1
Universitatea Transilvania din Braşov
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Departament: Autovehicule şi transporturi
Ing. COJOCARU Vasile Valerian
CERCETĂRI PRIVIND ÎMBUNATĂŢIREA ŢINUTEI DE DRUM
LA AUTOTURISMELE CU TRACŢIUNE PE FAŢĂ
RESEARCHES IN ORDER TO IMPROVE THE
ROADABILITY OF THE FRONT – WHEEL DRIVE AUTOMOBILES
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC,
Prof. univ. dr.-ing. CÂMPIAN Vasile Prof. univ. dr.-ing. NAGY Tiberiu
BRAŞOV
2014
2
MINISTERUL EDUCAŢIEI NAŢIONALE UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
D-lui(D-nei) ………………………………………………………………………………………
COMPONENŢA
Comisiei de doctorat
Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov
Nr. 6841 din 25.09.2014
PREŞEDINTE: Prof. Univ. Dr. Ing. Nicolae ISPAS DIRECTOR –Dep. Did. Autovehicule şi Transporturi Universitatea ,,Transilvania” din Braşov
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof. Univ. Dr. Ing. Tiberiu NAGY Universitatea ,,Transilvania” din Braşov
REFERENŢI: Prof. Univ. Dr. Ing. Minu MITREA Academia Tehnică Militară din Bucureşti
Prof. Univ. Dr. Ing. Victor OŢĂT Universitatea din Craiova
Prof. Univ. Dr. Ing. Anghel CHIRU Universitatea ,,Transilvania” din Braşov
Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 16.12.2014, ora 10.00,
sala NP 7. Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să
le transmiteţi în timp util, pe adresa [email protected]. Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de
doctorat. Vă mulţumim.
3
PREFAŢA
Lucrarea de faţă, prezintă o modalitate de studiu a stabilităţii servomecanismului
de direcţie în scopul corelării distribuitorului cu dinamica cremalierei, îmbunătăţind
comportamentul dinamic al autoturismului, confortul în timpul deplasării, crescând
totodată siguranţa traficului rutier.
Prin conţinut, informaţii, modele matematice şi determinări experimentale, autorul
a adus contribuţii la aprofundarea cunoştinţelor legate de modul în care interacţionează
sistemele de direcţie şi suspensie, iar prin soluţia propusă s-a reuşit îmbunătăţirea
siguranţei circulaţiei autovehiculelor de oraş.
Lucrarea a fost elaborată de către autor sub conducerea ştiinţifică a distinsului
domn prof. dr.-ing. Câmpian Vasile şi continuată de către prof. dr.-ing. NAGY Tiberiu,
prilej cu care doresc să-mi exprim înalta consideraţie pentru orientarea şi exigenţa
ştiinţifică manifestate pe întreaga perioadă a pregătirii şi realizării tezei de doctorat şi să
mulţumesc pentru îndrumările şi observaţiile utile, dar mai ales pentru susţinerea şi
încurajarea de care am beneficiat.
Totodată aduc calde mulţumiri şi deosebit respect domnului Walter Wilhelm
THIERHEIMER - conf. dr.-ing., pentru sprijinul şi colaborarea de care am beneficiat pe
tot parcursul realizării tezei
Mulţumesc cadrelor universitare din colectivul Departamentului de Autovehicule şi
Motoare a Universităţii „Transilvania” din Braşov care mi-au făcut observaţii utile pe tot
parcursul realizării lucrării, pentru sfaturile şi îndrumările acordate.
Mulţumesc personalului de specialitate de la S.C. Elicoptere Ghimbav, S.C.
MAVEXIM S.R.L. Târgovişte, S.C Auto Stop S.R.L. Târgovişte pentru sprijinul tehnic,
ştiinţific, material şi moral acordat în această perioadă de timp.
Nu în ultimul rând mulţumesc familiei pentru efortul direct şi indirect depus, pentru
înţelegere şi răbdare.
4
CUPRINS
Pag. rez. Pag. teză
INTRODUCERE................................................................................................. 8 7 1. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR TEORETICE
ÎN VEDEREA ÎMBUNĂTĂŢIRII ŢINUTEI DE DRUM LA AUTOTURISMELE CU TRACŢIUNE PE FAŢĂ........................................... 9 17
1.1 Construcţia sistemului de direcţie............................................................ 9 18 1.1.1 Clasificarea sistemelor de direcţie..................................................... 10 18 1.2 Cinematica mecanismului de direcţie............................................................ 10 19 1.3 Mecanisme de amplificare............................................................................. 12 23 1.3.1 Sisteme hidraulice de amplificare....................................................... 12 24 1.3.2 Dispozitive de amplificare electrohidraulice...................................... 13 26 1.3.3 Mecanisme de direcţie cu amplificare electrică................................. 14 28 1.4 Obiectivele tezei de doctorat ........................................................................ 15 30 2. ANALIZA INFLUENŢEI SISTEMULUI DE DIRECŢIE
ASUPRA ŢINUTEI DE DRUM A AUTOTURISMELOR...................................... 16 31 2.1 Centrul şi axa de ruliu................................................................................ 16 31 2.1.1 Axa de ruliu............................................................................................. 18 33 2.1.2 Centrul de ruliu în cazul suspensiilor independente............................... 19 34 2.1.3 Centrul de ruliu la punţile cu suspensie bare de torsiune....................... 19 39 2.1.4 Centrul de ruliu în cazul punţii rigide....................................................... 20 40 3. SINTEZA SERVOMECANISMULUI
MECANOHIDRAULICDE DIRECŢIE.................................................................. 23 43 3.1 Sistemul ecuaţiilor de mişcare ale servocomenzii
cu servomecanisme mecanohidraulice SMMH................................................... 24 45 3.1.1 Ecuaţia caracteristicii de debit a distribuitorului............................... 24 45 3.1.2 Ecuaţiile de interacţiune servoelastică............................................... 27 50 3.1.3 Ecuaţia distribuţiei debitelor................................................................ 27 51 3.1.4 Ecuaţia cinematică de legătură inversă.............................................. 28 52 3.1.5 Liniarizarea caracteristicii de debit.
Funcţia de transfer a servocomenzii................................................... 28 53 3.2 Impedanţa servomecanismului şi controlul oscilaţiilor.......................... 28 55 3.3 Controlul autooscilaţiilor servocomenzii
generate de saturaţia debitului.................................................................. 29 58 3.4 Sinteza robustă a servomecanismului de direcţie......................................... 30 65 3.5 Controlul debitului în hidrocilindru................................................................. 30 69 3.6 Comportarea şi indicii pentru aprecierea stabilităţii distribuitorului............... 31 71
3.7 Determinarea analitică a valorii cursei supape regulatorului, la care secţiunea de droselizare corespunde secţiunii diametrului nominal................................................................................................................ 32 77
3.7.1 Hidrologistorul unisens cu scaun de închidere cilindric.................. 32 77 3.7.2 Reducerea schemei bloc şi determinarea funcţiei de transfer......... 33 80 3.7.3 Cercetări numerice privind determinarea curbelor de răspuns la
frecvenţă şi stabilitate sistemului distribuitor - regulator............................. 34 87
5
4. METODICA ŞI APARATURA FOLOSITE LA CERCETAREA EXPERIMENTALĂ.............................................................. 35 89
4.1 Importanţa, scopul şi clasificarea încercărilor........................................ 35 89 4.2 Prezentarea obiectului cercetărilor........................................................... 35 93 4.2.1 Caracteristici constructive şi de greutate
ale autoturismului.................................................................................... 95 4.3 Instalaţia folosită la cercetarea experimentală........................................ 36 97 4.3.2 Aparatura folosită la cercetarea experimentală
şi asamblarea acesteia pe obiectul încercării......................................... 38 101 4.3.3 Sistemul de achiziţie a datelor................................................................ 39 102 4.3.4 Aparate pentru condiţionarea semnalelor............................................... 40 103 4.3.5 Software pentru configurarea sistemului................................................ 43 112 4.3.6 Software pentru analiza şi prelucrarea datelor experimentale……….... 45 114 4.4 Modificări constructive (caracteristici generale)..................................... 46 4.5 Traductoare pentru cercetarea experimentală
a comportării mecanismului de direcţie şi a autoturismului în procesul de rulare......................................................... 48 117
5. ANALIZA NUMERICĂ A STABILITĂŢII
SERVOMECANISMULUI DE DIRECŢIE............................................................ 49 149 5.1 Determinarea curbelor de răspuns la frecventă
şi a stabilităţii sistemului excitator-distribuitor....................................... 49 149 5.2 Impedanţa servomecanismului………...................................................... 51 152 5.3 Influenţa presiunii de alimentare a regulatorului
asupra stabilităţii sistemului..................................................................... 54 158 5.4 Influenţa diametrului pistonului sertar
asupra stabilităţii sistemului..................................................................... 55 159 5.5 Influenţa coeficientului de frecare vâscoasă
a pistonului sertar asupra stabilităţii sistemului...................................... 55 159 5.6 Influenţa saturaţiei debitului
asupra oscilaţiilor servomecanismului..................................................... 56 162 5.7 Sinteza numerică a compensatorului antisaturaţie................................. 57 163 CONCLUZII......................................................................................................... 61 167 6.1 Contribuţii originale................................................................................... 61 172 6.2 Concluzii finale........................................................................................... 63 173 BIBLIOGRAFIE.................................................................................................. 66 199 Anexe
Scurt rezumat (română - engleză)……………………………………………… C.V................................................................................................................
7879
6
CONTENTS
INTRODUCTION..................................................................................................... 8 7 1. THE PRESENT STAGE OF THE THEORETICAL RESEARCHES IN ORDER
TO IMPROVE THE ROAD ABILITY OF THE FRONT-WHEEL DRIVE AUTOMOBILES....................................................................................................... 9 17
1.1 Steering System Engineering......................................................................... 9 18 1.1.1 Classification of Steering Systems.......................................................... 10 18 1.2 Kinematics of The Steering System................................................................... 10 19 1.3 Amplification Mechanisms.................................................................................. 12 23 1.3.1 Amplification Hydraulic Systems............................................................. 12 24 1.3.2 Electrohydraulic Amplification Devices................................................... 13 26 1.3.3 Electrical Amplification Steering Mechanisms....................................... 14 28 1.4 Doctoral Thesis Objectives............................................................................. 15 30 2. THE ANALYSIS OF THE STEERING SYSTEM INFLUENCE OVER THE
AUTOMOBILE ROAD ABILITY.............................................................................. 16 31 2.1 The Roll Centre and the Major Axis................................................................ 16 31 2.1.1 The Major Axis............................................................................................. 18 33 2.1.2 The Roll Centre of Independent Suspensions............................................. 19 34 2.1.3 The Roll Centre of Torsion - Bar Suspension Axles.................................... 19 39 2.1.4 The Roll Centre of the Rigid Axle................................................................ 20 40 3. THE SUMMARY OF THE STEERING MECHANIC-HYDRAULIC SERVO-
MECHANISM........................................................................................................... 23 43 3.1 The Motion Equations System of the Servo-Control with Mechanic-hydraulic
Servo-mechanism ................................................................................................. 24 45 3.1.1 The Equation of the Distributor Device Flow Rate
Characteristic......................................................................................................... 24 45 3.1.2 Equations of Servo-elastic Interaction..................................................... 27 50 3.1.3 The Equation of the Flow Rate Distribution............................................ 27 51 3.1.4 The Cinematic Equation of Reverse Connection.................................... 28 52 3.1.5 The Linearization of Flow Rate Characteristic........................
The Servo-control Transfer Function.......................................................28 53
3.2 The Servo-mechanism Impedance and Oscillation Control........................ 28 55 3.3 The Control of Servo-control Self-Sustained Oscillations Generated by
Flow Rate Saturation ............................................................................................ 29 58 3.4 The Robust Summary of the Steering Servomechanism................................... 30 65 3.5 The Flow Rate Control of Hydro-cylinder........................................................... 30 69 3.6 The Method and Indications for the Evaluation of Distributor’s
Stability..................................................................................................................... 31 71
3.7 The Analytical Determination of Regulator Valve Travel Value, when the Throttling Section Corresponds the Nominal Diameter Section..................................................................................................................... 32 77
3.7.1 The Unidirectional Hydrologister with Cylindrical Shutter Seat.......................................................................................................................... 32 77
7
3.7.2 The Block Diagram Reduction and the Transfer Function Determination......................................................................................................... 33 80
3.7.3 Numeric Researches regarding of Response Curves at Frequency and the Distributor-Regulator System Stability.................................................. 34 87
4. THE METHOD AND THE EQUIPMENT USED FOR THE EXPERIMENTAL
RESEARCH............................................................................................................. 35 89 4.1 The Importance, the Goal and the Tests Classification............................... 35 89 4.2 The Presentation of Researches Object........................................................ 35 93 4.2.1 Engineering and Weight Characteristics of the Automobile ........................ 95 4.3 The Experimental Research Installation........................................................ 36 97 4.3.2 The Equipment used for the Experimental Research and its attachment
on the test object...................................................................................................... 38 101 4.3.3 The Data Acquisition System....................................................................... 39 102 4.3.4 Equipment for Conditioning Signals............................................................. 40 103 4.3.5 System Configuring Software....................................................................... 43 112 4.3.6 Software for Analysing and Processing Experimental Data…..................... 45 114 4.4 Engineering Modifications (General Characteristics) ................................. 46 4.5 Transducers for Experimental Research of the Steering Mechanism
Behaviour and the Automobile Running Process ............................................. 48 117 5. THE NUMERIC ANALYSIS OF STEERING SERVOMECHANISM
STABILITY............................................................................................................... 49 149 5.1 The Determination of Response Curves at Frequency and the
Discharger - Distributor System Stability............................................................ 49 149 5.2 The Servomechanism Impedance….............................................................. 51 152 5.3 The Influence of the Regulator Feed Pressure over the System
Stability................................................................................................................... 54 158 5.4 The Influence of the Valve Piston Diameter over System
Stability................................................................................................................... 55 159 5.5 The Influence of the Valve Piston Viscous Friction Coefficient over the
System Stability..................................................................................................... 55 159 5.6 The Influence of Flow Rate Saturation over Servomechanism
Oscillations............................................................................................................. 56 162 5.7 The Numeric Summary of the Anti-saturation Compensator...................... 57 163 CONCLUSIONS...................................................................................................... 61 167 6.1 Original Contributions..................................................................................... 61 172 6.2 Final Conclusions............................................................................................ 63 173
BIBLIOGRAPHY...................................................................................................... 66 199
Short abstract (romana/engleza) …………………………………………...........................
78
C.V......................................................................................................................... 79
8
INTRODUCERE
Automobilele în general şi autoturismele în special au cunoscut o evoluţie
spectaculoasă într-o perioadă de timp relativ scurtă a istoriei civilizaţiei. Istoria
automobilului a cunoscut o perfecţionare continuă ajungându-se la soluţii deosebit de
ingenioase, care asigură o fiabilitate ridicată şi o bună siguranţă traficului rutier.
Ţinuta de drum în general respectiv stabilitatea şi maniabilitatea în special, au
atras atenţia constructorilor de autovehicule relativ târziu, după realizarea primelor
autovehicule, aceasta explicându-se prin faptul că performanţele acestora erau încă
destul de scăzute, iar importanţa siguranţei circulaţiei din traficul rutier, redusă.
Problemele practice ale stabilităţii şi maniabilităţii autovehiculelor au apărut mai
întâi, în cazul automobilelor de curse.
Studiului ţinutei de drum i s-a acordat şi i se acordă o atenţie deosebită, lucru
evidenţiat şi în literatura de specialitate.
În ultimii ani, mecanismul de ghidare al roţii s-a dezvoltat foarte mult, atât tehnic
cât şi calitativ, făcându-şi apariţia noi soluţii constructive de mecanisme de direcţie
hidraulice pe piaţa construcţiilor de autoturisme. Astfel, rezultă necesitatea optimizării
funcţionării regulatorului hidraulic al mecanismului de direcţie, ca răspuns la cerinţele
impuse de confortul şi siguranţa în traficul rutier la deplasarea autoturismelor.
Limitele cercetării sunt impuse de cerinţele de robusteţe şi stabilitate, care
trebuiesc îndeplinite de regulatorul mecanismului de direcţie, precum şi de nivelul
tehnologic prevăzut pentru fabricaţie.
Căile de lucru adoptate, în cercetarea mecanismului de direcţie la autoturisme
sunt în directă dependenţă cu posibilităţile teoretice şi experimentale de cercetare, a
comportamentului dinamic al autoturismului, avute la dispoziţie.
Elaborarea modelelor analitice utilizate în cercetarea stabilităţii mecanismului de
direcţie, presupune determinarea datelor ce caracterizează variaţia în timp a forţelor şi
momentelor exterioare dar şi a proprietăţilor elementelor componente.
9
CAPITOLUL 1
STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR TEORETICE
ÎN VEDEREA ÎMBUNĂTĂŢIRII ŢINUTEI DE DRUM
LA AUTOTURISMELE CU TRACŢIUNE PE FAŢĂ
Sistemul de direcţie este unul din mecanismele principale ale autovehiculelor care
are un rol hotărâtor asupra ţinutei de drum şi a siguranţei circulaţiei, mai ales în condiţiile
creşterii continue a parcului de automobile şi a vitezei de deplasare a acestora.
1.1 Construcţia sistemului de direcţie
Constructiv sistemul de direcţie conţine următoarele elemente:
- mecanismul de acţionare sau comandă a direcţiei, care serveşte la
transmiterea mişcării de la volan la levierul de direcţie;
- transmisia direcţiei, cu ajutorul căreia mişcarea levierului de direcţie este
condusă la fuzetele roţilor.
1.1.1 Clasificarea sistemelor de direcţie
-
Fig. 1.2 Punte cu roţi independente
1 - volan; 2 - axul volanului; 3 - mecanismul de direcţie; 4 - levierul de comandă a direcţiei; 5 - bara de conexiune; 6 - levierul condus; 7 - barele de comandă; 8 - braţul fuzetei; 9 - pivot; 10 - fuzeta
Fig. 1.1 Punte rigidă
1 - volan; 2 - axul volanului; 3 - melc globoidal;4 - rola; 5 - levierul de comandă al direcţiei; 6 - bara longitudinală; 7 - bara transversală; 8 - levierele fuzetelor; 9 - fuzeta; 10 - pivot; 11 - braţ fuzetă;12 - punte
10
După tipul punţii, se deosebesc sisteme de direcţie pentru punţi rigide la care
schema cinematică este prezentată în figura 1.1 şi sisteme de direcţie pentru
punţi cu roţi independente ale căror scheme cinematice sunt prezentate în figura
1.2.
După locul de dispunere a mecanismului de acţionare a direcţiei, se deosebesc:
sisteme de direcţie pe dreapta şi
sisteme de direcţie pe stânga.
După locul unde sunt plasate roţile
de direcţie, avem cu roţile
directoare în faţă, spate sau cu roţi
directoare la ambele punţi;
După tipul mecanismului de
acţionare, se clasifică în funcţie de
raportul de transmitere: cu raport
de transmitere constant şi cu raport de transmitere variabil, în funcţie de tipul
mecanismului: cu angrenaje melcate, cu şurub şi piuliţă şi cu manivelă, cu roţi
dinţate, în funcţie de tipul comenzii:
mecanică, hidraulică şi mecanică cu
servomecanism.
După particularităţile transmisiei direcţiei:
trapezul de direcţie poate fi dispus în
raport cu puntea din faţă: anterior sau
posterior cu bară transversală
nedemontabilă sau demontabilă.
1.2 Cinematica mecanismului de direcţie
Tipul casetei de direcţie şi poziţia acesteia pe autovehicul, calculul lungimii reale a
bieletei u0, figura 1.3, şi unghiul braţului portfuzetă din figura 1.8 creează anumite
probleme în cazul suspensiei independente. Dispunerea coloanei volan influenţează
poziţionarea casetei de direcţie şi a modului de acţionare a acestuia. Dacă deviază de la
orizontală cu unghiul , atunci este necesar un arbore intermediar de asemenea înclinat
cu unghiul , figura 1.4. Articulaţia T dinspre interior, a bieletei cu levierul de direcţie,
Fig. 1.4 Poziţia levierului de direcţie
Fig. 1.3 Dispunerea spaţială a bieletei de direcţie
11
descrie un arc de cerc spaţial influenţat de unghiul în momentul bracării roţii.
Extremitatea exterioară U a bieletei, care
face legătura cu braţul fuzetei, se găseşte
pe axa de rotaţie care este înclinată
înspre interior, figura 1.5 cu unghiul de
înclinare transversală a pivotului 0 şi
înspre înapoi cu unghiul de fugă
(înclinare longitudinală), figura 1.4. Acest
punct descrie în timpul mişcării un alt arc de cerc, dispus spaţial.
În cazul suspensiei independente, figura 1.3, bieleta UT este înclinată spaţial.
Proiecţia u’ sau unghiul trebuie determinate în proiecţia văzută din spate. Din vederea
de sus sunt importante distanţa d şi unghiul 0 . Proiecţiile în cele două plane sunt u1 şi
u2. Lungimea bieletei este: 2 2 20 'u u c d .
În cazul punţii rigide, punctele T şi U, reprezentate în figura 1.4, ale bieletei îşi
modifică poziţia relativă unul faţă de celălalt, funcţie de mişcările roţii, pe orizontală şi
verticală. Acest lucru se datorează mişcărilor pe direcţii diferite ale levierului de direcţie
faţă de braţul fuzetei. Traiectoria după care se realizează mişcarea depinde de înclinarea
casetei de direcţie şi de punctul U rezultat din înclinarea axei pivotului EG, spre
exemplu înclinarea transversală şi longitudinală a pivotului. Văzut din spate, punctul
T ce realizează legătura bieletei cu caseta de direcţie se deplasează paralel cu solul, în
timp ce punctul U descrie un arc de cerc oblic cu raza k, figurile 1.5 şi 1.6. Prelungirea
bieletei de direcţie UT trebuie să se intersecteze cu centrul virtual de rotaţie P, figura 1.6.
Acest lucru este necesar în cazul suspensiei independente pentru a se putea determina
centrul de ruliu al caroseriei Ro. Astfel,
calculul unghiului şi al unghiului al
levierului de direcţie trebuie realizat
astfel încât atunci când roţile sunt virate,
curba descrisă să fie cât mai mică, figura
1.8. Îndeplinirea acestei condiţii este
dificilă datorită frecvenţelor modificări de
poziţie a roţilor în timpul deplasării, a
flexibilităţii longitudinale şi a oscilaţiilor verticale.
Fig. 1.5 Legătura dintre bieletă şi braţul fuzetei
Fig. 1.6. Punctele şi direcţia de mişcare necesare pentru determinarea lungimii şi a poziţiei bieletei de direcţie
12
1.3 Mecanisme de amplificare
În ultimii ani aceste mecanisme sunt din ce în ce mai utilizate la autoturisme,
datorită creşterii greutăţii pe puntea faţă pe de o parte şi tendinţa realizării uşurinţei în
manevrare pe de altă parte. Cu excepţia unor autovehicule de clasă foarte mică,
mecanismele de amplificare pot fi opţionale sau, de cele mai multe ori ca echipare
standard.
Mecanismele de direcţie cu acţionare mecanică stau la baza instalaţiilor de
direcţie asistate, profitând de avantajul legăturilor mecanice între volan şi roată, cu toate
componentele păstrate, cu sau fără echipament auxiliar de amplificare. Forţele aplicate
volanului de către conducătorul auto sunt sesizate de un sistem de măsură, localizat pe
coloana volan sau în zona de intrare a acesteia în mecanismul de direcţie ce va
introduce forţe suplimentare în sistem. Amplificarea forţelor este limitată după o curbă
caracteristică (caracteristică de supapă) sau familie de curbe, funcţie de mărimea
momentului de rotaţie al volanului dacă se iau în considerare şi alţi parametri, precum
viteza de deplasare. Multiplicarea forţei la nivelul mecanismului de direcţie, în acest mod,
contribuie la reducerea reacţiei roţii pe sol realizând un contact mai bun între roată şi sol.
1.3.1 Sisteme hidraulice de amplificare
Mecanismele cu asistare hidraulică sunt cele mai utilizate. Servomecanismul ce
întrebuinţează lichidul sub presiune pentru a spori efectul de amplificare a forţei este
destul de sofisticat, dar foarte avantajos în ceea ce priveşte costurile, spaţiul necesar şi
greutatea. La utilizarea amplificatoarelor hidraulice, perturbaţiile produse de suprafaţa
drumului şi implicit efectul vibraţiilor unghiulare resimţite de către mecanismul de direcţie
sunt reduse considerabil, mai ales la nivelul ansamblului pinion-cremalieră. Acest fapt
poate fi atribuit proprietăţii de auto-amortizare a sistemului hidraulic. De altfel, atenuarea
vibraţiilor se poate realiza şi cu ajutorul unui amortizor montat între carcasa
mecanismului de direcţie şi tija cremalierei.
Sistemele hidraulice funcţionează cu ajutorul unei pompe de lichid hidraulic ce
este antrenată direct de motor şi debitează în mod constant presiune. Deoarece
mecanismele hidraulice generează permanent un debit şi presiune suficient de mari
pentru a satisface manevrele extreme de virare, chiar şi în condiţii de turaţie redusă a
motorului, sunt necesare supape pentru controlul debitului. Acestea limitează debitul de
alimentare la aproape opt litri pe minut pentru a preveni pierderile hidraulice care ar
apărea la turaţii mari ale motorului. Funcţie de schema constructivă a instalaţiei de
13
direcţie şi concepţia pompei, este de aşteptat la un consum de carburant suplimentar,
cuprins între 0.2 şi 0.5 litri la suta de kilometri.
Sistemul hidraulic de amplificare din figura 1.7 este compus din: 1 - pompa
hidraulică acţionată de
motor prin intermediul unei
curele trapezoidale; 2 -
conducta de
retur; 3 - circuit de răcire; 4 -
conducte de înaltă presiune,
de la supapa regulatorului la
pompă; 5 - mecanismul de
direcţie; 6 - bloc supape; 7,
8 - circuite de presiune spre
cilindrul de lucru; 9 -
coloana volan cu arbore intermediar; 10 - volan.
Lichidul hidraulic sub presiune ajunge din pompa 1 prin intermediul conductei de
înaltă presiune 4 şi a circuitului de răcire 3 direct în distribuitorul mecanismului de
direcţie prin blocul regulatorului 6 localizat în carcasa pinionului. Aici, funcţie de sensul
rotirii volanului şi a forţelor de rezistenţă la roţi are loc distribuirea lichidului în cilindrul
drept 7 sau stâng 8 al mecanismului de direcţie 5. Un piston diafragmă localizat la nivelul
cremalierei separă cele două camere de presiune. Diferenţele de presiune la nivelul
suprafeţelor active ale pistonului generează forţa axială dorită FPi care are valoarea:
,2 ,1pi hid hid piF p p A (1.1)
unde Api reprezintă suprafaţa efectivă a pistonului, în cazul de faţă diferenţa dintre
piston şi suprafaţa cremalierei, iar phid1 şi phid2 reprezintă presiunile ce acţionează pe
suprafaţa de lucru a pistonului diafragmă.
1.3.2 Dispozitive de amplificare electrohidraulice
În cazul mecanismelor de amplificare electrohidraulice, pompa hidraulică
antrenată de motor este înlocuită de o pompă acţionată electric.
În figura 1.8 se prezintă ansamblul sistemului electrohidraulic. Pompa acţionată
electric, creează presiunea hidraulică în sistem, care este gestionată electronic, astfel că
în cazul în care nu este necesară o suplimentare de forţă, alimentarea cu lichid hidraulic
este redusă. Sistemul electrohidraulic este compus din: 1 - pompa acţionată electric
Fig. 1.7. Sistemul hidraulic de amplificare.
14
(cuprinde şi rezervorul); 2 - conducta de legătură cu regulatorul mecanismului de
direcţie; 3 –mecanismul de direcţie cu pinion şi cremalieră; 4 – bloc regulator-distribuitor.
Elementul generator de presiune este conceput ca o unitate modulară şi poate fi
acţionat de orice motor electric de curent continuu, cu sau fără perii, iar pompa va
alimenta circuitul cu diferite volume de lichid hidraulic, de la 1.25 până la 1.75
cm3/rotaţie, funcţie de necesitate.
1.3.3 Mecanisme de direcţie cu amplificare electrică
Înlocuirea sistemului hidraulic sau cel mecanic de amplificare a forţei cu un motor
electric oferă avantaje suplimentare în ceea ce priveşte greutatea şi spaţiul ocupat, în
comparaţie cu primele,
datorită eliminării
componentelor hidraulice. Un
alt avantaj constă într-o gamă
mult mai largă a suplimentării
forţei, datorită analizei unui
sigur parametru şi anume
semnalul electric.
Dispozitivul electric de
amplificare poate fi montat pe
coloana volan, pe pinion sau
pe cremalieră. Sarcina pe mecanism şi forţa maximă la nivelul cremalierei sunt în funcţie
de soluţia constructivă şi au valori cuprinse între 6 kN sau 10 kN.
Fig. 1.8. Sistemul de gestiune
Fig. 1.9 Coloana volan cu dispozitiv electric de amplificare
15
1.4. Obiectivele tezei de doctorat
Luând în considerare aspectele prezentate mai sus, lucrarea îşi propune
următoarele obiective:
1. Elaborarea unor modele matematice originale, pentru a putea simula funcţionarea
soluţiei propuse şi a celei clasice în condiţii de laborator pe stand, poligon respectiv
în condiţii reale de drum; astfel se vor urmării simulări prin modele de calcul a
condiţiilor variate de funcţionare a servomecanismului de direcţie;
2. Stabilirea unui ciclu de încercare specific care să permită studiul stabilităţii
sistemului tehnic defalcat pe diferite categorii constructive de funcţionare;
Efectuarea de încercări experimentale în condiţii reale şi de reproductibilitate cât
mai bune, fără ca factorii de mediu (temperatura, presiunea atmosferică, umiditatea
relativă a aerului) să influenţeze rezultatele încercărilor experimentale;
Determinarea şi compararea caracteristicilor de stabilitate-maniabilitate ale
autoturismului supus probelor de încercare experimentală, echipat atât cu soluţia
propusă cât şi standard;
3. Realizarea studiului numeric de sinteză a stabilităţii pe modelele matematice privind
influenţa caracteristicilor geometrice ale pistonului sertar asupra stabilităţii
mecanismului de direcţie şi implicit asupra procesului de virare pentru determinarea
unor configuraţii dimensionale şi geometrice optime;
4. Realizarea unui compensator astfel încât sistemul în buclă închisă să fie asimptotic
stabil şi să aibă loc reglarea asimptotică, fără a provoca instabilitatea sistemului;
Configurarea regulatorului automat şi determinarea performanţelor soluţiei propuse
pentru viteze variabile de acţionare asupra volanului;
5. Descrierea comportării sistemului şi comutaţiei la încercări cu vâscozităţi diferite ale
lichidului de lucru, presiuni diferite, cu diametre diferite ale pistonului sertar, la o
poziţie oarecare a cremalierei mecanismului de direcţie, şi indicarea problematicii
de funcţionare defectuoasă, precum şi determinarea unor măsuri structurale care
să permită reducerea erorilor;
6. Validarea rezultatelor cercetărilor teoretice prin compararea cu rezultatele obţinute
pe cale experimentală şi determinarea indicilor de corelare aferenţi dar şi stabilirea
de concluzii şi recomandări utile, care să poată fi luate în considerare de factorii de
decizie competenţi pentru optimizarea condiţiilor de stabilitate a mecanismului de
direcţie şi de siguranţă a autoturismului.
16
CAPITOLUL 2
ANALIZA INFLUENŢEI SISTEMULUI DE DIRECŢIE ASUPRA
ŢINUTEI DE DRUM A AUTOTURISMELOR
2.1 Centrul şi axa de ruliu
În conformitate cu standardul ISO 8855 (DIN 70000), centrul de ruliu Ru al
caroseriei este situat în planul vertical de simetrie al autoturismului la nivelul punţii, figura
2.3, iar dacă forţele transversale, pe direcţia y, sunt exercitate la nivelul elementelor
elastice ale suspensiei, caroseria nu mai descrie unghiuri cinematice de ruliu.
În diagrama din figura 2.1 se poate observa modificarea poziţiei de aşezare a
unei roţi, măsurată la puntea motoare şi puntea nemotoare a unui autoturism. Forma
curbei arată că în cazul punţii motoare centrul de ruliu se află la un nivel mai scăzut.
Centrul de ruliu este punctul din centrul vehiculului (văzut din faţă) şi în planul
punţii (văzut din lateral) în jurul căruia masa suspendată se roteşte la acţiunea forţelor
transversale şi totodată la acest nivel forţele
de reacţiune sunt transferate de la punţi la
caroserie. Cunoscând caracteristica de
modificare a poziţiei de aşezare a unei roţi,
centrul de ruliu al caroseriei este punctul
Ru, situat în planul longitudinal al vehiculului
a cărui normală intersectează tangenta AB
la curba de modificare a poziţiei de aşezare
a roţii în centrul de contact a acesteia.
Înălţimea centrului de ruliu hRu,f pentru
puntea din faţă sau hRu,s pentru puntea
spate poate fi determinată în acest mod
folosind mărimile s şi b raportată la
tangentă luând în considerare toate
elasticităţile din sistem, figura 2.2, astfel:
Fig. 2.1 Variaţia ecartamentului
17
,,,
,
; tan ,4 0.5
u
u
R f sf sR f s
f s
hbb bh
s s b
(2.1)
de unde înălţimea centrului de ruliu faţă de roată
va fi:
- pentru puntea faţă: 2f
fR
b
s
bh
u
(2.2)
- pentru puntea spate: 2s
sR
b
s
bh
u
(2.2’)
Dacă bf = 1400 mm, b = 6 mm pentru
fiecare roată şi s = 40 mm atunci
1052
1400
40
6fRu
h
Rezultatele modificărilor de poziţie a roţii
sunt redate în figura 2.3. Modificarea
convergenţei datorată mişcării verticale a roţii
indică un efect de ruliu la nivelul punţii spate, în
timpul curbei, care tinde să subvireze vehiculul.
Cu cât poziţia centrului de ruliu este mai
scăzută cu atât se reduce transferul dinamic la
nivelul benzii de rulare a pneului, permiţând
autovehiculului un comportament subvirator
mai accentuat.
Mărimea ecartamentului creşte odată cu
creşterea sarcinii pe punte şi cu atât mai
înclinată devine normala la tangentă, rezultând
o poziţie mai înaltă a centrului de ruliu faţă de
sol. Totuşi, în cazul unor variaţii reduse ale
ecartamentului, Ru este localizat foarte puţin
deasupra solului sau chiar pe sol dacă
tangenta AB este orizontală. Modificarea
simultană a poziţiei orizontale la ambele roţi,
permite ca înălţimea centrului de ruliu să se determine în acelaşi mod, dar se ia în
considerare doar jumătate din variaţie b/2. Ecuaţia are forma:
4,
,sf
sfR
b
s
bh
u
(2.3)
Fig. 2.2 Înălţimea centrului de ruliu hRuf,s
Fig. 2.3 Cinematica semipunţii spate
18
În figura 2.4 tangentele duse la partea
superioară a curbelor de variaţie a roţilor sunt
totdeauna verticale atunci când suspensia se comprimă
sub sarcină, rezultând o scădere a poziţiei centrului de
ruliu, ceea ce caracterizează în general suspensia de
tip mecanismul McPherson. În cazul suspensiei cu
două braţe înălţimea punctului Ru se modifică mai puţin
funcţie de sarcină. Acelaşi lucru se întâmplă şi în cazul
punţilor din spate, figurile 2.1 şi 2.4. Datorită
deplasărilor laterale ale roţilor, centrul de ruliu al
caroseriei nu se află în planul median longitudinal al
vehiculului în cele mai multe cazuri.
2.1.1 Axa de ruliu
Poziţia centrului de ruliu la nivelul punţii faţă respectiv spate şi linia ce uneşte
aceste două puncte, numită axa de ruliu CC şi prezentată în figura 2.5, are un rol
important în ceea ce priveşte ţinuta de drum a autovehiculului în general şi
manevrabilitatea în special. Înălţimea centrului de ruliu la nivelul punţilor determină
diferenţele de sarcină pe fiecare roată a fiecărei punţi şi de aici proprietăţile de virare ale
autovehiculului, ţinând seama de caracteristicile anvelopelor, dar şi de caracteristicile
suspensiei care sunt deosebit de importante în ceea ce priveşte confortul în cazul unei
modificări unilaterale a sarcinii. Poziţia centrului de ruliu depinde de asemenea de
dispunerea spaţială a articulaţiilor mecanismului de suspendare a roţii, adică centrul de
ruliu se va afla în planul vertical de
simetrie a vehiculului doar în cazul în care
mişcările roţilor sunt identice atât pe
orizontală cât şi pe verticală, în caz
contrar, la viraje obţinem un efect nedorit
la nivelul direcţiei. Dacă centru de ruliu
coboară odată cu mişcările simetrice ale
roţilor se favorizează ameliorarea acestui efect negativ. Modificarea înălţimii centrului de
ruliu în timpul dezbaterii suspensiei reprezintă un compromis între: bracarea indusă, care
nu este critică pentru comportamentul dinamic al autovehiculului; rigiditatea
mecanismului de suspensie; variaţia unghiului de cădere; forţele de rezistenţă la nivelul
caroseriei; poziţia axei de ruliu.
Fig. 2.4 Centrul de ruliu dispus median şi în planul punţii
Fig. 2.5 Poziţia centrului de ruliu la cele două punţi
19
2.1.2 Centrul de ruliu în cazul suspensiilor independente
Înălţimea p a centrului instantaneu de
rotaţie P determină poziţia centrului de ruliu al
caroseriei Ru, figura 2.6.
Dacă P este situat deasupra solului atunci
şi Ru va fi deasupra solului. După cum se vede în
figura 2.2 tangenta dusă în punctul de zero al
curbei de modificare a ecartamentului variază cu
unghiul faţă de verticală. Cu toate acestea
variaţia ecartamentului depinde de mărimea distanţei q, dintre centrul instantaneu de
rotaţie P şi centrul petei de contact al anvelopei cu solul W, figura 2.6. Cu cât distanţa q
este mai mare, cu atât curba de variaţie a ecartamentului este mai puţin pronunţată. În
continuare sunt redate unele modalităţi pentru determinarea în mod grafic a înălţimii hRu
şi a distanţei p. Distanţa q dintre centrul instantaneu de rotaţie P şi centrul petei de
contact W se calculează cu relaţia:
,
2f s
Ru
p bq
h
(2.4)
2.1.3 Centrul de ruliu la punţile cu suspensie bare de torsiune
În acest caz centrul de ruliu se află la nivelul lagărelor de sprijin O ale elementelor
elastice de torsiune, figura 2.19, puncte în care se anulează forţele laterale. Pe de altă
parte, cinematica centrului de ruliu determină modificarea unghiului de cădere şi
convergenţă. Datorită braţelor de torsiune ale
suspensiei, mişcarea roţii în timpul virării se
face ca şi în cazul mecanismului de suspensie
multibraţ, în jurul liniei ce uneşte Oss cu Osd
având centrul în SM, figura 2.20.
Fig. 2.6 Determinarea prin metoda grafică a mărimii hRu şi p în cazul suspensiei cu două
braţe şi suspensiei multibraţ.
Fig. 2.19 Dispunerea centrului de ruliu pe verticală
20
În cazul mecanismelor cu bare de torsiune, figura 2.19, forţele laterale sunt
preluate de cele două braţe longitudinale. Înălţimea punctului de articulaţie O determină
înălţimea centrului de ruliu. Poziţia punctului O depinde de lungimea braţului lb şi unghiul
pe care îl face cu orizontala.
Determinare înălţimii centrului de ruliu
hRus în jurul căruia caroseria se înclină
datorită influenţei forţelor centrifuge care
acţionează asupra centrului de masă al
autovehiculului în cazul suspensiei cu bare
de torsiune este prezentată în figura 2.20.
Centrul virtual de rotaţie P se află la
intersecţia axei de simetrie a punţii cu
prelungirea segmentului ce uneşte punctul O
şi trece prin centrul SM aflat la mijlocul barei
de torsiune, figura 2.20 poziţia a. Centrul virtual de rotaţie se transpune în vederea din
spate, figura 2.20 poziţia b, până la nivelul aceleiaşi axe de simetrie. Punctele P astfel
obţinute se unesc cu centrul petei de contact al roţii opuse Wsd, iar intersecţia
segmentelor PWsd coincide cu intersecţia planului longitudinal de simetrie a
autovehiculului, definind astfel centrul de ruliu.
Poziţia centrului SM influenţează variaţia unghiului de cădere şi a unghiului de
fugă în timpul comprimării-destinderii suspensiei, ca raportul dintre dimensiunea arcului
şi a amortizorului.
2.1.4 Centrul de ruliu în cazul punţii rigide
În cazul punţilor rigide, forţele laterale sunt preluate de cel mult două puncte.
Centrul de ruliu al caroseriei poate fi determinat doar în unele situaţii, folosind teoria
lanţurilor cinematice. Astfel, se vor aplica cu
întâietate legile staticii în raport cu punctul de
fixare al elementului elastic lamelar la caroserie.
Dacă puntea rigidă este fixată la caroserie
prin elemente elastice, arcuri foi, forţa laterală se
concentrează la nivelul foii principale iar centrul
de ruliu Ru se află la mijlocul dintre cele două foi principale, indiferent de soluţia de
montare a arcului deasupra sau sub punte, figura 2.21.
a
b
Fig. 2.20 Determinarea centrului de ruliu la suspensia cu bare de torsiune
Fig. 2.21 Montarea elementului elastic
lamelar pe şi sub punte
21
Sub sarcină, pentru a-l menţine la un nivel acceptabil de aplatizare, arcul este
montat la partea inferioară a punţii, în cazul
autoturismelor şi pe punte, în cazul utilitarelor.
