汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)第13章-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)及控制課件

1、十三章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)及控制第一節(jié) 概述 第二節(jié) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析 第三節(jié) 四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 第四節(jié) 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第五節(jié) 主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第一節(jié) 概述轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能是遵循駕駛?cè)说妮斎胫噶钍罐D(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向,以獲得總體上的車輛方向控制。從前面的章節(jié)中可知,在車輛轉(zhuǎn)向過程中,實(shí)際獲得的轉(zhuǎn)向角不僅與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)有關(guān),還與懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及其與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)之間的相互作用有關(guān)。本章首先簡單介紹轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)向幾何學(xué),然后根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的分析要求,分析轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動(dòng)及其與懸架的耦合振動(dòng)問題,包括一個(gè)線性分析實(shí)例和應(yīng)用分岔理論的非線性分析實(shí)例。最后,以兩自由度操縱動(dòng)力學(xué)模型為例,介紹三種典型的轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng):四

2、輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。第一節(jié) 概述一、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的典型結(jié)構(gòu)1轉(zhuǎn)向搖臂2轉(zhuǎn)向器3轉(zhuǎn)向直拉桿4轉(zhuǎn)向節(jié)臂5轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸6轉(zhuǎn)向梯形臂7橫拉桿8轉(zhuǎn)向盤第一節(jié) 概述二、轉(zhuǎn)向幾何系根據(jù)阿克曼幾何學(xué)原理,如圖13-2所示,前輪轉(zhuǎn)向的車輛在轉(zhuǎn)向時(shí),其外側(cè)車輪轉(zhuǎn)向角o和內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)向角i應(yīng)符合如下關(guān)系:第一節(jié) 概述阿克曼轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)向角關(guān)系曲線第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析一、振動(dòng)系統(tǒng)的組成本節(jié)中對(duì)車輛前軸與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的振動(dòng)問題進(jìn)行最基本的分析,所研究的振動(dòng)系統(tǒng)主要由轉(zhuǎn)向桿系、轉(zhuǎn)向輪、轉(zhuǎn)向器以及懸架和簧載質(zhì)量組成。在建模之前,首先做如下簡化2:1) 將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡化為由總體扭轉(zhuǎn)剛度

3、系數(shù)KST表示的單自由度系統(tǒng),參見式(12-29)和圖12-4。并假定系統(tǒng)質(zhì)量集中于轉(zhuǎn)向盤,駕駛?cè)丝刂频霓D(zhuǎn)向盤固定不動(dòng)。2) 忽略簧載質(zhì)量的振動(dòng),即假設(shè)簧載質(zhì)量也固定不動(dòng)。3) 輪胎特性僅考慮側(cè)向剛度y和側(cè)偏剛度C。車輪定位參數(shù)只考慮輪胎的機(jī)械拖距(即主銷后傾拖距)tm,而不考慮車輪外傾角和主銷內(nèi)傾角的影響。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析車輛前軸繞車輛坐標(biāo)系x軸的自由振動(dòng)第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析1.車輛前軸的側(cè)傾振動(dòng)在忽略系統(tǒng)阻尼的情況下,車輛前軸繞車輛坐標(biāo)系x軸的自由振動(dòng)如圖13-4所示。設(shè)車輛前軸的側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為Ixxf,前軸側(cè)傾角為f,則前軸繞x軸轉(zhuǎn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程為:第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析2.前輪繞

4、主銷的擺振轉(zhuǎn)向前輪與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)及桿系組成的繞主銷的擺振系統(tǒng)如圖所示。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析二、系統(tǒng)的外界激振1.周期性變化激勵(lì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受到的周期性變化激勵(lì)可以是由車輪不平衡質(zhì)量引起的離心慣性力,也可以是由懸架與轉(zhuǎn)向桿系運(yùn)動(dòng)關(guān)系不協(xié)調(diào)產(chǎn)生的激勵(lì),這里對(duì)這兩種情況分析如下。車輪與輪胎可能由于制造上的誤差、材料的不均勻性而產(chǎn)生不平衡質(zhì)量mg。當(dāng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),不平衡質(zhì)量將產(chǎn)生沿車輪半徑方向的離心慣性力Fg,如圖所示。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析 車輪不平衡質(zhì)量引起的周期性外界激勵(lì)a)不平衡質(zhì)量引起的離心慣性力b)不平衡質(zhì)量的位置第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析某貨車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)與懸架的運(yùn)動(dòng)干涉第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析2.偶然離

