Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса. Постановка задач исследования 13
1.1. Аналитический обзор конструктивных особенностей привода колес прицепных звеньев активных автопоездов 13
1.2. Анализ математических моделей взаимодействия колесных движителей с деформируемыми грунтами 24
1.3. Анализ математических моделей автопоездов для решения различных задач динамики 45
1.4. Цель и задачи исследования 58
Глава 2. Математическое моделирование движения седельного автопоезда с активным и пассивным прицепным звеном в различных режимах и внешних условиях 60
2.1. Математическая модель прямолинейного движения двухзвенного седельного автопоезда по недеформируемому опорному основанию 61
2.1.1. Расчетная схема и основные допущения 61
2.1.2. Уравнения прямолинейной динамики седельного автопоезда 63
2.1.3. Моделирование взаимодействия движителя с опорным основанием 64
2.1.4. Определение нормальных реакций под колесами автопоезда 65
2.1.5. Определение момента сопротивления качению 67
2.2. Математическая модель прямолинейного движения седельного автопоезда по деформируемому опорному основанию 68
2.2.1. Модель взаимодействия колесного движителя с деформируемым опорным основанием 68 Стр.
2.2.2. Расчетная схема и основные допущения 72
2.2.3. Уравнения динамики прямолинейного движения автопоезда по деформируемому опорному основанию
2.3. Математическое описание связи между звеньями 77
2.4. Математическое моделирование силовой установки и трансмиссии 77
2.5. Программная реализация разработанных математических моделей 80
2.6. Выводы по главе 83
Глава 3. Стендовые испытания движителя и верификация математических моделей движения автопоезда 84
3.1. Стендовые испытания движителей 84
3.1.1. Описание экспериментальной установки 86
3.1.2. Информационно-измерительная система стенда 88
3.1.3. Калибровка тензозвеньев 96
3.1.4. Проведение тяговых испытаний 97
3.1.5. Обработка результатов тяговых испытаний 97
3.2. Верификация математической модели движения автопоезда 102
3.2.1. Исходная информация для проведения верификации математических моделей 102
3.2.2. Методика проведения верификации 106
3.2.3. Результаты верификации 108
3.3. Выводы по главе 111
Глава 4. Разработка закона распределения мощности в трансмиссии активного автопоезда и результаты теоретических исследований 112 Стр.
4.1. Обоснование возможности распределения мощности в трансмиссии автопоезда на основе измерения силовых факторов в сцепном устройстве 112
4.2. Закон распределения мощности между звеньями пропорционально силовым факторам в ОСУ 119
4.3. Сравнительная оценка тягово-динамических свойств и энергоэффективности движения активных автопоездов при различных законах распределения мощности в трансмиссии 126
4.4. Выводы по главе 130
Основные результаты и выводы по работе 132
Список литературы
- Анализ математических моделей взаимодействия колесных движителей с деформируемыми грунтами
- Моделирование взаимодействия движителя с опорным основанием
- Верификация математической модели движения автопоезда
- Закон распределения мощности между звеньями пропорционально силовым факторам в ОСУ
Введение к работе
Актуальность темы. Для развития различных отраслей экономики, а также для обеспечения обороноспособности страны важную роль играет доставка грузов различного назначения. Одним из способов повышения эффективности перевозочной деятельности является увеличение грузоподъемности транспортных средств, что достигается, в частности, за счет применения автомобильных поездов. Еще одним аспектом, обуславливающим широкое применение автопоездов, является необходимость транспортировки специальных грузов (в том числе тяжеловесных крупногабаритных и неделимых) по дорогам общего пользования и по бездорожью. Однако, зачастую, их применение ограничено из-за недостаточных тяговых свойств, когда речь идет о перевозке тяжелой техники, оборудования и вооружения в тяжелых условиях движения.
Для повышения тягово-динамических свойств известны различные конструктивные решения, одним из которых является создание так называемых активных автопоездов. Их основное отличие заключается в распределении мощности силовой установки не только на колеса тягача, но и на колеса прицепных звеньев. Активный привод колес прицепных звеньев предназначен для увеличения силы тяги транспортного средства путем использования силы тяжести, приходящейся на ведущие колеса прицепных звеньев. Активные автопоезда с успехом эксплуатируются в тяжелых условиях движения, их использование позволяет транспортировать грузы, когда это невозможно обычными полноприводными автомобилями.
