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基于AMESim双筒叠加阀片式充气减振器建模与仿真_马天飞

第49卷第12期2013年6月

机械工程学报

JOURNAL OF MECHANICAL ENGINEERING

Vol.49 No.12

Jun. 2013

DOI：10.3901/JME.2013.12.123

基于AMESim双筒叠加阀片式充气减振器

建模与仿真*

马天飞崔泽飞张敏敏

(吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室长春 130022)

摘要：以某乘用车前悬架双筒叠加阀片式充气液压减振器为研究对象，通过对其工作原理进行分析，建立该减振器在各种工况下的数学模型。基于该减振器的数学模型，在多领域系统仿真分析软件AMESim中搭建其详细的仿真草图模型。考虑到叠加阀片的非线性弹性特性，根据叠加阀片的等效厚度计算公式，在有限元分析软件Abaqus中建立阀片的有限元模型，仿真得出阀片受力与变形曲线，再将曲线数据导入AMESim模型中进行系统仿真。仿真结果表明，减振器速度特性曲线和示功图与试验数据吻合良好，符合工程实际要求，证明所建AMESim模型的正确性。基于AMESim模型研究该减振器的气体反弹力、活塞缝隙和常通节流孔等几个关键设计参数对减振器阻尼特性的影响，并得出几个重要的结论。仿真模型可用于指导减振器的关键参数的设计与性能预测。

关键词：减振器 AMESim 气体反弹力叠加阀片阻尼特性

中图分类号：U463

Modeling and Simulating of the Gas-precharged Dual-sleeve Shock Absorber with Multiple Valve Plates Using AMESim

MA Tianfei CUI Zefei ZHANG Minmin

(State Key Laboratory of Automotive Simulation and Control, Jilin University, Changchun 130022)

Abstract：The gas-precharged dual-sleeve shock absorber with multiple valve plates of a passenger car is submitted to study. A mathematical model which includes all kinds of cases is built based on the working principle of the shock absorber, A detailed simulation sketch model is built using the multi-domain system simulation software-AMESim based on the mathematical model of the given shock absorber. According to the equivalent thickness formula of superposition throttle-slices, a finite element method model of the multiple valve plates in the shock absorber is built using Abaqus considering the non-liner features in the deformation of the valve plates. The deformation curve with varied force applied on the valve plates is acquired in abaqus. Further, an advanced simulation model focusing on the entire shock absorber system is built in AMESim using the data gathered in the previous simulation in Abaqus. The simulation indicates that the velocity performance curve and the indicator diagram acquired from the model fit well compared with those from the testing data, and the simulation model is considered to be correct and meets actual requirements. In the last part, the affection on the performance of the shock absorber caused by gas resilience, piston aperture and liquid-filled piping is studied, and several important conclusions are reached. The simulation model can be used as a performance forecast and key parameters design of the shock absorber.

Key words：Shock absorber AMESim Gas resilience Multiple valve plates Damping features

0 前言

减振器是汽车悬架的重要组成部件，其性能的好坏直接影响着车辆的平顺性、安全性与操纵稳定性。传统的减振器开发需要经历反复的设计制造、试验分析过程，开发周期长，研制成本高，而且产

* 吉林省科技支撑计划资助项目(20106003)。20121029收到初稿，20130410收到修改稿品质量不可靠。因此，利用计算机建模仿真技术对减振器进行性能分析和优化设计已成为提升减振器研发水平的重要手段之一[1-2]。

在减振器建模仿真过程中，国内外学者已建立了多种仿真模型，这些模型各有优缺点，适用范围也各不相同，比较有代表性的如LANG[3]于1970年建立的包含83个参数的减振器集总参数模型，用于研究高频畸变问题，但模型过于复杂，且所需参数依赖于试验测试；KARADAYI等[4]于20世纪80年

