Харьковский национальный автомобильно-дорожный университет
ХАРКІВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ УНІВЕРСИТЕТ
Волков Володимир Петрович
УДК 629.017
формування ФУНКЦІОНАЛЬНОЇ стабільності гальмІвНих властивостей колісних машин при ПРОЕКТУВАННІ
Спеціальність 05.22.02 – автомобілі та трактори
Автореферат
дисертації на здобуття
наукового ступеня доктора технічних наук
Харків – 2005
Дисертацією є рукопис.
Робота виконана в Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті Міністерства освіти і науки України.
Науковий консультант: доктор технічних наук, професор Подригало Михайло Абович, Харківський національний автомобільно-дорожній університет, завідувач кафедри технології машинобудування та ремонту машин.
Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор Федосов Олександр Сергійович, Сумський національний аграрний університет, завідувач кафедри проектування технічних систем;
доктор технічних наук, професор Гудз Густав Стефанович, національний університет “Львівська політехніка”, професор кафедри експлуатації і ремонту автомобільної техніки;
доктор технічних наук, професор Тернюк Микола Емануілович, інститут машин і систем Мінпромполітики і НАН України, директор.
Провідна установа: Східноукраїнський національний університет ім. В. Даля, кафедра “Автомобілі”, Міністерство освіти і науки України, м. Луганськ.
Захист відбудеться: 25.05.2005 р. о 12 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д64.059.02 при Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті за адресою: 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.
З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Харківського національного автомобільно-дорожнього університету за адресою: 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.
Автореферат розісланий 23.04.2005 р.
Вчений секретар
спеціалізованої вченої ради Наглюк І.С.
ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ
Вступ. Забезпечення надійності є важливим етапом підвищення технічного рівня і удосконалення якості колісних машин, до групи яких відносяться автомобілі.
Функціональна нестабільність елементів системи “водій – автомобіль – дорожнє середовище” (ВАДС) є причиною параметричних і, у кінцевому рахунку, функціональних відмовлень, що призводять до значного матеріального збитку і людських жертв.
Актуальність теми. Важливу роль у забезпеченні активної безпеки колісних машин відіграє багатофункціональне гальмове управління.
Гальмові властивості колісних машин є важливим чинником, що забезпечує безпеку дорожнього руху. Досвід експлуатації показує, що при проектуванні необхідно не тільки забезпечити відповідність показників ефективності гальмування і курсової стійкості колісних машин у момент виходу з конвеєра заводу, але й створити умови для збереження цих показників у плині всього періоду експлуатації.
Стабільність гальмових властивостей у плині всього періоду експлуатації забезпечує необхідний технічний рівень і конкурентноздатність колісних машин. Відповідність цих властивостей пропонованим вимогам можна забезпечити при прогнозуванні на стадії проектування розвитку вимог до гальмових властивостей як нових машин, так і машин, що перебувають в експлуатації.
Стабілізація гальмових властивостей колісних машин може здійснюватися як за рахунок застосування різних автоматичних пристроїв (регуляторів гальмових сил, антиблокувальних систем, а також нових систем динамічної стабілізації курсового кута при заносі в процесі гальмування), так і за рахунок створення вузлів й агрегатів гальмового управління зі стабільними вихідними характеристиками.
На жаль, у даний час не одержало розвиток питання управління на стадії проектування функціональною стабільністю системи ВАДС у режимі гальмування. Цьому перешкоджає недостатня вивченість функціональної стабільності елементів ВАДС, взаємозв'язку цих елементів у режимі гальмування, а також – відсутність необхідних критеріїв оцінки і нормативних вимог.
Зв'язок з науковими програмами, планами, темами. Робота виконувалася:
-
відповідно до постанови Національної ради з питань безпеки життєдіяльності населення №3 від 25 грудня 1997 р. “Про відповідність вимог охорони праці машин, транспортних засобів, устаткування яких виготовляється в Україні”;
-
відповідно з планами науково-дослідницької роботи кафедри автомобілів ХНАДУ з проблеми: “Безпека дорожнього руху”, - і комплексної теми: “Системне проектування і конструювання транспортних засобів, що забезпечують необхідну активну безпеку дорожнього руху”;
-
була складовою частиною програми ГКНТ СРСР № 054.04 за рішенням науково-технічної проблеми: “Розробити і впровадити прогресивні технічні засоби, прилади, системи і нові методи в галузі підвищення безпеки дорожнього руху на автомобільних дорогах країни в 1986 ... 1990 роки” (тема 04.01 “Розробити теоретичні основи і створити нові конструкції автомобільних систем”);
-
відповідно до госпдоговірних науково-дослідних робіт для Кременчуцького автомобільного заводу в 1974 – 1977 р., Горьківського автомобільного заводу в 1976 – 1977, 1980 р., автомобільного заводу ім. Ліхачова в 1980 р.
Мета і задачі дослідження. Метою дослідження є підвищення технічного рівня колісних машин поліпшенням гальмових властивостей на основі забезпечення їхньої функціональної стабільності.
Для реалізації поставленої мети необхідно вирішити такі задачі:
-
зробити оцінку стабільності показників ефективності гальмування колісних машин на основі прогнозу їхнього розвитку в часі;
-
зробити оцінку курсової стійкості колісних машин при гальмуванні як прояву функціональної нестабільності системи ВАДС;
-
оцінити особливості стійкості тривісних колісних машин при гальмуванні;
-
здійснити аналіз і синтез способів динамічної стабілізації колісної машини при гальмуванні;
-
зробити оцінку впливу енергоперетворювальних властивостей гальмового управління на стабільність гальмових властивостей колісних машин.
