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

Залежність для визначання оптимальної координати розташування гальмового крана в базі автобуса, за якої t₀ = 0, отримана у вигляді

^o₁=[(25,65V_K2+0,0194)L+480,533(V_K2 V_K1)+84082(V²_K2 V²_K1)+ 0,0338* (_U2U1)][0,0388+25,65(V_K2 +V_K1)]^-1,

де V_К1 і V_К2 - об'єми відповідно передніх та задніх гальмових камер; _u1 і _u2 - довжини трубопроводів від точки розгалуження відповідно до лівої та правої гальмових камер.

При перетині поверхні L=6 двома горизонтальними площинами ^o₁=0 і ^o₁=6 м, утворюється шестигранна призма abcdefklmn з проекцією pqrstu на горизонтальну площину. Контури цієї проекції окреслюють допустиму зону геометричного місця точок, що відповідають координатам V_К1 і V_К2, за значеннями яких знаходимо величину ^o₁ як відповідну ординату шестигранної призми.

За подібною умовою розв'язана задача структурно параметричного синтезу ПГП, у якій ліквідація осьової несинхронності досягається не тільки за рахунок оптимального вибору параметрів, але і шляхом впровадження ПК. У розробленій конструкції ПК передбачено використання пониженого тиску в керувальній ланці, що збільшує швидкодію на 14 17%.

Для аналітичного опису перехідних та АЧХ ланок «дросель-ємкість» і «трубопровід-ємкість» в інженерних розрахунках та під час проведення досліджень систем у реальному режимі часу розроблено метод отримання спрощених ММ на основі апроксимувальних аперіодичних ланок, який забезпечує високу точність апроксимації динамічних характеристик на всьому діапазоні зміни тиску. Формули для кривих розгону отримані у вигляді:

P_К=P_вхm_н (1-е^-1/Тн) ;

Р_К=Р_Кmax[1-m_o(1-е^-1/То )],

де Р_К і Р_Кmax - змінний та максимальний тиск у камері; Р_вх - тиск на вході в ланку; m_н,о, Т_н,о - умовні коефіцієнти підсилення та постійні часу, для розрахунку котрих запропоновано залежності, в яких використовуються експериментальні дані (індекси «н» і «о» відповідають наповненню повітрям та падінню тиску в камері).

Для апроксимації динамічних характеристик ланок «трубопровід-ємкість» використано диференціальне рівняння першого порядку із запізнювальним аргументом. За цією ж методикою отримано і АЧХ ланок та досліджено смуги повного пропускання сигналу зміни тиску в ланках з типовими комплектуючими.

Розроблена методика параметричного синтезу контурів приводу, яка може використовуватися в електропневматичних гальмових приводах (ЕПГП) та АБС автобусів. Постановкою задачі передбачалось знаходження типорозміру силових пристроїв (об'єму V_К) приводу, а також кількості модуляторів n_м на підставі мінімізації векторного критерію ефективності U_Е, сформованого з урахуванням тривалості наростання y₁ і падіння y₂ тиску та складності системи y₃ (обмеження стосувалися створення необхідних гальмівних моментів)

Задача розв'язана з використанням методу дискретного оптимального проектування.

У п'ятому розділі розвинуто методи визначення оцінювальних критеріїв регулювання гальмівних сил та законів регулювання на засадах імовірнісного підходу, удосконалено методи оцінки використання сил зчеплення коліс з дорогою та доцільності спільного застосування РГС і АБС, а також запропоновано нові конструкції РГС з обґрунтуванням структури і параметрів їх пневматичних фільтрів.

Встановлення доцільності спільного застосування РГС і АБС здійснено з позицій теорії керованості динамічними системами. Структуру вектора регулювальних дій, що забезпечує умови керованості перехідним процесом, отримано на підставі рівняння динаміки, яке для поступального руху автобуса з керуванням U має вигляд:

Q_р=A_рQ_р+B_рU,

У цих залежностях: Х - поздовжня координата; ₀ - зведений коефіцієнт сумарного опору руху; Р_j - осьова гальмівна сила; n_о - кількість мостів.

Для забезпечення цієї умови керувальна дія U повинна бути сформована з урахуванням маси автобуса, що свідчить про потребу регулювання сумарної гальмівної сили автобуса у функції змінної М.

За аналогічною процедурою встановлено, що умова забезпечення керованості процесом гальмування виконується лише при векторному керуванні U=(U₀, U, U, U), в якому, поряд з керувальною дією водія U₀, присутні також регулювання сумарної U і осьових U гальмівних сил та керування U гальмівними силами у фазі, близькій до блокування, що забезпечується за допомогою АБС.

Для визначення коефіцієнта використання сили зчеплення коліс з дорогою у загальному випадку нелінійного коефіцієнта розподілу сумарної гальмівної сили , який виникає при різних відносних нечутливостях переднього та заднього контурів приводу (наприклад, якщо застосовується гальмова система з різнотипними конструкціями гальмових механізмів), отримано залежності при випереджуючому доведенні до межі блокування відповідно передніх і задніх коліс.

Якщо q_н = 0, то наведені співвідношення зводяться до відомих формул, справедливих для = const. Отримані залежності докорінно змінюють традиційне уявлення щодо послідовності блокування передніх та задніх коліс. Так, за від'ємного значення дискримінанта рівняння

h²_Г +(b-L_H)_Г +L_Hq_H=0,

задні колеса першими доводяться до межі блокування не тільки на сухих, але (на відміну від класичного уявлення) і на слизьких дорогах, що створює передумови для втрати стійкості автобуса. Для запобігання цьому, а також іншим негативним явищам, пов'язаним з нелінійністю коефіцієнта , отримана аналітична умова, дотримання якої забезпечує постійне значення коефіцієнта

М₀₁/В_Г1+d_S1/(S_C1S1)= М₀₂/В_Г2+d_S2/(S_C2S2),

де М_0і та d_Si - початкові ординати характеристик відповідно гальмових механізмів та силових пристроїв; В_гі - коефіцієнти зв'язку між гальмовими моментами та тиском робочого тіла; S_сі - ефективні площі силових пристроїв; _si-ККД силових пристроїв.

Розроблено практичні рекомендації, які забезпечують виконання цієї умови.

