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畢業(yè)設(shè)計(jì)
文獻(xiàn)綜述
院（系）名稱
工學(xué)院機(jī)械系
專業(yè)名稱
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
學(xué)生姓名
韓利國(guó)
指導(dǎo)教師
閆存富
2012年 03 月 10 日
黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)(文獻(xiàn)綜述) 第 8 頁(yè)
數(shù)控銑床主傳動(dòng)系統(tǒng)研究
摘要: 簡(jiǎn)要介紹了數(shù)控銑床及加工中心的主傳動(dòng)系統(tǒng)的類型和特點(diǎn)，重點(diǎn)對(duì)兩段變速主傳動(dòng)變速系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)和特性參數(shù)進(jìn)行推導(dǎo)和計(jì)算，通過(guò)分析這些參數(shù)的相互關(guān)系及其對(duì)結(jié)構(gòu)和性能的影響，得出一些有參考價(jià)值的結(jié)論。同時(shí)對(duì)數(shù)控銑床主傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)相關(guān)的理論也有簡(jiǎn)單的論述。
關(guān)鍵詞： 傳動(dòng)系統(tǒng)，功率缺口，扭矩，減速比
前言
主傳動(dòng)系統(tǒng)是銑床傳動(dòng)系統(tǒng)的核心環(huán)節(jié)。傳統(tǒng)的銑床主傳動(dòng)系統(tǒng)采用有級(jí)傳動(dòng)方式， 其計(jì)算和設(shè)計(jì)方法早已有詳細(xì)論述。隨著機(jī)床技術(shù)的發(fā)展， 數(shù)控銑床和加工中心的主傳動(dòng)系統(tǒng)已普遍采用無(wú)級(jí)傳動(dòng)方式。盡管一些大型的機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)對(duì)無(wú)級(jí)傳動(dòng)方式的分析計(jì)算和設(shè)計(jì)方法已有論述， 也已形成一些設(shè)計(jì)原則， 但機(jī)械加工對(duì)主軸無(wú)級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的要求多種多樣， 隨著機(jī)床技術(shù)的發(fā)展， 隨著機(jī)床產(chǎn)品設(shè)計(jì)越來(lái)越理性化， 在進(jìn)行主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)需要對(duì)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(jìn)行計(jì)算， 對(duì)這些參數(shù)的相互關(guān)系和相互影響以及對(duì)結(jié)構(gòu)性能的影響進(jìn)行分析。文中對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)各主要設(shè)計(jì)參數(shù)和特性參數(shù)進(jìn)行了推導(dǎo)計(jì)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(shí)也簡(jiǎn)單的設(shè)計(jì)了數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的相關(guān)論。
1 主軸無(wú)級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的特點(diǎn)
主軸無(wú)級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)主要由無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)及驅(qū)動(dòng)單元和機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。
1.1 無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)及驅(qū)動(dòng)主要機(jī)械特性
無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)具有轉(zhuǎn)速拐點(diǎn)， 即額定轉(zhuǎn)速。其特點(diǎn)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(jī)而不經(jīng)過(guò)機(jī)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(chǎng)合下的正常使用要求。
圖1.無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)特性曲線
1.2 主軸無(wú)級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)中的機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)種類及特點(diǎn)
( 1) 直接1:1 傳動(dòng)
可采用電機(jī)與主軸組件直聯(lián)方式或通過(guò)同步帶傳動(dòng)方式，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(chǎng)合。
( 2) 直接減速或升速傳動(dòng)
常采用同步帶傳動(dòng)方式， 也可采用齒輪傳動(dòng)方式， 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。對(duì)于減速傳動(dòng)， 可擴(kuò)大恒功率范圍和提高主軸扭矩， 但擴(kuò)大和提高程度有限， 或最高轉(zhuǎn)速受到限制。對(duì)于升速傳動(dòng)， 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(dòng)
一般采用齒輪兩檔變速機(jī)構(gòu)， 可配合較為經(jīng)濟(jì)的額定轉(zhuǎn)速較大的無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)， 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(dá)到較高轉(zhuǎn)速且可進(jìn)行較大切削量加工的場(chǎng)合。
( 4) 高、中、低檔三段變速傳動(dòng)
采用齒輪三檔變速機(jī)構(gòu)， 配合較為經(jīng)濟(jì)的額定轉(zhuǎn)速較大的無(wú)級(jí)調(diào)速電機(jī)， 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(dá)到較高轉(zhuǎn)速且可進(jìn)行大切削量加工的場(chǎng)合， 其機(jī)械性能幾乎與齒輪有級(jí)變速方式相同。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜， 且由于采用齒輪多級(jí)傳動(dòng)方式， 最高轉(zhuǎn)速受限更大，目前這種傳動(dòng)方式很少采用。
從以上介紹可知， 各種傳動(dòng)方式各有優(yōu)缺點(diǎn)， 關(guān)鍵是根據(jù)不同的使用要求選擇不同的傳動(dòng)方式[1]-[3]。
1.3 關(guān)于高低檔兩段變速傳動(dòng)方式
從以上分析可以看出， 采用高低檔兩段變速傳動(dòng)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(jiǎn)單， 因此是較為理想的傳動(dòng)方式。特別是， 出于對(duì)電控系統(tǒng)價(jià)格的考慮， 我們經(jīng)常采用額定轉(zhuǎn)速為1500 r/min 主軸電機(jī)。當(dāng)選用額定轉(zhuǎn)速大于或等于1000r/min 的主軸電機(jī)， 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(dòng)方式。同時(shí)可以看出， 高低檔兩段變速傳動(dòng)方式的計(jì)算和設(shè)計(jì)要比直接傳動(dòng)方式復(fù)雜得多。不同的參數(shù)選擇可導(dǎo)致機(jī)械性能的不同， 并適應(yīng)于不同的使用要求。因此， 導(dǎo)出各設(shè)計(jì)參數(shù)的計(jì)算公式， 分析各參數(shù)選擇對(duì)機(jī)械性能的影響， 分析參數(shù)選擇與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的關(guān)系， 這對(duì)于主軸無(wú)級(jí)調(diào)速系統(tǒng)的設(shè)計(jì)， 對(duì)于如何通過(guò)計(jì)算和設(shè)計(jì)達(dá)到數(shù)控機(jī)床的預(yù)定的技術(shù)要求， 實(shí)現(xiàn)較好的制造工藝性和性能價(jià)格比， 將具有重要的意義。
2 高低檔兩段變速傳動(dòng)系統(tǒng)的計(jì)算和分析
高低檔兩段變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)具有多種形式， 但其分析計(jì)算是一樣的。在進(jìn)行機(jī)床產(chǎn)品設(shè)計(jì)時(shí)， 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(jī)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(diǎn)， 計(jì)算和確定主傳動(dòng)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(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。由于采用兩檔傳動(dòng)方式， 可能會(huì)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(dòng)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(jì)算
a) 低檔減速比計(jì)算：
i1= Mm／（μMd0） （1）
其中：i1——— 低檔減速比
Mm———主軸最大扭矩
Md0———主電機(jī)額定扭矩
μ——— 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)機(jī)械效率
b) 高檔減速比計(jì)算：
i2= n sm／n m （2）
其中： i 2——— 高檔減速比
n sm———電機(jī)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(jì)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(jī)額定轉(zhuǎn)速
2.3 功率損失或功率缺口計(jì)算
高低檔的分界點(diǎn)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(duì)應(yīng)于分界點(diǎn)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(jī)械特性如圖2 所示。
圖2主軸機(jī)械特性曲線
功率損失ΔP:
ΔP = P0- P j （6）
其中： P0 為主電機(jī)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(jì)算
參見(jiàn)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(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)選擇、技術(shù)特性分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和分析具有重要作用。
( 1) 低檔減速比對(duì)機(jī)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(jī)最大扭矩決定。主軸最大扭矩越大， 則低檔減速比越大； 反過(guò)來(lái)， 低檔減速比越大， 則主軸最大扭矩越大。同時(shí)， 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(kuò)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(jī)床機(jī)械特性的程度大， 達(dá)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(duì)機(jī)械特性的影響和減速比選擇
以往的技術(shù)文獻(xiàn)對(duì)高檔減速比的分析極少，只簡(jiǎn)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， 則功率損失越小； 同時(shí)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(duì)機(jī)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(jī)使用最高轉(zhuǎn)速也越大。我們知道， 在進(jìn)行設(shè)計(jì)選擇時(shí)， 不一定選擇到電機(jī)真正的最高轉(zhuǎn)速， 至于選擇多大， 要進(jìn)行綜合分析。從以上分析可知， 電機(jī)使用最高轉(zhuǎn)速越大則對(duì)機(jī)械特性越好，但電機(jī)使用最高轉(zhuǎn)速越大， 對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性和機(jī)械加工精度要求也越高， 成本增加，經(jīng)濟(jì)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(jī)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(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性和機(jī)械加工精度要求就高； 低檔減速比小， 則會(huì)導(dǎo)致主軸最大扭矩小和恒功率范圍小， 影響機(jī)械特性。這是一個(gè)矛盾。我們可以加大主電機(jī)額定功率來(lái)彌補(bǔ)功率損失的影響， 這樣又會(huì)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(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)的發(fā)展
數(shù)控機(jī)床的機(jī)械結(jié)構(gòu)主要由傳動(dòng)系統(tǒng)、支承部件、分度臺(tái)等部分組成. 傳動(dòng)系統(tǒng)的作用是把運(yùn)動(dòng)和力由動(dòng)力源傳遞給機(jī)床執(zhí)行件， 而且要保證傳遞過(guò)程中具有良好的動(dòng)態(tài)特性. 傳動(dòng)系統(tǒng)在工作過(guò)程中， 經(jīng)常受到激振力和激振力矩的作用， 使傳動(dòng)系統(tǒng)的軸組件產(chǎn)生彎曲振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)， 影響了機(jī)床的工作性能. 隨著機(jī)床切削速度的提高和自動(dòng)化方向的發(fā)展， 傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成越來(lái)越簡(jiǎn)單， 但對(duì)其機(jī)械結(jié)構(gòu)性能的要求卻越來(lái)越高，因此， 傳統(tǒng)的靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)方法遠(yuǎn)遠(yuǎn)達(dá)不到要求. 為了保證金屬切削機(jī)床高效地加工出高精度的產(chǎn)品零件， 機(jī)床的傳動(dòng)系統(tǒng)就必須具有較高的剛度和抗振性能， 以提高傳動(dòng)的準(zhǔn)確性和加工的穩(wěn)定性.因此， 本文使用動(dòng)態(tài)優(yōu)化的方法， 將提高機(jī)械結(jié)構(gòu)的剛度作為設(shè)計(jì)校核的目標(biāo)， 對(duì)機(jī)床的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì).目前， 動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的優(yōu)化正處于發(fā)展與完善階段， 其設(shè)計(jì)方法可分為3 類: 基于模態(tài)柔度和能量平衡的動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)、基于變分原理的的動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)和基于最小值原理的動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的集中質(zhì)量模型， 并應(yīng)用模態(tài)柔度和能量平衡原理優(yōu)化了主傳動(dòng)系統(tǒng)[8]-[9]。