Об'єкт дослідження – процес гальмування і робочі процеси у гальмовому управлінні колісної машини.
Предмет дослідження – параметрична і функціональна стабільність системи ВАДС у процесі гальмування.
Методи дослідження. У теоретичній частині дисертації використовувалися методи рішення лінійних і нелінійних диференціальних рівнянь, методи теорії подоби, ймовірносно-статистичні методи, математичний апарат теорії похибок і теорії чутливості. В експериментальній частині використовувалися методи натурних випробувань.
Наукова новизна отриманих результатів: на основі проведеного ретроспективного аналізу розвитку системи ВАДС виконано прогнозування зміни вимог до гальмових властивостей колісних машин і стабільності їхніх характеристик. Уперше визначено взаємозв'язок стабільності структури і параметрів гальмового управління з поводженням системи ВАДС при гальмуванні.
Практичне значення отриманих результатів. Розроблені методики і моделі прогнозування розвитку вимог до ефективності гальмування; визначення радіусів інерції колісних машин на стадії проектування; вибору параметрів гальмового управління з урахуванням їхньої функціональної стабільності; оцінки курсової стійкості колісної машини при гальмуванні; запропоновані варіанти сполучень конструкції елементів гальмового управління; енергетичного підходу до формування стабільних гальмових властивостей колісних машин – використані Запорізьким автомобільним заводом, Кременчуцьким автомобільним заводом, Львівським автобусним заводом, Волзьким автомобільним заводом, Горьківським автомобільним заводом, ВАТ “Автомобільний завод “Урал””, автомобільним заводом ім. Ліхачова, ЗАТ “УКРАВТОБУСПРОМ”, ДП ДЕРЖАВТОТРАНСНДІпроектом, Центральним науково-дослідним інститутом озброєнь і військової техніки Збройних сил України, інститутом машин і систем Мінпромполітики і НАН України, ГНЦ РФ ФГУП “НАМИ” при удосконалюванні гальмового управління серійних автомобілів і проектуванні нових, а також у навчальному процесі при підготовці інженерів-механіків, інженерів-конструкторів і магістрів-дослідників із спеціальностей 7.090258 “Автомобілі та автомобільне господарство”, 7.090211 “Колісні та гусеничні транспортні засоби”.
Особистий внесок здобувача.
Всі отримані результати, що виносяться на захист, отримані автором самостійно й в основному викладені в роботах, опублікованих без співавторів. У спільних роботах здобувач:
-
спроектував дискове гальмо, провів дорожньо-лабораторні випробування і узагальнив результати досліджень [5];
-
узагальнив результати статистичного аналізу коефіцієнта тертя фрикційних пар та отримав їх математичні функції щільності розподілу [23];
-
обґрунтував і розробив методологічний підхід формування нормативних вимог до ефективності гальмування автомобілів [24];
-
запропонував підхід і розробив математичні моделі визначення радіусів інерції автомобіля на стадії його проектування [25];
-
запропонував критерії оцінки та виконав аналіз стійкості двох- і трьохвісних автомобілів при гальмуванні [26];
-
обґрунтував методику визначення роботи включення барабанних гальм [27];
-
виконав експериментальні дослідження та узагальнив їх результати [28];
-
запропонував рекомендації по перспективі використання різних схем розподілу контурів гальмівного приводу з позиції зміни росту нормативних вимог до середнього сталого уповільнення легкових автомобілів при гальмуванні [29];
-
обґрунтував підхід і отримав залежності, що забезпечують вибір розподілу гальмівних сил за критерієм термонавантаженності [30].
Апробація результатів дисертації. Дисертаційна робота обговорена на міжкафедральному науковому семінарі Харківського національного автомобільно-дорожнього університету й одержала позитивну оцінку. Основні результати теоретичних й експериментальних досліджень дисертаційної роботи доповідалися на: міжнародній науковій конференції “Сучасні транспортні проблеми” (Харків, 1996); міжнародній науково-технічній конференції “Інформаційні технології: наука, техніка, технологія, освіта, здоров'я “MicroCAD-96”” (Харків, 1996); міжнародній науковій конференції “Гальма автомашин” (Польща, Лодзь, 1997); III міжнародній науково-технічній конференції “Концепція розвитку й високі технології виробництва та ремонту транспортних засобів в умовах постіндустріальної технології” (Росія, Оренбург, 1997); міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми експлуатації та ремонту автомобільних транспортних засобів” (Севастополь, 1997); першій міській науково-практичній конференції “Актуальні проблеми сучасної науки у дослідженнях молодих учених Харкова” (Харків, 1997); I, II, III міжнародних науково-технічних конференціях “Проблеми якості та експлуатації автотранспортних засобів” (Росія, Пенза, 2002, 2003, 2004); IV, V, VI, YII міжнародних науково-технічних конференціях “Автомобільний транспорт: проблеми та перспективи” (Севастополь, 2000, 2002, 2003, 2004); VII, VIII, IX, X міжнародних науково-технічних конференціях “Транспорт, екологія – стійкий розвиток” (Болгарія, Варна, 2001, 2002, 2003, 2004); міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми мехатроніки в подальшому розвитку транспортних засобів і систем” (Харків, 2001); міжнародній науково-технічній конференції “Перспективні напрямки розвитку конструкції автомобіля” (Харків, 2001); міжнародній науково-технічній конференції “Нові технології в машино- приборобудуванні та на транспорті” (Севастополь, 2001); міжнародній конференції “KONFERENCIA HAMULKOVA” (Польща, Лодзь, 2001); XXXVIII міжнародній науково-технічній конференції “Безпека автотранспортних засобів” (Росія, Дмітров, ГУП НИЦИАМТ, 2002); науково-технічній конференції “Проблеми надійності машин на етапах проектування, експлуатації та ремонту” (Харків, ХДТУСХ, 2002); міжнародній конференції “Прогрес транспортних засобів і систем” (Росія, Волгоград, 2002); міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми створення нових машин і технологій” (Кременчук, 2002); другій міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми технічного сервісу сільськогосподарської техніки” (Харків, 2003); міжнародній науково-технічній конференції “Інформаційні технології в авіації” (Харків, 2003); міжнародній науково-технічній конференції “Автомобільний транспорт у ХХ столітті” (Харків, 2003); Х міжнародній науково-практичній конференції “Актуальні проблеми керування якістю виробництва та експлуатації автотранспортних засобів” (Росія, Володимир, 2004); щорічній науково-технічній конференції “Проблеми створення нових машин і технологій” (Кременчук, 2004); третій міжнародній конференції “Перспективи розвитку автомобіле- і тракторобудування” (Харків, 2004); науково-технічних конференціях професорсько-викладацького складу ХНАДУ (1996 – 2004).
