CN117030092A - 基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法，包括：将悬挂机构和/或转向机构与车轮连接的铰点作为车轮力感知节点，测量感知节点处杆件铰点力的三向分力，计算得到悬挂机构和/或转向机构中铰点两端杆件之间的夹角，利用空间机构的几何关系，解算得到悬挂机构和/或转向机构的位形，根据位形确定车轮方位；利用车轮方位的连续动态测量，解算得到车轮所受到的惯性力和惯性力矩；将车轮作为一个整体或者将车轮、悬挂机构和/或转向机构作为一个整体进行动力学平衡分析，建立铰点力、惯性力、惯性力矩和车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮力。本发明能够同时测量车轮方位和车轮力，避免在旋转部件上布置传感元件，适用范围广。

Description

基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法

技术领域

本发明涉及车轮力传感领域，具体涉及一种基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法。

背景技术

车轮力是路面作用于车轮的力，决定着车辆行驶时的运动行为。车轮力检测已广泛应用于车辆试验开发过程中的载荷谱辨识和标定，在车辆产品使用过程中的路面环境识别、主动安全、运动稳定性控制、故障诊断、结构健康监测以及智能底盘驱动控制等方面，还将具有更广泛的应用前景。

车轮力检测方法是通过测得力敏弹性体的应变或变形数据以及数据处理算法来实时检测车轮力。从力传感和检测原理可知，力敏弹性体可嵌入于轮力传递到车体路径的任何节点(下面称为感知节点)：地面→胎面→轮辋→轮毂轴承→转向节或电动轮壳体或车桥→球铰→悬架导向机构及弹簧和减振器→轴铰→车体。不同的汽车底盘和悬挂结构，上述车轮力的传递路径将有所不同。而且注意到在上述传递路径中，在轮毂轴承的滚动体之前的节点(下面称为旋转节点)都是随着车轮旋转的，滚动体之后的节点(下面称为非旋转节点)不随车轮旋转，但会随着车轮而跳动。

目前的车轮力检测方法中，将感知节点布置在旋转节点上有两种：一种是布置在轮胎上的被称为智能轮胎(US011548329B2)；智能轮胎是在轮胎上布置导电聚合物或碳纤维等应变丝，直接测量轮胎胎壁应变或变形，但由于橡胶轮胎是非线性材料，其应力应变本构关系非常复杂，因此从轮胎胎壁应变或变形数据转换到车轮力的处理算法非常复杂，其测量精度受到所采用的动态轮胎模型精度的影响；另一种是布置在车轮轮辋(CN102636299A，US006324919B1)，其力敏弹性体采用轮辐式结构，但由于力敏弹性体随车轮一起旋转，能量和信号传输是较难解决的问题，还需要另外增设用于测量旋转位置的编码器和方位检测装置，才能将所测的车轮力转换到整车坐标系中进行度量，以用于汽车运动控制，因此实现过程复杂，消耗较高。将感知节点布置在非旋转节点的有两种：一种是布置在轮毂轴承外圈，由于轴承外圈结构过于简单，车轮力测量的灵敏度和精度不高；另一种是将感知节点布置在转向节(US10272720 B2)，由于转向节是车轮与悬挂/转向机构连接的集结体，支承并带动前轮绕主销转动而使汽车转向；在汽车行驶状态下，它承受并传递轮力，因此通过检测转向节的应变/变形，也可检测出车轮力，但是由于复杂转向节结构造成车轮力与转向节的应变数据之间存在着复杂的对应关系，因此多维多向的车轮力解耦算法非常困难，检测精度不理想。

因此，需要一种便于车辆产品使用过程中的车轮力感知系统及方法，易于安装嵌入到产品、且测量精度较高而实现过程简易。

发明内容

有鉴于此，本发明的目的是克服现有技术中的缺陷，提供基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法，能够快速有效地解算车轮力，测量精度高，适用范围广。

本发明的基于铰点力测量的车轮力感知系统，至少包括一个安装在车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力传感器；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力传感器测量得到的铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

进一步，为了提高车轮力检测精度，至少还包括一个用于测量车轮和车体的一个或多个方向的加速度传感器和/或角加速度传感器，将加速度传感器和/或角加速度传感器的测量值与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

更进一步地，将用于测量车轮的所述加速度传感器和/或角加速度传感器，用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到悬挂机构和/或转向机构的位形；根据连续测量计算得到位形的时间变化，计算出车轮相对于车体的加速度和/或角加速度，并与车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度计算出车轮的加速度和/或角加速度。