4 結(jié)束語(yǔ)
在進(jìn)行數(shù)控銑床或加工中心的兩段變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)， 必須對(duì)主要設(shè)計(jì)參數(shù)、機(jī)械特性和使用要求進(jìn)行綜合考慮和分析， 既要實(shí)現(xiàn)好的機(jī)械特性和滿足使用要求， 又要滿足制造工藝性和適應(yīng)經(jīng)濟(jì)性要求。據(jù)經(jīng)驗(yàn)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(dòng)系統(tǒng)在工作中主要是扭轉(zhuǎn)振動(dòng)， 用傳遞矩陣法建立傳動(dòng)系統(tǒng)的集中質(zhì)量模型， 是通過(guò)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(gè)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(dòng)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)傳遞矩陣模型， 來(lái)分析其扭轉(zhuǎn)振動(dòng). 與有限元模型相比較， 在滿足工程需要的同時(shí)， 能夠養(yǎng)活對(duì)計(jì)算機(jī)容量的需求。運(yùn)有模態(tài)柔度和能量平稀奇原理， 通過(guò)對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)柔度和能量分布率的計(jì)算結(jié)果的分析， 表明了動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)和變量， 找出需要修改的結(jié)構(gòu)部位和參數(shù)。 通過(guò)高速主軸的跨距、懸伸量、內(nèi)外直徑和主軸長(zhǎng)度， 改變慣性元件和彈性元件的參數(shù)， 達(dá)到對(duì)整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的目標(biāo) [10]-[12]。
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黃河科技學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（文獻(xiàn)翻譯） 第15 頁(yè)
基于車輛動(dòng)力學(xué)穩(wěn)定性控制的輪胎參數(shù)實(shí)時(shí)觀測(cè)
摘要：車輛動(dòng)力穩(wěn)定性控制系統(tǒng)（DCS）的性能主要由對(duì)輪胎受力的準(zhǔn)確實(shí)時(shí)的估計(jì)決定。輪胎受力的特點(diǎn)是由輪胎的動(dòng)態(tài)特性和參數(shù)決定，而它們又會(huì)隨著工作環(huán)境的不同在很大程度上發(fā)生明顯的變化。目前，已經(jīng)有許多基于非線性觀測(cè)器來(lái)估計(jì)輪胎動(dòng)力和動(dòng)態(tài)參數(shù)的方法，但是由于它們計(jì)算復(fù)雜而且沒(méi)有很好的考慮四個(gè)輪子在轉(zhuǎn)向操縱條件下的動(dòng)態(tài)差異，因此它們只用于離線分析。本文提出了一個(gè)新的算法，用于在（DCS）實(shí)時(shí)控制器中觀察輪胎的參數(shù)。這是一種基于傳感器的算法——依靠來(lái)自DCS傳感器的信號(hào)融合技術(shù)，通過(guò)一組機(jī)動(dòng)的程序來(lái)實(shí)現(xiàn)輪胎參數(shù)的估計(jì)。在控制周期內(nèi)校準(zhǔn)輪胎參數(shù)被視為車輛動(dòng)態(tài)觀察的基本階段，其中計(jì)算和測(cè)量的車輛動(dòng)態(tài)誤差被用作輪胎參數(shù)觀測(cè)過(guò)程中的修正因素。在一個(gè)給定的加速度下沿著直線運(yùn)動(dòng)的測(cè)試過(guò)程被用來(lái)驗(yàn)證縱向剛度的估計(jì)方法，而在一個(gè)給定的轉(zhuǎn)向角度的測(cè)試過(guò)程則被用來(lái)驗(yàn)證側(cè)偏剛度的估計(jì)值。地面測(cè)試的結(jié)果表明，該算法可以準(zhǔn)確的估計(jì)輪胎的剛度，并且由于實(shí)時(shí)控制器只使用了DCS傳感器的信號(hào)，因此該算法計(jì)算成本可以接受。這一算法可以成為車輛動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性控制系統(tǒng)在輪胎動(dòng)態(tài)參數(shù)估計(jì)方面的一個(gè)高效的算法，并可用來(lái)改善DSC控制器的魯棒性。
關(guān)鍵詞：輪胎，縱向剛度，側(cè)偏剛度，車輛動(dòng)力學(xué)穩(wěn)定性
1簡(jiǎn)介