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代建立的由弹性元件、阻尼元件、摩擦元件、间隙元件等组合而成的等效参数模型，用于汽车系统动力学和振动仿真分析，但其仿真结果仅适用于低频工况；在国内，叶全勇等[5]利用等效线性阻尼的方法，提出分段线性模型；徐中明等[6-7]利用AMESim 研究了滑阀式和位移相关减振器的阻尼特性。归纳起来所建模型可分为物理参数模型、等效参数化模型和非参数化模型[8]。

弹性阀片式液压减振器，可采用增加叠加节流阀片的片数、改变叠加阀片的厚度或采用不同直径的调整垫圈等措施，改变减振器的阻尼特性，且具有很好的非线性特性，是目前汽车上应用最多的减振器[9]，但目前研究较少。本文以某乘用车前悬架双筒阀片式充气减振器为研究对象，阐述其工作机理，基于其数学模型，在AMESim中建立该减振器的仿真模型，仿真并进行验证。最后基于该模型研究了气体反弹力、活塞缝隙与复原阀常通节流孔等关键参数对减振器阻尼特性的影响。

1 阀片式液压减振器数学模型

1.1 结构与模型假设

该液压减振器结构如图1所示。减振器的工作过程分复原行程和压缩行程。随工况的不同减振器内部阀系处于不同状态，液压油流动情况也有所不同，导致减振器表现出了不同的外特性。液压油流动可应用流体力学缝隙流动、管嘴流动、薄壁小孔节流理论进行分析。

图1 液压减振器结构

阀片式减振器是一个复杂的非线性系统，其阻尼特性受环境温度、油液黏性、活塞相对工作缸运动速度以及悬架动行程等多种因素影响，为简化计算，现做以下假设。

(1) 在减振器一个工作循环内，其内部油液温度保持不变。

(2) 忽略减振器内部油液压力和温度变化引起的弹性变形。

(3) 某一瞬时，被研究区域内的压力处处相等。

(4) 减振器在工作过程中不产生气泡。

(5) 除了复原阀、流通阀、压缩阀、补偿阀和

活塞与工作缸之间的缝隙所产生的压降外，别处的

流体能量损失忽略不计。下面就基于上述假设，建

立减振器复原行程中阻力产生的数学模型。

1.2 减振器数学模型的建立

根据减振器的结构图可以建立其物理模型如

图2所示。

图2 液压减振器物理模型

将活塞和活塞杆作为一个整体考虑，对其进行

复原行程受力分析可得平衡方程

()+()()()()

d h u h g g x x

F t p t A p t A A p A p t A

=?++

即

()(()())()()

()

u d h g d

g g x x

F t p t p t A A p t

A p A p t A

=???×

()()()()

ud h g db

F t p t A A p t

=??×

(())()

g b g x x

A p t p A p t A

??+ (1)

式中，()

F t为减振器所产生的阻尼力；()

p t为复原

时上腔压力；()

p t为复原时活塞下腔压力；()

p t为

补偿腔压力，也就是充气压力；

p为大气压力；

()

p t为活塞上下压差；()

p t为底阀上下压差；

()

p t为缝隙两端的压差；

A为活塞截面积；

A为

活塞杆截面积；

A为泄漏面积。以上是计算减振器

阻尼力的基本模型。下面将详细介绍在减振器复原

行程中各个阶段压差的产生过程。

1.2.1 减振器复原阀开阀前

在活塞相对工作缸低速运动时，活塞上腔压力

较小，不足以克服弹性阀片预紧力，油液只能经活

塞孔、复原阀常通孔流入下腔，故

()()()

h h g

Q t v t A A

=? (2) 式中，()

v t为活塞相对工作缸的运动速度，()

Q t为

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125

流经活塞的油液流量。

活塞上下压差()ud p t 可看成由两部分组成：①活塞孔的节流作用产生的压差1()ud p t ；②复原阀上

的常通节流孔产生的压差2()ud p t ，即 ()ud p t =1()ud p t +2()ud p t (3)

测量得活塞孔长与孔径的比值大于4，故减振器油液在此孔中的流动可视为细长孔中的流动，而

常通节流孔孔长与孔径的比值约为2.6，故常通孔属于厚壁小孔。由流体力学理论可得

124

128()h e

ud k e Q t l p n d μ=π (4) 221()2h ud A k Q t p h l n ρε??=????