进一步，为了使得检测到的车轮力用于车辆运动控制等的场合，至少还包括一个用于测量车轮相对于车体方向的方向角传感器；通过方向角传感器测量得到的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。

再进一步地，将所述方向角传感器用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的所述第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到车轮相对于车体方向的方向角。

进一步，所述第一和/或第二铰点力传感器布置在车轮侧，还用于测量车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

进一步，利用所述第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角与车轮方位的几何对应关系，将悬挂和/或转向机构的几何尺寸和约束关系以数据表格形式进行存储，用于在线的快速查表和车轮惯性力和/或惯性力矩以及所述方向角的动态插值计算。

一种基于铰点力测量的车轮力感知方法，包括：

将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩；其中，所述铰点力为车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

进一步，将车轮和车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

进一步，通过车轮相对于车体方向的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。

进一步，解算得到悬挂机构或转向机构的位形，根据位形确定车轮方位，具体包括：

S11.分别构建在整车参考系{V}下描述的B点的位置向量^Vp_B以及C点的位置向量^Vp_C的表达式：

其中，^VR₂＝[^Vx₂,^Vy₂,^Vz₂]是一个3×3的旋转矩阵，^Vx₂为公垂线x₂在整车参考系{V}下描述的单位向量，^Vy₂、^Vz₂分别为{2}参考系的y轴和z轴在整车参考系{V}下描述的单位向量；β₁₃是z₁轴和z₃轴之间的夹角，上横臂平面转动等效于围绕z₁轴旋转的连杆l₁，下横臂平面转动等效于连杆l₃围绕z₃轴的旋转，θ₁为主动旋转角度，θ₃为θ₁从动的旋转角度，d₀为o₁到o₂的距离，其中o₁是{1}参考系的原点，o₂是{2}参考系的原点；d₁为上横臂的转动轴z₁与下横臂的转动轴z₃的垂距，d₂为参考系{3}的原点到公垂线x₂的距离；为{2}参考系的原点o₂在整车参考系{V}下描述的位置向量；根据几何约束：

构建式子(1)：

f₁(θ₁,θ₃)＝0

S12.分别构建在整车参考系{V}下描述的J点位置向量^Vp_J和E点的位置向量^Vp_E的表达式：

^Vp_J＝[^Vp_Jx,^Vp_Jy(d_J),^Vp_Jz]^T

其中，^Vp_Jx、^Vp_Jy(d_J)、^Vp_Jz分别为J点在整车参考系{V}下描述的位置向量的x,y,z分量；d_J为J点沿z₅轴的主动位移，γ₄为围绕z₄轴的从动旋转角度；^VR₄(θ₁,θ₃)＝[^Vx₄,^Vy₄,^Vz₄]是从{4}到{V}的旋转矩阵，^Vx₄,^Vy₄,^Vz₄为整车参考系{V}下描述的参考系{4}的x,y,z轴的单位矢量，{4}参考系为RSSP转向机构中以o₄为原点，其x轴平行于z₄轴和z₅轴的公垂线，其z轴平行于主销轴线的参考系；l₄为转向机构铰点E到主销轴线的距离；^Vp_Q(θ₁,θ₃)＝^Vp_C+λ_Q(^Vp_B-^Vp_C)；λ_Q表示Q点到C点的距离与B点到C点的距离之比；根据几何约束关系：

构建式子(2)：

f₂(θ₁,θ₃,d_J,γ₄)＝0

S13.构建力系统方程：

其中，和/>分别是{U₁}相对于{U}的旋转矩阵和{S₁}相对于{S}的旋转矩阵；{U₁}参考系的原点位于B点，x轴平行于主销轴线，y轴平行于/>{S₁}参考系的原点位于E点，x轴平行于主销轴线，y轴平行于/>{S}为转向铰点力传感器参考系；{U}为上铰点力传感器参考系；^UF_u为上铰点力传感器坐标系下获得的三轴力，^SF_s为转向铰点力传感器坐标系下获得的三轴力；/>为{U₁}参考系描述下的上横臂铰点力，/>为{S₁}参考系描述下的横拉杆铰点力；

