Автореферат (1025325), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Баумана, Москва, 2015-2017;- на научно-техническом семинаре кафедры тягачей и амфибийныхмашин ГТУ МАДИ. Москва, 2015;- на конференции, посвященной 80-летию кафедры колесных машинМГТУ им. Н.Э. Баумана. Москва, 2016;- на 12-ом международном автомобильном научном форуме МАНФ«Интеллектуальныетранспортныесистемыповышенияэнергоэффективности и безопасности движения». Москва, 2016.Публикации. По материалам диссертации опубликовано 8 научныхработ, из них семь в ведущих рецензируемых научных изданиях,3рекомендованных перечнем ВАК РФ. Общий объем публикаций составляет6,5 п.л., личный вклад соискателя – 2,9 п.л.Структура работы.

Диссертация состоит из введения, четырех глав,основных результатов и выводов, списка литературы. Работа изложена на145 листах машинописного текста, содержит 85 рисунков, 6 таблиц.Библиография работы содержит 118 наименований.СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫВо введении обоснована актуальность темы исследования: разработкизаконов распределения мощности в трансмиссии активного автопоезда наоснове анализа силовых факторов в сцепном устройстве.В первой главе диссертации проведен обзор и анализ работ,посвященных моделированию взаимодействия колесного движителя сдеформируемым опорным основанием, а также работ, посвященныхмоделированию динамики автопоездов.

Представлен анализ конструктивныхспособов реализации привода колес прицепных звеньев.Наиболее глубокие исследования взаимодействия различного типадвижителей с поверхностями движения описаны в трудах Я.С. Агейкина,Л.В. Барахтанова, М.Г. Беккера, В.В. Белякова, Н.С. Вольской, Дж. Вонга,Н.Ф. Кошарного, В.В. Ларина, М.Н. Летошнева, В.Н. Наумова,Ю.В. Пирковского, А. Рииса, Ю.Л. Рождественского, М.П. Чистова,С.Б. Шухмана, Р. Янга, и научных школ: МГТУ им. Н.Э. Баумана, НГТУ им.Р.Е. Алексеева, МАДИ, МАМИ, НАТИ, ФГУП ГНЦ «НАМИ», АкадемииБТВ, 21 НИИИ МО РФ.По исследованиям динамики автопоездов особо отмечены работыИ.Н. Абашидзе, Е.Е. Баженова, Б.Н. Белоусова, М.С.

Высоцкого, Г.И. Гладова,В.А. Горелова, Я.Х. Закина, Р.Ф. Кунаккильдина, Я.Е. Фаробина,С.В. Харитончика, М.М. Щукина, и труды научных школ 21 НИИИ МО РФ,МГТУ им. Н.Э. Баумана, МАДИ, МАМИ, ФГУП ГНЦ «НАМИ».Проведенный анализ показал, что для исследования эффективностиразличных законов распределения мощности в трансмиссии активногоавтопоезда и прогнозирования подвижности транспортного средства сконкретным движителем целесообразно использовать интегральныехарактеристики взаимодействия колеса с опорным основанием, полученныепри экспериментальных исследованиях в грунтовом канале или на полигоне.Для оценки эффективности законов управления трансмиссией активногоавтопоезда необходимо использовать математическую модель, допускающуювариативность при моделировании силовой установки, системы привода вцелом, в том числе для изменения характеристик привода полуприцепа.Выполненные в первой главе исследования позволили для достиженияцели работы обосновать необходимость решения ряда научных задач,решению которых посвящены остальные главы диссертации.Во второй главе представлены разработанные математические моделипрямолинейной динамики двухзвенного седельного автопоезда понедеформируемому и деформируемому опорным основания.

Представленапрограммная реализация разработанных и используемых математическихмоделей динамики.4Построение математической модели движения седельного автопоездарассмотрено на примере четырехосного тягача и активного трехосногополуприцепа (Рис.