Сдерживающих факторов широкого распространения активных (полноприводных) автопоездов достаточно много. Одним из них является недостаточный уровень исследований в части разработки законов и алгоритмов управления распределением мощности в их трансмиссиях, особенно, когда речь идет об индивидуальном приводе колес с помощью электромеханических и гидрообъемных систем.
Таким образом, задача разработки и создания законов распределения мощности в трансмиссии активного автопоезда имеет важное научное и практическое значение, решение которой позволит добиться повышения тягово-динамических свойств, проходимости и энергоэффективности движения автопоездов с активными прицепными звеньями.
Цели и задачи. Целью работы является повышение тягово-динамических свойств, проходимости и энергоэффективности движения седельных автопоездов с активными прицепными звеньями за счет распределения мощности в трансмиссиях на основе анализа силовых факторов в опорно-сцепных устройствах (ОСУ).
Для достижения цели в работе поставлены и решены следующие основные задачи:
разработаны математические модели прямолинейной динамики седельного автопоезда с активным полуприцепом по недеформируемому и деформируемому опорным основаниям;
разработанные математические модели реализованы в среде имитационного математического моделирования динамики систем MATLAB/Simulink;
проведены экспериментальные исследования динамики седельного автопоезда с целью сравнения результатов имитационного моделирования и натурных экспериментов для оценки адекватности разработанных математических моделей;
проведена адаптация экспериментальных характеристик взаимодействия одиночных движителей с различными видами деформируемых опорных поверхностей, полученных при стендовых испытаниях, для реализации в известном методе математического моделирования взаимодействия колесных движителей с деформируемыми опорными основаниями, основанном на интегральных характеристиках;
проведено теоретическое обоснование возможности повышения эффективности движения активных автопоездов за счет распределения мощности в трансмиссии на основе анализа силовых факторов в опорно-сцепном устройстве при динамическом взаимодействии звеньев и разработан закон управления электромеханической трансмиссией активного автопоезда;
с помощью имитационного математического моделирования
проведена сравнительная оценка тягово-динамических свойств,
проходимости и энергоэффективности движения седельного автопоезда в
различных внешних условиях при различных законах и алгоритмах
распределения мощности в трансмиссии, в том числе, при разработанном
законе управления электромеханической трансмиссией автопоезда на основе
анализа силовых факторов в опорно-сцепном устройстве.
Научная новизна работы заключается:
1) в создании математических моделей прямолинейного движения
седельного автопоезда по недеформируемому и деформируемому опорным
основаниям, позволяющих учитывать различный характер связи между
звеньями автопоезда, разные сочетания активных и пассивных звеньев,
разнообразие схем трансмиссии, а также законов и алгоритмов
распределения мощности по колесам тягача и полуприцепного звена.
Отличительные особенности моделей заключаются в следующем:
- учтено изменение вертикальной нагрузки в опорно-сцепном устройстве и
возможное рассогласование углов дифферента корпусов тягача и полуприцепа
в зависимости от условий и режимов движения седельного автопоезда;
- в математической модели электромеханической трансмиссии
активного автопоезда учтены ограничения, обусловленные динамикой
дизель-генераторной установки;
- в модели движения автопоезда по деформируемому опорному
основанию использованы адаптированные экспериментальные интегральные
(тягово-энергетические и тягово-сцепные) характеристики взаимодействия
одиночных движителей с опорными поверхностями в различных режимах,
полученные с помощью стендовых испытаний.
2) в разработке закона управления электромеханической трансмиссией
автопоезда, основанного на использовании силовых факторов в опорно-
сцепном устройстве и кинематических показателей. Теоретически
обоснована возможность повышения эффективности движения активных
автопоездов за счет распределения мощности в трансмиссии на основе
анализа силовых факторов в опорно-сцепном устройстве при динамическом
взаимодействии звеньев седельного автопоезда.
3) в результатах теоретических исследований динамики активного седельного автопоезда при различных внешних условиях, доказывающих возможность повышения тягово-динамических свойств, проходимости и энергоэффективности перспективных седельных автопоездов за счет применения разработанного закона управления электромеханической трансмиссией.
Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и результатов базируются на теоретических и экспериментальных исследованиях динамики автопоездов, а также на использовании апробированных методов имитационного математического моделирования и теории планирования эксперимента.
