CN116945832A - 车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其包括：S1、建立车辆的非线性模型；S2、建立车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法：S3、运用分层控制策略进行车辆的协同控制。本发明运用主动悬架与转向系统的耦合机理，将多轴车辆主动悬架与全轮转向系统进行了协同控制，有效地隔离、吸收和耗散道路不平度引起的震动能量，保证车辆的车身姿态平稳，进一步提高应急救援车的行驶平顺性、操纵稳定性和安全性。针对下层的主动悬架操纵稳定性控制器等子系统，分别设计单独的控制器使子系统的局部性能达到最优，根据各个子系统间的耦合关系确定了上层协同控制规则，既实现了对下层各子系统的协同控制又简化了控制器的结构。

Description

车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法

技术领域

本发明涉及车辆悬架控制技术领域，特别涉及一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法。

背景技术

面对地形与地貌复杂，洪涝、泥石流、地震，重大车祸等自然灾害和人为灾害频发，灾害发生之后，将救援物资和设备安全、准确、快速地送到指定地区是展开有效救援的基础。应急救援车辆是应对陆地灾害的关键运输工具，为紧急救援提供了强大的支持。多轴应急救援车行驶工况危险，且车身高，重量大，底盘各个子系统耦合情况更加复杂，为解决车辆悬架系统和转向系统之间的协调问题，同时使车辆在不平路面行驶更加平稳，提升乘客的乘坐舒适性，保护应急救援物资和人员的安全。

目前对车辆全轮转向的研究大多集中在两轴车辆，对多轴车辆的全轮转向研究较少，三轴车辆全轮转向系统比两轴车辆的转向系统复杂很多，现有大多数研究过程中往往忽略轮胎等非线性因素，与实际模型相差较大，具体实施时无法达到预期效果；目前对于主动悬架的研究大多集中在单个子系统的研究，控制策略的研究也多以单个悬架的模型为基础，这样的控制效果与整车悬架控制效果相差很大，也具有很大的局限性。目前对于转向系统的研究大多集中在转向单个子系统，忽略了转向系统与其他系统的耦合情况，建立模型过于线性化和理想化，与实际模型相差较大。

发明内容

为解决上述问题，本发明提供了一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，运用主动悬架与转向系统的耦合机理，将多轴车辆主动悬架与全轮转向系统进行了协同控制，有效地隔离、吸收和耗散道路不平度引起的震动能量，保证车辆的车身姿态平稳，进一步提高应急救援车的行驶平顺性、操纵稳定性和安全性。针对下层的主动悬架操纵稳定性控制器等子系统，分别设计单独的控制器使子系统的局部性能达到最优，根据各个子系统间的耦合关系确定了上层协同控制规则，既实现了对下层各子系统的协同控制又简化了控制器的结构。

具体地，本发明提供了一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其具体步骤如下所示：

S1：建立车辆的非线性模型；

所述车辆的非线性模型由沿y₁坐标轴力平衡、绕z₁坐标轴力矩平衡、绕x₁坐标轴力矩平衡、沿z₁坐标轴力平衡、绕y₁坐标轴力矩平衡和非簧载质量垂向运动的悬架与转向系统耦合非线性动力学模型组成；

S2：建立车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法：

所述分层协同控制方法包括主动悬架行驶平顺性控制模型、主动悬架操纵稳定性控制模型、多轴转向控制模型和上层协同控制模型；

S21：车辆行驶过程中由于悬架作用和路面不平度的影响造成轮胎垂直载荷的变化，以及悬挂系统对车辆操纵稳定性的影响，采用滑模变结构控制方法建立主动悬架行驶平顺性控制模型和主动悬架操纵稳定性控制模型；所述主动悬架行驶平顺性控制模型以车身垂向位移z_b、垂向加速度车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>车身俯仰角/>和俯仰角加速度/>为控制目标；所述主动悬架操纵稳定性控制模型以车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>和轮胎动载荷/>为控制目标；所述滑模变结构控制方法具体为：首先计算滑模系数矩阵，然后设计滑动模态控制率，最后获得等效滑模控制力，如下所示：

其中：U_keq为等效滑模控制力；c_i为滑膜系数矩阵第i个参数；b_i为广义误差方程控制矩阵第i个参数；A_e为广义误差方程系统矩阵；X为状态变量；F_e为外界扰动系数矩阵；W为外界扰动变量；ε_i为趋近率第i个系数；s_i为切换函数的第i模态；sign为符号函数；i为模态数，i＝1,2,3；j为误差控制矩阵的个数，j＝1,2，i-1；

S22：考虑车轮的侧向力矩对车身的俯仰力矩与侧倾力矩对转向系统的行驶平顺性影响，采用双H∞鲁棒控制方法建立多轴转向控制模型；

首先，设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，结合多轴转向控制模型的状态方程，如下所示：

其中：x为多轴转向控制模型的状态变量，x为其导数；z为多轴转向控制模型的第一输出变量；y为多轴转向控制模型的第二输出变量；A、C₁、C₂分别为系统矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₁、D₁₁、D₁₂分别为扰动矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₂、D₂₁、D₂₂分别为控制矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；w为多轴转向控制模型的系统扰动；u为六个悬架的主动输出力向量；

然后，设计多轴转向双H∞鲁棒控制模型，得到车辆中轴车轮转角δ_m和车辆后轴车轮转角δ_r，构成多轴转向控制模型，如下所示：

其中：δ_m为车辆中轴的车轮转角；δ_r为车辆后轴的车轮转角；l_c为车辆后轴到质心的距离；k_m为车辆中轴弹簧刚度；l_b为车辆中轴到质心的距离；δ_ω为第二多轴转向控制率；δ_β为第一多轴转向控制率；k_r为车辆后轴弹簧刚度；