1). Приняты следующие основные допущения:• рассматривается прямолинейное движение автопоезда по ровномуопорному основанию;• система симметрична относительно продольной оси автопоезда, т.е.условия движения левого и правого бортов одинаковые;• колеса одного борта также находятся в одинаковых условиях.абРис. 1. Расчетная схема движения звеньев активного автопоезда понедеформируемому опорному основанию: а – тягач; б – активныйполуприцеп5Уравнения динамики автопоезда с активным полуприцепом:4 =2 ⋅ ∑ R − G ⋅ sin α − P − P ;⋅mVxiw1крx 1 1i =17m ⋅ V =2 ⋅ ∑ R − G ⋅ sin α + P ;(1)xiкрx2 2 2i =5J ⋅ ω= M кi − Rxi ⋅ rdi − M fi . кi кiгде i = 1…7 – номер оси автопоезда; m1 и m2 – масса тягача и полуприцепа,соответственно; V̇1 и V̇2 – продольное ускорение центра масс тягача иполуприцепа, соответственно; Rxi – продольная реакция колес i-ой осиавтопоезда с опорным основанием; G1 и G2 – вес тягача и полуприцепа,соответственно; Jкi – момент инерции колес i-ой оси; ω кi – угловое ускорениеколес i-ой оси; Mкi – крутящий момент, подводимый к колесам i-ой оси;rdi – расстояние от оси i-го колеса до опорного основания (принято равнымрадиусу чистого качения); α – угол наклона опорной поверхности;Pкрx – продольная составляющая силы в ОСУ; Pw – сила сопротивлениявоздуха; Mfi – момент сопротивления качению колес i-ой оси.Нормальные реакции, возникающие при взаимодействии колес тягача сопорным основанием, можно определить с помощью системы уравнений (2): 4Rzi − Pкрz =G1 ⋅ cosα ;2 ⋅ ∑i =1 42 ⋅ R ⋅ ( x +f ⋅ r )+ ( P +P +G ⋅ sin α ) ⋅ h +P ⋅ l +P ⋅ ( hкр0 − lкр1 ⋅ θ1 ) =0;кi i к0i1wax1zic1 крz кр1 крx ∑i =1(2)RR−kxxθ;=−⋅()() z 2 z1 1к1к21 R − R k = x − x ⋅θ ;( z 3 z1 ) 1 ( к1 к3 ) 1( Rz 4 − Rz1 ) k 1 = ( xк1 − xк4 ) ⋅ θ1 ,где Pкрz – нормальная составляющая нагрузки на ОСУ; fi – коэффициентсопротивления качению колес i-ой оси; rк0i – радиус «чистого» (безскольжения) качения колес i-ой оси; hс1 – высота центра масс тягача; Pax1 –сила инерции тягача (Pax1 = m1·V̇1); lкр1 – расстояние от центра масс тягача доОСУ; hкр – расстояние от опорной поверхности до ОСУ по оси Z.Первое уравнение системы (2) получено из условия равенства суммынормальных реакций весу машины.

Для седельного автопоезда к весу тягачадобавляется вертикальная составляющая нагрузки на ОСУ. Второе уравнениеполучено из условия равенства моментов, действующих на автопоезд всоответствии с возникшим ускорением. Остальные уравнения получены издопущения, что концы векторов нормальных реакций лежат в одной плоскости:Rz 2 − Rz1 Rz 3 − Rz1 Rz 4 − Rz1,===θ1 ⋅ k1(3)x к1 − xк2 x к1 − xк3 x к1 − xк4где θ1 – угол дифферента корпуса тягача; k1 – жесткость упругих элементовподвески тягача; xкi – координата колес i-ой оси относительно центра масстягача (см.

Рис. 1).6Аналогично определяются нормальные реакции, действующие на колесаполуприцепа: 7Rzi + Rкрz =G2 ⋅ cosα ;2 ⋅ i∑=5 72 ⋅ ∑ R ⋅ ( x +f ⋅ r )+R ⋅ l + ( P +G ⋅ sin α ) ⋅ h − P ⋅ ( hкр0 +lкр2 ⋅ θ 2 ) =0 ;крxc2 i =5 zi кi i к0i крz кр2 ax 2 2(4)= Rкрz ( lкр2 ⋅ θ 2 − lкр1 ⋅ θ1 ) ⋅ kСУ ; R − R k = x − x ⋅θ ;z 5 ) 2 ( к5к6 ) 2( z 6( R − R ) k = ( x − x ) ⋅ θ ,z52к5к72 z7где Rкрz – нормальная реакция от ОСУ; hс2 – высота центра тяжестиполуприцепа; Pax2 – сила инерции полуприцепа; lкр2 – расстояние от центра массполуприцепа до ОСУ; kСУ – коэффициент жесткости ОСУ в нормальномнаправлении; k2 – жесткость упругих элементов подвески полуприцепа.При решении систем уравнений (2) и (4) учитывается возможноерассогласование углов дифферента корпусов тягача и полуприцепа (θ1 и θ2,соответственно).Взаимодействие колесного движителя с деформируемым опорнымоснованиеммоделируетсясиспользованиемэкспериментальныхинтегральных характеристик, полученных по результатам стендовыхиспытаний.

При таком подходе характеристики процесса прямолинейногокачения колеса в различных случаях движения определяются удельнымипотерями энергии fw (потери энергии при качении на единицу пройденногоколесом пути при единичной вертикальной нагрузке); удельной свободнойтягой φ (продольная сила, приложенная к оси катящегося колеса, приединичной вертикальной нагрузке на его ось); коэффициентом буксования:ωк ⋅ rкс − Vxк,Sб =(5)max ( ωк ⋅ rкс , Vxк )где ωк – угловая скорость колеса; rкс – радиус колеса в свободном режимекачения; Vxк – скорость центра масс колеса в направлении оси Х.При проведении экспериментальных исследований для полученияхарактеристик взаимодействия движителя с опорным основанием необходимоопределять величины, входящие в уравнение энергетического балансаM к ⋅ ωк = Px ⋅ Vxк + f w ⋅ Pz ⋅ Vxк ,(6)где Mк – крутящий момент, подводимый к колесу; Px – продольная сила,действующая на ось колеса; Pz – вертикальная сила, действующая на ось колеса.Из уравнения (6) можно выразить удельные энергетические потери:P M ωM ωfw = к ⋅ к − x = к ⋅ к − φ .(7)Pz Vxк PzPz VxкВеличины, входящие в правую часть уравнения (7), определяются впроцессе эксперимента.Расчетная схема движения одиночного колеса по деформируемомуопорному основанию представлена на Рис.