Практическая ценность работы заключается:
в разработке комплекса программ для ЭВМ, позволяющего имитировать динамику автопоездов при различных характерах связи между звеньями автопоезда, сочетаниях активных и пассивных звеньев, типах схем трансмиссии, а также законах и алгоритмах распределения мощности по колесам тягача и полуприцепного звена;
в методике адаптации результатов экспериментов на стенде типа «Грунтовой канал» для использования при математическом моделировании в виде тягово-энергетических и тягово-сцепных характеристик взаимодействия колесного движителя с опорным основанием;
в законе распределения мощности в трансмиссии активного двухзвенного седельного автопоезда, основанном на использовании силовых факторов в опорно-сцепном устройстве и кинематических показателей.
Реализация результатов работы. Результаты работы внедрены в ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», в ПАО «КАМАЗ», в НОЦ «Транспорт» НГТУ им. Р.Е. Алексеева, в ФГУП «ЦЭНКИ» КБ «Мотор», в НИИ СМ МГТУ им. Н.Э. Баумана, а также используются в учебном процессе при подготовке специалистов на кафедре колесных машин МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы заслушивались и обсуждались:
- на 77-й международной конференции ААИ «Автомобиле- и
тракторостроение в России: приоритеты развития и подготовка кадров».
Москва, 2012;
- на 1-й международной научно-практической конференции
«Машиностроение и инжиниринг в России и странах СНГ 2014».
Вязьма, 2014;
на научно-технических семинарах кафедры колесных машин МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва, 2015-2017;
на научно-техническом семинаре кафедры тягачей и амфибийных машин ГТУ МАДИ. Москва, 2015;
на конференции, посвященной 80-летию кафедры колесных машин МГТУ им. Н.Э. Баумана. Москва, 2016;
на 12-ом международном автомобильном научном форуме МАНФ «Интеллектуальные транспортные системы повышения энергоэффективности и безопасности движения». Москва, 2016.
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 8 научных работ, из них семь в ведущих рецензируемых научных изданиях,
рекомендованных перечнем ВАК РФ. Общий объем публикаций составляет 6,5 п.л., личный вклад соискателя – 2,9 п.л.
Структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы. Работа изложена на 145 листах машинописного текста, содержит 85 рисунков, 6 таблиц. Библиография работы содержит 118 наименований.
Анализ математических моделей взаимодействия колесных движителей с деформируемыми грунтами
Особая роль в решении проблем, связанных с перевозкой грузов в условиях бездорожья, отводится специальным внедорожным автопоездам [37]. Однако рост перевозок с помощью автомобильных поездов существенным образом сдерживается их недостаточной проходимостью и невозможностью в связи с этим широко применения в районах с неразвитой дорожной сетью.
Для повышения проходимости автопоездов (особенно большой грузоподъемности) применяют привод колес прицепов и полуприцепов [83]. Автопоезда с приводом на колеса прицепа или полуприцепа получили название активных. Вследствие того, что у активного автопоезда количество ведущих колес больше, чем у одиночного полноприводного автомобиля, проходимость его по «тяжелым» участкам местности значительно выше, несмотря на большую массу и грузоподъемность. Таким образом, активизация колес прицепа (полуприцепа) не только позволяет улучшить проходимость автопоезда по сравнению с одиночным автомобилем, но и превзойти его, при этом обеспечить транспортирование груза большей массы. Отсюда следует целесообразность создания активных автопоездов для особо тяжелых условий эксплуатации.
Привод активных прицепных звеньев может быть постоянного и периодического действия. Приводы постоянного действия имеют относительно малое распространение и применяются главным образом на большегрузных многозвенных автопоездах. На двухзвенных автопоездах обычно используются приводы периодического действия (бустерного типа) [86]. По типу трансмиссии системы привода активных осей прицепных звеньев подразделяют на механические, гидрообъемные и электрические. Возможны две конструктивные схемы механического привода: с передачей крутящего момента обычной карданной передачей и через шкворень седельно-сцепного устройства. Существенным недостатком первой схемы является ограничение угла складывания между тягачом и полуприцепом предельно допустимыми углами карданных шарниров (до 45), что значительно ухудшает маневренные свойства. Такой привод находит широкое применение в активных автопоездах с одноосными тягачами.
Для улучшения маневренности автопоездов с передачей крутящего момента карданной передачей британская компания Multidrive использует сцепное устройство с двойным механизмом сочленения (Рис. 1.1). Для устранения необходимости работы карданной передачи на критических углах введен поворотный стол задней тележки полуприцепа. Такое сцепное устройство обеспечивает повышенные углы продольной (до ±15), поперечной (до ±10) и горизонтальной (до ±100) гибкости.
Активные автопоезда компании Multidrive: а – танковый транспортер MTM30-40; б – сельскохозяйственная машина M8-40 8х8 Отбор мощности для привода колес прицепного звена при такой схеме осуществляется от заднего моста тягача, который выполняется проходным. Для обеспечения подвода дополнительного момента на задние ведущие мосты модернизации требует также раздаточная коробка тягача. Схема компоновки агрегатов трансмиссии активного автопоезда (колесная формула 88) с приводом прицепа такого типа представлена на Рис. 1.2. Рис. 1.2. Компоновка агрегатов привода типа «Multidrive»: 1, 2, – ведущие мосты тягача; 3 – механизм сочленения; 4, 5, – промежуточные опоры; 6 – поворотный механизм; 7, 8 – ведущие мосты полуприцепа
Как показывает опыт компании Multidrive [42], такой тип привода наиболее рационален для автопоездов с колесной формулой 88. Недостатком схемы является уязвимость элементов привода прицепного звена при движении по пересеченной местности, а также сложность операций сцепки и расцепки.
В нашей стране работы над созданием активных автопоездов велись с конца 50-х годов. За основу большинства советских конструкций был принят механический привод ведущих колес полуприцепов от трансмиссии буксировавших их тягачей. Отбор мощности производился от раздаточной коробки, далее крутящий момент передавался через специальное проходное опорно-сцепное устройство (ОСУ) и систему угловых (конических) редукторов и карданных валов на ведущие мосты полуприцепов. В результате разработок советских автозаводов и СКБ были изготовлены различные образцы активных двухзвенных автопоездов военного назначения [60], некоторые примеры представлены на Рис. 1.3. После испытаний ряда экспериментальных конструкций наиболее эффективными были признаны автопоезда с колесной формулой 10x10, состоявшие из трехосных полноприводных седельных тягачей и активных двухосных полуприцепов со всеми ведущими односкатными колесами.
Моделирование взаимодействия движителя с опорным основанием
Как отмечается в [11], математической моделью (ММ) называют совокупность математических объектов (чисел, символов, множеств и т.д.) и связей между ними, отражающих важнейшие свойства проектируемого технического объекта. В рамках имитационного математического моделирования процесс движения колесной машины требует разработки расчетной динамической схемы для математического описания системы; выбора метода реализации на ЭВМ; разработки алгоритмов и программ расчетов; численного исследования на ЭВМ.
ММ целесообразно выполнять состоящей из некоторого набора моделей подсистем, которые можно выделить, используя принцип изолирования и независимости. Объединение подсистем должно производиться с помощью определенной расчетной схемы, которая разрабатывается на основе всестороннего анализа конструкции и с учетом всей совокупности факторов, влияющих на процесс движения автопоезда.
Известны два различных класса ММ движения КМ для решения задач прямолинейной динамики: с учетом системы подрессоривания [10, 75] и без учета этой системы [64, 70]. В первом случае учитывается динамика неподрессоренных элементов ходовой системы, нелинейность характеристик упругих и демпфирующих элементов. Такого рода модели эффективны при исследовании динамики КМ как при движении по неровностям, так и по ровному опорному основанию. Второй класс моделей рассматривает движение КМ как твердого тела. Эти модели пригодны для исследования движения КМ по ровному опорному основанию. Для реализации этих моделей не требуется дополнительной информации о характеристиках системы подрессоривания, упругих и демпфирующих характеристиках шин и т.д.
В этой связи, для исследования эффективности законов распределения мощности между звеньями автопоезда целесообразно использовать модели движения автомобиля без учёта вертикальных колебаний, поскольку это позволяет, с одной стороны, в полном объеме решить задачи, связанные с динамикой прямолинейного движения по ровному опорному основанию в различных условиях и режимах, а с другой, добиться улучшения показателей опорной проходимости, не обращаясь к дополнительной информации о других системах автомобиля, которой разработчик, зачастую, не располагает.
