本發(fā)明涉及車輛轉(zhuǎn)向控制領(lǐng)域，具體涉及一種四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制方法。
背景技術(shù)：
：車輛的操縱穩(wěn)定性是關(guān)系車輛安全行駛的一項重要性能。四輪轉(zhuǎn)向(4WS)技術(shù)是主動底盤控制系統(tǒng)的重要組成，是現(xiàn)代車輛提高操縱穩(wěn)定性和主動安全性的發(fā)展趨勢?？刂撇呗允?WS技術(shù)的重要研究方面，通過調(diào)節(jié)后輪轉(zhuǎn)角控制車輛質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度，可有效改善車輛高速行駛的操縱穩(wěn)定性和低速狀態(tài)的機動靈活性。迄今，人們針對主動后輪轉(zhuǎn)向的4WS控制問題，提出了前后輪轉(zhuǎn)角成比例的前饋控制、橫擺角速度反饋控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)控制等方法。直接橫擺力矩控制(DYC)也是當(dāng)前車輛動力學(xué)系統(tǒng)穩(wěn)定控制中一種較為有效的車輛底盤控制技術(shù)，它通過對輪胎縱向力的分配產(chǎn)生橫擺力矩以調(diào)節(jié)車輛的橫擺運動，從而確保車輛行駛穩(wěn)定性。目前，有關(guān)采用橫擺力矩控制車輛穩(wěn)定性的報道也較多，其中包括最優(yōu)控制、魯棒控制、模糊控制等。由于實際車輛輪胎與地面接觸作用具有非線性特性，同時車輛參數(shù)(如整車質(zhì)量、車輛轉(zhuǎn)動慣量等)的變化會對車輛車身狀態(tài)的控制性能產(chǎn)生干擾作用影響。因此，無論是4WS車輛的后輪轉(zhuǎn)向控制還是DYC手段，單一的控制策略對改善車輛行駛的操縱穩(wěn)定性有限，特別是在車輛高速、急轉(zhuǎn)彎等極限工況下，無法獲得滿意的車輛行駛操縱穩(wěn)定性。技術(shù)實現(xiàn)要素：本發(fā)明旨在提供一種四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛控制方法，該控制方法克服現(xiàn)有技術(shù)單一的控制策略操縱穩(wěn)定性弱的缺陷，具有控制效果好、穩(wěn)定性高的特點。本發(fā)明的技術(shù)方案，一種四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制方法，包括以下幾個步驟:A、預(yù)設(shè)理想車輛轉(zhuǎn)向模型、干擾邊界估計環(huán)節(jié)、后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑模控制器；B、以車輛直行狀態(tài)作為初始時刻，實時測量車輛的前輪轉(zhuǎn)角、質(zhì)心側(cè)偏角及橫擺角速度，將實時前輪轉(zhuǎn)角輸入理想車輛轉(zhuǎn)向模型，得到實時的期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度，將實時的期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度與對應(yīng)的實時質(zhì)心側(cè)偏角、橫擺角速度進行比較，從而得到實時的質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差；C、將實時的質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差輸入干擾邊界估計環(huán)節(jié)，得到實時的干擾邊界參數(shù)；D、將實時的前輪轉(zhuǎn)角、質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差以及對應(yīng)的實時干擾邊界參數(shù)共同輸入到后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑模控制器，分別輸出得到實時的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩，并采用該實時的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩對車輛進行控制。