Оцінка роботи автоматизованих гальмівних систем транспортних засобів на основі імітаційного моделювання

Куцоконь, Сергій Павлович
Будь ласка, використовуйте цей ідентифікатор, щоб цитувати або посилатися на цей матеріал: https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7062
Повний запис метаданих
Поле DC	Значення	Мова
dc.contributor.advisor	Шльончак , Ігор Анатолійович	-
dc.contributor.author	Куцоконь, Сергій Павлович	-
dc.date.accessioned	2026-02-18T13:00:40Z	-
dc.date.available	2026-02-18T13:00:40Z	-
dc.date.issued	2025	-
dc.identifier.uri	https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/7062	-
dc.description.abstract	Пояснювальна записка 92 с., в тому числі вступ, 4 розділи., висновки та список використаних джерел. Мета роботи – побудова методології випробувань автоматизованих гальмівних систем автомобільних транспортних засобів (АТЗ) на основі застосування імітаційного моделювання та його використання на ранніх етапах проєктування. Для досягнення мети роботи необхідно вирішення наступних завдань дослідження: 1. Виконати аналіз існуючих систем активної безпеки АТЗ. 2. Оцінити можливості існуючих стендів і установок для лабораторних досліджень при проведенні випробувань АТЗ в режимі гальмування. 3. Встановити «типові» завдання, які вирішуються при проектуванні і в процесі випробувань автоматизованих гальмівних систем АТЗ. Виділити основні «класи» імітаційних моделей і розробити принципи їх побудови. 4. Дослідити основні принципи синтезу імітаційних моделей для розробки автоматизованої гальмівної системи. 5. Виконати аналіз елементів систем активної безпеки АТЗ класу «колесо», «шасі» та «шасі+водій». 6. Розробити обладнання та провести дослідження систем класу «колесо», «шасі» та «шасі+водій» з використанням імітаційної технології моделювання руху АТЗ. Об'єкт дослідження – автомобільні транспортні засоби (АТЗ), обладнані автоматизованою гальмівною системою. Предмет дослідження - імітаційне моделювання.	uk_UA
dc.language.iso	uk	uk_UA
dc.title	Оцінка роботи автоматизованих гальмівних систем транспортних засобів на основі імітаційного моделювання	uk_UA
dc.type	Master Thesis	uk_UA
Розташовується у зібраннях:	274 Автомобільний транспорт (Автомобільний транспорт)
Файли цього матеріалу:
Файл	Опис	Розмір	Формат
Куцоконь.pdf Restricted Access		8.32 MB	Adobe PDF	Переглянути/Відкрити Запит копії
Показати базовий опис матеріалу Перегляд статистики
Усі матеріали в архіві електронних ресурсів захищено авторським правом, усі права збережено.
Extracted text
Міністерство освіти і науки України 
Черкаський державний університет (ЧДТУ) 
18006, м. Черкаси, бул. Шевченка, 460, тел./факс (0472) 71 00 92 
 
 
 
 ЗАТВЕРДЖУЮ 
 зав. кафедри автомобілів та  
 технологій їх експлуатації, професор  
 ______________ Л.А. Тарандушка 
 «___» __________________2025 р. 
 
 
 
КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА МАГІСТРА 
 
 
 
 
  
ОЦІНКА РОБОТИ АВТОМАТИЗОВАНИХ ГАЛЬМІВНИХ 
СИСТЕМ ТРАНСПОРТНИХ ЗАСОБІВ НА ОСНОВІ 
ІМІТАЦІЙНОГО МОДЕЛЮВАННЯ 
 
 
 
 
 
Керівник роботи: 
доц. кафедри АТЕ      _______________ І.А. Шльончак 
          (підпис), (дата)   (ініціали, прізвище) 
________________________________  
 
Виконавець: 
студент 2 курсу, гр. мАВ-49 ______________ 
спеціальності 274 – Автомобільний  
транспорт          _______________ С.П. Куцоконь 
          (підпис), (дата)   (ініціали, прізвище) 
 
 
 
 
 
2025 
  
2 
 
РЕФЕРАТ 
 
Пояснювальна записка 92 с., в тому числі вступ, 4 розділи., висновки та список 
використаних джерел. 
Мета роботи – побудова методології випробувань автоматизованих гальмівних 
систем автомобільних транспортних засобів (АТЗ) на основі застосування 
імітаційного моделювання та його використання на ранніх етапах проєктування. 
Для досягнення мети роботи необхідно вирішення наступних завдань 
дослідження: 
1. Виконати аналіз існуючих систем активної безпеки АТЗ. 
2. Оцінити можливості існуючих стендів і установок для лабораторних 
досліджень при проведенні випробувань АТЗ в режимі гальмування. 
3. Встановити «типові» завдання, які вирішуються при проектуванні і в процесі 
випробувань автоматизованих гальмівних систем АТЗ. Виділити основні «класи» 
імітаційних моделей і розробити принципи їх побудови. 
4. Дослідити основні принципи синтезу імітаційних моделей для розробки 
автоматизованої гальмівної системи. 
5. Виконати аналіз елементів систем активної безпеки АТЗ класу «колесо», 
«шасі» та «шасі+водій». 
6. Розробити обладнання та провести дослідження систем класу «колесо», 
«шасі» та «шасі+водій» з використанням імітаційної технології моделювання руху 
АТЗ. 
 Об'єкт дослідження – автомобільні транспортні засоби (АТЗ), обладнані 
автоматизованою гальмівною системою. 
Предмет дослідження - імітаційне моделювання. 
  
3 
Зміст 
 
ВСТУП .................................................................................................................................. 4 
1 СИСТЕМА АКТИВНОЇ БЕЗПЕКИ АВТОМОБІЛЬНИХ ТРАНСПОРТНИХ 
ЗАСОБІВ .............................................................................................................................. 5 
1.1 Системи запобігання юза коліс ................................................................................. 5 
1.2 Системи забезпечення курсової стійкості ............................................................. 18 
1.3 Вимоги нормативів до умов проведення випробувань ........................................ 24 
1.4 Методи дослідження гальмівних властивостей АТЗ ............................................ 25 
2 ОСНОВНІ ПРИНЦИПИ ІМІТАЦІЙНОГО МОДЕЛЮВАННЯ ................................ 29 
2.1 Основні принципи синтезу імітаційних моделей для задач розробки 
автоматизованого гальмівної системи ......................................................................... 29 
2.2 Моделі класу «колесо» та робочого процесу автоматизованої гальмівної 
системи ............................................................................................................................ 36 
3 ОСОБЛИВОСТІ ПОБУДОВИ МОДЕЛЕЙ КЛАСУ «ШАСІ + ВОДІЙ» ПРИ 
ІМІТАЦІЙНОМУ МОДЕЛЮВАННІ .............................................................................. 56 
3.1 Умови моделювання візуалізації руху АТЗ ........................................................... 56 
3.2 Відтворення тактильного каналу інформації для сприйняття водієм ................ 60 
4 ПРИКЛАДИ ЗАСТОСУВАННЯ ІМІТАЦІЙНОГО МОДЕЛЮВАННЯ .................. 62 
4.1 Лабораторні дослідження робочих процесів елементів систем активної безпеки 
АТЗ класу «колесо» ........................................................................................................ 62 
4.2 Лабораторні дослідження систем активної безпеки АТЗ класу «шасі» ............. 68 
4.3 Реалізація моделювання процесу гальмування на основі застосування 
імітаційного стенду-тренажера ..................................................................................... 70 
4.4 Дослідження впливу робочих процесів ABS на самоповорот керованих коліс в 
режимі гальмування в лабораторних умовах .............................................................. 72 
4.5 Оцінка точності результатів вимірювань .............................................................. 83 
ВИСНОВОК ....................................................................................................................... 86 
ПЕРЕЛІК ДЖЕРЕЛ ПОСИЛАННЯ ................................................................................ 88 
 
  
4 
ВСТУП 
 
Проблема безпеки дорожнього руху залишається однією з актуальних проблем 
сучасного світу. Більш того, дана проблема посилюється в міру підвищення 
динамічних якостей автомобілів і зростання їх числа на дорогах. 
Одним з найважливіших елементів, що визначає активну безпеку автомобіля, є 
гальмівна система. Більшість сучасних автомобілів оснащуються автоматизованими 
гальмівними системами, які забезпечують підвищену стійкість і керованість 
автомобіля в режимі гальмування на дорогах в умовах як поперечної, так і 
поздовжньої флуктуації коефіцієнта зчеплення.  
Стосовно задачі оснащення АТЗ автоматизованими системами, важливим стає 
питання виявлення помилок на ранніх стадіях проектування. Створення та 
доопрацювання автоматизованих гальмівних систем вимагає значних трудових і 
матеріальних витрат, істотна частина яких припадає на випробування цих систем в 
різних дорожніх умовах. 
В даний час випробування автоматизованих гальмівних систем проводять в 
основному на стендах різних типів (барабанних, роликових і т.д.) або на спеціальних 
ділянках доріг автополігонів. Недоліком випробувань на стендах є обмежена 
область застосування. Випробування на спеціальних ділянках доріг виявляється 
найбільш витратним етапом створення і доведення гальмівної системи. При цьому 
навіть найдосконаліші полігони дозволяють відтворити обмежений набір можливих 
дорожніх умов. 
У зв'язку з цим представляється перспективним розвиток методів випробувань, 
основаних на комбінації фізичних і математичних методів моделювання. При цьому 
з'являється можливість надання самих різних дорожніх умов, і варіювання 
параметрів гальмівної системи, а також її елементів при використанні фактичних 
параметрів і характеристик тих елементів системи, які представлені натурними 
зразками.  
Дана робота присвячена створенню загальної методології імітаційних 
випробувань автоматизованих гальмівних систем АТЗ на основі використання 
сучасних апаратних і програмних засобів. 
5 
1 СИСТЕМА АКТИВНОЇ БЕЗПЕКИ АВТОМОБІЛЬНИХ ТРАНСПОРТНИХ 
ЗАСОБІВ 
 
1.1 Системи запобігання юза коліс 
 
У зв'язку з швидким зростанням швидкісних якостей АТЗ, все більш значущим 
стає підвищення активної безпеки. Вирішення даного питання полягає в збільшенні 
гальмівної динамічності АТЗ. Для виявлення закономірностей керованого руху 
автомобіля необхідний розгляд не окремих випадків, а всієї замкнутої системи 
«автомобіль – водій – дорога». 
 
  
Рисунок 1.1 − Загальна структурна схема системи «дорога-автомобіль-водій» [7] 
 
Для дослідження стійкості і керованості автомобіля потрібно виконати аналіз 
системи «автомобіль – водій – дорога» (рис. 1.1) [7]. В цій системі об'єднані в 
єдиному процесі, як механічні коливання окремих мас (кузов, безпружинні маси і 
т.п.), так і інші фізичні процеси, що супроводжують роботу різних систем 
автомобіля і впливають на характеристики його руху (взаємодія автомобіля і водія 
при керованому русі, робота систем управління автомобілем і взаємодія його з 
зовнішнім середовищем та поверхнею дороги). 
У систему «автомобіль – водій – дорога», водій входить як ланка зворотного 
зв'язку. Функції водія зводяться до перетворення інформації, що надходить до нього 
про дійсний рух автомобіля, при певному положенні органів управління у 
відповідних ланках. Це перетворення водій виконує, узгоджуючи із заданою 
6 
програмою руху автомобіля. 
Із всіх електронних систем управління, найкращі перспективи визнаються за 
системами безпеки руху та охорони автомобіля, серед яких, одне з перших місць 
займають антиблокувальні системи (ABS) і електронна програма стійкості (ESP), 
для контролю динаміки автомобіля. Приведені на рис. 1.2 дані дають наочне 
підтвердження значення ABS на сучасному ринку автомобільної техніки. 
Таке широке і вже обов'язкове для ряду категорій автотранспортних засобів, 
застосування ABS обумовлено їх основними властивостями: здатністю скорочувати 
гальмівний шлях (особливо на слизьких поверхнях до 20%), зберігати стійкість і 
керованість автомобіля при русі і гальмуванні на різних поверхнях, включаючи 
дороги з поперечною нерівномірністю коефіцієнта зчеплення. 
Статистичні дані показують, що застосування ABS дозволяє зменшити число 
ДТП на 7% [35]. При цьому економічна вигода полягає в зниженні матеріальних 
збитків (на 14%), підвищення продуктивності, у наданні знижок при страхуванні 
перевезень і зниження витрат на шини через зменшення їх зношення (на 6-10%) [9]. 
В даний час деякі легкові автомобілі можуть бути оснащені ABS. З вантажними 
автомобілями і автобусами ситуація інша, оскільки прийняття нормативних вимог 
змушує виробників застосовувати системи ABS на продукції, що випускається. 
 
Рисунок 1.2 − Зростання числа нових європейських автомобілів, оснащених ABS 
 
Доведена ефективність системи ABS привела до того, що сьогодні вона вже 
встановлюється на трактори New Holland. Таким чином, сфера застосування 
автоматизованих гальмівних систем на різних АТЗ зростає [5]. 
Аналіз показує, що незважаючи на величезну різноманітність запатентованих 
7 
конструкцій антиблокувальних систем та їх агрегатів доведення до промислового 
виготовлення системи конструктивно близькі: датчики частоти обертання коліс, 
виконавчі механізми, електронний блок управління [5, 9]. 
Єдність завдань і об'єкта регулювання визначає наявність в даній системі 
функціональних структур і вузлів, що служать аналогічним цілям. До таких 
структур відноситься виконавчий механізм з приводом, щоб реалізовувати 
безпосереднє регулювання гальмівного моменту; датчики стану функціональних 
систем автомобіля, що контролюють зміну того чи іншого параметра, і блок 
управління, що формує команди керування на основі інформації, що надходить. 
Основним напрямом розробки ABS в даний час є реалізація блоків управління 
на електронній елементній базі, що володіють  високими показниками швидкодії, з 
метою створення найбільш вірних алгоритмів функціонування, здатних до 
максимальної адаптації до експлуатаційних умов. Для найкращого поєднання 
ефективності гальмування і стійкості автомобіля необхідні системи зі зворотним 
зв'язком (переважна більшість систем вирішена на основі схеми зі зворотним 
зв'язком). На рис. 1.2 представлена принципова функціональна схема 
антиблокувальної системи автоматичного регулювання гальмівного моменту зі 
зворотним зв'язком в каналі управління одним колесом [11]. Крім основних 
функціональних елементів, датчиків стану, блоку управління і виконавчого 
механізму, в систему входять схеми, що забезпечують функціонування блоку, вузлу 
контролю та індикації системи. 
 