На підставі вимог сучасних нормативних документів розвинуто метод та отримані аналітичні залежності для критеріальної оцінки необхідності і ефективності регулювання гальмівних сил, які базуються на засадах імовірнісного підходу і враховують реальну нестабільність характеристик елементів гальмової системи. Метод враховує як основний набір вимог (для категорії автобусів М₃ в діапазоні _г = 0,15 - 0,3 повинна виконуватися умова _{г1 г2} і криві осьових питомих гальмівних сил _г1 і _г2 не повинні перетинати залежності _г = 0,85 - 0,07), так і альтернативний (в діапазоні _г = 0,15 - 0,3 криві _г1 і _г2 повинні розташовуватися між прямими _г = 0,08, а при _г 0,3 вони не повинні перетинати залежності). Обидва набори доповнюються третьою вимогою - нормативне сповільнення повинно забезпечуватися без блокування коліс.

Для ефективного однозначного вибору необхідного закону розподілу гальмівних сил запропоновано трансформувати регламентуючі залежності _г() нормативних документів у регламентуючі криві (_г) при випереджаючому доведенні до межі блокування передніх та задніх коліс:

=(k_2i+_г)(b_i/_г+h_i) /Lk_1i; =1[(k_2i+_г)(a_i/_г h_і) /Lk_1i],

де k_1і і k_2і - кутові коефіцієнти та вільні члени регламентуючих залежностей _г(). Запропоновано критерій необхідності застосування РГС

К_нр= ₁/₂,



де ₁ і ₂ - відповідно верхня та нижня межі допустимого результуючого коридору, який визначається габаритними точками регламентуючих залежностей (_г).

Якщо К_нp<1, то вимоги до розподілу осьових гальмівних сил неможливо забезпе-чити постійним значенням коефіцієнта в і необхідно застосувати РГС, а у разі, коли К_нр1, РГС не потрібен. Такий детермінований підхід до розрахунку критерію К_нp був би виправданим лише за абсолютної стабільності характеристик елементів гальмової системи. Дослідження показали, що для її реальних характеристик притаманна нестабільність, зумовлена як технологічними причинами, так і впливом умов експлуатації. Тому, для обгрунтованішої оцінки критеріїв та законів регулювання гальмівних сил запропоновано імовірнісний підхід, в якому коефіцієнт розглядається як функція некорельованих випадкових величин з математичним сподіванням та середнім квадратичним відхиленням :

Регламентуючі вимоги не будуть порушені із заданим рівнем імовірності за виконання умови

₁₂ 2n_і,

де n_і - коефіцієнт рівня імовірності (при n_і=3 імовірність становить 99,86%). З таким же рівнем імовірності можна стверджувати про необхідність встановлення РГС, якщо коефіцієнт К_нр, визначений за формулою

К_НР=₁n_i/[(1-₂)n_i+(1-n_i)²+4₂n_i-1],

буде меншим від одиниці (тут ). Якщо нестабільність характеристик не враховувати, то =0 і наведена формула для К_нр.

Для розрахунку згаданих діапазонів запропоновано аналітичні залежності та графічний метод. З аналізу 10 автобусів з урахуванням імовірнісного підходу встановлено, що для 9 з них критерій К_нр 1 і вони потребують встановлення РГС.

Для вибору виду РГС запропонована низка відповідних критеріїв, сформованих на основі базового критерію К_нр. Так, критерії необхідності застосування статичного РГС визначаються для двох крайніх вагових станів автобуса: для повної маси (критерій К_с) при визначенні і використовуються ординати точок відповідно n і f та m і q; для спорядженої маси (критерій K_C?) - відповідно n і f та m і q. Якщо К_с1 і K_C?1, то на автобус необхідно встановлювати статичний РГС. Якщо ж хоча б один із цих критеріїв буде меншим від одиниці, то автобус потребує динамічного або комбінованого РГС. Ця ж методика покладена в основу визначення критеріїв необхідності застосування динамічних та комбінованих РГС.

Динамічний РГС з коефіцієнтом перетворення не більшим від одиниці може встановлюватися як в передньому, так і в задньому контурах, причому, виходячи з принципу раціонального використання ефективності гальмових механізмів, перевагу потрібно надавати першому варіанту. Статичний та комбінований РГС, з урахуванням згаданого принципу (а для комбінованого - і принципу узгодженості статичного та динамічного регулювання), потрібно встановлювати в задній контур, якщо Z_с 0 і в передній - якщо Z_с 0. Розвинуто метод вибору законів регулювання гальмівних сил з урахуванням імовірнісного підходу та сучасних вимог нормативних документів до розподілу гальмівних сил. Отримано залежності математичних сподівань та середніх квадратичних відхилень законів регулювання для найрозповсюдженіших типів РГС. Альтернативний набір регламентуючих залежностей 2, 3, 6, 8 - 11 для автобуса середнього класу масою 13400 кг, а також нанесені закони регулювання 16, які можна забезпечити динамічним програмним РГС, та межі їх зміни з урахуванням нестабільності характеристик елементів (зони можливих відхилень законів регулювання від їх математичних сподівань заштриховані).

За результатами теоретичних досліджень розроблені нові конструкції РГС. У більшості з них керування редукційним пристроєм здійснюється винесеним або вмонтованим пневмоциліндром чи пневмокамерою, в яких сигнали у вигляді змін тисків повітря в пневмопідвісці та в гальмовому приводі можуть сумуватись або відніматись (передбачено також використання лише одного зі згаданих сигналів). Запропоновані також конструкції РГС з додатковими функціональними можливостями (забезпечення заданого нелінійного закону регулювання, підвищення швидкодії та реалізація максимальної ефективності гальмової системи).

Синтезом задавальних пристроїв РГС (систем зв'язку РГС з пневмопідвіскою) обгрунтована структура та визначені оптимальні параметри пневматичних фільтрів з умови ефективної фільтрації періодичних складових сигналу.

Для запропонованої одноканальної системи зв'язку, яка складається з трубопровода, дроселя, проточної та тупикової ємкостей, отримано залежності, за якими визначаються параметри фільтра, що забезпечують необхідне зменшення амплітуди перешкоди.