Публікації. Результати дисертацій опубліковані у 30 наукових роботах, у тому числі 4 монографіях і 26 роботах, опублікованих у спеціальних виданнях переліку ВАК України.
Структура й обсяг роботи. Дисертація складається зі вступу, сімох розділів, висновків, списку використаних джерел і додатка. Повний обсяг дисертації складає 334 сторінки, у тому числі: 71 рисунок на 69 сторінках, 32 таблиці на 28 сторінках. Список використаних джерел – 301 найменування на 30 сторінках і одного додатка на 16 сторінках.
ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ
У вступі обґрунтовано актуальність і новизну теми, подано загальну характеристику роботи, сформульовано мету і задачі досліджень, приведено основні напрямки вирішення задач, викладено положення, що визначають наукову новизну і практичну значущість роботи.
Перший розділ присвячено аналітичному огляду виконаних раніше досліджень і обґрунтуванню обраного напрямку роботи. Основна увага приділена таким питанням:
-
оцінці ефективності гальмування колісних машин;
-
оцінці стійкості колісних машин при гальмуванні;
-
функціональній стабільності елементів гальмового управління;
-
формуванню експлуатаційних властивостей колісних машин з використанням гальмового управління;
-
оцінці ефективності технічних систем з урахуванням функціональної стабільності елементів.
Гальмові властивості колісних машин визначаються ефективністю гальмування і курсовою стійкістю при гальмуванні. У розділі розглянуто критерії оцінки і нормативи ефективності гальмування колісних машин, а також параметри, що визначають їхню стабільність.
Дослідженню гальмових властивостей колісних машин і пошуку шляхів удосконалювання гальмового управління присвячені роботи відомих учених Антонова Д.А., Біленького Ю.Б., Богомолова В.О., Бухарина М.О., Генбома Б.Б., Гецовича Е.М., Гредескула А.Б., Гудза Г.С., Иларионова В.О., Зимелева В.Г.. Косолапова Г.М., Кузнецовой О.И., Лебедянцева В.Г., Литвинова А.С., Метлюка М.Ф., Мичке М., Певзнера Я.М., Петрова М.О., Петрова В.О., Подригало М.А., Ревина О.О., Розанова В.Г., Сахно В.П., Соцкова Д.О., Туренко А.М., Федосова О.С., Фрумкина А.К., Чудакова Е.О., Strien H., Koiter W.T., Pacejka H.B. та інших авторів.
Аналіз відомих робіт показав, що найбільш нестабільними елементами гальмового управління є гальмові механізми, що розсіюють теплову енергію, що генерується при гальмуванні. Зміна коефіцієнта тертя фрикційних поверхонь обумовлена нагріванням останніх і приводить до зміни розподілу гальмових моментів (гальмових сил) як між колісьми однієї осі, так і між колісьми передньої і задньої осей. Нестабільність розподілу гальмових сил між осями і колісьми є однією з причин погіршення курсової стійкості колісної машини.
У роботі запропоновано підходити до оцінки ефективності технічних систем (у розглянутому випадку – гальмових систем) з урахуванням функціональної стабільності її елементів.
При створенні й дослідженні технічних систем часто виникає питання:
“Чому те, що ми в результаті одержали відрізняється від того, що ми хотіли одержати”? При цьому всі розрахункові параметри отримані коректно, а конструктивні й технологічні заходи виконані правильно. Відповідь на це питання можна знайти, підходячи до процесу створення нових машин з позиції функціональної стабільності.
При проектуванні технічних систем виникає необхідність оцінки того, наскільки доцільне введення якогось вдосконалення (додаткового пристрою), що теоретично підвищує ефективність роботи об'єкта. Відомі випадки, коли установка додаткового елемента не дає на практиці бажаного ефекту, а іноді - і знижує показники роботи технічної системи. У більшості випадків ефект або не спостерігається, або є незначним. Прикладом може служити масове застосування на легкових автомобілях 60 -70 років минулого сторіччя регуляторів гальмових сил. Це пов'язане з тим, що очікуване підвищення ефективності гальмової системи було “компенсоване” нестабільністю її елементів й елементів ходової частини автомобіля.
