Науково-прикладні основи системного аналізу та оптимального проектування гальмових керувань автобусів

Размещено на http://allbest.ru

НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ «ЛЬВІВСЬКА ПОЛІТЕХНІКА»

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня доктора технічних наук

05.22.02 - автомобілі та трактори

НАУКОВО-ПРИКЛАДНІ ОСНОВИ СИСТЕМНОГО АНАЛІЗУ ТА ОПТИМАЛЬНОГО ПРОЕКТУВАННЯ ГАЛЬМОВИХ КЕРУВАНЬ АВТОБУСІВ

Виконав Дем'янюк Володимир Андрійович

Львів - 2005



АНОТАЦІЯ

Дем'янюк В.А. Науково-прикладні основи системного аналізу та оптимального проектування гальмових керувань автобусів. - Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня доктора технічних наук за спеціальністю 05.22.02 - автомобілі та трактори. - Національний університет «Львівська політехніка», Львів, 2005.

Розроблено основи системного аналізу та оптимального проектування гальмового керування автобусів та його підсистем (гальмові механізми, гальмовий привод, підсистема регулювання гальмівних сил, антиблокувальна система) зі створенням нових та вдосконалених математичних моделей, методів, програмного забезпечення і поглибленим аналізом робочих процесів з урахуванням структурно-функціональних взаємозв'язків з основними системоутворювальними елементами відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус» (кермове керування, підвіска, «колесо-дорога», «водій»).

Запропоновано нову концепцію та алгоритми багатокритеріального оптимального проектування гальмових керувань автобусів з використанням статистичних вагових коефіцієнтів та розробленого векторного критерію ефективності. Здійснено параметричну оптимізацію підсистем гальмового керування та запропоновано їх нові технічні рішення.

автобус гальмовий пневматичний привід



1. ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Зростання інтенсивності руху та поліпшення швидкісних властивостей автотранспортних засобів (АТЗ) загострюють проблему підвищення їх активної конструктивної безпеки та удосконалення систем, які її забезпечують. Це, головним чином, стосується гальмових керувань (ГК), оскільки майже 50% дорожньо-транспортних пригод стається під час гальмування, і, передусім, ГК автобусів (на їх частку припадає понад 60% пасажирських перевезень в Україні).

Дослідженню гальмівних властивостей та вдосконаленню ГК АТЗ присвячені наукові праці багатьох вітчизняних та зарубіжних вчених, у яких розглядаються як окремі підсистеми ГК (гальмові механізми, гальмові приводи, регулятори гальмівних сил (РГС), антиблокувальні системи (АБС) та ін.), так і певні поєднання цих підсистем і, рідше, - в сукупності з деякими іншими функціонально пов'язаними підсистемами АТЗ. Наведені в них фундаментальні результати є основою для проведення подальших комплексних та поглиблених досліджень з метою виявлення резервів підвищення ефективності гальмування та забезпечення стійкості гальмуючих автобусів. У запропонованій концепції істотно розширені контури досліджуваної системи, до якої віднесено ГК з усіма вищеназваними підсистемами з урахуванням функціонально пов'язаної з ним багатомасової просторової системи «гальмуючий автобус» з підсистемами «підвіска», «кермове керування», «колесо - дорога» та «водій». Передбачено поглиблене комплексне дослідження ГК автобусів як в теоретичному (нові та вдосконалені методи, математичні моделі (ММ) і критерії ефективності), так і в прикладному аспектах (оригінальне програмне забезпечення, нові методики, алгоритми та конструкції підсистем і їх елементів). Важливою складовою концепції є те, що дослідження системи та її підсистем завершуються не стадією аналізу, як це спостерігається у більшості наукових праць, а стадією синтезу, в тому числі і екстремального, з використанням розроблених критеріїв ефективності та методології системотехніки.

На проектування ГК автобусів мають вплив їх конструктивні особливості. Розроблення півтора- та двоповерхових автобусів і встановлення балонів зі скрапленим газом на даху автобуса загострюють питання стійкості. Нехарактерні для вантажних автомобілів співвідношення між нормальними реакціями на передніх і задніх колесах та масове застосування на сучасних автобусах пневматичних підвісок з напрямними пристроями, які визначають поздовжньо-кутові переміщення кузова, впливають на вибір типу РГС та законів регулювання. Несиметричне, відносно поздовжньої осі, розташування силового агрегату та неоднакові жорсткості лівої і правої частин кермового приводу створюють додаткові збурювальні моменти, а комплектація ГК різнотипними конструкціями гальмових механізмів актуалізує питання їх оптимальної узгодженості.

Значна амортизація існуючого автобусного парку та зростаюча потреба в пасажирських перевезеннях стимулюють розширення виробництва нових моделей автобусів. Специфіка проектування їх ГК полягає у використанні складових частин вантажних та легкових автомобілів вітчизняного і закордонного виробництв, на основі яких створюється оптимальний проект для задоволення жорстких вимог щодо ефективності екстреного гальмування з холодними і нагрітими гальмами та стійкості і керованості гальмуючих автобусів в різних умовах експлуатації (міські, приміські, міжміські та гірські маршрути).

Ця специфіка автобусів, в сукупності з їх конструктивними особливостями, особливими і соціально значущими вимогами до активної безпеки та забезпечення конкурентоспроможності, вимагають розроблення нових та вдосконалених концептуальних підходів і обґрунтовують доцільність виконання цієї роботи для розвитку вітчизняного автобусобудування. Отже, розроблення теоретичних основ аналізу та оптимального проектування на засадах системотехніки ГК автобусів та їх підсистем з урахуванням зв'язків з іншими функціональними системами гальмуючого автобуса становить важливу і актуальну науково-прикладну проблему.

Мета і задачі дослідження. Мета роботи - розроблення науково-прикладних основ системного аналізу та оптимального проектування ГК автобусів з урахуванням його взаємодії з функціонально пов'язаними системами та підсистемами із створенням нових та вдосконалених ММ, методів і конструкцій з одночасною оптимізацією функціональних характеристик підсистем для підвищення ефективності і надійності ГК та покращання показників процесу гальмування автобусів нової генерації.