Построение математической модели движения седельного автопоезда рассмотрено на примере четырехосного автомобиля-тягача с индивидуальным приводом колес и активного трехосного полуприцепа. Приняты следующие основные допущения: рассматривается прямолинейное движение автопоезда по ровному опорному основанию; система симметрична относительно продольной оси автопоезда, т. е. условия движения левого и правого бортов одинаковые; колеса одного борта также находятся в одинаковых условиях. В рассматриваемом случае при равенстве нагрузок под колесами левого и правого бортов автопоезда вместо пространственной можно воспользоваться более простой плоской расчетной схемой, которая представлена на Рис. 2.1. Это позволит упростить модель и ускорит время расчетов. Однако, если поставлена задача исследовать движение автопоезда с различными условиями под каждым бортом, то математическая модель используется в исходном варианте с отдельными уравнениями динамики для каждого колеса. а
В качестве начала координат для каждого из звеньев выбрана проекция центра масс на опорную поверхность (точки O1 и O2 для тягача и полуприцепа, соответственно), ось X параллельна опорной поверхности и направлена в сторону движения, ось Z – перпендикулярна опорной поверхности. Расчетная схема пассивного полуприцепа представлена на Рис. 2.2.
В системах уравнений (2.1) и (2.2) приняты следующие обозначения: і = 1...7 - номер оси автопоезда; тх и т2 - масса тягача и полуприцепа, соответственно; V\ и Vi - продольное ускорение центра масс тягача и полуприцепа, соответственно; RXi - продольная реакция колес /-ой оси автопоезда с опорным основанием; G1 и G2 - вес тягача и полуприцепа, соответственно; /к - момент инерции колес /-ой оси; к - угловое ускорение колес /-ой оси; Мк - крутящий момент, подводимый к колесам /-ой оси; rdi - расстояние от оси /-го колеса до опорного основания (принято равным радиусу чистого качения); - угол наклона опорной поверхности; крх - продольная составляющая силы в ОСУ; Pw - сила сопротивления воздуха; М/, - момент сопротивления качению колес /-ой оси.
Верификация математической модели движения автопоезда
Для адекватной работы математической модели движения автопоезда по деформируемой опорной поверхности необходимо использовать в модели тягово-сцепные и тягово-энергетические характеристики взаимодействия колеса с грунтом, которые могут быть получены по результатам стендовых или полигонных испытаний.
Экспериментальные исследования, как отмечается в [88], должны проводиться в разных скоростных режимах (для учета реологии опорного основания), при различном числе проходов колеса по колее и разных режимах качения. Существует два основных вида испытаний шин: лабораторные и полигонные. Испытания в лабораторных условиях по сравнению с полигонными имеют ряд существенных преимуществ:
В реальных условиях движения КМ пневматические шины одновременно испытывают различные виды нагружения, которые взаимосвязаны и приводят к сложному деформированию. Поэтому на современных стендах стремятся создать возможность исследования шин под действием нескольких приложенных усилий, что позволяет приблизить лабораторные испытания к работе движителя в реальных условиях эксплуатации.
Для проведения экспериментальных исследований взаимодействия колесного движителя с деформируемым опорным основанием известны различные конструкции стендов, часть из которых представлена на Рис. 3.1. то, что они рассчитаны на испытания движителей ограниченной размерности, преимущественно для легковых автомобилей. В данной работе для получения интегральных характеристик взаимодействия использованы результаты испытаний шины 28,1R26 (модель ФД-12М) на стенде СИБ-1М (Рис. 3.2), разработанном в Н А Т И . Д а н н ы й с т е н д с о з д а н для испытаний тракторных шин, в связи с чем возможно проводить исследования колесных движителей большого диаметра при значительных вертикальных нагрузках. 3.1.1. Описание экспериментальной установки
Испытательный стенд СИБ-1М предназначен для получения следующих функциональных характеристик колесного движителя:
Конструкция стенда показана на Рис. 3.2 и включает станину 1, каретку 2 с полуосью 5, опорную поверхность (стол) 7, электродвигатели, насосы, гидроцилиндры и пульт управления. Стол стенда свободно перемещается на восьми катках 8 с роликовыми подшипниками, что сводит к минимуму потери при движении стола и каретки. Перемещение стола обеспечивается как при помощи гидроцилиндра (ведомый режим), так и от момента колеса (ведущий режим). Каретка стенда, прикрепленная к полуоси, на которой крепится колесо 6 с испытываемой шиной, перемещается по вертикальным направляющим. Восемь катков в раме каретки исключают ее заклинивание от вертикальных сил и момента, создаваемого колесом. Создание крутящего момента и вращение колеса осуществляется путем раскручивания усилием гидроцилиндра цепи 3 со шкива, имеющего шлицевое соединение с валом полуоси. Нормальная нагрузка на колесо осуществляется гидроцилиндром или винтом 4. Изменение усилия, создаваемого гидроцилиндрами производится с пульта управления. Величины перемещений определяются посредством измерения линейных расходов. Величины усилий, развиваемых гидроцилиндрами в процессе испытаний, фиксируются тензометрическими датчиками, установленными в силовых цепях.