Montarea arcului deasupra punţii oferă avantajul
că bridele de fixare nu sunt supuse unor solicitări
suplimentare.
În cazul în care forţele laterale sunt
preluate de o bară tip Panhard, centrul de ruliu al
caroseriei va fi localizat la intersecţia dintre bara
Panhard cu planul longitudinal de simetrie al
autovehiculului şi nu la mijlocul barei Panhard,
figura 2.22. La viraje, poziţia barei se modifică şi
odată cu aceasta poziţia centrului Ru. În
cazul în care puntea rigidă are ataşate la
caroserie două braţe ce sunt legate între
ele printr-o articulaţie care preia forţele
laterale, fiind denumită legătură Watt şi are
drept scop împiedicarea devierii laterale a
punţii, figura 2.23. Comprimarea şi
destinderea suspensiei obligă levierul de
legătură să se rotească în jurul propriei
articulaţii de prindere ce se află fixată pe
punte, care devine astfel centrul de ruliu.
Perechea de leviere Watt şi bara Panhard pot fi înlocuite cu un braţ tip Δ, care va
transfera forţele longitudinale şi transversale spre caroserie, figura 2.24. Spre deosebire
de soluţia constructivă cu bară Panhard,
centrul de ruliu Ru este fix şi nu variază ca
poziţie funcţie de sarcină.
Urmare a braţului de tip Δ este
soluţia constructivă cu două braţe de
suspensie dispuse sub un unghi ξ unul
faţă de celălalt, care pot prelua şi forţele
laterale, figura 2.25 a. În acest caz
intersecţia prelungirii braţelor superioare,
figura 2.25 a, determină centrul
Fig. 2.22 Soluţia cu bară Panhard pentru
preluarea forţelor laterale de reacţie
Fig. 2.23 Legătura Watt la puntea spate a unui
autoturism
a
b
Fig. 2.24 Punte rigidă cu braţ longitudinal de tip Δ a - vedere de sus, b - vedere din spate
a b
Fig. 2.25 Punte rigidă cu două braţe longitudinale dispuse sub un unghi
a - vedere de sus, b - vedere din lateral
22
virtual de rotaţie P1 care este translatat în vederea laterală, figura 2.25 b. Dacă braţele
inferioare sunt paralele se trasează din P1 o linie paralelă cu aceste braţe iar intersecţia
cu planul transversal de simetrie al punţii ne dă centrul de ruliu Ru, figura 2.25 b.
Dacă braţele superioare sunt paralele atunci punctul P1 va fi la .
Spre deosebire de punţile rigide cu două braţe longitudinale dispuse sub un unghi,
în cazul construcţiilor cu trei puncte de sprijin, numite şi pivotante în direcţie
longitudinală, forţele laterale sunt preluate de legătura frontală Or şi suporţii laterali,
figura 2.26.
Centrul de ruliu al caroseriei este la aceeaşi înălţime cu cele trei puncte de sprijin
ale punţii la caroserie. Dacă în locul celor doi suporţi se montează o bară Panhard,
forţele sunt preluate la nivelul punctului Os. În vederea de sus se observă forţele de
reacţie Fo,y şi FT,y. Forţele laterale Fy,w,e şi Fy,w,i sunt transmise de la punte la caroserie
prin intermediul trompelor punţii şi a barei Panhard. Centrul de ruliu al punţii Rus se află
pe linia ce uneşte punctele T şi Os din vederea de sus. Dacă bara Panhard este
poziţionată sub un anumit unghi faţă de orizontală trebuie calculată înălţimea punctului
pe axa mediană în vederea din spate şi apoi transpusă în vederea de sus.
a b
Fig. 2.26 Punte rigidă cu trei puncte de sprijin: a - vedere de sus, b - vedere din spate
23
CAPITOLUL 3
SINTEZA SERVOMECANISMULUI
MECANOHIDRAULIC DE DIRECŢIE
În acest capitol sunt prezentate problemele legate de modelarea matematică a
SMMH, din perspectiva utilizării acestora în servocomenzile mecanismelor de direcţie ca
elemente de control servoelastic. De asemenea, în accepţiunea acestei lucrări, controlul
poate fi considerat şi alegerea prin analiză de sistem a unor valori adecvate ale
parametrilor mecanici şi hidraulici ai servocomenzii, valori care să diminueze riscul de
amorsare a autooscilaţiilor, în cazul de faţă, a autooscilaţiilor de saturaţie a debitului.
Servocomanda se constituie în fapt din servomecanism şi sarcina acţionată, esenţială în
această situaţie fiind componenta inerţială a sarcinii.
Se disting, pentru început, câteva detalii referitoare la definirea sistemului de
ecuaţii ale servocomenzii, a funcţiei de transfer respectiv a funcţiei de impedanţă a
servomecanismului, cu relevarea importanţei acesteia din urmă în controlul elementelor
de comandă ale mecanismului de direcţie.
Astfel se consideră soluţia constructivă, propusă în lucrare, ca fiind o aplicaţie de
control activ servoelastic. Acesta este realizat exploatând flexibilitatea sintezei LQG
(Sinteza liniar pătratică GAUSSIANĂ) de alegere convenabilă a ponderilor în funcţia-
criteriu, cu scopul creşterii amortizării modurilor elastice ale sistemului de direcţie. Iniţial
s-a conceput un model de ordinul trei al dinamicii servomecanismelor ce a condus la
apariţia unor dificultăţi formale, de natură numerică. Pentru depăşirea acestor dificultăţi,
s-a adoptat ipoteza că această dinamică poate fi în fond ignorată, dacă performanţa de
urmărire a semnalelor-referinţă, realizată de servomecanism, este îmbunătăţită până la
nivelul la care acesta poate fi considerat, practic, ca un sistem proporţional ieşire-intrare.
Această idee poate fi materializată dacă se include în bucla internă de reglare a unui
compensator în cascadă, format dintr-un compensator stabilizant şi un
servocompensator, soluţie care poate rezolva problema clasică a sintezei robuste a
servomecanismului.
Concepţia, proiectarea şi realizarea practică a soluţiei propuse sunt contribuţii în
principal ale autorului.
24
În cadrul acestei lucrări s-a proiectat şi realizat în concepţie proprie grupul piston
sertar-bucşă cu ferestre de diferite forme (dreptunghiular, trapez), figura 3.1.
În acest capitol şi în cele care urmează, problematica proiectării de bază şi a
tehnologiei de execuţie nu face obiectul unei prezentări sistematice. Aceste probleme
fiind tratate în lucrări, clasice sau de dată mai recentă, binecunoscute specialiştilor.
3.1 Sistemul ecuaţiilor de mişcare ale servocomenzii cu servomecanisme
mecanohidraulice SMMH
Pornind de la tratatele clasice [43, 23, 20, 26, 19] şi în contextul unei efervescenţe
publicistice în bibliografia internă şi internaţională a domeniului [38, 47, 57, 43, 44, 17,
58, 18], se impun ipotezele constitutive de bază ale modelului fizic, unde, ecuaţiile de
mişcare ale servocomenzii cu SMMH se împart în patru grupe: 1) ecuaţia caracteristicii
de debit a distribuitorului; 2) ecuaţiile de interacţiune servo-elastică; 3) ecuaţia distribuţiei
debitelor; 4) ecuaţia cinematică de legătură inversă.
3.1.1 Ecuaţia caracteristicii de debit a distribuitorului
Funcţionarea servomecanismului hidraulic al mecanismului de direcţie presupune
existenţa unui element mecanohidraulic, distribuitorul, care este acţionat manual, printr-
un lanţ mecanic pornind de la volan.
Distribuitorul formează în sine o rezistenţă hidraulică locală variabilă, descrisă
fizico-matematic ca o funcţie, derivată din legea lui Bernoulli, a debitului Q de două
variabile a şi Δp, astfel:
,/2 pacQ d (3.1)
a b
Fig. 3.1 Servomecanismul SMHA de comandă
25
în care: a(σ) – este secţiunea de trecere pentru lichidul de lucru; σ – secţiunea de trecere
a distribuitorului, sau semnalul de eroare în sensul uzual din teoria sistemelor automate;
Δp - căderea de presiune în distribuitor, Δp > 0; ρ - densitatea lichidului de lucru;
cd - coeficientul de debit al ferestrei distribuitorului. Funcţia a(σ) se consideră situată în
cadranele I şi III ale planului (σ, a(σ)), adică σ, a(σ) > 0, pentru orice σ ≠0, iar a(0) = 0.
În general, secţiunea de trecere a distribuitorului se realizează sub forma unor
ferestre prin care lichidul hidraulic poate trece dinspre sursa de alimentare înspre
camera de lucru vizată a hidrocilindrului mecanismului de direcţie HC, concomitent cu
trecerea acestuia din cealaltă cameră prin conducte de retur spre rezervor.
Schemele simplificate din figura 3.2 reprezintă două tipuri posibile de ansambluri
bucşă-sertar cu deplasare rectilinie, arătând modul de lucru a distribuitorului, după
criteriul corelaţiei dintre lăţimea umerilor sertarului şi lăţimea ferestrelor practicate în
bucşa distribuitorului, astfel: a) cu acoperire nulă, când cele două dimensiuni sunt egale,
definind aşa numitul distribuitor cu centrul nul în poziţia de echilibru, purtând şi
denumirea de servomecanism mecanohidraulic cu control pseudoactiv antioscilaţie; b)
cu acoperire pozitivă, când lăţimea umerilor sertarului este superioară lăţimii ferestrelor
(centru închis) sau servomecanism mecanohidraulic favorizant al oscilaţiilor.
a
b
c Fig. 3.2 Schiţe pentru modelarea matematică a servomecanismelor hidraulice: a) distribuitor cu centru nul;
b) distribuitor cu centru închis; c) schiţă pentru calculul ecuaţiei cinematice în cazul a
26
Soluţia propusă de autor are în componenţă un distribuitor de tip bucşă-sertar şi
deplasare rectilinie.
Realizarea ferestrelor cu diverse forme - triunghiulară, dreptunghiulară,
trapezoidală, circulară - practicate în bucşă, de exemplu, prin electroeroziune, constituie
o operaţie de înaltă tehnologie.
Noţiunea de joncţiune de admisie sau evacuare are un înţeles propriu numai în
cazul funcţionării normale a servomecanismului, în regim motor pentru deplasarea
cremalierei.
Modelul matematic al caracteristicii de debit a distribuitorului are la bază trei
ipoteze constitutive ale modelului fizic de distribuitor ideal [6]:
1) geometria distribuitorului este simetrică în raport cu axele perpendiculare X, Y
(axa Y poate fi asociată unei secţiuni longitudinale centrale arbitrare);
2) conductivităţile hidraulice ale ferestrelor sunt egale, pentru deschideri a egale,
iar limitarea (saturaţia) acestor conductivităţi este neglijată;
3) acoperirea, jocul radial sertar-bucşă, scăpările de lichid interne distribuitorului,
conductivităţile hidraulice ale canalelor interne ale distribuitorului sunt
neglijabile. Se adaugă ipoteza, specifică analizei liniare de stabilitate, a micilor
deplasări sau variaţii, adică se consideră că presiunile p1 şi p2 variază puţin în
jurul unei valori egale cu pa/2 şi că deplasările z sunt mici în jurul poziţiei medii
a pistonului cremalierei.
Semnalul de eroare σ se consideră negativ dacă deschiderea distribuitorului
asigura fluxurile Q1 şi Q2 ca debite efective de admisie respectiv evacuare, analog σ se
consideră pozitiv dacă deschiderea distribuitorului asigură fluxurile Q3 şi Q4, ca debite
efective de admisie respectiv evacuare.
Se introduc notaţiile pentru scăderea de presiune de sarcină 21 ppp
Eliminarea variabilelor p1 şi p2, permite scrierea unificată a debitelor Q2, Q3 analog
a debitelor Q1, Q4 şi introducerea în acest fel a ecuaţiei caracteristicii hidraulice de debit
a distribuitorului ideal:
sgn, ppcpQ am (3.2)
unde Qm este debitul prin hidrocilindrul mecanismului de direcţie HC a
servomecanismului (organul motor) în particular Q = Q2, pentru σ < 0; Q = Q3, pentru
σ > 0.
27
3.1.2 Ecuaţiile de interacţiune servoelastică
Două ecuaţii de interacţiune servoelastică sunt suficiente pentru ilustrarea
conceptelor şi principiilor de control pseudoactiv al fenomenului studiat:
- ecuaţia mişcării sarcinii inerţiale:
;Spzm (3.3)
- ecuaţia echilibrului forţelor la corpul servomecanismului:
;'' SpEz (3.4)
Deplasarea z" determinată de existenţa unei rigidităţi finite E (chiar dacă de
valoare mare, de ordinul a 1.000.000 daN/m), nu poate fi neglijată, întrucât este de
acelaşi ordin de mărime cu secţiunea σ oferită de sertarul distribuitorului.
3.1.3 Ecuaţia distribuţiei debitelor
Această ecuaţie, numită de Hohlov [11] ecuaţia legăturii neolonome debit-cădere
de presiune de sarcină în cilindrul SMMH, exprimă nu atât sus-amintita legătură, cât
modul cum debitul Qm care trece prin hidrocilindrul mecanismului de direcţie HC se
distribuie pe componente de consum: pentru asigurarea vitezei sarcinii, captarea sau
compensarea efectului de compresibilitate în camerele HC, captarea sau compensarea
pierderilor etc. Pentru scrierea ecuaţiei, se pleacă de la sistemul de ipoteze
simplificatoare adoptat la ecuaţiile de continuitate a debitului. Într-adevăr, debitul, prin
expresia sa masică QG, este supus legii conservării în raport cu un volum V pe care îl
traversează de la un capăt la altul intrare-ieşire (ρi este densitatea lichidului la presiunea
nulă, iar Bl este modulul de compresibilitate):
./,, lioutGinG BPVVgVdt
dgQQ (3.5)
Aceeaşi lege se transcrie pentru debitul volumic, având forma:
./ loutin BPVVQQ (3.6)
fiind scrisă pentru fiecare cameră a hidrocilindrului HC respectiv pentru fiecare
sens de mişcare a pistonului la care semnele mărimilor z, z" se aleg conform cu
convenţia algebrică stabilită, adică semnul (+) pentru deplasări în semidreapta pozitivă a
cărei origine corespunde cu poziţia iniţială de neutru, numită şi poziţia medie, sau de
echilibru.
Relevanţa acestui model matematic nu este compromisă prin demersul de
generalizare şi totodată de contextualizare prezentat.
28
3.1.4 Ecuaţia cinematică de legătură inversă
Ecuaţia cinematică de legătură rigidă este dată ca o expresie liniară de forma
''321 zzx (3.7)
3.1.5 Liniarizarea caracteristicii de debit. Funcţia de transfer a
servocomenzii
Sistemul ecuaţiilor de mişcare ale servocomenzii, dedus anterior, este următorul,
cazul ecuaţiei cinematice:
",", 21 zzxSpEzSpzm
.sgn" ppcpkzzS ac (3.8)
Sistemul cu cele patru necunoscute (funcţiile de timp z, z", p, σ; iar variabila de
intrare x(t) şi funcţia c(σ) se consideră cunoscute), caracterizează dinamica unui sistem
de urmărire cu feedback, deoarece există legătură inversă între ieşirea z şi intrarea x,
dată prin ecuaţia cinematică. Ieşirea z este forţată rigid să urmărească intrarea x.
Eroarea de urmărire σ este sintetizată pasiv, printr-o legătură cinematică de reacţie.
Modelele matematice preliminare ale dinamicii rulării pot conta doar pe factorul de
ordinul întâi al acestei funcţii de transfer.
3.2 Impedanţa servomecanismului şi controlul oscilaţiilor
Impedanţa servomecanismului determină comportarea acestuia în prezenţa unor
variaţii de sarcină la ieşire. Formal, impedanţa se defineşte ca raportul, în regim dinamic,
dintre forţa F exercitată la ieşire şi deplasarea z indusă de această forţă, în contextul
intrării blocate x = 0. Impedanţa este o funcţie de variabilă complexă şi se calculează
după cum urmează:
," ** pkkpkzzS QpQc ,"32 zz "EzSpF (3.9)
Ecuaţiile definesc un model acceptabil al impedanţei iar dacă se notează cu F(s)
şi z(s) transformatele Laplace ale variabilelor F(t) şi z(t), rezultă expresia funcţiei de
impedanţa is :
Imp ,:
2
1
as
asr
sz
sFi d
(3.10)
29
,21 S
ka Q
,2
32
S
k
SE
kra QpQ
d
2
11
S
k
Erc
d
. (3.10’)
Funcţia de impedanţă a servomecanismului pune în evidenţă capacitatea acestuia
de a amortiza sau de a favoriza oscilaţiile hidraulice, amorsate dinamic, generate de
profilul suprafeţei căii de rulare.
Din punct de vedere grafic, expresia (3.10) reprezintă un semicerc în planul
complex (Re(Imp( )), Im(Imp( ))), figura 3.3 a, b, mai precis, acest semicerc este
situat în cadranul I sau IV, după cum între parametrii a1 şi a2 din expresia funcţiei de
impedanţă există relaţia de ordine a1 < a2, respectiv a1 > a2. Primul caz corespunde
situaţiei favorabile, când
servomecanismul amortizează oscilaţiile
hidraulice (şi indică prezenţa unei
amortizări efective, pozitive, în sistem),
realizând astfel un control pseudoactiv,
iar al doilea caz corespunde situaţiei
defavorabile, când servomecanismul
poate contribui la amplificarea oscilaţiilor
hidraulice în condiţiile unei amortizări
„negative" în sistem. În acest fel, partea
reală a numărului complex reprezentat
de funcţia impedanţă este o măsură a
rigidităţii sistemului, iar partea imaginară este o măsură a amortizării sistemului (sau
lipsei de amortizare), dimensional ambele componente sunt rigidităţi.
În cadrul lucrării este demonstrat fundamentul energetic al relaţiei a1 < a2 de
stabilitate antioscilaţie hidraulică.
3.3 Controlul autooscilaţiilor servocomenzii generate de saturaţia debitului
Se consideră modelul matematic liniar al servocomenzii cu servomecanism
mecanohidraulic SMMR, cu intrarea x blocată (autooscilaţie) şi cu sarcină inerţială
,"EzSpzm "32 zz , pkkpkzzS QpQc**" (3.11)
Eliminând variabilele intermediare z" şi p, se pune în evidenţă următoarea funcţie
de transfer a servocomenzii
,
33
221
*
sasasa
k
s
sz Q
(3.12)
a
b
Fig. 3.3 Graficul funcţiei de impedanţă: a - cazul amortizării oscilaţiilor (control pseudoactiv);
b - cazul favorizării oscilaţiilor
30
,1 Sa ,2 S
mka Qp
S
k
E
Sma c
3 .
3.4 Sinteza robustă a servomecanismului de direcţie
Folosite pe scară largă, în diverse arii ale practicii industriale cât şi la comanda
direcţiei de mişcare a autovehiculelor, servomecanismele hidraulice se supun unei
proiectări (sinteze) robuste, care să le confere performanţe dinamice şi fiabilitate ridicate.
În cele ce urmează, problema de sinteză robustă a unui servomecanism PSRS,
consacrată ca sinteză clasică în lucrările de specialitate, se prezintă într-o formulare
adaptată pentru sinteza unui servomecanism hidraulic SMMH, potenţial utilizabil în
controlul direcţiei autovehiculelor.
Deoarece servomecanismul de direcţie este un sistem mecanohidraulic, s-a
considerat, pentru efectuarea cercetărilor experimentale, echivalentul său
electrohidraulic-pasiv SMEH (fără compensator în bucla sa internă).
3.5 Controlul debitului în hidrocilindru
O importanţă deosebită o deţine regulatorul proporţional de debit, în comanda
sistemului de direcţie la care trebuie realizat un control sensibil al vitezei cremalierei
mecanismului de direcţie hidraulic acţionat, independent de reacţiuni, precum şi o
comutaţie temporală rapidă. Astfel este necesară, atât o bună comportare în timp, cât şi
reproductibilitatea comportării funcţionale.
În raport cu elementele discrete de trecere de la mers rapid spre mers normal,
avantajele regulatoarelor proporţionale de debit constau în special în reducerea
numărului necesar de elemente constructive şi în flexibilitatea poziţionării sertarului care
controlează poziţia deschis ce se manifestă prin creşterea debitului.
În lucrare se vor stabili indicii de apreciere a comportării statice şi dinamice pentru
regulatorul de debit cu două căi utilizat în soluţia constructivă propusă.
Regulatoarele de debit au fost utilizatate cu mult timp în urmă la reglarea
compensată ca sarcină a vitezelor pistonului cremalierei.
Avantajele regulatoarelor de debit, în comparaţie cu alte modalităţi de reglare a
debitului, precum pompa cu reglaj de presiune, cu comanda integrată a debitului sau cu
servoventil, constau în preţul relativ scăzut, robusteţe şi simplitate constructivă.
