Wydział Maszyn Roboczych i Transportu
mgr inż. Krzysztof Dąbrowski
ROZPRAWA DOKTORSKA
Algorytmizacja adaptacyjnego sterowania tłumieniem zawieszenia samochodu dla uwzględnienia zmienności warunków eksploatacji
Politechnika Poznańska, Instytut Maszyn Roboczych i Pojazdów Samochodowych
Promotor dr hab. inż. Grzegorz Ślaski
Słowa kluczowe: zawieszenie pojazdu, adaptacyjne sterowanie tłumieniem amortyzatora, rozpoznawanie nawierzchni drogi
STRESZCZENIE 5
ABSTRACT 10
1. PROBLEMATYKA DOBORU I STEROWANIA TŁUMIENIEM W ZAWIESZENIU SAMOCHODU 11
1.1 DYNAMIKA PIONOWA SAMOCHODU 11
1.1.1 BUDOWA I STRUKTURA DYNAMICZNA ZAWIESZENIA 11
1.1.2 KRYTERIA I WSKAŹNIKI OCENY PRACY ZAWIESZENIA 14
1.2 ROLA TŁUMIENIA W KSZTAŁTOWANIU DYNAMIKI PIONOWEJ 20
1.2.1 WPŁYW TŁUMIENIA NA FUNKCJE WZMOCNIENIA I CHARAKTERYSTYKI CZASOWE ZAWIESZENIA 20
1.2.2 ZMIENNOŚĆ WARUNKÓW EKSPLOATACJI I PARAMETRÓW SAMOCHODU 21
1.3 ZMIENNE TŁUMIENIE I STEROWANIE JEGO WARTOŚCIĄ 25
1.3.1 ROZWIĄZANIA TECHNICZNE AMORTYZATORÓW O ZMIENNYM TŁUMIENIU 25
1.3.2 ALGORYTMY STEROWANIA TŁUMIENIEM 27
2. OBSZAR, CELE I ZAKRES PRACY 39
2.1 WYBÓR OBSZARU BADAWCZEGO 39
2.2 SFORMUŁOWANY PROBLEM BADAWCZY 41
2.3 CELE PRACY 41
3. OGÓLNA KONCEPCJA ALGORYTMU STEROWANIA ADAPTACYJNEGO TŁUMIENIEM I METODYKA JEGO
ALGORYTMIZACJI 42
3.1 OGÓLNA KONCEPCJA ALGORYTMU ADAPTACYJNEGO STEROWANIA TŁUMIENIEM W ZAWIESZENIU 42
3.2 PROPONOWANA METODYKA ALGORYTMIZACJI 43
3.3 NARZĘDZIA BADAWCZE WYKORZYSTYWANE W PROCESIE ALGORYTMIZACJI 44
3.3.1 MODELE MATEMATYCZNE 44
3.3.2 PLATFORMA PROTOTYPOWANIA UKŁADÓW STEROWANIA 54
3.3.3 ŚRODOWISKO BADAŃ EKSPERYMENTALNYCH 55
4. ALGORYTM SZACOWANIA MASY NADWOZIA 60
4.1 STAN WIEDZY I TECHNIKI 60
4.1.1 KRYTYCZNA OCENA ISTNIEJĄCYCH METOD 62
4.2 ALGORYTM SZACOWANIA MASY RESOROWANEJ 62
4.2.1 STRUKTURA ALGORYTMU SZACOWANIA MASY RESOROWANEJ 62
4.2.2 OKREŚLENIE WARTOŚCI WSPÓŁCZYNNIKÓW K1 I K2ZWIĄZANYCH Z WPŁYWEM PRZYSPIESZEŃ WZDŁUŻNYCH I POPRZECZNYCH 63
4.2.3 FILTRACJA SYGNAŁU SZACOWANIA MASY RESOROWANEJ 67
4.3 BADANIA SYMULACYJNE ALTERNATYWNYCH STRUKTUR ALGORYTMU 67
4.3.1 METODYKA I CELE BADAŃ SYMULACYJNYCH 67
4.3.2 OCENA MOŻLIWOŚCI WYKORZYSTANIA ALGORYTMU DLA STANU STATYCZNEGO 68
3
4.3.3 OCENA ZASADNOŚCI STOSOWANIA CHARAKTERYSTYKI NIELINIOWEJ AMORTYZATORA W ALGORYTMIE 69 4.3.4 OCENA ZASADNOŚCI REZYGNACJI Z UWZGLĘDNIANIA PRZYSPIESZEŃ NADWOZIA W ALGORYTMIE 70
4.3.5 OKREŚLENIE ROZRZUTU BŁĘDU OSZACOWANIA MASY RESOROWANEJ 71
4.4 EKSPERYMENTALNE BADANIA DROGOWE PROTOTYPU ALGORYTMU PRACUJĄCEGO W CZASIE RZECZYWISTYM 72
4.4.1 CELE I METODYKA EKSPERYMENTALNYCH BADAŃ DROGOWYCH 72
4.4.2 BADANIA DROGOWE ALGORYTMU UWZGLĘDNIAJĄCEGO PRZYSPIESZENIA WZDŁUŻNE I POPRZECZNE 75
4.5 PODSUMOWANIE 79
5. ALGORYTM ROZPOZNAWANIA W CZASIE RZECZYWISTYM JAKOŚCI NAWIERZCHNI DROGI 80
5.1 STAN WIEDZY I TECHNIKI 80
5.1.1 KRYTYCZNA OCENA ISTNIEJĄCYCH METOD 80
5.1.2 ZAŁOŻENIA DO ALGORYTMU 81
5.2 BADANIA MOŻLIWOŚCI KLASYFIKACJI NAWIERZCHNI DROGI NA PODSTAWIE ODPOWIEDZI DYNAMIKI PIONOWEJ 83
5.2.1 METODYKA I CELE BADAŃ 83
5.2.2 ANALIZA ZMIENNOŚCI WSPÓŁCZYNNIKA BEZPIECZEŃSTWA (WB) 85
5.2.3 ANALIZA ZMIENNOŚCI SYGNAŁU PRZYSPIESZENIA MASY RESOROWANEJ 85
5.2.4 ANALIZA ZMIENNOŚCI SYGNAŁU UGIĘCIA ZAWIESZENIA (PRĘDKOŚCI UGIĘCIA) 86
5.2.5 ANALIZA ZMIENNOŚCI SYGNAŁU PRZYSPIESZENIA MASY NIERESOROWANEJ 87
5.2.6 WYBÓR SYGNAŁU WEJŚCIOWEGO DO ALGORYTMU 88
5.2.7 PODSUMOWANIE 90
5.3 ALGORYTM WNIOSKOWANIA O RODZAJU NAWIERZCHNI DROGI 90
5.4 TESTOWANIE I WERYFIKACJA ALGORYTMU W BADANIACH SYMULACYJNYCH I DROGOWYCH 91
5.4.1 CELE BADAŃ EKSPERYMENTALNYCH DROGOWYCH 91
5.4.2 OCENA POPRAWNOŚCI FUNKCJONOWANIA ALGORYTMU SZACUJĄCEGO JAKOŚĆ NAWIERZCHNI DROGI 92 5.4.3 OKREŚLENIE POTENCJAŁÓW ZWIĄZANYCH ZE ZWIĘKSZENIEM STABILNOŚCI OKREŚLANIA KLASY NAWIERZCHNI DROGI 92
5.4.4 MODYFIKACJE ALGORYTMU SZACOWANIA JAKOŚCI NAWIERZCHNI DROGI 93
5.4.5 WERYFIKACJA DOCELOWEGO ALGORYTMU SZACOWANIA JAKOŚCI NAWIERZCHNI DROGI W BADANIACH DROGOWYCH 94 5.4.6 ALTERNATYWNA STRUKTURA ALGORYTMU Z MODUŁAMI KOREKCYJNYMI DLA SYGNAŁU UGIĘCIA ZAWIESZENIA 96 5.5 PODSUMOWANIE I WNIOSKI PRAC NAD ALGORYTMEM SZACOWANIA JAKOŚCI NAWIERZCHNI 96
6. ALGORYTM DOBORU POZIOMU TŁUMIENIA MAKSYMALIZUJĄCEGO KOMFORT JAZDY 98
6.1 ANALIZY LITERATURY W ZAKRESIE METODOLOGII DOBORU TŁUMIENIA DLA MAKSYMALIZACJI KOMFORTU JAZDY 98 6.2 BADANIA POSZUKIWAWCZE OPTYMALNEJ CHARAKTERYSTYKI TŁUMIENIA 101
6.2.1 WSKAŹNIK OCENY KOMFORTU 101
6.2.2 MODEL SYMULACYJNY AMORTYZATORA Z HISTEREZĄ I OPÓŹNIENIEM UKŁADU WYKONAWCZEGO 102
6.2.3 MODEL POJAZDU DO BADAŃ SYMULACYJNYCH 117
6.2.4 BADANIA SYMULACYJNE WPŁYWU DOBORU TŁUMIENIA NA KOMFORT JAZDY 117
6.2.5 BADANIA DROGOWE 125
6.3 MODUŁ PRZEKSZTAŁCAJĄCY WSPÓŁCZYNNIK TŁUMIENIA NA PRĄD STERUJĄCY CHARAKTERYSTYKĄ TŁUMIENIA 127
6.4 ALGORYTM DOBORU OPTYMALNEGO TŁUMIENIA 129
6.4.1 ZAŁOŻENIA DO ALGORYTMU DOBORU OPTYMALNEGO TŁUMIENIA 129
6.4.2 STRUKTURA ALGORYTMU DOBORU OPTYMALNEGO TŁUMIENIA 130
4
6.4.3 IMPLEMENTACJA ALGORYTMU 130
6.4.4 BADANIA SYMULACYJNE OPRACOWANEGO ALGORYTMU 131
6.5 PODSUMOWANIE I WNIOSKI 133
7. ROZSZERZENIE STEROWANIA ADAPTACYJNEGO O STEROWANIE DWUSTANOWE 135
7.1 IDEA POŁĄCZENIA STEROWANIA ADAPTACYJNEGO Z DWUSTANOWYM 135
7.2 WYBÓR STEROWANIA DWUSTANOWEGO DO ZASTOSOWANIA W STEROWANIU HYBRYDOWYM 137 7.2.1 STAN WIEDZY W ZAKRESIE STEROWANIA PÓŁAKTYWNEGO TŁUMIENIEM ZAWIESZENIA 137
7.2.2 AUTORSKA KONCEPCJA STEROWANIA DWUSTANOWEGO 140
7.2.3 BADANIA PORÓWNAWCZE STRATEGII STEROWANIA DWUSTANOWEGO 144
7.2.4 WYBÓR STEROWANIA DWUSTANOWEGO DO ZASTOSOWANIA W STEROWANIU HYBRYDOWYM 149
7.3 ALGORYTM STEROWANIA HYBRYDOWEGO 149
7.3.1 WYZNACZENIE MATRYCY OPTYMALNEGO POZIOMU TŁUMIENIA DLA DOLNEGO STANU STEROWANIA DWUSTANOWEGO 150 7.3.2 OPRACOWANIE ALGORYTMU SZACOWANIA OPTYMALNEGO POZIOMU TŁUMIENIA DLA DOLNEGO STANU STEROWANIA 152
7.3.3 PODSUMOWANIE 154
7.4 WERYFIKACJA POTENCJAŁU POŁĄCZENIA OPTYMALNEGO TŁUMIENIA ZE STEROWANIEM DWUSTANOWYM 155
