛質(zhì)量中心到側(cè)傾軸線的距離

Fyf——前軸的等效側(cè)偏力

Fyr——后軸的等效側(cè)偏力

a、b——質(zhì)心到前、后軸距離

Kφ——懸架總的側(cè)傾剛度

Cφ——懸架總的側(cè)傾阻尼系數(shù)

輪胎側(cè)向力和輪胎側(cè)偏角基本關(guān)系為

(10)

式中kf、kr——前、后軸輪胎的側(cè)偏角剛度

αf、αr——前、后軸輪胎的等效側(cè)偏角

2.2后懸架ADAMS模型

為了分析液壓轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)對(duì)懸架參數(shù)的影響，基于試驗(yàn)Lexus車輛參數(shù)和多連桿后懸架構(gòu)件之間的連接方式，所測量的懸架硬點(diǎn)參數(shù)如表1所示。建立ADAMS多連桿后懸架模型，如圖5所示。圖5中硬點(diǎn)號(hào)及其名稱同表1。

表1　Lexus后懸架硬點(diǎn)測量參數(shù)Tab.1　Lexus rear suspension hard point parameters

圖5　Lexus多連桿后懸架ADAMS模型Fig.5　Lexus multi-link rear suspension ADAMS model

2.3脈沖信號(hào)的實(shí)現(xiàn)

運(yùn)用2.2節(jié)中的ADAMS后懸架模型，通過輸入不同的活塞位移進(jìn)行仿真分析，記錄位移變化對(duì)懸架參數(shù)和后輪轉(zhuǎn)角的影響，如表2所示。

表2　活塞位移的變化對(duì)懸架參數(shù)和后輪轉(zhuǎn)角的影響Tab.2　Influence of piston displacement on suspension parameters and the rear wheel angle

由表2可知，側(cè)傾中心高度和懸架的其他主要參數(shù)變化隨活塞位移的變化非常小，在本文研究中，不考慮其影響，即脈沖發(fā)生器的運(yùn)行對(duì)車輛懸架系統(tǒng)的正常使用功能沒有明顯的影響。從表2可知后輪的轉(zhuǎn)角大小與活塞位移近似服從線性關(guān)系

δr=C1Δx

(11)

式中C1——常系數(shù)Δx——活塞位移

以上分析可知，可以通過控制驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和方向，來調(diào)節(jié)活塞運(yùn)動(dòng)的速度與方向，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向，同時(shí)此系統(tǒng)的運(yùn)行不會(huì)影響懸架的正常使用功能。

3　控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)

3.1后輪脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)理念

后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，是通過后輪脈沖轉(zhuǎn)向來達(dá)到控制汽車穩(wěn)定性的目的，控制器根據(jù)系統(tǒng)的誤差來確定是否激活轉(zhuǎn)向信號(hào)，其轉(zhuǎn)向信號(hào)是脈沖式的，類似于ABS中的制動(dòng)力控制，如圖6所示。

圖6　后輪主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向原理Fig.6　Concept of rear active pulse

駕駛員將汽車的轉(zhuǎn)向角度和車速輸入到被控車輛和理想?yún)⒖寄Ｐ椭?，?jì)算出橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角、側(cè)傾角度等參數(shù)，然后輸入到誤差評(píng)估器，計(jì)算此時(shí)的誤差，通過誤差的大小由控制器決定脈沖發(fā)生器的啟閉。圖7顯示了傳統(tǒng)主動(dòng)轉(zhuǎn)向策略與本文所提出的脈沖主動(dòng)轉(zhuǎn)向策略的區(qū)別，下面將分析脈沖轉(zhuǎn)向信號(hào)對(duì)車輛穩(wěn)定性能的影響，并通過仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)越性。

圖7　兩種后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制的對(duì)比Fig.7　Comparison of two active steerings

3.2轉(zhuǎn)向脈沖設(shè)計(jì)

在選用脈沖信號(hào)時(shí)，脈沖信號(hào)的幅值和頻率在仿真和試驗(yàn)運(yùn)用過程中必須容易調(diào)節(jié)，因此脈沖信號(hào)選用標(biāo)準(zhǔn)正弦脈沖信號(hào)，其幅值和頻率可以通過控制驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向來實(shí)現(xiàn)，其方程表達(dá)式為

(12)

式中A——脈沖信號(hào)的幅值

w——脈沖信號(hào)的頻率

δr(t)——后輪轉(zhuǎn)向的脈沖信號(hào)

3.2.1轉(zhuǎn)向脈沖頻率分析

帶有主動(dòng)轉(zhuǎn)向裝置的車輛動(dòng)力學(xué)模型，通過整理方程(7)～(11)，可以用線性空間狀態(tài)方程表達(dá)為

(13)