Запропонована двоканальна система зв'язку базується на принципі взаємної компенсації сигналів, що передаються паралельними каналами від лівого та правого пневмобалонів. Оптимальний фазовий зсув між двома складовими сигналу

_opt=/2

досягається за оптимальної різниці між довжинами трубопроводів

?_opt=0,5_m^-1n_тRT_пов,



тут _m - частота власних коливань непідресореної маси; R - універсальна газова стала; Т_пов - абсолютна температура повітря; n_т - термодинамічний показник процесу. За реальної частоти _m цей метод згладжування сигналу потребує великої різниці довжин трубопроводів, тому в один із каналів введено додаткову проточну пневмокамеру об'ємом х_v та дросель діаметром х_d. В результаті оптимального синтезу системи з чотирикомпонентним векторним критерієм ефективності отримано наступні формули:

X_vopt=4(T_optA₀)A^-1_V; x_dopt=2[(T_optA₀)A^-1_d]^1/2,

де А₀, А_V i A_d - коефіцієнти залежності для визначення постійної часу; Т_opt - оптимальне значення постійної часу каналу зв'язку. Рекомендовані значення параметрів х_V та х_d становлять: х_V = (0,3 0,6)10^-3 м³; х_d = 3 5 мм.

Науково-технічна новизна розроблених конструкцій РГС підтверджена 6-ма авторськими свідоцтвами на винаходи. Один з цих РГС був впроваджений у виробництво і встановлений на всій випущеній партії (10406 штук) автобусів ЛАЗ-4202 , ЛАЗ-42021 та ЛАЗ-42022.

Шостий розділ присвячено обґрунтуванню переліку керувальних параметрів алгоритмів АБС для автобусів різних класів та розробленню методів забезпечення інваріантності АБС і стабілізації їх фазових траєкторій.

Схемне рішення характеризується структурою АБС (кількістю давачів та модуляторів на передніх і задніх колесах) та схемою підключення блоку керування (БК) (мостовою або діагональною, кількістю мікропроцесорів), а алгоритмічний принцип способом регулювання гальмами (індивідуальне, одночасне, модифіковане) та організацією циклів регулювання (список керувальних параметрів, кількість фаз та дискретність робочого циклу модуляторів).

Математичне моделювання АБС автобуса здійснено з урахуванням розроблених функціональних та структурних схем для одноколісної та чотириколісної АБС.

У моделях АБС використані аналітичні залежності, отримані для окремих підсистем автобуса. З метою ефективного аналізу АБС та синтезу адаптованих алгоритмів з урахуванням нелінійностей розроблені відповідні прикладні фортран-програми, а також використовувався пакет моделювання динамічних систем SIMULINK в середовищі MATLAB та здійснювалось імітаційне моделювання АБС на натурно-комп'ютерному стенді.

Керувальні параметри алгоритму АБС обґрунтовано через розв'язання задачі оптимального синтезу зворотного зв'язку системи, яку в нормалізованій матричній формі можна подати у вигляді

W₁(t)=A₁W₁(t)+B₁U₁(t), (9)

де W₁(t) вектор вихідних параметрів АБС; A₁і B₁ - матриці коефіцієнтів рівнянь динаміки системи; U₁(t) - керування.

За критерій оптимальності зворотного зв'язку використано інтеграл

Ф₁(U₁)=W^T₁(t)Г_WW₁(t)+U^T₁(t)Г_UU₁(t)dt)min, (10)

Оптимізаційний функціонал Ф₁(U₁) забезпечує стабілізацію та експоненційну стійкість системи, а для знакозмінних процесів забезпечує також поєднання вимог до точності з обмеженням рівнів керувальних дій.

Для задачі оптимальне керування має вигляд

U_1opt(t)= F₁W₁(t),

F₁=Г^-1_UB^T₁k₀;



k₀ корінь алгебраїчного рівняння Рікатті.

У низькоінерційних гальмових приводах (гідравлічні, пневматичні з малою довжиною магістралей і обмеженим об'ємом камер) перетворення командного сигналу БК у сигнал вихідного тиску в приводі Р_п відбувається практично без затримки і можна приймати U₁(t)=P_п(t). В результаті, складові W₁(t), A₁, B₁ та оптимальне керування U_1opt(t) набувають вигляду:

W₁(t)=S;

A₁=(Zr_д²К_S)/(JV);

B₁=(B_гr_д)/(JV);

U_1opt(t)= F₁S,

де r_д і J - відповідно динамічний радіус та момент інерції колеса; К_s - передатний коефіцієнт між параметрами і S у діапазоні функціонування АБС.

В інерційних приводах (пневматичні та пневмогідравлічні зі значною довжиною магістралей та об'ємом камер) модулятор не в змозі безпосередньо керувати тиском і його функція зводиться до керування часовими витратами Q_в робочого тіла, тобто стабілізуюче керування повинно формуватися. У результаті визначено вектор W₂(t), матриці A₂ і B₂ та оптимальне керування

U_2opt (t) = F₂(S,)^T.

Отже, під час комплектування гальмової системи низькоінерційним гальмовим приводом (автобуси малого класу) для забезпечення сформульованих вище вимог за основний керувальний параметр АБС доцільно брати коефіцієнт проковзування S, а для інерційних приводів, якими комплектуються автобуси середнього, великого та особливо великого класів комбінацію керувальних параметрів S і . І, нарешті, використовувати як основний керувальний параметр доцільно тоді, коли коефіцієнти перед параметром S у керуванні U_2opt(t) виявляться малими порівняно з коефіцієнтами перед змінною .

Запропонований принцип вибору основних керувальних параметрів алгоритму АБС не заперечує відомі алгоритмічні рішення і має на меті їх доповнення й узгодження з динамічними властивостями гальмової системи.

Однією з умов якісної та надійної роботи циклічних АБС є забезпечення стабільності їх фазових траєкторій _к(S), де _к - питома гальмівна сила колеса. Це означає, що залежність _к(S) повинна охоплювати максимум кривої (S), а коефіцієнт S при цьому повинен змінюватися у вузькому діапазоні (від мінімального значення S₁ до максимального S₂). На підставі діаграми Ламерея з'ясовано, що циклічні фазові траєкторії функціонування АБС є нестабільними в принципі і це актуалізує питання їх стабілізації з адаптацією до зміни параметрів M, V і .

Обгрунтована доцільність формування закону керування в алгоритмі адаптованої АБС за комбінованим принципом, у якому, завдяки введенню розімкнутого керування за збуренням, як доповнення до керування за відхиленням, суттєво пришвидшується процес компенсації збурень.