Задачі дослідження:

1. Визначити контури, перелік системоутворювальних елементів, горизонтальну та вертикальну ієрархічну структуру досліджуваної системи та обґрунтувати доцільність використання системотехніки як методологічної основи для аналізу та оптимального проектування ГК автобуса у складі відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус».

2. Розробити комплекс математичних моделей з програмним забезпеченням для аналізу та синтезу відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус» та її підсистем - «колесо - дорога» і «водій».

3. Обґрунтувати концепцію та одержати аналітичну залежність для векторного критерію ефективності екстреного гальмування автобуса (ВКЕЕГА).

4. Вдосконалити метод якісного аналізу стійкості гальмуючого автобуса, одержати аналітичні умови стійкості, а також проаналізувати вплив конструктивних та експлуатаційних чинників на ВКЕЕГА та його складові.

5. Розробити ММ і на їх основі проаналізувати робочі процеси та синтезувати підсистеми «гальмові механізми», для чого: вивести залежності і здійснити параметричну оптимізацію барабанних гальмових механізмів (БГМ); проаналізувати вплив різних чинників на температуру гальмових механізмів; отримати залежності та проаналізувати механічні і термічні напруження в дискових гальмових механізмах (ДГМ); розробити конструкції нових гальмових механізмів.

6. Побудувати ММ з програмним забезпеченням для розрахунку пневматичного гальмового приводу (ПГП) автобуса як багатомодульної пневмосистеми з розподіленими параметрами, а також здійснити параметричний аналіз та оптимізацію його характеристик.

7. Розробити імовірнісні методи визначення оцінювальних критеріїв регулювання гальмівних сил і законів регулювання, а також розробити конструкції нових РГС.

8. Обґрунтувати перелік керувальних параметрів алгоритмів АБС для автобусів різних класів. Розробити програмне забезпечення та синтезувати закони керування, які забезпечують інваріантність АБС і стабілізацію їх фазових траєкторій.

9. Розробити метод, алгоритм та програмне забезпечення багатокритеріального синтезу досліджуваних систем з розв'язком прикладних задач оптимального проектування ГК автобусів.

10. Створити лабораторні стенди і дорожні лабораторії з вимірювально - реєструвальними комплексами, провести апробацію математичних моделей та експериментальну перевірку результатів теоретичних досліджень.

Об'єкт дослідження - процес розроблення та аналізу систем автобуса, які визначають його активну конструктивну безпеку.

Предмет дослідження - моделі і методи системного аналізу та оптимального синтезу ГК автобусів у складі відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус».

Методи дослідження. Аналіз та синтез ГК автобусів базувався на використанні засад системотехніки. Для розроблення ММ системи «гальмуючий автобус» використовувалися рівняння Аппеля, а одержана система диференціальних рівнянь зводилась до матричного вигляду та інтегрувалася з використанням числових методів (переважно Рунге-Кутта). В оптимізації ГК та його підсистем використовувалися методи нелінійного програмування (метод комплексів Бокса), методи дискретної та векторної оптимізації, в тому числі і на підставі запропонованого в роботі оригінального векторного критерію ефективності.

У дослідженні стійкості гальмуючого автобуса використовувались перший та прямий методи Ляпунова, а для визначення мінімально можливого гальмівного шляху - принцип максимуму Понтрягіна. Аналіз теплового режиму гальмових механізмів здійснювався за методом скінчених елементів (МСЕ). Метод кінцевих різниць (МКР) застосовувався у ММ ПГП з розподіленими параметрами.

В одержанні поліноміальних моделей досліджуваних процесів та їх графічного просторового відображення використовувалися методи математичного планування експерименту (МПЕ). Методи теорії імовірностей використовувались у розробленні оцінювальних критеріїв регулювання гальмівних сил та виборі законів регулювання. Адекватність ММ оцінювалась порівнянням розрахункових даних з результатами експерименту.

Експериментальна частина роботи виконувалась методами дорожніх випробувань системи «гальмуючий автобус» та лабораторних досліджень її підсистем на спеціально спроектованих стендах. Для вимірювання швидкості автобуса, гальмівного шляху та сповільнення використовувався радіолокаційний давач, працюючий за принципом доплерівського локатора міліметрового діапазону хвиль. Експериментальні дані опрацьовувались методами математичної статистики.

Наукова новизна одержаних результатів. Розроблені теоретичні основи системного аналізу та оптимального проектування ГК автобусів та його підсистем - «гальмові механізми», «гальмовий привод», РГС і АБС. Створено нові та вдосконалені ММ і методи досліджень у складі трирівневої відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус» з урахуванням структурно-функціональних зв'язків з основними підсистемами останньої: «гальмуючий автобус», «колесо - дорога», «водій», «кермове керування», «підвіска».

У дисертаційній роботі вперше:

- здійснено теоретичний аналіз, на підставі якого розроблена просторова 9-тимасова ММ підсистеми «гальмуючий автобус» з 14-ма ступенями вільності, в якій враховані моделі підсистем «підвіска», «кермове керування», «колесо - дорога» та «водій» і яка дає можливість здійснювати комплексний аналіз впливу різних чинників системоутворювальних елементів, а також навколишнього середовища та водія на ефективність гальмування, стійкість і керованість гальмуючого автобуса;

- запропоновано теоретичну концепцію та отримано аналітичні залежності для ВКЕЕГА, який не потребує використання вагових коефіцієнтів і в якому формалізовано умови, що забезпечують чутливість до відхилення нормованих скалярних критеріїв від Парето-оптимальних та граничних значень;

- теоретично обґрунтовано та розроблено метод багатокритеріального оптимального проектування ГК автобусів, який характеризується тим, що після формування матриць внутрішніх параметрів та скалярних критеріїв ефективності з множинами варіантів, здійснюється послідовне зведення скалярних критеріїв в межах рівносуттєвих груп до узагальнених і комплексних критеріїв за допомогою, переважно, статистичних вагових коефіцієнтів з використанням на завершальному етапі запропонованого ВКЕЕГА;

- встановлено, що оптимальний коефіцієнт зчеплення залежить від швидкості руху автобуса, на підставі чого теоретично обґрунтовано новий метод регулювання гальмівних сил за трисигнальним принципом, у якому регулювання здійснюється як у функції традиційних параметрів - інтенсивності гальмування та маси, так і у функції початкової швидкості;