第一步，构建γ₅的表达式(3)：

其中，为{S₁}参考系描述下的横拉杆铰点力/>的y轴分量；根据转向机构的运动学关系，γ₅也可以表示为表达式(4)：

其中， ^Vl₅＝^Vp_J-^Vp_E，^Vl₄＝^Vp_E-^Vp_Q；

根据式子(3)和(4)，构建式子(5)：

f₃(θ₁,θ₃,d_J,γ₄)＝0；

第二步，创建{U₂}参考系：原点位于A点，z轴平行于上横臂转轴z₁，y轴平行于由于上摆臂能够绕转轴z₁自由转动，即上铰点力的分力沿上摆臂平面法向量方向/>为零，可以得到式子(6)：

其中，分别为在{U₂}系下描述的上铰点力/>在y、z轴的分量；为{U₁}到{U₂}的旋转矩阵；α_u,β_u以及γ_u分别为{U₁}参考系到{U₂}参考系，以内旋z-y-x方式旋转的三个欧拉角，表示为式子(7)：

其中，a_ij、b_ij与c_ij均为多项式拟合系数；表示上摆臂的摆动角度θ₁的i-1次方，为J点沿z₅轴的位移d_J的J-1次方；

根据式子(6)的x轴分量和式子(7)，得到式子(8)：

f₄(θ₁,d_J)＝0

S14.联立式子(1)、(2)、(5)以及(8)求解，得到θ₁、θ₃、d_J以及γ₄，车轮相对于整车的方位角由如下式子(9)得到：

其中，^VR_W为车轮参考系{W}到整车参考系{V}的旋转矩阵，{W}参考系原点位于接地点W，三轴与上铰点传感器参考系{U}的三轴平行，

其中，×为叉乘运算符，^Vl₁(θ₁)＝^Vp_A-^Vp_B，^Vl₁(θ₁)＝^Vp_A-^Vp_B，^Vp_A为{V}系描述下A点的位置矢量；

车轮的位置矢量^Vp_W可以由如下式子得到：

^Vp_W＝^Vp_B+^VR_U ^Up_W＝[^Vp_wx,^Vp_wy,^Vp_wz]^T

其中，^VR_U由式子(9)得到，^Up_W为在{U}系下描述的W点的位置矢量，^Vp_wx,^Vp_wy,^Vp_wz分别为{V}系下描述的W点的位置矢量在x,y,z轴上的分量。

进一步，计算得到车轮力，具体包括：

建立在坐标系{W}下的牛顿-欧拉方程，假设车辆相对于{0}的线性加速度和角速度分别为和/>车轮中心相对于整车的驱动角速度在{W}下的表达为{V}从到{0}的旋转矩阵为⁰R_V；其中，{0}是惯性系；根据牛顿方程，描述为：

其中，m_w表示车轮质量，WF_u为车轮参考系{W}描述下的上横臂铰点力，WF_s为车轮参考系{W}描述下的横拉杆铰点力；是车轮中心点G相对于{0}的加速度，通过以下方式得到：

其中，表示⁰R_W的转置；⁰R_W＝⁰R_V ^VR_W，表示{W}到{0}的旋转矩阵；^VR_W由式子(9)得到；/>是对应于/>的角加速度，^Up_G为轮心G点在惯性系{0}下描述的位置向量，表示为：

其中，^Up_G为在{U}系下描述的G点的位置矢量；是车轮中心点G相对于车辆的速度，/>是对应于/>的加速度，^WF_g、^WF_l、^WF_w分别为{W}描述下的车轮重力、下铰点力以及车轮力，它们分别表示形式为：

其中，g是重力加速度；

根据欧拉方程，以下横臂铰点C为取矩中心可描述为：

其中，^wM表示在{W}下描述的总力矩，表示角动量的求导并在{W}下描述；

^Wp_G、^Wp_B、^Wp_E、^Wp_W分别为G,B,E,W点在{W}系描述下的位置向量；

进一步表示为：

其中，^WJ_w＝[I_w]_3×3为车轮在{W}下描述的转动惯量；^WJ_h＝[I_h]_3×3为轮毂在{W}下描述的转动惯量；车轮相对于{W}的角速度表示为：