隨著汽車底盤主動(dòng)控制技術(shù)的發(fā)展，精確調(diào)整橫向和縱向輪胎受力的分布和范圍已經(jīng)成為提高輪胎動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性的一種重要方法。動(dòng)態(tài)控制系統(tǒng)如：防抱死制動(dòng)系統(tǒng)（ABS），牽引力控制系統(tǒng)（TCS），動(dòng)態(tài)穩(wěn)定控制（DSC），的動(dòng)態(tài)干預(yù)效果由輪胎與路面的摩擦值決定[1]。VAN ZENTAN[2]首先解釋了基于基本輪胎力估計(jì)邏輯的DCS控制邏輯，哈托利等人[3]進(jìn)一步開發(fā)了基于輪胎力非線性最佳分布控制的車輛動(dòng)態(tài)管理系統(tǒng)。顯然對(duì)輪胎力的準(zhǔn)確估計(jì)已經(jīng)成為上文提到的動(dòng)態(tài)控制系統(tǒng)中的關(guān)鍵環(huán)節(jié)?？紤]到計(jì)算的復(fù)雜性和輪胎力估算方法的成本，簡(jiǎn)化參數(shù)的輪胎模型是最常使用的方法[4]。輪胎的參數(shù)，尤其是縱向和側(cè)偏剛度，決定了輪胎受力估計(jì)的精度。
KIN[5]等人根據(jù)輪胎數(shù)據(jù)地圖來(lái)估計(jì)輪胎力，但是這種方法不能有效的補(bǔ)償氣壓，溫度，材料老化，輪胎的使用趨勢(shì)這些因素的影響作用。VAN ZENTAN[2]通過(guò)簡(jiǎn)化的HSRI輪胎模型來(lái)估計(jì)輪胎的受力。這些動(dòng)態(tài)狀態(tài)可以通過(guò)DCS控制的實(shí)時(shí)控制環(huán)節(jié)獲得[6]。如果這些輪胎參數(shù)是通過(guò)DCS傳感器在車輛動(dòng)態(tài)控制器中觀測(cè)的，那么就可能實(shí)現(xiàn)輪胎受力的精確估計(jì)了。
一些研究小組已經(jīng)提出了在車輛動(dòng)態(tài)控制中觀察輪胎參數(shù)的各種方法。RAY[7]通過(guò)擴(kuò)展卡爾曼-布西濾波（EKBF）來(lái)獲得輪胎參數(shù)。在這之后，李等人[8]用μ-slip關(guān)系來(lái)估計(jì)摩擦力，即便是輪胎工作在較大的滑移率下。PASTERKAMP等人[9]通過(guò)神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)的方法來(lái)估計(jì)輪胎的受力。在基于效果的對(duì) μmax 的預(yù)測(cè)中可能用到這些方法。然而這些方法沒(méi)能考慮到由四個(gè)輪子的單個(gè)主動(dòng)控制，不同的垂直負(fù)載，或在DCS控制下的不平路面摩擦而引起的四個(gè)輪子之間的動(dòng)態(tài)差異。同時(shí)由于計(jì)算復(fù)雜這些方法只用于離線分析。
RYU[10]使用差分全球定位系統(tǒng)（DGPS）來(lái)估計(jì)縱向剛度。他提出了基于GPS的輪胎側(cè)偏剛度的實(shí)時(shí)識(shí)別辦法。但在車輛動(dòng)態(tài)控制中差分全球定位系統(tǒng)由于其高成本而不被使用?？紤]到車輛動(dòng)態(tài)狀態(tài)估計(jì)是DCS控制器中的一個(gè)基本組成部分，可以通過(guò)DCS的控制環(huán)節(jié)或者DCS傳感器例如：輪速傳感器，陀螺儀傳感器，轉(zhuǎn)向角傳感器獲得車輛和輪胎的動(dòng)態(tài)狀態(tài)。輪胎參數(shù)觀測(cè)器可以集成到DCS控制器中，從而實(shí)現(xiàn)與輪胎相關(guān)的名義控制模型的實(shí)時(shí)自適應(yīng)調(diào)整。
為了構(gòu)建輪胎縱向和側(cè)偏剛度的觀測(cè)器，由四個(gè)輪子的縱向和橫向的動(dòng)態(tài)及負(fù)載轉(zhuǎn)移引起的差異要在論述中進(jìn)行補(bǔ)償。基本的規(guī)則是：通過(guò)基于某個(gè)輪胎的打滑率的變化的縱向動(dòng)態(tài)傳感機(jī)制來(lái)實(shí)現(xiàn)縱向剛度的檢測(cè)。側(cè)偏剛度則可以通過(guò)聯(lián)合勵(lì)磁支路在一個(gè)給定的轉(zhuǎn)向操縱中來(lái)實(shí)現(xiàn)檢測(cè)。車輛和輪胎的動(dòng)態(tài)狀態(tài)可以通過(guò)DCS控制器獲得；這些相關(guān)狀態(tài)的觀測(cè)邏輯在本文中只作了簡(jiǎn)短的描述。相關(guān)的橫向車輛和輪胎模型在第2節(jié)中論述?？v向剛度觀測(cè)器在第3節(jié)中論述。側(cè)偏剛度在第4節(jié)中論述。最后，實(shí)車測(cè)試結(jié)果在第5節(jié)給出。
2車輛和輪胎模型
一個(gè)七自由度的車輛動(dòng)力學(xué)模型（圖1）包括縱向，橫向，偏航運(yùn)動(dòng)和四個(gè)輪子的旋轉(zhuǎn)，可能反映了負(fù)荷轉(zhuǎn)移的影響以及單個(gè)輪子在主動(dòng)制動(dòng)控制下的動(dòng)態(tài)特性。該模型可以描述車輛的平面轉(zhuǎn)向的動(dòng)態(tài)。這些相關(guān)的動(dòng)態(tài)狀態(tài)也可以用DCS傳感器測(cè)量或估計(jì)。因此，該模型適合于輪胎動(dòng)態(tài)觀測(cè)器。該模型的相關(guān)參數(shù)在表1中列出
圖1.七自由度四輪車輛模型
表1.被測(cè)車輛模型的相關(guān)參數(shù)
動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程可以表述如下： mvx-vyφ=Fx11+Fx12cosδw-Fy11+Fy12sinδw+Fx21+Fx22,（1）
mvy+vxφ=Fx11+Fx12sinδw+Fy11+Fy12cosδw+Fy21++Fy22,(2)
Jvφ=Fy11+Fy12acosδw-Fy11-Fy12bsinδw-Fy21+Fy22c-Fx11+Fx12asinδw
-Fx11-Fx12bcosδw-Fx21-Fx22b（3）.
車輪的動(dòng)力學(xué)方程是：
Fxij=TwijR-McalhalfR+JwijR?dwwhlijdt,(4)
在這里i,j（i，j=1,2）代表了不同的輪子。Fx和Fy分別是輪胎在縱向和橫向受的力。vx和vy分別代表輪胎橫向和縱向的速度。?表示車輛的偏轉(zhuǎn)率。dw代表前輪的轉(zhuǎn)角。Tw代表車輪的制動(dòng)力矩。Mcalhalf 表示驅(qū)動(dòng)力矩，可以從引擎控制系統(tǒng)獲得。Wwhl是車輪的角速度。
VAN ZENTEN根據(jù)Dugoff輪胎模型提出了DCS中輪胎受力估計(jì)的邏輯，可以用輪胎動(dòng)態(tài)狀態(tài)實(shí)時(shí)控制中的一個(gè)簡(jiǎn)單的關(guān)系來(lái)描述非線性摩擦性能。并且根據(jù)Dugoff輪胎模型中描述的關(guān)系，可以很容易的根據(jù)輪胎的縱向受力推導(dǎo)出其橫向受力。因此Dugoff輪胎模型是車輛動(dòng)態(tài)控制系統(tǒng)中合適的輪胎模型。該模型表示如下：
Fx=λ1-λ?Cλ,H<12 λ1-λ?Cλ1H-14H2,H≥12（5）
Fy=11-λ?Cα?tanα,H<12 λ1-λ?Cα?1H-14H2?tanα,H≥12 （6）
這里H是綜合的滑動(dòng)參數(shù)，Cλ 和Cα分別代表輪胎的縱向剛度和側(cè)偏剛度，λ和α分別代表輪胎的滑移率和滑移角。
3輪胎的縱向剛度觀測(cè)器
Dugoff輪胎模型應(yīng)用在縱向剛度觀測(cè)器中。為了估計(jì)結(jié)果的精確性輪胎的受力應(yīng)該定義在輪胎道路摩擦曲線的線性區(qū)域。CARLSON等人曾經(jīng)提出了一種輪胎縱向剛度觀測(cè)方法，在該方法中輪胎的半徑和剛度同時(shí)被估計(jì)，但前提是假設(shè)左右輪的動(dòng)態(tài)是一樣的。但是在實(shí)時(shí)觀測(cè)中，輪胎的半徑可以很容易的測(cè)得，然而輪速波動(dòng)和噪聲可能會(huì)因?yàn)槁窙r的不同而有明顯的差異。所以在認(rèn)為四個(gè)輪子的半徑和輪胎的類型是一樣的情況下四個(gè)輪子的動(dòng)態(tài)必須包含在觀測(cè)過(guò)程中。
如果一個(gè)車輪的滑移率低于5％，則輪胎的縱向受力與滑移率的關(guān)系可以表示為線性如下：
Fxij=Cλij?λij1-λij?Cλijλij.7
將驅(qū)動(dòng)輪的在驅(qū)動(dòng)狀態(tài)下的滑動(dòng)率定義如下：
λij=-vx-Rwfijvx,(8)
當(dāng)車輛沿直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，輪胎的縱向剛度可以逐個(gè)觀測(cè)。如果車輛運(yùn)行的速度低則空氣動(dòng)力學(xué)和滾動(dòng)阻力的影響可以忽略不計(jì)。因此車輛在水平地面的縱向運(yùn)動(dòng)方程可由式（1）簡(jiǎn)化：
mvx=i,j=12Fxij(9)
假設(shè)前面輪胎的縱向輪胎剛度是相同的，則只用考慮前輪的驅(qū)動(dòng)力?？v向方程是基于式（7）—（9），可表示如下：
vx=-1m wwh1mvx2CλfRCλf(10)
這里sign^表示測(cè)量或檢測(cè)狀態(tài)。輪速傳感器可以測(cè)量車輪的轉(zhuǎn)角θu 然后令wwhij=θu,則
vx=14Ri,j=12wwhij=14Ri,j=12θuij, vx=14Ri,j2θuij . (11)
在DCS控制系統(tǒng)里，控制器可以在時(shí)間間隔T—通常情況下為10毫秒內(nèi)，通過(guò)輪速脈沖捕獲轉(zhuǎn)角運(yùn)動(dòng)并且計(jì)算輪速。
那么，
θuk=θuk+2-θuk2T , θuk=θuk+2-2θuk+1+θuk2T2. (12)
在即時(shí)參數(shù)k下，車速和車輛縱向加速度的錯(cuò)誤可能被包含在估計(jì)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(cè)方法，可以用最小二乘發(fā)來(lái)計(jì)算Cλ和Rf。乘項(xiàng)的錯(cuò)誤可表述如下：
vx?θu11+?θu12-θu11+θu12?vxmvx+?vxvx,