Використання теорії функціональної стабільності при створенні нових технічних систем і, зокрема автомобілів і тракторів, дозволить підвищити технічний рівень виробів, зменшити вартість конструкторських і доводочних робіт. Проведений аналіз стану питання дозволив сформулювати задачі дослідження з позицій забезпечення стабільності гальмових властивостей колісних машин на стадії проектування.
Другий розділ присвячено прогнозуванню зміни гальмових властивостей колісних машин. На основі ретроспективного аналізу вимог, у різний час пропонованих до середнього сталого уповільнення, установлена залежність нормативного значення цієї величини від часу
, (1)
де jmax – максимально можливе уповільнення, обумовлене зчіпними властивостями автотранспортних засобів (АТЗ),
, (2)
” – максимальний коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою, обумовлений за умовами проведення випробувань на сухому асфальтобетоні, ”= 0,8; g – прискорення вільного падіння, g = 9,81м/с2; B – коефіцієнт, що залежить від категорії АТЗ і типу гальмових випробувань; л – відносний час,
(3)
де Г1 – рік, у який робиться зміна нормативних вимог (у даному випадку поточний час); Г2 – рік, від якого умовно ведеться відлік часу; приймаємо Г2 = 1900; Г3 – рік, від якого проводиться ретроспективний аналіз; приймаємо Г3 = 2000.
На рис.1 подано криві зміни середнього сталого уповільнення, яки побудовані за залежністю (1) і ломані прямі, що відповідають нормативним значенням [jст] в залежності від відносного часу .
Формування гальмових властивостей АТЗ – це процес взаємодії виробників продукції, споживачів і законодавців, що розвивається в часі. Оскільки система більш високого рівня, у яку входить підсистема “водій – автомобіль – дорожнє середовище”, постійно розвивається, то повинні постійно розвиватися і нормативні вимоги до гальмових властивостей АТЗ. Для забезпечення оптимальної точності прогнозу вимог до гальмових властивостей АТЗ необхідно розглянути гальмове управління як частину ВАДС, а останню – як підсистему адаптивної системи формування гальмових властивостей АТЗ (рис.2).
Зміна гальмових властивостей АТЗ відбувається в часі як результат зміни нормативних вимог і пов'язаних з цією зміною заходів щодо удосконалювання гальмового управління. Визначено значення коефіцієнтів В0, В1, В2 (залежність (1)), для різних типів випробувань і категорій АТЗ. Діаграми, наведені на рис.3, свідчать про пошук законодавцем оптимальних рішень шляхом внесення змін.
Аналіз результатів досліджень інших авторів (зокрема Н.В. Ярещенко) дозволив запропонувати залежність, що описує зміну максимальної конструктивної швидкості легкових автомобілів від відносного часу . Останнє дозволило здійснити прогноз зміни гальмового шляху легкових автомобілів і пропускної здатності автомобільної дороги.
Виконано також прогноз зміни вимог до запасної гальмової системи, а також запропоновано методику визначення нормативів ефективності гальмування і термінів внесення змін у стандарти. Проведено оцінку стабільності гальмових властивостей АТЗ шляхом порівняння нормативів ефективності гальмування нових машин з тими, що знаходяться в експлуатації.
Під час проектування нового автомобіля, якщо в конструкцію закладається можливість одержання показників ефективності гальмування, що відповідають діючим нормативам, то величина ТГ’ може бути визначена як
, (4)
де Т’Г – гарантійний термін збереження необхідних гальмових властивостей АТЗ при реальній (нестабільній) гальмовій системі, років; Т1 – тривалість розробки і постановки на виробництво розглянутої моделі автомобіля, років; Т2 – тривалість періоду випуску зазначеної моделі автомобіля, років; Т3 – планований термін служби автомобіля, років.
Очевидно, що при проектуванні АТЗ потрібно враховувати величину Т1 і закладати в конструкцію можливість одержання тих показників ефективності гальмування, що будуть відповідати нормативам, що відповідають року початку випуску (чи навіть більш пізнім рокам).
Величина ТГ’ залежить від середньорічного пробігу автомобіля lСГ. Легкові автомобілі, здебільшого знаходяться у приватному користуванні. Тому багато машин мають дуже малу величину lСГ. Це призводить до збільшення Т3. Може виявитися, що Т3 > ТГ’. У цьому випадку доцільно робити відбудовний ремонт гальмових систем АТЗ чи ремонт із модернізацією (рис. 4).
Аналіз графіків, наведених на (рис. 4), показує, що відбудовний ремонт дозволяє одержати л’Г = лГ (Т’Г = ТГ), а ремонт із модернізацією л”Г > лГ (Т”Г > ТГ).
Отримані результати можуть бути використані при розробці гальмових систем перспективних автомобілів, нормативних документів і при проведенні експериментальних досліджень гальмових властивостей автомобілів.
Третій розділ присвячений дослідженню впливу гальмових механізмів на стабільність гальмових властивостей колісних машин. Запропоновано методику оцінки стабільності гальмових механізмів за допомогою узагальненого рівняння гальмового моменту. Використання цієї методики дозволило визначити, що найбільш стабільними є стрічкові гальма з негативним зворотним зв'язком, а потім багатодискові та дискові гальма відкритого типу. Найбільш нестабільними є барабанні гальмові механізми. Якщо забезпечити необхідний тепловий режим гальмових механізмів, то можна прогнозувати появу на колісних машинах стрічкових гальм з негативною серводією.
Під час оцінки похибки регулювання розподілу гальмових сил між осями необхідно враховувати три компоненти
, (5)
де ?в0 – теоретична похибка, обумовлена недосконалістю обраного способу регулювання (відмінність дійсної розрахункової характеристики регулювання від ідеальної); Дв’1 – похибка, створювана за рахунок нестабільності співвідношення гальмових сил на передніх і задніх колесах; Дв”1 – додаткова погрішність, обумовлена нерівномірністю гальмових сил на колесах окремих осей.
Отримані залежності дозволили підтвердити відомий висновок про те, що передні колеса повинні мати меншу нерівномірність гальмових сил у порівнянні з задніми. У цьому випадку забезпечується більш висока курсова стійкість машини при гальмуванні.
Проведено статистичний аналіз коефіцієнтів тертя пари “гальмовий диск – гальмова колодка” дискових гальм відкритого типу. Розглядалася продукція різних фірм, використана на автомобілях ВАЗ – 2108 (ВАЗ – 2109). При нормальному законі розподілу значень коефіцієнта тертя визначені його імовірні характеристики: математичне чекання, дисперсія, середньоквадратичне відхилення і коефіцієнт варіації. Вони складають: тм? = 0,46; Dм? = 0,0106; ум? = ± 0,10; хм? = ± 0,220 – при холодних гальмах; тм? = 0,34; Dм? = 0,0047; ум? = ± 0,068; хм? = ± 0,200 – при “гарячих” гальмах; тм?р=0,37; Dм?р=0,0028; ум?р=±0,053; хм?р=±0,143 – при гальмуваннях гірського циклу; тм?ст = 0,47; Dм?ст = 0,0057; ум?ст = ± 0,075; хм?ст = ± 0,160 – при остиглих гальмах.
Отримані також імовірнісні характеристики різниці коефіцієнтів тертя для однієї і тієї ж пари тертя при різних режимах випробувань. Параметри розподілу: mДм = 0,17; DДм = 0,0064; уДм = ± 0,08; хДм = ± 0,471. Розмах випадкової величини .
Проведено також статистичний аналіз стабільності барабанних гальмових механізмів легкових автомобілів ВАЗ – 2101 (ВАЗ – 2103). Визначено імовірні характеристики коефіцієнта тертя: тм = 0,559; ум = ± 0,045; хм = ± 0,080 – при 1-ом гальмуванні; тм = 0,479; ум = ± 0,051; хм = ± 0,106 – при 10-ом гальмуванні; тм=0,432; ум = ± 0,088; хм = ± 0,204 – при 15-ом гальмуванні.
Проведений статистичний аналіз зміни коефіцієнтів тертя дискових гальм на прикладі автомобілів ВАЗ – 2108 (ВАЗ – 2109) і зміни гальмового моменту задніх барабанних гальм автомобіля ВАЗ – 2101 дозволив визначити характеристики розподілу зазначених випадкових величин. З огляду на те, що передні гальмові колодки автомобілів ВАЗ – 2101 і ВАЗ – 2108 (ВАЗ – 2109) виготовляються тими ж виробниками і, як правило, мають той же матеріал фрикційних накладок, було здійснено статистичну оцінку зміни розподілу гальмових сил між осями автомобіля ВАЗ – 2101 (рис. 5).
На рис. 5 наведено залежність для спорядженого і цілком навантаженого автомобіля ВАЗ – 2101. На цьому ж графіку наведено дійсні залежності між питомими гальмовими силами на передній і задній осях.
, (6)
де вд – коефіцієнт дійсного розподілу гальмових сил між передньою і задньою осями.
Четвертий розділ присвячений оцінці курсової стійкості колісних машин під час гальмування. Розглянуто моделі розвитку заносу, що дозволили одержати лінійну математичну модель руху колісної машини при малих кутових відхиленнях її подовжньої осі.
Лінійну модель вдалося одержати завдяки прийнятому допущенню про невеликі кутові відхилення машини, оскільки діючі стандарти не допускають її розвитку на кут більше 8 – 15°. Одержання лінійної моделі дозволило оцінити вплив геометричних і конструктивних параметрів розподілу гальмових сил між осями на показники курсової стійкості машини під час гальмування. При гальмуванні з усіма заблокованими колісьми отримане рівняння обертального руху
, (7)
де ц – коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою; h – висота центра мас машини; iz – радіус інерції автомобіля щодо вертикальної осі, що проходить через центр мас; ш – курсовий кут автомобіля.
Під час гальмування з заблокованими задніми колісьми і незаблокованими передніми
(8)
де а, b – відстань від передньої і задньої осей до проекції центра мас на горизонтальну площину; L – колісна база машини.
При нескінченно малому курсовому куті ш ? 0 початкове кутове прискорення машини
(9)
Початкове кутове прискорення дорівнює нулеві при рівності нулеві вираження під знаком кореня.
Це можливо при
, (10)
де від – ідеальний коефіцієнт розподілу гальмових сил за умовою одночасного доведення до грані блокування передніх і задніх коліс.
Таким чином, одночасне доведення до грані блокування передніх і задніх коліс забезпечує не тільки підвищення стійкості машини проти заносу, але і при заносі. Останнє неодноразово відзначалося в ході експериментальних досліджень, однак в аналітичному вигляді не було пояснено.
Під час гальмування з заблокованими передніми і незаблокованими задніми колісьми
(11)
Початкове кутове прискорення е0 (при ш?0) у цьому випадку негативне, що свідчить про стійкий рух.
