Comparative analysis of series and combined options of control of a hydrostatic transmission of all-wheel drive wheeled vehicle

Abstract

In the article there are presented the results of research of the developed mathematical model of linear motion of all-wheel drive three-axle vehicle with individually controlled hydrostatic drive of its driving wheels which allow to justify the need of usage of series option of control in the system of automatic adaptive control of hydrostatic transmission.

Full Text

ВНеобходимость в проведении исследований, результаты которых приведены в настоящей статье, обусловлена тем, что при разработке системы автоматического адаптивного управления (СААУ) гидрообъемной трансмиссии (ГОТ) полноприводной колесной машины одним из важных является вопрос о том, какой в этой СААУ следует использовать вариант регулирования ГОТ. Из литературы известны два варианта регулирования объемных гидроприводов (ОГП) вращательного движения, содержащих два объекта регулирования: регулируемый насос и регулируемый гидромотор. К ним относятся: · комбинированный, в соответствии с которым [1], по мнению авторов, для большей эффективности привода при невысоких нагрузках на валу гидромотора система регулирования ОГП после достижения требуемой частоты вращения этого вала должна согласованно уменьшать параметры рабочих объемов насоса и гидромотора , оставляя неизменной величину передаточного отношения ОГП. В работе [1] утверждается, что связанное с этим возрастание давления в напорной гидролинии привода обеспечит увеличение его механического кпд, а значит, и увеличение его полного кпд; · последовательный, в соответствии с которым [2] регулирование ОГП, связанное с увеличением частоты вращения вала гидромотора, всегда осуществляется в два этапа: 1-й этап – при параметре регулирования гидромотора значение параметра регулирования рабочего объема насоса увеличивается от 0 до 1, 2-й этап – после достижения значения дальнейшее увеличение частоты вращения вала гидромотора происходит за счет уменьшения величины параметра рабочего объема гидромотора от 1 до некоторого , обусловленного величиной момента сопротивления вращению этого вала. При необходимости уменьшить частоту вращения вала гидромотора регулирование ОГП в обоих вариантах выполняется в обратном порядке. Очевидно, что при его справедливости реализация предположения, высказанного авторами статьи [1], в разрабатываемой СААУ ГОТ полноприводной колесной машины должна повлиять как на законы регулирования СААУ, так и на ее структуру. Задачей данных исследований является оценка возможной эффективности использования упомянутой комбинированной системы управления на разработанной математической модели [3, 4] движения автомобиля «Гидроход 49061», оснащенного дизельным двигателем DT466, с ГОТ, работающей в режиме блокированной межосевой связи его ведущих колес. Проведенные испытания автомобиля «Гидроход 49061» показали адекватность этой математической модели [5]. Погрешность определения оцениваемых параметров в результате моделирования по сравнению с данными эксперимента в аналогичных условиях движения автомобиля не превысила 10%. Заметим, что в этой математической модели при описании работы ГОТ используются формулы оценки относительных потерь в гидромашинах с уточнениями К.И. Городецкого [6, 7]. Коэффициенты потерь, использующиеся в этих формулах, определялись по специально разработанным программам [8, 9] на основании данных, полученных в результате испытаний гидромашин того же типа, что и те, которые используются в ГОТ. Погрешность в определении значений объемного и механического кпд гидромашины по расчетным формулам и данным эксперимента не превысила 3%, что соизмеримо с точностью контроля параметров во время проведения опытов. Для решения поставленной задачи использовалась следующая методика. Математическое моделирование движения рассматриваемого автомобиля проводилось в условиях прямолинейного его движения по недеформируемой опорной поверхности по горизонтальной дороге, а также на подъем с величиной уклона 4% и 10%. При этом моделировался режим разгона рассматриваемого автомобиля при ступенчатом изменении параметров рабочих объемов регулируемых насосов (значения для всех насосов одновременно изменялись в следующей последовательности: 0,01; 0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9 и 1) при заданных фиксированных значениях параметров рабочих объемов гидромоторов (последовательно принимались следующие значения: 1; 0,9; 0,8; 0,7; 0,6; 0,5; 0,4; 0,3 и 0,21). При каждом из указанных сочетаний значений и моделировался процесс разгона автомобиля в данных условиях движения до момента достижения им установившегося значения скорости продольного движения. Пример графической иллюстрации результатов такого моделирования при , равном 0,8, и , изменяющемся от 0,01 до 0,3, в функции времени (в секундах) приведен на рисунке 1 (значения скорости нанесены в м/с). Расчетные величины параметров, определяющих работу автомобиля и его узлов при получившейся установившейся скорости , использовались для оценки эффективности его работы в данных условиях. При моделировании принималось, что двигатель автомобиля работает на внешней характеристике с учетом ее регуляторной ветви, ограничивающей его обороты при низкой нагрузке. В качестве критерия эффективности работы рассматриваемого автомобиля использовался показатель эффективности реализации мощности, снимаемой с вала двигателя, для движения многоприводного автомобиля [10]. Для удобства совместного анализа полученных результатов в качестве аргумента для построения сводных графиков принято условное передаточное отношение привода ведущего колеса автомобиля, определяющееся из формулы: . (1) Эта величина характеризует управляющее воздействие, поступившее от электронного блока системы управления ГОТ. На рисунках 2, 3 и 4 приведены полученные графики изменения продольной скорости движения автомобиля (рисунок 2); величин давлений в напорных трубопроводах гидроприводов ведущих колес автомобиля (рисунок 3) и соответствующих значений безразмерного показателя эффективности автомобиля (рисунок 4), построенные в функции условного передаточного отношения для рассмотренных условий движения при последовательном варианте регулирования рабочих объемов гидромашин ГОТ. Заметим, что получившееся ограничение диапазона изменения в более тяжелых условиях движения (при движении автомобиля на подъем) обусловлено возможностями двигателя автомобиля (ограничениями его внешней характеристикой). На рисунках 5, 6 и 7 приведены построенные на основании результатов проведенного математического моделирования графики изменения значений безразмерного показателя эффективности автомобиля , построенные в функции условного передаточного отношения ГОТ для разных фиксированных значений параметров регулирования рабочего объема гидромоторов в рассмотренных условиях движения автомобиля. Рисунок 1 Рисунок 2 Рисунок 3 Рисунок 4 Анализ этих графиков показывает, что в относительно легких условиях движения автомобиля (по горизонтальной дороге) одно и то же условное передаточное отношение ГОТ, полученное по формуле (1) при разных сочетаниях значений и (для >0,3) с энергетической точки зрения мало чем отличаются. То есть в этом случае возможно использование комбинированного управления ГОТ, но, судя по результатам моделинования, ощутимого энергетического преимущества от этого получить вряд ли удастся. Рисунок 5 В то же время в относительно легких условиях движения за счет некоторого уменьшения параметров регулирования насосов появляется возможность расширить диапазон регулирования ГОТ. Это объясняется тем, что при этом за счет уменьшения расхода рабочей жидкости уменьшаются потери на ее движение в трубопроводах, а значит, уменьшается в данных условиях перепад давления на насосах и, соответственно, снижается момент, необходимый для их вращения двигателем. Рисунок 6 Рисунок 7 Кроме этого из приведенных графиков следует, что, если в легких условиях движения (по горизонтальной дороге) комбинированный способ регулирования с энергетической точки зрения дает схожие результаты по сравнению с последовательным (рисунок 5), то в более тяжелых условиях движения (рисунки 6 и 7) комбинированный способ начинает существенно проигрывать последовательному. Выводы Таким образом, проведенное исследование по оценке возможной эффективности от использования упомянутого комбинированного варианта управления ГОТ показало, что ощутимых преимуществ от этого с энергетической точки зрения вряд ли стоит ожидать. Поэтому предлагается при создании СААУ ГОТ многоприводных колесных машин использовать известный из литературы [2] традиционный последовательный вариант регулирования передаточного отношения объемных гидроприводов вращательного давижения.
×