5、散激勵(lì)當(dāng)車輛直線行駛時(shí),可能受到的側(cè)向陣風(fēng)或車輪受到路面凸凹引起的離散側(cè)向輸入作用,這些偶然的離散激勵(lì)都會(huì)引發(fā)車輪的偏轉(zhuǎn)擺振。一種情況是,當(dāng)外界激勵(lì)消除后,若系統(tǒng)的阻尼足夠,振動(dòng)會(huì)逐漸衰減,系統(tǒng)表現(xiàn)為通常的有阻尼自由振動(dòng)。另一種情況則是,當(dāng)外界激勵(lì)消除后,振動(dòng)并不衰減,相反卻因此激發(fā)系統(tǒng)內(nèi)部的某種周期性交變力,從而引起持續(xù)的振動(dòng),系統(tǒng)表現(xiàn)為自激振動(dòng)。盡管實(shí)際中車輪自激擺振機(jī)理很復(fù)雜,但是仍可以通過最基本的能量輸入輸出關(guān)系來進(jìn)行簡單的分析和解釋?？紤]到使車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)產(chǎn)生自激振動(dòng)的能量輸入來自發(fā)動(dòng)機(jī),激勵(lì)源由地面與彈性輪胎的相互作用輸入到前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。由于輪胎固有的遲滯特性,當(dāng)輪胎發(fā)生側(cè)向振動(dòng)時(shí),

6、輪胎彈性恢復(fù)力Fye滯后于輪胎變形y,二者的關(guān)系如圖13-8所示第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析輪胎的側(cè)向彈性恢復(fù)力與變形的滯后關(guān)系及示功圖第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析三、前軸與前輪的耦合振動(dòng)前面我們分別介紹了車輛前軸的側(cè)傾振動(dòng)和前輪繞主銷的擺振問題。然而,車輛在實(shí)際行駛中,前軸側(cè)傾振動(dòng)和前輪擺振可能相互耦合,并對(duì)車輛操縱性和行駛穩(wěn)定性的影響很大。雖然擺振的機(jī)理和影響因素很復(fù)雜,用于擺振研究的數(shù)學(xué)模型也很多,然而為了便于說明擺振現(xiàn)象,可以在模型建立過程中對(duì)一些數(shù)學(xué)上難于處理的非線性問題進(jìn)行簡化處理,如忽略懸架彈性和阻尼的非線性特性及一些如零部件的間隙和干摩擦等次要因素。這里,首先建立考慮前輪和前軸耦合振動(dòng)的線

7、性模型,再給出一些典型的分析結(jié)果2,3。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析1.模型的建立實(shí)際經(jīng)驗(yàn)表明,通常兩轉(zhuǎn)向輪之間的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的剛度對(duì)車輪的擺振影響顯著,因此可將左右兩輪間轉(zhuǎn)向桿系視為具有一定阻尼的彈性元件,左、右兩輪繞主銷的擺振作為兩自由度系統(tǒng)來考慮。仍采用本章第二節(jié)中的三個(gè)假設(shè)條件,對(duì)某非獨(dú)立懸架汽車建立考慮車輛前軸與前輪耦合振動(dòng)的擺振模型,如圖13-9所示。模型中包含了前橋繞其縱軸線的側(cè)擺運(yùn)動(dòng)f和左右車輪繞主銷擺動(dòng)w,L、w,R三個(gè)自由度。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析非獨(dú)立懸架的轉(zhuǎn)向輪擺振模型第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析2.一些典型的仿真計(jì)算結(jié)果根據(jù)建立的系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程,即可分析轉(zhuǎn)向系

8、結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)前輪擺振的影響。這里以國產(chǎn)某非獨(dú)立懸架汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)為例(表13-1),并設(shè)右前輪不平衡量為0.43kgm。在進(jìn)行仿真計(jì)算時(shí),記錄了系統(tǒng)各自由度擺振的幅值以及路面對(duì)輪胎的側(cè)向反作用力。并在初始激勵(lì)的情況下測量了系統(tǒng)的衰減率,從而計(jì)算出系統(tǒng)的相對(duì)阻尼系數(shù)。給出主要的分析結(jié)果如下。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析某非獨(dú)立懸架汽車擺振模型參數(shù)第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析首先考察隨橫拉桿剛度K0和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度Kp的影響,在不同K0和Kp的條件下,前輪擺振振幅隨車速變化的關(guān)系分別如圖13-11和圖13-12所示。由圖可見,前輪擺振的幅值將隨橫拉桿剛度K0和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度Kp的增加而減小。此外,考察轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛

9、度對(duì)系統(tǒng)的固有頻率fns和相對(duì)阻尼系數(shù)的影響,如圖13-13所示。由圖可見,系統(tǒng)的固有頻率fns和相對(duì)阻尼系數(shù)將隨轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度的增加而提高。當(dāng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度Kp低于7kNm/rad時(shí),前輪擺振系統(tǒng)進(jìn)入不穩(wěn)定區(qū)。最后,考察系統(tǒng)可能出現(xiàn)自激型擺振的車速范圍。系統(tǒng)的相對(duì)阻尼系數(shù)隨車速的變化關(guān)系如圖13-14所示。當(dāng)車速在3269km/h范圍內(nèi)時(shí),系統(tǒng)相對(duì)阻尼系數(shù)0,系統(tǒng)為受迫振動(dòng)系統(tǒng)。第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析具有不同橫拉桿剛度的前輪擺振幅值隨車速的變化具有不同轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度的前輪擺振幅值隨車速的變化第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析系統(tǒng)相對(duì)阻尼系數(shù)、固有頻率與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度的關(guān)系轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剛度恒定時(shí)系統(tǒng)相對(duì)阻尼系數(shù)隨車速

10、的變化第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析 兩種激勵(lì)條件下右輪擺角相圖與時(shí)間的關(guān)系a)激勵(lì)(t=0)=0.001radb)激勵(lì)(t=0)=0.1rad第二節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)振動(dòng)分析仿真和實(shí)車試驗(yàn)的右輪擺角幅值結(jié)果第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一、概述4WS的基本原理是:利用車輛行駛中的某些信息來控制后輪的轉(zhuǎn)角輸入,以提高車輛的操縱性和穩(wěn)定性。早在20世紀(jì)初,車輛工程師就發(fā)現(xiàn)了在低速工況下后輪與前輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)可以有效地減小車輛轉(zhuǎn)彎半徑這一特點(diǎn),并將其應(yīng)用于軍用和工程車輛。但四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)在現(xiàn)代汽車(尤其是轎車)中的應(yīng)用則是源于對(duì)中、高車速工況下的車輛操縱穩(wěn)定性和駕駛?cè)酥饔^評(píng)價(jià)的研究。自從20世紀(jì)80年代中期以來,有大量旨在獲得后輪轉(zhuǎn)

11、向控制律的研究論文發(fā)表12,13,14,到20世紀(jì)80年代末,開始有裝備四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的量產(chǎn)車型投放市場。對(duì)4WS車輛來說,當(dāng)車輛低速行駛時(shí),為減小轉(zhuǎn)彎半徑,通常后輪轉(zhuǎn)向方向與前輪相反,即所謂的“反向轉(zhuǎn)向”;在高速轉(zhuǎn)向時(shí),為了提高車輛的穩(wěn)定性和加快車輛的側(cè)向響應(yīng)速度,后輪將產(chǎn)生與前輪同向的轉(zhuǎn)向角,即所謂的“同向轉(zhuǎn)向”。第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 機(jī)械式4WS1轉(zhuǎn)向盤2轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸3前轉(zhuǎn)向器4后轉(zhuǎn)向器第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 電控四輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1前輪轉(zhuǎn)向角傳感器2前輪執(zhí)行機(jī)構(gòu)3轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向角傳感器4后輪執(zhí)行機(jī)構(gòu)5后輪轉(zhuǎn)向角傳感器6控制器7車速傳感器第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng) GMC Sierra Denali 1500