31
În figura 3.10 se prezintă schema principială a
regulatorului cu două căi, incorporat în mecanismul de
direcţie analizat, a cărui drosel este poziţionat în legătura
directă cu pistonul. Construcţia constă din următoarele
elemente: 1 senzor, element rezistiv de măsură; 2
hidrologistorul normal deschis, diferenţiator de presiune; şi
3 element de poziţionare (rezistenţa autoreglabilă).
Senzorul, diafragma-sertar, transformă mărimea dată de regulator (debitul) în
mărimea de control a circuitului de reglaj al presiunii, care este diferenţa de presiune
p1-p2. Deci semnalul de intrare în elementul de comparaţie este debitul Q, iar cel de
ieşire, diferenţa de presiune p1-p2. Semnalul generat de senzor (Δp = p1-p2) va fi condus
spre circuitul de reglaj automat al presiunii, care va menţine constantă această diferenţă
pe diafragmă. Comparaţia dintre valoarea deschis şi limită a mărimii de reglaj numită
diferenţă de presiune p1-p2 se va face de către un plunjer susţinut de un element elastic
elicoidal. Variabila de intrare la elementul de comparaţie este dată de forţele supuse
comparaţiei, adică forţa de presiune Fv = A.(p1-p2), respectiv forţa arcului Fa = Ka.x.
Mărimea de ieşire a elementului de măsură este cursa x a plunjerului. Compensarea
erorii dintre semnalul p1 deschis şi p2 limită, se realizează prin intermediul rezistenţei
reglabile a elementului de poziţionare. În realitate, elementele de măsură şi poziţionare
ale distribuitorului acţionat direct, sunt cuprinse în diferenţiatorul de presiune.
În continuare se vor prezenta cerinţele impuse regulatorului cu două căi şi
modificările aduse acestuia pentru optimizare.
3.6 Comportarea şi indicii pentru aprecierea
stabilităţii distribuitorului
Informaţii asupra comportării statice a
regulatorului o dau diagramele caracteristice Q = f(po
- p2, R1). Aici, Q este debitul care străbate regulatorul,
iar Δp02 = p0 - p2 este diferenţa dintre presiunea de
intrare şi cea de ieşire la elementul de execuţie.
Variabila R caracterizează valoarea de reglaj a
diafragmei-sertar. În figura 3.4 sunt prezentate
tendinţele dependenţei debit-diferenţă de presiune p0 - p2 şi valoarea reglată R. Pentru
determinarea câmpurilor caracteristice ale diagramelor, temperatura lichidului θ a fost
menţinută constantă. Domeniul I cuprinde toate punctele
Fig. 3.10 Schema regulatorului cu două căi
Fig. 3.4 Dependenţa debit-variaţia presiunilor la reglare
32
Q = f(p0 - p2, R2), care pe baza diferenţei de presiune p0 - p2, prea mici, duce la
nesolicitarea elementului de execuţie. Domeniul II cuprinde toate punctele
corespunzătoare reglării Q = f(p0 - p2, R3).
3.7 Determinarea analitică a valorii cursei supapei regulatorului, la care
secţiunea de droselizare corespunde secţiunii diametrului nominal
3.7.1 Hidrologistorul unisens cu scaun de închidere cilindric
Metodele de analiză introduse în ultimul timp în cercetarea comportării dinamice,
precum şi multiplele posibilităţi oferite de tehnica de calcul, fac ca în prezent partea cea
mai dificilă a analizei comportării dinamice să o constituie stabilirea corectă a ecuaţiilor
sistemului analizat.
Pentru regulatorul unisens, se poate scrie:
;4
2
NN D
D deci
42maxND
u (3.13)
Ecuaţiile de bază în studiul comportării, dinamice a sistemelor hidrologistice sunt
ecuaţii de continuitate (relaţii între debite) şi ecuaţii de echilibru, făcându-se abstracţie de
relaţiile geometrice şi cinematice.
Aceste ecuaţii de obicei, nu sunt liniare, dar ele se pot liniariza într-un domeniu
limitat. Vom considera următoarea simplificare, şi anume aceea de a înlocui variabila u,
având valoarea u0 în punctul de regim (valoarea medie), cu variabila ,0uuu ceea ce
duce la eliminarea termenilor constanţi din ecuaţiile diferenţiale.
În figura 3.5 este redată schema de acţionare a hidrologistorului. Pentru stabilirea
ecuaţiilor sistemului s-au considerat următoarele segmente:
VA şi pA reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de lucru cuprins
între pompa PA, fanta treptei principale a supapei limitatoare de presiune
pilotate Sip1, droselul dr1 precum şi fanta hidrologistorului;
VB şi pB reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de lucru, cuprins
între fanta hidrologistorului şi droselul Dr;
V1 şi p1 reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de comandă,
cuprins între droselul dr1 şi fanta supapei pilot Sp1;
Vx şi px reprezintă volumul respectiv presiunea lichidului de comandă,
cuprins între pompa Px, suprafaţa de comandă a hidrologistorului, fanta de
33
comandă a excitatorului Ex, droselul dr2, precum şi fanta treptei de
comandă a supapei limitatoare de presiune Sip2.
V2 şi p2 reprezintă volumul, respectiv presiunea lichidului de comandă,
cuprins între droselul dr2 şi fanta supapei pilot Sp2.
3.7.2 Reducerea schemei bloc şi determinarea funcţiei de transfer
Datorită complexităţii acestora, precum şi pentru o mai uşoară interpretare a
datelor este necesară prelucrarea şi aducerea lor la o formă simplă, prin metodele
reducerii schemelor bloc ale buclelor de automatizare.
Astfel, pe baza schemei bloc şi prin explicitarea funcţiilor de transfer ale unor
porţiuni din schemă se poate determina funcţia de transfer generală.
Pentru a înlătura erorile, s-a elaborat un model matematic, care ţine seama de
corelaţiile dintre excitator şi hidrologistor, astfel încât se consideră perechea
hidrologistor-excitator, figura 3.5, alimentată de la o sursă de presiune constantă,
pompă-supapă limitatoare de presiune.
Prin reglarea corespunzătoare a presiunilor pA, pB şi px, realizate cu ajutorul
supapelor Sip1, Sip2, a droselului Dr, precum şi a plunjerului excitatorului (care este
poziţionat, în general, median în raport cu fanta acestuia), se va asigura o poziţie
deschisă a supapei regulatorului, adică la jumătatea cursei sale maxime.
Fig. 3.5 Stand pentru acţionarea hidrologistorului
34
Deplasând plunjerul excitatorului cu valoarea Xe, hidrologistorul se va deplasa cu
o viteză proporţională cu mărimea Xe. Din punctul de vedere a teoriei controlului
automat, se va considera deplasarea plunjerului excitatorului Xe, ca fiind variabilă de
intrare, iar deplasarea regulatorului XH, ca variabilă de ieşire.
Deducerea ecuaţiilor modelului matematic se va realiza în mai multe etape, având
la bază determinarea deplasărilor pistonului sertar, necesare obţinerii performanţelor
mişcării cremalierei:
1) accelerării cremalierei;
2) asigurării vitezei cremalierei;
3) compensării compresibilităţii fluidului şi dilatării conductelor sub acţiunea
presiunii, precum şi a vitezei de variaţie a acceleraţiei sarcinii;
Ecuaţia finală care corelează mişcarea cremalierei şi deplasarea pistonului sertar
va fi suma acestor ecuaţii.
3.7.3 Cercetări numerice privind determinarea curbelor de răspuns la
frecvenţă şi stabilitatea sistemului distribuitor - regulator
Determinarea punctelor de sprijin ale funcţiei de transfer a sistemului distribuitor -
regulator, se reduce la materializarea numerică a coeficienţilor din relaţie şi atribuirea
valorii js , pentru pulsaţii cuprinse în domeniul studiat.
Valorile amplificărilor de viteză şi forţă se pot determina indirect prin utilizarea
valorilor amplificărilor de presiune şi debit, prin folosirea caracteristicilor hidraulice ale
sistemului distribuitor - regulator. Astfel, amplificarea de viteză xA , se poate determina
cu relaţia: sA
pDA
HXx /1
2
2 0
în care 2
e DD d
iar amplificarea de forţă A(F)
este dată de relaţia: cmdaNy
ApA HX
F /2 0
0
, unde y0 reprezintă valoarea deschiderii
iniţiale a pistonului sertar.
35
CAPITOLUL 4
METODICA ŞI APARATURA FOLOSITE LA
CERCETAREA EXPERIMENTALĂ
4.1 Importanţa, scopul şi clasificarea încercărilor
Încercările experimentale au scopul de a verifica dacă principalii parametri
constructivi, tehnico-economici, calitatea execuţiei, performanţele, siguranţa în
exploatare şi rezistenţa la uzură ale autoturismului corespund cu documentaţia tehnică.
În majoritatea cazurilor, prin încercările autoturismelor se rezolvă următoarele
lucrări mai importante: determinarea parametrilor ce caracterizează funcţionarea
sistemelor tehnice ale autoturismului, cercetarea proceselor ce au loc în diferite
subansambluri şi mecanisme, precum şi în autoturism în ansamblu.
Obiectivele încercării autoturismului sunt următoarele: să verifice calitatea
execuţiei şi indicatorii tehnico-economici prevăzuţi în tema de proiectare; să descopere
neajunsurile constructive, tehnologice şi ale materialelor folosite la fabricarea
autovehiculelor; să determine îmbunătăţirile ce trebuiesc aplicate soluţiilor constructive,
proceselor tehnologice sau materialelor folosite pentru perfecţionarea tipului de
autoturism studiat; să obţină date tehnice comparative pentru noi lucrări de proiectare
sau pentru procese tehnologice de fabricaţie; să evalueze gradul de utilizare şi
perfecţionare al autoturismului studiat pentru anumite destinaţii de exploatare; să verifice
dacă autoturismul corespunde condiţiilor prevăzute în norme şi regulamente, din punct
de vedere al construcţiei şi al calităţilor de exploatare; să furnizeze datele necesare
pentru elaborarea celor mai bune normative de întreţinere, exploatare şi reparaţii; să
furnizeze date pentru stabilirea duratei de serviciu a autoturismului.
4.2 Prezentarea obiectului cercetărilor
Automobilul folosit la încercările experimentale face parte din categoria
autoturismelor de tip berlină, cu cinci locuri şi cinci uşi, având număr de înmatriculare
DB-87-ALE; număr de omologare/anul fabricaţiei: AB111K1111J17E4/2005, numărul de
identificare WVWZZZ1HZRW; serie caroserie: 534248.
36
4.3 Instalaţia folosită la cercetarea experimentală
Avantajele oferite de modalitatea numerică de transmitere a semnalelor purtătoare
de informaţie au condus la utilizarea acesteia în construcţia sistemelor de măsurare.
Creşterea performanţelor calculatoarelor şi extinderea utilizării acestora au făcut ca
sistemele de măsurare ce includ acest tip de componente să formeze nu numai o
categorie distinctă, ci să fie utilizate cu preponderenţă, în comparaţie cu sistemele de
măsurare exclusiv analogice.
Deoarece o bună parte din problematica sistemelor de măsurare asistate de
calculator constă în transmiterea şi prelucrarea informaţiei conţinute în semnale
numerice, un criteriu important pentru alegerea acestor sisteme constă în protocolul
utilizat pentru transmiterea semnalelor numerice.
Astfel, în ordinea protocoalelor, dar şi în ordinea crescătoare a complexităţii
acestora sunt utilizate următoarele sisteme de măsurare asistate de calculator:
comunicaţie serială şi comunicaţie paralelă;
plăci de achiziţie de date.
Sistemul de măsurare cu comunicaţie serială reprezintă unul dintre primele
categorii de astfel de sisteme. Schema care evidenţiază principalele componente ale
sistemului de măsurare cu comunicaţie serială utilizat în lucrare este prezentată în figura
4.3.
Aparatele de măsură analogice utilizate au fost reduse la simple circuite de
conectare a traductoarelor, de condiţionare a semnalului analogic, de conversie
analog/numerică şi de realizare a comunicaţiei seriale. Avantajul acestei simplificări
constă în eliminarea componentelor electronice sau electro-mecanice cu consum
energetic relativ ridicat şi care pot influenţa negativ procesul de măsurare.
Fig. 4.3. Structura unui sistem de măsurare cu comunicaţie serială
37
Viteza de transmitere a informaţiei prin intermediul comunicaţiei seriale fiind relativ
redusă în comparaţie cu performanţele globale ale calculatoarelor, au fost conectate
simultan mai multe lanţuri de măsurare, prin montarea în calculator a unei interfeţe de
comunicaţie serială multicanal cu funcţiuni similare unui multiplexor.
Sistemul de măsurare cu comunicaţie paralelă este structurat asemănător cu
cel la care comunicaţia se realizează în mod serial, doar că diferă protocolul utilizat
pentru transmiterea informaţiei. Viteza mare de transmitere a informaţiei recomandă
această soluţie în cazul lanţurilor de măsurare a diferitelor mărimi fizice cu variaţii foarte
rapide.
Performanţele deosebite ale aparatelor de măsură utilizate în acest sistem permit
monitorizarea sau configurarea de
către calculator prin intermediul
interfeţei de comunicaţie paralelă,
păstrând şi aici componentele de
vizualizare şi stocare a semnalului
sau componentele de configurare de
către utilizator. Păstrarea acestor
componente face posibilă utilizarea
independentă a aparatelor de măsură, în situaţiile în care acestea nu sunt incluse în
lanţurile de măsurare ale unui sistem asistat de calculator.
Sistemul de măsurare cu placă de achiziţie de date este caracterizat în
principal prin faptul că operaţia de conversie a semnalului, purtător de informaţie din
formă analogică în formă numerică este efectuată de către un montaj electronic distinct,
placă de achiziţie de date, montat în calculator, figura 4.4.
Plăcile de achiziţie utilizate, necesită ca semnalul analogic, ce le este furnizat, să
se încadreze între anumite limite din punct de vedere al valorii tensiunii electrice. Acest
fapt impune prezenţa unor aparate de condiţionare a semnalelor, introduse în lanţul de
măsurare între senzori şi placa de achiziţie. Funcţiile îndeplinite de aceste elemente de
condiţionare nu sunt impuse numai ca urmare a condiţiilor plăcii de achiziţie, ci şi acelor
rezultate din tipul, respectiv caracteristicile constructive ale traductoarelor utilizate.
Placa de achiziţie conţine un convertor analog-numeric A/N ceea ce conferă
sistemului de măsurare performanţe şi flexibilitate sporite. Viteza de transmitere a
informaţiei, provenită din măsurare, către microprocesorul calculatorului este mult mărită
în comparaţie cu sistemele cu comunicaţie paralelă. Plăcile de achiziţie de date utilizate
realizează transferul informaţiilor către şi de la microprocesor pe diferite tipuri de
magistrală de date AT, ISA, PCI.
Fig. 4.4 Structura unui sistem de măsurare computerizat cu placă de achiziţie de date
38
Transmiterea sub formă analogică a semnalului de la aparatul de condiţionare la
calculator a fost influenţată de distanţa de transmitere şi de unele perturbaţii din
exteriorul sistemului de măsurare. Evitarea acestor alterări ale semnalului s-a realizat
prin inserarea în sistem a unor modulatoare şi prin izolare, respectiv ecranare
suplimentară a componentelor sistemului de măsurare.
Pe lângă posibilitatea introducerii condiţionatoarelor de semnal, în majoritatea
cazurilor în variantă multicanal, plăcile de achiziţie de date utilizate oferă şi posibilitatea
generării de către calculator a unor semnale analogice de comandă dar şi posibilitatea
măsurării sau generării de semnale logice sau sub formă de şiruri de impulsuri.
Trebuie de reţinut că plăcile de achiziţie de date sunt utilizate cu precădere în
activităţi de cercetare experimentală, datorită flexibilităţii în stabilirea structurii unui
sistem de măsurare.
4.3.2 Aparatura folosită la cercetarea experimentală şi asamblarea acesteia
pe obiectul încercării
Senzorii instalaţiei de măsurare au fost montaţi în următoarea soluţie:
2 buc. - pentru măsurarea cursei cremalierei T1;
2 buc. - traductor de forţă la capetele cremalierei T3;
2 buc. - mişcarea de bracare a roţii T5;
1 buc. - măsurarea unghiului la volan T4;
1 buc. - pentru viteza autovehiculului T6;
3 buc. - pentru măsurarea acceleraţiilor longitudinale, transversale şi
verticale T2;
2 buc. - pentru măsurarea presiunii în cilindrii mecanismului de direcţie T7.
În figura 4.5 sunt prezentate poziţiile de amplasare a senzorilor pe autoturismul
supus încercărilor experimentale.
a b
Fig. 4.5 Locul de amplasare a senzorilor pe autoturism
39
4.3.3 Sistemul de achiziţie a datelor
Reţeaua de senzori conectată la PC nu este o apariţie a modei, dacă se studiază
mai amănunţit domeniile de utilizare a PC-urilor în tehnică.
Asigurarea procesului de măsurare
şi memorarea datelor culese din “teren”,
în timpul efectuării încercărilor, nu este o
problemă deloc simplă. La aceasta
adăugându-se şi alte neajunsuri cum ar fi:
documentarea în legătura cu valorile
obţinute, evaluarea acestora, sau
prelucrarea şi interpretarea datelor
obţinute din măsurători.
Toate aceste neajunsuri pot fi uşor
de rezolvat prin utilizarea sistemelor de
achiziţie şi prelucrare digitală a datelor.
Sistemul de măsurare utilizat în
lucrare constă dintr-un calculator numeric
PC Dual Core X2, prevăzut cu două plăci
de achiziţie de date din familia Next View,
PC 20/µ8 MV.
Pentru montarea sistemului se
rabatează spătarul scaunului din
stânga spate unde s-au amplasat două
punţi tensiometrice 5, figura 4.6 şi 4.7.
Notebook-ul fiind amplasat în cutia
de acte, orientat spre co-pilot, astfel
ecranul va fi ferit de razele solare.
Sistemul este conectat la o sursă de
220 V, realizată cu ajutorul convertorului
de tensiune 6 care este alimentat de către bateria de acumulatori 4 separată de cea a
autoturismului figura 4.7 - 4.9.
Fig. 4.6 Amplasarea punţilor tensometrice
Fig. 4.7 Sistemul de măsurare dispus în autoturism
Fig. 4.8 Dispunerea aparaturii la interior
40
Generatorul electric al
autoturismului va încărca şi bateria de
acumulatori suplimentară a sistemului de
achiziţie a datelor. Figurile 4.8 şi 4.9
reprezintă dispunerea sistemului de
măsurare în interiorul autoturismului unde
1 este notebook; 2 unitate de disc; 3
tastatură; 4 baterie de acumulatori; 5
punte tensometrică; 6 invertor de
tensiune.
4.3.4 Aparate pentru condiţionarea semnalelor
Funcţiunile condiţionatoarelor de semnal. Condiţionatoarele de semnal,
inserate într-un sistem de măsurare între traductoare şi placa de achiziţie de date,
îndeplinesc funcţiuni a căror necesitate rezultă atât din tipul şi caracteristicile
constructive ale traductoarelor utilizate (funcţiuni specifice), cât şi din caracteristicile de
funcţionare ale plăcii de achiziţie (funcţiuni generale).
În cazul mărcilor tensometrice, pentru măsurările mecanice, au fost legate în
punte Wheatstone. Aceasta asigură atât existenţa unei diferenţe de potenţial (tensiune
electrică) pe fiecare senzor, cât şi amplificarea semnalului provenit de la senzori şi
protejarea acestora împotriva variaţiilor de tensiune cauzate de modificări ale condiţiilor
din mediul exterior sistemului de măsurare.
Aparatele de condiţionare a semnalului, dedicate senzorilor tensometrici sunt
dotate cu surse de tensiune electrică necesară alimentării senzorilor şi au posibilitatea
de a li se ataşa rezistenţe electrice calibrate care să completeze laturile punţii
Wheatstone, atunci când numărul mărcilor tensometrice utilizate este mai mic de patru şi
permit echilibrarea punţii înaintea efectuării măsurătorilor.
Indiferent de tipul de senzor conectat în sistemul de măsurare, condiţionatoarele
de semnal prezintă următoarele funcţiuni de ordin general:
- amplificarea;
- filtrarea şi medierea;
- izolarea;
- multiplexarea.
Fig. 4.9 Amplasarea aparaturii în volumul portbagajului
41
Seria de condiţionatoare 5B. Sistemele de condiţionare a semnalelor din seria
5B constau din module de condiţionare uni-canal montate pe un suport comun (riglă)
care asigură conectarea traductoarelor la fiecare modul instalat, figura 4.10 a.
Conectarea sistemului cu placa de achiziţie de date se realizează prin conectori cu pini,
şi cu o eventuală sursă externă de alimentare cu tensiune, figura 4.10 b.
Tipurile de rigle disponibile permit montarea a 8 sau 16 module de condiţionare
5B, din care cel mult două pot fi module de condiţionare a semnalelor analogice de
ieşire. Semnalul furnizat de fiecare modul de condiţionare este transmis pe câte un canal
distinct al plăcii de achiziţie de date.
Toate modulele din seria 5B posedă funcţiunile de izolare a semnalului, iar
modulele de condiţionare a semnalelor de Ia termocupluri realizează compensarea
temperaturii joncţiunii reci.
Sursele externe de alimentare cu tensiune dedicate condiţionatoarelor din seria
5B trebuie să asigure o tensiune continuă de 5 V, la un curent de 1 A sau 5 A.
Riglele pentru susţinerea modulelor de condiţionare pot fi montate Ia rândul lor
într-un şasiu (rack) compatibil de asemenea cu multiplexoarele de tipul AMUX-64T şi cu
condiţionatoarele din seria SCC.
Sistemele SCC şi SC-204X. Un
sistem de condiţionare SCC (Signal
Conditioning System) este compus dintr-o
placă de bază SC-2345, montată într-o
carcasă ecranată, cu sloturi pentru
montarea a până la 20 de module de
condiţionare de tipul SCC, figura 4.11.
Placa de bază mai conţine
a b
Fig. 4.10. Sistem de condiţionatoare 5B
Fig. 4.11 Sistem de condiţionare SCC
42
conectorul (slot-ul) pentru cuplarea plăcii de achiziţie de date, un conector pentru
ataşarea unei eventuale surse externe de alimentare cu tensiune, precum şi un conector
pentru accesarea directă a liniilor de comunicaţie numerică ale plăcii de achiziţie.
Modulele de condiţionare SCC compatibile cu placa de bază sunt dedicate
prelucrării semnalelor provenite de la termocupluri SCC-TC sau a semnalelor în curent
SCC-CI pentru 0... 20 mA, filtrării semnalelor analogice SCC-LP, atenuării semnalelor de
înaltă tensiune SCC-A10 (pentru 100 V) ori izolării semnalelor numerice de intrare
respectiv de ieşire SCC-DI şi SCC-DO.
În urma procedurii de configurare, două module dedicate semnalelor analogice
pot fi conectate în serie iar semnalul rezultat (de exemplu atenuat şi apoi filtrat) fiind
ulterior trimis către un singur canal al plăcii de achiziţie de date.
Pe carcasa ecranată a sistemului SCC pot fi montate până la nouă panouri
frontale interschimbabile conţinând conectori standard de diverse tipuri (BNC, SMB,
pentru termocupluri tip D cu 9 pini etc). Pot fi, de asemenea, montate panouri frontale
conţinând elemente de interfaţă, de genul comutatoarelor, potenţiometrelor, LED-urilor şi
ecrane LCD care să servească comutării semnalelor de intrare în modulele de
condiţionare, să asigure alimentarea anumitor traductoare sau să verifice starea
operaţională a anumitor canale de măsurare.
Plăci de achiziţie de date. Plăcile de achiziţie de date utilizate în lucrare sunt
prezentate în figura 4.12 şi 4.13.
Printre parametrii care descriu
performanţele plăcilor de achiziţie de
date cu funcţia de intrare analogică se
pot enumera: numărul de canale de
intrare analogică, rata maximă de
eşantionare, intervalul de măsurare şi
rezoluţia.
Plăcile de achiziţie de date
utilizate, deşi posedă mai multe canale
de intrare analogică, au un singur
convertor analog-numeric A/N. Măsurarea semnalelor de pe mai multe canale este
realizată prin multiplexarea acestora la intrarea convertorului. Astfel, rata de eşantionare
corespunzătoare unui anumit canal este invers proporţională cu numărul de canale pe
care se efectuează măsurări la un moment dat.
Fig. 4.12 Placa de achiziţie de date PC 20
43
La aceste plăci de achiziţie de date,
semnalul variabilei măsurate parcurge
iniţial circuitele unui multiplexor, apoi este
amplificat înainte de a intra în convertorul
analog-numeric. Construcţia circuitului de
amplificare face ca acesta să necesite un
anumit interval de timp, numit timp de
stabilizare, pentru a efectua amplificarea
semnalului ce a fost aplicat la intrarea sa.
Dacă valoarea timpului de stabilizare este
mai mare decât intervalul de timp dintre două conversii efectuate de convertorul analog-
numeric, acesta din urmă va prelua de Ia ieşirea amplificatorului un semnal a cărei
amplificare nu a fost încă încheiată şi va genera o valoare binară diferită de valoarea
reală a semnalului măsurat.
Erorile datorate unei valori prea mari a timpului de stabilizare cresc o dată cu
reducerea domeniului de măsurare şi cu creşterea ratei de eşantionare.
Riscul de preluare de către convertor a unui semnal insuficient amplificat creşte
atunci când multiplexorul baleiază un număr mare de canale.
Dotarea plăcilor de achiziţie de date cu amplificatoare şi convertoare analog-
numerice foarte performante nu satisface de la sine toate condiţiile pentru asigurarea
unei precizii ridicate. Deoarece interiorul calculatorului, în care se regăseşte şi placa de
achiziţie, este un mediu cu numeroase surse de perturbaţii electromagnetice,
transmiterea semnalelor în circuitele plăcii trebuie efectuată prin conductoare ecranate
care să elimine influenţa perturbaţiilor externe.
4.3.5 Software pentru configurarea sistemului
Clasificarea pachetelor software, utilizate în cadrul sistemelor de achiziţie de date
poate fi efectuată atât în funcţie de tipul de sistem, cu comunicaţie serială, cu plăci de
achiziţie de date etc., cât şi în funcţie de complexitatea cunoştinţelor necesare pentru
utilizarea software-ului respectiv.
În versiunile mediilor de operare Windows XP, 7 şi NT, declararea unei plăci de
achiziţie de date şi specificarea parametrilor de configurare ai acesteia se efectuează cu
ajutorul unui pachet software dedicat, livrat împreună cu aceasta şi instalat după
montarea plăcii în calculator. Printre cele mai utilizate produse software din această
Fig. 4.13 Placa de achiziţie de date Micro 8
44
categorie se numără pachetul NV 25, dedicat şi
livrat împreună cu plăcile de achiziţie de date
produse de firma BMC.
La lansarea sa în execuţie, software-ul
verifică existenţa în calculator a plăcilor de
achiziţie de date şi afişează plăcile identificate,
propunând pentru flecare dintre acestea un cod
de recunoaştere, figura 4.14.
Dacă placa de achiziţie de date nu
permite modificarea acestor resurse decât prin
modificarea poziţiei unor microîntrerupătoare situate pe placă (unele tipuri de plăci permit
modificări comandate numai prin software), programul afişează poziţia necesară a
microîntrerupătoarelor pentru alocarea unor anumite resurse disponibile, figura 4.15.
Programarea funcţionării unui sistem de măsurare cu mai multe plăci de achiziţie
de date, respectiv mai multe lanţuri de măsurare impune specificarea în cadrul soft-ului a
indicaţiilor referitoare la fiecare placă de
achiziţie şi canal de măsurare. Chiar şi în cazul
unui singur canal de măsurare, deoarece placa
de achiziţie de date măsoară de fapt o
tensiune electrică, unitatea de măsură aferentă
trebuie transformată în cadrul soft-ului în
unitatea de măsură caracteristică mărimii fizice
urmărite în proces.
Avantajul acestui al doilea software de
configurare constă pe de o parte în faptul că,
atunci când se utilizează mai multe canale de
măsurare, programul permite înlocuirea indicilor numerici aferenţi plăcilor de achiziţie de
date şi canalelor de măsurare cu denumiri sugestive, alese de către utilizator, care să
reducă riscul erorilor de programare datorate specificării ambigue a indicelui numeric al
canalului pe care se efectuează măsurarea unei anumite mărimi fizice.
În finalul acestei etape de configurare a sistemului de măsurare asistat de
calculator, utilizatorul specifică poziţia plăcii de achiziţie de date şi canalul de intrare al
acesteia pe care se va efectua măsurarea mărimii fizice descrise.
Fig. 4.14 Atribuirea numerelor de identificare
Fig. 4.15 Afişarea poziţiilor microîntrerupătoarelor
45
4.3.6 Software pentru analiza şi prelucrarea datelor experimentale
Aşa cum s-a menţionat la începutul acestui subcapitol există diverse niveluri de
complexitate ale pachetelor software, ce permit programarea sistemelor de măsurare,
începând de Ia variante care utilizează funcţii specifice incluse în limbaje de programare
de nivel înalt până Ia mediile de programare grafică, acestea din urmă constituind o
soluţie ce oferă, printre altele, posibilitatea obţinerii unui raport maxim între
performanţele aplicaţiei realizate şi volumul de muncă depus pentru obţinerea acesteia.
Reprezentând următorul pas decisiv în programarea calculatoarelor, mediile de
programare grafică se caracterizează în principal, pe lângă posibilităţile deosebite de
realizare a interfeţei grafice cu utilizatorul, prin aceea că programatorul nu mai este
nevoit să descrie aplicaţia sub forma unui şir de instrucţiuni introduse într-un editor de
text, ci concepe diagrama acesteia utilizând instrumente dedicate puse la dispoziţie de
către mediul de programare. Datorită utilizării lor în sistemele de măsurare asistate de
calculator, aplicaţiile realizate în acest mediu de programare poartă denumirea de
instrumente virtuale, prin analogie cu instrumentele de măsură utilizate în sistemele de
măsurare clasice, figura 4.16.
Elementele de control şi
indicatoare pe care programatorul le
are la dispoziţie sunt grupate în
meniuri derulante, în funcţie de tipul
datelor pe care urmează să le
manipuleze: numerice, logice, şiruri
de caractere, liste, şiruri uni - sau
multidimensionale de valori de
diverse tipuri, structuri ordonate
conţinând date de tipuri diferite
ş.a.m.d.
Fiecare element dispune de un submeniu propriu prin intermediul căruia se pot
specifica aspecte particulare legate de precizia şi formatul de afişare a datelor numerice,
de modul în care funcţionează.
Elementele de control sau indicatoare de pe panoul frontal dispun de facilităţi
oferite de programarea orientată pe obiect în mediul de operare Windows, indiferent de
tipul de date pe care îl prezintă (posibilităţi de repoziţionare, scalare, modificare a tipului
şi dimesiunii caracterelor utilizate, modificarea culorilor etc.)
Fig. 4.16 Interfaţă grafică cu utilizatorul Next VIEW 2.0 mediu de programare grafică
46
4.4 Modificări constructive (caracteristici generale)
Principalele modificări faţă de
autoturismul de serie constau în
introducerea unei soluţii constructive a
grupului piston sertar-bucşă de concepţie şi
construcţie proprie la care bucşa conţine trei
ferestre dreptunghiulare echidistante, figura
4.17. Grupul piston sertar-bucşă din
componenţa distribuitorului este
controlat direct de la volan prin coloana
volanului. Regulatorul de debit cu patru
căi este comandat electronic, şi
hidraulic de către presiunea lichidului
din generatorul electrohidraulic de
semnale figura 4.18.
Generatorul electrohidraulic de
semnale este de construcţie SIEMENS
utilizat la testele şi controlul
servomecanismelor din industria
aviatică de agrement şi conţine
următoarele elemente:
1) mufă pentru cuplarea unităţii de
comandă;
2) mufă pentru controlul unităţii pneumatice;
3) conectorii ieşirilor hidraulice controlate de
electrovalvă;
4) conectorii pentru alimentarea cu lichid
hidraulic de la pompa PA;
5) carcasa generatorului prevăzută la
partea frontală cu aripioare pentru răcire.
Partea carcasei rigidizată prin filetare
este asigurată cu şaibe Grower şi pastă de
blocare iar pentru etanşare s-au utilizat inele
O (O-ring) 1 mm.
Fig. 4.17 Distribuitorul cu trei ferestre dreptunghiulare echidistante al servomecanismului
Fig. 4.18 Generatorul electrohidraulic de semnale
Fig. 4.19. Pistonul sertar montat pe pinionul cremalierei
1
3 4
5
2
47
Pistonul sertar utilizat în această soluţie este realizat în trei variante, figura 4.19, la
care diferă diametrul exterior, iar realizarea şi montarea este identică cu soluţia clasică.
Tabelul 4.4
Caracteristici funcţionale ale soluţiilor constructive Date Simbol UM Valoare
Datele servomecanismului
S cm2 1.05 k N/m 105
SVk cm3/(smA) 50
ck cm5/daN 30/12.000
Qpk cm5/daN 0.02
Date pentru modelul sfert de vehicul
M kg 1200/4 m daNs2/cm 0.033
1k N/m 21370
2k N/m 167000
1c Ns/m 835
Date introduse în programul de calcul
E daN/cm 3982
w cm 0.05
cd Ns/m 0.6 daNs2/cm4 85/(981x105)
F – 103
pa daN/cm2 210
kQ* cm2/s 467
kQ cm2/s 624
ku m3/(Vs) 10-5
kp V/m 103/ 3
λ1 (λ2) – 0.5
Notaţiile sunt folosite cele din capitolul 3.
Constantele şi valorile conţinute în tabele ce constituie datele de intrare pentru
calcule sunt preluate din literatura de specialitate ale autoturismului supus încercărilor
experimentale [162, 167], iar constantele care definesc generatorul electrohidraulic sunt
preluate din practica echipamentelor industriei de profil SIEMENS, BOSCH. În [20] se
recomandă pentru D şi valorile 0.64, respectiv 0.9 g/cm3 (9 . 10-4 daN/cm3).
Din calculele efectuate, cu datele nominale ale servomecanismului, arată că
inegalitatea (3.19) este îndeplinită, ceea ce nu se întâmplă şi în cazul
servomecanismului cu λ2 supraunitar figura 3.2 b. Mecanismele de direcţie cu structura
48
precară, din punct de vedere al funcţiei de impedanţă, nu pot induce un control
pseudoactiv al oscilaţiilor proprii, generate dinspre calea de rulare spre volan.
4.5 Traductoare pentru cercetarea experimentală a comportării mecanismului de direcţie şi a autoturismului în procesul de rulare
Traductorul constituie o parte esenţială, specifică, a oricărui sistem de măsură şi
achiziţie de date SMAD, deoarece el realizează interfaţarea între lumea variabilelor fizice
neelectrice şi partea de prelucrare electronică a SMAD, parte în care informaţia are ca
suport semnale electrice [9, 11, 16, 19, 21, 24].
Pentru a asigura o precizie ridicată a măsurătorilor, alegerea traductorului trebuie
făcută luând în consideraţie principalii parametri de evaluare a caracteristicilor sale.
Aceasta permite stabilirea gradului în care traductorul corespunde măsurării unei
anumite mărimi în condiţii date.
În scopul evitării posibilelor influenţe ale factorilor climatici asupra funcţionării
echipamentelor şi instalaţiilor SMAD, recomandările Comitetului Electrotehnic
Internaţional CEI, bazate pe rezultatele unor îndelungate măsurări, stabilesc pe
suprafaţa terestră zone caracterizate prin diferite macroclime (rece, temperată, tropical-
umedă, tropical-uscată şi foarte rece). Zonele climatice respective sunt determinate în
raport cu valorile extreme de temperatură şi umiditatea relativă a aerului, radiaţia globală
precum şi actiunea altor factori (STAS 6535-83).
49
CAPITOLUL 5
ANALIZA NUMERICĂ A STABILITĂŢII
SERVOMECANISMULUI DE DIRECŢIE
5.1 Determinarea curbelor de răspuns la frecvenţă şi a stabilităţii sistemului
regulator-distribuitor
Cercetarea comenzilor cu servomecanisme hidraulice presupune efectuarea unor
încercări experimentale sistematice: de laborator, pe stand, cu modele funcţionale ale
instalaţiei hidraulice a sistemului de direcţie cât şi pe autoturism, în poligon şi trafic real.
Pentru analiza calităţilor dinamice ale sistemului, s-au utilizat metodele
frecvenţiale, specifice automaticii şi reglajului automat. Principiul de experimentare
constă în producerea unei variaţii sinusoidale, de amplitudine cunoscută cu frecvenţă
reglabilă a mărimii de intrare, constantă pe întreg domeniul de frecvenţe analizat şi
măsurarea amplitudinii respectiv defazajului mărimii de ieşire. În urma determinării
raportului amplitudinilor, semnal de ieşire/semnal de intrare, se pot trasa grafic curbele
atenuare-pulsaţie şi fază-pulsaţie, care permit analizarea stabilităţii sistemului cercetat.
Tandemul regulator-distribuitor studiat, este de concepţie proprie, prezentat în
capitolul trei respectiv patru, figura 3.1, 4.17 şi 4.19. Acesta este prevăzut cu un piston
sertar şi un cilindru care realizează funcţiile de droselizare şi de comandă hidraulică. De
asemenea, s-a montat un
capac special, prevăzut cu un
dispozitiv prin care se poate
transmite deplasarea
pistonului sertar la un traductor
inductiv.
La realizarea excitaţiei
pentru determinarea curbelor
de răspuns la frecvenţă, s-a
utilizat un stand experimental
de concepţie şi realizare
proprie.
În figura 5.1 este prezentat standul experimental compus din:1 – bloc de forţă
hidraulică, 2 - bloc regulator, 3 - elementele de măsură a parametrilor hidraulici,
Fig. 5.1 Stand pentru încercarea sistemului regulator-distribuitor
1 4 5 2 3
6
50
4 - comanda, 5 - partea de excitaţie, 6 - partea de achiziţie şi stocare a mărimilor variaţiei
parametrilor hidraulici în timp.
Schema hidraulică şi componenţa standului pentru încercări experimentale de
determinare a răspunsului în frecvenţă al servocomenzii mecanohidraulice este
prezentată în figura 5.2. Mecanismul de direcţie este montat într-un şasiu metalic, între
două dispozitive de reacţie formate din pistoane pneumatice, cu rigiditatea de prindere la
şasiu SRP şi rigiditatea de ieşire la articulaţia SF dintre cremaliera servomecanismului şi
bieleta de direcţie cu braţul fuzetei BF. Importantă este prezenţa simulatorului de sarcină
pneumatic SSP, alimentat de la generatorul pneumatic GP. Servomecanismul, alimentat
cu energie hidraulică de la pompa hidraulică PH, este acţionat, la nivelul pinionului
coloanei volan, cu semnale sinusoidale de deplasare, de un generator electrohidraulic de
semnale GEHS, de amplitudini şi frecvenţe apriori stabilite. Controlul amplitudinii
semnalului se face prin intermediul unei bucle de reacţie la nivelul dispozitivului regulator
R, care la rândul său comandă semnalele electrice sinusoidale ale generatorului electric
de semnale GES.
Amplitudinea semnalelor sinusoidale de deplasare, la nivelul intrării
servomecanismului, este astfel bine determinată (şi în relaţie de invers proporţionalitate
cu frecvenţa) în bucla de control care mai cuprinde un convertor tensiune-intensitate CU/I
şi o servovalvă SV alimentată de la pompa hidraulică PH.
Fig. 5.2 Schema bloc a standului de încercări pentru răspuns în frecvenţă al servocomenzii mecanismului de direcţie
51
5.2 Impedanţa servomecanismului
Spre deosebire de cazul încercării la răspuns în frecvenţă, determinarea
experimentală a impedanţei servomecanismului SMMH presupune introducerea în forţă
a unor semnale perturbatoare sinusoidale la ieşirea acestuia, cu ajutorul simulatorului de
sarcină pneumatică SSP, timp în care intrarea servomecanismului este blocată. Schema
standului conţine aceleaşi
dispozitive şi aparate precum
în cazul standului pentru teste
de răspuns în frecvenţă, figura
5.2, adică: simulatorul pentru
rigiditatea de prindere la şasiu
SRP, regulator R, convertor
tensiune-intensitate curent CU/I,
grupul de alimentare al GEHS
format din servovalvă SV şi
pompă hidraulică PH,
simulatorul de sarcină
pneumatică SSP, sistemul de măsură şi achiziţie de date SMAD. Curba experimentală de
impedanţă, determinată în cazul amplitudinii forţei introduse la ieşire de 12.5 daN, este
prezentată în figura 5.3.
Dată fiind puternica amortizare a deplasării la ieşire în cazul frecvenţelor excitaţiei
de la intrare, de peste 30 Hz, şi nivelul tehnologiei de măsurare disponibile, valorile
experimentale ale funcţiei de transfer la asemenea frecvenţe nu s-au măsurat, dar
trebuie reţinut faptul că, analizând diagrama, în comportamentul servocomenzii nu se
reţin tendinţe de rezonanţă.
Sistemul de măsură, achiziţie şi stocarea datelor utilizat pentru cercetarea
experimentală în condiţii de laborator cuprinde:
1. Calculator de tip Notebook;
2. Interfaţă achiziţie;
3. Osciloscop universal E0102.0-10MHz;
4. Sistem de măsură şi generator de joasă frecvenţă, EO501, 1Hz-1MHz
Voltcraft;
5. Amplificator de putere de tip B5.
Fig. 5.3 Comparaţie între curba funcţia de impedanţă teoretică şi experimentală
52
Astfel, modul de
lucru este următorul: se
pune în funcţiune
instalaţia, iar prin reglarea
supapei Sp1 se asigură o
poziţie deschisă a
supapei regulatorului, de
preferinţă, la jumătatea
cursei acesteia. Prin
intermediul blocului de
excitaţie BE, se asigură
modificarea sinusoidală a
debitului de comandă şi
implicit a presiunii care acţionează pe partea superioară a supapei distribuitorului. În
consecinţă, acesta va urmări, cu un defazaj în timp, evoluţia presiunii de comandă, ca
urmare a deplasării pistonului sertar al distribuitorului mecanismului de direcţie.
Pentru a diminua cât mai mult perturbaţiile din exterior, care pot influenţa dinamica
excitaţiei, s-a procedat la montarea blocului de excitaţie, pe un nivel separat de restul
instalaţiei experimentale.
Blocul de excitaţie, figura 5.4, se compune din: excitatorul electrodinamic 8
(fabricaţie SIEMENS); excitatorul pneumatic 11 (concepţie proprie); traductor inductiv de
deplasare 6 (IWT-302, ± 150 mm, fabricaţie BMC Pucheim Germania).
Excitatorul pneumatic 11, este în esenţă o semipunte pneumatică de tip B [45, 70]
care are posibilitatea de a regla, după un program apriori cunoscut, valoarea rezistenţei
pneumatice la capetele cremalierei, prin intermediul unei electrovalve. Partea activă 10
(pistonul) a excitatorului pneumatic este, pe de o parte rigidizată la cremalieră, prin
intermediul unui traductor de forţă 9, iar pe de altă parte rigidizată cu elementul mobil al
traductorului inductiv de deplasare 6. Concepţia constructivă a standului permite
identificarea unei poziţii geometrice relativ optime prin centrarea celor trei părţi
componente cu ajutorul dispozitivelor coadă de rândunică 7.
Pentru început, au fost determinate experimental caracteristicile hidraulice ale
sistemului distribuitor-regulator, astfel: se ataşează la legătura dintre tija excitatorului
pneumatic şi cremaliera mecanismului de direcţie, în paralel cu traductorul inductiv de
deplasare un şurub micrometric. Prin intermediul acestui şurub micrometric, se pot
preregla diferite valori pentru deplasarea X a pistonului excitatorului .
Fig. 5.4 Dispunerea modulelor hidraulice şi pneumatice
4
8 11
6
10 9 7
53
Pentru determinarea curbelor de răspuns la frecvenţă şi stabilităţii sistemului
distribuitor-regulator, s-a elaborat un program de calcul, scris în limbajul FORTRAN 73,
dar şi în utilitarul Matlab care au fost rulate pe un calculator electronic de tip PC 2 Dual
Core 2.2 GHz.
Pentru urmărirea parametrilor cu influenţă asupra stabilităţii sistemului, programul
de calcul a fost astfel conceput, încât valorile acestor parametrii să poată fi modificate
succesiv, cu ajutorul unor fişiere de date, de tip subrutină. Valorile calculate sunt redate
de calculator în mod tabelar, format ascii virgulă flotantă, corespunzător primului rând de
date cuprinse în acest fişier.. Procedând conform studiului descris în capitolul 3, au fost
supuse încercărilor experimentale mai multe pistoane sertar cu diametre diferite 18, 19,
20, 22 şi 24 mm.
În figurile 5.5 şi 5.6 sunt reprezentate caracteristicile amplitudine-pulsaţie şi fază-
pulsaţie (diagramele Bode), respectiv locul de transfer în planul s (Nyquist), pentru
sistemul hidraulic regulator-distribuitor. S-a ales această reprezentare deoarece este
deosebit de sugestivă din punctul de vedere al analizei stabilităţii sistemului
tehnic.
Astfel se poate observa că marginea de amplitudine Ma respectiv inversul ei, sunt
pozitive deoarece aceasta se află dedesubtul dreptei a cărei amplificare este egală cu
Fig. 5.5 Caracteristica amplitudine-pulsaţie
Fig. 5.6 Caracteristica fază-pulsaţie
54
unitatea, figura 5.5. Din aceeaşi figură pot fi deduse atât valoarea marginii de
amplitudine Ma cât şi a marginii de fază MF.
Reprezentarea din figura 5.6, exemplifică mai clar satisfacerea condiţiei de
stabilitate şi anume aceea că hodograful sistemului intersectează axa reală în dreapta
punctului de coordonate (-1; jo). Avantajul acestei reprezentări este acela de a fi mai
sugestiv în ceea ce priveşte mărimea marginii de fază MF, ea se măsoară de la partea
negativă a axei reale.
Trebuie de amintit că nu s-a utilizat reprezentarea în decibeli deoarece aceasta
este specifică sistemelor electronice sau acustice, fiind caracterizată prin atenuări
accentuate, care impun condensarea scărilor de reprezentare a axelor de coordonate. În
cazul sistemelor hidraulice utilizarea unor scări liniare satisface pe deplin cerinţele de
reprezentare, ca de altfel şi utilizarea unor scări logaritmice [20].
5.3 Influenţa presiunii de alimentare a regulatorului asupra stabilităţii
sistemului
Reprezentarea grafică a funcţiei de transfer, este realizată în figura 5.7 pentru
diferite valori ale presiunii de
alimentare p0. Astfel, pentru soluţia
constructivă propusă, sistemul devine
instabil la presiuni mai mari de 200
bari, iar marginea de fază MF se
reduce odată cu creşterea presiunii p0,
în timp ce asimptota AS a hodografului
funcţiei de transfer se translatează
spre valorile negative crescătoare ale
axei reale.
Comparând hodograful
prezentat în figura 5.5, cu hodograful
corespunzător presiunii p0 = 50 bar,
din familia de curbe la care p0 a fost
ales ca şi parametru de alimentare a
regulatorului, figura 5.6, se observă o
bună aproximare a curbei determinată
pe cale experimentală cu cea
Fig. 5.7 Reprezentarea funcţiei de transfer pentru diferite presiuni de alimentare
55
determinată teoretic prin rularea modelului matematic al procesului pe calculator, fapt
care validează totodată şi modelul propus.
După cum rezultă din cele două figuri, sistemul îndeplineşte condiţiile de
stabilitate în ambele variante de analiză.
5.4 Influenţa diametrului pistonului sertar asupra stabilităţii sistemului
Prin transpunerea grafică a
punctelor de sprijin ale hodografului
funcţiei de transfer, pentru valori
diferite ale diametrului pistonului
sertar, se obţine familia de curbe
reprezentate în figura 5.8.
Astfel, din analiza acestora, se
observă că stabilitatea sistemului este
asigurată pentru toate valorile
diametrului de considerate, cu
menţiunea că pentru diametrul de = 24
mm sistemul analizat se află foarte
aproape de limita de stabilitate.
Totodată, se remarcă faptul că prin
creşterea diametrului de, hodograful
funcţiei de transfer se deplasează
spre punctul critic Nyquist, marginea
de fază scade iar asimptota
hodografului AS creşte în modul.
5.5 Influenţa coeficientului de frecare vâscoasă a pistonului sertar asupra
stabilităţii sistemului
După cum se cunoaşte [1], coeficientul de frecare vâscoasă, este direct
proporţional cu vâscozitatea lichidului folosit în instalaţia hidraulica. Astfel, putem
constata faptul că pentru coeficienţi de frecare vâscoasă mici, utilizând un lichid hidraulic
foarte fluid, sistemul este instabil. Prin utilizarea unui lichid din ce în ce mai vâscos
coeficientul CH creşte, ceea ce duce la o trecere a hodografului funcţiei de transfer în
stânga punctului critic Nyquist de coordonate (-1; j0). Totodată, se observă şi o creştere a
Fig. 5.8 Caracteristica funcţiei de transfer pentru diferite diametre ale pistonului sertar
56
marginii de fază MF concomitent cu deplasarea asimptotei AS înspre originea axelor de
coordonate. Trebuie amintit faptul că, în toate cazurile care au fost analizate şi
prezentate, frecvenţa de rezonanţă nu a fost influenţată.
5.6 Influenţa saturaţiei debitului asupra oscilaţiilor servomecanismului
Trebuie menţionat că nu este realist a nu păstra anumite rezerve în legătură cu un
demers analitic, inevitabil,
simplificator al realităţii fizice. Dar
nici ignorarea voluntară a
informaţiilor pe care teoria şi
cercetările experimentale le pun în
evidenţă.
În cursul încercărilor
experimentale s-au realizat evaluări
de autooscilaţii ale servocomenzii.
Datorită cercetărilor de anvergură a
multiplelor tatonări şi a lipsei de
experienţă s-a dezvoltat un scepticism agresiv cu privire la corespondenţa între teorie şi
practică punându-se întrebarea dacă o teorie, influenţată de multele ipoteze
simplificatoare, poate reproduce realitatea complexă a cazului analizat. Răspunsul
afirmativ a survenit surprinzător şi accidental, prin comanda eronată asupra standului de
probă al mecanismului de direcţie, care a încărcat servomecanismul cu o valoare mult
supraestimată a sarcinii pneumatice de reacţie, ce simulează parametrul m. A fost
suficientă o perturbaţie întâmplătoare (de tip impuls) de durată egală cu reacţia
operatorului uman transmisă servomecanismului, la ieşire, pentru ca întreaga instalaţie,
alimentată fiind la sursa de energie hidraulică, să intre într-o puternică mişcare vibratorie
(autooscilaţie). Doar întreruperea alimentării cu energie a făcut posibilă reprimarea
acestei vibraţii.
În cele ce urmează am validat într-un calcul sumar posibilitatea apariţiei acestei
autooscilaţii, figura 5.9. Cu valorile: m = 0.2 daNs2/cm (sarcină inerţială escaladată din
greşeală), respectiv λ2 = 2/3, λ3 = 4/3, E = 55.000 daN/cm (joc în SRP necorespunzător),
kc = 30/12.868 cm5/daN, se obţine autooscilaţia reprezentată de A* = 1.17, 2.5520
rad/s 347.1 rad/s.
Fig. 5.9 Reprezentarea proprietăţii de filtru a părţii liniare a sistemului servomecanismului
57
Valoarea maximă asociată a vitezei sertarului distribuitor este de 1.5 cm/s.
Figura 5.20 atestă că partea liniară a sistemului are proprietatea de filtru trece-jos.
5.7 Sinteza numerică a compensatorului antisaturaţie
La evidenţierea performanţelor dinamice, pe care sinteza robustă cu compensare
antisaturaţie le poate realiza, s-a luat ca termen de comparaţie cazul modelului
matematic al distribuitorului servomecanismului standard de direcţie.
Pentru testarea condiţiilor sunt utilizate subrutinele ctrlp, obsvp, tzero, ctrl ale
pachetului MATLAB Toolbox. Primele două subrutine pun în evidenţă forma controlabilă
cât şi forma observabilă, iar stabilizarea fiind echivalată cu stabilitatea asimptotică a
părţii necontrolabile a sistemului şi detectabilitatea echivalentă cu stabilitatea asimptotică
a părţii neobservabile.
În consecinţă, pragul de saturaţie, considerat la nivelul mărimii de control U, a fost
de ±10 V sau în curent ±20 mA, la
servovalvă, întrucât kmAV = 2 mA/V.
S-a introdus, la ieşire, o perturbaţie
sinusoidală în forţă de 10% din
forţa totală a servomecanismului şi
de 0.8 Hz, deci
t8.02sin 2.000 [N]. Se aleg
frecvenţele modelului intern în
banda (01) Hz.
Rezultatele simulărilor
numerice pentru validarea eficienţei
metodei de sinteză robustă cu
compensare antisaturaţie descrisă
în capitolul 3, sunt prezentate prin
caracteristicile din figura 5.11 care
s-au obţinut pentru ponderile Qj =
1013 şi Rj=1.
Se observă că este posibilă
urmărirea relativ bună a
referinţelor, cu servomecanismul
electrohidraulic echivalent „pasiv”,
dar numai în absenţa perturbaţiilor
ω, altfel urmărirea referinţei este
a
b
c
Fig. 5.10 Urmărirea prin sinteză robustă a referinţei în cazul liniar; a - referinţa-treaptă; b - evidenţierea prin detalierea
porţiunii iniţiale din cazul a; c - referinţa-combinaţie liniară de sinusoide
58
semnificativ distorsionată figura 5.10.
În schimb, cazurile cu model intern de ordinul n = 0, 1 sau 2, notate prin ieşirile yn,
atestă buna robusteţe 0, 1 sau 2 pentru proprietăţile de urmărire a referinţelor, chiar şi în
cazul frecvenţelor care nu sunt incluse în modelul intern. Din aceste caracteristici se
deduce necesitatea unei atente sincronizări a ponderilor pentru reducerea fenomenului
de vibraţie specifică comenzii şi implicit a sistemului. Excitaţia de tip treaptă considerată
iref = 1 V, corespunde unei deplasări la nivelul cremalierei de 5 mm. De fapt, cea mai
bună urmărire este asigurată în cazul servocompensatorului de tip integrator pur n = 0. O
bună prezentare a metodologiei este realizată prin alegerea ponderilor Qj = 105 şi Rj =
10-11.
Reprezentarea grafică pentru cazul ttiref 52sin1.02sin5.0 [V] este
redată în figura 5.10.
În figura 5.12 sunt vizibile efectele negative ale saturaţiei, precum şi eficienţa
tehnicii de compensare obţinute, reprezentată de corecţia servocompensatorului.
Rezultatul este remarcabil, întrucât permite ca procedura de alegere a
servocompensatorului să nu fie invalidată ca nerealistă şi totodată pune în evidenţă
necesitatea doar a reacţiei după poziţia cremalierei. Ceea ce face ca metoda să devină
importantă din punct de vedere real/experimental, este faptul că pot fi eliminate
traductoarele de viteză şi presiune.
a b c
Fig. 5.11 Cazul neliniar, referinţa-treaptă, nivelul saturaţiei 20 mA, cu tendinţă de vibraţie: a - cazul liniar, ignorarea saturaţiei; b - saturaţie, fără compensaţie; c - saturaţie, cu compensaţie a vibraţiei.
59
Invocând paradigma sistemelor cu eşantionare (sampled data systems) [27],
[187], răspunsul unui sistem la semnale perturbatoare, de tip treaptă, ce acţionează la
intrare, este reprezentativ, având în vedere procedura de eşantionare a semnalelor de
referinţă generale. Totuşi, trebuie adăugat că pot fi obţinute rezultate foarte bune cu
a b c
Fig. 5.12 Cazul neliniar, referinţa-treaptă, nivelul saturaţiei 20 mA, cu ponderi acordate: a) cazul liniar, ignorarea saturaţiei; b - saturaţie, fără compensaţie; c - saturaţie, cu compensaţie a vibraţiei
a b c
Fig. 5.13 Răspuns la semnal de intrare-combinaţie liniară de sinusoide: comparaţie între performanţa de urmărire a servomecanismului clasic Zm şi performanţa de urmărire a
servomecanismului echivalent asistat Za
60
soluţia asistată propusă şi în prezenţa unor semnale de excitaţie oarecare,
reprezentabile sub forma de combinaţii liniare de sinusoide, figura 5.13. În cazul
semnalului electric (V), referinţa considerată în figură este de forma
sin 2 / 3 0.2sin 20t t . Performanţa de urmărire, a acestui semnal, de către soluţia
servomecanismului de direcţie propusă este notabilă în comparaţie cu performanţa
servomecanismului standard.
61
CAPITOLUL 6
CONCLUZII
Dintre componentele confortului şi siguranţei în circulaţie, stabilitatea
servomecanismului de direcţie joacă un rol deosebit de important, care creşte de la an la
an. Realizarea unui regulator-distribuitor stabil implică aplicarea simultană a mai multor
soluţii, intervenţii, precauţii astfel că numărul problemelor ridicate creşte mai rapid decât
câştigul de stabilitate realizat. Deşi există numeroase cercetări teoretice în acest
domeniu, totalitatea factorilor de influenţă conduc la concluzia că aceasta este încă o
problemă deschisă de studiu.
Pentru abordarea temei s-a pornit de la cercetarea amănunţită a bibliografiei
existente, constatarea generală fiind aceea că studiul sistemelor şi mecanismelor de
direcţie constituie o preocupare deosebită a tuturor marilor constructori de autoturisme,
acest lucru fiind justificat prin numărul însemnat de firme cu preocupări în domeniu.
Trebuie amintit de la început că, dacă pentru partea de studiu teoretic există la
ora actuală o foarte bogată literatură de specialitate, pentru partea de cercetare
experimentală publicaţiile sunt relativ reduse. Din acest motiv majoritatea etapelor
prezentate în lucrare sunt rezultatul unor idei şi preocupări proprii.
Modelele utilizate de diferiţi cercetători sunt prezentate în mod critic cu
avantajele şi dezavantajele lor, cu posibilităţile şi limitele lor, alături de acestea fiind
propuse numeroase elemente originale.
Prin conţinut, obiectiv şi realizare, această lucrare a urmărit studiul avantajelor
soluţiei constructive propuse, asupra îmbunătăţirii siguranţei circulaţiei la diferite regimuri
de exploatare, în comparaţie cu soluţia constructivă standard.
Determinările şi datele prezentate în lucrare sunt rezultatul unei activităţi
desfăşurate în trei domenii: proiectare, realizare practică şi cercetare.
6.1 Contribuţii originale
Activitatea de cercetare a impus de la început conceperea şi realizarea unor
sisteme şi instalaţii de măsură şi prelucrare a datelor experimentale. Astfel am imaginat
şi realizat următoarele instalaţii şi elemente cu caracter de originalitate:
elaborarea soluţiei constructive, atât teoretic cât şi realizarea practică;
instalaţia şi aparatura pentru măsurarea presiunii din sistemul de direcţie;
62
instalaţia şi aparatura pentru simularea perturbaţiilor din partea căii de
rulare la nivelul cremalierei;
realizarea soft-lui de legătură cu logica Bayreuth de control;
instalaţia pentru măsurarea cursei cremalierei;
instalaţia pentru măsurarea debitelor şi a pierderilor de lichid;
stand pentru etalonarea dispozitivelor hidraulice de lucru;
stand pentru etalonarea elementelor de execuţie;
traductor pentru măsurarea sarcinii axiale în bieleta de direcţie;
traductor etalon pentru încărcarea capetelor cremalierei cât şi a
elementelor de execuţie;
modelarea dinamică, cinematică şi matematică, pentru simularea
funcţionării mecanismului de direcţie respectiv dispozitivului regulator-
distribuitor atât în soluţia constructivă clasică cât şi în soluţia constructivă
propusă;
cercetarea experimentală a influenţei soluţiei constructive propuse asupra
stabilităţii mecanismului de direcţie;
configurarea regulatorului automat;
elaborarea algoritmilor şi a programelor de calcul;
realizarea simulărilor cu ajutorul calculatorului numeric de tip PC.
Astfel, s-a prezentat o schemă fundamentală de studiu al stabilităţii
mecanismului de direcţie, utilizând produse hard şi soft comerciale pentru implementarea
şi evaluarea acestei scheme, în timp real, într-un mediu integrat de modelare-simulare şi
testare.
S-a descris combinarea specifică a programelor Matlab/Simulink, Fortran 7.3 şi
Real-Time Workshop cu LabVIEW Real-Time şi instrumentarul (Toolkit) pentru interfeţe
de simulare. Această platformă poate fi utilizată pentru dezvoltarea mai multor proceduri
de cercetare a stabilităţii mecanismului de direcţie. Licenţele de lucru pentru aceste
programe sunt proprii, unele sunt ale Universităţii Transilvania din Braşov, iar unele au
fost luate în versiune evaluare pe termen limitat de 30 de zile de la adresele
http://www.mathworks.com/academia/student_version/; http://www.lahey.com/lfpro73trial.htm;
Simulink.GlobalDataTransfer.
Validarea modului de abordare a optimizării stabilităţii mecanismului de direcţie
s-a realizat prin dezvoltarea unor proceduri pentru încercări experimentale de răspuns la
frecvenţă şi impedanţă.
Se descriu modelul, proiectarea comenzii, testarea simulată (virtuală) şi
implementarea finală.
63
La realizarea acestor instalaţii, respectiv elemente, cu caracter de originalitate
precum şi în procesul de prelucrare a datelor experimentale, s-a avut în vedere creşterea
caracterului de obiectivitate a determinărilor, prin eliminarea pe cât posibil a intervenţiei
subiective a factorului uman, dar şi folosirea unor aparate de înaltă performanţă şi
utilitate, realizate de firme recunoscute pe plan internaţional în acest domeniu, precum
BMC Puchheim-München, TI USA, SIEMENS.
6.2 Concluzii finale
În ansamblu, lucrarea, prezintă o modalitate de îmbunătăţire a stabilităţii
mecanismului de direcţie prin optimizarea configuraţiei spaţiale a fantelor distribuitorului
hidraulic, constatând că pe această cale se reduce şi histereza momentului la volan,
mărindu-se totodată confortul în timpul virajului prin îmbunătăţirea stabilităţii procesului
de bracare şi implicit creşterea siguranţei în circulaţie a autoturismului.
Pentru implementare, sinteza sistemului regulator-distribuitor este suficient de
flexibilă, fiind practic o problemă de simulare a fazelor tipice ale algoritmului modelului
obiectului cercetat. Trebuie amintit că, din raţiuni de echilibrare a forţelor hidrodinamice
de jet din distribuitor, ferestrele au fost dispuse într-un număr dublu, echidistante pe
circumferinţa cilindrului distribuitorului hidraulic, respectiv a bucşei. Abilitatea de a
programa o problemă în domeniul analizat este foarte importantă. O facilitate deosebită
este oferită, în acest scop, prin pachetele de programe dedicate (tools-urile) pentru
proiectarea sistemelor tehnice de acest tip.
În fapt, este de precizat că strategia însoţitoare modelării matematice a fost aceea
de a adapta modelul matematic la o anumită metodă de sinteză a stabilităţii: o serie de
considerente tehnice, ce ţin de metodă sau de aplicaţiile numerice, au impus această
soluţie, care s-a dovedit a fi eficientă. Concluzia imediată - nesurprinzătoare de altfel -
este aceea că modelul matematic, ca derivat prim, prin gândire, a unei realităţi (fizice),
este mai flexibil decât o metodă, mai exact o metodologie, ca derivat secund, al unei
metarealităţi, adică gândirea matematică. Rolul modelului apare astfel ca al unui
mediator între cele două realităţi.
Au fost concepute şi realizate de către autor sistemele de măsurare asistate de
calculator, fiind evidenţiate principalele tipuri de componente, funcţiunile şi performanţele
acestora.
Prelucrarea datelor, obţinute pe cale experimentală, s-a realizat în totalitate pe
un calculator numeric de tip PC, scop în care au fost utilizate pachete software puternice,
64
precum Maple V, Origin, Next View, iar aparatul matematic foarte complex a fost susţinut
de aplicaţiile Matlab şi Fortran 7.3.
În urma încercărilor experimentale efectuate atât pentru soluţia clasică cât şi
pentru soluţia propusă (fante dreptunghiulare) s-au constatat următoarele:
autoturismul echipat astfel corespunde cerinţelor Regulamentului ECE -
ONU 13-06;
sistemele corespund la încercările funcţionale şi de laborator pe stand;
se evidenţiază un grad superior de stabilitate al mecanismului de direcţie cu
soluţia propusă faţă de cea clasică;
autoturismul manifestă în timpul testelor un comportament subvirator;
zgomot şi vibraţie reduse la funcţionarea cu o cantitate de lichid hidraulic în
instalaţie sub nivelul minim recomandat;
prezenţa mecanismului de direcţie cu soluţia propusă asigură o variantă
alternativă la sistemul clasic;
grupul piston sertar-bucşă supus încercărilor experimentale asigură
droselizarea lichidului fără cavitaţie;
construcţia nu necesită tehnologie suplimentară de fabricare, în raport cu
soluţia standard, oferind o secţiune vie de trecere mărită.
Din punct de vedere al principalei performanţe dinamice, caracterizată prin
constanta de timp, servomecanismul echivalent asistat de compensatorul propus este de
cel puţin două ori mai performant decât servomecanismul de direcţie clasic, ceea ce este
pus în evidenţă de următoarele observaţii:
– Algoritmul de sinteză nu este dependent de un model al obiectului controlat
ci este aplicabil în principiu unui sistem oarecare;
– Sistemul asistat este robust şi în raport cu exogenul, deoarece perturbaţia,
considerată activă în cadrul simulărilor, a fost rejectată;
– Algoritmul propus este avantajos în comparaţie cu metoda clasică întrucât
aceasta din urmă este dependentă de un context strict liniar.
Rezultatele obţinute pe cale experimentală au confirmat corectitudinea şi
utilitatea rezultatelor cercetării teoretice. Prin aplicarea în practică a rezultatelor cercetării
experimentale cât şi a celor teoretice, s-a obţinut îmbunătăţirea stabilităţii în funcţionare
a mecanismului de direcţie şi reducerea histerezei momentului la volan a autoturismului
supus încercărilor experimentale.
Programele realizate, pe baza modelelor descrise, permit evaluarea influenţelor
diferiţilor parametrii şi efectul unor modificări constructive sau compararea mai multor
65
configuraţii de piston-bucşă a distribuitorului, din punct de vedere al răspunsului
sistemului în regimuri tranzitorii.
S-a realizat o abordare sistemică complexă a problemelor pe care cercetătorii
dinamicieni trebuie să le aibă în vedere.
Instrumentul de lucru evidenţiat permite abordări ample, calitative şi cantitative,
ale proceselor de testare specifice sistemului de direcţie respectiv stabilirea
interdependenţelor dintre elementele componente.
Din analiza rezultatelor teoretice şi a determinărilor experimentale realizate se
poate arăta că dispozitivele regulator-distribuitor clasice, actuale, folosite la
autoturismele de tipul celui încercat, satisfac funcţional cerinţele impuse, în ceea ce
priveşte siguranţa în general şi stabilitatea în funcţionare a acestora în special, dar pot fi
optimizate prin soluţia constructivă propusă, astfel realizându-se o îmbunătăţire a
procesului de virare şi totodată ridicarea gradului de siguranţă activă în traficul rutier,
deci un control mai bun asupra autoturismului în timpul virării.
Procesul demonstrează că proiectarea comenzii poate evolua sistematic, prin
introducerea de încercări experimentale şi reproiectare cu corectarea sistemului de
control - comandă - bracare.
Configurarea dispozitivului regulator-distribuitor, destinat asistării poziţiei
cremalierei, ţine seama de descompunerea convenţională a dinamicii acestuia
corespunzătoare strategiilor de evoluţie adoptate în etapa de modelare.
Astfel, soluţia constructivă prezentată în lucrare s-a propus în urma analizei
posibilităţilor de îmbunătăţire a stabilităţii în funcţionare a mecanismului de direcţie.
Menţinerea servomecanismelor mecanohidraulice de direcţie presupune studiul
celor mai adecvate soluţii de optimizare a dispozitivului regulator-distribuitor în sensul
obţinerii celor mai fiabile acţionări cu consum minim de efort şi în special cu cea mai
bună progresivitate a stabilităţii dinamice. În acest sens soluţia constructivă prezentată
dă rezultate foarte bune, implementarea fiind simplă şi uşor de realizat din punct de
vedere constructiv. Soluţia propusă nu influenţează dinamicitatea autoturismului (timp de
demaraj, viteza maximă, etc.) dar îmbunătăţeşte stabilitatea-maniabilitatea (bracarea
roţilor, stabilitatea roţilor de direcţie în timpul procesului de virare, reduce histereza
momentului la volan etc.).
Stilul de conducere nu influenţează asupra modului de lucru a soluţiei
constructive propuse.
66
BIBLIOGRAFIE
1 Abãitancei D., Marincas D. Fabricarea si repararea autovehiculelor rutiere. EDP Bucuresti 1982
2 Alexandru P. Contributii la teoria mecanismelor de directie ale autovehiculelor rutiere. Tezã de doctorat. I.P.Bucuresti 1971
3 Alexandru P., Manolescu N. Stabilirea schemelor cinematice optime ale mecanismelor de directie ale autovehiculelor. Buletinul CONAT, pag.63-71, vol.XIX-A 1977
4 Alexandru P., Duditã Fl.,
Jula A., Benche V.
Mecanismele directiei autovehiculelor. Editura Tehnicã Bucuresti 1977
5 Amurãritei Gh., Scheiber E. Analiza numericã. Curs si culegere de probleme. Universitatea Brasov 1983
6 Anohin V.I. Automobile sovietice. Îndrumãtor. Editura Tehnicã Bucuresti 1957
7 Antoniu M. Mãsurãri electrice si electronice. Institutul Politehnic Iasi 1976
8 Baumann E. Elektrische Kraftmesstechnik.VEB Verlag Technik Berlin 1976
9 Baumann E. Sensortechnik für Kraft und Drehmoment. Reihe Automatisierungstechnik. VEB Verlag Technik Berlin 1983
10 Belea V., Vartolomei M. Metode algebrice si algoritmi de sintezã optimalã a sistemelor dinamice. Editura Academiei Române Bucuresti 1985
11 Bendat J., Piersol A. Engineering applications of correlation and spectral analysis. John Wiley & Sons, Inc. New York 1980
12 Bernstein H., Joachim B. P.C.-Labor. Markt & Technik Buch-und Software-Verlag Gmbh & CO 2004
13 Bethe K. Sensoren mit Dünfilm-Dehnungsmesstreifen aus metallischen und halbleitenden Materialien NTG 1996
14 Beyer W. Industrielle Winkelmesstechnik. Expert-Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen 1989
15 Biner J., Hennig W., Obermeier E., Schaber H., Cutter D.
Sensors and Acutators. NTG New York 2000
16 Bodea M., s.a. Aparate electronice pentru mãsurare si control. EDP Bucuresti 1985
17 Bohner M. Fachkunde Kraftfahrzeugtechnik Verlag Europa-Lehrmittel, Naurney, Vallnuer Gmbh CO Haan-
67
Gruiten 1992
18 Bonfig K.W., Witfhied J.
Bartz., Walff J.
Sensoren, Messaufnehmer. Expert Verlag-Ehningen bei Böblingen 2002
19 Bosch Kraftfahr Technisches Taschenbuch. 21 Auflage. VDI-Verlag Düsseldorf 1991
20 Buzdugan Gh., Blumenf M. Tensometria electricã rezistivã. Editura Tehnicã Bucuresti 1966
21 Buzdugan Gh., s.a. Mãsurarea vibratiilor. Editura Academiei Române Bucuresti 1979
22 Buzdugan Gh., s.a. Vibratii mecanice. Editura Tehnicã Bucuresti 1982
23 Câmpian O., s.a. Posibilitãti de filtrare a oscilatiilor torsionale în transmisia autovehiculelor. E.S.F.A. Bucuresti 1991
24 Câmpian O., Şoica A.O. Incercarea si omologarea Autovehiculelor, Editura Universitatii Transilvania din Brasov, Editura acreditata CNCSIS, Brasov, 2004, ISBN 973-735-306-0
25 Câmpian O., Ciolan Gh. Dinamica autovehiculelor, vol I, Editura Universităţii Transilvania Braşov, 1999.
26 Câmpian V., s.a. Aparat spatiu-vitezã-timp. Universitatea din Brasov 1976
27 Câmpian V., s.a. Automobile. Universitatea din Brasov 1989
28 Câmpian V., s.a. Cercetãri privind solicitãrile dinamice din transmisiile autovehiculelor. Contract nr. 18 Universitatea Transilvania Brasov 1991
29 Chiru A., Marincas D. Tehnologii speciale de fabricare si reparare a autovehiculelor. Universitatea Transilvania Brasov 1991
30 Ciobanu M., Leuciuc D.,
Costache G.
Influente ale oscilatiilor suspensiei asupra comportãrii dinamice ale altor subansamble ale automobilelor. CONAT Universitatea Transilvania Brasov 1993
31 Ciolan Gh. Calitatea în industria de automobile. În: “Ingineria mecanică şi electrică a autovehiculelor”, culegere de lucrări, TEMPUS CONEET, Braşov, 1997, ISBN 973-98511-0-X.
32 Ciolan Gh. Construcţia şi calculul autovehiculelor, Reprografia Universităţii “Transilvania” din Braşov, 1989.
33 Ciudacov E.A. Teoria automobilului. Traducere din limba rusã. Institutul de documentare tehnicã Bucuresti 1958
68
34 Cocosilã M., Negrus E. Consideratii asupra modelãrii pneului de automobil în legãturã cu trecerea rotii peste obstacole. A V-a Consfãtuire Nationalã Creativitate în Constructia, Fabricarea si Repararea automobilelor. Pitesti 1992
35 Cojocaru V. V., N. Ţane, D. C. Thierheimer, M. Clinciu, W. W. Thierheimer
Pneumatic mecatronic sistem for load simulation on toothed the rack heads, Bulgarian Journal for Engineering Design, 3 November 2009, pag. 50 - 53, ISSN 1313 - 7530, Heron Press, Sofia, Bulgaria
36 Cojocaru V. V., Fl. Popescu, D. C. Thierheimer, D. Ola, W. W. Thierheimer
Research on optimizing of automatic ABS regulator, Bulgarian Journal for Engineering Design, 3 November 2009, pag. 47 - 49, ISSN 1313 - 7530, Heron Press, Sofia, Bulgaria
37 Cojocaru, V.V., Campian, V., Ţane, N., Thierheimer, C.D., Thierheimer, W.W.
The influence of the PC data acquisition systems of the signal analized, Ediţia a doua cu participare internaţională SMAT 2008, Vol. I, pag. 62-66, ISBN 978-606-510-253-8, 23-25 Octombrie 2008, Craiova
38 V. Cojocaru, L. Gaceu, N. Tane, D.C. Thierheimer, D. Ola, M. Clinciu, W.W. Thierhiemer
Mechatronic Sistem for Load Simulation on Toothed the Rack Heads, în Mechanics and Machine Elements, Noiembrie, 4-6, 2010, Sofia, Bulgaria, ISSN: 1314-040X, pp. 94-100, Publishing by Technical University-Sofia
39 Vasile Valerian Cojocaru, Florin Popescu
„Dynamic Behaviour of a Vehicle When Changing Lane and in Circular Motion”, SMAT 2014, 3rd International Congress “Science and Management of Automotive and Transportation Engineering”, 23rd-25th of October, 2014, Craiova, Romania, ISBN: 978-606-14-0864-1; 978-606-14-0866-5.
40 Vasile Valerian Cojocaru, Florin Popescu, Thierheimer W.
Cercetări privind îmbunatăţirea ţinutei de drum la autoturismele cu tracţiune pe faţă. Editura acreditata CNCSIS, Târgovişte, 2014, ISBN 978-606-605-105-7.
41 Clinciu M., D.C. Thierheimer, Fl. Popescu, V. Cojocaru, W.W. Thierheimer
Possibilities for pollution reducing from mobile sources, Mechanics and Machine Elements, vol 4, Aprilie 2010, pag. 94 - 99, ISSN 1313 - 7530, Heron Press, Sofia, Bulgaria
42 Dancea I., Ivan M., Kremer St. Metode de optimizare. Editura Dacia Cluj 1976
43 Deutsch I. Rezistenta materialelor. EDP Bucuresti 1976
44 Dieter S. Kraftfahrzeug Electronik. Verlag Technik Berlin 1991
45 Dincã F., Teodosiu C. Vibratii neliniare si aleatoare. Editura Academiei Române Bucuresti 1979
46 Drãghici I., Ivan M., Kremer St., Lãcãtus V., Macarie V.,
Suspensii si amortizoare. Editura Tehnicã
69
Petrescu M. Bucuresti 1970
47 Duditã Fl., s.a. Sistematizarea structuralã a mecanismelor de ghidare a puntii la automobile. Buletinul Simp. IFTOM vol.IV pag.61-70 Bucuresti 1981
48 Enache V, Studiul sistemelor de direcţie ale autoturismelor în vederea îmbunătăţirii maniabilităţii, Teză de doctorat, Braşov, 2000.
49 Filip I. Încercarea autovehiculelor. Academia Militarã Bucuresti 1985
50 Fleck K. Schutz elektronischer Systeme gegen äussere Beeinflussungen. VDE Verlag Gmbh Berlin 1981
51 Floegel E. Forth Handbuch. Grundlagen, Einfürung, Beispiele. Hofacker Holzkirchen 1982
52 Frãtilã Gh. Calculul si constructia automobilelor. EDP Bucuresti 1977
53 Gautschi G.H. Piesoelektrische Messtechnik und neuere Entwicklungen in der Mehrkomponenten Kraft- und Momentmessung. Birkhäuserverlag Basel 1972
54 Gebauer H. Elektronik im Auto, mit Handbuch für Polizeiradar. Hofacker Holzkirchen 1999
55 Ghejan P. Cercetãri privind posibilitãtile de îmbunãtãtire a confortabilitãtii autocamioanelor de capacitate micã si medie. Tezã de doctorat. Universitatea Transilvania Brasov, 1995
56 Ghiulai C. Mecanica automobilului. Editura Tehnicã Bucuresti 1965
57 Ghiulai C., Vasiliu C. Dinamica autovehiculelor. EDP Bucuresti 1975
58 Grave H.F. Mãsurarea electricã a mãrimilor neelectrice. Editura Tehnicã Bucuresti 1966
59 Grăjdaru M.; Câmpian V. ; Thierheimer W
Studiu privind influenţa sistemului de direcţie asupra siguranţei circulaţiei. Editura Cellina, Craiova, 2006, ISSN (10) – 973-87995-4-6; ISSN (13) – 978-973-87995-4-7;
60 Grünwald B. Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere. EDP Bucuresti 1980
61 Hac A. Optimal linear preview control of active vehicle suspension, Vehicle System Dynamics, 21, nr. 3, pp. 167-195, 1992.
62 Haken H. Laser Theory. Springer-Verlag. Berlin (West), Heidelberg, New York 1980
70
63 Hales F.D. Automobile Stability. Tehn. Memorandum, 151. Stewens Inst. of Tehnology 1968
64 Hatter D.J. Matrix Computer Methods of Vibration Analysis. John Wiley & Sons New York 1988
65 Hilohi C., Untaru M., Druta Gh. Metode si mijloace de încercare a automobilelor. Editura Tehnicã 1982
66 Hock A. Hochfrequenzmesstechnik, Teil 1 + Teil 2. Expert-Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen
67 Hofmann D. Handbuch Messtechnik und Qualitätssicherung. VEB Verlag Technik Berlin 1994
68 Holzweissig F., Meltzer G. Messtechnik der Maschinendynamik. VEB Fachbuchverlag Leipzig 2002
69 Homentcovschi D. Functii complexe cu aplicatii în stiintã si tehnicã. Editura Tehnicã Bucuresti 1986
70 Ionescu G., s.a. Traductoare pentru automatizãri industriale. Editura Tehnicã Bucuresti 1985
71 Jaeger J.C., Newstead G.H. Introducere în teoria transformatei Laplace, pentru tehnicã. Editura Tehnicã Bucuresti 1971
72 Jamin W.K. Das Sofware Lexicon. Expert-Verlag Gmbh Ehningen bei Böblingen 2001
73 Katzsch R. Benutzerhandbuch HIGHSCREEN Personal computer (version 1.2) Würselen 1994
74 Kummer H.W., Meyer W.E. Verbesserter Kraftschluss zwischen Reifen und Fahrbahn-Ergebnisse einer neuen Reibungstheorie. ATZ 69, pag. 245-251; 382-386. 1967
75 Lang G.F. Understanding Vibration Measurements. Nicolet Scientific Corporation Application Note 9, 1975
76 Laniv V.I. Rostogolirea unui pneu de automobil. Onti 1937
77 Laschet A., Engelmann P. System indentification using computer simulation methods. 91037 EAEC pag. 188-194 Strasbourg 1991
78 Leuciuc D., s.a. Suspension Oscilation Influences upon Dynamic Behaviour of Other Automobiles Sub Parts. 945084 Tehnical Papers FISITA 1994
79 Leuciuc D., Costache G. Mathematical Models for Suspension and Driveline Study. International Conference of Automobiles for Student’s and Young Engineers Bucuresti 1992
80 Limann O. Sensible Sensoren. Franzis-Verlag München 1981
81 Lîsov M.I. Mecanismele de directie ale automobilelor.
71
Masghiz 1950
82 Lorenz C. Basic Programmier-Handbuch. Einfürung und Nachschlagewerk. Hofacker Holzkirchen 1984
83 Lücke H.U., Renz W. Mobiles, rechnergesteuertes Messdatenerfassungs- und-auswertesystem für den Fahrzeugeinsatz VDI 1981
84 Macarie T., Potincu GH.,
Filip N., Mitrache A.
Inflence de la traction integrale sur la maniabilite de l’automobile. CONAT Brasov 1993
85 Marinescu Gh., s.a. Probleme de analizã numericã rezolvate cu calculatorul. Editura Academiei Române Bucuresti 1987
86 Merz L. Grundkurs der Messtechnik, Das elektrische Messen nichtelektrischer Grössen. R. Oldenburg-Verlag München 1980
87 Milliken W.F., Milliken D.L. Race car vehicle dynamics. SAE MA 01923 Danvers 1995
88 Mitschke M. Dynamik de Kraftfahrzeug. Antrieb und Bremsung. Springer-Verlag Heidelberg Berlin 1982
89 Mitschke M. Dynamik der Kraftfahrzeuge. Fahrverhalten. Springer-Verlag Heidelberg 1990
90 Mitschke M. Dynamik der Kraftfahrzeuge. Schwingungen. Springer-Verlag Heidelberg 1984
91 Nagy T. Exploatarea autovehiculelor. Universitatea din Brasov 1973
92 Nagy T., Sãlãjan C. Exploatarea si tehnica transportului auto. EDP Bucuresti 1982
93 Negoitã C., Ivan M. Aparate electronice pentru mãsurarea mãrimilor geometrice. Editura Tehnicã Bucuresti 1970
94 Negrus E., s.a. Tester mobil pentru încercarea complexã a anvelopelor în conditii de drum. Institutul Politehnic Bucuresti 1979
95 Negrus E., Soare I.,BejanN.,
Tãnase F.