其中

通過對(duì)方程(13)進(jìn)行拉氏變換，可得到橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角對(duì)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)活塞位移的傳遞函數(shù)表達(dá)式

(14)

其中

k=m0VIz

f=-[m0(a2kf+b2kr)+Iz(kf+kr)]

c=m0V(akf-bkr)+l2kfkr/V

b1=m0VbkrC1b0=-lkrkfC1c1=-IzkrC1

頻率響應(yīng)分析衡量系統(tǒng)輸出與輸入的一種動(dòng)態(tài)特性關(guān)系，本文運(yùn)用此種方法選擇最優(yōu)的脈沖轉(zhuǎn)向頻率。轉(zhuǎn)向頻率對(duì)車輛橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角的影響，如圖8中的頻率響應(yīng)曲線所示，最優(yōu)脈沖轉(zhuǎn)向頻率即為曲線中最高點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的頻率wn。

圖8　頻率響應(yīng)曲線Fig.8　Frequency response curves

圖9　不同脈沖幅值對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)的影響Fig.9　Influence of different amplitudes on vehicle dynamics

3.2.2轉(zhuǎn)向脈沖幅值分析

運(yùn)用仿真分析脈沖幅值對(duì)橫擺運(yùn)動(dòng)的影響，正弦脈沖信號(hào)的頻率固定為4 Hz，階躍轉(zhuǎn)向工況下，其脈沖幅值分別設(shè)定為1.0°、2.0°、3.0°、4.0°，通過此仿真分析不同脈沖幅值對(duì)車輛橫擺性能的影響, 質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度響應(yīng)如圖9所示。

由圖9可知，隨著脈沖幅值的增大，車輛橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角的減少幅度會(huì)隨之增加，即幅值越大對(duì)橫擺參數(shù)的影響也就越大。但本文中用驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)來產(chǎn)生轉(zhuǎn)向脈沖，當(dāng)轉(zhuǎn)向脈沖幅值越大，需要更大的驅(qū)動(dòng)力來驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向，進(jìn)而需要更大功率的電動(dòng)機(jī)，所需的轉(zhuǎn)向功率為

(15)

式中Mz——轉(zhuǎn)向后輪繞z方向的力矩

考慮試驗(yàn)安裝過程中懸架的空間和尺寸的限制和輪胎側(cè)向力的非線性特性，本文折中選定最優(yōu)的脈沖幅值為2.0°。

3.3控制目標(biāo)選擇

汽車的橫向載荷轉(zhuǎn)移率，是被多數(shù)研究人員采用的一種描述車輛發(fā)生側(cè)翻時(shí)危險(xiǎn)程度的指標(biāo)，具有很好的實(shí)用性，在本文中選取此指標(biāo)作為側(cè)傾因子R，來衡量車輛的側(cè)傾運(yùn)動(dòng)。Fzr和Fzl分別代表右側(cè)和左側(cè)的輪胎垂直力，如圖3車輛的受力模型中所示，根據(jù)垂直方向力的平衡和側(cè)翻力矩的平衡，側(cè)傾因子式為

(16)

車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度是衡量車輛橫向運(yùn)動(dòng)的2個(gè)重要參數(shù)。本文通過觀測質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度與理想?yún)⒖贾档母S能力，衡量車輛的側(cè)向穩(wěn)定性和操縱性能，其理想的參考值為[13-14]

(17)

式中τβ、τr為慣性環(huán)節(jié)時(shí)間常數(shù)，經(jīng)驗(yàn)范圍一般在0.1～0.25[15], βd通常可取一個(gè)非常小的正數(shù)，理想情況下可設(shè)為0, 穩(wěn)態(tài)橫擺增益為

(18)

3.4控制器設(shè)計(jì)

本文選定側(cè)傾因子R為控制變量，橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角為觀測變量，來評(píng)價(jià)主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)車輛穩(wěn)定性能的影響。車輛直線行駛時(shí)，R接近為0；當(dāng)車輛在轉(zhuǎn)彎或變道時(shí)，R在-1到1之間變化。如果R接近-1或者1，說明車輛某側(cè)輪胎即將或者已經(jīng)脫離地面，車輛會(huì)發(fā)生側(cè)翻?？紤]車身的慣性和控制器的延遲作用，設(shè)定R的安全閾值為[-0.8,0.8]，基本的控制結(jié)構(gòu)如圖10所示。

