Адаптивний захист від проковзування для рейкових транспортних засобів з регулятором проковзування

1. Спосіб адаптації тиску гальмівного циліндра (рC,ist, pC1, pC2, pC3, pC4) пневматичного гальма рейкового транспортного засобу (FZG), причому під час процесу гальмування - визначають миттєве дійсне проковзування (sist) між щонайменше одним колесом (2) рейкового транспортного засобу (FZG) і рейкою (3), - далі задають задане проковзування (ssoll) між щонайменше одним колесом (2) і рейкою (3), і - відповідно до відхилення дійсного проковзування (sist) від встановленого заданого проковзування (ssoll) визначають заданий тиск гальмівного циліндра (psoll), причому вимірюють поточний дійсний тиск гальмівного циліндра (рC,ist, pC1, pC2, pC3, pC4) і адаптують до визначеного заданого тиску гальмівного циліндра (рsoll) таким чином, що відхилення між заданим і дійсним проковзуванням зводиться до нуля або мінімізується, і причому під час процесу гальмування до заданого проковзування (ssoll) встановлюють різні значення. 2. Спосіб за пунктом 1, який відрізняється тим, що задане проковзування (ssoll) визначають в рамках пошуку оптимального проковзування. 3. Спосіб за будь-яким з пунктів 1 або 2, який відрізняється тим, що задане проковзування (ssoll) вибирають в області мікропроковзування. 2 (19) 1 3 нспортний засіб (FZG) має під час визначення коефіцієнта  гальмівного стану. 10. Спосіб визначення коефіцієнта (  ) гальмівного стану, необхідного для вирахування коефіцієнта передачі (KR,i) у способі за п. 8, згідно з яким - при стабільному процесі гальмування на в основному плоскій і прямій рейці безперервно вимірюють осьову швидкість ( i ) і тиск гальмівного циліндра (pC,i) колісної пари (i), і - звідси визначають коефіцієнт (  ) гальмівного стану згідно з такою залежністю:  Ri  . pC,i 11. Спосіб за пунктом 10, який відрізняється тим, що використовують виключно визначені значення ( i , pC,i), визначені під час стабільного процесу гальмування. 12. Спосіб за пунктом 10 або 11, причому при вимірюванні осьових швидкостей на q осях і тиску гальмівних циліндрів на  осях використовують таку залежність для визначення коефіцієнта (  ) гальмівного стану: Винахід стосується способу адаптації тиску гальмівного циліндра пневматичного гальма рейкового транспортного засобу. Далі винахід стосується регулятора проковзування для рейкового транспортного засобу адаптації поточного проковзування до наперед встановленого заданого проковзування. Крім того винахід стосується ще системи регулювання, яка містить такий регулятор проковзування. Необхідність захисту від проковзування у разі рейкових транспортних засобів випливає з небезпеки раптової і небажаної зупинки осі при гальмуванні рейкового транспортного засобу. Для ініціації процесу гальмування в пневматичних гальмівних системах пневматичні гальмівні циліндри на кожній колісній осі навантажують гальмівним управляючим тиском. Введений таким чином гальмівний момент Тв викликає негативне кутове прискорення коліс. За рахунок цього в площинах встановлювання коліс виникає відносна швидкість ν між колесом і рейкою і тим самим залежна від відносної швидкості ν сила тертя, яка уповільнює транспортний засіб. Співвідношення сил і обертових моментів під час процесу гальмування схематично представлені на Фіг.3. При цьому представлені залежності з нормованою на швидкість руху ν відносною швидкістю, так званим проковзуванням s=v/v. Сила тертя при цьому є добутком нелінійно залежної від проковзування навантаження сили зчеплення fx і сили встановлення колеса, як представлено на Фіг.4. Із збільшенням проковзування s навантаження сили зчеплення fx швидко зростає і поволі спадає після досягнення свого максимуму. Максимальне значення ν навантаження сили зче 95905 4   R 1 q   i q i1 1   pC,i  i1 . 