XKA5750型數(shù)控銑床主傳動系統(tǒng)設(shè)計【說明書+CAD】

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畢業(yè)設(shè)計 文獻綜述 院（系）名稱 工學院機械系 專業(yè)名稱 機械設(shè)計制造及其自動化 學生姓名 韓利國 指導教師 閆存富 2012年 03 月 10 日 黃河科技學院畢業(yè)設(shè)計(文獻綜述) 第 8 頁 數(shù)控銑床主傳動系統(tǒng)研究 摘要: 簡要介紹了數(shù)控銑床及加工中心的主傳動系統(tǒng)的類型和特點，重點對兩段變速主傳動變速系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)和特性參數(shù)進行推導和計算，通過分析這些參數(shù)的相互關(guān)系及其對結(jié)構(gòu)和性能的影響，得出一些有參考價值的結(jié)論。同時對數(shù)控銑床主傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計相關(guān)的理論也有簡單的論述。 關(guān)鍵詞： 傳動系統(tǒng)，功率缺口，扭矩，減速比 前言 主傳動系統(tǒng)是銑床傳動系統(tǒng)的核心環(huán)節(jié)。傳統(tǒng)的銑床主傳動系統(tǒng)采用有級傳動方式， 其計算和設(shè)計方法早已有詳細論述。隨著機床技術(shù)的發(fā)展， 數(shù)控銑床和加工中心的主傳動系統(tǒng)已普遍采用無級傳動方式。盡管一些大型的機床設(shè)計手冊對無級傳動方式的分析計算和設(shè)計方法已有論述， 也已形成一些設(shè)計原則， 但機械加工對主軸無級傳動系統(tǒng)的要求多種多樣， 隨著機床技術(shù)的發(fā)展， 隨著機床產(chǎn)品設(shè)計越來越理性化， 在進行主傳動系統(tǒng)設(shè)計時需要對各主要技術(shù)參數(shù)和特性參數(shù)如高、低檔減速比、主軸額定轉(zhuǎn)速、功率損失等進行計算， 對這些參數(shù)的相互關(guān)系和相互影響以及對結(jié)構(gòu)性能的影響進行分析。文中對主傳動系統(tǒng)各主要設(shè)計參數(shù)和特性參數(shù)進行了推導計算和相互關(guān)系分析， 得出了一些較為適用的結(jié)論， 現(xiàn)介紹如下。同時也簡單的設(shè)計了數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的動態(tài)設(shè)計的相關(guān)論。 1 主軸無級傳動系統(tǒng)的特點 主軸無級傳動系統(tǒng)主要由無級調(diào)速電機及驅(qū)動單元和機械傳動機構(gòu)組成。 1.1 無級調(diào)速電機及驅(qū)動主要機械特性 無級調(diào)速電機具有轉(zhuǎn)速拐點， 即額定轉(zhuǎn)速。其特點為: 小于額定轉(zhuǎn)速的為恒扭矩范圍， 大于額定轉(zhuǎn)速的為恒功率范圍， 其特性曲線如圖1 所示。額定轉(zhuǎn)速一般有500r/min、750r/min、1000r/min、1500 r/min、2000r/min等幾種， 按照成本原則， 通常使用較多的為1500r/min。如果直接使用額定轉(zhuǎn)速為1500r/min 以上的電機而不經(jīng)過機械減速， 則輸出的恒功率范圍和低速扭矩較小， 不能滿足很多場合下的正常使用要求。 圖1.無級調(diào)速電機特性曲線 1.2 主軸無級傳動系統(tǒng)中的機械傳動機構(gòu)種類及特點 ( 1) 直接1:1 傳動 可采用電機與主軸組件直聯(lián)方式或通過同步帶傳動方式，結(jié)構(gòu)簡單， 易獲得高轉(zhuǎn)速， 但低速扭矩小， 一般只適用于高速和輕切削場合。 ( 2) 直接減速或升速傳動 常采用同步帶傳動方式， 也可采用齒輪傳動方式， 結(jié)構(gòu)簡單。對于減速傳動， 可擴大恒功率范圍和提高主軸扭矩， 但擴大和提高程度有限， 或最高轉(zhuǎn)速受到限制。