 
Рисунок 1.2 − Принципова схема антиблокувальної системи 
8 
Величина моменту на виході гальмівного механізму, на відміну від традиційних 
гальмівних систем, визначається сумарним впливом з боку водія і виконавчого 
механізму ABS, включеного в гальмівний привід. При цьому максимальна величина 
гальмівного моменту залежить від зусилля впливу водія на педаль, а отримані 
значення моменту в діапазоні від нуля до Мтмах - від управляючого впливу 
виконавчого механізму ABS. 
Стан обертання загальмованого колеса автомобіля, що знаходиться в рівновазі 
під дією сил і моментів з боку гальмівного механізму, дороги і шасі, контролюється 
датчиком Д1. Крім того, датчики також можуть встановлюватися на окремих 
системах шасі автомобіля. Вони прямо або побічно відображають флуктуації 
параметрів гальмування, на основі обробки яких визначається момент досягнення 
оптимального загальмування колеса в даних експлуатаційних умовах. Кількість 
датчиків обумовлена необхідністю в сукупній інформації про зміну ряду параметрів 
на основі якої можна з достатньою точністю визначати настання шуканого моменту. 
Інформація від датчиків надходить в блок управління через фільтр, 
призначений для виключення впливу різного роду перешкод на порушення 
нормального функціонування системи. На основі отриманої інформації Wi, логічна 
схема відповідно до алгоритму функціонування формує команду управління U(t), 
яка через підсилювач потужності передається далі за елементами з наростанням 
сумарного часу запізнювання τ . Робота виконавчого механізму забезпечується 
джерелом енергії. В якості останнього, в гідравлічній гальмівній системі 
використовується електродвигун з насосом високого тиску, а в пневматичній - 
компресор з ресиверами. 
При виході з ладу системи, водій інформується за допомогою світлових або 
звукових засобів індикації. В цьому випадку автомобіль повинен загальмовуватись 
без втрати ефективності традиційним способом, що накладає істотний відбиток на 
конструкцію виконавчого механізму і взаємодію з основним приводом гальм. 
Слід зазначити, що у виконаних на різній елементній базі існуючих і 
розроблюваних конструкціях ABS можуть бути відсутні ті чи інші блоки, а окремі 
функціональні схеми конструктивно виконуватися в моноблочній схемі, що 
відноситься до систем, виконаних на базі механічної або електромеханічної логіки. 
9 
Проте, даний випадок не порушує принципової схеми, яка допомагає визначити 
характерні для кожного елементу функції, судити про досконалість системи, а також 
виявити взаємозв'язок окремих структур. 
Вироби найбільш великих фірм (Bosch, Wabco, Knorr, Continental-Teves, TRW) 
часто уніфіковані по габаритно-приєднувальних розмірах, електричних роз'ємах і 
відрізняються лише внутрішнім вмістом електронних блоків, а головне - алгоритмом 
функціонування (досягнення в цій галузі становлять зазвичай «ноу-хау», так як 
найбільшою мірою визначають якість системи в цілому). 
Як датчики частоти обертання колеса, найбільшого поширення набули 
безконтактні генераторні індукційні датчики, робота яких заснована на зміні 
магнітної проникності в зазорі статора при проходженні поблизу нього зуба ротора, 
встановленого на колесі чи обертовому елементі трансмісії. 
Сигнали від датчиків надходять в контролер (блок керування), як правило, 
виконаний на базі мікроЕОМ. Сучасні блоки управління (рис. 1.3) будуються із 
застосуванням виробів Intel і Texas Instruments, які є найбільшими виробниками 
процесорів для подібних завдань. 
Виконавчий механізм являє собою складний пристрій з електрокерованими 
клапанами, що регулює тиск робочого тіла: гальмівної рідини в автомобілях з 
гідроприводом гальм, або повітря в гальмівних системах великовантажних 
автомобілів і автопоїздів. У зв'язку з цим, в конструкціях виконавчих механізмів 
(модуляторів) для легкових автомобілів передбачаються акумулятори гальмівної 
рідини і насоси (рис. 1.4), що перекачують гальмівну рідину з порожнини робочого 
циліндра в головний гальмівний циліндр. 
 
 
Рисунок 1.3 − Зовнішній вигляд плати 
електронного блоку управління ABS 
Bosch5.3  
Рисунок 1.4 − Циліндри і поршні насоса 
блоку Bosch ABS 5.3 
10 
Крім електронних ABS, на легкових автомобілях застосовують механічні 
системи, подібні системам SCS фірми Lucas-Girling [5, 9], але в даний час практично 
повністю витіснені з ринку. ABS розрізняються структурними схемами установки 
[9, 11]: системи можуть розміщуватися або на одній з осей автомобіля, або на 
кількох осях. По взаємозв'язку елементів системи з колесами автомобіля 
розрізняють: 
− індивідуальне регулювання тиску робочого тіла в гальмівній камері кожного 
з коліс (IR); 
− залежне регулювання з низькопороговим (SLL) або високопороговим (SHL) 
принципом управління (спільне управління гальмуванням групи коліс в першому 
випадку по першому колесу, що входить в юз, а в другому - по другому); 
− модифіковане індивідуальне регулювання (MIR) (поєднує в собі властивості 
індивідуального і залежного низькопорогового регулювання). 
Можна виділити основні датчики, що використовуються при роботі ABS 
(рис. 1.5). Найбільшого поширення набули безконтактні генераторні індукційні 
датчики, робота яких основана на зміні магнітної проникності в зазорі статора при 
проходженні поблизу нього зуба ротора, встановленого на обертовому колесі або 
трансмісії. Подібні датчики знайшли застосування в переважній більшості ABS 
Bosch, Continental-Teves, TRW, Wabco та ін. 
 
Рисунок 1.5 − Основні типи датчиків ABS [11] 
 
11 
Типовою є конструкція, що включає встановлений на нерухомому елементі 
шасі статор (індукційна котушка з осердям із постійного магніту) і зубчастим 
ротором, який закріплений на ступиці колеса або механічно пов'язаний з ним 
елементом трансмісії. Постійний магніт утворює магнітне поле, яке замикається 
через зубчастий ротор, виготовлений з магнітом’якого матеріалу. Зміна магнітного 
зазору при проходженні зуба поблизу статора призводить до зміни магнітного 
потоку, що утворює зміну напруги на контактах котушки. 
У виконаних конструкціях напруга на виході датчика змінюється за 
синусоїдальним законом з частотою, пропорційною кутовій швидкості обертання 
колеса і числу зубів ротора. При цьому амплітуда сигналу пропорційна швидкості 
руху автомобіля. У ряді випадків, на додаток до колісних датчиків, відповідно до 
алгоритму роботи ABS, використовуються параметричні датчики з 
випромінювачами електромагнітних хвиль, в основному для визначення 
поздовжньої швидкості автомобіля. 
В першу чергу серед параметричних датчиків, роботи над якими були доведені 
до впровадження, слід назвати інерційно-механічні пристрої які, як правило, 
поєднують в собі функції датчика і логічного модуля. Застосуванню даних пристроїв 
сприяло їх налагоджене виробництво в авіації, простота реалізованого алгоритму і 
обмежена собівартість. Прикладом подібних систем може служити ABS фірми Lucas 
Girling, призначена для легкових автомобілів. 
В даний час найбільш широко використовуються наступні датчики швидкості 
обертання коліс: індуктивні (однополюсний, двополюсний); магніторезистивні; 
датчики, основані на ефекті Холла. 
Датчики вимірюють частоту обертання кожного колеса за допомогою 
спеціальних мішеней, що представляють собою зубчасті вінці або диски з 
магнітними вставками. Ці безконтактні, які не піддаються зношенню датчики, 
призначені для вимірювання частоти обертання коліс і перетворення результатів 
вимірювань в електричні сигнали. 
Перевагою двополюсних датчиків в порівнянні з однополюсними, є їх більш 
сильний електричний сигнал. Крім того, такі датчики менш чутливі до помилок, що 
залежать від ексцентриситету зубчастого вінця. Такий датчик аналогічний двом 
12 
однополюсним датчикам, кожен з яких оснащений власною обмоткою. 
Конструкція датчика забезпечує фільтрацію сигналів, що виникають через 
змінність зазору між серцевиною і зубами. Магнітне поле, що оточує обмотку і 
постійний магніт, деформується при кожному проходженні зуба зубчастого колеса 
диска і викликає зміну магнітного потоку, що породжує змінну напругу (сигнал) на 
виводах обмотки датчика. 
Повітряний зазор між датчиком і зубчатим диском («мішенню») повинен бути 
цілком визначеним і на деяких моделях може регулюватися. Датчики частоти 
обертання коліс дозволяють комп'ютеру ABS, після фільтрації та формування 
сигналів, визначити миттєву швидкість кожного колеса. 
Електричні характеристики однополюсного датчика системи ABS Bosch 5.3: 
опір обмотки: 1600±320 Ом при температурі 20 °С, мінімальна зареєстрована 
швидкість і мінімальна напруга: 2,75 км/год>120 мВ. 
Електричні характеристики двополюсного датчика системи ABS TEVES 
MK20E: опір обмотки 1100 Ом±50%, мінімальна реєстрована швидкість і мінімальна 
напруга: 2,75 км/год>150 мВ (подвоєна амплітуда). 
Датчик називають «активним», якщо для його функціонування потрібна подача 
напруги ззовні. При відсутності зовнішньої напруги датчик не генерує ніяких 
сигналів. Завдяки малій масі і невеликим розмірам, активний датчик швидкості 
обертання колеса може бути розміщений безпосередньо на колісному підшипнику. 
В цьому випадку магніти вбудовують в кільце ущільнювача сепаратора колісного 
підшипника. 
Активні датчики, засновані на ефекті Холла. Датчик складається з чутливого 
елемента, заснованого на ефекті Холла, вбудованого в датчик електронної схеми. 
Магніторезистивний елемент (напівпровідник) складається з тонких слоїв 
пермалою, розділеного кремнієвими прошарками, омічний опір яких залежить від 
інтенсивності і напряму магнітного поля. Магніторезистивний елемент 
підключається за схемою моста Уінстона, на клемах якого вимірюють напругу, що 
змінюється при змінах магнітного поля. 
Датчик складається з двох елементів Холла, зміщених один щодо іншого. 
Варіації магнітного поля, обумовлені обертанням колеса, створюють в елементах 
13 
два сигнали синусоїдальної змінної напруги величиною в кілька мікровольт. 
Один сигнал віднімається від іншого, а результат фільтрується для нейтралізації 
перешкод. Таким чином, на даному етапі формується єдиний сигнал. Цей сигнал 
посилюється і проходить через так званий «тригер Шмідта», де відбувається 
калібрування сигналу і надання йому прямокутно-імпульсної форми. Після цього 
сигнал надходить на два генератора струму, з’єднаних паралельно. Струм 
формується кожним генератором, дорівнює 7 мА. Перший генератор постійно 
формує «низький рівень» сигналу (7 мА), а другий використовується для створення 
«високого рівня» сигналу (7+7=14 мА). Призначення генераторів - сформувати 
«чистий», не схильний до впливу перешкод, сигнал зі стабільними параметрами. 
Всі елементи електронної системи датчика отримують напругу живлення від 
окремої інтегральної схеми, при цьому «маса» датчика з'єднана проводом, за яким 
передається сигнал, з «масою» комп'ютера системи ABS або ESR. 
Активні датчики з вбудованими магнітами. В активний датчик, як 
магніторезистивний, так і заснований на ефекті Холла, можна вбудувати постійний 
магніт. Мета такої конструкції - зберегти зубчату «мішень», вбудовану в трансмісію, 
і уникнути конструктивних змін, пов'язаних з установкою активних датчиків. 
Основний конструктивний принцип описаного датчика полягає в тому, що 
замість розташування магнітів в мішені, яка знаходиться в колісному підшипнику, 
постійний магніт вбудовують безпосередньо в датчик, за його чутливим елементом. 
Чередування зубів і западин обертового зубчастого вінця призводить до зміни 
магнітного поля всередині датчика. Вказані зміни магнітного поля вимірюються 
чутливим елементом датчика (з використанням магнітно-резистивного ефекту). 
Сигнал перетворюється в струм 7 мА двома паралельними підсилювачами, 
аналогічно схемам зі звичайними активними датчиками. 
Магнітні «мішені». Датчик встановлений в безпосередній близькості від 
магнітної «мішені», в пластиковій оболонці якої розташовані 48 пар полюсів, що 
генерують магнітне поле. «Мішень» є частиною герметичного кільця, запресованого 
в колісний підшипник. 
Класифікація виконавчих механізмів автомобільних ABS приведена на рис. 1.6. 
Найбільшого поширення отримали конструкції виконавчих механізмів, що 
14 
регулюють гальмівний момент за допомогою зміни тиску робочого тіла. 
 
Рисунок 1.6 − Класифікація виконавчих механізмів ABS [10] 
 
Наявність на автомобілі відкритої гальмівної системи зі скиданням робочого 
тіла в значній мірі спрощує конструкцію виконавчого механізму, який, як правило, 
вирішується в цьому випадку на базі агрегату з електрокерованими клапанами. Це 
відноситься, в першу чергу, до найбільш поширеної пневматичної системи гальм, 
що має на борту джерело тиску з приводом від двигуна автомобіля. 
У гідравлічному приводі гальм найбільшого поширення набули виконавчі 
механізми, що модулюють тиск робочого тіла в замкнутому ізольованому об'ємі. Як 
джерело енергії зазвичай використовується електрична енергія акумуляторів. Тиск 
на виході насоса досягає 2100 кН/м2 при потужності електродвигуна 1,7 кВт. Типова 
схема ABS фірми Bosch 2Е представлена на рис. 1.7. 
Модулятор тиску включає трьохпозиційний електрогідравлічний клапан 2, 
гідроакумулятор 3 та гідронасос 5 з електроприводом. Останній включається на 
період гальмування автомобіля. При розгальмовуванні магістраль з робочим 
гальмівним циліндром колеса відсікається від головного гальмівного циліндра 1, і 
рідина зливається в гідроакумулятор 3, звідки поворотним насосом через зворотний 
клапан повертається в основну магістраль. Управління роботою системи 
здійснюється по командам блоку. Переважна більшість сучасних систем реалізована 
за цією схемою, тобто з використанням додаткової силової гідравлічної установки. 
15 
1 - підсилювач; 2 - соленоїдні 
клапани; 3 - гідроакумулятор; 
4 - соленоїдний клапан заднього 
моста; 5 - насос; 6 - центральний 
клапан; 7 - поршень; 
V - передній; H - задній; 
 R - правий; L - лівий 
Рисунок 1.7 − Принципова схема ABS фірми Bosch 2Е 
 
Подальшим розвитком подібних систем стало застосування більш дешевих 
двопозиційних клапанів в системі. Застосування клапанів даного типу дозволило 
підвищити технологічність виготовлення, одночасно зменшуючи габарити пристрою 
і спрощуючи алгоритм управління. За даним принципом побудовані системи Bosch 
5-го (рис. 1.8) і подальших поколінь, а також Teves починаючи з покоління МК4. 
 
1 - головний гальмівний циліндр; 
2 - гідравлічний модулятор; 
3 - демпферна камера;  
4 - насос; 5 - електричний двигун; 
6 - акумулятор; 7 - впускні клапани; 
 8 - випускні клапани;  V- передній; 
H - задній; R- правий; L - лівий 
 
Рисунок 1.8 − Принципова схема ABS Bosch 5 
 
В якості джерела енергії використовуються стандартні агрегати шасі і 
гальмівного управління автомобіля. До них відносяться системи з приводом від 
насоса гідропідсилювача керма, а також створені на базі гідровакуумного 
підсилювача. Останні, не набули поширення через низьку, близько 1,5 Гц, частоту 
функціонування. 
Особливе зацікавлення представляють конструкції, що використовують для 
відновлення тиску робочого тіла кінетичну енергію гальмуючого автомобіля, що 
16 
дозволяє істотно знизити собівартість ABS, зменшити вагу автомобіля в цілому, 
спростивши схему. Так, на рис. 1.9 представлена схема рекуперативної ABS [10]. 
Рідина з головного гальмівного циліндра надходить в робочі гальмівні циліндри 
через відкритий клапан 3. При загрозі блокування колеса по команді блоку 
управління 2 клапан 3 спрацьовує, відсікаючи магістраль з робочим гальмівним 
циліндром і одночасно поєднуючи її з розширювальним циліндром 4, звідки рідина 
під впливом кулачка через зворотний клапан 8 перекачується в основну магістраль. 
Ось кулачка механічно пов'язана з гальмуючим колесом, що дозволяє виключити з 
системи електродвигун, зробити її компактною та не дорогою. 
 