- теоретичним аналізом обґрунтована можливість підвищення коефіцієнта ефективності БГМ, на підставі чого здійснено параметричну оптимізацію за 10-ма параметрами БГМ з колодками, що мають два ступені вільності, і знайдено такі його оптимальні параметри, які збільшують коефіцієнт ефективності гальма на 17-23%;

- запропоновано концепцію та методи одержання фрикційних характеристик гальмових механізмів та їх пар тертя у вигляді трифакторних аналітичних та просторових графічних залежностей відповідно еквівалентного та фізичного коефіцієнтів тертя від температури, швидкості ковзання та тиску у фрикційній парі;

- проведено теоретичні дослідження, на підставі яких розроблено математичні моделі для аналізу динаміки ПГП, в одній з яких використовуються апроксимувальні аперіодичні ланки, а в іншій привод розглядається як багатомодульна пневмосистема з розподіленими параметрами, а ММ сформована у вигляді кінцево-різницевих сіток, яка відрізняється тим, що передача міжмодульної інформації в ній здійснюється за допомогою кубічних інтерполяційних сплайнів;

- запропоновано метод визначення оптимальних значень швидкостей автобуса, за яких необхідно здійснювати перехід на індивідуальне регулювання кожного з передніх і задніх коліс за умови мінімуму ВКЕЕГА при роботі АБС за алгоритмічним принципом модифікованого індивідуального регулювання.

Набули подальшого розвитку:

- ММ взаємодії колеса з дорогою у поздовжньому і поперечному напрямках з одержанням багатофакторних неперервних функцій коефіцієнтів поздовжньої, поперечної та сумарної дотичних сил;

- теорія стійкості гальмуючого автобуса при неусталеному русі зі сповільненням, в якій враховані моделі взаємодії коліс з дорогою у вигляді багатофакторних функцій коефіцієнтів поздовжніх та поперечних питомих дотичних сил;

- математичні моделі функціонального розрахунку БГМ, які відрізняються універсальністю з точки зору їх придатності для розрахунку різних типів гальмових механізмів при розширеному переліку врахованих параметрів;

- методи багатофакторних досліджень теплових процесів БГМ і ДГМ на основі МСЕ та МКР з отриманням рівнянь регресій;

- метод визначення та аналітичні залежності, що описують зміну коефіцієнта використання сили зчеплення коліс з дорогою для загального випадку нелінійної залежності коефіцієнта розподілу сумарної гальмівної сили;

- теоретичні основи і методи визначення оцінювальних критеріїв регулювання гальмівних сил та вибору закону регулювання на підставі імовірнісного підходу;

- теоретичне обґрунтування переліку керувальних параметрів алгоритмів АБС для автобусів різних класів, яке базується на врахуванні динамічних характеристик ГК.

Удосконалено:

- методи визначення механічних та термічних напружень в елементах гальмового диска з розробленням ММ, в яких враховано реальне силове навантаження диска та фактичні температурні поля його ротора і фланця;

- теоретичне обґрунтування доцільності спільного використання РГС та АБС на автобусах на основі аналітичного дослідження умов забезпечення керованості процесом гальмування;

- методи забезпечення інваріантності АБС та стабілізації фазових траєкторій за рахунок синтезу багатофакторних законів зміни керувальних параметрів при регулюванні за розімкнутою та замкнутою схемами.

Практичне значення одержаних результатів. На основі запропонованих методів і ММ аналізу та синтезу ГК автобусів розроблені алгоритми, пакети прикладних програм та методики, які дають змогу на стадії проектування визначати основні конструктивні параметри підсистем ГК з умови оптимальності їх функціональних характеристик і критеріїв (локальних та ВКЕЕГА).

Розроблено методики та отримано поліномінальні залежності, які дозволяють аналізувати вплив різних чинників на: критерії ефективності екстреного гальмування автобуса; температурний режим та фрикційні властивості гальм; тривалість наростання тиску та осьову і бортову несинхронність ПГП; закони зміни керувальних параметрів АБС та ін.

Практична цінність роботи підтверджена розробленими за участю автора чисельними новими конструктивними рішеннями (гальмові механізми, РГС, пришвидшувальний клапан (ПК), гальмовий кран), 13 з яких виконані на рівні винаходів і захищені авторськими свідоцтвами.

Значна частина результатів, отриманих у роботі, впроваджена на автобусобудівних підприємствах. Зокрема, РГС, новизна якого підтверджена авторським свідоцтвом, впроваджений на 10406 автобусах моделей ЛАЗ-4202, ЛАЗ-42021 і ЛАЗ-42022. У ВАТ «Укравтобуспром» впроваджені методики розрахунку, ММ та програми для визначення оптимальних значень параметрів ГК, параметрів та структури ПГП, програмно-вимірювальний комплекс і робочі методики для експериментальних досліджень гальмових систем автобусів. Результати теоретичних та експериментальних досліджень використані під час розроблення і модернізації ГК автобусів ЛАЗ-4202, ЛАЗ-4207, А-172, А-181, А-091, А-144, А-231. У НТЦ «Еталон-авто» впроваджена методика уточненого розрахунку гальмових механізмів та вибору оптимальних параметрів ГК, а у ВАТ «Черкаський автобус» методика вибору параметрів ГК з різнотипними конструкціями гальмових механізмів за їх оптимальної узгодженості.

Методи аналізу та синтезу ГК, а також створені лабораторні стенди та пристрої увійшли до навчальних програм і методичної літератури дисциплін «Прикладна теорія автомобіля», «Експлуатаційні властивості автомобіля» та «Конструювання і розрахунок автомобіля» і використовуються в навчальному процесі підготовки спеціалістів та магістрів за спеціальністю «Колісні та гусеничні транспортні засоби» у Національному університеті «Львівська політехніка».