S23：基于S21中的主动悬架操纵稳定性控制模型、主动悬架行驶平顺性控制模型和S22中的多轴转向控制模型，根据车辆的行驶状态对主动悬架系统和转向系统进行综合考虑并进行决策，建立车辆上层协同控制模型；

S3：运用分层控制策略进行车辆的协同控制；

所述分层控制策略包括执行层、控制层和协同层；根据执行层的主动悬架与全轮转向操纵稳定性控制模型和主动悬挂平顺性控制模型，结合控制层的操纵稳定性控制模型和行驶平顺性的控制模型，实现车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制。

优选地，所述步骤S1悬架与转向系统耦合非线性动力学模型包括：沿坐标轴y₁轴力平衡方程、绕坐标轴z₁轴力矩平衡、绕坐标轴x₁轴力矩平衡方程、沿坐标轴z₁轴力平衡方程和绕坐标轴y₁轴力矩平衡方程，组成的方程组具体为：

式子：l_a分别为前轴到质心的距离；mu为轮胎所对应非簧载质量向量；γ为横摆角速度；为质心侧偏角速度；/>为侧倾角加速度；δ_i,i＝1,2,3,4,5,6为第i个车轮转角；/>为横摆角加速度；m_s为车身簧载质量；h_s为侧倾中心到质心的距离；F_yi,i＝1,2,3,4,5,6为六个轮胎所受侧向力；B为同轴两个轮胎之间的距离；u_i,i＝1,2,3,4,5,6为六个悬架的主动输出力；I_x为车身绕x₁轴侧倾转惯量；I_z为车身绕z₁轴横摆转动惯量；I_y为车身绕y₁轴俯仰转动惯量；I_xz为绕x₁轴和z₁轴转动的惯性积；/>为车身侧倾角；F_si,i＝1,2,3,4,5,6为悬架等效力；z为垂向加速度；/>为俯仰角加速度；g为中立加速度，取g＝9.8m/s；θ为车身俯仰角。

优选地，所述步骤S1中的非簧载质量垂向运动方程，具体为：

其中：m_ui，i＝1，2，3，4，5，6为第i个轮胎所对应非簧载质量；为第i个轮胎非簧载质量加速度；/>为由侧倾引起的轮胎动载荷的变化量；F_ti,i＝1,2,3,4,5,6为第i个轮胎垂直作用力。

优选地，所述步骤S21计算滑模系数矩阵，具体为：

建立主动悬架广义误差方程与滑模切换面方程，如下所示：

其中：为滑模控制模型矢量误差一阶导数；E为滑模控制模型矢量误差；U为等效控制量；S为切换函数；C为滑模系数矩阵；B_e为路面随机输入的外部扰动；

原系统转化为形式上的二次型，如下所示：

其中：为误差的标准型方程；A_e11′、A_e12′、A_e21′、A_e22′为误差的标准型系统矩阵的第一、第二、第三和第四参数；X₂′为误差的标准型状态变量；B_e2′为误差的标准型输入矩阵；s′为误差的切换函数；C₁′、C₂′为滑膜参数系数矩阵第一和第二参数；

当系统进入滑模面运动状态时，s′＝0，代入上系统中得到/>如下所示：

其中：C₂′^-1为滑膜参数系数矩阵的逆；

使(A_e11′-A_e12′K)存在所要求得极点λ₁,λ₂,…,λ₆，即系统特征方程，如下所示：

|λI₆-(A_e11′-A_e12′K)|＝0；

其中：λ为系统配置极点；I₆为六维单位矩阵；K为反馈系数矩阵；

根λ_i(i＝1,…,6)均在坐标轴Y轴的左半平面，K值求出后，得到滑模的系数矩阵，如下所示：

C′＝[C₁′C₂′]＝[C₂′K C₂′]＝C₂′[K I₃]；

其中：C′为滑模系数矩阵导数；I₃为三维单位矩阵；

原系统中的滑模系数矩阵C，如下所示：

C＝C′T；

其中：T为非奇异线性变换矩阵。

优选地，所述步骤S21中设计滑动模态控制率，具体为：

计算等速趋近率，如下所示：

其中：为等速趋近率；ε为等速趋近率系数；

改善模态运动的品质，引入路面随机输入的外部扰动，如下所示：

其中：为误差状态方程；

将误差状态方程控制矩阵B_e、滑膜系数矩阵C和误差状态方程控制矩阵U进行分解，如下所示：

其中：b₁、b₂和b₃为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数；c₁、c₂和c₃为滑膜系数矩阵的第一、第二和第三参数；U_A、U_B和U_C为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数；

当s₁＝0时，开启U_A，此时系统方程，如下所示：

其中：s₁为启动第一个切换函数；

此时，相对应的等效滑模控制力，如下所示：

U_Aeq＝-(c₁b₁)^-1[c₁A_eX+c₁FW]；

其中：U_Aeq为到达s1切换面等效滑模控制力；F为系统扰动系数矩阵；

将等效滑模控制力U_Aeq代替U_A后，进入模态s₂＝0，如下所示：

其中：为第二个切换面方程；

相应的在s₁∩s₂的等效滑模控制力，如下所示：

U_Beq＝(c₂b₂)^-1[c₂A_eX+c₂b₁U_A+c₂b₂U_B+c₂F_eW]；

其中：U_Beq为进入s1、s2切换面时的等效滑膜控制力；

由推理得到，在U_k启动后，s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的模态运动方程，如下所示：