優(yōu)選地，所述的步驟A中理想車輛轉(zhuǎn)向模型的構(gòu)造過程如下：建立如下的車輛轉(zhuǎn)向運動學(xué)模型：m(v·x-vyγ)=(Fx1+Fx2)cosδf-(Fy1+Fy2)sinδf+(Fx3+Fx4)cosδr-(Fy3+Fy4)sinδrm(v·y+vxγ)=(Fx1+Fx2)sinδf+(Fy1+Fy2)cosδf+(Fx3+Fx4)sinδr+(Fy3+Fy4)cosδrIzγ·=a(Fy1+Fy2)cosδf-b(Fy3+Fy4)cosδr+0.5W[(Fy1+Fy2)sinδf+(Fy3+Fy4)sinδr]+MJwiω·i=Mdi-FxiR-Mbi,(i=1,2,3,4)---(1);]]>式中：m是整車質(zhì)量；vx、vy分別表示汽車質(zhì)心速度V在x和y軸上的速度分量；分別表示汽車質(zhì)心速度V在x和y軸上的加速度分量；γ是汽車橫擺角速度，則表示橫擺角加速度；a和b分別是汽車質(zhì)心至前軸和后軸的距離，汽車軸距L＝a+b；Fxi、Fyi分別代表汽車輪胎的縱向力和橫向力，其中下標i＝1,2,3,4分別對應(yīng)左前輪、右前輪、左后輪和右后輪；δf、δr分別是前、后輪轉(zhuǎn)向角；Iz為汽車繞z軸的轉(zhuǎn)動慣量；Jwi和ωi分別為各輪胎的轉(zhuǎn)動慣量及轉(zhuǎn)動角速度，表示各輪胎的轉(zhuǎn)動角加速度；Mdi是差速器半軸上的輸出扭矩；R表示輪胎半徑；Mbi為輪胎所受的制動力矩；W為輪距,即前輪距Bf和后輪距Br均等于W；M表示車輪所受縱向力所產(chǎn)生附加控制的橫擺力矩：M＝a(Fx1+Fx2)sinδf-b(Fx3+Fx4)sinδr+0.5W[(Fx2-Fx1)cosδf+(Fx4-Fx3)cosδr](2)；車輛質(zhì)心側(cè)偏角：β＝arctan(vx/vy)；前后輪的側(cè)偏角αi：{α1=α2≈β+aγ/vx-δfα3=α4≈β-bγ/vx-δr---(3);]]>其中下標i＝1,2,3,4分別對應(yīng)左前輪、右前輪、左后輪和右后輪；假定汽車處于正常時速范圍的非緊急狀態(tài)和小角度轉(zhuǎn)向的行駛工況下，有vx≈V，并只考慮車輛側(cè)滑和橫擺運動，即選擇質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度作為操縱穩(wěn)定性的衡量主要指標，結(jié)合式(1)和(3)可以獲得車輛2自由度線性單軌模型的動力學(xué)方程：{mu(β·+γ)=Fy1+Fy2+Fy3+Fy4Izγ·=a(Fy1+Fy2)-b(Fy3+Fy4)+M---(4);]]>式中：Fy1+Fy2、Fy3+Fy4分別表示前、后軸輪胎的側(cè)偏力Fy1+Fy2=-kf(β+aγ/V-δf)Fy3+Fy4=-kr(β-bγ/V-δr)---(5);]]>其中kf和kr分別為前軸兩側(cè)輪胎的綜合側(cè)偏剛度、后軸兩側(cè)輪胎的綜合側(cè)偏剛度，其數(shù)值是為前、后輪側(cè)偏剛度的2倍；定義系統(tǒng)狀態(tài)矢量x＝[β,γ]T和控制輸入矢量u＝[δr,M]T，根據(jù)式(4)和(5)建立如下的模型狀態(tài)空間方程為：x·=Ax+Bu+Cδf---(6);]]>式中：為系統(tǒng)矩陣控制輸入矩陣前輪轉(zhuǎn)角輸入矩陣考慮車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)的變化因素對系統(tǒng)的作用影響，則式(6)則變?yōu)閤·=(A+ΔA)x+(B+ΔB)u+(C+ΔC)δf---(7);]]>式中：和分別表示系統(tǒng)參數(shù)變化時系統(tǒng)矩陣A、控制輸入矩陣B和前輪轉(zhuǎn)角輸入矩陣C所對應(yīng)的變化值；式(7)可進一步整理為：x·=Ax+Bu+Cδf+d(t)---(8)]]>式中d(t)＝[d1(t),d2(t)]T＝ΔAx+ΔBu+ΔCδf，d1(t)、d2(t)分別表示車輛參數(shù)變化時，質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度對應(yīng)的變化值；采用如下的理想車輛模型：x·d=Adxd+Cdδf---(9);]]>式中：理想模型的狀態(tài)矢量其中βd、γd分別為期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度；理想模型的系統(tǒng)矩陣輸入矩陣其中系