CN116890909A - 一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统及控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明提出一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统及控制方法，该系统包括泵控系统、回油口阀控系统、信号采集系统、电子控制系统；该方法采用容积调速/节流调速二模式切换的复合控制策略，在容积调速模式下根据转角的偏差信号对伺服电机进行反馈控制，进而控制系统压力，并根据回油口压力控制伺服比例阀从而达到所设定的背腔压力；在节流调速模式下根据目标转角速度前馈及阀口压差反馈对伺服电机进行控制，并根据转角的偏差信号调节伺服比例阀的阀口开度，进而控制系统流量；本发明可满足电液伺服转向系统的高精度动态转向需求，在动力匹配上做到按需供给、节能降耗，同时还避免了系统容腔产生负压，提高系统整体刚度与稳定性。

Description

一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统及控制方法

技术领域

本发明涉及重型车辆电液伺服转向技术领域，尤其是一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统及控制方法。

背景技术

重型多轴车辆被广泛应用于大型风电设备安装过程中超长叶片转运、大型桥梁施工中的超重预制梁运输、洲际导弹野外全路面高效转移就位等众多领域，是国民经济建设和军事重工领域不可或缺的核心工程装备。随着“双碳”战略的深入推进，工程机械行业绿色发展理念已经成为广泛共识，为设计具备行车安全稳定性、越野灵活性、节能高效性的重型多轴车辆，其关键核心又是多轴转向系统的设计。电液伺服转向系统具有动态响应快、输出功率大、范围广等特点，且具备高精度转向及跟踪的良好性能，是重型车辆转向的首选方案。现有的关于重型车辆电液伺服转向系统及其控制，如参考专利CN202210398702.4所述的负载口独立控制式电液伺服转向系统，以阀控系统为基础，引入负载口独立控制技术并用积分滑模控制器提高了系统响应速度、流量匹配精度和节能效果。如参考专利CN202210398704.3所述的闭式伺服泵控系统，使得泵输出流量根据实际工况进行负载匹配，规避了阀控系统不可避免的节流损失，进一步降低了转向系统的能耗。

现有技术在电液伺服转向系统的高效节能及高精度控制方面已有一定的成效，但仍然存在需要改进的地方，主要表现为：

(1)电液伺服转向系统中常用的传统集中式阀控系统虽然应用成熟、响应速度快、控制精度高，但无法精确匹配各轴所需的油液压力及流量，溢流和节流损失较大，容易造成大量不必要的能量损失，使转向系统能效低下，难以满足当前严格的能耗限制标准。在阀控系统的基础上采取其他的节能措施，如负载口独立控制等技术，虽然可避免溢流损失且减少了部分节流损失，但受限于阀口节流调速原理，使得实现转角高精度控制须以节流损失为代价，在重型车辆绿色节能的发展前景中存在较大的局限性。

(2)相比于传统阀控系统，变转速泵控系统具有动态响应好、低能耗的优势，但由于重型车辆全路面行驶工况多变、外部扰动未知及负载波动范围宽等因素，直接将其应用于重型车辆转向系统中，系统容腔会产生负压，系统存在驱动刚度不足、稳定性差等问题，导致系统抗干扰性能较弱，对高精度转向控制带来了较大的困难。

(3)在开式变转速泵控电液转向系统在工作过程中，当车轮转向发生改变时，电磁换向阀阀芯切换位置，此时系统回油口压力逐渐降低，在压力下降的过程中，压力值波动较大，抖振现象明显，严重影响了多轴重型车辆转向工况下的稳定性。

发明内容

本发明提出一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统及控制方法，能保证重型车辆转向系统高精度动态转向、低能耗驱动，同时可避免容腔产生负压、满足系统所需的驱动刚度以及提升转向系统的稳定性。

本发明采用以下技术方案。

一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，用于车辆转向，包括开式变转速泵控系统、回油口阀控系统、信号采集系统、电子控制系统；所述开式变转速泵控系统通过伺服电机泵单元和电磁换向阀对左车轮、右车轮的转向助力缸进行控制；所述回油口阀控系统用于调节回油口背腔压力以及对系统进行流量控制；所述信号采集系统用于采集转向车轮转向角度和各指定回路位置压力；所述电子控制系统根据其输入的目标转角信号、车轮转角传感器信号以及各指定回路位置的压力传感器信号，输出控制指令实时控制车辆的转向系统。

所述开式变转速泵控系统包括伺服电机(2)、单向定量泵(20)、电磁换向阀(5)、第一液控单向阀(6)、第二液控单向阀(14)、第一溢流阀(3)、第二溢流阀(7)、第三溢流阀(13)、第四溢流阀(17)、第一电磁换向球阀(15)、油箱(1)；

所述回油口阀控系统包括伺服比例阀，回油口阀控系统通过控制伺服比例阀阀芯位移来调节回油口背腔压力大小；

所述信号采集系统，包括第一转角传感器、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器；

所述电子控制系统包括控制器和伺服电机驱动器，其根据车轮所需的目标转角、转向车轮实际转角及各指定回路位置压力传感器压力，计算输出对应控制电压信号，并根据实际系统回路压力进行泵控容积调速模式及泵阀联控节流调速模式的二模式切换，从而控制电液转向系统。

所述伺服电机与单向定量泵通过组成键连接组合成伺服电机泵，且伺服电机与伺服驱动器(18)电性连接，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；

车辆转向系统的左转向助力缸(9)的无杆腔和右转向助力缸(10)的有杆腔与第一液控单向阀的B口相连，第一液控单向阀A口和第一电磁换向阀的A口连接，形成第一工作回路；

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B口相连，第二液控单向阀A口和第一电磁换向阀的B口连接，形成第二工作回路；

所述第一液控单向阀B口与第二溢流阀A口相连，第二溢流阀T口连接油箱；所述第二液控单向阀B口与第三溢流阀A口相连，第三溢流阀T口连接油箱；所述第一电磁换向阀P口与定量泵的出口相连，且并联第一溢流阀A口，第一溢流阀T口连接油箱；

所述第一电磁换向阀T口与伺服比例阀(19)的P口相连，伺服比例阀A口连接油箱，伺服比例阀T口、伺服比例阀B口均用堵头封闭；

所述第一液控单向阀K口、第二液控单向阀K口均与第一电磁换向球阀A口连接，第一电磁换向球阀P口与第一电磁换向阀P口连接，第一电磁换向球阀T口连接油箱。

所述开式变转速泵控系统的液压系统中，第一液控单向阀、第二液控单向阀和第一电磁换向球阀形成液压锁止回路；通过设置第一溢流阀、第二溢流阀、第三溢流阀和第四溢流阀对回路的保护作用，防止回路压力过大对系统运行造成危险，当系统各节点压力超过各溢流阀设置的保护压力时，超过的压力部分对应的油液将通过溢流阀流回油箱。