2.7Уравнения динамики одиночногоколеса в ведущем режиме:m ⋅ Vxк =φ ⋅ Pz − Px ;(8)ω1φ.JMSfPr⋅=−−⋅+⋅⋅( б ) ( w ) z кc к ккПри построении математическоймоделипрямолинейногодвиженияавтопоезда по деформируемому опорномуоснованию к допущениям, принятым припостроении модели динамики автопоездапонедеформируемомуоснованию,добавляется следующее:• данные стационарных режимовРис. 2.

Расчетная схема движенияпереносятсянаисследованиеколеса по деформируемомунеустановившихся режимов каченияопорному основаниюдвижителей.Расчетная схема движения тягача по деформируемому опорномуоснованию представлена на Рис. 3. Уравнения динамики тягача:4 =2 ⋅ ∑ P′ − G ⋅ sin α − P − P ;⋅mVxiw1крx 1 1i =1(9)J ⋅ ω кi= M кi − (1 − Sбi ) ⋅ ( f wi + φi ) ⋅ Rzi ⋅ rкc ;iкmкi ⋅ Vxкi = φi ⋅ Rzi − Pxi′ − mкi ⋅ g ⋅ sin α ,где Pʹxi – продольная составляющая силы, действующей на корпус тягача состороны колес i-ой оси; mкi – масса колес i-ой оси.Рис.

3. Расчетная схема движения тягача по деформируемому опорному основаниюПродольная составляющая силы, действующей на корпус тягача состороны колес по оси X:Pxi′= ( X кi − Lкi ) ⋅ kп + (Vxкi − V1 ) ⋅ Bп ,(10)где kп – коэффициент жесткости подвески в продольном направлении;Bп – коэффициент демпфирования подвески в продольном направлении;8Xкi – расстояние от центра масс до i-ой оси колес; Lкi – расстояние от центрамасс до точки крепления подвески по оси Х; Vxki – скорость колес i-ой оси;V1 – скорость центра масс тягача.Нормальные реакции при взаимодействии колес i-ой оси с опорнойповерхностью определяются следующей зависимостью:Rzi = Pzi′ + 2 ⋅ mкi ⋅ g ⋅ cosα ,(11)где Pʹzi – нормальная составляющая силы, действующей на корпус со стороныколес i-ой оси.Pʹzi определяются с помощью системы уравнений (12), составленнойаналогично системе (2). 4 ′Pzi= ( G1 − 8 ⋅ mк1 ⋅ g ) ⋅ cosα + Pкрz ;2 ⋅ ∑ i =412 ⋅ ∑ Pzi′ ⋅ Lкi + Pw +Pax1 + ( G1 − 8 ⋅ mк1 ⋅ g ) ⋅ sin α ⋅ hc′1 + i =14(12)+ Pкрz ⋅ lкр1 +Pкрx ⋅ hкр1 − lкр1 ⋅ θ1 +∑ M Ci =0 ;=i1( Pz′2 − Pz′1 ) k 1 = ( Lк1 − Lк2 ) ⋅ θ1 ; ′( Pz 3 − Pz′1 ) k 1 = Lк1 − Lк3 ⋅ θ1 ;( P′ − P′ ) k = ( L − L ) ⋅ θ ,к1к41 z 4 z1 1где hʹс1 – расстояние по оси Z от оси колес тягача до центра тяжести тягача;hкр1 – расстояние от оси колес тягача до ОСУ по оси Z; MСi – моментсопротивления движению, приведенный к i-ой оси.Аналогично определяются нормальные реакции на колесах полуприцепа.Продольная составляющая нагрузки в ОСУ вычисляется по следующейзависимости:Pкр=(13)( X С1 − X С 2 ) ⋅ k0 + (V1 − V2 ) ⋅ B0 ,xгде k0 – коэффициент жесткости ОСУ в продольном направлении;B0 – коэффициент сопротивления демпфера ОСУ в продольном направлении;XС1 и XС2 – координата по оси Х центра масс тягача и полуприцепа,соответственно.Динамика электромеханической трансмиссии с индивидуальнымприводом движителей описана следующей системой уравнений: Д = М Д − M СД ;( J Д + J Г ) ⋅ ω(14)ω,JMМ⋅=−ПрккСiiiгде JД, JД – моменты инерции коленчатого вала ДВС, вала генератора; JПр –приведенный момент инерции колеса с ТЭД; ω Д – угловое ускорениеколенчатого вала ДВС; MД – крутящий момент ДВС; MСД – моментсопротивления, приведенный к коленчатому валу ДВС.Разработанные математические модели реализованы в средеMatlab/Simulink.

Характеристики

Список файлов диссертации