這往往會(huì)使參數(shù)估計(jì)出現(xiàn)偏差，為了克服這樣的錯(cuò)誤vx只能由兩個(gè)自由的后輪推導(dǎo)出來(lái)。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(shí)際的測(cè)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(jì)算的復(fù)雜性。那么在即時(shí)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(lái)自DCS傳感器的檢測(cè)信號(hào)的錯(cuò)誤，例如：輪速和縱向速度估計(jì)值，可能被視為獨(dú)立的零均值{IZM}噪聲。為了使測(cè)量誤差平方后的總值最小，這個(gè)問(wèn)題將轉(zhuǎn)化為利用檢測(cè)到的IZM噪聲來(lái)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(shí)時(shí)控制器的計(jì)算復(fù)雜程度，觀測(cè)器可以劃分成兩個(gè)級(jí)聯(lián)的觀測(cè)器。先估計(jì)Vx，再估計(jì)縱向剛度。初試值有一個(gè)給定的常用范圍：Cλmin≤Cλ≤Cλmax。
式（19）可簡(jiǎn)化為：
min?θu11;?θu12, s.t. fkθu11,θu12,?θu11,?θu12,CλfCλmin≤Cλf≤Cλmax. =0(20)
觀測(cè)器可以和DSC控制算法集成在一塊。如果控制器得到檢測(cè)縱向剛度的命令，那么驅(qū)動(dòng)程序?qū)⒈桓嬷詼睾偷募铀俸蜏p速操作驅(qū)動(dòng)車輛沿直線運(yùn)動(dòng)。根據(jù)檢測(cè)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(huì)存儲(chǔ)給定時(shí)間內(nèi)的輪速，縱向速度和加速度。然后計(jì)算出Cλ。觀測(cè)過(guò)程可通過(guò)圖2說(shuō)明。
圖2輪胎縱向剛度觀測(cè)示意圖
4輪胎側(cè)偏剛度的檢測(cè)
側(cè)偏剛度可以在自由滑行時(shí)的一個(gè)轉(zhuǎn)向操作中檢測(cè)。前輪的驅(qū)動(dòng)力被視為0。如果前輪的轉(zhuǎn)角很小，那么車輛的動(dòng)力學(xué)方程可由式（2）-（3）推導(dǎo)出。則只需估計(jì)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(guò)5度，線性的水平輪胎力可以用HSRI輪胎模型來(lái)估計(jì)，并且認(rèn)為兩輪的側(cè)偏角是相等的。式（21）可進(jìn)一步簡(jiǎn)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(jì)算側(cè)偏角，那么只要整合的時(shí)間足夠長(zhǎng)累積得錯(cuò)誤就會(huì)大幅增加。因此，用衰減系數(shù)τ（τ≥1）縮減錯(cuò)誤。那么：
vyk=ay-fk-vrefk?φf(shuō)k-vykτ. (24)
用到了復(fù)化梯形積分：
vyk+1=vyk+ay-fk-vrefk?φf(shuō)k-vykτT.(25)
考慮到轉(zhuǎn)向角的測(cè)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(dòng)的車輪的輪速信號(hào)計(jì)算得出的。如果車輛處于自由滑行時(shí)的轉(zhuǎn)向操作中，那么vx可以被看作側(cè)偏剛度檢測(cè)中的一個(gè)獨(dú)立參數(shù)。因此，側(cè)偏剛度檢測(cè)器是一個(gè)級(jí)聯(lián)的觀測(cè)器。首先，檢測(cè)vy（或側(cè)偏角），然后檢測(cè)側(cè)偏剛（26）可簡(jiǎn)化下：
S= ay+? ay+vxφ+?φ+Jvmcφ+?φ-2LmcCαfδw.+?δw.-β+aφ+?φvx=0(27)
加上一個(gè)即時(shí)參數(shù)k，式（27）可簡(jiǎn)便的表述如下：
Skay,φ,δ,?ay,?φ,?δ,Cαf=0.(28)
為了降低計(jì)算的復(fù)雜度圍繞輪胎剛度的的常用范圍Cαmin≤Cαf≤Cαmin給出了恰當(dāng)?shù)某跏贾?。那么非線性估計(jì)方程如下：
min?ay,?φ, s.t. Skay,φ,δ,?ay,?φ,?δ,Cαf=0,Cαmin≤Cαf≤Cαmax. (29)
該檢測(cè)過(guò)程如圖3所示：
圖3輪胎側(cè)偏剛度的概略圖
