ITEC Asia-Pacific 2014 1569953317
Differential Drive Steering Research On Multi-axle In-Wheel Motor Driving Vehicle
Junhan Tang1, Junqiu Li2 and Yuebo Liu3
1 National Engineering Laboratory for Electric Vehicles, Beijing Institute of Technology, Beijing, tjh666888@163.com 2 National Engineering Laboratory for Electric Vehicles, Beijing Institute of Technology, Beijing, lijunqiu@bit.edu.cn 3 National Engineering Laboratory for Electric Vehicles, Beijing Institute of Technology, Beijing, liuy19870720@126.com
Abstract--This research is based on a four-axle vehicle with eight in-wheel motor driving wheels and dual-axles steering system, and its original mechanical steering system was preserved . We proposed a new steering pattern that can be used on the in-wheel motor driving vehicle which features the independent driving of in-wheel motor driving wheel. With focus on the differential drive steering system, its working principles were introduced and its feasibility was discussed. A dynamics model for the vehicle including the steering system was built based on Matlab/Simulink. The characteristic curve of the target torque distribution and the control algorithm for the torque output of both sides of steering wheels were presented and simulated. The simulation results show that differential drive steering is feasible, which can greatly reduce driverrsquo;s workload, and improve the steering performance of the vehicle ,the requirements of steering were achieved.
Keyword: four-axles vehicle; in-wheel motor driving vehicle; differential drive steering; simulation analysis; differential drive torque
I. INTRODUCTION
The wheel longitudinal force generates torque around the wheel kingpin because of the presence of the kingpin offset distance. As the longitudinal forces of traditional vehicle wheels on both sides are equivalent, thus vector sum of the torque is zero. For in-wheel motor driving vehicle, wheel moments are controllable independently. Theoretically, when controlling both sides of the output torque of the steering wheel according to a certain law, The vector sum of torque around the kingpin generated by wheel longitudinal forces is not zero, thus generated steering torque is used to complete steering [1].
As the multi-axle in-wheel motor driving vehicle adopts electric wheel structure. Its original mechanical steering system has to overcome higher inertia force because of the increased unsprung mass. The driver has to apply higher toque in order to steer. This situation affects portability and steering sensitivity drastically. Apart from this, the differential drive steering applies a yaw moment on the vehicle, this moment has the same direction as the turn direction. This reaction reduces the insufficient steering trend and improves the vehicle steering stability performance. In addition, differential drive steering has obvious advantages such as high integration, reliability, saving space and cost, use of vehicle stability control and so on.
In this paper, we verified the feasibility of the differential drive steering through modeling and simulation based on the theoretical analysis of the principle of differential steering. The torque distribution strategy between dual front axles and between wheels were proposed and the effects brought by the differential drive steering on vehicle stability was evaluated. The foundation for future research has been built.
II. STEERING SYSTEM MODEL DEVELOPMENT
1. Principle of Differential Drive Steering
For the convenience of illustration, we name the vector drive torque generated by longitudinal force around the wheel kingpin as steering drive torque. Electrical vehicle wheels torque can be controlled individually. At the same time, steering wheels are restricted by the steering system structure. Steering drive torques are generated by different driving forces when steering wheels torques are different. Thus, wheels will turn to the side with lower torque output. This differential steering action is generated by driving forces. Lower driver steering input force and better handling stability are achieved. In order to facilitate the simulation, we assumed that:
delta; delta;=Sr 1
As shown in Figure 1,we assure the kingpin offset of the steering wheel is a . Tst is the steering drive torque about the kingpin caused by the longitudinal force:
Tst = ⎡⎣(Fx11 Fx21)minus;(Fx12 Fx22)⎤⎦sdot;a = ⎡⎣(T11 T21) (minus; T12 T22)⎦⎤sdot; raomega; = Delta;T sdot; raomega;
(2)
Assume the driving torques for left and right wheels are T11 T21 and T12 T22 separately, Delta;T is the driving torques difference between left and right wheels, and the control target of controller; romega; is the wheel rolling radius.
