CN109726516A - 一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法及其专用系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法及其专用系统，包括：步骤1)建立线控助力转向系统动力学模型；步骤2)建立线控转向系统路感、灵敏度评价指标；步骤3)以25km/h开始递增，设定10组车速；步骤4)，以转向传动比作为优化变量，根据汽车参数，车速确定固定横摆角速度增益与固定侧向加速度增益下的传动比大小，并以此作为传动比的设计空间，以转向路感以及转向灵敏度作为优化目标，建立多目标优化模型；步骤5)根据传动比优化结果，用光滑曲线进行拟合，获得优化设计结果；本发明通过对转向系统传动比进一步的优化设计，考虑汽车转向的路感与灵敏度，能够有效提高转向系统的综合性能，改善驾驶员的驾驶体验。

Description

一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法及其 专用系统

技术领域

本发明涉及线控助力转向领域，特别是一种基于线控转向的多模式助力转向系统变传动比优化设计方法及其专用系统。

背景技术

转向系统是汽车的关键部件之一，驾驶员通过转向系统来控制汽车的运动方向，因此，转向系统设计的好坏直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶的舒适性。线控转向系统是新一代的转向系统，因取消了转向盘和转向轮之间的机械连接，故也称柔性转向系统。线控助力转向系统完全摆脱了传统转向系统的各种限制，驾驶员的转向操纵仅仅是向车辆输入转向盘的转角信号指令，由控制器根据转向盘转角信号、当前车辆行驶状态等信息，通过执行器控制前轮转向，结构简单，布置方便，也减少了路面干扰对驾驶员的影响。

但是，目前市场上的线控助力转向系统主要应用于小轿车，对于前轴载荷较大的商用车，鲜有线控助力转向的相关报道。其次，单一的驾驶模式很难满足驾驶者的不同要求，线控转向取消了机械连接，方便了机械结构的布置，但是驾驶员与真实的路感也被隔离；再次，目前多模式转向系统对汽车变传动比的设计较少涉及，现有的变传动比设计主要是根据汽车的横摆角速度增益不变或者侧向加速度增益不变进行设计，如文献《汽车主动前轮转向系统力与位移耦合控制研究》，但是这种设计方法忽略了不同车速下驾驶员的驾驶感受，使得驾驶员在保持驾驶稳定性的同时，很难感受到汽车在不同转向工况下的区别，转向感觉呆板。

发明内容

本发明所要解决的技术问题是针对背景技术中所涉及到的缺陷，提供一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法，其转向系统工作模式根据驾驶员选择以及路况的不同具有多种选择，该优化设计方法尤其适用于前轴载荷较大的商用车线控转向系统。

本申请是通过如下技术方案实现的：

一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法，包括如下步骤：

步骤1)，建立线控助力转向系统动力学模型

1.1)整车三自由度模型

取如下坐标系oxyz：以汽车静止时通过质心的铅垂线和侧倾轴(前后前倾中心连线)的交点为原点o；汽车纵向水平轴为x轴，以前进方向为正；在x轴所在的水平面上，过原点与x轴垂直的方向为y轴，以汽车左侧方向为正；过原点与x、y轴垂直的方向为z轴，以向上为正；水平面上的所有角度(前轮转角、侧偏角等)及对应的角速度和角加速度都取左转为正，侧倾角与角速度以右倾为正。得到整车三自由度运动微分方程：

其中，

式中：g为重力加速度，u为车速，ω_r为横摆角速度，φ为车身侧倾角，β为质心侧偏角，δ为前轮转向角，α₁为前轮侧偏角，α₂为后轮侧偏角，a为汽车质心至前轴的距离，b为汽车质心至后轴的距离，h为侧倾力臂，m为整车质量，m_s为簧载质量，I_x为悬挂质量对x轴的转动惯量，I_z为汽车质量对z轴的转动惯量，I_xz为悬挂质量对x、z轴的惯性积，k₁为前轮侧偏刚度，k₂为后轮侧偏刚度，E₁为前侧倾转向系数；E₂为后侧倾转向系数；C_φ1为前悬架侧倾角刚度，C_φ2为后悬架侧倾角刚度，D₁为前悬架侧倾角阻尼，D₂为后悬架侧倾角阻尼。

1.2)转向系统机械结构动力学模型

转向系统机械结构动力学模型可以表示为：

其中，θ_s1＝G₁θ_s2，T_m1＝K_a1I₁，θ_m1＝G_amθ_r2，T_a1＝T_r2/G_am＝αT_s1/G_am，式中，J_s为转向柱转动惯量，θ_sw为转向盘转角，B_s为转向阻尼系数，T_h为转向盘输入力矩，K_s为转向柱刚度，θ_s1为双行星齿轮上层太阳轮转角，T_s1为行星排输入力矩，θ_s2为双行星排齿轮下层太阳轮转角，θ_r2双行星齿轮下层太阳轮齿圈转角，α为行星齿轮齿圈与太阳轮齿数比，m_r为齿轮齿条等效质量，x_r为齿条位移，B_r为齿轮齿条阻尼，T_s2为行星排输出力矩，r_p为齿轮半径，F_a为液压助力，T_r为转向阻力矩，G₁为行星排等效传动比，T_m1为转角电机转矩，K_a1为转角电机转矩系数，I₁为转角电机电流，T_a1为转角电机转向阻力矩，J_m1为转角电机转动惯量，B_m1为转角电机阻尼，G_am为蜗轮蜗杆传动比，T_r2为行星排齿圈转动阻力矩，d₁为轮胎拖距，d₂为主销后倾矩，G₂为齿轮到前轮转角的传动比。