(5) 式中，e l 为等效活塞孔长度；k n 为阀片缺口数；e

d 阀片缺口等效直径；μ为油液动力黏度；ρ为油液

密度；ε为小孔的流量系数；1h 为带孔节流阀片厚

度；A l 为孔的宽度。

1.2.2 减振器复原阀初次开阀

随着活塞相对工作缸运动速度的增加，减振器

上腔的压力也随之增大，当作用在复原阀片的压力

up F 达到弹性阀片预紧力时，复原阀打开。此时有

up F =1ud p +2ud p (6) 与开阀前相似，油液经活塞孔、开阀后形成的环形缝隙进入下腔。活塞上下压差仍由两部分组成：

① 活塞孔的节流作用产生的压差1ud p ；② 复原阀

片变形后形成的圆环平面节流缝隙产生的压差

2ud p ，即

236()ln bf

h kf ud r

Q t r p μδ=π (7)

2ud dp up p A F

k δ?= (8) 式中，δ为节流阀片开度；kf r 为复原节流阀片的阀口位置半径；bf r 为复原节流阀片外半径；dp A 为复原阀垫片的受力面积；k 为节流阀片刚度。1ud p 与开阀前计算方法相同，在此不再赘述。 1.2.3 减振器复原阀二次开阀

当复原阀节流阀片达到最大开度max δ时，由式

(8)可确定二次开阀速度点2k f v ，当活塞速度大于

2k f v 时，δ=max δ。与初次开阀前类似，此过程中活塞上下压差也可看成由两部分组成：① 活塞孔的节

流作用产生的压差1ud p ；

② 复原阀片变形后形成的固定的圆环平面节流缝隙产生的压差2ud p ，即

max

6()ln bf

h kf

ud r

Q t r P μδ=π (9) 1.2.4 减振器补偿阀计算分析

补偿阀阀片的刚度很小且没有预紧力，当减振

器下腔压力小于补偿阀内充气压力时即打开，此时

底阀上的压差db p 主要是由补偿阀片变形产生的圆环平面节流缝隙引起的，故有

()()d g Q t v t A = (10)

db bp b b

p A

k δ= (11) 1

6()ln bf d

kf db b

r Q t r p μδ=π (12) 式中，b δ为补偿阀阀片开度；()d Q t 为流经底阀的流量；1kf r 为补偿节流阀片的阀口位置半径；1bf r 为

补偿节流阀片外半径。 1.2.5 活塞缝隙的阻尼分析活塞缝隙属于环形偏心缝隙，其流量由剪切流量和压力流量两部分组成。剪切流量与速度和节流缝隙大小有关，在本研究中活塞速度较小，因此只

考虑压力流量。取偏心率 1.0e =，则其压力与流量

关系为

12()() 2.5x H

x H H

Q t L p t D μδ=π (13) ()()()x H H Q t v t D d =? (14) 式中，()x Q t 为流经缝隙的流量；H L 为活塞与工作

缸之间的接触长度；H δ为缝隙大小；H D 为工作缸

直径；H d 为活塞直径。最后将各阶段求的压差代入平衡方程式(1)即可求得减振器在复原行程中的阻尼力。由于减振器压缩行程的分析与复原行程类

似，在此不作详细讨论。 2 利用AMESim 建模仿真与验证

2.1 阀片刚度的有限元分析

由于本文所研究的减振器阀片(图3)属于典型的几何非线性结构，用线性弹簧不能很好地模拟其节流特性，因此在有限元分析软件Abaqus 中建立了复原阀和压缩阀有限元模型(图4)，利用叠加阀片等效厚度设计原则

[10]

，仿真出复原阀阀片和压缩阀

阀片的力与变形曲线，如图5所示。

图3 液压减振器复原阀阀片

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图4 液压减振器阀片有限元模型

图5 液压减振器阀片力与变形曲线

由图5可知，复原阀阀片刚度比压缩阀阀片要大，这就使得减振器复原行程提供的阻尼力比压缩行程的要大，这也跟实际情况相符。 2.2 液压减振器的AMESim 仿真模型

基于以上的数学模型和阀片的有限元分析，在

AMESim 中建立了液压减振器的仿真模型，如图6所示，主要参数如表1所示。

图6 液压减振器AMESim 仿真模型

模型中建立了减振器的上腔、下腔、补偿腔以

及各种阀系模型，同时考虑了泄漏和气体反弹力的影响。HSK 模拟了活塞上的孔，利用BH0013短管

子模型进行计算；

CTK 模拟复原阀和压缩阀片上的表1 仿真模型主要参数表

参数

数值

活塞直径/mm 32 活塞杆直径/mm

22 活塞与工作缸之间缝隙/mm 0.04 补偿腔内径/mm 45.8 复原阀阀片最大升程/mm 0.4 压缩阀阀片最大升程/mm

0.4 油液密度/(kg/m 3) 845.5 油液绝对黏度/(mPa ·s) 20.76 油液体积模量/ MPa 1 700 油液温度/℃ 20 补偿腔充气压力/MPa 0.6 复原阀预紧力/N 125 压缩阀预紧力/N 50 常通节流孔流量系数

0.82

常通孔，采用BH0011固定阻尼孔来计算；FYF 用来模拟复原阀，其中弹簧采用SPR003A 可变刚度弹

簧子模型，其数据输入由第2.1节的有限元模型计

算得出；

LTF 和BCF 分别模拟了减振器的流通阀和补偿阀，它们都是没有预紧力的单向阀。DFK 模拟了底座上8个短孔，仍采用BH0013子模型；YSF 模拟了减振器的压缩阀，仍采用变刚度弹簧子模型，其数据输入来自压缩阀片的有限元仿真输出；CYG 模拟了减振器的储液缸，储液缸下面是油液，上面充满了低压氮气，这样可以增大补偿腔向减振器下腔的回油能力，同时可减小噪声。 2.3 AMESim 仿真模型验证

仿真与试验的输入都依据减振器台架试验标准QC/T545，采用正弦激励的方式，具体参数如表

2所示。

表2 激励函数参数表

试验行程/mm

试验速度/(m/s)

频率/Hz

100 0.131 0.42 100 0.262 0.82 100 0.524 1.67 100 0.786 2.50 100 1.048 3.33

通过在AMESim 仿真模型中设置批参数仿真

得出的示功图如图7a 所示；利用EMA4K 可移动式减振器特性试验台系统(图８)测试得到5个频率下的试验示功图(力-位移曲线)如图7b 所示。

该试验台系统由工作台面、横梁和立柱组成试件的装夹框架，磁电式激振装置固定在工作台面下的厢体内，位移传感器和速度传感器与活塞杆固连在一起。

2013年6月马天飞等：基于AMESim双筒叠加阀片式充气减振器建模与仿真

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图7 减振器示功图曲线

图8 EMA4K减振器特性试验台系统和试件

从图7、8可以看出，仿真结果与试验数据吻合良好，从而证明了模型的准确性。

下面对比减振器在标准正弦测试(振幅50 mm，频率1.67 Hz)条件下，仿真与试验的速度特性曲线，仿真曲线如图9所示，试验曲线如图10所示。

图9 AMESim仿真速度特性曲线

图10 液压减振器试验速度特性曲线

图10中描述的是对同一根减振器在相同条件下做三次试验所得到的曲线，可知该减振器的试验结果一致性较好。通过对比仿真与试验得到的速度特性曲线，二者吻合良好。同时可以得到该减振器复原行程的开阀速度点大约为0.2 m/s。