2. Model development
The compliant steering system models the reaction at the road-wheel to a steer input at the hand-wheel. It is characterized by the stiffness and damping in the steering system itself. The resulting equation for the entire steering system as shown in Equation(3), including the steering ratio from front to central axis, the steer inertias of the four wheels and the ratio of road-wheel to hand-wheel, Sg is presented in equation (3).
delta;1= 11 12 r 21 I22 (S Kg ssdelta;sw minus;Tst E Cssdelta;1 minus;S Kg2 ssdelta;1)minus;r
I I S I
(3)
Tst is from the equation(2). E is the tor
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摘要:本研究以一辆四轴汽车为研究对象，采用八轮驱动电机驱动轮和双轴转向系统，并保留了原有的机械转向系统。提出了一种新的转向方式，该转向方式可用于车轮内电机驱动车辆，具有独立驱动车轮内电机驱动车轮的特点。针对差速传动转向系统，介绍了其工作原理，并对其可行性进行了探讨。基于Matlab/Simulink建立了包括转向系统在内的车辆动力学模型。给出了目标扭矩分布特性曲线，并对方向盘两侧扭矩输出的控制算法进行了仿真。仿真结果表明，差分驱动转向是可行的，可以大大减少驾驶员的工作量，提高车辆的转向性能，达到了转向的要求。
关键词：四轴汽车；车内驱动汽车；差速驱动转向；仿真分析；差速驱动力矩
介绍
由于主销偏移距离的存在，车轮纵向力在车轮主销周围产生扭矩。由于传统车轮两侧的纵向力相等，因此扭矩的矢量和为零。对于轮内电机驱动车辆，车轮力矩可独立控制。理论上，当根据一定的规律控制方向盘输出扭矩的两侧时，由车轮纵向力产生的主销周围的扭矩矢量和不为零，因此产生的转向扭矩用于完成转向[1]。
由于多轴轮内电机驱动车采用电动轮结构。其原有的机械转向系统必须克服更高的惯性力，因为非簧载质量增加。司机必须使用更高的转矩以便转向。这种情况极大地影响了便携性和转向灵敏度。除此之外，差速驱动转向在车辆上施加横摆力矩，该力矩与转弯方向具有相同的方向。该反应减少了不足的转向趋势并改善了车辆转向稳定性能。此外，差速器驱动转向具有明显的优点，如高集成度，可靠性，节省空间和成本，使用车辆稳定性控制等。
在本文中，我们通过对差动转向原理的理论分析，通过建模和仿真验证了差动驱动转向的可行性。提出了双前桥之间和车轮之间的扭矩分配策略，并评估了差速器驱动转向对车辆稳定性的影响。未来研究的基础已经建立。
如图1所示，我们保证方向盘的主销偏移量为A。tst是由纵向力引起的主销转向驱动扭矩：
Tst = ⎡⎣(Fx11 Fx21)minus;(Fx12 Fx22)⎤⎦sdot;a = ⎡⎣(T11 T21) (minus; T12 T22)⎦⎤sdot; raomega; = Delta;T sdot; raomega;
假设左右轮驱动力矩分别为t11 t21和t12 t22，Delta;t为左右轮驱动力矩差，为控制器的控制目标，romega;为车轮滚动半径。
2。模型开发
兼容的转向系统模拟方向盘对方向盘转向输入的反应。它的特点是转向系统本身的刚度和阻尼。方程式（3）中给出了整个转向系统的结果方程式，包括从前轴到中心轴的转向比、四个车轮的转向惯量和车轮与手轮的比sg。
E = MZ11 MZ12 MZ21 MZ22
mz11、mz12、mz21、mz22是由magic轮胎模型计算的轮胎定位扭矩。
正如预期的那样，它表明转向系统的动力学取决于车辆载荷和轮胎侧向力。这些方程包含在模式中。
差动驱动扭矩分配控制策略[2]〜[3]
1.最大差动驱动扭矩的确定
电动轮的最大输出功率为110KW，最大扭矩为1100Nbull;M，减速比ii为11.07。电机外部特性曲线如图2所示。
