CC BY
34
В Ы В О Д Ы
1. Анализ мехатронных систем управления фрикционными сцеплениями показал, что ввиду возможного отказа электроники, отсутствия или утечки воздуха из питающей/управляющей магистрали автоматизированного привода система должна обеспечивать реализацию аварийной функции, позволяющей сохранить подвижность транспортного средства.
2. Спроектированный дуплексный привод сухого фрикционного сцепления полностью работоспособен и при его интеграции в ме-хатронную систему управления силовым агрегатом позволит повысить ее надежность за счет использования двухрычажной конструкции узла выключения сцепления, обеспечивающей независимость работы двух контуров для сохранения функции управления фрикционным сцеплением в аварийной ситуации.
3. Как видно из представленной осциллограммы, диапазон регулирования управляющего сигнала недостаточно широк и составляет приблизительно 16-18 % ШИМ, что не позволяет осуществлять «тонкое» управление процессом включения сцепления. Для расширения диапазона и, следовательно, качества управления необходимо согласовать упругую характеристику нажимного устройства сцепления с геометрическими параметрами исполнительного механизма, рабочей характеристикой электромагнитного пропорционального клапана и выходным каскадом контроллера.
Л И Т Е Р А Т У Р А
1. Road transport: Volvo FE gets I-Sync automatic transmission. [Electronic resource] / B. Weatherley, W. Shi-ers. - Movable Type Enterprise, 2009. - Mode of access: http://www. Road Transport\Volvo FE gets I-Sync automatic transmission. More two-pedal treats from Biglorryblog! -BigLorryBlog.html . - Date of access: 20.11.2009.
2. Механизм автоматизированного переключения передач в механической ступенчатой коробке передач: пат. 2192973 С2 Рос. Федерация, МПК7 В60К20/00, МПК7 В60К20/02 / Р. М. Фадеев; заявитель ОАО «КамАЗ». -№ 2001104251/28; заявл. 13.02.01; опубл. 20.11.02. - 6 с.
3. ZF - AS Tronic® // ZF tech. information. - Sheet-No 1327 750 102a. - ZF Fridrichshafen AG, Germany, 2001. - 23 p.
4. Fuller®Automated Transmissions: Fuller®Ultra-Shift® LST -LHP, -LEP // Eaton tech. information: condensed specifications TRSL-0300, -0318 807 2.5M/WP, TRSL -0314 807 2M/WP. - Eaton Corporation, USA, 2007. - 6 p.
5. Method of controlling an automated mechanical transmission shift mechanism: pat. 5325029 USA, int. Cl.5 B60K 17/12 / D. P. Janecke, L. A. Kominek, S. A. Edelen; assignee Eaton Corporation. - № 985190; filed 11.30.92; date of patent 28.06.94. - 14 p.
6. ZF AS Tronic и ZF AS Tronic mid: техническое руководство по установке, работе и вводу в эксплуатацию // ZF tech. Information. - Sheet-No 1328 765 901f21. - ZF Fridrichshafen AG, Germany, 2005. - 105 p.
7. Opticruise: description of operation and work description // Scania tech. information 05:05-02. - Sheet-No 1 585 369. - Scania CV AB, Sweden, 1995. - 84 p.
8. Fuller®Automated Transmissions: AutoShiftTM 18-Speed / Eaton tech. information: condensed specifications TRSL-0285 806 2M/WP. - Eaton Corp., USA, 2006. - 2 p.
9. Карпиевич, Ю. Д. Теоретические основы создания систем бортового диагностирования тормозов автомобилей: автореф. дис. ... д-ра техн. наук: 05.05.03 / Ю. Д. Карпиевич. - Минск, 2003. - 42 с.
Поступила 18.10.2012
УДК 681.527.34
ОБОСНОВАНИЕ КОНСТРУКЦИОННЫХ ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКОГО РЕГУЛЯТОРА НАВЕСНОГО УСТРОЙСТВА
Канд. техн. наук, доц. СТРОК Е. Я.1, канд. техн. наук БЕЛЬЧИКЛ. Д. , инж. АЛЕКСАНДРОВА Т. Л.1, канд. техн. наук ГОРАВСКИЙ С. Л.2
1 ГНУ «Объединенный институт машиностроения НАНБеларуси», 2Минский электротехнический завод имени В. И. Козлова
Энергонасыщенные тракторы для управле- ся автоматизированным гидроприводом. Опыт ния технологическим оборудованием посред- функционирования тракторных агрегатов пока-ством навесных устройств широко оснащают- зывает, что применение тяжелых орудий тре-
Наука 37
итехника, № 3, 2013
бует ограничения скорости их опускания, которая, например для массивных оборотных плугов, может приблизиться к скорости свободного падения. Следствием такой работы регулирующих устройств может быть поломка деталей почвообрабатывающих орудий. Кроме этого, при автоматическом регулировании глубины пахоты требуется соответствие величины коррекции положения навесного устройства рассогласованию между уставкой и сигналом силоизмерительных датчиков в шарнирах нижних тяг. Это обстоятельство также требует обеспечения независимости скорости опускания от веса орудий. Таким образом, при работе сельскохозяйственного мобильного агрегата гидросистема должна обеспечивать плавность и точность движения рабочих органов.
В качестве объекта исследования выбран опытный образец электрогидравлического регулятора, который имеет ряд общих конструкционных признаков с компонентами гидравлической системы навески трактора [1]. Известные из литературных источников [2, 3] методики исследования гидравлических приводов не учитывают взаимного влияния конструкционных параметров клапанно-золотниковых элементов электрогидравлического регулятора на его выходные характеристики в режиме опускания навесного устройства, т. е. вопрос определения их рациональных значений рассматривался как однофак-торный. В связи с этим была поставлена задача разработать методику обоснования конструкционных параметров электрогидравлического регулятора при опускании навесного устройства на основе многофакторного анализа планируемых вычислительных реализаций математической модели на компьютере. При этом необходимо выявить зависимость скорости опускания навесного устройства трактора от веса орудий, а также весовой порог ограничения этой скорости.
Составление математического описания.
Функционирование электрогидравлического регулятора в режиме опускания навесного устройства описывается дифференциальными и алгебраическими уравнениями согласно принципиальной и расчетной схемам, которые отражают его конструкцию. Принципиальная схема контура опускания электрогидравлического регулятора навесного устройства представлена на рис. 1.
Рис. 1. Принципиальная схема контура опускания электрогидравлического регулятора навесного устройства
Опускание навесного устройства осуществляется посредством гидроцилиндров 1 при вытеснении рабочей жидкости через подпружиненный выпускной клапан 2, управляемый электромагнитом 3. Ограничение скорости опускания навесного устройства реализуется за счет изменения гидравлической проводимости подпружиненного золотника 4, который смещается в сторону закрытия под действием перепада давления рабочей жидкости на измерительном дросселе 5.
При составлении математического описания согласно расчетной схеме приняты следующие допущения: величиной сухого трения вследствие ее незначительности можно пренебречь; волновые процессы в трубопроводах из-за их малой длины не влияют на динамику привода; модуль упругости рабочей жидкости является постоянной величиной, которая не зависит от давления и температуры; нерастворенный воздух в жидкости отсутствует; коэффициенты вязкости жидкости и расхода управляемых дросселей регулятора - постоянные величины; гидравлические потери в трубопроводах и каналах малы, поэтому ими можно пренебречь.
Расчетная схема контура опускания электрогидравлического регулятора навесного устройства представлена на рис. 2 в виде физических аналогов конструкционных элементов (масса, податливость, вязкое трение, гидравлическая проводимость, скорости перемещения подпружиненных масс и др.).
На схеме показано, что под действием силы веса О рабочего органа массой М поршни гидроцилиндров навесного устройства площа-
Наука итехника, № 3, 2013
дью /72 перемещаются со скоростью х, а рабочая жидкость сжимается в объеме У/2 под давлением р и поступает последовательно в дроссели выпускного клапана и подпружиненного золотника соответственно с проходными сечениями к\ и к2.
□ X2S 1 I
* * Л i
Рис. 2. Расчетная схема контура опускания электрогидравлического регулятора навесного устройства
Для управления перемещением Х\ выпускного клапана с массой т\, подпружиненного с жесткостью сь в условиях вязкого трения /ч и начального поджатия X\S электромагнит регулятора навесного устройства реализует перестановочное усилие F при токе i, формируя гидравлическую проводимость к\ и давление p\. Перепад давления p2 на измерительном дросселе с гидравлической проводимостью к3 золотника с массой т2, подпружиненного с жесткостью с2, в условиях вязкого трения Л.2 и начального поджатия x2S, позволяет ограничить скорость опускания X гидроцилиндров навесного устройства.
При отключенном электромагните имеют место следующие соотношения:
% =0; xs= 0; xls = 0; = 0; = 0;
x2s =0; Pis = 0; p2S =0; is = 0; kls = 0;
k2S =0,00000149 м1/3кг1/2;
^=0,5719-Ю-6 м1Ькг1/2; причем
A4 G Gk°
g f
где kG - коэффициент передачи навесного устройства.
Изменение тока i в обмотке электромагнита описывается во временной координате t при квантовании с шагом A t и предыдущими зна-
Наука итехника, № 3, 2013
чениями к и ?о путем вычислительных реализаций следующих соотношений между напряжением и, активным сопротивлением Я и постоянной времени Т:
di dt
t = t0 + At',
U >
7Г\
di А
/ =/0 Н--АЛ
dt
Движение выпускного клапана описывается следующими формулами с учетом предыдущих значений перемещения Х10:
d x dt2
J_
mi
dxi dt
. r. dxw
kei — Ai-
dt
-срсю -Nx
rdx^Л dt
\
Jo
d x, . dt2
_ dxl
Х± — Н /л1? dt
где Ы\ - усилие предварительного поджатия возвратной пружины; ке - коэффициент передачи электромагнита.
Граничные условия в этом случае имеют вид:
если хг < 0, то хг = 0, — = 0;
dt
если XI >3-10~3, то XI = 3 -10~3, — = 0.
dt
Площадь и гидравлическая проводимость дросселя выпускного клапана определяются по формулам:
Ъ Ъ max 2 л_ ; xi j h
где (I и р - коэффициент расхода и плотность
рабочей жидкости; Ьтах, к - геометрические
параметры дросселирующих пазов.
Давление в полости гидроцилиндра и перемещение его поршня можно определить с учетом предыдущих значений р0 и р10 согласно уравнениям:
dp _Е dt ~ V
f^y—kiyjpo-pio dt
d х
dt2 ЪАк%
dp . dt
1
dt
dx dt
V
' dx"
d2x ,
+ -7TAt>
dt
dx
x — Xq-\--At,
dt
где Е - модуль упругости рабочей жидкости.
Давления рабочей жидкости р1 и р2 на участках гидросистемы определяются согласно балансу расходов в узлах контура опускания:
hy/p-pi = к2-JPi - Pi \ hyjpi-pi =h 4P2-
Путем алгебраических преобразований получаем выражения:
_ к2 р + к\р2 Р1 ~ ,2 ,2 '
К + кг
Рг =
к2 к-
{kt+H){kl+kj)-kt
Р
Площади и гидравлические проводимости дросселя подпружиненного золотника и измерительного дросселя определяются по формулам:
I
f2=4,7(h-x2)2 ; к= fj-
4 V Р
где d3 - диаметр измерительного дросселя.
Движение подпружиненного золотника, ограничивающего скорость опускания рабочего органа, вычисляется согласно дифференциальным уравнениям:
d 2 x2 dt2
J_
m2
Г r
v
dx2 Л
dt
Jo
~ C2X20 ~ N2
dx2 dt
rdxn Л
v dt *
d2x? .
+ -7T^
dt
_ dx2 хг ~ х20 ^ :— А1, Ах
где активная площадь подпружиненного
золотника; - усилие предварительного
поджатия пружины; х20 - предыдущее значение перемещения.
Граничные условия при этом имеют вид:
dXn
если х2 < 0, то х2 = 0, —- = 0;
dt
если х2> 0,003, то x2 =0,003,
dx2 dt
= 0.
