دانشگاه صنعتی امیرکبیر

(پلی‌تکنیک تهران)

طراحی سیستم یکپارچه کنترل جهت بهبود پایداری جانبی و دینامیک غلت خودرو

ارائه شده برای دریافت درجه کارشناسی ارشد

تهیه شده توسط: شهاب رحیمی

استاد راهنما: دکتر نراقی

دانشکده مهندسی مکانیک

بهمن ۱۳۹۱

قدردانی

بدین وسیله از زحمات استاد راهنما، آقای دکتر نراقی برای ارائه راهنمایی­های ارزنده در طول انجام این پایان نامه قدردانی می ­نمایم. همچنین از همکاری مهندس سینا چراغی و مهندس دانیال چودن کمال تشکر را دارم. از اعضاء خانواده که در طول انجام این پایان نامه با صبر و تحمل مشکلات را پذیرا بودند نیز سپاسگزارم.

اینجانب شهاب رحیمی متعهد می‌شوم که مطالب مندرج در این پایان نامه حاصل کار پژوهشی اینجانب تحت نظارت و راهنمایی اساتید دانشگاه صنعتی امیرکبیر بوده و به دستاوردهای دیگران که در این پژوهش از آنها استفاده شده است مطابق مقررات و روال متعارف ارجاع و در فهرست منابع و مآخذ ذکر گردیده است. این پایان نامه قبلاً برای احراز هیچ مدرک هم‌سطح یا بالاتر ارائه نگردیده است.

در صورت اثبات تخلف در هر زمان، مدرک تحصیلی صادر شده توسط دانشگاه از درجه اعتبار ساقط بوده و دانشگاه حق پیگیری قانونی خواهد داشت.

کلیه نتایج و حقوق حاصل از این پایان نامه متعلق به دانشگاه صنعتی امیرکبیر می‌باشد. هرگونه استفاده از نتایج علمی و عملی، واگذاری اطلاعات به دیگران یا چاپ و تکثیر، نسخه‌برداری، ترجمه و اقتباس از این پایان نامه بدون موافقت کتبی دانشگاه صنعتی امیرکبیر ممنوع است. نقل مطالب با ذکر مآخذ بلامانع است.

شهاب رحیمی

چکیده

علاوه بر ناپایداری جانبی، یکی از تهدیدهای عمده برای خودروهای سواری به ویژه خودروهای شاسی­بلند، خطر واژگونی است. در این پایان نامه یک استراتژی هماهنگی بر اساس منطق فازی، برای عملکرد یکپارچه زیرسیستم­های فعال فرمان، دیفرانسیل، ترمز و میله ضدغلت طراحی شده است. تحلیل­های جداگانه روی هر یک از زیرسیستم­ها به طور مستقل و نیز اثر هم­افزایی آنها صورت گرفته است. این استراتژی هماهنگی تلاش می­ کند ضمن حفظ شتاب طولی مطلوب راننده تداخل میان زیرسیستم­ها و اهداف کنترلی آنها را که عبارتند از: تعقیب نرخ چرخش، شتاب جانبی و حرکت غلت خودرو، تا حد امکان برطرف نماید و مصالحه­ای میان آنها برقرار سازد. بررسی عملکرد این استراتژی در غیاب دیفرانسیل فعال نیز نتایج موفقی را به همراه داشته است. زاویه لغزش جانبی و نرخ چرخش به عنوان شاخص­ های پایداری جانبی و زاویه غلت، نرخ غلت و انتقال وزن جانبی به عنوان شاخص­ های پایداری غلت در نظر گرفته شده ­اند. نتایج شبیه­سازی بر روی یک مدل ده درجه آزادی ساخته شده در نرم­افزار Simulink نشان می­دهد که عملکرد سیستم یکپارچه نسبت به عملکرد مستقل تک­تک زیرسیستم­ها بهبود داشته و پایداری غلت در کنار پایداری جانبی حفظ شده است. همچنین، نتایج شبیه­سازی برای مانور «بدترین حالت» حاکی از عملکرد رضایت­بخش این سیستم یکپارچه است. نتایج با مدلسازی در محیط نرم­افزار Carsim صحه­گذاری شده است.

کلمات کلیدی:

کنترل یکپارچه، کنترل پایداری، کنترل غلت، فرمان فعال، دیفرانسیل فعال، ترمز فعال

فهرست مطالب

فصل اول - پیشگفتار

۱-۱ ضرورت تحقیق ۳

۱-۲ پیشینه کنترل پایداری خودرو ۵

۱-۲-۱ کنترل نرخ چرخش ۵

۱-۲-۲ کنترل لغزش جانبی ۷

۱-۲-۳ کنترل غلت ۹

۱-۳ تعریف مسئله ۱۱

۱-۴ طرح­نمای پایان نامه ۱۱

فصل دوم - مدل­سازی خودرو

۲-۱ مقدمه ۱۴

۲-۲ مدل ده درجه آزادی ۱۴

۲-۲-۱ فرضیات مدل ۱۴

۲-۲-۲ معادلات دینامیک ۱۵

۲-۳ مدل راننده ۲۳

۲-۴ صحه­گذاری حلقه­باز مدل به کمک نرم­افزار CarSim 25

فصل سوم – طراحی کنترلر

۳-۱ مقدمه ۳۲

۳-۲ اندازه ­گیری متغیرها ۳۳

۳-۳ زیرسیستم­های کنترلی ۳۴

۳-۳-۱ سیستم فرمان فعال جلو ۳۴

۳-۳-۲ سیستم دیفرانسیل فعال ۳۴

۳-۳-۳ سیستم ترمز فعال ۳۴

۳-۳-۴ سیستم تنظیم لغزش / ترمز ضد قفل ۳۵

۳-۳-۵ سیستم فعال غلت -میله ضد غلت- ۳۵

۳-۴ مدل ساده شده خودرو برای طراحی کنترلر ۳۶

۳-۵ مدل مرجع ۳۷

۳-۵-۱ نرخ چرخش ۳۷

۳-۵-۲ شتاب طولی ۳۹

۳-۵-۳ شتاب جانبی ۳۹

۳-۶ طراحی کنترلر فرمان فعال ۳۹

۳-۷ طراحی کنترلر دیفرانسیل فعال ۴۱

۳-۸ طراحی کنترلر ترمز فعال ۴۲

۳-۹ طراحی کنترلر تنظیم لغزش فعال / ترمز ضد قفل ۴۵

۳-۱۰ طراحی کنترلر فعال غلت- میله ضدغلت- ۴۷

۳-۱۱ استراتژی هماهنگی ۵۰

۳-۱۱-۱ بررسی تداخلات ممکن بین اهداف زیرسیستم­ها ۵۰

۳-۱۱-۲ انتخاب استراتژی هماهنگی مناسب ۵۰

۳-۱۱-۳ طراحی یکپارچه­ساز فازی ۵۳

فصل چهارم - شبیه­سازی و نتایج

۴-۱ مقدمه ۵۹

۴-۲ تحلیل عملکرد زیرسیستم­ها ۶۰

۴-۲-۱ کنترل فرمان فعال ۶۰

۴-۲-۲ کنترل دیفرانسیل فعال ۶۵

۴-۲-۳ کنترل ترمز فعال ۷۰

۴-۲-۵ کنترل فعال غلت -میله ضدغلت- ۷۶

۴-۳ ارزیابی عملکرد یکپارچه­ساز ۸۲

) ۸۲

) ۸۹

۴-۴ مقایسه زیرسیستم­ها و سیستم کنترل یکپارچه ۹۶

۴-۴ صحه­گذاری حلقه­بسته (سیستم کنترل یکپارچه) توسط نرم­افزار CarSim 101

۴-۵ مانور بدترین حالت ۱۰۷

فصل پنجم - نتیجه ­گیری و پیشنهادها

۵-۱ نتیجه ­گیری ۱۱۵

۵-۲ پیشنهادها ۱۱۶

مراجع ۱۱۷

پیوست الف – سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال ۱۱۵

پیوست ب- مقادیر عددی پارامترهای خودرو ۱۲

فهرست جدول­ها

جدول ۳-۱ شیوه پسخوراند متغیرها ۳۲

جدول ۳-۲ ضرایب کنترلر فرمان فعال ۳۹

جدول ۳-۳ ضرایب کنترلر دیفرانسیل فعال ۴۰

جدول ۳-۴ ضرایب کنترلر ترمز فعال ۴۲

جدول ۳-۵ ضرایب کنترلر تنظیم لغزش فعال / ترمز ضد قفل ۴۶

جدول ۳-۶ ضرایب کنترلر فعال غلت –میله ضدغلت- ۴۸

جدول ۳-۷ قوانین هماهنگی در حضور دیفرانسیل فعال ۵۴

جدول۴-۱ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم فرمان فعال ۶۴

جدول ۴-۲ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۹

جدول ۴-۳ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم ترمز فعال ۷۴

جدول ۴-۴ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل فعال غلت ۸۰

جدول ۴-۵ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۸

جدول ۴-۶ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۵

جدول الف-۱ قوانین هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال ۱۲۱

جدول الف-۲ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال ۱۲۳

جدول الف-۳ مقایسه مقادیر کاهش بیشینه خطا در سیستم بدون دیفرانسیل فعال با سیستم با دیفرانسیل فعال ۱۲۳

جدول ب مقادیر عددی پارامترهای خودرو ۱۲۵

فهرست شکل­ها

شکل ۱-۱ سیستم­های ایمنی غیرفعال ۳

شکل ۱-۲ سیستم­های ایمنی فعال ۳

شکل ۱-۳ الگوریتم پیشخوراند برای فرمان فعال ۵

شکل ۱-۴ الگوریتم پسخوراند برای فرمان فعال ۵

شکل ۱-۵ کنترل نرخ چرخش به روش پیشخوراند-پسخوراند ۶

شکل ۱-۶ کنترل زاویه لغزش جانبی در شرایط پایا با فرمان فعال ۶

شکل ۲-۱ دستگاه مختصات متصل به بدنه ۱۴

شکل ۲-۲ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک طولی، جانبی و چرخش ۱۵

شکل ۲-۳ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک عمودی و غلت ۱۶

شکل ۲-۴ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک فراز ۱۷

شکل ۲-۵ نمودار پیکره آزاد برای جرم فنربندی نشده جلو ۱۹

شکل ۲-۶ نمودار نیروهای طولی و جانبی تایر بر حسب لغزش طولی و جانبی ۲۱

شکل ۲-۷ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک دورانی چرخ ۲۲

شکل ۲-۸ مدل راننده ۲۴

شکل ۲-۹ صفحه اصلی نرم­افزار CarSim 25

شکل ۲-۱۰ زاویه فرمان مانور صحه­گذاری ۲۶

شکل ۲-۱۱ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (رفتار دینامیکی) ۲۷

شکل ۲-۱۲ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (انتقال وزن جانبی) ۲۸

شکل ۲-۱۳ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (سیستم تعلیق) ۲۹

شکل ۳-۱ شمای کلی کنترلر ۳۱

شکل ۳-۲ نمودار پیکره آزاد برای مدل سه درجه آزادی ۳۵

شکل ۳-۳ نمودار تغییرات w بر حسب β ۴۱

شکل ۳-۴ منطق ترمزگیری برای اصلاح نرخ چرخش ۴۳

شکل۳-۵ استراتژی هماهنگی در حالت شتاب­گیری ۵۱

شکل۳-۶ استراتژی هماهنگی در حالت حفظ سرعت ۵۲

شکل۳-۷ استراتژی هماهنگی در حالت ترمزگیری ۵۳

شکل ۳-۸ توابع عضویت فازی برای متغیرهای ورودی ۵۳

شکل ۳-۹ توابع عضویت فازی برای متغیرهای خروجی ۵۳

شکل ۳-۱۰ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ASC ۵۵

شکل ۳-۱۱ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ADC ۵۵

شکل ۳-۱۲ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ABC ۵۶

شکل ۴-۱ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم فرمان فعال ۵۹

شکل ۴-۲ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم فرمان فعال ۶۰

شکل ۴-۳ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم فرمان فعال ۶۱

شکل ۴-۴ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم فرمان فعال ۶۲

شکل ۴-۵ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم فرمان فعال ۶۳

شکل ۴-۶ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم فرمان فعال ۶۳

شکل ۴-۷ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۴

شکل ۴-۸ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۵

شکل ۴-۹ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۶

شکل ۴-۱۰ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۷

شکل ۴-۱۱ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۸

شکل ۴-۱۲ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم دیفرانسیل فعال ۶۹

شکل ۴-۱۳ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم ترمز فعال ۶۹

شکل ۴-۱۴ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم ترمز فعال ۷۰

شکل ۴-۱۵ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم ترمز فعال ۷۱

شکل ۴-۱۶ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم ترمز فعال ۷۲

شکل ۴-۱۷ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم ترمز فعال ۷۳

شکل ۴-۱۸ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم ترمز فعال ۷۴

شکل ۴-۱۹ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل فعال غلت ۷۵

شکل ۴-۲۰ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم کنترل فعال غلت ۷۶

شکل ۴-۲۱ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل فعال غلت ۷۷

شکل ۴-۲۲ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل فعال غلت ۷۸

شکل ۴-۲۳ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل فعال غلت ۷۹

شکل ۴-۲۴ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم کنترل فعال غلت ۸۰

شکل ۴-۲۵ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۱

شکل ۴-۲۶ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۲

شکل ۴-۲۷ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۳

شکل ۴-۲۸ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۴

شکل ۴-۲۹ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۸۵

شکل ۴-۳۰ نمودار زاویه فرمان و گشتاور چرخ­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۶

شکل ۴-۳۱ نمودار گشتاور فعال غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۷

شکل ۴-۳۲ نمودار ضرایب وزنی سیستم­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک ۸۷

شکل ۴-۳۳ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۸۸

شکل ۴-۳۴ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۸۹

شکل ۴-۳۵ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۰

شکل ۴-۳۶ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۱

شکل ۴-۳۷ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۲

شکل ۴-۳۸ نمودار زاویه فرمان و گشتاور چرخ­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۳

شکل ۴-۳۹ نمودار گشتاور فعال غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۴

شکل ۴-۴۰ نمودار ضرایب وزنی سیستم­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده ۹۴

شکل ۴-۴۱ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای نرخ چرخش ۹۶

شکل ۴-۴۲ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای شتاب جانبی ۹۶

شکل ۴-۴۳ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای لغزش جانبی ۹۷

شکل ۴-۴۴ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش شاخص غلت ۹۸

شکل ۴-۴۵ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش افت سرعت ۹۸

شکل ۴-۴۶ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش انحراف از مسیر ۹۹

شکل ۴-۴۷ مانور تغییر مسیر دوگانه ۱۰۰

شکل ۴-۴۸ پاسخ دینامیک جانبی ۱۰۱

شکل ۴-۴۹ پاسخ دینامیک جانبی (ادامه) ۱۰۲

شکل ۴-۵۰ پاسخ دینامیک غلت ۱۰۲

شکل ۴-۵۱ پاسخ دینامیک غلت (ادامه) ۱۰۳

شکل ۴-۵۲ زاویه فرمان ۱۰۴

شکل ۴-۵۳ گشتاور رانشی چرخ­ها ۱۰۴

شکل ۴-۵۴ گشتاور ترمزی چرخ­ها ۱۰۵

شکل ۴-۵۵ پاسخ دینامیک طولی ۱۰۵

شکل ۴-۵۶ نتیجه حل مسئله بهینه­سازی با تابع هدف LLT ۱۰۶

شکل ۴-۵۷ مسیر خودرو در مانور بدترین حالت ۱۰۷

شکل ۴-۵۸ پاسخ دینامیک چرخش در مانور بدترین حالت ۱۰۷

شکل ۴-۵۹ پاسخ دینامیک جانبی در مانور بدترین حالت ۱۰۸

شکل ۴-۶۰ پاسخ دینامیک غلت در مانور بدترین حالت ۱۰۹

شکل ۴-۶۱ پاسخ دینامیک طولی در مانور بدترین حالت ۱۱۰

شکل ۴-۶۲ زاویه فرمان در مانور بدترین حالت ۱۱۱

شکل ۴-۶۳ گشتاور چرخ­ها در مانور بدترین حالت ۱۱۱

شکل ۴-۶۴ گشتاور فعال غلت در مانور بدترین حالت ۱۱۲

شکل ۴-۶۵ وزن فعالیت زیرسیستم­ها در مانور بدترین حالت ۱۱۷

شکل الف-۱ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت شتاب­گیری ۱۱۹

شکل الف-۲ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت حفظ سرعت ۱۱۹

شکل الف-۳ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت ترمزگیری ۱۱۹

شکل الف-۴ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال ۱۲۱

شکل الف-۵ پاسخ لغزش جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال ۱۲۱

شکل الف-۶ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال ۱۲۲

فهرست نمادها

α	زاویه لغزش چرخ	hcg	ارتفاع مرکز جرم فنربندی شده از محورهای غلت و فراز
β	زاویه لغزش جانبی خودرو
βsusp,i	ضریب مستهلک­کننده تعلیق	IPC	لختی دورانی جرم فنربندی شده حول محور فراز
δ	زاویه فرمان چرخ	IRC	لختی دورانی جرم فنربندی شده حول محور غلت
δsusp,i	تغییر طولی استاتیکی فنر تعلیق	Iz	لختی دورانی خودرو حول محور z
θ	زاویه چرخش	Ki	ضریب فنر تعلیق
λi, ηi, κi, εi	ضرایب کنترلرهای مود لغزشی	KP,i, TI,i	ضرایب کنترلر PD
μ	ضریب اصطکاک چرخ با جاده	Lf	فاصله مرکز جرم از جلوی خودرو
σx	لغزش طولی چرخ	Lr	فاصله مرکز جرم از عقب خودرو
φ	زاویه غلت جرم فنربندی شده	m	جرم خودرو
ax	شتاب طولی خودرو	ms	جرم فنربندی شده
ax,des	شتاب طولی مطلوب راننده	mu	جرم فنربندی نشده
ay	شتاب جانبی خودرو	r	نرخ چرخش خودرو
Cd	ضریب مقاومت هوا	rdes	نرخ چرخش مرجع
Cα	سفتی جانبی تایر	rtarget	نرخ چرخش هدف (اشباع شده)
Cσ	سفتی طولی تایر	Rw	شعاع چرخ
finst	شاخص ناپایداری جانبی	tf	فاصله بین چرخ­های راست و چپ جلو
fr	ضریب مقاومت غلت تایر	tr	فاصله بین چرخ­های راست و چپ عقب
Fx,i	نیروی طولی تایر	Ui	ارتفاع پروفیل جاده
Fy,i	نیروی جانبی تایر	WABC	وزن فعالیت سیستم ترمز فعال
Fz,i	نیروی عمودی تایر	WADC	وزن فعالیت سیستم دیفرانسیل فعال
g	شتاب گرانش ثقل	WASC	وزن فعالیت سیستم فرمان فعال
x, y, z	مختصات مرکز جرم خودرو در دستگاه بدنه	ud	سرعت طولی مطلوب خودرو

فصل اول

پیشگفتار

۱-۱ ضرورت تحقیق

در سال­های اخیر، موسسات دولتی و خصوصی، تحقیقات گسترده­ای را روی فناوری­های ایمنی فعال^[۱] خودرو انجام داده­اند. تخمین زده شده است که در کشورهای عضو اتحادیه اروپا، هزینه­ های مستقیم و غیرمستقیم ناشی از سوانح جاده­ای در سال ۲۰۰۹، ۱۳۰ میلیارد یورو بوده است [۱]. یکی از موثرترین راه­کارهای کاهش این سوانح، استفاده از سیستم­های یکپارچه کنترل پایداری است [۲]. موسسه NHTSA^[2] آمریکا تخمین زده است که به­ کارگیری سیستم­های الکترونیکی کنترل پایداری^[۳] (ESC)، رخداد سوانح برای یک خودروی سواری را تا ۳۴% و همین سوانح را برای خودروهای شاسی­بلند^[۴] (SUV) تا ۵۹% کاهش داده است. میزان این کاهش، در سوانح منجر به واژگونی^[۵] بسیار بیشتر بوده است [۲].