Досліджено вплив нестабільності ідеального розподілу гальмових сил між осями на курсову стійкість машини. У цьому випадку рівняння (10) і (11) будуть такими
де ?в – відхилення величини дійсного коефіцієнта розподілу гальмових сил між осями від його ідеального значення,
(14)
Аналіз рівнянь (7, 12, 13) показав що:
-
кутове прискорення автомобіля, що виникає в момент блокування коліс відстаючої осі, відрізняється від кутового прискорення автомобіля при одночасному блокуванні коліс;
-
всупереч традиційним поданням, у момент блокування передніх коліс (при випереджальному блокуванні задніх коліс) виникає негативне прискорення, спрямоване убік, протилежну кутовому зсуву;
-
у момент блокування задніх коліс при випереджальному блокуванні передніх коліс виникає позитивне кутове прискорення, спрямоване убік кутового зсуву.
Оцінка показників маневреності й стійкості автомобілів неможлива без знання радіусів інерції щодо трьох центральних осей.
Якщо визначення положення центра мас автомобіля експериментальними методами не викликає складнощів, а розрахунковими широко користуються конструктори, то оцінка моментів інерції (радіусів інерції) автомобіля щодо трьох центральних осей викликає серйозні труднощі. Ця проблема загострюється на етапі попереднього проектування при розгляді різних варіантів технічних рішень, спрямованих на поліпшення маневреності і стійкості автомобіля.
Вирішити зазначене задачу з припустимої для попереднього етапу проектування ступенем точності можна імовірними методами. Варто допустити, що величини моментів інерції залежать від закону розподілу мас автомобіля в межах його колії, бази і габаритної висоти. При значній кількості факторів, які впливають на цей розподіл можна припустити, що щільність розподілу моменту інерції підкоряється нормальному закону. Для визначення радіуса інерції автомобіля щодо вертикальної осі була визначена залежність
, (15)
де В – колія машини.
Узагальнюючи цю методику на випадок визначення радіусів інерції щодо трьох координатних осей машини (рис. 6), автором отримано залежності
; (16)
, (17)
де Н – габаритна висота машини.
Проведено статистичне й експериментальне дослідження радіусів інерції легкових автомобілів. За результатами проведеного статистичного аналізу визначено, що середня квадратична похибка визначення iz по десяти розглянутих моделях автомобілів при використанні розрахункової формули (15) складає 5,57%, а максимальна – 8,5%.
Було проведено також експериментальне дослідження моментів і радіусів інерції легкових автомобілів методом крутильних коливань (рис. 7)
Для експерименту було відібрано шість легкових автомобілів серійного виробництва: ЗАЗ – 11022, ВАЗ – 2107; ВАЗ – 21093; ГАЗ – 3102; PASSAT B5; AUDI A6. У результаті експерименту визначено, що розкид значень відносної похибки визначення радіуса інерції автомобіля (у порівнянні з розрахунком щодо використання залежності (15)) склав від 6,44 % (ЗАЗ – 11022) до 13,1 % (ГАЗ – 3102). Середнє значення похибки склало 9,78 %.
Проведено оцінку впливу мінливості параметрів автомобіля в процесі експлуатації на курсову стійкість при гальмуванні. Як приклад, показано вплив мінливості цих параметрів на величину безпечної швидкості руху умовного автомобіля при випереджальному блокуванні задніх коліс.
П'ятий розділ присвячено оцінці курсової стійкості тривісних автомобілів при гальмуванні. Досліджено взаємодію коліс балансирного візка з дорогою в час дії бічної сили в процесі гальмування. Визначено черговість блокування коліс під час рівного розподілу гальмових сил між колісьми. Досліджено рух тривісної машини з балансирним підвісом середньої і задньої осей при різному сполученні заблокованих і незаблокованих коліс у процесі гальмування. При всіх заблокованих колесах рівняння обертального руху таке
, (18)
де D – відстань осі балансирного підвісу від опорної поверхні.
При незаблокованих передніх колесах і заблокованих колесах балансирного візка
(19)
При заблокованих передніх колесах і незаблокованих колесах балансирного візка
(20)
де А – база візка; b1; b2 – відстані від середньої і задньої осей до проекції центра мас на горизонтальну площину.
Порівняльний аналіз показників стійкості двох- і тривісних автомобілів показав, що останні мають меншу стійкість при однакових геометричних параметрах через перерозподіл під час гальмування вертикальних реакцій між середнім і заднім мостами.
Визначено, що необхідно враховувати розподіл бічних сил між осями балансирної підвіски, що змінюються в широких межах залежно від ступеня завантаження автомобіля.
Шостий розділ присвячено динамічній стабілізації курсового кута колісних машин при гальмуванні.
В останні роки за кордоном з'явилися автомобілі, оснащені спеціальними системами динамічної стабілізації курсового кута автомобіля, які забезпечують стійкість руху як при гальмуванні, так і при інших режимах руху.
На наш погляд, можливими є такі принципи роботи системи динамічної стабілізації курсового кута при заносі автомобіля в процесі гальмування:
-
розгальмовування задніх коліс;
-
розгальмовування одного з задніх коліс (внутрішнього відносно напрямку заносу);
-
розгальмовування одного з передніх коліс;
-
розгальмовування коліс одного борта;
-
гальмування з заблокованими задніми колісьми і передніми колісьми, що знаходились на межі блокування.
У роботі розглянуто випадки розгальмовування обох задніх коліс і одного з задніх коліс.
При розгальмовуванні обох задніх коліс кінематичні параметри обертального руху машини описуються такими залежностями
(21)
(22)
(23)
де ш1 – курсовий кут автомобіля, при якому відбулося розгальмовування задніх коліс; W1; W2; W3 – узагальнені коефіцієнти, .
На рис. 8 наведено зміну кінематичних параметрів умовного автомобіля при його динамічній стабілізації курсового кута шляхом розгальмовування обох задніх коліс.
