Методика выбора конструктивных параметров электрогидравлической системы управления длиннобазного автопоезда

РАДИОТЕХНИКА И СВЯЗЬ

УДК 629.114.3

МЕТОДИКА ВЫБОРА КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ ДЛИННОБАЗНОГО АВТОПОЕЗДА

А.М.Абрамов

METHOD FOR SELECTING THE DESIGN PARAMETERS OF ELECTROHYDRAULIC CONTROL SYSTEM FOR A LONG-WHEELBASE ROAD-TRAIN

А.M.Abramov

Политехнический институт НовГУ, abramov@novsu.ru

Анализ систем управления полуприцепов длиннобазных автопоездов показал, что наиболее перспективными, обеспечивающими повышение маневренных свойств автопоезда на всех режимах движения, являются электронные системы управления с усилением. В статье дается описание разработанной электрогидравлической системы управления поворотными осями длиннобазного автопоезда. Приводится структурная схема и методика расчета конструктивных параметров данной системы.

Ключевые слова: автопоезд, электрогидравлическая система управления, структурная схема, методика расчета конструктивных парметров

The analysis of control systems for semi-trailers of long-wheelbase road-trains showed that electronic steering amplified control systems are more perspective for increasing the road-train maneuvering performance across all modes of motion. In this article, the description of developed electrohydraulic control system for rotary axes of a long-wheelbase road-train is presented. The block schematic diagram and method of calculating the design parameters of the control system are given.

Keywords: road-train, electrohydraulic control system, block schematic diagram, method of calculating the design parameters

1. Введение

Увеличивающиеся объемы перевозки длинномерных и крупногабаритных грузов требуют применения длиннобазных автопоездов. Для соответствия регламентированным показателям маневренности полуприцеп автопоезда должен быть снабжен поворотными осями и соответствующей системой управления [1]. Наиболее распространенными на длинно-базных автопоездах сегодня являются гидрообъемные системы управления [2].

Однако наиболее перспективными, повышающими управляемость, маневренность и устойчивость автопоезда, являются автоматические электронные системы управления [3,4].

В качестве примера электронной системы управления автопоезда может служить система управления ETS фирмы VSE, Голландия [5]. Однако в данной системе и в выполненных ранее исследованиях [6,7] используется одноканальная система управления, где в качестве задающего параметра используется угол складывания автопоезда. Параметры системы управления определяются для установившегося кругового режима движения автопоезда, в то время как максимальное смещение траекторий тягача и полуприцепа наблюдается на переходных траекториях, т. е. в режиме неустановившегося движения [8].

Предлагаемая структурная схема электронной системы управления поворотными осями длиннобаз-ного автопоезда является двухканальной и позволяет использовать в качестве задающих параметров не только угол складывания автопоезда, но и угол поворота управляемых колес тягача в качестве корректирующего параметра.

Применение электрогидравлической системы управления поворотными осями длиннобазного автопоезда позволяет существенно улучшить управляемость, маневренность и устойчивость длиннобазного автопоезда.

2. Предмет исследования

Система управления длиннобазного автопоезда (СУДАП) содержит в качестве задающих параметров датчик угла поворота управляемых колес тягача и датчик угла складывания автопоезда, механически связанный с опорно-сцепным устройством тягача (рис.1).

При использовании телескопической рамы полуприцепа электронный блок управления (ЭБУ) СУДАП выбирает из табличных значений оптимальную функциональную зависимость между задающими параметрами и углом поворота управляемых осей полуприцепа, обеспечивающую оптимальные показатели маневренности автопоезда.

Дистанционное управление

Рис.1. Структурная схема электронной системы управления

Исполнительная часть системы управления реализована в виде электрогидравлического привода.

ЭБУ контролирует работу электронных подсистем. Все датчики СУДАП с помощью CAN шины связаны с ЭБУ. CAN шина позволяет использовать в СУДАП сигналы с датчиков других систем. В ЭБУ реализуется возможность самодиагностики.

3. Методика выбора конструктивных параметров электрогидравлической системы управления

Основной задачей при разработке автоматической системы управления является выбор рациональной функциональной и структурной схемы и определение конструктивных и динамических параметров, удовлетворяющих требованиям быстродействия, устойчивости и минимуму энергетических затрат.

Выбор функциональной схемы системы управления осуществляется на основании требований, предъявляемых к проектируемой системе управления. При этом определяется, какие элементы необходимы для правильного функционирования системы управления и как эти элементы должны быть связаны между собой [9].

Функциональная схема электрогидравлического привода приведена на рис.2.

н Дв __ ф

и

Рис.2. Функциональная схема электрогидравлического привода. Дз — датчик задающий; БУ — блок управления; ГУ — гидроусилитель; ИО — исполнительный орган; ОУ — объект управления; Др — дроссель гидравлический; H — насос; Дв — электродвигатель; ГА — гидроаккумулятор; БД — блок поддержания заданного давления жидкости; Ф — Фильтр; Б — бак

Для определения параметров основных элементов системы управления производится статический и динамический расчет.

При статическом расчете определяется точность системы в установившемся режиме, производится выбор основных элементов, удовлетворяющих поставленным требованиям, и согласование их между собой.

В результате динамического расчета определяется запас устойчивости и показатели качества системы управления.

3.1. Статический расчет системы управления

Статический расчет включает в себя энергетический расчет и расчет статической ошибки системы управления.

Целью энергетического расчета системы управления является оценка потребности системы в энергии.

В общем случае энергетический расчет содержит следующие основные этапы [10]:

1. Анализ закона движения управляемых осей полуприцепа.

2. Расчет мощности и выбор конструктивных параметров исполнительного органа.

3. Выбор управляющего устройства.

4. Выбор типа источника питания.

3.1.1. Анализ закона движения управляемых осей полуприцепа

Закон движения управляемых осей, а следовательно, и исполнительного органа, определяемый законом изменения управляющего воздействия, имеет случайный характер.

Для проведения расчетов может быть использован закон движения с постоянной скоростью исполнительного органа:

аз(/ ) = а з*.

Из конструктивных данных поворотной оси определяется плечо силового привода I.

Максимальный ход штока гидроцилиндра определяется по формуле:

^тах _ ^ а3тах.

Максимальная скорость штока гидроцилиндра определяется по формуле:

У = /ту

где а3тах — максимальный угол поворота оси; а3тах — максимальная угловая скорость поворота оси.

Угол складывания автопоезда а2 может быть определен по формуле:

= Ь2 а2 (1 + Кп )•R1. Максимальная скорость поворота управляемой

оси а3п

а3п

V,  Кп

Я • (1 + Кп )'

где ¥х1 — продольная скорость тягача; Я — радиус поворота тягача; Кп — коэффициент передачи системы управления.

Максимальное угловое ускорение оси а3тах : •• _

а3тах = ,

где КР — режимный коэффициент поворота

Kp =

Vr

а! — угловая скорость поворота управляемых колес тягача; Ц — база тягача.

3.1.2. Выбор конструктивных параметров исполнительного органа

Основными конструктивными параметрами гидравлического привода с дроссельным управлением являются: рабочая площадь силового гидроцилиндра Fn; площадь рабочего дросселирующего окна золотника при его максимальном смещении Хтах - Л0, определяющая расход рабочий жидкости Q гидрораспределителя и давление питания р0.

Часть из этих параметров может быть заранее задана или выбрана (например, р0). Определение остальных параметров зависит от характера (диаграммы) нагрузки, оптимального к.п.д. и быстродействия дроссельного привода [11].

Для выбора конструктивных параметров исполнительных гидроцилиндров все силы сопротивления повороту осей, т.е. внешняя нагрузка исполнительного органа, приводятся к штоку гидроцилиндра.

В общем виде сила нагрузки, действующая на поршень, запишется уравнением:

.d У ,udy

dy

Ph = m"#++ CHy + p0 +1 PTP\sign ф

где y — перемещение поршня; m = JT/l — масса оси приведенная к поршню; h, CH — коэффициенты вязкого трения и жесткости нагрузки; Р0, PtP — постоянная сила и сила трения.

Для режима с постоянной скоростью поршня:

PH = СнУ + Ро + PTP Sign d-.