7.5 PODSUMOWANIE I WNIOSKI 159
8. SYNTEZA I WERYFIKACJA EKSPERYMENTALNA OPRACOWANEGO SYSTEMU STEROWANIA TŁUMIENIEM 160
8.1 STRUKTURA SYSTEMU STEROWANIA TŁUMIENIEM 160
8.2 KONCEPCJA STEROWANIA PRZEWIDUJĄCEGO DLA TYLNEJ OSI POJAZDU 162
8.3 BADANIA DROGOWE 163
8.3.1 CEL I METODYKA BADAŃ 163
8.3.2 BADANIA DROGOWE OKREŚLAJĄCE EFEKTYWNOŚĆ REDUKCJI DRGAŃ NADWOZIA 164
8.4 PODSUMOWANIE BADAŃ 168
9. PODSUMOWANIE PRACY I WNIOSKI 170
LITERATURA 174
Streszczenie
Projektowanie zawieszeń i kształtowanie ich dynamiki jest nierozerwalnie związane z oceną komfortu i bezpieczeństwa jazdy. W odniesieniu do zawieszenia komfort związany jest głównie z dynamiką pionową. Kształtowanie komfortu w zakresie dynamiki pionowej realizowane jest w znacznej mierze poprzez dobór parametrów sztywności i tłumienia zawieszenia z założeniem określonych warunków eksploatacji. Są one determinowane uzyskiwanymi parametrami samochodu (głównie jego masą resorowaną zmienną wraz ze stopniem wykorzystania ładowności samochodu) oraz z rodzajem dróg i prędkościami z jakimi po tych drogach porusza się samochód. Jeśli zmienność tych warunków jest częsta i zachodzi w szerokim zakresie wartości to dobór optymalnych parametrów sztywności i tłumienia może dotyczyć tylko wybranych warunków eksploatacji, a dla całego ich spektrum będzie doborem kompromisowym. Jeśli możliwa jest zmiana wartości tłumienia lub/i sztywności w trakcie eksploatacji pojazdu to można dokonywać doboru optymalnych wartości tych parametrów wraz ze zmieniającymi się warunkami eksploatacji.
W zawieszeniach pasywnych konstruktor musi przyjąć stałą charakterystykę tłumienia, która jest kompromisem pomiędzy maksymalizacją kryterium komfortu i bezpieczeństwa jazdy dla założonych warunków eksploatacji. Przy zastosowaniu amortyzatorów o zmiennym tłumieniu powyższy kompromis nie jest potrzebny, ponieważ charakterystyka tłumienia zmieniać się może w zależności od priorytetu wyboru pomiędzy kryterium maksymalizacji komfortu lub bezpieczeństwa. Dla większości czasu eksploatacyjnego priorytetem będzie sterowanie tłumieniem dla maksymalizacji komfortu. W sytuacjach nagłych manewrów hamowania, zmiany pasa ruchu (dla znaczących przyspieszeń wzdłużnych i poprzecznych) priorytetem jest uniknięcie kolizji, a więc poprawa właściwości trakcyjnych pojazdu i bezpieczeństwa. W tych przypadkach priorytetem sterowania jest maksymalizacja bezpieczeństwa, a więc zapewnienie ciągłego docisku koła do nawierzchni drogi.
Niniejsza praca poświęcona jest maksymalizacji komfortu jazdy i nie obejmuje wyznaczania granic zmiany priorytetu sterowania na maksymalizację bezpieczeństwa. Praca omawia problematykę algorytmizacji adaptacyjnego sterowania tłumieniem, zakładającego automatyczne rozpoznawanie warunków eksploatacji (prędkości pojazdu, rodzaju drogi, obciążenia ładunkiem) i wybór optymalnej pod względem komfortu jazdy wartości tłumienia dla tych warunków.
Obejmuje ona analizę stanu wiedzy w zakresie sterowania tłumieniem zawieszenia, opis przyjętej metodyki i narzędzi badawczych do algorytmizacji adaptacyjnego systemu sterowania, opis zrealizowanego rozwiązania technicznego, badania symulacyjne i eksperymentalne drogowe badania weryfikacyjne opracowanego systemu sterowania tłumieniem w zawieszeniu dla poprawy komfortu podróżowania po różnorodnych nawierzchniach dróg. Poprawa komfortu następuje poprzez wprowadzenie sterowania tłumieniem amortyzatorów w zawieszeniu.
Praca składa się z 9 rozdziałów i opisuje 4 algorytmy cząstkowe, które tworzą system adaptacyjnego sterowania tłumieniem w zawieszeniu:
1. algorytm szacowania masy resorowanej przypadającej na każdą ćwiartkę pojazdu (rozdział 4), 2. algorytm wnioskowania o jakości nawierzchni drogi (rozdział 5),
3. algorytm sterowania adaptacyjnego tłumieniem dobierający optymalne tłumienie na podstawie 3 zmiennych wejściowych (masy nadwozia, jakości nawierzchni i prędkości wzdłużnej) (rozdział 6),
4. rozszerzenie o charakterze półaktywnym do sterowania adaptacyjnego w postaci algorytmu sterowania dwustanowego wykorzystującego do wyznaczania stanu wysokiego i niskiego poziomu tłumienia algorytm sterowania adaptacyjnego (rozdział 7).
Analiza stanu wiedzy w zakresie sterowania tłumieniem zawieszenia, przedstawiona w rozdziale 1, pozwoliła wyodrębnić czynniki dotyczące zmiennych warunków eksploatacji, uzasadniające celowość adaptacyjnego doboru poziomu tłumienia w zawieszeniu. Uznane za najistotniejsze czynniki to:
6 - typ nawierzchni drogi (rodzaj profilu nierówności), - prędkość jazdy,
- masa resorowana zmienna wraz ze zmiennym obciążeniem eksploatacyjnym samochodu .
Ze względu na ukierunkowanie całej pracy na dobór tłumienia pod kątem komfortu pominięto w tym miejscu czynnik jakim jest sytuacyjna zmienność kryterium doboru tłumienia - chwilowa zmiana celu sterowania z optymalizacji komfortu na optymalizację bezpieczeństwa.
W rozdziale 2 sformułowano problem badawczy i cele pracy. Problemem badawczym był brak szczegółowej wiedzy na temat możliwości poprawy komfortu jazdy w różnych warunkach eksploatacyjnych (zmienne prędkości jazdy, typy nawierzchni dróg oraz zmienne eksploatacyjne obciążenie pojazdu ładunkiem) poprzez zastosowanie algorytmu automatycznego rozpoznawania warunków eksploatacji w czasie rzeczywistym i dopasowywanie optymalnego poziomu tłumienia.
Zasadniczym celem pracy było rozwiązanie przedstawionego problemu badawczego, wyrażającego się opracowaniem zarówno algorytmu sterowania tłumieniem (w tym też algorytmów cząstkowych rozpoznawania warunków eksploatacji) w zawieszeniu jak i metodyki prowadzącej do jego opracowania – algorytmizacji oraz ocena osiągniętej poprawy komfortu.
W rozdziale 3 opisano narzędzia i metody, którymi osiągnięto cele pracy i rozwiązano problem badawczy.