12、系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖1可轉(zhuǎn)向的剛性后軸2前輪轉(zhuǎn)向角傳感器3后輪轉(zhuǎn)向角傳感器4電機(jī)作動(dòng)器5后輪轉(zhuǎn)向控制模塊6橫擺角速度與側(cè)向加速度傳感器7模式選擇開關(guān)第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二、轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)分析1.幾何運(yùn)動(dòng)學(xué)分析提高車輛低速行駛的機(jī)動(dòng)性能是4WS系統(tǒng)最顯而易見的特點(diǎn)。下面以單軌兩自由度線性轉(zhuǎn)向模型為例,簡單分析4WS車輛在低速反向轉(zhuǎn)向時(shí)的幾何運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系。如圖13-20所示,假設(shè)4WS系統(tǒng)對(duì)后輪轉(zhuǎn)向的控制策略為r=-f(其中0,為前、后輪轉(zhuǎn)向角的比例系數(shù),公式前面的負(fù)號(hào)表示前后輪轉(zhuǎn)向方向相反),與傳統(tǒng)的FWS車輛相比,4WS車輛在反向轉(zhuǎn)向時(shí),車輛的轉(zhuǎn)彎半徑會(huì)有所減小,且減少了跟蹤誤差。若假設(shè)方向相反的前、后

13、轉(zhuǎn)向角非常小,轉(zhuǎn)彎半徑足夠大(即RR0),并考慮小轉(zhuǎn)角條件下的近似關(guān)系(如tan),則存在圖13-20所示的幾何關(guān)系,即:第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)2.動(dòng)力學(xué)分析若4WS車輛高速行駛下仍采用“反向轉(zhuǎn)向”,則會(huì)導(dǎo)致車輛趨向于過多轉(zhuǎn)向趨勢,從而出現(xiàn)高速轉(zhuǎn)彎時(shí)失穩(wěn)的危險(xiǎn)工況。在此涉及的操縱動(dòng)力學(xué)分析中,主要針對(duì)以中高速行駛的4WS車輛展開討論。下面以圖13-21所示的單軌操縱模型為基礎(chǔ),通過與FWS車輛的性能對(duì)比,分析4WS系統(tǒng)對(duì)車輛操縱穩(wěn)定性的影響。第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)4WS車輛的轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系具有前、后輪轉(zhuǎn)向的單軌操縱模型第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不同轉(zhuǎn)向特性車輛的穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益(rss/f)

14、隨車速的變化第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)FWS和4WS車輛側(cè)向加速度頻率響應(yīng)比較a) 幅頻響應(yīng)的比較b)相頻響應(yīng)的比較第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)三、 一個(gè)4WS系統(tǒng)分析模型假定在小轉(zhuǎn)角情況下,車輛質(zhì)心側(cè)偏角近似等于v/u。再結(jié)合基于操縱模型運(yùn)動(dòng)方程式(11-15)、式(11-16)和前后輪胎側(cè)偏角表達(dá)式(13-48)很容易地推導(dǎo)出以車身質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度r為變量的4WS系統(tǒng)狀態(tài)方程:第三節(jié)四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 三個(gè)不同系統(tǒng)的操縱動(dòng)力學(xué)響應(yīng)a)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角輸入b)側(cè)向位移對(duì)比曲線c)橫擺角速度對(duì)比曲線d)側(cè)偏角對(duì)比曲線第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一、概述電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向(Electrical Power Assisted Ste

15、ering,EPAS)是一種由電動(dòng)機(jī)提供直接輔助轉(zhuǎn)矩的動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng),其系統(tǒng)組成如圖13-26所示。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向的基本原理為:轉(zhuǎn)矩傳感器與轉(zhuǎn)向軸(或小齒輪軸)連接在一起,當(dāng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),轉(zhuǎn)矩傳感器把輸入軸和輸出軸在扭桿作用下產(chǎn)生的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)角位移變成電信號(hào)傳給電控單元(ECU),ECU根據(jù)車速傳感器和轉(zhuǎn)矩傳感器的信號(hào)控制電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)方向和助力大小,實(shí)時(shí)控制助力轉(zhuǎn)向。因此它可以很容易地實(shí)現(xiàn)在車速不同時(shí)提供電動(dòng)機(jī)不同的助力效果,保證汽車在低速轉(zhuǎn)向行駛時(shí)輕便靈活,高速轉(zhuǎn)向行駛時(shí)穩(wěn)定可靠。第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖1轉(zhuǎn)矩傳感器2減速機(jī)構(gòu)3電動(dòng)機(jī)4齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二

