Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Обзор опубликованных работ и задачи диссертации.. 7
1.1. Установившийся режим торможения автомобильного колеса 7
1.2. Неустановившийся режим торможения автомобильного колеса
1.3. Необходимость применения в тормозных системах автомобилей ABC 19
1.4. Влияние неровности дороги на процесс торможения колеса автомобиля 21
1.5. Задачи диссертации 27
Глава 2. Теоретическое решение задачи неустановившегося торможения автомобильного колеса 29
2.1. Модель колеса и основные допущения 29
2.2. Описание процесса торможения в докритической зоне - S диаграммы 32
2.3. Описание процесса торможения в закритической зоне (Р — S диаграммы 42
Глава 3. Экспериментальное исследование процесса торможения автомобильного колеса при колебании нормальной нагрузки 45
3.1. Конструкция стенда для исследования процесса торможения автомобильного колеса 45
3.2. Измерительные системы и регистрирующая аппаратура. Тарировка датчиков 53
3.3. Методики определения основных величин и зависимостей, используемых в аналитическом описании ... 66
3.4. Режимы и методика эксперимента 79
3.5. Результаты эксперимента 81
Глава 4. Моделирование процесса торможения колеса на ЭВМ 86
4.1. Упрощение аналитического описания 86
4.2. Применение аналитического описания для исследования нециклического алгоритма функцианирова-ния ABC с целью повышения тормозной эйюктив-ности автомобиля при торможении на неровной дороге 93
Результаты работы и выводы 104
Литература 106
Приложение
- Влияние неровности дороги на процесс торможения колеса автомобиля
- Описание процесса торможения в докритической зоне - S диаграммы
- Методики определения основных величин и зависимостей, используемых в аналитическом описании
- Применение аналитического описания для исследования нециклического алгоритма функцианирова-ния ABC с целью повышения тормозной эйюктив-ности автомобиля при торможении на неровной дороге
Введение к работе
В "Основных направлениях экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года", принятых ХХУІ съездом КПСС говорится, что необходимо улучшать качество строительства, ремонта и содержания дорог, уделив особое внимание повышению безопасности движения.
В настоящее время плотность и интенсивность движения автомобильного транспорта неуклонно растёт, а это требует повышения безопасности движения. Выполнение требования повышения безопасности движения может быть осуществлено путём улучшения качества дорог и организации движения на них, а также за счёт повышения безопасности самих транспортных средств. Основная роль отводится активной безопасности транспортных средств, поскольку решение этой проблемы обеспечивает предотвращение дорожнотранспортных происшествий /ДТП/, сохранность техники, грузов и, главное, жизни людей.
Статистические данные показывают, что до 50$ всех ДТП происходит в связи с недостаточной надёжностью и эффективностью тормозных систем автомобилей, поэтому необходимо в дальнейшем вести работы по улучшению тормозных качеств автомобиля. Одним из путей решения данной задачи является оснащение тормозной системы автомобиля антиблокировочной системой /АБС/.
В автомобильной промышленности ведутся исследования по разработке различных типов АБС. Освоение производства АБС намечено Минавтопромом на 80-е годы. Опытные образцы АБС, подготовленные в ШШАвтоприборов совместно с автозаводами, проходят всесторонние испытания.
Однако, применяемые в автомобилестроениии АБС, а также разрабатываемые варианты этих устройств имеют значительное сходство
5 по конструкции и законам функцианирования с аналогичными устройствами, используемыми в авиации. Основной причиной такой аналогии является то, что впервые АБС начали применять в тормозных системах самолётов, что повысило их тормозную эффективность и значительно улучшило устойчивость при торможении на взлётно-посадочной полосе /ВПП/. Автомобильное колесо при качении по реальным дорогам имеет иногда значительно отличные условия работы от условий колеса самолёта, тормозящего на ВШІ.
Автомобильные дороги, в зависимости от вида дорожного покрытия и его состояния, имеют широкий диапазон коэффициента сцепления /от 0,8 до 0,01 /. Кроме того,большое влияние на качение автомобильного колеса оказывает неровность опорной поверхности, как основной фактор, от которого зависит сцепление колеса с дорогой.