13. Спосіб за будь-яким з пунктів 10 або 11, який відрізняється тим, що для m різних моментів часу реєструють виміряні значення, визначають відповідні вибраним моментам часу коефіцієнти  (k) гальмівного стану, і утворюють середнє значення коефіцієнтів  (k) гальмівного стану: 1 m  k . m k 1 14. Спосіб за п. 12, який відрізняється тим, що для m різних моментів часу реєструють виміряні значення, визначають відповідні вибраним моментам часу коефіцієнти  (k) гальмівного стану, і утворюють середнє значення коефіцієнтів  (k) гальмівного стану: 1 m    k . m k 1  плення є найбільшим для сухої рейки і помітно зменшується, якщо мають місце погані погодні умови. Якщо процес гальмування відбувається на висхідній гілці fx-кривої проковзування, то він є стабільним. При перевищенні максимуму за рахунок дуже високого значення проковзування об'єкт регулювання стає нестабільним - колесо сповільнюється дуже швидко і зупиняється. При цьому виникає подовжений гальмівний шлях і небажана вибоїна, лиска, на колесі. Область зліва від максимуму на Фіг.2 позначають також, як "мікропроковзування", область праворуч від максимуму позначають також, як "макропроковзування» Сучасні системи захисту від проковзування повинні запобігати за різних погодних умов, з одного боку, зупинку осі, з другого боку, досягати високе використовування сили зчеплення контакту між колесом і рейкою (і тим самим можливо короткий гальмівний шлях). Згідно з рівнем техніки звичайні системи захисту від проковзування, що є в торгівлі, використовують регулятори, основані на знанні, які оцінюють поточний стан на основі відповідного аналізу визначених даних, відбирають відповідну реакцію з таблиці рішень і передають на клапани захисту від проковзування у вигляді імпульсної послідовності. Для кожної серії рейкових транспортних засобів необхідна індивідуальна підгонка великої кількості параметрів регулятора, яка може проводитися тільки експертами по захисту від проковзування із спеціальними знаннями і досвідом. Необхідні пробні рейси вимагають дуже великих витрат часу і є дорогими. Задачею винаходу є розробка захисту від проковзування при пневматичних гальмах для рейко 5 вих транспортних засобів, який виконаний і є таким, що настроюється значно простіше, ніж відомий з рівня техніки захист від проковзування, за рахунок чого можна знижувати витрати і час для настроювання. Досягнуті гальмівні шляхи повинні при цьому бути щонайменше настільки малими, як і гальмівні шляхи, що досягаються із "звичайними системами". Принаймні повинні дотримуватися наперед задані значення для гальмівних шляхів. Ця задача розв'язується згаданим на початку способом за рахунок того, що згідно з винаходом під час процесу гальмування визначають миттєве дійсне проковзування між щонайменше одним колесом рейкового транспортного засобу і рейкою, і далі задають задане проковзування між щонайменше одним колесом і рейкою, і відповідно до відхилення дійсного проковзування від раніше встановленого заданого проковзування змінюють тиск гальмівного циліндра так, що відхилення між заданим і дійсним проковзуванням зводиться до нуля або мінімізується. Таким чином можна істотно простіше, ніж це відомо з рівня техніки, змінювати тиск гальмівного циліндра для процесу гальмування, і не потрібні ніякі подальші або тільки малі додаткові настроювання на системі регулювання. В принципі відповідний винаходу спосіб функціонує добре, якщо для заданого проковзування задають жорстко встановлене значення. Спосіб може бути проте ще істотно поліпшений, якщо значення для заданого проковзування є задаваним змінним і, таким чином, можлива постійна адаптація заданого проковзування до поточних обставин. Оптимально спосіб функціонує, якщо задане проковзування визначають у рамках пошуку оптимального проковзування. Задане проковзування можна вибирати в області мікропроковзування, проте, як ще це пояснюється пізніше більш детально, також в області макропроковзування. Доцільним є, якщо дійсне проковзування постійно визначають під час всього процесу гальмування. Як правило, проте, для регулювання проковзування є необхідним постійне визначення дійсного проковзування під час всього процесу гальмування. Як це пізніше ще пояснюється більш детально, в конкретній формі виконання винаходу є вигідним, якщо додатково визначають дійсний тиск гальмівного циліндра, далі на основі відхилення дійсного проковзування від встановленого наперед заданого проковзування визначають заданий тиск гальмівного циліндра, і дійсний тиск гальмівного циліндра змінюють таким чином, що відхилення між заданим і дійсним проковзуванням зводиться до нуля або мінімізується. Для можливості простої адаптації відповідного винаходу регулювання тиску гальмівного циліндра на різних типах транспортних засобів і видах транспортних засобів, винахід далі стосується ще способу для адаптації коефіцієнта передачі KR регулятора проковзування в залежності від щонайменше одного специфічного для транспортного засобу параметра. Для цього при стабільному процесі гальмування на в основному плоскій і 95905 6 прямій рейці безперервно визначають осьову швидкість  і тиск рC