差速控制

差速控制（精选8篇）

差速控制 篇1

0 引言

传统轮式工程机械用机械差速器来完成差速。机械差速器的工作原理是无论转弯行驶或直线行驶, 两侧驱动车轮的转速之和始终等于转速器壳转速的两倍。常用的对称式锥齿轮差速器, 其内摩擦力矩很小, 实际上可以认为无论左右驱动轮转速是否相等, 两边扭矩总是平均分配, 这样的分配比例对于车辆在良好附着路面上直线或转弯行驶时, 其运行状态都是满意的[1,2,3,4,5,6,7]。

轮边电力驱动系统中, 各电动轮之间无机械差速器连接, 其差速功能则主要通过电子差速控制技术来实现。目前, 研究较多的电子差速控制策略有3种:以驱动轮转速为控制变量、以驱动轮转矩为控制变量、以各驱动轮滑转率相等为控制目标。在理想情况下, 转速控制策略可以实现差速控制, 但现有理论模型很难适应车辆的实际路面[8,9]。使用BP神经元网络的控制方式对于路况固定的路段具有一定的实用性, 但是无法适应没有学习过的路况[10]。转矩控制策略以驱动轮转矩为控制变量, 具有较好的差速功能, 但此方法除受限于车辆模型的精确度外, 还受限于路面的实际情况 (附着系数、滚动阻力系数、坡度等) 的影响, 理论转矩很难精确计算[11]。滑转率控制策略是以驱动轮滑转率相等为控制目标, 是对转矩控制策略的改进, 将计算理论转矩的问题转变成为如何控制滑转率相同。此方法虽然克服了理论转矩的计算难题, 但是滑移率的实时监测和控制, 也比较困难[12]。

综上所述, 现有的3种电子差速控制策略均不能很好地适应轮式工程机械轮边电力驱动系统, 因此有必要研究设计出一套满足此系统使用要求的电子差速控制技术。

1 基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术

车轮要实现平稳转向, 需满足下式:

式中, vj为第j个车轮的速度;ωj、rj分别为第j个车轮的旋转角速度和车轮的滚动半径;Sj为车轮轮心沿平行于行驶路面的轨迹移动的距离。

采用弱磁控制策略的永磁同步电机 (permanent magnet synchronous motor, PMSM) 在恒功率区的输出转矩必定与外负载平衡, 而电机转速随其受力状态沿弱磁控制曲线随动。因此可将弱磁控制策略归类为上述转矩控制策略, 但不同的是省去了繁琐困难的理论转矩计算部分, 控制更简洁。与滑转率控制策略不同, 弱磁控制策略无须控制滑转率, 能够自适应不同的路面, 虽然这在一定程度上影响了能量的利用率, 但非常简便。笔者对PMSM采用弱磁控制策略, 以实现各车轮的自适应差速控制。整机控制系统只根据车辆运动状态, 输出驱动电机的转矩指令信号。电动轮系统的转速由电机转矩与电动轮系统的受力平衡点决定。电机转矩采用开环控制。现分析证明如下:

轮式工程机械受力方程为

其中, Tz、Ff、Fa、Fw、Fs、Fr分别为驱动力、滚动阻力、惯性力、风载荷、斜坡阻力和作业阻力, N;f为滚动阻力系数;m为整机质量, kg;g为重力加速度, m/s2;α为坡度角, (°) ;v为整机速度, km/h;CD为空气阻力系数;A为迎风面积, m2;ρ为空气密度, kg/m3;Fz为全部阻力之和, N。

若该轮式工程机械由k个电动轮驱动, 则受力方程为

其中, ij为第j个电动轮中行星减速器的传动比;Tj为第j个电动轮中PMSM的输出转矩, N·m;rj为第j个电动轮中车轮的动力半径, m。

根据能量守恒原则, 由式 (3) 可得

其中, nj为第j个电动轮中PMSM的输出转速, r/min;ηj为第j个电动轮中PMSM的传动效率。

根据弱磁控制算法, 当整机运行平稳后, PMSM运行在恒功率模式, 则有

其中, P为PMSM理论额定功率, W。

由式 (4) 、式 (5) 可得整机速度:

设第j个电动轮的滑转率为δj, 则直行过程中电动轮的轮心速度为

转向过程中电动轮的轮心速度为

其中, R为整机的转弯半径, m;Rj为第j个电动轮的转弯半径, m。

分别将式 (7) 、式 (8) 和nj=30ijvj/ (πrj) 代入式 (3) 得

由式 (9) 、式 (10) 可知, 在行驶和转弯工况中, 各驱动轮均能克服各自阻力矩的变化、行走减速器传动比和车轮动力半径的差异、转弯半径的差异等问题, 可以自适应差速工作。

由此可见, 基于弱磁控制算法的电动轮之间能自适应差速, 而不需要任何基于理论模型或理论计算的额外控制策略, 简单方便, 实用可靠。

2 基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真

下面以改装为轮边电力驱动的ZLM15B装载机为原型, 进行基于弱磁控制算法的自适应电子差速仿真。

轮边电力驱动ZLM15B装载机采用永磁同步电动轮进行前轮驱动, 其仿真模型主要由整机控制器 (vehicle control unit, VCU) 模块、牵引力控制系统 (traction control system, TCS) 模块、电机及其控制器模块、电源模块、超级电容系统模块和机械系统模块等组成, 如图1所示。

忽略坡度和风载, 整个模型仿真参数如下, 整机质量mv=7000kg, 负载和质心折算到前轴的轴荷系数k=0.8, 整机的转弯半径R=3.17m, 车轮半径r=0.5m, 车轮轮距b=1.49m, 滚动阻力系数f=0.1, 超级电容的电容C=3.3F, 电机转动惯量Jm=0.15kg·m2, 质心高度h=0.7m, 车轮数量ntyre=4, 电机数量nmotor=2, 重力加速度g=9.8m/s2, 电感L=4mH。自适应差速仿真分为两种工况:转弯工况和不同滚动半径直行工况。

2.1 转弯工况

0s给予电机90N·m的转矩指令使之启动, 稳定后在10s给予转向指令使之右转, 质心转弯半径R=3.17m, 16s时仿真结束。

图2所示为左右驱动车轮的轮速, 由于向右转向, 左侧车轮轮速大于右侧车轮轮速;图3所示为左右驱动电机转矩, 右驱动电机转矩大于左驱动电机转矩;图4所示为左右驱动车轮的滑转率。由图4可以看出, 滑移率在10s转向时有个跳变后, 马上自适应路面而稳定在轮胎附着系数的稳定区。采用弱磁控制的左右电机在转弯过程中, 能自适应向心力负载, 很好地满足转向时转矩与转速的需要, 保证转弯时的稳定行驶。

2.2 不同滚动半径直行工况

仿真时, 左右驱动轮滚动半径分别为0.4m和0.6m, 转矩指令均为90N·m。

图5所示为左右轮轮速和车速的变化, 可以看出, 左轮滚动半径小于右轮滚动半径, 导致左轮轮速慢, 右轮轮速快;图6所示为左右轮电机转矩, 右轮电机转矩大于左轮电机转矩;图7所示为左右轮滑转率变化, 由滑转率曲线可以看出, 虽然车轮滚动半径不同, 但左右车轮加速和匀速过程中均没有出现打滑现象, 左右车轮在该工况可实现自适应差速。

3 轮边电力驱动装载机的转向工况试验

轮式装载机转向时, 由于内外侧驱动轮在同样的时间内行驶的路程不一样, 所以内外侧驱动轮的转速不一样。传统的液力机械传动系统通过驱动桥中的差速器解决差速问题, 采用轮边电力驱动的装载机则是通过转矩控制转速自适应的电子差速进行差速。

轮边电力驱动装载机在水泥路面上进行转向试验 (重载和空载) 。试验中, 装载机以固定转向角全速运行。根据内外侧驱动轮的滑转率, 研究装载机电力驱动系统的转向差速特性。

图8为装载机转向示意图, 实测转向半径R=3.195m, 外侧轮的转向半径R1=4.055m, 内侧车轮的转向半径R2=2.335m。点O为装载机转向的瞬时速度中心, 外侧驱动轮车速、整车车速、内侧驱动轮车速的关系如图8b所示。

由图8可知, 内外侧驱动轮的实际速度分别为

3.1 空载转向

图9、图10所示为空载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。

经测量可知, 装载机的实际转向速度v=3.85km/h, 根据式 (11) 可知, 外侧驱动轮的实际线速度v1=4.9km/h, 内侧驱动轮的实际线速度v2=2.81km/h。当装载机运行稳定时, 取8.4~17.8s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2466.29r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1414.83r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.4km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.1km/h。外侧车轮和内侧车轮的滑转率, 见表1。