3 关键参数对阻尼特性的影响

在所建立的减振器AMESim仿真模型基础之上，分别研究气体反弹力、活塞缝隙和常通孔截面积等几个关键参数对减振器阻尼特性的影响。

3.1气体反弹力的影响

充气式减振器是在减振器补偿腔上部充入一定体积的低压氮气，以提高减振器在复原行程中向下腔的回油能力，防止减振器发生空程畸变，同时具有降低噪声、使减振器工作更加平稳等好处。在AMESim中设置充气压力参数(初始值为0.6 MPa)，在标准正弦测试条件下批运行处理，仿真得到的示功图如图11所示。

从图11可看出，当减振器充气压力低至0.1 MPa 时，示功图出现了畸变现象，即阻尼力在某一区间(正向压缩34～50 mm)突然降至很小；随着充气压力的增大，压缩行程受到的阻力越来越大，复原行

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图11 不同充气压力下仿真示功图

程的阻力越来越小。当充气压力达到2.0 MPa 时，压缩行程的阻力明显大于复原行程的阻力，显然不符合实际悬架的设计原则。因此减振器补偿腔内的充气压力不能过小，也不能太大，一般实际减振器的充气压力为0.4～0.6 MPa 。 3.2 活塞缝隙的影响

下面研究活塞与工作缸之间泄漏缝隙对其性能的影响，在标准正弦测试下，缝隙值在0.04～1.00 mm 变动，初始值为0.04 mm 。仿真得到的减振器阻尼力如图12所示。

图12 不同缝隙下减振器阻力图

由图12可看出，随着活塞缝隙的增加，减振器复原行程和压缩行程的阻尼力都减小。但对复原行程的阻尼力影响更大，这是因为复原阀安装在活塞上，所以活塞缝隙对它的影响比较大，而对压缩阀影响较小。当缝隙达到1.00 mm 时复原行程的阻尼力几乎为零。因此活塞与工作缸之间的缝隙不可过大，同时也不能太小，太小会增大活塞与工作缸之间的摩擦力。

3.3 复原阀常通节流孔的影响

通常减振器复原阀常通节流阀片四周会开有一些小孔，以便在低速段(复原阀未开启)提供一个

较大的阻尼力。下面研究这些小孔对减振器阻尼特性的影响。以复原阀上常通节流小孔为例，在标准正弦测试下，小孔的等效直径从0.4 mm 变化至1.0

mm ，初始值为0.6 mm ，仿真得到其示功图与速度特性图如图13、14所示。

图13 不同小孔直径减振器示功图

图14 不同小孔直径减振器速度特性图

从图13、14可以看出，小孔的直径越小，在低速段它所能提供的阻尼力就越大，复原阀的开阀速度点也越小。这就意味着车辆在一般路面行驶，

悬架振动很小时，减振器复原阀就要不停地打开关闭，严重影响了减振器的使用寿命，因此常通孔的直径不应过小；当小孔直径达到1 mm 时，可以看出速度特性曲线近似为直线，也就是说在悬架振动速度很高时复原阀也不会打开，这样复原阀就失去了价值，因此常通孔直径也不宜设计得过大。压缩阀阀片上的常通孔讨论与此类似，因此不再赘述。 3.4 压缩阀阀片预紧力的影响

减振器内部的压缩阀和复原阀组件均属于卸荷阀，其作用是防止减振器内部油液压力过大而导致其损坏减振器。作为卸荷阀，其预紧力是很重要的一个参数，预紧力的大小严重影响着减振器的阻尼特性。下面以压缩阀预紧力为讨论对象，研究其大小对减振器阻尼特性的影响。在标准正弦测试下，

2013年6月马天飞等：基于AMESim双筒叠加阀片式充气减振器建模与仿真129

分别取压缩阀预紧力为20 N、50 N、80 N进行批处理，仿真得到其示功图与速度特性图如图15、16所示。

图15 不同预紧力减振器示功图

图16 不同预紧力减振器速度特性曲线

从图15、16可以看出，压缩阀阀片预紧力越大，减振器所能提供的最大压缩阻尼力也越大，开阀速度点也越大。因此阀片预紧力对减振器所能提供的最大阻尼力和开阀速度有很大的影响，在减振器设计过程中要尤为重视。复原阀阀片预紧力讨论与此类似，因此不再赘述。