觀測(cè)器可以和DCS控制算法集成在一塊。如果控制器得到檢測(cè)偏轉(zhuǎn)剛度的命令，那么驅(qū)動(dòng)程序?qū)⒁砸粋€(gè)溫和的轉(zhuǎn)角驅(qū)動(dòng)車輛；為了控制水平加速度，縱向速度必須適應(yīng)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(cè)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(gè)適應(yīng)的方式運(yùn)行。如果條件滿足，該控制器將在給定的時(shí)間內(nèi)存儲(chǔ)這些相關(guān)數(shù)值。然后觀測(cè)器開始計(jì)算Cσ
5在線測(cè)試受力
檢測(cè)器集成在DCS控制器里，當(dāng)驅(qū)動(dòng)程序以某一給定操作驅(qū)動(dòng)車輛，就會(huì)有一個(gè)子程序來(lái)校準(zhǔn)輪胎的剛度。
5.1縱向剛度的驗(yàn)證
首先，在操縱過(guò)程測(cè)試中觀測(cè)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(cè)試中有兩個(gè)加減速周期。DCS傳感器測(cè)量四個(gè)輪子的轉(zhuǎn)角。然后可以通過(guò)有限差分的方法推導(dǎo)出縱向速度和加速度。接著可以利用式（20）來(lái)估計(jì)縱向剛度。
圖4為觀測(cè)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(cè)器來(lái)估計(jì)縱向剛度。進(jìn)行不同初始值得反復(fù)試驗(yàn)：估計(jì)值列于表2.非線性觀測(cè)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(guò)線性和非線性方法縱向剛度估計(jì)
表2縱向剛度估計(jì)值
5.2側(cè)偏剛度驗(yàn)證
為了觀測(cè)側(cè)偏剛度，設(shè)置了如下試驗(yàn)：
（1）轉(zhuǎn)向角輸入是固定的，車輛繞一半徑約為16m的圓運(yùn)行。
（2）轉(zhuǎn)向角，偏航率，橫向加速度及輪速通過(guò)DCS傳感器測(cè)量。
（3）車輛的滑動(dòng)角通過(guò)式（23）和(25)估計(jì)。估計(jì)邏輯也集成在DCS控制器中。
（4）檢測(cè)器收集典型的數(shù)據(jù)集并計(jì)算出側(cè)偏剛度。
測(cè)試數(shù)據(jù)集如圖6所示，側(cè)偏剛度的估計(jì)如圖7所示。
來(lái)自三項(xiàng)非線性觀測(cè)的估計(jì)值列于表3。
因?yàn)檐囕v是穩(wěn)定的并且DCS控制器在測(cè)試的過(guò)程中是未激活狀態(tài)，所以計(jì)算輪胎剛度的計(jì)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?jì)算時(shí)間是9ms?？v向剛度的估計(jì)過(guò)程可能在10ms內(nèi)完成，側(cè)偏剛度的估計(jì)過(guò)程可能在15ms內(nèi)完成。因此整個(gè)輪胎參數(shù)的估計(jì)過(guò)程將很容易在DCS實(shí)時(shí)控制器中實(shí)現(xiàn)。
圖6為觀測(cè)側(cè)偏剛度設(shè)置的測(cè)試數(shù)據(jù)
圖7側(cè)偏剛度估計(jì)值
表3側(cè)偏剛度的估計(jì)值
（δw= 0.16rad）
6結(jié)論
（1）利用DCS傳感器獲得的信號(hào)和直接從DCS控制器獲得的一些相關(guān)的車輛動(dòng)態(tài)狀態(tài)輪胎剛度參數(shù)，在提出的觀測(cè)方法中通過(guò)一個(gè)給定的校準(zhǔn)操作過(guò)程可實(shí)現(xiàn)輪胎剛度參數(shù)的估計(jì)。
（2）輪胎縱向剛度和側(cè)偏剛度的計(jì)算復(fù)雜程度在實(shí)車測(cè)試中的到了驗(yàn)證。結(jié)果表明該估計(jì)算法可用在實(shí)時(shí)控制器中。
（3）校準(zhǔn)操縱過(guò)程很簡(jiǎn)單，并且當(dāng)車輛在普通駕駛狀態(tài)下運(yùn)行時(shí)控制器可以很容易的激活估計(jì)算法。
（4）輪胎參數(shù)估計(jì)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(lái)提高魯棒性。
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