Научная статья на тему 'Метод комбинированного управления распределением мощности между ведущими колесами автомобильного базового шасси с прогнозированием возмущений'

Метод комбинированного управления распределением мощности между ведущими колесами автомобильного базового шасси с прогнозированием возмущений Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

CC BY
326
102
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Ключевые слова
МОЩНОСТЬ / ДИФФЕРЕНЦИАЛ / АВТОМОБИЛЬНОЕ БАЗОВОЕ ШАССИ / ПРОТИВОБУКСОВОЧНАЯ СИСТЕМА / CAPACITY / DIFFERENTIAL / AUTOMOBILE BASE CHASSIS / ANTI-SLIPPING SYSTEM

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Ушнурцев Станислав Владимирович, Келлер Андрей Владимирович, Усиков Виталий Юрьевич

Приведены результаты исследования противобуксовочных систем автомобильных базовых шасси. Проанализирована роль блокировки дифференциалов при передаче крутящего момента.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Ушнурцев Станислав Владимирович, Келлер Андрей Владимирович, Усиков Виталий Юрьевич

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

The method of combined control of capacity distribution between driving wheels of the automobile base chassis with forecasting of indignations

The results of research in anti-slipping systems of automobile base chassis are given. The role of blocking of differentials is analyzed by torque transfer.

Текст научной работы на тему «Метод комбинированного управления распределением мощности между ведущими колесами автомобильного базового шасси с прогнозированием возмущений»

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (113) 2012

УДК 629.113

С. В. УШНУРЦЕВ А. В. КЕЛЛЕР В. Ю. УСИКОВ

Омский танковый инженерный институт

Южно-Уральский государственный университет, г. Челябинск

МЕТОД

КОМБИНИРОВАННОГО УПРАВЛЕНИЯ РАСПРЕДЕЛЕНИЕМ МОЩНОСТИ МЕЖДУ ВЕДУЩИМИ КОЛЕСАМИ АВТОМОБИЛЬНОГО БАЗОВОГО ШАССИ С ПРОГНОЗИРОВАНИЕМ ВОЗМУЩЕНИЙ____________________________________

Приведены результаты исследования противобуксовочных систем автомобильных базовых шасси. Проанализирована роль блокировки дифференциалов при передаче крутящего момента.

Ключевые слова: мощность, дифференциал, автомобильное базовое шасси, противо-буксовочная система.

Важным условием качественной и эффективной работы системы управления распределением мощности является соответствие алгоритма функционирования системы, реализованного в блоке управления, особенностям конструкции автомобильного базового шасси (АБШ). В табл. 1. приведены основные параметры и их сочетание, используемые при формировании командных сигналов в логическом блоке автоматического управления блокировкой дифференциалов (АБД) и контроля тягового усилия — про-тивобуксовочной системы (ПБС) различными разработчиками [1—3].

Анализ данных, приведенных в табл. 1, свидетельствует о том, что все известные алгоритмы управления построены по принципу отклонения регулируемой величины, т.е. вступают в работу, когда нежелательное событие (например, буксование ведущего колеса) уже произошло. Только после этого идет управляющее воздействие, причем чаще всего методом приближения (т.е. постепенно увеличиваясь), а за это время колесо уже проходит определенное расстояние, дорожные условия под ним меняются и, следовательно, теряется эффективность управляющего воздействия.

Для повышения эффективности алгоритмов управления необходимо, чтобы нежелательное событие не происходило вовсе, а для этого необходимо знать состояние опорной поверхности перед колесами. Одним из достаточно эффективных способов получения информации о состоянии опорной поверхности является установка необходимых датчиков на переднюю ось АБШ. При этом, по данным, полученным от датчиков, можно своевременно корректировать силовые и кинематические факторы, под-

водимые к последующим осям АБШ (особенно эффективно такое решение является для многоосных автомобилей, в которых и применяют, в основном, индивидуальный привод колес). В свою очередь, корректировку силовых и кинематических факторов, подводимых к передней оси, можно вносить на основе статистических данных о свойствах опорных поверхностей [2].

Для повышения эффективности управления распределением мощности представляется целесообразным использование комбинированного управления по возмущению и отклонению с прогнозом возмущений. Функциональная схема системы распределения мощности, построенной на основе принципа комбинированного управления по отклонению, показана на рис. 1.

Алгоритм управления (рис. 2) формируется в зависимости от возмущающего воздействия на колесную машину. Формирование управляющего воздействия осуществляется таким образом, чтобы компенсировать действие возмущения z(t) на машину, при этом управляющее воздействие корректируется в зависимости от отклонения управляемой величины у относительно заданного ее значения х.