Известно, что автомобили, оснащённые современными АБС, при экстренном торможении на бетонной сухой опорной поверхности с сильно выраженной волнистой неровностью имеют тормозной путь больший по сравнению с автомобилями, не оснащёнными АБС, в тех же условиях. Кроме того, автомобильные АБС должны работать в широком диапазоне скоростей движения, включая самые малые. При циклической работе снижение частоты срабатывания АБС уменьшает нижний предел скорости движения колеса, при котором ещё срабатывает АБС. С другой стороны, уменьшение частоты срабатывания АБС приводит к более глубокой модуляции тормозного момента, что отрицательно оказывается на полноте тормозной диаграммы, а значит, и на тормозной эффективности.
Выше изложенное позволяет считать, что изучение вопроса неустановившегося торможения автомобильного колеса является важной научно-технической задачей, решение которой повысит активную безопасность автомобиля.
Целью данной работы является изучение процесса торможения автомобильного колеса при колебании нормальной нагрузки, а также определение закона управления ДБС, применение которого позволит повысить тормозную эффективность автомобиля при движении по неровной дороге.
Влияние неровности дороги на процесс торможения колеса автомобиля
Все исследования по динамике процесса торможения колеса ведутся с целью повышения тормозной эффективности, управляемости и устойчивости автомобиля. По имеющимся данным /40/ около 17 аварий на сухой дороге, 32% на мокрой и 72 на льду происходит в связи с заносом автомобиля при экстренном торможении. Таким образом, решение проблемы торможения автомобиля с максимальной эффективностью при сохранении его устойчивости и управляемости является актуальной современной проблемой. Один из наиболее перспективных способов решения проблеїлн - применение АБО в тормозной системе автомобиля.
Созданию АБС посвящены исследования советских и зарубежных учёных. Известны работы в этой области Балакина В.Д..Беленького Ю.Б., Гапояна Д.Т., Гредескула А.Б., Генбома Б.Б., Гуревича Л.В., Ечеистова Ю.А., Ил арионова В.А., Капустина В.В., Меламуда H.S., Морозова Б.И., Нефедьева Я.Н., Петрова В.А., Петрова М.А., Пчелина И.Н., Фрумкина А.К.,
История развития устройств, предотвращающих блокирование колеса при торможении, насчитывает уже не один десяток лет и не одну сотню всевозможных конструкций /37/. При поиске лучших конструктивных решений пройдены этапы механических и электромехани 20 ческих устройств. На современном этапе развития АБО является сложной системой автоматического управления торможением автомобиля. Тормозная система автомобиля, снабжённого АБС, имеет структурную схему аналогичную показанной на рис.6 /2/. Элементами АБС в этой схеме являются датчик угловой скорости колеса, блок управления и модулятор давления в приводе.
Практически все известные в настоящее время АБС являются релейными системами, работающими циклически. Блок управления БУ вырабатывает логические команды на основе информации, поступающей от датчика угловой скорости. По команде БУ модулятор увеличивает и вновь уменьшает давление в приводе тормозов, в связи с чем происходит торможение и растормаживание колеса соответственно.
Поскольку работа АБС призвана обеспечить торможение автомобиля с максимальной эффективностью при сохранении его устойчивости и управляемости в процессе торможения, то необходимо выбрать ту точку или участок на If диаграмме, реализуя которую можно в лучшей степени выполнить требования, предъявляемые к системе. Такой точкой является точка с параметрами tp= Pmex S-S коитмч В работе Петрова М.А. /41/ говорится, что наилучшие показатели тормозной эффективности будут соответствовать достаточно высоким показателям устойчивости колеса при торможении, если в качестве режима работы колеса в составе АБС будет выбран вариант, соответствующий максимальной реализации сцепления.
Для обеспечения работы тормозящего колеса в зоне реализации максимальной тормозной силы предлагаются различные законы управления - алгоритмы функцианирования АБС, а также различные конструкции систем. Число патентных источников по этому вопросу превышает 10 тысяч /2/.
Несмотря на обилие предложенных алгоритмов функцианирова 21 юга общим для них является то, что в установившемся режиме работа АБО характеризуется автоколебаниями относительно заданной точки регулирования /31,32,33/. Частота колебаний составляет 3 - 8 Гц в пневматических приводах и до 20 Гц в гидравлических /12/.