гальмівного циліндра колісної пари з радіусом кочення R і звідси визначають специфічний для транспортного засобу параметр, званий коефіцієнтом гальмівного стану , згідно з такою залежністю:  Ri  . pC,i Подальшим, описаним далі в рамках цього винаходу способом для адаптації коефіцієнта передачі KR регулятора захисту від проковзування адаптації коефіцієнта передачі регулятора можна проводити дуже просто. Стабільний пробний процес гальмування є достатнім, щоб визначити коефіцієнт гальмівного стану. Це означає значну перевагу у порівнянні з адаптацією регуляторів, основаних на знаннях, при якому потрібно наново визначати багато різних записів великої таблиці за допомогою великої кількості пробних поїздок. Для досягнення оптимального адаптування передбачено застосовувати виключно визначені значення стабільного процесу гальмування. Далі є вигідним, якщо проводять визначення осьових швидкостей на q осях і тисків гальмівного циліндра на  осях, за рахунок чого можна використовувати таку залежність для визначення коефіцієнта гальмівного стану (): 1 q   i q i1   R  . 1  pC,i  i1 Таким чином можна мінімізувати помилки перерахунку від обертання коліс на швидкість їзди за рахунок того, що в реалізованому рівнянні ідентифікації застосовують середнє значення по всіх осях рейкового транспортного засобу. В конкретній формі виконання в m різних моментах часу реєструють визначені значення, визначають коефіцієнти гальмівного стану (k), що відносяться до моментів часу, і проводять утворення середнього значення коефіцієнтів гальмівного стану (k) 1 m    (k ). m k 1 Адаптація коефіцієнта передачі (KR,i) регулятора проковзування (SRE) від базового транспортного засобу на інший транспортний засіб відбувається із застосуванням коефіцієнта гальмівного стану згідно із залежністю ' KR,i  K 'R,i ,  причому K'R,i це відомий коефіцієнт передачі регулятора базового транспортного засобу, а ' коефіцієнт гальмівного стану базового транспортного засобу. Уточнення адаптації коефіцієнта гальмівного стану ще може бути досягнутий, якщо за наявності поточного визначеного значення для загальної маси транспортного засобу застосовують таку залежність: 7 K R,i  K 'R,i ' M ,  M0 причому Μ це поточна маса рейкового транспортного засобу, а М0 - маса, яку рейковий транспортний засіб має під час визначення коефіцієнта гальмівного стану . У подальшому винахід пояснюється більш детально на основі креслень, на яких показує Фіг.1. Схематичне представлення відповідної винаходу системи регулювання. Фіг.2. Схематичний хід швидкості рейкового транспортного засобу і інших істотних величин під час процесу гальмування. Фіг.3. Схематичне представлення співвідношень сил і обертових моментів у разі n-ої моделі транспортного засобу. Фіг.4. Нелінійний хід типової, схемної кривої навантаження сили зчеплення-проковзування на початку гальмування і під час гальмування, викликане ефектами кондиціонування. Фіг.5а і 5b. Функціональні схеми для пояснення структури об'єкту регулювання. Фіг.6а і 6b. Функціональні схеми для пояснення адаптації коефіцієнта передачі регулятора за допомогою коефіцієнта гальмівного стану. Фіг.7. Визначені значення швидкостей колеса і тиску гальмівних циліндрів реального рейкового транспортного засобу і обчислені з них коефіцієнти гальмівного стану. Фіг.8. Приклад виконання реалізації способу для адаптації коефіцієнта передачі регулятора захисту від проковзування. Для подальших пояснень застосовують такі позначення: АK поверхня поршня гальмівного циліндра fx навантаження сили зчеплення g прискорення сили тяжкості I момент інерції колісної пари k рахункова величина для точок визначення KR коефіцієнт передачі регулятора  кількість колісних пар з визначенням тиску гальмівного циліндра m кількість моментів часу визначення Μ загальна маса рейкового транспортного засобу М0 загальна маса рейкового транспортного засобу до моменту часу процесу гальмування n кількість колісних пар nZ кількість гальмівних циліндрів на вісь рC тиск гальмівного циліндра q кількість колісних пар з визначенням осьової швидкості rm середній радіус тертя R радіус колеса s проковзування ТB гальмівний момент u вхідна величина системи "динаміка колесорейка» üG загальна передача важільного механізму ν швидкість транспортного засобу vG швидкість ковзання у управляюча дія регулятора G коефіцієнт корисної дії важільного механізму 95905 8  коефіцієнт обертання  максимальне навантаження сили зчеплення Β середнє значення