Исходные данные для расчета выходных характеристик контура опускания, отражающие конструкцию его компонентов, следующие:
ке = 12,5 Н/А; Я = 1,7 Ом; Т = 0,012 с;
1 = 50000 Н-с/м; g = 9,8 м/с2; О = 10000 Н;
= 0,01 м2; ко = 3; V = 0,0021 м3; Е = 1,5 109 Па; р = 900 кг/к3; М =10 Н; ц = 0,62;
А,1 = 300 Н-с/м; к = 3,14;
С\ = 7500 Н/м; к = 0,003 м; Ъ = 0,00471 м ;
7 7 7 ШаЛ 7 "
А( = 75,36' 10^ м2; Ы2 = 76 Н; Х2= 100 Н'с/м;
С2 = 3160 Н/м; dз = 0,005 м.
Для обоснования конструкционных параметров электрогидравлического регулятора навесного устройства выполним многофакторный анализ с использованием компьютерного моделирования процесса функционирования контура опускания [4]. Откликом, или выходным параметром, интерполяционной модели является скорость опускания навесного устройства.
Для проведения многофакторного анализа необходимо выбрать факторы и установить для них интервалы варьирования (табл. 1).
Результаты вычислительного эксперимента представлены в виде матрицы планирования (табл. 2), где строки соответствуют различным опытам, а столбцы - значениям факторов.
Наука итехника, № 3, 2013
Таблица 1
Уровни факторов и интервалы варьирования
Фактор, размерность Уровень фактора Интервал варьирования Ij
-1 0 +1
х\ - активная площадь зо-
лотника ограничения скорости опускания, мм2 67,9 75,4 82,9 7,5
х2 - максимальная площадь
дросселирующих отверстий выпускного клапана, мм2 38,2 42,4 46,6 4,2
х3 - жесткость пружины
золотника ограничения скорости опускания, Н/мм 2845 3160 3475 315
сочетании конструкционных параметров электрогидравлического регулятора.
С целью определения оптимальных конструкционных параметров контура опускания электрогидравлического регулятора на базе интерполяционной модели провели расчет крутого восхождения, результаты которого приведены в табл. 3. В качестве критерия оптимизации принимали отклонение скорости опускания навесного устройства от ее нормированного значения. При этом целью оптимизации являлась минимизация указанного отклонения.
Таблица 3
Результаты расчета крутого восхождения
Таблица 2
Матрица планирования и результаты вычислительного эксперимента
Номер опыта Кодированные значения факторов Параметр у
Х0 Х1 Х2 Х3
1 + - - + 61,847
2 + - + - 61,657
3 + + - - 55,956
4 + + + + 56,238
5 + - - - 61,616
6 + - + + 61,898
7 + + - + 56,209
8 + + + - 55,980
bj 58,925 -2,830 0,018 0,123
* Коэффициент уравнения регрессии.
При планировании вычислительного эксперимента выполнялось требование совместимости факторов, а также их независимости, т. е. отсутствия корреляции между факторами. Условие некоррелированности не означает, что между факторами нет связи. Достаточно, чтобы указанная связь не была линейной.
Уравнение регрессии, описывающее влияние конструкционных параметров на изменение выходного параметра у, имеет вид линейной интерполяционной модели при допущении отсутствия взаимодействия факторов
у = 58,925 — 2,83А'! + 0,018х2 + 0,123 х3.
Анализ полученного уравнения регрессии показывает, что в области исследуемых параметров на величину скорости опускания навесного устройства наибольшее влияние оказывает активная площадь подпружиненного золотника ее ограничения. С помощью этой зависимости можно определить величину предельной скорости опускания навесного устройства при любом
Условие движе- Фактор Пара-
ния по градиенту Х1 Х2 Хз метр y
-21,225 0,076 38,745
Шаг при измене-
нии х2 на 0,005 -1,415 0,005 2,58
Опыт 9 73,985 42,405 3162,58 59,460
10 72,570 42,410 3165,16 59,995
11 71,155 42,415 3167,74 60,530
12 69,740 42,420 3170,32 61,065
13 68,325 42,425 3172,90 61,600
14 66,910 42,430 3172,48 62,135
Из анализа результатов опытов крутого восхождения видно, что наибольшее приближение к эксплуатационным нормам по критерию оптимизации имеет опыт 10 (активная площадь золотника ограничения скорости опускания -72,57 мм2; максимальная площадь дросселирующих отверстий выпускного клапана -42,41 мм2; жесткость пружины золотника ограничения скорости опускания - 3165,16 Н/мм).
Выбранные конструкционные параметры позволяют ограничить скорость опускания для рабочих органов различного веса (рис. 3).
0,06 L
x, м/с 4
0,04
0,02 " //
////
Jr' 1 1 L
о
2,0
4,0
6,0
Рис. 3. Зависимость скорости опускания навесного устройства от различных весовых параметров рабочих органов: 1 - О1 = 5000 Н; 2 - О2 = 10000 Н; 3 - О3 = 15000 Н; 4 - О4 = 20000 Н
Наука итехника, № 3, 2013
t, с
Таким образом, для рабочих органов весом менее 5000 Н скорость опускания не достигает по своей величине нормированного значения, так как при выбранных конструкционных параметрах перепад давления на измерительном дросселе оказывается недостаточным для смещения подпружиненного золотника, ограничивающего скорость опускания навесного устройства, которая зависит только от гидравлической проводимости выпускного клапана. При весе рабочих органов более 10000 Н скорость опускания ограничена значением 0,06 м/с, что соответствует эксплуатационным требованиям.
В Ы В О Д Ы
1. В области исследуемых конструкционных параметров электрогидравлического регулятора согласно полученной интерполяционной зависимости наибольшее влияние на величину скорости опускания навесного устройства с рабочими органами оказывает активная площадь подпружиненного золотника ограничения скорости опускания.
2. С использованием компьютерного моделирования процесса функционирования контура опускания и многофакторного анализа вычислительного эксперимента по критерию минимизации отклонения скорости опускания от нормированного значения определены следующие рациональные конструкционные пара-
метры: активная площадь подпружиненного золотника ограничения скорости опускания -72,57 мм , максимальная площадь дросселирующих отверстий выпускного клапана - 42,41 мм2, жесткость пружины золотника ограничения скорости опускания - 3165,16 Н/мм.
3. В результате вычислительных реализаций установлено, что ограничение скорости опускания рабочих органов до значения 0,06 м/с, что соответствует эксплуатационным требованиям, осуществляется при их весе более 10000 Н.
Л И Т Е Р А Т У Р А
1. Гидравлическая система навески трактора: пат. 2933 Респ. Беларусь, МПК7 А01 В 63/10 / С. А. Канаев, Н. А. Клышко; заявитель ПО «Минский тракторный завод им. В. И. Ленина». - № 9610384; заявл. 05.11.1996; опубл. 30.09.1999 // Официальный бюл. / Гос. патент. комитет Республики Беларусь. - 1999. - № 3 (37). - С. 233.
2. Горавский, С. Л. Обоснование параметров серво-распределителя для активной компенсации утечек рабочей жидкости в гидронавесной системе трактора: автореф. дис. ... канд. техн. наук: 05.02.02 / С. Л. Горавский. -Минск, 2010. - 22 с.
3. Лурье, З. Я. Математическое моделирование динамики гидроагрегата навесного оборудования трактора / З. Я. Лурье, В. А. Макей, Е. Н. Цента // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. - 2008. - № 2/4 (32). -С. 36-41.
4. Ящерицын, П. И. Планирование эксперимента в машиностроении / П. И. Ящерицын, Е. И. Махаринский. -Минск: Вышэйш. шк., 1985. - 286 с.
Поступила 22.11.2012
УДК 656.13.338.47:656.13.658
НЕКОТОРЫЕ ЗАКОНОДАТЕЛЬНЫЕ ИНИЦИАТИВЫ УКРАИНЫ В ОБЛАСТИ ОБЕСПЕЧЕНИЯ БЕЗОПАСНОСТИ ДОРОЖНОГО ДВИЖЕНИЯ
БУДНИК С. И.
Центр безопасности дорожного движения и автоматизированных систем при МВД Украины
От уровня безопасности функционирования транспортной системы в значительной мере зависит успешное решение социально-экономи-
ческих программ украинского государства. Но вместе с развитием транспортной системы и ростом количества транспортных средств по-
Наука итехника, № 3, 2013