Усилие на штоке поршня при повороте управляемой оси определяется

Ыъ

Рн =-

l

где MTs — суммарный момент сопротивления повороту осей; l — плечо приложения силы поршня.

Суммарный момент сопротивления повороту оси равен:

Mts = (Mf + Мсф )л / /'пр, где Mf — момент сопротивления качению колес при повороте оси; Мф — момент сопротивления в поворотном круге; п — к.п.д. механического привода; /пр — передаточное отношение привода.

Mf = G„nfkTf g, где Gn — max нагрузка на одной оси полуприцепа, кг; n — количество управляемых осей; fk — коэффициент сопротивления качению колес; rf — плечо

обкатки колес (половина колеи поворотной тележки оси), м; g — ускорение свободного падения, м/с2.

Мсф = Gn-nf rg, где f— коэффициент трения-качания в поворотном круге; r — радикс поворотного круга, м; Gn — устанавливается изготовителем осей полуприцепа.

Сумма всех внешних сил, действующих на шток гидроцилиндра, уравновешивается перепадом давления на его поршне

Рн = Fn-Др.

Уравнение механической характеристики дроссельного привода при X = Xmax на основании выражения расхода дросселя:

Qg = rJ>о -p signX),

max *

где X =

X

X

Xmax — максимальное перемещение

золотника; Р0 — давление питания; АР — давление

нагрузки; Gm = цЬХтах1 — — гидравлическая прово-

1Р

димость управляемого золотника при Х = Хтах и зависимостях Qд = VTPFn и Рн = FnAP запишется в виде уравнения параболы

"Р = и( Ро - %}

Изменяя параметры Fn и "р, можно подобрать такую параболу механической характеристики, которая будет охватывать заданную диаграмму нагрузки и тем самым обеспечит выполнение основного условия.

В силовом гидроцилиндре обычно требуется определить диаметры поршня и штока. Диаметр штока dш необходимо рассчитать из условий прочности с учетом его продольного изгиба.

На практике в отработанных конструкциях гидроцилиндров диаметр штока уже рассчитан на нагрузку при номинальном давлении питания, поэтому необходимо определить лишь диаметр поршня:

гл ^ 4 РНтах т2 V К Ро

Полученный результат округляется в сторону увеличения.

3.1.3. Выбор управляющего устройства

Гидрораспределитель необходимо выбирать по максимальному расходу, который он должен обеспечить при своем полном открытии. Для повышения общего к.п.д. гидропривода за счет применения гидроаккумуляторов, позволяющих снизить производительность насоса, гидрораспределитель должен выбираться с перекрывающимся в среднем положении каналом насоса.

Гидравлическую производительность гидрораспределителя можно определить, используя условие

Vp > Vtp при Ph = Phmax,

VTp < СPo - F^l, откуда при X = Xmax

i у>с » Z. \ i y, r. j

Gm >

V »F

y TP1 ns

P0"

PH

F

при этом площадь дросселирующих окон

G Vtd F

m TP ns

A =-

ц

ц

p0

PH

F

* и .с

Практически выбор гидрораспределителя может осуществляться по каталожным листкам заводов-изготовителей или на их сайтах, при этом учитывается схема гидрораспределителя, его условное проходное сечение (ДУ), давление на входе, тип управления и номинальный расход рабочей жидкости. При выборе гидрораспределителя с управлением от электромагнитов необходимо обратить внимание на техническую характеристику электромагнита: напряжение питания, род тока и режим работы электромагнита.

3.1.4. Выбор типа источника питания

Выбор типа источника питания сводится к выбору насосной станции и гидроаккумулятора СУДАП.

Производительность насоса определяется возможностью обеспечения требуемой скорости поворота управляемых осей.

Если для рулевого управления тягача угловая скорость поворота колес строго регламентирована правилами ЕЭК ООН и директивами ЕС и равна

юрк = 10^/, то для управляемых осей полуприцепа из

данных литературных источников она не превышает

0,21С [12].

Таким образом, производительность насоса может быть рассчитана по формуле:

V

о = ц

он г п ,

'Ш1П 11н

где Vсц — объем цилиндра; ¿ш1п — минимальное время поворота оси из одного крайнего положения в другое, с.