На основе циклического алгоритма работы с достаточно большими перепадами тормозного момента отечественным и зарубежным исследователям удалось создать ряд конструкций АБО, которые позволили значительно улучшить устойчивость и управляемость тормозящего автомобиля /31,33/ при некотором повышении тормозной эффективности.
Основными причинами недостаточной по сравнению с ожидаемой эффективности является влияние колебания предельного момента по сцеплению в контакте колеса с дорогой. Изменение условий сцепления вызвано, в основном, воздействием на колесо неровностей дороги, а также нестабильностью коэффициента сцепления.
Изучением микропрофиля дороги и его влиянием на работу автомобильного колеса, подвески, трансмиссии и всего автомобиля в целом занимается ряд советских и зарубежных исследователей: Кнороз В.И., Кравец В.Н., Ротенберг Р.В., Пархиловский И.Г., Певзнер Я.М., Петров М.А., Хачатуров А.А., Яценко Н.Н., Силаев А.А., Согин A.B.,artn Ha Я., Macon 0(/ M.fl.,5c&0tlfe l R. и Зр
Неровность опорной поверхности вызывает периодическое изменение вертикальных и касательных реакций на колесе, что приводит к колебаниям подрессоренных и неподреесоренных масс автомобиля. Кроме того, дорожная неровность влияет на изменение деформации шин и степени проскальзывания колеса относительно опорной поверхности, что приводит к изменению основной характеристики колеса -его радиуса качения.
Результаты обмеров поверхности дорог, выполненные как у нас в стране, так и за рубежом, показывают, что микропрофиль реальных дорог имеет неровности сложных форм, отличные от синусоидальных /34,36,52,63/. Выразить микропрофиль простыми аналитическими зависимостями ввиду сложности его форм оказалось невозможным. Всё вышесказанное привело к тому, что наиболее удобно и полно удалось статистически описать микропрофиль различных дорог при помощи теории случайных чисел. Микропрофиль представляется стационарной случайной функцией, которую полно описывает нормированная корреляционная функция, имеющая в общем случае вид /60/:
Описание процесса торможения в докритической зоне - S диаграммы
Нагружение колеса нормальной силой обеспечивается системой стенда, в которую входят элементы, обозначенные на рис.17 номерами с 7 по 16.
Для установки колеса относительно барабана и обеспечения необходимой траектории перемещения оси колеса применяется направляющее устройство, включающее вилку 7, к которой крепится ось колеса, и направляющую рамку 8. Соединение колеса с вилкой 7, вилки с рамкой 8 и рамки с рамой стенда осуществляется по средством радиально-упорных шарикоподшипников. При колебаниях относительно оси закрепления 03 нижняя ось рамки 8 0г имеет вертикальную составляющую перемещения, что является нежелательным. С целью уменьшения вертикального перемещения рамка 8 расположена так, что при номинальной нормальной нагрузке на колесо ось 02 находится в нижней точке своей траектории. Длина рамки 8 выбрана достаточно большой. Такие меры позволили иметь вертикальное перемещение оси 02 , не превышающее при максимальной амплитуде колебания нормальной нагрузки 2 мм, что практически не сказывается на результатах эксперимента.
При помощи штанги 9 о регулируемой длиной создаётся предварительное прижатиеколеса к поверхности барабана, то есть колесо нагружается номинальной нормальной силой Чном , относительно которой происходят колебания нормальной нагрузки га .
Источником энергии, создающим колебания re , является асинхронный электродвигатель 16. Вращение оси электродвигателя передаётся через регулируемый аксиально-поршневой гидронасос 15, аксиально-поршневой гидромотор 14, редуктор II к кривошипу 10. Гидромотор 14 /модели 210.20/ был подобран таким образом, чтобы электромотор 16 мог провернуть кривошип 10 при максимальном значении радиуса кривошипа, а значит и при максимальной амплитуде колебания нормальной нагрузки, при соединении кривошипа с гидромотором напрямую, то есть без редуктора II /редуктор включается в цепь с целью уменьшения нижнего предела частоты нагруяения (. Редуктор цилиндрический, одноступенчатый, передаточное число 2,4/.