一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，所述控制方法采用容积调速/节流调速二模式切换的复合控制策略，在容积调速模式下根据车轮转向角度的转角偏差信号对伺服电机进行反馈控制，进而控制系统压力，并根据回油口压力控制伺服比例阀从而达到所设定的背腔压力；在节流调速模式下根据目标转角速度前馈及阀口压差反馈对伺服电机进行控制，并根据转角的偏差信号调节伺服比例阀的阀口开度，进而控制系统流量，以满足电液伺服转向系统的高精度动态转向需求，并在动力匹配上做到按需供给、节能降耗，避免系统容腔产生负压，提高系统整体刚度与稳定性。

所述控制方法包括以下步骤；

步骤S1：系统启动，在控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型和控制导向模型，将车轮目标转角信号、容积调速模式下的目标背腔压力信号输入至所述控制器，并将右轮角度传感器及压力传感器采集的模拟信号输入至所述控制器，并计算伺服比例阀进出油口间的压力差值、右侧车轮实际转角与目标转角间的偏差；

步骤S2：启动容积调速模式，以伺服电机泵为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号，控制器向伺服电机及电磁换向阀发送信号控制其工作，进而控制变转速泵输出压力，形成液压驱动力，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S3：根据系统回油口背腔压力与期望背腔压力的偏差信号，控制器输出合适的电压信号驱动伺服比例阀工作，动态调整回油口处的压力达到所设定的背腔压力；

步骤S4：判断电磁换向阀阀芯是否切换位置，若是则跳转步骤S5，若否则继续执行步骤S2-S3；

步骤S5：启动节流调速模式，以回油口伺服比例阀为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角信号计算出角速度，通过角速度前馈和伺服比例阀阀口压差反馈对伺服电机泵进行控制，使电机泵输出期望的流量；

步骤S6：根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号在控制器中计算出合适的电压值，驱动伺服比例阀阀芯产生相应的位移，调节伺服比例阀的阀口开度大小，进而控制系统流量，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S7：判断系统回油口压力是否达到系统此时所需的设定背腔压力，若是则跳转步骤S2，若否则继续执行步骤S5-S6；

步骤S8：控制器接收到停止指令时，电磁换向阀、伺服比例阀均处于中位，伺服电机停机。

容积调速模式下的目标背腔压力值的获取方法如下：设在液压控制系统中，液导作为在预定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，则从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

公式一中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让公式二有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时得到液压缸速度v，计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围。

在启动容积调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式三中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12 sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；

控制器向伺服比例阀发送的控制信号的获取方式如下：

公式四中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数。

判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式信号的获取方法如下：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

公式五中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法。

在启动节流调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式六中，u_m2为伺服电机控制信号，H₁、F₁、G₁为系统变量多项式的简化表达形式，s_m2为与阀口压差相关的滑模函数，ξ_m2为函数特征系数，-ε_m21 sgn(s_m2)-ε_m22s_m2为切换律和指数趋近律；

控制器向伺服比例阀发送的控制信号获取方式如下：

公式七中，u_v为伺服比例阀控制信号，G₂、F₂为系统变量多项式的简化表达形式，ξ_v2为函数特征系数，s_v2为与右轮转角偏差相关的滑模函数，-ε_v21sgn(s_v2)-ε_v22s_v2为切换律和指数趋近律。在步骤S1中，控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型，方法具体为：

步骤S1-1：本实例所述的电液转向台架的机械梯形转向结构建模：

对于通过电磁换向阀控制双转向助力缸，从而驱动车轮转动的电液伺服转向系统，左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式(1)中，α和β分别为左、右侧车轮的转向角度，m为两侧的转向节臂的长度，γ为转向节臂与轮轴的夹角，L为轮轴两主销之间的距离，B为轮轴两主销之间的距离；

式(2)中，F_L为左转向助力缸的推力；F_R为右转向助力缸的推力；p₁为左转向助力缸无杆腔及右转向助力缸有杆腔的压力；p₂为左转向助力缸有杆腔及右转向助力缸无杆腔的压力；A为助力缸无杆腔活塞面积；a为助力缸有杆腔活塞面积；

基于Lagrange方程，建立转向梯形机构的动力学方程：

式中：

式(3-5)中：T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；J_L为左侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；J_R为右侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；C_L、C_R分别为左、右侧轮胎及其相关构件的等效阻尼系数；Q为转向系统的广义力，且

式(6-9)中：v_L、v_R分别为左、右转向梯形臂上转向助力缸驱动力作用点的速度，n为转向缸动作点到主销间的距离；s₁为助力缸与支架铰接处于支架横梁的距离，s₂为助力缸与支架铰接处于转向节的距离；θ₃′、θ₃分别为左、右转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；T_L、T_R分别为左、右轮胎阻力矩；

通过对动力学方程的各项进一步计算可得到如下方程：

为简化系统模型，设油箱压力为零，并忽略阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-2：电液转向台架的液压系统建模，方法具体为：

步骤S1-2-1：建立定量泵输出流量方程为：

设定系统左转时为正向运动，此时换向阀信号u_s>0；右转时u_s<0；停止时u_s＝0；为便于建模，定义ω₁、ω₂区分转向系统左、右转状态：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_i(p_s-p_T)-C_ep_s (16)

式(16)中，Q_m为定量泵输出流量；D_p为齿轮泵排量，且D_p＝1.6×10^-5m³/r；K_m为电压-转速换算系数，且K_m＝200/60，即1V对应200r/min；u_m为伺服电机输入电压；C_i、C_e为伺服电机泵的内、外泄漏系数；油箱压力p_T＝0，令C_p＝C_i+C_e，则有：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_p(ω₁p₁+ω₂p₂) (17)

式(17)中，p₁、p₂分别为换向阀口左、右侧的工作压力；

步骤S1-2-2：建立液压助力缸流量方程：

根据流量连续性方程，双转向助力缸的进、出油流量为：

式(18-19)中，β_e表示有效体积弹性模量；A为助力转向缸的无杆腔面积、a为助力转向缸的有杆腔面积；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；

