Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса, цель и задачи исследования 7
1.1. Анализ конструкций и требования, предъявляемые к сцепным устройствам 7
1.1.1. Типы сцепных устройств 7
1.1.2. Требования, предъявляемые к конструкции сцепных устройств 11
1.2. Анализ научно-исследовательской литературы посвященной динамическому взаимодействию звеньев автопоезда 12
1.3.Обзор работ посвященных исследованию тормозных свойств и систем малотоннажных автопоездов 31
1.4. Рекомендации по выбору параметров сцепного устройства 33
1.5. Выводы по разделу 39
1.6. Цель и задачи исследования 40
2. Моделировние динамического взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда на различных режимах движения 41
2.1.Математическая модель малотоннажного автопоезда при торможении 41
2.2. Особенности моделирования взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда при разгоне 58
2.3. Особенности моделирования взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда при движении по неровной дороге 60
2.4. Оценка адекватности математической модели. 63
2.4.1. Оценка погрешности измерений и методика экспериментальных исследований 66
2.5. Методика расчетного исследования динамического взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда 76
3. Исследование динамического взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда на различных режимах движения
3.1. Исследование взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда при разгоне 81
3.2. Исследование взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда с пассивным прицепом при торможении 86
3.3. Исследование взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда с активным прицепом при торможении 93
3.4. Исследование одиночного влияния конструктивно-эксплуатационных факторов на взаимодействие звеньев малотоннажного автопоезда при движении по неровной дороге. 101
3.5. Исследование совместного влияния конструктивно-эксплуатационных факторов на взаимодействие звеньев малотоннажного автопоезда при движении по неровной дороге 111
3.6. Исследование влияния силовой характеристики сцепного устройства на взаимодействие звеньев малотоннажного автопоезда 117
3.7. Выводы по разделу 123
4. Методика выбора параметров сцепного устройства малотоннажного автопоезда 125
4.1. Описание методики определения оптимальных параметров сцепного устройства малотоннажного автопоезда 125
4.2. Оптимизация параметров сцепного устройства автопоезда при трогании с места на ровном горизонтальном участке дороги . 130
4.3. Оптимизация параметров сцепного устройства автопоезда при торможении, с прицепом, не оборудованным рабочей тормозной системой.
138
4.4. Определение оптимальных параметров сцепного устройства 147
4.5. Разработка конструкции сцепного устройства для малотоннажного автопоезда 149
5.Заключение 154
Список использованной литературы
- Анализ научно-исследовательской литературы посвященной динамическому взаимодействию звеньев автопоезда
- Особенности моделирования взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда при разгоне
- Исследование взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда с пассивным прицепом при торможении
- Оптимизация параметров сцепного устройства автопоезда при трогании с места на ровном горизонтальном участке дороги
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Повышение безопасности движения автотранспортных средств (АТС) является важной проблемой. Об этом свидетельствуют статистика аварийности и то внимание, которое уделяет государство ее решению. Проблема эта многоплановая и предполагает решение большого круга задач, в том числе и задачи повышения безопасности движения малотоннажных автопоездов. Часто причиной возникновения аварийной ситуации являются интенсивные продольные горизонтальные колебания звеньев, появляющиеся при движении автопоезда (АП) на неустановившихся режимах (разгон или торможение) и по неровным дорогам. Эти колебания ухудшают эксплуатационные свойства АП, могут привести к обрыву сцепного устройства (СУ) и вредно влияют на человеческий организм. Значительное влияние на величину и характер нагрузок в СУ оказывают его параметры. Поэтому решение задачи по их оптимизации является актуальным и значимым.
Степень разработанности темы. Широкое признание получили работы, посвященные исследованию эксплуатационных свойств АТС, таких отечественных и зарубежных ученых, как Д. А. Антонов, Н. А. Бухарин, Я. Х. Закин, А. М. Иванов, В. И. Иларионов, Н. Т. Катанаев, В. А. Кравченко, А. С. Литвинов, Б. И. Морозов, Э. Н. Никульников, В. В. Осепчугов, Я. М. Певзнер, И. К. Пчелин, А. А. Ревин, Р. В. Ротенберг, Д. А. Соцков, Б. С. Фалькевич, Я. Е. Фаробин, А. К. Фрумкин, Е. А. Чудаков, М. И. Щукин, А. А. Юрчевский, Д. Р. Эллис, M. Mitschke, M. Jahn и других ученых.