Рисунок 1.9 − Принципова схема рекуперативної ABS [11] 
 
Завершуючи аналіз систем ABS необхідно відзначити що, як і багато інших 
систем, вона має ряд недоліків: 
1) ABS може, як збільшувати, так і зменшувати гальмівний шлях, тобто 
збільшується розкид значень гальмівного шляху і ускладнюється завдання 
прогнозування водієм його значення; 
2) У водіїв виникає омана, що ABS зможе вивести автомобіль з будь-якої 
небезпечної дорожньої ситуації, внаслідок чого створюється психологічна ілюзія 
безпеки, водії перестають дотримуватися безпечної дистанції до найближчого 
транспортного засобу, натискають на педаль гальма в останній момент і т.д.; 
3) ABS не завжди вміє правильно сприйняти і відреагувати на дорожню 
ситуацію. 
Крім того, до сучасної системи ABS пред'являється ряд вимог: 
1) Система повинна бути відмовостійкою. У разі відмови системи ABS 
звичайна гальмівна система повинна залишатися працездатною. Крім того, водій 
17 
повинен отримати попередження про відмову, яке зазвичай реалізується за 
допомогою індикатора. 
2) Наявність можливості маневрування автомобілем при спрацьовуванні ABS. 
3) Реакція системи повинна бути негайною. Навіть на невеликій відстані 
система повинна реагувати так, щоб найкраще використовувати зчеплення з 
дорогою. Реакція повинна бути адекватною незалежно від того, натискає водій на 
гальма м'яко, чи вдаряє по ним. 
4) Правильне розпізнавання дорожньої ситуації і відповідна реакція. 
Нормальний рух і маневрування не повинні викликати спрацьовування ABS. 
Стійкість і керованість керма повинні бути збережені при будь-яких дорожніх 
умовах. Система повинна також адаптуватися до гістерезису гальмування, тобто 
режиму, коли гальма натискають, відпускають, а потім знову натискають. Навіть 
якщо колеса з одного боку знаходяться, наприклад, на сухому шосе, а з іншого боку 
- на льоду, занос ТЗ повинен бути зведений до мінімуму. На практиці нерідкі 
випадки коли, при проїзді з високою швидкістю по бруківці, камінню, нерівностях, 
при відриві колеса від дорожнього полотна, кутова швидкість колеса прагне до нуля, 
що в свою чергу призводить до помилкових спрацьовувань системи. 
5) Колеса повинні бути керовані. У загальному випадку, як мінімум, по одному 
колесу з кожного боку автомобіля повинно контролюватися за окремою ланкою; 
6) Система повинна працювати в широкому діапазоні швидкостей. 
7) Інші умови роботи системи. До таких умов можна віднести, наприклад, 
здатність розпізнати аквапланування і правильно відреагувати, здатність ABS 
залишатися працездатною на нерівній поверхні [16, 17]. 
Найбільш перспективним видається розвиток гальмівної системи автомобіля по 
шляху формування оптимального обертання при використанні гнучких 
автоматизованих структур управління ABS, а також підвищення надійності не 
тільки елементів самої гальмівної системи, а й шасі автомобіля в режимі 
гальмування, вдосконалення засобів діагностики та методів доводочних 
випробувань. 
 
  
18 
1.2 Системи забезпечення стійкості при русі АТЗ 
 
Стійкість транспортного засобу при гальмуванні - здатність транспортного 
засобу рухатися при гальмуванні в межах руху [8, 9]. 
Розрізняють такі види стійкості: 
1) Поперечна стійкість при прямолінійному русі (курсова стійкість). Її 
порушення проявляється, в зміні напрямку руху автомобіля по дорозі і може бути 
викликано дією бічної сили вітру, різними величинами тягових або гальмівних сил 
на колесах лівого або правого борта, їх буксуванням або ковзанням, великим 
люфтом в кермовому управлінні, неправильними кутами установки коліс і т.д.; 
2) Поперечна стійкість при криволінійному русі. Її порушення призводить до 
заносу або перекидання під дією відцентрової сили. Особливо погіршує стійкість 
підвищення положення центру мас автомобіля; 
3) Поздовжня стійкість. Її порушення проявляється в буксуванні ведучих коліс 
при подоланні затяжних засніжених підйомів, проковзування автомобіля назад.  
У табл. 1.1 наведено типові дорожні ситуації, пов'язані з втратою стійкості 
автомобіля та необхідні реакції водія, що необхідні для відновлення контролю над 
керуванням автомобіля, в разі якщо останній не обладнаний системою ESP. 
Система ESP (рис. 1.10) є розширеною системою, яка виконує ті функції, які 
раніше виконували більш прості відокремлені системи: пріоритетна функція - 
стабілізація автомобіля на траєкторії руху; функція ABS; функція ASR; функція 
EBD; функція BAS; функція регулювання тягового зусилля ETS (Electronic traction 
system); функція регулювання гальмування двигуном на слизькій дорозі EBR 
(Engine braking regulation). 
ESP призначена в першу чергу для запобігання мимовільному виходу 
автомобіля з траєкторії руху при проходженні поворотів, зміні смуги і інших 
ситуаціях, які можуть призвести до заносу, перекидання автомобіля. При швидкому 
русі на поворотах або раптовому поворотному маневрі на нерівній дорозі вантажний 
автомобіль або сідельний тягач через велику висоту повинні мати підвищену 
стійкість до нахилів. Система ESP регулює швидкість автомобіля шляхом зниження 
тяги двигуна і пригальмовування колеса для коригування траєкторії руху, що 
дозволяє забезпечити значення допустимого поперечного прискорення, послабити 
19 
затримку руху, що виникає при цьому і своєчасно запобігти можливості 
перекидання. При русі на повороті по мокрій від дощу, слизькій дорозі ESP обмежує 
крайні значення недостатнього і надмірного регулювання. 
Згідно статистичному дослідженню, проведеному концерном Daimler Chrysler, 
якби всі автомобілі Mercedes були оснащені ESP, то кількість ДТП знизилась на 
25%. За інформацією компанії Honda, у власників її автомобілів з встановленою 
системою ESP шанс потрапити в аварію нижче на 35%. 
В той же час, в результаті дослідження американського Інституту дорожньої 
безпеки (Insurance Institute for Highway Safety) з'ясувалося, що наявність в автомобілі 
ESP, ABS або інших систем активної безпеки не знижує частоту пред'явлення або 
суми страхових позовів за шкоду від різних дорожньо-транспортних пригод [16]. 
 
Рисунок 1.10 − Розташування 
компонентів системи ESP на 
автомобілі: 1 - гальмівні механізми 
коліс; 2 - датчики частоти обертання 
коліс; 3 - блок ЕБУ управління 
 роботи двигуна з інтерфейсом CAN; 
4 - механізм управління дросельною заслінкою; 5 - насос з датчиком підведення 
тиску; 6 - датчик кута повороту керма; 7 - ГГЦ з підсилювачем; 
8 - гідравлічний блок з ЕБУ; 9 - датчик кутової швидкості повороту навколо 
вертикальної осі з інтегрованим датчиком поперечного прискорення 
 
Додаткова система ВА (Brake Assist) (рис. 1.11) призначена збільшити 
ефективність екстреного гальмування. Спеціальний датчик слідкує за швидкістю 
натискання педалі гальма. Так, якщо водій в паніці натискає на педаль, то 
електромагніт (або механічна система), розташований в механізмі вакуумного 
підсилювача гальм «втягує» педаль в підлогу, забезпечуючи максимально можливу 
швидкість наростання тиску в гальмівній системі. При нормальному натисканні на 
гальмівну педаль Brake Assist в дію не вступає. Як показує аналіз ринку, даними 
системами оснащується все більше число автомобілів. 
 
 
44 
Таблиця 1.1 − Способи збереження курсової стійкості без ESP 
Необхідна реакція водія при виникненні дорожньої 
Дорожня 
ситуація Умови виникнення дорожньої ситуації Наслідки при ситуації 
ігноруванні ситуації передньопривідний 
автомобіль задньопривідний автомобіль 
Перемикання 
передач на Слизька дорога; дорога з нерівностями Поява занесення; втрата Перемикання на знижувальну передачу; використання 
слизькій дорозі стійкості гальмування двигуном; плавне регулювання подачі газу 
бічне Бокове ковзання; Гальмування двигуном; легке пригальмовування; 
проковзування Боковий вітер; слизька дорога; некоректний розворот; втрата вирівнювання керованих коліс; повторний поворот 
передніх коліс тиск в шинах; похибки водія стійкості автомобіля 
Занесення малої Нерівна дорога; бічний вітер; різкі маневри Втрата стійкості; 
амплітуди автомобіля перехід заносу в Плавне збільшення 
глибокий подачі газу Зменшення подачі газу; 
швидкий поворот керма в бік 
Похибка водія (гальмування з блокуванням Втрата стійкості; перехід заносу з перехопленням рук або 
Глибокий занос коліс; різкі маневри; поворот); екстрений занесення в критичний Збільшення подачі газу без; вирівнювання автомобіля 
об'їзд перешкоди 
Сильне збільшення Широкий поворот керма в 
Критичний Груба похибка водія і запізнювання реакції Втрата стійкості; подачі газу; сторону занесення і змінне 
занос водія на зміну дорожньої ситуації обертання автомобіля недопущення зупинки дроселювання; недопущення 
навколо своєї осі автомобіля поперек зупинки автомобіля поперек 
дороги дороги 
Похибка водія (відпускання кермового 
колеса при виході з повороту; дроселювання 
Ритмічний занос в повороті); поєднання протилежно Втрата стійкості; перехід Швидкісне керування в сторону поточної фази заносу 
спрямованих маневрів (об'їзд перешкоди і занесення в критичний (можливо з незначним випередженням); змінне 
дроселювання 
повернення на колишню смугу руху і т.п.) 
21 
 
 
Рисунок 1.10 − Механізм пристрою Brake Assist, 
вбудований у вакуумний підсилювач: 1 - датчик 
переміщення мембрани підсилювача; 2 - блок 
управління системи ESP; 3 - електромагніт; 
 4 - головний гальмівний циліндр 
 
У штатних умовах руху траєкторія руху автомобіля по дорожньому полотну 
задається керуючими діями водія [15]. Ці дії на органи управління, за допомогою 
відповідних датчиків, перетворюються в електричні сигнали кута повороту керма, 
крутного моменту двигуна (по куту повороту осі дросельної заслінки) і тиску рідини 
в гальмівній системі. Однак, цих сигналів для автоматичної стабілізації стійкості 
руху в критичних ситуаціях недостатньо і додатково потрібна інформація про такі 
безперервно змінні величини, як кут бічного відведення передніх коліс (α), кут 
бічного зношення автомобіля (Р), бокове ковзання (S) коліс щодо дорожнього 
покриття і його напрямок (кут γ), коефіцієнт (ϕ) зчеплення коліс з дорогою. Всі ці 
величини є вхідними варіаційними параметрами системи динамічної стабільності 
(СДС) (ESP) і значно впливають на траєкторію руху автомобіля, як тільки під 
колесами виникає юз. 
На рис. 1.11 наведено траєкторію автомобіль, який заходив на швидкості 
80 км/год в крутий поворот при одному і тому ж незмінному положенні керма, на 
постійному газі без гальмування, але при різних станах дорожнього покриття. Крива 
2 відповідає траєкторії повороту автомобіля з радіусом 40 м. На сухому асфальті, 
коли бічного ковзання коліс щодо дорожнього покриття не відбувається (ϕ>0,95). 
Фактичний напрямок руху відповідає напрямку, заданому водієм за допомогою 
відповідного повороту керма. Крива 4 відображає траєкторію руху автомобіля при 
повороті, коли дорожнє покриття особливо слизьке (ϕ=0,65). Бічне ковзання 
передніх коліс призводить до бічного зношення автомобіля від заданого кермом 
напрямку руху. Радіус повороту залежить не тільки від положення керма, але і від 
сили бічного відведення. На зимовій дорозі при ожеледиці (ϕ<0,15) бічний знос 
автомобіля на повороті може стати настільки великим, що контроль над керуванням 
22 
 
буде втрачено, і автомобіль незалежно від дій водія перейде в переміщення по 
дорожньому полотну бічним юзом (крива 3 на рис. 1.11) або, більш того, може 
почати обертатися навколо вертикальної осі. 
 
Рисунок 1.11 − Входження автомобіля в крутий 
поворот при різних станах дорожнього покриття: 
1 - крок впливу керма (встановлений кут повороту 
керма;  2 - траєкторія при високому значенні 
коефіцієнта μ; 3 - траєкторія при низькому значенні 
коефіцієнта μ; 4 - траєкторія при роботі системи 
 стабілізації; β - кут бічного відведення автомобіля 
 
Функціональна блок-схема системи динамічної стабільності (СДС) (ESP), для 
управління курсовою стійкістю автомобіля, зображена на рис. 1.12. Така схема 
описує функціональний взаємозв'язок параметрів СДС (ESP) і порядок їх обробки. 
По-перше, за вхідними параметрами (вплив водія на органи управління), які за 
допомогою датчика кута повороту керма, датчика дросельної заслінки та датчика 
тиску в гальмівній системі перетворюються в електричні імпульси, визначається 
номінальна поведінка автомобіля, описана номінальними значеннями регульованих 
змінних. 
 
