П.В. Харламов, А.В. Владимиров, В.А. Лысянский

Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса, Россия

ПРИМЕНЕНИЕ МЕТОДА ТРИБОСПЕКТРАЛЬНОЙ

ИДЕНТИФИКАЦИИ ДЛЯ ПОВЫШЕНИЯ ОПЕРАТИВНОСТИ

СРАБАТЫВАНИЯ АНТИБЛОКИРОВОЧНЫХ СИСТЕМ

АВТОМОБИЛЕЙ

Современное развитие транспортного машиностроения характеризуется непрерывным ростом скоростей движения и грузоподъемностей автотранспортных средств (АТС), что сопровождается увеличением тормозного пути. Для уменьшения тормозного пути автомобиля необходимо обеспечить замедление колеса с оптимальным проскальзыванием, что позволяет сохранить устойчивость и управляемость автомобиля [1, 2].

Наиболее распространенным решением данного вопроса является оснащение автотранспортного средства антиблокировочной системой (АБС), которая непрерывно сравнивает соответствие скорости движения автомобиля частоте вращения привода колеса. При блокировании тормозного диска (барабана) понижает давление в магистрали, исключая юз колеса [1, 3]. Прямой задачей АБС является сохранение управляемости и устойчивости автомобиля с обеспечением высокой тормозной эффективности. При предотвращении блокирования колеса или прогнозирования этого момента используется только информация о контакте колеса с поверхностью дороги, т.е. рассматривается только один фрикционный контакт.

Для обеспечения возможности адаптации системы к различным дорожным условиям необходимо оборудовать систему АБС дополнительными информационными каналами, которые бы позволили системе, с высокой степенью вероятности прогнозировать блокировку колеса и в целом отслеживать состояние тормозного механизма.

На первом этапе экспериментальных исследований процессов торможения на суппорте тормозного механизма были установлены вибродатчики, регистрирующие амплитудный спектр виброускорений суппорта дискового тормоза переднего колеса автомобиля ГАЗ – 322132 (ГАЗЕЛЬ). Испытания проводились на разной скорости вращения привода при частичном и экстренном торможении тормозного диска. Было установлено, что притормаживание и полная остановка тормозного диска сопровождается резким увеличением амплитуды виброускорений нормальной нагрузки.

Для определения информационных частотных диапазонов фрикционного контакта тормозного механизма, соответствующих частотам собственных крутильных колебаний трансмиссии автомобиля, мы представили трансмиссию автомобильного транспортного средства в виде эквивалентной динамической модели. Далее составили систему дифференциальных уравнений описывающих состояние модели, решив которую получили две собственные гармоники: ω₁=13,7 Гц и ω₂=93,15 Гц [4].

Для стендовых исследований фрикционного контакта тормозного механизма использовалась стандартная машина трения СМЦ. Регистрировались фрикционные колебания в нормальном и тангенциальном направлении в диапазоне частот от 0 до 1000 Гц. Для повышения вероятности выполненных диагностических признаков частотный диапазон фрикционных колебаний был разбит на 4 области, перекрывающие диапазон собственных гармоник трансмиссии автомобиля: 0 – 25 Гц; 25 – 50 Гц; 50 – 75 Гц и 75 – 100 Гц.

Далее для решения поставленной задачи проводился анализ информационных каналов с точки зрения возможности и достоверности фиксируемых явлений, а также максимального уровня вероятности прогноза. На первом этапе, на тормозном механизме были установлены вибродатчики, регистрирующие амплитудный спектр виброускорений суппорта тормозного механизма дискового тормоза переднего колеса автомобиля ГАЗ–322132 (ГАЗель) (рисунок 1).

На рисунке 2 представлена амплитудо-частотная характеристика виброускорений суппорта тормозного механизма, регистрируемая соответственно при свободном вращении тормозного диска (колеса) автомобиля и при его торможении.