Анализ работ, посвященных исследованию эксплуатационных свойств автопоездов, показал, что вопросы динамического взаимодействия звеньев грузовых АП изучены достаточно полно: установлены режимы движения, при которых нагрузки в СУ достигают наибольших значений, предложены оценочные показатели, и исследовано влияние конструктивно-эксплуатационных факторов на их величину, разработаны рекомендации и методики по выбору параметров СУ. В работах по исследованию эксплуатационных свойств малотоннажных АП основное внимание было уделено изучению тормозных свойств, тогда как вопросы динамического взаимодействия звеньев рассматривались вскользь и только при изучении их влияния на тормозные свойства. Специальные комплексные исследования динамического взаимодействия звеньев малотоннажного АП не проводились. Существующие методики выбора параметров СУ разрабатывались для грузовых автопоездов с коэффициентом нагрузки Гап = 1,61,8; для малотоннажных АП, которые, как известно, представляют особый тип автопоездов (Гап = 1,251,35), подобных методик не существует.
Цель и задачи исследования.
Цель работы – установление основных закономерностей динамического взаимодействия звеньев малотоннажного АП при различных режимах движения и разработка на их основе практических рекомендаций по выбору параметров сцепного устройства.
Задачи исследования:
1. Провести анализ научно-технической литературы, посвященной динами-3
ческому взаимодействию звеньев АП .
-
Установить факторы, влияющие на взаимодействие звеньев при различных режимах и условиях движения АП, и оценить существующие рекомендации по выбору параметров СУ.
-
Разработать комплексную математическую модель, адекватно описывающую динамическое взаимодействие звеньев малотоннажного АП при движении на различных режимах и по неровным дорогам.
-
Исследовать влияние характеристик СУ и конструктивно-эксплуатационных факторов на величину и характер изменения нагрузок в сцепке малотоннажного АП в процессе разгона, торможения и при движении по неровным дорогам.
-
Разработать методику выбора рациональных параметров и конструкции сцепного устройства для малотоннажного АП.
Научная новизна работы заключается в комплексном исследовании влияния параметров СУ на динамическое взаимодействие звеньев малотоннажного АП при движении на различных режимах и по неровным дорогам.
Разработана комплексная математическая модель, описывающая процесс движения малотоннажного АП при разгоне, торможении и по неровным дорогам, учитывающая возможность пробоя сцепки. Установлены основные закономерности изменения оценочных показателей динамического взаимодействия звеньев малотоннажного АП под действием различных возмущающих факторов. Разработана методика выбора рациональных значений параметров сцепки для малотоннажных АП, и предложены конструкции СУ, учитывающие сформулированные в работе рекомендации.
Практическая значимость работы определяется ее направленностью на повышение эксплуатационных свойств малотоннажных АП за счет рационального выбора параметров СУ и совершенствования их конструкции, а также безопасности дорожного движения.
Методы исследования. Основным методом исследования является математическое моделирование, адекватность результатов которого подтверждается экспериментальными данными. Обработка и оптимизация результатов расчетов осуществлялась с помощью аппарата математической статистики с применением современных программных продуктов. Теоретические исследования проводились на основе общеизвестных методов: дедукции, индукции, анализа и синтеза информации, сравнительного анализа и экспертных оценок.
Положения, выносимые на защиту:
комплексная математическая модель;
результаты расчетного исследования влияния конструктивных и эксплуатационных параметров сцепного устройства на динамическое взаимодействие звеньев малотоннажного автопоезда на различных режимах движения;
закономерности изменения величин оценочных показателей динамического взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда, установленные для расчетных режимов движения;
практические рекомендации и методика выбора параметров сцепного устройства малотоннажного автопоезда, а также разработанная с их учетом перспективная конструкция сцепного устройства для автопоезда.