Управляющее воздействие u(t) определяется заданной программой x(t) и изменением z(t). Отличительной особенностью предлагаемого принципа управления является прогнозирование основных возмущений, что позволяет реализовать программный алгоритм управления. Компенсационное устройство (КУ) формирует дополнительное воздействие на устройство управления, в результате управляющее воздействие u(t) позволяет компенсировать влияние z(t) на изменение управляемой величины у.

Основные параметры, используемые при формировании командных сигналов в логическом блоке АБД и ПБС

Параметры состояния функциональных систем автомобиля, используемые для формирования управляющих команд Обозначение параметра

По неизменной пороговой величине углового ускорения колёс Юк

По пороговой величине углового ускорения с коррекцией: по продольной скорости по продольному замедлению Юк (V) Юк (]х)

По величине рассогласования угловых скоростей ведущего и условного колеса Аю = юу—Ют

По величине рассогласования угловых скоростей двух ведущих колёс: расположенных по диагонали передних и задних правых и левых одной оси Аю = АЮ = Ю1 —Ю2 Аю = + юп

По соотношению угловых скоростей ведущего и условного колёс Ют /Юх

По относительному проскальзыванию ведущего колеса

По соотношению угловых ускорений ведущего и условного колеса Ют /Юу

По отношению угловой скорости к угловому ускорению ведущего колеса Ют /Ю{

По буксованию колеса ит=0

По пороговому значению второй производной от угловой скорости колеса [ют]

По отношению сумм угловых скоростей колёс, расположенных по диагонали юл + юп

По соотношению угловой скорости колёс и линейной скорости автомобиля Ют/V

По соотношению угловых ускорений правого и левого колёс оси юп /юЛ

По соотношению первых и вторых производных от угловой скорости колеса Ют /Юу

По соотношению углового ускорения колеса и ведущего момента Ют / Мт

По соотношению углового ускорения колёс и продольного ускорения автомобиля Ют / ]х

По пороговой величине продольного ускорения автомобиля Их]

Рис. 1. Функциональная схема системы управления, реализующей принцип комбинированного управления с прогнозом возмущений

Для измерения отклонения А в схему введена дополнительная связь, направление сигнала в которой противоположно направлению сигнала управляющего воздействия и на объект управления. При возникновении отклонения А управляющее воздействие и корректируется в зависимости от его величины. В этом случае и = Цх — у).

Прогнозирование основных возмущений можно обеспечить путем получения необходимых данных от передних колес АБШ, на основе которых определяется тип опорной поверхности, а затем с использованием базы данных осуществляется прогноз параметров опорной поверхности (основных возмущений) при проходе последующих колес. При этом можно своевременно корректировать силовые и ки-

нематические факторы, подводимые к задним колесам АБШ. В свою очередь, корректировку силовых и кинематических факторов, подводимых к передней колесам, можно вносить на основе статистических данных о свойствах опорных поверхностей.

Основными параметрами, характеризующими внешние возмущения, являются: коэффициент сцепления колеса с опорной поверхностью; коэффициент сопротивления качению колеса; сила внешних сопротивлений движению АБШ; продольный и поперечный уклон опорной поверхности, высота (глубина) дорожных неровностей. Для их определения в качестве информационных переменных целесообразно использовать частоту вращения колес; скорость движения АБШ; значения крутящего

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (113) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (113) 2012

Параллельное измерение и регистрация компонентов множества информационных переменных

Uа, ^; Gh Mb Mfig, Pkif dpfo tty, Wz

Вычисление: полной окружной силы, коэффициентов буксования, сопротивления качению и тангенциальной эластичности передних колес

/Определение типа опорной I поверхности. Вычисление I коэффициентов сопротивления качению и/тангенциальной эластичности задних колес

База данных: зависимости коэффициентов тангенциальной эластичности и сопротивления качению от факторов машины для различных типов опорной поверхности

Определение количества и расположения ведущих колес

Вычисление

h

лiMkpi -~д~Мкрср

Формирование крутящих

к у: - сад'кк: с->,

подводимых к колесам

Расчет теоретических и реальных буксований ведущих колес и коэффициентов тангенциальной эластичности

Si > Sipac

Да

Вычисление Вычисление

. „ _ (шкср - шкі)Мкі т ~ ™ki Нет Л> о v. Да (лмкр) - л(мкР1 дм* = ”Лі

Корректировка крутящих моментов

Мкі- Мкі +^MSi

--------т--------

Рис. 2. Алгоритм комбинированного управления

момента, подводимого к передним колесам и развиваемую ими силу тяги; вес, приходящийся на передние колеса; величину крутящего момента двигателя. Дополнительными информационными переменными являются: угол поворота рулевого колеса; боковое ускорение АБШ и угловая скорость поворота.