3.2 重载转向

图11、图12所示为重载转向时前桥两独立驱动电机输出的转速、扭矩曲线。

经测量计算可知, 装载机的实际转向速度v=4.5km/h, 根据式 (11) 计算得, 外侧驱动轮的实际速度v1=5.69km/h, 内侧驱动轮的实际速度v2=3.31km/h。计算驱动轮的理论速度, 当装载机运行稳定时, 取13~21s这段时间的转速, 计算电机的平均转速。计算得, 外侧驱动轮 (前右轮) 电机平均转速为2705.63r/min, 内侧驱动轮 (前左轮) 电机平均转速为1665.15r/min。外侧车轮理论速度vr1=5.93km/h, 内侧车轮理论速度vr2=3.65km/h。外侧驱动轮和内侧驱动轮的滑转率见表2。可见, 转向差速性能良好。

图9、图11中, 由于采用弱磁控制, 内外侧电机恒功率运行, 从而导致内侧电机的转速小于外侧电机。图10、图12中, 装载机稳定运行时, 内侧电机 (前左轮) 输出的扭矩大于外侧电机 (前右轮) 输出的扭矩, 这是因为装载机在向左转向行驶时, 离心力会造成内侧驱动轮的承重增大, 外侧驱动轮的承重减小。

由表1、表2可知, 无论在空载转向还是在重载转向, 内外侧驱动轮的滑转率都在轮胎与地面附着特性的稳定区域内, 充分表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能自适应差速, 实现平稳转向。另外, 在重载转向试验 (图12) 中, 外侧驱动轮 (前右轮) 输出的扭矩跳动比较明显, 这是由装载机运行过程中的振动引起的。装载机运行得越快, 驱动轮上的载荷越大, 电机输出的扭矩跳动就越明显。

4 结语

在现有的电子差速控制策略的基础上, 介绍了基于弱磁控制算法的自适应电子差速控制技术。通过搭建轮边电力驱动装载机模型, 对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究。轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向, 验证了该方法在理论上和实际应用中的可行性。

摘要：传统轮式工程机械使用机械差速器来完成差速, 而轮边电力驱动系统的差速功能主要通过电子差速控制技术来实现。分析了常用的电子差速控制策略, 提出了基于弱磁控制算法的自适应电子差速技术, 搭建了轮边电力驱动装载机模型, 并对转弯工况和不同滚动半径直行工况进行了仿真研究, 进行了轮边电力驱动装载机的空载转向和重载转向试验。研究表明, 采用弱磁控制算法的左右电动轮能够自适应差速, 实现平稳转向。

关键词：工程机械,轮边电力驱动,弱磁控制,自适应电子差速

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差速控制 篇2

和要求

1、了解驱动桥的结构特点和各零部件的名称。

2、了解差速器作用和工作特点。

3、掌握差速器的`工作原理。

二、实验器材

1、工具

常用工具1套，铜棒，拉具，撬棒。 第一步：用对角线交叉法分次旋下半轴螺栓，抽出半轴。第二步：用对角线交叉法分次旋下主减速器壳和后桥壳螺丝。卸下主减速器总成。第三步：拆下主动双曲线齿轮连接凸缘及油封座、锥齿轮轴承座，拆下主动双曲线齿轮。第四步：拆下主动双曲线齿轮连接凸缘及油封座、锥齿轮轴承座，拆下主动双曲线齿轮

第五步：拆下从动双曲线齿轮轴承盖，卸下从动双曲线齿轮总成，旋下差速器壳螺丝分解差速器。

3、装配

第一步：清洗所有零部件。

第二步：组装差速器，装上从动双曲线齿轮，装上从动齿轮轴承盖并调整从动齿轮轴承预紧力。第三步：将主动双曲线齿轮和油封座安装在锥齿轮轴承座上并通过垫片调节主动齿轮轴承预紧力。第四步：安装主动双曲线齿轮，通过调整主动锥齿轮轴承座与主减速器壳体之间垫片和旋动从动锥齿轮两侧螺母进行调整主、从动锥齿轮的啮合间隙和啮合印痕。

第五步：安装主动双曲线齿轮连接凸缘，将主减速器总成同桥壳安装在一起，插上半轴

四、注意事项

1、将后桥固定在拆装架上操作，注意操作安全。

2、严格按照操作程序拆装。

3、注意主减速器、差速器的调整垫片位置和片数。

差速控制 篇3

随着电动汽车的发展,轮毂电机驱动的电动汽车已成为汽车行业日益发展和研究的热点,其具有简单的机械传动结构,可以减轻整车自重,减小传动比和附加损耗,提高电机驱动效率,降低成本。但轮毂电机驱动存在一个致命的问题,当车辆转弯行驶时不可采用机械差速来解决内外轮因所走路程不同而造成的外轮打滑、内轮原地不动、轮胎严重磨损问题。采用电子差速控制不仅可以解决上述问题,并且由于电子差速器利用了现代电子控制方法,省去了复杂的机械传动结构,所以电子差速控制已成为电动汽车行业的重要研究项目。

1 电子差速模型分析

目前电子差速控制主要有两种,一种是基于转矩的控制,一种是基于转速的控制。

1.1 基于转速控制的电子差速器

基于转速控制的电子差速就是直接控制两侧驱动轮的转速,达到差速控制的目的。其主要控制方法为:通过分析方向盘转角与各驱动车轮转速的关系,结合两侧车轮反馈速度信号及加速踏板的位置信号,通过分析运算,把最终的速度控制信号通过电机控制器传递给相应的驱动电机,实现两侧电机差速的控制。

此种差速控制多采用神经网络控制算法和模糊控制算法,故其控制算法比较复杂,并且理论上只能分析静态和非时变参数。而电动汽车在实际的转弯过程中两驱动轮所受的负载是随时间变化的,很难建立准确的数学模型,所以基于转速控制的电子差速器有一定的局限性。

1.2 基于转矩控制的电子差速器

基于转矩控制的电子差速器主要是进行滑移率的控制。其控制原理是:通过加速踏板信号与方向盘角度信号控制驱动电动机转矩的输入量,并且参考路面状况及估算的偏转率,计算出两侧驱动车轮在转向时的目标滑移率,然后再利用鲁棒性好的开关控制两侧驱动车轮的转矩分配量。

与基于转速控制的电子差速器相比,这种差速器充分考虑了地面状况与轮胎的影响,有一定的应用价值。但滑移率的控制复杂,控制难度大,成本高,所以很难付诸于实践。

结合文献[1]对机械差速器的力学分析,本文利用机械差速器“差速不差力”的原理,设计出基于转矩控制的“自适应”电子差速器。

2 电子差速控制系统

电子差速控制系统主要由外部输入信号、控制电路、功率驱动电路、轮毂电机、CAN通讯等部分组成。其中,外部控制信号主要包括正反转信号、加速踏板信号、制动踏板信号。控制系统的核心是两个同一型号的电机控制器。

当电动汽车在理想的路面上直线行驶时,左、右两侧驱动车轮走过相同的路程,并且受到相等的阻力矩。为保证左、右两侧驱动电机有相同的转速,应使左、右两侧驱动电机有相同的输出转矩。此时,两侧电机控制器同时接受相等的外部输入信号,经过分析运算,通过功率驱动电路,控制其相应轮毂电机的转速。直线行驶时电子差速控制系统框图如图1所示。

当电动汽车转弯时,由于两侧驱动轮行驶不同的路程,使左、右两侧驱动车轮受到不同的阻力。此时根据机械差速器的“自适应”原理,给定左、右两侧驱动电机相同的电磁转矩,使左、右两侧驱动车轮在各自阻力矩的作用下,实现“差速不差力”的“自适应”电子差速。此时,使左侧电机控制器接受外部输入信号,在左侧控制器内部经过分析运算,然后通过功率驱动电路,控制其左侧轮毂电机的转速。而右侧电机控制器的电流通过CAN总线由左侧控制器给定,保证左、右两侧有相同的驱动转矩,进而控制其右侧轮毂电机的转速,实现右侧轮毂电机转速“自适应”左侧轮毂电机转速的目的。转弯行驶时电子差速控制系统框图如图2所示。

3 电子差速系统MATLAB仿真

利用MATLAB/Simulink软件进行系统仿真,就是用图形化的方法直接建立系统的仿真模型,并通过Simulink环境下的示波器Scope模块将结果显示出来,操作简单而且便于观察。本文使用MATLAB/Simulink模块仿真电子差速控制系统。

3.1 电动汽车直线行驶时

给定两驱动电机转速为2 000 r/min,两侧驱动电机在不加负载的情况下,相当于电动汽车直线行驶。左、右两侧驱动电机的速度及电磁转矩仿真结果如图3~图6所示。

由以上仿真结果可知:当左、右两侧驱动电机给定相同转速时,此电子差速系统能够保证左、右两侧驱动电机在相同的电磁转矩作用下有相同的转速,可以顺利、平稳地实现电动汽车的直线行驶。

3.2 电动汽车转弯时

左、右两侧驱动电机给定转速2 000 r/min,在0.1 s时,左侧驱动电机突加负载转矩7 Nm,右侧驱动电机突加负载转矩4 Nm。此时左侧驱动电机负载转矩大于右侧驱动电机负载转矩,相当于实际工况下电动汽车的左转弯。此时,左、右两侧驱动电机的速度和电磁转矩曲线如图7~图10所示。

由图7和图8可知:当电动汽车左转弯时,左侧驱动电机转速下降,右侧驱动电机转速不变,实现“自适应”差速。图9和图10表明:当左、右两侧驱动电机承受不同的负载转矩时,左、右两侧驱动电机的输出转矩(即电磁转矩)基本相同,验证了“差速不差力”控制方案的可行性。

4 结论

本文利用机械差速器的原理,提出了一种基于转矩控制的“自适应”电子差速控制策略。解决了用轮毂电机驱动转向时不能采用传统机械差速的问题;同时采用电子差速器避免了机械差速器的传动结构,大大简化了电动汽车的底盘空间。相比于其他的电子差速,不用考虑路面及转向角度的问题,简化了控制计算方法,提高了控制系统的稳定性,使车辆具有更佳的转弯性能。同时本文通过MATLAB仿真验证了此电子差速控制策略的可行性。

摘要：针对轮毂电机驱动的电动汽车的转向问题,利用机械差速器的原理,提出了一种“差速不差力”的“自适应”电子差速器。通过对两侧驱动电机电磁转矩的控制,进而达到对驱动电机差速的控制。设计了电子差速的控制过程,并进行了MATLAB仿真,证明了此设计的可行性。

关键词：轮毂电机,电动汽车,自适应,电子差速

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差速控制 篇4

自动导向车辆[1](Automated Guided Vehicle,AGV)是一种无人操纵的自动化运输设备,它能承载一定的重量,在出发地和目的地之间自主驾驶,自动运行。AGV是集声、光、电、计算机为一体的简易移动机器人,主要应用于柔性加工系统、柔性装配系统、自动化立体仓库以及其他一些行业作为搬运设备。

随着计算机控制技术与传感器技术的广泛应用,AGV的导向技术不断地发展。目前,国内外用得较多的AGV按导向方式可分为光电导向、电磁导向、惯性导向、激光导向等几种。磁感应式导向的主要优点是导向线隐蔽,不易污染和破损, 导向原理简单,不受声音和光点信号的干扰。其不足是电线铺设工作量大,维护困难,改变或扩充路径比较麻烦, 导向线路附近的铁磁物质对其有干扰。激光导向式AGV主要优点是不需要进行地面处理, 导向与定位精度较高,其不足是成本昂贵,传感器和发射与反射装置的安装复杂,位置计算也复杂。

利用机器视觉,通过识别路径上的条带状路标实现自主导向仍是现阶段智能AGV车辆研究的导向方法。机器视觉图像识别的有线式导向方法具有导向路径设置和变更简单方便、技术成本和使用费用低、系统柔性好等突出特点。因此,基于机器视觉导向自动导向车辆(Vision-Based Automatic Guided Vehide,简称V-AGV)具有良好的应用前景[2]。

1 V-AGV简介

1.1 导向原理

基于视觉的AGV导向是利用CCD采集地面铺设的白色路标和标志的信息图像,经过计算机对图像处理来识别路径,并根据车辆与路径轨迹之间相对位置的判断结果,来控制车辆运行方向。此外,利用视觉导向还可以通过识别各种标识,如加速、减速、停车和工位号等,对车辆的运行状态进行控制。

由CCD采集的路径标线的图像,包含着车辆在某一时刻相对于路径标线的位置信息,即车辆的纵轴线与路径的交角θ以及与路径之间的偏移距离d,如图1所示。但在所采集的图像中,除包括路径和标志信息外,还可能存在着因为地面反光或标线污染等干扰信息。所以,必须对图像进行处理,才能达到可靠导向的目的。

1.2 车辆组成及差动原理

V-AGV通常由车体、蓄电池、驱动/转向装置、控制箱、CCD摄像机以及仪表/指示灯等组成,V-AGV采用两轮独立驱动并且通过差速来控制转向的驱动/转向方式。两轮差速式转向是将两独立驱动轮平行同轴线固定于车体中部,如图2所示,通过调节两轮的转速和转向,可实现沿不同曲率路径运行,并能进行原地转向。

转向机构主要由转向电机、转向架和两个前轮组成。驱动机构采用双电机驱动方案,包括两个减速电机和两个后轮。转向机构工作原理为:转向时由控制器向车辆发出转向信号,转向电机根据转向信号正向或反向旋转一定角度,电机通过齿轮、齿条系统带动转向架摆动一定角度,最终带动与转向架固定在一起的前轮偏摆一定角度。车辆在转向时由于内、外侧的车轮的转变半径不同,所以内外侧车轮的转速也不相同。前轮为自由轮,会根据转变角度的大小自动调节内、外侧车轮的转速;而后轮为主动轮,其转速分别由两个电机独立驱动,不会根据转变半径自动调节转速。因此小车转变时,控制系统在控制转向电机的同时还需要根据转向角度的大小向两个驱动电机发出控制信号,调节两个驱动电机的转速使之产生特定的转速比,从而使转弯顺利进行。在这里,转弯的角度、转速均与小车的尺寸及转变半径有关[3]。

2 AGV曲线运动分析

由于AGV采用两轮差速进行转向控制或按曲线运动行驶,其曲线运动半径或转动方向可通过控制两车轮的速度差ΔV或旋转方向的不同来实现。两轮的转动方向相同时,当vr>vl时,车辆左转;当vr<vl时,车辆右转。两轮的转动方向相反时,当vr>rl时,车辆左转;当vr<vl时,车辆右转;当vr=vl时,可实现车辆原地转向。

3 视觉信息的识别

采用机器视觉导向的AGV在自动行驶过程中,路径的跟踪是以路径标线的图像信息为基础,即以图像识别的结果来控制运动方向。而运动状态的控制,则以标识图像信息为基础,如加速、减速、转向和停车等。因此,图像采集与识别的速度和精度是能否达到实时、准确和可靠控制车辆运动的关键问题。

3.1 图像采集

本文的视频图像采集处理系统由CCD摄像机、图像采集卡和计算机系统组成。CCD摄像机将采集到的彩色视频信号输入到采集卡中,经数字解码和模/数转换后,再进行比例缩放、裁剪等预处理,并通过PCI总线传到VGA卡实时显示或送到计算机内实时存储。本系统采用的是加拿大Matrox公司的Matrox Meteor系列中的标准型Matrox Meteor II Standard图像采集卡,此采集卡支持NTSC/PAL/RS-170/CCIR,彩色/黑白PCI采集,7路视频输入,4MB视频传输缓存,可选MJPEG实时压缩模块,并具有触发功能;通过采集卡上的VIA(Video Interface ASIC)可以使图像高速传输到系统主存或其他PCI设备上,最高传输速率可达到132Mb/s。采集卡还带有RS-232串行通讯接口,可以实现摄像头的远程控制。为了有效利用此图像采集卡,需要根据系统组成所使用的硬件环境对它进行适当配置,最基本的配置包括制式选择、缓存分配、开发程序包指定等。

3.2 识别算法

由于AGV的CCD摄像机所获得的是近视野图像,因此,可认为图像窗口内的路标线为直线,故采用线性拟合路径模型,以节省CPU处理的时间。路径识别的步骤如下[4]:

①图像抽取与中值滤波。

②阈值确定与二值化。

③图像锐化处理并确定路径标线在图像坐标系统中像素的位置及分布宽度,即路径标线中心像素的位置。

④用最小二乘法对路径标线中心像素进行拟合,以确定路径标线在图像坐标系中的方位参数(θ和d)。

根据数学理论,任意两点就可以确定一条直线。在实际图像处理中,可以抽取每幅图像中的几行(列)进行计算就能达到目的。滤波算法可以简单化,并减少了运算量,还能提高识别速度。在进行阈值确定与二值化处理时,采用的方法是对每行(列)像素的灰度值进行分类,即以合适的阈值将每行(列)的像素分成标线和背景两部分。另外,图像的锐化处理时,得到明显的标线和背景的边界,而且锐化处理增强了图像的边缘,这有利于采用边缘检测方法进行路径的识别。

设路径标线图像的中心线在以图像窗口中心为原点的坐标系中的方程为:

y=ax+b (1)

其中a为路径标线中心线在图像坐标系中的斜率;b为路径标线中心线在纵轴上的截距。

用最小二乘法确定a与b的值,并且可以确定路径标线在图像坐标系中的位置偏差参数(d)和方向角参数(θ)为:

d=-b/a (2)

θ=arctan(a/b) (3)

这两个参数可作为控制系统的输入量,以控制AGV对运行路径的跟踪。

4 最优控制器设计

基于视觉导向的AGV控制,虽然导向柔性好,但是对运动路径跟踪的稳定性要求也高。对其所采用的控制方法的精度和可靠性要求更高。二次型性能指标具有鲜明的物理意义,代表了大量工程实际中提出的性能指标要求,并且在数学处理上比较简单。二次型性能指标最优控制的突出特点是其线性的控制规律,即其反馈控制作用可以做到与系统状态的变化成比例,易于构成闭环最优控制,便于工程实现,因而在实际工程问题中得到了广泛应用,是现代控制理论中最重要的成果之一[5]。

