楊舒涵，王春燕，趙萬忠

(南京航空航天大學車輛工程系，南京 210016)

主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能在駕駛員輸入轉(zhuǎn)向角的基礎(chǔ)上疊加附加轉(zhuǎn)向角，對車輛施加獨立的轉(zhuǎn)向干預(yù)，優(yōu)化車輛對于駕駛員輸入的響應(yīng)，提高車輛穩(wěn)定性。該系統(tǒng)解決了汽車低速轉(zhuǎn)向輕便與高速轉(zhuǎn)向穩(wěn)重的矛盾，實現(xiàn)了駕駛員路感和汽車主動安全性的完美結(jié)合，是當前轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展的一個主要趨勢。

目前，國內(nèi)外對主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究主要集中在轉(zhuǎn)向原理和控制策略等方面，而利用虛擬樣機技術(shù)對主動前輪轉(zhuǎn)向進行建模和仿真的研究還很少。若建立裝有主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整車模型，并通過軟件進行虛擬試驗，分析和評估主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能，將有利于對主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行深入研究。

本文首先建立主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型以及帶主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整車模型;在此基礎(chǔ)上，針對不同路面附著系數(shù)考慮有無主動轉(zhuǎn)向、有無主動轉(zhuǎn)向干預(yù)的情況，對整車進行不同車速以及不同方向盤轉(zhuǎn)角輸入時的性能仿真分析。本文的研究結(jié)果可以為主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計與開發(fā)提供一定的理論參考。

1 整車多體動力學建模

本文采用ADAMS/CAR建立前輪主動轉(zhuǎn)向車輛多體動力學模型，建模過程如圖1所示。

1.1 主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型

主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型建立在ADAMS/CAR原有機械式齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型的基礎(chǔ)上，保留齒輪齒條轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的部分機械零件，包括方向盤、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機構(gòu)，另外在轉(zhuǎn)向盤和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機之間的轉(zhuǎn)向柱上增加一套用于實現(xiàn)主動前輪轉(zhuǎn)向功能的雙行星齒輪機構(gòu)。

1.2 整車模型

在建立整車模型時采取以下的簡化原則:簧載質(zhì)量視為一個具有6自由度的剛體;在仿真分析的過程中不考慮零部件的變形;各個零部件之間采用橡膠襯套連接，并對橡膠襯套連接做適當?shù)暮喕?忽略各個運動副間的摩擦力;對于動力總成和制動系，采用 ADAMS/CAR內(nèi)置數(shù)據(jù)庫中的動力總成和制動系模塊直接建模，不建立發(fā)動機模型，僅考慮傳動半軸以后的動力傳遞。

圖1 前輪主動轉(zhuǎn)向車輛多體動力學模型建模過程

1.2.1 前懸架模型

前懸架采用雙橫臂式獨立懸架。前懸架參數(shù)設(shè)置為:滿載軸荷為900 kg;前輪輪距為1 600 mm;前輪外傾角為-0.9°;主銷內(nèi)傾角為5.2°;主銷后傾角為4.9°;前輪前束角為0°。

1.2.2 后懸架模型

后懸架也采用雙擺臂式獨立懸架，其結(jié)構(gòu)與前懸架相似，但增加了左、右驅(qū)動半軸2個剛體。后懸架參數(shù)設(shè)置為:滿載軸荷為900 kg;后輪輪距為1 550 mm;后輪外傾角為-1.5°;后輪前束角為0°。

1.2.3 動力系統(tǒng)模型

采用ADAMS/CAR中通用的動力系統(tǒng)總成模塊。設(shè)置發(fā)動機參數(shù)為:最低轉(zhuǎn)速為600 r/min;怠速轉(zhuǎn)速為800 r/min;最高轉(zhuǎn)速為5 500 r/min。

設(shè)置變速器為5擋變速器，各擋的傳動比設(shè)置為:Ⅰ擋傳動比i1=3.6;Ⅱ擋傳動比i2=2.125;Ⅲ擋傳動比i3=1.458;Ⅳ擋傳動比i4=1.071;Ⅴ擋傳動比i5=0.857;倒擋傳動比iR=3.5。

1.2.4 制動系統(tǒng)模型

制動系統(tǒng)前后均采用盤式制動。在仿真時，需要根據(jù)制動踏板的行程、制動油泵的工作狀況以及制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)計算得出制動器產(chǎn)生的制動轉(zhuǎn)矩。

1.2.5 輪胎模型

Pacejka’89輪胎模型是ADAMS中3種使用魔術(shù)公式的輪胎模型之一，可以反映較多的輪胎狀態(tài)信息，通用性強。本文建立Pacejka’89輪胎模型。

將上述各子系統(tǒng)進行裝配后得到帶有主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整車模型。

2 主動前輪轉(zhuǎn)向車輛性能分析

在不同路面附著系數(shù)下考慮汽車有無主動轉(zhuǎn)向、有無主動轉(zhuǎn)向干預(yù)的情況，對整車模型在不同車速以及不同方向盤轉(zhuǎn)角輸入下進行階躍輸入及單移線仿真分析。

2.1 有無主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真分析

設(shè)定路面附著系數(shù)μ分別為0.8和0.3，在車速v分別為30 km/h和130 km/h時進行方向盤輸入幅值θ為20°和120°、起躍時間為0.2 s的階躍輸入仿真。

1)在車速v=30 km/h，方向盤輸入幅值θ=20°，路面附著系數(shù)μ=0.8時，仿真結(jié)果如圖2～4所示。

圖2 橫擺角速度對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.8)

圖3 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.8)

圖4 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.8)

由圖2～4可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以低速小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有更大的橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角，即主動轉(zhuǎn)向汽車在低速行駛中轉(zhuǎn)向時比一般汽車更靈活，具有更高的機動性，但主動轉(zhuǎn)向汽車所需的方向盤轉(zhuǎn)矩也較大。

2)在車速v=130 km/h，方向盤輸入幅值θ=20°，路面附著系數(shù)μ=0.8時，仿真結(jié)果如圖5～7所示。

由圖5～7可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以高速小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有明顯較小的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩，主動轉(zhuǎn)向汽車在這種情況下具有更好的操縱穩(wěn)定性。

圖5 橫擺角速度對比(v=130 km/h，θ=20°，μ=0.8)

圖6 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=130 km/h，θ=20°，μ=0.8)

3)在車速v=30 km/h，方向盤輸入幅值θ=120°，路面附著系數(shù)μ=0.8時，仿真結(jié)果如圖8～10所示。

圖8 橫擺角速度對比(v=30 km/h，θ=120°，μ=0.8)

圖9 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=30 km/h，θ=120°，μ=0.8)

圖10 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=30 km/h，θ=120°，μ=0.8)

由圖8～10可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以低速大轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有明顯較大的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩，主動轉(zhuǎn)向汽車在這種情況下具有更好的機動性、靈敏性。

4)在車速v=130 km/h，方向盤輸入幅值θ=120°，路面附著系數(shù)μ=0.8時，仿真結(jié)果如圖11～13所示。

由圖11～13可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以高速大轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，汽車出現(xiàn)失穩(wěn)甩尾現(xiàn)象，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有較小的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩。

圖11 橫擺角速度對比(v=130 km/h，θ=120°，μ=0.8)

圖12 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=130 km/h，θ=120°，μ=0.8)

圖13 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=130 km/h，θ=120°，μ=0.8)

5)在車速v=30 km/h，方向盤輸入幅值θ=20°，路面附著系數(shù)μ=0.3時，仿真結(jié)果如圖14～16所示。

圖14 橫擺角速度對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖15 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖16 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=30 km/h，θ=20°，μ=0.3)

由圖14～16可以看出:在低附著系數(shù)路面下，以低速小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有明顯較大的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩，主動轉(zhuǎn)向汽車在這種情況下具有更好的機動性和靈敏性。

6)在車速v=80 km/h，方向盤輸入幅值θ=20°，路面附著系數(shù)μ=0.3時，仿真結(jié)果如圖17～19所示。

圖17 橫擺角速度對比(v=80 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖18 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=80 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖19 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=80 km/h，θ=20°，μ=0.3)

由圖17～19可以看出:在低附著系數(shù)路面下，以中速小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，汽車出現(xiàn)失穩(wěn)甩尾現(xiàn)象，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有較小的橫擺角速度，而質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩的大小相差不大。

7)在車速v=130 km/h，方向盤輸入幅值θ=20°，路面附著系數(shù)μ=0.3時，仿真結(jié)果如圖20～22所示。

圖20 橫擺角速度對比(v=130 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖21 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=130 km/h，θ=20°，μ=0.3)

圖22 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=130 km/h，θ=20°，μ=0.3)

由圖20～22可以看出:在低附著系數(shù)路面下，以高速小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向時，汽車出現(xiàn)失穩(wěn)甩尾現(xiàn)象，主動轉(zhuǎn)向汽車比一般汽車具有較小的橫擺角速度，而質(zhì)心側(cè)偏角以及方向盤轉(zhuǎn)矩的大小相差不大。

2.2 有無主動轉(zhuǎn)向干預(yù)仿真分析

在考慮車輛是否具有主動轉(zhuǎn)向干預(yù)的情況下對整車模型進行單移線仿真，對比分析車輛有主動轉(zhuǎn)向干預(yù)與無主動轉(zhuǎn)向干預(yù)情況下的性能差異。

設(shè)定路面附著系數(shù)μ=0.8，分別在車速為30 km/h和130 km/h時進行方向盤轉(zhuǎn)角幅值為20°、周期為5 s的單移線仿真研究。

1)當車速為30 km/h時，仿真結(jié)果如圖23～26所示。

由圖23～26可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以低速小轉(zhuǎn)角變道行駛時，由于主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有主動干預(yù)的特點，主動轉(zhuǎn)向汽車的實際方向盤的轉(zhuǎn)角比一般汽車的方向盤轉(zhuǎn)角更大;同時，主動轉(zhuǎn)向汽車的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及所需方向盤的轉(zhuǎn)矩均比一般汽車的值更大，主動轉(zhuǎn)向汽車在這種情況下變道更靈活、更迅速。

圖23 方向盤轉(zhuǎn)角對比(v=30 km/h)

圖24 橫擺角速度對比(v=30 km/h)

圖25 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=30 km/h)

圖26 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=30 km/h)

2)當車速為130 km/h時，仿真結(jié)果如圖27～30所示。

圖27 方向盤轉(zhuǎn)角對比(v=130 km/h)

圖28 橫擺角速度對比(v=130 km/h)

圖29 質(zhì)心側(cè)偏角對比(v=130 km/h)

圖30 方向盤轉(zhuǎn)矩對比(v=130 km/h)

由圖27～30可以看出:在高附著系數(shù)路面下，以高速小轉(zhuǎn)角變道行駛時，由于主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有主動干預(yù)的特點，主動轉(zhuǎn)向汽車的實際方向盤的轉(zhuǎn)角比一般汽車的方向盤轉(zhuǎn)角更小;同時，主動轉(zhuǎn)向汽車的橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角以及所需方向盤的轉(zhuǎn)矩均比一般汽車的值更小，主動轉(zhuǎn)向汽車在這種情況下變道更穩(wěn)定、更安全。

3 結(jié)束語

本文在建立主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型以及整車模型的基礎(chǔ)上，針對不同路面附著系數(shù)，分別考慮汽車有無主動轉(zhuǎn)向、有無主動轉(zhuǎn)向干預(yù)的情況，對整車模型在不同車速以及不同方向盤轉(zhuǎn)角輸入下進行階躍響應(yīng)及單移線仿真分析。仿真結(jié)果表明:階躍輸入時，在不同路面附著系數(shù)及方向盤轉(zhuǎn)角下，汽車低速轉(zhuǎn)向時橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角增大，轉(zhuǎn)向更加靈敏;在高速時橫擺角速度、質(zhì)心側(cè)偏角變小，轉(zhuǎn)向更穩(wěn)定、更安全;單移線運動時，在高路面附著系數(shù)以及小方向盤轉(zhuǎn)角下，汽車在低速變道時因主動干預(yù)方向盤實際轉(zhuǎn)角增大，變道更加靈敏、迅速，在高速變道時因主動干預(yù)方向盤實際轉(zhuǎn)角變小，使變道更穩(wěn)定、安全。

［1］李一染，陳慧，高博麟.自抗擾控制在前輪主動轉(zhuǎn)向控制中的應(yīng)用［J］.汽車工程，2011，33(5):388-391.

［2］Wada N，Takahashi A，Saeki M，et al.Vehicle yaw control using an active front steering system with measurements of lateral tire forces［J］.Journal of Robotics and Mechatronics，2011，23(1):83-93.

［3］張紅黨.汽車主動前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特性研究［D］.鎮(zhèn)江:江蘇大學，2009.

［4］Zhang J，Kim J，Xuan D，et al.Design of active front steering(AFS)system with QFT control［J］.International Journal of Computer Applications in Technology，2011，41(3-4):236-245.

［5］季鵬凱，沈斌，陳慧，等.主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)魯棒控制的研究［J］.汽車工程，2013，35(12):1092-1098.

［6］黃炳華，陳禎福.汽車主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特性研究［J］.武漢理工大學學報，2008(6):421-422.

［7］Zhao Wanzhong，Sun Peikun，Liu Shun.Multi-objective optimization of active steering system with force and displacement coupled control［J］.Journal of Central South University，2012，19(4):974-981.

［8］原健鐘.汽車主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研究［D］.廣州:華南理工大學，2010.

［9］陳德玲，殷承良，張建武.基于參數(shù)不確定的主動前輪轉(zhuǎn)向魯棒性控制［J］.上海交通大學學報，2008，42(8):56-61.

［10］Doumiati M，Sename O，Dugard L，et al.Integrated vehicle dynamics control via coordination of active front steering and rear braking［J］.European Journal of Control，2013，19(2):121-143.