Энергия, затраченная на деформацию шины во время прижатия колеса к барабану, возвращается колесом обратно в цепь при его отходе от барабана за вычетом энергии, затраченной на преодоление сил трения. Использовать возвращённую энергию можно, применив в цепи аккумулятор энергии. Таким аккумулятором является маховик 13, соединённый с валом гидромотора 14 посредством цепной передачи с передаточным числом 2,0. Момент инерции маховика 15кгМ2, что позволяет хорошо сглаживать неравномерность вращения кривошипа. Особенно неравномерность вращения проявляется на малых частотах нагружения колеса Ра , но применение при этом редуктора увеличивает инерционный момент маховика, что благоприятно сказывается на сглаживании неравномерности вращения. Общий вид узла, включающего гидромотор, маховик, редуктор и кривошип, показан на рис.18.
На кривошипе 10 /общий вид показан на рис.19/ имеется несколько положений для закрепления правого конца тяги 9 /точка 0щ рис.17/. Каждое положение соответствует определённому радиусу кривошипа, то есть определённой величине колебания нормальной нагрузки. Значения радиусов кривошипа подобраны таким образом, чтобы иметь возможность имитировать качение колеса по дорогам с различной величиной неровности.
Регулируемая тяга 21 /рис.17/ устроена так, что позволяет колесу совершать перемещения нормальные к поверхности барабана. При помощи регулируемого звена тяги колесо выставляется таким образом, что оси 0, 0, и 0г лежат в одной плоскости.
Тормозной момент подводится к колесу от дискового тормоза 20 /общий вид тормоза рис.20/. С целью уменьшения биения тормозного момента диск в сборе с основанием был проточен за одну установку двумя резцами одновременно /по одному на каждую поверхность диска/ на токарном станке. Это позволило значительно уменьшить биение поверхности диска относительно скобы. Другим шагом в этом направлении было соединение всех 4х тормозных цилиндров в скобе между собой, что позволило уменьшить сопротивление перетечкам тормозной жидкости из цилиндров одной половины скобы в цилиндры другой, а это в свою очередь дополнительно уменьшило биение тормозного момента. После обработки диск подвергался прирабатыва-нию к тормозным накладкам.
Диск тормоза соединяется с осью колеса посредством карданного вала 23 /показан на рис.21/. Карданный вал имеет шлицевое соединение, которое позволяет изменять длину вала. Это необходимо при радиальном колебании оси колеса.
Методики определения основных величин и зависимостей, используемых в аналитическом описании
Пятый блок схемы представляет собой один из примеров расчёта производной по времени от касательной реакции Rx Для определения Rx на данном шаге сначала расчитывались значения углового замедления колеса и касательной реакции в контакте, с использованием предыдущего значения )?х . Затем определялась разность между новым и предыдущим значением касательной реакции
Разделив эту разность на интервал времени, за которое произошло изменение R к , получали значение средней величины изменения касательной реакции по времени, то есть среднее значение производной Rx . Далее снова повторяется расчёт выходных параметров процесса торможения колеса, но уже с использованием нового значения Rx . С целью повышения точности расчёта величины выходных параметров можно повторить на данном шаге определение производной Rx способом, рассмотренным выше, считая только что полученное значение Кх предыдущим, но, как показала реализация программы, достаточно одного цикла уточнения Rx .
При моделировании процесса торможения в закритической зоне tp — S диаграммы определение текущего значения предельной по сцеплению касательной реакции R ip производилось при использовании предыдущего значения коэффициента сцепления If , поскольку величина (Р расчитывается после того, как становится известным значение относительного проскальзывания S или величина угловой скорости колеса, а эти величины являются выходными и определяются в конце описания. Таким образом, полученная на данном шаге величина коэффициента сцепления используется в расчётах на следующем шаге /блок схемы Р 17/. При малой величине шага & X. в описании закритической зоны и относительно пологом протекании зависимости коэффициента сцепления в функции относительного проскальзывания принятое допущение практически не увеличивает погрешности расчёта, поскольку величина коэффициента сцепления за время Л І меняется незначительно.
На основании данной блок-схемы/рис.51/ была составлена программа и произведены вычисления с использованием ЭВМ.