其中：U_k为第k个控制输入，k＝A,B,C，k＝A时与i＝1对应；s_i-1为第i-1个切换面；

此时，切换函数s_i切换面如下所示：

s_i＝c_iA_eX+c_ib₁U_Aeq+…+c_ib_iU_keq+c_iF_eW；

从而得到s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的等效滑模控制力方程。

优选地，所述步骤S22中的设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，具体为：

计算出车辆低、中高车速下转向时的理想参考模型，测量真实值与理想质心侧偏角的差值γ，如下所示：

e_β＝β-β_d；

其中：e_β为质心侧偏角理论与实际的误差；β为实际质心侧偏角；β_d为理论质心侧偏角；计算出车辆低、中高速理想参考模型，由理想参考横摆角速度ω_d，将测量真实值和理想值的差值，如下所示：

e_ω＝ω-ω_d；

其中：e_ω为横摆角速度理论与实际的误差；ω_d为横摆角速度理论值；

引入增广状态变量x_e，如下所示：

其中：x_e为增广状态变量；

确定状态变量X、输出变量Y、第一控制变量U和第二控制变量W，如下所示：

六个主动悬架作动力与汽车质心处等效垂向力、等效侧倾力矩和等效俯仰力矩之间的关系表达式，如下所示：

其中：F_q为总悬架作动力；f₁、f₂、f₃、f₄、f₅和f₆分别为第一、第二、第三、第四、第五和第六主动悬架作动力；M_qθ为抑制车身俯仰状态所需要的力矩；为抑制车身侧倾状态所需要的力矩；

将上式转化为鲁棒跟踪标准形式，如下所示：

其中：C_e为误差输出矩阵；D_e为误差控制矩阵；

结合步骤S22中的状态方程表达式，分别获得理想质心侧偏角的差值γ和理想参考横摆角速度ω_dH∞控制。

优选地，所述步骤S22中的设计多轴转向双H∞鲁棒控制模型，具体为：

以零质心侧偏角原理设计的质心侧偏角多轴转向控制模型，获得第一多轴转向控制率δ_β；以横摆角速度理想参考模型设计的横摆角速度多轴转向控制模型，获得第二多轴转向控制率δ_ω，如下所示：

将第一多轴转向控制率δ_β和第二多轴转向控制率δ_ω进行解耦，求出双H∞鲁棒控制模型的输出，得到中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

优选地，所述步骤S23中的根据车辆的行驶状态对主动悬架系统和转向系统进行综合考虑并进行决策，建立车辆上层协同控制模型，具体为：

S231：将安装于质心附近的惯性测量单元输出信号进行滤波处理，得到安装位置的垂向位移z_b、垂向加速度车身俯仰角θ、俯仰角加速度/>车身侧倾角/>和侧倾角加速度/>

S232：由主动悬架滑模控制力计算模块根据得到的车身姿态信息，获得总悬架作动力F_q；

S233：结合安装在非簧载处的位移传感器输出的非簧载位移信息与惯导测量的车身位移Sc、行驶速度Vc、车身加速度信号Ac通过路面等级识别模块识别处当前试验路面不平度等级Rg；

S234：将转角传感器的输出信号进行滤波处理和A/D转换后，获得方向盘输入转角信号；输入转向鲁棒控制模块，求解出中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r；然后与行驶速度Vc、路面不平度等级Rg共同输入协同控制模型，输出主动悬架滑模控制模块的权重系数K₁，转向鲁棒控制模块权重系数K₂；结合K₁、K₂确定六个主动悬架理想作动力；

S235：控制量经过D/A转换得到最优的总悬架作动力F_q和中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

优选地，所述步骤S3中的运用分层控制策略进行车辆的协同控制，具体为：

S31：单独主动悬架系统控制器选取车身质心处的垂向位移z_b、车身俯仰角θ、车身侧倾角或垂向加速度/>俯仰角加速度/>和侧倾角加速度/>指标评价整车行驶平顺性；

S32：单独的转向系统控制器选取车辆的实际质心侧偏角β、实际横摆角速度ω指标评价整车操纵稳定性和机动性；

S33：主动悬架和全轮转向系统进行协同控制时，按照车辆行驶具体工况来选取具体的控制目标；

S34：当车辆直线行驶时，评价指标仅满足主动悬架系统的行驶平顺性；但车辆转向行驶时，即需要对实际质心侧偏角β和实际横摆角速度ω进行调节，还需要加入主动悬架对侧偏角β、侧偏角加速度轮胎垂直载荷/>进行调节，从而确定主动悬架和转向系统对平顺性和操纵稳定性的控制效果。

与现有技术相比，本发明的有益效果如下：

本发明提供了一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，本发明设计的主动悬架滑模变结构控制器和多轴转向系统双鲁棒控制器进行了协同控制，解决车辆悬架系统和转向系统之间的协调问题，使车辆在不平路面行驶更加平稳，提升了乘客的乘坐舒适性，保护了应急救援物资和人员的安全。对应急救援车辆主动悬架和转向系统协同控制，在车辆直线行驶时保证其行驶平顺性；在车辆转向行驶时，减小车轮侧向力和纵向力的波动，从而保证车辆质心侧偏角和横摆角速度趋于理想模型，保证车辆行驶稳定性操纵。针对下层的主动悬架操纵稳定性控制器、主动悬架行驶平顺性控制器、多轴转向控制器子系统，分别设计单独的控制器使子系统的局部性能达到最优，根据各个子系统间的耦合关系确定了上层协同控制规则，既实现了对下层各子系统的协同控制又简化了控制器的结构。

附图说明

图1是根据本发明车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法流程图；

图2是根据本发明的实施例整车主动悬架系统示意图；

图3是根据本发明的实施例多轴转向系统俯视示意图；

图4是根据本发明的实施例多轴转向系统前视示意图；

图5是根据本发明的实施例二自由度多轴转向简化示意图；

图6是根据本发明的实施例车辆悬挂系统与转向系统协同控制原理图；

图7是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统分层协同控制结构框图；

图8是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统分层协同控制方法流程图；

图9是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下质心侧偏角相应图；

图10是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下横摆角速度相应图；

图11是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下车身侧倾角相应图；

图12是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下侧倾角加速度相应图；

图13是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下侧向加速度相应图；

具体实施方式

以下将参考附图详细说明本发明的示例性实施例、特征和方面。尽管实施例中示出了实施例的各种参数取值和方面，但是除非特别指出，不必按完全相同的参数和方面来完成仿真流程。

本发明的车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，如图1所示，其包括：

S1：建立车辆的非线性模型；

车辆的非线性模型由沿y₁坐标轴力平衡、绕z₁坐标轴力矩平衡、绕x₁坐标轴力矩平衡、沿z₁坐标轴力平衡、绕y₁坐标轴力矩平衡和非簧载质量垂向运动的悬架与转向系统耦合非线性动力学模型组成。

悬架与转向系统耦合非线性动力学模型包括：沿坐标轴y₁轴力平衡方程、绕坐标轴z₁轴力矩平衡、绕坐标轴x₁轴力矩平衡方程、沿坐标轴z₁轴力平衡方程和绕坐标轴y₁轴力矩平衡方程，组成的方程组具体为：

式子：l_a分别为前轴到质心的距离；mu为轮胎所对应非簧载质量向量；γ为横摆角速度；为质心侧偏角速度；/>为侧倾角加速度；δ_i,i＝1,2,3,4,5,6为第i个车轮转角；/>为横摆角加速度；m_s为车身簧载质量；h_s为侧倾中心到质心的距离；F_yi,i＝1,2,3,4,5,6为六个轮胎所受侧向力；B为同轴两个轮胎之间的距离；u_i,i＝1,2,3,4,5,6为六个悬架的主动输出力；I_x为车身绕x₁轴侧倾转惯量；I_z为车身绕z₁轴横摆转动惯量；I_y为车身绕y₁轴俯仰转动惯量；I_xz为绕x₁轴和z₁轴转动的惯性积；/>为车身侧倾角；F_si,i＝1,2,3,4,5,6为悬架等效力；/>为垂向加速度；/>为俯仰角加速度；g为中立加速度，取g＝9.8m/s；θ为车身俯仰角。

非簧载质量垂向运动方程，具体为：

其中：m_ui，i＝1，2，3，4，5，6为第i个轮胎所对应非簧载质量；为第i个轮胎非簧载质量加速度；/>为由侧倾引起的轮胎动载荷的变化量；F_ti,i＝1,2,3,4,5,6为第i个轮胎垂直作用力。

S2：建立车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法：

分层协同控制方法包括主动悬架行驶平顺性控制模型、主动悬架操纵稳定性控制模型、，如图2所示是根据本发明的实施例整车主动悬架系统示意图。多轴转向控制模型和上层协同控制模型如图3所示是根据本发明的实施例多轴转向系统俯视示意图；如图4所示是根据本发明的实施例多轴转向系统前视示意图。

S21：车辆行驶过程中由于悬架作用和路面不平度的影响造成轮胎垂直载荷的变化，以及悬挂系统对车辆操纵稳定性的影响，采用滑模变结构控制方法建立主动悬架行驶平顺性控制模型和主动悬架操纵稳定性控制模型；主动悬架行驶平顺性控制模型以车身垂向位移z_b、垂向加速度车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>车身俯仰角/>和俯仰角加速度为控制目标；主动悬架操纵稳定性控制模型以车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>和轮胎动载荷/>为控制目标；滑模变结构控制方法具体为：

首先计算滑模系数矩阵，具体为：

建立主动悬架广义误差方程与滑模切换面方程，如下所示：

其中：为滑模控制模型矢量误差一阶导数；E为滑模控制模型矢量误差；U为等效控制量；S为切换函数；C为滑模系数矩阵；B_e为路面随机输入的外部扰动。

原系统转化为形式上的二次型，如下所示：

其中：为误差的标准型方程；A_e11′、A_e12′、A_e21′、A_e22′为误差的标准型系统矩阵的第一、第二、第三和第四参数；X₂′为误差的标准型状态变量；B_e2′为误差的标准型输入矩阵；s′为误差的切换函数；C₁′、C₂′为滑膜参数系数矩阵第一和第二参数。

当系统进入滑模面运动状态时，s′＝0，代入上系统中得到/>如下所示：

其中：C₂′^-1为滑膜参数系数矩阵的逆。

使(A_e11′-A_e12′K)存在所要求得极点λ₁,λ₂,…,λ₆，即系统特征方程，如下所示：

|λI₆-(A_e11′-A_e12′K)|＝0；

其中：λ为系统配置极点；I₆为六维单位矩阵；K为反馈系数矩阵。

根λ_i(i＝1,…,6)均在坐标轴Y轴的左半平面，K值求出后，得到滑模的系数矩阵，如下所示：

C′＝[C₁′C₂′]＝[C₂′K C₂′]＝C₂′[K I₃]；

其中：C′为滑模系数矩阵导数；I₃为三维单位矩阵。

原系统中的滑模系数矩阵C，如下所示：

C＝C′T；

其中：T为非奇异线性变换矩阵。

然后设计滑动模态控制率，具体为：

计算等速趋近率，如下所示：

其中：为等速趋近率；ε为等速趋近率系数。

改善模态运动的品质，引入路面随机输入的外部扰动，如下所示：

其中：为误差状态方程。

将误差状态方程控制矩阵B_e、滑膜系数矩阵C和误差状态方程控制矩阵U进行分解，如下所示：

其中：b₁、b₂和b₃为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数；c₁、c₂和c₃为滑膜系数矩阵的第一、第二和第三参数；U_A、U_B和U_C为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数。

当s₁＝0时，开启U_A，此时系统方程，如下所示：

其中：s₁为启动第一个切换函数。

此时，相对应的等效滑模控制力，如下所示：

U_Aeq＝-(c₁b₁)^-1[c₁A_eX+c₁FW]；

其中：U_Aeq为到达s1切换面等效滑模控制力；F为系统扰动系数矩阵。

将等效滑模控制力U_Aeq代替U_A后，进入模态s₂＝0，如下所示：

/>

其中：为第二个切换面方程。

相应的在s₁∩s₂的等效滑模控制力，如下所示：

U_Beq＝(c₂b₂)^-1[c₂A_eX+c₂b₁U_A+c₂b₂U_B+c₂F_eW]；

其中：U_Beq为进入s1、s2切换面时的等效滑膜控制力。

由推理得到，在U_k启动后，s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的模态运动方程，如下所示：