步骤S1-2-3：电磁换向阀、伺服比例阀阀口流量方程：

设电磁换向阀阀口节流损失较小，为降低模型复杂度，假定液压缸背腔压力腔直通伺服比例阀；伺服比例阀阀口流量方程为：

式(20)中，C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；ρ为油液密度；Δp为伺服比例阀的阀口前后压力差；故转向助力缸的进出口流量为：

式(21)中，q₁为第一换向阀的A口流量；q₂为第一换向阀的B口流量；x_v为伺服比例阀阀芯位移；

步骤S1-2-4：联立可得到转向助力缸两腔工作压力动态方程：

输入控制器的容积调速模式下的目标背腔压力为：

设在液压控制系统中，液导可以作为在一定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，因此从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

式(23)中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让式(24)有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时可得到液压缸速度v，即可计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围；

在所述步骤S2-S3中，启动容积调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送控制信号，具体方法为：

步骤S2/3-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

定义系统状态变量各状态分别为：右轮转角β，右轮转角角速度背腔压力p_t，系统输入为伺服电机电压u_m1，伺服比例阀电压输出系统为右轮转角背腔压力系统状态空间方程如下：

定义输入变量y₁＝x₁，通过三阶求导得：

式(26)中：

定义输入变量y₂＝x₃，二阶求导得：

式(30)中：

步骤S2/3-2：定义转角控制误差e_m1为：

e_m1＝y₁-y_1d (34)

构造与转角跟踪误差相关的滑模函数s_m1，s_m1＝0为滑模面，通过设计条件使状态收敛于滑模面s_m1＝0上，则能保证转角跟踪误差e₁也收敛于0，滑模面形式如下：

式(35)中，n为系统阶数，根据转角控制输入-输出线性化表达式，n＝3故有：

式(36)中，λ＞0，对滑模面求导获得滑模面动态:

步骤S3/4-3：根据电机电压-转角输入输出关系，建立滑模面s_m1与控制器输入u_m1的关系：

式(38)中，

为了使控制连续由式得控制律为：

为了使状态能够收敛于滑模面s_m1＝0上在滑模动态中加入切换律，可得：

在控制过程中，为了保证逼近速度同时抑制滑模抖振现象，应该取较大的ε_m12和较小的ε_m11，可得到趋近律改善后的伺服电机控制律为：

式(41)中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12 sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；

步骤S2/3-4：对背腔压力滑模控制律设计，定义背腔压力控制误差e_v1为：

e_v1＝y₂-y_2d (42)

定义滑模函数s_v1，根据背腔压力控制的输入-输出线性化表达式，n＝1，所以有s_v1＝e_v1；

对滑模函数求导得：

同样选取切换律和指数趋近律：

得到伺服比例阀控制律为：

式(45)中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数；

在步骤S4中，判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式的信号为：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

式(46)中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法；

在所述步骤S5-S6中，启动节流调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送的控制信号为：

步骤S5/6-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

用X＝[x₁,x₂,x₃,x₄,x₅]^T定义系统各状态变量，其中包含：右轮转向角x₁＝β，右轮转向速度伺服比例阀进油阀口压力x₃＝p₁，伺服比例阀出油阀口压力x₄＝p₂，泵源压力x₅＝p_s，得到如下状态空间方程：

定义系统输出变量y₁＝x₁，y₂＝Δp，对二者多次求导便可获得输入u_m2、u_v2与输出y₁，y₂的关系：

通过上述式(48-51)得到转角控制系统输入与输出的关系：

对于y₂＝Δp，进油阀口压差Δp分左转和右转两种状态：

方程用状态变量可表示为：

在左转和右转工况下，分别对y₂求导可得到如下方程：

左转工况：

右转工况：

F₂、G₂、H₂与F₁、G₁均为包含系统变量的多项式的简化表达形式，通过上述过程得到了阀口压差控制系统输入与输出的关系：

步骤S5/6-2：由控制导向模型设计转角控制系统的滑动面为：

式(58)中，λ₁＞0，e_v2＝y₁-y_1d是转角跟踪误差；

对上式求导，可得到滑模面动态为：

式(59)中，

为了满足到达滑模面s_v2＝0的条件，即并为了进一步改善趋近运动阶段系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立(59-60)可得F₂+G₂u_v2+ξ_v2＝-ε_v21 sgn(s_v2)-ε_v22s_v2，最终可求得转向角跟踪系统的滑模控制律为：

步骤S5/6-3：阀口压差控制系统的滑模面为：

s_m2＝e_m2 (62)

式中，e_m2＝y₂-y_2d是阀口压差实际值与期望值之差；

对上式求导，得到滑模面动态为：

式(63)中，

同样在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立式(63-64)可得F₁+G₁u_v2+H₁u_m2+ξ_m2＝-ε_m21 sgn(s_m2)-ε_m22s_m2，最终可求得阀口压差控制系统的滑模控制律为：

与目前已有的技术相比，本发明具有以下有益效果：

(1)针对传统集中式阀控系统能量损失较大、能效较低等问题，且为避免闭式泵控中伺服电机的频繁正反转所带来的换向冲击，提出了泵源压力可调、按需供给的开式回路的变转速泵控系统，整体结构较为简单、散热效果好、节能效果明显，从供源匹配处入手，从源头控制损耗，且无需考虑系统流量补偿问题，降低了系统对油液杂质的敏感度，且伺服电机单向运行，无换向冲击问题，故伺服电机的寿命得以保障。

(2)针对重型车辆泵控转向系统低驱动刚度的限制，设计在转向系统回油口处加装背压阀，并提出了最优背压参数选取原理和二输入二输出非线性滑模控制方法，通过转向助力缸回油口压力反馈调节伺服比例阀阀芯位移，实现背腔压力可控，根据实际工况选取合理的背腔压力值，使系统在极低能耗下保持优良动态特性，有效提高转向控制系统的鲁棒性和控制精度，动态补偿系统负压，增加系统阻尼与驱动刚度。

(3)针对转向系统回油口压力下降时压力值波动较大、抖振现象明显等问题，提出一种基于泵控容积调速/回油节流调速模式切换的新型转向系统及控制方案。通过采用容积调速模式与节流调速模式的二模式切换策略，避免了在回油口压力下降的过程中的波动较大的情况，消除了明显的压力抖振现象，大幅提升了转向系统的稳定性。

附图说明

下面结合附图和具体实施方式对本发明进一步详细的说明：

附图1是本发明所述的容积调速/节流调速模式切换的电液转向系统结构示意图；

附图2是本发明所述的容积调速/节流调速模式切换的控制方法流程示意图；

附图3是本发明所述的容积调速模式的控制方法流程示意图；

附图4是本发明所述的节流调速模式的控制方法流程示意图；

图中：1.油箱，2.伺服电机，3.第一溢流阀，4.第一压力传感器，5.电磁换向阀，6.第一液控单向阀，7.第二溢流阀，8.第二压力传感器，9.左转向助力缸，10.右转向助力缸，11.第一转角传感器，12.第三压力传感器，13.第三溢流阀，14.第二液控单向阀，15.第一电磁换向球阀，16.控制器，17.第四溢流阀，18.伺服驱动器，19.伺服比例阀，20.单向定量泵。

具体实施方式

如图所示，一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，用于车辆转向，包括开式变转速泵控系统、回油口阀控系统、信号采集系统、电子控制系统；所述开式变转速泵控系统通过伺服电机泵单元和电磁换向阀对左车轮、右车轮的转向助力缸进行控制；所述回油口阀控系统用于调节回油口背腔压力以及对系统进行流量控制；所述信号采集系统用于采集转向车轮转向角度和各指定回路位置压力；所述电子控制系统根据其输入的目标转角信号、车轮转角传感器信号以及各指定回路位置的压力传感器信号，输出控制指令实时控制车辆的转向系统。

所述开式变转速泵控系统包括伺服电机2、单向定量泵20、电磁换向阀5、第一液控单向阀6、第二液控单向阀14、第一溢流阀3、第二溢流阀7、第三溢流阀13、第四溢流阀17、第一电磁换向球阀15、油箱1；

所述回油口阀控系统包括伺服比例阀，回油口阀控系统通过控制伺服比例阀阀芯位移来调节回油口背腔压力大小；所述信号采集系统，包括第一转角传感器、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器；

所述电子控制系统包括控制器和伺服电机驱动器，其根据车轮所需的目标转角、转向车轮实际转角及各指定回路位置压力传感器压力，计算输出对应控制电压信号，并根据实际系统回路压力进行泵控容积调速模式及泵阀联控节流调速模式的二模式切换，从而控制电液转向系统。

所述伺服电机与单向定量泵通过组成键连接组合成伺服电机泵，且伺服电机与伺服驱动器18电性连接，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；

车辆转向系统的左转向助力缸9的无杆腔和右转向助力缸10的有杆腔与第一液控单向阀的B口相连，第一液控单向阀A口和第一电磁换向阀的A口连接，形成第一工作回路；

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B口相连，第二液控单向阀A口和第一电磁换向阀的B口连接，形成第二工作回路；

所述第一液控单向阀B口与第二溢流阀A口相连，第二溢流阀T口连接油箱；所述第二液控单向阀B口与第三溢流阀A口相连，第三溢流阀T口连接油箱；所述第一电磁换向阀P口与定量泵的出口相连，且并联第一溢流阀A口，第一溢流阀T口连接油箱；

所述第一电磁换向阀T口与伺服比例阀19的P口相连，伺服比例阀A口连接油箱，伺服比例阀T口、伺服比例阀B口均用堵头封闭；

所述第一液控单向阀K口、第二液控单向阀K口均与第一电磁换向球阀A口连接，第一电磁换向球阀P口与第一电磁换向阀P口连接，第一电磁换向球阀T口连接油箱。

所述开式变转速泵控系统的液压系统中，第一液控单向阀、第二液控单向阀和第一电磁换向球阀形成液压锁止回路；通过设置第一溢流阀、第二溢流阀、第三溢流阀和第四溢流阀对回路的保护作用，防止回路压力过大对系统运行造成危险，当系统各节点压力超过各溢流阀设置的保护压力时，超过的压力部分对应的油液将通过溢流阀流回油箱。

一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，所述控制方法采用容积调速/节流调速二模式切换的复合控制策略，在容积调速模式下根据车轮转向角度的转角偏差信号对伺服电机进行反馈控制，进而控制系统压力，并根据回油口压力控制伺服比例阀从而达到所设定的背腔压力；在节流调速模式下根据目标转角速度前馈及阀口压差反馈对伺服电机进行控制，并根据转角的偏差信号调节伺服比例阀的阀口开度，进而控制系统流量，以满足电液伺服转向系统的高精度动态转向需求，并在动力匹配上做到按需供给、节能降耗，避免系统容腔产生负压，提高系统整体刚度与稳定性。

所述控制方法包括以下步骤；

步骤S1：系统启动，在控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型和控制导向模型，将车轮目标转角信号、容积调速模式下的目标背腔压力信号输入至所述控制器，并将右轮角度传感器及压力传感器采集的模拟信号输入至所述控制器，并计算伺服比例阀进出油口间的压力差值、右侧车轮实际转角与目标转角间的偏差；

步骤S2：启动容积调速模式，以伺服电机泵为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号，控制器向伺服电机及电磁换向阀发送信号控制其工作，进而控制变转速泵输出压力，形成液压驱动力，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S3：根据系统回油口背腔压力与期望背腔压力的偏差信号，控制器输出合适的电压信号驱动伺服比例阀工作，动态调整回油口处的压力达到所设定的背腔压力；

步骤S4：判断电磁换向阀阀芯是否切换位置，若是则跳转步骤S5，若否则继续执行步骤S2-S3；

步骤S5：启动节流调速模式，以回油口伺服比例阀为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角信号计算出角速度，通过角速度前馈和伺服比例阀阀口压差反馈对伺服电机泵进行控制，使电机泵输出期望的流量；

步骤S6：根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号在控制器中计算出合适的电压值，驱动伺服比例阀阀芯产生相应的位移，调节伺服比例阀的阀口开度大小，进而控制系统流量，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S7：判断系统回油口压力是否达到系统此时所需的设定背腔压力，若是则跳转步骤S2，若否则继续执行步骤S5-S6；

步骤S8：控制器接收到停止指令时，电磁换向阀、伺服比例阀均处于中位，伺服电机停机。

容积调速模式下的目标背腔压力值的获取方法如下：设在液压控制系统中，液导作为在预定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，则从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

公式一中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让公式二有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时得到液压缸速度v，计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围。

在启动容积调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式三中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12 sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；控制器向伺服比例阀发送的控制信号的获取方式如下：

公式四中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数。

判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式信号的获取方法如下：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

公式五中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法。

在启动节流调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式六中，u_m2为伺服电机控制信号，H₁、F₁、G₁为系统变量多项式的简化表达形式，s_m2为与阀口压差相关的滑模函数，ξ_m2为函数特征系数，-ε_m21 sgn(s_m2)-ε_m22s_m2为切换律和指数趋近律；

控制器向伺服比例阀发送的控制信号获取方式如下：

公式七中，u_v为伺服比例阀控制信号，G₂、F₂为系统变量多项式的简化表达形式，ξ_v2为函数特征系数，s_v2为与右轮转角偏差相关的滑模函数，-ε_v21sgn(s_v2)-ε_v22s_v2为切换律和指数趋近律。

在步骤S1中，控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型，方法具体为：

步骤S1-1：本实例所述的电液转向台架的机械梯形转向结构建模：

对于通过电磁换向阀控制双转向助力缸，从而驱动车轮转动的电液伺服转向系统，左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式(1)中，α和β分别为左、右侧车轮的转向角度，m为两侧的转向节臂的长度，γ为转向节臂与轮轴的夹角，L为轮轴两主销之间的距离，B为轮轴两主销之间的距离；

式(2)中，F_L为左转向助力缸的推力；F_R为右转向助力缸的推力；p₁为左转向助力缸无杆腔及右转向助力缸有杆腔的压力；p₂为左转向助力缸有杆腔及右转向助力缸无杆腔的压力；A为助力缸无杆腔活塞面积；a为助力缸有杆腔活塞面积；

基于Lagrange方程，建立转向梯形机构的动力学方程：

式中：

式(3-5)中：T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；J_L为左侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；J_R为右侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；C_L、C_R分别为左、右侧轮胎及其相关构件的等效阻尼系数；Q为转向系统的广义力，且

式(6-9)中：v_L、v_R分别为左、右转向梯形臂上转向助力缸驱动力作用点的速度，n为转向缸动作点到主销间的距离；s₁为助力缸与支架铰接处于支架横梁的距离，s₂为助力缸与支架铰接处于转向节的距离；θ₃′、θ₃分别为左、右转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；T_L、T_R分别为左、右轮胎阻力矩；

通过对动力学方程的各项进一步计算可得到如下方程：

为简化系统模型，设油箱压力为零，并忽略阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-2：电液转向台架的液压系统建模，方法具体为：

步骤S1-2-1：建立定量泵输出流量方程为：

设定系统左转时为正向运动，此时换向阀信号u_s>0；右转时u_s<0；停止时u_s＝0；为便于建模，定义ω₁、ω₂区分转向系统左、右转状态：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_i(p_s-p_T)-C_ep_s (16)

式(16)中，Q_m为定量泵输出流量；D_p为齿轮泵排量，且D_p＝1.6×10^-5m³/r；K_m为电压-转速换算系数，且K_m＝200/60，即1V对应200r/min；u_m为伺服电机输入电压；C_i、C_e为伺服电机泵的内、外泄漏系数；油箱压力p_T＝0，令C_p＝C_i+C_e，则有：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_p(ω₁p₁+ω₂p₂) (17)

式(17)中，p₁、p₂分别为换向阀口左、右侧的工作压力；

步骤S1-2-2：建立液压助力缸流量方程：

根据流量连续性方程，双转向助力缸的进、出油流量为：

式(18-19)中，β_e表示有效体积弹性模量；A为助力转向缸的无杆腔面积、a为助力转向缸的有杆腔面积；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；

步骤S1-2-3：电磁换向阀、伺服比例阀阀口流量方程：

设电磁换向阀阀口节流损失较小，为降低模型复杂度，假定液压缸背腔压力腔直通伺服比例阀；伺服比例阀阀口流量方程为：

式(20)中，C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；ρ为油液密度；Δp为伺服比例阀的阀口前后压力差；故转向助力缸的进出口流量为：

式(21)中，q₁为第一换向阀的A口流量；q₂为第一换向阀的B口流量；x_v为伺服比例阀阀芯位移；

步骤S1-2-4：联立可得到转向助力缸两腔工作压力动态方程：

输入控制器的容积调速模式下的目标背腔压力为：

设在液压控制系统中，液导可以作为在一定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，因此从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

式(23)中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让式(24)有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时可得到液压缸速度v，即可计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围；

在本实施例中，容积调速模式下的目标背腔压力为0.5MPa。

图3为本发明所涉及系统的容积调速模式的控制方法流程图。

在所述步骤S2-S3中，启动容积调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送控制信号，具体方法为：

步骤S2/3-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

定义系统状态变量各状态分别为：右轮转角β，右轮转角角速度背腔压力p_t，系统输入为伺服电机电压u_m1，伺服比例阀电压输出系统为右轮转角背腔压力系统状态空间方程如下：

定义输入变量y₁＝x₁，通过三阶求导得：

式(26)中：

定义输入变量y₂＝x₃，二阶求导得：

式(30)中：

步骤S2/3-2：定义转角控制误差e_m1为：

e_m1＝y₁-y_1d (34)

构造与转角跟踪误差相关的滑模函数s_m1，s_m1＝0为滑模面，通过设计条件使状态收敛于滑模面s_m1＝0上，则能保证转角跟踪误差e₁也收敛于0，滑模面形式如下：

式(35)中，n为系统阶数，根据转角控制输入-输出线性化表达式，n＝3故有：

式(36)中，λ＞0，对滑模面求导获得滑模面动态:

步骤S3/4-3：根据电机电压-转角输入输出关系，建立滑模面s_m1与控制器输入u_m1的关系：

式(38)中，

为了使控制连续由式得控制律为：

为了使状态能够收敛于滑模面s_m1＝0上在滑模动态中加入切换律，可得：

在控制过程中，为了保证逼近速度同时抑制滑模抖振现象，应该取较大的ε_m12和较小的ε_m11，可得到趋近律改善后的伺服电机控制律为：

式(41)中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12 sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；

步骤S2/3-4：对背腔压力滑模控制律设计，定义背腔压力控制误差e_v1为：

e_v1＝y₂-y_2d (42)

定义滑模函数s_v1，根据背腔压力控制的输入-输出线性化表达式，n＝1，所以有s_v1＝e_v1；

对滑模函数求导得：

同样选取切换律和指数趋近律：

得到伺服比例阀控制律为：

式(45)中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数；

在步骤S4中，判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式的信号为：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

式(46)中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法；

图4为本发明所涉及系统的节流调速模式的控制方法流程图。

在所述步骤S5-S6中，启动节流调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送的控制信号为：

步骤S5/6-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

用X＝[x₁,x₂,x₃,x₄,x₅]^T定义系统各状态变量，其中包含：右轮转向角x₁＝β，右轮转向速度伺服比例阀进油阀口压力x₃＝p₁，伺服比例阀出油阀口压力x₄＝p₂，泵源压力x₅＝p_s，得到如下状态空间方程：