圖10　控制器的基本結(jié)構(gòu)Fig.10　Basic structure of controller

圖12　雙線移工況仿真結(jié)果Fig.12　Simulation results of double lane change

如果側(cè)傾因子R在設(shè)計(jì)的閾值安全范圍之內(nèi)，脈沖發(fā)生器不被激活；如果R超過了設(shè)定的閾值，那么控制器就會(huì)根據(jù)R的大小來計(jì)算一個(gè)脈沖周期的幅值和頻率，并激活脈沖發(fā)生器使后輪產(chǎn)生一個(gè)轉(zhuǎn)向脈沖周期，來控制車輛的運(yùn)動(dòng)，如果R仍然超過閾值，那么再產(chǎn)生一系列的轉(zhuǎn)向脈沖周期來控制后輪進(jìn)行脈沖轉(zhuǎn)向，調(diào)整車輛的運(yùn)動(dòng)，直到R控制在理想的范圍之內(nèi)。

4　仿真分析

CarSim不僅能建立參數(shù)化的車輛仿真模型，而且提供了與Matlab/Simulink的連接接口，可以方便地實(shí)現(xiàn)聯(lián)合控制仿真。本文通過CarSim中的車輛模型，參照Lexus車輛參數(shù)做相應(yīng)修改，并結(jié)合Simulink中的控制器進(jìn)行聯(lián)合仿真，驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的控制方法的有效性，圖11為聯(lián)合仿真控制系統(tǒng)框圖。

圖11　聯(lián)合仿真控制系統(tǒng)框圖Fig.11　Block diagram of joint simulation control system

雙移線工況，描述了車輛超車過程或者遇到障礙物時(shí)的緊急避讓過程，能很好地衡量車輛的性能。本文基于雙移線工況對(duì)試驗(yàn)Lexus車輛進(jìn)行車輛穩(wěn)定性仿真分析，同時(shí)為了驗(yàn)證所提系統(tǒng)的優(yōu)越性，用PID控制的后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(ARS)進(jìn)行對(duì)比分析，后輪轉(zhuǎn)向角度運(yùn)用PID控制器來控制，控制器接收到誤差信號(hào)，從而產(chǎn)生相應(yīng)的控制角度。設(shè)定車輛的行駛速度為100 km/h，后輪轉(zhuǎn)向脈沖幅值和頻率分別為2°和4 Hz。其車輛的動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果：側(cè)傾因子、車輛側(cè)傾角、質(zhì)心側(cè)偏角、橫擺角速度與側(cè)向加速度，見圖12。

仿真結(jié)果如圖12所示，未控車輛不能很好地跟隨理想模型的橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角參考值，車輛容易發(fā)生跑偏；同時(shí)側(cè)向加速度和車輛側(cè)傾角過大，車輛容易發(fā)生側(cè)翻，此時(shí)車輛處于不穩(wěn)定狀態(tài)。而圖12a、12b表明在轉(zhuǎn)向脈沖控制作用下，車輛的側(cè)傾因子能控制在指定的安全閾值范圍[-0.8,0.8]內(nèi)，車輛側(cè)傾角減少了25.4%，提高了車輛的側(cè)傾穩(wěn)定性能；圖12c、12d、12e顯示車輛的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角和車輛側(cè)向加速度值得到了適當(dāng)?shù)臏p小而且變得平緩，質(zhì)心側(cè)偏角和側(cè)向加速度在峰值處分別減小了46.8%、23.5%，改善了車輛的橫擺性能，所以側(cè)傾穩(wěn)定性和橫擺性能都得到了適當(dāng)?shù)母纳?。同時(shí)從圖12的紅線所示可知，傳統(tǒng)后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)亦能改善車輛的側(cè)傾和橫擺穩(wěn)定性能，但其改善程度沒有脈沖轉(zhuǎn)向控制明顯。

5　道路試驗(yàn)分析

5.1液壓轉(zhuǎn)向裝置的安裝與測試

圖15　雙移線輸入工況的試驗(yàn)曲線Fig.15　Experimental curves of double lane input condition

將第1節(jié)中設(shè)計(jì)的液壓脈沖轉(zhuǎn)向裝置安裝在選定的Lexus車輛上。對(duì)安裝的液壓脈沖裝置進(jìn)行測試，測試所安裝的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能否及時(shí)準(zhǔn)確地產(chǎn)生控制器所需的脈沖信號(hào)。圖13顯示了左右后車輪脈沖發(fā)生器的安裝，并且通過試驗(yàn)對(duì)比了控制器輸出的理想控制信號(hào)與轉(zhuǎn)向裝置實(shí)際產(chǎn)生的脈沖信號(hào)，從中可以得出，此液壓系統(tǒng)能夠很好地跟隨控制器所需的脈沖控制信號(hào)。

