способ управления буксованием ведущих колес транспортного средства

Формула изобретения

Способ управления буксованием ведущих колес транспортного средства, заключающийся в использовании режимов подтормаживания ведущего колеса с более высоким коэффициентом буксования и режима регулирования мощности двигателя при наличии рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес заданной пороговой величины, отличающийся тем, что при достижении ведущими колесами заданной пороговой величины рассогласования кинематических параметров переходят на автономный режим подтормаживания ведущего колеса с более высоким коэффициентом буксования до выравнивания этих параметров с заданной точностью, а при превышении величиной буксования неподтормаживаемого ведущего колеса величины буксования подторможенного ведущего колеса осуществляют растормаживание последнего до заданной пороговой величины рассогласования указанных параметров ведущих колес, причем при превышении рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес пороговой величины и равенстве буксований ведущих колес осуществляют переход на автономный режим регулирования мощности двигателя путем ее уменьшения до достижения заданной пороговой величины рассогласования этих параметров.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к области автомобилестроения, в частности к способам управления буксованием ведущих колес транспортного средства. Может быть использовано при проектировании противобуксовочных систем (ПБС) транспортных средств, а также при проведении исследований и испытаний колесных машин.

Известен способ управления дифференциалами многоприводной колесной машины [1], заключающийся в блокировании межосевых дифференциалов при достижении пороговой величины рассогласований кинематических параметров связываемых ими ведущих колес и последующем их разблокировании. Причем разблокирование межосевых дифференциалов осуществляют при снижении рассогласований кинематических параметров колес связываемых ими ведущих мостов ниже значений пороговых величин, определяемых из выражения

,

где _s - пороговая величина рассогласований кинематических параметров колес ведущих мостов;

r_j1 и r_j2 - радиус качения внешнего и внутреннего по отношению к центру поворота колес j-го ведущего моста, соответственно, м;

v_j1 и v_j2 - скорость качения внешнего и внутреннего по отношению к центру поворота колес j-го ведущего моста соответственно при движении колесной машины по опорной поверхности со стабильными дорожно-сцепными условиями с максимальной скоростью, до которой осуществляется управление дифференциалами, м/с;

j - порядковый номер ведущего моста из числа, связываемых соответствующим межосевым дифференциалом.

Данный способ позволяет осуществлять изменение буксования ведущих мостов посредством управления режимами блокирования и разблокирования межосевых дифференциалов в зависимости от текущих дорожно-сцепных условий под ведущими колесами многоприводных колесных машин.

Недостатком данного способа является то, что он не позволяет осуществлять изменение буксования ведущих колес транспортных средств с одним ведущим мостом, а также осуществлять плавное изменение буксования ведущих колес в широком диапазоне значений.

Наиболее близким по технической сущности к заявляемому решению является способ управления буксованием ведущих колес транспортного средства [2], реализованный в системе АБС/ПБС фирмы Wabco Westinghouse и Mercedes-Benz и заключающийся в последовательно следующих режимах подтормаживания ведущего колеса с более высоким коэффициентом буксования и режима регулирования мощности двигателя при наличии рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес заданной пороговой величины. Причем подтормаживание ведущего колеса осуществляют до допустимой скорости скольжения, по достижении которой осуществляют его растормаживание. Указанный способ принят в качестве прототипа.

Недостатком данного способа является то, что он не учитывает текущие дорожно-сцепные условия под ведущими колесами и не предотвращает повторную пробуксовку ведущих колес при движении транспортного средства в пределах одного участка опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями, что приводит к циклическому чрезмерному снижению эффективности ходовой системы транспортного средства.

Задачей настоящего изобретения является повышение эффективности работы ходовых и противобуксовочных систем колесных транспортных средств.

Решение поставленной задачи достигается в способе управления буксованием ведущих колес транспортного средства, заключающемся в последовательно следующих режимах подтормаживания ведущего колеса с более высоким коэффициентом буксования и режима регулирования мощности двигателя при наличии рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес заданной пороговой величины, причем, согласно техническому решению, при достижении ведущими колесами заданной пороговой величины рассогласования кинематических параметров переходят на автономный режим подтормаживания ведущего колеса с более высоким коэффициентом буксования до выравнивания этих параметров с заданной точностью, а при превышении величины буксования неподтормаживаемого ведущего колеса величины буксования подторможенного ведущего колеса осуществляют растормаживание последнего до заданной пороговой величины рассогласования указанных параметров ведущих колес, причем при превышении рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес пороговой величины и равенстве буксований ведущих колес осуществляют переход на автономный режим регулирования мощности двигателя путем ее уменьшения до достижения заданной пороговой величины рассогласования этих параметров.