Степень достоверности и апробация результатов.
Достоверность полученных результатов обеспечивается подтверждением адекватности математической модели результатами дорожных испытаний; использованием общепринятых методик и рекомендаций по обработке и оптимизации данных.
Основные положения диссертационной работы докладывались на:
Прогресс транспортных средств и систем - 2009. (Междунар. н.-пр. конф., Волгоград, 13–15 окт. 2009г.)
XLIIX Внутривузовская научная конференция (Волгоград, ВолгГТУ, 30 января – 3 февраля 2011 г.)
XLIX Внутривузовская научная конференция (Волгоград, ВолгГТУ, 30 января – 3 февраля 2012 г.)
По теме диссертации опубликовано 15 печатных работ в ведущих рецензируемых изданиях, рекомендованных ВАК Минобрнауки РФ. Из них 2 в изданиях, входящих в перечень центральной печати. В процессе работы над диссертацией получено 3 патента РФ на конструкцию сцепных устройств.
Структура и объем работы.
Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы, приложений. Работа содержит 167 страниц машинописного текста, 67 рисунков, 18 таблиц. Список литературы составляет 134 наименования, из них 33 на иностранных языках.
Анализ научно-исследовательской литературы посвященной динамическому взаимодействию звеньев автопоезда
Реально нагрузка в сцепке не может увеличиваться бесконечно, так как при некотором достаточно большом ее значении сцепка разрушается и произойдет авария». Для предохранения сцепок и ходовой части АП автор рекомендует выбирать параметры ТСУ таким образом, чтобы собственные частоты системы не лежали в области возможных частот возмущающих сил. Большое внимание в работе уделяется также исследованию динамического взаимодействия тягача и полуприцепа. В заключение следует отметить не только большое познавательное, но и методологическое значение рассмотренной выше работы, так как в ней изложены, как результаты, так и методика исследования процесса взаимодействия звеньев АП при движении на различных режимах.
Влияние конструктивно-эксплуатационных факторов на нагрузочные режимы ТСУ рассмотрено в работе [44]. Авторами установлено, что с увеличением весовой характеристики АП, которая оценивается коэффициентом Гап = (Ма + Мп)/Ма, где Ма и Мп – массы автомобиля и прицепа), нагрузка в сцепном устройстве возрастает и может достигнуть значений, превышающих вес автомобиля (рис. 1.6, а). С увеличением зазоров в ТСУ нагрузка также быстро возрастает (рис.1.6, б). Причем, чем выше жесткость упругого элемента сцепки, тем ощутимее отрицательное влияние зазоров.
Влияние жесткости упругого элемента на величину нагрузок в ТСУ зависит от характера изменения во времени движущих (тормозных) сил, прикладываемых к колесам звеньев АП. При мгновенном приложении движущих (тормозных) сил и наличии зазоров амплитуды нагрузок пропорциональны корню квадратному из коэффициента упругости с (рис.1.7, а). Лишь для случая, когда зазор в сцепке xх = 0, величина нагрузки в ТСУ не зависит от жесткости и остается постоянной» равной Рк = 2Рст (где Рст – статическая нагрузка). При постепенном росте движущих (тормозных) сил характер влияния жесткости существенно видоизменяется
Влияние жесткости упругой связи су на величину максимальной нагрузки в ТСУ: а – мгновенное приложение движущих (тормозных) сил; б – постепенный рост движущих (тормозных) сил (рис.1.7, б). Для беззазорных сцепных устройств увеличение жесткости упругого элемента приводит к неуклонному снижению нагрузок, до величин равных статическим Рст. В том случае, когда в ТСУ есть зазоры, существуют некоторые критические жесткости, при которых амплитуды нагрузок в сцепке минимальные. Отклонение от критических жесткостей приводит к увеличению Рк. Существенное влияние на величину максимальной нагрузки в ТСУ оказывает наличие движущих (тормозных) сил на колесах прицепа. Когда движущие (тормозные) силы на колесах прицепа отсутствуют» нагрузка в ТСУ достигает максимальных величин. По мере увеличения этих сил нагрузка в сцепном устройстве уменьшается и становится равной нулю, когда движущие (тормозные) силы на колесах тягача и прицепа выравниваются.