對于升速傳動， 可獲得高轉(zhuǎn)速， 但縮小了恒功率范圍， 降低了低速扭矩。 ( 3) 高低檔兩段變速傳動 一般采用齒輪兩檔變速機構(gòu)， 可配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機， 既可獲得較高轉(zhuǎn)速， 又可較大地拓寬恒功率范圍， 提高低速扭矩， 適合于要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行較大切削量加工的場合。 ( 4) 高、中、低檔三段變速傳動 采用齒輪三檔變速機構(gòu)， 配合較為經(jīng)濟的額定轉(zhuǎn)速較大的無級調(diào)速電機， 既可獲得較高轉(zhuǎn)速， 又可大大拓寬恒功率范圍，大大提高低速扭矩， 適合于要求達到較高轉(zhuǎn)速且可進行大切削量加工的場合， 其機械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結(jié)構(gòu)復雜， 且由于采用齒輪多級傳動方式， 最高轉(zhuǎn)速受限更大，目前這種傳動方式很少采用。 從以上介紹可知， 各種傳動方式各有優(yōu)缺點， 關(guān)鍵是根據(jù)不同的使用要求選擇不同的傳動方式[1]-[3]。 1.3 關(guān)于高低檔兩段變速傳動方式 從以上分析可以看出， 采用高低檔兩段變速傳動方式， 既可獲得較高轉(zhuǎn)速， 又可較大的拓寬恒功率范圍， 較大的提高低速扭矩， 且結(jié)構(gòu)要比三段變速簡單， 因此是較為理想的傳動方式。特別是， 出于對電控系統(tǒng)價格的考慮， 我們經(jīng)常采用額定轉(zhuǎn)速為1500 r/min 主軸電機。當選用額定轉(zhuǎn)速大于或等于1000r/min 的主軸電機， 且又要求具有較大的輸出恒功率范圍、較大的主軸低速扭矩和較高的主軸轉(zhuǎn)速， 則必須采用高低檔兩段變速傳動方式。同時可以看出， 高低檔兩段變速傳動方式的計算和設(shè)計要比直接傳動方式復雜得多。不同的參數(shù)選擇可導致機械性能的不同， 并適應于不同的使用要求。因此， 導出各設(shè)計參數(shù)的計算公式， 分析各參數(shù)選擇對機械性能的影響， 分析參數(shù)選擇與結(jié)構(gòu)設(shè)計的關(guān)系， 這對于主軸無級調(diào)速系統(tǒng)的設(shè)計， 對于如何通過計算和設(shè)計達到數(shù)控機床的預定的技術(shù)要求， 實現(xiàn)較好的制造工藝性和性能價格比， 將具有重要的意義。 2 高低檔兩段變速傳動系統(tǒng)的計算和分析 高低檔兩段變速傳動機構(gòu)具有多種形式， 但其分析計算是一樣的。在進行機床產(chǎn)品設(shè)計時， 一般情況下， 是根據(jù)產(chǎn)品定位、用途、技術(shù)要求等因素， 確定主電機功率及其額定轉(zhuǎn)速、主軸最高轉(zhuǎn)速、主軸最大扭矩等主要參數(shù)， 再根據(jù)這些主要參數(shù)和結(jié)構(gòu)要求特點， 計算和確定主傳動高檔和低檔減速比， 及確定其它參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)， 進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。由于采用兩檔傳動方式， 可能會產(chǎn)生在一定速度范圍內(nèi)功率損失的現(xiàn)象， 這就是所謂的功率缺口。盡可能降低功率缺口也是確定主傳動高檔和低檔減速比的主要依據(jù)之一。 