Заявляемый способ позволяет исключить повторную пробуксовку ведущих колес при движении в пределах одного участка опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями и, следовательно, повысить эффективность ходовых и противобуксовочных систем транспортных средств.

Изобретение поясняется фигурами. На фиг.1 представлены графические зависимости изменения коэффициентов сцепления ведущих колес с дорожной поверхностью от времени движения транспортного средства. На фиг.2-3 представлены графические зависимости изменения коэффициентов буксований ведущих колес от времени движения колесных машин 1 и 2 соответственно. На фиг.4 представлены графические зависимости изменения показателя эффективности ходовых систем от времени движения колесных машин 1 и 2.

Пример реализации способа.

Заявляемый способ оценивался расчетным методом в качестве алгоритма функционирования противобуксовочной системы (ПБС) седельного тягача МАЗ-54421 с колесной формулой 4×2 с полуприцепом МАЗ-9758 общей массой 42000 кг.

Для реализации заявляемого способа управления буксованием ведущих колес составлялась математическая модель движения автомобильного поезда в составе седельного двухосного тягача с колесной формулой 4×2 и трехосного полуприцепа с использованием уравнений Аппеля [3].

Моделирование движения автомобильного поезда осуществлялось по асфальтобетонной дороге с двумя участками опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями.

Первый участок опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями моделировался под ведущими колесами разных бортов автомобильного поезда. Коэффициенты сцепления обоих ведущих колес с опорной поверхностью принимались равными 0,1 при повышенном сопротивлении качению ведомых и ведущих колес (заснеженная асфальтобетонная дорога, покрытая льдом).

В случае движения автомобильного поезда по асфальтобетонной дороге с первым участком опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями, что характерно, как правило, для начала движения транспортного средства (трогания с места), обеспечивается равенство буксований ведущих колес. При превышении рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес пороговой величины в соответствии с заявляемым способом в данном случае осуществляется переход на автономный режим регулирования мощности двигателя. Регулирование мощности двигателя осуществляется путем уменьшения скорости вращения коленчатого вала. В результате уменьшается коэффициент буксования, а следовательно, повышаются коэффициент продольной силы и касательные силы тяги ведущих колес. Уменьшение скорости вращения коленчатого вала осуществляется до тех пор, пока происходит увеличение касательных сил тяги ведущих колес и реализуемого двигателем крутящего момента, т.е. до максимального значения коэффициента продольной силы [4]. Увеличение касательных сил тяги на ведущих колесах приводит к увеличению общего тягового усилия тягача и соответственно скорости поступательного движения автомобильного поезда, а также скорости вращения его ведомых колес. При достижении рассогласования кинематических параметров ведущих и ведомых колес заданной пороговой величины, что является характерным признаком выхода с участка опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями, происходит увеличение скорости вращения коленчатого вала до величины, задаваемой водителем управлением педалью (нажатием на педаль) акселератора.

Второй участок опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями моделировался при установившемся движении автомобильного поезда посредством изменения коэффициента сцепления под колесами правого борта автомобильного поезда. Коэффициент сцепления ведущего колеса с опорной поверхностью изменялся путем уменьшения от 0,7 до 0,1 с интенсивностью 0,1 на один метр опорной поверхности, обеспечения равенства значению 0,1 на протяжении 7 м опорной поверхности и увеличения от 0,1 до 0,7 с интенсивностью 0,1 на один метр опорной поверхности (фиг.1). Установившееся движение автомобильного поезда моделировалось со скоростью поступательного движения, равной 1 м/с.

Для сравнительной оценки эффективности предлагаемого способа осуществлялось моделирование движения двух транспортных средств (машин) с одними и теми же массовыми, геометрическими и другими параметрами, соответствующими параметрам автомобильного поезда в составе седельного тягача МАЗ-54421 и полуприцепа МАЗ-9758, но с различными способами управления буксованием ведущих колес.

В машине 1 распределение буксований ведущих колес моделировалось простым симметричным дифференциальным приводом.

В машине 2 управление буксованием ведущих колес моделировалось противобуксовочной системой (ПБС) в соответствии с заявляемым способом. При моделировании принималось, что ПБС реагирует на любое (даже самое малое) рассогласование кинематических параметров и процессы подтормаживания ведущих колес, и регулирования мощности двигателя происходят мгновенно.

Эффективность заявляемого способа управления буксованием ведущих колес оценивалась с помощью показателя эффективности ходовых систем колесных машин [5], рассчитываемого по выражению

где _rs - показатель эффективности ходовых систем колесных машин;

N_k - мощность, расходуемая ходовой системой на осуществление движения колесной машины в направлении, задаваемом водителем поворотом рулевого колеса, Вт;

N_k- мощность, передаваемая ходовой системе колесной машины, Вт;

N_{k jl} и N_{k jr} - мощность, расходуемая соответственно левым и правым колесами j-го моста на осуществление движения колесной машины в направлении, задаваемом водителем поворотом рулевого колеса (индексы l и r относятся соответственно к левому и правому колесам ведущего моста), Вт;

N_kjl и N_kjr,. - мощность, подведенная соответственно к левому и правому колесу j-го моста колесной машины, Вт;

n - количество ведущих мостов колесной машины.