В работе также приведены экспериментальные зависимости, характеризующие влияние эксплуатационных факторов на величину максимальной нагрузки в сцепном устройстве. Характер изменения кривых наглядно свидетельствует о значительном увеличении нагрузки с увеличением скорости движения АП (рис. 1.8,а) и ухудшением дорожных условий (рис. 1.8,1.9).
Исследованию динамического взаимодействия звеньев АП посвящена глава в монографии Я. Х.Закина [42]. В ней АП рассматривается как двух - или многомассовая система, звенья которой соединены упругими связями. Автор указывает, что «сила взаимодействия Рк не остается постоянной даже при установившихся режимах движения, так как неровности дороги и изменение характера дорожных покрытий вызывают изменения сопротивлений качению как активных, так и пассивных звеньев». В подтверждение этих слов, автор приводит график, характеризующий распределение продольных усилий в сцепке АП в зависимости от типа дорожного покрытия (рис. 1.9). «Как видно из характера распределения, при среднем статистическом усилии Рк =1,3 кН на дороге с асфальтобетонным покрытием и Рк =2,7 кН на разбитой булыжной мостовой, максимальные усилия соответственно равны 12 кН и 42 кН. Однако наибольшие продольные усилия в сцепке возникают при резком трогании с места – 63 кН или при резком торможении автомобиля – 49,7 кН, пиковые нагрузки при этих режимах превышают среднеста hd
Интенсивность продольных горизонтальных колебаний, отмечает автор, зависит от характера внешних сил, действующих на АП в процессе движения, качества дорожного покрытия, некоторых конструктивных и эксплуатационных параметров АП (жесткость упругой связи, величина зазоров и сопротивление демпфера в сцепке, соотношение масс элементов АП и т.п.) и квалификации водителя. Используя уравнения для определения пиковых нагрузок в ТСУ, полученные в работе [100], Я. Х. Закин исследует влияние жесткости сцепки, темпа приложения движущих (тормозных сил), сопротивления демпфера на продольное взаимодействие звеньев прицепных и седельных автопоездов. Интересен вывод автора о влиянии демпфера. При наличии зазоров в сцепке, отмечает он, влияние демпфера противоречиво. С одной стороны проявляются его положительные свойства, поскольку он гасит относительные колебания звеньев. С другой стороны демпфер обуславливает начальный динамический удар и в этом смысле вреден. Поэтому, при установке демпфера в ТСУ следует тщательно выбирать зазоры в разъемном узле любыми доступными методами. Получив интересные результаты, автор, тем не менее, в дальнейшем, при исследовании тормозной динамики АП, считает сцепку беззазорной и жесткой. Объясняется такое допущение, по всей видимости, значительным усложнением уравнений движения АП. Вместе с тем в работе получены важные в теоретическом и практическом плане результаты, а сама она представляет классический образец подхода к решению подобных задач. Исследованию продольного взаимодействия звеньев АП с применением электромоделирующих устройств посвящена работа [66], в которой кратко проанализированы конструктивные особенности существующих типов ТСУ и определены требования к расчету упругого элемента сцепки. На основании этих требований и с учетом исследований М. М. Щукина, авторами работы составлены и решены аналитически уравнения движения звеньев АП для случаев разгона и равномерного движения по неровной дороге. Затем математическая модель АП была уточнена, введением нелинейной упругой характеристики ТСУ, и реализована на электромоделирующей установке.
Особенности моделирования взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда при разгоне
В заключение рассмотрим особенности взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда в процессе торможения. Будем считать, что вначале автопоезд двигался в свободном режиме со скоростью V0, а его звенья находились в растянутом состоянии, при котором расстояние между центрами масс звеньев Sa – Sп = = l0 + xx, где l0 = (b + lc + lп – d); xx – зазор в сцепном устройстве автопоезда.