коефіцієнта тертя гальмівної обкладки  коефіцієнт гальмівного стану  залежність між управляючою дією регулятора і тиском гальмівного циліндра ρ алгоритм регулювання без коефіцієнта передачі регулятора  осьовашвидкість Індекси як "i" позначають рахункову величину для колісних пар або, відповідно "soll" - величину, що задає дію. Значок зверху "'" позначає базовий регулятор. Фіг.1 показує схематично відповідну винаходу систему регулювання SYS для відповідного винаходу регулювання тиску рC,ist гальмівного циліндра пневматичного гальма PNE (див. також Фіг.8 з тисками рC,1, рC,2, рC,3, рC,4 гальмівних циліндрів). Під час процесу гальмування на рейковому транспортному засобі FZG визначають миттєве дійсне проковзування sist між щонайменше одним колесом 2 рейкового транспортного засобу і рейкою 3 (див. також Фіг.3), яка є у вигляді безперервного за часом сигналу. Далі задають задане проковзування ssoll між колесом 2 і рейкою 3. Відповідно відхиленню дійсного проковзування sist від заданого проковзування ssoll тиск рC,ist гальмівних циліндрів і тим самим гальмівний момент змінюють таким чином, що відхилення між заданим і дійсним проковзуванням зводиться до нуля або, відповідно, мінімізується з урахуванням перешкод реальної системи. Основу відповідної винаходу системи регулювання SYS представляє безперервний каскадний регулятор. Центральним є вище описане регулювання проковзування SRE, яке працює за способом PIDT (лінійний регулятор) і визначає у відповідності із заданим проковзуванням ssoll, що задається, і поточним дійсним проковзуванням sist заданий тиск psoll гальмівного циліндра. В підлеглому регуляторі тиску PRE системи регулювання SYS з різниці цього заданого тиску psoll гальмівного циліндра і визначеного тиску рC,ist циліндра визначають гальмівний управляючий сигнал тиску pst, який, наприклад, відповідає необхідній зміні тиску циліндра. За необхідністю включений далі модуль генератора послідовності комутаційних операцій PWM перетворить безперервний управляючий сигнал тиску pst в імпульсно-модульований дискретний сигнал для управління клапанами захисту від протиковзання. Імпульсний сигнал може приймати тільки значення "0" або "1", які інтерпретуються пневматичними клапанами як "Відкрити" або "Закрити". Задане проковзування ssoll можна задавати фіксованим - переважно проте під час процесу гальмування встановлюють різні значення для заданого проковзування ssoll. Зокрема, переважно, якщо задане проковзування ssoll визначають за допомогою відповідного шукача оптимального проковзування OPS, який є тяговим для власне регулятора проковзування і має точно також як вхід швидкість обертання i колісної пари i, див. Фіг.1. Спосіб дії для визначення оптимального проковзування є, 9 наприклад, відомим з: U. Kiencke, Realtime Estiation Adhesion Characteristic between Tyres and Road, Proceedings IFAC World Congress, том 1, стор. 15-18, Сідней, липень 1993. Згідно з винаходом система регулювання SYS складається в основному з безперервного каскадного регулятора з центральним лінійним регулятором проковзування SRE, що підключається за вибором контура регулювання тиску PRE, а також провідного блоку установки заданого значення і опціонально ведучого шукача оптимального проковзування OPS (оптимальне проковзування є таким проковзуванням, при якому відбувається якнайкраще можливе використовування сили зчеплення) і підключеного далі генератора послідовності комутаційних операцій. Вхідними величинами цієї системи регулювання SYS є поточна швидкість обертання осі  та швидкість транспортного засобу ν для визначення проковзування sist. Вихідною величиною є гальмівний управляючий сигнал тиску pst. Загалом гальмівний управляючий сигнал тиску pst генерують у вигляді імпульсного сигналу, що обумовлене вже наявними пневматичними клапанами. Як також виходить з Фіг.8, звичайно така система регулювання передбачена для гальма(ів) кожної осі рейкового транспортного засобу. В принципі проте також можна уявити, що одна система регулювання передбачена для великої кількості осей або, відповідно, гальма(ів) великої кількості осей. За рахунок тиску, що підлягає регулюванню, можна більш точно підтримувати тиск гальмівного циліндра на заданому тиску, що мінімізує кількість розгальмовувань (відпусків гальма) коліс і тим самим приводить до меншої витрати повітря і до коротких гальмівних шляхів, проте вимагає пневматичних клапанів із сенсорними датчиками тиску циліндра. Фіг.2 показує як приклад процес гальмування рейкового транспортного засобу із застосуванням відповідного винаходу регулятора проковзування SRE або, відповідно системи регулювання SYS. Представлені швидкість ν транспортного засобу, окружна швидкість R колеса і гальмівний шлях BWE. Як можна добре бачити, спочатку окружна швидкість R колеса зменшується сильніше, ніж швидкість ν транспортного засобу. Щоб запобігти гальмуванню колеса до нульової швидкості (небажане ковзання), зменшують відповідно гальмівний тиск так, що окружна швидкість колеса може знову збільшуватися. Після цього гальмівний тиск можна знову збільшувати і т.