車輛轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制系統(tǒng)的仿真分析

德州學(xué)院汽車工程學(xué)院 張 亮

1.引言

轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)力轉(zhuǎn)矩分配系統(tǒng)是在分析了車輛轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)對(duì)車輛縱向動(dòng)力學(xué)和側(cè)向動(dòng)力學(xué)的基礎(chǔ)上，使用一定的控制方法，實(shí)現(xiàn)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)策略，在車輛行駛時(shí)，根據(jù)不同的轉(zhuǎn)向條件，重新分配左右輪之間的驅(qū)動(dòng)力，同時(shí)使左右輪轉(zhuǎn)速不一致，使車輛在轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，能夠很好地控制其運(yùn)動(dòng)，使其沿預(yù)定軌跡穩(wěn)定地轉(zhuǎn)向，同時(shí)減少車輛轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向盤操作負(fù)荷，提高車輛的轉(zhuǎn)向性能，從而提高車輛的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。

2.轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)的影響

2.1 轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)對(duì)車輛縱向動(dòng)力學(xué)的影響

具有2個(gè)自由度的的車輛模型如圖1所示，其動(dòng)力學(xué)方程可描述為：

Fy1+Fy2=may

Fy1a-Fy2b=Izγ

式中Fy1、Fy2分別為前、后輪的側(cè)偏力；m為汽車質(zhì)量；ay為汽車質(zhì)心側(cè)向加速度；Iz為汽車?yán)@質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；γ為汽車的橫擺角速度。

由式(1)、(2)可以看出，F(xiàn)y1、Fy2之和等于may，但二者數(shù)值大小的分配原則取決于Izγ的大小。穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向條件下，F(xiàn)y1越大，F(xiàn)y2越小。通過轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)策略，增加一橫擺力矩，如圖1(b)所示，增大后外輪作用力Fx21，減小后內(nèi)輪作用力Fx22，則車輛力矩平衡方程為：

Fy1a+(Fx21-Fx22)B/2-Fy2b=0

圖1 穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向行駛時(shí)汽車的力平衡圖

顯然，此時(shí)Fy1減小，F(xiàn)y2增大，相應(yīng)的前輪側(cè)偏角α1減小，后輪側(cè)偏角α2增大，則汽車的不足轉(zhuǎn)向量減小，改變了車輛的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性。當(dāng)車輛在接近極限工況時(shí)，隨著Fy1的減小，還給前輪創(chuàng)造了一個(gè)提供更大驅(qū)動(dòng)力Fx的空間，使得汽車有更好的動(dòng)力性，如圖2所示。由于載荷轉(zhuǎn)移的影響，前內(nèi)輪首先達(dá)到附著極限，這時(shí)由于前內(nèi)輪側(cè)向力減小，則縱向力增大的空間變大。

圖2 前輪受力變化比較

2.2 轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)對(duì)車輛側(cè)向動(dòng)力學(xué)的影響

在傳統(tǒng)車輛中，通過方向盤轉(zhuǎn)角的變化來改變車輛的方向。發(fā)動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩在左、右輪的分配相等，縱向力僅僅作為驅(qū)動(dòng)力矩。轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)分配系統(tǒng)利用驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生控制橫擺力矩，可以提高車輛轉(zhuǎn)彎加速的不足轉(zhuǎn)向的極限，并且車輛的操縱性得到極大提高。

車輛在轉(zhuǎn)向行駛工況下，由于垂直載荷的影響，在驅(qū)動(dòng)力達(dá)到極限時(shí)，內(nèi)側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪的轉(zhuǎn)向力為零，僅外側(cè)車輪提供轉(zhuǎn)向力。在獨(dú)立驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)系統(tǒng)可以減小內(nèi)側(cè)內(nèi)輪轉(zhuǎn)矩、增大外輪驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩。由圖3可以看出驅(qū)動(dòng)力比例的范圍和內(nèi)外輪的轉(zhuǎn)向力的變化趨勢(shì)。在與傳統(tǒng)車輛相同的總的縱向力情況下，轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)系統(tǒng)可以選擇最優(yōu)的轉(zhuǎn)矩分配比例，使得轉(zhuǎn)向力最大，保證車輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)具有更好的彎道動(dòng)力性能，提高車輛的穩(wěn)定性。