Przedstawiono przygotowane środowiska badań symulacyjnych - opracowane modele samochodu, amortyzatora i nierówności dróg. W tym rozdziale opisano również środowisko badań eksperymentalnych – prototypową instalację zawieszenia adaptacyjnego z zestawem czujników do badań weryfikacyjnych i procedury analizy danych. Na rys. 1 przedstawiono poglądowy schemat ogólnej koncepcji struktury algorytmu sterowania tłumieniem amortyzatorów dobranym optymalnie pod względem komfortu dla każdego typu nawierzchni drogi, prędkości i obciążenia pojazdu.
Ogólnie koncepcja zakłada ciągłą obserwację warunków eksploatacji i dobór tłumienia zgodnie z wcześniej ustaloną matrycą wartości optymalnych ze względu na komfort. Dla uzyskania uniwersalności algorytmu, założono, że wyznaczany poziom tłumienia będzie charakteryzowany wartością bezwymiarowego współczynnika tłumienia i dopiero następnie będzie przeliczany na parametry sygnału sterującego (np. natężenie prądu sterującego zaworem) ustalającego ten poziom tłumienia w konkretnym modelu samochodu i jego zawieszeniu.
Rys. 1 Schemat koncepcji algorytmu sterowania tłumieniem amortyzatora na podstawie rozpoznawania klasy nierówności nawierzchni drogi, po której porusza się pojazd.
W rozdziale 4 opisano opracowany algorytm szacowania masy resorowanej, który na podstawie analizy sygnałów pomiarowych dynamiki pionowej pojazdu oszacowuje masę resorowaną każdej ćwiartki pojazdu. Zaproponowany
Algorytm doboru tłumienia
Moduł przekształcający
współczynnik tłumienia na prąd
sterujący (uwzględnienie charakterystyki amortyzatora) Algorytm
szacowania masy nadwozia Prędkość pojazdu
Algorytm szacowania typu nawierzchni drogi
Algorytm dobierający optymalny chwilowy
bezwymiarowy
współczynnik tłumienia
7
algorytm szacowania masy nadwozia w czasie rzeczywistym został przebadany symulacyjnie dla wymuszeń odtworzonych na stanowisku badawczym ćwiartki zawieszenia, następnie sprawdzony także w badaniach drogowych.
Algorytm szacowania masy resorowanej wykorzystuje równanie ruchu zawieszenia ćwiartki samochodu bez uwzględnienia chwilowego przyspieszenia nadwozia. Takie uproszczenie pozwala uprościć model obliczeniowy oraz zmniejszyć ilość potrzebnych czujników. Wykorzystywany jako sygnał wejściowy może być tylko ugięcie zawieszenia, bez utraty jakości oszacowania przy zastosowaniu odpowiedniej filtracji sygnału. Brak jest potrzeby stosowania czujnika przyspieszeń pionowych nadwozia.. Algorytm uwzględnia również wpływ dynamiki wzdłużnej i poprzecznej, aby zwiększyć stabilność oszacowania masy resorowanej. Wpływ ten został zamodelowany poprzez znalezienie współczynnika korelacji między przyspieszeniem wzdłużnym i poprzecznym pojazdu mierzonym w środku masy pojazdu, a błędami oszacowania masy resorowanej dla każdej ćwiartki pojazdu. Z powodu uwzględnienia tego dodatkowego wpływu docelowy algorytm wykorzystuje sygnał z czujników ugięcia zawieszenia oraz przyspieszenie wzdłużne i poprzeczne mierzone w środku masy pojazdu. Wielkościami pośrednimi wykorzystywanymi do oszacowania masy są:
- siła od sprężyny obliczana na podstawie ugięcia zawieszenia,
- siła od odbojnika gumowego (w sytuacjach skrajnego ugięcia zawieszenia),
- siła od amortyzatora obliczana z wykorzystaniem prędkości ugięcia zawieszenia, która została obliczona poprzez filtrację sygnału ugięcia, obliczanie pochodnej i filtrację otrzymanej prędkości,
- siły wynikające z dynamiki wzdłużnej i poprzecznej pojazdu.
Zaproponowana w algorytmie filtracja oszacowania masy ma bardzo mały współczynnik wzmocnienia. Powoduje to ok. 10s opóźnienie ustalenia masy nadwozia po włączeniu systemu, ale w zamian daje dużą stabilność oszacowania parametru masy nadwozia podczas eksploatacji. Przeprowadzone badania drogowe potwierdziły możliwość szacowania masy resorowanej, której znajomość jest istotna przy sterowaniu dynamiką zawieszenia. Zaproponowany algorytm nie potrzebuje dodatkowych czujników w systemie sterującym poza często standardowym w zwieszeniach sterowanych czujnikiem ugięcia zawieszenia i przyspieszenia wzdłużnego i poprzecznego.
W rozdziale 5 opisano badania pozwalające na poznanie zakresów zmienności warunków eksploatacji. Następnie opracowano wskaźniki statystyczne charakteryzujące wymuszenia od nawierzchni drogi. Dzięki rozpoznaniu zakresów występowania mierzalnych sygnałów zawieszenia w różnych warunkach ruchu z prędkościami eksploatacyjnymi, sprawdzono która z wielkości pomiarowych wykazuje najlepszą jednoznaczność określania klas nawierzchni drogi.
Wielkością, którą w efekcie wybrano jest przyspieszenie masy nieresorowanej. Następnie sprawdzono poprzez badania eksperymentalne możliwość szacowania klasy nawierzchni drogi w czasie rzeczywistym na bazie sygnału przyspieszenia masy nieresorowanej lewej przedniej ćwiartki pojazdu. Wyniki wykazały niestabilność algorytmu, który nie posiadał współczynników korekcyjnych, jak i odpowiedniej filtracji sygnału wyjściowego oszacowania. Na podstawie wyników badań opracowano współczynniki korelacji pomiędzy wielkością wymuszenia od drogi a prędkością wzdłużną pojazdu dla każdej z 6 tras badawczych i współczynnik korekcji dla wpływu nastawy tłumienia amortyzatora na wartości przyspieszenia masy nieresorowanej. Dodatkowo zwiększono stabilność algorytmu poprzez odpowiednią filtrację wskaźnika określającego klasę nawierzchni. Dzięki temu pojedyncze oszacowanie nie ma jednoznacznego przełożenia na zmianę klasy nawierzchni drogi. Filtracja powoduje zwiększenie stabilności algorytmu.
Zaproponowany algorytm szacowania jakości nawierzchni drogi wymaga dwóch czujników przyspieszenia koła lub ugięcia zawieszenia (jeden po lewej, a drugi po prawej stronie pojazdu) na przedniej osi pojazdu i sterownika, który może być zintegrowany ze sterownikiem amortyzatorów o zmiennym tłumieniu. Weryfikacja oszacowania klasy nawierzchni drogi na podstawie stworzonego algorytmu wykazała poprawne i stabilne wyniki dla licznych przejazdów badawczych w zakresie prędkości eksploatacyjnych wykorzystywanych w praktyce dla danej nawierzchni drogi.
W rozdziałach 6 i 7 opisano algorytm doboru optymalnego chwilowego bezwymiarowego współczynnika tłumienia – w rozdziale 6 algorytm sterowania adaptacyjnego, a w rozdziale 7 jego rozszerzenie do sterowania hybrydowego składającego się z dwóch modułów:
8
– pierwszy (opisany w rozdziale 6) wykorzystuje matrycę, która dla znanych warunków eksploatacji pojazdu posiada zapisaną optymalną wartość chwilowego bezwymiarowego współczynnika tłumienia zawieszenia, – drugi (opisany w rozdziale 7) wykorzystuje strategię sterowania dwustanowego reagującego na pojedyncze
wymuszenie drogi, jeśli dominujące częstotliwości wymuszeń mieszczą się w możliwościach czasowych odpowiedzi układu wykonawczego.
W wyniku licznych badań symulacyjnych i drogowych opracowano matrycę optymalnego tłumienia dla przyjętego kryterium komfortu. Matryca została zaimplementowana do programu Simulink w formie zależności pomiędzy wartością masy resorowanej, prędkości wzdłużnej i jakości nawierzchni drogi a wartością bezwymiarowego współczynnika tłumienia Badania symulacyjne modułu szacującego optymalne tłumienie potwierdziły potencjał jego wykorzystania w sterowaniu zawieszeniem pojazdu. Poprawa wskaźnika komfortu poprzez zastosowanie adaptacyjnego sterowania tłumieniem wyniosła średnio 16,4%, a dla różnych warunków eksploatacyjnych od -3% do +45%.
Aby w pełni wykorzystać potencjał poprawy komfortu w związku z zastosowaniem amortyzatorów o zmiennej charakterystyce tłumienia połączono sterowanie adaptacyjne oparte na analizie zmiennych warunków eksploatacyjnych ze sterowaniem reagującym na pojedyncze wymuszenie w zakresie możliwej reakcji układu (do ok. 4Hz). Aby to połączenie dwóch koncepcji było możliwe istotne było zdefiniowanie częstotliwości wymuszenia dominującego, przy którym aktywowany zostaje moduł reakcji na pojedyncze wymuszenie od drogi. Dzięki temu dla nawierzchni o dominującej częstotliwości powyżej 4Hz (nawierzchnia o złej jakości) sterowanie tłumieniem bazuje tylko na module określającym optymalne tłumienie adaptacyjnie dla zmiennych warunków eksploatacji. Dla nawierzchni o dobrej jakości, dla której częstotliwość dominująca jest poniżej 4Hz działają oba moduły określania optymalnego tłumienia- moduł sterowania adaptacyjnego i moduł sterowania dwustanowego.