圖13　脈沖裝置的安裝及控制信號(hào)的測試Fig.13　Install of pulse device and test of control signal

5.2雙移線轉(zhuǎn)向輸入道路試驗(yàn)

試驗(yàn)采用了GPS-IMU系統(tǒng)對(duì)汽車的狀態(tài)與路面參數(shù)進(jìn)行測量，同時(shí)利用專用傳感器與計(jì)算機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞，可得到汽車在不同工況下的參數(shù)指標(biāo)，具體布置如圖14所示。

圖14　Lexus試驗(yàn)車輛的整體設(shè)置與安裝Fig.14　Overall setup and installation of Lexus vehicle

雙移線試驗(yàn)?zāi)芎芎玫仳?yàn)證控制器在短時(shí)間內(nèi)轉(zhuǎn)向反應(yīng)的靈敏度和汽車避開障礙物和路徑跟蹤的能力，車速設(shè)定為45 km/h。試驗(yàn)結(jié)果如圖15所示，APRS系統(tǒng)可以有效地減小車輛側(cè)傾角和側(cè)向加速度的值，而且使其值變化的幅度更加平緩，尤其是在峰值處(車輛處于側(cè)傾危險(xiǎn)狀態(tài))，APRS系統(tǒng)的效果更加明顯，側(cè)傾角和側(cè)向加速度的峰值分別減小了約23%和26%，由此可見該系統(tǒng)可以有效提高車輛的側(cè)傾穩(wěn)定性能及橫擺性能。試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果總體變化趨勢大體相似，進(jìn)一步驗(yàn)證了所提控制方法的實(shí)用性。

6　結(jié)論

(1)不同脈沖參數(shù)(幅值和頻率)對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能有不同的影響，運(yùn)用頻率分析方法確定了最優(yōu)的脈沖頻率即為車輛運(yùn)動(dòng)的自然頻率。

(2)設(shè)計(jì)了脈沖轉(zhuǎn)向控制結(jié)構(gòu)，運(yùn)用CarSim 和Simulink進(jìn)行聯(lián)合仿真分析，驗(yàn)證了主動(dòng)脈沖轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能有效提高車輛主動(dòng)防側(cè)翻的能力，車輛的側(cè)傾因子能控制在指定的安全閾值范圍[-0.8,0.8]內(nèi)，車輛側(cè)傾角峰值減小了25.4%；同時(shí)可改善車輛的橫擺特性，質(zhì)心側(cè)偏角和側(cè)向加速度在峰值處分別減小了46.8%、23.5%，且展現(xiàn)了比后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向更好的控制效果。

(3)安裝并測試了液壓脈沖發(fā)生系統(tǒng)，試驗(yàn)過程中，側(cè)傾角和側(cè)向加速度在峰值處分別減小了約23%和26%，此方法能提高整車的操縱穩(wěn)定性。試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果總體變化趨勢大體相似，進(jìn)一步驗(yàn)證了所提控制方法的實(shí)用性。

1KAPANIA N R, GERDES J C. Design of a feedback-feedforward steering controller for accurate path tracking and stability at the limits of handling [J]. Vehicle System Dynamics, 2015, 53(12):1687-1704.

2RUBIN D, AEOGETI S A. Vehicle yaw stability control using active limited-slip differential via model predictive control methods [J]. Vehicle System Dynamics, 2015, 53(9):1315-1330.

3LACROIX B, LIU Z, SEERS P. A comparison of two control methods for vehicle stability control by direct yaw moment [J]. Applied Mechanics and Materials, 2012, 120: 203-217.

4趙萬忠，李懌駿，于蕾艷，等. 融合助力轉(zhuǎn)向功能的新型主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)LQR控制策略[J]. 中國機(jī)械工程，2014，25(3):417-421.

ZHAO Wanzhong, LI Yijun, YU Leiyan, et al. LQR control for novel active steering system integrated electric power steering[J]. China Mechanical Engineering, 2014，25(3):417-421. (in Chinese)

5郝茹茹，趙祥模，周洲. 整車防抱死制動(dòng)系統(tǒng)臺(tái)架檢測與道路對(duì)比試驗(yàn)[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2013, 44(4): 21-26.

HAO Ruru, ZHAO Xiangmo, ZHOU Zhou. Bench detection and road comparison test for auto anti-lock braking system [J].Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2013,44(4): 21-26. (in Chinese)

6杜鋒，閆光輝，魏郎，等. 主動(dòng)四輪轉(zhuǎn)向汽車最優(yōu)控制及閉環(huán)操縱性仿真[J]. 汽車工程，2014,36(7)：848-852.