Тормозные колодки

Суппорт тормозного механизма

Вибропреобразо-ватель

АР98-100-01

Тормозной диск

Рисунок 1 – тормозной механизм автомобиля ГАЗель

В

Б

А

Рисунок 2 – Амплитудно-частотная характеристика суппорта тормозного механизма: 1 – при экстренном торможении; 2 – при свободном вращении тормозного диска

В процессе выполнения исследований были получены следующие результаты:

- при свободном вращении тормозного диска амплитуды виброускорения суппорта уменьшаются на 20дБ при изменении частоты в 10 раз (до 18000 Гц) (рис. 2) ;

- на более высоких частотах наблюдаются две ярко выраженные амплитудные гармоники на частотах 22000 и 32000 Гц, соответствующие собственным частотам суппорта тормозного механизма и тормозного диска (рис. 2);

- при возрастании тормозного усилия на суппорте тормозного механизма наблюдается уменьшение амплитуд виброускорений на частотах 15000 и 17000 Гц (поз. А рис. 2), причём на частотах 20000 и 24000 Гц (поз. Б рис. 2) появляются новые гармонические составляющие виброускорений суппорта тормозного механизма;

- амплитудные составляющие виброускорений тормозного диска на частоте 32000 Гц не изменились (поз. В рис. 2). Данные амплитудные составляющие связаны с наличием подшипников в ступице колеса;

- относительные амплитуды ускорений на частотах 15000 и 17000 Гц (поз. А рис. 2) снижаются на 10 дБ, что связано с уменьшением числа степеней свободы активных микрообъемов взаимодействующих трибослоев фрикционного контакта при затормаживании тормозного диска колодками.

Кроме того, установлено, что экстренное торможение увеличивает общую амплитуду виброускорений на всех частотах.

На втором этапе был смоделирован фрикционный контакт тормозного механизма с применением машины трения СМТ-1 2070, при этом регистрировались фрикционные колебания в нормальном и тангенциальном направлениях в широком диапазоне частот от 0 до 1000 Гц. Проведя анализ указанного диапазона, было установлено, что наиболее информативными являются частоты, лежащие в диапазоне от 0 до 100 Гц, соответствующие собственным частотам ФС «тормозной диск – тормозная колодка» для 1 – 3 гармоник. Указанный диапазон был разбит на 4 сектора, перекрывающих частоты собственных колебаний тормозного механизма, в каждом из которых находятся частоты собственных колебаний: 0 – 25 Гц; 25 – 50 Гц; 50 – 75 Гц; 75 – 100 Гц.

На рисунках 3 и 4 представлены графики степени диссипации фрикционно-механической системы [4, 5], а также изменение коэффициента трения при выполнении плавного и экстренного торможения. Блокирование тормозного диска наблюдалось в обоих случаях. Степень диссипации фрикционно-механической системы I_γ на рисунках 3 и 4 определена во всем частотном диапазоне. На рисунках 5 и 6 представлены интегральные оценки степени диссипации по диапазонам частот при выполнении плавного и экстренного торможений [5]. Указанные моменты блокирования тормозного диска отмечены позициями I и II на рисунках 5 и 6 соответственно.

Рисунок 3 – Степень диссипации энергии при плавном торможении

Анализ степени диссипации энергии по диапазонам частот (рис. 5 и 6), содержащих частоты собственных колебаний системы, показал, что в момент блокирования тормозного диска происходит уменьшение величины диссипации в низкочастотной области и повышение в высокочастотной. Амплитуда диссипации в низкочастотной области относительно стабильна (отмеченные моменты I рис. 5 и 6).

Рисунок 4 – Степень диссипации энергии при экстренном торможении

В работе Е.И. Адировича и Д.И. Блохинцева для модели поверхности трения, установлено, что сила трения, обусловленная рассеиванием энергии за счет упругих волн, возникающих при взаимодействии выступов трущихся поверхностей, обратно пропорциональна относительной скорости. Следовательно, изменение скорости проскальзывания в контакте «тормозной диск – тормозная колодка» и частоты вынужденных колебаний приведет к изменению сложившегося равновесного состояния. Переход системы в новое устойчивое состояние связан с изменением топографии поверхностей трения до установления равновесной шероховатости на другом резонансном уровне. Равновесная шероховатость поверхности трения определяется частотой вынужденных колебаний w и соответствует минимально возможному в данных условиях коэффициенту трения.