About the authors

A. V Lepeshkin

Moscow State University of Mechanical Engineering

Email: lep@mami.ru
Ph.D.

References

  1. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Прочко Е.И. Повышение кпд полнопоточной гидрообъемной трансмиссии за счет комбинированного способа регулирования гидромашин. М., «Вестник машиностроения», № 2, 2006, с. 27-32.
  2. Лепешкин А.В., Михайлин А.А., Шейпак А.А. Гидравлика и гидропневмопривод. Учебник. Часть 2. Гидравлические машины и гидропневмопривод. Под редакцией А.А. Шейпака. – М.: МГИУ, 2003. – 352 с.
  3. Лепешкин А.В. Математическая модель многоприводной колесной машины в общем случае ее движения. Сборник избранных докладов 49-ой Международной научно-технической конференции Ассоциации автомобильных инженеров (ААИ) России «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» 4-го Международного научного симпозиума, посвященного 140-летию Московского государственного технического университета «МАМИ». Книга 3, М., МГТУ «МАМИ», 2005г., с. 138-158.
  4. Лепешкин А.В. Математическая модель движения автомобиля «Гидроход-49061» с гидрообъемной трансмиссией в условиях недеформируемой опорной поверхности. Свидетельство о регистрации электронного ресурса ОФАП № 16157 от 06.09.2010.М., ВНТИЦ, 2010, № 50201001473.
  5. Курмаев Р.Х., Лепешкин А.В. Повышение точности математической модели движения колесной машины на основании использования результатов ее испытаний. Известия МГТУ «МАМИ». Научный рецензируемый журнал. – М., МГТУ «МАМИ», № 1 (7), 2009, с. 46-56.
  6. Городецкий К.И. Механический кпд объемных гидромашин. - М., Вестник машиностроения, 1977, № 7. – с. 11-13.
  7. Лепешкин А.В. Математическая модель объемного гидропривода вращательного движения. Свидетельство о регистрации электронного ресурса ОФАП № 11446 от 29.08.2008. М., ВНТИЦ, 2008, № 50200801936.
  8. Лепешкин А.В. Определение коэффициентов потерь в формулах оценки объемного кпд роторной гидромашины. Свидетельство о регистрации электронного ресурса ОФАП № 11198 от 30.07.2008. М., ВНТИЦ, 2008, № 50200801681.
  9. Лепешкин А.В. Определение коэффициентов потерь в формулах оценки механического кпд роторной гидромашины. Свидетельство о регистрации электронного ресурса ОФАП № 11446 от 30.07.2008. М., ВНТИЦ, 2008, № 50200801682.
  10. Лепешкин А.В. Методика разработки СААУ трансмиссий многоприводных колесных машин. Монография. Издательство «LAP LAMBERT Academic Publishing GmbH & Co. KG» (Германия). 2011. 102 с. ISBN 978-3-8454-3161-1.

Statistics

Views

Abstract: 36

PDF (Russian): 13

Article Metrics

Metrics Loading ...

Copyright (c) 2012 Lepeshkin A.V.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies