CN114771649B - 一种负载口独立控制式电液伺服转向系统及其控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种负载口独立控制式电液伺服转向系统及控制方法，其主要包括机械转向结构、液压控制和电控系统三部分，系统主要由电机伺服泵、第一比例伺服阀、第二比例伺服阀、角度传感器、压力传感器组成。本发明还包括一种负载口独立控制式电液伺服转向系统控制方法，提供一种泵阀联控策略，由负载口独立阀控技术对转向系统的转角、压力进行复合控制，并设计了积分滑模控制器；通过伺服电机泵对转向系统进行泵源压力闭环控制，采用一种可变泵源压力的控制方法，并设计了积分滑模控制器。本发明实现电液伺服转向系统高精度动态转向和高效节能。

Description

一种负载口独立控制式电液伺服转向系统及其控制方法

技术领域

本发明涉及电液伺服转向控制技术领域，具体涉及一种负载口独立控制式电液伺服转向系统及其控制方法。

背景技术

重型多轴车辆是我国国民经济建设与军事重工领域不可或缺的核心工程装备，广泛应用于大型桥梁施工、风电设备安装、导弹运输和作战越野等众多领域。转向技术决定了重型车辆整车操作稳定性、行驶灵活性，是保证重型车辆在复杂路况安全行驶的关键核心技术。电液伺服转向系统以其控制灵活性、强负载驱动性的特点被广泛应用于重型多轴车辆转向系统。

电液伺服转向系统由液压、机械和电控系统共同构成，是复杂的机电液多态耦合非线性系统。此外，电液助力转向系统的液压主体本质上是传统阀控缸系统，一贯存在着低效率、高能耗问题。

现有的技术存在着一些不足或其他局限，主要表现为：

(1)传统负载口独立控制技术未考虑液压缸两腔压力、流量控制方式频繁切换的问题。因电液伺服转向系统本身的非线性程度高，结合负载口独立阀控技术通过降低出油口阀口节流损失的方式加剧了控制难度。且因转向系统由于存在频繁转向切换，导致在转向过程中液压缸两腔的压力流量控制方式不断切换，易产生压力冲击，进而引发驾驶安全问题。传统负载口独立技术未考虑电液伺服转向系统本身的复杂性以及存在频繁切换引发的压力冲击的问题。

(2)负载口独立阀控转向系统通常采用满足最大负载工况恒定泵源压力供油，这会造成转向系统在非转向或低负载工况时的能量浪费。传统机液负载敏感泵结构复杂，且存在响应滞后等问题。基于传统机液负载敏感泵的控制方法也存在诸多问题，例如压力闭环反馈型存在着系统稳定性和快速响应的矛盾，流量开环匹配型存在着流量过匹配或欠匹配的问题。

发明内容

有鉴于此，本发明的目的在于提供一种负载口独立控制式电液伺服转向系统及其控制方法，能够保证转向系统的高精度动态转向和高效节能。

为实现上述目的，本发明采用如下技术方案：

一种负载口独立控制式电液伺服转向系统，其特征在于，包括机械转向结构、液压传动结构和电控系统；

所述机械转向结构包括支架，所述支架两侧分别铰接连接左梯形臂及右梯形臂，所述左梯形臂与右梯形臂顶部通过横拉杆连接，所述左梯形臂及右梯形臂的外侧分别连接有左车轮及右车轮，所述左梯形臂与右梯形臂分别由左转向助力缸及右转向助力缸驱动；左转向助力缸或右转向助力缸与支架铰接处设置有感应转向角度的角度传感器；左转向助力缸的活塞杆与左梯形臂的连接端、右转向助力缸的活塞杆与右梯形臂的连接端为铰接连接；

所述液压控制系统包括定量泵、第一伺服比例阀、第二伺服比例阀、第一液控单向阀、第二液控单向阀、第一溢流阀、第二溢流阀、第三溢流阀、电磁换向球阀和油箱；所述左转向助力缸的无杆腔和右转向助力缸的有杆腔与第一液控单向阀和第一伺服比例阀的A口相连，连接的油路形成第一工作油路；所述左转向助力缸的有杆腔和右转向助力缸的无杆腔与第二液控单向阀和第二伺服比例阀的B口相连，连接的油路形成第二工作油路；所述第一伺服比例阀、第二伺服比例阀的P口均与定量泵的出口相连；所述第一伺服比例阀、第二伺服比例阀的T口均与油箱相连。

所述电控系统包括控制器、伺服电机、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器、角度传感器；所述控制器与第一伺服比例阀、第二伺服比例阀、伺服电机、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器、电磁换向球阀、角度传感器分别连接；

进一步的，伺服电机与定量泵组成伺服电机泵，伺服电机通过电压控制信号，改变电机转速从而调节电机泵的输出流量和压力；所述控制器、第三压力传感器、角度传感器、伺服电机、定量泵对转向系统形成泵源压力闭环控制。

进一步的，所述第一伺服比例阀与左转向助力缸的无杆腔、右转向助力缸的有杆腔连接，并控制两腔的流量和压力；第二伺服比例阀与左转向助力缸的有杆腔、右转向助力缸的无杆腔连接，并控制两腔的流量和压力；控制器、第一压力传感器、第二压力传感器、角度传感器、左转向助力缸和右转向助力缸对转向系统形成转角、压力闭环控制。

进一步的，所述控制器、电磁换向球阀、第一液控单向阀、第二液控单向阀组成液压锁止油路。

一种负载口独立控制式电液伺服转向系统的控制方法，，具体包括以下步骤：

步骤S1：构建负载口独立控制式电液伺服转向系统数学模型和控制导向模型，根据角度传感器、压力传感器采集信息，计算助力缸速度、负载力判断转向系统的转向状态，并采取不同左、右转工况对应的泵阀控制方法；

步骤S2：基于转向系统控制导向模型，根据左右转工况判断，设计转角、压力控制器，当转向系统左转时，左伺服比例阀对助力缸进行转角闭环控制，右伺服比例阀对助力缸进行压力闭环控制；当转向系统切换为右转时，左伺服比例阀对助力缸进行压力控制，右伺服比例阀对助力缸进行转角控制；

步骤S3：基于转向系统数学模型，根据左右转工况判断，采用随出油口压力和负载变化的可变泵源压力方法，根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速，进而调节伺服电机泵输出的流量、压力。

进一步的，所述步骤S1具体包括以下步骤：

步骤S1-1：对于通过双伺服比例阀控制双转向助力缸驱动轮胎转动的负载口独立式负载敏感电液助力转向系统：

左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式中：

式(1)中，α、β为转向系统的左、右轮转角；γ为左侧转向节臂与主轴间夹角；m为两侧转向节臂的长度；L为转向横拉杆的长度；B为左右两侧主销间长度；F_L为左侧助力缸的推力；F_R为右侧助力缸的推力；

式(2)-(10)中，T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；Q为转向系统的广义力；J_L、J_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效转动惯量；C_L、C_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效阻尼系数；F_L、F_R为左、右侧转向助力缸的输出力；T_L、T_R为左、右侧轮的转向阻力矩；v_L、v_R为左、右两侧助力缸作用点速度；θ₃、θ₃′为左、右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；为右轮转角速度；/>为右轮转角加速度；/>左轮转角速度；是由机构运动学关系导出的变量；

步骤S1-2：由式(1)-(10)推导获得：

步骤S1-3：设油箱压力为零，并忽略伺服比例阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-4：当双伺服阀的阀芯信号x_v1≥0，x_v2≥0为转向系统左转，则负载口独立控制式电液伺服转向系统的液压系统模型简化为：

p₁、p₂分别为左、右侧比例伺服的工作压力；A、a分别为助力转向缸的无杆腔面积、有杆腔面积；q₁为左侧伺服比例阀的A口流量；q₂为右侧伺服比例阀的B口流量；C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；ρ为油液密度；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；p_S为泵源压力；和表示左、右助力缸的速度；C_ip和C_ep表示助力缸的内、外泄漏系数；V_t为转向助力缸的总容积；β_e表示有效体积弹性模量；q_p为伺服电机泵的输出流量；K_m为伺服电机转速与伺服电机输入电压比例系数；u_m为伺服电机输入电压；D_p为伺服电机泵的排量；C_P为伺服电机泵的泄露系数；

由式(12)，得

步骤S1-5：负载口独立控制式电液伺服转向系统视为以双伺服阀的阀芯信号x_v1、x_v2和伺服电机转速信号u_m为输入，转向系统的转角β、出油口压力p_d和泵源压力p_s为输出的三输入三输出系统：

选取状态变量

则负载口独立控制式电液伺服转向系统的状态空间方程写为：

式中：

将式(14)记为：

步骤S1-6：将状态空间方程化为控制导向模型，对输出变量多次求导得到u₁,u₂与y₁,y₂间关系，转向系统的转角信号x₁与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

转向系统的压力与输入信号关系需分左右工况讨论；

当转向系统左转时，其压力信号x₄与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

当转向系统右转时，其压力信号x₃与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

据系统左右转工况，对助力缸的两腔采用不同控制方式；若系统为左转向，即且F_L≤0，F_R≤0；此时，左助力转向缸无杆腔和右助力缸有杆腔进行转角控制，左助力转向缸有杆腔和右助力缸无杆腔进行出油口压力控制；若系统为右转向，即/>且F_L＞0，F_R＞0；此时，左助力转向缸无杆腔和右助力缸有杆腔进行出油口压力控制，左助力转向缸有杆腔和右助力缸无杆腔进行转角控制。

进一步的，所述步骤S2具体包括以下步骤：

步骤S2-1：设计转向系统转角积分滑模控制器，根据转向系统转角与输入关系，设置转角控制系统的积分滑动面为：

式(23)中，λ₁＞0,e₁＝y_1d-y₁是转角跟踪误差，k₀＝λ₁ ³,k₁＝3λ₁ ²,k₂＝3λ₁

对上式求导，得转角滑模面动态为：

定义：

式(24)记为：

在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

右转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

步骤S2-2：设计转向系统出油口压力积分滑模控制器，设置出油口压力积分滑动面为：

上式中，k＞0,e₂＝y_2d-y₂是出油口压力误差信号；

左转工况时，根据式(19)可得：

右转工况时，根据式(21)可得：

简化表达式，定义：

式(30)和(31)，记为：

分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转时，出油压力控制率设计律为：

右转时，出油压力控制器设计律为：

得到能够解决负载口独立控制式电液伺服转向系统转向频繁切换带来的压力冲击、转角控制差的转角、压力积分滑模控制律。

8、根据权利要求6所述的一种负载口独立控制式电液伺服转向系统的控制方法，其特征在于，所述随出油口压力和负载变化的可变泵源压力方法，具体为：

当转向系统处于左转时，设置出油口压力为p₂，将设定值p₂和式(2)代入式(11)，得进油压力p₁：

忽略转向系统的油液压缩性以及内外泄漏系数影响，式(12)的流量连续性方程简化为：

由式(36)和式(37)，得系统左转泵源压力p_s为：

将式(38)记为：

考虑系统动态补偿系数和压力修正系数，对期望泵源压力进行进一步修正优化，得左转目标泵源压力p_s为：

同理可得，右转目标泵源压力p_s为：

式中：λ₁，λ₂左转压力修正系数；δ₁，δ₂左转压力动态补偿系数；

整合左右转向工况，可变泵源压力p_s为：

进一步的，所述根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速，进而调节电机泵输出的流量、压力，具体为；

由式(14)状态空间方程可知

y₃＝x₅

设置泵源压力控制系统的积分滑动面为：

式中：e＝y_3d-y₃,e为泵源压力误差

左转工况时，根据式(44)可得：

滑模动态面：

右转工况时，根据式(44)可得：

式中：

分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转工况时：

右转工况时：

左转泵源压力控制律为：

右转泵源压力控制律为：

整合左右转向工况，泵源压力控制律：

因此，得到根据可变泵源压力，进而调节电机泵输出的流量、压力的积分滑模控制器。

本发明与现有技术相比具有以下有益效果：

1、本发明解决了负载口独立控制转向系统的频繁转向时控制精度的问题。电液伺服转向系统在转向过程中会因为液压缸两腔压力流量控制方式频繁切换，产生压力冲击，影响转向稳定性和转向跟踪性能。在负载口独立控制技术的基础上，进一步通过本发明提供的积分滑模算法，分别控制系统转角、压力，在提高转向系统节能的前提下，保证了电液伺服转向系统转向切换控制下，仍能保持高精度转向跟踪和转向稳定性，提高了系统的驾驶安全性和节能性；

2、本发明解决了机液负载敏感泵结构复杂、响应慢以及控制方式不足的问题。机液负载敏感泵液压结构复杂、液压元件多，通过本发明提供的伺服电机泵，简化了转向系统液压结构。机液负载敏感控制方法存在响应慢、流量匹配精度低等问题，根据所述电机伺服泵，本发明提供了一种可变泵源压力方法并用积分滑模控制器进行泵源压力控制，提高了系统响应速度、流量匹配精度和节能效果。

附图说明

图1是本发明系统结构示意图；

图2为本发明控制方法流程图；

图3为本发明实施例在泵阀控制策略下系统输出对给定期望指令的控制效果图；

图中：1.油箱，2.定量泵，3.第一溢流阀，4.电磁换向球阀，5.第一比例伺服阀，6.第二比例伺服阀，7.第一压力传感器，8.第一液控单向阀，9.第二溢流阀，10.左转向助力缸，11.转向梯形机构，12.右转向助力缸，13.角度传感器，14.第三溢流阀，15.第二液控单向阀，16.第二压力传感器，17.控制器，18.第三压力传感器，19.伺服电机。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明做进一步说明。

请参照图1，本发明提供一种负载口独立控制式电液伺服转向系统，其主要包括机械转向结构、液压控制和电控系统三部分，具体的：

机械转向结构包括支架，与支架两侧分别铰接连接的左梯形臂及右梯形臂，所述左梯形臂与右梯形臂顶部通过横拉杆连接，所述左梯形臂及右梯形臂的外侧分别连接有左车轮及右车轮，所述左梯形臂与右梯形臂分别由左转向助力缸10及右转向助力缸12驱动绕其与支架铰接处转动；左转向助力缸10或右转向助力缸12驱动与支架铰接处设置有感应转向角度的角度传感器13；左转向助力缸10与左梯形臂的连接端、右转向助力缸12的活塞杆与右梯形臂的连接端为铰接连接；

液压控制系统包括了第一伺服比例阀5、第二伺服比例阀6、第一液控单向阀8、第二液控单向阀15、第一溢流阀3、第二溢流阀9、第三溢流阀14、电磁换向球阀4、定量泵2、油箱1。左转向助力缸10的无杆腔和右转向助力缸12的有杆腔与第一液控单向阀8和第一伺服比例阀5的A口连接的油路形成第一工作油路；左转向助力缸10的有杆腔和右转向助力缸12的无杆腔与第二液控单向阀15和第二伺服比例阀6的B口连接的油路形成第二工作油路；第一伺服比例阀5的B口与第二伺服比例阀6的A口均用堵头封闭；第一伺服比例阀5、第二伺服比例阀6的P口均与定量泵2的出口相连，第一伺服比例阀、第二伺服比例阀的T口均与油箱相连。

电控系统包括了控制器17、伺服电机19、第一压力传感器7、第二压力传感器16、第三压力传感器18、角度传感器13。第一伺服比例阀5、第二伺服比例阀6、伺服电机19、第一压力传感器7、第二压力传感器16、第三压力传感器18、角度传感器13与控制器17连接。

在本实施例中，控制器17、电磁换向球阀4、第一液控单向阀8、第二液控单向阀15组成液压锁止油路。

在本实施例中，伺服电机19与定量泵2组成伺服电机泵，伺服电机19通过电压控制信号，改变电机转速从而调节泵的输出流量和压力。控制器17、第一压力传感器7、第二压力传感器16、角度传感器13、左转向助力缸10和右转向助力缸12对转向系统形成转角压力闭环控制。控制器17、第三压力传感器18、角度传感器13、伺服电机18对伺服电机泵形成泵源压力闭环控制。

如图2所示，本实施例还提供一种负载口独立控制式电液伺服转向系统控制方法，提供一种泵阀联控策略，负载口独立阀控对转向系统的转角压力复合控制，并设计了非线性积分滑模控制器；伺服帝丹吉泵控对转向系统进行泵源压力闭环控制，采用一种可变泵源压力方法，并设计了非线性积分滑模控制器。该泵阀联控策略，可解决电液伺服转向系统高精度动态转向和高效节能。

具体包括以下步骤：

步骤S1：建立负载口独立式负载敏感电液伺服转向系统的数学模型和控制导向模型，根据角度传感器、压力传感器采集信息，计算助力缸速度、负载力判断转向系统的转向状态，并采取不同左、右转工况对应的泵阀控制方法；

步骤S2：基于转向系统控制导向模型，根据左右转工况判断，设计转角、压力控制器。当转向系统左转时，左伺服比例阀对助力缸进行转角闭环控制，右伺服比例阀对助力缸进行压力闭环控制。当转向系统切换为右转时，左伺服比例阀对助力缸进行压力控制，右伺服比例阀对助力缸进行转角控制。

步骤S3：基于转向系统数学模型，根据左右转工况判断，推导一种随出油口压力和负载变化的可变泵源压力。根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速调节电机伺服输出流量、压力。

优选的，步骤1具体包括以下步骤：

步骤S1-1：对于通过双伺服比例阀控制双转向助力缸驱动轮胎转动的负载口独立控制式电液伺服转向系统：

左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式中：

式(1)中，α、β为转向系统的左、右轮转角；γ为左侧转向节臂与主轴间夹角；m为两侧转向节臂的长度；L为转向横拉杆的长度；B为左右两侧主销间长度；F_L为左侧助力缸的推力；F_R为右侧助力缸的推力。

/>

式(2)-(10)中，T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；Q为转向系统的广义力；J_L、J_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效转动惯量；C_L、C_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效阻尼系数；F_L、F_R为左、右侧转向助力缸的输出力；T_L、T_R为左、右侧轮的转向阻力矩；v_L、v_R为左、右两侧助力缸作用点速度；θ₃、θ₃′为左、右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；为右轮转角速度；/>为右轮转角加速度；/>左轮转角速度；是由机构运动学关系导出的变量；

步骤S1-2：由式(1)-(10)推导获得：

步骤S1-3：对负载口独立控制式电液伺服转向系统的液压系统进行简化：设油箱压力为零，并忽略伺服比例阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-4：规定当x_v1≥0，x_v2≥0为转向系统左转，则负载口独立控制式电液伺服转向系统的液压系统模型简化为：

p₁、p₂分别为左、右侧比例伺服的工作压力；A、a分别为助力转向缸的无杆腔面积、有杆腔面积；q₁为左侧伺服比例阀的A口流量；q₂为右侧伺服比例阀的B口流量；C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；ρ为油液密度；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；p_S为泵源压力；和/>表示左、右助力缸的速度；C_ip和C_ep表示助力缸的内、外泄漏系数；V_t为转向助力缸的总容积；β_e表示有效体积弹性模量。q_p为伺服电机泵的输出流量；K_m为伺服电机转速与伺服电机输入电压比例系数；u_m为伺服电机输入电压；D_p为伺服电机泵的排量；C_P为伺服电机泵的泄露系数

由式(11)，可得

步骤S1-5：根据现代控制理论，负载口独立控制式电液伺服转向系统视为以双伺服阀的阀芯信号x_v1、x_v2和伺服电机转速信号u_m为输入，转向系统的转角β、出油口压力p_d和泵源压力p_s为输出的三输入三输出系统：

选取状态变量

则负载口独立控制式电液伺服转向系统的状态空间方程写为：

式中：

为了简便，将式记为：

步骤S1-6：将状态空间方程化为控制导向模型，对输出变量多次求导便可得到u₁,u₂与y₁,y₂间关系。转向系统的转角信号x₁与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

转向系统的压力与输入信号关系需分左右工况讨论。

当转向系统左转时，其压力信号x₄与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

当转向系统右转时，其压力信号x₃与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

优选的，步骤S2具体包括以下步骤：

步骤S2-1：设计转向系统转角积分滑模控制器，根据式给出的转向系统转角与输入关系，设置转角控制系统的积分滑动面为：

式中，λ₁＞0,e₁＝y_1d-y₁是转角跟踪误差，k₀＝λ₁ ³,k₁＝3λ₁ ²,k₂＝3λ₁

对上式求导，可得转角滑模面动态为：

简化表达式，定义：

式可简记为：

为了满足到达滑模面s＝0的条件，即并为了进一步改善趋近系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率。

左转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

右转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

步骤S2-2设计转向系统出油口压力积分滑模控制器，设置出油口压力积分滑动面为：

上式中，k＞0,e₂＝y_2d-y₂是出油口压力误差信号

左转工况时，根据式可得：

右转工况时，根据式可得：

简化表达式，定义：

式和，可简记为：

同样为了满足到达条件，并改善趋近系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率。

左转时出油压力控制率设计律为：

右转时出油压力控制器设计律为：

因此，可以得到能够解决负载口独立控制式电液伺服转向系统转向频繁切换带来的压力冲击、转角控制差的转角、压力积分滑模控制律，提高转向动态性能。

优选的，步骤S3具体包括以下步骤：

步骤S3-1一种随出油口压力和负载变化的可变泵源压力方法如下：

当转向系统处于左转时，设置出油口压力为p₂，将设定值p₂和式(2)代入式(11)，可得进油压力p₁：

忽略转向系统的油液压缩性以及内外泄漏系数等影响，式(12)的流量连续性方程可化为：

由式(36)和式(37)，可得系统左转泵源压力p_s为：

将式(38)简记为：

考虑系统动态补偿系数和压力修正系数，对期望泵源压力进行进一步修正优化，可得左转目标泵源压力p_s为：

同理可得，可得右转目标泵源压力p_s为：

式中：λ₁，λ₂左转压力修正系数；δ₁，δ₂左转压力动态补偿系数。

整合左右转向工况，可变泵源压力p_s为：

步骤S3-2根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速，进而调节电机泵输出的流量、压力。

由式(14)状态空间方程可知

y₃＝x₅

设置泵源压力控制系统的积分滑动面为：

式中：e＝y_3d-y₃,e为泵源压力误差

左转工况时，根据式(44)可得：

滑模动态面：

右转工况时，根据式(44)可得：

式中：

为了满足到达滑模面s＝0的条件，即并为了进一步改善趋近系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率。

左转工况时：

右转工况时：

左转泵源压力控制律为：

右转泵源压力控制律为：

整合左右转向工况，泵源压力控制律：

如图3所示，为本发明控制方法的转角控制效果图。在本实施例中，设置电液伺服转向系统转向跟踪指令为β＝20sin(0.1π)，出油口压力为1MPa，泵源压力按出油口压力和负载调定。可以看到转向系统能在较低出油口压力下，能够较好地跟踪上理想轨迹，并达到较好的节能效果。如图3中a、3中b所示，转向系统能够较好跟踪指令信号，跟踪精度维持在0.2°左右。如图3中c所示，出油口压力控制较好，误差维持在1bar左右。如图3-d所示，泵源压力控制效果好，维持在1bar以内。

以上所述仅为本发明的较佳实施例，凡依本发明申请专利范围所做的均等变化与修饰，皆应属本发明的涵盖范围。

Claims (6)

1.一种负载口独立控制式电液伺服转向系统，其特征在于，包括机械转向结构、液压控制系统和电控系统；

所述机械转向结构包括支架，所述支架两侧分别铰接连接左梯形臂及右梯形臂，所述左梯形臂与右梯形臂顶部通过横拉杆连接，所述左梯形臂及右梯形臂的外侧分别连接有左车轮及右车轮，所述左梯形臂与右梯形臂分别由左转向助力缸及右转向助力缸驱动；左转向助力缸或右转向助力缸与支架铰接处设置有感应转向角度的角度传感器；左转向助力缸的活塞杆与左梯形臂的连接端、右转向助力缸的活塞杆与右梯形臂的连接端为铰接连接；

所述液压控制系统包括定量泵、第一伺服比例阀、第二伺服比例阀、第一液控单向阀、第二液控单向阀、第一溢流阀、第二溢流阀、第三溢流阀、电磁换向球阀和油箱；所述左转向助力缸的无杆腔和右转向助力缸的有杆腔与第一液控单向阀和第一伺服比例阀的A口相连，连接的油路形成第一工作油路；所述左转向助力缸的有杆腔和右转向助力缸的无杆腔与第二液控单向阀和第二伺服比例阀的B口相连，连接的油路形成第二工作油路；所述第一伺服比例阀、第二伺服比例阀的P口均与定量泵的出口相连；所述第一伺服比例阀、第二伺服比例阀的T口均与油箱相连；

所述电控系统包括控制器、伺服电机、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器、角度传感器；所述控制器与第一伺服比例阀、第二伺服比例阀、伺服电机、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器、电磁换向球阀、角度传感器分别连接；

伺服电机与定量泵组成伺服电机泵，伺服电机通过电压控制信号，改变电机转速从而调节电机泵的输出流量和压力；所述控制器、第三压力传感器、角度传感器、伺服电机、定量泵对转向系统形成泵源压力闭环控制；

所述第一伺服比例阀与左转向助力缸的无杆腔、右转向助力缸的有杆腔连接，并控制两腔的流量和压力；第二伺服比例阀与左转向助力缸的有杆腔、右转向助力缸的无杆腔连接，并控制两腔的流量和压力；控制器、第一压力传感器、第二压力传感器、角度传感器、左转向助力缸和右转向助力缸对转向系统形成转角、压力闭环控制。

2.根据权利要求1所述的一种负载口独立控制式电液伺服转向系统，其特征在于，所述控制器、电磁换向球阀、第一液控单向阀、第二液控单向阀组成液压锁止油路。

3.根据权利要求1-2任一所述的一种负载口独立控制式电液伺服转向系统的控制方法，其特征在于，具体包括以下步骤：

步骤S1：构建负载口独立控制式电液伺服转向系统数学模型和控制导向模型，根据角度传感器、压力传感器采集信息，计算助力缸速度、负载力判断转向系统的转向状态，并采取不同左、右转工况对应的泵阀控制方法；

步骤S2：基于转向系统控制导向模型，根据左右转工况判断，设计转角、压力控制器，当转向系统左转时，左伺服比例阀对助力缸进行转角闭环控制，右伺服比例阀对助力缸进行压力闭环控制；当转向系统切换为右转时，左伺服比例阀对助力缸进行压力控制，右伺服比例阀对助力缸进行转角控制；

步骤S3：基于转向系统数学模型，根据左右转工况判断，采用随出油口压力和负载变化的可变泵源压力方法，根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速，进而调节伺服电机泵输出的流量、压力；

所述步骤S1具体包括以下步骤：

步骤S1-1：对于通过双伺服比例阀控制双转向助力缸驱动轮胎转动的负载口独立式负载敏感电液助力转向系统：

左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式中：

式(1)中，α、β为转向系统的左、右轮转角；γ为左侧转向节臂与主轴间夹角；m为两侧转向节臂的长度；L为转向横拉杆的长度；B为左右两侧主销间长度；F_L为左侧助力缸的推力；F_R为右侧助力缸的推力；

式(2)-(10)中，T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；Q为转向系统的广义力；J_L、J_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效转动惯量；C_L、C_R为左、右侧车轮及其附属结构的等效阻尼系数；F_L、F_R为左、右侧转向助力缸的输出力；T_L、T_R为左、右侧轮的转向阻力矩；v_L、v_R为左、右两侧助力缸作用点速度；θ₃、θ₃′为左、右侧转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；为右轮转角速度；/>为右轮转角加速度；/>左轮转角速度；是由机构运动学关系导出的变量；

步骤S1-2：由式(1)-(10)推导获得：

步骤S1-3：设油箱压力为零，并忽略伺服比例阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-4：当双伺服阀的阀芯信号x_v1≥0，x_v2≥0为转向系统左转，则负载口独立控制式电液伺服转向系统的液压系统模型简化为：

p₁、p₂分别为左、右侧比例伺服的工作压力；A、a分别为助力转向缸的无杆腔面积、有杆腔面积；q₁为左侧伺服比例阀的A口流量；q₂为右侧伺服比例阀的B口流量；C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；ρ为油液密度；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；p_S为泵源压力；和/>表示左、右助力缸的速度；C_ip和C_ep表示助力缸的内、外泄漏系数；V_t为转向助力缸的总容积；β_e表示有效体积弹性模量；q_p为伺服电机泵的输出流量；K_m为伺服电机转速与伺服电机输入电压比例系数；u_m为伺服电机输入电压；D_p为伺服电机泵的排量；C_P为伺服电机泵的泄露系数；