Kolejnym wymaganiem dla wykorzystania sterowania dwustanowego dla pewnych warunków eksploatacji było określenie dwóch optymalnych poziomów tłumienia (górnego i dolnego dla sterowania dwustanowego). Idea połączenia koncepcji sterowania zakłada, że sterowanie dwustanowe można zintegrować z modułem sterowania związanego ze zmiennymi warunkami eksploatacyjnymi poprzez założenie, że poziom małego tłumienia będzie poziomem obliczonym na podstawie modułu klasycznego sterowania adaptacyjnego. Poziom dużego tłumienia będzie wyznaczany dodatkowo na podstawie tych samych danych wejściowych co sterowanie adaptacyjne. Podsumowując, dla każdych warunków eksploatacji dobierany jest optymalny poziom tłumienia według wyznaczonej matrycy optymalnego tłumienia pasywnego, a dla małych częstotliwości wymuszenia obliczane są dwa poziomy optymalnego tłumienia i włączane jest przełączanie między nimi zgodne z regułą zastosowanego sterowania dwustanowego.
Dla opracowanej koncepcji sterowania hybrydowego wykonano badania weryfikacyjne mające na celu ustalenie dla sygnałów z badań rzeczywistych najkorzystniejszych parametrów sterowania dwustanowego. Następnie wyznaczono w badaniach symulacyjnych najkorzystniejsze ustawienie dolnej i górnej nastawy sterowania hybrydowego tłumieniem.
Poprawa wskaźnika komfortu na różnych trasach badawczych z prędkościami eksploatacyjnymi wynosiła od -1 do 59%
w stosunku do nastawy średniej charakterystyki tłumienia amortyzatorów (I=1,2A).
Oprócz algorytmów składowych system sterowania amortyzatorami posiada czwarty moduł (specyficzny dla każdego modelu pojazdu/ amortyzatora), który przekształca bezwymiarowy współczynnik tłumienia na parametry sygnału sterującego (np. wartość prądu sterującego), który nastawia charakterystykę amortyzatora na poziom odpowiedni dla osiągnięcia optymalnego współczynnika tłumienia (rys. 1). Dzięki takiej koncepcji - operowanie na bezwymiarowym współczynniku tłumienia - algorytm sterowania jest niezależny od pojazdu, do którego zostanie zaimplementowany.
Po opracowaniu i przetestowaniu poszczególnych algorytmów potrzebnych do funkcjonowania systemu sterowania tłumieniem amortyzatorów w rozdziale 8 opisano testowanie całego systemu sterowania z naciskiem na określenie potencjału poprawy współczynnika komfortu. Rozdział 8 zawiera również opis struktury opracowanego systemu sterowania hybrydowego amortyzatorami i opracowane wyniki badań drogowych prototypowego algorytmu sterowania
9
tłumieniem w zawieszeniu, który zawierał wszystkie wcześniej opisane algorytmy cząstkowe. Dla przejazdu po drogach publicznych z prędkościami eksploatacyjnymi uzyskano poprawę współczynnika komfortu od 0 do 30%. Dla wymuszenia jednostkowego w warunkach badawczych bez ruchu miejskiego uzyskano poprawę o 22% w stosunku do nastawy komfortowej charakterystyki amortyzatora. W badaniach sprawdzono również możliwość uzupełnienia systemu o koncepcję sterowania tłumieniem tylnej osi na podstawie sygnału sterowania przedniej osi pojazdu i dzięki temu skrócenia czasu reakcji tylnej osi pojazdu na potrzebę zmiany charakterystyki tłumienia wynikającą ze zmiennych warunków eksploatacji.
W rozdziale 9 podsumowano opracowany system sterowania tłumieniem bazujący na idei sterowania hybrydowego i wyniki badań drogowych. Opracowaną koncepcję sterowania hybrydowego opatentowano. Szczegółowy opis patentu można znaleźć pod numerem DE 10 2017 212 356.
10
Abstract
The PhD thesis presents the problem of damping control of shock absorbers in the car suspension. In this work the issue of algorithmization of adaptive damping control of a car suspension to take into account the variability of working conditions was undertaken. The state of knowledge was presented, problem areas were identified and methodologies and research tools for algorithmization of the adaptive damping control system were proposed. A technical solution was also proposed, as well as simulation tests and road verification tests of developed hybrid damping control system to improve the comfort of traveling on various road surfaces.
The paper in Chapter 1 presents the problem of designing properties of the vertical dynamics of the vehicle and developing algorithms for adaptive damping control. On the basis of the literature analysis technical solutions of dampers with variable damping were presented and also classification of suspension control algorithms was proposed.
In chapter 2 the problem area was selected and the goal of the work was formulated, which was to develop a damping control system (including algorithms for recognizing working conditions) and the methodology leading to its development and evaluation of achieved improvement of comfort level.
Chapter 3 presents the general concept of the proposed control system using three input variables (body mass, road surface type and vehicle speed) to select the optimal level of suspension damping due to the ride comfort. This chapter also presents research tools used in work, such as mathematical models of vehicle dynamics, control system prototyping platform and experimental tests environment. The shock absorber model with a time delay of the actuation system and hysteresis have been developed as part of the work. The model was verified with the results of real tests of shock absorbers from the test vehicle, achieving compatibility over 95%. Also the comfort index based on 3 input signals, taking into account the effect of a single excitation from the road on level of comfort and the sensitivity of the driver's feeling of excitations at certain frequencies was developed while working on the thesis. Also a prototype adaptive suspension installation with many of sensors for verification tests, data analysis and visualization procedures were prepared during Ph.D. thesis preparation.
Chapters 4 to 7 describes four types of algorithms that forms together the damping control system in suspension:
- algorithm for estimating the value of sprung mass (chapter 4), - algorithm for estimating the quality of the road surface (chapter 5),
- adaptive damping control algorithm for estimating the optimal damping based on three input variables (body weight, surface quality and vehicle speed) (chapter 6),
- binary control algorithm using the adaptive control algorithm for determining the high and low state of damping level (chapter 7).
The results of experimental tests allowed to gain knowledge about the possibility of recognizing in real time factors influencing on the working conditions. This knowledge turned out to be crucial in order to be able to develop algorithms for estimating working conditions. The qualitative and quantitative relationships between optimal damping and changing working conditions have been described. Each of the developed algorithms were tested in simulation and experimental tests. That allowed to obtain knowledge about the practical efficiency of the developed algorithms.
Chapter 8 presents the synthesis of the overall algorithm and the results of its experimental verification.
On the basis of developed hybrid damping control system, the results from experimental tests and the methodology described in the paper, the goal of the work was achieved, as summarized in Chapter 9. The prototype damping control system has been tested also on the Volkswagen test area in Wolfsburg as well as on non-urban roads outside the Volkswagen test area obtaining positive test results. The established cooperation resulted in the exchange of information and further refinement of the developed damping control system. The hybrid damping control system in suspension described in this paper has been patented. A detailed description of the patent can be found under number DE 10 2017 212 356.
1. Problematyka doboru i sterowania tłumieniem w zawieszeniu samochodu 1.1 Dynamika pionowa samochodu
1.1.1 Budowa i struktura dynamiczna zawieszenia 1.1.1.1 Budowa techniczna
Układ zawieszenia jest częścią układu jezdnego samochodu i stanowi on połączenie pomiędzy nawierzchnią drogi a nadwoziem samochodu. Zawieszenie umożliwia właściwe zamocowanie elementów układu jezdnego, co wpływa na odpowiednią geometrię zarówno kół, jak i osi samochodu. W stanie statycznym utrzymuje nadwozie w założonej pozycji, a w stanie dynamicznym tłumi siły powstające od nierówności nawierzchni drogi i przenosi je na nadwozie. Jest to więc układ, który z punktu widzenia komfortu i bezpieczeństwa jazdy jest ważnym elementem konstrukcji pojazdu, ponieważ zapewnia ciągłe obciążenie kół, co pozwala zachować kierowalność oraz stateczność ruchu samochodu w każdych warunkach eksploatacyjnych. Zawieszenie pojazdu jest więc układem, którego głównym celem jest izolacja nadwozia od wymuszeń powodujących drgania masy resorowanej, a także minimalizowanie drgań masy nieresorowanej.
Minimalizacja drgań koła pozwala uniemożliwić odrywanie się koła od nawierzchni drogi, przez co zapewnia bezpieczeństwo jazdy. Minimalizacja drgań nadwozia pozwala uniemożliwić odrywanie się kierowcy od fotela, dzięki czemu zwiększyć komfort jazdy.
Zawieszenie posiada 3 zasadnicze elementy:
– element sprężysty (sprężyna śrubowa, resor itp.), który generuje siłę proporcjonalną do odległości ugięcia zawieszenia. Element sprężysty jest w całości odpowiedzialny za pozycję nadwozia dla statycznego obciążenia.
– element tłumiący (amortyzator hydrauliczny itp.), który generuje siłę tłumiącą proporcjonalną do prędkości ugięcia zawieszenia. Element tłumiący ma decydujące znaczenie dla zachowania się zawieszenia w sytuacjach dynamicznych.
– element wodzący masę resorowaną z nieresorowaną. Te elementy nie mają kluczowego znaczenia pod względem dynamiki pionowej pojazdu.
W zależności od sposobu prowadzenia kół jezdnych samochodu, wyróżnić można trzy typy zawieszeń:
– zależne, gdy koła danej osi pojazdu połączone są sztywno poprzez obudowę mostu napędowego lub belkę osi nienapędzanej,
– niezależne, w których każde z kół danej osi posiada własny zespół elementów prowadzących, dzięki temu ruch pionowy jednego z kół nie wpływa na ruchy drugiego koła,
– półzależne, którego konstrukcja pozwala na ograniczone wzajemne ruchy kątowe jednego z kół względem drugiego (np. zawieszenie z belką skrętną)
We współczesnych samochodach spotkać można nadal wszystkie typy zawieszeń. Każde z tych rozwiązań ma swoje wady i zalety, a więc poszczególne typy budowy zawieszeń stosowane są w różnych typach pojazdów. W niniejszej pracy opisano opracowany system sterowania adaptacyjnego siłą tłumienia amortyzatora, który dotyczy pojazdów osobowych posiadających amortyzatory o zmiennej charakterystyce tłumienia, dlatego na rys. 1.1 i 1.2 zaprezentowano zawieszenie pojazdu osobowego, na którym wykonano badania drogowe- Opel Astra.
12
Rys. 1.1 Elementy zawieszenia przedniego samochodu Opel Astra można podzielić na dwie grupy: elementy wodzące (wahacze poprzeczne- kolor niebieski) i elementy odpowiedzialne za dynamikę pionową -elementem tłumiącym jest amortyzator (kolor zielony), elementami sprężystymi są sprężyna śrubowa i stabilizator (kolor fioletowy), a masą nieresorowaną jest tarcza hamulcowa,
zaciski i klocki hamulcowe, część wahaczy, zwrotnica, część półosi, drążka skrętnego, opona i obręcz ( kolor czerwony) [1].
Zawieszenie przednie w pojazdach osobowych najczęściej zbudowane jest jako niezależne zawieszenie z kolumną McPhersona (posiadającą amortyzatory pasywne dwururowe i sprężyny śrubowe), stabilizatorem i wahaczem poprzecznym łączącym zwrotnicę z ramą przedniego zawieszenia. Skok amortyzatora ograniczony jest gumowym odbojnikiem. Obciążenia od wymuszeń nawierzchni drogi przenosi jedno łożysko oporowe, znajdujące się w górnym mocowaniu kolumny do nadwozia.
Rys. 1.2 Elementy tylnego zawieszenia samochodu Opel Astra można również podzielić na dwie grupy: elementy wodzące (belka skrętna- kolor niebieski) i elementy odpowiedzialne za dynamikę pionową ( elementem tłumiącym jest amortyzator (kolor zielony),
elementami sprężystymi są sprężyna śrubowa i stabilizator (kolor fioletowy), a część masy nieresorowanej zaznaczono kolorem czerwonym [1].
W zawieszeniu tylnym najczęstszym rozwiązaniem jest zawieszenie półzależne w postaci belki skrętnej (rys. 1.2) lub zawieszenie niezależne wielowahaczowe, w którym elementem mocującym jest belka zawieszenia. W takim rozwiązaniu do belki przymocowane są najczęściej cztery wahacze – trzy poprzeczne proste, przenoszące siły wzdłuż osi Y i jeden
13
podłużny prosty, który przenosi obciążenia wzdłuż osi X. W dolnych wahaczach poprzecznych znajduje się gniazdo mocowania sprężyny śrubowej. Amortyzatory gazowe dwururowe umieszczone są najczęściej niewspółosiowo ze sprężynami i przykręcone są do korpusów czopów osi. Takie rozwiązanie pozwala zwiększyć ilość przestrzeni ładunkowej w bagażniku. Dodatkowym elementem może być gumowy odbojnik umieszczony na tłoczysku amortyzatora. Pomiędzy wahaczami podłużnymi rozpięty jest stabilizator poprzeczny.
1.1.1.2 Przyjmowane modele zawieszeń
Zawieszenie z punktu widzenia mechaniki jest mechanizmem o strukturze zapewniającej uzyskanie z jednej strony odpowiedniej kinematyki a z drugiej dynamiki układu jaki stanowi zawieszenie, koło ogumione i nadwozie. Złożoną konstrukcję zawieszenia można w celu opisu jego funkcjonalności uprościć do odwzorowania w postaci członów połączonych w pary kinematyczne. Pozwala to wykorzystać dostępne metody obliczeniowe teorii mechanizmów do analizy obliczeniowej funkcjonowania układu wodzącego zawieszenia. Modele takie budowane są w wariantach płaskich jak i trójwymiarowych przy wykorzystaniu do analiz obliczeniowych np. oprogramowania typu MBS (multibody system).
Jeśli zakres pracy zawieszenia podlegający analizie usprawiedliwia uproszczenie kinematyki ruchu koła do ruchu tylko pionowego to stosuje się modele zawieszenia ukierunkowane tylko na analizę ruchu pionowego masy resorowanej i nieresorowanej – w pewnym sensie pomijające modelowanie układu wodzącego lub sprowadzające jego strukturę do układu o tylko 2 stopniach swobody w jednym kierunku – tylko pionowym.
Aby efektywnie badać problematykę doboru tłumienia ważna jest możliwość prowadzenia badań symulacyjnych. W tym celu upraszcza się rzeczywistość do modelu dynamiki zawieszenia. Najprostszym modelem zawieszenia jest model dwumasowy ćwiartki zawieszenia, który pomiędzy masami posiada element sprężysty i tłumiący. Modele najczęściej nie zawierają elementów prowadzących, ponieważ zakłada się, że ruch obu mas odbywa się tylko w osi Z. Schemat modelu ćwiartki zawieszenia i opis zaprezentowano na rys. 1.3:
Rys. 1.3 Schemat modelu ćwiartki zawieszenia
Oprócz modelowania zawieszenia pozostaje kwestia modelowania opony i nawierzchni drogi. Modelowanie nawierzchni drogi można podzielić na modelowanie wymuszeń losowych i zdeterminowanych (np. sygnał sinusoidalny).
Sygnał losowy jest najczęściej modelowany poprzez sumowanie licznych sygnałów sinusoidalnych o malejącej amplitudzie dla wzrastających częstotliwości wymuszenia (patrz podrozdział o modelowaniu nawierzchni drogi 3.3.1.1).
14
Modelowanie opony jest zagadnieniem skomplikowanym i szeroko opisanym w literaturze. Fizyczny opis sił poprzecznych przenoszonych przez koło wymaga dokładnego opisu cech materiałowych opony, jej geometrii i deformacji pod wpływem sił zewnętrznych. Typowym rozwiązaniem jest obliczanie sił bocznych na podstawie danych pomiarowych zachowania się pojazdu, charakterystyk zjawiska lub modeli empirycznych. Bardzo często wykorzystuje się stosunkowo prosty model opony zaproponowany przez Pacejkę i nazwany magiczną formułą opony [2]. Niniejsza praca uwzględnia tylko zagadnienia dynamiki pionowej zawieszenia, dlatego model opony został uproszczony do jednego elementu tłumiącego i sprężystego. Taka metoda upraszczania dla dynamiki pionowej jest szeroko stosowana i wykorzystywana w literaturze [1-4].
1.1.2 Kryteria i wskaźniki oceny pracy zawieszenia
Oceniać można każdy aspekt pracy zawieszenia, jak i jego konstrukcji. Z punktu widzenia zawieszenia jako układu dynamicznego ocenie podlegać mogą wszelkie wielkości opisujące właściwości dynamiczne lub obserwowane odpowiedzi zawieszenia na wymuszenia. Ogólnie oceniać możemy więc przemieszczenia, prędkości i przyspieszenia obu mas zawieszenia jak i siły występujące pomiędzy elementami zawieszenia oraz pomiędzy podłożem a kołem ogumionym. Oceniać można także kombinacje zmiennych opisujących ruch obu mas. W praktyce jednak pewne zmienne mają większe znaczenie praktyczne i są to:
– przyspieszenia masy resorowanej (lub dokładniej przyspieszenia na siedzisku fotela), – skok zawieszenia,
– siła nacisku koła na nawierzchnię drogi.
Ale możliwe jest również badanie innych:
– siły oddziaływania na nadwozie – wytrzymałość nadwozia, – prędkości ugięcia zawieszenia – dobór parametrów amortyzatora.
Rozpatrywane wielkości odpowiedzi dynamiki opisywać można za pomocą wskaźników, które są liczbowym przedstawieniem omawianych wielkości i służą jako ilościowa miara dla przyjętych kryteriów. Wskaźniki pozwalają na interpretację stanu dynamiki pionowej zawieszenia. Innym sposobem oceny pracy zawieszenia jest przyjęcie kryteriów oceny, które są pojęciem szerszym niż wskaźniki i służą jako miara do oceny danego systemu. Każde kryterium musi mieć jakąś definicję, w której sformułowaniu pomaga przyjęcie wskaźników. Przy ocenie zawieszenia najczęściej w literaturze wykorzystuje się kryteria komfortu lub bezpieczeństwa, dla których definiuje się wskaźniki komfortu (np.
wartość skuteczna przyspieszeń drgań,) lub bezpieczeństwa (np. wskaźnik EUSAMA).
Rys. 1.4 Idea modelu właściwości zawieszenia jako charakterystyki dynamicznej „czarnej skrzynki” dla przejścia sygnałów wejściowych od wejścia h do wyjścia y.
Oprócz sygnałów odpowiedzi dynamiki pionowej do oceny zawieszenia można wykorzystać funkcje przenoszenia y/h (rys. 1.4) pomiędzy wejściem h (wymuszeniem od drogi) a wyjściem y (odpowiedziami dynamiki pionowej na wymuszenie). Dzięki funkcji przenoszenia możliwe jest odtworzenie sygnałów odpowiedzi znając sygnał wymuszenia od drogi. Funkcja przenoszenia określa zachowanie się układu wykonawczego (zawieszenia) dla wymuszeń o określonej częstotliwości.
ℎ 𝑦 𝑦
ℎ
𝜔
15
1.1.2.1 Kryterium i wskaźniki komfortu
Istnieje bardzo wiele opisanych prób określenia ilościowego komfortu. Pojęcie komfortu jest bardzo szerokie i może zawierać w sobie zarówno bodźce wizualne, dźwiękowe, zapachowe jak i mechaniczne. Wszystko zależy do czego ma służyć dana miara komfortu. Komfort można opisać również graficznie podobnie jak piramidę potrzeb Maslowa.
Hierarchie poszczególnych elementów składowych komfortu zaproponował Bubb [3] w 2003 roku, dla którego najważniejszy pod względem komfortu jest zapach i oświetlenie, mniej istotny wpływ mają drgania, potem hałas, a najmniejszy ergonomia i estetyka w stosunku do współczesnych pojazdów. Trudności w jednoznacznym matematycznym opise komfortu powoduje, że trudno zdefiniować samochód idealny o maksymalnym komforcie. Nie można również jednoznacznie określić, która marka samochodów produkuje pojazdy najbardziej komfortowe, jeśli porównuje się pojazdy o podobnej cenie rynkowej.
Rys. 1.5 Piramida komfortu według Bubb’a [3].
W niniejszej pracy pojęcie komfortu zostało ograniczone do wpływu drgań na ciało człowieka. Określenie wpływu drgań na komfort jest bardzo ważnym zadaniem dla rozwoju motoryzacji. Mogąc określić mierzalnymi sygnałami komfort, znając przyczynę dyskomfortu można technicznymi środkami ją minimalizować. Drgania działające na człowieka poruszającego się w pojeździe pochodzą głównie z trzech źródeł:
– drgań silnika (zarówno w zakresie odczuwalnym jak i słyszalnym), – drgań wynikających z wymuszeń od nawierzchni drogi,
– drgań spowodowanych nierównomiernym rozłożeniem masy układu obręcz- opona.
Wykorzystywane w niniejszej pracy miary komfortu związane są głównie z dynamiką pionową. Oznacza to, że dla najprostszego modelu ćwiartki pojazdu drgania działające na człowieka ogranicza się do drgań pionowych karoserii pojazdu. Większość opisanych miar komfortu dla modelu ćwiartki pojazdu bazuje na poszukiwaniu relacji między subiektywnym odczuciem komfortu a pomiarami przyspieszenia pionowego (bodźcami mechanicznymi) od płyty podłogowej pojazdu. Dla oceny komfortu najczęściej wykorzystywanym wskaźnikiem, dzięki jego prostocie, jest pierwiastek kwadratowy uśrednionej po czasie sumy kwadratów przyspieszeń (RMS) oddziaływujących na pasażera/kierowcę opisany w normie ISO 2631:
𝑅𝑀𝑆(𝑎) = √1
𝑇∫ 𝑎2(𝑡)𝑑𝑡
𝑇
0
1.1
Różnorodność wskaźników komfortu obecnych w literaturze opisał i zebrał Knauer [4] w swojej pracy doktorskiej, która uwzględnia wielkości pomiarowe na podstawie których określa się komfort jazdy, charakter wymuszeń i kierunki
16
z których ciało poddawane jest wymuszeniom. Tabela uwzględnia również sposób stworzenia wzoru obliczającego komfort, czy jest on zależny głównie od charakterystycznej częstotliwości, czy kładzie nacisk na wielkość amplitudy i pojedyncze maksymalne wymuszenie.
Tab. 1.1 Koncepcje określania komfortu w zakresie odczuwania drgań zebrane przez Knauer’a [4].
W rzeczywistości okazuje się, że każdy z tych zaproponowanych wskaźników komfortu ma swoje wady i zalety, obszary zastosowania, w których wynik jest bliższy rzeczywistym odczuciom.
Aby móc jednoznacznie opisać ilościowo komfort dla drgań działających na człowieka należałoby stworzyć wskaźnik, który uwzględniałby m. in:
– analizę układu nerwowego człowieka,
– uwzględnienie wartości granicznych dostrzegania bodźca przez człowieka, – uwzględnienie drgań własnych poszczególnych elementów ciała ludzkiego, – preferencje użytkownika wynikające z upodobań.
U człowieka może następować wzmocnienie bądź osłabienie dostrzegania bodźca w zależności od tego, czy jest on stały i niezmienny, czy nagły i informujący o niebezpiecznej sytuacji. Osłabienie bodźca wynika ze zmniejszenia impulsów nerwowych receptorów wysyłanych do centralnego układu nerwowego. Wyniki badań pokazują, że regularny bodziec z czasem jest mniej dostrzegalny. Nie ma zgodności naukowców w określeniu wartości granicznych odczuwania drgań. Wykres na rys. 1.6 pokazuje jak wiele niewiadomych istnieje w tej dziedzinie i jak wiele niepewności jest w bezkrytycznym stosowaniu normy ISO.
Brak możliwości jednoznacznego, dobrego opisu komfortu poprzez wzory, normy powoduje rozbudowaną gałąź badań ankietowych opierających się o przejazdy po torach badawczych przez zawodowych kierowców i następnie analizę statystyczną wyników. Inną gałęzią są badania wieloetapowe, które umożliwiają uzyskać dokładniejsze wyniki i rozbudowanie modeli symulacyjnych o funkcje korelacji pomiędzy sygnałami pomiarowymi (przyspieszeniami) a statystycznymi wynikami z badań ankietowych. Taki rozwój modelu może doprowadzić do ustalenia dokładniejszego modelu człowieka i wzrostu jego przydatności do oceny odczuwania poszczególnych rodzajów drgań.
Kierunki i punkty wymuszeń kinematycznych
Uwzględnienie wymuszeń stochastycznych
Uwzględnienie wpływu pojedynczych
wymuszeń
Wzór sumujący wymuszenia wielopunktowe
Ocena komfortu w
dziedzinie częstotliwości
Uwzględnienie wpływu amplitudy
drgań
Uwzględnienie sekwencyjności
drgań
Współczynnik K (VDI) siedzący człowiek w osiach X, Y i Z
Intensywność drgań aw
(ISO)
Siedzisko- x, y, z Stopy- x, y, z Ręce- z Oparcie- x przechyły wzdłużne przechyły poprzeczne Kąt obrotu osi pionowej
Cucuz
Siedzisko- z Stopy- z Ręce- z
Klingner
Siedzisko- x, y, z Stopy- x, y, z Ręce- z Oparcie- x, y przechyły wzdłużne przechyły poprzeczne Hennecke Siedzisko- z
przechyły wzdłużne
17
Rys. 1.6 Analizy różnych naukowców odnośnie wartości progowej dostrzegania drgań dla poszczególnych częstotliwości wymuszenia [4]
Ciekawą gałęzią badań jest również wykorzystanie sieci neuronowych do ustalania poziomu komfortu [4]. W sieci neuronowej możemy na podstawie znanych wejść i znanego wyjścia określić zależności wagowe pomiędzy poszczególnymi wejściami i ustalić współczynniki wykorzystywane do sumowania poszczególnych składowych wpływających na wynik. W przypadku oceny komfortu pozwala to na określenie zależności wpływu wielkości poszczególnych pomiarów przyspieszeń w danych osiach na ogólną ocenę komfortu, która przykładowo została pierwotnie ustalona na podstawie badań ankietowych. Badania za pomocą sieci neuronowej pozwalają poznać zależności pomiędzy odczuciami komfortu a wymuszeniami bez poznania dokładnie badanego procesu rozpoznawania bodźca i jego wpływu na komfort jazdy.
1.1.2.2 Kryterium i wskaźniki bezpieczeństwa
Kryterium bezpieczeństwa związane jest z kontaktem koła z nawierzchnią drogi. Kontakt koła opisuje się poprzez siły styczne, które określają możliwości graniczne pojazdu podczas hamowania, przyspieszania, zadawania i utrzymania kierunku jazdy. Siły styczne są proporcjonalne do siły nacisku koła i współczynnika przyczepności opona- nawierzchnia drogi. Za stałość nacisku koła na nawierzchnię odpowiedzialne jest zawieszenie pojazdu. Pośrednio można więc dla zawieszenia oceniać bezpieczeństwo poprzez analizę siły nacisku koła na nawierzchnię drogi. W literaturze najczęściej spotyka się dwa wskaźniki bezpieczeństwa jazdy:
– minimalną wartość siły docisku koła do nawierzchni drogi odniesioną do nacisku statycznego (wskaźnik EUSAMA),
– odchylenie standardowe siły docisku koła do nawierzchni czasami odniesione również do nacisku statycznego.
Wartość siły docisku składa się z siły statycznej i dynamicznej. Siła dynamiczna jest zdefiniowana jako odchylenie siły docisku koła od siły statycznej wynikającej z masy pojazdu. Na rys. 1.7 przykładowy przebieg siły docisku koła do nawierzchni drogi podczas eksploatacji.
𝐹𝑧(𝑡)= 𝐹𝑧 𝑠𝑡𝑎𝑡 +𝐹𝑧 𝑑𝑦𝑛(t) 1.2
18
Rys. 1.7 Przebieg siły docisku koła do nawierzchni drogi podczas eksploatacji.
Zakładając, że średnia wartość siły nacisku równa jest sile nacisku statycznego można powiedzieć, że średnia siła dynamiczna jest odchyleniem standardowym siły nacisku koła do nawierzchni [5]:
𝜎𝐹= 𝐹̅𝑧 𝑑𝑦𝑛 1.3
𝜎𝐹 = √1
𝑇∫ (𝐹𝑧(𝑡) − 𝐹̅ )𝑧 2𝑑𝑡
𝑇
0
1.4
Miarą bezpieczeństwa jest stosunek odchylenia standardowego siły docisku do siły statycznej.
𝜎𝐹 𝐹𝑠𝑡𝑎𝑡
1.5
Można charakteryzować bezpieczeństwo zarówno poprzez określenie minimalnej wartości siły nacisku jak i statystycznie poprzez np. wariancję ugięcia opony lub wspomnianej siły dynamicznej koła. Minimalną wartość siły nacisku koła na nawierzchnię drogi wykorzystuje m. in. stanowisko EUSAMA do oceny zawieszenia pojazdu. Niestety w rzeczywistej eksploatacji pojazdu nie ma możliwości pomiaru wprost siły dynamicznej wywieranej na koło. Istnieje jednak możliwość wyznaczania minimalnej siły nacisku poprzez równanie różniczkowe opisujące dynamikę zawieszenia ćwiartki pojazdu. Znając odpowiedzi układu ćwiartki pojazdu i funkcję wzmocnienia (charakterystykę zawieszenia), możliwe jest wyznaczenia sygnału wejściowego do układu (wymuszenia).
W niniejszej pracy zaproponowano współczynnik bezpieczeństwa (WB) obliczany na podstawie sygnałów przyspieszeń masy nieresorowanej i resorowanej oraz znanej wartości parametrów masy resorowanej i nieresorowanej. Poniżej przedstawiono wzory wyznaczające parametr WB.
𝐹𝑑 = 𝑥̈𝑚𝑚 1.6
𝐹𝑀𝑖𝑛= 𝑀(𝑔 + 𝑥̈𝑀) + 𝐹𝑑+ 𝑔 𝑚 1.7
𝑊𝐵𝑐 = 𝐹𝑀𝑖𝑛 𝑔(𝑀 + 𝑚)
1.8
𝑊𝐵 = min(𝑊𝐵𝑐) 1.9
Aby sprawdzić poprawność zaproponowanego współczynnika bezpieczeństwa zbudowano model ćwiartki pojazdu (opisany w podrozdziale 3.3.1.2) w programie Matlab/ Simulink i porównano wartości WB z wskazaniami współczynnika EUSAMA dla każdego pomiaru, a nie jak ma to miejsce podczas badania na stacji diagnostycznej tylko wartości minimalnej współczynnika EUSAMA. Pozwoliło to na ustalenie, że obydwa współczynniki mają te same wartości w każdej chwili pomiarowej. Potwierdzenie tego przypuszczenia zilustrowano na rys. 1.8. Dało to podstawy do
19
porównywania współczynników między sobą, pewności, że na podstawie wskaźnika WB można wnioskować o poziomie bezpieczeństwa pojazdu przy przejeździe po danej nawierzchni.
Rys. 1.8 Porównanie współczynników WB i EUSAMA dla każdego pomiaru podczas symulacyjnego badania na stanowisku EUSAMA.
1.1.2.3 Kryterium i wskaźniki ograniczeń konstrukcyjnych
Trzecim głównym kryterium oceny pracy zawieszenia jest kryterium ograniczeń konstrukcyjnych. Najczęstszymi ograniczeniami konstrukcyjnymi uwzględnianymi w ramach tego kryterium w odniesieniu do dynamiki pionowej są:
– zakres pracy zawieszenia (np. maksymalne ugięcie, całkowity skok),
– wytrzymałość doraźna i zmęczeniowa węzłów przenoszących siły (wprowadzenie sił do nadwozia/ ramy w miejscach mocowania elementów wodzących, amortyzatorów i elementów sprężystych).
Przestrzeń pracy zawieszenia jest ograniczana nie tylko przez całkowity skok ugięcia, ale również przez nieliniową charakterystykę elementów sprężystych zawieszenia- uwzględnienie wpływu odbojnika. Powoduje to, że w maksymalnej pozycji ugięcia zawieszenia występują bardzo duże siły sprężystości uniemożliwiające dalsze ugięcie zawieszenia. Na rys. 1.9 przedstawiono zakres pracy liniowej i nieliniowej zawieszenia pojazdu osobowego i odwzorowanie tego ugięcia w modelu ćwiartki zawieszenia.
Rys. 1.9 Zakres liniowy i nieliniowy pracy zawieszenia na przykładzie sprężyny śrubowej jako elementu sprężystego liniowego i odbojnika (element sprężysty nieliniowy).
0 5 10 15 20 25
70 80 90 100 110 120 130
Porównanie współczynników bezpieczeństwa
czas [s]
[%]
WB EUSAMA
20
Kryterium ograniczeń konstrukcyjnych dotyczy również wymuszenia od nawierzchni drogi, które może wywołać powstanie sił oddziałujących na nadwozie z wartościami, które mogą wystąpić podczas eksploatacji bez uszkodzenia elementów karoserii i zawieszenia.
1.2 Rola tłumienia w kształtowaniu dynamiki pionowej
Dobór parametrów układu dynamicznego w zakresie dynamiki pionowej wpływa na właściwości dynamiczne tego układu a w efekcie na uzyskiwane odpowiedzi. Zmiana sztywności elementu sprężystego w istotny sposób zmienia wstępne ugięcie zawieszenia, ale także częstotliwość drgań własnych. Z punktu widzenia niniejszej pracy istotne jest to jak na właściwości dynamiczne i uzyskiwane odpowiedzi wpływa zmiana wartości tłumienia.
1.2.1 Wpływ tłumienia na funkcje wzmocnienia i charakterystyki czasowe zawieszenia 1.2.1.1 Funkcje wzmocnienia
W analizie zjawisk, w których występują wymuszenia o różnych częstotliwościach bardzo pomocne są funkcje wzmocnienia, które można zastosować do układów o liniowych charakterystykach. Dla oceny zawieszenia stosuje się głównie 3 funkcje wzmocnienia: przyspieszeń, obciążeń dynamicznych (sił nacisku) i ugięć zawieszenia [5, 6]. Jak sama nazwa wskazuje pokazują one, dla jakich częstotliwości sygnał wymuszenia jest wzmacniany na wyjściu, a dla jakich nie.
Dzięki temu widoczne są częstotliwości rezonansowe układu. W zawieszeniu mamy 2 główne częstotliwości rezonansowe: masy resorowanej przy ok. 1,5Hz i masy nieresorowanej przy ok. 12Hz. Zmiana charakterystyki tłumienia zawieszenia pojazdu zmienia funkcję wzmocnienia wymuszeń od nawierzchni drogi dla poszczególnych częstotliwości (rys. 1.10). Zwiększenie tłumienia powoduje zmniejszenie funkcji wzmocnienia w zakresie częstotliwości rezonansowych masy resorowanej i nieresorowanej, i zwiększenie funkcji wzmocnienia pomiędzy zakresami rezonansowymi. Powoduje to, że dla wymuszeń o niskiej częstotliwości około 1,5Hz minimalizacja przyspieszenia nadwozia występuje dla maksymalnego tłumienia, natomiast dla wymuszeń o większej częstotliwości minimalizacja przyspieszenia występuje przy minimalnym tłumieniu amortyzatora (rys. 1.10). W aspekcie maksymalizacji komfortu (minimalizacji przyspieszenia nadwozia) wymuszenia w zakresie rezonansu koła nie mają decydującego znaczenia, ponieważ siedzisko dobrze tłumi wymuszenia powyżej 8Hz. Dzięki temu w rozpatrywaniu komfortu analizuje się najczęściej częstotliwości do 8Hz [5].
Rys. 1.10 Charakterystyka ćwiartki zawieszenia dla wzmocnienia pomiędzy wymuszeniem od drogi a przyspieszeniem nadwozia (strona lewa), siłą nacisku (strona prawa) [5].
1.2.1.2 Charakterystyki czasowe
Dla oceny własności dynamicznych zawieszenia dla wymuszeń o charakterze niestacjonarnym (przejściowym) istotne jest przede wszystkim analizowanie charakterystyk czasowych. Wymuszenia niestacjonarne to wymuszenie skokowe siłowe i kinematyczne, które występują np. przy hamowaniu awaryjnym lub przy przejechaniu uskoku w nawierzchni
21
drogi. Charakterystyki czasowe są również przydatne przy porównywaniu różnych charakterystyk tłumienia lub strategii sterowania tłumieniem dla wymuszeń skokowych (rys. 1.11 ).
Rys. 1.11 Wpływ różnych strategii sterowania tłumieniem na przemieszczenie nadwozia po wymuszeniu skokowym.