Після повернення подовжньої осі автомобіля в нейтральне положення виникають негармонійні періодичні коливання автомобіля (нишпорення). Для запобігання такому явищу необхідно повторне загальмування задніх коліс. Коливання не виникнуть у випадку, якщо повторне загальмування задніх коліс до їхнього блокування буде здійснене при ш = ш1.
На рис. 9 наведені криві зміни ш, для умовного автомобіля за умовами повторного загальмування і його здійснення.
Аналогічні рівнянням (21), (22), (23) отримано рівняння для випадку розгальмовування одного з задніх коліс. Момент часу, відповідний повторному загальмуванню заднього колеса, визначено за аналогією з розгальмовуванням двох задніх коліс.
Проведено порівняльний аналіз ефективності застосування способів динамічної стабілізації з розгальмовуванням одного і двох задніх коліс. На рис. 10 наведено залежності часу фстаб стабілізації курсового кута умовного автомобіля від коефіцієнта зчеплення ц при повному розгальмовуванні одного чи двох задніх коліс.
На рис. 11 наведено графіки залежності відносного зменшення уповільнення дJст умовного автомобіля від коефіцієнта зчеплення ц у випадках розгальмовування одного чи двох задніх коліс.
Сьомий розділ присвячено енергетичному підходу до формування стабільних гальмових властивостей колісних машин.
Основне призначення гальмового управління колісних машин – це управління швидкістю руху за рахунок поглинання і розсіювання надлишкової кінетичної енергії. Гальмові механізми є основним елементом, що забезпечує перетворення кінетичної енергії автомобіля в теплову і подальше її розсіювання. Цей процес супроводжується внутрішніми змінами в гальмовій системі, що призводять до відхилення характеристик елементів від розрахункових значень, а також – до зміни гальмових властивостей колісних машин.
З погляду енергетичного балансу автомобіля втрати енергії в процесі гальмування є непродуктивними, оскільки не забезпечують виконання корисної роботи.
Автором запропоновано визначити цикловий ККД автомобіля як
, (24)
де Егальм – енергія двигуна, що втрачається за рахунок гальмування, обчислена за визначений цикл роботи автомобіля; Епал – внутрішня енергія палива, витраченого за визначений цикл роботи автомобіля,
; (25)
Нпал – теплотворна здатність палива, Дж/л; Qпал – витрата палива за визначений цикл роботи автомобіля; жЦА – цикловий коефіцієнт втрат енергії автомобіля; ЕВ.В – внутрішні втрати енергії в двигуні і трансмісії автомобіля за визначений цикл його роботи.
Енергія, що втрачається при гальмуванні складається з двох компонентів – зміни кінетичної енергії автомобіля й енергії, що витрачається на керування гальмовою системою. Цю енергію можна визначити як
, (26)
де ?ЕК – зміна кінетичної енергії автомобіля при гальмуванні; Еупр – енергія, що витрачається на управління гальмовою системою; F – енергетична передатна функція гальмової системи, що являє собою відношення зміни поглиненої гальмової енергії до енергії, витраченої на управління гальмовою системою.
Зміна кінетичної енергії автомобіля при гальмуванні
, (27)
де дтр – коефіцієнт обліку обертових мас трансмісії; та – загальна маса автомобіля; V1i; V2i – початкова і кінцева швидкості при i-ом гальмуванні автомобіля; п – число гальмувань автомобіля за визначений цикл.
Визначено роботу вмикання гальмового механізму
, (28)
де Р – приводне зусилля гальмового механізму; L – переміщення управляючої (вхідні) ланки гальма; Сп – приведена до управляючої ланки твердість гальмового механізму; Lmax – максимальне переміщення вхідної ланки.
На рис. 12 наведено залежність роботи вмикання барабанних гальм вантажних автомобілів від максимального гальмового моменту, що розвивається.
У роботі запропоновано оцінювати енергоперетворювальні властивості гальмового управління в цілому і гальмових механізмах зокрема за допомогою енергетичної передатної функції
(29)
-
для гальмової системи автомобіля в цілому;
(30)
-
для одного гальмового механізму j-ої осі;
де вj – коефіцієнт розподілу загальної гальмової сили на колеса j-ої осі; Авмлj – робота вмикання гальмового механізму j-ої осі.
Функції (29) і (30) є інтегральним показником, оскільки характеризують перетворення енергії в гальмових механізмах і гальмовій системі в цілому за час одного гальмування. Якщо подати ці вираження в диференціальному виді, то ми зможемо оцінити перетворення енергії в кожен конкретний момент часу. У цьому випадку
(31)
-
для гальмової системи в цілому;
(32)
-
для одного гальмового механізму j-ої осі.
Енергетична передатна функція в диференціальному вигляді для барабанних гальм вантажних автомобілів наведена на рис. 13.
У роботі також проведено оцінку енергії, що поглинається гальмами автомобілів у реальних умовах експлуатації. Запропоновано формули для визначення коефіцієнта розподілу гальмових сил між осями за критерієм термонавантаженості.
Щонайкраще критерію термонавантаженості відповідає установка дискових гальм відкритого типу на всіх колесах.
Автором розроблено і випробувано конструкцію дискового гальма відкритого типу для перспективних автомобілів КрАЗ. На рис. 14, 15 наведені характеристики ефективності та стабільності розробленого дискового гальма відкритого типу.
ВИСНОВКИ
1.
Аналіз технічного рівня сучасних колісних машин і стану питання дослідження їхніх гальмових систем показав необхідність створення методології формування стабільності гальмових властивостей на стадії проектування. Стабільність є умовою адекватності функціонування гальмового управління, тобто необхідною умовою їхнього функціонування.