數(shù)kγ和τγ分別是一階滯后環(huán)節(jié)的比例增益和滯后時間常數(shù)，表達式如下：kγ=k0(b11a21-a11b21)+(c1a21-c2a11)(a11a22-a12a21);k0=c1a22-c2a12a12b21-a22b11;τγ=kγk0b21+c2;]]>式(9)即為理想車輛轉(zhuǎn)向模型的表達式；同時，結(jié)合式(8)和式(9)進一步推導(dǎo)出誤差方程e·=Ae+(A-Ad)xd+Bu+(C-Cd)δf+d(t)---(10)]]>式中：e為汽車質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的控制誤差矢量，其定義為e=x-xd=e1e2=eβeγ=β-βdγ-γd=βγ-γd---(11)]]>其中eβ、eγ分別表示質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差和橫擺角速度控制誤差。優(yōu)選地，所述的步驟A中干擾邊界估計環(huán)節(jié)的具體構(gòu)造過程如下：定義干擾邊界的自適應(yīng)估計律如下：ψ^·1=ϵ1eβsgn(eβ)=ϵ1|eβ|ψ^·2=ϵ2eγsgn(eγ)=ϵ2|eγ|---(12);]]>式中：sgn(.)表示符號開關(guān)函數(shù)；分別表示干擾邊界參數(shù)ψ1和ψ2的估計值；ε1、ε2分別稱為干擾邊界的估計系數(shù)，且均大于1；假定方向盤轉(zhuǎn)向初始時刻的干擾邊界估計環(huán)節(jié)的數(shù)學(xué)表達式如下：ψ^1(t)=∫0tϵ1|eβ|dτψ^2(t)=∫0tϵ2|eγ|dτ---(13);]]>根據(jù)式(13)估計得出。優(yōu)選地，所述的步驟A中后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骷皺M擺力矩滑?？刂破鞯木唧w構(gòu)造過程如下：定義滑模面函數(shù)s＝e，滑?？刂破髌渲校？刂破鱱同時包含后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑?？刂破?，并以后輪轉(zhuǎn)角δr和橫擺力矩M作為控制量，ueq為滑模等效控制器，us為切換控制器；忽略系統(tǒng)參數(shù)所引起的擾動變化d(t)，根據(jù)s＝s＝0，并利用式(10)可推導(dǎo)出滑模等效控制器ueq的表達式如下：ueq＝B-1[-Ke-Ae-(A-Ad)xd-(C-Cd)δf](14)；式中：K為待定的控制增益矩陣，k1和k2均大于零，其中diag(.)表示對角矩陣；切換控制器us的表達式如下：us=-B-1diag(ϵ1ψ^1,ϵ2ψ^2)sgn(e)---(15);]]>式中：為切換控制us中的控制增益；根據(jù)式(14)和(15)可得到滑?？刂破鞯谋磉_式如下：u=δrM=ueq+us=-B-1[Ke+Ae+(A-Ad)xd+(C-Cd)δf+diag(ϵ1ψ^1,ϵ2ψ^2)sgn(e)]---(16).]]>優(yōu)選地，所述的步驟D具體為:將矩陣A、Ad、B、C、Cd和K的元素代入式(16)，通過整理得到后輪轉(zhuǎn)角控制器的具體形式如下：δr=-{[(k1+a11)b22-a21b12]eβ+[a12b22-b12(k2+a22)]eγ+[a12b22-b12(a22-a22d)]γd+[b22c1-b12(c2-c2d)]δf+b22ϵ1ψ^1sgn(e1)-b12ϵ2ψ^2sgn(r2)]}/(b11b22-b12b21)---(17);]]>橫擺力矩滑?？刂破鞯木唧w形式為：M={[(k1+a11)b21-a21b11]eβ+[a12b21-b11(k2+a22)]eγ+[a12b21-b11(a22-a22d)]γd+[b21c1-b11(c2-c2d)]δf+b21ϵ1ψ^1sgn(e1)-b11ϵ2ψ^2sgn(e2)}/(b11b22-b12b21)---(18);]]>采用上述得到的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩對車輛進行實時控制。本發(fā)明四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛控制方法通過前輪轉(zhuǎn)角傳感器、干擾邊界估計環(huán)節(jié)、后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骷皺M擺力矩控制器的組合控制，使得汽車質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度與理想模型對應(yīng)輸出間的誤差盡可能小，讓車輛獲得良好的跟蹤控制特性，以滿足行駛狀態(tài)的穩(wěn)定性要求；后輪轉(zhuǎn)角控制與橫擺力矩控制的結(jié)合使得本發(fā)明方案在控制效果上優(yōu)于單一方式的控制方法，復(fù)合控制一方面能保證較好的轉(zhuǎn)角觀測精度，另一方面能獲得較好的控制效果特別是在車輛高速、急轉(zhuǎn)彎等極限工況下，本發(fā)明控制方法具有更好的操縱穩(wěn)定性；并且，本發(fā)明方案中的切換控制器設(shè)計可以抑制或減少系統(tǒng)參數(shù)變化帶來的擾動對控制性能的影響，提高汽車轉(zhuǎn)向操縱穩(wěn)定性的控制魯棒性。附圖說明圖1為本發(fā)明提供的四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制方法的流程圖圖2為本發(fā)明提供的四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制結(jié)構(gòu)示意圖圖3為車輛前輪實際轉(zhuǎn)向的角階躍波形圖圖4為車輛前輪實際轉(zhuǎn)向的角正弦波形圖圖5(a)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的質(zhì)心側(cè)偏角控制波形圖。圖5(b)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的質(zhì)心側(cè)偏角控制波形圖。圖5(c)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的質(zhì)心側(cè)偏角控制波形圖。圖5(d)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的質(zhì)心側(cè)偏角控制波形圖。圖6(a)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的橫擺角速度控制波形圖。圖6(b)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的橫擺角速度控制波形圖。圖6(c)是本實施例滑模控制(SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的橫擺角速度控制波形圖。圖6(d)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的橫擺角速度控制波形圖。圖7(a)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的車速變化曲線圖。圖7(b)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角階躍波形轉(zhuǎn)向時的車速變化曲線圖。圖7(c)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速30km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的車速變化曲線圖。圖7(d)是本實施例滑?？刂?SMC)、汽車車速100km/h、前輪按角正弦波形轉(zhuǎn)向時的車速變化曲線圖。具體實施方式下面結(jié)合附圖和實施例具體說明本發(fā)明。實施例1如圖1所示，本實施例提供的四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制方法包括以下步驟：A、預(yù)設(shè)理想車輛轉(zhuǎn)向模型、干擾邊界估計環(huán)節(jié)、后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑?？刂破鳎凰龅睦硐胲囕v轉(zhuǎn)向模型的構(gòu)造過程如下：建立如下的車輛轉(zhuǎn)向運動學(xué)模型：m(v·x-vyγ)=(Fx1+Fx2)cosδf-(Fy1+Fy2)sinδf+(Fx3+Fx4)cosδr-(Fy3+Fy4)sinδrm(v·y+vxγ)=(Fx1+Fx2)sinδf+(Fy1+Fy2)cosδf+(Fx3+Fx4)sinδr+(Fy3+Fy4)cosδrIzγ·=a(Fy1+Fy2)cosδf-b(Fy3+Fy4)cosδr+0.5W[(Fy1+Fy2)sinδf+(Fy3+Fy4)sinδr]+MJwiω·i=Mdi-FxiR-Mbi,(i=1,2,3,4)---(1);]]>式中：m是整車質(zhì)量；vx、vy分別表示汽車質(zhì)心速度V在x和y軸上的速度分量；分別表示汽車質(zhì)心速度V在x和y軸上的加速度分量；γ是汽車橫擺角速度，則表示橫擺角加速度；a和b分別是汽車質(zhì)心至前軸和后軸的距離，汽車軸距L＝a+b；Fxi、Fyi分別代表汽車輪胎的縱向力和橫向力，其中下標i＝1,2,3,4分別對應(yīng)左前輪、右前輪、左后輪和右后輪；δf、δr分別是前、后輪轉(zhuǎn)向角；Iz為汽車繞z軸的轉(zhuǎn)動慣量；Jwi和ωi分別為各輪胎的轉(zhuǎn)動慣量及轉(zhuǎn)動角速度，表示各輪胎的轉(zhuǎn)動角加速度；Mdi是差速器半軸上的輸出扭矩；R表示輪胎半徑；Mbi為輪胎所受的制動力矩；W為輪距,即前輪距Bf和后輪距Br均等于W；M表示車輪所受縱向力所產(chǎn)生附加控制的橫擺力矩：M＝a(Fx1+Fx2)sinδf-b(Fx3+Fx4)sinδr+0.5W[(Fx2-Fx1)cosδf+(Fx4-Fx3)cosδr](2)；車輛質(zhì)心側(cè)偏角：β＝arctan(vx/vy)；前后輪的側(cè)偏角αi：{α1=α2≈β+aγ/vx-δfα3=α4≈β-bγ/vx-δr---(3);]]>其中下標i＝1,2,3,4分別對應(yīng)左前輪、右前輪、左后輪和右后輪；假定汽車處于正常時速范圍的非緊急狀態(tài)和小角度轉(zhuǎn)向的行駛工況下，有vx≈V，并只考慮車輛側(cè)滑和橫擺運動，即選擇質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度作為操縱穩(wěn)定性的衡量主要指標，結(jié)合式(1)和(3)可以獲得車輛2自由度線性單軌模型的動力學(xué)方程：{mu(β·+γ)=Fy1+Fy2+Fy3+Fy4Izγ·=a(Fy1+Fy2)-b(Fy3+Fy4)+M---(4);]]>式中：Fy1+Fy2、Fy3+Fy4分別表示前、后軸輪胎的側(cè)偏力Fy1+Fy2=-kf(β+aγ/V-δf)Fy3+Fy4=-kr(β-bγ/V-δr)---(5);]]>其中kf和kr分別為前軸兩側(cè)輪胎的綜合側(cè)偏剛度、后軸兩側(cè)輪胎的綜合側(cè)偏剛度，其數(shù)值是前、后輪側(cè)偏剛度的2倍；定義系統(tǒng)狀態(tài)矢量x＝[β,γ]T和控制輸入矢量u＝[δr,M]T，根據(jù)式(4)和(5)建立如下的模型狀態(tài)空間方程為：x·=Ax+Bu+Cδf---(6);]]>式中：為系統(tǒng)矩陣控制輸入矩陣前輪轉(zhuǎn)角輸入矩陣考慮車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)的變化因素對系統(tǒng)的作用影響，則式(6)則變?yōu)閤·=(A+ΔA)x+(B+ΔB)u+(C+ΔC)δf---(7);]]>式中：和分別表示系統(tǒng)參數(shù)變化時系統(tǒng)矩陣A、控制輸入矩陣B和前輪轉(zhuǎn)角輸入矩陣C所對應(yīng)的變化值；式(7)可進一步整理為：x·=Ax+Bu+Cδf+d(t)---(8);]]>式中d(t)＝[d1(t),d2(t)]T＝ΔAx+ΔBu+ΔCδf，d1(t)、d2(t)分別表示車輛參數(shù)變化時，質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度對應(yīng)的變化值；采用如下的理想車輛模型：x·d=Adxd+Cdδf---(9);]]>式中：理想模型的狀態(tài)矢量其中βd、γd分別為期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度；理想模型的系統(tǒng)矩陣輸入矩陣其中系數(shù)kγ和τγ分別是一階滯后環(huán)節(jié)的比例增益和滯后時間常數(shù)，表達式如下：kγ=k0(b11a21-a11b21)+(c1a21-c2a11)(a11a22-a12a21);k0=c1a22-c2a12a12b21-a22b11;τγ=kγk0b21+c2;]]>式(9)即為理想車輛轉(zhuǎn)向模型的表達式；結(jié)合式(8)和式(9)進一步推導(dǎo)出誤差方程:e·=Ae+(A-Ad)xd+Bu+(C-Cd)δf+d(t)---(10)]]>式中：e為汽車質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的控制誤差矢量，其定義為e=x-xd=e1e2=eβeγ=β-βdγ-γd=βγ-γd---(11)]]>其中eβ、eγ分別表示質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差和橫擺角速度控制誤差。