1.2.2 Zmienność warunków eksploatacji i parametrów samochodu
Na kształt odpowiedzi układu dynamiki ma wpływ nie tylko funkcja przenoszenia, ale również poziom wymuszeń od drogi. Oznacza to, że na kształt odpowiedzi układu dynamiki mają wpływ warunki eksploatacji (związane z wymuszeniami od drogi) i parametry samochodu (kształtujące funkcje przenoszenia). W aspekcie projektowania algorytmów sterowania tłumieniem zawieszenia warunki eksploatacji opisano dwoma kryteriami:
– zmiennym typem nawierzchni drogi po której porusza się pojazd, – zmienną prędkością przejazdu po tej nawierzchni.
Parametry samochodu mające wpływ na funkcję przenoszenia ograniczono również do dwóch:
– zmienne eksploatacyjne obciążenia pojazdu ładunkiem, – możliwość sterowania zmianą charakterystyki tłumienia.
1.2.2.1 Zmienność rodzajów nawierzchni dróg
Nierówności nawierzchni drogi są w rzeczywistości losowe i nie można ich opisać jedną funkcją. Przejazd pojazdu po losowych nierównościach nawierzchni drogi powoduje poruszanie się zarówno mas nieresorowanych jak ich masy resorowanej. Z punktu widzenia wymuszeń kinematycznych istotne są wymuszenia od drogi, które występują w zakresie drgań rezonansowych układu zawieszenia: częstotliwości drgań własnych kół, nadwozia i zakresu istotnego pod względem odczuć kierowcy pojazdu. W samochodach drgania te występują w przedziale od 0,7 do 15 Hz.
W modelowaniu nawierzchni drogi dla potrzeb dynamiki pionowej najczęściej korzysta się z uproszczonych modeli, które zamiast modelowania nawierzchni 3D są jednowymiarowe (rys. 1.12). Najbardziej znany opis jednowymiarowy drogi proponuje norma ISO 8608. Istnieją również modele trójwymiarowe, które oprócz wysokości nierówności zawierają również np. lokalny współczynnik tarcia. Jest to przydatne np. w rozpatrywaniu przyczepności koła do nawierzchni i aspektów dynamiki poprzecznej i stateczności pojazdu. W modelowaniu dla potrzeb dynamiki pionowej pomija się szerokość opony i nierówności drogi. Styk koła z nawierzchnią traktuje się punktowo lub liniowo (uwzględniając kilka następujących po sobie pomiarów nierówności drogi).
22
Rys. 1.12 Uproszczenia w modelowaniu nawierzchni drogi [7]
Nierówności drogi opisane jednowymiarowo najczęściej są klasyfikowane w literaturze na trzy grupy [8]. Pierwszą i najprostszą postacią jest opis profilu drogi za pomocą pojedynczej funkcji sinusoidalnej. Drugą bardziej złożoną jest funkcja okresowa będąca suma kilkudziesięciu sinusoid o różnej częstotliwości. Trzeci rodzaj opisu nierówności to funkcja losowa nazywana też pseudo-przypadkową, jest ona najbardziej zbliżona do profilu rzeczywistego.
Rys. 1.13 przedstawia m. in. widmo amplitud sygnału w zależności od częstotliwości wymuszenia- dla funkcji sinusoidalnej występuje jeden prążek odpowiadający częstotliwości i amplitudzie, dla funkcji okresowej występuje liczba prążków równa liczbie sinusoid będących składową o amplitudach odpowiadających poszczególnym częstotliwością, natomiast w losowej funkcji nierówności widmo przechodzi z dyskretnego w ciągłe przy dostatecznie dużej liczbie występujących częstotliwości.
Rys. 1.13 Podział przyjmowanych modeli nierówności drogi [8]
W rzeczywistej eksploatacji spotyka się prawie wyłącznie wymuszenia o charakterze nieregularnym- przebiegi sinusoidalne lub okresowe nierówności od drogi należą do rzadkości (droga płytowa). Klasyfikację profili losowych nierówności drogi opisano w normie ISO 8606 [9]. Niestety model nawierzchni drogi zaproponowany w normie nie uwzględnia pojedynczych wymuszeń losowych, które dla oceny komfortu mają często duże znaczenie. Z tego powodu w tej dziedzinie wymagane są zarówno badania symulacyjne jak i eksperymentalne, które w pełni uwzględnią losowy charakter wymuszeń od nawierzchni drogi.
23
1.2.2.2 Wpływ prędkości na zmienność wymuszenia od drogi
W badaniach symulacyjnych, gdy dokonujemy symulacji w czasie, istotnym jest posiadanie sygnału wymuszenia w funkcji czasu h(t), który z informacją o zmienności wysokości profilu drogi h(x) powiązany jest prędkością pojazdu.
Dla przypadku przejazdu ze stałą prędkością związek ten zapisać można w postaci wzoru:
ℎ(𝑡) =ℎ(𝑥) 𝑣
1.10
W modelowaniu nierówności nawierzchni nie używa się częstotliwości w dziedzinie czasu, ponieważ nawierzchnia opisywana jest w funkcji przemieszczenia. Jest to również ważne ze względu na uniezależnienie się od prędkości przejazdu po danej nawierzchni. Rozpatrując długość fali opisujemy nawierzchnię, a nie układ wymuszenia działającego na pojazd jadącego z określoną prędkością. Wzór na częstość kołową wymuszenia od drogi można zapisać w postaci:
𝛺 =2𝜋 𝐿
1.11
gdzie Ω oznacza częstość kołową nierówności drogi, czyli ilość okresów fali dla danej długości opisana w radianach- Ω=2𝜋 oznacza długość fali 1m; L- długość fali nierówności,
Związek pomiędzy częstością kołową nierówności drogi Ω, a częstością kołową wymuszenia od nierówności drogi ω, ma on następującą postać:
𝛺𝑥 = 𝜔𝑡 1.12
Porównując równania 1.11 i 1.12 otrzymamy:
𝜔 = 𝑣𝛺 = 2𝜋𝑣 𝐿
1.13
Przy stałej długości fali nierówności L zwiększenie prędkości jazdy v powoduje wzrost częstości wymuszenia ω definiowanego w funkcji czasu. Na rys. 1.14. zaprezentowano zakres częstości wymuszenia i długości fal nierówności wynikający z częstości drgań własnych pojazdu i prędkości jazdy.
Rys. 1.14 Zakresy częstości wymuszenia i długości fal nierówności wynikające z częstości drgań własnych pojazdu i prędkości jazdy, v1/2π-częstość drgań własnych kół, v2/2π-częstość drgań własnych fotela, v3/2π-częstość drgań własnych nadwozia [5]
24
Na rysunku 1.14 przedstawione zostały zależności pomiędzy v, L i ω w skali logarytmicznej. Zaznaczone na wykresie zostały zakresy częstotliwości rezonansowych dla trójmasowego modelu zawieszenia. W samochodach drgania te występują w przedziale od 0,7 do 15 Hz. Jeśli przyjmiemy za wartości graniczne częstotliwości od 0,5 do 30 Hz, prędkości jazdy od 36 do 180 km/h i zależność 1.7 to istotne w obliczeniach staną się wartości z przedziału 0,3≤L≤100 m. Przyjęcie mniejszych prędkości jazdy oraz długości fal nie miało by większego sensu gdyż drgania były by małe i nie miały by istotnego znaczenia, natomiast większe prędkości jazdy nie są często spotykane.
1.2.2.3 Zmienność masy samochodu
O odpowiedzi zawieszenia decyduje jego charakterystyka (wyrażona funkcją wzmocnienia/transmitancji) oraz wymuszenie. O funkcji transmitancji z kolei decyduje dobór wartości parametrów elementów kształtujących własności dynamiczne zawieszenia – mas resorowanej i nieresorowanej, sprężystości oraz tłumienia zawieszenia i ogumienia.
Wśród tych parametrów najczęściej dochodzić może do zmiany masy resorowanej co wynika z funkcji samochodu – wykonywania pracy przewozowej w odniesieniu do pasażerów lub ładunku. Zmienność ta może być dosyć istotna co zilustrowano na rys. 1.15. Zmiana masy pojazdu osobowego może wynosić dla tylnej osi nawet 80%. Na rys. 1.15 pokazano pomiary masy resorowanej pojazdu badawczego dla różnych sytuacji eksploatacyjnych: pojazd bez dociążenia, pojazd z kierowcą- aż do 5 pasażerów i dociążenia komory ładunkowej bagażem.
Obecnie w pojazdach występuje coraz więcej systemów sterowania, które związane są ze zwiększeniem poziomu bezpieczeństwa aktywnego i komfortu jazdy. Większość z tych systemów wpływa na dynamikę pojazdu. Niestety nie znając masy nadwozia pojazdu, nie można określić dokładnej siły potrzebnej do zmiany zachowania dynamiki pojazdu.
Istnieje zatem potrzeba szacowania masy resorowanej pojazdu podczas eksploatacji, aby możliwe było wykorzystanie tego parametru w systemach sterowania dynamiką pojazdu, np.: dynamiką wzdłużną (system ACC), dynamiką poprzeczną (system ESP) i będącą przedmiotem zainteresowania niniejszej pracy dynamika pionową (np. system VW DCC).
Rys. 1.15 Pomiar masy resorowanej pojazdu badawczego w różnych warunkach eksploatacyjnych. Kolor niebieski i czerwony odpowiada przednim ćwiartkom pojazdu, a kolory zielony i fioletowy tylnym. [10]
Zwiększenie masy resorowanej obniża częstotliwość rezonansową nadwozia i zmniejsza funkcję wzmocnienia wymuszenia od nawierzchni drogi na przyspieszenie nadwozia, ale jednocześnie stawia wymagania zwiększenia siły tłumienia.