Проблема синтезу адаптованих законів керування АБС розв'язувалась як оптимізаційна задача, в якій цільова функція формувалася з умови мінімального відхилення коефіцієнтів проковзування S₁ і S₂ від заданих значень S₁ і S₂

За розробленою оптимізаційною програмою синтезовано закони зміни керувальних параметрів, які забезпечують стабілізацію фазової траєкторії _к(S) у заданих межах на усьому діапазоні зміни чинників M, V i . Так, для автобуса ЛАЗ-42071 при керуванні за збуренням для двофазного циклу синтезовано закони:



SR₁= 0,0273+0,297+0,77210^-4M+0,8610^-4M0,124²-0,17310^-7M²;

SR=0,157+0,17310^-2V-0,95910^-2-0,56510^-5M+0,90510^-4M-0,24910^-4 V²+0,0401²;

SG=0,092+(0,516V-0,221+0,098M-1,91V+0,121M) 10^-3+0,23 ²-0,3310^-7M²,

де SR₁ - коефіцієнт проковзування SR для першого циклу.

На рис.10 наведено стабілізовані (в межах S₁= 0,15 i S₂= 0,4) фазові траєкторії, одержані з використанням синтезованих законів керування.

Ефективність АБС можна підвищити, якщо в контурі БК, в якому формується регулювання за відхиленням, замість жорсткого зворотного зв'язку використати функцію зворотного зв'язку, чутливу до зміни основних експлуатаційних чинників. Використовуючи методи синтезу інваріантних систем, отримано функції зворотного зв'язку, які для фаз гальмування F_ЗГ та розгальмовування F_ЗР для середнього значення маси мають вигляд:

F_ЗР=0,0217+0,82410^-2V+0,85210^-2+0,53310^-2V0,10710^-4V²+0,204²;

F_ЗГ=0,6480,0199V0,242+0,0173V+0,10610^-2V²0,0556².

За аналогічною методикою отримано також закони зміни керувальних параметрів для АБС з три- та чотирифазними циклами роботи.

Запропоновано прямі та опосередковані методи ідентифікації параметрів, зокрема розроблена конструкція комплексного давача для прямого вимірювання сповільнення та маси автобуса, а також отримано наближені та уточнені аналітичні залежності для опосередкованої ідентифікації параметрів V, , S і M. Якість ідентифікації параметрів залежить від точності та оперативності визначення «опорної» швидкості, у зв'язку з чим запропоновано дві схеми алгоритмів та програм синтезаторів «опорної» швидкості, пристосованих до можливостей мікропроцесорного БК. В одному з них використовується максимальне значення кутової швидкості, а в іншому - кутового пришвидшення колеса .

Моделюванням встановлено, що запропонований комплекс заходів забезпечує працездатність АБС, в тому числі і на слизьких дорогах (в зимовий період на дорогах України = 0,2 - 0,25), що є проблемою більшості алгоритмів відомих АБС.

У сьомому розділі обґрунтовано концепцію, розроблено метод, обчислювальний алгоритм та програмне забезпечення багатокритеріального оптимального проектування ГК автобусів з розв'язанням прикладних задач.

Розроблений метод та програмне забезпечення для знаходження оптимального варіанту комплектування агрегатами ГК автобуса враховують вимоги нормативних документів до критеріїв ефективності всіх його гальмових систем з одночасним забезпеченням мінімальної вартості ГК в цілому. Зовнішні параметри (критерії ефективності) системи формуються на основі аналізу вимог нормативних документів (ДСТУ UN/ECE R13-09:2002) (критерії ефективності робочої, запасної, стоянкової та допоміжної гальмових систем, тривалість спрацювання контурів приводу, вимоги до розподілу гальмівних сил та ін., всього 27 параметрів). Вектор внутрішніх параметрів повинен формуватися з урахуванням наявних складових ГК, (варіанти передніх та задніх гальмових механізмів, гальмових камер та ін.), зокрема, у розглянутій задачі 6 компонент вектора внутрішніх параметрів забезпечили 108 варіантів їх комбінацій. Зв'язок між зовнішніми та внутрішніми параметрами описується розробленими ММ підсистем ВЕГА. За їх допомогою та з використанням розроблених програм на підставі матриці внутрішніх параметрів, розміром 6108, розрахована матриця зовнішніх параметрів, розміром 27108. Після переведення всіх критеріїв, крім критерію вартості, у критеріальні обмеження, із матриці зовнішніх параметрів були вилучені вектор-рядки, які згаданим обмеженням не задовольняють, а із залишених виділено 19 Парето-оптимальних (ефективних) вектор-рядків. Один з них, що відповідає мінімальному значенню критерію вартості системи, визнано оптимальним. Такий варіант проекту реалізований на автобусі А-144.

Запропоновано метод багатокритеріального оптимального проектування (МБОП) ГК з ВКЕЕГА як найбільш характерного прояву системного підходу до синтезу систем. Метод проілюстровано на прикладі визначення сумарного гальмівного моменту та коефіцієнта розподілу гальмівних сил між осями автобуса з урахуванням нестабільності гальмівних моментів на лівих та правих колесах. МБОП на основі ВКЕЕГА реалізований і для визначення оптимальних параметрів алгоритмічного принципу модифікованого індивідуального регулювання алгоритму АБС. Із збільшенням швидкостей V₁ і V₂, за яких здійснюється перехід на передніх і задніх колесах з алгоритмічного принципу SL на IR і які виступають компонентами вектора внутрішніх параметрів, поздовжній критерій ефективності X_Г зменшується, а поперечний Y_Г збільшується. На підставі цього сформульована задача оптимального синтезу: знайти оптимальні значення швидкостей V₁ і V₂, за яких скалярні критерії ефективності не вийдуть за нормативні межі, а ВКЕЕГА досягне мінімального значення.