16、、電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)建模從車輛動(dòng)力學(xué)與控制的角度考慮,電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向的核心問題是助力如何隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩和車速的變化而變化。本節(jié)中以機(jī)械式齒輪齒條轉(zhuǎn)向器和永磁直流電動(dòng)機(jī)組成的系統(tǒng)為例,其簡化模型如圖13-27所示,對(duì)系統(tǒng)建模和控制方法進(jìn)行討論。圖13-27所示模型中轉(zhuǎn)向盤固定,以齒條所受地面沖擊為輸入,并以轉(zhuǎn)向盤固定不動(dòng)所需的力矩作為輸出。這里,以此模型來分析在車輛行駛過程中,駕駛?cè)宋兆∞D(zhuǎn)向盤使轉(zhuǎn)向盤固定,轉(zhuǎn)向輪受到路面沖擊時(shí)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。根據(jù)簡化的模型,分別對(duì)轉(zhuǎn)向器和永磁直流電動(dòng)機(jī)寫出轉(zhuǎn)矩平衡方程,得到系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為:第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向簡化模型第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)三、控制邏

17、輯與性能分析1.三種基本的控制方法EPAS系統(tǒng)可以對(duì)轉(zhuǎn)向過程中的每個(gè)環(huán)節(jié)(轉(zhuǎn)向、回正、中間位置)進(jìn)行精確控制,從而提高汽車轉(zhuǎn)向助力性能。微處理器可以根據(jù)各種傳感器的信號(hào)判斷轉(zhuǎn)向狀態(tài),執(zhí)行不同控制模式,根據(jù)這些要求,制定出EPAS控制策略。在對(duì)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行控制時(shí),不同的控制策略會(huì)有不同的控制效果。下面介紹幾種常用的、較為成熟的控制方法。第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(1)助力控制助力控制是汽車在低速行駛過程中進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí),為減輕轉(zhuǎn)向盤的操縱力,使其轉(zhuǎn)向操縱輕便靈敏,可通過減速機(jī)構(gòu)把電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩作用到機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(轉(zhuǎn)向軸、齒輪、齒條)上的一種基本控制模式。該控制是利用電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩和電動(dòng)機(jī)電流成比例的特性

18、,由轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩傳感器檢測的轉(zhuǎn)矩信號(hào)和由車速傳感器檢測的車速信號(hào)輸入控制器單片機(jī)中,根據(jù)預(yù)測的不同車速下“轉(zhuǎn)矩-電動(dòng)機(jī)助力目標(biāo)電流表”,確定出電動(dòng)機(jī)助力的目標(biāo)電流,通過比較反饋電流與目標(biāo)電流,利用PID調(diào)節(jié)器等來進(jìn)行調(diào)節(jié),輸出PWM(脈寬調(diào)制)信號(hào)到驅(qū)動(dòng)回路以驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生合適的助力。第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(2)回正控制回正控制是為改善轉(zhuǎn)向回正特性的一種控制模式。汽車在行駛過程中轉(zhuǎn)向時(shí),由于轉(zhuǎn)向輪主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角的存在,使得轉(zhuǎn)向輪具有自動(dòng)回正的作用。隨著車速的提高,回正轉(zhuǎn)矩增大,而輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)卻減小,二者綜合作用使回正性能提高。根據(jù)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)動(dòng)的方向可以判斷轉(zhuǎn)向盤是否處于回

19、正狀態(tài)。實(shí)施過程可以如下:分為低速行駛轉(zhuǎn)向回正過程中,保持機(jī)械系統(tǒng)原有的回正特性;高速行駛轉(zhuǎn)向回正時(shí),為防止回正超調(diào),可采用回正控制。其工作原理是:當(dāng)轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)到中間位置時(shí),電控單元使電動(dòng)機(jī)電流逐漸減少,電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生一個(gè)與轉(zhuǎn)速成正比的阻力矩,使其對(duì)轉(zhuǎn)向輪產(chǎn)生回正阻尼,從而使汽車獲得穩(wěn)定的轉(zhuǎn)向特性。第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(3)阻尼控制 阻尼控制是汽車運(yùn)行時(shí)為提高高速直線行駛穩(wěn)定性的一種控制模式,其工作原理是:當(dāng)電動(dòng)機(jī)繞組發(fā)生短路時(shí),電動(dòng)機(jī)將產(chǎn)生一個(gè)大小與其轉(zhuǎn)速成正比的反向轉(zhuǎn)矩,用以衰減汽車高速行駛時(shí)出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)現(xiàn)象,消除轉(zhuǎn)向輪因路面擾動(dòng)而引起的擺振。因而,當(dāng)汽車高速行駛時(shí),如果轉(zhuǎn)向過于靈敏,會(huì)