其中：U_k为第k个控制输入，k＝A,B,C，k＝A时与i＝1对应；s_i-1为第i-1个切换面。此时，切换函数s_i切换面如下所示：

s_i＝c_iA_eX+c_ib₁U_Aeq+…+c_ib_iU_keq+c_iF_eW；

从而得到s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的等效滑模控制力方程。

最后获得等效滑模控制力，如下所示：

其中：U_keq为等效滑模控制力；c_i为滑膜系数矩阵第i个参数；b_i为广义误差方程控制矩阵第i个参数；A_e为广义误差方程系统矩阵；X为状态变量；F_e为外界扰动系数矩阵；W为外界扰动变量；ε_i为趋近率第i个系数；s_i为切换函数的第i模态；sign为符号函数；i为模态数，i＝1,2,3；j为误差控制矩阵的个数，j＝1,2，i-1。

S22：考虑车轮的侧向力矩对车身的俯仰力矩与侧倾力矩对转向系统的行驶平顺性影响，采用双H∞鲁棒控制方法建立多轴转向控制模型，如图5所示是根据本发明的实施例二自由度多轴转向简化示意图。

首先，设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，结合多轴转向控制模型的状态方程，如下所示：

其中：x为多轴转向控制模型的状态变量，为其导数；z为多轴转向控制模型的第一输出变量；y为多轴转向控制模型的第二输出变量；A、C₁、C₂分别为系统矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₁、D₁₁、D₁₂分别为扰动矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₂、D₂₁、D₂₂分别为控制矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；w为多轴转向控制模型的系统扰动；u为六个悬架的主动输出力向量。

设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，具体为：

计算出车辆低、中高车速下转向时的理想参考模型，测量真实值与理想质心侧偏角的差值γ，如下所示：

e_β＝β-β_d；

其中：e_β为质心侧偏角理论与实际的误差；β为实际质心侧偏角；β_d为理论质心侧偏角。

计算出车辆低、中高速理想参考模型，由理想参考横摆角速度ω_d，将测量真实值和理想值的差值，如下所示：

e_ω＝ω-ω_d；

其中：e_ω为横摆角速度理论与实际的误差；ω_d为横摆角速度理论值。

引入增广状态变量x_e，如下所示：

其中：x_e为增广状态变量。

确定状态变量X、输出变量Y、第一控制变量U和第二控制变量W，如下所示：

六个主动悬架作动力与汽车质心处等效垂向力、等效侧倾力矩和等效俯仰力矩之间的关系表达式，如下所示：

其中：F_q为总悬架作动力；f₁、f₂、f₃、f₄、f₅和f₆分别为第一、第二、第三、第四、第五和第六主动悬架作动力；M_qθ为抑制车身俯仰状态所需要的力矩；为抑制车身侧倾状态所需要的力矩。

将上式转化为鲁棒跟踪标准形式，如下所示：

其中：C_e为误差输出矩阵；D_e为误差控制矩阵。

结合步骤S22中的状态方程表达式，分别获得理想质心侧偏角的差值γ和理想参考横摆角速度ω_dH∞控制。

然后，设计多轴转向双H∞鲁棒控制模型，具体为：

以零质心侧偏角原理设计的质心侧偏角多轴转向控制模型，获得第一多轴转向控制率δ_β；以横摆角速度理想参考模型设计的横摆角速度多轴转向控制模型，获得第二多轴转向控制率δ_ω，如下所示：

将第一多轴转向控制率δ_β和第二多轴转向控制率δ_ω进行解耦，求出双H∞鲁棒控制模型的输出，得到中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

得到车辆中轴车轮转角δ_m和车辆后轴车轮转角δ_r，构成多轴转向控制模型，如下所示：

其中：δ_m为车辆中轴的车轮转角；δ_r为车辆后轴的车轮转角；l_c为车辆后轴到质心的距离；k_m为车辆中轴弹簧刚度；l_b为车辆中轴到质心的距离；δ_ω为第二多轴转向控制率；δ_β为第一多轴转向控制率；k_r为车辆后轴弹簧刚度。

S23：基于S21中的主动悬架操纵稳定性控制模型、主动悬架行驶平顺性控制模型和S22中的多轴转向控制模型，根据车辆的行驶状态对主动悬架系统和转向系统进行综合考虑并进行决策，建立车辆上层协同控制模型，，如图6所示是根据本发明的实施例车辆悬挂系统与转向系统协同控制原理图，具体为：

S231：将安装于质心附近的惯性测量单元输出信号进行滤波处理，得到安装位置的垂向位移z_b、垂向加速度车身俯仰角θ、俯仰角加速度/>车身侧倾角/>和侧倾角加速度/>

S232：由主动悬架滑模控制力计算模块根据得到的车身姿态信息，获得总悬架作动力F_q。

S233：结合安装在非簧载处的位移传感器输出的非簧载位移信息与惯导测量的车身位移Sc、行驶速度Vc、车身加速度信号Ac通过路面等级识别模块识别处当前试验路面不平度等级Rg。

S234：将转角传感器的输出信号进行滤波处理和A/D转换后，获得方向盘输入转角信号；输入转向鲁棒控制模块，求解出中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r；然后与行驶速度Vc、路面不平度等级Rg共同输入协同控制模型，输出主动悬架滑模控制模块的权重系数K₁，转向鲁棒控制模块权重系数K₂；结合K₁、K₂确定六个主动悬架理想作动力。

S235：控制量经过D/A转换得到最优的总悬架作动力F_q和中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