2.
Оскільки під стабільністю розуміється стан рівноваги, що відповідає критеріям функціонування, то при нормуванні гальмових властивостей АТЗ на стадії проектування необхідно враховувати як перспективу росту вимог до зазначених властивостей, так і погіршення останніх із часом (збільшенням наробітки). У результаті ретроспективного аналізу вимог до ефективності гальмування АТЗ визначено, що величина мінімально припустимого середнього сталого уповільненя залежно від часу змінюється за експонентною залежністю, параметри якої визначаються категорією АТЗ і типом випробувань. Отримані аналітичні залежності дозволяють прогнозувати вимоги до ефективності гальмування АТЗ на період часу, що цікавить, визначати нормативи й вносити зміни в чинні стандарти, що можливо на основі запропонованої методики.
3.
Гальмові механізми є найбільш нестабільним елементом гальмового управління, що забезпечує поглинання й розсіювання енергії колісної машини під час гальмування. Нестабільність гальмових моментів на колесах не здійснює істотного впливу на зниження загальної гальмової сили (ефективності гальмування) за наявності підсилювачів у приводі, але значно впливає на стійкість автомобіля при гальмуванні, оскільки викликає значну зміну коефіцієнта розподілу гальмових сил між осями й появу їхньої бортової нерівномірності. Під час розгляду, наприклад дискових і барабанних гальмових механізмів визначено, що коефіцієнт нерівномірності гальмових моментів на одній осі становить від - 0,173 до - 0,285 (дискові) і від - 0,239 до - 0,339 (барабанні).
4.
Проведений статистичний аналіз коефіцієнтів тертя фрикційних пар (на прикладі автомобілів сімейства ВАЗ) показав їхній широкий розкид, що істотно впливає на бортову й осьову нерівномірність гальмових сил; наприклад, для фрикційних накладок дискових гальм середня різниця коефіцієнтів тертя на левом і правом колесах становить 0,17, а середнє квадратичне відхилення ± 0,08. Розходження в коефіцієнтах тертя фрикційних пар різних гальм обумовлене застосуванням фрикційних накладок різних фірм-виробників, може призвести до зміни коефіцієнта розподілу гальмових сил у широких межах (наприклад, для автомобілів ВАЗ він може змінюватися в межах 0,479 - 0,739).
5.
Кутове прискорення в площині дороги характеризує схильність автомобіля до розвитку заносу і є критерієм його стійкості при гальмуванні. З огляду на те, що відхилення поздовжньої осі автомобіля від первісного напрямку руху не повинне перевищувати 8°, необхідно оцінювати стійкість у межах малих кутів повороту. Отримані аналітичні залежності дозволяють робити оцінку впливу геометричних характеристик автомобіля, коефіцієнта зчеплення коліс із дорогою й розподілу гальмових сил між осями на курсову стійкість автомобіля під час гальмування. При ідеальному розподілі гальмових сил між осями забезпечується не тільки одночасне доведення до грані блокування передніх і задніх коліс, але й рівність нулю початкового кутового прискорення автомобіля.
6.
Радіуси інерції автомобіля щодо трьох координатних осей суттєво впливають на стійкість автомобіля й визначення цих параметрів на стадії проектування з достатнім ступенем точності можна робити за допомогою запропонованих залежностей. Проведені експериментальні дослідження показали, що похибка запропонованого аналітичного методу визначення радіуса інерції щодо вертикальної осі не перевищує 13%, а середнє значення становить 9,8%.
7.
Тривісні колісні машини з балансирною підвіскою середнього й заднього мостів мають меншу курсову стійкість порівняно із двохосьовими (що мають такі ж геометричні характеристики), що визначено за допомогою отриманих аналітичних залежностей.
8.
Динамічна стабілізація курсового кута є перспективним напрямком підвищення курсової стійкості автомобіля. Після появи заносу автомобіля в процесі гальмування з усіма заблокованими колісьми розгальмовування двох задніх коліс призводить до стабілізації курсу автомобіля, однак це викликає появу коливального процесу із частотою, що збільшується зі збільшенням коефіцієнта зчеплення коліс із дорогою й зменшується зі зменшенням курсового кута ш1, при якому проводиться розгальмовування задніх коліс. Для припинення коливального процесу необхідно здійснити повторне загальмовування задніх коліс при досягненні автомобілем у процесі стабілізації курсу положення, що відповідає ш = ш1.
9.
Застосування способу стабілізації курсу автомобіля з розгальмовуванням одного заднього колеса дозволяє зберегти більш високу ефективність гальмування, але при цьому обов'язковим є повторне загальмовування зазначеного колеса (у противному випадку автомобіль очікує занос у протилежну сторону).
10.
При гальмуванні відбуваються втрати енергії двигуна за рахунок розсіювання кінетичної енергії колісної машини й витрати, на управління гальмовим приводом і гальмовими механізмами. Витрати енергії на управління дисковим гальмом відкритого типу становлять 15 Дж (на один гальмовий механізм), а для одного барабанного гальма - 700 Дж, що визначено на підставі проведеного теоретичного дослідження.
11.
Використання запропонованої енергетичної передатної функції гальмових механізмів, а також проведеного експериментального дослідження дозволили визначити, що дискове гальмо відкритого типу є найбільш перспективним для застосування як на легкових, так і на вантажних автомобілях за енергопперетворювальними властивостями.
12.
Енергетичний підхід до проектування гальмового управління в цілому й гальмових механізмах