2.1 高低檔減速比計算 a) 低檔減速比計算： i1= Mm／（μMd0） （1） 其中：i1——— 低檔減速比 Mm———主軸最大扭矩 Md0———主電機額定扭矩 μ——— 傳動機構(gòu)機械效率 b) 高檔減速比計算： i2= n sm／n m （2） 其中： i 2——— 高檔減速比 n sm———電機使用最高轉(zhuǎn)速 n m———主軸最高轉(zhuǎn)速 2.2 主軸額定轉(zhuǎn)速計算 主軸額定轉(zhuǎn)速n om： n om = n od／i 1 （3） 其中： n om——— 主軸額定轉(zhuǎn)速 n od——— 電機額定轉(zhuǎn)速 2.3 功率損失或功率缺口計算 高低檔的分界點轉(zhuǎn)速ng： ng= n sm／i 1 （4） 在高檔轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)， 主軸最大扭矩Mm2： Mm2=μi2Mdo 故對應于分界點轉(zhuǎn)速，主軸輸出功率處于最低狀態(tài)， 最低功率P j： （5） 經(jīng)高低檔變速后，主軸機械特性如圖2 所示。 圖2主軸機械特性曲線 功率損失ΔP: ΔP = P0- P j （6） 其中： P0 為主電機功率 功率損失比率λ: λ= ΔP∕P0= (P0- P j)/P0=1- P j/P0=1- 1/α 其中:α= P0∕P j ( 7) 我們稱α 為功率缺口， 顯然α≥1， P j 越小， 則α 越大，即功率缺口越大。 2.4 功率缺口轉(zhuǎn)速范圍計算 參見圖2: n02= n0d/i 2 ( 8) 功率缺口轉(zhuǎn)速范圍n: Δn=n02- ng （9） 將式(4)式(8)代入式( 9) ， 得: Δn = n 0d/i2-nsm/i1 (10) 2.5 參數(shù)選擇綜合分析和確定 以上算式反映了各主要技術(shù)參數(shù)的關(guān)系， 對設(shè)計參數(shù)選擇、技術(shù)特性分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和分析具有重要作用。 ( 1) 低檔減速比對機械特性的影響和減速比選擇 根據(jù)式( 1) ， 低檔減速比由主軸最大扭矩和電機最大扭矩決定。主軸最大扭矩越大， 則低檔減速比越大； 反過來， 低檔減速比越大， 則主軸最大扭矩越大。同時， 根據(jù)式( 3) ， 低檔減速比越大， 則主軸額定轉(zhuǎn)速越小， 即恒功率范圍就越擴大。但根據(jù)式( 5) 、( 6) 、( 7) ， 低檔減速比越大， 則功率損失或功率缺口越大。所以必須綜合考慮和分析， 選擇較大的低檔減速比， 以保證得到較大的主軸最大扭矩和恒功率范圍， 但低檔減速比又不能太大， 否則功率損失太大， 影響機床機械特性的程度大， 達不到正常使用要求。一般選擇低檔減速比為3.5~5 較為合適， 具體選擇要綜合根據(jù)具體技術(shù)要求和使用要求而定。 ( 2) 高檔減速比對機械特性的影響和減速比選擇 以往的技術(shù)文獻對高檔減速比的分析極少，只簡單指出高檔減速比一般為1。根據(jù)式( 5) 、( 6) 、( 7) ， 高檔減速比越大， 則功率損失越??； 同時根據(jù)式( 3) 和式( 10) ， 高檔減速比越大， 則功率缺口轉(zhuǎn)速范圍越小。所以， 高檔減速比大對機械特性是好的。但也是根據(jù)式( 2) ， 在主軸最高轉(zhuǎn)速一定的情況下， 高檔減速比越大， 則電機使用最高轉(zhuǎn)速也越大。我們知道， 在進行設(shè)計選擇時， 不一定選擇到電機真正的最高轉(zhuǎn)速， 至于選擇多大， 要進行綜合分析。從以上分析可知， 電機使用最高轉(zhuǎn)速越大則對機械特性越好，但電機使用最高轉(zhuǎn)速越大， 對機械結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性和機械加工精度要求也越高， 成本增加，經(jīng)濟性降低在一定程度上成為矛盾。所以一般選擇高檔減速比為1~1.5而不必限制為1。 ( 3) 功率缺口的分析 根據(jù)式( 5) ， 在電機特性和主軸最高轉(zhuǎn)速確定后， 最低功率與高、低檔減速比有關(guān)。選擇大的高檔減速比和小的低檔減速比， 則最低功率就越大， 即功率損失就越小。但從以上的分析也已知道， 高檔減速比大則對機械結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性和機械加工精度要求就高； 低檔減速比小， 則會導致主軸最大扭矩小和恒功率范圍小， 影響機械特性。這是一個矛盾。我們可以加大主電機額定功率來彌補功率損失的影響， 這樣又會加大成本。