S3：运用分层控制策略进行车辆的协同控制；

分层控制策略包括执行层、控制层和协同层；根据执行层的主动悬架与全轮转向操纵稳定性控制模型和主动悬挂平顺性控制模型，结合控制层的操纵稳定性控制模型和行驶平顺性的控制模型，实现车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制，如图7所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统分层协同控制结构框图。

运用分层控制策略进行车辆的协同控制，如图8所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统分层协同控制方法流程图，具体为：

S31：单独主动悬架系统控制器选取车身质心处的垂向位移z_b、车身俯仰角θ、车身侧倾角或垂向加速度/>俯仰角加速度/>和侧倾角加速度/>指标评价整车行驶平顺性。

S32：单独的转向系统控制器选取车辆的实际质心侧偏角β、实际横摆角速度ω指标评价整车操纵稳定性和机动性。

S33：主动悬架和全轮转向系统进行协同控制时，按照车辆行驶具体工况来选取具体的控制目标。

S34：当车辆直线行驶时，评价指标仅满足主动悬架系统的行驶平顺性即可；但车辆转向行驶时，即需要对实际质心侧偏角β和实际横摆角速度ω进行调节，还需要加入主动悬架对侧偏角β、侧偏角加速度轮胎垂直载荷/>进行调节，从而确定主动悬架和转向系统对平顺性和操纵稳定性的控制效果。

为充分验证本发明所提出协同控制的优越性，假定车辆以36km/h车速行驶于双移线工况下，前轮输入转角5°，正弦信号周期为2s，协同控制和单独控制各项指标响应对比曲线与阶跃工况下响应对比曲线效果基本一致，都具有明显优化效果。如图9所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下质心侧偏角相应图；如图10所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下横摆角速度相应图；如图11所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下车身侧倾角相应图；如图12所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下侧倾角加速度相应图；如图13所示是根据本发明的实施例主动悬架与多轴转向系统双移线工况下侧向加速度相应图；另外，能够看出，单独控制下车身的侧倾角和侧倾角加速度在刚进入转向工况时出现了较大的波动，其峰值明显大于协同控制，此时操纵稳定性较差。而采用协同控制后，车身的侧倾角峰值由0.0181rad降低到0.0144rad，侧倾角加速度峰值由0.2505rad/s²降低到0.1535rad/s²得到了明显优化。如表1所示为双移线工况下相关指标均方根值，结果表明，协同控制能够提高车辆在转向过程中的综合性能，利用多个控制模型使车辆具有更好的机动性、操纵稳定性、侧向稳定性和行驶平顺性。

表1双移线工况下相关指标均方根值

本发明的有益效果在于：本发明提供了一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法。本发明实施例以设计的主动悬架滑模变结构控制器和多轴转向系统双鲁棒控制器进行了协同控制，解决车辆悬架系统和转向系统之间的协调问题，使车辆在不平路面行驶更加平稳，提升了乘客的乘坐舒适性，保护了应急救援物资和人员的安全。对应急救援车辆主动悬架和转向系统协同控制，在车辆直线行驶时保证其行驶平顺性；在车辆转向行驶时，减小车轮侧向力和纵向力的波动，从而保证车辆质心侧偏角和横摆角速度趋于理想模型，保证车辆行驶稳定性操纵。针对下层的主动悬架操纵稳定性控制器、主动悬架行驶平顺性控制器、多轴转向控制器子系统，分别设计单独的控制器使子系统的局部性能达到最优，根据各个子系统间的耦合关系确定了上层协同控制规则，既实现了对下层各子系统的协同控制又简化了控制器的结构。通过对实际应用过程的数据模拟与分析能够提高车辆在转向过程中的综合性能，利用多个控制模型使车辆具有更好的机动性、操纵稳定性、侧向稳定性和行驶平顺性。

最后应说明的是：以上所述的各实施例仅用于说明本发明的技术方案，而非对其限制；尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，本领域的普通技术人员应当理解：其依然可以对前述实施例所记载的技术方案或者参数进行修改，或者对其中部分或全部技术特征进行等同替换；而这些修改或替换，并不使相应技术方案的本质脱离本发明各实施例技术方案的范围。

Claims (9)

1.一种车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，其包括以下步骤：

S1：建立车辆的非线性模型；

所述车辆的非线性模型由沿y₁坐标轴力平衡、绕z₁坐标轴力矩平衡、绕x₁坐标轴力矩平衡、沿z₁坐标轴力平衡、绕y₁坐标轴力矩平衡和非簧载质量垂向运动的悬架与转向系统耦合非线性动力学模型组成；

S2：建立车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法：

所述分层协同控制方法包括主动悬架行驶平顺性控制模型、主动悬架操纵稳定性控制模型、多轴转向控制模型和上层协同控制模型；

S21：车辆行驶过程中由于悬架作用和路面不平度的影响造成轮胎垂直载荷的变化，以及悬挂系统对车辆操纵稳定性的影响，采用滑模变结构控制方法建立主动悬架行驶平顺性控制模型和主动悬架操纵稳定性控制模型；所述主动悬架行驶平顺性控制模型以车身垂向位移z_b、垂向加速度车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>车身俯仰角/>和俯仰角加速度/>为控制目标；所述主动悬架操纵稳定性控制模型以车身侧倾角θ_b、侧倾角加速度/>和轮胎动载荷/>为控制目标；所述滑模变结构控制方法具体为：首先计算滑模系数矩阵，然后设计滑动模态控制率，最后获得等效滑模控制力，如下所示：

其中：U_keq为等效滑模控制力；c_i为滑膜系数矩阵第i个参数；b_i为广义误差方程控制矩阵第i个参数；A_e为广义误差方程系统矩阵；X为状态变量；F_e为外界扰动系数矩阵；W为外界扰动变量；ε_i为趋近率第i个系数；s_i为切换函数的第i模态；sign为符号函数；i为模态数，i＝1,2,3；j为误差控制矩阵的个数，j＝1,2，i-1；

