авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Повышение опорной проходимости полноприводного автомобиля путём рационального распределения мощности по колёсам

На правах рукописи

СЕРЕБРЕННЫЙ ИГОРЬ ВАЛЕРЬЕВИЧ ПОВЫШЕНИЕ ОПОРНОЙ ПРОХОДИМОСТИ ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ ПУТЁМ РАЦИОНАЛЬНОГО РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ ПО КОЛЁСАМ Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины АВТОРЕФЕР АТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Нижний Новгород - 2009

Работа выполнена на кафедре СМ – 10 «Колесные машины» Московского госу дарственного технического университета им. Н.Э. Баумана.

Научный консультант:

Доктор технических наук, профессор Котиев Георгий Олегович

Официальные оппоненты:

Доктор технических наук, профессор Беляков Владимир Викторович Кандидат технических наук, с.н.с Котляренко Владимир Иванович

Ведущая организация:

ОАО «АвтоВАЗ», г. Тольятти

Защита состоится «4» июня 2009 года в 14 часов в аудитории 1258 на заседании диссертационного совета Д 212.165.04 в Нижегородском государственном тех ническом университете имени Р.Е. Алексеева по адресу: 603950, г. Нижний Новгород, ул. Минина, 24.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Нижегородского государст венного технического университета имени Р.Е. Алексеева.

Автореферат разослан 30 апреля 2009 г.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью ор ганизации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного со вета.

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212.165. доктор технических наук, профессор Орлов Л.Н.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Современные тенденции развития автомобиле строения в большой степени связаны с появлением и развитием бортовых ком пьютерных систем, что влечёт за собой разработку и создание интеллектуаль ных систем управления различными узлами и агрегатами колёсной машины, в том числе и трансмиссиями, которые в этом случае реализуются как электриче ские или гидрообъёмные и называются «гибкими» и «интеллектуальными».

Непростой и трудоёмкой задачей, которую разработчикам приходится решать при выборе схем распределения мощности и типа трансмиссии, особен но для многоосных машин, является определение параметров взаимодействия движителя с опорной поверхностью для учёта их при составлении математиче ской модели. Теория взаимодействия эластичного колеса с деформируемым опорным основанием в данном представлении весьма развита и позволяет опи сывать такие явления, как колееобразование, бульдозерный и экскавационный эффекты, уплотнение грунта и т.д. При таком подходе целью исследований яв ляется выбор оптимальных параметров конструкции колеса, как правило, по критериям максимального тягового усилия, минимизации затрат на движение и т.д. Однако когда движитель уже создан и необходимо исследовать его воз можности в составе колёсной машины с целью решения задачи о рациональном распределении мощности по колёсам представляется целесообразным исполь зовать характеристики тягово-сцепных свойств и потерь энергии для различных условий взаимодействия колеса с опорным основанием, полученные при экспе риментальных исследованиях на полигоне.

В этой связи разработка закона распределения мощности по колёсам ав томобиля, направленного на улучшение опорной проходимости, представляется важной исследовательской задачей, решение которой на основе имитационного математического моделирования с использованием характеристик тягово сцепных свойств и потерь энергии позволит модернизировать существующие и создавать новые автомобили, с большими возможностями по обеспечению опорной проходимости.

Цель работы: повышение опорной проходимости автомобиля путём ра ционального распределения мощности по колёсам.

Поставлены задачи исследования:

Разработать математическую модель прямолинейного движения полно приводного автомобиля по деформируемому опорному основанию, в ко торой учтена возможность реализации различных законов распределения мощности по колёсам, особенностью которой будет являться использова ние экспериментальных данных качения одиночного колеса по деформи руемому основанию и учёт продольной податливости направляющих элементов подвески;

Выполнить сравнительный анализ данных экспериментов с результатами моделирования на примере одиночного колеса;

Выполнить анализ результатов исследования работоспособности матема тической модели прямолинейного движения полноприводного автомоби ля по деформируемому опорному основанию для подтверждения воз можности её использования при прогнозировании показателей опорной проходимости в случае различных схем трансмиссии;

Провести теоретические исследования прямолинейного движения авто мобиля по деформируемому опорному основанию при блокированной и дифференциальной связи между колёсами для получения данных, необ ходимых для сравнительной оценки;

Разработать закон управления индивидуальным приводом колёс, направ ленный на улучшение показателей опорной проходимости;

Провести сравнение результатов теоретических исследований при раз личных законах распределения мощности.