所以， 在一般情況下， 是允許功率缺口存在的， 允許功率缺口的大小視具體使用要求和技術(shù)要求而定， 一般為不大于1.2~1.5， 特殊情況下可以大些 [4]-[7] 。 3 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計的發(fā)展 數(shù)控機床的機械結(jié)構(gòu)主要由傳動系統(tǒng)、支承部件、分度臺等部分組成. 傳動系統(tǒng)的作用是把運動和力由動力源傳遞給機床執(zhí)行件， 而且要保證傳遞過程中具有良好的動態(tài)特性. 傳動系統(tǒng)在工作過程中， 經(jīng)常受到激振力和激振力矩的作用， 使傳動系統(tǒng)的軸組件產(chǎn)生彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動， 影響了機床的工作性能. 隨著機床切削速度的提高和自動化方向的發(fā)展， 傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成越來越簡單， 但對其機械結(jié)構(gòu)性能的要求卻越來越高，因此， 傳統(tǒng)的靜強度設(shè)計方法遠遠達不到要求. 為了保證金屬切削機床高效地加工出高精度的產(chǎn)品零件， 機床的傳動系統(tǒng)就必須具有較高的剛度和抗振性能， 以提高傳動的準確性和加工的穩(wěn)定性.因此， 本文使用動態(tài)優(yōu)化的方法， 將提高機械結(jié)構(gòu)的剛度作為設(shè)計校核的目標， 對機床的傳動系統(tǒng)進行設(shè)計.目前， 動態(tài)設(shè)計的優(yōu)化正處于發(fā)展與完善階段， 其設(shè)計方法可分為3 類: 基于模態(tài)柔度和能量平衡的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計、基于變分原理的的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計和基于最小值原理的動態(tài)優(yōu)化. 本文基于傳遞矩陣法的思想建立數(shù)控銑床的主傳動系統(tǒng)的集中質(zhì)量模型， 并應用模態(tài)柔度和能量平衡原理優(yōu)化了主傳動系統(tǒng)[8]-[9]。 4 結(jié)束語 在進行數(shù)控銑床或加工中心的兩段變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計時， 必須對主要設(shè)計參數(shù)、機械特性和使用要求進行綜合考慮和分析， 既要實現(xiàn)好的機械特性和滿足使用要求， 又要滿足制造工藝性和適應經(jīng)濟性要求。據(jù)經(jīng)驗一般取高檔減速比為1~1.5； 低高檔減速比為3.5~5； 功率缺口一般為不大于1.2～1.5。 傳動系統(tǒng)在工作中主要是扭轉(zhuǎn)振動， 用傳遞矩陣法建立傳動系統(tǒng)的集中質(zhì)量模型， 是通過將軸上的零件， 轉(zhuǎn)化為慣性元件， 而將軸轉(zhuǎn)化為彈性元件和慣性元件的組合， 并將各軸轉(zhuǎn)化的慣性元件， 平均分配到各個軸的兩端， 最后， 將慣性元件和彈性元件一同轉(zhuǎn)化到輸出軸上， 建立傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)傳遞矩陣模型， 來分析其扭轉(zhuǎn)振動. 與有限元模型相比較， 在滿足工程需要的同時， 能夠養(yǎng)活對計算機容量的需求。運有模態(tài)柔度和能量平稀奇原理， 通過對傳動系統(tǒng)模態(tài)柔度和能量分布率的計算結(jié)果的分析， 表明了動態(tài)優(yōu)化設(shè)計的目標和變量， 找出需要修改的結(jié)構(gòu)部位和參數(shù)。 通過高速主軸的跨距、懸伸量、內(nèi)外直徑和主軸長度， 改變慣性元件和彈性元件的參數(shù)， 達到對整個傳動系統(tǒng)進行動態(tài)設(shè)計的目標 [10]-[12]。 