д. Як можна добре бачити, особливо при низьких швидкостях, тобто поблизу зупинки транспортного засобу, є особливо важливим, щоб мало місце дуже точне регулювання гальмівного тиску, щоб запобігти ковзанню коліс. Відповідно цьому в цій області окружну швидкість коліс підтримують близькою до швидкості транспортного засобу. Фіг.4 показує нелінійне проходження кривої навантаження сили зчеплення-проковзування. Сила тертя є добутком з нелінійно залежної від проковзування навантаження сили зчеплення fх, як представлено на Фіг.4, і сили встановлення коле 95905 10 са. Із збільшенням проковзування s швидко збільшується навантаження сили зчеплення fх і після досягнення свого максимуму поволі знижується. Максимальне значення  навантаження сили зчеплення є найбільшим при сухій рейці і значно зменшується, якщо мають місце погані погодні умови. Якщо процес гальмування відбувається на висхідній гілці кривої проковзування fx, то він є стабільним. При перевищенні максимуму за рахунок дуже високого значення проковзування об'єкт регулювання стає нестабільним - колесо дуже швидко сповільнюється і зупиняється. Якщо процес гальмування відбувається зліва від максимуму ("мікро проковзування", ssmax), колесо стає в принципі нестабільним, тобто воно сповільнюється дуже швидко і нарешті зупиняється, тоді як одночасно інерційна маса рейкового транспортного засобу рухається далі зі швидкістю більше нуля. Як наслідок є утворення вибоїн. Під час процесу гальмування за рахунок відносної швидкості ν і викликаних за допомогою цього сил тертя або, відповідно, тепла з'являється зміна поведінки матеріалу. Крім того, передні колеса чистять рейки для подальших осей. Ця поведінка позначається як кондиціонуючий ефект і обумовлює те, що крива сили зчеплення за своїм рівнем під час процесу гальмування підіймається, як представлено на Фіг.4 (суцільна лінія до моменту часу t1 "до" появи і штрих-пунктирна лінія для fx до моменту часу t2 "після" появи кондиціонуючих ефектів). Відповідна винаходу система регулювання SYS працює стабільно в області макро- і в області мікропроковзування, без нестабільності процесу гальмування і без зупинки колеса. Робота в області мікропроковзування хоча і пропонує деякі переваги, як, наприклад, пов'язаний з дуже щадним зносом, з високим комфортом (мало активності клапанів) процес гальмування. За рахунок різко наростаючої кривої в цій області звичайно є необхідними надзвичайно точні визначення вхідних величин. Таке точне визначення вхідних величин не потрібне для регулювання в макропроковзуванні, зокрема, в плоскій частині характеристик. Крім того, за рахунок високих значень проковзування активуються вище названі кондиціонуючі ефекти, які під час гальмування помітно підвищують значення для навантаження сил зчеплення fх. Тим самим можна передавати істотно більш високі сили гальмування і тим самим скорочувати гальмівні шляхи. У порівнянні із звичайною системою захисту від проковзування при ходових випробуваннях з відповідним винаходу регулюванням можна було констатувати мале споживання повітря пневматичних гальм в області макропроковзування і досягнення значно кращої гальмівної потужності. В подальшому будуть більш детально розглянуті основні принципи, що лежать в основі винаходу, і більш детально досліджені подальші переважні аспекти винаходу. 11 Як вже згадано, замість регулятора поля характеристик, як у рівні техніки, використовують переважним чином звичайний регулятор SRE з проковзуванням 5 або відносною швидкістю ν (різниця абсолютних швидкостей транспортного засобу і колеса) як регульованою величиною. Задача підтримки малими витрат на настройку при різних типах транспортних засобів досягається за рахунок двох стратегій. По-перше, за рахунок надійного синтезу регулятора визначають постійні часу пристрою регулювання і фільтрування сигналу таким чином, що захист від проковзування працює стабільно для широкої палітри типів транспортних засобів, починаючи від локомотива аж до метро. Деякі з небагатьох параметрів, як маса транспортного засобу, постійна часу пневматики і коефіцієнт передачі K'R регулятора є адаптивними, тобто специфічними для транспортних засобів параметрами алгоритму регулювання. Ці параметри визначають під час введення в експлуатацію або із визначених величин цільових пробних маневрів гальмування. Пробне гальмування проводять з рейковим транспортним засобом на рівній і прямолінійній ділянці шляху, причому під час процесу гальмування ніяка з осей не повинна ставати нестабільною в результаті погодних умов, які мають місце. Протягом процесу гальмування безперервно ви значають уповільнення осі i , а також тиск pC,i гальмівних циліндрів (С-тиск). Із визначених значень можна визначити статичний коефіцієнт передачі  між тиском гальмівного циліндра і уповільненням транспортного засобу при відомому радіусі колеса R. Коефіцієнт передачі , який називають в подальшому коефіцієнтом гальмівного стану, утворюється зі всіх істотних параметрів гальмівної системи разом з транспортним засобом. Якщо для рейкового транспортного засобу з коефіцієнтом гальмівного стану ' існує звичайний регулятор з коефіцієнтом передачі K'R, то для іншого рейкового транспортного засобу з коефіцієнтом гальмівного стану  коефіцієнт передачі того ж самого регулятора може бути адаптований за допомогою співвідношення ' KR  K 'R (1)  Іншим описаним в рамках цього винаходу способом для адаптації коефіцієнта передачі регулятора захисту від проковзування адаптації коефіцієнта передачі регулятора можна проводити дуже просто, оскільки є достатнім один стабільний процес гальмування, щоб визначити коефіцієнт гальмівного стану. Це означає істотну перевагу у порівнянні з адаптацією заснованих на знаннях регуляторів, при яких потрібно наново визначати багато різних записів великої таблиці за допомогою великої кількості пробних поїздок. Фіг.3 показує співвідношення сил і обертових моментів у разі n-ої моделі транспортного засобу, n-на частина тіла рейкового транспортного засобу 1 сполучена з гальмівним колесом 2 осі і, яке рухається по рейці 3. Якщо застосувати закон збереження кількості руху і моменту кількості руху до показаної моделі, то одержують рівняння (2) і (3). 95905 12 Складання рівнянь руху для n-ої моделі транспортного засобу з n осями дає:  1 n M  1 n  n v     fx,i (si )  g  g  fx,i (si ) (2) n  M   n i1 n i1     1 M  Rfx,i (si ) g  TB,i  (3) I  n   Швидкість транспортного засобу ν і осьова швидкість і-ої осі i пов'язані один з одним через нелінійне співвідношення проковзування: v  i R si  . (4) v R Диференціювання рівняння (4) за часом дає 1    si  v(1  si )  Ri . (5) v Підстановка рівнянь (2) і (3) у (5) дає  i    R 1 n  R2M 1   si  g ( si  1)  fx,i ( si )   f ( s )   T . n  I n x,i i  I B,i  (6)  v    i1      Таким чином знайдено нелінійне диференціальне рівняння для динамічної поведінки проковзування. Із звичайним для техніки рейкових транспортних засобів коефіцієнтом обертання , для якого в n-ій моделі транспортного засобу справедливо I n   1  2 , (7) MR з рівняння (6) виходить   1 n  1  1   si  g (si  1)  fx,i ( si )   f (s )   u . n    1 x,i i    1 i  (8) v   i1      Знов введена у рівняння (8) величина ui є вхідною величиною системи, що описується рівняннями (2) і (8), яка представляє динаміку колесарейки. З порівняння рівняння (8) з (6) одержуємо n ui  TB,i. (9) MR У пневматичній гальмівній системі виходить момент гальмування i-тої осі відносно робочої точки типовим чином як (10) TB,i=rmBGüGnZAKpC,i. Підстановка рівняння (10) у рівняння (9) дає залежність між ui і тиском pC,i гальмівного циліндра n  ui  rmBuGnZ AKpC,i. (11) MR Параметри, що з'являються в рівнянні (11), специфічні для транспортного засобу, об'єднані в так званий коефіцієнт гальмівного стану . n   rmBuGnZ AK . (12) MR Далі нижче показано, що коефіцієнт гальмівного стану  можна визначати із визначених значень швидкостей коліс і тиску гальмівних циліндрів під час процесу гальмування. 13 95905 Система повинна регулюватися за допомогою регулятора проковзування. Оскільки управляюча дія yi регулятора здійснює вплив на гальмівну систему рейкового транспортного засобу, тиск pC,i гальмівного циліндра є функцією i(yi) управляючої дії регулятора уi: pC,i  1 i ( yi ). (13) Передбачається, що гальмівна система з пристроєм захисту від проковзування має коефіцієнт передачі 1 між управляючою дією уi і тиском pC,i гальмівного циліндра. Для вибраного коефіцієнта гальмівного стану ', тобто для певного типу рейкового транспортного засобу або загалом m '  1 2 s Pa може бути розроблений базовий регулятор, переважно методами надійного синтезу регулятора, щоб досягти, наприклад, надійності регулювання відносно змінюваних умов сил зчеплення в контакті колесо-рейка і відносно змін у тимчасовій поведінці відновлення тиску в гальмівних циліндрах. Отриманий таким чином алгоритм регулювання має відносно своєї робочої точки форму yi  K'R,i i (ssoll,i  si ) для ' (14) При цьому позначають: K'R,i коефіцієнт передачі регулятора i-тої осі, а i - вибрану підходящою відносно мети регулювання функцію, яка є залежною від розадаптації ssoll,i-si. Адаптація коефіцієнта передачі регулятора для іншої серії рейкових транспортних засобів з відмінним від ' коефіцієнтом гальмівного стану  відбувається проте з такими ж або більш високими власними частотами згідно з рівнянням (1) за допомогою множення коефіцієнта передачі регулятора K'R,i на відношення коефіцієнтів гальмівного ' стану . Адаптований алгоритм регулювання тим  самим має вигляд ' yi  KR,i  i (ssoll,i  si ) де KR,i  K 'R,i . (15)  Якщо замість регулювання проковзування розглянути регулювання швидкості ковзання, то для адаптації коефіцієнта передачі регулятора справедлива та ж сама залежність. Швидкість ковзання визначена у вигляді vG,i  v  Ri. (16) Якщо застосувати цю залежність замість рівняння (4), то для динаміки швидкості ковзання виходить 1 n  1   v G,i  g  fx,i ( v G,i )  fx,i ( v G,i )   n    1 ui  1  i1  (17) і підлягаючий використовуванню як еталон алгоритм регулювання має відносно своєї робочої точки форму yi  K'R,i i (vG,roll,i  vG,i ) для '. (18) Адаптований з серією транспортного засобу алгоритм регулювання відповідно має вигляд 14 ' . (19)  Далі представляється, як можна визначати коефіцієнт гальмівного стану  за допомогою процесу гальмування. Повинно бути забезпечено, щоб процес гальмування мав місце на можливо рівному і прямому шляху і щоб під час гальмування жодна з n осей не ставала нестабільною. Якщо ці вимоги виконані, то надалі припускають, що на всіх n осях має місце приблизно та ж сама сила зчеплення fх і прикладений приблизно той же самий гальмівний момент ТB,i (однакове або дуже схоже пневматичне устаткування на всіх n осях). Рівняння руху (2) і (3) n-ої моделі транспортного засобу спрощуються до  v  gfx (20) yi  K 'R,i i ( v G,roll,i  v G,i ) де KR,i  K 'R,i 1 M  Rfx g  TB,i , i  1 n. ,..., (21) I  n   Рівняння (20) може бути перетворено по fx і з апроксимацією νRi при повільному уповільненні або, відповідно, малому прослизанні одержуємо:  Ri fx   . (22) g  i  Підстановка рівняння (22) у рівняння (21) дає  MR2  1  i   1 TB,i.  (23)  In  I   З використанням коефіцієнта обертання  з рівняння (7) одержуємо з рівняння (23) 1 n  i   TB,i (24) R MR 1 pC,i. (25) R Рішення рівняння (25) по коефіцієнту гальмівного стану 4 дає  Ri  . (26) pC,i  Тим самим знайдено правило обчислень для визначення коефіцієнта гальмівного стану . Якщо осьові швидкості на q осях визначені і тиск гальмівних циліндрів на l осях зареєстровані, тоді потрібно переважно усереднювати визначені значення по осях. Тим самим одержують розширене правило обчислень для визначення коефіцієнта гальмівного стану : 1 q   i q i1   R I . (27) 1  pC,i I i1 Якщо до різних моментів часу k з k=1,…,m в стаціонарній фазі процесу гальмування обчислений коефіцієнт гальмівного стану згідно з рівнянням (27), рекомендується, нарешті, усереднювання цих значень (k) 1 m    (k ). (28) m k 1 15 Згідно з рівнянням (12) коефіцієнт гальмівного стану  складається з великої кількості специфічних для транспортного засобу параметрів. Ці параметри можуть змінюватися протягом експлуатації рейкового транспортного засобу. Наприклад, гальмівні обкладки зношуються і т.