Пусть в некоторый момент времени (t = 0) тягач начинает тормозить и на его колесах появляются тормозные силы Ртi. Этот момент соответствует началу первого этапа, в течение которого происходит выбор зазора в сцепке. При этом Sx и Рк равны нулю, тормозная система прицепа не работает, а сам он продолжает двигаться независимо от тягача под действием силы инерции. Условие окончания первого этапа имеет вид: Sa -Sп = l0. На втором этапе между звеньями автопоезда устанавливается контакт, осуществляемый через упругую связь. При этом величина Рк определяется по формуле (2.20), а Sx =Sa -Sп - l0. На втором этапе перемещение штока устройства управления Sн = 0, так как, согласно алгоритму действия ИТС, устройство управления срабатывает только в том случае, если усилие Рк превысит величину «порога» Fп0. Заканчивается второй этап, когда Рк становится равным Fп0.
На третьем этапе Рк Fп0, поэтому приходит в движение шток устройства управления и происходит выбор зазоров в устройстве управления, тормозном приводе и тормозных механизмах. При этом тормозные силы на колесах прицепа Рт3 = 0. На этом этапе Рк определяется по формуле (2.20), а Sx = Sa – Sп – l0 – Sн. Заканчивается этап, когда Sн = dн, где dн – суммарный зазор в элементах ИТС, условно приведенный к штоку устройства управления [27].
Четвертый этап соответствует периоду активного торможения прицепа. При этом: Sa – Sп l0; Рк Fп0; Sн dн; Sx = Sa – Sп – l0 – Sн. Окончание этапа завершает процесс торможения автопоезда.
Если прицеп не оборудован рабочей тормозной системой (пассивный), то процесс торможения автопоезда включает в себя два первых этапа и заканчивается, когда выполняется условие Va = S&a = 0.
Решение дифференциальных уравнений математической модели автопоезда проводилось методом численного интегрирования Рунге-Кутта с автоматическим выбором шага в зависимости от задаваемой точности определения того или иного параметра. Для решения уравнений была составлена программа вычислений на языке «FORTRAN». Алгоритм решения уравнений модели позволяет на каждом шаге интегрирования проводить проверку выбора этапа торможения и в зависимости от этого по соответствующим уравнениям и формулам определять значения силовых и кинематических параметров процесса торможения автопоезда и его звеньев, в том числе среднее Pк и максимальное Ркм значения усилия в сцепке, среднее квадратическое отклонение sр усилия Рк, максимальная деформация Sxm упругого элемента и максимальная относительная скорость Vотм звеньев, а также некоторый условный показатель Nу =Ркм Vотм , предложенный в работе [79].
При моделировании динамического взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда в режиме разгона за основу была принята математическая модель автопоезда при торможении. Изменения коснулись задания сил тяги Ртi, на колесах ведущих осей тягача, определения вертикальной составляющей Z0 усилия в сцепке, а также учета направления действия сил.
В качестве примера рассмотрим случай трогания автопоезда с места на ровном горизонтальном участке дороги. Примем, что в исходном состоянии расстояние между центрами масс звеньев l0 = b + lc +lп – d, а зазор в сцепке xx = xmax.
Пусть в некоторый момент времени к ведущим колесам тягача прикладывается тяговое усилие, величину которого с достаточной для практических расчетов точностью можно определить по формуле [101] При резком включении сцепления пиковая величина момента Мс может превысить момент Мemax в 1,2 – 3 раза, в зависимости от мощности двигателя и конструкции трансмиссии [14]. При плавном включении сцепления, преобладающим в эксплуатации, динамические нагрузки невелики и не оказывают заметного влияния на силу тяги, максимальная величина которой ограничена силой сцепления ве 59 дущих колес тягача с дорогой.
С учетом буксования сцепления процесс трогания автопоезда с места можно условно разбить на несколько этапов. Первый этап от момента включения сцепления (t = 0) до момента трогания тягача. На этом этапе тягач неподвижен, а работа двигателя полностью расходуется на буксование сцепления. Момент трогания тягача соответствует условию: Рт = РХ)/а, где Р =(Ga + Zст)\/ - сила сопротивления движению тягача; \/ - коэффициент сопротивления движению при трогании (для горизонтальной асфальтовой дороги \/ = 0,015 - 0,020 [68]); Ga - вес тягача.