4 结论

本文利用AMESim建立了弹性阀片式充气减振器的仿真模型，研究不同参数对其阻尼特性的影响，得到以下结论。

(1) 通过试验验证了利用AMESim软件建立的液压减振器仿真模型正确可信。

(2) 充气式减振器的充气压力过大会导致减振器压缩行程的阻尼力变得很大，最终导致汽车悬架变得很硬，影响其舒适性；过小会导致储油缸向减振器下腔补油不及时，产生畸变现象。

(3) 活塞与工作缸之间的缝隙设置要适中，过大导致减振器失效。过小会使活塞与工作缸之间的摩擦力变得很大，同样影响减振器性能。

(4) 复原阀(压缩阀)阀片上的常通孔的大小会影响其开阀速度。常通孔过小则开阀速度小，导致其工作频繁；过大则阀门作用丧失。

(5) 压缩阀(复原阀)阀片预紧力的大小会影响减振器所能提供的最大阻尼力和开阀速度。预紧力越大，减振器所能提供的最大阻尼力和开阀速度都增大，相反都减小。

综上所述，通过调整模型参数可以获得不同的减振器阻尼特性，能够为设计出适合不同系统要求的减振器指明工作方向。

参考文献

[1] HERR F，MALLIN T，LANE J，et al. A shock absorber

model using CFD analysis and easy5[R]. SAE，

1999-01-1322，1990.

[2] DUYM S W R. Simulation tools，modeling and

identification，for an automotive shock absorber in the

context of vehicle dynamics[J]. Vehicle Sys. Dyna.，

2000，33：261-285.

[3] LANG H H. A study of the characteristics of automotive

hydraulic dampers at high stroking frequencies[D].

Michigan, USA：University of Michigan，1977.

[4] KARADAYI R, MASADA G Y. A nonlinear shock

absorber model[J]. ASME，1989，12：149-165.

[5] 叶全勇，俞德孚. 车辆悬架减振器外特性非线性的等

效线性计算[J]. 兵工学报，1994(1)：22-29.

Quanyong，YU Defu. Equivalent linearized calculation of the nonlinear outer performamce of shock

absorbers[J]. Introducing Journal of China Ordnance，

1994(1)：22-29.

[6] 徐中明，张玉峰，李仕生，等. 筒式液压减振器AMESim

建模与仿真[J]. 重庆理工大学学报，2010(3)：1-6.

Zhongming，ZHANG Yufeng，LI Shisheng，et al.

Modeling and simulation of automotive hydraulic shock

absorber using AMESim[J]. Journal of Chongqing Institute of Technology，2010(3)：1-6.

[7] 徐中明，李仕生，张玉峰，等. 行程敏感减振器阻尼

特性仿真与试验[J]. 兵工学报，2011(9)：1077-1082.

Zhongming，LI Shisheng，ZHANG Yufeng，et al.

Damping characteristics simulation and experiment of

stroke-sensitive shock absorber[J]. Introducing Journal of

China Ordnance，2011(9)：1077-1082.

机械工程学报第49卷第12期

130 [8] 李世民，吕振华. 汽车筒式液阻减振器技术的发展[J].

汽车技术，2001(8)：10-16.

LI Shiming ，Lü Zhenhua. The development of

cylindrical fluid resistance shock absorber technology[J]. Automobile Technology ，2001(8)：10-16.

[9] 周长城. 汽车减振器设计与特性仿真[M]. 北京：机械

工业出版社，2012.

ZHOU Changcheng. The design and characteristic simulation of automobile shock absorber[M]. Beijing ：China Machine Press ，2012.

[10] 周长城. 减振器叠加节流阀片的研究[J]. 北京理工大

学学报，2006，26(8)：681-684.

ZHOU Changcheng. Study on suerposition thtottle-slices of damper[J]. Transactions of Beijing Institute of Technology ，2006，26(8)：681-684.