Конструкция стенда СИБ-1М: 1 – станина; 2 – каретка; 3 – цепь механизма крутящего момента; 4 – винт нормальной нагрузки; 5 – полуось; 6 – колесо с шиной; 7 – опорная поверхность (стол); 8 – катки стола 3.1.2. Информационно-измерительная система стенда
Контрольно-измерительная система стенда СИБ-1М состоит из датчиков, тензометрического усилителя, блока сопротивлений и АЦП в составе ИП 264. В конструкции стенда использованы следующие датчики:
Рабочая часть звена представляет собой стальной стержень прямоугольного сечения с наклеенными на него датчиками (рисунок 3.4). Рабочий датчик состоит из двух сопротивлений, наклеенных на противоположные грани стержня, расположенные в вертикальной плоскости симметрии. Рабочий датчик R1 воспринимает только деформации растяжения. Компенсационный датчик R2 состоит из двух сопротивлений, наклеенных на противоположных гранях стержня в направлении, перпендикулярном к растягивающей силе, и поэтому не подвергается деформации.
Для лучшей чувствительности четыре датчика наклеивают на внешнюю и внутреннюю стороны кольца (Рис. 3.6). Все четыре датчика включаются в измерительный мост в качестве четырех его плеч, что повышает чувствительность прибора. Для балансировки моста служит потенциометр R5 с большим сопротивлением. Для регистрации данных датчиков тягового усилия используется АЦП 1.
Принцип действия индуктивного датчика заключается в следующем: при изменении магнитной индукции в обмотке от прохождения зубьев (из ферромагнитного материала) в зазоре датчика в катушке b1 (Рис. 3.8) возникает переменная ЭДС, которая усиливается встроенным в датчик усилителем, выполненном на транзисторе VT1. Частота выходных импульсов пропорциональна частоте прохождения зубьев через зазор датчика. Переменная ЭДС, возникшая в катушке b1, через разделительный конденсатор С1 подается на базу транзистора VТ1. Резисторы R1 и R2 служат для задания режима транзистора VТ1. Резистор R5 служит «развязывающим» фильтром в цепи питания. Питание датчика осуществляется от стабилизированного источника [76].
Провода, выводимые от проволочных тензодатчиков, заключены в изоляционные трубки. Тензодатчики и провода в целях гидроизоляции покрыты эпоксидным составом.
Усилитель 8АНЧ-7М (Рис. 3.9, а) состоит из 8-ми однотипных усилителей (каналов) и отдельного блока питания. Работа одного из каналов усилителя происходит следующим образом (Рис. 3.9, б): датчик Д и обмотки полумоста П - выходного трансформатора усилителя мощности образуют мост, который запитывается от генератора Г напряжения несущей частоты через усилитель мощности УМ. При деформации меняется сопротивление, происходит разбаланс, моста и на его диагонали появляется напряжение несущей частоты, модулированное напряжением деформации. Это напряжение через усилитель У и подается на фазочувствительный детектор ФД, который выделяет сигнал модулирующей частоты (напряжение деформации). Получаемый на выходе сигнал пропорционален величине измеряемой деформации.
Тензометрический усилитель 8АНЧ-7М: а – общий вид; б – блок-схема одного канала усилителя Для обработки аналоговых сигналов в состав информационно-измерительной системы входит аналого-цифровой преобразователь (АЦП). АЦП характеризуется следующими основными параметрами: быстродействием, разрядностью преобразования, диапазоном входного напряжения и его полярностью (однополярный и двухполярный), типом интерфейса связи с управляющим контроллером. В информационно-измерительной системе стенда СИБ-1М используется АЦП в составе комплекса ИП 264 (Рис. 3.10).
Закон распределения мощности между звеньями пропорционально силовым факторам в ОСУ
Для работы алгоритма управления необходимо определить границы регулирования. Источником первичной информации для алгоритма управления служит величина и направление вектора силы в сцепном устройстве. Во избежание «набегания» полуприцепа на тягач принято, что эта сила всегда должна быть положительна. При движении активного автопоезда по дорогам с усовершенствованным покрытием или с частичной загрузкой необходимая сила тяги значительно уменьшается, и для экономии топлива привод полуприцепа целесообразно отключать. В связи с этим, необходимо определить значение силы в сцепном устройстве, которому будет соответствовать порог отключения привода полуприцепа. Для этого произведены тестовые заезды автопоезда полной массы при пассивном и активном приводе колес полуприцепа. Методика состоит в следующем: Автопоезд разгонялся на ровной горизонтальной опорной поверхности до максимальной скорости. В ходе заезда измерялась продольная составляющая силы в ОСУ (Pкрx). Результаты представлены на Рис. 4.8.
Порог отключения привода выбран при минимальной силе (10 кН), необходимой для буксирования прицепа полной массы по ровной горизонтальной дороге (коэффициент сцепления хіоо% = 0,6, коэффициент сопротивления качению fo = 0,015). Полная мощность АСУ используется при увеличении крюковой нагрузки до 50 кН, что для рассматриваемого автопоезда соответствует установившемуся движению на подъем с уклоном 5% (2,87). Максимальная скорость пассивного автопоезда при этом снижается до 6,53 м/с, что в три раза меньше его максимальной скорости на горизонтальной опорной поверхности (20,07 м/с).
После определения диапазона, в котором необходимо осуществлять управление степенью использования мощности ТЭД, необходимо выбрать закон изменения hпр. Рассмотрены три варианта управления приводом колес полуприцепа в заданном диапазоне (Рис. 4.9). В первом варианте изменение мощности происходит по линейному закону, во втором и третьем - по экспоненциальному: пр = а е кр (4-2) где а и Ъ - коэффициенты, определяющие вид кривой (для кривой 2 а = 1,57; Ъ = 19,58; для кривой 3 а = 13,7; Ъ = 144,6).
Закон управления приводом активного полуприцепа по значению продольной составляющей силы в ОСУ (Pкрx): 1) если значение Pкрx 10 кН, то привод отключен (hпр = 0); 2) если значение Pкрx 50кН, то привод задействован полностью (hпр = 1); 3) если значение Pкрx лежит в диапазоне от 10 до 50 кН, то степень использования мощности ТЭД полуприцепа определяется значением hпр (Рис. 4.9).
Необходимо провести ряд вычислительных экспериментов, по результатам которых можно определить, какой из представленных вариантов управления приводом обеспечивает наиболее эффективное движение автопоезда.
Произведены тестовые заезды автопоезда при различных вариантах привода колес полуприцепа: пассивный режим и три случая регулируемого привода. Моделировалось движение на подъем 12 (при x100% = 0.6) и 2(при x100% = 0.1). Результаты представлены на Рис. 4.10.
Изменение скорости автопоезда при движении на подъем 12 (а) и на подъем 2 (б) при различных законах управления: 1 – линейный; 2 – положительная экспонента; 3 – отрицательная экспонента На участках подъема с высоким коэффициентом сцепления (Рис. 4.10, а) использование подключаемого привода позволяет существенно повысить скорость движения автопоезда, а при подъеме на опорном основании с низким коэффициентом сцепления (Рис. 4.10, б) значительно уменьшается время разгона до максимальной скорости. Однако при движении на опорных поверхностях с переменным коэффициентом сцепления закон распределения мощности пропорционально силе в ОСУ не позволяет достичь высоких результатов. Для примера, на Рис. 4.11 – 4.12 представлены результаты заезда на подъем 15 с высоким коэффициентом сцепления (x100% = 0,6), который через 10 метров сменяется на низкий (x100% = 0,1). При наезде тягача на участок с низким коэффициентом сцепления его колеса последовательно начинают буксовать (Рис. 4.11). Уменьшается суммарная сила тяги, а соответственно и сила в ОСУ (Рис. 4.12, а). Пропорционально уменьшению Pкрx снижается hпр (Рис. 4.12, б), и в результате автопоезд теряет подвижность.