Научная новизна работы состоит в:

создании математической модели, позволяющей прогнозировать показа тели опорной проходимости при прямолинейном движении полнопри водного автомобиля для различных схем трансмиссии, особенностью ко торой является использование экспериментальных тягово-энергетических и тягово-сцепных характеристик, а также введение продольной податли вости направляющих элементов подвески;



разработке с использованием аппарата нечёткой логики (fuzzy logic) зако на распределения мощности по колёсам автомобиля, направленного на повышение опорной проходимости;

результатах сравнительных теоретических исследований прямолинейной динамики полноприводного трёхосного автомобиля с равномерным рас пределением осей при различных схемах трансмиссии: с дифференциаль ным, блокированным и индивидуальным приводом.

Практическая ценность работы. На основе результатов выполненных исследований для практического использования при оценке эффективности ав томобиля с различными схемами трансмиссии создан комплекс программ для ЭВМ. Использование комплекса позволяет имитировать прямолинейную дина мику машины при различных законах распределения мощности по колёсам в различных дорожных условиях, задаваемых при помощи тягово-энергетических f w f ( ) и тягово-сцепных f ( S Б ) характеристик, и, тем самым, сократить сроки проектирования и доводочных испытаний.

Общая методика исследований. Исследования проводились с использо ванием численных методов моделирования движения автомобиля при различ ных схемах трансмиссии и современных методов оценки автомобильной техни ки по возможностям проходимости. В работе использованы результаты экспе риментов, проводимых в МГТУ им. Н.Э. Баумана в разное время.

Реализация работы. Результаты работы внедрены в ОАО «АвтоВАЗ» и используются в учебном процессе при подготовке инженеров на кафедре СМ 10 «Колесные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы заслушивались и обсуждались на научно-технических семинарах ка федры СМ-10 «Колесные машины» (г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана 2004 2008 гг);

на научно-техническом семинаре кафедры «Тягачи и амфибийные машины» (г. Москва, МАДИ (ГТУ) 2005 г.);

на международной научно технической конференции «Проектирование колёсных машин», посвящённой 70-летию кафедры «Колёсные машины» (г. Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана 2006 г.);

на 6-ом международном автомобильном научном форуме «Проблемы создания транспортных средств нового поколения, обеспечивающих выполне ние перспективных требований по экологии, энергосбережению и безопасно сти» (г. Москва, 2008 г.).

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 5 научных ра бот, из них в изданиях, рекомендованных ВАК РФ - 1.

Структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, об щих результатов и выводов, списка литературы. Работа изложена на 161 листе машинописного текста, содержит 107 рисунков, 1 таблицу. Библиография рабо ты содержит 115 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы исследования: разработки закона распределения мощности по колёсам, направленного на повышение опорной проходимости, и оценки эффективности колёсной машины при движе нии по несвязным грунтам при различных схемах трансмиссии, приведено краткое содержание выполненных исследований, сформулирована цель работы и отражены основные положения, которые выносятся на защиту.

В первой главе диссертации рассмотрены основные понятия, связанные с проходимостью автомобиля, приведен анализ экспериментальных методов, а также нормативных и обобщённых показателей, использующихся при оценке опорной проходимости. Исследован опыт отечественных и зарубежных учёных по разработке математических моделей взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью при движении по деформируемому грунту, представлен анализ подходов к созданию математических моделей движения автомобиля.

Особенно отмечены работы Ю.Л. Рождественского, Я.С. Агейкина, С.Б.

Шухмана, Л.В. Барахтанова, Г.А. Смирнова, В.Ф. Бабкова, М.Г. Беккера, В.Н.

Наумова, М.П. Чистова, В.В. Белякова, Ю.В. Пирковского, Н.А. Забавникова, Д.Р. Эллиса, Дж. Вонга, А. Риса, В.А. Петрушова, А.А. Хачатурова, В.Г. Зиме лева и труды научных школ МГТУ им. Н.Э. Баумана, НГТУ им Р.Е. Алексеева, МАДИ (ГТУ), МАМИ (ГТУ), 21 НИИИ МО РФ, ФГУП ГНЦ «НАМИ», Акаде мии БТВ, НИЦИАМТ. Проведенный анализ современного состояния вопроса, посвящённого исследованию и оценке опорной проходимости, а также разра ботке законов и выбору критериев рационального распределения мощности по колёсам, подтвердил интерес к данному направлению со стороны как отечест венных, так и зарубежных исследователей в силу важности повышения опор ной проходимости и необходимости прогнозирования возможностей автомоби ля по данному показателю на определённом участке местности на стадии про ектирования. Однако были также выявлены и недостатки, которые являются сдерживающим фактором развития этого направления. В частности, одним из них является сложность использования существующих моделей качения колеса по деформируемому основанию ввиду необходимости определения ряда физи ко-механических свойств опорного основания. Задачи, связанные с рациональ ным распределением мощности по колёсам на сегодняшний день не являются полностью решёнными и имеют множество перспектив как в теоретической (разработка законов и алгоритмов), так и в практической (конструктивные ре шения при непосредственной реализации на объектах) части. В итоги главы были вынесены основные задачи, решение которых необходимо для достиже ния цели работы.