其中，对应于/>的角加速度/>表示为：

其中，是对应/>的角加速度；车轮中心驱动的角速度/>在{W}坐标系下的表示为：

其对应的角加速度通过以下方式计算：

其中，为对应于/>的角加速度；

为了计算车轮力^VF_W，我们利用式子(10)的x分量、式子(13)的y分量和z分量，组成三个方程，以标量形式表示为：

其中，为/>的x轴分量，^WF_gx为{W}系描述下车轮重力的x轴分量，^WF_ux为{W}系描述下的上横臂铰点力的x轴分量，^WF_sx为{W}系描述下的横拉杆铰点力的x轴分量，^WF_lx为{W}系描述下的下横臂铰点力的x轴分量；^WF_wx、^WF_wy、^WF_wz分别为{W}系描述下的车轮力的x,y,z轴分量；/>分别为求导后的角动量/>的y,z轴分量；^WM_gy、^WM_gz分别为{W}系描述下的车轮重力对C点的力矩^WM_g的y,z轴分量；^WM_uy、^WM_uz分别为{W}系描述下的上横臂铰点力对C点的力矩^WM_u的y,z轴分量；^WM_sy、^WM_sz分别为{W}系描述下的横拉杆铰点力对C点的力矩^WM_s的y,z轴分量；^Wp_Wx、^Wp_Wy、^Wp_Wz分别为W点在{W}系描述下的位置向量^Wp_W的x,y,z轴分量；^Wp_Cx、^Wp_Cy、^Wp_Cz分别为C点在{W}系描述下的位置向量^Wp_C的x,y,z轴分量；^WF_lx是来自下铰点力传感器的x分量信号；车轮力^VF_W通过以下方式计算：

^VF_w＝^VR_W[^WF_wx,^WF_wy,^WF_wz]^T。

本发明的有益效果是：本发明公开的一种基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法，利用上横臂铰点力始终沿着上横臂平面、转向拉杆铰点力始终沿着转向拉杆的轴向方向的特征，通过对双横臂悬挂RSSR机构和转向RSSP机构与车轮连接的球铰点力的三向分力测量，利用这些分力的比值关系，可计算出双横臂悬挂RSSR机构和转向RSSP机构与车轮的夹角，从而确定车轮跳动和转向的方向和位置；再通过建立车轮动态力/矩的平衡方程，可解算出车轮与路面作用的三维力，即车轮的纵向力、横向力和垂向力，从而实现车轮力位的同时并行感知。本发明既避免了加装额外的车轮方位的测量装置，又避免了在车轮轮辋上旋转部件上测量车轮力的传统方法所具有的信号和电源传输较难的问题，易于实现智能化汽车底盘产品嵌入式集成的车轮力感知，提高了测量效率以及检测精度，为车辆平顺性的评价和控制提供了技术支持。

附图说明

下面结合附图和实施例对本发明作进一步描述：

图1(a)为本发明的铰点力测量布置示意图；

图1(b)为本发明的铰点力测量过程中L型力敏弹性体测量示意图；

图2为本发明的车轮力位并行感知的运动学模型和静力学模型分析示意图；

图3为本发明的双横臂悬挂RSSR机构力学分析简图；

图4为本发明的转向RSSP机构力学分析简图；

图5为本发明的车轮方位解算原理示意图。

具体实施方式

以下结合说明书附图对本发明做出进一步的说明，如图所示：

本发明的基于铰点力测量的车轮力感知系统，至少包括一个安装在车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力传感器；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力传感器测量得到的铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

本发明将车轮力感知节点布置在非旋转节点的车轮悬挂或转向机构的铰点，巧妙利用悬挂机构或转向机构中质量和转动惯量较小且只是两端铰点受力的杆件的力学特征，即在较大的车轮力测量算法中，不失测量精度，其杆件运动过程中所介入的惯性力和惯性力矩可以忽略，因而其铰点力总是近似地可处理为总是沿着杆件的两端球铰点的连线轴向或两端中有一端为轴铰的连接两端铰点的平面方向。

通过上述感知系统，将感知节点选择在远离该车轮与地面的接触作用点的非旋转节点时，不需要测量车轮旋转位置的传感器，简化了传感系统结构，降低车轮力传感的各种消耗；本发明的基于铰点力测量的车轮力感知系统，可适用于车轮与各种悬挂和/或转向机构连接情形下的车轮力的检测。

本实施例中，为了提高车轮力检测精度，至少还包括一个用于测量车轮和车体的一个或多个方向的加速度传感器和/或角加速度传感器，将加速度传感器和/或角加速度传感器的测量值与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。其中，加速度传感器可以测量得到加速度，角加速度传感器可以测量得到角加速度；

通过上述设置，可以计算得到车轮惯性力和/或惯性力矩，从而可以构建更为精确的动力学平衡方程，进而可以解算得到更加精确的车轮坐标系下的车轮力。

本实施例中，将用于测量车轮的所述加速度传感器和/或角加速度传感器，用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到悬挂机构或转向机构的位形；根据连续测量计算得到位形的时间变化，计算出车轮相对于车体的加速度和/或角加速度，并与车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度计算出车轮的加速度和/或角加速度。