1.3)转向系统液压结构动力学模型

转向系统液压机构动力学模型可以表示为：

其中，

T_m2＝K_a2I₂， (7)

Q＝nqn_v； (8)

式中(4)-(8)中，T_m2为助力电机助力力矩，ω为助力电机转动角速度，T_a2为助力电机阻力力矩，J_m2为助力电机转动惯量，B_m2为助力电机转动阻尼，K_a2为转角电机转矩系数，I₂为转角电机电流，q为液压泵排量，B为定子厚度，R₂为定子长轴半径，R₁为定子短轴半径，Z为叶片泵叶片数，t为叶片厚度，k_p为液压泵转矩系数，P_s为液压泵工作压力,Δp为液压缸两侧压差，Q为液压泵流量，C_d为流量系数，N为转阀阀口数，A_f为转阀开口面积，n为电机转速，W₁为短切口长度，L₁短切口长度，W₂为预开间隙长度，L₂为预开间隙宽度，R阀芯半径，Δθ为转阀转角，k_c为扭杆刚度，n_v为液压泵容积效率。

步骤2)，建立线控转向系统路感、灵敏度评价指标

2.1)转向路感评价指标

本申请中，转向路感定义为从作用于转向柱输出轴的阻力转矩到转向盘输入转矩的传递函数，其数学表达式为：

其中，

采用转向路感的频域能量评价路感强弱，其表达式为：

式中，ω为路面信息的频率，ω₀为有效路面信息的最大频率，一般设为40Hz，j为虚数。

2.2)转向灵敏度评价指标

转向灵敏度与转向系统的操纵性在本申请中定义为稳态的横摆角速度到前轮转向角的传递函数，前轮转角到方向盘的传递函数为：

其中，

汽车前轮转角分别对横摆角速度、质心侧偏角以及车身侧倾角的传递函数为：

式中，

B₁＝-muL_φN_r+muL_pN_β-L_pN_βY_r+hum_sN_φY_r-I_zL_φY_β+L_pN_rY_β-I_xzN_φY_β-hum_sN_rY_φ+I_xzN_βY_φ

B₀＝muL_φN_β-L_φN_βY_r+L_φN_rY_β-hum_sN_φY_β+hum_sN_βY_φ

F₁＝-muL_pN_δ+L_pN_δY_r+I_zL_φY_δ-L_pN_rY_δ+I_xzN_φY_δ-I_xzN_δY_φ

F₀＝-muL_φN_δ+L_φN_δY_r-L_φN_rY_δ+hum_sN_φY_δ-hum_sN_δY_φ

H₂＝-muI_xzN_δ-huI_zm_sY_δ

H₁＝-hum_sN_δY_r+I_xzN_δY_β+hum_sN_rY_δ-I_xzN_βY_δ；

H₀＝hum_sN_δY_β-hum_sN_βY_δ

转向灵敏度的数学表达式为：

式中，N_i和Q_i为简化公式书写自定义的系数代号；

采用转型灵敏度的频域能量来评价转向灵敏度，其表达式为：

式(21)中，各字母所代表含义与步骤2.1)相同。

步骤3)，在25-125km/h范围内，以5-15km/h为间隔递增，设置若干组车数；优选以10km/h为间隔，设定10组车速；

步骤4)，以转向传动比作为优化变量，根据步骤1)-3)获得的汽车参数、车速信息确定固定横摆角速度增益与固定侧向加速度增益下的传动比大小，并以此作为传动比的设计空间，以转向路感以及转向灵敏度作为优化目标，建立多目标优化模型:

4.1)固定横摆角速度增益下的传动比

假定任何车速和方向盘转角下，期望横摆角速度增益ω_r/δ_f为固定值，得到传动比为：

其中，C_wr为一常数，取值为4.5。

4.2)固定侧向加速度增益下的传动比

其中，C_ay为一常数，取值为3。

确定变传动比的优化范围为[i_wr,i_ay]，当车速小于50km/h，驾驶员更希望汽车转向轻便，操纵灵活，因此，设置优化目标转向灵敏度最大，转向路感最小；当车速大于50km/h，小于80km/h，需要兼顾操纵灵活与行驶稳定性，设置优化目标转向灵敏度最大，转向路感最大；当车速大于80km/h，行驶稳定性最重要，因此设置优化目标转向灵敏度最小，转向路感最大。

根据上述内容得到转向系统变传动比的优化模型：

在对应的车速下，选择对应的优化模型，采用多目标优化算法NSGA-II进行优化；

s.t.、，Max、Min均为默认含义，其他字母所代表的含义与上述步骤相同。

步骤5)，根据10组车速下求得的传动比优化结果，用光滑曲线进行拟合，即得到汽车的变传动比-车速曲线，实现变传动比的优化。

上述模型的理论推导基础参见《汽车系统动力学》、《汽车主动前轮转向系统力与位移耦合控制研究》、《基于理想传动比的主动前轮转向控制》、《转阀式液压助力转向系统建模与仿真分析》、《电动液压助力转向系统控制策略及其能耗分析》、《汽车电动液压助力转向系统建模与仿真》等本领域公开文献。

本申请所提供的优化方法可适用于本领域多种常规变传动比功能的转向系统，包括主动前轮转向系统，线控转向系统等，如《汽车主动前轮转向系统力与位移耦合控制研究》、《线控转向系统路感规划及稳定性控制研究》等文献中所公开介绍的转向系统。

进一步，本发明还提供了基于上述多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法的专用多模式助力转向系统，包括车体、转向机械模块、电动液压助力模块、ECU控制模块4、旋转开关25和车载传感器；

所述转向机械模块包括方向盘1、转向柱2、路感电机4、电磁离合器A10、电磁离合器B9、双行星排机构11、蜗轮蜗杆机构12、转角电机13、车轮14、转向横拉杆15、齿轮齿条机构17；方向盘1位于车体内部，转向柱2一端与方向盘1连接，另一端与电磁离合器B9相连；电磁离合器B9、电磁离合器A10均设置于转向柱2上，电磁离合器B9位于位于方向盘1与电磁离合器A10之间；路感电机8与电磁离合器B9相连接；转角电机13通过蜗轮蜗杆机构12与双行星排机构11下排齿圈相连，双行星排机构11的输出轴与齿轮齿条机构17相连接，扭矩传感器B16设置于双行星排机构11的输出轴上；转向横拉杆15两端均设有车轮14。

所述电动液压助力模块包括液压油箱19、液压泵21、溢流阀22、助力电机20、转阀23以及液压缸18；液压油箱19与液压泵21、转阀23、液压缸18依次相连，助力电机20与动液压泵21连接并直接驱动液压泵21，溢流阀22与液压泵21并联，在液压管路压力过高时打开，使得液压油回流到液压油箱19中；液压缸18设置于转向横拉杆15上。

所述车载传感器包括车速传感器、横摆角速度传感器、侧向加速度传感器、扭矩传感器A3、扭矩传感器B16、电流传感器以及转角传感器，上述车载传感的安装方式及安装位置均根据其产品说明书进行，扭矩传感器A3设置于转向柱2上。

所述ECU控制模块4与旋转开关相连接；ECU控制模块4包括互相连接的信号处理模块、电磁离合器模块、转角电机控制模块、助力电机控制模块、路感电机控制模块、复合转向助力分配模块；ECU模块4分别接收车速传感器发车的车速信号5、横摆角速度传感器发出的横摆角速度信号6、侧向加速度传感器发出的侧向加速度信号7、扭矩传感器A3产生的扭矩传感器信号、电流传感器产生的电流信号以及转角传感器产生的转角信号。

与现有技术相比，本发明所提供的多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法具有以下技术效果：

1.本发明在传统的固定横摆角速度和固定侧向加速度来设计传动比的基础上，考虑驾驶员在不同车速下的驾驶需求对传动比进行优化，在保证车辆稳定性的同时，更好的提升了驾驶员的操作感受；

2.所设计的变传动比能够更好的兼顾汽车低速行驶的灵敏性以及高速转向的稳定性。在低速情况下，能够采用更小的传动比可以进一步提升车辆的操作灵敏性，在高速时采用大传动比提高车辆的稳定性；

3.传统的固定横摆角速度增益和固定侧加速度增益下，车辆转向感受对车速并不敏感，缺乏驾驶体验，通过该设计方法，可以使得在满足车辆稳定性的同时，增强驾驶员的驾驶体验。

附图说明

图1为实施例1多模式线控助力转向系统的结构示意图；

图2为实施例1多模式线控助力转向系统变传动比规律示意图；

图中，1、转向盘；2、转向柱；3、扭矩传感器A；4、ECU控制模块；5、车速信号；6、横摆角速度信号；7、侧向加速度信号；8、路感电机；9、电磁离合器B；10、电磁离合器A；11、双行星排机构；12、蜗轮蜗杆；13、转角电机；14、车轮；15、转向横拉杆；16、扭矩传感器B；17、齿轮齿条机构；18、液压缸；19、油箱；20、助力电机；21、液压泵；22、溢流阀；23、转阀；24、驾驶员指令；25、旋转开关。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的技术方案做进一步的详细说明：

实施例中ECU控制模块购自金华同丰汽配有限公司，型号为CK3404ECU02F-52；

车速传感器购自上海霍通电子有限公司，型号为OS-01110；

旋转开关购自浙江雷曼电气科技有限公司，型号为LMSQ3；

方向盘转角传感器购自SENSORWAY公司，型号为ZLS-Pb；

方向盘角速度传感器购自Bosch公司，型号为HX-905；

横摆角速度及侧向加速度传感器购自Bosch公司；

前轮转角传感器购自SENSORWAY公司，型号为ZLS-Pb；

转矩传感器购自MEIYI公司，型号为ZJ-8；

助力电机转速传感器购自Kingyu公司，型号为SE-02；

转角电机转角传感器购自ATD公司，型号为APS1190-01。

以下实施例所涉及的器材及装置，若非特殊说明，均为市售商品。

实施例1多模式线控助力转向系统及其变传动比优化设计方法

如图1所示，一种基于线控转向的多模式助力转向系统，包括车体、转向机械模块、电动液压助力模块、ECU控制模块4、旋转开关25和车载传感器。

转向机械模块包括方向盘1、转向柱2、路感电机4、电磁离合器A10、电磁离合器B9、双行星排机构11、蜗轮蜗杆机构12、转角电机13、车轮14、转向横拉杆15、齿轮齿条机构17；方向盘1位于车体内部，转向柱2一端与方向盘1连接，另一端与电磁离合器B9相连；电磁离合器B9、电磁离合器A10均设置于转向柱2上，电磁离合器B9位于位于方向盘1与电磁离合器A10之间；路感电机8与电磁离合器B9相连接；转角电机13通过蜗轮蜗杆机构12与双行星排机构11下排齿圈相连，双行星排机构11的输出轴与齿轮齿条机构17相连接，扭矩传感器B16设置于双行星排机构11的输出轴上；转向横拉杆15两端均设有车轮14。

电动液压助力模块包括液压油箱19、液压泵21、溢流阀22、助力电机20、转阀23以及液压缸18；液压油箱19与液压泵21、转阀23、液压缸18依次相连，助力电机20与动液压泵21连接并直接驱动液压泵21，溢流阀22与液压泵21并联，在液压管路压力过高时打开，使得液压油回流到液压油箱19中；液压缸18设置于转向横拉杆15上。

车载传感器包括车速传感器、横摆角速度传感器、侧向加速度传感器、扭矩传感器A3、扭矩传感器B16、电流传感器以及转角传感器，上述车载传感的安装方式及安装位置均根据其产品说明书进行，扭矩传感器A3设置于转向柱2上。

ECU控制模块4与旋转开关相连接；ECU控制模块4包括互相连接的信号处理模块、电磁离合器模块、转角电机控制模块、助力电机控制模块、路感电机控制模块、复合转向助力分配模块；ECU模块4分别接收车速传感器发车的车速信号5、横摆角速度传感器发出的横摆角速度信号6、侧向加速度传感器发出的侧向加速度信号7、扭矩传感器A3产生的扭矩传感器信号、电流传感器产生的电流信号以及转角传感器产生的转角信号。

本实施例中所使用的旋转开关25为市售产品，其与ECU控制模块4的电路连接方式参见旋转开关产品说明书。

本实施例提供的上述线控转向的多模式助力转向系统，采用与ECU控制模块通过电路相连的旋转开关，可手动切换五种工作模式：线控模式、电动液压主动转向模式、电液复合主动转向模式、电动液压转向模式和机械转向模式，其具体如下：

1)当由驾驶员通过旋转开关25选择模式为线控转向模式，ECU电磁离合器模块发送离合器开关信号给电磁离合器B9使其闭合，路感电机8运转；ECU电磁离合器模块发送开关信号给电磁离合器A10使其断开；同时，ECU信号处理模块接收车载传感器所得的车速信号5、前轮转角信号，根据预置的车速-前轮转角-理想传动比map图(该map为常规技术，参见文献：《基于理想传动比的主动前轮转向控制》)确定理想传动比信号，根据预置的车速-前轮转角-理想液压助力map图确定理想助力信号；ECU接收车载传感器所得的车速信号5、方向盘转角信号，根据预置的车速-方向盘转角-理想路感map图确定理想路感信号。

理想传动比信号、方向盘转角信号、前轮转角信号与转向模式信号一同输入到转角电机转角控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想传动比信号与方向盘转角信号确定转角电机转角信号，将此信号传递给转角电机13，以转角电机实际转角信号作为反馈信号，采用模糊PID控制方法(该控制方法参见文献：《通用的模糊逻辑控制算法及其应用》)，使得转角电机13能够迅速跟踪转角控制模块所传递的转角信号，控制车辆前轮转角，实现汽车转向。

理想助力信号、电机实际转速信号与转向模式信号输入到助力电机控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想助力信计算助力电机20所需转速，得到助力电机转速信号40以助力电机实际转速信号作为反馈信号，采用转速闭环的矢量控制方法(该控制方法参见文献：《基于电动客车的电动液压助力转向系统电机控制器的研究》)使得助力电机能够更快更稳定的跟踪目标转速信号。由此，转角电机13通过驱动助力电机20进而驱动液压泵21向转阀23供油，转阀23与液压缸18两侧相连，在液压缸18两侧形成压差，为线控助力转向系统提供液压助力。

理想路感信号、扭矩传感器信号与转向模式信号输入到路感电机控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想路感信号得到路感电机8合适的反馈力矩，以扭矩传感器A3所得扭矩传感器信号为反馈信号，采用H₂/H_∞鲁棒控制方法(参见文献：《基于遗传算法优化的EPS路感混合H₂/H_∞控制》)，控制路感电机电流信号，使得路感电机8输出的力矩能够更好地跟踪理想路感信号，同时有效的避免因车身抖振等引起的外界干扰对汽车行驶状态的影响。

2)当驾驶员通过旋转开关25选择模式为电液主动转向模式，ECU电磁离合器模块发送离合器开关信号给电磁离合器B9使其断开，进而路感电机8停止运行；ECU电磁离合器模块发送开关信号给电磁离合器A10使其闭合，进而双行星排机构11可通过转向柱2驱动。

ECU信号处理模块接收车载传感器所得的车速信号5、前轮转角信号，根据预置的车速-前轮转角-理想传动比map图确定理想传动比信号，根据预置的车速-前轮转角-理想液压助力map图确定理想助力信号。

理想传动比信号、方向盘转角信号、前轮转角信号与转向模式信号一同输入到转角电机转角控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想传动比信号与方向盘转角信号确定目标前轮转角，并将目标前轮转角与方向盘转角信号做差(当转向模式为电液主动转向时触发执行)，通过转角差值确定转角电机转角信号，将此信号传递给转角电机13，以电机实际转角信号作为反馈信号，采用模糊PID控制方法，使得转角电机13能够迅速跟踪转角控制模块所传递的转角信号，通过双行星排机构11输入附加转角，方向盘转角与附加转角叠加作为齿轮齿条机构17输入角度，进而控制车辆前轮转角，实现汽车转向。

理想助力信号、助力电机实际转速信号与转向模式信号输入到助力电机控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想助力信号计算助力电机20所需转速，得到助力电机转速信号，以助力电机实际转速信号作为反馈信号，采用转速闭环的矢量控制方法使得助力电机能够更快更稳定的跟踪目标转速信号。由此，转角电机13通过驱动助力电机20进而驱动液压泵21为转向系统提供液压助力。

3)当驾驶员通过旋转开关25选择模式为复合转向模式，ECU电磁离合器模块发送离合器开关信号给电磁离合器9使其闭合，进而路感电机8运转；ECU电磁离合器模块发送开关信号给离合器10使其闭合，进而双行星排机构11输入轴运转；驾驶员输入方向盘转角，路感电机8不再提供反作用力，而是提供同方向的作用力，为转向系统一起提供助力。

ECU信号处理模块接收车载传感器所得的车速信号5、前轮转角信号，根据预置的车速-前轮转角-理想传动比map图确定理想传动比信号，根据预置的车速-前轮转角-理想液压助力map图确定理想助力信号；ECU信号处理模块接收车载传感器所得的车速信号5、方向盘转角信号，根据预置的车速-方向盘转角-理想路感map图确定理想路感信号。

理想传动比信号、方向盘转角信号、前轮转角信号与转向模式信号一同输入到转角电机转角控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想传动比信号与方向盘转角信号确定目标前轮转角，并将目标前轮转角与实际方向盘转角信号做差(当转向模式为电液复合主动转向时触发执行)，通过转角差值确定转角电机转角信号，将此信号传递给转角电机13，以电机实际转角信号作为反馈信号，采用模糊PID控制方法，使得转角电机13能够迅速跟踪转角电机控制模块所传递的转角信号，通过双行星排机构11提供附加转角，控制车辆前轮转角，实现汽车转向。

理想助力信号与理想路感信号输入到复合转向助力分配模块(此模块只在电液复合主动转向模式下触发)，将理想助力信号与理想路感信号做差，差值的60％作为液压理想助力信号，另外40％作为电机理想助力信号。

液压理想助力信号、电机实际转速信号与转向模式信号输入到助力电机控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想助力信号计算助力电机20所需转速，得到助力电机转速信号，以助力电机实际转速信号作为反馈信号，采用转速闭环的矢量控制方法使得助力电机能够更快更稳定的跟踪目标转速信号。由此，转角电机13通过驱动助力电机20进而驱动液压泵21为转向系统提供液压助力。

电机理想助力信号、扭矩传感器信号与转向模式信号输入到路感电机控制模块，通过转向模式信号26判断是否触发该模块，根据电机理想助力得到路感电机8对应的目标助力力矩，以扭矩传感器A3所得扭矩传感器信号44为反馈信号，采用H₂/H_∞鲁棒控制方法(参见文献：《基于遗传算法优化的EPS路感混合H₂/H_∞控制》)，控制路感电机电流信号，使得路感电机8输出的助力力矩能够使得驾驶员获得理想的转向路感，同时有效防止路面干扰、侧向风等对汽车行驶状态的影响。

4)当驾驶员通过旋转开关25选择模式为电动液压转向模式，ECU电磁离合器模块发送离合器开关信号给电磁离合器B9使其断开，进而路感电机8停止运转；ECU电磁离合器模块发送开关信号给电磁离合器A10使其闭合，双行星排机构11通过转向柱2驱动，由驾驶员输入方向盘转角，并提供辅助助力。

ECU信号处理模块接收车载传感器所得的车速信号5、前轮转角信号，根据预置的车速-前轮转角-理想液压助力map图确定理想助力信号。

理想助力信号、电机实际转速信号与转向模式信号输入到助力电机控制模块，通过转向模式信号判断是否触发该模块，根据理想助力信号计算助力电机20所需转速，得到助力电机转速信号，以助力电机实际转速信号作为反馈信号，采用转速闭环的矢量控制方法使得助力电机20能够更快更稳定的跟踪目标转速信号。由此，转角电机13通过驱动助力电机20进而驱动液压泵21为转向系统提供液压助力。其他模块在电动液压转向模式下不被触发。

5)当驾驶员通过旋转开关25选择模式为机械转向模式，ECU电磁离合器模块发送离合器开关信号给电磁离合器B9使其断开，发送开关信号给电磁离合器A10使其闭合。路感电机8、转角电机13以及助力电机20锁死均不工作，此时由驾驶员输入方向盘转角，并为转向系统提供助力。所有控制模块在机械转向模式下不被触发。

实施例2基于多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法

本实施例同时提供了基于实施例所述多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法，具体包含以下步骤：

步骤1)，建立线控助力转向系统动力学模型

1.1)整车三自由度模型

取如下坐标系oxyz：以汽车静止时通过质心的铅垂线和侧倾轴(前后前倾中心连线)的交点为原点o；汽车纵向水平轴为x轴，以前进方向为正；在x轴所在的水平面上，过原点与x轴垂直的方向为y轴，以汽车左侧方向为正；过原点与x、y轴垂直的方向为z轴，以向上为正；水平面上的所有角度(前轮转角、侧偏角等)及对应的角速度和角加速度都取左转为正，侧倾角与角速度以右倾为正。得到整车三自由度运动微分方程：

其中，

式中：g为重力加速度，u为车速，ω_r为横摆角速度，φ为车身侧倾角，β为质心侧偏角，δ为前轮转向角，α₁为前轮侧偏角，α₂为后轮侧偏角，a为汽车质心至前轴的距离，b为汽车质心至后轴的距离，h为侧倾力臂，m为整车质量，m_s为簧载质量，I_x为悬挂质量对x轴的转动惯量，I_z为汽车质量对z轴的转动惯量，I_xz为悬挂质量对x、z轴的惯性积，k₁为前轮侧偏刚度，k₂为后轮侧偏刚度，E₁为前侧倾转向系数；E₂为后侧倾转向系数；C_φ1为前悬架侧倾角刚度，C_φ2为后悬架侧倾角刚度，D₁为前悬架侧倾角阻尼，D₂为后悬架侧倾角阻尼。

上述整车三自由度模型也可以参见文献《基于改进Memetic仿生智能算法的汽车底盘系统集成优化》所公开的内容。

1.2)转向系统机械结构动力学模型

转向系统机械结构动力学模型可以表示为：

其中，θ_s1＝G₁θ_s2，T_m1＝K_a1I₁，θ_m1＝G_amθ_r2，T_a1＝T_r2/G_am＝αT_s1/G_am，式中，J_s为转向柱转动惯量，θ_sw为转向盘转角，B_s为转向阻尼系数，T_h为转向盘输入力矩，K_s为转向柱刚度，θ_s1为双行星齿轮上层太阳轮转角，T_s1为行星排输入力矩，θ_s2为双行星排齿轮下层太阳轮转角，θ_r2双行星齿轮下层太阳轮齿圈转角，α为行星齿轮齿圈与太阳轮齿数比，m_r为齿轮齿条等效质量，x_r为齿条位移，B_r为齿轮齿条阻尼，T_s2为行星排输出力矩，r_p为齿轮半径，F_a为液压助力，T_r为转向阻力矩，G₁为行星排等效传动比，T_m1为转角电机转矩，K_a1为转角电机转矩系数，I₁为转角电机电流，T_a1为转角电机转向阻力矩，J_m1为转角电机转动惯量，B_m1为转角电机阻尼，G_am为蜗轮蜗杆传动比，T_r2为行星排齿圈转动阻力矩，d₁为轮胎拖距，d₂为主销后倾矩，G₂为齿轮到前轮转角的传动比。

1.3)转向系统液压结构动力学模型

转向系统液压机构动力学模型可以表示为：

其中，

T_m2＝K_a2I₂， (7)

Q＝nqn_v； (8)

式中(4)-(8)中，T_m2为助力电机助力力矩，ω为助力电机转动角速度，T_a2为助力电机阻力力矩，J_m2为助力电机转动惯量，B_m2为助力电机转动阻尼，K_a2为转角电机转矩系数，I₂为转角电机电流，q为液压泵排量，B为定子厚度，R₂为定子长轴半径，R₁为定子短轴半径，Z为叶片泵叶片数，t为叶片厚度，k_p为液压泵转矩系数，P_s为液压泵工作压力,Δp为液压缸两侧压差，Q为液压泵流量，C_d为流量系数，N为转阀阀口数，A_f为转阀开口面积，n为电机转速，W₁为短切口长度，L₁短切口长度，W₂为预开间隙长度，L₂为预开间隙宽度，R阀芯半径，Δθ为转阀转角，k_c为扭杆刚度，n_v为液压泵容积效率。

步骤2)，建立线控转向系统路感、灵敏度评价指标

2.1)转向路感评价指标

转向路感是衡量汽车转向操纵性能的重要指标，在本申请中，转向路感定义为从作用于转向柱输出轴的阻力转矩到转向盘输入转矩的传递函数，根据公式(3)，其数学表达式为：

其中，

通常采用转向路感的频域能量评价路感强弱，其表达式为：

式中，ω为路面信息的频率，ω₀为有效路面信息的最大频率，一般设为40Hz，j为虚数。

2.2)转向灵敏度评价指标

转向灵敏度与转向系统的操纵性与安全性相关，在本申请中定义为稳态的横摆角速度到前轮转向角的传递函数，根据公式(1)可得到前轮转角到方向盘的传递函数：

其中，

对公式(1)进行Laplace变换，得到汽车前轮转角分别对横摆角速度、质心侧偏角以及车身侧倾角的传递函数：

式中，

B₁＝-muL_φN_r+muL_pN_β-L_pN_βY_r+hum_sN_φY_r-I_zL_φY_β+L_pN_rY_β-I_xzN_φY_β-hum_sN_rY_φ+I_xzN_βY_φ

B₀＝muL_φN_β-L_φN_βY_r+L_φN_rY_β-hum_sN_φY_β+hum_sN_βY_φ

F₁＝-muL_pN_δ+L_pN_δY_r+I_zL_φY_δ-L_pN_rY_δ+I_xzN_φY_δ-I_xzN_δY_φ

F₀＝-muL_φN_δ+L_φN_δY_r-L_φN_rY_δ+hum_sN_φY_δ-hum_sN_δY_φ

H₂＝-muI_xzN_δ-huI_zm_sY_δ

H₁＝-hum_sN_δY_r+I_xzN_δY_β+hum_sN_rY_δ-I_xzN_βY_δ

H₀＝hum_sN_δY_β-hum_sN_βY_δ

结合公式(13)和(14)，转向灵敏度的数学表达式为：

式中，N_i和Q_i为简化公式书写自定义的系数代号，其取值通过上述19中m(车体质量)、u(车速)等进行迭代取得。

同转向路感相似，也采用转型灵敏度的频域能量来评价转向灵敏度的大小，其表达式为：

式(21)中，各字母所代表含义与步骤2.1)相同。

步骤3)，车速以25km/h开始，以10km/h为间隔，设定10组车速；

10组车速依次为：25km/h、35km/h、45km/h、55km/h、65km/h、75km/h、85km/h、95km/h、105km/h、115km/h、125km/h；

在具体实施中，也可以5-15km/h为间隔递增，在25-125km/h范围内，设定若干组车速。

步骤4)，以转向传动比作为优化变量，根据汽车参数(步骤1)-3)中所涉及的汽车参数，如汽车载重、汽车质心至前轴的距离等)，车速信息确定固定横摆角速度增益与固定侧向加速度增益下的传动比大小，并以此作为传动比的设计空间，以转向路感以及转向灵敏度作为优化目标，建立多目标优化模型:

4.1)固定横摆角速度增益下的传动比

假定任何车速和方向盘转角下，期望横摆角速度增益ω_r/δ_f为固定值，得到传动比为：

其中，C_wr为一常数，取值为4.5。

上述固定横摆角速度增益下的传动比计算模型也可以参见文献《线控转向系统路感规划及稳定性控制研究》中的公开内容。

4.2)固定侧向加速度增益下的传动比

其中，C_ay为一常数，取值为3。

上述固定侧向加速度增益下的传动比计算模型也可以参见文献《线控转向系统路感规划及稳定性控制研究》中的公开内容。

确定变传动比的优化范围为[i_wr,i_ay]，当车速小于50km/h，驾驶员更希望汽车转向轻便，操纵灵活，因此，设置优化目标转向灵敏度最大，转向路感最小；当车速大于50km/h，小于80km/h，需要兼顾操纵灵活与行驶稳定性，设置优化目标转向灵敏度最大，转向路感最大；当车速大于80km/h，行驶稳定性最重要，因此设置优化目标转向灵敏度最小，转向路感最大。

根据上述内容得到转向系统变传动比的优化模型：

在对应的车速下，选择对应的优化模型，采用多目标优化算法NSGA-II进行优化；

s.t.、，Max、Min均为默认含义，其他字母所代表的含义与上述步骤相同；

上述多目标优化算法NSGA-II为本领域常规算法，如文献《电动轮汽车差速助力转向多目标协同优化》所公开的算法。

步骤5)，根据10组车速下求得的传动比优化结果，用光滑曲线进行拟合，得到汽车0-140km/h范围内的变传动比-车速曲线，本实施例所获得的曲线如图2所示。

本实施例提供的变传动比优化设计方法考虑了不同车速下驾驶员对传动比的不同要求，在50km/h以下，驾驶员更多关注转向灵敏度。从图2可知，转向传动比较小(小于15)，保证了驾驶员有较好路感，减小来自路面的干扰，当车速在中高速时(50-80km/h)，转向传动比维持在15-19之间，此时转向路感与转向灵敏度均有较好感受，当车速大于80km/h时，汽车需要降低转向灵敏度以增加汽车稳定性，减少驾驶员操作的紧张感以及因驾驶员误操作等造成的交通事故，因此汽车传动比更大，超过19。在不同车速下，传动比的设计侧重点不同，很好的兼顾了驾驶员对汽车的操纵性与舒适性需求。

本技术领域技术人员可以理解的是，除非另外定义，这里使用的所有术语(包括技术术语和科学术语)具有与本发明所属领域中的普通技术人员的一般理解相同的意义。还应该理解的是，诸如通用字典中定义的那些术语应该被理解为具有与现有技术的上下文中的意义一致的意义，并且除非像这里一样定义，不会用理想化或过于正式的含义来解释。

以上所述的具体实施方式，对本发明的目的、技术方案和有益效果进行了进一步详细说明，所应理解的是，以上所述仅为本发明的具体实施方式而已，并不用于限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所做的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (3)

1.一种多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法，其特征在于，具体步骤如下：

步骤1)，建立线控助力转向系统动力学模型

1.1)整车三自由度模型

取如下坐标系oxyz：以汽车静止时通过质心的铅垂线和侧倾轴)的交点为原点o，汽车纵向水平轴为x轴，以前进方向为正；在x轴所在的水平面上，过原点与x轴垂直的方向为y轴，以汽车左侧方向为正；过原点与x、y轴垂直的方向为z轴，以向上为正；水平面上的角度及对应的角速度和角加速度都取左转为正，侧倾角与角速度以右倾为正；得到整车三自由度运动微分方程：

其中，

式中：g为重力加速度，u为车速，ω_r为横摆角速度，φ为车身侧倾角，β为质心侧偏角，δ为前轮转向角，α₁为前轮侧偏角，α₂为后轮侧偏角，a为汽车质心至前轴的距离，b为汽车质心至后轴的距离，h为侧倾力臂，m为整车质量，m_s为簧载质量，I_x为悬挂质量对x轴的转动惯量，I_z为汽车质量对z轴的转动惯量，I_xz为悬挂质量对x、z轴的惯性积，k₁为前轮侧偏刚度，k₂为后轮侧偏刚度，E₁为前侧倾转向系数；E₂为后侧倾转向系数；C_φ1为前悬架侧倾角刚度，C_φ2为后悬架侧倾角刚度，D₁为前悬架侧倾角阻尼，D₂为后悬架侧倾角阻尼；

1.2)转向系统机械结构动力学模型

转向系统机械结构动力学模型可以表示为：

其中，θ_s1＝G₁θ_s2，T_m1＝K_a1I₁，θ_m1＝G_amθ_r2，T_a1＝T_r2/G_am＝αT_s1/G_am，式中，J_s为转向柱转动惯量，θ_sw为转向盘转角，B_s为转向阻尼系数，T_h为转向盘输入力矩，K_s为转向柱刚度，θ_s1为双行星齿轮上层太阳轮转角，T_s1为行星排输入力矩，θ_s2为双行星排齿轮下层太阳轮转角，θ_r2双行星齿轮下层太阳轮齿圈转角，α为行星齿轮齿圈与太阳轮齿数比，m_r为齿轮齿条等效质量，x_r为齿条位移，B_r为齿轮齿条阻尼，T_s2为行星排输出力矩，r_p为齿轮半径，F_a为液压助力，T_r为转向阻力矩，G₁为行星排等效传动比，T_m1为转角电机转矩，K_a1为转角电机转矩系数，I₁为转角电机电流，T_a1为转角电机转向阻力矩，J_m1为转角电机转动惯量，B_m1为转角电机阻尼，G_am为蜗轮蜗杆传动比，T_r2为行星排齿圈转动阻力矩，d₁为轮胎拖距，d₂为主销后倾矩，G₂为齿轮到前轮转角的传动比；

1.3)转向系统液压结构动力学模型

转向系统液压机构动力学模型为：

其中，

T_m2＝K_a2I₂， (7)

Q＝nqn_v； (8)

式中(4)-(8)中，T_m2为助力电机助力力矩，ω为助力电机转动角速度，T_a2为助力电机阻力力矩，J_m2为助力电机转动惯量，B_m2为助力电机转动阻尼，K_a2为转角电机转矩系数，I₂为转角电机电流，q为液压泵排量，B为定子厚度，R₂为定子长轴半径，R₁为定子短轴半径，Z为叶片泵叶片数，t为叶片厚度，k_p为液压泵转矩系数，P_s为液压泵工作压力,Δp为液压缸两侧压差，Q为液压泵流量，C_d为流量系数，N为转阀阀口数，A_f为转阀开口面积，n为电机转速，W₁为短切口长度，L₁短切口长度，W₂为预开间隙长度，L₂为预开间隙宽度，R阀芯半径，Δθ为转阀转角，k_c为扭杆刚度，n_v为液压泵容积效率；

步骤2)，建立线控转向系统路感、灵敏度评价指标

2.1)转向路感评价指标

转向路感定义为从作用于转向柱输出轴的阻力转矩到转向盘输入转矩的传递函数，其数学表达式为：

其中，

采用转向路感的频域能量评价路感强弱，其表达式为：

式中，ω为路面信息的频率，ω₀为有效路面信息的最大频率，一般设为40Hz，j为虚数；

2.2)转向灵敏度评价指标

转向灵敏度与转向系统的操纵性定义为稳态的横摆角速度到前轮转向角的传递函数，前轮转角到方向盘的传递函数为：

其中，

汽车前轮转角分别对横摆角速度、质心侧偏角以及车身侧倾角的传递函数为：

式中，

B₁＝-muL_φN_r+muL_pN_β-L_pN_βY_r+hum_sN_φY_r-I_zL_φY_β+L_pN_rY_β-I_xzN_φY_β-hum_sN_rY_φ+I_xzN_βY_φ

B₀＝muL_φN_β-L_φN_βY_r+L_φN_rY_β-hum_sN_φY_β+hum_sN_βY_φ

F₁＝-muL_pN_δ+L_pN_δY_r+I_zL_φY_δ-L_pN_rY_δ+I_xzN_φY_δ-I_xzN_δY_φ

F₀＝-muL_φN_δ+L_φN_δY_r-L_φN_rY_δ+hum_sN_φY_δ-hum_sN_δY_φ

H₂＝-muI_xzN_δ-huI_zm_sY_δ

H₁＝-hum_sN_δY_r+I_xzN_δY_β+hum_sN_rY_δ-I_xzN_βY_δ；

H₀＝hum_sN_δY_β-hum_sN_βY_δ

转向灵敏度的数学表达式为：

式中，N_i和Q_i为简化公式书写自定义的系数代号；

采用转型灵敏度的频域能量评价转向灵敏度，其表达式为：

步骤3)，在25-125km/h范围内，以5-15km/h为间隔递增，设置若干组车数；

步骤4)，以转向传动比作为优化变量，以转向路感以及转向灵敏度作为优化目标，建立多目标优化模型，具体如下:

4.1)固定横摆角速度增益下的传动比

假定任何车速和方向盘转角下，期望横摆角速度增益ω_r/δ_f为固定值，得到传动比为：

其中，C_wr为常数取值为4.5；

4.2)固定侧向加速度增益下的传动比

其中，C_ay为常数3；

得到转向系统变传动比的优化模型：

在对应的车速下，选择对应的优化模型，采用多目标优化算法NSGA-II进行优化；

步骤5)，根据步骤4)求得的传动比优化结果，用光滑曲线进行拟合，即得到汽车的变传动比-车速曲线，实现变传动比的优化。

2.根据权利要求1所述多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法，其特征在于，步骤3)中，所述在25-125km/h范围内，以5-15km/h为间隔递增，设置若干组车数是指，已10km/h为间隔，设定10组车速。

3.如权利要求1或2所述多模式线控助力转向系统的变传动比优化设计方法的专用多模式助力转向系统，包括转向机械模块、电动液压助力模块、ECU控制模块、旋转开关和车载传感器；

所述转向机械模块包括位于车体内部的方向盘和转向柱，转向柱一端与方向盘连接，另一端与电磁离合器B相连；电磁离合器B、电磁离合器A均设置于转向柱上，电磁离合器B位于位于方向盘与电磁离合器A之间；路感电机与电磁离合器B相连接；转角电机通过蜗轮蜗杆机构与双行星排机构下排齿圈相连，双行星排机构的输出轴与齿轮齿条机构相连接，扭矩传感器B设置于双行星排机构的输出轴上；转向横拉杆两端均设有车轮；

所述电动液压助力模块包括依次相连的液压油箱、液压泵、转阀和液压缸，助力电机与动液压泵连接，溢流阀与液压泵并联，液压缸设置于转向横拉杆上。

ECU控制模块包括互相连接的信号处理模块、电磁离合器模块、转角电机控制模块、助力电机控制模块、路感电机控制模块、复合转向助力分配模块；ECU模块4分别接收车速传感器发车的车速信号、横摆角速度信号、侧向加速度信号、扭矩传感器信号、电流信号以及转角信号；

旋转开关与ECU控制模块相连接；

所述车载传感器包括车速传感器、横摆角速度传感器、侧向加速度传感器、扭矩传感器A、扭矩传感器B、电流传感器以及转角传感器。