На втором этапе происходит разгон тягача в пределах выбора зазора ,х в сцепке. Пока зазор не выбран усилие Рк = 0, прицеп неподвижен, а движение тягача описывается уравнением Ма5вр1 Sa = (кэ1 Рті + кэ2 Рт1) - Ра, (2.46) где 8вр1 - коэффициент учета вращающихся масс на первой передаче; кэ12 - коэффициенты, учитывающие колеса какой оси тягача являются ведущими (кэід = = 0, 1). На третьем этапе между звеньями автопоезда устанавливается контакт и начинается деформация Sx = Sa - Sп -10 - х упругого элемента сцепки со скоростью Sx = Sa -Sп, а усилие Рк изменяется в соответствии с выражением (2.20). При этом прицеп остается неподвижным до тех пор, пока усилие в сцепке не станет равным сопротивлению движения его при трогании, т. е. Рк = Рvп, где Рvп = Р зУ-Движение тягача на этом этапе описывается уравнением Ма5вр1 а =ЕРтікэі -Руа -Рк (2.47) где ЕРт1кэ1=(кэ1Рт1+кэ2Рт1) Усилие Рк достигает максимального значения Ркм к моменту трогания прицепа. Если сопротивление Рyп будет достаточно велико, больше Ркм, то тягач может остановиться, но, если тяговые возможности тягача не ограничены ни мощностью двигателя, ни сцеплением ведущих колес с дорогой, то при Рк Рyп начинается разгон прицепа. Этот момент соответствует началу четвертого этапа, на котором движение звеньев автопоезда описывается уравнениями Madвр1S& &a =Ртi кэi -Pya -Pк; (2.48) Mп S& &п =Pк -Pyп.
Если автопоезд оборудован жестким беззазорным сцепным устройством, например, «шарового типа», то количество этапов сокращается до двух. На первом этапе, от момента включения сцепления до момента трогания автопоезда, он неподвижен, а работа двигателя расходуется на буксование сцепления. Момент тро-гания соответствует условию: Ртi =Рyaп , где Pyaп = (Ga + Gп) y – сила сопротивления движению автопоезда при трогании с места. На втором этапе происходит совместный разгон звеньев автопоезда, движение которых описывается уравнениями (2.48), с учетом выражения (2.20). Кроме того, учитывая, что трогание автопоезда с места чаще всего затруднено вследствие буксования ведущих колес, максимальную величину силы тяги можно определить из условия сцепления ведущих колес с дорогой, т. е. Pтi =Rzi jx .
В качестве оценочных показателей динамического взаимодействия звеньев автопоезда при трогании с места целесообразно принять те же показатели, что и при торможении: Pк , Ркм, sр, Sxm, Vотм и Nу.
Исследование взаимодействия звеньев малотоннажного автопоезда с пассивным прицепом при торможении
При беззазорной сцепке (,х = 0) увеличение Ссц от 50 до 300 кН/м приводит к снижению величины Ркм на 0,54 кН (см. рис. 3.9, а), а ор - на 0,3 кН. При ,х = 0,02м величина Ркм наоборот увеличивается на 1,85 кН, а ор - на 0,2 кН. Влияние зазора в сцепном устройстве тем больше, чем выше жесткость упругого элемента и меньше демпфирование. Например, при Ссц = 50 кН/м увеличение зазора от 0 до 0,02 м сопровождается ростом ор с 0,9 до 1,1 Н, при ссц = 300 кН/м - с 0,7 до 1,28 кН. Изменение зазора в указанных пределах при Гсц = 6 кНс/м приводит к увеличению величины Ркм примерно на 0,8 кН (см. рис. 3.9,б) и ор - на 0,12 кН, а при Лсц = 0 - на 1,7 кН и 0,7 кН соответственно. Поэтому для снижения динамических нагрузок в сцепном устройстве автопоезда необходимо устранять зазоры и применять упругие элементы с высоким демпфированием.