20、影響汽車的行駛穩(wěn)定性。為提高直線行駛的穩(wěn)定性,在死區(qū)范圍內(nèi)進(jìn)行阻尼控制。第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)2.幾種常用的控制策略(1) 比例助力控制不同助力比例系數(shù)得到的采用比例控制的頻率響應(yīng)特性第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(2) 比例、微分助力控制規(guī)律采用比例控制的脈沖響應(yīng)特性比較第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3.一個(gè)應(yīng)用魯棒控制理論的例子不同助力比例控制系數(shù)下的比例加微分助力控制的頻率特性第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)比例加微分助力控制的脈沖響應(yīng)特性比較H控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)車速為13.9m/s時(shí)EPAS系統(tǒng)的頻率特性高速行駛時(shí)具有不同截止頻率的EPAS與無助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向盤把持轉(zhuǎn)矩的階躍響應(yīng)對(duì)第四節(jié)電動(dòng)助

21、力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中速行駛時(shí)具有不同截止頻率的EPAS與無助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向盤把持轉(zhuǎn)矩的階躍響應(yīng)對(duì)比第四節(jié)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)低速行駛時(shí)具有不同截止頻率的EPAS與無助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向盤把持轉(zhuǎn)矩的階躍響應(yīng)對(duì)比第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一、概述AFS系統(tǒng)的工作原理是:通過在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中增加一套轉(zhuǎn)向盤角度輸入控制裝置,根據(jù)駕駛?cè)说鸟{駛意圖和當(dāng)前車輛的行駛狀態(tài),利用轉(zhuǎn)向盤角輸入控制電動(dòng)機(jī)對(duì)前輪施加一個(gè)獨(dú)立于駕駛?cè)宿D(zhuǎn)向盤輸入的附加轉(zhuǎn)角,從而對(duì)駕駛?cè)说霓D(zhuǎn)向角度進(jìn)行補(bǔ)償修正,以主動(dòng)提高車輛的操縱性、穩(wěn)定性和軌跡跟蹤性能。主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)二、AFS系統(tǒng)仿真模型1.駕駛?cè)四Ｐ徒?/p>

22、立一個(gè)精確的駕駛?cè)四Ｐ捅容^復(fù)雜,有關(guān)內(nèi)容將在第十四章中做專門介紹。這里,由于只需對(duì)駕駛?cè)说霓D(zhuǎn)向行為進(jìn)行描述,因而采用了一個(gè)簡單的單點(diǎn)預(yù)瞄模型5,22,如圖13-39所示。將車輛相對(duì)于車道中線的位置偏差、方向偏差和道路信息作為模型的輸入,而駕駛?cè)宿D(zhuǎn)角是模型的輸出。一個(gè)簡單的駕駛?cè)藛吸c(diǎn)預(yù)瞄模型示意圖第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)2.非線性四輪車輛模型第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)AFS控制器及系統(tǒng)仿真框圖第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3. AFS仿真模型根據(jù)建立車輛動(dòng)力學(xué)模型和駕駛?cè)四Ｐ?可建立主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)(AFS)的系統(tǒng)仿真框圖,如圖13-40所示。由圖可見,轉(zhuǎn)向控制器的輸入為車輛運(yùn)動(dòng)狀態(tài)信息,輸出為主動(dòng)糾正轉(zhuǎn)角c,它與駕駛?cè)溯斎氲霓D(zhuǎn)角d之和就是實(shí)際的車輛模型輸入前輪轉(zhuǎn)角f,即f=d+c。三、一個(gè)基于AFS的主動(dòng)轉(zhuǎn)向角度修正控制的分析實(shí)例隨著雷達(dá)、紅外線、GPS在汽車上的逐步應(yīng)用,可主動(dòng)避障的前輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將會(huì)明顯提高車輛的主動(dòng)安全性。根據(jù)建立的主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,這里將給出一個(gè)基于AFS的主動(dòng)轉(zhuǎn)向角度修正控制的分析實(shí)例?；谀Ｐ皖A(yù)測的主動(dòng)避障技術(shù),并通過仿真結(jié)果對(duì)設(shè)計(jì)的一個(gè)非線性模型預(yù)測控制策略進(jìn)行有效性驗(yàn)證23。第五節(jié)主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)1.一次性避障仿真中假定駕駛?cè)俗⒁饬Ψ稚?車輛以50km/