因此，按照最大差动驱动扭矩 Delta; Ť最大= T.最大 作为差动扭矩分配控制的基础，确保车辆在不利的路况下转向。
电机外部特性曲线。
差速器驱动转向的要求：为了便于转向， Delta; Ť应随着手轮角度的增加而增加; 对于高速转向路感，Delta; Ť应通过增加车速来降低; 本文根据上述要求设计了差动驱动转向转矩控制策略，相关论文和手轮转角和车速均为变量。转向扭矩和手轮角度之间的线性变化如图3所示。
图3目标扭矩，角度和车速之间的关系。
根据设计的差动转矩特性曲线和计算公式，控制器获得转向系统目标差动转向转矩，如图4所示。
图4目标扭矩分配控制流程。
2.车轮之间的差动驱动扭矩分配策略
目标差动转向扭矩有三种分配策略，即轴间均匀分布，静态轴载分布和动态轴载分布。为方便起见，平均分配策略用于在早期模拟中在轴之间分配扭矩。
两侧各轴差动驱动力矩的分配策略是相同的。在模拟实验中验证差动驱动转向的可行性，差动转矩在同一轴上平均分配，外轮转矩增大，内轮转矩减小，实现了差动驱动转矩。 。分配策略如图5所示。
图5车轮之间的差动驱动扭矩分配策略。
如图5所示，在驱动转矩和差动驱动转矩耦合后，如果外部轮内电机的耦合转矩增加到此时超过轮内电机的最大输出转矩，则输出外轮内电机的转矩为轮内电机的最大输出转矩，否则输出转矩为耦合转矩; 同时，如果内置轮内电机的耦合转矩小于零，则内置轮内电机的输出转矩为零，否则转矩为耦合转矩。
仿真分析和结果
根据动力学方程，建立了基于Simulink的13自由度车辆仿真模型（包括2自由度转向系统模型，8轮转动模型，3自由度车身模型）[4]〜[5]。该模型可以模拟车辆的便携性，驾驶员的路面感觉和车辆稳定性，因为手轮角度是输入。车辆模型如图6所示，输入量为踏板量和手轮角度，纵向速度，横向速度，纵向加速度，横向加速度和横摆速度均为输出。也可以观察到纵向位移和横向位移。
图6 13自由度车辆动力学模型。
2自由度转向系统模型如图7所示，输入为手轮角度、车轮偏转角和驾驶员手在手轮上的扭矩为输出。
图7 2自由度转向系统动力学模型。
模拟结果显示如下：
1。手轮角度斜率输入仿真
转向角斜率输入常被用来模拟J型转弯试验。它可以作为角阶跃输入实操作的类似测试。假设车辆启动速度为10米/秒，油门踏板开度保持在10%，转向角斜率旋转角输入0.5秒，1.5秒后保持在2.5弧度，如图8所示。图9显示了带和不带差速驱动转向的两个系统之间的手轮扭矩电阻比较。纵向速度随dds减小，如图10所示。图11是横摆角速度的比较。在大地坐标系下的车辆轨迹比较如图12所示。带驾驶员侧车门开关（DDS）的方向盘之间的扭矩差为10 m/s，如图13所示。
图8 手轮角度 图9便携性比较（J形转弯）
图10纵向速度比较 图11位移比较
图12横摆率比较（J形转弯）图13带驾驶员侧车门开关（DDS）的方向盘之间的扭矩差。
图14手轮角度三角形输入图15 10 m/s时，无DDS的手轮扭矩波形。
图16 DDS为10 m/s时的手轮扭矩 图17 10米转向轻便性比较/
图19差速驱动转向车辆轨迹比较 图20差速驱动转向横摆率比较。
使转向操作更加灵活。在差速驱动转向的作用下，车辆转弯半径减小，如图12所示。这是因为额外的横摆力矩是由方向盘的差速驱动扭矩产生的，它增加了横摆率（图11），并减少了前轮驱动车辆的转向不足。提高了汽车的防磨能力。
2。手轮角度三角形波形输入
模拟
假设车辆启动速度为10 m/s。转向输入的角度-坡度-旋转角度为峰值为1.57rad的三角形波形（图14）。图15中的手轮扭矩是不带差速驱动转向的输入模型。图16是带差速驱动转向的手轮扭矩。带和不带差速驱动转向（DDS）的方向盘扭矩与转向角的关系比较结果如图17所示。
根据图15、16和17的仿真结果，差速驱动转向在低速转向时，可使驾驶员的转向力显著降低30%，其性能与其他动力转向系统相似。该系统提高了转向的便利性，减轻了驾驶员的身体负
结论
基于分析和仿真结果，这种新的转向方式利用驱动转向力矩产生的左右方向盘扭矩差异是可行的。该新系统可实现与速度相关的辅助转向，实现车辆转向特性改善和驾驶员减负的目标。
主动后桥运动学-
提高驾驶动态性、安全性和舒适性
汽车主动后桥运动学
转弯具有更大的动力性和灵活性，提高了高速行驶时的稳定性和安全性，以及更容易掌握驻车和转弯操作：这些是ZF中称为主动运动学控制（AKC）的后轴运动学提供的好处。该系统允许乘用车的后桥通过机电车轮定位提供主动转向辅助，并且可以采用两种不同的车型，以模块化的方式适应不同的轴设计。