Во второй главе представлен экспериментальный метод определения тя гово-сцепных свойств колесного движителя. Дается подробное описание аппа ратурно-измерительного комплекса, условий и методики проведения экспери мента. Методика использования экспериментальных характеристик при имита ционном моделировании прямолинейной динамики движителя рассматривается на примере одиночного колеса, для чего описана используемая математическая модель взаимодействия движителя с деформируемым основанием. Определена совокупность параметров движения, необходимая для выбора режимов привода колеса.

Характеристиками процесса прямолинейного качения колеса в различных случаях движения являются удельные потери энергии fw (потери энергии при качении на единицу пройденного колесом пути при единичной вертикальной нагрузке), удельная свободная тяга (продольная сила, приложенная к оси катя щегося колеса, при единичной вертикальной нагрузке на его ось), коэффициент k rko V xk r 1 k ;

rk Vxk, где k - угловая скорость враще SБ буксования:

k rko rko k ния колеса;

rko - радиус колеса в свободном режиме;

rk - радиус качения колеса;

Vxk скорость цента масс колеса в продольном направлении.

Результаты испытаний представляются в виде тягово-энергетических f w f ( ) и тягово-сцепных характеристик f ( S Б ). Примеры эксперимен тальных характеристик ШК, представлены на рис. 1-2. Вид грунтового канала для образцов ЖК – 4Б и ЖК – 1 представлен на рис. 3 и 4 соответственно.

, МПа fw Рис. 1. Графики зависимостей удельных Рис. 2. Графики тягово-сцепных характери потерь энергии при качении различных стик различных модификаций колеса.

1- Образец ШК;

2 - ЖК - 4Б;

3 - ЖК – 1.

модификаций колеса.

1- Образец ШК;

2 - ЖК - 4Б;

3 - ЖК – 1.

Рис. 4. Образец ЖК – 4Е в грунтовом канале.

Рис. 3. Цилиндрическая модификация колеса - образец ЖК – 1.

Методика проведения экспериментальных исследований с целью получе ния представленных характеристик опирается на уравнение (1) энергетического баланса, суть которого заключается в том, что подводимая энергия к равномер но катящемуся колесу расходуется на совершение работы продольной силой и на потери при взаимодействии с опорным основанием:

M k k Px Vxk f w Pz Vxk, (1) - крутящий момент, подводимый к колесу;

P x где M k - продольная сила, дейст вующая на ось колеса;

Pz - вертикальная сила, действующая на ось колеса.

Тогда выражение для определения удельных энергетических потерь с Px учётом, что, примет вид:

Pz k k Mk Px Mk.

fw (2) Pz Vxk Pz Pz Vxk Величины, входящие в правую часть уравнения (1), определяются в про цессе эксперимента. Экспериментальные исследования должны проводиться в различных скоростных режимах (для учёта реологии опорного основания), при различном числе проходов колеса по колее и разных режимах качения (свобод ном, ведомом, ведущем, тормозном). Таким образом, для совокупности дорож ных условий могут быть получены тягово-энергетические f w f ( ) и тягово сцепные f ( S Б ) характеристики. Методику использования эксперименталь ных характеристик при имитационном моделировании прямолинейной динами ки движителя рассмотрим на примере одиночного колеса в ведущем режиме массой mk и моментом инерции вокруг оси I k (рис. 5).

Уравнения динамики колеса при отсутствии вертикальных перемещений (Pz=Rz) примут вид:

к mk Vxk Rx Px. (3) I k k M k M (R z ) M ( Rx ) В системе уравнений (3) Px и M k считаются заданными.

Учитывая, что по условию прове дения эксперимента Px Rx а Pz Rz, Рис. 5. Расчетная схема движения колеса.

где Rx - продольная реакция колеса с опорным основанием;

Rz - вертикальная реак ция в пятне контакта колеса с опорной поверхностью, а для определения силы R x воспользуемся зависимостью:

Rx Rz. (4) Для определения моментов сопротивления движению составим и исполь зуем уравнение энергетического баланса (1), откуда, учитывая, что движение равномерное (по условиям эксперимента в грунтовом канале):

V xk M ( R z ) M ( R x ) M k ( f w ) Pz (5).

k Т.е., неизвестный момент в правой части уравнения определяется зависи мостями f w f ( ) и f (S Б ). Окончательно уравнения динамики одиночно го колеса могут быть представлены в следующем виде:

mk Vxk Pz Px (6) Vxk.