DU Feng, YAN Guanghui, WEI Lang, et al. Optimal control and closed-loop controllability simulation for active four-wheel steering vehicle [J]. Automotive Engineering, 2014,36(7):848-852. (in Chinese)

7宗長富, 陳國迎，梁赫奇，等. 基于模型預(yù)測控制的汽車底盤協(xié)調(diào)控制策略[J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2011,42(2)：1-7.

ZONG Changfu, CHEN Guoying, LIANG Heqi, et al. Vehicle chassis coordination control strategy based on model predictive control [J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2011, 42(2):1-7. (in Chinese)

8KUO C C. Sports utility vehicle rollover control with pulsed active steering control strategy [D]. Waterloo: University of Waterloo, 2005.

9RAHMAN A A. Pulsed active steering HIL experiment [D]. Waterloo: University of Waterloo, 2009.

10VOS R. Evaluation of a pulsed active steering control system[D]. Eindhoven: Technische Universiteit Eindhoven, 2009.

11ZHANG Y B, KHAJEPOUR A, XIE X P. Rollover prevention for sport utility vehicles using a pulsed active rear-steering strategy [J]. Proc IMechE Part D: Journal of Automobile Engineering, 2015 doi:10.1177/0954407015605696.

12郭孔輝. 汽車操縱動(dòng)力學(xué)[M]. 長春：吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1991.

13劉學(xué)軍，何仁. 電磁-液壓復(fù)合防抱死制動(dòng)系統(tǒng)滑?？刂芠J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2014, 45(5):1-7.

LIU Xuejun, HE Ren. Sliding mode control in electromagnetic-hydraulic hybrid anti-lock braking system[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2014, 45(5):1-7. (in Chinese)

14周兵，徐蒙，袁希文，等. 基于滑模極值搜索算法的驅(qū)動(dòng)防滑控制[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2015,46(2):307-311.

ZHOU Bing, XU Meng, YUAN Xiwen, et al. Acceleration slip regulation based on extremum seeking control with sliding mode[J]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2015,46(2):307-311. (in Chinese)

15BASLAMISLI S C, KOSE I E, ANLAS G. Handling stability improving through robust active front steering and active differential control[J]. Vehicle System Dynamics, 2011,49(5): 657-683.

Analysis and Test of Vehicle Stability Based on Active Pulsed Steering

Zhang Baozhen1Xie Hui1Huang Jing1Amir Khajepour1,2

(1.StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufactureforVehicleBody,HunanUniversity,Changsha410082,China2.CollegeofMechanicalEngineering,UniversityofWaterloo,WaterlooN2L3G1,Canada)

The active steering system can provide steering intervention to improve the vehicle handling stability. In order to improve the vehicle stability, a rear wheel active pulsed steering system was proposed and its performance was analyzed and verified by simulation and vehicle test. Firstly, a hydraulic pulsed steering system was designed and modeled. A simplified 2-DOF vehicle model was considered as the analytical model, and a rear suspension ADAMS model with the hydraulic pulse actuator was developed. Secondly, the effect of the steering system on vehicle stability was studied and the pulse signal parameters (frequency and amplitude) were evaluated to determine their optimum values. And then, a control structure and algorithm were designed, and the simulations were addressed based on CarSim and Simulink to verify the performance of the proposed system. Finally, a set of hydraulic pulse steering device was designed and assembled to carry out road experiments to assess the applicability of the proposed system. Results from simulation and test indicated considerable improvements in vehicle yaw stability can be achieved and also the roll angle was reduced for improving the vehicle rollover ability. Sideslip angle and lateral acceleration in the peak were reduced by 46.8% and 23.5%, which improved the vehicle lateral stability. Roll factor can be controlled in the set threshold limits [-0.8,0.8] and vehicle roll angle was decreased by 25.4%, the vehicle anti rollover ability was improved and showed a better control effect than the active steering system. The considerable improvements in vehicle stability can be achieved. The proposed system is a very promising for improving the vehicle stability.

vehicle; active pulse steering; handling stability; parameter identification; vehicle test

10.6041/j.issn.1000-1298.2016.09.049

2016-03-14

2016-04-08

“十二五”國家科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目(2015BAF01B01)

張寶珍(1988—)，男，博士生，主要從事車輛主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制與整車性能分析研究，E-mail： zbz19880113@163.com

謝暉(1971—)，男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事車輛模具設(shè)計(jì)開發(fā)和智能裝備研究，E-mail： danielxie@163.com

U463.4

A

1000-1298(2016)09-0366-08