در زمینه ایمنی خودرو، تلاش­ های گسترده­ای صورت گرفته که در یک تقسیم ­بندی، آنها را به دو بخش غیرفعال^[۶] و فعال^[۷] تقسیم می­نمایند. کلیه تمهیداتی که برای حفظ جان سرنشینان پس از وقوع تصادف به کار می­روند، در زمره روش­های غیرفعال ایمنی خودرو هستند که از آن جمله می­توان کیسه هوا، کمربند ایمنی، محافظ سر و جاذب ضربه را نام برد (شکل ۱-۱). این روش­ها موضوع بحث این پایان نامه نیستند. در سوی دیگر، روش­های فعال قرار دارند که شامل سیستم­های اخطار خروج از خط، سیستم هشدار برخورد و کنترلرهایی هستند که به منظور حفظ پایداری خودرو و پیشگیری از وقوع سانحه به کار می­روند (شکل ۱-۲). در سیستم­های فعالِ اشاره شده، دو مورد اول صرفاً سیستم­های هشداردهنده هستند، در حالی که سیستم­های کنترل پایداری، مستقیماً بر دینامیک خودرو اثر می­گذارند. این روش­ها امروزه به طور گسترده­ای توسعه یافته­اند و مهم­ترین آنها سیستم­های ترمز ضدقفل، تنظیم­کننده لغزش چرخ­ها، فرمان فعال، ترمز فعال، دیفرانسیل فعال و تعلیق نیمه­فعال و فعال هستند. این سیستم­ها عملاً با هدف تنظیم رفتار مجموعه ­ای از متغیرهای دینامیکی خودرو مانند نرخ چرخش، لغزش جانبی، لغزش طولی و متغیرهای غلت طراحی می­گردند. در بخش­های بعدی، شرح مختصری از روش­های مذکور می ­آید.

شکل ۱-۱ سیستم­های ایمنی غیرفعال [۳]

شکل ۱-۲ سیستم­های ایمنی فعال [۳]

۱-۲ پیشینه کنترل پایداری خودرو

۱-۲-۱ کنترل نرخ چرخش

یکی از معیارهای مهم پایداری جانبی و چرخشی خودرو، نرخ چرخش^[۸] آن می­باشد. در مانورهای سریع و ناگهانی، ممکن است برای خودرو یکی از دو وضعیت کم­فرمانی^[۹] یا بیش­فرمانی^[۱۰] حاد پیش آید که در آنها به ترتیب، نرخ چرخش خودرو بسیار کمتر و بیشتر از مقدار مطلوب (که وابسته به سرعت و زاویه فرمان راننده است) می­باشد. بنابراین، این معیار یکی از مسائل مورد توجه در رفتار خودرو است.

به منظور کنترل نرخ چرخش خودرو، از عملگرهای گوناگونی استفاده شده است که برخی از آنها عبارتند از فرمان (زاویه چرخ­ها)، دیفرانسیل (نیروی رانش اختلافی زیر چرخ­ها)، ترمز (ترمزگیری اختلافی بین چرخ­های راست و چپ)، سیستم تعلیق (توزیع بار عمودی بین چرخ­ها و در نتیجه تغییر نیروهای طولی و جانبی).

منینگ^[۱۱] و همکاران [۴] مروری بر این تحقیقات داشته اند. در این مرور، اشاره شده که کرامر^[۱۲] و همکاران از فرمان فعال^[۱۳] و الگوریتم پیشخوراند^[۱۴] استفاده کرده ­اند (شکل ۱-۳). در این روش، کنترلر با افزایش زاویه فرمان اعمالی راننده، زمان پاسخ را کاهش می­دهد. روش متداول­تر، الگوریتم­های پسخوراند^[۱۵] هستند که در آنها، کنترلر با اصلاح زاویه چرخ­ها تلاش می­ کند نرخ چرخش را به نرخ چرخش مطلوب یک مدل مرجع برساند (شکل ۱-۴). در ادامه مرور اشاره شده که آکرمن^[۱۶] و همکاران (۱۹۹۲، ۱۹۹۶ و ۱۹۹۷) تحقیقاتی جداگانه در زمینه جداسازی^[۱۷] دینامیک چرخش از دینامیک جانبی انجام داده­اند با این هدف که راننده مسیر مطلوب را دنبال کند و کنترلر اغتشاشات ناشی از بادهای جانبی و سطوح اصطکاکی متفاوت در جاده را حذف کند.

شکل ۱-۳ الگوریتم پیشخوراند برای فرمان فعال [۴]

شکل ۱-۴ الگوریتم پسخوراند برای فرمان فعال [۴]

ماتسوموتو^[۱۸] و همکاران (۱۹۹۲) به شرح سیستم اولیه «توزیع نیروی ترمز» (BFD^[19]) مورد استفاده در نیسان می ­پردازد. در این سیستم و همچنین سیستم­های مشابه «کنترل مستقیم پایداری^[۲۰]» (مورد استفاده در BMW)، از روش کنترل تعقیبی پیشخوراند-پسخوراند استفاده می­ شود (شکل ۱-۵). نکته مهم اینجاست که اگر هدف کنترلر تامین همزمان پایداری خودرو و راحتی سرنشینان باشد، به جز در مواردی که راننده قصد ترمزگیری داشته باشد، استفاده از این سیستم به علت کاهش ناخواسته سرعت قدری نامطلوب است. اما، چنان­چه تنها هدف، پایداری باشد، ترمز قوی­ترین ابزار برای این منظور به شمار می­رود. با این حال، باید توجه داشت که ترمز بیشتر برای کاهش لغزش جانبی به کار می­رود تا کنترل نرخ چرخش.

شکل ۱-۵ کنترل نرخ چرخش به روش پیشخوراند-پسخوراند [۴]

۱-۲-۲ کنترل لغزش جانبی

از قدیمی­ترین روش­های کمینه نمودن زاویه لغزش جانبی، کنترل پیشخوراند خطی سیستم­های فرمان عقب فعال^[۲۱] است [۵]. شکل ۱-۶ شمای کلی این روش را نمایش می­دهد. در این الگوریتم، قانون کنترل از حل مدل دو درجه آزادی خودرو برای صفر شدن لغزش جانبی محاسبه می­گردد.

شکل ۱-۶ کنترل زاویه لغزش جانبی در شرایط پایا با فرمان فعال [۴]

روش­های اولیه، مبتنی بر استخراج قانون کنترل بر اساس شرایط پایا بودند. در سال ۱۹۹۴، ایناگاکی^[۲۲] [۶] پیشنهاد کرد برای تحلیل بهتر دینامیک پاسخ، از جمله استهلاک و فرکانس طبیعی آن، کنترلر بر اساس رفتار خودرو در صفحه فاز  طراحی گردد. در این روش، طراحی قانون کنترل بر اساس مقادیر لغزش جانبی و نرخ آن صورت می­پذیرد. یاسویی^[۲۳] و همکاران [۷] در سال ۱۹۹۶، نتایجی تجربی از این رویکرد را بر روی یک نمونه Aisin Seiki که از ترمز فعال استفاده می­کرد ارائه کردند.

مطالعات متعددی نیز روی تاثیر سیستم­های کنترل یکپارچه بر لغزش جانبی صورت گرفته است. از آن جمله اسمکمن^[۲۴] [۸] در سال ۲۰۰۰، عملکرد سیستم ترمز فعال را با سیستم یکپارچه ترمز فعال و کنترل بار چرخ^[۲۵] (تعلیق فعال) مقایسه کرده و نتیجه گرفته است که ترمزگیری اختلافی، بیشترین اثر را بر دینامیک جانبی می­ گذارد، اما در سرعت طولی مطلوب راننده تداخل ایجاد می­ کند. در حالی که کنترل بار چرخ، اگرچه اثر ناچیزی بر دینامیک طولی دارد، اما توانایی ایجاد گشتاورهای چرخشی مورد نیاز بزرگ را ندارد. در استراتژی هماهنگی ارائه شده در آن تحقیق، تا زمانی که چرخ­ها به اشباع برسند، تعلیق فعال عمل می­ کند و از آن پس، ترمز وارد عمل می­ شود.

در مطالعاتی مشابه، سِلبی^[۲۶] و همکاران [۹] (۲۰۰۲) و هی^[۲۷] و همکاران [۱۰] (۲۰۰۴) ترکیب ترمز فعال / دیفرانسیل فعال را با فرمان فعال چرخ­های جلو، به منظور به تعویق انداختن عملکرد ترمز فعال (عدم کاهش ناخواسته سرعت) بررسی کردند و در هر دو تحقیق به روشنی مشاهده شد که این رویکرد یکپارچه­سازی، تداخل در دینامیک طولی را در مقایسه با ترمز فعال تنها، به میزان قابل توجهی به تعویق می­ اندازد.

همچنین، مطالعات متعددی در زمینه کنترل مقاوم^[۲۸] برای جبران خطای مدل­سازی و تغییر پارامترها صورت گرفته است. از آن جمله، اَبه و همکاران [۱۱] (۲۰۰۱) و فوروکاوا^[۲۹] و اَبه^[۳۰] [۱۲] (۱۹۹۶) از کنترل مود لغزشی (که از روش­های متداول کنترل مقاوم است) برای تعقیب یک پاسخ مطلوب زاویه لغزش جانبی استفاده نمودند.

مشکلی عملی که در تمام روش­های کنترل پسخوراند و مدل­مرجع لغزش جانبی وجود دارد، تخمین لغزش جانبی (β) خودرو و ضریب اصطکاک تایرها با سطح جاده (μ) می­باشد. بهترین روش ارائه شده برای تخمین β، ترکیبی از انتگرال­گیری شتاب جانبی اندازه ­گیری شده و مدل تایر است ( [۱۱] و [۱۲]). همچنین، یکی از مناسب­ترین روش­های تخمین μ، محاسبه نیروهای طولی و جانبی تایرها از لغزش­های تخمین زده شده و سپس محاسبه μ از رابطه زیر می­باشد.

(۱-۱)

که در آن F_B نیروی طولی، F_S نیروی جانبی و F_n نیروی عمودی وارد شده به تایر از طرف جاده هستند.

۱-۲-۳ کنترل غلت

واژگونی، جدی­ترین خطری است را که خودروها، به ویژه خودروهای SUV را تهدید می­ کند. راهکارهای پیشگیری از واژگونی به دو دسته عمومی غیرفعال و فعال تقسیم می­ شود.

در روش غیرفعال، هر اندازه که معیاری به نام آستانه واژگونی^[۳۱]،  ، که در آن t عرض خودرو (فاصله بین مرکز چرخ­های راست و چپ) و h ارتفاع مرکز ثقل خودرو از زمین می­باشد، بزرگ­تر طراحی شود، خودرو کمتر در معرض واژگونی قرار دارد [۱۳]. راهکار متداول دیگر استفاده از میله ضدغلت می­باشد. این میله، تعلیق راست و چپ را به یکدیگر متصل می­نماید و در حالتی که خودرو حرکت غلت ندارد، تاثیری بر صلبیت تعلیق ندارد، اما در صورتی که جرم فنربندی­شده حرکت غلت داشته باشد، میله تحت پیچش قرار گرفته، صلبیت غلتشی خودرو را افزایش می­دهد.

در روش­های فعال، عمدتا از یکی از دو سیستم ترمز [۱۴] و [۱۵] و یا میله ضدغلت فعال (یا به طور معادل، تعلیق فعال) [۱۶] و [۱۷] و [۱۸] استفاده می­گردد. در تحقیقات پیشین، هدف، کنترل یک یا چند متغیر از متغیرهای  ،  و انتقال وزن جانبی (LLT^[32]) بوده است. انتقال وزن جانبی مطابق معادله (۱-۲) تعریف می­گردد

(۱-۲)

که در آن F_zl نیروی عمودی چرخ چپ و F_zr نیروی عمودی چرخ راست است.

LLT معیار بسیار مناسبی برای اطمینان از عدم واژگونی می­باشد. در واقع، زمانی که  ، چرخ داخلی خودرو از زمین بلند شده و می­توان آن را به عنوان آغاز واژگونی در نظر گرفت (این یک فرض محافظه ­کارانه است، زیرا احتمال بازگشت خودرو و عدم واژگونی وجود دارد.).  و  ، بیشتر ملاک­های راحتی سفر^[۳۳] هستند تا واژگونی. سیستم­های کنترل غلت که سعی در کاهش  دارند، گاهی در شتاب­های جانبی بالا، اجازه زاویه غلت کمی را می­ دهند تا راننده حسی از خطر ناپایداری خودرو داشته باشد [۱۷]. نکته قابل توجه این است که غالبا کاهش زاویه غلت با میله ضدغلت (غیرفعال و فعال) با افزایش LLT همراه است.

در خودروی مدل­سازی شده در تحقیق حاضر، هم از میله ضدغلت غیرفعال و هم از میله ضدغلت فعال استفاده شده است.

۱-۲-۴ کنترل یکپارچه

تحقیقات اشاره شده در بخش‌های ۱-۲-۱ تا ۱-۲-۳، شامل کنترلرهایی بود که از یک ورودی کنترلی استفاده می‌کنند و غالباً با هدف کنترل یکی از متغیرهای حرکتی خودرو طراحی می‌شوند. این در حالی است که برای کنترل بیش از یک متغیر، به بیش از یک ورودی کنترلی نیاز است.

مطالعات متعددی در این زمینه صورت گرفته است. از آن جمله، ونگ^[۳۴] و همکاران [۱۹] یک سیستم یکپارچه شامل زیرسیستم‌های فرمان فعال، دیفرانسیل فعال و ترمز فعال ارائه کرده‌اند که در آن هماهنگی بین زیرسیستم‌ها به روش منطق فازی انجام می‌پذیرد. کو^[۳۵] [۲] به شرح سیستم یکپارچه طراحی شده شامل فرمان فعال عقب، ترمز فعال و تعلیق نیمه‌فعال برای کنترل نرخ چرخش، لغزش جانبی و دینامیک غلت خودرو می‌پردازد. روشن‌بین [۲۰] و توسلی [۲۱] به طراحی سیستم یکپارچه شامل دو زیرسیستم فرمان فعال جلو و عقب و ترمز فعال با رویکرد توزیع بهینه نیروهای تایری پرداخته‌اند. اسدیان و همکاران [۱۸] نیز دو روش متفاوت برای یکپارچه‌سازی زیرسیستم‌های فرمان فعال عقب و دیفرانسیل فعال ارائه کرده‌اند.

۱-۳ تعریف مسئله

در این پایان نامه، هدف، طراحی یک سیستم یکپارچه کنترل جهت بهبود پایداری خودرو در جهات جانبی و غلت با حداقل تداخل در شتاب طولی مطلوب راننده می­باشد. در این راستا، استفاده از روش­های موثر در طراحی سیستم کنترلی با حداقل هزینه و پیچیدگی در نظر می­باشد. شاخص‌های ارزیابی عبارتند از: نرخ چرخش، شتاب جانبی، زاویه لغزش جانبی، لغزش طولی چرخ­ها، زاویه و نرخ غلت، انتقال وزن جانبی و میزان کاهش سرعت خودرو نسبت به سیستم بدون کنترل.

۱-۴ طرح­نمای پایان نامه

مراحل طراحی و شبیه­سازی در این پایان نامه به ترتیب زیر می­باشد.

فصل ۲ به مراحل کامل استخراج مدل ۱۰ درجه آزادی مورد استفاده برای شبیه­سازی رفتار خودرو می ­پردازد. نتایج صحه­گذاری مدل استخراج شده توسط نرم­افزار CarSim نسخه ۰۲/۸ در انتهای فصل آمده است.

در فصل ۳، به شرح مراحل طراحی زیرسیستم­های کنترلی فعال فرمان، دیفرانسیل، ترمز و غلت، و تعیین وظایف و محدوده کار هر یک از آنها پرداخته می­ شود. سپس تداخل میان اهداف کنترلی بررسی می­گردد و یک الگوریتم هماهنگی با بهره گرفتن از منطق فازی به عنوان راهکار پرهیز از تداخل عملکرد زیرسیستم­ها ارائه می­گردد. در پایان، توابع عضویت و قوانین سیستم فازی مذکور، به تفصیل مورد بحث قرار می­گیرد.

در فصل ۴، زیرکنترلرها و نیز مجموعه یکپارچه، هر کدام با یک یا چند مانور آزمایش می­شوند و نتایج ارائه می­گردد تا صحت عملکرد آنها در شرایط بحرانی بررسی گردد. سپس، برای تضمین کارایی کنترلر در حادترین شرایط، مسئله «سناریوی بدترین حالت^[۳۶]» مورد بررسی قرار می­گیرد.

فصل ۵، یک جمع­بندی از فصل­های قبل و پیشنهادهایی برای تحقیقات مرتبط در ادامه پروژه حاضر ارائه می­دهد.

فصل دوم

مدل­سازی خودرو

۲-۱ مقدمه

در این فصل، دینامیک حاکم بر مدل ده درجه آزادی و چگونگی استخراج آن تشریح می­ شود. سپس، این مدل توسط مدل توسعه یافته در نرم­افزار CarSim صحه­گذاری می­گردد. مدل مذکور برای شبیه­سازی عملکرد خودرو در پاسخ به کنترلر به کار گرفته خواهد شد.

۲-۲ مدل ده درجه آزادی

۲-۲-۱ فرضیات مدل

در ساخت مدل ده درجه آزادی که برای شبیه­سازی در محیط Simulink مورد استفاده قرار می­گیرد، فرضیات زیر در نظر گرفته شده است.