На основе информационных переменных и базы данных система управления определяет тип опорной поверхности и через интервал времени, равный отношению расстояния между колесами передней и последующих осей к скорости движения, обеспечивает на колесах силовые факторы (крутящие моменты), определяемые исходя из следующего правила [4]:

крутящий момент, подводимый к колесу, должен быть равен сумме момента сопротивления качению колеса и части крутящего момента для преодоления внешних сил сопротивления, пропорциональной сцепным возможностям колеса, а буксования всех ведущих колес должны быть минимальны и пропорциональны между собой:

Р — Мк1

Рко ~ '

Тд1

(6)

Коэффициенты тангенциальной эластичности и сопротивления качению определяются для колес переднего моста путем измерения необходимых величин, а для колес последующих осей — с использованием статистических и экспериментальных данных об изменении этих параметров в зависимости от типа опорной поверхности (который определяется по данным о движении колес переднего моста) и нагрузок, приходящихся на них.

Внешнее сопротивление движению автомобиля определяется как отношение разности крутящего момента, подведенного от двигателя к ведущим колесам, и суммы моментов сопротивления качению всех колес к обобщенному радиусу качения АБШ:

М -У ґ От

кдв свг г дг

(7)

Мкг — ('свіОі + кпірвн )Ткі '

(1)

где Ґсві — момент сопротивления качению колес АБШ в свободном режиме;

— вес, приходящийся на колесо; кп — поправочный коэффициент, учитывающий условия взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью;

РХвн — суммарная сила внешних сопротивлений движению колесной АБШ;

Тц — динамический радиус колеса.

Величина поправочного коэффициента кпі находится из условия пропорциональности буксований 8 ведущих колес относительно опорной поверхности:

1

Мд

(2)

^Мі(Мі-1)

кі(кі-1)

(4)

Р - Р

ґ — ко 1 к -'сві

О,

(5)

Кинематические параметры (угловые скорости) колес АБШ необходимо определять, исходя из кривизны траектории движения АБШ и высоты (глубины) преодолеваемых неровностей:

Ші — ^ КИКМ.

Та

(8)

где X. — коэффициент тангенциальной эластичности системы шина — опорная поверхность:

(3)

где Мм(Мм_) — текущее и предыдущее значения крутящего момента, подведенного к колесу; гк(гк—1) — текущее и предыдущее значения радиуса качения колеса:

где им.(им._1) — текущее и предыдущее значения скорости движения машины.

Коэффициент сопротивления качению передних колес в свободном режиме равен отношению разности полной окружной силы (РКО), подведенной к колесу, и силы тяги колеса (Рк) к весу (£1), приходящемуся на него:

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

Полная окружная сила, в свою очередь, может быть определена из следующего выражения:

где — угловая скорость, подводимая от двигателя к колесам;

Км — поправочный коэффициент, учитывающий высоту (глубину) преодолеваемого колесом препятствия;

Ке. — поправочный коэффициент, учитывающий кривизну траектории движения АБШ.

Высоту (глубину) дорожных неровностей можно определить по перемещению колеса в вертикальной плоскости.

Кривизна траектории может быть найдена с использованием датчика угла поворота рулевого колеса [4].

Реализация принципа комбинированного управления с прогнозированием возмущений позволит значительно повысить эффективность движения АБШ в постоянно изменяющихся условиях движения за счет непрерывного регулирования мощности, подводимой к колесному движителю в зависимости от условий его качения.

Вышеизложенный принцип может быть реализован на АБШ с индивидуальным приводом ведущих колес или оснащенных системами управления распределением мощности (автоматически блокируемыми дифференциалами, противобуксовочными системами).

Библиографический список

1. Келлер, А В. Методологические принципы оптимизации распределения мощности между движителями колесных машин / А. В. Келлер // Вестник ЮУрГУ. — Челябинск : Изд. ЮУрГУ, 2006. - № 11(№ 66). - С. 96-101.

2. Кычев, В. Н. Эффективность использования полноприводных автопоездов в сложных дорожных условиях / В. Н. Кычев, А. В. Келлер, Р. Ф. Кунаккильдин // Грузовик &. — 2005. - № 3. - С. 24-28.

3. Марченко, С. Н. Математическая модель для исследования устойчивости двухосного автомобиля с индивидуальным приводом при разгоне на прямолинейном участке / С. Н. Мар-

-1

Р

Т

ср

ТпРка

к

Р1

кг-1

кг

Мкі - Ми-1

Ш

кі( кг-1)

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (113) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 3 (113) 2012

184

ченко, А. В. Келлер, Г. Д. Драгунов // Вестник ЮУрГУ. — Челябинск : Изд. ЮУрГУ, 2006. - № 11(№ 66). - С. 102-107.

4. Микрогазотурбинные двигатели-генераторы как основа комбинированных энергетических установок автотранспортных средств / Б. Л. Арав [и др.] // Автомобильная промышленность. — 2011. — № 7. — С. 9-13.

УШНУРЦЕВ Станислав Владимирович, лейтенант, офицер отдела организации научной работы Омского танкового инженерного института.

КЕЛЛЕР Андрей Владимирович, полковник, доктор технических наук, доцент, начальник кафедры тан-

ковых войск факультета военного обучения ЮжноУральского государственного университета. УСИКОВ Виталий Юрьевич, майор, преподаватель кафедры эксплуатации бронетанковой и автомобильной техники Омского танкового инженерного института.

Адрес для переписки: e-mail: stanislavushnurcev@ mail.ru

Статья поступила в редакцию 30.05.2012 г.

© С. В. Ушнурцев, А. В. Келлер, В. Ю. Усиков

УДК 621.01:062-182:531.1

А. Х. ШАМУТДИНОВ А. Г. КОЛЬЦОВ

Омский государственный технический университет

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО ПАРАМЕТРА ЖЕСТКОСТИ СТРУКТУР МНОГОПОВОДКОВЫХ МЕХАНИЗМОВ

ПАРАЛЛЕЛЬНОЙ КИНЕМАТИКИ___________________

Предложены параметры для оценки жесткостных характеристик механизмов параллельной кинематики. Введен коэффициент симметричности, который прямо пропорционален жесткости.

Ключевые слова: многоповодковый механизм, элементарная структура, механизм параллельной структуры, коэффициент симметричности, коэффициент универсальности, вариативная доля, платформа Стюарта, жесткость механизма.

Как было сказано в [1], степень совершенства структур параллельной кинематики будем оценивать параметром 5г, который условно назовем — коэффициент симметричности 1-ой группы:

Sj

(Kn,i )2 (Kn,i )1

(1)

где (Кп)1 и (К.)2 — это количество структур механизмов г-ой группы, соответственно в табл. 1 и 2 [1]. Для наглядности выпишем значения 5. в табл. 1:

По возрастанию коэффициента симметричности табл. 1 [1] перепишем в табл. 1.

Введем обозначение:

(Vm )2

(V™ ),

(2)

cm

(Vnm )1

(Vn“)2 = cm = sm • Vm . Так как ) = Xfc) =

ЕС , то (Kn,)2 = ЕsZ • VZ . Тогда

m=0 2

из определения

(Kn,i )2

коэффициента симметричности S{ = )2 и, учи-

n

тывая, что определению (Kn,j )1 = Е Vnn j , получим:

m=0

n

Esm • Vm

n,j n,j

jn

(3)

где я*. — представляет собой коэффициент универсальности 1-ой группы с т приводами;

(У“ )1 , (ут )2 — количество вариантов механизмов г-ой группы, в зависимости от числа приводов т и числа поводков п, взятых соответственно из табл. 1 и табл. 2 [1].

Имея данные табл. 1 и 2 из [1], вычислим коэффициенты я*. для всех групп и сведем их в табл. 3. Так как, по выражению (3) из [1], (Ут )2 = С* , то

У Vm

/ j n,i m=0

Преобразуем выражение (2):

Е smi • vz

S=

jn

Обозначим Vm )1 = Vnm j , тогда получим: = s

Уvm

n,j

m=0

(s° • V0 + s1 • V1 + • + sm • Vm)

Vsnj Vn,j^sn,j Vn— ——Пі Vn,0 =

VrTV:r+^ _

n,j n,j n,j

V0 V1

. • n,i + s1 n,i

n'j (v0. + Vі- + • + vm) n,j (v°. + Vі. + • + Vm)

n,j n,j n,j n,j n,j n,j

m=0

m=0

m=0

s

n,l

m=0

s

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.