д. Тому рекомендується проводити час від часу для одного і того ж рейкового транспортного засобу адаптації коефіцієнта передачі регулятора згідно з рівнянням (1). В деяких типах рейкових транспортних засобів визначають масу транспортного засобу під час експлуатації. Тому що коефіцієнт гальмівного стану  згідно з рівнянням (12) залежить від маси транспортного засобу, можна використовувати інформацію миттєвої маси, щоб уточнити правило адаптації (1) за рахунок включення маси: ' M K R,i  K 'R,i . (29)  M0 При цьому М є миттєвою масою рейкового транспортного засобу і М0 - масою, яку рейковий транспортний засіб мав до моменту часу процесу гальмування для визначення . Фіг.5а тепер показує функціональну схему об'єкту регулювання "колісна пара і". Об'єкт регулювання, представлений у вигляді передавальної ланки між гальмівним моментом ТВ,і (вхідна величина) і проковзуванням si (вихідна величина), може бути представлений як послідовне включення передавальної ланки "динаміка колесо-рейка" 4 і пропорційної ланки 5. Передавальна ланка "динаміка колесо-рейка" 4 описує поведінку передачі між вхідною величиною ui і проковзуванням si і описується у разі n-ої моделі транспортного засобу обома диференціальними рівняннями (2) і (8). Пропорційна ланка 5 представляє рівняння (9). Фіг.5b показує функціональну схему об'єкту регулювання "колісна пара i з гальмівною системою". Вхідною величиною об'єкту регулювання є тиск pC,i гальмівного циліндра. Таким чином пропорційна ланка 5, включена перед передавальною ланкою "динаміка колесо-рейка" 4, має коефіцієнт передачі , згідно з рівняннями (11) і (12). Коефіцієнт передачі  називають також коефіцієнтом гальмівного стану. Фіг.6а показує об'єкт регулювання "колісна пара i з гальмівною системою" базового рейкового транспортного засобу 7, тепер введений у замкнутий контур регулювання для регулювання проковзування si відносно задаючої дії ssoll,i. Для динаміки колесо-рейка 7 базового рейкового транспортного засобу з коефіцієнтом гальмівного стану ' (посилальна позиція 8) був розрахований базовий регулятор 10 з коефіцієнтом передачі K'R,i. Залежність між управляючою дією уi і тиском рC,i гальмівного циліндра представлена передавальним блоком 9 (гальмівний циліндр з клапанами захисту від проковзування базового транспортного засобу). 95905 16 Фіг.6b показує контур регулювання з об'єктом регулювання "колісна пара i з гальмівною системою" рейкового транспортного засобу з коефіцієнтом гальмівного стану  (посилальна позиція 6), для якого потрібно адаптувати регулятор. Адаптований регулятор 12 має коефіцієнт передачі згідно з рівнянням (15). Гальмівний циліндр з клапанами захисту від проковзування забезпечений посилальною позицією 11, і 4 позначає динаміку колесорейка транспортного засобу. Фіг.7 показує діаграму із визначеними значеннями чотирьох окружних швидкостей коліс R1, R2, R3 і R4, а також двома тисками рC12 і рC34 гальмівного циліндра на поворотний візок. Значення були визначені на реальному рейковому транспортному засобі. Нижня машинна графіка показує значення коефіцієнта гальмівного стану , обчислене із визначених значень у тимчасовій області стаціонарного процесу гальмування згідно з рівнянням (27), або згідно з (28). Для середнього значення виходить m   0,46 2 . s bar Фіг.8 показує на основі прикладу виконання, як згідно з винаходом спосіб може бути застосований в чотиривісному рейковому транспортному засобі. Гальмівний циліндр 15 створює гальмівну силу, яка через гальмівну передачу важеля з гальмівними обкладками 16 діє на гальмівний диск 14. За рахунок цього виникає діючий на колісну пару 13 гальмівний момент. Тиск гальмівного циліндра виходить з гальмівного управляючого тиску, який прикладений через гальмівну магістраль 17 і клапани захисту від проковзування 18 до гальмівного циліндра 15. Сенсорний датчик тиску 19 надає у розпорядження регулятора захисту від проковзування 21 (відповідає системі регулювання SYS з Фіг.1) визначені значення тиску гальмівного циліндра. Крім того регулятор захисту від проковзування 21 одержує визначені значення осьової швидкості через імпульсний датчик 20. Регулятор захисту від проковзування 21 встановлює клапани захисту від проковзування 18. У разі регулятора захисту від проковзування 21 мова йде про звичайний регулятор з коефіцієнтом передачі 22. За допомогою блоку для обчислення коефіцієнта гальмівного стану 23 визначають значення  згідно з рівнянням (28) і використовують для оновлення коефіцієнта передачі регулятора 22 відносно заданого типу рейкового транспортного засобу. Блоку 23 для обчислення коефіцієнта гальмівного стану потрібні визначені значення осьових швидкостей і тисків гальмівних циліндрів всіх чотирьох осей, які були зареєстровані під час стаціонарної фази стабільного процесу гальмування. 17 95905 18 19 95905 20 21 95905 22 23 95905 24 25 Комп’ютерна верстка А. Рябко 95905 Підписне 26 Тираж 23 прим. Державна служба інтелектуальної власності України, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601