Особистий внесок здобувача. Основні результати досліджень, які містяться в дисертаційній роботі, отримані автором особисто. На всіх етапах досліджень автор брав безпосередню участь в аналізі отриманих результатів. В працях, які опубліковані у співавторстві, автору належать наступні результати: [1, 2] - виведення аналітичних залежностей для граничних радіусів повороту гальмуючого автомобіля за умов збереження його керованості та відсутності занесення задньої осі; [1, 4] - розроблення алгоритму і програми для аналізу технічної стійкості гальмуючого автомобіля, проведення розрахунків та експериментальних досліджень; [1] - участь у розвитку методів функціонального розрахунку гальм та дослідженнях їх режимів роботи і енергонавантаженості при експлуатації автобусів; [3] - створення методики експериментального дослідження стійкості та керованості АТЗ з розробленням відповідних елементів вимірювального комплексу; [6] - постановка задачі, розроблення алгоритму та програми дослідження динаміки приводу; [7] - розроблення конструкції ДГМ з двома скобами, методики експериментальних досліджень та участь у їх проведенні; [8] - постановка задачі, обґрунтування методу дослідження, отримання і аналіз рівнянь регресії; [11] - систематизація та аналіз статистичної інформації; [17] - розроблення конструктивної схеми стенда, принципової схеми випробувального комплексу та методики досліджень; [22] - розроблення конструктивної схеми гальма, обґрунтування його параметрів для моделювання; [23, 30] - удосконалення тривимірної сіткової моделі гальма, вивчення і аналіз праць з розподілу теплових потоків у гальмах та участь у розробці програми і проведенні досліджень; [26] - постановка задачі, обґрунтування розрахункових схем і методів досліджень та проведення експериментів, а також участь у виведенні аналітичних залежностей; [28] - систематизація етапів стратегії та ознак системності і обґрунтування доцільності застосування системотехніки для аналізу та синтезу ГК автобусів у складі системи «гальмуючий автобус.



2. ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність теми, сформульовано мету й основні задачі досліджень, окреслено новизну та практичну цінність результатів з відзначенням особистого внеску автора у розв'язок проблеми, наведені дані про апробацію результатів і публікації, що відображають основний зміст дисертації.

З метою виявлення резервів покращання гальмових властивостей автобусів в роботі досліджується відкрита ергатична система «гальмуючий автобус» (ВЕГА) з розширеними контурами, до складу якої входить ГК з його основними підсистемами - гальмові механізми, ПГП, РГС та АБС, а також функціонально пов'язана з ним багатомасова просторова система «гальмуючий автобус» з підсистемами нижчого рівня - «підвіска» і «кермове керування» та однорівневими підсистемами «колесо - дорога» і «водій». У дослідженні тягово-швидкісних властивостей можна розглядати відкриту ергатичну систему «продуктивний автобус» (ВЕПА), а у дослідженні плавності руху - відкриту ергатичну систему «комфортний автобус» (ВЕКА). З'ясована наявність у досліджуваній системі всіх ознак системності (цілісність, відкритість, ергатичність, наявність структури, ієрархічність, цілеспрямованість, стахостичність, мінливість у часі, багатоаспектність), у зв'язку з чим в роботі набули подальшого розвитку питання використання системотехніки як методологічної основи для аналізу та оптимального проектування ГК автобуса у складі ВЕГА.

У першому розділі відзначено, що питаннями динаміки гальмування АТЗ, стійкості при гальмуванні, а також дослідженнями робочих процесів та проектуванням підсистем ГК займалися такі вчені як М.П. Александров, Р.А. Акопян, Д.А. Антонов, Ю.Б. Бєлєнький, В.О. Богомолов, М.А. Бухарін, О.І. Вольченко, Б.Б. Генбом, Є.М. Гецович, А.Б. Гредескул, Г.С. Гудз, В.К. Доля, В.А. Іларіонов, Г.М. Косолапов, А.С. Літвінов, Г.І. Маміті, М.Ф. Метлюк, Я.Н. Нєфєд'єв, Я.М. Певзнер, М.А. Подригало, І.К. Пчелін, О.О. Ревін, В.П. Сахно, А.П. Солтус, А.Г. Тарапон, А.М. Туренко, Я.Є. Фаробін, О.С. Федосов, А.К. Фрумкін, А.А. Хачатуров, А.В. Чічінадзе, Є.А. Чудаков, P. Zazanski, E. Fiala, M. Mitschke, G.A. Fazekas, T. Newcomb та ін. Працями цих вчених та створеними ними науковими колективами закладено основи і забезпечено високий рівень розвитку сучасної теорії гальмуваня АТЗ та дослідження робочих процесів їх гальмових систем. Незважаючи на досягнуті вагомі результати, деякі проблемні питання залишилися поза увагою дослідників, з урахуванням чого була обґрунтована актуальність цієї роботи та сформульовані задачі досліджень.

У розділі 1 розроблено комплекс ММ з програмним забезпеченням, призначених для аналізу та синтезу системи ВЕГА з урахуванням підсистем «колесо - дорога» та «водій». Просторова ММ підсистеми «гальмуючий автобус» має такі особливості: автобус розглядається як об'єкт, який складається з 9 мас і має 14 ступенів вільності; наявність у ММ багатомасової підсистеми «кермове керування» з можливістю використання для досліджень передатної функції підсистеми «водій»; рух кузова розглядається як загальний випадок руху вільного твердого тіла, який має 6 ступенів вільності, причому його центр мас не знаходиться у поперечній площині, яка проходить через центр мас автобуса; враховується вплив кінематичної схеми підвіски на диферент та крен кузова; взаємодія коліс з дорогою у площині дороги описується неперервними функціями коефіцієнтів поздовжньої та поперечної сил, які залежать від сумарного проковзування коліс. Рівняння руху, складені на основі рівнянь Аппеля, зведені до системи 24-ох диференціальних рівнянь, наведених у матричному вигляді:

Аy = B,

де А - квадратна матриця розміром 2424, компоненти а_1,1 - а_24,24 якої визначені через конструктивні параметри підсистем автобуса; y- вектор-стовпець перших похідних від змінних системи; В - вектор-стовпець правих нелінійних частин системи рівнянь, компоненти якого визначені через конструктивні параметри та змінні системи.