В ходе моделирования были установлены графические зависимости коэффициентов d2l и d2r буксований ведущих колес машин 1 и 2 от времени их движения по асфальтобетонной дороге с участком с нестабильными дорожно-сцепными условиями, приведенные соответственно на фиг.2 и 3.

Анализ зависимостей на фиг.2 показывает, что при движении машины 1 с простым симметричным дифференциальным приводом по асфальтобетонной дороге со стабильными дорожно-сцепными условиями ведущие колеса имеют равные коэффициенты буксования, численные значения которых соответствуют 0,016.

При попадании ведущих колес машины 1 на участок опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями происходит рассогласование их кинематических параметров. В то время как коэффициент d2l буксования левого ведущего колеса, движущегося по опорной поверхности с неизменным коэффициентом fil сцепления, равным 0,7, остается постоянным, коэффициент d2r буксования правого ведущего колеса с уменьшением коэффициента fir сцепления с опорной поверхностью увеличивается и достигает максимального значения, численно равного 0,189, при минимальном значении коэффициента fil сцепления. По мере выхода с участка опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями, при увеличении коэффициента fir сцепления коэффициент d2r буксования правого ведущего колеса уменьшается, и уменьшается рассогласование кинематических параметров ведущих колес. При попадании ведущих колес на опорную поверхность со стабильными дорожно-сцепными условиями значения коэффициентов d2l и d2r буксования выравниваются, а рассогласование их кинематических параметров устраняется.

Из фиг.3 следует, что машина 2 с управлением буксованием ведущих колес в соответствии с заявляемым способом имеет равные коэффициенты d2l и d2r буксования ведущих колес как при движении по дороге со стабильными дорожно-сцепными условиями, так и при движении по участку опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями. При движении по дороге со стабильными дорожно-сцепными условиями коэффициенты d2l и d2r буксования ведущих колес равны 0,016. При попадании ведущих колес на участок опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями коэффициенты d2l и d2r буксования увеличиваются с уменьшением коэффициента fir сцепления правого ведущего колеса с опорной поверхностью. При минимальном значении коэффициента fir сцепления правого ведущего колеса с опорной поверхностью коэффициенты d2l и d2r буксования при отсутствии рассогласования кинематических параметров ведущих колес достигают максимального значения, численно равного 0,029.

Зависимости на фиг.4 свидетельствуют о том, что машины 1 и 2 имеют одинаковую эффективность ходовых систем при движении только по дороге со стабильными дорожно-сцепными условиями. При этом показатели _rs1 и _rs2 эффективности ходовых систем равны между собой и составляют 98,4%.

При попадании ведущих колес на участок опорной поверхности с нестабильными дорожно-сцепными условиями значения показателей _rs1 и _rs2 эффективности ходовых систем уменьшаются. Причем более интенсивно уменьшаются значения показателя _rs1 эффективности ходовой системы машины 1 с простым симметричным дифференциальным приводом. При движении правого ведущего колеса по опорной поверхности с коэффициентом сцепления 0,1 показателя _rs1 эффективности ходовой системы машины 1 составляет 88,9%. В то время как уменьшение показателя _rs1 эффективности ходовой системы машины 2 ограничивается значением 97,1%.

Таким образом, предлагаемый способ управления буксованием ведущих колес позволяет повысить эффективность ходовой системы транспортного средства на 8,2% по сравнению с транспортным средством с простым симметричным дифференциальным приводом ведущих колес.

Источники информации

1. Патент RU № 2377142, опубл. 2009.

2. Ванцевич В.В., Высоцкий М.С., Кабанов В.И. Направления развития электронных систем управления тяговыми усилиями ведущих мостов и колес большегрузных автомобилей и автопоездов: Обзорн. информ. с анализом и выводами / Научный центр проблем механики машин Академии наук Беларуси. - Минск, 1994. - 37 с.

3. Высоцкий М.С., Дубовик Д.А. Математическое моделирование криволинейного движения колесных машин // Вестник Белорусско-Российского университета. - 2008. - № 2. - С.6-15.

4. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств. Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». - М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

5. Высоцкий М.С., Дубовик Д.А. Коэффициент полезного действия ходовых систем колесных машин // Доклады Национальной академии наук Беларуси. - 2007. - Т.51, № 2. - С.91-94.