作者简介：马天飞，男，1970年出生，博士，教授，硕士研究生导师。

主要从事整车NVH 特性研究。 E-mail ：mtfmyy@https://www.wendangku.net/doc/c417146881.html,

崔泽飞，男，1988年出生。主要从事整车NVH 特性研究。 E-mail ：

cuizf11@https://www.wendangku.net/doc/c417146881.html,

第2届上银优秀机械博士论文奖——佳作奖

机床热误差鲁棒补偿技术研究

作者：尹玲

毕业学校：华中科技大学指导教师：陈吉红李斌

热误差是影响机床加工精度的关键因素，在机床总误差中占40%～70%，严重影响加工质量。近年来随着现代工业的快速发展，“高精高效”的加工要求愈显急迫，实现机床热误差的有效补偿，同时保证加工过程的运行可靠性和稳定性，成为了目前亟待解决的问题。

热误差建模、测量及补偿是热误差补偿控制系统的三个组成部分，在机床实际运行中，加工工况的复杂多变、测量系统的异常故障和补偿可能带来的机床冲击等不确定因素不可避免的会对系统造成干扰，影响热误差补偿控制系统的运行可靠性和稳定性。此外，目前国内热误差补偿的实施往往止步于数控系统之外，这在相当大的程度上降低了热误差补偿的效果，制约了热误差补偿技术的应用与推广。为此，本文围绕“机床热误差鲁棒补偿技术”展开系统深入的研究，重点解决机床热误差的鲁棒补偿方法和热误差补偿在数控系统的嵌入集成两方面难题。本文的主要研究内容如下。

为了解决热误差模型对工况变化的鲁棒性问题，首先针对多种加工工况条件下的机床热特性，采用有限元分析方法，定性分析了机床工况-温升-热变形的瞬态和稳态特性，研究了工况参数与机床热特性之间的变化规律。继而，针对变工况参数对机床热特性的影响，开展多种工况下热误差的试验研究，研究机床在变工况下的温升-热误差规律，确定了影响机床热特性的特征工况参数(进给速度、主轴转速和环境温度)，突破了传统的直接映射温度与热误差的建模方式，将特征工况参数引入热误差模型，建立了对工况变化具有强鲁棒性的混合参数LS-SVM 机床热误差预测模型。

为了解决热误差补偿对在线测量系统异常故障时的鲁棒性问题，对在线测量系统发生异常故障时的热误差补偿鲁棒保障技术进行了研究，提出了基于机床温度区域特征的在线测量系统故障诊断与自修复方法，引入假设检验和D-S 证据理论算法准确诊断异常故障传感器，采用线性回归模型对异常数据进行自修复处理。实现在线测量系统在异常情况下的无中断连续运行，保证热误差补偿控制的连续性和安全性。

为了解决热误差实时补偿在数控系统中的嵌入集成和补偿的鲁棒稳定性问题。对通用误差在数控系统的嵌入式补偿方法进行了深入研究，提出了嵌入式前馈热误差补偿方法。通过对数控系统内核的深入分析，设计了误差补偿在数控系统三个层次的嵌入接入方式。进一步，为了解决热误差补偿可能带来的机床冲击，对嵌入到内核插补层的实时热误差补偿进行了补偿稳定性研究，给出了基于稳定性约束的误差补偿算法，实现对位置相关和位置无关热误差的具有鲁棒性的稳定补偿控制。

最后，为了解决热误差补偿控制系统在数控系统的嵌入式集成问题，深入研究了基于现场总线的华中8型数控系统，在其二次开发集成平台的支持下，研制了热误差补偿控制的测量与建模单元，并通过现场总线技术实现了与数控系统的集成，同时，采用在数控系统内核插补层的接入技术，实现了实时热误差补偿模块与数控系统的深度融合。

对所研究的热误差补偿控制技术进行了现场测试验证，通过在两种机床上进行的测试试验，验证了嵌入集成的热误差补偿功能的有效性。