У диференціальних рівняннях, які входять у ММ підсистеми «кермове керування», враховані жорсткості, а також в'язке та сухе тертя в елементах кермового механізму та приводу. У результаті врахування особливостей кінематичної схеми підсистеми «підвіска» отримано залежності для визначення координат центру диферента кузова за умови відсутності його поздовжньо-кутових коливань під час гальмування з урахуванням впливу розподілу сумарної гальмівної сили між передніми та задніми колесами.

Системність у дослідженні ВЕГА передбачає вивчення її взаємодії з навколишнім середовищем і, передусім, закономірностей функціонування її підсистеми «колесо - дорога». На думку багатьох дослідників, як лінійна, так і нелінійна теорії відведення колеса мають істотні недоліки, у зв'язку з чим у роботі підтримується та розвивається концепція про спільну природу та якісну подібність характеристик взаємодії колеса з дорогою у поздовжньому і поперечному напрямках. Її підтверджують результати опрацьованих нами експериментальних залежностей коефіцієнта опору відведенню К_у від кута відведення , отриманих різними дослідниками, з побудовою на їх підставі кривих коефіцієнта поперечної сили _у від кута за формулою зв'язку

_у=К_уд / Z,

де Z - нормальна реакція дороги на колесо. Під час моделювання підсистеми «колесо - дорога» отримано залежності у вигляді багатофакторних неперервних функцій коефіцієнтів поздовжньої _x, поперечної _у та сумарної дотичних сил від коефіцієнта проковзування S_і

_і=_ki1+(_ki/_1i-1)(S_i-S_ki)²/(1-S_ki)²/S_i,



де S_ki - критичне значення коефіцієнта S_i, за якого _і = _max; _ki та _1i - значення коефіцієнта _і відповідно при S_i = S_ki та S_i =1. Отримано також залежності для уточненого відтворення випуклого та увігнутого характеру кривих позакритичної та докритичної гілок функції (S). Розроблена методика корекції координат характерних точок функції (S) (із залученням МПЕ) у функції швидкості V, нормальної реакції Z та тиску повітря в шинах Р_ш для різних станів покриття доріг.

З урахуванням анізотропності параметрів зчеплення колеса з дорогою у поздовжньому та поперечному напрямках, а також відомих співвідношень між коефіцієнтами проковзувань у відповідних напрямках, отримано залежності між коефіцієнтами поздовжньої, поперечної та сумарної дотичних сил, а також узагальнену просторову графічну інтерпретацію взаємозв'язку між ними у вигляді еліптичного параболоїда зчеплення. Проілюстровано, як за допомогою останнього вирішується низка задач щодо різних методик побудови еліпсів зчеплення, залежностей _х(S_х), _y(S_y), _x(S) i _y(S), а значить, і силових параметрів гальмуючого колеса у загальному випадку його руху.

Аналіз відкритої системи «гальмуючий автобус» як ергатичної системи дає можливість дослідити потенційні можливості водія щодо підвищення активної безпеки автобусів під час гальмування. Дослідження у роботі виконані на основі двомірної передатної функції водія, диференціальна форма якої має вигляд:

T_к (t) + (t) = K_к(t-);

Т_п Р_пед(t)+P_пед (t) = K_п Х^-1_п( t-_п),

де Т_к і Т_п - постійні часу; - кут повороту кермового колеса; - курсовий кут автобуса; Р_пед - зусилля на педалі; Х_п - віддаль до перешкоди; К_к і К_п - коефіцієнти чутливості водія; і _п - тривалість реакції водія; t - час.

Для розв'язку системи диференціальних рівнянь, що входять до складу системи ВЕГА (разом із ММ підсистем ГК), розроблено програмне забезпечення, яке складається з комплексу ієрархічно об'єднаних програм, що відрізняються між собою формою подання рівнянь (у матричному вигляді, у формі Коші), а також кількістю врахованих мас та ступеней вільності в ММ системи.

Другий розділ присвячено формуванню критеріїв (скалярних і ВКЕЕГА) та аналізу впливу різних чинників на динаміку гальмування. Запропоновано концепцію та новий метод формування ВКЕЕГА. Особливістю цього методу є те, що він не потребує використання вагових коефіцієнтів і в ньому формалізовані наступні три умови: ефективні значення критерію знаходяться поблизу компромісної кривої, утвореної Парето-оптимальними значеннями; різниця між допустимими запасами скалярних критеріїв - мінімальна, а їх сума - максимальна. Утворений векторний критерій ефективності Q екстреного гальмування автобуса має вигляд

Q=Х_Г²+Y_Г² + 0,5(X_Г +Y_ГX_Г +Y_Г )-1,

де X_Г - поздовжній скалярний критерій ефективності, тобто нормована найбільша віддаль між відповідними габаритними точками автобуса вздовж осі х на початку та в кінці гальмування (з урахуванням повороту автобуса);Y_Г - поперечний скалярний критерій ефективності, який відповідає нормованій найбільшій поперечній координаті габаритних точок гальмуючого автобуса в процесі гальмування. Вважається, що вихід за межі смуги руху при гальмуванні автобуса - це не менш небезпечне явище, ніж перевищення допустимого гальмівного шляху. Базами для нормування скалярних критеріїв ефективності прийнято нормативний гальмівний шлях автобуса та габаритну ширину смуги руху. Мінімальне Y_гmin визначалося габаритною шириною автобуса, а X_гmin - мінімально можливим гальмівним шляхом, який визначався за формулою, отриманою на підставі принципу максимуму Понтрягіна. Узагальнена формула для n_с скалярних критеріїв X_і набуває вигляду.

Для кожної з підсистем розроблено локальні критерії ефективності, які ієрархічно узгоджені з глобальним критерієм ефективності системи - ВКЕЕГА.

Аналіз системи ВЕГА полягав у дослідженні впливу її параметрів на функціональні характеристики та критерії ефективності системи і виконувався з використанням наведених вище ММ. Їх адекватність підтверджена порівнянням результатів моделювання з даними експериментальних досліджень. Встановлена добра якісна та задовільна кількісна (в межах 12 - 18%) збіжність результатів.

До компонент вектору зовнішніх параметрів ВЕГА віднесені нормативні показники та вихідні параметри процесу гальмування автобуса, а до внутрішніх - вектори конструктивних та експлуатаційних параметрів, а також вектори збурень та керувальних дій водія. Ранжування компонент векторів внутрішніх параметрів здійснювалося способом визначення коефіцієнтів варіації оцінювальних показників та методом випадкового балансу.