Рисунок 1.12 − Функціональна блок-схема системи динамічної стабільності (ESP) 
23 
 
Це важливе і складне завдання для логіки контролера СДС (ESP), так як 
поведінка автомобіля залежить не тільки від впливу водія, але і від невідомого 
впливу навколишнього середовища. Наприклад, від тертя між колесами та 
покриттям, від температури повітря і т.д. Крім того, значення регульованих змінних 
повинні бути обрані такими, щоб поведінка автомобіля в критичних ситуаціях була 
подібною руху в нормальних умовах. За отриманими значеннями від датчиків 
швидкості коліс, датчика переміщення і датчика бічних прискорень визначається 
фактична поведінка автомобіля, що відповідає фактичним значенням регульованих 
змінних. Різниця між номінальними і фактичними значеннями змінних величин 
використовується як набір керуючих сигналів в контролері СДС (ESP). 
Для реалізації завдання управління бічним відведенням кожного колеса окремо, 
тобто при виконанні основної функції системи, необхідно, щоб гальмівний тиск на 
кожному колесі міг модулюватися незалежно від водія як цього вимагає закладена в 
пам'ять ЕБУ програма управління. Звідси очевидна важлива відмінність між 
системами ABS і СДС (ESP). Для системи ABS колесо є об'єктом управління 
швидкості його обертання, щоб запобігти блокуванню і зберегти ковзання колеса 
незначним. При цьому запобігається можливість появи і деякого впливу поперечної 
сили. Для системи динамічної стабільності (ESP) автомобіль є об'єктом управління з 
метою стабілізації руху в критичних ситуаціях, коли існує можливість управляти 
пробуксовкою коліс. 
При оснащенні автомобіля СДС (ESP) ускладнився інтерфейс бортової системи 
- число інформаційних сигналів і функціональних зв'язків між компонентами 
системи управління значно збільшився, а вимоги до функціональної надійності 
автоматики управління зросли. 
Одна з найбільш важливих експлуатаційних особливостей автомобільних 
гідросистем - це надійність їх функціонування при низьких температурах. Оскільки 
при температурі нижче -20 °С текучість гальмівної рідини помітно зменшується, що 
приводить до уповільнення швидкості рідинних потоків в гальмівній системі, що 
особливо неприпустимо при застосуванні СДС (ESP). Пов'язано це з тим, що 
генерування гальмівного моменту в «холодній» гідросистемі значно сповільнюється. 
Доводиться застосовувати гідронагнітач високого тиску з приводом від 
24 
 
електродвигуна в кожному гальмівному контурі. 
Наступним етапом у розвитку гальмівних систем стало застосування принципів 
Brake-by-Wire (гальмування по проводах), на легкових автомобілях це серійне 
впровадження електрогідравлічних гальмівних систем (EHB Electro Hydraulic 
breaking system) (рис. 1.13). Дані системи були одночасно розроблені фірмами Bosch 
і Continental AG. 
Рисунок 1.13 − Комплект 
електрогідравлічної гальмівної системи EHB 
Bosch SBC1 
 
 
Особливим етапом розвитку автоматизованих гальмівних систем в 
майбутньому може стати застосування електричних гальмівних механізмів в зв'язку 
зі збільшенням швидкодії виконавчих механізмів і можливості виключення 
модулятора, тобто можливість застосування більш простих рішень з управління 
гальмівними механізмами. Масове застосування даних систем обмежується 
силовими електричними параметрами, необхідними для роботи даної системи. 
 
1.3 Вимоги нормативів до умов проведення випробувань 
 
Аналіз матеріалів показує, що на перше місце ставиться стійкість автомобіля 
при гальмуванні з ABS, на друге - гальмівна динамічність і на третє - витрати 
робочого тіла. Останній визначає енергетичні витрати, необхідні для забезпечення 
функціонування ABS. При цьому також додатково враховуються: плавність ходу, 
споживання електричної енергії, навантаженість гальмівних механізмів і т.п. 
Безпосередньо регульовані колеса не повинні блокуватися при гальмуванні з 
працюючою ABS з низькою (40 км/год) та високою (0,8Vmax, не більше 120 км/год) 
початкової швидкості на дорогах з коефіцієнтом зчеплення К1≈0,8 і К2≈0,3. 
При випробуваннях на дорогах з поперечною нерівномірністю коефіцієнта 
зчеплення (К1≥0,5; К1/К2 ≤2; V=50 км/год), якому піддаються тільки ABS категорії 1 
25 
 
і 2, блокування безпосередньо регульованих коліс не допускається. ABS першої 
категорії, крім того, повинні забезпечувати нормовану ефективність гальмування. 
При цьому коефіцієнт гальмування Z визначається за формулою: 
 
Z 0,75 4K + K
≥ 2 1 ; Z ≥ K 2       (1.1) 
5
 
На поверхні типу «мікст» також перевіряється стійкість автомобіля. Автомобіль 
не повинен перетинати колесами борти осьової лінії дороги. При цьому 
допускається корекція водієм траєкторії руху за допомогою рульового керування за 
умови, що кут повороту керма не перевищить 120º на перші 2 с гальмування і 240º в 
цілому. 
Задовільним вважається, якщо виконується умова  ε ≥ 0,75, що розраховується 
по співвідношенню між максимальним коефіцієнтом гальмування Zmax та 
коефіцієнтом зчеплення К (в разі, якщо здійснюється управління гальмуванням всіх 
коліс транспортного засобу): 
ε Z
= max ,
K      (1.2) 
Дорожні випробування автомобілів з ABS проводяться в найнесприятливіших 
умовах («мікст», слизька поверхня ϕ≤0,3) та на небезпечних швидкісних режимах 
(V≈0,8Vmax≤120 км/год) [34]. Крім того, дорожні тести супроводжуються значними 
матеріальними та часовими витратами. Для скорочення часу і отримання стабільних 
та порівнянних результатів випробувань ABS потрібні спеціальні ділянки доріг. 
 
1.4 Методи дослідження гальмівних властивостей АТЗ 
 
Моделювання є одним із часто вжитих методів дослідження технічних об'єктів. 
Його використання дозволяє суттєво скоротити часові і трудові витрати на процес 
проектування, забезпечити безпеку проведення випробувань нової техніки. При 
цьому зазвичай розрізняють фізичне і математичне моделювання. 
Фізичне моделювання. При використанні фізичного моделювання створюється 
модель-макет досліджуваного об'єкта, в якому необхідною умовою є збереження 
фізичної суті досліджуваного об'єкта. Експериментальні дані, отримані на фізичні 
26 
 
об'єкти, обробляються на основі положень теорії подібності, яка за допомогою 
систем диференціальних рівнянь дозволяє визначити безрозмірні комплекси 
фізичних величин і встановити між ними експериментальні залежності, так звані 
критеріальні рівняння [18]. 
Фізоетичні моделі (при дослідженні гальмівної динамічності АТЗ), повинні 
відповідати умовам кінематичної подібності двох, що перебувають в русі, 
геометрично подібних систем, при якому забезпечується подібність шляхів, 
швидкостей і прискорень елементів тіл і динамічна схожість сил інерції.  
Завдяки зниженню витрат часу, при проектуванні і собівартості експериментів, 
використання законів фізичного моделювання дозволяє отримати великий 
економічний ефект, у порівнянні з натурними випробуваннями. Тим не менше, воно 
має визначені обмеження сфери застосування, так як далеко не для кожного об'єкта 
може бути побудований в зменшеному масштабі його фізичний аналог. Перш за все 
це положення стосується галузі дослідження робочих процесів автоматизованих 
гальмівних систем ТЗ, при якому практично неможливо моделювання елементів 
автоматичної системи (датчиків, модулятора і логічного блоку). 
До недоліків робіт по дослідженню гальмівної динамічності з використанням 
фізичного моделювання, в першу чергу слід віднести практичне виключення з 
розгляду закономірностей робочих процесів в приводі і гальмівному механізмі при 
заміні його на моделі, що керуються за допомогою соленоїдів електричними 
гальмівними приводами, що мають принципово відмінні від об'єкта характеристики. 
Це призвело до вилучення з розгляду стадії наростання гальмівних моментів і, як 
наслідок, ряду помилкових висновків, наприклад, про відсутність впливу динамічної 
стадії процесу, тобто періоду наростання уповільнення [9]. 
Стендове обладнання для випробування гальмівних систем 
Як різновид фізичного моделювання можна розглядати випробування 
реального автомобіля на стаціонарних стендах в лабораторних умовах. В даному 
випадку, при випробуванні автоматизованих систем активної безпеки робиться 
спроба відтворення умов руху в зоні контакту коліс автомобіля з дорогою, а сам 
автомобіль відтворюється цілком з випробуваними системами активної безпеки в 
масштабі 1:1. Особлива увага при цьому приділяється адекватності відтворення 
27 
 
умов плями контакту шини, що, в першу чергу, визначається покриттям поверхні 
бігових барабанів і співвідношенням діаметрів барабана і колеса автомобіля. 
Переваги стендових випробувань перед дорожніми, в значній відтворюваності 
експерименту і можливості використовувати «метод порівняння станів» для оцінки 
правильності прийнятих рішень, що дуже важливо для автомобілів з 
автоматизованими системами безпеки. Крім того, це відноситься до умов, коли 
дорожні випробування небезпечні, дорогі і супроводжуються великими часовими 
витратами. При цьому доцільно значну частину дослідних і доводочних робіт 
проводити в умовах стендових випробувань. Розробкою стендів для випробувань 
ABS займалися як в нашій країні, так і за кордоном [36, 38]. 
Барабанний стенд Bepco R&T100 (рис. 1.14): наявність 4 електродвигунів з 
регульованою потужністю від 10 до 70 кВт; можливість зміни нахилу осей окремо 
для передньої і задньої осі; середня швидкість випробувань 50 км/год; маса 
автомобіля, що випробовується до 5000 кг; передбачено автоматичне регулювання 
під колісну базу автомобіля від 2200 до 3000 мм; діаметр барабанів 1000 мм. 
 
 
б) в) 
а) 
Рисунок 1.14 − Барабанний стенд Bepco R&T100: а) загальний вигляд; 
б) установка коліс автомобіля на барабани; в) зовнішній вигляд бігового барабана 
стенду 
 
Для дослідження антиблокувальних систем широке застосування отримали 
традиційні гальмівні стенди (як силові, так і інерційні). Однак, стенди мають суттєві 
недоліки, значно знижують вірогідність одержаних з їх допомогою результатів. 
Наприклад, можливості стендів силового типу обмежені швидкісним режимом 
(максимальна швидкість 5-10 км/год). Підвищення швидкостей проведення 
випробувань (понад 100 км/год) призводить до значних матеріальних витрат на 
28 
 
виготовлення стенду, які можна порівняти з витратами на будівництво ділянки для 
дорожніх випробувань. 
На рис. 1.14 наведені приклади сучасного роликового і барабанного стендів 
виробництва фірми Bepco. Роликовий стенд Bepco R&T200: 4 електродвигуна з 
регульованою потужністю від 35 до 70 кВт; максимальна швидкість випробувань 
250 км/год; маса автомобіля до 5000 кг; колісна база автомобіля регулюється 
автоматично від 2200 до 3000 мм; діаметр роликів 500 мм; можлива імітація інерції 
за рахунок електроприводу. 
Загальними недоліками інерційних стендів з різними опорними поверхнями є 
складнощі з імітацією кінетичної енергії гальмуючого автомобіля і з відтворенням 
картини перерозподілу нормальних реакцій на його колесах. Використання 
роликових поверхонь веде до істотної деформації в зоні контакту колеса з роликом, 
відмінної від реальних умов. Важливі проблеми виникають у стендів при спробах 
врахувати вплив кута відведення коліс, стохастичні зміни мікропрофілю і 
коефіцієнта зчеплення на гальмівну динаміку автомобіля. Використання різних 
видів додаткового обладнання для вирішення зазначених проблем веде до 
ускладнення і без того матеріалоємної і дорогої конструкції (рис. 1.15-1.16) 
 
  
Рисунок 1.15 − Стенд Chrysler Рисунок 1.16 − Вид стенду для 
випробування гальмівних механізмів Ford 
 
  
29 
 
2 ОСНОВНІ ПРИНЦИПИ ІМІТАЦІЙНОГО МОДЕЛЮВАННЯ 
 
2.1 Основні принципи синтезу імітаційних моделей для задач розробки 
автоматизованого гальмівної системи 
 
Для вирішення завдань формування на етапі проектування основних 
експлуатаційних властивостей автомобіля в режимі гальмування: стійкості, 
ефективності і керованості необхідно по можливості близько відобразити реальну 
картину протікання робочих процесів в системі «Автомобіль - Водій - Дорога» (А-В-
Д). У цій системі об'єднані в єдиному процесі як механічні переміщення мас 
(підресорених і безпружинних), так і фізичні процеси, які супроводжують роботу 
різних систем автомобіля і впливають на характеристики його руху (взаємодія 
колеса з дорогою, гідродинамічні процеси в гальмівній системі, поворот керованих 
коліс при керованому русі і т.п.). 
При системному дослідженні загального випадку поведінки автомобіля в 
режимі гальмування необхідно прийняти єдину методику описання взаємодії різних 
частин системи «А-В-Д», яка відображена на рис. 2.1. 
Найбільш складним в системі «А-В-Д» є підсистема «Автомобіль». Кожен 
модуль цієї підсистеми здійснює певні перетворення величин і, отже, 
характеризується вхідними і вихідними параметрами. У зв'язку з цим на рис. 2.2 
окремо представлена структурна схема взаємозв'язку моделей модулів в підсистемі 
«Автомобіль». 
Як видно з приведеної схеми, всі модулі можна розташувати з деяким 
пріоритетом. Найвищий пріоритет мають модулі «Колесо» і «Кузов», оскільки без 
них в принципі неможливо змоделювати рух автомобіля. Другий пріоритет 
значимості має модуль «Гальмівна система», яка необхідна для моделювання 
гальмування автомобіля. 
Третій пріоритет значимості мають модулі, спрямовані на уточнення моделі або 
рішення будь-яких підзадач (модулі «підвіска», «кермове управління», 
«трансмісія»). Таке розміщення модулів в підсистемі «Автомобіль», коли в першу 
чергу обробляються модулі, що мають найвищий пріоритет, дозволяє вже на ранніх 
стадіях моделювання визначати неможливість вирішення завдання, недостатність 
30 
 
зв'язків з іншими модулями або недостачу вхідних даних. Крім того, такий поділ 
підсистеми «Автомобіль» мінімізує число взаємодій між модулями, що найкращим 
чином позначається на одному із завдань дослідження - швидкості рішення моделі 
на ПК. 
 
Рисунок 2.1 − Схема взаємозв'язку моделей підсистем «Автомобіль», «Водій», 
«Дорога» і їх основні елементи [11]: ----- зв'язки, що накладаються підсистемою 
«Автомобіль»; ===== зв'язки, що накладаються підсистемою «Дорога»; 
== == зв'язки, що накладаються підсистемою «Водій» 
 
Запропонований модульний принцип складання математичної моделі 
підсистеми «Автомобіль» дозволяє удосконалювати модель ітераційним методом, 
який дає можливість додавати або прибирати блоки, змінювати їх математичне 
наповнення, зберігаючи при цьому склад формальних зв'язків для повного опису 
об'єкта. Ітераційний процес продовжується до тих пір, поки для вирішення 
поставленого завдання не отримується модель, яка найбільш повно відображає 
фізичні і тимчасові процеси, що протікають в реальних об'єктах. 
31 
 
 
Рисунок 2.2 - Схема взаємодії модулів в підсистемі «Автомобіль» при гальмуванні  
 
Ефективна робота математичної моделі можлива тільки при наявності надійних 
вхідних параметрів. В іншому випадку ускладнення моделі може привести до 
зворотного результату - зниження її достовірності. В цьому випадку, при 
моделюванні динаміки гальмування автомобіля з ABS, такими даними є параметри 
самого АТЗ (геометричні, вагові та інерційні), коліс, гальмівної системи, рульового 
керування, підвіски, трансмісії, водія і дороги. 
При проектуванні ABS від початкових конструкторських робіт до запуску в 
першу чергу доводиться вирішувати наступні типи основних завдань: формування 
алгоритму гальмуючого колеса і підбір характеристик модулятора; вибір структури 
управління та її оптимізація з врахуванням дій водія-оператора. 
Розглянемо систему «автомобіль – водій» (рис. 2.3). Для достовірного 
моделювання необхідне відтворення наступних умов: моделювання динаміки 
гальмування автомобіля; реалізація роботи гальмівної системи автомобіля; 
реалізація рульового керування; відтворення дорожнього стану перед автомобілем; 
відтворення вібрації і шуму від дороги. 
Також необхідне відтворення наступних каналів передачі інформації водієві: 
− передача візуальної інформації про дорожній стан перед автомобілем, а 
також курсовому повороті, швидкість і положення автомобіля на дорозі (65-85% 
інформації, необхідної для прийняття рішення водієм, про стратегію виконання 
подальших дій з управління автомобілем); 
− передача тактильної інформації про стан і зусилля на кермі, а також педалях 
керування гальмами і дросельною заслінкою (15-35% інформації); 
32 
 
− передача вібрації, шуму і прискорень переміщення автомобіля, що виникають 
при гальмуванні (5-15% інформації). 
 
 
Рисунок 2.3 − Система автомобіль-водій 
 
З огляду на вищезгадані положення, блок-схема імітаційного стенду-тренажера 
для дослідження гальмівних властивостей автомобіля з ABS наведено на рис. 2.4. 
 
Рисунок 2.4 − Блок-схема імітаційного стенду-тренажера для дослідження 
гальмівних властивостей автомобіля з ABS 
 
Представлена загальна принципова схема установки, що реалізує комплексну 
технологію моделювання, включає наступні основні блоки: 
1. Реального водія (для коригування траєкторії руху автомобіля в процесі 
проведення випробувань); 
2. Гальмівна система автомобіля з ABS (фізичні об'єкти гальмівної системи, що 
включають агрегати ABS); 
3. Вимірювальна система (датчики і пристрої узгодження сигналів); 
4. Пристрій сполучення об'єктів (ПСО), підключений до персонального 
33 
 
комп'ютера (ПК3) (для аналого-цифрового перетворення сигналів, попередньої 
обробки та видачі керуючих сигналів виконавчих механізмів); 
5. Персональний комп'ютер ПК1, що виконує розрахунок математичної моделі 
руху автомобіля; 
6. Персональний комп'ютер ПК2, що відображає в динаміці стан перед 
автомобілем (візуалізацію процесу гальмування); 
7. Енергетичне забезпечення; 
8. Пристрій навантаження (для імітації сил і моментів, що виникають в зоні 
контакту шини з дорогою і передачі на рульове керування (РК)) 
Використання кількох персональних комп'ютерів і розподіл обчислювальних 
задач дозволить здійснювати роботу системи в реальному масштабі часу. 
Імітаційне моделювання ефективно на даному етапі проектування, оскільки 
вимоги безпеки і швидкодії зобов'язують тестувати систему до залучення людей до 
її реалізації, час простою реального об'єкта мінімальний і є можливість протестувати 
систему в закритичних станах, які фізично складно і небезпечно відтворити. На рис. 
2.4 наведено приклад реалізації стенду для вирішення завдань класу «шасі+водій». 
Рішення даної задачі можливе за рахунок розширення можливостей стендового 
обладнання засобами:  
- що забезпечують візуалізацію процесу руху, що сприймається реальним 
водієм;  
- реалізацією каналів тактильної інформації, що передається водію. 
Оперативне створення прототипів забезпечує розробникам систем управління 
та обробки даних швидкий і недорогий спосіб випробування проекту на ранніх 
стадіях розробки та аналізу з метою вибору найкращого рішення. Залежно від 
розв'язуваних завдань проводиться підбір реалізованих функціональних блоків. 
Модуль класу «колесо»: як правило фізично на стенді реалізується на прикладі 
одного колеса; відпрацювання алгоритму модулятора (у каналі керування 
одиночним колесом); опрацювання одиночних агрегатів і блоків (емулятор зусилля 
педалі); розробка діагностичних ознак. 
Модуль класу «шасі»: як правило фізично на стенді реалізується на прикладі 
всіх коліс і агрегатів шасі; відпрацювання алгоритму модулятора (в каналі 
34 
 
управління всіма колесами); відпрацювання роботи агрегатів і блоків системи в 
цілому; вибір і обґрунтування структури управління; розробка діагностичних ознак 
системи; дослідження стійкості і керованості при варіації конструктивних 
параметрів елементів шасі (жорсткість елементів рульового керування). 
Модуль класу «шасі+водій»: як правило фізично на стенді реалізується на 
прикладі всіх коліс і агрегатів шасі+реальний водій; облік дій реального водія і 
реалізації функціонування і узгодженості логіки роботи системи активної безпеки; 
формування експлуатаційних властивостей АТЗ в режимі гальмування; дослідження 
психофізіологічних чинників людини в критичних ситуаціях. 
Реалізація імітаційного моделювання, дозволяє автоматизувати багато завдань: 
− реалізувати апаратне тестування нових систем активної безпеки і алгоритмів 
в режимі реального часу; 
− створювати альтернативні варіанти в найкоротші терміни; 
− з мінімальними витратами ефективно оптимізувати систему. 
Підтвердити, що розробка буде працювати в реальних умовах, можна на ранніх 
етапах, за допомогою імітаційного моделювання. Перевірка проводиться на 
апаратурі, що працює в реальному часі. При цьому можна уточнювати і змінювати 
проект до тих пір, поки не буде досягнуто бажаного результату. 
Дані імітаційного моделювання допомагають налаштувати параметри моделі, 
застосувати чисельну оптимізацію, досліджувати альтернативні алгоритми, 
перевірити «чутливість» розробки і вивчити інші фактори. 
Використання даного методу дозволяє порівнювати різні реалізації систем 
управління на різних платах, аналізувати і оцінювати розробку. Таким чином, 
розробники зможуть переконатися в тому, що вбудована система працює саме так, 
як і планувалося перед її кінцевою реалізацією. 
Створюючи систему для імітаційного моделювання, розробник може вибирати 
відповідне обладнання з сотень різних найменувань від різних виробників. 
Ці стенди, що об'єднують кілька підсистем, дозволяють виконувати наступні 
завдання: 
− розробляти і тестувати ходову частину і системи управління безпекою без 
дорогих дорожніх випробувань транспортних засобів; 
35 
 
− розробляти і перевіряти алгоритми за допомогою моделей на більш ранніх 
етапах розробки; 
− реалізовувати доволі швидко прототипування алгоритмів контролерів; 
− реалізовувати програмно-апаратне моделювання електричних та механічних 
компонентів. 
Імітаційне моделювання (ІМ) дозволяє вирішити вищеописані проблеми, що 
виникають перед конструкторами і випробувачами нових систем. На рис. 2.5 
представлений V-цикл проектування системи активної безпеки, з врахуванням 
можливості використання сучасних методів проектування і проведення 
випробувань. 
 
Рисунок 2.5 − V-цикл проектування системи активної безпеки 
 
Використання прототипів для ранньої верифікації розробки системи дає 
можливість протестувати, оптимізувати і перевірити розроблені алгоритми 
автоматизованих гальмівних систем на апаратному забезпеченні перед початком 
виробництва. Рання перевірка за допомогою ІМ дозволяє скоротити час розробки. 
Реалізація імітаційного моделювання можлива за умови забезпечення роботи 
ПК в реальному часі. Для забезпечення роботи моделі складного фізичного об'єкта в 
реальному часі в процесі дослідження були проаналізовані наступні напрямки: 
− побудова моделі за модульним принципом з підвищеною гнучкістю; 
− рішення моделі у вигляді єдиної системи диференціальних рівнянь; 
− пошук можливості збільшення кроку розрахунку за рахунок вибору 
36 
 
оптимального математичного методу при збереженні похибки в заданих межах. 
При використанні модульного принципу побудови моделі, остання 
розбивається на «швидкі» і «повільні» динамічні підсистеми. Це також дозволяє 
виділити найбільш складні (з точки зору математичного опису і надійності 
отримання необхідних характеристик елементів) об'єкти в окремий модуль, який 
представлений реальним фізичним об'єктом з дослідними зразками натурних 
агрегатів досліджуваної ABS. 
Проведений аналіз показав, що для даної задачі таким модулем, є привід з 
модулятором тиску робочого тіла. При цьому відомо, що математичний опис 
динаміки перебігу робочого тіла по окремих дільницях магістралі, а також каналах і 
золотниках модулятора тиску, найбільш важко прогнозується [8]. 
Іншим модулем в архітектурі КМУ є набрана на ПК математична модель 
динаміки загальмовування колеса, що включає в себе «швидкі» і «повільні» 
підмодулі окремих елементів, пов'язані між собою. До останніх відносяться 
підмодулі пари «колесо - дорога», гальмівний механізм, елементи підвіски і шасі. 
 
2.2 Моделі класу «колесо» та робочого процесу автоматизованої гальмівної 
системи 
 
2.2.1 Динаміка загальмовування одиночного колеса 
Із «Теорії експлуатаційних властивостей автомобіля» [30] відомо, що рівняння 
динамічної рівноваги загальмованого колеса може бути записано у вигляді: 
 
J kω k + M Т = Rzr∂ϕ x (Sx ),       (2.1) 
 
де Jk - момент інерції колеса; ωk  - похідна від кутової швидкості; МТ - 
гальмівний момент; RZ - нормальне навантаження; ϕх(Sx) - величина коефіцієнта 
зчеплення функції від відносного проковзування. 
Згідно (2.1) на характер гальмування колеса велике значення має залежність 
ϕх(Sx), яка має екстремум при проковзуванні Sкр. Це явище характерне практично для 
всіх типів поверхонь. Відмінність визначається лише ступенем падіння значення 
коефіцієнта зчеплення при юзі колеса, величиною критичного ковзання (0,1-0,3) і 
37 
 
формою кривої ϕх(Sx). Так, найменші значення коефіцієнта зчеплення при юзі колеса 
(40-45% від максимального значення) мають поверхні, змочені водою. 
Дана особливість суттєво ускладнює проектування автоматичної гальмівної 
системи і дозволяє отримати хороші дані лише при використанні автоматичних 
систем екстремального типу, тобто систем, що визначають екстремум 
контрольованого параметра і прагнуть його підтримати в процесі регулювання. 
Керування здійснюється за перерегулюванням гальмівного моменту і циклічним 
характером робочого процесу гальмування колеса в цілому. Відповідно до формули 
(2.1) і рис. 2.6 при виконанні умови MТ<RZrдϕmax виникає динамічна рівновага колеса 
в основному за рахунок зростання сил зчеплення шини з дорогою. 
При цьому перший член рівняння (2.1) близький до нуля. Інший стан 
гальмування колеса виникає при MТ>RZrдϕmax. У цьому випадку зростання 
гальмівного моменту на колесі не може бути повністю компенсовано силами 
зчеплення в контакті колеса з дорогою. Отже, динамічна рівновага досягається за 
рахунок першої складової Jk рівняння (2.1). Беручи до уваги зазвичай малу величину 
моменту інерції колеса, можна з упевненістю сказати про прогресуюче зростання 
кутового прискорення колеса при заданих умовах. 
Цей процес обумовлює різке збільшення проковзування через зниження кутової 
швидкості колеса і, отже, зниження моменту зчеплення внаслідок зсуву процесу 
вправо по залежності ϕх(Sx) (рис. 2.6). На даній ділянці спостерігається інтенсивне 
входження колеса в юз, яке запобігається лише зниженням гальмівного моменту до 
величини MТ<RZrдϕ х(Sx). 
Для виявлення деяких особливостей робочого процесу гальмування колеса 
звернемося до традиційних часових діаграм, що зв'язують між собою основні 
контрольовані параметри: кутову швидкість колеса ωk, лінійну швидкість осі колеса 
(швидкість автомобіля) V, похідну від кутової швидкості ω л , гальмівний момент MТ. 
Дана діаграма представлена на рис. 2.7.  
Зростання гальмівного моменту на початку гальмування призводить до появи 
від'ємного значення похідної від кутової швидкості колеса. При звичайному способі 
гальмування юзом гальмівний момент зростає до величини МТmax, яка визначається 
38 
 
максимальним значенням зусилля впливу водія на гальмівну педаль (пунктирна 
лінія). Момент блокування колеса при ωk=0 наведено на графіку точкою а. При 
наявності ABS в т.б створюється команда гальмування, яка через деякий час 
запізнювання τз відпрацьовується виконавчим механізмом. 
  
Рисунок 2.6 − Варіанти зміни коефіцієнта Рисунок 2.7 − Робочий процес 
зчеплення в залежності від відносного гальмування колеса автомобіля з ABS 
ковзання: асфальтобетон сухий (1), [11] 
вологий (2), мокрий брудний (3), лід (4) 
 
З цього моменту (т.в) починається етап розгальмовування колеса. Початок 
зростання кутової швидкості колеса (т.г) настає дещо пізніше, в силу необхідності 
зниження для цього величини гальмівного моменту нижче моменту по зчепленню. 
При цьому кутове прискорення колеса ωk змінює свій знак на "плюс", що означає 
початок розгону. 
Згідно схеми, подальше зниження гальмівного моменту вже не потрібно. Разом 
з тим його підвищення передчасно, тому що колесо ще знаходиться в закритичній по 
проковзуванню області ϕх(Sx)-діаграми. Даний випадок в більшості алгоритмів ABS 
трактується як початок періоду витримки гальмівного моменту, що настає в нашому 
випадку після відпрацювання команди, через час запізнювання τз (т.д). 
Кінематичні параметри обертання колеса визначаються за формулою: 
 
J kω k + M T = R ϕ (S )r ,      (2.2) 
z x x д
 
де Jk - момент інерції колеса, ωk - кутове сповільнення, Rz - нормальне навантаження 
на колесі, rд - динамічний радіус. 
39 
 
При моделюванні динаміки гальмування одного колеса АТЗ важливо 
забезпечити адекватний опис зміни нормального навантаження на колесі в процесі 
гальмування АТЗ в реальних умовах при зміні диферента кузова та 
мікронерівностей поверхні дорожнього покриття. Це досягається при розрахунку по 
залежності виду [11]: 
R = R + a e−bzt sin(n t) + R∗ ,       (2.3)
z Z 0 Z z z  
 
де RZО - початкове значення нормального навантаження; az, bz, nz - коефіцієнти, 
що визначають зміну нормального навантаження при диференті кузова; Rz* - 
додаткова зміна нормального навантаження під впливом мікронерівностей. 
Крива реалізованого коефіцієнта зчеплення для різних типів поверхонь добре 
моделюється за допомогою поліномів. При цьому значення ϕx(Sx) може задаватися 
постійними числами з необхідною корекцією по швидкості (однорідна поверхня) при 
ступінчастій зміні в процесі гальмування (типовий режим «перехід») і при 
випадковому характері зміни з використанням генератора випадкових функцій. 
При завданні алгоритму функціонування ABS в програмі [12] застосований 
алгоритм на основі оцінки оптимального проковзування колеса Sx опт, що лежить в 
межах 0,15-0,30. Тоді, при трьохфазному циклі регулювання отримаємо: 
при Sx< Sx - режим загальмування, 
Sx ≥ [Sx ]
при    - режим розгальмовування, 
ωk < 0
при Sx ≥ [Sx ]
   -  режим відсічки. 
ω k ≥ 0
Темпи зростання і зниження гальмівного моменту, а також сумарний час 
запізнювання на передачу команд є найважливішими експлуатаційними 
параметрами, котрі характеризують функціонування гальмівного механізму АТЗ з 
ABS. Це дозволяє з достатньою для інженерних задач точністю при дослідженні 
експлуатаційних властивостей великовантажних автомобілів і автопоїздів 
представляти вихідну характеристику системи «привід-гальмо» за допомогою 
методу лінійної апроксимації, який дозволяє досягти похибки 5-7%. 
  
40 
 
2.2.2 Взаємодія колеса з дорогою в режимі гальмування 
 
Виконані дослідження і проведені експерименти показують, що 
найважливішою експлуатаційною характеристикою загальмованого колеса, яка 
багато в чому визначає його потенційні властивості, є відносне проковзування: 
 
Sx = (V − ωk ⋅ rд ) V ,       (2.4) 
 
де V, ωk - відповідно лінійна і кутова швидкості колеса; rд - динамічний радіус 
колеса. 
Знайдений за формулою (2.4) параметр Sx складається як з пружного ковзання 
еластичної в окружному напрямку шини, так і з переміщення по поверхні частини 
елементів площі відбитка. У міру зростання навантаженості в плямі контакту шини 
збільшується кількість проковзуючих елементів її поверхні, аж до повного їх 
ковзання при юзі колеса. Взаємний вплив двох різних процесів зумовив 
застосування комплексного параметра, яким є відносне проковзування. 
Як відомо, крива зміни коефіцієнта зчеплення в поздовжньому напрямку 
функції від відносного проковзування має явно виражений екстремальний характер з 
наявністю докритичної та закритичної по проковзуванню зон. Причому форма 
кривої [12] з достатньою для інженерних розрахунків точністю моделюється за 
допомогою поліноміальної залежності виду: 
ϕ x = ϕ Sx
0 x = ϕ0 x ⋅ Fx (Sx ),      (2.5) 
aS 2
x + b ⋅ Sx + c
 
де a, b, c - коефіцієнти полінома; φ0x - значення коефіцієнта зчеплення при юзі 
колеса; Fx(Sx) - апроксимуючий безрозмірний поліном. 
З врахуванням основних факторів, що впливають на коефіцієнт зчеплення, в 
загальному вигляді шукана залежність в програмі «колесо» [12] представлена 
наступним чином: 
ϕ x = ϕ 0
0 x ⋅ mv ⋅ mδ ⋅ mT ⋅ mp ⋅ mu ⋅ mz ⋅ Fx (Sx ),     (2.6) 
де ϕ 0
0 x  - значення коефіцієнта зчеплення шини з оптимальними параметрами при юзі 
колеса в кінці гальмування (V≈0); mv, mδ, mT, mp, mu, mz - коефіцієнти коригування, 
41 
 
що враховують вплив швидкості, кут відведення, температуру контакту, тиск в 
шині, ступень зношення протектора і нормального навантаження. 
Кожен з факторів робить відповідний вплив на величину реалізованого 
коефіцієнта зчеплення, що враховується коефіцієнтом коригування mi, що 
обумовлює загальну нелінійну залежність коефіцієнта зчеплення φx. Якщо такі 
параметри як тиск повітря в шині і ступінь її зношення є умовно стабільними, то 
швидкість, кут відведення і температура в контакті, а також величина нормального 
навантаження істотно змінюються в ході процесу, обумовлюючи нестабільну 
реалізацію φx в міру гальмування. 
Вплив коефіцієнта коригування для розглянутих задач може бути 
представлений поліномінальною залежністю не вище третього порядку: 
 
mv = l + nl ⋅V + n 2 3
2 ⋅V + n3 ⋅V ,      (2.7) 
 
де ni - коефіцієнти полінома. 
Найчастіше дослідники пропонують обмежитися лінійною залежністю за 
винятком збільшення коефіцієнта зчеплення на низьких швидкостях гальмування 
(V<2,8-3 м/с). 
Результати експериментальних досліджень впливу різних чинників на величину 
реалізованого в бічному напрямку коефіцієнта зчеплення свідчать про його 
залежності від величини кута відведення, що визначається пружними 
характеристиками шини, наявністю проковзування відбитка по поверхні. Тому, в 
якості основної характеристики вводиться поняття бокового відносного 
проковзування: 
S y = tgδ .       (2.8) 
 
Бічне проковзування найчастіше визначається комплексною характеристикою 
за допомогою кута відведення, що враховує зміщення відбитка за рахунок пружної 
деформації шини і наявності елементарних зміщень. 
Аналіз кривої зміни залежності ϕ y = ϕ y (δ ), отриманої для сухого і мокрого 
асфальтобетону, свідчить про її близькість за характером до кривої зміни зчеплення 
в поздовжньому напрямку. При цьому також можна виділити виявлені зони 
42 
 
докритичної і закритичної зміни в залежності від кутів відведення δ. Ступінь 
падіння φy в закритичній зоні невелика. Тому, для описання вихідної характеристики 
виду φy=φy(δ) в програмі «колесо» [12] використаний апроксимуючий поліном: 
 
Fy (δ ) δ
= .      (2.9) 
ayδ
2 + byδ + cy
 
де mφ - коефіцієнт, що враховує відмінність в реалізаціях зчіпних властивостей 
по головних осях колеса, тi - коефіцієнти коригування, що враховують вплив 
поверхні дороги, нормального навантаження на колесі, тиску повітря в шині і т.п. 
Значення коефіцієнта зчеплення в поздовжньому φx і бічному φy напрямках є 
проявом сумарних зчіпних властивостей шини при даному стані загальмованого 
колеса. Тому, прийнято характеризувати сумарний коефіцієнт зчеплення φΣ за 
допомогою еліпса зчеплення, описаного кінцем радіуса - вектора, модуль якого 
дорівнює: 
ϕΣ = ϕ 2 + ϕ 2
x y .      (2.10) 
 
На графіку (рис. 2.8) наведено криві пересування і бічного коефіцієнту 
зчеплення з шиною при комплексній дії на колесо гальмівного моменту і бічної сили 
[11]. При цьому максимально можливі сумарні реалізації представляють собою еліпс 
з головними осями φx і φy. 
Зовсім інша картина спостерігається при зміні поздовжнього проковзування Sx, 
точки якого з однаковим значенням на графіку нанесені пунктирними лініями. 
Досягнувши максимуму при Sx=0,2, зчеплення знижується в міру подальшого 
зростання Sx, тим самим звужуючи межі еліпса зчеплення в поздовжньому 
напрямку. При юзі колеса (Sx=1,0) реалізовані в поздовжньому і боковому 
напрямках значення коефіцієнтів зчеплення виявляються близькими до 
співвідношення: 
(ϕ y ϕ x ) ≈ tgδ .      (2.11) 
Sx =1.0
Явище звуження еліпса при значеннях одного з параметрів, що перевищують 
критичні, які зазвичай знаходяться в межах 0,09-0,35, свідчать про падіння зчіпних 
властивостей колеса в закритичній по проковзуванню зоні і наявності екстремуму. 
43 
 
Для шин, що експлуатуються, така зміна форми еліпса спостерігається при зміні 
ковзання в поздовжньому напрямку Sx. 
 
Рисунок 2.8 − Зміна коефіцієнта зчеплення по головних осях загальмованого колеса  
 
На рис. 2.9 наведено криві коефіцієнтів зчеплення в поздовжньому і 
поперечному напрямках в залежності від відносного проковзування Sx і кута 
відведення δ, отримані при випробуванні шин на сухому асфальтобетонному 
покритті при швидкості 32 км/год, а також при збільшенні швидкості до 96 км/год і 
навіть на мокрій поверхні дороги. 
Різке зниження φy спостерігається в області екстремуму функції φx(Sx). У міру 
зростання δ, спостерігається трансформація залежності φx(Sx) зі зміщенням 
екстремуму в область більш високих значень ковзання. Крім того, відбувається 
загальне зниження як екстремальних величин φx, так і його значень при юзі. 
Врахування впливу кута відведення δ на форму кривої φx (Sx,δ), при 
використанні опису (2.10), проводиться за допомогою коефіцієнта коригування mδ. 
[11] пропонує дану зміну апроксимувати за допомогою полінома виду: 
m Sx ⋅ cosδ
δ = 2 .
a S + b S + c       (2.12) 
δ x δ x δ
При цьому, коефіцієнти полінома пропонується знаходити із функції кута 
відведення у вигляді: 
a k
 δ = f1 ⋅ δ ;
 3  bδ =1 + f 2 ⋅ δ k ; c k
δ = f3 ⋅δ ;     (2.13) 
∑ f
 i = 0
i=1
44 
 
Важливим підходом є виявлення закономірності зміни сумарного реалізованого 
коефіцієнта зчеплення φΣ. На графіку точками нанесені значення, відповідно до 
модулю вектора (рис. 2.9) при різних кутах відведення шин. Отримані в [11] 
результати свідчать, що в межах похибки вимірювання геометричне місце точок, що 
належать процесам гальмування колеса з різними значеннями δ в закритичній по 
проковзуванню зоні Sx>0,3, знаходиться на ділянці φx(Sx)-діаграми, отриманої в 
процесі гальмування колеса при відсутності бічної сили (δ=0). Даний випадок 
свідчить про те, що для гальмування колеса в закритичній по проковзуванню Sx зоні 
характерна реалізація максимального значення сумарного коефіцієнта зчеплення 
φ max
Σ . 
Інша ситуація спостерігається в докритичній по проковзуванню зоні. При 
зростанні кутів відведення значення сумарного коефіцієнта збільшується, 
наближаючись до межі, яка обумовлена лінією, що з'єднує точки a і b. Вони 
відповідають максимальним значенням φy при Sx=0 (т. a) і φx при δ=0 (т.b). При 
великих величинах кутів відведення (δ>16°-20°) реалізовані значення модуля φΣ 
припадають на криву ab. Отже, лінія abc це геометричне місце точок реалізації 
максимальних значень модуля ϕ max
Σ  функції від відносного проковзування колеса Sx, 
яке є основним параметром, що визначає зчіпні властивості загальмованого колеса. 
Аналіз отриманих для різних поверхонь функціональних залежностей           
ϕ max
Σ =φΣ(Sx) показує зручність використання їх при імітаційному моделюванні і 
апроксимації поліномами виду: 
 
ϕ max = (a ⋅ S 3 + b ⋅ S 2 + c ⋅ S 0   (2.14) 
Σ s z s x s x + d ⋅ S )⋅ϕ0 x ⋅ x,
 
де as, bs, cs, ds - коефіцієнти полінома; х - коефіцієнт коригування. Отримані 
результати дозволили пояснити стійке кочення загальмованого в докритичній по 
проковзуванню зоні колеса, що характеризується реалізацією менших значень 
сумарного проковзування: 
ϕΣ (Sx ,δ ) < ϕ max
Σ (Sx ).       (2.15) 
 
При цьому спостерігаються високі рівні реалізованих в бічному напрямку 
значень коефіцієнта зчеплення φy. З умови (2.14) випливає, що повна реалізація 
45 
 
зчіпних властивостей зумовлює нестійке в площині обертання колеса гальмування, з 
досягненням явища юза, для якого характерне співвідношення (2.15) між 
реалізованими по осях коефіцієнтами. 
На рис. 2.10 представлена схема зміни кривих коефіцієнта зчеплення при 
гальмуванні колеса, яка пояснює утворення зони стійкого (без занесення) кочення. 
Виконання умови (2.15) свідчить про можливість забезпечення сталого 
гальмування колеса за рахунок обмеження величини гальмівного моменту певним 
граничним рівнем, який знижується в міру зростання діючих бічних сил Ry, і 
зменшення нормального навантаження на колесі Rz. 
При описі характеру зміни реалізованих в плямі контакту загальмованого 
колеса бічних реакцій Ry під дією різних факторів, в основному використовуються 
два підходи. Один з них заснований на теорії нелінійного відведення колеса, інший 
виходить із припущення про збіг напрямків векторів сил Rx, Ry, реалізованих в плямі 
контакту, з відповідним проковзуванням відбитка Sx, Sy [10]. 
 
Рисунок 2.9 − Залежність значень  
коефіцієнта зчеплення від Рисунок 2.10 − Зміна кривих зчеплення 
проковзування при різних кутах [10] 
відведення 
Величина діючої бічної сили визначається за формулою: 
Ry = Q ⋅ k y0 ⋅ δ ,       (2.16) 
де ky0 = dRy / dδ - коефіцієнт опору бічного відведення при оптимальному 
 
режимі кочення і малих кутах δ (δ=0); Q = q1 ⋅ q2 ...qn - коефіцієнт коригування, що 
46 
 
враховує вплив факторів. 
Суттєва перевага даного підходу перед іншими теоріями при імітаційному 
моделюванні режиму гальмування колеса з ABS полягає в можливості врахування 
впливу різних за характером факторів шляхом введення їх за допомогою 
відповідних коефіцієнтів кореляції в модель, а також в досить великій кількості 
накопичених до теперішнього часу самих експериментальних результатів. 
Вираз для коригування коефіцієнта qy буде знайдений з умови рівності, бічних 
реакцій, виражених традиційною залежністю через коефіцієнт зчеплення і 
нормальне навантаження. При підготовці імітаційної моделі до реалізації на 
комплексній установці скористаємося співвідношенням: 
 
k y0 ⋅ qy ⋅δ = Rzооп ⋅ϕ y (δ ),       (2.17) 
 
де Rzопт - оптимальна нормальне навантаження на колесі. 
В результаті отримаємо такий вираз: 
ϕ0 x ⋅ mϕ ⋅ m
q = 1...mn
y ( 2 ),       (2.18) 
µδ ⋅ ay ⋅ δ + by ⋅ δ + cy
де µδ = ky0 / Rzооп   - приведений коефіцієнт опору відведення. 
Вплив гальмівної сили на величину ky відзначено багатьма дослідниками. 
Відповідно до законів еліпса, зчеплення для відповідного значення проковзування 
Sx, граничне співвідношення між максимально реалізованими бічними і 
тангенціальними силами, може бути представлено у вигляді: 
 
R 2 + R 2
x y = R 2
z ⋅ϕ 2
Σ (Sx ).     (2.19) 
 
тоді коефіцієнт коригування qx виражається як відношення максимально можливої 
бічної сили, що діє на колесо при наявності гальмівної реакції Rx≠0, до максимально 
можливої бічної сили при Rx=0 і записується у вигляді [10]: 
 
[ϕ max
Σ (Sx )]2 − [ϕ x (Sx )]2
qx = [ .      (2.20) 
ϕ max (S )]2
Σ x
 
47 
 
Розрахункове визначення бічних реакцій Rу, з врахуванням коефіцієнта 
коригування qx, показало близькі значення до отриманих експериментальних 
залежностей у всьому діапазоні зміни проковзування. Похибка не перевищувала 6-
11%. Великі значення похибки отримані при малих величинах кутів відведення, що 
пояснюється впливом на процес деформованої області шини, розташованої 
безпосередньо за контактом. Приведений вище опис можна використовувати при 
моделюванні процесів гальмування з ABS для надання змін залежно реалізованого в 
бічному напрямку коефіцієнта зчеплення φу функції від відносного проковзування 
шини Sх. 
 