參考文獻 [1] 現(xiàn)代實用機床設(shè)計手冊編委會. 現(xiàn)代實用機床設(shè)計手冊[M]. 北京機械工業(yè)出版社，2006. 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(11) 在DCS控制系統(tǒng)里，控制器可以在時間間隔T—通常情況下為10毫秒內(nèi)，通過輪速脈沖捕獲轉(zhuǎn)角運動并且計算輪速。 那么， θuk=θuk+2-θuk2T , θuk=θuk+2-2θuk+1+θuk2T2. (12) 在即時參數(shù)k下，車速和車輛縱向加速度的錯誤可能被包含在估計值中。則θuk=θuk+?θuk,vxk=vxk+?vxk,axk=vxk=vxk+2-vxk2T=axk+?axk. (13) 從式子（10）-（13），縱向的方程可以表述如下： ax—1m θu11+θu12mvx2CλRfCλ=-?ax+ 0 vx?θu11+?θu12-θu11+θu12?vxmvx+?vxvx2CλRfCλ. (14) 上述方程是縱向剛度的線性觀測方法，可以用最小二乘發(fā)來計算Cλ和Rf。乘項的錯誤可表述如下： vx?θu11+?θu12-θu11+θu12?vxmvx+?vxvx, 這往往會使參數(shù)估計出現(xiàn)偏差，為了克服這樣的錯誤vx只能由兩個自由的后輪推導出來。那么， θuk=θuk+?θuk， vxk?Rrw21+w222=Rrθu21+?θu21+θu22+?θu222 , axk=vx?Rrw21+w222=Rrθu21+?θu21+θu22+?θu222. (15) 由式（10），該方程可轉(zhuǎn)化為： f=mvx-i,j=12Fxij=mvx-Cλfvx-Rfw11vx+Cλfvx-Rfw12vx=0. (16) 將式（16）乘以vx，用式（15）代替vx和vx我們就得到： f'=mRr24+θu21+?θu21+θu22+?θu22×θu21+?θu21+θu22+?θu22 -Cλf×Rrθu21+?θu21+θu22+?θu22-Rfθu11+?θu11+θu12+?θu12=0.(17) 在實際的測試中，輪胎的半徑變化較小幾乎可以看做保持不變。Rr 和 Rf可以看做不變，以減少計算的復雜性。那么在即時參數(shù)k下，式（17）可表述為以下方便的形式： f'kθu11,θu12,θu21,θu22,?θu11,?θu12,?θu21,?θu22,Cλf=0.(18) 來自DCS傳感器的檢測信號的錯誤，例如：輪速和縱向速度估計值，可能被視為獨立的零均值{IZM}噪聲。為了使測量誤差平方后的總值最小，這個問題將轉(zhuǎn)化為利用檢測到的IZM噪聲來找出正確的參數(shù)。那么式（18）可表述如下：min?θu11;?θu12;?θu21;?θu22, s.t. fkθu11,θu12,θu21,θu22,?θu11,?θu12,?θu21,?θu22,Cλf=0.(19) 為了降低實時控制器的計算復雜程度，觀測器可以劃分成兩個級聯(lián)的觀測器。先估計Vx，再估計縱向剛度。初試值有一個給定的常用范圍：Cλmin≤Cλ≤Cλmax。 式（19）可簡化為： min?θu11;?θu12, s.t. fkθu11,θu12,?θu11,?θu12,CλfCλmin≤Cλf≤Cλmax. =0(20) 觀測器可以和DSC控制算法集成在一塊。如果控制器得到檢測縱向剛度的命令，那么驅(qū)動程序?qū)⒈桓嬷詼睾偷募铀俸蜏p速操作驅(qū)動車輛沿直線運動。根據(jù)檢測到的轉(zhuǎn)向角，控制器可以判斷車輛是否在一條直線上。如果符合要求，控制器將會存儲給定時間內(nèi)的輪速，縱向速度和加速度。然后計算出Cλ。觀測過程可通過圖2說明。 圖2輪胎縱向剛度觀測示意圖 4輪胎側(cè)偏剛度的檢測 側(cè)偏剛度可以在自由滑行時的一個轉(zhuǎn)向操作中檢測。前輪的驅(qū)動力被視為0。如果前輪的轉(zhuǎn)角很小，那么車輛的動力學方程可由式（2）-（3）推導出。則只需估計前輪的側(cè)偏剛度： mcvy+vxφ+Jvφ=LFy11+Fy12+Fy12-Fy11bδw.