۱- برای خودرو، دو جرم فنربندی­شده^[۳۷] و فنربندی­نشده^[۳۸] در نظر گرفته می­ شود. جرم فنربندی­شده تمام جرمی است که بر سیستم تعلیق خودرو سوار است و جرم فنربندی­نشده، مجموع جرم چرخ­ها، محور چرخ­^[۳۹]ها و متعلقات آن است.

۲- خودرو دارای سه درجه آزادی انتقالی طولی، جانبی و عمودی، و سه درجه آزادی دورانی غلت^[۴۰]، فراز^[۴۱] و چرخش^[۴۲] می­باشد. از میان این شش درجه آزادی، حرکت­های عمودی، غلت و فراز فقط متعلق به جرم فنربندی­شده هستند. بنابراین، فرض می­ شود که جرم صلبِ فنربندی­نشده حرکت در راستای عمودی و دوران­های غلت و فراز را ندارد. هر یک از چرخ­ها نیز یک درجه آزادی دوران مستقل دارند. در نتیجه، این مدل، مجموعا شامل ده درجه آزادی است.

۳- نیروی مقاومت هوا متناسب با مجذور سرعت طولی خودرو، فقط در راستای طولی مدل شده است.

۴ – در دینامیک دورانی چرخ­ها و در نتیجه دینامیک طولی و جانبی خودرو نیز، مقاومت غلتشی^[۴۳] مدل شده است؛ ولی از گشتاور خودتنظیم^[۴۴] چرخ­ها و جابجایی نقطه­اثر نیروی تایر ناشی از تغییر شکل الاستیک آن صرف­نظر شده است.

۵- در صورتی که سیستم‌های تعلیق جلو و عقب را مشابه در نظر بگیریم، می‌توان محور غلت و محور فراز را افقی، در ارتفاع ثابت و گذرنده از مرکز جرم فنربندی‌نشده در نظر گرفت [۲۰].

همان طور که در شکل ۲-۱ ملاحظه می­ شود، در دستگاه مختصات متصل به بدنه، محور x رو به جلوی خودرو، محور y به سمت راست و محور z به سمت پایین در نظر گرفته شده است (مختصات SAE^[45]).

شکل ۲-۱ دستگاه مختصات متصل به بدنه [۲۲]

۲-۲-۲ معادلات دینامیک

مبتنی بر روش ارائه شده در [۲۲] و با اِعمال اصلاحات مورد نیاز، معادلات حرکت خودرو عبارتند از:

دینامیک طولی

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۲، معادله دینامیک طولی خودرو، مطابق معادله (۲-۱) عبارتست از:

(۲-۱)

که در آن، m جرم خودرو، F_xiها، F_yiها و F_ziها به ترتیب نیروهای طولی، جانبی و عمودی چرخ­ها، δ زاویه چرخ، f_r ضریب مقاومت غلتشی، m_s جرم فنربندی شده، h_cg ارتفاع مرکز جرم فنربندی­شده از محورهای غلت و فراز و C_d ضریب درگ (مقاومت هوا) است.

معادله (۲-۱) نسبت به معادله مشابه آن در [۲۲]، بهبود داده شده است. تغییرات اِعمال شده عبارتند از: ۱- نیروی مقاومت غلتشی و مقاومت هوا به دینامیک طولی افزوده شده است. ۲- جرم فنربندی‌شده و فنربندی‌نشده در آن تفکیک گردیده و هر کدام در شتاب‌های مربوط به خود ضرب شده است.

C_dv_x²

f_rF_z2

f_rF_z4

f_rF_z3

f_rF_z1

شکل ۲-۲ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک طولی، جانبی و چرخش [۲۲]

دینامیک جانبی

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۲، معادله دینامیک جانبی خودرو، مطابق معادله (۲-۲) عبارتست از:

(۲-۲)

معادله (۲-۲) نسبت به معادله مشابه آن در [۲۲]، بهبود داده شده است؛ به این صورت که جرم فنربندی‌شده و فنربندی‌نشده در آن تفکیک گردیده و هر کدام در شتاب‌های مربوط به خود ضرب شده است.

دینامیک عمودی

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۳، معادله دینامیک عمودی خودرو، مطابق معادله (۲-۳) عبارتست از:

(۲-۳)

F_y,su

شکل ۲-۳ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک عمودی و غلت [۲۲]

دینامیک غلت

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۳، معادله دینامیک غلت خودرو، مطابق معادله (۲-۴) می ­تواند نوشته شود؛

(۲-۴)

که در آن I_RC لختی دورانی جرم فنربندی شده حول محور غلت و K_arb سفتی پیچشی میله ضدغلت غیرفعال است. مشابه معادلات (۲-۱) و (۲-۲)، در اینجا نیز، معادلات نسبت به [۲۲] بهبود داده شده‌اند، ضمن آن که ملیه ضدغلت فعال نیز به مدل افزوده شده است.

دینامیک فراز

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۴، معادله دینامیک عمودی خودرو، مطابق معادله (۲-۵) می ­تواند نوشته شود؛

(۲-۵)

شکل ۲-۴ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک فراز [۲۲]

مشابه معادلات (۲-۱) و (۲-۲) و (۲-۴)، در معادله (۲-۵) نیز تغییرات لازم نسبت به [۲۲] اعمال گردیده است.

دینامیک چرخش

بر اساس نمودار پیکره آزاد شکل ۲-۲، معادله دینامیک عمودی خودرو، مطابق معادله (۲-۶) می ­تواند نوشته شود؛

(۲-۶)

که در آن I_z لختی دورانی خودرو حول محور z (گذرنده از مرکز جرم) است.

دینامیک تعلیق

کلیه فنرها و کمک­فنرهای تعلیق خودرو، به صورت خطی و مطابق معادلات ۲-۷ و ۲-۸ مدل شده ­اند.

(۲-۷)

(۲-۸)

تعادل برای جرم فنربندی نشده

بر اساس نمودار پیکره آزاد جرم فنربندی نشده جلو در شکل ۲-۵، و با نوشتن معادلات تعادل، نیروی عمودی زیر هر یک از چرخ­ها مطابق معادلات ۲-۹ محاسبه می­گردد. در شکل ۲-۵، F_siها و F_diها به ترتیب نیروهای فنرها و کمک­فنرها هستند و F_y,us نیروی جانبی وارد شده از طرف جرم فنربندی شده بر جرم فنربندی نشده می‌باشد. همین روابط، عینا برای چرخ­های عقب نیز صادق است.

F_y,us

P

m_ua_y

شکل ۲-۵ نمودار پیکره آزاد برای جرم فنربندی نشده جلو

 

با مجهول گرفتن F_z1 و F_z2 در معادلات بالا، مقادیر آنها مطابق زیر به دست می ­آید.

(۲-۹)

که در آن R_w شعاع چرخ­ها و t فاصله جانبی بین چرخ­هاست.

دینامیک نیروهای تایر (مدل داگف^[۴۶])

برای مدل­سازی تایرها از مدل مشهور داگف استفاده شده است [۲۲]. بر اساس این مدل، نیروهای طولی و جانبی تایرها، تابع لغزش­های طولی و جانبی و نیروی عمودی زیر چرخ­ها می­باشد.

(۲-۱۰)

که در آن C_x سفتی طولی^[۴۷] و C_α سفتی جانبی^[۴۸] تایرها می­باشد. همچنین، α_i ها (زوایای لغزش جانبی) و σ_x,i ها (نسبت­های لغزش طولی)، مطابق معادله (۲-۱۱)، برابرند با:

(۲-۱۱)

نمودارهای شکل ۲-۶، تغییرات نیروهای طولی و جانبی چرخ­ها را بر حسب لغزش­های متناظر هر یک از آنها، به ازای یک بار عمودی ثابت نمایش می­دهد.

شکل ۲-۶ نمودار نیروهای طولی و جانبی تایر بر حسب لغزش طولی و جانبی

دینامیک دورانی چرخ

مطابق شکل ۲-۷، دینامیک دورانی چرخ­ها، به صورت معادلات ۲-۱۲ می­باشد. در اینجا، T گشتاور برایند رانشی یا ترمزی وارد بر محور چرخ است. نیروی افقی f_rF_z و حابجایی نقطه اثر نیروی F_z مجموعاً گشتاوری ایجاد می‌کند که به مقاومت غلتشی^[۴۹] معروف است.

(۲-۱۲)

شکل ۲-۷ نمودار پیکره آزاد برای دینامیک دورانی چرخ

۲-۳ مدل راننده

غالبا، تمام کنترلرها برای عمل در حضور راننده طراحی می­شوند؛ لذا نباید نقش راننده را در هدایت خودرو نادیده گرفت. مدل­سازی رفتار راننده­، مبتنی بر مهارت و ویژگی­های فردی او متفاوت است و خود مطالعه جداگانه­ ای را می­طلبد.

چند نمونه از روش‌های مرسوم در این زمینه، شناسایی رفتار رانندگان مختلف با بهره گرفتن از داده‌های تجربی توسط روش‌های گوناگون شناسایی از جمله استفاده از شبکه‌های عصبی مصنوعی [۲۳] و [۲۴] و استفاده از تئوری‌های کنترل خطی برای مدل‌سازی تحلیلی رفتار راننده [۲۵]، [۲۶]، [۲۷] و [۲۸] می‌باشد.

در میان مدل‌های خطی مورد استفاده برای شبیه‌سازی رفتار راننده، مدل PID از متداول‌ترین آنها می‌باشد. در عملِ فرمان‌دهی، بخش عمده عمل کنترلی راننده (زاویه فرمان) ، متناسب با اندازه ورودی (انحراف از مسیر و اختلاف زاویه خودرو با مسیر) است که جمله تناسبی مدل PID نماینده آن است. علاوه بر آن، راننده این توانایی را دارد که تغییرات ورودی را تا زمان کوتاهی پیش‌بینی کند و متناسب با نرخ این تغییرات، زاویه فرمان را اصلاح کند. جمله مشتق‌گیر معادله، این قسمت از رفتار راننده را مدل می‌کند. همچنین، راننده می‌تواند خطاهای قبلی را با اصلاح زاویه فرمان جبران کند. جمله انتگرال‌گیر معادله نیز، مدلی از این نوع رفتار راننده است [۲۹].

نکته شایان توجه این است که در مدل خطی خودرو، با دقت در تابع تبدیل از زاویه فرمان به مختصات جانبی، ملاحظه می‌شود که مختصات جانبی خودرو رفتاری نزدیک به انتگرال دوم زاویه فرمان دارد؛ بنابراین، برای پایدارسازی حرکت جانبی خودرو با زاویه فرمان، علاوه بر عمل تناسبی، عمل کنترلی متناسب با مشتق خطا ضروری است. این در حالی است که تابع تبدیل از زاویه فرمان به زاویه چرخش خودرو، رفتار نزدیک به انتگرال اول زاویه فرمان دارد. بنابراین، برای پایدارسازی حرکت چرخشی خودرو، عمل تناسبی کافی است [۲۹].

در این پروژه، مدل فرمان و رانش راننده به ترتیب مطابق معادلات ۲-۱۳ و ۲-۱۴ به صورت یک معادله PID در نظر گرفته شده است. بر اساس این مدل، راننده فاصله معینی جلوی خودرو را به عنوان نقطه پیش ­بینی نگاه می­ کند و بر مبنای فاصله جانبی آن نقطه تا مسیر مطلوب (e_y) و اختلاف زاویه چرخش خودرو با زاویه مسیر (e_θ) فرمان می­دهد. همچنین بر اساس اختلاف سرعت خودرو با سرعت مطلوب، رانش (گاز) یا ترمز اعمال می­نماید. در انتخاب فاصله مناسب برای نقطه پیش‌بینی، باید دقت شود که چنان‌چه این فاصله کم انتخاب شود، خودرو حول مسیر مطلوب حرکت نوسانی خواهد داشت و اگر بیش از حد زیاد انتخاب شود، خودرو دیر به مسیر بازمی‌گردد. به طور کلی، مناسب‌تر است که فاصله نقطه پیش‌بینی متناسب با سرعت حودرو تنظیم شود [۲۹]. در این پروژه این فاصله برابر با ۰٫۳۴v_x انتخاب شده است.

(۲-۱۳)

(۲-۱۴)

 

θ

θ_d

y_e

مسیر مطلوب

y=f(x)

شکل ۲-۸ مدل راننده

۲-۴ صحه­گذاری حلقه­باز مدل به کمک نرم­افزار CarSim

در این قسمت، مدل ۱۰ درجه آزادی ساخته شده در Simulink توسط نرم­افزار CarSim نسخه ۰۲/۸ صحه­گذاری می­گردد. CarSim یک محیط نرم­افزاری شناخته شده برای شبیه­سازی رفتار خودرو با درجات آزادی بالا و در شرایط گوناگون است. مدل خودروی CarSim دارای ۳۴ درجه آزادی است.

شکل ۲-۹، نمایی از صفحه اصلی در رابط گرافیکی کاربر^[۵۰] این نرم­افزار را نشان می­دهد.

شکل ۲-۹ صفحه اصلی نرم­افزار CarSim

از آنجا که دو خودرو بایستی مشخصات یکسانی داشته باشند، تغییراتی در مدل خودروی CarSim ایجاد شده تا با مدل Simulink مطابقت داشته باشد. این تغییرات عبارتند از:

تعلیق جلو و عقب در هر دو خودرو از نوع مستقل^[۵۱] می­باشد.

در هر دو خودرو از مدل تایر داگف استفاده شده است.

پارامترهای خودروها برابر یکدیگر انتخاب شده و در مواردی که لازم بوده، معادل­سازی صورت گرفته است (به عنوان مثال، ضرایب معادل برای کمک­فنرهای خطی مدل Simulink از نمودارهای غیرخطی کمک­فنرهای CarSim استخراج شده ­اند.).

در نمودارهای شکل­های ۲-۱۰ تا ۲-۱۳ منحنی­های خط­چین مربوط به مدل Simulink و منحنی­های ممتد مربوط به مدل CarSim هستند. شکل ۲-۱۰ زاویه فرمان را در مانور تعریف شده نشان می­دهد. شبیه­سازی مانور صحه­گذاری، با سرعت اولیه km/h 90 و روی سطح خشک (ضریب اصطکاک ۹/۰) صورت گرفته است.

شکل ۲-۱۰ زاویه فرمان مانور صحه­گذاری

شکل ۲-۱۱ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (رفتار دینامیکی)

با توجه به نمودارهای شکل ۲-۱۱، تفاوتی در پاسخ دو مدل دیده می­ شود. در خصوص زاویه غلت، علت اصلی اختلاف می ­تواند تفاوت در ارتفاع محور غلت دو مدل باشد. در مدل ۱۰ درجه آزادی، همان­طور که پیشتر اشاره شد، مکان محور غلت ثابت و در ارتفاع محور چرخ­ها (مرکز جرم فنربندی نشده) فرض شده است، در صورتی که در مدل Carsim، محور غلت متحرک است و مکان آن در هر لحظه به شرایط سینماتیکی خودرو بستگی دارد.

شکل ۲-۱۲ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (انتقال وزن جانبی)

تطابق نسبی نیروهای عمودی زیر چرخ­ها در شکل ۲-۱۲، بیانگر آن است که انتقال وزن جانبی در دو مدل، تا حد قبولی به یکدیگر نزدیک بوده ­اند.

نمودارهای شکل ۲-۱۳ نیز، نتایج مثبت صحه­گذاری سیستم تعلیق مدل ۱۰ درجه آزادی را نشان می­دهد.

شکل ۲-۱۳ نتایج صحه­گذاری مدل حلقه باز توسط نرم­افزار CarSim (سیستم تعلیق)

فصل سوم

طراحی کنترلر

۳-۱ مقدمه

در این تحقیق، هدف، طراحی یک سیستم یکپارچه شامل پنج زیرکنترل فرمان فعال، دیفرانسیل فعال، ترمز فعال، کنترل تنظیم لغزش / ترمز ضد قفل و کنترل فعال غلت می­باشد. متغیرهای کنترل شده عبارتند از:

نرخ چرخش (r)، زاویه لغزش جانبی (β)، شتاب جانبی (a_y)، زاویه غلت (  )، نرخ غلت (  )، انتقال وزن جانبی روی محور جلو (LLT_f) و انتقال وزن جانبی روی محور عقب (LLT_r)

شکل ۳-۱ شمای کلی کنترلر را نشان می­دهد.

شکل ۳-۱ شمای کلی کنترلر

۳-۲ اندازه ­گیری متغیرها

نکته مهمی که باید به آن توجه داشت این است که بعضی از متغیرهای لازم برای پسخوراند به کنترلرها در دسترس نیستند و این به دو دلیل می ­تواند باشد، یا اساسا حسگری برای اندازه ­گیری آن متغیر وجود ندارد، یا اندازه ­گیری دقیق آن مشکل و هزینه­بر است. با این حال جدول ۳-۱، متغیرهای پیشنهادی برای اندازه ­گیری و تخمین را نشان می­دهد.

جدول ۳-۱ شیوه پسخوراند متغیرها

متغیر	شیوه پسخوراند	متغیر	شیوه پسخوراند
δdrv	حسگر	Fy,i	تخمین
vx	حسگر	Fz,i	حسگر
r	حسگر	δctrl	کنترلر
	حسگر		حسگر
	حسگر		حسگر
Ti	حسگر	β	تخمین*
Fx,i	تخمین	σ	تخمین

_* برای نمونه ­ای از روش­های تخمین لغزش جانبی، ر.ک. به بخش ۱-۲-۲

عملگرهای سیستم یکپارچه عبارتند از:

سیستم فرمان

حد اشباع زاویه چرخ: ° ۴۳± حد اشباع نرخ زاویه چرخ: /s° ۷۲±

سیستم دیفرانسیل

حد اشباع گشتاور رانش: N.m 500 حد اشباع نرخ گشتاور رانش: N.m/s 5000±

سیستم ترمز

حد اشباع گشتاور ترمز: N.m 2000- حد اشباع نرخ گشتاور ترمز: N.m/s 5000±

عملگرهای هیدرولیکی در سیستم ضدغلت فعال

حد اشباع نیروی عملگر: N 500± حد اشباع نرخ نیروی عملگر: N/s 5000±

۳-۳ زیرسیستم­های کنترلی

در این بخش، در ضمن معرفی زیرسیستم­های کنترلی، وظیفه هر کدام در قبال تنظیم رفتار متغیرهای اشاره شده در بخش ۳-۱ مشخص می­ شود.

۳-۳-۱ سیستم فرمان فعال جلو

عملکرد مناسب سیستم کنترل فرمان فعال، هنگامی است که تایرها در شرایط عملکرد خطی و دور از حدود اشباع می­باشد. در این شرایط، سیستم مذکور می ­تواند پس از اندازه ­گیری خطای نرخ چرخش خودرو، با ایجاد زاویه فرمان مناسب، در تعقیب نرخ چرخش مطلوب موثر واقع گردد. اما، این سیستم، در شرایط بحرانی و ناپایدار، که زاویه لغزش جانبی (β) افزایش غیر قابل قبولی دارد، توانایی تامین گشتاورهای چرخش لازم را ندارد. همچنین، این سیستم، برای کاهش زاویه لغزش جانبی، کارآمد نیست.

بنا بر این توضیحات، زیرسیستم فرمان فعال جلو، عهده­دار کنترل نرخ چرخش (r) خودرو است.

۳-۳-۲ سیستم دیفرانسیل فعال

این سیستم، نسبت به سیستم فرمان فعال، توانایی بیشتری برای کنترل نرخ چرخش در مراحل آغازین شروع ناپایداری خودرو دارد و همچنین با توزیع مناسب گشتاور رانشی، می ­تواند شتاب جانبی مطلوب را نیز تعقیب نماید. البته، روشن است که توانایی تعقیب شتاب جانبی، بستگی مستقیم به توانایی در تعقیب نرخ چرخش مطلوب دارد (وابستگی شتاب جانبی به نرخ چرخش، در معادله (۳-۸) از بخش ۳-۵-۳ نشان داده خواهد شد.).

بر این اساس، کنترل دو متغیر نرخ چرخش (r) و شتاب جانبی (a_y) به این سیستم واگذار می­گردد.

۳-۳-۳ سیستم ترمز فعال

قدرتمندترین و موثرترین عملگر موجود در خودروها برای کاهش لغزش جانبی خودرو و تعقیب نرخ چرخش مطلوب، ترمز است. گشتاورهای ترمز می­توانند تا بزرگی چند برابر گشتاورهای رانشی اعمال گردند و از این طریق می­توان گشتاورهای چرخشی اضافی مورد نیاز را به راحتی تامین نمود. بنابراین، کنترل لغزش جانبی که بهترین نماینده وضعیت ناپایدار خودرو است بر عهده این سیستم گذاشته می­ شود. هم­زمان، از ترمزگیری اختلافی برای کنترل نرخ چرخش نیز استفاده خواهد شد. البته، شایان ذکر است که گاهی تعقیب نرخ چرخش و کاهش لغزش جانبی با یکدیگر در تضاد هستند؛ این مشکل - به نحوی که در بخش ۳-۸-۱ شرح داده خواهد شد - با اختصاص وزن مناسب به خطاها حل خواه شد.

بر اساس آن­چه گفته شد، هم­زمان دو متغیر نرخ چرخش (r) و لغزش جانبی (β) توسط این سیستم، کنترل خواهند شد.

۳-۳-۴ سیستم تنظیم لغزش / ترمز ضد قفل

این سیستم، به منظور جلوگیری از لغزش طولی بیش از اندازه چرخ­ها و در نتیجه کمک به تامین رفتار دینامیکی بهتر خودرو طراحی می­گردد. سیستم، مذکور بر خلاف سایر سیستم­های شرح داده شده که به صورت موازی با یکدیگر کار می­ کنند، به صورت سری با سیستم­های دیفرانسیل فعال و ترمز فعال قرار گرفته (شکل ۳-۱)، در صورتی که گشتاور اِعمالی آنها موجب لغزش نامطلوب در هر یک از چرخ­ها گردد، گشتاور (رانشی یا ترمزی) آن چرخ را محدود می­نماید.

بنابراین، کنترل لغزش طولی چرخ­ها (σ) وظیفه این سیستم می­باشد.

۳-۳-۵ سیستم فعال غلت -میله ضد غلت-

سیستم فعال غلت، کنترل زاویه غلت (  )، نرخ غلت (  )، انتقال وزن جانبی روی محور جلو (LLT_f) و انتقال وزن جانبی روی محور عقب (LLT_r) را در شرایط غلت بحرانی خودرو (که وقوع آن توسط معیاری که در معادله (۳-۱۶) معرفی خواهد گردید، تشخیص داده می­ شود) را بر عهده می­گیرد. کاهش زاویه و نرخ غلت از طریق چهار عملگر نیرویی مستقل که در سیستم تعلیق تعبیه شده ­اند، تامین می­گردد.

۳-۴ مدل ساده شده خودرو برای طراحی کنترلر

برای طراحی کنترلرهای مبتنی بر مدل^[۵۲] از یک مدل ساده­تر و اغلب مدل دو درجه آزادی خودرو استفاده می­ شود. طراحی کنترلر بر اساس مدل­های با تعداد درجات آزادی بالاتر، کار طراحی کنترلر را پیچیده و گاهی غیرممکن می­سازد.

برای طراحی کنترلر در این پایان نامه از یک مدل دو درجه آزادی که ساده شده مدل سه درجه آزادی شکل ۳-۲ می­باشد، استفاده شده است.

شکل ۳-۲ نمودار پیکره آزاد برای مدل سه درجه آزادی [۱۹]

معادلات حرکت مدل خودروی سه درجه­آزادی عبارتند از:

(۳-۱)

درجات آزادی خودرو عبارتند از: حرکت طولی، حرکت جانبی و حرکت چرخشی.

چنان­چه در معادلات بالا، تغییرات سرعت طولی خودرو را ناچیز فرض کنیم (  )، درجات آزادی به دو درجه کاهش می­یابد. علاوه بر آن چنان­چه فرض کنیم  ، مدل فوق به مدل زیر در فرم فضای حالت کاهش می­یابد.

(۳-۲)

مدل ارائه شده در (۳-۲) در طراحی کنترلرهای زیرسیستم­های فرمان فعال و ترمز فعال مورد استفاده قرار گرفته است.

۳-۵ مدل مرجع

۳-۵-۱ نرخ چرخش

معادلات ۳-۲ در حالت پایا، یعنی به ازای  و  ، با انجام محاسبات زیر، مقدار مرجع را برای نرخ چرخش به دست می­دهد.

 

در معادله بالا، ضریب پشت  در مخرج را می­توان مطابق معادله (۳-۳) ساده نمود.

(۳-۳)

که در اینجا، آخرین تساوی بر اساس تعریف ضریب کم­فرمانی^[۵۳] [۳۰] نوشته شده است.

جهت حذف نوسانات فرکانس­بالای احتمالی، نرخ چرخش مطلوب به دست آمده را در یک فیلتر تجربی [۱۹] نیز ضرب می­کنیم.

(۳-۴)

لازم به ذکر است که اگرچه، ضریب کم فرمانی K_us برای هر خودرو عددی معین و وابسته به مشخصه­های آن است، اما این ضریب، می ­تواند در معادله (۳-۴) به عنوان یک پارامتر طراحی استفاده گردد و رفتار خودرو را به طور فعال به سمت کم­فرمانی یا بیش­فرمانی دلخواهی سوق دهد.

با توجه به ظرفیت محدود نیروهای تایر، خودرو نمی­تواند هر نرخ چرخشی را مطابق معادله (۳-۴) تامین نماید. حداکثر شتاب برایند خودرو که توسط تایرها قابل تامین است برابر  می­باشد. بنابراین حداکثر شتاب جانبی مقید به قید  خواهد بود. از طرفی، شتاب جانبی برابر است با

 

در معادله فوق، جمله اول غالب است؛ بنابراین موقتا از جمله دوم صرف­نظر کرده، حد اشباع نرخ چرخش را محاسبه نموده، در آخر توسط پارامتری به نام  ، خطای ناشی از این تقریب را جبران می­نماییم. بر این اساس، حد اشباع نرخ چرخش برابر است با

(۳-۵)

نهایتا، مقدار مرجع برای نرخ چرخش به صورت زیر تعریف می­گردد.

(۳-۶)

۳-۵-۲ شتاب طولی

با دوباره­نویسی معادله (۲-۱) در فرم ساده­تر آن و با صرف­نظر کردن از جملات کوچک­تر، مطابق معادله (۳-۷)، شتاب طولی مرجع برای استفاده در هماهنگ­کننده (که شرح آن در بخش ۳-۱۰ خواهد آمد)، به شکل معادله (۳-۸) استخراج می­گردد [۱۹].

(۳-۷)

(۳-۸)

۳-۵-۳ شتاب جانبی

شتاب جانبی مرجع از روی نرخ چرخش مرجع قابل محاسبه است.

(۳-۹)

۳-۶ طراحی کنترلر فرمان فعال^[۵۴]

به علت ماهیت غیرخطی دینامیک و وجود نایقینی در پارامترها، کنترل مود لغزشی^[۵۵] گزینه مناسبی برای طراحی کنترلر می­باشد. چنان­چه سطح لغزش s₁ را برابر با خطای تعقیب و شرط لغزش را مطابق زیر، معادله­ای پایدار بر حسب s₁ تعریف نماییم [۱۹]، همگرایی سطح لغزش به صفر قابل تضمین خواهد بود.

 

که در آن،

 

در شرط لغزش مذکور،  سرعت پاسخ را تنظیم می­ کند،  فراجهش پاسخ را کاهش می­دهد،  به منظور جبران نایقینی­ها افزوده شده و ε_۱ ضخامت لایه­مرزی (حداکثر خطای مجاز در حالت پایا) می­باشد که به منظور حذف نوسانات^[۵۶] ناشی از ناپیوستگیِ موجود در قانون کنترل تعریف گردیده است.

با قرار دادن شرط لغزش در دینامیک خودرو (معادله (۳-۲))، قانون کنترل، مطابق زیر محاسبه می­گردد.

(۳-۱۰)

ضرایب  ،  و  قبلا در معادله (۳-۲) تعریف شده ­اند. مقادیر عددی ضرایب کنترلر در جدول ۳-۲ نشان داده شده ­است.

جدول ۳-۲ ضرایب کنترلر فرمان فعال

پارامتر	مقدار
	Hz 20
	۵/۰
	/s2° ۱۵/۰
	/s° ۲/۰

۳-۷ طراحی کنترلر دیفرانسیل فعال^[۵۷]

از آنجا که وظیفه کنترل دو متغیر نرخ چرخش و شتاب جانبی بر عهده این زیرسیستم گذاشته شده است، محاسبه یک قانون کنترل مبتنی بر مدل کار دشواری خواهد بود. خوشبختانه، روش کنترل مبتنی بر خطای تناسبی-انتگرالی (PI) برای تعقیب مقادیر متغیرهای مرجع کارآمد است [۱۹].

با توجه به این که خودروی مدل­سازی شده، دیفرانسیل جلو می­باشد، کنترلر PI اشاره شده، که بر اساس هر دو خطا تصمیم ­گیری می­ کند، نسبت توزیع گشتاورهای رانشی بین چرخ­های راست و چپ جلو را تنظیم می­ کند.

 

(۳-۱۱)

که در آن، w_iها وزن خطاها، p_l-r نسبت گشتاور رانشی چرخ چپ به کل گشتاور رانشی چرخ­ها (روشن است در شرایطی که هر دو خطا صفر باشد، این نسبت باید برابر ۵/۰ باشد.)، T_tot کل گشتاور رانشی، T­_۱ گشتاور رانشی چرخ چپ و T₂ گشتاور رانشی چرخ راست می­باشد.

مقادیر عددی ضرایب کنترلر دیفرانسیل فعال در جدول ۳-۳ مشخص شده ­است.

جدول ۳-۳ ضرایب کنترلر دیفرانسیل فعال

پارامتر	مقدار
	۲/۰
	۸/۰
	s/rad 2/0
	s2/m 012/0
	s 5/2
	s 5

۳-۸ طراحی کنترلر ترمز فعال^[۵۸]

از ترمزگیری اختلافی، برای کاهش زاویه لغزش جانبی و خطای تعقیب نرخ چرخش می­توان به شکل موثر استفاده نمود. به روش مشابه [۱۹]، یک کنترلر مود لغزشی برای زیرسیستم ترمز فعال طراحی می­ شود. سطح لغزش  برابر خطای ترکیبی زیر تعریف می­ شود.

(۳-۱۲)

که در اینجا  ضریب مصالحه زاویه لغزش جانبی و خطای نرخ چرخش است (همان­طور که پیشتر در بخش ۳-۳-۳ اشاره شد، گاهی تعقیب نرخ چرخش مرجع موجب افزایش لغزش جانبی می­ شود.) و مطابق نمودار شکل ۳-۳ بر حسب β تغییر می­ کند. به بیان دیگر، زمانی که β در محدوده غیربحرانی قرار دارد، کنترلر تنها سعی در تعقیب نرخ چرخش دارد؛ و با نزدیک شدن β به حد بحرانی، کنترلر به تدریج گشتاور مورد نیاز برای کاهش آن را نیز محاسبه می­نماید.

شکل ۳-۳ نمودار تغییرات w بر حسب β

برای دسترسی آسان، معادله حرکت چرخشی خودروی دو درجه آزادی را بار دیگر در اینجا می­نویسیم.

(۳-۱۳)

که در آن

 

گشتاور چرخشی قابل تامین توسط نیروهای طولی تایرها است.

چنان­چه شرط لغزش را مطابق (۳-۱۴)، معادله­ای پایدار بر حسب s₂ تعریف کنیم،

(۳-۱۴)

و در معادله (۳-۱۳) جایگذاری کنیم، قانون کنترل، مطابق زیر به دست می ­آید.

(۳-۱۵)

جدول ۳-۴ مقادیر عددی ضرایب مورد استفاده در کنترلر ترمز فعال را نشان می­دهد.

جدول ۳-۴ ضرایب کنترلر ترمز فعال

پارامتر	مقدار
	Hz 52
	۶/۲
	rad/s2 ۰۶/۰
	rad/s 2/0

در این مرحله، نیروی ترمز مستقل هر چرخ برای تولید گشتاور  محاسبه می­گردد.

روشن است که اگر خودرو در وضعیت کم­فرمانی قرار داشته باشد، برای اصلاح آن باید روی یکی از چرخ­های داخلی یا هر دوی آنها ترمز گرفت. از طرفی، با توجه به شکل ۳-۴ درمی­یابیم که در این وضعیت، نیروی جانبی چرخ جلوی داخلی به اصلاح کم­فرمانی کمک می­ کند، در حالی که نیروی جانبی چرخ عقب داخلی مانع این امر است. بنابراین بهتر است عمل ترمزگیری، تنها روی چرخ عقب صورت پذیرد تا از این طریق نیروی جانبی آن چرخ نیز کاهش یابد. مشابه همین استدلال را می­توان برای اصلاح وضعیت بیش­فرمانی نیز انجام داد و نتیجه گرفت که در این حالت، ترمزگیری باید روی چرخ جلوی خارجی صورت پذیرد. بنابراین، به طور خلاصه می­توان نتیجه گرفت

در سیستم ترمز فعال، ایده­آل است که ترمزگیری فقط روی چرخ عقب داخلی یا چرخ جلوی خارجی صورت پذیرد که بستگی به وضعیت کم­فرمانی یا بیش­فرمانی خودرو دارد.

۱

۴

۳

۲

۴

۳

۲

۱

شکل ۳-۴ منطق ترمزگیری برای اصلاح نرخ چرخش

در نتیجه، مطابق شکل که چرخ­ها با شماره­های ۱ تا ۴ نام­گذاری شده ­اند، این الگوریتم تصمیم ­گیری را برای انتخاب چرخی که روی آن ترمز گرفته خواهد شد به کار می­بریم:

الف) اگر  (خودرو بیش­فرمان باشد) و  (جهت مطلوب چرخش به سمت چپ باشد)، روی چرخ ۲، گشتاور ترمزی  اعمال می­گردد.

ب) اگر  (خودرو کم­فرمان باشد) و  (جهت مطلوب چرخش به سمت راست باشد)، روی چرخ ۴، گشتاور ترمزی  اعمال می­گردد.

ج) اگر  (خودرو بیش­فرمان باشد) و  (جهت مطلوب چرخش به سمت راست باشد)، روی چرخ ۱، گشتاور ترمزی  اعمال می­گردد.

د) اگر  (خودرو کم­فرمان باشد) و  (جهت مطلوب چرخش به سمت چپ باشد)، روی چرخ ۳، گشتاور ترمزی  اعمال می­گردد.

۳-۹ طراحی کنترلر تنظیم لغزش فعال / ترمز ضد قفل^[۵۹]

کنترلر مود لغزشی مورد استفاده در این تحقیق، بایستی به گونه ­ای طراحی شود که تنها در صورتی که قدر مطلق لغزش طولی هر یک از چرخ­ها از قدر مطلق لغزش مطلوب بیشتر باشد (چرخ بیش از اندازه بلغزد)، آن را کاهش داده و به مقدار مطلوب برساند و در غیر این صورت، لغزش چرخ را افزایش ندهد. به روشی مشابه با [۱۹] و با اعمال تغییرات و اصلاحات مورد نیاز در تعریف تابع اشباع، سطح لغزش s₃ به صورت زیر، برابر با اختلاف لغزش طولی هر چرخ با مقدار بهینه آن تعریف می­گردد.

 

که در آن σ_des لغزش طولی مطلوب و T_i,eq گشتاور وارده به چرخ، بدون عملکرد ASR/ABS است.

(۳-۱۶)

که در آن، T_i,h حداکثر افزایش یا کاهش گشتاور چرخ­ها، ρ پارامتر طراحی و تعیین­کننده میزان دخالت سیستم ASR/ABS، ­I_w لختی دورانی چرخ­ها و R_w شعاع چرخ­ها می­باشد.

عملکرد قانون کنترلی ۳-۱۶، در چهار حالت زیر عبارتست از:

الف) خودرو در حال شتاب­گیری، لغزش زیاد

در این حالت،  ،  و  یا  ، بنابراین کنترلر عمل می­ کند و لغزش را کاهش می­دهد.

ب) خودرو در حال شتاب­گیری، لغزش کم

در این حالت،  ،  و  ، بنابراین کنترلر عمل نمی­کند و لغزش را افزایش نمی­دهد.

ج) خودرو در حال ترمز­گیری، لغزش زیاد

در این حالت،  ،  و  یا  ، بنابراین کنترلر عمل می­ کند و لغزش را کاهش می­دهد.

د) خودرو در حال ترمز­گیری، لغزش کم

در این حالت،  ،  و  ، بنابراین کنترلر عمل نمی­کند و لغزش را افزایش نمی­دهد.

مقادیر ضرایب کنترلر در جدول ۳-۵ مشخص شده است.

جدول ۳-۵ ضرایب کنترلر تنظیم لغزش فعال / ترمز ضد قفل

پارامتر	مقدار
	N.s/kg 5/0
	۲/۰

۳-۱۰ طراحی کنترلر فعال غلت- میله ضدغلت-^[۶۰]

برای تعیین زمان فعالیت زیرسیستم کنترل غلت لازم است از یک شاخص غلت (RI^[61]) استفاده گردد. شاخص­ های معمول در سایر مطالعات عبارتند از زاویه غلت [۱۵]، شتاب جانبی [۱۶] و [۱۷] و انتقال وزن جانبی [۳۱]. شاخص ارائه شده در [۱۴] معیار جامعی است که دربرگیرنده هر سه شاخص ذکر شده می­باشد و با اعمال تغییراتی، به صورت معادله (۳-۱۷) در اینجا به کار می­رود.

(۳-۱۷)

جملات اول و سوم در ضابطه اول معادله (۳-۱۷)، نمایانگر میزان بحرانی بودن زاویه و نرخ غلت جرم فنربندی شده هستند، در حالی که جمله دوم میزان بحرانی بودن شتاب جانبی و متعاقب آن، انتقال وزن جانبی (که مستقیماً از شتاب جانبی ناشی می­ شود) می­باشد.

هر زمان که RI از آستانه بالای RI_up,thres بیشتر باشد، زیرسیستم کنترل غلت فعال شده و هر زمان که RI از آستانه پایین RI_lo,thres کمتر باشد، این زیرسیستم خاموش می­ شود یا به وضعیت بهبود فرمان­پذیری تغییر وضعیت می­دهد (برای توضیح جامع­تر درباره استراتژی هماهنگی، ر.ک. به بخش ۳-۱۱).

دو آستانه مذکور، پارامترهایی هستند که بیانگر شرایطی از دینامیک غلت هستند که بحرانی تلقی می­شوند و توسط طراح و به روش سعی و خطا تعیین می­گردند. اختلاف این دو پارامتر، سبب می­ شود، کنترلر مانند رله عمل نماید و مانع ایجاد نوسانات ناخواسته بر اثر فعال و غیرفعال شدن های پی در پی کنترلر می­گردد.

این زیرسیستم، در حالت فعالیت، گشتاور غلتشی لازم را بر اساس قانون کنترل تناسبی زیر محاسبه نموده و اعمال می­نماید.

(۳-۱۸)

این گشتاور توسط دو عملگر به صورت یک زوج نیرو تولید می­ شود.

(۳-۱۹)

که در آن، s فاصله جانبی بین عملگرهای راست و چپ و F_a,tot جمع نیروی عملگرهای جلو و عقب در هر یک از طرفین است.

بخشی از این زوج نیرو توسط عملگرهای تعبیه شده در محور جلو و بقیه آن توسط عملگرهای تعبیه شده در محور عقب تامین می­گردد. برای تصمیم ­گیری در مورد سهم هر محور، باید توجه داشت که این زوج نیرو که به منظور کاهش زاویه غلت اعمال می­گردد، به طور اجتناب­ناپذیری انتقال وزن جانبی را افزایش داده، حاشیه امن واژگونی را کاهش می­دهد. تحقیقات گذشته نشان داده است که بیشترین حاشیه امن واژگونی مربوط به زمانی است که آغاز واژگونی (صفر شدن بار چرخ داخلی) روی دو محور جلو و عقب هم­زمان رخ دهد [۳۲]. به بیان دیگر، می­دانیم در اثر عملکرد عملگرها، انتقال وزن جانبی افزایش خواهد یافت؛ بنابراین بهتر است این افزایش در محوری رخ دهد که هم­اکنون، انتقال وزن کمتری را به طور طبیعی و در اثر شتاب جانبی متحمل شده است. لذا، قانون کنترلی زیر برای این منظور طراحی شده است.

(۳-۲۰)

که در آن F_a.f نیروی هر یک از عملگرهای تعبیه شده در محور جلو و F_a,r نیروی هر یک از عملگرهای تعبیه شده در محور عقب می­باشد. ثابت ۶/۰ برای c_f به روش سعی و خطا به دست آمده است و برای سایر خودروها متفاوت است.

مقادیر عددی ضرایب کنترلر در جدول ۳-۶ مشخص شده است.

جدول ۳-۶ ضرایب کنترلر فعال غلت –میله ضدغلت-

پارامتر	مقدار
C1	۴/۰
C2	۲/۰
K	N.s2 ۶۰۰
k	۸/۰

۳-۱۱ استراتژی هماهنگی

۳-۱۱-۱ بررسی تداخلات ممکن بین اهداف زیرسیستم­ها

همان طور که در بخش ۳-۳ دیده شد، هر یک از سیستم­های کنترلی برای کنترل رفتار یک یا چند متغیر از متغیرهای دینامیکی خودرو طراحی شده ­اند، حال آن که به دلیل ماهیت کوپل شده دینامیک خودرو، تعقیب مجزای برخی از متغیرها، موجب فاصله گرفتن سایر متغیرها از مقادیر مطلوب خود می­ شود. به عنوان چند نمونه، تعقیب مقادیر بزرگ شتاب جانبی (یا نرخ چرخش) موجب افزایش لغزش جانبی، زاویه غلت و انتقال وزن جانبی می­گردد، کاهش لغزش جانبی غالباً موجب خطا در تعقیب نرخ چرخش مطلوب می­گردد و کاهش زاویه غلت با بهره گرفتن از میله ضدغلت فعال، مستلزم افزایش انتقال وزن جانبی و خطر واژگونی است.

همچنین، علاوه بر عدم تعقیب متغیرهای هدف، عملکرد بعضی از سیستم­ها اثرات ناخواسته دیگری نیز دارد که گاهی نامطلوب می­باشند. مثلاً، عملکرد سیستم ترمز فعال باعث کاهش سرعت خودرو می­گردد که جز در مواردی که راننده همین قصد را داشته باشد، رخداد نامطلوبی به حساب می ­آید.

بنا بر آن­چه گفته شد، لزوم طراحی یک هماهنگ­کننده^[۶۲] برای جبران این برهم­کنش­های نامطلوب ضروری است. این هماهنگ­کننده بایستی با توجه به رژیم فعالیت خودرو، متغیرهای بحرانی­تر را شناسایی کرده، وزن سیستم متناظر با آنها را افزایش و وزن سایر سیستم­ها را کاهش دهد. بخش ۳-۱۱-۲ به این مسئله می ­پردازد.

۳-۱۱-۲ انتخاب استراتژی هماهنگی مناسب

تصمیم­­گیری برای میزان فعالیت زیرسیستم­ها بر اساس سه متغیر  ،  و  و به وسیله یک مدل فازی صورت می­گیرد. از آنجا که نمودار فعالیت زیرسیستم­ها بر حسب این متغیرها تشکیل یک حجم را می­دهد، برای سادگی، متغیر  را در وضع ثابتی فرض نموده و هر بار نمودار به ازای یکی از مقادیر (فازی) آن رسم می­کنیم. شکل­های ۳-۵ تا ۳-۷ استراتژی هماهنگی پیشنهادی را نشان می­ دهند. در این نمودارها، مرزهای عمودی (مرزهای بین مقادیر f_inst^[63]) بر اساس منطق فازی تعریف می­شوند.

شاخص ناپایداری جانبی f_inst مطابق معادله (۳-۲۱) تعریف می­گردد [۱۹].

(۳-۲۱)

در این رابطه، از آنجا که β و a_y دو متغیر هستند که به خوبی توصیف­گر درجه بحرانی بودن دینامیک جانبی سیستم هستند، از آنها به عنوان شاخص­ های پایداری جانبی استفاده شده است. w₁ و w₂ به ترتیب ضراب وزنی β و a_y هستند.

الف) a_x,des = ED^[64]

در این حالت، راننده قصد شتاب­گیری دارد. بنابراین، هماهنگ­کننده جز در شرایط کاملاً بحرانی دینامیک جانبی، اجازه استفاده از سیستم ترمز فعال را نمی­دهد و تنها با بهره گرفتن از فرمان فعال و دیفرانسیل فعال، پایداری خودرو را حفظ می­ کند. در شرایط کاملاً بحرانی، سیستم فرمان فعال، نه­تنها کارآمد نیست، بلکه به علت اعمال تغییرات زیاد در زاویه فرمان، اثر سوء بر دینامیک خودرو دارد. لذا، در این مواقع، این سیستم جای خود را به ترمز فعال می­دهد.

سیستم کنترل فعال غلت –میله ضدغلت-، بدون توجه به f_inst با توجه به شاخص غلت (RI)، فعال یا غیرفعال می­ شود. در حالت خاصی که دینامیک غلت در شرایط بحرانی نباشد (مقادیر کم RI)، ولی دینامیک جانبی بحرانی باشد (مقادیر بالای f_inst)، این سیستم تغییر وظیفه داده و از طریق کنترل بار عمودی چرخ­ها به سایر سیستم­ها در کنترل پایداری جانبی کمک می­نماید.

شکل۳-۵ استراتژی هماهنگی در حالت شتاب­گیری

ب) a_x,des = ZE^[65]

در این حالت، راننده قصد حفظ سرعت خودرو را دارد. بنابراین، باز هم هماهنگ­کننده جز در شرایط کاملاً بحرانی دینامیک جانبی، اجازه استفاده از سیستم ترمز فعال را نمی­دهد. اما با در نظر گرفتن این که راننده قصد افزایش سرعت ندارد، در شرایط کاملاً بحرانی، دیفرانسیل فعال را غیرفعال می­نماید و از حداکثر توان سیستم ترمز فعال استفاده می­نماید.

شکل۳-۶ استراتژی هماهنگی در حالت حفظ سرعت

ج) a_x,des = EB^[66]

در این حالت، راننده قصد کاهش سرعت خودرو را دارد. بنابراین، در تمام ناحیه کاری، سیستم ترمز فعال عمل می­ کند و سیستم دیفرانسیل فعال خاموش می­باشد. سیستم فرمان فعال، مشابه دو حالت قبل، در ناحیه کاملاً بحرانی پایداری، خاموش می­باشد.

شکل۳-۷ استراتژی هماهنگی در حالت ترمزگیری

به طور خلاصه، ملاحظه می­ شود که همواره، کنترلر در شرایط پایدار (مقادیر کم و متوسط f_inst) از فرمان فعال استفاده می­ کند، اما متناسب با شتاب طولی مطلوب راننده، از دیفرانسیل فعال، در حالت شتاب­گیری، و از ترمز فعال، در حالت ترمزگیری نیز استفاده می­ کند. ولی در هر سه حالت، در وضعیت ناپایداری بحرانی، فارغ از شتاب طولی مطلوب راننده، سیستم ترمز فعال وارد عمل می­ شود.

۳-۱۱-۳ طراحی یکپارچه­ساز فازی

بحرانی بودن شرایط دینامیک جانبی خودرو یک امر نسبی است و مرز ورود به ناحیه بحرانی به صورت دقیق^[۶۷] قابل تعیین نیست. با در نظر داشتن این نکته و نیز برای پرهیز از سوئیچ شدن ناگهانی کنترلر از یک رژیم کاری به رژیم کاری دیگر، منطق فازی، ابزاری بسیار مناسب برای تعریف نواحی پایداری به شمار می ­آید. در این تحقیق، برای طراحی هماهنگ­کننده از روشی مشابه [۱۹] استفاده شده است.

در طراحی یک سیستم کنترل فازی، تعریف توابع عضویت^[۶۸] و قوانین فازی^[۶۹] دو مرحله اساسی کار هستند. در بخش­های ۳-۱۱-۳-۱ و ۳-۱۱-۳-۲ به این مراحل پرداخته می­ شود.

۳-۱۱-۳-۱ تعریف توابع عضویت فازی

شکل ۳-۸ نمودار توابع عضویت را برای دو متغیر ورودی و شکل ۳-۹ این توابع را برای سه متغیر خروجی سیستم فازی نشان می­ دهند.

عضویت متغیر a_x,des در سه ناحیه EB (ترمزگیری)، ZE (حفظ سرعت) و ED (شتاب­گیری) که معنای آنها در بخش ۳-۱۱-۲ شرح داده شد، تعیین می­گردد و تابع عضویت در این نواحی، مطابق نمودار اول شکل ۸-۳ تعریف می­گردد. همچنین f_inst به هفت ناحیه از SL (کاملاً پایدار) تا VB (کاملاً ناپایدار) تقسیم می­گردد.

شکل ۳-۸ توابع عضویت فازی برای متغیرهای ورودی

شکل ۳-۹ نمودار تابع عضویت را برای ضریب وزنی فعالیت سیستم فرمان فعال، W_ASC نشان می­دهد. ضریب وزنی فعالیت به پنج ناحیه از ZE (عدم فعالیت) تا BI (فعالیت کامل) تقسیم می­ شود. این توابع برای دو خروجی دیگر، یعنی W_ADC و W_ABC، دقیقاً به صورت مشابه می­باشد.

شکل ۳-۹ توابع عضویت فازی برای متغیرهای خروجی

۳-۱۱-۳-۲ تعریف قوانین فازی

استراتژی شرح داده شده در بخش ۳-۱۱-۲ را می­توان به شکل قوانین فازی جدول ۳-۷ مدل کرد. این جدول، بیان می­ کند که به ازای هر یک از مقادیر برای متغیرهای ورودی، مقدار هر یک از خروجی­ها برابر با چه چیزی خواهد بود.

جدول ۳-۷ قوانین هماهنگی در حضور دیفرانسیل فعال

WABC	WADC	WASC	finst	ax,des
ZE	ZE	BI	SL	ZE
ZE	ZE	BI	SM	ZE
ZE	ZE	BI	ME	ZE
ZE	ME	ME	MB	ZE
ZE	BI	ZE	BI	ZE
ME	ME	ZE	BV	ZE
BI	ZE	ZE	VB	ZE
ZE	ZE	BI	SL	ED
ZE	SL	MB	SM	ED
ZE	ME	ME	ME	ED
ZE	MB	SL	MB	ED
ZE	BI	ZE	BI	ED
ME	BI	ZE	BV	ED
BI	BI	ZE	VB	ED
ZE	ZE	BI	SL	EB
SL	ZE	BI	SM	EB
ME	ZE	BI	ME	EB
MB	ZE	MB	MB	EB
BI	ZE	ME	BI	EB
BI	ZE	SL	BV	EB
BI	ZE	ZE	VB	EB

شکل ۳-۱۰ سطح فازی مربوط به متغیر خروجی W_ASC (وزن سیستم فرمان فعال) را نشان می­دهد و نمایشی سه­بعدی از استراتژی شرح شده در بخش ۳-۱۱-۲ می­باشد. ملاحظه می­گردد که سیستم فرمان فعال، عهده­دار حفظ فرمان­پذیری در شرایط نسبتاً پایدار است.

شکل ۳-۱۰ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ASC

شکل ۳-۱۱ سطح فازی مربوط به متغیر خروجی W_ADC (وزن سیستم دیفرانسیل فعال) را نشان می­دهد. نمودار مؤید آن است که سیستم دیفرانسیل فعال، عمدتاً عهده­دار حفظ پایداری خودرو در شرایطی است که شتاب طولی مطلوب راننده مثبت است و هم­زمان خودرو در محدوده بحرانی پایداری جانبی قرار دارد.

شکل ۳-۱۱ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ADC

شکل ۳-۱۲ سطح فازی مربوط به متغیر خروجی W_ABC (وزن سیستم ترمز فعال) را نشان می­دهد. دیده می­ شود که سیستم ترمز فعال، در محدوده بحرانی پایداری جانبی، همواره فعالیت می­ کند، اما چنان­چه شتاب طولی مطلوب راننده منفی باشد (راننده در حال ترمزگیری باشد)، سیستم زودتر وارد عمل می­گردد.

شکل ۳-۱۲ سطح فازی برای متغیر خروجی W_ABC

فصل چهارم

شبیه­سازی و نتایج

۴-۱ مقدمه

در این فصل، ابتدا در بخش ۴-۲، عملکرد هر یک از زیرسیستم­های کنترلی به طور مستقل مورد بررسی قرار می­گیرد، سپس در بخش ۴-۳، عملکرد سیستم کنترل یکپارچه (عملکرد هماهنگ زیرسیستم­های کنترلی) بررسی خواهد شد. برای این منظور از آزمون استاندارد تغییر مسیر دوگانه^[۷۰] یک بار روی سطح خشک (۹/۰=μ) و یک بار روی سطح لغزنده (۲/۰=μ) استفاده شده است. سپس نتایج مانور روی سطح لغزنده، با نرم­افزار CarSim صحه­گذاری گردیده است. در انتها برای تضمین کارکرد کنترلر در بدترین حالت، مطابق تئوری مرتبط (که در بخش ۴-۵ خواهد آمد)، خودرو با مانور بدترین حالت^[۷۱] تست شده است.

از آنجا که تمام کنترلرها به جز کنترل دیفرانسیل فعال، از نوع مود لغزشی بوده و جزو دسته کنترلرهای مقاوم^[۷۲] محسوب می­شوند، و همچنین برای واقعی­تر شدن شرایط شبیه­سازی، نایقینی­ها^[۷۳]یی در آزمون­ها لحاظ شده است که عبارتند از:

جرم نامی ۱۰% کمتر از جرم واقعی می­باشد.

مختصات نامی مرکز جرم نسبت به مختصات واقعی آن ۵ سانتی­متر در امتداد محور x به جلو منتقل شده است.

ضرایب سفتی نامی چرخ­ها ۵% کمتر از مقادیر واقعی آنها می­باشد.

ضریب اصطکاک نامی بین چرخ­ها و سطح جاده، ۵% کمتر از مقدار واقعی آن می­باشد.

این نایقینی­ها می ­تواند بیانگر شرایطی باشد که سرنشینان عقب در خودرو حضور ندارند، در حالی که ضرایب کنترلرها برای وضعیت حضور چهار سرنشین تنظیم شده است. نایقینی­ها، هم در کنترلرها و هم در مدل مرجع اعمال شده ­اند.

۴-۲ تحلیل عملکرد زیرسیستم­ها

در این بخش، عملکرد هر یک از زیرسیستم­های کنترلی را در یک مانور تغییر مسیر دوگانه روی سطح خشک (با ضریب اصطکاک ۹/۰) و سرعت اولیه km/h120 بررسی می­نماییم.

۴-۲-۱ کنترل فرمان فعال

در نمودار شکل ۴-۱، مسیر هدف در مانور تغییر مسیر دوگانه و مسیر طی شده خودرو در دو حالت حلقه­باز (بدون کنترلر) و با کنترلر نشان داده شده است. در خصوص تعقیب مسیر هدف، توجه به این نکته لازم است که چنان­چه راننده دارای مهارت نسبی بوده و به درستی فرمان بدهد، در صورتی که کنترلر، نرخ چرخش مرجع را به خوبی تعقیب کند و هم­زمان، زاویه لغزش جانبی را به اندازه کافی کاهش دهد (سیستم­های ترمز فعال و کنترل یکپارچه، با این هدف طراحی شده ­اند)، می­توان انتظار داشت که خودرو به طور طبیعی، مسیر هدف را بهتر دنبال کند. بنابراین، از سیستم فرمان فعال، انتظار بهبود در تعقیب مسیر هدفِ خودرو نمی­رود.

شکل ۴-۱ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم فرمان فعال

همان طور که در بخش ۳-۳-۱ آمد، کنترلر فرمان فعال، مشخصاً وظیفه تعقیب نرخ چرخش را بر عهده دارد. شکل ۴-۲ نشان می­دهد که کنترلر تا حد قابل قبولی در تعقیب این متغیر (۱۲% کاهش بیشینه خطا) و به تبع دینامیک مرتبط، به طور غیرمستقیم، مطابق شکل ۴-۳ الف، در تعقیب شتاب جانبی (۸% کاهش بیشینه خطا)، موفق عمل نموده است.

مطابق شکل ۴-۳ ب، در طی عملکرد کنترلر، لحظاتی، زاویه لغزش جانبی افزایش یافته است، اما حتی بیشینه این متغیر نیز کاهش یافته است.

شکل ۴-۲ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم فرمان فعال

شکل ۴-۳ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم فرمان فعال

برای بررسی تأثیر عملکرد زیرسیستم فرمان فعال فعال بر دینامیک غلت خودرو، شکل ۴-۴ در زیر آورده شده است. ملاحظه می­ شود در حوالی ثانیه پنجم که کنترلر، نرخ چرخش (و نتیجتاً شتاب جانبی) را افزایش داده است، زاویه غلت و انتقال وزن جانبی نیز افزایش یافته است.

شکل ۴-۴ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم فرمان فعال

انتظار می­رود به غیر از زیرسیستم ترمز فعال، سایر زیرسیستم­ها موجب کاهش چندانی در سرعت خودرو نشوند، و حتی در مقایسه با خودروی بدون کنترل، در مواردی، سرعت را کمتر کاهش دهند. این امر در نمودار شکل ۴-۵ (۲% کاهش سرعت کمتر) دیده می­ شود.

شکل ۴-۵ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم فرمان فعال

شکل ۴-۶، زاویه فرمان اعمال شده توسط کنترلر (تلاش کنترلی) را نشان می­دهد. در این نمودار مشخص است که در کدام لحظات، کنترلر زاویه فرمان راننده را جهت حصول نرخ چرخش مرجع تغییر داده است. در حوالی ثانیه­های دوم و چهارم حرکت، عملکرد سیستم فرمان فعال به نحو بارزتری مشهود است.

شکل ۴-۶ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم فرمان فعال

جدول ۴-۱، میزان تغییرات متغیرهای هدف را به صورت کمّی نمایش می­دهد. با دقت در این جدول مشخص می­ شود بیشترین کاهش خطا مربوط به نرخ چرخش، یعنی متغیری که کنترلر مشخصاً برای تعقیب آن طراحی گردیده است، می­باشد.

جدول۴-۱ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم فرمان فعال

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
فرمان فعال	۰٫۴۹	۶٫۶۸	۱٫۶۷	۰٫۶۶	۰٫۹۰	۱٫۲۶
درصد تغییر	-۱۲٫۱۸	-۳٫۶۴	-۸٫۳۹	-۰٫۵۷	۱۴٫۲۵	-۲٫۰۸

۴-۲-۲ کنترل دیفرانسیل فعال

در نمودار شکل ۴-۷، مسیر هدف در مانور تغییر مسیر دوگانه (با شرایط مشابه مانور بخش ۴-۲-۱) و مسیر طی شده خودرو در دو حالت حلقه­باز (بدون کنترلر) و با کنترلر نشان داده شده است.

شکل ۴-۷ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم دیفرانسیل فعال

همان طور که در بخش ۳-۳-۲ آمد، کنترلر دیفرانسیل فعال، وظیفه تعقیب نرخ چرخش و شتاب جانبی مرجع را بر عهده دارد. نمودار شکل ۴-۸ و جدول ۴-۲ نشان می­ دهند که کنترلر متغیرهای مرجع را به نحو مطلوب تعقیب کرده است (۱۶% کاهش بیشینه خطای تعقیب نرخ چرخش و شتاب جانبی).

با توجه به این که سیستم دیفرانسیل فعال نیز مشابه سیستم فرمان فعال، کنترلی بر لغزش جانبی ندارد، تعقیب مسیر هدف (شکل ۴-۱) بهبودی نداشته است.

شکل ۴-۸ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم دیفرانسیل فعال

شکل ۴-۹ ب نشان می­دهد که عملکرد دیفرانسیل فعال در این مانور، اثر چندانی بر لغزش جانبی خودرو نداشته است. به عبارت دیگر، در این مانور، تعقیب نرخ چرخش و شتاب جانبی مرجع منجر به افرایش لغزش جانبی نگردیده است. اما، همان­طور که پیشتر اشاره شد، احتمال بروز چنین اثر نامطلوبی در سایر مانورها منتفی نیست.

شکل ۴-۹ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم دیفرانسیل فعال

برای بررسی تأثیر عملکرد زیرسیستم دیفرانسیل فعال بر دینامیک غلت خودرو، نمودارهای شکل ۴-۱۰ در زیر آورده شده ­اند. ملاحظه می­ شود که زاویه غلت و انتقال وزن جانبی تغییر بسیار ناچیزی داشته اند.

شکل ۴-۱۰ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم دیفرانسیل فعال

مطابق آنچه در بخش ۴-۲-۱ اشاره شد، سیستم دیفرانسیل فعال نیز مانند سیستم فرمان فعال، کاهش بسیار ناچیزی در سرعت طولی خودرو ایجاد می­ کند.

شکل ۴-۱۱ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم دیفرانسیل فعال

شکل ۴-۱۲، گشتاور رانشی چرخ­های جلو (تلاش کنترلی) را نشان می­دهد. در این نمودار مشخص است که در حدود ثانیه دوم و چهارم حرکت که در آنها راننده مبادرت به تغییر جهت چرخش فرمان می­ کند و خودرو متمایل به از دست دادن تعادل می­ شود، کنترلر نسبت گشتاور رانشی را بین چرخ­های سمت راست و چپ، جهت حصول نرخ چرخش مرجع تغییر داده است.

شکل ۴-۱۲ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم دیفرانسیل فعال

مقایسه کمّی مقادیر کاهش خطا برای متغیرهای مختلف در جدول ۴-۲ نشان می­دهد که کاهش خطای تعقیب نسبت به خودروی بدون کنترل، برای دو متغیر نرخ چرخش و شتاب جانبی که کنترل آنها به سیستم دیفرانسیل فعال واگذار شده است، بیش از سایر متغیرها بوده است.

جدول ۴-۲ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم دیفرانسیل فعال

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	ye	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
دیفرانسیل فعال	۰٫۴۷	۶٫۸۲	۱٫۵۴	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۷
درصد تغییر	-۱۶٫۲۱	-۱٫۶۷	-۱۵٫۵۹	-۰٫۱۱	-۰٫۳۶	-۱٫۳۵

۴-۲-۳ کنترل ترمز فعال

در شکل ۴-۱۳، مسیر هدف در مانور تغییر مسیر دوگانه روی سطح خشک (۲/۰=μ) با سرعت اولیه km/h120 و مسیر طی شده خودرو در دو حالت حلقه­باز و حلقه بسته نشان داده شده است.

شکل ۴-۱۳ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم ترمز فعال

با توجه به توضیحاتی که در خصوص تعقیب مسیر خودرو در بخش ۳-۳-۱ داده شد، چون سیستم ترمز فعال هم­زمان هر دو متغیر نرخ چرخش و لغزش جانبی را کنترل می­ کند، بایستی منجر به تعقیب بهتر مسیر مطلوب نیز بشود. شکل ۴-۱۳ و جدول ۴-۳ مؤید این مطلب هستند (۹% کاهش در بیشینه انحراف از مسیر).

همان طور که در بخش ۳-۳-۳ شرح داده شد، کنترلر ترمز فعال، وظیفه تعقیب نرخ چرخش مرجع و تنظیم زاویه لغزش جانبی را بر عهده دارد. شکل­های ۴-۱۴ و ۴-۱۵ نشان می­ دهند که کنترلر متغیرهای مورد نظر را به نحو بسیار مطلوب تعقیب و تنظیم کرده است (۵۵% کاهش بیشینه خطای تعقیب نرخ چرخش و ۲۹% کاهش بیشینه زاویه لغزش).

شکل ۴-۱۴ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم ترمز فعال

شکل ۴-۱۵ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم ترمز فعال

برای بررسی تأثیر عملکرد زیرسیستم ترمز فعال بر دینامیک غلت خودرو، نمودارهای شکل ۴-۱۶ در زیر آورده شده ­اند. ملاحظه می­ شود که تغییر نامطلوبی در زاویه غلت و انتقال وزن جانبی ایجاد نشده است.

شکل ۴-۱۶ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم ترمز فعال

نقطه ضعف اصلی سیستم ترمز فعال، کاهش ناخواسته سرعت خودرو می­باشد. این مسئله، به روشنی در نمودار شکل ۴-۱۷ و جدول ۴-۳ نمایان است. سیستم ترمز فعال منجر به کاهش سرعت خودرو تا حداکثر km/h 12 گردیده است؛ در حالی که خودروی بدون کنترل، حداکثر حدود km/h 5 کاهش سرعت داشته است. از حدود ثانیه پنجم به بعد، خودرو دوباره در مسیر مستقیم قرار می­گیرد و ترمز فعال نیاز به ادامه ترمزگیری ندارد. بنابراین، مجدداً سرعت خودرو افزایش می­یابد.

شکل ۴-۱۷ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم ترمز فعال

شکل ۴-۱۸، گشتاور چرخ­ها (تلاش کنترلی) را نشان می­دهد. در این نمودار مشخص است که در ثانیه دوم، کنترلر برای اصلاح بیش­فرمانی حین گردش به چپ، روی چرخ راست جلو و در ثانیه چهارم برای اصلاح بیش­فرمانی حین گردش به راست روی چرخ چپ جلو ترمز می­گیرد. در سایر لحظات نیز، کنترلر برای اصلاح خطاهای کوچک و حصول نرخ چرخش مرجع و کاهش لغزش جانبی، با شدت کمتری ترمزگیری­های متوالی می­نماید.

شکل ۴-۱۸ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم ترمز فعال

مقایسه کمّی مقادیر کاهش خطا برای متغیرهای مختلف در جدول ۴-۳ نشان می­دهد که کاهش خطاها نسبت به خودروی بدون کنترل، برای دو متغیر نرخ چرخش و لغزش جانبی که کنترل آنها به سیستم ترمز فعال واگذار شده است، چشمگیر بوده است. ضمناً، شتاب جانبی نیز به تبع نرخ چرخش، رفتار بسیار بهتری نسبت به خودروی بدون کنترل نشان داده است.

جدول ۴-۳ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم ترمز فعال

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
ترمز فعال	۰٫۲۵	۴٫۹۳	۰٫۷۶	۰٫۶۴	۰٫۷۲	۳٫۳۷
درصد تغییر	-۵۵٫۱۰	-۲۸٫۹۳	-۵۸٫۲۱	-۲٫۷۳	-۸٫۹۷	۱۶۱٫۵۳

۴-۲-۵ کنترل فعال غلت -میله ضدغلت-

در نمودار شکل ۴-۱۹، مسیر هدف در مانور تغییر مسیر دوگانه روی سطح خشک (۹/۰=μ) با سرعت اولیه km/h120 و مسیر طی شده خودرو در دو حالت بدون کنترلر و با کنترلر نشان داده شده است.

شکل ۴-۱۹ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل فعال غلت

تأثیر عملکرد زیرسیستم کنترل فعال غلت بر دینامیک چرخش و جانبی خودرو در شکل­های ۴-۲۰ و ۴-۲۱ نشان داده شده است. با دقت در این نمودارها و جدول ۴-۴، معلوم می­ شود که سیستم کنترل فعال غلت، با تغییر بار چرخ­ها به طور غیرمستقیم موجب بهبود مختصری در تعقیب نرخ چرخش و شتاب جانبی مرجع شده است و تنها بیشینه لغزش جانبی را اندکی افزایش داده است.

همچنین، در نمودار شکل ۴-۱۹ و جدول ۴-۴ دیده می­ شود که مسیر مطلوب، بهتر دنبال شده است (۱۰% بهبود در تعقیب مسیر هدف).

شکل ۴-۲۰ پاسخ نرخ چرخش برای سیستم کنترل فعال غلت

شکل ۴-۲۱ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل فعال غلت

همان طور که در بخش ۳-۳-۵ شرح داده شد، سیستم کنترل فعال غلت، وظیفه کاهش زاویه غلت و انتقال وزن جانبی در محور چرخ­های جلو و عقب را بر عهده دارد. شکل­های ۴-۲۲ و جدول ۴-۴ نشان می­ دهند که کنترلر در این امر به خوبی عمل کرده است.

شکل ۴-۲۲ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل فعال غلت

در شکل ۴-۲۳ و جدول ۴-۴ ملاحظه می­ شود که تغییر بار چرخ­ها اثر غیرمستقیم بر دینامیک طولی خودرو داشته و موجب افزایش سرعت خودرو نسبت به حالت بدون کنترل گشته است.

شکل ۴-۲۳ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل فعال غلت

شکل ۴-۲۴، گشتاور فعال غلت (تلاش کنترلی) را در محور جلو و عقب نشان می­دهد. در این نمودار مشخص است که کنترلر جهت کاهش زاویه غلت و عدم افزایش انتقال وزن جانبی بین ثانیه­های ۲ تا ۵، گشتاور فعال اعمال نموده و این گشتاور را به صورت نامتقارن بین محور جلو و عقب توزیع نموده است. مطابق شکل ۴-۲۲ ج، مشاهده می­ شود که این توزیع نامتقارن، بر اساس قانون ارائه شده در معادله (۳-۲۰) باعث شده است انتقال وزن جانبی، تنها روی محور غیربحرانی (در اینجا، محور عقب) افزایش یابد و لذا حاشیه امن واژگونی کاهش نیابد.

شکل ۴-۲۴ نمودار تلاش کنترلی برای سیستم کنترل فعال غلت

باید توجه داشت که خودروی مدل شده، مجهز به میله ضدغلت غیرفعال نیز می­باشد (ر.ک. به بخش ۲-۲-۲) و نباید از نقش این وسیله ساده و کم­هزینه در کنترل غلت غافل بود.

جدول ۴-۴ بیان­گر آن است که سیستم کنترل فعال غلت، مشخصاً شاخص غلت را که دربرگیرنده هر دو متغیر زاویه غلت و انتقال وزن جانبی است (معادله (۳-۱۷))، به حد قابل قبولی و بهتر از سایر زیرسیستم­ها کاهش داده است. تنها اثر منفی کارکرد منفرد این زیرسیستم، اندکی افزایش در لغزش جانبی بوده است.

جدول ۴-۴ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل فعال غلت

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
کنترل فعال غلت	۰٫۵۰	۷٫۶۳	۱٫۶۸	۰٫۶۲	۰٫۷۱	۱٫۲۸
درصد تغییر	-۹٫۳۰	۱۰٫۰۱	-۷٫۸۹	-۶٫۵۶	-۹٫۹۵	-۱٫۰۷

۴-۳ ارزیابی عملکرد یکپارچه­ساز

در این بخش، برای بررسی دقیق و همه­جانبه عملکرد توأم زیرسیستم­ها تحت نظارت یکپارچه­ساز، پاسخ سیستم شبیه­سازی شده را در شرایط گوناگون و در مانورهای متفاوت بررسی خواهیم کرد.

۴-۳-۱ مانور تغییر مسیر دوگانه روی جاده خشک (۹/۰=μ)

شکل ۴-۲۵، مسیر هدف در مانور تغییر مسیر دوگانه روی سطح خشک و با سرعت اولیه km/h120 و مسیر طی شده خودرو را در دو حالت بدون کنترلر و با کنترلر نشان می­دهد. این شکل نشان می­دهد که در بیشتر لحظات، مسیر مطلوب، بهتر دنبال شده است (اگرچه بیشینه انحراف از مسیر کاهش نیافته است، میانگین آن کاهش یافته است.).

شکل ۴-۲۵ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

تأثیر عملکرد سیستم کنترل یکپارچه بر دینامیک چرخش و جانبی خودرو، در شکل­های ۴-۲۶ و ۴-۲۷ بررسی شده است.

با دقت در شکل ۴-۲۶، دیده می­ شود که نرخ چرخش خودروی بدون کنترل در ثانیه ۴، به شدت از مقدار مرجع خود فاصله گرفته، خودرو در وضعیت بیش­فرمانی قرار می­گیرد، در حالی که سیستم کنترل یکپارچه، بیش­فرمانی را به میزان ۵۹% کاهش داده است.

شکل ۴-۲۶ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

به طور مشابه، شکل ۴-۲۷ نشان می­دهد خطای شتاب جانبی و مقدار زاویه لغزش جانبی، به ترتیب ۵۹% و ۳۱% کاهش داشته اند، که حاکی از بهبود قابل ملاحظه پایداری جانبی خودرو می­باشد.

شکل ۴-۲۷ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

در نمودارهای شکل ۴-۲۸ ملاحظه می­ شود که با فعال شدن به موقع سیستم کنترل فعال غلت، زاویه غلت در ثانیه­های ۲، ۴ و ۵ کاهش یافته، ضمن آن که با تسهیم مناسب گشتاور فعال غلت بین محورهای جلو و عقب، انتقال وزن جانبی تنها در محور غیربحرانی (در اینجا، محور عقب) افزایش یافته است.

شکل ۴-۲۸ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

با توجه به شکل ۴-۲۹ و جدول ۴-۵ ملاحظه می­ شود که عملکرد کنترل یکپارچه، به علت دخالت سیستم ترمز فعال، موجب ۱۰۷% (معادل km/h 6) افزایش بیشینه افت سرعت نسبت به خودروی بدون کنترل شده است. اما، با مراجعه به جدول ۴-۳ می­بینیم که سیستم ترمز فعال، وقتی خارج از چارچوب هماهنگ­کننده و به تنهایی عمل می­ کند، ۱۶۲% (معادل km/h 12) افت سرعت بیشتر از خودروی بدون کنترل ایجاد می­ کند. بنابراین، می­توان نتیجه گرفت که عملکرد سایر سیستم­ها زیر نظر هماهنگ­کننده ۵۵% (معادل km/h 6) کاهش در افت سرعت خودرو را به همراه داشته است.

شکل ۴-۲۹ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

شکل­های ۴-۳۰ و ۴-۳۱، زاویه فرمان، گشتاور چرخ­ها و گشتاور فعال غلت را نشان می­ دهند. با مقایسه این نمودارها با نمودارهای شکل ۴-۳۲، به روشنی مشخص می­ شود که در ثانیه­های دوم و چهارم مانور که راننده به ترتیب مبادرت به تغییر مسیر اول و تغییر مسیر دوم می­نماید، خودرو در خطر ناپایداری جانبی قرار می­گیرد و فعالیت سیستم فرمان فعال کم شده، این سیستم تا حدودی جای خود را به سیستم­های دیفرانسیل و ترمز فعال می­دهد.

شکل ۴-۳۰ نمودار زاویه فرمان و گشتاور چرخ­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

شکل ۴-۳۱ نمودار گشتاور فعال غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

شکل ۴-۳۲ نمودار ضرایب وزنی سیستم­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

در بخش ۴-۴ به مقایسه کمّی نتایج شبیه­سازی با سیستم کنترل یکپارچه با نتایج شبیه­سازی با هر یک از زیرسیستم­های کنترلی خواهیم پرداخت.

جدول ۴-۵ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح خشک

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
کنترل یکپارچه	۰٫۲۳	۴٫۸۰	۰٫۷۴	۰٫۶۳	۰٫۸۷	۲٫۶۷
درصد تغییر	-۵۷٫۷۸	-۳۰٫۷۷	-۵۹٫۳۰	-۴٫۸۰	۱۰٫۲۲	۱۰۶٫۹۸

۴-۳-۲ مانور تغییر مسیر دوگانه روی جاده لغزنده (۲/۰=μ)

در شکل ۴-۳۳، مسیر خودرو در این مانور نشان داده شده است. برای شبیه­سازی سطح یخ­زده، ضریب اصطکاک ۲/۰ به کار رفته و با توجه به لغزندگی شدید، سرعت خودرو کمتر و برابر با km/h80 در نظر گرفته شده است. این شکل نشان می­دهد که در بیشتر لحظات، مسیر مطلوب، بهتر دنبال شده است (اگرچه بیشینه انحراف از مسیر اندکی افزایش یافته است).

شکل ۴-۳۳ مانور تغییر مسیر دوگانه برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

تأثیر عملکرد سیستم کنترل یکپارچه بر دینامیک چرخش و جانبی خودرو، در شکل­های ۴-۳۴ و ۴-۳۵ نشان داده شده است.

با دقت در شکل ۴-۳۴، دیده می­ شود که نرخ چرخش خودروی بدون کنترل، بین ثانیه­های ۵ تا ۷، تا حد غیر قابل قبولی از مقدار مرجع خود فاصله گرفته، خودرو در وضعیت بیش­فرمانی قرار می­گیرد، در حالی که سیستم کنترل یکپارچه، بیش­فرمانی را به میزان ۶۰% کاهش داده است.

شکل ۴-۳۴ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

به طور مشابه، شکل ۴-۳۵ نشان می­دهد خطای شتاب جانبی و مقدار زاویه لغزش جانبی، به ترتیب ۶۲% و ۵۰% کاهش داشته اند، که حاکی از بهبود قابل ملاحظه پایداری جانبی خودرو می­باشد.

شکل ۴-۳۵ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

در نمودارهای شکل ۴-۳۶ ملاحظه می­ شود که مانند شبیه­سازی­های قبل، سیستم کنترل فعال غلت، زاویه غلت را در مواقع بحرانی کاهش داده، ضمن آن که با تشخیص محور بحرانی از نظر انتقال وزن جانبی، گشتاور فعال بیشتری را روی محور عقب (محور غیربحرانی) اعمال نموده است.

شکل ۴-۳۶ پاسخ دینامیک غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

با توجه به شکل ۴-۳۰ و جدول ۴-۶ ملاحظه می­ شود که عملکرد کنترل یکپارچه، به علت دخالت سیستم ترمز فعال، موجب ۶۲% افزایش بیشینه افت سرعت نسبت به خودروی بدون کنترل شده است. دقت در رفتار سایر متغیرها نشان می­دهد که در شرایط بحرانی، استفاده از ترمز لازم و این میزان کاهش سرعت اجتناب­ناپذیر بوده است. اگرچه در پایان مانور، به علت قرار گرفتن خودرو در مسیر هدف و رها کردن ترمز توسط کنترلر، سرعت دوباره افزایش می­یابد.

شکل ۴-۳۷ پاسخ دینامیک طولی برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

شکل­های ۴-۳۸ و ۴-۳۹، زاویه فرمان، گشتاور چرخ­ها و گشتاور فعال غلت را نشان می­ دهند. با مقایسه این نمودارها با شکل ۴-۴۰، به روشنی مشخص می­ شود که هر یک از زیرسیستم­ها در کدام نواحی فعال شده ­اند و خروجی هر یک از کنترلرها در آن لحظات چقدر بوده است. از شکل ۴-۴۰ می­توان نتیجه گرفت که لغزندگی جاده موجب افزایش ناپایداری جانبی و فعالیت شدیدتر سیستم­های دیفرانسیل و ترمز فعال در مقایسه با مانور روی سطح خشک گردیده است.

شکل ۴-۳۸ نمودار زاویه فرمان و گشتاور چرخ­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

شکل ۴-۳۹ نمودار گشتاور فعال غلت برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

شکل ۴-۴۰ نمودار ضرایب وزنی سیستم­ها برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

نکته­ قابل توجه در مقایسه نتایج بخش ۴-۳-۱ با ۴-۳-۲ این است که با توجه به لغزنده بودن سطح جاده در حالت دوم، زاویه لغزش جانبی بسیار بزرگ­تر از حالت اول می­باشد، در حالی که خودرو زاویه غلت و انتقال وزن جانبی کمتری دارد. به عبارت دیگر، خودرو روی سطح لغزنده، بیشتر سر می­خورد و غلت کمتری دارد و حفظ پایداری جانبی توسط کنترلر دشوارتر است.

جدول ۴-۶ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه روی سطح لغزنده

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۲۴	۵٫۱۶	۰٫۵۳	۰٫۴۷	۲٫۷۴	۱٫۱۷
کنترل یکپارچه	۰٫۰۹	۲٫۵۸	۰٫۲۰	۰٫۴۷	۲٫۷۷	۱٫۹۰
درصد تغییر	-۶۰٫۳۵	-۴۹٫۹۳	-۶۱٫۹۹	-۰٫۲۰	۱٫۲۵	۶۲٫۲۵

۴-۴ مقایسه زیرسیستم­ها و سیستم کنترل یکپارچه

در این بخش، طی نمودارهای ۴-۴۱ تا ۴-۴۷، تأثیر هر یک از زیرسیستم­ها و نیز سیستم کنترل یکپارچه را در بهبود متغیرهای اصلی هدف بررسی می­نماییم.

هر نمودار بیان­کننده عملکرد زیرسیستم­های مختلف برای بهبود متغیری خاص می­باشد. در کلیه نمودارهای این بخش، ستون­هایی که با کادر پررنگ در دورشان متمایز گردیده­اند، بیان­گر زیرسیستم­هایی هستند که مستقیماً با هدف کنترل متغیر مربوطه طراحی گردیده­اند.

نمودار شکل ۴-۴۱ نشان می­دهد که هر سه زیرسیستم فرمان فعال، دیفرانسیل فعال و ترمز فعال که عهده­دار کنترل نرخ چرخش خودرو بودند، نرخ چرخش را به نحو مطلوب به مقدار مرجع آن نزدیک کرده ­اند. با این حال، سیستم ترمز فعال، بسیار موثرتر از دو سیستم دیگر عمل نموده است. در شرایطی که همه زیرسیستم­ها در چارچوب کنترل یکپارچه همکاری نموده ­اند، بیشترین میزان بهبود نرخ چرخش را شاهد بوده­ایم.

شکل ۴-۴۱ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای نرخ چرخش

نمودار شکل ۴-۴۲ نشان می­دهد که سیستم دیفرانسیل فعال که عهده­دار کنترل شتاب جانبی خودرو بوده است، شتاب جانبی را به نحو مطلوب به مقدار مرجع آن نزدیک کرده­ است. با این حال، سیستم ترمز فعال، به علت تعقیب موفق نرخ چرخش هدف و تابعیت مستقیم شتاب جانبی از نرخ چرخش، شتاب جانبی را نیز به مقدار مطلوب آن به مقدار زیادی نزدیک­تر نموده است. در شرایطی که همه زیرسیستم­ها در چارچوب کنترل یکپارچه همکاری نموده ­اند، شاهد بیشترین میزان بهبود در شتاب جانبی بوده­ایم.

شکل ۴-۴۲ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای شتاب جانبی

همان طور که پیشتر گفته شد، علاوه بر کنترل چرخش، کاهش لغزش جانبی خودرو نیز بر سیستم ترمز فعال محول شده است. نمودار شکل ۴-۴۳ نشان می­دهد که سیستم ترمز فعال، در این خصوص عملکرد خوبی داشته است. سیستم­های فرمان فعال و دیفرانسیل فعال نیز به طور غیرمستقیم تأثیر مثبت داشته اند. تنها سیستمی که موجب مقداری افزایش در لغزش جانبی شده است، سیستم کنترل فعال غلت می­باشد. در مورد لغزش جانبی نیز کنترل یکپارچه، موثرتر از سیستم­های منفرد عمل نموده است.

شکل ۴-۴۳ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش خطای لغزش جانبی

با توجه به شکل ۴-۴۴ درمی­یابیم که سیستم کنترل فعال غلت-میله ضدغلت- در حد قابل قبولی از عهده وظیفه محوله خود برآمده است. اگرچه، دینامیک غلت خودرو توسط عملکرد منفرد تمام زیرسیستم­ها کمابیش بهبود یافته است، سیستم کنترل یکپارچه نتوانسته است به اندازه سیستم منفرد غلت، در این خصوص بهبود ایجاد کند. اما، با توجه به تداخل اهداف کنترلی و افزایش ناپایداری غلت در اثر مانورهای جانبی شدید، این نتیجه قابل انتظار بود و در مجموع سیستم یکپارچه، دینامیک غلت را نیز بهبود بخشیده است.

شکل ۴-۴۴ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش شاخص غلت

نمودار شکل ۴-۴۵ نشان می­دهد که سیستم ترمز فعال، به مقدار قابل ملاحظه­ای سرعت خودرو را کاهش می­دهد. البته، باید توجه داشت که در شرایط بحرانی، پایداری خودرو اولویت اصلی محسوب می­ شود و حفظ سرعت خودرو در درجه بعدی اهمیت قرار دارد. با این حال، سیستم کنترل یکپارچه در کاهش این اثر نامطلوب، موثر واقع شده است.

شکل ۴-۴۵ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش افت سرعت

در نمودار شکل ۴-۴۶، میزان بیشینه انحراف خودرو از مسیر مطلوب برای سیستم­های کنترلی مختلف مقایسه گردیده است. از میان زیرسیستم­ها، تنها فرمان فعال موجب افزایش نسبی انحراف از مسیر شده است و این امر، عمدتاً از آنجا ناشی می­ شود که این زیرسیستم، نرخ چرخش مرجع را بدون توجه به لغزش جانبی خودرو دنبال می­ کند و لذا ممکن است آن­گونه که در شکل ۴-۱ دیده می­ شود، خودرو در قسمتی از مسیر به سمت بیرون پیچ سر بخورد. شکل ۴-۲۵ نشان می­دهد که سیستم کنترل یکپارچه، به نحو موثری، این ایراد سیستم فرمان فعال را برطرف نموده است. لازم به ذکر است که این تصحیح، به درستی در نمودار شکل ۴-۴۶ دیده نمی­ شود، زیرا این نمودار، بیشینه خطاها را مقایسه می­ کند؛ اما، در مورد انحراف از مسیر، مقایسه میانگین خطاها گویاتر است.

شکل ۴-۴۶ مقایسه سیستم­های کنترلی در کاهش انحراف از مسیر

۴-۴ صحه­گذاری حلقه­بسته (سیستم کنترل یکپارچه) توسط نرم­افزار CarSim

در اینجا، یکی از شبیه­سازی­ها را برای سیستم کنترل یکپارچه تکرار می­کنیم. اما، این بار، به جای مدل ۱۰ درجه آزادی توسعه داده شده در نرم­افزار Simulink از مدل ۳۴ درجه آزادی نرم­افزار CarSim استفاده می­نماییم. مانور تغییر مسیر دوگانه روی سطح لغزنده (بخش ۴-۳-۲) برای این منظور انتخاب شده است.

نمودارهای شکل­های ۴-۴۷ تا ۴-۵۶، نتایج شبیه­سازی با نرم­افزار CarSim را نشان می­ دهند. مقایسه این نمودارها با نمودارهای بخش ۴-۳-۲ نشان می­دهد، رفتار خودرو از نظر کیفی کاملاً مشابه بوده و تنها مقداری تفاوت در مقادیر وجود دارد.

شکل ۴-۴۷ مانور تغییر مسیر دوگانه

شکل ۴-۴۸ پاسخ دینامیک جانبی

شکل ۴-۴۹ پاسخ دینامیک جانبی (ادامه)

شکل ۴-۵۰ پاسخ دینامیک غلت

شکل ۴-۵۱ پاسخ دینامیک غلت (ادامه)

شکل ۴-۵۲ زاویه فرمان

شکل ۴-۵۳ گشتاور رانشی چرخ­ها

شکل ۴-۵۴ – گشتاور ترمزی چرخ­ها

شکل ۴-۵۵ پاسخ دینامیک طولی

۴-۵ مانور بدترین حالت^[۷۴]

برای تضمین کارایی کنترلر در بدترین حالت ممکن، ابتدا لازم است یک مسئله بهینه­سازی جهت یافتن ورودی فرمان منجر به بحرانی­ترین پاسخ دینامیکی ممکن خودرو حل گردد [۲] و [۱۵].

هدف، یافتن زاویه فرمان (زاویه چرخ­ها) در هر لحظه از زمان است، به گونه ­ای که مقدار یک تابع هدف^[۷۵] بیشینه گردد. در اینجا، برای بیشینه کردن خطر واژگونی، انتقال وزن جانبی (LLT) به عنوان تابع هدف در نظر گرفته شده است (در واقع، بیشینه این شاخص طی ۵ ثانیه شبیه­سازی به عنوان تابع هدف انتخاب شده است.). نکته حائز اهمیت در حل مسائل بهینه­سازی انتخاب یک حدس اولیه مناسب است. برای این منظور، زاویه فرمان مانور موسوم به قلاب­ماهی^[۷۶] به عنوان حدس اولیه انتخاب شده است، چرا که این مانور می ­تواند منجر به مقادیر بالای LLT شود.

با توجه به آن­چه گفته شد، مسئله فوق در محیط جعبه­ابزار بهینه­سازی نرم­افزار MATLAB و با الگوریتم SQP^[77] حل گردید که پاسخ آن مطابق شکل ۴-۵۶ می­باشد. در این نمودار، منحنی خط­چین، حدس اولیه و منحنی ممتد، جواب مسئله می­باشد.

شکل ۴-۵۶ نتیجه حل مسئله بهینه­سازی با تابع هدف LLT

سپس، شبیه­سازی با زاویه فرمان به دست آمده انجام گرفت. نتایج شبیه­سازی مطابق نمودارهای شکل­های ۴-۵۷ تا ۴-۶۵ می­باشد.

 

شکل ۴-۵۷ مسیر خودرو در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۵۸ پاسخ دینامیک چرخش در مانور بدترین حالت

ناپایداری خودروی بدون کنترلر و نقش کنترلر در حفظ پایداری خودرو به وضوح در نمودار لغزش جانبی شکل ۴-۵۹ قابل مشاهده است.

 

شکل ۴-۵۹ پاسخ دینامیک جانبی در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۶۰ نشان می­دهد که چرخ جلوی راست خودروی بدون کنترلر، از حدود ثانیه ۳ به بعد، از زمین بلند شده است. این در حالی است که کنترلر موفق به پیشگیری از این امر شده است.

شکل ۴-۶۰ پاسخ دینامیک غلت در مانور بدترین حالت

افت شدید سرعت خودروی بدون کنترلر که در شکل ۴-۶۱ به چشم می­خورد ناشی از ناپایداری جانبی خودرو می­باشد.

شکل ۴-۶۱ پاسخ دینامیک طولی در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۶۲ زاویه فرمان در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۶۳ گشتاور چرخ­ها در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۶۴ گشتاور فعال غلت در مانور بدترین حالت

شکل ۴-۶۵ وزن فعالیت زیرسیستم­ها در مانور بدترین حالت

فصل پنجم

نتیجه ­گیری و پیشنهادها

۵-۱ نتیجه ­گیری

در این پایان نامه یک سیستم کنترل یکپارچه شامل چهار زیرسیستم کنترل فرمان، دیفرانسیل، ترمز و غلت خودرو برای کنترل پایداری جانبی و غلت خودرو طراحی و مورد ارزیابی قرار گرفت. در این مرحله، خودروهای شاسی­بلند به عنوان هدف در نظر گرفته شد. الگوریتم هماهنگی به گونه ­ای طراحی شده است که هر یک از زیرکنترل­ها مستقلاً و بدون اطلاع مستقیم از سایر کنترلرها فرمان کنترلی خود را صادر کرده و یکپارچه­ساز با توجه به شرایط دینامیکی خودرو، میزان مشارکت هر یک از زیرسیستم­ها را تعیین می­نماید. بدین ترتیب با هم­افزایی زیرسیستم­ها، از تداخل عملکرد آنها جلوگیری می­ شود.

در مرحله ارزیابی، برای تحلیل عملکرد کنترلر، یک مدل ۱۰ درجه آزادی خودرو در محیط نرم­افزار Simulink ساخته شد و توسط نرم­افزار CarSim صحه­گذاری گردید. سپس از این مدل در کلیه شبیه­سازی­ها استفاده شد. در چنین رویکردی نه­تنها هزینه و دشواری نسبت به تست­های روی خودروی واقعی بسیار پایین­تر است، بلکه امکان شبیه­سازی گستره بسیار وسیع­تری از مانورها با پارامترهای گوناگون وجود دارد. نتایج شبیه­سازی­ها، حاکی از برتری عملکرد سیستم کنترل یکپارچه در مقایسه با سیستم­های کنترلی منفرد بود. سیستم کنترل یکپارچه، تنها با km/h 5/5 کاهش سرعت خودرو، بیشینه خطای تعقیب نرخ چرخش، خطای تعقیب شتاب جانبی، لغزش جانبی، و شاخص غلت را به ترتیب ۵۸%، ۵۹%، ۳۱% و ۵% کاهش داد، در حالی که حداکثر کاهش خطای نرخ چرخش، شتاب جانبی و لغزش جانبی توسط سیستم‌های منفرد - که مربوط به سیستم ترمز فعال بوده است و km/h 8 کاهش سرعت خودرو را به همراه داشته است – کمتر از مقادیر ذکر شده برای سیستم کنترل یکپارچه بوده است. همچنین، قابلیت تعمیم استراتژی هماهنگی ارائه شده به ترکیب­های مختلف زیرسیستم­ها با یک شبیه­سازی ارزیابی شد. نتایج شبیه­سازی نشان داد در صورت حذف سیستم دیفرانسیل فعال، مجموعه باقیمانده، همچنان توانایی بهبود پایداری خودرو را دارا می­باشد. مقدار کاهش خطای متغیرهای مذکور در این حالت به ترتیب برابر با ۳۳%، ۳۷%، ۲۱% و ۵% بوده است.

با توجه به این که تنها امکان ارائه نتایج مانورهای محدودی وجود دارد، به منظور تضمین کارایی کنترلر در شرایط کاری مختلف، از روش تحلیل در بدترین حالت (Worst Case Maneuver) با انتخاب انتقال وزن جانبی (خطر واژگونی) به عنوان تابع هدف استفاده شد و کارایی کنترلر در این شرایط نشان داده شد.

۵-۲ پیشنهادها

پروژه حاضر می ­تواند نقطه شروعی برای تحقیقات بعدی در این زمینه باشد. از آن جمله، موارد زیر پیشنهاد می­گردد.

تغییر یا تعمیم استراتژی هماهنگی ارائه شده برای زیرسیستم­های کنترلی متفاوت. به عنوان نمونه­هایی از سایر زیرسیستم­ها که در تحقیق حاضر استفاده نشد می­توان از سیستم تعلیق نیمه­فعال/فعال برای کنترل راحتی سفر یا بهبود پایداری خودرو و استفاده از ترمز برای بهبود پایداری غلت نام برد. بدیهی است به­ کارگیری هر زیرسیستم جدید در چارچوب هماهنگ­کنننده معرفی شده، ایجاد قوانین فازی جدیدی را می­طلبد.

حل جامع­تر مسئله بدترین حالت (Worst Case) به گونه ­ای که گشتاور رانش و ترمز چرخ­ها را نیز در بر بگیرد. این مسئله بهینه­سازی می ­تواند با حدس­های اولیه متفاوت که منجر به پاسخ­های متفاوت خواهند شد و نیز با سایر توابع هدف، به جای انتقال وزن جانبی که در این پروژه استفاده شد، حل گردد.

تعمیم کنترلرهای ارائه شده به سایر انواع خودروها، از جمله خودروهای چهار چرخ دیفرانسیل، چهار چرخ فرمان و خودروهای سنگین

پیاده­سازی عملی کنترلرهای طراحی شده روی خودروهای واقعی یا خودروهای در مقیاس آزمایشگاهی

مراجع

1. Road safety: Policy orientations on road safety 2011-20. EUROPA. [درون خطی] ۲۰۱۲٫ http://europa.eu/legislation_summaries/transport/road_transport/tr0036_en.htm.
2. Kou, Youseok.Development and Evaluation of Electronic Chassis Contol Systems. Mechanical Engineering Department, The University of Michigan. 2010. PhD Thesis.
3. Safety Technology. Safercar. [درون خطی] NHTSA. [اتخاذ: ۲۴ June 2012.] http://www.safercar.gov/staticfiles/safetytech/st_landing_ca.htm.
4. A review of yate rate and sideslip controllers for passenger vehicles. Manning, W. J. و Crolla, D. A.2, مکان نشر نامشخص : The Institute of Measurement and Control, 2007, Transactions of the Institute of Mesurement and Control, جلد ۲۹, ص. ۱۱۷-۱۳۵٫
5. The influence of a four wheel steering system on the stability behavior of a vehicle-driver system. Senger, K. H. و Schwartz, W.1987, Vehicle System Dynamics, جلد ۱۷٫
6. Analysis on vehicle stability in critical cornering using the phase-plane method. Inagaki, S. Kshiro و Yamamoto, M.Tsukuba : مؤلف نامعلوم, ۱۹۹۴٫ Proceedings of AVEC94. ص. ۲۸۷-۹۲٫
7. Vehicle stability enhancement using brake control. Yasui, Y., و غیره.Prague : مؤلف نامعلوم, ۱۹۹۶٫ Proceedings of FISITA.
8. Functional integration of active suspension with slip control for improved lateral vehicle dynamics. Smakman, H.Ann Arbor, MI : مؤلف نامعلوم, ۲۰۰۰٫ Proceedings of AVEC 2000.
9. A comparison of the relative benefits of active front steering and rear steering when coordinated with direct yae moment contrl. Selby, M. A., و غیره.New York : مؤلف نامعلوم, ۲۰۰۲٫ ASME International Mechanical Engineering Congress and Expositin.
10. Integrated chassis control through coordination of active front steering and intelligent torque distribution. He, J., و غیره.Arnhem : مؤلف نامعلوم, ۲۰۰۴٫ Proceedings of AVEC 2004. ص. ۳۳۳-۴۱٫
11. Sideslip control to stabilize vehicle lateral motion to direct yaw moment. Abe, M., و غیره.۲۰۰۱٫ JSAE Review. جلد ۲۲, ص. ۴۱۳-۱۹٫
12. On-board-tire-model reference control for coordination of 4WS and direct yaw moment control for improving active safety of vehicle handling. Furukawa, Y. و Abe, M.Aachen : مؤلف نامعلوم, ۱۹۹۶٫ Proceedings of AVEC 1996. ص. ۵۰۷-۲۶٫
13. Wong, J. Y.Theory of ground vehicles. مکان نشر نامشخص : John Whiley and Sons, 2001. ISBN 0-471-35461–9.
14. Design and evaluation of a unified chassis control system for rollover prevention and vehicle stability improvement on a virtual test track. Yoon, Jangyeol, و غیره.مکان نشر نامشخص : Control Enginnering Practice, 2010, Control Enginnering Practice, جلد ۱۸, ص. ۵۸۵-۵۹۷٫
15. Evaluation of Vehicle Dynamic Control for rollover Prevention. Ungoren, A. Y. و Peng, H.2, 6 2004, International Journal of Automotive Technology, جلد ۵, ص. ۱۱۵-۱۲۲٫
16. Active Roll Control of an Experimental Articulated Vehicle. Miege, A. J. P. و Cebon, D.D, 2005, Journal of Automobile Engineering, جلد ۲۱۹٫
17. Improving off-road vehicle using an active anti-roll bar. Cronje, P. H. و Els, P. S.Pretoria, South Africa : Journal of Terramechanics, September 2009. doi: 10.1016/j.jterra.2009.09.003.
18. Two distinct methods for integration of active differential and active roll control sytems. Assadian, F. و Aneke, E.3/4, Aachen : مؤلف نامعلوم, ۲۰۰۶, International Journal of Vehicle Design, جلد ۴۲٫
19. Agent-based coordination framework for integrated vehicle chassis control. Wang, J X, و غیره.مکان نشر نامشخص : IMechE, 2009. جلد ۲۲۳٫
20. روشن‌بین, ع.کنترل یکپارچه شاسی - توزیع نیروهای تایری با رویکرد بهینه تطبیقی. دانشکده مهندسی مکانیک, دانشگاه صنعتی امیرکبیر. تهران : مؤلف نامعلوم, ۱۳۸۶٫ پایان‌نامه کارشناسی ارشد.
21. توسلی, ع.کنترل یکپارچه دینامیک خودرو با بهره گرفتن از توزیع بهینه نیروهای تایری جهت بهبود پایداری. دانشکده مهندسی مکانیک, دانشگاه صنعتی امیرکبیر. تهران : مؤلف نامعلوم, ۱۳۹۰٫ رساله دکتری.
22. Modeling and simulation of vehicle ride and handling performance. Stone, Matthew R. و Demetriou, Michael A.Rio, Patras, Greece : ISIC, 2000. Proceedings of the15th IEEE International Symposium of Intelligent Control.
23. Adaptive Driver Model Using a Neural Network. James, D. J. G., و غیره.۴, مکان نشر نامشخص : Springer Japan, 2004, Artificial Life and Robotics, جلد ۷٫
24. Bias-free Identification of a Linear Model-predictive Steering Controller from Measured Driver Steering Behavior. Keen, S. D. و Cole, D. J.2012. IEEE Transactions on Systems, Man and Cybernetics - Part B: Cybernetics. جلد ۲٫
25. Modeling and Analysis of Vehicle Following Task based on Mode Segmentation. Suzuki, T. و Inagaki, S.2008. AVEC 08, 9th International Symposium on Advanced Vehicle Control. ص. ۶۱۴-۶۱۹٫
26. Combined Lateral and Longitudinal Control of Vehicles for IVHS. Pham, H., Hedrick, K. و Tomizuka, M.1994. American Control Conference. جلد ۲, ص. ۱۲۰۵-۱۲۰۶٫
27. Demonstration of Combined Longitudinal and Lateral Control for the Operaion of Automated Vehicles in Platoons. Rajmani, R., و غیره.مکان نشر نامشخص : IEEE, 2000, Control Systems Technology, جلد ۸, ص. ۶۹۵-۷۰۸٫
28. An Investigation on the Integrated Human Driver Model for Closed Loop Simulation of Intelligent Safety Systems. Lee, T., و غیره.۳, ۲۹ January 2010, Journal of Mechanical Science and Technology, جلد ۲۴, ص. ۷۶۱-۷۶۷٫
29. Abe, Masato.Vehicle Motion with Human Driver. Vehicle Handling Dynamics: Theory and Applications. ۱st. Amsterdam : Elsevier Ltd., 2009, 9, ص. ۲۴۳-۲۶۶٫
30. Gillespie, Thomas D.Fundamentals of Vehicle Dynamics. Fundamentals of Vehicle Dynamics. Warrendale : Society of Automotive Engineers, Inc.
31. An active anti-rollover device based on Predictive Functional Control: application to an All-Terrain Vehicle. Bouton, N., و غیره.Kobe : مؤلف نامعلوم, ۲۰۰۹٫ Robotics and Automation. ص. ۱۳۰۹-۱۳۱۴٫
32. Sampson, David John Mathew.Active roll control of articulated heavy vehicles. Engineering Department, Cambridge Universoty. 2000. PhD Thesis.
33. Potential functions and benefits of electronic steering assistance. Kramer, W. و Hackl, M.Paris : مؤلف نامعلوم, ۱۹۹۸٫ Proceedings of FISITA.

پیوست الف

سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال

با نگاهی کاربردی به مسئله، از آنجا که خودروهای دارای دیفرانسیل مستقل و فعال هنوز به اندازه خودروهای دارای سیستم­های فرمان فعال و ترمز مستقل مرسوم نیستند، یک هماهنگ­کننده دیگر بدون سیستم دیفرانسیل فعال طراحی شده است.

در این حالت، مسئولیت دیفرانسیل فعال، مطابق نمودارهای شکل­های آ-۱ تا آ-۳، بسته به شرایط به فرمان فعال یا ترمز فعال واگذار می­گردد.

الف)  = ED

شکل الف-۱ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت شتاب­گیری

ب)  = ZE

شکل الف-۲ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت حفظ سرعت

ج)  = EB

شکل الف-۳ استراتژی هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال در حالت ترمزگیری

استراتژی ذکر شده را می­توان به شکل قوانین فازی جدول آ-۱ مدل کرد.

جدول الف-۱ قوانین هماهنگی بدون دیفرانسیل فعال

WABC	WASC	finst	ax,des
ZE	BI	SL	ZE
ZE	BI	SM	ZE
ZE	BI	ME	ZE
ZE	ME	MB	ZE
SL	ZE	BI	ZE
ME	ZE	BV	ZE
BI	ZE	VB	ZE
ZE	BI	SL	ED
ZE	MB	SM	ED
ZE	MB	ME	ED
ZE	ME	MB	ED
SL	SL	BI	ED
ME	ZE	BV	ED
BI	ZE	VB	ED
ZE	BI	SL	EB
SL	BI	SM	EB
ME	BI	ME	EB
MB	MB	MB	EB
BI	ME	BI	EB
BI	SL	BV	EB
BI	ZE	VB	EB

جهت پرهیز از طولانی شدن مبحث، در اینجا به ارائه نمودار مهم­ترین متغیرهای هدف در شکل­های الف-۱ تا الف-۳ و جدول الف-۲ که بیشینه کاهش خطاها را نشان می­دهد، بسنده می­کنیم. مقایسه این جدول با جدول ۴-۵ نشان می­دهد، اگرچه سیستم دارای دیفرانسیل فعال به نحوی کارآمدتر خطاها را کاهش داده است، سیستم بدون دیفرانسیل فعال نیز در کاهش خطاها موثر واقع شده است. این نتایج، نمونه ­ای از قابلیت تعمیم استراتژی هماهنگی طرح شده به مجموعه­های دارای زیرسیستم­های بیشتر یا کمتر می­باشد.

شکل الف-۴ پاسخ دینامیک چرخش برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال

شکل الف-۵ پاسخ لغزش جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال

شکل الف-۶ پاسخ دینامیک جانبی برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال

جدول الف-۲ مقایسه بیشینه خطا با خودروی بدون کنترل برای سیستم کنترل یکپارچه بدون دیفرانسیل فعال

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون کنترل	۰٫۵۵	۶٫۹۴	۱٫۸۲	۰٫۶۶	۰٫۷۹	۱٫۲۹
کنترل یکپارچه	۰٫۳۷	۵٫۴۷	۱٫۱۵	۰٫۶۳	۰٫۸۷	۳٫۲۴
درصد تغییر	-۳۳٫۳۱	-۲۱٫۱۱	-۳۶٫۸۵	-۴٫۸۹	۹٫۵۸	۱۵۱٫۰۰

برای سهولت مقایسه، مقادیر کاهش خطا توسط دو سیستم در جدول الف-۳ مقایسه گردیده­اند. ارقام نشان می­ دهند که به جز افت بسیار کوچکی در کنترل دینامیک غلت و انحراف از مسیر، در سایر موارد، سیستم دارای دیفرانسیل فعال، نسبت به سیستم بدون آن برتری داشته است.

جدول الف-۳ مقایسه مقادیر کاهش بیشینه خطا در سیستم بدون دیفرانسیل فعال با سیستم با دیفرانسیل فعال

	|r-rtarget|	β	|ay-ay,target|	RI	|ye|	|u-ud|
بدون دیفرانسیل فعال	-۳۳٫۳۱	-۲۱٫۱۱	-۳۶٫۸۵	-۴٫۸۹	۹٫۵۸	۱۵۱٫۰۰
با دیفرانسیل فعال	-۵۷٫۷۸	-۳۰٫۷۷	-۵۹٫۳۰	-۴٫۸۰	۱۰٫۲۲	۱۰۶٫۹۸

پیوست ب

مقادیر عددی پارامترهای خودرو

جدول ب مقادیر عددی پارامترهای خودرو

پارامتر	مقدار	پارامتر	مقدار
m	kg 1609	βsusp3	N.s/m 16000
ms	kg 1429	βsusp4	N.s/m 16000
IRC	kg.m2 ۴۲۳/۵۱۴	Karb	N/deg 688
IPC	kg.m2 ۳۲۷/۱۹۰۲	fr	۰۱۵/۰
Izz	kg 1768	Rw	m 357/0
hcg	m 313/0	Iw	kg.m2 ۶۵/۱
Lf	m 05/1	Cd	kg/m 5/0
Lr	m 569/1	μ	۹/۰ ,۵/۰
tf	m 565/1	C∝۱	N/rad 71434
tr	m 565/1	C∝۲	N/rad 71434
K1	N/m 130000	C∝۳	N/rad 47805
K2	N/m 130000	C∝۴	N/rad 47805
K3	N/m 40000	Cσ۱	N 70693
K4	N/m 40000	Cσ۲	N 70693
βsusp1	N.s/m 16000	Cσ۳	N 47309
βsusp2	N.s/m 16000	Cσ۴	N 47309

Abstract

Besides lateral instability, one major threat to all ground vehicles, especially SUVs is the danger of rollover during cornering. A coordination strategy based upon fuzzy logic has been devised to coordinate the sub-controls, namely active steering, active differential, active brake and active roll control. Independent analysis of each sub-control, as well as an analysis on their inter-relationship has been carried out. The coordination strategy is supposed to resolve the conflict among control targets which are sideslip regulation, yaw rate tracking, lateral acceleration tracking and roll motion control, all of which are to be done while maintaining driver’s desired longitudinal acceleration. Thus, a compromise must be reached. The aforementioned strategy has been redesigned for the case of unavailability of active differential, the functionality of which has also been approved by similar tests. Vehicle sideslip angle and yaw rate were considered to be the criteria for lateral stability; and a combination of roll angle, roll rate and lateral load transfer was selected as the criterion for roll stability. The results of simulation on a 10-DOF model developed in Simulink indicate that the performance of the integrated controller has been improved relative to each independent sub-control. Moreover, the Worst Case Maneuver simulation results were satisfactory. The 10-DOF Simulink model has been validated by Carsim software.

Keywords:

Integrated control, stability control, roll control, active steering, active differential, active brake

Amirkabir University of Technology

(Tehran Polytechnic)

Design of an Integrated Control System to Enhance Vehicle Roll and Lateral Dynamics

A dissertation submitted in fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science

Department of Mechanical Engineering

January 2013

By:

Shahab Rahimi

Supervisor:

Professor Naraghi

Active safety ↑

National Highway Traffic Safety Administration (NHTSA) ↑

Electronic Stability Control (ESC) ↑

Sport Utility Vehicle (SUV) ↑

Rollover ↑

Passive ↑

Active ↑

Yaw rate ↑

Understeer ↑

Overster ↑

Manning ↑

Kramer ↑

Active steering ↑

Feedforward ↑

Feedback ↑

Ackerman ↑

Decoupling ↑

Matsumuto ↑

Brake Force Distribution (BFD) ↑

Direct stability control ↑

Active rear steering ↑

Inagaki ↑

Yasui ↑

Smakman ↑

Wheel load control ↑

Selby ↑

He ↑

Robust control ↑

Furukawa ↑

Abe ↑

Rollover threshold ↑

Lateral load transfer (LLT) ↑

Ride ↑

Wang ↑

Kou ↑

Worst case scenario ↑

Sprung mass ↑

Unsprung mass ↑

Axle ↑

Roll ↑

Pitch ↑

Yaw ↑

Rolling resistance ↑

Self-aligning moment ↑

Society of Automotive Engineers ↑

Dugoff Model ↑

Longitudinal stiffness ↑

Lateral stiffness ↑

rolling resistance ↑

Graphical User Interface (GUI) ↑

Independent ↑

Model-based ↑

Understeer gradient ↑

Active front steering ↑

Sliding mode control ↑

Chattering ↑

Active driveline ↑

Active brake ↑

Active Slip Regulation / Antilock Brake System (ASR/ABS) ↑

Active roll control –active antiroll bar- ↑

Roll Index ↑

Coordinator ↑

Instability factor ↑

Evident Driving state ↑

Zero (Speed maintaining state) ↑

Evident Braking state ↑

Crisp ↑

Membership functions ↑

Fuzzy rules ↑

Double lane change ↑

Worst case maneuver ↑

Robust controllers ↑

Uncertainties ↑

Worst Case Maneuver ↑

Objective function ↑

Fishhook ↑

Sequential Quadratic Programming ↑