Наличие диссипации энергии при блокировании колеса (рис. 3 и 4) объясняется наличием диссипативной составляющей комплексного коэффициента передачи [4, 5]. Суммарная энергия начинает рассеиваться при приложении к колесу тормозного момента, что вызывает, в свою очередь, образование сил сцепления в контакте колеса с дорогой, которые дают еще одну диссипативную составляющую. Таким образом, в начале процесса торможения, при малых значениях проскальзывания колеса, диссипация протекает на тормозном механизме, а в конце — на контакте колеса с опорной поверхностью.

Согласно анализу экспериментальных данных, отмеченные моменты (рис. 5 и 6) соответствуют потери устойчивости по амплитуде. В эти моменты наблюдается резкое повышение АЧХ в высокочастотной области. На рисунке 7 представлены АЧХ и ФЧХ, в моменты зарождения неустойчивости и потери устойчивости. Как видно, в момент потери устойчивости величина комплексной передаточной функции не изменяется, однако амплитуда колебаний значительно увеличивается, что приводит к возникновению температурных всплесков, а соответственно к тепловому поражению локальных участков тормозного диска.

Рисунок 5 – Интегральная оценка степени диссипации по диапазонам частот при плавном торможении

Рисунок 6 – Интегральная оценка степени диссипации по диапазонам частот при экстренном торможении

Как показали исследования, в момент потери устойчивости комплексный коэффициент передачи не изменяется (горизонтальный участок АЧХ на уровне –8 дБ от 0 до 7 Гц), однако АЧХ деформации поверхностных слоев тормозной колодки и тормозного диска значительно увеличиваются: с –40 до –18 дБ (в два раза). При этом комплексный коэффициент передачи на частотах 10…10,5; 105 и 240 Гц превышает единичное значение (уровень 0 дБ на АЧХ) — сила фрикционного взаимодействия по модулю на указанных частотах превышает нормальную составляющую этого воздействия.

Рисунок 7 – Амплитудо- и фазо-частотные характеристики в момент потери

устойчивости по амплитуде

Анализируя полученные данные, можно сделать выводы, о том, что потеря устойчивости системы сопровождается падением комплексного коэффициента передачи, температурным всплеском и ведет к возрастанию амплитуд колебаний нормальной и тангенциальной составляющих силы трения, что в свою очередь предшествует блокированию колеса. Учитывая указанные процессы, введение предлагаемого информационного канала в АБС позволит системе прогнозировать момент блокирования колеса, следовательно, повысить оперативность срабатывания системы, что обеспечит сокращение тормозного пути автомобиля. Кроме того, при недопущении потери устойчивости фрикционной системы будут отсутствовать выбросы энергии, сопровождаемые всплесками температуры в зоне фрикционного контакта, что снизит тепловую напряженность тормозного механизма, а также степень термоповреждения тормозного диска.

Литература:

1. Бутылин В.Г. Активная безопасность автомобиля: Основы теории / В.Г. Бутылин, М.С. Высоцкий, В.Г. Иванов, И.И. Лепешко. — Мн.: НИРУП «Белавтотракторостроение», 2002. - 184 с.

2. Русаков В.З. Безопасность автотранспортных средств в эксплуатации: автореф. дис. на соиск. учен. степ. д. т. н. / Русаков Владимир Захарович. - М., 2005. – 36с, библиогр.: с. 33-36 (39 назв.)

3. Полуэктов М. В. Влияние рабочего процесса АБС на ресурс элементов тормозной системы автомобиля: автореферат дис. на соиск. учен. степ. к.т.н./ Полуэктов Михаил Владимирович. – Волгоград, 2004. – 18с., библиогр.: с. 17-18 (5 назв.).

4. Шаповалов, В.В., Применение методов физико-математического моделирования и трибоспектральной идентификации для мониторинга фрикционных механических систем // В.В. Шаповалов, А.Л. Озябкин, П.В. Харламов - «Вестник машиностроения», г. Москва, 2009г. №5, с. 49-57.

5. Шаповалов, В.В., Амплитудо-фазочастотный анализ критических состояний фрикционных систем: Монография / В.В. Шаповалов, А.В. Челохьян, И.В. Колесников, А.Л. Озябкин, П.В. Харламов. — М.: ГОУ «Учебно-методический центр по образованию на железнодорожном транспорте», 2009. — 383 с. ISBN 978-5-9994-0021-5