Încercarea autovehiculelor. EDP Bucuresti 1982
96 Negrus E. Mãsurarea fortelor din pata de contact dintre pneu si cale în conditii de rulare. Revista Transporturilor nr. 7-8 1983
97 Negrus E.,Soare I.,
Tãnase F.
Cercetarea experimentalã a autovehiculelor. Institutul Politehnic Bucuresti 1982
98 Nicolae A. Unele contributii la optimizarea rãspunsului dinamic al suspensiei de autoturisme. Univ.
72
Politehnicã Bucuresti 1993
99 Nicolau Th., s.a. Mãsurãri electronice în industrie. Editura Tehnicã Bucuresti 1964
100 Nurhadi I., s.a. Computer simulation of vehicle performance. The Sixth International Pacific Conference on Automotive Engineering vol.II Seoul 1991
101 Otsuka K., Shimizu K. Summer Course on Martensitic Transformations. Katholike Universiteit Leuven, pagina 81, 1982
102 Ott H.W. Noise reduction techniques in electronic systems. John Wiley & Sons New York 1976
103 Oţăt V., Thierheimer W.W., Bolcu D., Simniceanu L.
Dinamica Autovehiculelor, Editura Universitaria Craiova, 2005
104 Oţăt V. Loreta Simniceanu, Marian Grăjdaru
Dinamica Autovehiculelor – Îndrumar de laborator, Editura Universitaria Craiova, 2006
105 Oţăt V. Consideraţii teoretice privind răspunsul dinamic al vibraţiilor elementelor de caroserie , Universitatea din Piteşti, Buletin Ştiinţific nr. 14 Seria Autovehicule Rutiere ISSN 1453-1100, 2004
106 Oţăt V. Model matematic, de tip variant în timp, destinat studiului oscilaţiilor verticale ale ansamblului pneu-suspensie, Universitatea din Piteşti, Buletin Ştiinţific nr. 14 Seria Autovehicule Rutiere ISSN 1453-1100, 2004
107 Pacejka H.B. Lateral dynamics of road vehicles. International Journal of Vehicle System Dynamics 1986
108 Peres Gh., s.a. Cercetãri privind stabilirea solicitãrilor dinamice din transmisia autovehiculelor 8x8. Revista Constructiilor de Masini vol.31 nr.6/1979
109 Peres Gh., s.a. Studiul solicitãrilor din transmisiile autovehiculelor pentru obtinerea unei dimensionãri optime. Contract nr. 44 Universitatea din Brasov fazele I/1980 si a II-a/1982
110 Peres Gh., s.a. Studiul vibratiilor la autoturisme echipate cu suspensie tip McPherson. E.S.F.A. Bucuresti 1991
111 Petersen A. Magnetoresistive Sensoren im Kfz. Anwendungen: Positions-, Winkel- und Strommessung Elektronik 34 pag.99-102 München 1985
112 Pevzner I.M. Încercarea stabilitãtii unui automobil. Masghiz 1946
113 Popescu F., Vasile Valerian Cojocaru
„Vehicle Stability Control the Brake Adjustment”, SMAT 2014, 3rd International Congress “Science and Management of Automotive and Transportation Engineering”, 23rd-25th of October,
73
2014, Craiova, Romania, ISBN: 978-606-14-0864-1;978-606-14-0866-5.
114 Popescu S. Solicitãri dinamice în transmisia tractoarelor agricole pe roti. Tezã de doctorat. Universitatea din Brasov 1970
115 Potincu Gh., Hara V.,
Tabacu I.
Automobile. EDP Bucuresti 1980
116 Preda I., Ailenei N. Methode zur digitalen erfassung und registrierung des weges, der geschwindichkeit und der beschleunigung mit hilfe des messrades. CONAT Brasov 1985
117 Preda I., s.a. Sistem cu microprocesor pentru achizitia de date experimentale la încercarea autovehiculelor. E.S.F.A. Bucuresti 1987
118 Preda I., s.a. Algorithm for computing space in free runnig. R.I.A. nr.2/1990
119 Preukschat A. Fahrwerktechnik-Antriebsarten. Vogel-Verlag Würzburg 1985
120 Pop E., s.a. Tehnici moderne de mãsurare. Editura Facla Timisoara 1983
121 Radu N.Gh., s.a. Rezistenta materialelor. Lucrãri de laborator. Universitatea din Brasov 1988
122 Reimpell J. Fahrwerktechnik: Grundlagen. Vogel-Buchverlag Würzburg 1988
123 Reimpell J., Stoll H. Fahrwerktechnik: Stoss- und Schwingungsdämpfer. Vogel-Buchverlag Würzburg 1989
124 Reiniger G. Drehwinkelmessung mit Magnetfeldsensoren. Electronik 35 , 23 pag.129-136. 1986
125 Richter W. Grundlagen der elektrischen Messtechnik. VEB Verlag Technik Berlin 1985
126 Rotenberg R.V. Oscilatiile automobilelor si proiectarea suspensiei. Industria automobilului nr.10 1947
127 Ruge I. Sensorik und Mikroelektronik. VDE-Verlag NTG 1986
128 Rumsiski L.Z. Prelucrarea matematicã a datelor experimentale. Îndrumar. Editura Tehnicã Bucuresti 1974
129 Scheiber E., Lixãndroiu D. MathCAD, prezentare si probleme rezolvate. Editura Tehnicã Bucuresti 1994
130 Seitz N. Distributia fortei de tractiune si a presiunii în suprafata de rezemare a unui pneu care ruleazã
74
repede. ATZ nr.8/1967
131 Seitz N. Actiunea fortelor în suprafata de contact a pneurilor care ruleazã repede. U.D.I. 1968
132 Seitz N., s.a. Sistem cu microprocesor pentru controlul si comanda optimã a schimbãrii treptelor de viteze la cutia de viteze tip 16S cu care este echipat autotractorul DAC 16.360 FSL. Contract nr.63 Universitatea Transilvania Brasov 1990
133 Soare I. Instalatii si utilaje pentru încercarea automobilelor si tractoarelor. Institutul Politehnic Brasov 1969
134 Sperling D. Kraftfahrzeug-Elektronik. Verlag Technik Gmbh Berlin 1991
135 Stammers, C.W., T. Sireteanu Vibration control of machines by use of semiactive dry friction damping, Journal of Sound and Vibration, 209, nr. 4, pp. 671-684, 1998.
136 Stoicescu A. Dinamica autovehiculelor, vol. 1 si 3, Institutul Politehnic Bucuresti 1980 - 1986
137 Stuart R.D. Introducere în analiza Fourier cu aplicatii în tehnicã. Editura Tehnicà Bucuresti 1971
138 Tabacu I., s.a. Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare. Institutul de Învãtãmânt Superior Pitesti 1990
139 Taylor B.E. Leistungs-MOSFET-Module für hohe Ströme. Elektronik 35, 11 pag. 123-124
140 Tãnase G., s.a. Modulatorul magnetic lucrând ca traductor de unghi. ATM 7/1966
141 Thierheimer W. Studiul corelãrii suspensiei cu directia la autoturisme de oras. Referat doctorat nr.1. Universitatea Transilvania Brasov 1993
142 Thierheimer W. Aparatura si instalatia de cercetare experimentalã a corelatiei suspensiei cu directia. Referat doctorat nr.2. Universitatea Transilvania Brasov 1994
143 Thierheimer W. W., N. Tane. R. Gruia, L. Gaceu, D. Thierhiemer, D. Ola, M. Clinciu V., Cojocaru
Reducing Environmental Pollution from Mobile Sources, în Environmental Engineering and Management Journal, December 2010, vol. 9, No. 12 ISSN: 1582-9596, pp. 1681-1684, Publishing House ECOZONE of the OAIMDD, Iaşi, Romania.
144 Thierheimer D., Clinciu M., Cojocaru V., Popescu F., Thierheimer W.
Possibilities Regarding Electro Hydraulic Controlling of Suspension with Direction, National Conference on Recent Advances in Electrical & Electronics Engineering RAEEE-09, 23-24 December, 2009, pag. 333-335, ISBN 978-93-80043-62-3, Excel India Publishers, New Delhi
75
145 Thierheimer C.D., L. Gaceu, O. Câmpian, V. Cojocaru, M. Clinciu, D. Ola, W.W. Thierhiemer
The Roll Reduction by the Steering and Spring Control, în Mechanics and Machine Elements, Noiembrie, 4-6, 2010, Sofia, Bulgaria, ISSN: 1314-040X, pp. 188-196, Publishing by Technical University-Sofia
146 Thierheimer W. W., N. Tane. R. Gruia, L. Gaceu, D. Thierhiemer, D. Ola, V. Cojocaru, M. Clinciu
Risk Arising from Transport Activities, în Environmental Engineering and Management Journal, December 2010, vol. 9, No. 12 ISSN: 1582-9596, pp. 1667-1670, Publishing House ECOZONE of the OAIMDD, Iaşi, Romania.
147 Thierheimer W., Peres Gh.,
Câmpian V., Câmpian O.
Unele aspecte privind influenta barei stabilizatoare a puntii fatã asupra deplasãrii în curbã a autoturismelor. CAR `97 Pitesti
148 Thierheimer W. Sisteme tehnice din agricultură şi industria alimentară: Iniţiere şi fundamente teoretice, Editura Univerisităţii Transilvania Braşov, ISBN 973-8124-76-X, Braşov, 2001
149 Thierheimer W. Cercetarea corelării suspensiei cu direcţia la autoturismele antrenate pe faţă, Editura Universităţii ”Transilvania”, ISBN 973-635-420-2, Braşov, 2004
150 Thomas R. MC - 32 SYSTEM. Bedienungsanleitung. BMC Dr. SCHETTER
151 Tiron M. Prelucrarea statisticã si informationalã a datelor de mãsurare. Editura Tehnicã Bucuresti 1976
152 Untaru M., s.a. Automobile. EDP Bucuresti 1975
153 Untaru M., s.a. Dinamica autovehiculelor pe roti. EDP Bucuresti 1981
154 Untaru M., s.a. Calculul si constructia autovehiculelor. EDP Bucuresti 1982
155 Untaru M., s.a. Metode si mijloace de încercare a automobilelor. Editura Tehnicã Bucuresti 1982
156 Ursu,I., F. Ursu, T. Sireţeanu Semiactive suspension systems with antichattering logic and trade off between comfort and safety, Book of Abstracts of Gamm Annual Meeting, Metz, France, 12-16 April, p. 157, 1999.
157 Ursu I., A. Halanay, F. Popescu, M. Vladimirescu
A comparative study of two suspensions, active and semiactive, by taking into account the use of a predictive information, Book of Abstracts of the ICIAM 95, The Thierd International Congress on Industrial and Applied Mathematics, Hamburg, July 3-7, p. 467, 1995.
158 Vãduva I. Modele de simulare cu calculatorul. Editura Tehnicã Bucuresti 1977
76
159 VDI Berichte 893 Mess-und Versuchstechnik im automobilbau. VDI Verlag Köln 1991
160 VDI Berichte 877 Unebenheiten von schienen und Strasse als Schwingungsursache. VDI Verlag Düsseldorf 1991
161 VDI Berichte 885 Abgas- und Gereuschemisionen von Nutzfahrzeugen. VDI-Verlag Düsseldorf 1991
162 Venhovens P.J.Th. Optimal Control Of Vehicle Suspensions, Thesis, Delft University Of Technology, Faculty of Mechanical Engineering and Marine Technology, 1993.
163 Warneke H., Schweizer M. Sensoren für die Fertigugstechnik. Physik-Verlag Weinheim 1984
164 Witlof B., Junge K. Wissenspeicher Lasertechnik. VEB Fachbuchverlag Leipzig 1989
165 Zamfira C.S. Prelucrarea semnalelor, Editura Universitatii Transilvania din Brasov, Editura acreditata CNCSIS, Brasov, 2003, ISBN 973-635-256-0.
166 Zimelev G.V. Încercãrile de laborator ale automobilelor. Gostransizdat 1931
167 Zomotor A. Fahrwerktechnik-Fahrverhalten. Vogel-Buchverlag Würzburg 1987
168 * * * Colectia de reviste R.I.A (Revista inginerului de automobile) 1991 - 1995
169 * * * Colectia de reviste Stiintã si tehnicã 1990
170 * * * Colectia de STAS-uri referitoare la constructia de automobile
171 * * * Colectia de reviste A.T.Z. Stuttgart 1980 - 1984 1990-1994
172 * * * Optoelectronics Designer’s Catalog HEWLETT-PACKARD 1984
173 * * * Programs for digital signal processing. The Institute of Electrical and Electronics Engineers, Inc., John Wiley & Sons New York 1979
174 * * * Bruel & Kjaer. Catalog rezumat. 1986-1987
175 * * * Diagnostic Vibration Meter. M 1502 Robotron
176 * * * STAS 6926/13-89 Verificarea calitãtii suspensiei
177 * * * Colectiile de reviste Inginieurs de L’automobile 1990 - 2003
178 * * * Colectiile de reviste Revista inginerilor de automobile RIA 1992 - 2005
77
179 * * * Colectiile de reviste Automobiltechnische Zeitschrift ATZ 1990 - 2004
180 * * * Documentatie tehnicã Hanoywell
181 * * * Documentatie tehnicã Hottinger-Baldwin
182 * * * Documentatie tehnicã BLH-Electronics
183 * * * Documentatie tehnicã Micro-Epsilon
184 * * * Documentatie tehnicã Novotechnik
185 * * * Documentatie tehnicã IEMI Bucuresti
78
CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC, Doctorand,
Prof. univ. dr.-ing. NAGY Tiberiu ing. Vasile Valerian COJOCARU
Rezumat
Lucrarea prezintă o modalitate de îmbunătăţire a stabilităţii funcţionării mecanismului de direcţie, prin optimizarea configuraţiei spaţiale a fantelor dispozitivului regulator-distribuitor, reducând totodată histereza momentului la volan, respectiv creşterea stabilităţii procesului de bracare şi a sporirii siguranţei în circulaţie a autoturismului.
Lucrarea este structurată pe cinci capitole, astfel: în capitolul unu este prezentat stadiul actual al dezvoltării siguranţei autoturismelor, pornind de la apariţia conceptului de siguranţă activă şi până la cele mai noi realizări de soluţii constructive şi cercetări legate de mecanismul de direcţie, abordându-se succesiv fiecare subansamblu al acestuia; în capitolul doi este analizată influenţa mecanismului de direcţie asupra stabilităţii autoturismului şi asupra procesului de bracare, incluzând elementele de calcul matematic care au fost utilizate în cadrul studiului; capitolul trei al lucrării, propune o modalitate de studiu dinamic, cinematic şi matematic al mecanismului de direcţie; capitolul patru prezintă criteriile şi justificarea alegerii sistemului de măsură, achiziţie şi prelucrare a datelor, precum şi traductoarele şi senzorii specifici obiectului de încercat; capitolul cinci cuprinde rezultatele simulărilor teoretice şi cele obţinute prin încercările experimentale proprii.
Pe baza analizei rezultatelor teoretice şi a determinărilor experimentale, efectuate în urma modificărilor constructive a dispozitivului regulator-distribuitor, s-a realizat optimizarea procesului de virare şi control, având ca efect îmbunătăţirea stabilităţii şi creşterea siguranţei active a autovehiculului în traficul rutier.
Abstract
The paper presents a method of improving the stability of steering mechanism operating, through spatial configuration optimization of the regulator – distributor device’s slots, reducing in the same time the momentum hysteresis at steering wheel, and growth of the turning process stability and increasing the automobile safety in traffic.
The paper is structured on five chapters, as follow: within the chapter one is presented the current stage of development of automobiles safety, starting from the concept of active safety to the newest engineering solutions and researches related to the steering mechanism, addressing successively each subassembly of it; in the chapter two is analysed the steering mechanism influence over the automobile stability and over the turning process, including mathematic calculus elements used within the framework of the study; the chapter three of the paper proposes a dynamic, kinematic and mathematic study method of the steering mechanism; the chapter four presents criteria and justification of the selection of data measuring, acquisitioning and processing system, as well as, transducers and sensors specific to the testing object; the chapter five comprises outcomes of theoretical simulations and obtained by my own experimental tests.
Based on the analysis of theoretical results and experimental determinations, carried out subsequent engineering modifications of the regulator – distributor device, was accomplished the optimization of turning and control process, having as effect the stability improvement and the active safety growth of the automobile in the road traffic.
79
INFORMATII PERSONALE EXPERIENŢA
2005 – 2014 Doctorand Universitatea ,,Transilvania” din Braşov 2003 – 2004 Studii aprofundate Universitatea ,,Transilvania” din Braşov Facultatea de inginerie mecanica 1998 – 2003 Facultatea de inginerie mecanică Universitatea ,,Transilvania” din Braşov
Secţia Autovehicule Rutiere Inginer diplomat
Vasile Valerian COJOCARU
Moroeni, Dâmboviţa, Romania
+40 722 541 060
Sex M | Data naşterii 14/11/1979 | Nationalitate Romanian
2009 Octombrie - prezent Ministerul Apărării Naţionale
Unitatea Militară 01263 Târgovişte Funcţie de conducere - Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare 2007 Feb – 2009 Octombrie Ministerul Apărării Naţionale Unitatea Militară 01558 Târgovişte Funcţie de conducere - Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare 2006 Ian – 2007 Februarie Ministerul Apărării Naţionale Unitatea Militară 01402 Târgovişte
Inginer Blindate, Autovehicule şi Tractoare 2005 Iun – 2006 Ianuarie Ministerul Apărării Naţionale
Unitatea Militară 02527 Bucureşti Inginer în cadrul serviciului tehnic EDUCATION
80
TRAINING 2004 – 2005 Curs de formare ofiţeri, specializare tehnică: Ministerul Apărării Naţionale Şcoala de aplicaţie pentru logistică 2006 – 2007 Curs intensiv de învăţare a limbii engleze: Ministerul Apărării Naţionale Şcoala de aplicaţie pentru logistică 2011- 2012 Curs avansat de logistică pentru ofiţeri ingineri: Ministerul Apărării Naţionale Academia Tehnică Militară 2014 Curs de specializare LOGREP: Ministerul Apărării Naţionale Şcoala de aplicaţie pentru logistică APTITUDINI PERSONALE Limba materna Romanian Alte limbi INTELEGERE
VORBIT SCRIS
Ascultare
Citire
Interactiune Vorbire
English C2 C2 C2 C2 C1 French B2 B2 B1 B1 B2
Aptitudini calculator
- Foarte buna cunoastere a tuturor softurilor de baza (Microsoft Word, Excel, PowerPoint etc) - Calcule numerice: Matlab (basic user) Fortran -Proiectare: Autocad Catia Etc
Permis de conducere : B, B+E, C, C+E Publicaţii : 16 lucrări Contracte de cercetare : 4 ( 2 colaborator şi 2 responsabil de contract )
81
PERSONAL INFORMATION
WORK EXPERIENCE
EDUCATION 2005 – 2014 PhD Student Transilvania University of Brasov 2003 – 2004 Advanced Studies Transilvania University of Brasov Faculty of Mechanical Engineering 1998 – 2003 Faculty of Mechanical Engineering Transilvania University of Brasov
Section of Traffic Auto Vehicles Graduate Engineer
Vasile Valerian COJOCARU
Moroeni, Dambovita, Romania
+40 722 541 060
Gender Male | Date of birth 14/11/1979 | Nationality Romanian
October 2009 – Present Ministry of National Defence
Military Unit No. 01263 Targoviste Leadership appointment – Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer February 2007 – October 2009 Ministry of National Defence Military Unit No. 01558 Targoviste Leadership appointment - Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer January 2006 – February 2007 Ministry of National Defence Military Unit No. 01402 Targoviste Armoured, Auto Vehicles and Tractors Engineer June 2005 – January 2006 Ministry of National Defence
Military Unit No. 02527 Bucharest Engineer of Technical Service
82
TRAINING 2004 – 2005 Technical Specialization Officers Training Course : Ministry of National Defence Logistic Training School 2006 – 2007 English Language Intensive Course : Ministry of National Defence Logistic Training School 2011- 2012 Logistic Advanced Course for Officers Engineers : Ministry of National Defence Military Technical Academy 2014 Specialization Course LOGREP : Ministry of National Defence Logistic Training School PERSONAL SKILLS Mother tongue Romanian Other languages UNDERSTANDING
SPEAKING WRITING
Listening
Reading
Interaction Speaking
English C2 C2 C2 C2 C1 French B2 B2 B1 B1 B2
Computer skills - Very good understanding of all basic software (Microsoft Word, Excel, PowerPoint etc.) - Numeric calculations: MATLAB (basic user) FORTRAN -Engineering graphics: AutoCAD CATIA Etc
Driving licence : B, B+E, C, C+E Publications : 16 paper works Research contracts : 4(2 collaborator and 2 contract director)