I k k Mk ( f w ) Pz k При заданных значениях Pz, Px и M k, а также при известных зависимо стях для f w и, система уравнений (6) пригодна для имитационного матема тического моделирования с использованием экспериментальных характеристик взаимодействия движителя с опорным основанием. Движение автомобиля вы сокой проходимости по несвязным грунтам характеризуется большими затра тами энергии, обусловленными значительным буксованием ведущих колес. Та кое буксование, связанное с экскавацией грунта и бульдозерным эффектом, приводит к значительным энергетическим затратам. При этом, как известно из многочисленных работ и, в частности, из работ Ю.Л. Рождественского, энерге тические потери значительно возрастают с увеличением коэффициента буксо вания, а коэффициент свободной тяги при этом растет незначительно и имеет определенное предельное значение, как показано на рис. 6.

Рис. 7. График зависимости f w ( ) Рис. 6. Графики зависимостей f ( S Б ) и f w f (S Б ) Из рис. 7 видно, что движение возможно только с определенным ограни ченным значением тяги. С ростом буксования тяга перестает увеличиваться, и вся энергия двигателя тратится на преодоление увеличивающейся силы сопро тивления движению. На основании вышесказанного можно заключить, что од ной из задач по обеспечению опорной проходимости колесного транспортного средства является разработка системы управления подводимой мощностью к ведущим колесам с целью реализации потенциальных возможностей движите ля. Однако реализация непосредственного определения коэффициента сцепле ния колеса с опорной поверхностью при движении транспортного средства крайне затруднительна. В связи с этим наиболее рациональным является обес печение возможности выбора водителем режимов в зависимости от его субъек тивных оценок условий движения и визуального восприятия свойств опорной поверхности, что в настоящее время реализовано для системы регулирования давления воздуха в шинах. Система же управления подводимой мощностью к колесу определяет текущее соотношение PXi/PZi и сравнивает его с назначенным водителем коэффициентом сцепления, который, в частности, может опреде ляться положением переключателя на приборной панели. Соотношение сил PXi/PZi легко померить установкой на элементах подвески колесного движителя соответствующих тензодатчиков, определяющих продольные и вертикальные нагрузки на колесе. Таким образом, осуществляя регулировку частоты враще ния колесного движителя путем управления тягой на колесе, можно обеспечить необходимое значение тяги при минимальных энергозатратах, т.е. при мини муме буксования.

В третьей главе описаны особенности имитационного математического моделирования прямолинейной динамики автомобиля: расчетная схема и ос новные допущения, уравнения динамики прямолинейного движения, уравнения для определения нормальных реакций под колесами автомобиля, характеристи ки взаимодействия колесного движителя с деформируемой опорной поверхно стью, математические модели характеристик привода колес автомобиля в слу чае различных схем трансмиссии. Подробно представлена программная реали зация разработанной математической модели и анализ результатов её работо способности. Решение задачи о рациональном распределении мощности по ко лёсам рассмотрено на примере трёхосного автомобиля с равномерным распо ложением осей, актуальность применения которого подтверждается исследова ниями, проводимыми на кафедре «Колёсные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана в рамках НИР и ОКР. Построение математической модели движения автомоби ля рассмотрено на примере трёхосной колёсной машины с индивидуальным, блокированным и дифференциальным приводом колёс. Расчётная схема авто мобиля, представленная на рис. 8, принята с учётом характера решаемой задачи и описывается соответствующими уравнениями (7).

Рис. 8. Расчетная схема движения автомобиля mC VX c 2 PX i (mC g sin( ) PКР ), i (7) I k i k i M K i (1 S Б i )( f w i i ) RZ i rKo, mK i a X K i i RZ i PX i mКi g sin( ), где i = 1, …3;

mC - масса автомобиля;

m K i - масса колеса;

I k i - момент инерции коле са;

i - номер колеса;

V X c - продольное ускорение центра масс автомобиля;

k i - угло вое ускорение i-го колеса;

a X K i - продольное ускорение центра масс i-го колеса;

g ускорение свободного падения;

- угол наклона опорной поверхности.

Сила, действующая на корпус автомобиля со стороны колеса по оси Z:

PX i ( X K i LK i ) Cподв (VX K i VX C ) Bподв, (8) где C подв - коэффициент жесткости подвески в продольном направлении;

Bподв - коэф фициент демпфирования в подвески в продольном направлении;

X K i - расстояние от центра масс до оси колеса по оси Х;

LK i - расстояние от центра масс до точки крепле ния подвески по оси Х;

V X C - скорость центра масс автомобиля.