圖3 內(nèi)外輪的轉(zhuǎn)向力的變化圖

3.轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制仿真及結(jié)果分析

3.1 仿真模型的建立

整車模型的建立不考慮車輛坐標(biāo)系的z軸的垂直運(yùn)動(dòng)，僅考慮車輛的x軸的縱向運(yùn)動(dòng)、y軸的側(cè)向運(yùn)動(dòng)、繞z軸的橫擺以及4個(gè)車輪的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)4個(gè)自由度，如圖4所示。仿真參數(shù)如下：整車質(zhì)量m為1200kg；整車?yán)@z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Iz為1546kg·m2；車輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Iw為0.4892kg·m2；車寬B為1.36m；前軸到質(zhì)心的距離a為1.016m；后軸到質(zhì)心的距離b為1.436m；質(zhì)心高度hg為0.57m；車輪半徑Rtire為0.287m。

圖4 四輪驅(qū)動(dòng)整車模型

3.2 仿真結(jié)果及分析

(1)階躍輸入仿真

首先將車輛加速至80km/h后恒速行駛，在第5s輸入0.9rad階躍轉(zhuǎn)向角，系統(tǒng)響應(yīng)如圖5、圖6所示。

圖5 橫擺對(duì)比

圖6 側(cè)偏對(duì)比

由圖可見，沒有施加控制的車輛在仿真中4個(gè)電機(jī)的轉(zhuǎn)矩不變，車輛的橫擺角速度和側(cè)偏角都很大，車輛操縱穩(wěn)定性較差。施加控制以后，車輛產(chǎn)生與轉(zhuǎn)向方向相反的穩(wěn)定性橫擺力矩，減小了車輛的橫擺角速度和側(cè)偏角，高速時(shí)的穩(wěn)定性得到極大提高。

(2)穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真

仿真時(shí)，先設(shè)定車輛的初始速度為0.1m/s，計(jì)算出轉(zhuǎn)彎半徑的大小，然后固定方向盤轉(zhuǎn)角，緩慢連續(xù)均勻加速到6m/s，主要研究穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)時(shí)轉(zhuǎn)彎半徑比及前、后軸側(cè)偏角絕對(duì)加速度之差與側(cè)向加速度的變化關(guān)系，如圖7和圖8所示。

圖7 車輛的轉(zhuǎn)向半徑對(duì)比

圖8 車輛的前、后軸側(cè)偏角之差

由圖可見，在加速過程中由于控制產(chǎn)生了與轉(zhuǎn)向方向相反的附加橫擺力矩，使車輛的穩(wěn)態(tài)操縱性得到提高，車輛的極限行駛性能潛力也得到極大提升。

(3)低附著路面仿真

車輛速度為80km/h，路面附著系數(shù)為0.2，在第3s時(shí)輸入方向盤轉(zhuǎn)角為0.1rad的階躍信號(hào)，汽車橫擺角速度響應(yīng)如9所示。

圖9 橫擺對(duì)比

從中可以看出，與無控制的車輛相比，轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制明顯改善了車輛在低附著路面上的行駛穩(wěn)定性。但由于在低附著路面上汽車的驅(qū)動(dòng)力與側(cè)向力均不足，轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制也不能有效地控制車輛的運(yùn)動(dòng)，此時(shí)需要牽引力控制系統(tǒng)的協(xié)調(diào)工作。

圖10 橫擺對(duì)比

(4)正弦輸入仿真

首先將車輛加速至80km/h后勻速行駛，在第5s時(shí)輸入一個(gè)幅值為0.8rad、周期為1.5s的方向盤轉(zhuǎn)角，響應(yīng)曲線如圖10和圖11所示。

圖11 側(cè)偏角對(duì)比

與無控制的車輛相比，轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制大大降低了車輛的橫擺角速度響應(yīng)和側(cè)偏角響應(yīng)，使車輛達(dá)到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間縮短，車輛的操縱性大大改善。

4.結(jié)論

轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)控制可以提高車輛的加速潛力和極限行駛性能，提高車輛的穩(wěn)定性和操縱性，為車輛的轉(zhuǎn)向節(jié)能行駛提供理論依據(jù)。

[1]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京:人民交通出版社,2005.

[2]鄭榮良,朱愛萍.用于電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制邏輯電路[J].江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2004,25(3).

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