Выпускаемые в настоящее время одноосные прицепы предназначены, в основном, для эксплуатации с легковыми автомобилями. Для них характерны небольшая грузоподъемность и отсутствие рабочей тормозной системы, а для их буксировки применяются жесткие сцепные устройства (СУ) «шарового» типа. Однако, данные проведенных исследований [28] показывают, что оборудование прицепа рабочей тормозной системой, позволяет на 20 - 25 % сократить тормозной путь автопоезда (АП), в 3 - 3,5 раза снизить величину динамических нагрузок в СУ и в 2 - 2,5 раза увеличить его грузоподъемность. Наиболее широкое распространение, среди тормозных систем одноосных прицепов, получила инерционная тормозная система (ИТС), которая использует для торможения прицепа инерцию его наката на тягач. При этом тормозная сила Ртп на оси прицепа и усилие в сцепке Рк функционально связаны между собой соотношением Ртп = i0 Рк, где i0 - силовое передаточное число ИТС. При некоторых условиях наличие такой взаимосвязи может привести к появлению интенсивных относительных колебаний звеньев [28] и к росту динамических нагрузок в СУ автопоезда. На рис. 3.10, в качестве примера, приведены графики, характеризующие изменение сил Рк и Ртп в процессе торможения малотоннажного АП с прицепом, оборудованным ИТС, и различными СУ. Как видно (см. рис. 3.10, а), в случае
Изменение усилия в сцепке Рк и тормозных сил Ртп на колесах прицепа при торможении малотоннажного АП с ИТС: а - СУ «шарового типа»; б СУ с упругодемпфирующей связью (Ссц = 150 кН/м, г,сц = 4,5 кНс/м) применения жесткого СУ процесс взаимодействия звеньев АП при торможении имеет колебательный характер и стремится к некоторому стационарному режиму - режиму автоколебаний, при котором изменение усилия в сцепке Рк приводит к изменению тормозных сил Ртп на колесах прицепа, что, в свою очередь, оказывает влияние на величину Рк и далее этот процесс повторяется до полной остановки АП. Автоколебания могут происходить без блокирования колес прицепа и с периодическим их блокированием, как в рассмотренном выше примере. В данной автоколебательной системе источником энергии является затормаживаемый прицеп; основную колебательную систему образуют СУ и устройство управления ИТС, включающие в себя упругие и демпфирующие элементы, а роль «обратной связи» выполняет тормозной привод прицепа, который реализует приведенную выше зависимость между Рк и Ртп.
В автоколебательных системах параметры колебаний определяются параметрами самой системы. Приведенный на рис. 1, б график показывает, что изменение конструкции сцепки, например, применение в ней упругих и демпфирующих элементов, позволяет оптимизировать процесс торможения прицепа и снизить уровень нагрузок в СУ.
Как известно [34], величина нагрузок в СУ зависит от конструктивно-эксплуатационных факторов, к числу которых относятся: масса прицепа Мп, интенсивность торможения звеньев АП, жесткость Ссц упругой связи, демпфирующее сопротивление hсц и величина зазора xх в сцепном узле. С целью оценки влияния этих факторов на величину и характер изменения нагрузок в СУ малотоннажного АП при торможении были проведены расчетные исследования с помощью описанной ранее математической модели. В качестве объекта исследования был принят малотоннажный АП на базе тягача, с параметрами автомобиля УАЗ-3741 и одноосного прицепа, оборудованного ИТС. Результаты расчетов были обработаны с помощью методов теории эксперимента и представлены в виде уравнений и графиков, отражающих влияние, как одиночных факторов, так и их взаимодействий на оценочные показатели, в качестве которых приняты: максимальная величина Ркм и среднее квадратическое отклонение sр усилия в сцепке.
Анализ коэффициентов регрессии уравнений показал, что по силе влияния на величину Ркм факторы располагаются в следующем порядке: Мп, Ссц, xх, hсц, i0, а на величину sр – Мп, hсц, i0, xх, Ссц. Причем влияние массы Мп, которая в зависимости от загрузки прицепа может существенно изменяться, значительно превосходит влияние остальных факторов.