Пусть коэффициент взаимодействия колеса с опорной поверхностью, оп ределяющий тягу в пятне контакта, соответствует рис. 6 и определяется по за висимости:

SБ (9) SO ), Sing ( S Б ) max (1 e где Sб - коэффициент буксования колеса;

- максимальное значение коэффициента max силы сцепления колеса с опорной поверхностью;

S 0 - константа.

Вертикальная реакция в пятне контакта колеса с опорной поверхностью определяется следующей зависимостью:

RZ i PZ i mK i g cos( ). (10) PZ i определяются из решения системы уравнений (11):

PZ 1 PZ 2 PZ 3 mC g cos( ), PZ 1 LK 1 PZ 2 LK 2 PZ 3 LK 3 M ОТН, (11) PZ 1 ( LK 2 L K 3 ) PZ 2 ( LK 3 LK 1 ) PZ 3 ( LK 1 LK 2 ) 0, где M ОТН (mC a x H c Pкр H кр M к (1) M к ( 2) M к (3) ) - сумма крутящих моментов относительно проекции центра масс на линию, соединяющую оси колес.

Сила сопротивления движению колеса:

Pfwi f w i RZ i, (12) i f w i f w о K f log(1 ) - коэффициент сопротивления качению где i max (1 e SO ) колеса по деформируемому основанию (рис. 7), f w о - коэффициент сопротивления движению при отсутствии буксования в свободном режиме качения, K f - коэффици ент пропорциональности.

Характер изменения коэффициента сопротивления при качении колеса по деформируемому основанию и коэффициента взаимодействия колеса с опорной поверхностью, от которого зависит тяга в пятне контакта, при определении по принятым зависимостям, соответствует данным, представленным на рис. 6 и 7, а также полностью согласуется с результатами экспериментальных исследова ний. В связи с этим, зависимости для определения ( S Б ) и f w ( S Б ) могут быть использованы при имитационном математическом моделировании в качестве характеристик деформируемого опорного основания. Численное моделирова ние движения полноприводного автомобиля проводилось в пакете Simulink сис темы MathLAB. Анализ результатов исследований работоспособности матема тической модели подтвердил возможность её использования для прогнозирова ния проходимости автомобиля по деформируемым грунтам и исследования эф фективности различных схем трансмиссии и подходов к распределению крутя щего момента по колёсам автомобиля.

В четвертой главе описывается закон распределения мощности по колё сам с использованием аппарата нечёткой логики (fuzzy logic), направленный на повышение опорной проходимости, и его программная реализация. Представ лены сравнительные результаты теоретических исследований прямолинейной динамики автомобиля в случае различных схем трансмиссии: дифференциаль ного, блокированного и индивидуального привода колёс. Крутящий момент двигателя должен так распределяться между колёсами, чтобы для автомобиля с данным движителем и другими характеристиками в конкретных дорожных ус ловиях обеспечить минимальную мощность, необходимую для движения, ми нимальный расход топлива и высокие показатели опорной проходимости.

В качестве входного сигнала fuzzy-регулятора выбрана величина ( Px / Pz ), которая представляет собой относительную разницу между соотношением ( Px / Pz ) о, выбираемым водителем, исходя из своих представлений о характери стиках опорного основания, и действительной величиной ( Px / Pz ) изм, определяе мой с помощью датчиков:

( Px / Pz ) изм ( Px / Pz ) о (13) ( Px / Pz ) / ( Px / Pz ) о Выходным параметром контроллера является h - положение условного органа управления (педали «газ») для приводного двигателя каждого колеса, которое может изменяться в пределах от «0» - педаль «газ» полностью закрыта, до «1» - 100% -ное открытие. Для входной величины были составлены функции принадлежности сигналов (рис. 9), описывающие следующие лингвистические значения: Px / Pz - отрицательное («-»), нулевое («0»), положительное («+»).

Лингвистические значе «0» «-» «+» ния для выходной величины: h - педаль полностью закрыта («0»), открыта частично («+»), открыта полностью («++»). На основании выбранных значе ний (термов) были составлены три лингвистических правила, которые связывают входной параметр с выходной величи ной, с описанием режима дви PXi/PZi Рис. 9. Функции принадлежности входного сигнала жения для каждого случая.

Таблица Лингвистические правила, связывающие входные и выходные параметры № Px / Pz Описание режима движения h 1 2 3 Возможности по сцеплению и, соответственно, тяге полностью не реали - ++ зованы. Полное нажатие на педаль «газ».

1 2 3 Возможности по сцеплению и, соответственно, тяге близки к максималь 0 + 2 ным значениям. Частичное нажатие на педаль «газ».

Возможности по сцеплению и, соответственно, тяге полностью реализо ваны. Колесо находится в режиме буксования. Педаль «газ» должна быть + полностью закрыта.

В разработанной системе применён нечёткий логический вывод типа «Сугено». Эта нечеткая база знаний разделяет пространство входных перемен ных на нечеткие области, в которых связь между входными и выходной пере менной задается линейной функцией. Результат нечеткого логического вывода получается как взвешенная линейная комбинация результатов нечетких логиче ских выводов по каждому правилу. Затем результирующее нечеткое множество дефаззифицируется для получения четкого (числового) значения. В системе предусмотрено ограничение: скорость при регулировании по соотношению PXi/PZi может быть увеличена, но не больше, чем задано водителем, т.е. в модели из двух выходных значений h для fuzzy-регуляторов (по скорости V и по соот ношению PXi/PZi) выбирается меньшее. Для реализации работы закона, направ ленного на повышение опорной проходимости, на практике система управле ния автомобилем должна быть оснащена: тензодатчиками для определения вер тикальной нагрузки на колеса;

тензодатчиками для определения продольной нагрузки на колеса;

бортовым вычислителем;

fuzzy-регулятором.

Ниже представлены результаты моделирования прямолинейного движе ния трехосного колёсного транспортного средства по несвязному грунту ( max 0,35 ) при трёх выбранных схемах трансмиссии: дифференциальной, бло кированной и индивидуальной раздаче мощности на каждое колесо. Автомо биль имеет массу 3500 кг, мощность двигателя, подводимая к каждому колесу, 12,3 кВт, угол наклона дороги 0 град, начинает движение со скорости 0, м/с для блокированной и индивидуальной схемы и с 1 м/с для дифференциаль ной. Водитель описывается при помощи аппарата нечеткой логики и задает та кую подачу топлива, чтобы двигаться со скоростью 1 м/с для каждой схемы.

Сравнение проведено при силе тяги на крюке Pкр=10000 Н, которая явля ется предельно возможной по условию сцепления колеса с опорной поверхно стью и подводимому моменту. Время движения t = 10 с для дифференциальной и блокированной трансмиссий и t=20 с для индивидуального привода, выбран ное водителем соотношение (PXi/PZi)max = 0,34, что на 3% меньше максимального значения коэффициента сцепления колеса с опорной поверхностью и соответ ствует 42% -му буксованию при принятой зависимости f ( S Б ).

1. Дифференциальный привод. Анализ представленных результатов по зволяет сделать вывод о том, что автомобиль не справился с возложенной на него функцией, т.е. не смог выполнить транспортную задачу. Через 0,7 с после начала движения автомобиль полностью остановился (рис. 10), при этом колесо первой оси находится в режиме полного буксования (рис. 11). Испытания при других начальных и предельных скоростях существенно на характер процесса не влияют: автомобиль с дифференциальной трансмиссией в таких условиях двигаться не может.

Рис. 10. График зависимости изменения Рис. 11. График зависимости изменения скорости центра масс. скорости вращения колёс.

1 – при 1-м режиме движения (табл. 1);

2 – при 2–м режиме движения (табл.1);

3 – при 3-м режиме движения (табл. 1);

2. Блокированный привод. При подаче единого управляющего воздейст вия на каждое колесо h (рис. 12), автомобиль разогнался до скорости, равной 4% от максимальной, что составляет 1 м/с (рис. 13), (примерно за 2,7 с.). В дальнейшем за счёт регулирования положения органа скорость к установивше муся значению была выведена к 6-ой с.

Рис. 12. График изменения управляющего Рис. 13. График изменения скорости цен воздействия h по времени. тра масс.

Представленные на рис. 14 и 15 графики буксования колёс и удельной свободной тяги позволяют сделать следующие выводы: этап разгона (до 3 с.) связан со значительным буксованием колёс (рис. 14) и невозможностью реали зации максимальной тяги. Соотношение (PXi/PZi) на всех колёсах превышает предполагаемое максимальное значение (рис. 15). Выход в режиме установив шегося движения на максимальное значение, (около 0,35), связан только с тем, что на крюке приложена максимальная нагрузка, исходя из сцепных свойств. В том случае, когда нагрузка была уменьшена, соотношение (PXi/PZi) не достигало в установившемся режиме предельного значения. Отметим, что характер уве личения буксования и изменения удельной тяги на этапе разгона при измене нии нагрузки на крюке сохранялся, как для случая с Pкр = 10000 Н. Логично также предположить, что длительное буксование в реальных условиях может привести к невозможности выполнять автомобилем заданные функции, т.е.

произойдёт полная остановка в связи с экскавационным эффектом.

PXi/PZi Рис. 14. График изменения коэффициен- Рис. 15. График изменения соотношения ре та буксования колёс по времени. акций опорной поверхности PXi/PZi по вре мени.

1 – при 1-м режиме движения (табл. 1);

2 – при 2–м режиме движения (табл.1);

3 – при 3-м режиме движения (табл. 1);

3. Индивидуальный привод. При подаче отдельного на каждое колесо управляющего воздействия h (рис. 16), автомобиль разогнался до скорости, равной 4% от максимальной, что составляет 1 м/с (рис. 17), (примерно за 14 с.).

Это гораздо дольше, чем в случае с блокированным приводом. Однако процесс разгона был плавным и более эффективным, о чём свидетельствуют графики на рис. 18, 19. Система поддерживает соотношение (PXi/PZi) для каждого колеса в зоне, соответствующей реализации максимально возможной силы тяги (рис.

19), за счёт подачи различного управляющего воздействия (рис. 16). Анализ ре зультатов производился по следующим показателям: суммарная подводимая к колёсам мощность Nуд, соотношение удельной тяги на колесах (PXi/PZi) к подво димой к колесам мощности Nуд, соотношение полезной работы силы тяги на колесах Aпол к совершенной работе подводимого к колесам крутящего момента Aсов, соотношение полезной работы Aпол к пройденному пути X, соотношение совершенной работы Aсов к пройденному пути X для случаев блокированного и индивидуального приводов. По результатам анализа можно отметить следую щее: система обеспечения опорной проходимости позволяет распределять мощность N между колесами в соответствии с реализуемой этими колесами тя гой, которая определяется соотношением (PXi/PZi). Суммарная удельная мощ ность, затрачиваемая при движении в блокированном приводе, больше, чем в индивидуальном, особенно на этапе разгона, об этом свидетельствует увеличе ние энергозатрат на движение. В результате, система регулирования тяги по зволяет обеспечить большее значение соотношения удельной тяги на колесах, чем блокированный привод. Это выражается в том, что отношение полезной работы силы тяги на колесах транспортного средства к совершенной работе подводимого к колесам крутящего момента от трансмиссии вычислится как от ношение:

A ПОЛ R Vdt.

X (13) M ТР K dt АСОВ Рис. 16. График изменения управляющего Рис. 17. График изменения скорости воздействия h по времени. центра масс 1 – при 1-м режиме движения (табл. 1);

2 – при 2–м режиме движения (табл.1);

3 – при 3-м режиме движения (табл. 1);

PXi/PZi Рис. 18. График изменения коэффициента Рис. 19. График изменения соотношения реакций опорной поверхности PXi/PZi по буксования колёс по времени.

времени.

1 – при 1-м режиме движения (табл. 1);

1 – при 1-м режиме движения (табл. 1);

2 – при 2–м режиме движения (табл.1);

2 – при 2–м режиме движения (табл.1);

3 – при 3-м режиме движения (табл. 1);

3 – при 3-м режиме движения (табл. 1);

У автомобиля, оборудованного системой обеспечения опорной проходи мости, выше, чем у автомобиля, оборудованного блокированной трансмиссией (0,53 и менее 0,4, соответственно) даже в установившемся режиме движения.

Следовательно, транспортное средство, оборудованное системой регулирова ния тяги, расходует меньше топлива на единицу пути, чем транспортное сред ство, имеющее полностью блокированный привод. Это подтверждается соот ветствующими значениями соотношений работы Асов к пройденному пути и Апол к пройденному пути X. Так, в случае блокированного привода, автомобиль совершает работу на единицу пройденного пути около 3700 Дж/м на этапе раз гона, а при индивидуальном - 3450 Дж/м. Причём, затраченная работа у авто мобиля с блокированной трансмиссией гораздо выше, чем с индивидуальным приводом, что особенно характерно для этапа разгона.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ:

На основе современных положений теории движения автомобиля раз работана математическая модель, которая позволяет определять пока затели опорной проходимости при прямолинейном движении полно приводного автомобиля по несвязным грунтам в случае различных за конов распределения мощности по колесам. Особенностью модели яв ляется использование тягово-энергетических и тягово-сцепных харак теристик качения одиночного колеса по деформируемому основанию, определяемых в ходе экспериментальных исследований, и учёт про дольной податливости направляющих элементов подвески.

Сравнением результатов имитационного моделирования прямолиней ной динамики автомобиля при различных схемах трансмиссии доказа но, что разработанная математическая модель, в которой применены тягово-энергетические и тягово-сцепные экспериментальные зависимо сти, пригодна для использования при определении показателей опор ной проходимости автомобиля по деформируемым грунтам и оценке его эффективности при решении различных транспортных задач. При годность модели подтверждена полученными в ходе численного экспе римента результатами по перераспределению нормальных реакций грунта, характеру изменения угловых скоростей вращения колёс и кру тящих моментов, моменту на выходном валу двигателя, управляющему воздействию со стороны системы, буксованию колёс и величине удель ной свободной силы тяги.