值得指出，当车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度较小的场合，不失测量精度，车轮一个或多个方向的加速度和/或角加速度可以用车轮相对于车体一个或多个方向的加速度和/或角加速度代替。其中，对于悬挂机构二力杆件设置第一铰点力传感器，对于转向机构二力杆件设置第二铰点力传感器。

上述针对二力杆件设置铰点力传感器，与安装与布置加速度传感器和/或角加速度传感器相比，更加简易方便，降低了设备安装与布置的复杂度。

本实施例中，为了使得检测到的车轮力用于车辆运动控制等的场合，至少还包括一个用于测量车轮相对于车体方向的方向角传感器；通过方向角传感器测量得到的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。

通过上述设置，实现了将车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下，从而能够更方便地对整车的运动控制进行有效分析。

本实施例中，将所述方向角传感器用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的所述第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到车轮相对于车体方向的方向角。

所述第一和/或第二铰点力传感器同样可以用来代替方向角传感器，与安装与布置方向角传感器相比，安装第一和/或第二铰点力传感器更加简易方便，进一步降低了设备安装与布置的复杂度。

本实施例中，所述第一和/或第二铰点力传感器布置在车轮侧，还用于测量车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

通过将第一和/或第二铰点力传感器布置在车轮侧，可以无需在车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置额外安装铰点力传感器，从而进一步减少了设备的配置，简化了设备的安装与布置。

本实施例中，利用所述第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角与车轮方位的几何对应关系，将悬挂和/或转向机构的几何尺寸和约束关系以数据表格形式进行存储，用于在线的快速查表和车轮惯性力和/或惯性力矩以及所述方向角的动态插值计算。

通过将悬挂和/或转向机构的几何尺寸和约束关系以数据表格形式进行存储，在后续的计算时，能够直接从存储设备获取数据，节省了计算时耗，提高了计算效率，同时，也能够直接快速地从存储设备查找所需数据。

需要说明的是，铰点力传感器、第一铰点力传感器以及第二铰点力传感器均可以采用现有的L型结构的三轴力传感器，在此不再赘述。

本发明还涉及了一种基于铰点力测量的车轮力感知方法，所述感知方法利用上述实施例所述的感知系统，包括：

将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩；其中，所述铰点力为车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

本实施例中，将车轮相对于车体的加速度和/或角加速度与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

本实施例中，通过车轮相对于车体方向的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。

本发明利用设置于非旋转节点的车轮与悬挂机构和/或车轮与转向机构铰点位置的铰点力传感器，可以测量得到杆件铰点力的三向分力，通过测量到的杆件铰点力的三向分力的比例关系，可以计算得到悬挂机构或转向机构杆件的夹角，进一步利用其空间机构的几何约束关系，解算得到悬挂机构或转向机构的位形。由于悬挂机构或转向机构的位形决定着车轮Z方向跳动位置和主销定位角，即方位，所以通过杆件铰点力的三向分力测量，就可以解算出车轮方位。

由于在车辆行驶过程中，测量到了动态变化的车轮方位，在已知车轮质量和惯性张量(一般在车轮设计开发中，它们都是可以通过三维设计软件或实物测量可以确定。且在汽车使用及维护保养过程中，一般都不会变化或者不失测量精度其变化是可以忽略的)情况下，就可以解算出车轮所受到的惯性力和惯性力矩。可以将车轮作为一个整体，也可以将车轮及其悬挂与转向机构作为整体来看待，进行动力学平衡分析并建立铰点力、惯性力/惯性力矩和车轮力之间的动力学平衡方程，在上述铰点力测量和惯性力/惯性力矩解算出后，就可以解算出车轮力。

需要注意的是，由于一般的车轮，特别是装有轮毂电机的电动轮，其质量和转动惯性较大，因此在车轮力测量中，当感知节点选择在车轮悬挂机构或转向机构的铰点时，所介入的车轮惯性力一般不能忽略。

为了更好地理解本发明的基于铰点力测量的车轮力感知系统及方法，下面以车轮与双横臂悬架和转向机构相连的情形为实例，来阐述本发明的实现方法和流程：

图1中(a)描述了采用轮毂电机的电动轮作为转向轮的情形。值得指出：在电动轮中，转向节已演变成电机壳体，它通过该壳体上下铰点和转向铰点分别与双横臂和转向拉杆连接并传递车轮多维力/矩。