2.2.3 Описання динаміки гальмівного приводу 
 
Величина тиску робочого тіла в робочому циліндрі гальмівного механізму АТЗ 
з ABS визначається двома основними факторами: зусиллям водія на педалі 
головного гальмового циліндра і фазою робочого процесу ABS. Відомі роботи по 
описанню процесів, що протікають в елементах гальмівної системи. Однак, при 
моделюванні цих процесів потрібна висока точність, що на стадії проектування 
систем складно забезпечити. Імітаційна технологія моделювання дозволяє 
максимально використовувати реальні агрегати систем активної безпеки. 
Гальмівний механізм, в якому перетворюється тиск робочого тіла в гальмівний 
момент є, з точки зору математичного обґрунтування протікаючих в ньому фізичних 
процесів, одним з найскладніших агрегатів АТЗ. Виконані до теперішнього часу 
дослідження показують, що через обмежену енергоємність, внаслідок малих 
робочих об'ємів, спостерігається істотний вплив на вихідні характеристики 
швидкісного і температурного режимів експлуатації. При цьому гальмівний момент 
може бути виражений відомою залежністю: 
 
М Т = pT KT CT FЕ Rб J pη ,    (2.21) 
 
де рТ - тиск робочого тіла на поршень, КT - коефіцієнт, що кількісно оцінює 
відхилення розрахункової ефективності в силу експлуатаційних причин, СТ - 
передавальне число гальма, FЕ - ефективна площа робочого гальмівного циліндра, Rб 
- радіус гальмівного барабана, Jр - передавальне число гальмівної системи, η - ККД 
48 
 
гальмівного механізму. 
У свою чергу необхідно врахувати залежність коефіцієнта СТ від еквівалентного 
коефіцієнта тертя фрикційних пар, який визначається рядом факторів: 
температурним і швидкісним режимами, а також питомим тиском. В цілому, 
отримані характеристики відображають закон сухого тертя. При цьому доведено, що 
зростання відносної швидкості ковзання пар тертя викликає зниження коефіцієнта 
тертя: 
 
µ(V ) = (A + B V а )e−cVck
ск µ µ ск + Dµ .      (2.22) 
 
Вплив температури нагрівання пар тертя зазвичай проявляється в зниженні 
коефіцієнта тертя µ. Характер і ступінь зниження залежать від типу фрикційного 
матеріалу. Залежності наведено на рис. 2.11. 
При моделюванні гальмівного механізму для нашого випадку врахуємо 
наступні дві його основні особливості: інерційність і нелінійності типу "гістерезис". 
Гальмівний механізм можна розглядати як динамічну ланку першого порядку з 
нелінійністю на виході. При моделюванні це досягається шляхом введення величини 
псевдотиск і неоднозначної нелінійності виду МТ(рТ). 
Умовна величина псевдотиску рТ визначається при вирішенні диференціального 
рівняння першого порядку: 
p       (2.23) 
TT + pT = p2
де р2 - тиск робочого тіла в гальмівному циліндрі (камері), Т - постійна часу 
гальмівного механізму. Постійна часу Т для гальм легкового автомобіля дорівнює 
0,014 с для передніх і 0,02 с для задніх. 
Великий вплив на вихідні характеристики гальмівного механізму надає явище 
гістерезису, який обумовлений втратами в робочій парі гальма, ефектом 
самопідсилення і тертям в опорно-розтискному пристрою. Особливий вплив 
гістерезис гальмівного механізму надає на вихідні характеристики системи «привід-
гальмо» при організації циклічної зміни гальмівного моменту.  
Гістерезис гальмівного механізму прийнято представляти у вигляді 
залежностей гальмівного моменту функції від тиску в робочому гальмівному 
49 
 
циліндрі Мт=Мт(рт), що дозволяє перейти до Мт=Мт(t). 
Проведені дослідження роботи гальмівних механізмів автомобілів сімейства 
КамАЗ і ЗІЛ дозволили визначити величину сумарного гістерезису моменту, який 
становить близько 30% для справного гальма. На рис. 2.12 наведено 
експериментальну залежність зміни гальмівного моменту від тиску повітря в камері 
для гальм автомобіля КамАЗ-5320 (нелінійні залежності).  
  
Рисунок 2.11 − Типові характеристики Рисунок 2.12 − Принцип моделювання 
гальм: 1 - гальма з рівними гістерезису гальмівного механізму на 
переміщеннями; 2 – гальма з рівними прикладі автомобіля КамАЗ-5320 
силами; 3 - гальма з рознесеними 
опорами з фіксованою віссю колодок (а) 
та рухомою точкою опори (б) колодок; 
 
4 - дискові гальма
Отримані залежності часткових петель гістерезису накладаються на криву 
повного гальмування з утворенням ліній переходу між підвищуючою і понижуючою 
гілками. Обробка даних графіка (рис. 2.12) показала можливість адекватного 
описання процесу за допомогою наступної моделі: 
М 1 = (а + в р∗ + с р∗2
Т м м м + d м р∗3 )+ 103 ⟩ 0,     (2.24) 
М 1 = М ∗ + (рі+1 і
Т Т 2 − р2 )К р ⟩ 0,      (2.25) 
Для періоду наростання гальмівного моменту: М Тk = max[M T′ ,M T′′];   (2.26) 
для періоду зниження гальмівного моменту: М Тk = min[M T′ ,M T′′]   (2.27) 
50 
 
де p*=(p -р )×10-6, М ∗
2 0 Т  - значення гальмівного моменту на попередній ланці 
розрахунків. 
Величина діючого на колесі гальмівного моменту остаточно буде знайдена з 
врахуванням коригування по швидкості ковзання пар тертя у вигляді: 
 
М Т = М ТК kµ (ωk ),       (2.28) 
 
де kµ (ωk )  - коефіцієнт коригування по кутовій швидкості колеса. 
На рис. 2.12 цей підхід відображений накладеною на реальний процес лінійною 
схемою апроксимаційної залежності Мт(рт). Величина тиску рто визначає 
початковий тиск гальмування, обумовлений зусиллям стяжних пружин і силами 
опору. 
На ділянках наростання і спадання тиску коефіцієнти лінійного рівняння 
відповідно рівні Км1 і Км2, а для ліній переходу - Кр. Тоді рівняння, що описують 
зміну гальмівного моменту для гілки загальмування, виглядатимуть так: 
М Т1 = кМ 1(рТ − рТ 0 ) ≥ 0,

М Т 2 = М ∗ + к ∗
Т р (рТ − рТ ),      (2.29) 

М Т = max{М Т1 ,М Т 2},
 
де МТ - шукане значення гальмівного моменту, М ∗
Т - значення параметрів на 
попередньому кроці розрахунку. Для ланки розгальмування матимемо: 
М Т1 = к2 рТ ≥ 0,

М Т 2 = М ∗
Т + к р (рТ − р∗
Т )≥ 0,      (2.30) 

М Т = min{М Т1 ,М Т 2}
Для систем активної безпеки характерно, що більша частина енергії АТЗ при 
гальмуванні гаситься не в плямі контакту колеса з дорогою, а в гальмівному 
механізмі. Це призводить до необхідності врахування зміни температурного режиму 
в системі колодка-диск. Згідно з дослідженнями, при перевищенні температури 
колодки в 300-400 0С може виникнути так званий федінг ефект, що призводить до 
нелінійного падіння коефіцієнта тертя гальмівних накладок (рис. 2.14). 
Коефіцієнт тертя гальмівних накладок може бути виражений наступним чином: 
51 
 
µ = ζ 2
1 р + ζ 2 р + ζ 3v
2 + ζ 4v + ζ T 2
5 + ζ 6T + ζ 7 pv + ζ 8 pT + ζ 9vT + ζ 10    (2.31) 
 
де v - швидкість автомобіля, м/с; p - тиск в гальмівній лінії, Н/м2; T - 
температура гальмівного диска °C;  ζ - коефіцієнти моделі. 
Дана залежність визначена шляхом обробки даних, отриманих при 
випробуваннях колодок FERODO RACING, розроблених концерном FIAT Auto і 
частково приведені в табл. 2.1-2.5. 
  
Рисунок 2.13 − Залежність зміни коефіцієнта тертя гальмівних накладок від 
температури (за даними випробувань колодок FERODO RACING) 
Таблиця 2.1 − Коефіцієнти для визначення μ (p, V, T) 
 ζ1 ζ2 ζ3 ζ4 ζ5 ζ6 ζ7 ζ8 ζ9 ζ10 
A 41.1 -1.2 28.7 -6.1 -1.8 0.3 -23.9 -4.1 5.9 0.64 
B 63.7 -3.0 72.5 -10.3 -1.2 -0.1 -10.8 -1.4 7.0 0.79 
C -10.1 1.7 -74.8 0.0 1.2 -1.2 -15.6 -9.1 9.1 0.72 
D -55.3 2.6 -61.0 -2.2 -6.2 1.0 36.3 -6.0 16.9 0.52 
E 50.2 -1.8 5.7 -4.1 -1.5 0.1 -19.6 -2.5 7.4 0.59 
F 18.5 0.6 -58.3 0.9 -3.1 1.5 -22.1 -12.2 -2.0 0.32 
G 34.2 -0.3 18.5 -1.9 -2.1 1.0 -28.3 -2.7 3.5 0.33 
H 62.2 -1.7 -58.0 0.1 -1.6 0.3 -24.5 -5.6 7.3 0.52 
I 78.0 -6.0 58.4 -7.3 -2.0 0.6 22.5 1.1 18.9 0.46 
J 77.9 -5.8 32.6 -5.1 -2.2 0.5 2.8 0.8 12.7 0.49 
K 92.7 -8.4 76.3 -9.1 -1.2 0.0 48.1 9.1 20.1 0.54 
L 90.1 -6.8 59.4 -7.3 -0.8 0.2 20.9 2.9 18.8 0.48 
M 13.7 -1.8 45.8 -5.5 -3.3 1.2 16.7 -2.1 11.7 0.34 
N 62.1 -5.3 45.8 -5.4 -2.6 0.9 3.7 1.5 13.3 0.42 
O 29.3 -2.8 51.5 -7.1 -0,8 0.2 31.3 4.3 18.5 0.40 
P 31.7 -1.6 33.6 -3.6 -3.8 1.5 -6.2 -2.0 5.4 0.32 
Q 81.3 -6.6 63.0 -7.8 -2.7 0.7 18.6 0.8 21.4 0.46 
R 76.7 -5.2 32.8 -3.7 -2.0 0.8 8.9 0.3 6.6 0.39 
S 90.1 -7.6 63.4 -7.9 -1.5 0.1 25.7 3.5 18.9 0.55 
T 72.6 -5.0 59.8 -6.4 -3.3 1.2 20.2 -2.4 13.3 0.39 
 
52 
 
Таблиця 2.2 − Гальмівні колодки, що застосовувалися в експерименті для 
визначення μ (p, v, T) 
 Клас Геометрія Комплек- 
туючі Особливості 
A, B EM Оригін. Оригін. Колодки для установки на конвеєрі 
C - E EM Оригін. Оригін. Колодки поставляються як запасні частини 
F SM cut to fit US № 1  
G LM cut to fit US № 2 Один радіальний паз 
H EM cut to fit US № 2 Один радіальний паз 
I, J NS Оригін. немає Експериментальна розробка 
K, L NS Оригін. немає Експериментальна розробка, ідентичної рецептури 
M. N NS Оригін. немає Експериментальна розробка, ідентичної рецептури 
O - Q NS Оригін. немає Експериментальна розробка 
R, S NS Оригін. немає Експериментальна розробка, ідентичної рецептури 
T NS Оригін. немає Експериментальна розробка 
 
Таблиця 2.3 − Частка, об’єм матеріалів експериментальних колодок, % 
Попередньо Органічне 
FM виготовлена волокно Металеві Мінеральні неорганічні Мастильна 
волокна компоненти речовина Абразив 
суміш  
I 25.00 2.86 3.86 41.36 7.36 4.00 
J 15.00 4.57 5.62 39.52 4.00 10.00 
K, L 16.68 1.00 3.55 44.75 9.92 8.95 
M, N 16.72 2.94 3.23 41.08 10.00 4.87 
0 25.00 1.00 2.95 33.31 10.00 10.00 
P 15.00 1.00 4.82 46.06 5.60 5.52 
Q 22.40 1.00 2.00 45.91 4.00 4.00 
R, S 15.00 5.00 3.64 41,84 7.27 10.00 
T 15.00 4.86 0.00 50.00 5.89 6.54 
 
Таблиця 2.4 − Параметри для випробувань 
Показники Значення 
Маса автомобіля mvech 1587 кг 
Перерозподіл на передню вісь  75%  
Навантаження на переднє колесо m*
vech 595 кг 
Імітована динамометром інерція гальмування Θsim 45 кг⋅м2 
Дійсний динамічний радіус rdyn 0.275 м 
Діаметр гальмівного диска  0.247 м 
Діаметр гальмівного поршня  0.048 м 
Площа гальмівного поршня Apist 0.0018 м2 
Номінальна робоча площа колодки Apad 0.0036 м2 
 
  
53 
 
Таблиця 2.5 – Об’єм вибірки 
FM Кількість R2
adj Роздріб значень FM Кількість R2
adj Роздріб 
замірів [%] σμ замірів [%] значень σμ 
A 68212 78.0 0.035 K 84219 62,1 0.033 
В 66877 69.4 0.063 L 82866 64.7 0.032 
С 65476 64.7 0.050 M 84563 70.6 0.026 
D 71699 79.8 0.042 N 81389 70.8 0.027 
E 71392 66.1 0.037 0 88411 72.8 0.024 
F 75749 62.6 0.036 P 68967 74.8 0.022 
G 75712 68.0 0.023 Q 80892 70.6 0.032 
H 70547 42.6 0.040 R +81567 66.9 0.025 
I 81 488 69.9 0.030 S 79066 62.3 0.033 
J 79501 61.2 0.029 T 79814 68.7 0.031 
 
2.2.4 Модель гальмівного механізму 
 
При моделюванні процесів, що протікають в гальмівному механізмі, можуть 
використовуватися різні методики, з тим або іншим ступенем точності, 
відображаючи реальний процес. Фізичне моделювання характеру руху рідини по 
гідромагістралях і наявність реального гальмівного механізму з конкретними 
параметрами гарантує високу точність при дослідженні процесу зміни тиску 
робочого тіла. Тому, для отримання величини гальмівного моменту на колесах 
скористаємося досить добре вивченими вихідними характеристиками гальма виду: 
 
МТ=МТ(р, Vск),     (2.32) 
 
На основі проведених досліджень [22] можна зробити висновок, що при 
дослідженні динаміки гальмування колеса нелінійна гістерезисна характеристика 
гальмівного механізму успішно замінюється ідеалізованою характеристикою з 
лінійними ділянками на підвищуючій та понижуючій ланках.  
При цьому найбільш важливо досягти відтворення зони нечутливості ∆0 і 
рівності площ ідеалізованої і реальної петель гістерезису.  
Потенціометр R1 регулює відмикання діода Д1 або зону нечутливості ∆0. Нахил 
підвищуючої ланки визначається співвідношенням: 
 
М С1
Т = Р,       (2.33) 
С2
54 
 
де Сi - ємності конденсаторів. 
Настройка потенціометра R2 змінює площу характеристики. Максимальна 
величина гальмівного моменту і нахил кривих визначаються параметрами 
гальмівного механізму і його передавальним числом, а також коефіцієнтом, що 
оцінює відхилення розрахункової ефективності. Вплив швидкості ковзання пари 
тертя Vск на коефіцієнт тертя µ і, отже, передавальне відношення СТ, врахуємо в 
електронній моделі за допомогою лінійного коректора по кутовій швидкості колеса, 
реалізованого на блоці множення і встановленого на виході схеми ідеалізованої 
петлі гістерезису. 
 