最优控制器可以采用位置偏差d和方向角θ两个参数作为控制器的输入,在路径曲率较大时也能实现对路径的稳定跟踪。由于状态方程的建立存在着线性化问题,因此,当方向角大于一定值时控制精度将受到影响。

4.1 状态方程建立

建立如图3所示的坐标系。图中xoy为世界坐标系,vl,vr分别为左/右驱动轮轮心相对于地面的线速度,L为两驱动轮之间的距离,R为自动导向小车绕瞬心O的转弯半径,w为自动导向小车绕瞬心O转动的角速度。

自动导向小车的运动学模型是基于以下几点假设:①自动导向小车是刚性的;②自动导向小车运动在水平面上;③自动导向小车的左、右轮受力相等,且车轮与地面之间没有相对滑动;④自动导向小车的车体质量、摩擦阻力 、负载等的变化对车速的影响忽略不计。

取d为距离偏差,θ为角度偏差,在此设定角度以逆时针为正,顺时针为负。根据自动导向小车的车体结构和刚体平动原理可知,自动导向小车在任意时刻都是做绕车体瞬心O的转动。由图3可知,在t时刻自动导向小车绕瞬心O的转弯半径R为:

$R=\frac{L}{2}\left[\frac{v{}_l+v{}_r}{v{}_l-v{}_r}\right](4)$

自动导向小车在t时刻绕瞬心O转动的角速度w为:

$\omega =\frac{v{}_l+v{}_r}{2R}(5)$

则两轮中心的速度v在x,y坐标方向的分量分别为:

vx=v·sinθ (6)

vy=v·cosθ (7)

对式(6),(7)积分得:

θ=θ0+∫${}_0^t$ω·dt (8)

x=x0+∫${}_0^t$vsinθ·dt (9)

y=y0+∫${}_0^t$vcosθ·dt (10)

式中,θ0,x0,y0为小车的初始方位角和初始位置。

由式(9)可以看出,只要正确标订小车的初始位置,控制小车左右两驱动轮的速度,可以使两轮的中心跟踪任意给定的运动轨迹,也就是说,通过分别控制小车两驱动轮的速度可以使小车实现路径跟踪控制。

假设经过时间Δt后,自动导向小车产生的角度偏差量为Δθ,距离偏差量为Δd。则自动导向小车运动方程为[6]:

$\begin{array}{l}\text{Δ}\theta /\text{Δ}t=\frac{v{}_l+v{}_r}{2R}(11)\\ \text{Δ}d/\text{Δ}t=\frac{v{}_l+v{}_r}{2}\cdot \sin \text{Δ}\theta (12)\end{array}$

如果自动导向小车在运动过程中,角度偏差θ较小,由式(11)可以得到角度偏差θ的变化率为:

$\frac{\text{d}\theta }{\text{d}t}=\frac{v{}_l+v{}_r}{2R}+\text{Δ}\theta =\frac{v{}_l+v{}_r}{L}+\text{Δ}\theta (13)$

式中,Δθ为跟踪路径曲率变化对角度偏差变化率的影响,当跟踪路径为直线时,其值为零。同样地,由式(12)可以得到距离偏差d的变化率为:

$\frac{\text{d}d}{\text{d}t}=\frac{v{}_l+v{}_r}{2}\cdot \sin \theta +\text{Δ}d(14)$

式中,Δd—跟踪路径曲率变化对距离偏差变化率的影响,当跟踪路径为直线时,其值为零。令,

V=(vl+vr)/2, ΔV=vl-vr

由公式(13,(14)可以得到状态变量为Δθ,Δd的自动导向小车的状态方程:

$\left[\begin{array}{l}\text{d}\theta /\text{d}t\\ \text{d}d/\text{d}t\end{array}\right]=\left(\begin{array}{cc}0& 0\\ V& 0\end{array}\right)\left[\begin{array}{l}\theta \\ d\end{array}\right]+\left[\begin{array}{c}1/L\\ 0\end{array}\right]\text{Δ}V+\left[\begin{array}{l}\text{Δ}\theta \\ \text{Δ}d\end{array}\right](15)$

而在直线导向中,Δθ和Δd可以看作零。

式(15)描述自动导向小车左右轮速差ΔV与角度偏差θ和距离偏差d之间的关系。它可以看成是以小车角度偏差θ和距离偏差d为状态变量,以车辆左右轮速差ΔV为输入变量的状态方程,即可以通过控制自动导向小车左右轮的速度差来调节小车的角度偏差θ和距离偏差d[7]。

本文中系统被控过程的数学模型是线性定常的,适于采用二次型性能指标进行最优控制器设计。二次型性能泛函的一般形式为:

$\begin{array}{l}J=\frac{1}{2}({\displaystyle {\int }_0^{t{}_f}[}x{}^{{\rm T}}Q{}_1(t)x+u{}^{{\rm T}}Q{}_2(t)u]\text{d}t+\\ x{}^{{\rm T}}(t{}_f)Q{}_{0}x(t{}_f))(16)\end{array}$

式中,

Q1(t)—状态加权矩阵,为n×n维半正定矩阵;

Q2(t)—控制加权矩阵,为r×r维正定矩阵;

Q0(t)—终端加权矩阵,为n×n维半正定矩阵。

在工程实际中,Q1(t),Q2(t)是对称矩阵而且常取对角阵。

对于自动导向小车路径跟踪控制系统的控制目的是保持系统处于平衡状态,因此本文控制器设计实质是一种线性调节器设计问题。在小车运动过程中,控制器始终在起作用,因此可以认为系统终端控制时刻tf→∞,故本系统为无限时间线性调节器。此时,终端误差项已经没有意义,即终端加权矩阵Q0(t)取零[8]。

因此,最优控制器设计采用的性能指标函数表达式为:

$J=\frac{1}{2}{\displaystyle {\int }_0^{\infty }[}x{}^{{\rm T}}Q{}_{1}x+u{}^{{\rm T}}Q{}_{2}u]\text{d}t(17)$

可以看出,性能指标函数由两部分组成。

$J{}_1=\frac{1}{2}{\displaystyle {\int }_0^{\infty }x}{}^{{\rm T}}Q{}_{1}x\text{d}t,J{}_2=\frac{1}{2}{\displaystyle {\int }_0^{\infty }u}{}^{{\rm T}}Q{}_{2}u\text{d}t$

J1表示在调节过程中,偏离平衡状态的误差平方积分为最小。即当系统状态由于某种原因偏离了平衡状态时,能够在调节器的作用下,使系统恢复到平衡状态;J2是对控制能量进行限制,以防止控制作用进入饱和工作区。因为自动导向小车的调速机构的调速范围是有限的,相应的输入电压存在一定的有效工作范围。因此,最优控制是存在且唯一的,即:

u*(t)=-Q${}_2^{-1}$BTPx(t)-PA-ATP+PBQ-1BTP-Q1=0 (18)

式中,P为n×n维正定常数矩阵,满足黎卡提(Riccati)矩阵代数方程:

$\dot{x}(t)=(A-BQ{}_2^{-1}B{}^{{\rm T}}{\rm P})x(t)=(A-B{\rm K})x(19)$

设x(t0)=x0,则最优轨迹是下列线性定常方程的解,性能泛函的最小值是:

$J{}^{*}(x(t{}_0))=\frac{1}{2}x{}^{*{\rm T}}(t{}_0){\rm P}x(t{}_0)(20)$

具体求解过程可采用Matlab工具软件编程实现[9]。则系统的状态反馈增益矩阵为:

K=Q${}_1^{-1}$BTP (21)

采用无限时间状态调节器的控制系统,其闭环系统是渐进稳定的,即系统矩阵?A-BQ${}_2^{-1}$BTP」的特征值具有负实部,而不论原受控系统A的特征值如何。

4.2 仿真设计

仿真是以Matlab/Simulink为平台进行的,Simulink(Dynamic System Simulation)是Matlab的重要组件之一,它提供了一个动态系统建模、仿真和综合分析的集成图形环境,是进行基于模型的嵌入式系统开发的基础开发环境。Simulink支持线性与非线性系统、连续时间系统与离散时间系统、连续和离散混合系统,而且系统可以是多进程的。在实际做出系统前,可以利用Simulink预先对系统进行仿真和分析,并可以做出适当的实时修正,增强系统的性能,减少系统反复修改的时间,实现高效开发的目标[10]。

根据以往经验和反复调试[11],选取加权矩阵Q=diag([1,25]);R=1;计算得K=[1.5,5]。此时系统的阶跃响应如图4所示。可见最优控制下,在做到平滑响应时,系统的响应速度有所欠缺。为了方便观测,两个状态变量的初始状态取为相差不大的数值,仿真中取两个初始偏差为[1.2,0.6]T,通过Matlab的工作空间为仿真模型提供初始状态,并绘制状态变量曲线,结果如图5所示。

图中,红线和黄线分别表示状态变量距离偏差d和角度偏差θ的收敛情况。可以看出,在初始偏差的情况下,闭环最优反馈控制作用能使系统在12s内收敛到平衡状态。

4.3 实验结果

利用计算机编程实现最优控制,软件设计流程如图6所示。实验测得小车运行角度与距离偏差变化如图7、图8所示。

实验数据表明,最优控制基本消除了在偏差较小位置上的大幅抖动,可以做到平稳运行,但其上线速度稍慢,寻优的过程与控制器设计中的加权矩阵有直接关系,可以尝试调整它的大小重新计算。

5 结束语

仿真和实验表明:基于视觉引导的两轮差速转向AGV在转向或曲线运行时,路径跟踪可靠,控制性能良好。但由于最优控制器适应的偏差角范围较小,并且对于模型的准确性要求较高,因此对输入的偏差角精度要求较高。

参考文献

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[10]飞思科技.MATLAB7-辅助控制系统设计与仿真[M].北京:电子工业出版社,2005(3).

差速控制 篇5

关键词：车辆工程,电动轮汽车,差速转向,路感控制

0引言

电动轮汽车采用轮毂电机独立驱动技术, 通过控制左右车轮差速转矩, 可实现新型差速转向。 在电动轮汽车基础上, 发展一种新型差速转向系统, 使其同时融合主动转向和助力转向功能, 不仅能实现汽车轻便转向和驾驶员满意路感的完美融合, 还能使汽车的安全性与灵活性协调统一, 是一种理想的动力转向技术, 具有广阔的应用前景[1-3]。

目前, 国内外有关电动轮汽车的研究主要集中在动力学建模与驱动转矩控制方面。文献[4]建立了电动轮汽车整车模型、驾驶员模型和道路模型, 对低附着路面和极限概况下的电动轮汽车进行了动力学仿真, 并将其与纯电动汽车进行了对比分析。结果表明, 电动轮汽车具有更好的操纵稳定性。道路试验也验证了电动轮汽车在极限工况和低附着路面下的稳定性和可靠性。文献[5]根据电动轮汽车驱动/制动力矩独立可控的特点, 采用层次化结构的控制分配方法, 对电动轮汽车驱动/制动扭矩进行了优化控制来提高车辆的操纵稳定性。

对电动轮汽车的研究目前主要集中在电动轮驱动技术上, 对差速助力转向技术的研究还较少, 有限的几篇文献主要探讨差速转向原理[6-7]。文献[8]对电动轮汽车差速技术进行了实验研究, 验证了电动轮汽车差速系统在各工况下的实际性能, 但未针对转向路感等转向性能指标进行优化设计或提出具体控制策略。文献[9]设计了一种自适应模拟退火算法来对差速转向系统的转向路感进行系统参数优化, 但并未对转向路感进行实时控制。文献[10]建立了差速转向动力学模型, 提出了差速转向驱动转矩控制 (包括驱动转矩分配控制和横摆角速度反馈控制) 策略, 其仿真结果表明, 该控制策略能让汽车在不同工况下实现差速转向。文献所涉及的差速转向系统虽具有差速功能, 但未涉及动力转向系统的功能, 如电动助力转向和主动转向功能。新型差速转向不仅在结构上能实现差速转向功能, 还可以通过控制系统的力与位移传递特性, 使系统同时融合助力转向和主动转向功能, 实现驾驶员路感和汽车操纵稳定性的协调统一, 拓展传统动力转向系统的功能。

本文建立了新型差速转向及整车系统的动力学模型, 以鲁棒控制理论为基础, 设计了新型差速转向H∞-PID鲁棒控制器, 研究了新型差速转向路感控制机理。

1新型差速转向动力学建模

1.1整车三自由度模型

根据汽车转向特性, 汽车三自由度方程为[11]

式中, g为重力加速度;u为车速;ωr为横摆角速度;m为整车质量;ms为簧载质量;δ 为前轮转向角;α1为前轮侧偏角;α2为后轮侧偏角;φ为车身侧倾角;β为质心侧偏角;l为两前轮之间的距离;a为汽车质心至前轴的距离;b为汽车质心至后轴的距离;h为侧倾力臂;Ix为悬挂质量对X轴的转动惯量;Iz为汽车质量对Z轴的转动惯量;Ixz为悬挂质量对X、Z轴的惯性积;E1为前侧倾转向系数;E2为后侧倾转向系数;Cφ1为前悬架侧倾角刚度;Cφ2为后悬架侧倾角刚度;D1为前悬架侧倾角阻尼;D2为后悬架侧倾角阻尼;k1为前轮侧偏刚度;k2为后轮侧偏刚度;F1、F2为左右车轮的驱动力。

1.2轮毂电机模型

将三相永磁无刷直流轮毂电机作为电动轮驱动电机, 则电机电磁转矩可表示为

式中, Ka为电机转矩系数;iA为电机电流。

左右轮毂电机电磁转矩可分别表示为

式中, T1、T2分别为左右转向轮的驱动转矩。

1.3输出轴子模型

对转向柱输出轴及电机输出轴进行动力学分析, 得到:

式中, Je、Be分别为输出轴的转动惯量和阻尼系数;Tsen为扭杆的反作用转矩分别为输出轴转角、角速度和角加速度;ΔTm为电动轮前轮驱动力差形成的转向转矩;n1为转向螺杆到前轮的传动比;Tr为作用在输出轴上的反作用转矩。

对左右转向轮进行动力学分析, 可得

式中, rw为车轮滚动半径;Im为考虑轮毂电机转动惯量的电动轮等效质量;ω1、ω2分别为左右转向轮的转动角速度。

车轮在牵引力控制的作用下, 滑转率较小, 车轮转动角加速度也可以忽略, 则 ΔTm可进一步表示为

式中, d为轮胎拖距。

1.4输入轴子模型

对转向盘和转向输入轴进行动力学分析, 得到:

式中, Jh为转向盘、转向输入轴的动惯量;Bh为输入轴的黏性阻尼系数分别为输入轴的角速度和角加速度;Th为作用在转向盘上的转向转矩。

转矩传感器依靠扭杆的相对转动产生扭转变形, 扭杆受到的转矩与扭杆的扭转角度成正比:

式中, Ks为与输入轴相连的扭杆的刚性系数;θh为输入轴的转角;θε为输出轴的旋转角。

1.5齿轮齿条子模型

对齿条和小齿轮进行动力学分析, 可得

式中, mr为齿轮齿条的等效质量分别为齿条的阻尼系数、速度和加速度;rp为小齿轮半径;FTR为轮胎转向阻力及回正力矩等作用于齿条上的轴向力。

1.6轮胎模型

假设轮胎的特性是线性的, 并忽略转向引起的侧偏刚度变化, 可得动力学方程:

式中, Js1、Js2分别为左右转向轮绕其主销转动惯量;Bs1、 Bs2分别为左右转向轮的黏性阻尼系数;δ1、δ2分别为左右转向轮的转向角;A为左右转向轮绕主销的回正阻尼系数;C为左右转向轮绕主销干摩擦因数。

2路感控制策略

2.1转向路感

本文采用固定方向盘的方法来分析转向路感:一方面, 它能把路面干扰信息完全传递给驾驶员;另一方面, 固定方向盘后, 转向盘和转向输入轴连为一体, 减少了一个自由度, 便于分析。

从输出轴转角到输出轴所受阻力矩的传递函数:

式中, Km为左右轮毂电机转矩差增益。

由转向盘固定, 可得

Th=-Ksθe (12)

联立式 (11) 、式 (12) , 得到从输出轴所受阻力矩到转向盘输入转矩Th的传递函数 (定义为转向路感) :

2.2 LMI线性矩阵不等式

从理论上讲, H∞控制理论可以在保证控制系统稳定的前提下, 抑制外界干扰对被控对象的影响。该控制方法在转子系统的主动控制中得到了广泛的应用, 可以很好地满足系统的跟踪性能和鲁棒稳定性的要求。

在复平面的区域D, 如果存在一个对称的实矩阵L∈ Rm×n和一个实数矩阵M∈ Rm×n使得D = {z∈C:L+zM +zMT<0} (文中任意矩阵R <0表示R为负定矩阵, R>0表示R为正定矩阵) , 则称D是一个线性矩阵不等式区域 (LMI区域) [12]。LMI区域D的特征函数:

fD (z) =L+zM +zMT (14)

对于扇形区域 (顶点在原点, 扇角为2θ) , 矩阵值函数fD (z) 满足:

因而, 实数矩阵A在扇形区域稳定的充分必要条件是存在一个正定矩阵Xi (i=1, 2, 3) , 使得下列LMI成立[13]:

系统的暂态响应与其极点分布有很大的关系, 系统能够稳定的充分必要条件是它的极点分布在复平面的左半平面。当极点分布在一些特定的区域时, 能够刻画系统一定的指标S (α, γ, θ) , 如图1所示。

位于这个区域的点z=x+j y, x<-α<0, |x+j y|

2.3 H∞性能指标

考虑线性时不变的连续时间系统[14]:

式中, x (t) 表示系统的状态, x (t) ∈ Rn;w (t) 表示外部扰动输入, w (t) ∈ Rq;z (t) 为系统期望输出, z (t) ∈ Rr。

由式 (17) 可得系统从 ω 到z的传递函数T (s) =C (sI-A) -1B+D, T (s) 的H∞范数定义为其频率响应的最大奇异值的峰值, 即

对于上述系统, 设γ>0是一个给定的常数, 则以下条件是等价的:1系统渐进稳定且 ‖T (s) ‖ < γ;2存在一个对称矩阵P >0, 使得

2.4基于LMI的H∞鲁棒PID路感控制

以路感函数为控制对象, 对路感设计基于LMI的H∞鲁棒PID控制器, 其结构如图2所示。 其中, r为输入;e为偏差量;u为控制输入;w为零均值高斯白噪声, 其强度W>0, 初始状态x (0) 与w不相关;y为输出;C (s) 为PID控制器;E (s) 为转向路感的传递函数, 本转向系统的路感函数是可观的, 其形式为

PID控制器参数K = [KPKIKD]对于系统满足:1系统的闭环极点落在图1所示的扇形区域内, 并且存在正定矩阵Xi (i=1, 2, 3) , 使得系统稳定性条件 (式 (16) ) 成立;2从扰动w到被控输出的传递函数矩阵满足 ‖H (s) ‖∞<γ。

如果存在正定矩阵Q使以下线性矩阵不等式组有解

则PID控制器的参数为

3仿真分析

转向路感是转向系统的一个重要的评价指标, 满意的转向路感可以令驾驶员准确接收来自于路面的信息, 从而作出准确的判断, 避免事故的发生。为了能有效地分析转向系统的动态特性, 采用固定转向盘的方法, 研究转向盘固定时作用在扭杆上的转向盘把持转矩, 该把持转矩实质上是转向轮来自地面的干扰。

对于本路感系统, 要求其极点处于LMI区域左半平面内, 取α=0, θ=45°。取H∞范数γ = 0.1, 取扇形区域D的半径r=3000。代入式 (20) , 得到PID控制器的参数KP= 133.5752, KI=0.0001, KD=0.0058。则路感控制后效果如图3所示。

对比不同控制下的转向盘把持转矩幅频特性和相频特性可知:控制后, 新型差速转向系统的静态误差进一步减小, 响应进一步变快, 频带进一步变宽, 相频带较优化前变宽, 系统响应速度加快, 零频幅比增大, 系统精度进一步增大。由图3还可以看出, 低频情况下, 转向盘把持转矩的幅值几乎维持不变, 且H∞-PID控制时的频带更宽、幅值更大, 可保证驾驶员获得更好的低频有效信息; 高频情况下, H∞-PID控制对高频的路面噪声和干扰抑制较快, 有利于驾驶员获得较为满意的路面感觉。

由此可知, 基于LMI的H∞-PID路感控制器可使新型差速转向获得:1更小的静态误差; 2更好的低频有效信息;3更好地抑制路面噪声和干扰, 从而有效优化系统的转向路感。

4结语

差速器的铆接工艺 篇6

一汽技术中心研发的某款变速器总成的差速器壳体与从动齿轮首次采用铆接连接工艺, 相比以往螺栓连接方式, 在变速器运行时承受的载荷发生交互变化情况下, 具有联接强度稳定可靠、不易松动的优点。但目前此款变速器尚属于研发阶段, 其工艺尚未成熟, 差速器铆接缺乏专用铆接设备, 只能通过传统工艺方式实现。针对上述问题, 分析了施加压力过程中铆钉变形、应力分布以及变速器工作状态下铆钉受力等情况, 采用合理的压床压力及施压方式并设计了专用铆接工装, 在传统压床上实现了差速器壳体与从动齿轮的铆接。

2 铆接工艺应用分析

2.1 工艺技术

使用铆钉将两个或多个工件连接在一起的工艺方式称为铆接。其按应用情况分为活动铆接、固定铆接以及密封铆接。其工艺过程为:钻孔→锪窝→去毛刺→插入铆钉→顶模顶住铆钉→铆成形。20世纪60年代初, 瑞士贝瑞克公司为适应大工业生产对高质量、高效率、低能耗、低噪声的要求, 率先将摆动碾压原理运用于铆接行业。近年来随着对汽车经济性要求的提高, 汽车总成的轻量化及材料连接质量倍受关注。铆接工艺以其连接强度高、适合结构复杂及异种材料零件间的连接、操作工艺简单等优点被逐渐用于汽车制造。

2.2 工艺的难点

a.以往自主开发的轿车变速器总成中, 差速器壳体与从动齿轮采用螺接连接工艺, 没有差速器铆接工艺经验。

b.缺少专业铆接设备, 进行铆接工艺只能借助现有设备资源, 对传统压床压力及施压方式的控制较难。

c.此款变速器目前尚属研发阶段, 铆接工艺没有专用工装夹具, 铆接质量较难保证。

2.3 工艺的条件

a.铆钉。必须保证铆钉杆长度适宜。铆钉杆过长, 在铆接过程中会产生弯曲变形, 甚至被多次施压而损坏。如果铆钉杆过短, 则不能形成完整的铆钉头, 且在铆接过程中发生被铆件损坏的问题。

b.孔径。铆钉在钉孔中不允许太松。钉孔直径以比铆钉杆直径大5%~7%为宜。如果间隙太大, 即使形成外观良好的铆钉头, 铆钉杆也可能是弯曲的, 会削弱铆接强度。被铆件上钉孔的直线度也很重要, 否则会出现铆钉倾斜、弯曲等缺陷。

c.工装。铆接工装必须具有良好的尺寸精度, 铆接头表面具有较好的表面质量。铆接装置、支撑工具中心线与铆钉轴心线必须在一条直线上。否则形成的铆钉头将偏离铆钉轴心线或与铆钉杆成一角度, 出现被铆件表面损伤的问题。

d.装夹。被铆接工件夹紧力必须适当。如果被铆接件在铆接过程中没有完全夹紧或夹有铁屑等异物, 可能出现铆钉膨胀、板材之间出现缝隙或伞形凸起等情况, 使铆接装配失败。如果工件夹紧力过大, 工件上铆钉孔周围板材局部受挤压, 将形成材料的局部凸起。

e.铆接压力。铆接压力必须合适, 为形成铆钉头而进行的冲击次数也不能太多。过高的铆接压力会形成扁平铆钉头或产生与工件夹紧力过大同样的后果。而铆接压力太低, 则不能形成良好的铆钉头, 必须以增加铆接次数达到形成铆钉头的效果, 从而极易造成铆钉头的硬化和碎裂。

3 6MT差速器总成的铆接工艺

在6MT差速器总成试制过程中差速器铆接是关键工艺, 实现该工艺具有一定难度。此前一汽自主研发的变速器从未在该领域做过相关研究, 也没有任何的成熟经验。对其设计方法的可行性、工艺的合理性、工艺可操作性以及相应的保障措施等均需要在实践中探索和研究。本文对实现该工艺进行理论分析和试验验证。对铆接过程中铆接力的分布形式、材料变形趋势等进行分析计算。在合理利用现有设备资源情况下提出更改建议, 并辅以设计加工专用的铆接工装, 在普通压床上一次性成功实现了差速器壳体与从动齿轮的铆接工艺, 突破自主研发变速器中差速器传统铆接技术的瓶颈。

3.1 铆接成形力计算

采用压床施压冷铆工艺方法, 可以把铆钉成形过程近似视为圆盘类零件的模锻过程, 其锻造力[3]为:

式 (1) 中, σs为屈服极限, MPa;b为锻造飞边宽度 (可视为铆钉帽的宽度) , mm;h为飞边高度, mm;Fb为飞边投影面积, mm2;Fd为锻件本体投影面积 (钉孔面积) , mm2;d为锻件直径 (铆钉直径) , mm。

在6MT变速器差速器总成中, 铆钉直径d=12 mm, 钉孔直径d孔=12.15 mm, 铆钉材料为碳素钢ML10, 屈服极限σs=225 MPa。由d=12 mm, 可得出:b=4.5 mm, h=6.4 mm, Fb=233.46 mm2。由d孔=12.15 mm, 可得出:Fd=113.1 mm2。

代入公式 (1) 可得出锻造力:

铆钉铆接成形力形式见图1。

3.2 差速器铆接工装设计

为确保在普通压床上实现差速器铆接工艺, 除保证零件精度及压床适合的压力外, 铆接工装的尺寸精度、材料硬度及表面质量也是影响铆接质量的关键要素。设计并制造了一套专用的差速器铆接工装 (图2) 。

为保证工装的强度, 冲压部位的上冲头、下冲头、套及导柱材料采用了T10A碳素模具钢, 淬火处理硬度50~55 HRC, 其余各零件材料采用45钢, 调质硬度28~32 HRC。对与两侧铆接头接触的上、下冲头表面进行研磨处理, 以保证形成铆钉头的质量。

将下模板固定在压床工作台上, 将导柱、套、浮动板、下冲头依据图纸依次利用过盈配合或螺钉紧固与下模板进行装配, 上冲头与上模板进行压配后, 将上模板固定在压床工作台。工作过程中, 将从动齿轮与差速器壳体依次放置在下模板上, 由铆钉对二者进行对孔连接固定, 手动调整差速器壳体位置使各铆钉孔中心线与上冲头中心轴线对应在一条直线上, 然后起动压床施加压力完成铆接操作 (图3) 。操作完成后, 释放压床压力, 利用弹簧将浮动板复位。

4 铆接质量及精度检测

4.1 铆接质量检测

a.表面铆接质量检验。铆接完成后对铆接表面进行检测, 结果显示, 铆钉未出现堆积、裂纹、划伤、差速器壳体与从动齿轮连接表面变形等现象, 铆接部位表面光滑、连接可靠, 铆钉头尺寸符合图纸要求。

b.试验验证。将变速器总成进行装配后, 进行润滑、疲劳试验等台架测试项目。试验结果显示, 差速器铆接质量较好, 未出现开裂、松动等现象。

4.2 铆接精度检测

a.对差速器壳体进行全尺寸检测。其结果表明, 相比铆接前壳体尺寸精度无变化, 两侧半轴孔径同轴度, 铆接前为0.009 mm, 铆接后为0.011 mm, 符合图纸精度要求。

b.对从动齿轮铆接前后进行对齿检测。检测结果表明, 从动齿轮铆接后齿形倾斜误差和齿向倾斜误差无变化, 单一齿距误差无变化;周节累积精度铆接前为4级, 铆接后为5级;径向跳动铆接前为3级, 铆接后为4级。

上述差速器壳体及从动齿轮检测结果显示, 所进行的零部件铆接工艺能够满足总成精度的要求。

5 结束语

利用普通压床进行差速器的铆接工艺, 节约了专用铆接机设备的购置费用, 降低了新产品研发成本, 结束了一汽集团自主开发的轿车变速器采用螺接的历史, 积累了差速器铆接工艺的经验, 为后续同类产品研发、试制及应用奠定了基础。

参考文献

[1]成大先, 王德夫, 姜勇, 等.机械设计手册 (第三册) [M].北京:化学工业出版社, 1994.

[2]夏平, 唐应时, 吴安如.铆钉铆接装配应力的分析和计算[J].机械, 2003 (4) .

[3]罗子健, 尚保忠.金属塑性加工理论与工艺[M].山西:西北工业大学出版社, 1994.

[4]张军华, 党喜龙, 孙广成.一种新颖实用铆接工装的应用[J].机电元件, 2006 (3) .

差速器失效模式分析 篇7

我公司生产的差速器 (见图1) , 是运用比较广泛的对称式圆锥行星齿轮结构形式, 属于齿轮式差速器。其主要零件是由两个圆锥行星齿轮、一个行星齿轮轴、两个圆锥半轴齿轮、两个半轴垫片、两个球形垫片和差速器壳等组成, 两个行星齿轮分别套在一字轴轴颈上, 两个半轴齿轮与两个行星齿轮相互啮合, 并一起装在差速器壳内, 而行星齿轮轴是一根带锁止销的直轴。

差速器的失效模式

差速器的失效模式主要有行星轮轴和行星齿轮粘结 (见图2a) 、锁止销断裂 (见图2b) 、行星轮轴断裂, 更有甚者出现齿轮崩齿 (见图2c) 、差速器壳断裂 (见图2d) 等。

失效模式分析

从售后故障件差速器的拆解分析中发现以下共性:故障件润滑油的清洁度很差, 油污存积于各零件表面, 油污中含有大量的金属末或金属颗粒;故障件中的主从动齿轮、轴承、轮轴等摩擦表面都不同程度地发生了疲劳磨损或磨粒磨损 (见图3) 。

通过对金属颗粒收集和分析, 这些碎屑主要有来自主从动齿轮的表面剥落物或来自桥壳、减壳、差壳等内表面粘着的金属掉落。我们认为装配零件的清洁度差, 润滑油性能下降, 是导致差速器早期失效的根本原因。为此, 通过我公司的驱动桥综合性能试验台 (见图4) , 对差速器失效进行了模拟性试验, 以证实猜想。

具体试验方案:试验名称是差速器失效模式模拟试验。试验目的是分析差速器零件失效原因;试验设备为驱动桥综合性能试验台;试验条件为模拟车辆行驶过程的差速状况进行试验;润滑油状况, 用行驶了1万km以上的旧油, 油中含有大量的金属颗粒和微细颗粒, 油色乌黑, 黏糊;使用后桥总成全新零件进行试验。试验结果:行星轮轴上有划痕和积屑物, 轴承滚子上有明显划痕和点蚀, 轴承外环滚道有点蚀, 行星齿轮、半轴齿轮、球形垫片、半轴垫片磨痕均匀, 从动齿轮齿面上出现点蚀, 锁止销上有明显剪痕。

为了使试验更加有说服力, 又试着做了第二次试验。其他条件与上述相同, 不同之处为:润滑油使用生产线上所用新油;桥壳用上次做过差速试验的桥壳, 不再清洗, 其余零件为全新零件。试验结果:轴承外圈滚道有轻微划线, 行星轮轴上有环向磨痕, 与未磨损处相比较, 磨掉约0.01mm, 润滑油比较清洁, 透明度较好, 其余零件都属于正常磨损, 没有出现异常情况。

通过上面两次试验相比较, 显然第二次试验中零件失效情况没有第一次明显, 只有线痕, 没有出现划伤点蚀等情况。这是因为在润滑油中没有明显的金属颗粒, 通过检查桥壳, 只有一些末状物。行星齿轮、半轴齿轮表面润滑油膜没有被破坏, 处于正常润滑状态;油膜的完整使行星轮轴和行星齿轮孔的表面没有直接接触而受磨粒的碾压和划伤。

当润滑油中一旦混有金属颗粒或其他颗粒物等 (主要是指桥壳、减速器壳、差速器等零件清洗不干净, 有杂物或润滑油品质差、黏度低等情况) , 将会影响到润滑油膜的形成, 这些颗粒初期对零件表面造成擦伤及轻微的磨粒磨损, 由此, 破坏行星齿轮和行星轮轴之间的接触表面 (第一次模拟试验出现的状况) 。

1.行星轮轴和行星齿轮粘接失效模式分析

通过以上试验模拟得知:一旦润滑条件遭到破坏, 将会不断恶化, 摩擦副之间的摩擦力增大, 行星齿轮和行星轮轴之间的接触表面受到交变应力的反复作用, 发生接触疲劳磨损中的鳞剥磨损;同时考虑到差速器所在的工作温度 (大约100℃) , 摩擦副之间由于之前磨粒磨损对零件表面造成的划伤, 零件接触面之间将发生表面擦伤性的粘着磨损。当粘结点的强度高于摩擦副中较软材料的剪切强度时, 破坏将发生在离结合面不远的软材料表层内, 软材料转移到硬材料内, 这时候摩擦副由鳞剥磨损和表面擦伤性的粘着磨损转化为撕脱性粘着磨损, 由于行星轮轴心部硬度小于行星齿轮心部硬度, 故被撕脱的一方只能是硬度相对较低的行星轮轴, 行星轮轴被撕到较深处而形成沟槽。如果粘结点的强度远远高于摩擦副两材料的剪切强度, 而且粘结点面积较大时, 剪切破坏发生在摩擦材料的基体内。此时, 两表面出现严重磨损, 甚至使摩擦副之间咬死而不能相对滑动, 这在故障件中的失效模式中可以看到, 行星轮轴和行星齿轮粘结在一起, 不可分开。

2.锁止销失效模式分析

锁止销断裂也是经常见到的失效模式。通过对差速器的原理进行运动学分析, 正常情况汽车直线行驶时, 行星齿轮没有转动, 它和行星轮轴一起随着差速器公转, 行星轮轴和锁止销之间没有相对滑动, 锁止销受到的剪切力很小, 可以忽略不计。汽车在路面状况恶劣或拐弯时, 差速器行星齿轮才会转动。行星齿轮和行星轮轴发生相对转动, 它们之间产生摩擦力, 行星齿轮轴产生转动力矩, 行星轮轴将此传动力矩转移给锁止销, 锁止销在两端受到剪切力, 根据整车相关参数进行理论计算, 销子所受到的剪切强度远远小于锁止销所能承受的。锁止销材料为工具钢, 韧性好。到底什么原因会导致锁止销发生断裂?观察锁止销断裂伤口处, 断口宏观形貌没有明显的变形痕迹, 断口微观形貌呈明显的韧窝, 可判断锁止销受到较大的冲击力造成一次性断裂。通过上面的分析, 当行星齿轮和行星齿轮轴组成的摩擦副发生粘结磨损, 它们之间摩擦力增大, 形成了较大的粘着强度, 差速器齿轮在汽车转向运动中所受的动力转向传给阻止其转动的锁止销, 这个力对于锁止销是一个具有破坏性的剪切力, 超过了锁止销所承受的强度, 从而导致锁止销断裂。

3.行星轮轴断裂失效模式分析

在前面叙述的行星轮轴和行星齿轮粘结失效模式后, 锁止销没有断裂前, 行星轮轴会受到扭转作用力。这是因为在汽车行驶转弯中, 行星齿轮和行星轮轴发生相对转动, 此时行星齿轮和行星轮轴粘结一起, 锁止销阻止行星齿轮转动, 使行星轮轴受到锁止销和行星齿轮的扭转力偶作用。

锁止销发生断裂后, 失去对行星轮轴的锁紧作用。由于前面粘着磨损带来的碎屑, 在轮轴形成堆积物, 使行星轮轴产生偏向转动。飞速旋转的差速器将行星轮轴抛出正常位置, 凸出的一端碰到差速器外的机件上而产生冲击性弯曲力。这样行星轮轴在前期受到扭转力偶作用力和后期弯曲力的冲击作用下, 最终造成行星轮轴断裂。

4.差速器其他失效模式分析

差速器内部零件 (锁止销、行星轮轴断裂) 发生破坏后, 而驾驶员没有发现, 继续行驶, 这时差速器里面的行星半轴齿轮丧失了它们正常啮合条件, 再加上润滑条件的严重破坏, 就会出现齿轮崩齿。差速器行星半轴齿轮破坏, 差速器失去其功能, 在汽车拐弯行驶时, 差壳收到非正常的作用力, 差速器抱死, 当作用力大于差壳材料的破坏强度时, 就会出现差壳断裂。

5.差速器失效模式的综合分析

通过以上对差速器的各种失效模式分析, 它们之间是循序渐进、相关联系的。当然引起差速器的失效模式原因是多种多样的, 比如由于设计、制造、装配等方面综合因数影响。但润滑油清洁度差、润滑条件遭到破坏是差速器失效的一个重要原因。

改进措施

(1) 增加对差速器壳行星轮轴孔位置度和同轴度加工精度和测量频次, 保证行星轮轴和行星轮轴孔的合理配合;行星轮轴孔不过度偏向一方, 以免影响齿轮正常啮合。

(2) 对半轴垫片和球形垫片表面进行氮化处理, 增加其耐磨性, 避免由于差速器长期工作, 垫片过度磨损, 增大行星齿轮、半轴齿轮的间隙, 影响油膜的形成, 发生润滑不良。

(3) 严格控制后桥壳、减速器壳、差速器壳等装配的清洁度, 特别是润滑油的品质和清洁度等。

(4) 差速器总成装配方面, 在保证行星齿轮、半轴齿轮的间隙合格情况下, 增加对半轴齿轮转动阻力距的工艺要求。

结语

通过模拟试验验证和改进措施, 公司发生的差速器失效模式故障率大幅度降低, 挽回了经济损失, 赢得了顾客的赞誉, 并提高了公司的形象。

差速器壳体预钻孔加工 篇8

差速器壳体合件是轮式拖拉机转向系差速器中的重要部件之一, 其圆周面上径向孔的精度对于行星齿轮的装配要求有着重要的影响。对于精度孔的加工, 需要先预钻孔后精镗。传统的翻转夹具是在立钻上加工预钻孔, 存在操作繁琐、劳动强度大、加工效率不高等问题;而用立式加工中心, 精度虽有保证, 但单一钻孔加工效率不高, 对于批量不大的生产是大材小用, 无法发挥加工中心的优越性。

由此需要设计专机, 在满足零件加工要求的前提下, 降低劳动强度, 提高加工效率。

2 预钻孔专机的设计

基于差速器壳体品种繁多、结构相似, 我们选取其中一个典型零件进行分析。如图1, 零件材料QT450-10, 需加工的孔为4-φ14F7, 表面粗糙度为Ra3.2, 同轴度与位置度要求如图1所示, 并保证孔的中心与底面高度为25.2+0.15+0.05mm。初步确定该孔的加工为先预钻钻镗。下面着重阐述预钻孔专机的设计。

2.1 预钻孔专机方案拟定

对于该预钻孔夹具以零件底面和外圆准115-0.01-0.04mm定位, 因螺栓孔的位置度要求不高, 选用零件上的螺栓头的外圆粗定位控制轴向的转动自由度。零件的压紧采用中间伸出螺杆在顶面用开口垫圈配合球面螺母压紧。需要注意的是在考虑压紧结构的时候要避免定位结构受力, 定位的位置也要考虑刀具切削力的影响, 保证定位结构在加工过程中的定位精度。根据零件预钻孔大小为准13.5mm, 刀具选用浅孔钻, 为了适应它的刚性, 采用铣削头配合钻孔, 这样就可以省去夹具上的钻套, 使夹具更简洁。对于刀具的选择需要注意, 因该零件钻孔的面是圆弧曲面, 没有预钻中心孔, 对于不带钻套的浅孔钻刀具虽然刚性可以, 也会有一定的变形量, 所以为了更好地适应加工环境保证加工精度, 要选择主偏角Kr较小点的, 便于定心。对同轴的两孔采用两组机械滑台双向同时进给, 使零件对称受力, 保证两孔的同轴度要求。并在夹具上装配液压等分回转台, 实现高精度定位, 对相对应的不同位置孔进行加工, 实现一次装夹多工位加工, 保证了零件位置度, 同时避免了反复装夹的繁琐和多次定位误差, 提高了加工精度和效率。预钻孔专机总体结构如图2所示。后续的精镗原理上类似, 这里不再赘述。

1.侧底座2.机械滑台3.铣削头4.连接底座5.液压回转台6.夹具

2.2 设计计算与选型

(1) 首先根据零件材料QT450-10, 确定材料硬度为160~210HB, 抗拉强度为450MPa, 选择刀具的切削速度v和进给量f (切削参数以刀具厂家推荐为准) 。本设计选用带硬质合金刀片可转位钻头。可转位刀片钻头将钢制钻柄的韧性和硬质合金的耐磨性有机结合, 更换磨钝的可转位刀片, 而不是重磨刀片, 使用寿命长, 可靠性和精度都比传统钻头高。

(2) 确定铣削头转速和功率

根据公式确定铣削头转速, 式中n为铣削头转速, r/min;v为切削速度, m/min;d为刀具直径, mm。

硬质合金钻头加工铸铁件的切削用量计算如下:

轴向切削力切削扭矩

式中, F为轴向切削力, N;D为钻头直径, mm;f为进给量, mm/r;HB为布氏硬度:T为切削扭矩, N·mm;P为切削功率, kW。

为了适应多品种加工, 以最大的差速器壳体预钻孔D=21.5计算, 综合其他因素, 在满足切削功率的要求下, 保证铣削头正常工作, 最后选定铣削头的额定功率为4kW, 主轴转速为1000r/min。

(3) 滑台选型

因为是预钻孔, 对于孔的精度要求不是很高, 所以选用机械滑台就能满足加工要求。

根据刀具布置图上零件的加工深度, 确定走刀行程, 从而选择滑台的行程长度;

根据公式s=nf确定滑台工进速度, 式中, s为工进线速度, mm/min。

根据轴向切削力F, 确定滑台的最大进给力。最后综合上述数据以及铣削头的外形连接尺寸, 确定机械滑台的型号, 并选择相应的侧底座。

(4) 液压回转台选型

对于回转台的选型要根据夹具的外形和重量是否在规定范围内, 还有回转台的分度精度是否满足加工精度要求, 主要还要考虑切削力对回转台的倾覆力矩是否在范围以内, 最后就是根据零件的加工要求选择等分度数。该设计选用的是液压油缸驱动, 转台分度元件为端齿盘, 抬起式转位, 分度精度高的液压四等分回转台。

最后根据以上选择的型号尺寸, 综合考虑刀具的布置、工人的操作位置的合理性以及排屑等问题设计夹具的底座, 把滑台、底座及回转台合理地组合在一起。因为零件是铸铁, 刀具是硬质合金, 可以不用配备冷却系统。根据型号和加工动作要求, 配备液压系统和电器系统, 完成整机的设计。

3 结语

该专机采用两组机械滑台双向进给, 配合液压回转更换工位, 大大提高了加工的效率。组合机床对于大批量生产的零件很有优势, 但其本身结构固定, 加工品种单一, 灵活性不够, 不能很好地适应当代加工行业多元化的趋势, 这也是组合机床存在的普遍矛盾。加工中心的普及, 虽然解决了多品种加工问题, 但效率上不及组合机床, 而且成本较高。对于中国当前的经济水平, 专机的应用还是必要的, 关键在于应用场合, 以及如何灵活多变地去组合应用。该专机引入了液压回转台提高了自动化程度。由此引发的思考, 对于未来组合机床的应用, 在改进组合部件使其更利于调整组合方式的前提下, 还应该结合一些现代发展的科技产品, 包括液压气动机械、电子电器等等优化组合, 使其更好地适应多元化加工。

参考文献

[1]王先逵.机械加工工艺手册[M].北京:机械工业出版社, 2006.

[2]谢家瀛.组合机床设计简明手册[M].北京:机械工业出版社, 1994.