S22：考虑车轮的侧向力矩对车身的俯仰力矩与侧倾力矩对转向系统的行驶平顺性影响，采用双H∞鲁棒控制方法建立多轴转向控制模型；

首先，设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，结合多轴转向控制模型的状态方程，如下所示：

其中：x为多轴转向控制模型的状态变量，为其导数；z为多轴转向控制模型的第一输出变量；y为多轴转向控制模型的第二输出变量；A、C₁、C₂分别为系统矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₁、D₁₁、D₁₂分别为扰动矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；B₂、D₂₁、D₂₂分别为控制矩阵的第一系数、第二系数和第三系数；w为多轴转向控制模型的系统扰动；u为六个悬架的主动输出力向量；

然后，设计多轴转向双H∞鲁棒控制模型，得到车辆中轴车轮转角δ_m和车辆后轴车轮转角δ_r，构成多轴转向控制模型，如下所示：

其中：δ_m为车辆中轴的车轮转角；δ_r为车辆后轴的车轮转角；l_c为车辆后轴到质心的距离；k_m为车辆中轴弹簧刚度；l_b为车辆中轴到质心的距离；δ_ω为第二多轴转向控制率；δ_β为第一多轴转向控制率；k_r为车辆后轴弹簧刚度；

S23：基于S21中的主动悬架操纵稳定性控制模型、主动悬架行驶平顺性控制模型和S22中的多轴转向控制模型，根据车辆的行驶状态对主动悬架系统和转向系统进行综合考虑并进行决策，建立车辆上层协同控制模型；

S3：运用分层控制策略进行车辆的协同控制；

所述分层控制策略包括执行层、控制层和协同层；根据执行层的主动悬架与全轮转向操纵稳定性控制模型和主动悬挂平顺性控制模型，结合控制层的操纵稳定性控制模型和行驶平顺性的控制模型，实现车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制。

2.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S1悬架与转向系统耦合非线性动力学模型包括：沿坐标轴y₁轴力平衡方程、绕坐标轴z₁轴力矩平衡、绕坐标轴x₁轴力矩平衡方程、沿坐标轴z₁轴力平衡方程和绕坐标轴y₁轴力矩平衡方程，组成的方程组具体为：

式子：l_a分别为前轴到质心的距离；mu为轮胎所对应非簧载质量向量；γ为横摆角速度；为质心侧偏角速度；/>为侧倾角加速度；δ_i,i＝1,2,3,4,5,6为第i个车轮转角；/>为横摆角加速度；m_s为车身簧载质量；h_s为侧倾中心到质心的距离；F_yi,i＝1,2,3,4,5,6为六个轮胎所受侧向力；B为同轴两个轮胎之间的距离；u_i,i＝1,2,3,4,5,6为六个悬架的主动输出力；I_x为车身绕x₁轴侧倾转惯量；I_z为车身绕z₁轴横摆转动惯量；I_y为车身绕y₁轴俯仰转动惯量；I_xz为绕x₁轴和z₁轴转动的惯性积；/>为车身侧倾角；F_si,i＝1,2,3,4,5,6为悬架等效力；为垂向加速度；/>为俯仰角加速度；g为中立加速度，取g＝9.8m/s；θ为车身俯仰角。

3.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S1中的非簧载质量垂向运动方程，具体为：

其中：m_ui，i＝1，2，3，4，5，6为第i个轮胎所对应非簧载质量；为第i个轮胎非簧载质量加速度；/>为由侧倾引起的轮胎动载荷的变化量；F_ti,i＝1,2,3,4,5,6为第i个轮胎垂直作用力。

4.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S21计算滑模系数矩阵，具体为：

建立主动悬架广义误差方程与滑模切换面方程，如下所示：

其中：为滑模控制模型矢量误差一阶导数；E为滑模控制模型矢量误差；U为等效控制量；S为切换函数；C为滑模系数矩阵；B_e为路面随机输入的外部扰动；

原系统转化为形式上的二次型，如下所示：

其中：为误差的标准型方程；A_e11′、A_e12′、A_e21′、A_e22′为误差的标准型系统矩阵的第一、第二、第三和第四参数；X₂′为误差的标准型状态变量；B_e2′为误差的标准型输入矩阵；s′为误差的切换函数；C₁′、C₂′为滑膜参数系数矩阵第一和第二参数；

当系统进入滑模面运动状态时，s′＝0，代入上系统中得到/>如下所示：

其中：C₂′^-1为滑膜参数系数矩阵的逆；

使(A_e11′-A_e12′K)存在所要求得极点λ₁,λ₂,…,λ₆，即系统特征方程，如下所示：

|λI₆-(A_e11′-A_e12′K)|＝0；

其中：λ为系统配置极点；I₆为六维单位矩阵；K为反馈系数矩阵；

根λ_i(i＝1,…,6)均在坐标轴Y轴的左半平面，K值求出后，得到滑模的系数矩阵，如下所示：

C′＝[C₁′ C₂′]＝[C₂′K C₂′]＝C₂′[K I₃]；

其中：C′为滑模系数矩阵导数；I₃为三维单位矩阵；

原系统中的滑模系数矩阵C，如下所示：

C＝C′T；

其中：T为非奇异线性变换矩阵。

5.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S21中设计滑动模态控制率，具体为：

计算等速趋近率，如下所示：

其中：为等速趋近率；ε为等速趋近率系数；

改善模态运动的品质，引入路面随机输入的外部扰动，如下所示：

其中：为误差状态方程；

将误差状态方程控制矩阵B_e、滑膜系数矩阵C和误差状态方程控制矩阵U进行分解，如下所示：

其中：b₁、b₂和b₃为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数；c₁、c₂和c₃为滑膜系数矩阵的第一、第二和第三参数；U_A、U_B和U_C为误差状态方程控制矩阵的第一、第二和第三参数；