Так, для автобуса середнього класу компоненти вектора конструктивних параметрів за їх впливом на ВКЕЕГА можна розташувати у послідовності. Кількісний аналіз впливу компонент векторів внутрішніх параметрів на скалярні Х_Г, Y_Г та векторний Q критерії ефективності екстреного гальмування автобуса здійснювався на підставі отриманих трикомпонентних графічних залежностей та аналітичних експрес-моделей. Поглиблена і точніша оцінка здійснювалась за допомогою комп'ютерних програм, складених для повних ММ.

Нижче наведено дві із 9-ти експрес-моделей та їх графічні інтерпретації:



Yг=35,090,6410^-4M92,8a/L+5,89h/L+0,2110^-2Ma/L0,4310^-7 M²+44,09(a/L)²;

Xг=42,412+6K_Г10,28210^-3М_Г+21,9970,19510^-2М_Г +0,10810^-7 М_Г ²+61,631.

Найменше значення критерій Y_Г набуває за найбільшої маси автобуса через відсутність блокування коліс. Отримані ММ дають змогу проектувальникам та дослідникам робити швидку попередню оцінку впливу низки конструктивних та експлуатаційних чинників на скалярні критерії та ВКЕЕГА.

Встановлено, що для автобусів середнього класу коефіцієнт нерівності гальмівних моментів на передніх колесах не повинен перевищувати 8%, а на задніх -10% (раніше діючий норматив - 13%). Це підвищує вимоги до удосконалення гальмових механізмів, забезпечення стабільності їх роботи, а також розширення застосування ДГМ, в першу чергу, на передніх колесах.

Виявлене та досліджене явище самоповертання керованих коліс при гальмуванні, яке виникає через нерівність гальмівних сил на передніх колесах і недостатню жорсткість кермового приводу, а також за рівних гальмівних сил, але при різних податливостях частин кермового приводу, з'єднаних з лівим та правим колесами. Моделюванням встановлено, що при співвідношенні гальмівних сил на лівому та правому колесах, яке становить 0,77, відбувається значне кутове та поперечне переміщення автобуса тільки за рахунок самоповертання керованих коліс (г=39⁰ і Y_Г=5,5м). Істотних значеннь досягають ці параметри і за різних жорсткостей ланок кермового приводу, з'єднаних з лівим та правим колесами.

У дослідженні можливостей водія з підтримання стійкості руху гальмуючого автобуса моделювався процес гальмування автобуса А-144 (V₀=16,67 м/с; =0,8) із заблокованими задніми колесами та нерівністю гальмівних моментів на передніх колесах. Якщо водій не повертає кермового колеса, то під кінець процесу гальмування автобус повертається на кут = 20,7^о при К_Г1 = 0,2. Занос задньої осі успішно гаситься при повороті кермового колеса в сторону заносу задньої осі (=5,6^о), причому параметри передатної функції водія під час моделювання були в межах психофізіологічних можливостей останнього (б_max<120^о; <60 град/с; К_П<20). Із збільшенням тривалості реакції водія (_п>0,8 с) ефект гашення заносу при V>9 м/с досягається лише тоді, коли задіяно обидва канали двомірної передатної функції водія - зменшення зусилля на гальмовій педалі з одночасним поворотом кермового колеса в сторону заносу задньої осі.

Нормативними документами допускається випередження блокування задніх коліс під час гальмування автобусів при 0,3, тобто мінімальне значення оптимального коефіцієнта ₀, за якого відбувається повне використання сил зчеплення коліс з дорогою, згідно нормативів, становить 0,3. Моделюванням процесу гальмування автобуса А-092 у режимі, коли задні колеса знаходилися на межі блокування, а на передніх створювалась нерівність гальмівних моментів (К_Г1=0,09), встановлено, що при V₀=16,67 м/с поперечний критерій ефективності Y_Г не виходить за допустимі межі лише при 0,4, тобто мінімальне значення ₀ повинно становити 0,4. Коефіцієнт ₀ зростає із збільшенням V₀ та К_Г1. Для розглянутого випадку ₀=0,07V₀ - 0,77. Залежність ₀(V₀) слід встановлювати для кожного автобуса окремо або ж для групи автобусів, близьких за своїми параметрами. Встановлений ефект залежності оптимального коефіцієнта зчеплення ₀ від початкової швидкості V₀ необхідно враховувати у процесі синтезу законів регулювання гальмівних сил, а також при створенні нових трисигнальних РГС, які повинні реагувати не тільки на традиційні параметриінтенсивність гальмування (чи пропорційний до неї параметр) і на масу АТЗ, але і на його початкову швидкість V₀.

Стійкість гальмуючого автобуса досліджувалась кількісними та якісними методами. В основу кількісних методів покладено положення теорії технічної стійкості, згідно з якою рух гальмуючого автобуса можна вважати технічно стійким, якщо під час обмежених збурень його відхилення від незбуреного руху знаходиться в допустимих межах. Оцінка технічної стійкості здійснювалась з використанням поперечного критерію ефективності екстреного гальмування та його компонент і y_с. Розвинуто також якісний метод аналізу стійкості гальмуючого автобуса, що базується на положеннях теорії стійкості Ляпунова. В обох методах використана модель взаємодії гальмуючих коліс з дорогою у вигляді багатофакторних функцій поздовжньої, поперечної та сумарної питомих дотичних сил.

При використанні першого методу Ляпунова на підставі диференціальних рівнянь руху гальмуючого автобуса були сформовані рівняння збуреного руху і, після розкладання їх правих частин у ряди Тейлора, отримано рівняння першого наближення. У результаті умову стійкості автобуса отримано у формі

V₀₁<{gL/[1/(m₂ K₂)-1/(m₁ K₁)]}^0,5,

де g - пришвидшення вільного падіння; m₁ і m₂ - коефіцієнти динамічного перерозподілу навантажень між осями автобуса під час гальмування; K₁ і K₂ - кутові коефіцієнти лінійної апроксимації функції (S) для передніх та задніх коліс.

Права частина умови визначає критичну за стійкістю швидкість V₀₁ руху автобуса. З урахуванням залежностей між параметрами K_і та коефіцієнтами опору відведенню K_уі, умову можна звести до традиційних виразів для критичних швидкостей, наведених у роботах Я.М. Певзнера, А.С. Літвінова та ін., що свідчить про її коректність. Хоч умова придатна лише для аналізу початкової стадії процесу, у якій швидкість змінюється неістотно, проте вона розширює можливості з дослідження стійкості за рахунок використання додатніх та від'ємних значень K. Дослідження умов стійкості проводились за допомогою запропонованої площини з координатами (m₁K₁) і (m₂K₂) з виділенням ділянок стійкого та нестійкого руху.

Умову отримано також за допомогою прямого методу Ляпунова, який має ширші можливості, порівняно з першим методом. Зокрема, за прямим методом досліджена стійкість неусталеного руху автобуса під час гальмування з постійним сповільненням. Для цього, на підставі вибраної квадратичної форми, була сформована функція Ляпунова та знайдені умови стійкості, тобто умови, за яких функція Ляпунова була ідентифікована як знаковизначена додатня, а її похідна - як знаковизначена від'ємна. Умова стійкості, яка визначає і критичну швидкість V_0П, зведена до вигляду

V_0П<[(gLK₁K₂-)/( K₁- K₂+)]^0,5,

=j_X(K₁/b+ K₂/a)h/g; = j_X²[Lh²K₁K₂+(J_Z^*/M+a²)hK₁-(J_Z^*/M+b²)hK₂-LJ_Z^*/M]

(abg)-j_X[Lh(1/a-1/b) K₁K₂+(J_Z^*/(Ma)+ a) K₁+(J_Z^*/(Mb)+ b) K₂]

У цих виразах: j_X - сповільнення автобуса; J_Z^* - зведений момент інерції автобуса відносно вертикальної осі; b - віддаль від центра мас автобуса до задньої осі. Аналіз показує, що з ростом сповільнення критична швидкість автобуса зменшується. При j_X= 0 і m₁= m₂=1 умова зводиться до умови.

У третьому розділі досліджено робочі процеси підсистем «гальмові механізми автобусів» та здійснено їх проектування з умови досягнення оптимальних характеристик. З метою аналізу та параметричної оптимізації БГМ розроблена удосконалена ММ для гальма з колодками, що мають два ступені вільності. Вона відрізняється від існуючих своєю універсальністю з точки зору придатності для розрахунку інших типів БГМ, а також підвищеною точністю завдяки розширеному вектору врахованих внутрішніх змінних (10 параметрів). У складі ММ отримана залежність для визначення кутового положення осі максимального тиску в зоні контакту колодка - барабан. Найбільше відхилення розрахункового значення гальмівного моменту від експериментального не перевищувало 9%.

В основу алгоритму розв'язання цієї задачі нелінійного програмування та створення комп'ютерної програми покладено метод комплексів Бокса. В результаті знайдено таке поєднання параметрів БГМ, яке збільшує коефіцієнт ефективності гальма на 17 - 23%.

Для моделювання процесів гальмування автобуса з високих швидкостей, які супроводжуються генеруванням на поверхнях тертя значної кількості тепла, та наближення розрахункових показників процесу гальмування до їх реальних значень необхідно знати не тільки номінальний коефіцієнт тертя , але і його залежність від найважливіших дестабілізуючих чинників. З цією метою вперше запропоновано концепцію та методи отримання фрикційних характеристик гальмових механізмів та їх пар тертя у вигляді трифакторних аналітичних та просторових графічних залежностей відповідно еквівалентного та фізичного коефіцієнтів тертя від температури Т, швидкості ковзання V_ф та тиску P у фрикційній парі. Одна із фрикційних характеристик пари тертя, отримана за допомогою розробленого пристрою з використанням інтерполяційного плану 3-го порядку, описується залежністю

=0,412 (1,59Р + 0,096Т + 0,122V_ф 0,14V_фР + 0,067V²_Ф)10^-2+(0,271Т² + + 0,432ТV_ф+0,242Т V²_Ф 0,507ТV_фР + 3,25ТР)10^-5 (4,3Т²V_ф + 0,264Т³)10^-8

Температура, як найсуттєвіший дестабілізуючий чинник залежить, передусім, від режимів роботи гальмових механізмів та їх конструктивних параметрів. Для комплексного аналізу впливу режимів роботи гальм на температуру пар тертя відтворювались типові режими випробувань робочої гальмової системи в дорожніх умовах і на створеному інерційному стенді. Виконувались також відповідні дослідження на спеціально обладнаному автобусі ЛАЗ, що експлуатувався на напружених міських та гірських маршрутах, в результаті яких отримано статистичні дані щодо енергонавантаженості гальм та їх температурних режимів, які рекомендується використовувати під час вибору типу та параметрів гальмових механізмів і фрикційних матеріалів з умови забезпечення необхідної енергоємності, а також при складанні програм стендових випробувань гальм.

Для дослідження впливу різних чинників на температурний режим гальм використовувалися такі методи математичного моделювання як МСЕ та МКР. Було розроблене спеціалізоване програмне забезпечення для моделювання теплових процесів в гальмових механізмах на основі МСЕ з отриманням поліноміальних залежностей температури від досліджуваних чинників. Основу програми становить формування та розв'язання матричного рівняння для визначення вузлових температур, отриманого на основі розв'язку диференціального рівняння теплопровідності методом мінімізації функціоналу.

За результатами моделювання встановлено залежності зміни температури в часі у горизонтальних та вертикальних перерізах на різних режимах випробувань, побудовані ізотерми у складових частинах гальма та оцінені градієнти температур. Так, для лінії вузлів 3-92 поліноміальна залежність зміни температури Т за часом від ширини барабана b_б отримана у вигляді

Т = 18,47 + 0,89b_б + 33,85t 0,0048b_б² 1,23t² 0,029b_бt

За розробленими програмами на базі МСЕ моделювалися також температурні поля в ДГМ. Конструктивна специфіка останніх дозволяє застосовувати для моделювання їх температур і МКР. Моделювання здійснено на програмному комплексі «Фур'є -2ХYZ», створеному в Інституті моделювання в енергетиці ім. Г.Є. Пухова НАНУ. Одночасно з кількісним, метод дозволяє здійснювати якісне відтворення температурних полів у вигляді кольорових спектрів. Для експериментального ДГМ автобуса ЛАЗ під час моделювання випробувань ІІ отримана залежність температури від параметрів q, _T та товщини диска h_Д

Т=117,8+4,3q2,2818466h_Д0,013q_T57,56qh_Д+105,55_Th_Д+32h_д².

Встановлено, що: застосування металокерамічних накладок у декілька разів збільшує коефіцієнт розподілу теплових потоків порівняно з азбополімерними; температурний режим вентильованого диска залежить від співвідношення між його масою та площею тепловіддачі. Адекватність моделей перевірена порівнянням з результатами експериментів. Завдяки цим методам поповнена база даних з впливу різних чинників на температуру гальм, що дає змогу ще на стадії проектування вибирати їх основні параметри з урахуванням вимог до теплового режиму.

На довговічність та надійність ДГМ, які працюють в умовах високих температур, істотно впливають термічні напруження. У роботі вдосконалено метод їх визначення завдяки врахуванню реального силового навантаження диска та фактичних температурних полів його ротора і фланця. Експериментальними дослідженнями та моделюванням встановлено, що температурне поле диска можна вважати плоским, складеним із двох осесиметричних полів Т₁ і Т₂(r), перше з яких не змінюється, а друге змінюється вздовж радіуса ротора. Так, температурні поля, що відповідають 12-й хвилині випробувань ІІ заднього ДГМ автобуса ЗИЛ118К отримані у вигляді:

Т₂(r) = 10,196 r² + 299,35 r 2043,75,

а розподіл температури вздовж фланця описується залежністю Т_ф (тут у - вісь ДГМ). У розробленій ММ фланець та ротор гальмового диска розглядаються як тонкостінна циліндрична оболонка та кільцевий диск. Отримано залежності для визначення термічних напружень при типових режимах випробувань, аналіз яких показав, що найбільшого значення досягають колові напруження в поясі стику ротора з фланцем, тоді як радіальні напруження несуттєві.

Аналіз механічних напружень в елементах гальмового диска здійснювався на підставі ММ, яка відтворює напружений стан кільцевого диска, навантаженого дотичними силами на сегментносекторній площині. Істотним є лише рівень дотичних напружень, мінімальне значення яких досягається при кутовій координаті = 0,5 відносно осі накладки в поясі стику ротора з фланцем, а максимальне значення - у цьому ж поясі при = і розраховується за формулою

_{r max} = {(2Р_г /3) / (h_дr₁²_c(r₂²-r₁²))}х

х{r₂³ arctg((r₂+r₁) сtg(_c/2)/ (r₂-r₁))-r₁³arctg(400r₁ctg(_c/2)},

де Р_Г - сумарна гальмівна сила, що створюється однією скобою; r₁ i r₂ - відповідно внутрішній та зовнішній радіуси диска; _с - половина кута сегментної накладки.

Встановлено, що ці напруження можуть істотно перевищувати їх середні значення, визначені в припущенні їх рівномірного розподілу в поясі стику. Зі збільшенням кута охоплення максимальні напруження зменшуються і їх задовільне вирівнювання досягається при куті 40-50^о (зі зменшенням кута у 2 рази максимальні напруження зростають в 1,5 - 2 рази).

Результати теоретичних досліджень реалізовані у 9-ти конструкціях ДГМ, розроблених для автобусів середнього та великого класів, 4 з яких захищені авторськими свідоцтвами на винаходи. До переваг розробленого ДГМ з клиново-роликовим перетворювачем, розташованим перпендикулярно до гальмового диска, відноситься підвищена ефективність (за рахунок двох пар конічних поверхонь - клина та приводної балки), зменшена металоємність та зручність компонування. Вперше запропонована конструкція ДГМ з пневмоприводом, у якому необхідне затискне зусилля створюється без механічного перетворювача. Його силовим елементом є пневмотор у формі тороїдної оболонки обертання. Розроблено класифікації ДГМ та регуляторів зазору в фрикційних парах.

Четвертий розділ присвячений аналізу та параметричному синтезу ПГП автобусів. ПГП у розробленій ММ подається як пневмосистема з розподіленими параметрами з числовим інтегруванням рівнянь газової динаміки за допомогою кінцево-різницевих сіток і модульним принципом побудови, який враховує реальну топологічну структуру приводу, з передачею міжмодульної інформації за допомогою кубічних інтерполяційних сплайнів. Значення коефіцієнтів місцевого опору ПГП уточнювались за допомогою розробленої оптимізаційної програми з мінімізацією критерію

t_C = n_п^-1t_Рі - t_Еі,

де t_Pi та t_Еі - відповідно розрахункові та експериментальні значення тривалості спрацювання приводу; n_п - кількість досліджуваних варіантів приводу (приймалось n_п=15). Адекватність моделі оцінювалось як за кількісними показниками (відхилення між розрахунковими та експериментальними результатами не перевищувало 9%), так і за якісними ознаками (моделюванням підтверджені експериментальні дані щодо наявності затухаючих коливань тиску в камерах при стрибкоподібному його зростанні на вході).

За допомогою створеного програмного забезпечення отримано поліноміальні залежності та просторові графіки для визначення тривалості спрацювання, осьової та бортової несинхронності приводу в функції тиску в камерах та ходів їх штоків, діаметра і довжини трубопроводів, тиску в ресиверах, довжини трубопроводів між гальмовим краном та ресивером і гальмовим краном та гальмовими камерами, різниці довжин трубопроводів переднього і заднього контурів, а також лівої і правої гальмових камер, різниці об'ємів передніх та задніх гальмових камер та ін.

Розв'язано оптимізаційні задачі на основі локальних критеріїв ефективності. Одна з них розв'язана у такій постановці: мінімізувати осьову несинхронність спрацювання ПГП за критерієм

t_o = t_C1 - t_C2,

витримавши вимоги щодо тривалості спрацювання переднього t_с1 і заднього t_с2 контурів ПГП та задовольнивши систему обмежень щодо допустимих об'ємів гальмових камер і довжин трубопроводів.

...