Время поворота оси из одного крайнего положения в другое

_ а

^т = ~, Ю

где а — угол поворота оси от одного крайнего положения в другое, град; ю — угловая скорость поворота оси, град/с.

Для приведения в действие насоса используется электродвигатель постоянного тока. При этом должен быть учтен объемный к.п.д. насоса

Мощность электродвигателя может быть определена по формуле:

P О

AI — ж

н~ 1000-пн'

где Рж — давление жидкости, Па; Он — производительность насоса, м3/с.

Гидроаккумулятор (ГА) — устройство, служащее для накопления энергии во время пауз в потреблении ее агрегатами гидравлической системы. Применение ГА позволяет снизить мощность насосов гидросистемы до средней мощности потребителя или же обеспечить перерывы в работе насоса в системах с эпизодическим действием потребителя.

Так как энергия ГА может быть использована (отдана) в короткое время, ГА может кратковременно развивать большую мощность [11].

Наибольшее применение получили газовые ПГА (пневмогидравлические) поршневого или мембранного типов, в которых энергия накапливается за счет сжатия газа (азота или воздуха).

Выбор ПГА в основном сводится к определению конструктивной (полной) его емкости VK и полезного объема Vn жидкости (объема жидкости, вытесняемого газом из ГА в процессе его разрядки, при понижении давления газа в заданном диапазоне от Pmax до Pmin. Pmax — наибольшее рабочее давление в гидросистеме. Pmin является расчетным рабочим давлением гидропривода системы управления. Для получения наибольшего полезного объема жидкости в ПГА следует выбирать начальное давление воздуха РВ, равное наименьшему допустимому давлению P

min

Полезный объем Vn ГПА при изотермическом процессе определяется из следующих выражений:

Vn = VK (1- р^),

Pmax

где VK — конструктивный объем ПГА; Pmin — начальное давление зарядки ПГА; Pmax — максимальное рабочее давление.

Заключение

Применяемые сегодня на длиннобазных автопоездах, как правило, гидрообъемные системы управления поворотными осями не обеспечивают оптимальные показатели маневренности, присутствует сдвиг траекторий тягача и прицепного звена на переходных режимах движения.

Предлагаемая методика расчета конструктивных параметров будет полезна для разработчиков прицепной техники.

В перспективе электронная система управления поворотными осями длиннобазного автопоезда может быть интегрирована в систему управления продольной и поперечной динамикой автопоезда, что позволит улучшить управляемость и устойчивость и существенно повысить безопасность движения длин-нобазного автопоезда, особенно в условиях интенсивных транспортных потоков.

1. Закин Я.Х. Маневренность автомобиля и автопоезда. M.: Транспорт, 1986. 136 с.

2. Prem H., Atley K. Performance Evaluation of the Trackaxle Steerable Axle System // Proc. 7th ISHVWD. 2002, Delft, The Netherlands. P.405-421.

3. Сахно В.П., Поляков B.M., Шарай C.M. Улучшение маневренных свойств длиннобазного автопоезда путем использования микропроцессора в системе управления полуприцепом // Тезисы докл. Всесоюз. науч.-техн. конф. «Применение микропроцессорной техники в системе управления автомобилем». Минск, 1988. С.90-91.

4. Gohring E. et al. Optimisation of Manoeuvrability and Directional Stability of Commercial Vehicles by an Electronically Controlled All-Wheel Steering System // SAE 945090. SAE Transactions, 1994. V. 103(2). P.219-236.

5. ETS Trailer. VSE, https://www.v-s-e.com/uploads/ documents/ets_trailer_nl_2009.pdf

6. Qiang Wang, Masahiro Oya and Toshihiro Kobayashi. Adaptive Lane Keeping Control for Combination Vehicles Without Measurement of Lateral Velocity // Proc. 9th International Symposium on Advanced Vehicle Control, AVEC'08, 2008. Kobe, Japan. P.331-336.

7. Jujnovich B.A., Odhams A.M.C., Roebuck R.L., Cebon D. Active Rear Steering Control of a Tractor — Semi-Trailer // Proc. 9th International Symposium on Advanced Vehicle Control, AVEC'08, 2008. Kobe, Japan. P.857-862.