Вектор зовнішніх параметрів сформовано на підставі вимог до випробувань АБС на «міксті»: X₁ і X₂ нормовані значення питомих гальмівних сил при граничних значеннях «міксту» та повній масі; Y₁ і Y₂ та Y₃ і Y₄ - нормовані значення найбільших поперечних переміщень зовнішніх поверхонь шин при граничних значеннях «міксту» відповідно для повної та спорядженої мас автобусів. Зв'язок між внутрішніми та зовнішніми параметрами описано ММ ВЕГА, яка, завдяки підсистемі «водій», дає змогу моделювати нормативну корекцію траєкторії руху (поворот керма не більше, ніж на 240^о в цілому і не більше 120^о за перші дві секунди). За програмами МБОП для автобуса А-092 розраховано ВКЕЕГА. Його мінімальне значення відповідає оптимальним значенням швидкостей, за яких доцільно переходити з алгоритмічного принципу SL на алгоритмічний принцип IR і які для цього автобуса становлять відповідно: V₁=30 км/год; V₂=35 км/год.

Восьмий розділ присвячений експериментальним дослідженням з метою перевірки адекватності ММ, результатів теоретичних досліджень та ефективності новостворених вузлів з використанням розроблених лабораторних стендів та дорожніх лабораторій.

Під керівництвом та за безпосередньою участю автора створені: спеціалізований інерційний гальмівний стенд з автоматизованим керуванням та вимірювальним комплексом для дослідження БГМ і ДГМ автобусів всіх класів; два стенди з вимірювальною апаратурою для дослідження ПГП з повним просторовим відтворенням конфігурації контурів реальних ПГП; дві дорожні лабораторії, оснащені програмно-вимірювальними комплексами з безконтактним вимірюванням швидкості, шляху та сповільнення і з опрацюванням та відображенням інформації на портативному комп'ютері; стенди для дослідження робочих процесів РГС і АБС. За їх допомогою експериментально підтверджено адекватність ММ досліджуваних підсистем і засвідчена добра якісна та задовільна кількісна збіжність (8 - 15%) результатів моделювання з експериментальними даними, статистична обробка яких здійснювалось з використанням критеріїв Кохрена, Ст'юдента та Фішера. Це підтвердило можливість їх використання для аналізу підсистем та процесу гальмування автобусів у цілому, а також для синтезу ГК та їх складових частин.

Експериментальним дослідженням підлягали перспективні та існуючі БГМ, розроблені нові конструкції ДГМ. Поряд з перевіркою адекватності ММ, отримано фрикційні характеристики гальм та їх пар тертя у вигляді поліномів до третього порядку та поповнена база знань, необхідних для моделювання процесу гальмування і проектування ГК автобусів. Стендовими та дорожніми дослідженнями підтверджена працездатність та ефективність трьох спроектованих та виготовлених ДГМ. При цьому встановлено, що металомісткість ДГМ з новим клиново-роликовим перетворювачем, розташованим перпендикулярно до гальмового диска, на 30% менша від БГМ аналогічного призначення, а трудомісткість заміни фрикційних накладок в ньому істотно менша. На прикладі ДГМ з силовим елементом у вигляді пневмотора вперше стендовими та дорожніми випробуваннями доведена можливість створення необхідного гальмівного моменту для автобусів середнього та великого класів з ПГП за допомогою ДГМ без застосування проміжного механічного перетворювача.

З метою перевірки адекватності ММ ПГП як пневмосистеми з розподіленими параметрами експериментально отримані поліноміальні залежності тривалості наростання тиску в камерах від конструктивних параметрів ПГП (максимальні відхилення функцій відгуку у вузлових точках матриці від результатів моделювання не перевищували 16%). Отримано також перехідні та амплітудно-частотні характеристики і частоти зрізу типових контурів ПГП з 4-ма типами гальмових камер. Ці дані використані для визначення методів зниження інерційності та несинхронності існуючих та нових приводів, а також як початкова інформація для синтезу АБС автобусів. Стендові дослідження ПГП підтвердили результати моделювання щодо параметричного та структурного вдосконалення приводу, зокрема врахуванням та корекцією дросельних характеристик контурів і застосуванням дволанкової структури з ПК за його оптимального розташування.

Стендовими та дорожніми дослідженнями з'ясовано, що із застосуванням запропонованого РГС, встановлювальні параметри якого визначені з урахуванням імовірнісних характеристик елементів ГК, показники ефективності гальмування зберігаються в регламентованих межах, різко зменшується імовірність перегальмовування задніх коліс та зберігається курсова стійкість автобуса. Дорожніми дослідженнями підтверджена також ефективність спільного використання на автобусах АБС і РГС, працездатність та ефективність новостворених ДГМ.



ВИСНОВКИ

1. У дисертації розв'язана наукова проблема, яка полягає в розробленні теоретичних основ аналізу та оптимального проектування на засадах системотехніки ГК автобусів і їх підсистем (гальмові механізми, ПГП, РГС, АБС) з врахуванням структурно-функціональних зв'язків з іншими системоутворювальними елементами ВЕГА (гальмуючий автобус, кермове керування, підвіска, колесо - дорога, водій) із створенням нових концепцій, методів, математичних моделей, критеріїв ефективності та їх прикладній реалізації - створенні оригінального програмного забезпечення, алгоритмів, нових методик та прогресивних технічних рішень підсистем ГК автобусів. Наукове значення отриманих результатів полягає в тому, що вони формують високий рівень методології проектування ГК автобусів нового покоління, а їх впровадження в практику сприяє підвищенню активної конструктивної безпеки автобусів, на частку яких припадає понад 60% пасажирських перевезень в Україні.

2. Розроблено оригінальну просторову ММ відкритої ергатичної системи «гальмуючий автобус», який складається з 9 мас і має 14 ступенів вільності, з урахуванням структурно-функціональних взаємозв'язків з ММ інших системоутворювальних підсистем - підвіска, кермове керування, колесо - дорога та водій. У ММ підсистеми «колесо-дорога» набула подальшого розвитку концепція про спільну природу та якісну подібність характеристик взаємодії колеса з дорогою у поздовжньому і поперечному напрямках, на підставі якої отримано залежності у вигляді багатофакторних неперервних функцій коефіцієнтів поздовжньої, поперечної та сумарної дотичних сил, які використані для визначення кінематичних і силових параметрів гальмуючого колеса в загальному випадку його руху, а графічна інтерпретація їх взаємозв'язку узагальнена у вигляді еліптичного параболоїду зчеплення. На підставі загальної ММ створено 7 ієрархічно об'єднаних між собою ММ різної складності з відповідним програмним забезпеченням.

3. Для комплексної оцінки поздовжнього та поперечного переміщення автобуса під час аналізу та синтезу ГК розроблено метод формування та виведені аналітичні залежності для векторного критерію ефективності екстреного гальмування автобуса, новизна якого полягає в тому, що він не потребує використання вагових коефіцієнтів і в ньому формалізовані умови, що забезпечують чутливість до відхилення нормованих скалярних критеріїв від Парето-оптимальних та граничних значень. Розроблені в роботі заходи з покращання функціональних характеристик та оптимізації підсистем ГК сприяли зменшенню ВКЕЕГА.

4. Кількісним аналізом впливу конструктивних і експлуатаційних чинників на критерії ефективності екстреного гальмування автобуса отримано 9 аналітичних експрес-моделей з трикомпонентними графічними залежностями. Встановлено, що за умови збереження технічної стійкості, коефіцієнт нерівності гальмівних моментів на передніх колесах автобусів середнього класу не повинен перевищувати 8%, а на задніх 10%. Виявлено явище самоповертання керованих коліс під час гальмування, досліджено його вплив на курсовий кут та бокове зміщення автобуса і з'ясовані заходи щодо його усунення. З використанням моделі «водій» підтверджено, що втручання водія різко зменшує кут повороту автобуса під час гальмування із заносом, а при швидкості більшій 9 м/с і тривалості реакції водія більшій 0,8 с ефективне гашення заносу можливе лише, якщо задіяно обидва канали передатної функції водія - зусилля на педалі та поворот кермового колеса. Обґрунтована доцільність збільшення оптимального коефіцієнта зчеплення _о від 0,3, що регламентується нормативними документами, до 0,4. Вперше встановлено ефект залежності оптимального коефіцієнта зчеплення від початкової швидкості і вперше запропоновано спосіб регулювання гальмівних сил за 3-сигнальним принципом, тобто не тільки у функції сповільнення АТЗ (чи пропорційного їй параметру) та маси АТЗ, але і у функції його швидкості. З використанням прямого методу теорії стійкості Ляпунова вдосконалено метод теоретичного аналізу стійкості гальмуючого автобуса під час неусталеного руху зі сповільненням на основі запропонованих ММ взаємодії гальмуючих коліс з дорогою у вигляді багатофакторних функцій поздовжніх та поперечних питомих дотичних сил.

5. Під час проведення аналізу та синтезу підсистеми «гальмові механізми автобусів» розроблена ММ для функціонального розрахунку БГМ, яка відрізняється універсальністю (з позицій її придатності для розрахунку різних типів гальмових механізмів) та розширеним складом врахованих параметрів. Вперше розроблено концепцію і методи отримання фрикційних характеристик гальмових механізмів і їх пар тертя у вигляді трифакторних аналітичних і просторових залежностей відповідно еквівалентного та фізичного коефіцієнтів тертя від температури, швидкості ковзання і тиску у фрикційній парі. Ними доповнена ММ з метою підвищення точності моделювання (різниця між розрахунковим та експериментальним значенням моменту не перевищувала 9%). Розроблено метод та вперше здійснено параметричну оптимізацію (за 10 параметрами) БГМ з колодками, що мають дві ступені вільності, і знайдено таке оптимальне поєднання їх значень, яке збільшує коефіцієнт ефективності гальм на 17 23%. Запропоновано методи багатофакторних досліджень теплових процесів БГМ і ДГМ на основі методів скінчених елементів та кінцевих різниць. Це дає змогу на стадії проектування вибирати основні конструктивні параметри гальм та фрикційні матеріали з умови достатньої енергоємності і прогнозувати температурні режими як у нормативних режимах випробувань, так і під час імітації умов руху на міських та гірських маршрутах, яким властива висока енергонавантаженість гальм (за результатами досліджень - на міських маршрутах до 8,5 кДж/с з температурою пар тертя до 280^оС). Використання сучасних металокерамічних накладок знижує, порівняно з азбополімерними, середню температуру гальмового диска до 30%, а застосування вентиляційних каналів - на 9 13%.

6. Вдосконалено 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. Досліджено вплив розмірів гальмового диска на величину механічних напружень і встановлено, що максимальні дотичні напруження, розраховані за цим методом, істотно перевищують їх середні значення. Із зменшенням кута охоплення у 2 рази максимальні дотичні напруження зростають у 1,5 2 рази. Створено класифікації ДГМ та автоматичних регуляторів зазору у фрикційних парах, а також розроблено конструкції 9 варіантів ДГМ для автобусів середнього та великого класів з використанням прогресивних технічних рішень, 4 з яких захищені авторськими свідоцтвами на винаходи. Запропонований ДГМ з клиново-роликовим перетворювачем за однакової ефективності з БГМ має на 30% меншу масу, а в ДГМ з пневмотором відпадає потреба у застосуванні механічного перетворювача.

7. У ММ, розробленій для уточненого відтворення робочих процесів ПГП, його аналізу та параметричного синтезу, привод поданий як багатомодульна пневмосистема з розподіленими параметрами, а ММ у вигляді кінцево-різницевих сіток, яка характерна тим, що передача міжмодульної інформації в ній здійснюється за допомогою кубічних інтерполяційних сплайнів. Ідентифікація коефіцієнтів місцевого опору здійснена за створеною оптимізаційною програмою. З використанням розроблених алгоритмів та програмного забезпечення отримані поліноміальні залежності для аналізу динамічних властивостей контурів ПГП з довільними комбінаціями досліджуваних чинників. Цим з'ясовано вплив останніх, а також структурних схем ПГП на час спрацювання, осьову і бортову несинхронності контурів приводу (осьова несинхронність 0,1 с в середньому відповідає різниці об'єму гальмових камер 1510^-5 м³ або різниці довжин стандартних трубопроводів 3,5м). Відхилення між результатами моделювання та експерименту не перевищували 9%. Розв'язанням оптимізаційної задачі визначено координати розташування гальмового крана з умови ліквідації осьової несинхронності спрацювання контурів приводу як за відсутності, так і за наявності ПК. Розроблено методику параметричного синтезу контурів приводу, які використовуються в ЕПГП та АБС автобусів. Для дослідження ПГП в реальному режимі часу створено метод отримання спрощених ММ на основі апроксимувальних аперіодичних ланок, які використовуються для аналітичного подання перехідних і АЧХ контурів приводу.