定义系统输出变量y₁＝x₁，y₂＝Δp，对二者多次求导便可获得输入u_m2、u_v2与输出y₁，y₂的关系：

通过上述式(48-51)得到转角控制系统输入与输出的关系：

对于y₂＝Δp，进油阀口压差Δp分左转和右转两种状态：

方程用状态变量可表示为：

在左转和右转工况下，分别对y₂求导可得到如下方程：

左转工况：

右转工况：

F₂、G₂、H₂与F₁、G₁均为包含系统变量的多项式的简化表达形式，通过上述过程得到了阀口压差控制系统输入与输出的关系：

步骤S5/6-2：由控制导向模型设计转角控制系统的滑动面为：

式(58)中，λ₁＞0，e_v2＝y₁-y_1d是转角跟踪误差；

对上式求导，可得到滑模面动态为：

式(59)中，

为了满足到达滑模面s_v2＝0的条件，即并为了进一步改善趋近运动阶段系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立(59-60)可得F₂+G₂u_v2+ξ_v2＝-ε_v21 sgn(s_v2)-ε_v22s_v2，最终可求得转向角跟踪系统的滑模控制律为：

步骤S5/6-3：阀口压差控制系统的滑模面为：

s_m2＝e_m2 (62)

式中，e_m2＝y₂-y_2d是阀口压差实际值与期望值之差；

对上式求导，得到滑模面动态为：

式(63)中，

同样在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立式(63-64)可得F₁+G₁u_v2+H₁u_m2+ξ_m2＝-ε_m21 sgn(s_m2)-ε_m22s_m2，最终可求得阀口压差控制系统的滑模控制律为：

本例中，图2为本发明所涉及系统的转向控制方法流程图。

在本实施例中，以某重型车辆电液转向台架为例，其相关参数如下：

优选的，在本实施例中设置右轮目标转角曲线y_d＝20sin(0.2πt)的循环转向工况，其转角幅值为±20°。以上所述仅为本发明的较佳实施例，并非是对本发明作其它形式的限制，任何熟悉本专业的技术人员可能利用上述揭示的技术内容加以变更或改型为等同变化的等效实施例。但是凡是未脱离本发明技术方案内容，依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化与改型，仍属于本发明技术方案的保护范围。

Claims (10)

1.一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，用于车辆转向，其特征在于：包括开式变转速泵控系统、回油口阀控系统、信号采集系统、电子控制系统；所述开式变转速泵控系统通过伺服电机泵单元和电磁换向阀对左车轮、右车轮的转向助力缸进行控制；所述回油口阀控系统用于调节回油口背腔压力以及对系统进行流量控制；所述信号采集系统用于采集转向车轮转向角度和各指定回路位置压力；所述电子控制系统根据其输入的目标转角信号、车轮转角传感器信号以及各指定回路位置的压力传感器信号，输出控制指令实时控制车辆的转向系统。

2.根据权利要求1所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，其特征在于：所述开式变转速泵控系统包括伺服电机(2)、单向定量泵(20)、电磁换向阀(5)、第一液控单向阀(6)、第二液控单向阀(14)、第一溢流阀(3)、第二溢流阀(7)、第三溢流阀(13)、第四溢流阀(17)、第一电磁换向球阀(15)、油箱(1)；

所述回油口阀控系统包括伺服比例阀，回油口阀控系统通过控制伺服比例阀阀芯位移来调节回油口背腔压力大小；

所述信号采集系统，包括第一转角传感器、第一压力传感器、第二压力传感器、第三压力传感器；所述电子控制系统包括控制器和伺服电机驱动器，其根据车轮所需的目标转角、转向车轮实际转角及各指定回路位置压力传感器压力，计算输出对应控制电压信号，并根据实际系统回路压力进行泵控容积调速模式及泵阀联控节流调速模式的二模式切换，从而控制电液转向系统。

3.根据权利要求2所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，其特征在于：所述伺服电机与单向定量泵通过组成键连接组合成伺服电机泵，且伺服电机与伺服驱动器(18)电性连接，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；

车辆转向系统的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的B口相连，第一液控单向阀A口和第一电磁换向阀的A口连接，形成第一工作回路；

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B口相连，第二液控单向阀A口和第一电磁换向阀的B口连接，形成第二工作回路；

所述第一液控单向阀B口与第二溢流阀A口相连，第二溢流阀T口连接油箱；所述第二液控单向阀B口与第三溢流阀A口相连，第三溢流阀T口连接油箱；所述第一电磁换向阀P口与定量泵的出口相连，且并联第一溢流阀A口，第一溢流阀T口连接油箱；

所述第一电磁换向阀T口与伺服比例阀(19)的P口相连，伺服比例阀A口连接油箱，伺服比例阀T口、伺服比例阀B口均用堵头封闭；

所述第一液控单向阀K口、第二液控单向阀K口均与第一电磁换向球阀A口连接，第一电磁换向球阀P口与第一电磁换向阀P口连接，第一电磁换向球阀T口连接油箱。

4.根据权利要求3所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统，其特征在于：所述开式变转速泵控系统的液压系统中，第一液控单向阀、第二液控单向阀和第一电磁换向球阀形成液压锁止回路；通过设置第一溢流阀、第二溢流阀、第三溢流阀和第四溢流阀对回路的保护作用，防止回路压力过大对系统运行造成危险，当系统各节点压力超过各溢流阀设置的保护压力时，超过的压力部分对应的油液将通过溢流阀流回油箱。

5.一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：所述控制方法采用容积调速/节流调速二模式切换的复合控制策略，在容积调速模式下根据车轮转向角度的转角偏差信号对伺服电机进行反馈控制，进而控制系统压力，并根据回油口压力控制伺服比例阀从而达到所设定的背腔压力；在节流调速模式下根据目标转角速度前馈及阀口压差反馈对伺服电机进行控制，并根据转角的偏差信号调节伺服比例阀的阀口开度，进而控制系统流量，以满足电液伺服转向系统的高精度动态转向需求，并在动力匹配上做到按需供给、节能降耗，避免系统容腔产生负压，提高系统整体刚度与稳定性。

6.根据权利要求5所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：所述控制方法包括以下步骤；

步骤S1：系统启动，在控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型和控制导向模型，将车轮目标转角信号、容积调速模式下的目标背腔压力信号输入至所述控制器，并将右轮角度传感器及压力传感器采集的模拟信号输入至所述控制器，并计算伺服比例阀进出油口间的压力差值、右侧车轮实际转角与目标转角间的偏差；

步骤S2：启动容积调速模式，以伺服电机泵为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号，控制器向伺服电机及电磁换向阀发送信号控制其工作，进而控制变转速泵输出压力，形成液压驱动力，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S3：根据系统回油口背腔压力与期望背腔压力的偏差信号，控制器输出合适的电压信号驱动伺服比例阀工作，动态调整回油口处的压力达到所设定的背腔压力；

步骤S4：判断电磁换向阀阀芯是否切换位置，若是则跳转步骤S5，若否则继续执行步骤S2-S3；

步骤S5：启动节流调速模式，以回油口伺服比例阀为主要控制对象，根据右侧车轮目标转角信号计算出角速度，通过角速度前馈和伺服比例阀阀口压差反馈对伺服电机泵进行控制，使电机泵输出期望的流量；

步骤S6：根据右侧车轮目标转角与实际转角的偏差信号在控制器中计算出合适的电压值，驱动伺服比例阀阀芯产生相应的位移，调节伺服比例阀的阀口开度大小，进而控制系统流量，使得左、右侧转向助力缸伸缩并让车轮达到目标转角；

步骤S7：判断系统回油口压力是否达到系统此时所需的设定背腔压力，若是则跳转步骤S2，若否则继续执行步骤S5-S6；

步骤S8：控制器接收到停止指令时，电磁换向阀、伺服比例阀均处于中位，伺服电机停机。

7.根据权利要求6所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：容积调速模式下的目标背腔压力值的获取方法如下：设在液压控制系统中，液导作为在预定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，则从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

公式一中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让公式二有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时得到液压缸速度v，计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围。

8.根据权利要求6所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：在启动容积调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式三中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；

控制器向伺服比例阀发送的控制信号的获取方式如下：

公式四中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数。

9.根据权利要求6所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式信号的获取方法如下：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

公式五中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法；

在启动节流调速模式时，控制器向伺服电机发送的控制信号的获取方式如下：

公式六中，u_m2为伺服电机控制信号，H₁、F₁、G₁为系统变量多项式的简化表达形式，s_m2为与阀口压差相关的滑模函数，ξ_m2为函数特征系数，-ε_m21sgn(s_m2)-ε_m22s_m2为切换律和指数趋近律；

控制器向伺服比例阀发送的控制信号获取方式如下：

公式七中，u_v为伺服比例阀控制信号，G₂、F₂为系统变量多项式的简化表达形式，ξ_v2为函数特征系数，s_v2为与右轮转角偏差相关的滑模函数，-ε_v21sgn(s_v2)-ε_v22s_v2为切换律和指数趋近律。

10.根据权利要求6所述的一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统的控制方法，其特征在于：在步骤S1中，控制器中建立一种容积/节流调速模式切换的电液转向系统数学模型，方法具体为：

步骤S1-1：本实例所述的电液转向台架的机械梯形转向结构建模：

对于通过电磁换向阀控制双转向助力缸，从而驱动车轮转动的电液伺服转向系统，左、右轮胎转向角之间的关系表示为：

式(1)中，α和β分别为左、右侧车轮的转向角度，m为两侧的转向节臂的长度，γ为转向节臂与轮轴的夹角，L为轮轴两主销之间的距离，B为轮轴两主销之间的距离；

式(2)中，F_L为左转向助力缸的推力；F_R为右转向助力缸的推力；p₁为左转向助力缸无杆腔及右转向助力缸有杆腔的压力；p₂为左转向助力缸有杆腔及右转向助力缸无杆腔的压力；A为助力缸无杆腔活塞面积；a为助力缸有杆腔活塞面积；

基于Lagrange方程，建立转向梯形机构的动力学方程：

式中：

式(3-5)中：T为转向系统的广义动能；D为转向系统的广义耗散能；J_L为左侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；J_R为右侧车轮、转向节及转向梯形臂绕左侧主销的等效转动惯量；C_L、C_R分别为左、右侧轮胎及其相关构件的等效阻尼系数；Q为转向系统的广义力，且

式(6-9)中：v_L、v_R分别为左、右转向梯形臂上转向助力缸驱动力作用点的速度，n为转向缸动作点到主销间的距离；s₁为助力缸与支架铰接处于支架横梁的距离，s₂为助力缸与支架铰接处于转向节的距离；θ₃′、θ₃分别为左、右转向助力缸作用力与作用点速度的夹角；T_L、T_R分别为左、右轮胎阻力矩；

通过对动力学方程的各项进一步计算可得到如下方程：

为简化系统模型，设油箱压力为零，并忽略阀与助力缸之间的距离；

步骤S1-2：电液转向台架的液压系统建模，方法具体为：

步骤S1-2-1：建立定量泵输出流量方程为：

设定系统左转时为正向运动，此时换向阀信号u_s>0；右转时u_s<0；停止时u_s＝0；为便于建模，定义ω₁、ω₂区分转向系统左、右转状态：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

使用的伺服电机泵为定排量-变转速泵，输出流量与转速、压力相关，流量方程如下：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_i(p_s-p_T)-C_ep_s (16)

式(16)中，Q_m为定量泵输出流量；D_p为齿轮泵排量，且D_p＝1.6×10^-5m³/r；K_m为电压-转速换算系数，且K_m＝200/60，即1V对应200r/min；u_m为伺服电机输入电压；C_i、C_e为伺服电机泵的内、外泄漏系数；油箱压力p_T＝0，令C_p＝C_i+C_e，则有：

Q_p＝D_pK_mu_m-C_p(ω₁p₁+ω₂p₂) (17)

式(17)中，p₁、p₂分别为换向阀口左、右侧的工作压力；

步骤S1-2-2：建立液压助力缸流量方程：

根据流量连续性方程，双转向助力缸的进、出油流量为：

式(18-19)中，β_e表示有效体积弹性模量；A为助力转向缸的无杆腔面积、a为助力转向缸的有杆腔面积；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；

步骤S1-2-3：电磁换向阀、伺服比例阀阀口流量方程：

设电磁换向阀阀口节流损失较小，为降低模型复杂度，假定液压缸背腔压力腔直通伺服比例阀；伺服比例阀阀口流量方程为：

式(20)中，C_d为伺服比例阀的阀口流量系数；w为伺服比例阀的阀口面积梯度；ρ为油液密度；Δp为伺服比例阀的阀口前后压力差；故转向助力缸的进出口流量为：

式(21)中，q₁为第一换向阀的A口流量；q₂为第一换向阀的B口流量；x_v为伺服比例阀阀芯位移；

步骤S1-2-4：联立可得到转向助力缸两腔工作压力动态方程：

输入控制器的容积调速模式下的目标背腔压力为：

设在液压控制系统中，液导可以作为在一定流量系数和油液密度下对阀口开度的度量，阀口液导越大，表明阀口开度越大和通流能力越强，因此从液导特性变化的角度分析背腔压力的选取范围，液导之间的关系式如下：

式(23)中，A为无杆腔作用面积，a为有杆腔作用面积，p₁,p₂分别为两腔压力，v为液压缸活塞运动速度，p_s为泵源压力，K₁,K₂为进、出油阀口液导且油箱压力为0；

为让式(24)有实数解，使系统液导的变化范围为R^1.5K_e＜K₁＜∞,K_e＜K₂＜∞，且液导当量K_e与液压缸活塞速度v成正比，在目标转角信号确定时可得到液压缸速度v，即可计算液导曲线并获取背腔压力的选取范围；

在所述步骤S2-S3中，启动容积调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送控制信号，具体方法为：

步骤S2/3-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

定义系统状态变量各状态分别为：右轮转角β，右轮转角角速度背腔压力p_t，系统输入为伺服电机电压u_m1，伺服比例阀电压输出系统为右轮转角背腔压力系统状态空间方程如下：

定义输入变量y₁＝x₁，通过三阶求导得：

式(26)中：

定义输入变量y₂＝x₃，二阶求导得：

式(30)中：

步骤S2/3-2：定义转角控制误差e_m1为：

e_m1＝y₁-y_1d (34)

构造与转角跟踪误差相关的滑模函数s_m1，s_m1＝0为滑模面，通过设计条件使状态收敛于滑模面s_m1＝0上，则能保证转角跟踪误差e₁也收敛于0，滑模面形式如下：

式(35)中，n为系统阶数，根据转角控制输入-输出线性化表达式，n＝3故有：

式(36)中，λ＞0，对滑模面求导获得滑模面动态:

步骤S3/4-3：根据电机电压-转角输入输出关系，建立滑模面s_m1与控制器输入u_m1的关系：

式(38)中，

为了使控制连续由式得控制律为：

为了使状态能够收敛于滑模面s_m1＝0上在滑模动态中加入切换律，可得：

在控制过程中，为了保证逼近速度同时抑制滑模抖振现象，应该取较大的ε_m12和较小的ε_m11，可得到趋近律改善后的伺服电机控制律为：

式(41)中，u_m1为伺服电机控制信号，g和f为系统变量多项式的简化表达形式，d可视为系统的总干扰，s_m1为与转角跟踪误差相关的滑模函数，ξ_m1为函数特征系数，-ε_m11s_m1-ε_m12sgn(s_m1)为切换律和指数趋近律；

步骤S2/3-4：对背腔压力滑模控制律设计，定义背腔压力控制误差e_v1为：

e_v1＝y₂-y_2d (42)

定义滑模函数s_v1，根据背腔压力控制的输入-输出线性化表达式，n＝1，所以有s_v1＝e_v1；

对滑模函数求导得：

同样选取切换律和指数趋近律：

得到伺服比例阀控制律为：

式(45)中，u_v为伺服比例阀控制信号，c、h为系统变量多项式的简化表达形式，为伺服比例阀阀芯实际位移的导数，s₂为与背腔压力偏差相关的滑模函数，-ε₃s₂-ε₄sgn(s₂)为切换律和指数趋近律，b为油液压缩系数；

在步骤S4中，判断电磁换向阀阀芯是否切换位置以及是否切换调速模式的信号为：

设定车轮左转为正，以右侧转向车轮目标转角和实际转角间的偏差角度作为反馈信号，以反馈信号的正负值作为电磁换向阀切换的控制信号，控制信号函数如下所示：

式(46)中，u_z为电磁换向阀控制信号，θ_q为转角误差，θ_s为实际转角，k为设定切换信号，且当系统停止或助力转向缸锁止时u_z＝0；

在车轮转角方向发生一次变化后即电磁换向阀收到相反数值的切换电压信号后，控制器将容积调速模式切换为节流调速模式，直至回油口压力降为目标背腔压力时，控制器将节流调速模式切换为容积调速模式；在下一个转角周期中，重复进行所述切换控制方法；

在所述步骤S5-S6中，启动节流调速模式，控制器分别向伺服电机及伺服比例阀发送的控制信号为：

步骤S5/6-1：将电液伺服转向系统的数学模型转化为状态空间模型，其对应的系统状态空间方程如下：

用X＝[x₁,x₂,x₃,x₄,x₅]^T定义系统各状态变量，其中包含：右轮转向角x₁＝β，右轮转向速度伺服比例阀进油阀口压力x₃＝p₁，伺服比例阀出油阀口压力x₄＝p₂，泵源压力x₅＝p_s，得到如下状态空间方程：

定义系统输出变量y₁＝x₁，y₂＝Δp，对二者多次求导便可获得输入u_m2、u_v2与输出y₁，y₂的关系：

通过上述式(48-51)得到转角控制系统输入与输出的关系：

对于y₂＝Δp，进油阀口压差Δp分左转和右转两种状态：

方程用状态变量可表示为：

在左转和右转工况下，分别对y₂求导可得到如下方程：

左转工况：

右转工况：

F₂、G₂、H₂与F₁、G₁均为包含系统变量的多项式的简化表达形式，通过上述过程得到了阀口压差控制系统输入与输出的关系：

步骤S5/6-2：由控制导向模型设计转角控制系统的滑动面为：

式(58)中，λ₁＞0，e_v2＝y₁-y_1d是转角跟踪误差；

对上式求导，可得到滑模面动态为：

式(59)中，

为了满足到达滑模面s_v2＝0的条件，即并为了进一步改善趋近运动阶段系统的动态性能，分别在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立(59-60)可得F₂+G₂u_v2+ξ_v2＝-ε_v21 sgn(s_v2)-ε_v22s_v2，最终可求得转向角跟踪系统的滑模控制律为：

步骤S5/6-3：阀口压差控制系统的滑模面为：

s_m2＝e_m2 (62)

式中，e_m2＝y₂-y_2d是阀口压差实际值与期望值之差；

对上式求导，得到滑模面动态为：

式(63)中，

同样在滑模面动态中加入切换律和指数趋近律：

通过联立式(63-64)可得F₁+G₁u_v2+H₁u_m2+ξ_m2＝-ε_m21 sgn(s_m2)-ε_m22s_m2，最终可求得阀口压差控制系统的滑模控制律为：