8. Aбрaмов A.M. Моделирование системы управления автопоезда // Вестник НовГУ. Сер.: Техн. науки. 2014. №75. Т.1. С.49-53.

9. Следящие приводы: В 3 т. / Под ред. Б.К.Чемоданова. Т. 1: Теория и проектирование следящих приводов / Е.С.Блейз, А.В.Зимин, Е.С.Иванов и др. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1999. 904 с.

10. Мелкозеров П.С. Энергетический расчет систем автоматического управления и следящих приводов. М.: Энергия, 1968. 304 с.

11. Гамынин Н.С.Проектирование следящих гидравлических приводов. М.: Машиностроение, 1981. 312 с.

12. Закин Я.Х. Прикладная теория движения автопоезда. М.: Tранспорт, 1967. 252 с.

References

1. Zakin Ia. Kh. Manevrennost' avtomobilia i avtopoezda [Manoeuverability of vehicles and road-trains]. Moscow, "Transport" Publ., 1986. 136 p.

2. Prem H., Atley K. Performance evaluation of the trackaxle steerable axle system. Proc. of the 7th ISHVWD. Delft, The Netherlands, 2002, pp. 405-421.

3. Sakhno V.P., Poliakov V.M., Sharai S.M. Uluchshenie manevrennykh svoistv dlinnobaznogo avtopoezda putem ispol'zovaniia mikroprotsessora v sisteme upravleniia polupritsepom [Improved maneuverability properties of a long-wheelbase road-train by using microprocessors in control systems for semi-trailer]. Tezisy dokladov Vsesoiuznoi nauchno-tekhnicheskoi konferentsii «Primenenie mikroprotsessornoi tekhniki v sisteme upravleniia avtomobilem» [Proc. of the All-Union Scient. Conf. "The use of microprocessor technology in the vehicle control system "]. Minsk, 1988, pp.90-91.

4. Gohring E. et al. Optimisation of manoeuvrability and directional stability of commercial vehicles by an electronically controlled all-wheel steering system. SAE Paper 945090, SAE Transactions, 1994, vol. 103(2), pp. 219236.

5. ETS Trailer. VSE. Available at: https://www.v-s-e.com/uploads/documents/ets_trailer_nl_2009.pdf

6. Qiang Wang, Masahiro Oya, Toshihiro Kobayashi. Adaptive lane keeping control for combination vehicles without measurement of lateral velocity. Proc. of the 9th Int. Symp. on Advanced Vehicle Control, AVEC'08, 2008, Kobe, Japan, pp. 331-336.

7. Jujnovich B.A., Odhams A.M.C., Roebuck R.L., Cebon D. Active rear steering control of a tractor - semi-trailer. Proc. of the 9th Int. Symp. on Advanced Vehicle Control, AVEC'08, 2008, Kobe, Japan, pp. 857-862.

8. Abramov A.M. Modelirovanie sistemy upravleniia avtopoezda [Modeling of a control system for a road-train]. Vestnik NovGU. Ser. Tekhnicheskie nauki - Vestnik NovSU. Issue: Engineering Sciences, 2014, no. 75, vol. 1, pp. 49-53.

9. Chemodanov B.K., ed. Slediashchie privody [Servo drives]. In 3 vols. Vol. 1: Bleiz E.S., Zimin A.V., Ivanov E.S. et al. Teoriia i proektirovanie slediashchikh privodov [Theory and design of servo drives]. Moscow, BMSTU Publ., 1999. 904 p.

10. Melkozerov P.S. Energeticheskii raschet sistem avtomaticheskogo upravleniia i slediashchikh privodov [Energy calculation of automatic control systems and servo drives]. Moscow, "Energiia" Publ., 1968. 304 p.

11. Gamynin N.S. Proektirovanie slediashchikh gidravlicheskikh privodov [Designing the hydraulic servo drives]. Moscow, "Mashinostroenie" Publ., 1981. 312 p.

12. Zakin Ia.Kh. Prikladnaia teoriia dvizheniia avtopoezda [Applied theory of a road-train motion]. Moscow, "Transport" Publ., 1967. 252 p.