8. Вдосконалено метод визначення коефіцієнта використання сили зчеплення коліс з дорогою в загальному випадку нелінійності коефіцієнта розподілу сумарної гальмівної сили та отримано аналітичні залежності, які змінюють традиційне уявлення щодо послідовності блокування коліс, а отже, стійкості і керованості автобуса на дорогах з коефіцієнтом зчеплення 0,1 0,25. Обґрунтовано аналітичні умови та розроблено практичні рекомендації щодо забезпечення постійного номінального значення коефіцієнта розподілу сумарної гальмівної сили, а відтак, і усунення негативних наслідків, пов'язаних з нелінійністю останнього. Розвинено методи визначення оцінювальних критеріїв регулювання гальмівних сил та вибору законів регулювання на засадах імовірнісного підходу (з імовірністю виконання не меншою 97%), а також обґрунтовано структуру та визначено параметри одноканального та двоканального пневматичних фільтрів у ланці зв'язку РГС з пневматичною підвіскою. Для двоканального пневматичного фільтра рекомендуються такі параметри: діаметр дроселя 3 - 5 мм; об'єм додаткової камери (0,3 0,5)·10^-3 м³. З урахуванням результатів теоретичного аналізу розроблені та впроваджені на автобусах нові конструкції РГС, науково-технічна новизна яких підтверджена 6 авторськими свідоцтвами на винаходи.

9. Розв'язанням задачі синтезу оптимального зворотного зв'язку структурної схеми АБС обґрунтовано перелік основних керувальних параметрів алгоритмів АБС для автобусів різних класів. Розроблена оптимізаційна програма та здійснено комп'ютерний синтез законів керування, які забезпечують інваріантність АБС та стабілізацію фазових траєкторій у визначених межах фазового простору при керуванні за розімкнутою схемою, а також запропонована методика комп'ютерного синтезу та сформовані функції зворотного зв'язку алгоритму АБС. Отримано залежності, за допомогою яких можна здійснювати опосередковану ідентифікацію коефіцієнта проковзування, коефіцієнта зчеплення коліс з дорогою, та маси автобуса. Запропоновано дві схеми алгоритмів та розроблені програми синтезаторів опорної швидкості колеса для мікропроцесорного блоку керування АБС на основі максимальних кутових швидкостей та кутових пришвидшень коліс. Встановлено, що синтезовані на запропонованих принципах адаптовані алгоритми АБС разом з алгоритмами синтезаторів опорної швидкості колеса забезпечують стабільну роботу АБС, в тому числі і на слизьких дорогах ( = 0,2 0,25), що є проблемою для більшості алгоритмів існуючих АБС.

10. Розроблено методи, алгоритми, програмне забезпечення та здійснено оптимальне проектування ГК в цілому. Обгрунтовано оптимальне комплектування агрегатами ГК автобуса з умови виконання вимог нормативних документів щодо оцінювальних показників всіх його гальмових систем за одночасного забезпечення мінімальної вартості ГК (реалізовано на автобусі А-144). Запропоновано МБОП ГК автобусів та розв'язані задачі з визначення: оптимальних значень сумарного гальмівного моменту та коефіцієнта розподілу гальмівних сил з урахуванням бортової нерівності гальмівних моментів; оптимальних параметрів алгоритмічного принципу модифікованого індивідуального регулювання алгоритму АБС. Встановлено, що для автобуса А-092 оптимальні значення швидкостей, за яких доцільно переходити з алгоритмічного принципу SL на IR, становлять для передніх і задніх коліс відповідно 30 км/год та 35 км/год.

11. З метою перевірки результатів теоретичних досліджень створено: інерційний стенд з автоматизованою електричною схемою керування та вимірювальним комплексом, який дає змогу проводити експериментальні дослідження функціональних і фрикційних характеристик БГМ і ДГМ та імітувати режими нормативних випробувань 0, І і ІІ; два стенди з вимірювальними комплексами для експериментального дослідження робочих процесів ПГП та їх елементів; дві дорожні лабораторії, оснащені програмно-вимірювальними комплексами, в одному з яких швидкість, шлях та сповільнення вимірювалися безконтактним давачем з обробкою та відображенням інформації за допомогою портативного комп'ютера. Результатами експериментальних досліджень підтверджена адекватність розроблених ММ всіх підсистем гальмового керування і засвідчена добра якісна та задовільна кількісна збіжність (815%) результатів моделювання з експериментальними даними. Поповнена база знань щодо всіх підсистем ГК, яка необхідна проектувальникам і дослідникам для моделювання процесу гальмування автобусів та проектування гальмових керувань. Експериментально підтверджена працездатність та ефективність трьох нових конструкцій ДГМ, нового ПК та трьох нових конструкцій РГС, один з яких був установлений на 10406-ти автобусах ЛАЗ. Практична цінність роботи підтверджена також актами впроваджень її результатів на 4 підприємствах, які виготовляють та проектують автобуси. Розроблені методи аналізу та синтезу ГК, а також створені стенди та пристрої використовуються в навчальному процесі у НУ «Львівська політехніка».

Перспективними напрямками розвитку досліджень можна вважати поширення запропонованих концепцій, методів, ММ та програмного забезпечення на багатоланкові автобуси, інші АТЗ, а також їх використання у відповідних САПР. Запропонований ВКЕЕГА та метод багатокритеріального оптимального проектування можна ефективно використовувати у проектуванні інших систем АТЗ, а також в інших галузях техніки та сферах знань.



ПЕРЕЛІК ОСНОВНИХ ПУБЛІКАЦІЙ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

1. Вопросы динамики торможения и теории рабочих процессов тормозных систем автомобилей / Генбом Б.Б., Гудз Г.С., Демьянюк В.А., Кизман А.М., Кобылянский В.Н. - Львов: Вища школа. Изд. при Львов. ун-те, 1974. - 234 с.

2. Генбом Б.Б., Демьянюк В.А., Гутта А.И., Бахор С.И., Осепчугов Е.В. Об оценке возможности криволинейного движения автомобиля при торможении// Автомобильная промышленность. - 1972. - № 1. - С. 26 - 28.