一般条件和发展目标
机电式转向系统（电动助力转向系统，EPS）已经在所有车型的乘用车前轴上建立了良好的基础。在那里，这些系统允许安全功能，如速度相关转向辅助或代表各种其他系统的要求。例如，这包括停车辅助系统。相比之下，积极支持前转向角的可操纵后桥尚未得到广泛实施，尽管它们在行驶动力方面具有诸多优势：它们要么过于复杂，耗油密集，要么在商业上不具吸引力，无法成为整个行业和所有车辆类别的主导技术。里斯。
因此，在设计传统后轮悬架时，供应商或原始设备制造商的车辆开发商必须继续妥协，尽管采用了超现代的模拟和设计方法，即使车辆配备了复杂的多链路悬架。这是因为，在被动系统中。1）后轴前束角设置负责驾驶员在底盘中感知到的跟踪和转向精度等事项，在设计方面始终代表着舒适性、安全性和车辆动力学之间的最佳折衷。
图1：前束角和弹簧行程的技术可能领域（蓝色）：AKC系统（左侧）通过主动转向功能升级乘用车后桥；与被动系统（右侧）相比，运动学可以根据驾驶情况在舒适性、安全性或动态性方面进行调整。
为了解决这一目标冲突，ZF Friedrichshafen AG发起了自己的开发项目。在跨学科的背景下，来自底盘系统开发和生产的工程师与智能机电应用专家合作。他们的发展重点是积极影响客车后桥上的车轮外倾角（挂接角）和前束角，从而在驾驶时实现更高的灵活性和稳定性。另一个目标是为广泛的应用设计系统。
这两种方法都在ZF的后桥运动学中实现，称为主动运动学控制（AKC），ZF已经系列化生产：这样做时，主要的焦点放在集成到后桥的执行器单元上，并根据驾驶情况电动调整轴的运动学。因此，前束角的变化范围为plusmn;3°及以上。后轮可以适当转动，这为当前底盘解决方案的改进带来了巨大的机会。
AKC系统详细设置
机电执行机构2）是一个完整的AKC施工套件的一部分，该套件由专门为其量身定制的机械部件以及硬件和控制软件组成。硬件由以下组件组成：
–电动机
-它的传感器
–电子控制单元（ECU）。
通过齿形带传动，电机将其动力传递到集成的主轴机构。最后，后者调整了前束连杆的设置，为了最大的安全性，配备了一个具有自锁功能的梯形螺纹。为了使AKC ECU与其他车辆系统（如EPS、ABS或ESP）通信，存在一个flexray或CAN总线。在这里，AKC系统始终作为一个有线系统工作，而不与方向盘进行机械连接。与EPS类似，AKC系统也基于按需供电原则工作：系统只有在主动工作时才需要能量。
图2：带中央机电执行器的AKC系统（金色）（包括外壳、比例步进、电机、传感器和控制单元）以及控制软件。
两个版本
为了支持特别广泛的应用范围，AKC系统有两种版本：一种是中央设计，另一种是双设计，后者的每个车轮都可以单独控制（ILL）。3）。相应地，机电执行机构的尺寸和位置也有所不同，这些执行机构始终是基于一个统一的、模块化的结构套件来实现的。由于这两个基本设计，AKC系统可以适应不同的乘用车后桥结构。
图3:AKC系统有两种版本：执行器以双（左）或中（右）方式应用；对于第一种变体，两个轮子中的每一个都可以单独控制。
在双版本中，左、右执行器分别取代了传统的被动前束连杆；例如，这种设计是为高性能跑车中费力的多链路后悬架而预先设定的。因此，这些车辆的行驶动力学水平进一步提高。
相比之下，与双版本相比，中央版本只需要一个稍微大一点的执行器。两种型号的尺寸如图4所示。它通常与副车架相连。执行器两侧的前束连杆叉位于相对于壳体移动的主轴上。在规则方面，这个版本稍微不那么复杂，不影响非簧载质量。由于电子控制单元和电动机只在这里使用过一次，中央版本通常也是较便宜的概念。
与其他创新辅助系统一样，电子控制单元也执行AKC系统的基本任务。它评估传感器信号并控制执行器。它包括电机控制、AKC控制策略等功能模块，以及整个系统的永久功能监控和诊断。在控制策略中，根据驾驶条件（基于前转向角和当前车速等数据），存储与驾驶状况相关的轮距调整类型。主动式后桥运动学是根据ISO 26262汽车安全系统标准开发的，满足其最高安全类别“ASIL D”的要求。
图4:AKC系统的执行机构尺寸比较（单位：mm）：双版本（左）与两个紧凑型机电执行机
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资料编号：[3029]
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