(21) 如果側(cè)偏角不超過5度，線性的水平輪胎力可以用HSRI輪胎模型來估計，并且認為兩輪的側(cè)偏角是相等的。式（21）可進一步簡化如下： vy+vxφ+Jvφmc=2LmcCαfαf.(22) 我們可以定義： αf=δw.-β+aφvx,vy=ay-vxφ,β=vyvx.(23) 如果用集成的方法計算側(cè)偏角，那么只要整合的時間足夠長累積得錯誤就會大幅增加。因此，用衰減系數(shù)τ（τ≥1）縮減錯誤。那么： vyk=ay-fk-vrefk?φfk-vykτ. (24) 用到了復化梯形積分： vyk+1=vyk+ay-fk-vrefk?φfk-vykτT.(25) 考慮到轉(zhuǎn)向角的測量誤差，水平加速度，偏航率以及輪速，式（22）可表示如下： S= ay+? ay+12Rrθu21+?θ21+θu22+?θ22×φ+?φ+Jvmcφ+?φ -2LmcCαfδw.+?δw.-β+2aφ+?φθu21+?θ21+θu22+?θ22=0.(26) vx是由自由滾動的車輪的輪速信號計算得出的。如果車輛處于自由滑行時的轉(zhuǎn)向操作中，那么vx可以被看作側(cè)偏剛度檢測中的一個獨立參數(shù)。因此，側(cè)偏剛度檢測器是一個級聯(lián)的觀測器。首先，檢測vy（或側(cè)偏角），然后檢測側(cè)偏剛（26）可簡化下： S= ay+? ay+vxφ+?φ+Jvmcφ+?φ-2LmcCαfδw.+?δw.-β+aφ+?φvx=0(27) 加上一個即時參數(shù)k，式（27）可簡便的表述如下： Skay,φ,δ,?ay,?φ,?δ,Cαf=0.(28) 為了降低計算的復雜度圍繞輪胎剛度的的常用范圍Cαmin≤Cαf≤Cαmin給出了恰當?shù)某跏贾怠Ｄ敲捶蔷€性估計方程如下： min?ay,?φ, s.t. Skay,φ,δ,?ay,?φ,?δ,Cαf=0,Cαmin≤Cαf≤Cαmax. (29) 該檢測過程如圖3所示： 圖3輪胎側(cè)偏剛度的概略圖 觀測器可以和DCS控制算法集成在一塊。如果控制器得到檢測偏轉(zhuǎn)剛度的命令，那么驅(qū)動程序?qū)⒁砸粋€溫和的轉(zhuǎn)角驅(qū)動車輛；為了控制水平加速度，縱向速度必須適應轉(zhuǎn)向角。這樣輪胎就能夠在水平方向上工作在線性區(qū)域內(nèi)。根據(jù)測量到的轉(zhuǎn)向角，偏航率以及水平加速度控制器就能夠判斷汽車是否以一個適應的方式運行。如果條件滿足，該控制器將在給定的時間內(nèi)存儲這些相關(guān)數(shù)值。然后觀測器開始計算Cσ 5在線測試受力 檢測器集成在DCS控制器里，當驅(qū)動程序以某一給定操作驅(qū)動車輛，就會有一個子程序來校準輪胎的剛度。 5.1縱向剛度的驗證 首先，在操縱過程測試中觀測輪胎的縱向剛度。讓車輛沿直線加速，加速度ax 范圍是0～3m/s2典型的數(shù)據(jù)集如圖4所示。在測試中有兩個加減速周期。DCS傳感器測量四個輪子的轉(zhuǎn)角。然后可以通過有限差分的方法推導出縱向速度和加速度。接著可以利用式（20）來估計縱向剛度。 圖4為觀測Cλf設(shè)置的典型數(shù)據(jù) 正如圖5所示，分別基于線性和非線性觀測器來估計縱向剛度。進行不同初始值得反復試驗：估計值列于表2.非線性觀測器更為精確并且硝化數(shù)量比線性的小。輪胎的類型是米其林MXV8-205/55R16-91V。垂直載荷約是4120N。車輛和輪胎的參數(shù)由華晨汽車有限公司和米其林提供。 圖5基于通過線性和非線性方法縱向剛度估計 表2縱向剛度估計值 5.2側(cè)偏剛度驗證 為了觀測側(cè)偏剛度，設(shè)置了如下試驗： （1）轉(zhuǎn)向角輸入是固定的，車輛繞一半徑約為16m的圓運行。 （2）轉(zhuǎn)向角，偏航率，橫向加速度及輪速通過DCS傳感器測量。 （3）車輛的滑動角通過式（23）和(25)估計。估計邏輯也集成在DCS控制器中。 （4）檢測器收集典型的數(shù)據(jù)集并計算出側(cè)偏剛度。 測試數(shù)據(jù)集如圖6所示，側(cè)偏剛度的估計如圖7所示。 來自三項非線性觀測的估計值列于表3。 因為車輛是穩(wěn)定的并且DCS控制器在測試的過程中是未激活狀態(tài)，所以計算輪胎剛度的計算能力是足夠的?？