3. Генбом Б.Б., Демьянюк В.А., Разумов А.Б. Методика и аппаратура для исследования динамики торможения и энергонагруженности тормозов одиночных и сочлененных автомобилей// Автомобильный транспорт. - К.: Техніка. - 1974. - № 11. - С. 140 - 148.

4. Генбом Б.Б., Демьянюк В.А., Мыськив Т.Г. Об устойчивости движения затормаживаемого автомобиля// Автомобильная промышленность. - 1974. - № 3. - С. 22 - 25.

5. Дем'янюк В.А. Визначення необхідних значень гальмівних моментів при проектуванні гальмівної системи автомобіля та автопоїзда// Вісник Львів. політехн. ін-ту № 121. Деякі питання динаміки машин. - Львів: Вища школа. Видав. при Львів. держ. ун-ті.- 1978. -С. 59-61.

6. Демьянюк В.А., Нагорняк С.Г., Высочин Л.Н. Применение численного эксперимента для решения задач оптимизации динамических характеристик пневматического тормозного привода// Вестник Львов. политехн. ин-та № 156. Технология машиностроения и динамическая прочность машин. - Львов: Вища школа. Изд-во при Львов. гос. ун-те. -1981. - С. 27 - 28.

7. Демьянюк В.А., Мыськив Т.Г. Исследование возможности применения дисковых тормозов на городских автобусах// Вестник Львов. политехн. ин-та № 190. Технология машиностроения и динамическая прочность машин. - Львов: Вища школа. Изд-во при Львов. гос. ун-те. -1985. - С. 37 - 38.

8. Нагорняк С.Г., Демьянюк В.А. Оценка возможностей повышения пропускной способности пневматического тормозного привода в составе антиблокировочной системы// Вестник Львов. политехн. ин-та № 220. Технология машиностроения и динамическая прочность машин. - Львов: Вища школа. Изд-во при Львов. гос. ун-те.- 1988. - С. 73 - 75.

9. Демьянюк В.А. Применение метода конечных элементов для исследования теплового состояния тормозных механизмов// Вестник Львов. политехн. ин-та № 230. Технология машиностроения и динамическая прочность машин. - Львов: Вища школа. Изд-во при Львов. гос. ун-те. - 1989. - С. 31 - 34.

10. Демьянюк В.А. Некоторые особенности функционального расчета барабанного тормозного механизма с плавающими колодками// Вестник Львов. политехн. ин-та № 240. Динамика, прочность и проектирования машин и приборов. - Львов: Свит. - 1990. - С. 34 - 37.

11. Дем'янюк В.А., Артем'єва Н.В. Статистичний аналіз конструктивних особливостей гальмових систем автобусів// Вісник Львів політехн. ін-ту № 259. Динаміка, міцність та проектування машин і приладів. - Львів: Світ. - 1991. - С. 33 - 36.

12. Дем'янюк В.А. Стабілізація фазових траєкторій антиблокувальної системи колеса з циклічним алгоритмом функціонування// Вісник ДУ «Львівська політехніка». «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів». - Львів, 1996. - № 311. - С. 38 - 42.

13. Дем'янюк В.А. Дослідження розподілу температур у барабанному гальмовому механізмі з використанням методу скінчених елементів// Вісник ДУ «Львівська політехніка». «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів». - Львів, 1997. - № 323. - С. 82 - 86.

14. Дем'янюк В.А. Параметрична оптимізація барабанного гальмового механізму з колодками, що мають дві степені вільності// Зб. наук. пр. Асоціації «Автобус» «Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів». - Львів, 1999. - Вип. 2. - С. 35 - 39.

15. Дем'янюк В.А. Визначення дотичних реакцій та кінематичних параметрів гальмового колеса в загальному випадку його руху// Зб. наук. пр. Асоціації «Автобус» «Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів». - Львів, 2000. - Вип. 3. - С. 61 - 70.

16. Дем'янюк В.А. Математичне моделювання системи «гальмуючий автобус»// Зб. наук. пр. Асоціації «Автобус» «Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів». - Львів, 2000. - Вип. 4. - С. 55 - 62 .

17. Дем'янюк В.А., Миськів Т.Г. Інерційний стенд для дослідження робочих процесів гальмових механізмів та його функціональні можливості// Машинознавство. - 2000. - № 12(42). - С. 43 - 46.

18. Дем'янюк В.А. Критерії необхідності та ефективності регулювання гальмівних сил автобусів// Зб. наук. пр. Асоціації «Автобус» «Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів». - Львів, 2001. - Вип. 5. - С. 77 - 86.

19. Дем'янюк В. А. Векторний критерій ефективності екстреного гальмування автомобіля// Вісник НУ «Львівська політехніка». «Динаміка, міцність та проектування машин і приладів». - Львів, 2001. - № 434.- С. 52 - 57.

20. Дем'янюк В.А. Експериментальні дослідження фрикційних характеристик гальмових механізмів та їх пар тертя// Сб. науч. труд. «Автомобильный транспорт». - Харьков, 2001. - Вып. 7 - 8. - С.39 - 41.

21. Дем'янюк В.А. Дослідження стійкості гальмуючого автобуса з використанням методів Ляпунова// Зб. наук. пр. Асоціації «Автобус» «Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів». - Львів, 2002. - Вип. 6. - С.80 - 90.

22. Гудз Г.С., Дем'янюк В.А., Яворський Я.П. Комп'ютерне моделювання теплових процесів у дисковому гальмі автобуса середнього класу при випробуваннях ІІ// Зб. наук. пр. «Системні методи керування, технологія та організація виробництва, ремонту і експлуатації автомобілів». - Київ: НТУ, ТАУ, 2002. - Вип. 15.- С.52 - 56.

23. Гудз Г.С., Дем'янюк В.А. Осташук М.М. Дослідження розподілу теплових потоків у парах тертя дискових гальм на тривимірних теплових моделях// Сб. науч. труд. «Автомобильный транспорт». - Харьков, 2003. Вып. 20.- С. 53 - 56.

24. Дем'янюк В.А. Обгрунтування керуючих параметрів та синтез законів керування алгоритму антиблокувальної системи автобусів// Науковий журнал «Системні методи керування, технологія та організація виробництва, ремонту і експлуатації автомобілів».- Київ: НТУ, ТАУ, 2003.- Вип. 16.- С.199 - 205.

...