所述的干擾邊界估計環(huán)節(jié)的具體構(gòu)造過程如下：定義干擾邊界的自適應(yīng)估計律如下：ψ^·1=ϵ1eβsgn(eβ)=ϵ1|eβ|ψ^·2=ϵ2eγsgn(eγ)=ϵ2|eγ|---(12);]]>式中：sgn(.)表示符號開關(guān)函數(shù)；分別表示干擾邊界參數(shù)ψ1和ψ2的估計值；ε1、ε2分別稱為干擾邊界的估計系數(shù)，且均大于1；假定方向盤轉(zhuǎn)向初始時刻的和干擾邊界估計環(huán)節(jié)的數(shù)學(xué)表達式如下：ψ^1(t)=∫0tϵ1|eβ|dτψ^2(t)=∫0tϵ2|eγ|dτ---(13);]]>根據(jù)式(13)估計得出；所述的后輪轉(zhuǎn)角滑模控制器及橫擺力矩滑?？刂破鞯木唧w構(gòu)造過程如下：定義滑模面函數(shù)s＝e，滑?？刂破髌渲校？刂破鱱同時包含后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑模控制器，并以后輪轉(zhuǎn)角δr和橫擺力矩M作為控制量，ueq為滑模等效控制器，us為切換控制器；忽略系統(tǒng)參數(shù)所引起的擾動變化d(t)，根據(jù)并利用式(10)可推導(dǎo)出滑模等效控制器ueq的表達式如下：ueq＝B-1[-Ke-Ae-(A-Ad)xd-(C-Cd)δf](14)；式中：K為待定的控制增益矩陣，k1和k2均大于零，其中diag(.)表示對角矩陣；切換控制器us的表達式如下：us=-B-1diag(ϵ1ψ^1,ϵ2ψ^2)sgn(e)---(15);]]>式中：為切換控制us中的控制增益；根據(jù)式(12)和(13)可得到滑模控制器的表達式如下：u=δrM=ueq+us=-B-1[Ke+Ae+(A-Ad)xd+(C-Cd)δf+diag(ϵ1ψ^1,ϵ2ψ^2)sgn(e)]---(16);]]>B、以車輛直行狀態(tài)作為初始時刻，實時測量車輛的前輪轉(zhuǎn)角、質(zhì)心側(cè)偏角及橫擺角速度，將實時前輪轉(zhuǎn)角輸入理想車輛轉(zhuǎn)向模型，得到實時的期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度，將實時的期望質(zhì)心側(cè)偏角與期望橫擺角速度與對應(yīng)的實時質(zhì)心側(cè)偏角、橫擺角速度進行比較，從而得到實時的質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差；C、將實時的質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差輸入干擾邊界估計環(huán)節(jié)，得到實時的干擾邊界參數(shù)；D、將實時的前輪轉(zhuǎn)角、質(zhì)心側(cè)偏角控制誤差、橫擺角速度控制誤差以及對應(yīng)的實時干擾邊界參數(shù)共同輸入到后輪轉(zhuǎn)角滑?？刂破骱蜋M擺力矩滑?？刂破?，分別輸出得到實時的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩，并采用該實時的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩對車輛進行控制；具體為:將矩陣A、Ad、B、C、Cd和K的元素代入式(16)，通過整理得到后輪轉(zhuǎn)角控制器的具體形式如下：δr=-{[(k1+a11)b22-a21b12]eβ+[a12b22-b12(k2+a22)]eγ+[a12b22-b12(a22-a22d)]γd+[b22c1-b12(c2-c2d)]δf+b22ϵ1ψ^1sgn(e1)-b12ϵ2ψ^2sgn(r2)]}/(b11b22-b12b21)---(17);]]>橫擺力矩滑?？刂破鞯木唧w形式為：M={[(k1+a11)b21-a21b11]eβ+[a12b21-b11(k2+a22)]eγ+[a12b21-b11(a22-a22d)]γd+[b21c1-b11(c2-c2d)]δf+b21ϵ1ψ^1sgn(e1)-b11ϵ2ψ^2sgn(e2)}/(b11b22-b12b21)---(18);]]>采用上述得到的后輪轉(zhuǎn)角和橫擺力矩對車輛進行實時控制。圖2為本發(fā)明提供的四輪獨立轉(zhuǎn)向車輛的控制結(jié)構(gòu)示意圖；本實施例采用表1中的參數(shù)進行模擬，將本實施例的滑模控制方法的4WS車輛以及無滑?？刂频能囕v(簡稱為FWS車輛)進行對比仿真實驗；表1車輛及控制參數(shù)名稱數(shù)值名稱數(shù)值整車質(zhì)量m/kg1479質(zhì)心至前軸距離a/m1.058轉(zhuǎn)動慣量Iz/(kg.m2)2731質(zhì)心至后軸距離b/m1.756前輪綜合側(cè)偏剛度kf/(N.rad-1)115600車軸距L/m2.814后輪綜合側(cè)偏剛度kr/(N.rad-1)119600輪胎滾動半徑R/m0.3075輪距W/m1.55車輪轉(zhuǎn)動慣量Jw/(kg.m2)1.25路面附著系數(shù)μ0.8控制增益矩陣Kdiag(900，500)干擾邊界估計系數(shù)ε1、ε210考慮車輛在不同車速和不同波形轉(zhuǎn)向的汽車行駛工況，其中，車速工況為：30km/h(8.333m/s)、100km/h(27.778m/s)；波形轉(zhuǎn)向的波形工況為：非理想角階躍波形、角正弦波形(S形)；將車速工況與波形工況兩兩組合，形成4種組合工況；其中設(shè)定非理想角階躍波形第0s開始跳躍，跳躍上升時間和幅值分別為0.5s和0.07rad；設(shè)置角正弦波形起始時刻2s，周期、角幅值分別為4s和0.07rad，圖3、圖4分別示出了角階躍波形和角正弦波形；鑒于車輛參數(shù)中的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量易發(fā)生變化，因此對比試驗中假定表1中的整車質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量均增加+15％；圖5(a,b,c,d)-圖7(a,b,c,d)分別示出了本實施例滑?？刂茥l件下，不同組合工況下的質(zhì)心側(cè)偏角、橫擺角速度和車速的時域響應(yīng)曲線，并與實際期望及無控制情況進行對比。通過對比圖5(a,b,c,d)可見，對于無控制的FWS車輛，質(zhì)心側(cè)偏角穩(wěn)態(tài)響應(yīng)非零，且高速時的數(shù)值較大并與前輪轉(zhuǎn)角輸入方向相反，這增大了車輛的甩尾和側(cè)滑趨勢；4WS車輛在后輪轉(zhuǎn)角與橫擺力矩滑?？刂茥l件下，即使車輛不同車速和不同波形轉(zhuǎn)向，均能實現(xiàn)車輛質(zhì)心側(cè)偏角為零，達到理想的期望穩(wěn)定狀態(tài)，使得4WS車輛能很好地維持車身姿態(tài)，具有良好的路徑跟蹤能力，極大地改善了車輛的操縱性。比較圖6(a,b,c,d)看出，低速時，4WS車輛在滑模控制條件下，橫擺角速度均能獲得穩(wěn)定控制，其數(shù)值大于無控制的FWS車輛，這表明通過控制，使得4WS車輛要比FWS車輛少打方向盤，可有效減少轉(zhuǎn)彎半徑，提高了車輛轉(zhuǎn)彎的機動靈活性。高速運行時，F(xiàn)WS車輛橫擺角速度存在很大超調(diào)，且產(chǎn)生較大幅值的振蕩波動現(xiàn)象，這反映出車輛行駛的不穩(wěn)定性；在滑模控制作用條件下，4WS車輛的橫擺角速度都小于FWS車輛，且振蕩現(xiàn)象明顯得到抑制，特別是在階躍波形轉(zhuǎn)向時，橫擺角速度無超調(diào)和振動現(xiàn)象，這不僅表明的4WS車輛的穩(wěn)定性得到了提高，避免或降低高速行駛狀態(tài)下駕駛員猛打方向盤造成的危險。比較圖7(a,b,c,d)可見，車速為30km/h(8.333m/s)的低速轉(zhuǎn)向時，滑模控制情況下的車速均比無控制時有所下降，但下降程度均較少；車速為100km/h(27.778m/s)的高速轉(zhuǎn)向時，受控的4WS車輛車速保持效果要優(yōu)于無控制的FWS車輛。這表明，滑?？刂撇呗栽诒ＷC車輛獲得較好轉(zhuǎn)彎路徑跟蹤能力和車身穩(wěn)定性的同時，車速降低程度并不大，這可使得4WS車輛保持較大速度安全地按照目標軌跡進行轉(zhuǎn)彎行駛。當(dāng)前第1頁1 2 3