当s₁＝0时，开启U_A，此时系统方程，如下所示：

其中：s₁为启动第一个切换函数；

此时，相对应的等效滑模控制力，如下所示：

U_Aeq＝-(c₁b₁)^-1[c₁A_eX+c₁FW]；

其中：U_Aeq为到达s1切换面等效滑模控制力；F为系统扰动系数矩阵；

将等效滑模控制力U_Aeq代替U_A后，进入模态s₂＝0，如下所示：

其中：为第二个切换面方程；

相应的在s₁∩s₂的等效滑模控制力，如下所示：

U_Beq＝(c₂b₂)^-1[c₂A_eX+c₂b₁U_A+c₂b₂U_B+c₂F_eW]；

其中：U_Beq为进入s1、s2切换面时的等效滑膜控制力；

由推理得到，在U_k启动后，s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的模态运动方程，如下所示：

其中：U_k为第k个控制输入，k＝A,B,C，k＝A时与i＝1对应；s_i-1为第i-1个切换面；

此时，切换函数s_i切换面如下所示：

s_i＝c_iA_eX+c_ib₁U_Aeq+…+c_ib_iU_keq+c_iF_eW；

从而得到s₁∩s₂∩…∩s_i-1上的等效滑模控制力方程。

6.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S22中的设计基于质心侧偏角γ的H∞鲁棒控制方法和基于横摆角速度ω_d的H∞鲁棒控制方法的推倒过程，具体为：

计算出车辆低、中高车速下转向时的理想参考模型，测量真实值与理想质心侧偏角的差值γ，如下所示：

e_β＝β-β_d；

其中：e_β为质心侧偏角理论与实际的误差；β为实际质心侧偏角；β_d为理论质心侧偏角；

计算出车辆低、中高速理想参考模型，由理想参考横摆角速度ω_d，将测量真实值和理想值的差值，如下所示：

e_ω＝ω-ω_d；

其中：e_ω为横摆角速度理论与实际的误差；ω_d为横摆角速度理论值；

引入增广状态变量x_e，如下所示：

其中：x_e为增广状态变量；

确定状态变量X、输出变量Y、第一控制变量U和第二控制变量W，如下所示：

六个主动悬架作动力与汽车质心处等效垂向力、等效侧倾力矩和等效俯仰力矩之间的关系表达式，如下所示：

其中：F_q为总悬架作动力；f₁、f₂、f₃、f₄、f₅和f₆分别为第一、第二、第三、第四、第五和第六主动悬架作动力；M_qθ为抑制车身俯仰状态所需要的力矩；为抑制车身侧倾状态所需要的力矩；

将上式转化为鲁棒跟踪标准形式，如下所示：

其中：C_e为误差输出矩阵；D_e为误差控制矩阵；

结合步骤S22中的状态方程表达式，分别获得理想质心侧偏角的差值γ和理想参考横摆角速度ω_dH∞控制。

7.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S22中的设计多轴转向双H∞鲁棒控制模型，具体为：

以零质心侧偏角原理设计的质心侧偏角多轴转向控制模型，获得第一多轴转向控制率δ_β；以横摆角速度理想参考模型设计的横摆角速度多轴转向控制模型，获得第二多轴转向控制率δ_ω，如下所示：

将第一多轴转向控制率δ_β和第二多轴转向控制率δ_ω进行解耦，求出双H∞鲁棒控制模型的输出，得到中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

8.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S23中的根据车辆的行驶状态对主动悬架系统和转向系统进行综合考虑并进行决策，建立车辆上层协同控制模型，具体为：

S231：将安装于质心附近的惯性测量单元输出信号进行滤波处理，得到安装位置的垂向位移z_b、垂向加速度车身俯仰角θ、俯仰角加速度/>车身侧倾角/>和侧倾角加速度/>

S232：由主动悬架滑模控制力计算模块根据得到的车身姿态信息，获得总悬架作动力F_q；

S233：结合安装在非簧载处的位移传感器输出的非簧载位移信息与惯导测量的车身位移Sc、行驶速度Vc、车身加速度信号Ac通过路面等级识别模块识别处当前试验路面不平度等级Rg；

S234：将转角传感器的输出信号进行滤波处理和A/D转换后，获得方向盘输入转角信号；输入转向鲁棒控制模块，求解出中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r；然后与行驶速度Vc、路面不平度等级Rg共同输入协同控制模型，输出主动悬架滑模控制模块的权重系数K₁，转向鲁棒控制模块权重系数K₂；结合K₁、K₂确定六个主动悬架理想作动力；

S235：控制量经过D/A转换得到最优的总悬架作动力F_q和中轴的车轮转角δ_m，后轴的车轮转角δ_r。

9.根据权利要求1所述的用于车辆主动悬架与多轴转向系统的分层协同控制方法，其特征在于，所述步骤S3中的运用分层控制策略进行车辆的协同控制，具体为：

S31：单独主动悬架系统控制器选取车身质心处的垂向位移z_b、车身俯仰角θ、车身侧倾角或垂向加速度/>俯仰角加速度/>和侧倾角加速度/>指标评价整车行驶平顺性；

S32：单独的转向系统控制器选取车辆的实际质心侧偏角β、实际横摆角速度ω指标评价整车操纵稳定性和机动性；

S33：主动悬架和全轮转向系统进行协同控制时，按照车辆行驶具体工况来选取具体的控制目标；

S34：当车辆直线行驶时，评价指标仅满足主动悬架系统的行驶平顺性；但车辆转向行驶时，即需要对实际质心侧偏角β和实际横摆角速度ω进行调节，还需要加入主动悬架对侧偏角β、侧偏角加速度轮胎垂直载荷/>进行调节，从而确定主动悬架和转向系统对平顺性和操纵稳定性的控制效果。