Оптимизация параметров сцепного устройства автопоезда при трогании с места на ровном горизонтальном участке дороги
Значительное влияние на динамическое взаимодействие звеньев малотоннажного автопоезда оказывает упругая характеристика сцепного устройства. Исследования показали, что наилучшим образом, на величину и характер изменения оценочных показателей динамического взаимодействия звеньев расчетного автопоезда, сказывается применение в ТСУ упругого элемента с нелинейно-мягкой силовой характеристикой, с начальной жесткостью Ссц0 = 95 кН/м и демпфированием сц = 5 кН с/м.
Тем не менее, вопрос определения конкретных значений параметров сцепного устройства требует более детального рассмотрения, поскольку при наличии ограничений накладываемых значениями нескольких оценочных показателей целесообразно осуществлять выбор параметров исходя из минимизации не их величин по отдельности, а некоторой компромиссной функции, учитывающей влияние и позволяющей задавать пределы изменения некоторых показателей.
Методика выбора параметров сцепного устройства малотоннажного автопоезда заключается в отыскании оптимальных значений параметров сцепного устройства, таких как зазор в сцепном устройстве (x), жесткость упругого элемента (Cсц), и демпфирование (сц), исходя из величины некоторой компромиссной функции, учитывающей совместное изменение оценочных показателей, в качестве которых были выбраны: максимальное значение усилия в сцепке (Pkm), его среднее квадратичное отклонение (p) и максимальная деформация упругого элемента (Sxm). Величины оценочных показателей необходимо определять для таких режимов движения, при которых они могут достигать максимально возможных значений, как показали проведенные в рамках работы исследования, такими режимами будут торможение, для автопоездов с прицепом, не оборудованным рабочей тормозной системой и трогание с места, для всех вариантов компоновки автопоезда. Определение значений каждого из оценочных показателей, целесообразно осуществлять путем применения методов планирования эксперимента совместно с математическим моделированием на ЭВМ.
После проведения расчетов согласно плану (табл. 2.3) для всех оценочных показателей, производится, непосредственно, сама оптимизация, которая заключается, в общем случае, в отыскании экстремального значения функции отклика при ограничениях накладываемых границами области исследования, которыми являются значения величины «звездного» плеча.
Существует значительное количество различных методов решения задачи оптимизации разного рода процессов, и каждого из них есть свои достоинства и недостатки. Одни методы применимы только для достижения области близкой к экстремуму (метод крутого восхождения), но не для ее исследования, другие применимы для исследования этой области, но не применимы для процессов описывающихся несколькими уравнениями регрессии. Задачу оптимизации процессов с несколькими откликами также решают различными способами, однако, некоторые из них связаны с большими вычислительными трудностями. Так, при описании поверхности отклика полиномами второго порядка решение задачи, на условный экстремум, используя метод неопределенных множителей Лагранжа, приводит к необходимости решения системы нелинейных уравнений. Одним из наиболее удачных методов решения [7] является использование предложенной Хар-рингтоном в качестве обобщенного критерия оптимизации, так называемой, обобщенной функции желательности (D).
Использование этого метода предполагает преобразование численных значений откликов в безразмерную шкалу желательности (d). Построение шкалы желательности, которая устанавливает соотношение между значением отклика (y) и соответствующим ему значением частной функции желательности (d), основывается на субъективной оценке отдельных откликов исследователем, выраженной численным значением. Наиболее распространенным методом построения шкалы желательности является метод количественных оценок, с интервалом значений желательности от нуля до единицы. Значения d = 0 (или D = 0) соответствует неприемлемому значению отклика, а d = 1 (или D = 1) – наилучшему значению, причем дальнейшее улучшение его невозможно, или не имеет смысла. Распределение промежуточных значений желательности и соответствующие численные интервалы приведены в табл. 4.1.
Исходя из характера изменения влияния параметров, принятых в качестве откликов, преобразование максимального значения усилия в сцепке (Pkm) и его среднего квадратичного отклонения (р) в частные функции желательности, целесообразно производить при одностороннем ограничении, в котором существует верхний и (или) нижний пределы спецификации, причем эти пределы являются единственным и не допускающим изменения критерием качества. Частная функция желательности при одностороннем ограничении (рис. 4.1) имеет вид: