1.一种包含反馈时滞的汽车自动转向系统的控制参数优化方法，其特征是按如下步骤进行：步骤1：利用式(1)建立包含反馈时滞的PD控制器的汽车自动转向系统动力学模型：式(1)中，Im为转向控制电机，电机传动轴，与转向传动轴的转动惯量总和；Is为转向齿条、转向拉杆与转向轮的转动惯量总和；t表示时刻； 与θm(t)是转向电机传动轴在传动过程中t时刻的角加速度与角度； 与δs(t)是汽车转向车轮在实际转动过程中t时刻的角加速度、角速度与角度；Cs表示转向齿条、拉杆与转向车轮转动时的总阻尼系数；Ki表示汽车自动转向系统从电机传动到转向车轮的总等效刚度；im表示电机传动轴转角到车轮转角的传动比；Tc(t)表示t时刻的电机控制力矩输出：式(2)中，δd表示自动转向系统的目标转角；Td表示在δd转角下所需的稳态电机作动力矩；KP表示PD控制器待确定的比例控制系数；KD表示PD控制器待确定的微分控制系数；τ表示PD控制器存在的时间迟滞，其中τ＞0；Mtyre为转向车轮轮胎的回正力矩，并有：Mtyre＝‑Ktyreδs(t)     (3)

式(3)中，Ktyre表示转向轮胎的线性回正刚度；

步骤2：利用式(4)得到式(1)在拉普拉斯变换后的汽车自动转向系统的特征方程D(λ)：式(4)中，:＝表示定义，λ表示汽车自动转向系统动力学模型的特征根，且λ＝ν+iωn；i表示虚数，ν表示汽车自动转向系统响应幅值的衰减率，ωn为汽车自动转向系统响应振动的频率；令式(4)在最接近零点的主特征根为λ1＝ν1+iωn1；ν1为主响应衰减率；ωn1为振动主频；

利用式(5)获得时域下汽车自动转向系统t时刻的主频响应δs(t)：

式(5)中，A0表示响应的初始幅值，φ0表示响应相位差，均由初始t＝0时刻的电机转角θm(0)、电机转动角速度 和车轮转角δs(0)、车轮转动角速度 计算得到；

步骤3：将ν1在实数轴向右平移ζ个单位，即 为平移后主响应衰减率，定义ζ为系统最低稳定性裕度，并代入式(4)中，取临界点 执行实、虚部分离，从而获得实部Re(D)和虚部Im(D)的表达式；

步骤4：取ωn＝0，并代入部Re(D)和虚部Im(D)的表达式，从而利用式(6)获取所述自动转向系统在失稳发散时的临界边界f1：式(6)中，S为代入实、虚部的表达式后得到的关于稳定性裕度ζ的四次多项式方程；

步骤5：当ωn＞0时，利用式(7)获取实部Re(D)和虚部Im(D)的表达式中分离出KP和KD后的振荡失稳的临界边界f2：式(7)中，A1,A2为代入实、虚部的表达式后得到的耦合表达式；

步骤6：将PD控制器预期的目标衰减率ζd≥0代入式(6)和式(7)中，从而分别获得在KP‑KD平面上的发散失稳边界曲线f1(KP,KD；ζd)＝0和振荡失稳边界曲线f2(KP,KD；ζd)＝0；

若两边界曲线在系统振动主频ωn1趋近于0时存在围成的封闭区域，则表明所述封闭区域内所有控制参数(KP,KD)的组合均满足PD控制器预期的设计要求，使得转向系统的时域响‑ζt应沿着e 路径快速收敛；若不存在封闭区域，则表明预期的目标衰减率ζd过大，超出系统可行范围，并减小ζd的值后，重复步骤6；

步骤7：利用式(8)获取失稳发散时的临界边界f1＝0和振荡失稳的临界边界f2＝0分别在系统振动主频ωn1→0处时的斜率方程df1(ζ)、df2(ζ)：步骤8：利用式(9)获得式(8)中的斜率方程df1(ζ)、df2(ζ)相等时的最大衰减率ζmax的求解方程：df1(ζmax)‑df2(ζmax)＝0     (9)

对式(9)进行求解，得到的最小实数解 即为所述汽车自动转向系统在时滞τ下能实现的最优系统响应速度；

步骤9：将最优最大衰减率 代入式(6)和式(7)联立求解待确定的比例控制系数KP和微分控制系数KD，解得(KP,ζ,KD,ζ)为所述汽车自动转向系统在时滞τ下最优化的PD控制器参数组合。