电动转向轮与双横臂悬挂上下摆臂连接的上下两个球铰和转向机构的横拉杆连接的转向球铰的三向点力测量，可以采用现有的L型结构的三维接触力测量方法中的L型结构的三轴力传感器进行测量；其中，L型结构的三轴力传感器如图1中(b)所示。

首先阐述通过利用悬挂机构上摆臂铰点B和转向机构铰点E的三向铰点力测量，解算出车轮方位的方法。如图2所示：上摆臂和下摆臂通过A1-A2和D1-D2的轴转动副与车体相连接，通过B和C点的球铰与车轮相连接。转向拉杆J-E分别通过E和J点的球铰与车轮和转向横拉杆J-H连接。转向横拉杆J-H与车体之间采用一个滑动副H连接。当车辆需要转向时，转向横拉杆J-H通过方向盘或电机驱动实现左右移动，带动J点位置变化实现车轮绕主销BC的偏转。

我们使用笛卡尔坐标系，它包括一个原点O和三个坐标轴x,y和z，它们形成一个直角右手坐标系。全局参考系(即惯性参考系)为{0}，固连于车辆的参考系为{V}，假设初始{V}与{0}重合。两个传感器固定在车轮上的参考系分别表示为{U}和{S}。{W}是固定于车轮的参考系，它与{U}具有相同的方向，其原点(车轮与路面接触点)可以用由一个位置矢量描述：

^Vp_W＝^Vp_B+^VR_U ^Up_W＝[^Vp_wx,^Vp_wy,^Vp_wz]^T (1)

其中，上标T表示转置操作符，^Vp_B描述了B点在{V}描述下的位置向量，^Up_W是W点在{U}描述下的位置向量，^VR_U＝[^Vx_u,^Vy_u,^Vz_u](R∈S0)是旋转矩阵，^Vx_u、^Vy_u和^Vz_u分别是关于{V}的x_u轴、y_u轴和z_u轴的单位向量。在本说明中，所有带左上标例如U，W等向量为在{U}，{W}参考系下描述的向量。

{U₁}和{S₁}具有相同的三轴方向，其中x轴沿着主销向量^Vl₂＝^V p_B-^Vp_C，y轴沿着连杆向量^Vl₄＝^V p_E-^Vp_Q。力系统被预先转换为{U₁}和{S₁}表示为：

其中，和/>分别是{U₁}相对于{U}的旋转矩阵和{S₁}相对于{S}的旋转矩阵，^UF_u＝[^UF_ux,^UF_uy,^UF_uz]^T和^SF_s＝[^SF_sx,^SF_sy,^SF_sz]^T分别是从上铰点力传感器和转向铰点力传感器获得的三轴力。其中，上铰点力传感器设置于悬挂机构上摆臂与车轮连接的铰点；所述转向铰点力传感器设置于转向机构横拉杆与车轮连接的铰点；

如图3所示，点A和D为上下叉臂平面垂直投影到A1-A2和D1-D2轴的点，可被视为固定在车体上的点。

上横臂平面转动等效于围绕z₁轴旋转的连杆l₁，而下横臂平面转动等效于围绕z₃轴旋转的连杆l₃。θ₁被视为主动旋转角度，对应车轮的上下跳动，而θ₃则可视为θ₁带动的旋转角度。为了找到θ₁和θ₃之间的关系，我们首先将环路的连接杆l₂断开，以表达点B和C；然后再对该连接杆施加几何约束。{1}-{3}建立坐标系描述点B和C的坐标，其中{2}是固定参考坐标系，其x₂轴沿着z₁轴和z₃轴的互相垂直方向，z₂轴与z₁轴对齐。

向量^Vp_B(o₂→A→B)和^Vp_C(o₂→D→C)可以表示为：

其中，^VR₂＝[^Vx₂,^Vy₂,^Vz₂]是一个3×3的旋转矩阵，β₁₃是z₁轴和z₃轴之间的夹角(如图3所示)。通过几何约束(‖·‖₂是2范数)和公式(3)，我们可以得到隐函数方程：

f₁(θ₁,θ₃)＝0 (4)

为了求解θ₁和θ₃，我们分析上横臂的动力学平衡，并利用上铰点力传感器的力信号。注意悬挂机构上横臂质量和转动惯量较小且只是两端铰点受力的杆件，在较大的车轮力测量算法中，不失测量精度，其杆件运动过程中所介入的惯性力和矩可以忽略，因而其铰点力总是近似地可处理为沿着上横臂平面，即沿B-A1-A2平面方向。我们提取连接旋转副和球面副的连接杆l₁，如图3所示。连接杆l₁可以围绕z₁轴自由旋转，球面副沿着上横臂平面的单位法向量n无约束力作用。沿着单位法向量^Vn₁(θ₁)＝(^Vl₁(θ₁)×^Vz₁)/||^Vl₁(θ₁)×^Vz₁||，(^Vl₁(θ₁)＝^Vp_A-^Vp_B)方向上的上球面副的分力等于零(假设摩擦力可忽略)，因此有：

其中，是通过Tait-Bryan角度(α_u,β_u和γ_u)以内旋(z-y-x)得到的旋转矩阵。这三个角度与θ₁和转向RSSP机构中的点J的位移相关，进一步说明如下：

如图4所示，我们首先断开环路的杆l₅来表示点E和J，然后对这个杆施加几何约束。坐标系{4}和{5}建立以描述坐标点E和J。在坐标系{5}中，x₅轴沿着z₄轴和z₅轴的互相垂直方向，z₅轴与y_v轴对齐。在坐标系{4}中，x₄轴与x₅轴对齐。d_J被视为沿着z₅轴的主动位移，γ₄作为围绕z₄轴的被动旋转角度。

向量^Vp_J＝[^Vp_Jx,^Vp_Jy(d_J),^Vp_Jz]^T(o₅→J)，向量^Vp_E(o₅→Q→E)可以表示为：

其中，^VR₄(θ₁,θ₃)＝[^Vx₄,^Vy₄,^Vz₄]是从{4}到{V}的旋转矩阵，

^Vp_Q(θ₁,θ₃)＝^Vp_C+λ_Q(^Vp_B-^Vp_C)；根据几何条件约束由式(6)可得：

f₂(θ₁,θ₃,d_J,γ₄)＝0 (7)

为了求解θ₁,θ₃,d_J和γ₄，可以利用转向铰点力传感器提供的力信号。由于转向铰点力沿着连杆l₅方向，可以得到γ₅的表达式如下：

根据转向RSSP机构的运动学关系，γ₅也可以表示为：

其中，^Vr₃＝(^Vl₄×^Vl₅)/||^Vl₄×^Vl₅||，^Vl₅＝^Vp_J-^Vp_E，^Vl₄＝^Vp_E-^Vp_Q；

如果^SF_s被获得，结合式(2)，(8)和(9)，可以得到：

f₃(θ₁,θ₃,d_J,γ₄)＝0 (10)

如上文所述，α_u,β_u和γ_u与输入信号θ₁和d_J相关，则可以被紧凑地表示为：

通过数值分析，式(11)可以重写为：

其中，a_ij，b_ij和c_ij是多项式的系数。结合式(12)和式(5)中的x分量，可以得到：

f₄(θ₁,d_J)＝0 (13)

通过求解上述四个方程就可求解出θ₁,θ₃,d_J和γ₄，其算法流程图5所示。

下面阐述求解车轮力的算法流程：

为了计算车轮力，首先我们建立在坐标系{W}下的牛顿-欧拉方程。假设车辆相对于{0}的线性加速度和角速度分别为和/>车轮中心相对于整车的驱动角速度在{W}下的表达为/>从{V}到{0}的旋转矩阵为⁰R_V。根据牛顿方程，可以描述为：

其中，是相对于{0}的点G(车轮中心)的加速度，在{W}坐标系下描述，通过以下方式得到：

其中， 是相对于{V}参考系的车轮中心点G的速度，^WF_g,^WF_l,^WF_w分别为{W}坐标系下描述下的车轮重力、下铰点力以及车轮力，下铰点力来自下铰点力传感器的力信号，下铰点力传感器设置于悬挂机构下摆臂与车轮连接的铰点，它们分别的表示形式为：

其中，g是重力加速度。根据欧拉方程，关于C点的总力矩描述为：

^WM表示在{W}下描述的总力矩，表示对角动量的求导并在{W}下的表达。

其中：

^Wp_G,^Wp_B,^Wp_E,^Wp_W分别为G,B,E,W点在{W}系描述下的位置向量；

进一步表示为：

其中，^WJ_w＝[I_w]_3×3为车轮在{W}下描述的转动惯量；^WJ_h＝[I_h]_3×3为轮毂在{W}下描述的转动惯量；车轮在{W}系下描述的角速度表示为：