С целью уменьшения времени счёта ЭВМ, что особенно важно при оптимизации, была проделана работа по упрощению описания. Для этого на печать были выведены все значения слагаемых в уравнениях описания и определено их влияние на величину выходных параметров. При этом в исходные данные вводились различные значения величины линейной скорости колеса, коэффициента сцепления, тормозного момента.
Анализ экспериментальных данных и аналитического расчёта выявил незначительное влияние члена . (L - о ) в уравнении (8) , поскольку он в среднем в 15 раз меньше члена (L - ) этого же уравнения. В уравнении (21) также было выявлено незначительное влияние члена Rx Rip при описании процесса торможения колеса в период роста относительного проскальзывания S вплоть до перехода в закритическую зону lp диаграммы. При обратном переходе в докритичеокую зону величина Rx меняется значительно за короткий промежуток времени /рис.526/, что вызывает рост значения Rx и всего члена в целом. Неучёт Ry Rip на этом участке приводит к более резкому изменению расчётной величины касательной реакции по сравнению с экспериментальными значениями. Погрешность на рассматриваемом участке в определении углового ускорения колеса при этом может достигать 30. Следует отметить, что по экспериментальным данным процесс резкого изменения Кх очень непродолжителен /при колебании нагрузки с частотой 10 Гц составляет 0,009 секунды/, что позволяет не учитывать член при описании полного периода нагружения.
Средняя погрешность за весь цикл нагружения с учётом принятых допущений практически не увеличилась, зато описание процесса значительно упростилось.
На основе упрощенного аналитического описания была составлена рабочая программа /см. приложение/, позволяющая описать процесс неустановившегося торможения автомобильного колеса при переменных условиях сцепления, вызванных колебанием нормальной нагрузки. Программирование велось с использованием языкаCnSIC , который сочетает в себе простоту и неприхотливость языкаип5С , и быстродействие языка FORTRAN .
Для колеса с шиной MI45 описание кривой на диаграмме 11 ) " (о ) представленной во второй главе на рис.14 /уравнение (17) /, имеет следующие значения коэффициентов: К = 0 60 , К , = 2,2 , которые характеризуют длину зоны абсолютного скольжения в критической точке lj диаграммы и крутизну кривой Is. I - І Д ) диаграммы соответственно. Корректирующая постоянная длины пятна контакта \(„ = 0,7.
По If диаграмме, полученной на стенде при V/ = II м/с, определено соотношение коэффициента сцепления в критической точке Ц- и коэффициента сцепления при блоке колеса ( Л . Оно отражено в строке программы № 100 /см. приложение/. Соотношение между динамическим радиусом од и радиусом качения в свободном режиме кс , также полученное на стенде, определено в строке № 90. Здесь следует отметить, что за величину 2кс принималось значение радиуса качения в ведомом режиме, поскольку значения этих величин мало отличаются и, в то же время, определить радиус качения в ведомом режиме значительно проще.
Частота колебаний неподрессоренной массы, а значит и нормальной нагрузки Pi , принята равной 10 Гц /круговая частота колебаний 63 рад/с/. Операторы в строках IP 151 и Ш 405 позволяют при выводе на печать легко определить место перехода из до-критичесной зоны описания в закритичеокую и обратно. Дяительность шага при описании в до- и закритической зонах подобрана опытным путём из условия наименьшего количества шагов за один период наг-ружения, что позволяет уменьшить время счёта ЭВМ. С другой стороны необходима малая погрешность в определении величин, при расчёте которых используются значения выражений, полученных в предыдущем шаге /примером является расчёт Р « в закритической зоне описания при использовании предыдущего значения коэффициента сцепления/, что возможно при увеличении количества шагов.
Применение аналитического описания для исследования нециклического алгоритма функцианирова-ния ABC с целью повышения тормозной эйюктив-ности автомобиля при торможении на неровной дороге
При моделировании процесса торможения в закритической зоне tp — S диаграммы определение текущего значения предельной по сцеплению касательной реакции R ip производилось при использовании предыдущего значения коэффициента сцепления If , поскольку величина (Р расчитывается после того, как становится известным значение относительного проскальзывания S или величина угловой скорости колеса, а эти величины являются выходными и определяются в конце описания. Таким образом, полученная на данном шаге величина коэффициента сцепления используется в расчётах на следующем шаге /блок схемы Р 17/. При малой величине шага & X. в описании закритической зоны и относительно пологом протекании зависимости коэффициента сцепления в функции относительного проскальзывания принятое допущение практически не увеличивает погрешности расчёта, поскольку величина коэффициента сцепления за время Л І меняется незначительно.