Определена совокупность параметров движения, обуславливающая выбор режимов привода колес в случае индивидуального распределе ния мощности. Установлено, что при управлении тягой на колесе мож но обеспечить движение автомобиля при минимальных энергозатратах, т.е. при минимуме буксования;

в связи с трудностями непосредственно го определения характеристик взаимодействия колеса с опорной по верхностью при движении транспортного средства наиболее рацио нальным является возможность выбора водителем режимов в зависи мости от его субъективных оценок условий движения и визуального восприятия свойств опорной поверхности.

Для повышения опорной проходимости транспортного средства следу ет поддерживать равенство отношения силы, действующей на корпус автомобиля со стороны колеса по оси X, к нормальной нагрузке на ко лесе (PXi/PZi), которое определяет коэффициент свободной силы тяги.

Состав системы для реализации данного управления на практике сле дующий: тензодатчики для определения вертикальной нагрузки на ко леса, тензодатчики для определения продольной нагрузки на колеса, бортовой вычислитель, fuzzy-регулятор.

Путём сопоставления данных теоретических исследований при вы бранных схемах трансмиссии и различных условиях движения установ лено, что применение предложенного закона распределения мощности по колёсам позволяет улучшить показатели опорной проходимости в сравнении с известными типами трансмиссий.

при нагрузке на крюке в 10 кН, max 0,35;

f wo 0,06, автомобиль с дифференциальной трансмиссией оказался неспособным выпол нять транспортную задачу и остановился через 0,7 сек. после нача ла движения;

для блокированного и индивидуального приводов на переходном этапе (движение с максимальными энергетическими затратами (с 0,2 с. движения ( S Б =0,98) до 2,8 с. ( S Б =0,84) при блокированном приводе) с нагрузкой на крюке в 10 кН были получены следующие результаты, свидетельствующие о преимуществах распределения мощности, исходя из необходимости поддержания выбранного во дителем соотношения (PXi/PZi): блокированный привод-Апол/Асов = 0,07;

Асов/Х =155 кДж/м;

Nуд =0,99;

S=0,96;

Апол/Х =3695 Дж/м;

ин дивидуальный привод Апол/Асов=0,5;

Асов/Х=6920 Дж/м;

Nуд=0,07;

S=0,36 (для максимально буксующего колеса);

Апол/Х =3445 Дж/м;

Перспективные направления дальнейших исследований заключаются в разработке системы распознавания условий движения с целью исклю чения субъективных оценок характеристик опорного основания води телем.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ ИЗЛОЖЕНЫ:

1. Серебренный, И.В.. Повышение проходимости автомобиля за счёт рациональ ного распределения потоков мощности по колёсам / И.В. Серебренный, Г.О.

Котиев // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. 2008. Специаль ный выпуск. С.193-201.

2. Серебренный, И.В. Численное моделирование работы системы обеспечения опорной проходимости колёсного движителя / И.В. Серебренный, Г.О. Котиев, А.А. Ергин // Известия АИН. Серия «Транспортные машины и транспортно технологические комплексы»: сб. ст. / В. – Вят. кн. изд-во – Н. Новгород. 2004.

Т.8. С.24-27.

3. Серебренный, И.В. Система обеспечения опорной проходимости колёсного движителя / И.В. Серебренный, Г.О. Котиев, А.А. Ергин // Известия АИН. Се рия «Транспортные машины и транспортно-технологические комплексы»: сб.

ст. / В. – Вят. кн. изд-во – Н. Новгород. 2004. Т.8. С.28-32.

4. Серебренный, И.В. Интеллектуальные возможности движителя / И.В. Сереб ренный, Г.О. Котиев, В.Н. Наумов // Мир транспорта. 2005. №4. С. 34-38.

5. Серебренный, И.В. Система обеспечения опорной проходимости колёсного транспортного средства / И.В. Серебренный // Проектирование колёсных ма шин: сб. материалов междунар. науч.-техн. конф., посв. 70-летию каф. «Колёс ные машины» / МГТУ им. Н.Э. Баумана – Москва. 2006. -С.281-290.

Подписано в печать 22.04.2008.Формат 60x84 116. Бумага газетная.

Печать офсетная. Уч. – изд. л. 1,25 л. Тираж 100 экз. Заказ.

Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева.

Типография НГТУ им. Р.Е. Алексеева. 603950, Нижний Новгород, ул. Минина,

 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.