其中， 是对应于/>的角加速度，表示为：/>

其中，是对应/>的角加速度；车轮中心驱动的角速度/>在{W}坐标系下的表示为：

其对应的角加速度通过以下方式计算：

其中，为对应于/>的角加速度。为了计算^VF_w，我们利用式(14)的x分量、式(17)的y分量和z分量，组成三个方程，以标量形式表示为：

其中，^WF_lx是来自下铰点力传感器的x分量信号。车轮力^VF_w通过以下方式计算：

^VF_w＝^VR_W[^WF_wx,^WF_wy,^WF_wz]^T (20)

需要说明的是，对于其它悬挂和转向机构而言，按照上述技术原理，同样可以解算得到车轮方位以及车轮力。也即是，同样可以设计出相应的力敏弹性体结构，且仍然通过巧妙利用悬挂机构或转向机构中质量和转动惯量较小且只是两端铰点受力的杆件的力学特征和铰点力的三向分力的比例关系，可以计算得到悬挂机构或转向机构杆件的夹角，从而解算出车轮方位。进一步解算出车轮所受到的惯性力和惯性力矩，再进一步进行动力学平衡分析并建立铰点力、惯性力/矩和车轮力之间的动力学平衡方程，解算出车轮力，从而实现基于悬挂和转向机构铰点力测量的车轮力位并行感知。具体过程就不一一列举，本领域的技术人员，可以类比上述方法和流程进行实现。对于非转向轮情形，双横臂悬挂机构与车轮之间的铰点是轴铰，即轴转动副，而不是球铰。按照上述方法，其铰点力的测量也是可以实现，从而解算得到车轮方位以及车轮力，而根据实际的工况场景，力敏弹性体结构可能需要另外设计。

最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本发明技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。

Claims (10)

1.一种基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：至少包括一个安装在车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力传感器；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力传感器测量得到的铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

2.根据权利要求1所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：至少还包括一个用于测量车轮和车体的一个或多个方向的加速度传感器和/或角加速度传感器，将加速度传感器和/或角加速度传感器的测量值与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

3.根据权利要求2所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：将用于测量车轮的所述加速度传感器和/或角加速度传感器，用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到悬挂机构和/或转向机构的位形；根据连续测量计算得到位形的时间变化，计算出车轮相对于车体的加速度和/或角加速度，并与车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度计算出车轮的加速度和/或角加速度。

4.根据权利要求3所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：至少还包括一个用于测量车轮相对于车体方向的方向角传感器；通过方向角传感器测量得到的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。

5.根据权利要求4所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：将所述方向角传感器用设置于车轮与车体之间的悬挂和/或转向机构中的至少一个二力杆件的所述第一和/或第二铰点力传感器代替；利用第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角，利用空间机构的几何约束关系，解算得到车轮相对于车体方向的方向角。

6.根据权利要求5所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：所述第一和/或第二铰点力传感器布置在车轮侧，还用于测量车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

7.根据权利要求4所述的基于铰点力测量的车轮力感知系统，其特征在于：利用所述第一和/或第二铰点力传感器测量得到的三向分力，计算得到悬挂和/或转向机构的杆件之间的夹角与车轮方位的几何对应关系，将悬挂和/或转向机构的几何尺寸和约束关系以数据表格形式进行存储，用于在线的快速查表和车轮惯性力和/或惯性力矩以及所述方向角的动态插值计算。

8.一种基于铰点力测量的车轮力感知方法，其特征在于：包括：

将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立车轮力和铰点力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩；其中，所述铰点力为车轮与悬挂和/或转向机构相连的铰点位置的铰点力。

9.根据权利要求8所述的基于铰点力测量的车轮力感知方法，其特征在于：将车轮和车体的一个或多个方向的加速度和/或角加速度与车轮质量或转动惯量进行计算，得到车轮运动过程中的车轮惯性力和/或惯性力矩；将车轮作为一个整体进行动力学平衡分析，通过建立所述铰点力、惯性力和/或惯性力矩、车轮力之间的动力学平衡方程，计算得到车轮坐标系下的车轮力的一个或多个方向的分力或分力矩。

10.根据权利要求8或9所述的基于铰点力测量的车轮力感知方法，其特征在于：通过车轮相对于车体方向的方向角构成的角度坐标变换，将计算得到的车轮坐标系下的车轮力，转换到车体坐标系下的车轮力。