На основании данной блок-схемы/рис.51/ была составлена программа и произведены вычисления с использованием ЭВМ.
С целью уменьшения времени счёта ЭВМ, что особенно важно при оптимизации, была проделана работа по упрощению описания. Для этого на печать были выведены все значения слагаемых в уравнениях описания и определено их влияние на величину выходных параметров. При этом в исходные данные вводились различные значения величины линейной скорости колеса, коэффициента сцепления, тормозного момента.
Анализ экспериментальных данных и аналитического расчёта выявил незначительное влияние члена . (L - о ) в уравнении (8) , поскольку он в среднем в 15 раз меньше члена (L - ) этого же уравнения. В уравнении (21) также было выявлено незначительное влияние члена Rx Rip при описании процесса торможения колеса в период роста относительного проскальзывания S вплоть до перехода в закритическую зону lp диаграммы. При обратном переходе в докритичеокую зону величина Rx меняется значительно за короткий промежуток времени /рис.526/, что вызывает рост значения Rx и всего члена в целом. Неучёт Ry Rip на этом участке приводит к более резкому изменению расчётной величины касательной реакции по сравнению с экспериментальными значениями. Погрешность на рассматриваемом участке в определении углового ускорения колеса при этом может достигать 30. Следует отметить, что по экспериментальным данным процесс резкого изменения Кх очень непродолжителен /при колебании нагрузки с частотой 10 Гц составляет 0,009 секунды/, что позволяет не учитывать член при описании полного периода нагружения.
Средняя погрешность за весь цикл нагружения с учётом принятых допущений практически не увеличилась, зато описание процесса значительно упростилось.
На основе упрощенного аналитического описания была составлена рабочая программа /см. приложение/, позволяющая описать процесс неустановившегося торможения автомобильного колеса при переменных условиях сцепления, вызванных колебанием нормальной нагрузки. Программирование велось с использованием языкаCnSIC , который сочетает в себе простоту и неприхотливость языкаип5С , и быстродействие языка FORTRAN .
Для колеса с шиной MI45 описание кривой на диаграмме 11 ) " (о ) представленной во второй главе на рис.14 /уравнение (17) /, имеет следующие значения коэффициентов: К = 0 60 , К , = 2,2 , которые характеризуют длину зоны абсолютного скольжения в критической точке lj диаграммы и крутизну кривой Is. I - І Д ) диаграммы соответственно. Корректирующая постоянная длины пятна контакта \(„ = 0,7.
По If диаграмме, полученной на стенде при V/ = II м/с, определено соотношение коэффициента сцепления в критической точке Ц- и коэффициента сцепления при блоке колеса ( Л . Оно отражено в строке программы № 100 /см. приложение/. Соотношение между динамическим радиусом од и радиусом качения в свободном режиме кс , также полученное на стенде, определено в строке № 90. Здесь следует отметить, что за величину 2кс принималось значение радиуса качения в ведомом режиме, поскольку значения этих величин мало отличаются и, в то же время, определить радиус качения в ведомом режиме значительно проще.
Частота колебаний неподрессоренной массы, а значит и нормальной нагрузки Pi , принята равной 10 Гц /круговая частота колебаний 63 рад/с/. Операторы в строках IP 151 и Ш 405 позволяют при выводе на печать легко определить место перехода из до-критичесной зоны описания в закритичеокую и обратно. Дяительность шага при описании в до- и закритической зонах подобрана опытным путём из условия наименьшего количества шагов за один период наг-ружения, что позволяет уменьшить время счёта ЭВМ. С другой стороны необходима малая погрешность в определении величин, при расчёте которых используются значения выражений, полученных в предыдущем шаге /примером является расчёт Р « в закритической зоне описания при использовании предыдущего значения коэффициента сцепления/, что возможно при увеличении количества шагов.