刂破鞯闹餍酒怯w凌XC2000，控制周期為40ms?？刂破鞯挠嬎銜r間是9ms?？v向剛度的估計過程可能在10ms內(nèi)完成，側(cè)偏剛度的估計過程可能在15ms內(nèi)完成。因此整個輪胎參數(shù)的估計過程將很容易在DCS實時控制器中實現(xiàn)。 圖6為觀測側(cè)偏剛度設(shè)置的測試數(shù)據(jù) 圖7側(cè)偏剛度估計值 表3側(cè)偏剛度的估計值 （δw= 0.16rad） 6結(jié)論 （1）利用DCS傳感器獲得的信號和直接從DCS控制器獲得的一些相關(guān)的車輛動態(tài)狀態(tài)輪胎剛度參數(shù)，在提出的觀測方法中通過一個給定的校準操作過程可實現(xiàn)輪胎剛度參數(shù)的估計。 （2）輪胎縱向剛度和側(cè)偏剛度的計算復雜程度在實車測試中的到了驗證。結(jié)果表明該估計算法可用在實時控制器中。 （3）校準操縱過程很簡單，并且當車輛在普通駕駛狀態(tài)下運行時控制器可以很容易的激活估計算法。 （4）輪胎參數(shù)估計的精度并不依賴于車輛和輪胎模型。該算法可以集成在DCS控制算法中來提高魯棒性。 參考文獻： [1] LI Liang，LI Hongzhi，SONG lian，et a1．Road friction estimation under complicated maneuver conditions for active yaw control[J]．Chinese Journal of Mechanical Engineering,2009，22(4)：514—520． [2] VAN ZANTEN A T．Control aspect of Bosch-VDC[C]／／The3rd International Symposium on Advanced Vehicle Control Aachen, Germany．1 996：573—607． [3]HAITTOR1 H，KOIBUCHI K，YOKOYAMA T．Force and moment contr01 with nonlinear optimum distribution for vehicle dynamics[C]／／The 6th International Symposium on Advanced Vehicle Control, Hiroshima，Japan．2002：595-600． [4]LI Liang，SONG Jiang，WANG Huiyi，et a1．Fast estimation and compensation of the tire force in real time control for vehicle dynamic stability control system[J]．International Journal of Vehicle Design，2008，48(3--4)：208-229． [5]KIN K，ⅪRYU H，IKEDA T，et a1．Enhanced vehicle stability and stecrability with VSA[C]／／The 6th International Symposium on Advanced Vehicle Control Hiroshima．Japan．2002：75-80． [6]TSENG H E，AsHRAFI B，MADAU D．The development of vehicle stability control、 at ford[J]． IEEE，ASME Transactio on Mechatronics，1999，4(3)：223-234． [7]RAY LAuRA R．Nonlinear state and tire force estimation for advanced vehicle control[J]．1EEE Transaction on Control System Technology,1995．13r11：117-124． [8]LEE Chankyu，HEDRjCK Karl，YI Kyongsu．Real-time slip—based