由式(12)，得

步骤S1-5：负载口独立控制式电液伺服转向系统视为以双伺服阀的阀芯信号x_v1、x_v2和伺服电机转速信号u_m为输入，转向系统的转角β、出油口压力p_d和泵源压力p_s为输出的三输入三输出系统：

选取状态变量

则负载口独立控制式电液伺服转向系统的状态空间方程写为：

式中：

将式(14)记为：

步骤S1-6：将状态空间方程化为控制导向模型，对输出变量多次求导得到u₁,u₂与y₁,y₂间关系，转向系统的转角信号x₁与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

转向系统的压力与输入信号关系需分左右工况讨论；

当转向系统左转时，其压力信号x₄与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

当转向系统右转时，其压力信号x₃与两输入信号u₁,u₂的关系为：

式中：

据系统左右转工况，对助力缸的两腔采用不同控制方式；若系统为左转向，即且F_L≤0，F_R≤0；此时，左助力转向缸无杆腔和右助力缸有杆腔进行转角控制，左助力转向缸有杆腔和右助力缸无杆腔进行出油口压力控制；若系统为右转向，即/>且F_L＞0，F_R＞0；此时，左助力转向缸无杆腔和右助力缸有杆腔进行出油口压力控制，左助力转向缸有杆腔和右助力缸无杆腔进行转角控制。

4.根据权利要求3所述的一种负载口独立控制式电液伺服转向系统控制方法，其特征在于，所述步骤S2具体包括以下步骤：

步骤S2-1：设计转向系统转角积分滑模控制器，根据转向系统转角与输入关系，设置转角控制系统的积分滑动面为：

式(23)中，λ₁＞0,e₁＝y_1d-y₁是转角跟踪误差，k₀＝λ₁ ³,k₁＝3λ₁ ²,k₂＝3λ₁

对上式求导，得转角滑模面动态为：

定义：

式(24)记为：

在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

右转工况下，转角积分滑模控制器设计律为：

步骤S2-2：设计转向系统出油口压力积分滑模控制器，设置出油口压力积分滑动面为：

上式中，k＞0,e₂＝y_2d-y₂是出油口压力误差信号；

左转工况时，根据式(19)可得：

右转工况时，根据式(21)可得：

简化表达式，定义：

式(30)和(31)，记为：

分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转时，出油压力控制率设计律为：

右转时，出油压力控制器设计律为：

得到能够解决负载口独立控制式电液伺服转向系统转向频繁切换带来的压力冲击、转角控制差的转角、压力积分滑模控制律。

5.根据权利要求3所述的一种负载口独立控制式电液伺服转向系统的控制方法，其特征在于，所述随出油口压力和负载变化的可变泵源压力方法，具体为：

当转向系统处于左转时，设置出油口压力为p₂，将设定值p₂和式(2)代入式(11)，得进油压力p₁：

忽略转向系统的油液压缩性以及内外泄漏系数影响，式(12)的流量连续性方程简化为：

由式(36)和式(37)，得系统左转泵源压力p_s为：

将式(38)记为：

考虑系统动态补偿系数和压力修正系数，对期望泵源压力进行进一步修正优化，得左转目标泵源压力p_s为：

同理可得，右转目标泵源压力p_s为：

式中：λ₁，λ₂左转压力修正系数；δ₁，δ₂左转压力动态补偿系数；

整合左右转向工况，可变泵源压力p_s为：

6.根据权利要求5所述的一种负载口独立式负载敏感电液伺服转向系统控制方法，其特征在于，所述根据所述可变泵源压力，设计积分滑模控制器控制电机转速，进而调节电机泵输出的流量、压力，具体为；

由式(14)状态空间方程可知

设置泵源压力控制系统的积分滑动面为：

式中：e＝y_3d-y₃,e为泵源压力误差

左转工况时，根据式(44)可得：

滑模动态面：

右转工况时，根据式(44)可得：

式中：

分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近率；

左转工况时：

右转工况时：

左转泵源压力控制律为：

右转泵源压力控制律为：

整合左右转向工况，泵源压力控制律：

因此，得到根据可变泵源压力，进而调节电机泵输出的流量、压力的积分滑模控制器。