2.2.5 Імітатор «ноги» еталонного водія 
 
При проведенні лабораторних досліджень динаміки гальмування АТЗ на 
комплексній установці з метою забезпечення відтворюваності результатів і 
виконання вимог нормативів використовується блок «еталонний водій», що 
складається з електронної моделі і імітатора «ноги» [11] (рис. 2.14). Загальна схема 
блоку, електронна частина якого виконана на базі операційних підсилювачів У1-У3. 
Заданий темп наростання тиску робочого тіла Кр, що реалізується на інтеграторі У1. 
Рівень максимального тиску в приводі встановлюється на обмежувачі У2 за 
допомогою потенціометра R. На виході електронної моделі встановлений 
підсилювач різниці сигналів УЗ, що надходять з обмежувача У2 і датчика тиску 1, 
встановленого на виході головного гальмівного циліндра 2. 
  
Рисунок 2.14 − Блок-схема імітатора Рисунок 2.15 − Реалізація «ноги водія» 
«ноги» водія на базі рульової машинки РА-42 [11] 
55 
 
2.2.6 Електрогідравлічна модель датчика ABS 
 
Одним з відповідальних вузлів комплексної моделюючої установки є блок 
перетворювачів напруги ω i
kj , що отримується на виході підсилювачів УТ7-У20 в 
фізичний сигнал, який використовується ABS для формування команд на зміну 
тиску робочого тіла. Залежно від типу датчика, що використовується в ABS 
визначається вид вихідного сигналу перетворювача, необхідний для забезпечення 
можливості підключення реальних вузлів дослідної системи. 
В даний час основним датчиком електронних ABS є електромагнітний елемент, 
частота зміни сигналу на виході якого пропорційна кутовій швидкості обертання 
колеса. Тому був розроблений блок перетворювачів сигналу, основу якого склали 
схеми перетворювачів «напруга - частота». Вдалося за рахунок належної організації 
режимів функціонування і включення схеми ПНЧ домогтися високої лінійності 
(похибка не більше 1,2%) в необхідному діапазоні частот. Нижня межа реалізованої 
частоти при стабільному сигналі відповідає 43-45 Гц, що в перерахунку на лінійну 
швидкість автомобіля типу ІЖ-2125 становить V=2,82 км/год при числі зубів ротора 
100, що є меншими від встановленої нормативами нижньої межі функціонування 
ABS.  
На рис. 2.16-2.17 представлений зовнішній вигляд гідравлічної турбіни з боку 
бака і блоку електрогідравлічних перетворювачів напруги для чотирьох коліс при 
вирішенні завдання випробування інерційно-механічних датчиків. 
 
 
Рисунок 2.16 − Зовнішній вигляд Рисунок 2.17 − Зовнішній вигляд блоку 
гідротурбіни [11] електрогідравлічних перетворювачів 
напруги [11] 
56 
 
3 ОСОБЛИВОСТІ ПОБУДОВИ МОДЕЛЕЙ КЛАСУ «ШАСІ + ВОДІЙ» ПРИ 
ІМІТАЦІЙНОМУ МОДЕЛЮВАННІ 
 
3.1 Умови моделювання візуалізації руху АТЗ 
 
При візуалізації процесу гальмування необхідно враховувати те, що водій бере 
активну участь, коректуючи траєкторію руху АТЗ. При цьому однією з 
найважливіших задач при вирішенні задач класу «шасі+водій» є візуалізація 
процесу курсового руху АТЗ в процесі гальмування, що проводиться в лабораторних 
умовах. А так як водій більшу частину інформації (до 85%) про рух АТЗ отримує за 
допомогою органів зору, виникає необхідність найбільш точно відображати 
ситуацію за допомогою сучасних графічних засобів, найбільш повно залучити водія 
в процес випробування. Але повною мірою імітувати віртуальні ситуації можливо 
лише за допомогою засобів віртуальної реальності, що веде до значних витрат. 
Видимий простір (поле зору), яке людина може охопити поглядом, при 
нерухомій зіниці одного ока при розгляді білого тла поширюється в середньому до 
зовнішньої сторони ока на 90º, внутрішньої - на 65º, вниз - на 75º, вгору - на 65º. Для 
кольорових об'єктів поле зору значно звужується (блакитний на 15%, зелений на 
50%). Поле зору обома очима становить 120-1300º  і охоплює практично весь 
простір перед АТЗ. При сприйнятті водієм інформації, пов'язаної із гостротою зору, 
як правило, виділяють три зони: найбільш гострий зір - центральний - в конусі з 
кутом 3-4º, хороша гострота  зору - в конусі з кутом 7-8º, задовільний - у конусі з 
кутом 12-14º [33]. 
Дослідження, проведені психологами, показали, що людина емоційно краще 
сприймає прямокутник, побудований за принципом "золотого перетину". На рис. 3.1 
точки C і D - це точки "золотого перерізу" відрізка AB, тобто відношення 
AB:AD=AB:CB=1,618. За цим принципом можна розділити вертикальну і 
горизонтальну сторону кадру і через отримані точки провести лінії, паралельні 
сторонам кадру. Точками перетину будуть активні точки 1, 2, 3, 4 (рис. 3.1). 
Точки 1, 2, 3, 4 - це "активні точки", в напрямку яких відбувається огляд 
площини зображення, якщо немає інших чітких акцентів на важливий центр. 
Встановлено, що людина сприймає зображення в зоні другої активної точки як 
57 
 
найголовніше. Тобто, кожен раз, коли людина бачить перед собою зображення, 
обмежене рамкою у вигляді прямокутника вона неусвідомлено починає акцентувати 
свою увагу на точках 1, 2, 3, 4. 
 
Рисунок 3.1 − Прямокутник побудований за принципом золотого перерізу 
 
Розподіл уваги водія між об'єктами на дорозі залежить від напруженості його 
роботи [33]. Серед об'єктів сприйняття є такі, що охоплюються увагою водія 
протягом усього часу руху: зустрічні і попутні автомобілі, дорожні знаки, пішоходи. 
В умовах випробувань, а також при малій інтенсивності руху основними об'єктами 
уваги водія є елементи дороги. На рис. 3.2 показано розподіл точок фіксації погляду 
водія при проїзді по прямолінійній ділянці дороги зі швидкістю 80 км/год при 
відсутності зустрічних автомобілів. 
Велику частину часу (43,2%) уваги водія зосереджено в тій частині поля зору, 
куди проектується зображення перспективи дороги. Близько третини всього часу 
витрачено на огляд і оцінку проїжджої частини перед автомобілем на відстані від 25 
до 120 м, близько 14% часу - на орієнтацію на проїжджій частині: 6,9% на ліву межу 
смуги і 7,2% на праву крайку проїзної частини. Решта фіксація погляду була 
викликана випадковими об'єктами, що не мають відношення до забезпечення 
проїзду по дорозі.  
Завдяки розвитку вимірювальної техніки виявлені розміри поля концентрації 
уваги водія і зміна цього поля під дією дорожніх умов. Встановлено, що положення 
центра ваги поля концентрації уваги водія зміщується у міру збільшення 
58 
 
інтенсивності руху і накопичення відомостей про маршрут. Водій в цих умовах 
більше уваги приділяє орієнтації на проїжджій частині і оцінці стану покриття. 
 
Рисунок 3.2 − Розподіл точок фіксації погляду водія при проїзді по прямолінійній 
ділянці дороги 
Розмір вертикальної сторони визначиться в цьому випадку як частка від ділення 
площі поля концентрації уваги на його ширину. 
 
Таблиця 3.1 − Розміри площі концентрації уваги 
Швидкість руху, км/год 20 40 60 80 100 
Площа поля концентрації уваги, град2 400 210 132 75 60 
Умовний розмір прямокутника, рівний за 
площею полю концентрації уваги, град 40х10 30х7 22х6 15х5 15х4 
Умовний розмір прямокутника що 
знаходиться на відстані 500 мм від очей водія, 364х 268х 194х 132х 132х 
рівний за площею полю концентрації уваги, 87,5 61 52 44 35 
мм 
 
Останній рядок в табл. 3.1 приведено з умови дотримання ергономічних вимог 
до розміщення пристроїв відображення інформації таких як монітори. 
 
Таблиця 3.2 − Розміри видимої площі екрану монітора 
Діагональ монітора, дюйм 14 15 17 19 21 
Розмір області виведення 272х202 280х210 320х240 366х274 402х301 
зображення, мм 
 
Порівнявши значення в двох останніх рядках табл. 3.1-3.2, можна зробити 
висновок про те, що навіть на 14 моніторі з деяким запасом, можливе відображення 
59 
 
всіх об'єктів, що знаходяться в полі концентрації уваги під час руху зі швидкістю 40 
км/год. При цьому необхідно найбільш точно встановити монітор перед водієм, 
поєднавши область виведення зображення з полем концентрації уваги водія. 
 
 
 
Рисунок 3.3 − Розміщення і відтворення поля концентрації уваги водія на моніторі 
ПК 
 
Те що відтворюється на екрані зображення необхідно будувати в трьохмірному 
просторі для досягнення адекватності сприйняття водієм дорожньої ситуації в 
реальних і лабораторних умовах. Оскільки рівновіддалені об'єкти створюють ілюзію 
реальності руху, що більшою мірою сприяє зануренню водія в процес випробування, 
що проводиться в умовах лабораторії. 
Для розгляду керованого руху в режимі гальмування на імітаційному стенді-
тренажері, перед водієм було встановлено монітор ПК. 
На екрані відображається прямолінійна ділянка дорожнього полотна з осьовою 
лінією, що інформує про межі поділу середовищ з різним коефіцієнтом зчеплення. 
Зображена частина капота автомобіля для оцінки водієм габаритів автомобіля. На 
капоті імітується точка цілі для можливості оцінки водієм величини відхилення 
автомобіля в процесі гальмування (рис. 3.4-3.5). 
Побудова і переміщення всіх об'єктів проводиться засобами 3D. Таким чином, 
можна повністю відтворити поле концентрації уваги водія, враховуючи при 
відображенні найбільш важливі предмети, що сприймаються водієм при управлінні 
автомобілем в режимі гальмування. 
60 
 
  
Рисунок 3.4 − Відтворення дорожнього Рисунок 3.5 − Розташування монітора 
стану перед автомобілем на моніторі ПК перед водієм 
 
3.2 Відтворення тактильного каналу інформації для сприйняття водієм 
 
Пристрої навантаження забезпечують імітацію впливу, прикладених з боку 
дороги до водія сил за допомогою механізмів управління. 
Величина і динаміка зміни моменту на кермі є важливою для водія 
інформацією, що використовується ним для контролювання і прогнозування 
поведінки АТЗ. Практика показує, що під час руху водій керує кермом безперервно 
(ліва рука знаходиться 99% часу на кермі, а дії правої руки розподіляються між 
кермом 81% і важелем перемикання передач 13% часу). Отже, при проведенні 
випробувань в лабораторних умовах необхідно забезпечити зовнішні фактори та 
реактивний момент, відчутний на кермі. Даний ефект можуть забезпечити 
навантажувальні пристрої, які керуються ПК згідно закладеної в програму моделі 
рульового керування і умов руху АТЗ. 
Насосна установка типу Г48-12 призначена для подачі двох незалежних потоків 
мінерального масла під тиском у гідросистеми верстатів або інших машин. 
Установка виконує функції очищення і охолодження масла, а також запобігає 
витоку масла з гідросистеми обслуговуючих агрегатів при їх зупинці. Гідравлічною 
схемою установок передбачений захист гідросистеми від перевантажень. 
Дросельні гідророзподільники типу Г68-1 призначені для управління 
переміщенням робочих органів в верстатах і інших машинах з електричними 
системами слідкування, що мають зворотний зв'язок з переміщенням, швидкістю або 
іншими параметрами (рис. 3.6). 
61 
 
Електрогідравлічний перетворювач напруги потрібен для створення зусилля на 
кермі. До складу перетворювача входять: виконавчий силовий циліндр, 
золотниковий розподільник з електрокеруванням, датчики тиску (рис. 3.7-3.8). 
Гідромеханічний навантажуючий пристрій містить наступні основні вузли і 
агрегати: гідроциліндр двосторонньої дії; гідравлічна насосна станція типу Г48-12; 
дросельний гідророзподільник типу 12Г68-12; датчики тиску типу П100Т; 
вимірювальний пристрій і тензопідсилювач типу Топаз 3-01. 
 
Рисунок 3.6 − Конструкція і схема дросельного гідророзподілювача Г68-1 
  
Рисунок 3.7 − Загальний вигляд Рисунок 3.8 − Навантажувальний 
навантажувального пристрою для пристрій комплексно моделює установку 
дослідження гальмівних властивостей для дослідження гальмівних 
автомобіля з ABS властивостей автомобіля з ABS 
Вимірювальний пристрій зібрано на основі тензодатчиків, з’єднаних по 
мостовій схемі і наклеєних на вимірювальний «стакан», закріплений на осі 
обертання колеса. Живлення мостової схеми і попереднє посилення сигналу 
проводиться тензопідсилювачем типу Топаз 3-01. 
62 
 
4 ПРИКЛАДИ ЗАСТОСУВАННЯ ІМІТАЦІЙНОГО МОДЕЛЮВАННЯ 
 
4.1 Лабораторні дослідження робочих процесів елементів систем активної 
безпеки АТЗ класу «колесо» 
 
Електрогідравлічна гальмівна система (Electro-Hydraulic Braking system, ЕГГС) 
стає першим кроком на шляху переходу до управління гальмуванням по дротах 
(Brake by Wire), що значно впливає на активну безпеку автомобіля. У зв'язку з 
проблемами надійності, пов'язаними з електромеханічними гальмами (Electro-
Mechanical Brakes (EMB), ЕМГ), електромеханічні гальмівні системи в даний час не 
можуть бути широкомасштабно використані в силу ряду причин. Однією з найбільш 
істотних є переналаштування системи живлення, силових електромереж автомобіля 
на напругу 42 В. Як наслідок ЕГГС це найкращий компроміс між вимогами для 
систем управління гальмуванням по дротах і традиційними системами, що 
застосовуються в автомобільній промисловості. 
Система містить головний гальмівний циліндр (ГГЦ) автомобіля Alfa Romeo 
166 mod (рис. 4.1) та розроблений емулятор зусилля педалі, зображений на рис. 4.2. 
На відміну від традиційної гальмівної системи, де ГГЦ передає зусилля від ноги 
водія до колісних гальмівних циліндрів, в даному випадку ГГЦ вирішує зворотну 
задачу, передаючи водієві реакцію педалі на його дії. Практично ГГЦ 
використовується тільки при відмові ЕГГС (наприклад, при відсутності живлення), 
з'єднуючись безпосередньо з колісними гальмівними циліндрами. 
 
Рисунок 4.1 − ГГЦ Alfa-Romeo 166 
Найбільш простим засобом моделювання є математичні пакети. В даному 
випадку був використаний програмний пакет AMESim для попереднього 
63 
 
дослідження системи, що включає в себе ГГЦ і ЕЗП. 
 
Рисунок 4.2 − Емулятор зусилля педалі (ЕЗП) 
 
Залежність переміщення педалі від зусилля, що прикладене до педалі наведено 
на рис. 4.3. 
 
Рисунок 4.3 − Залежність переміщення педалі від зусилля, що прикладене до педалі 
 
Поршень приводиться в рух гальмівною рідиною, що перетікає з головного 
гальмівного циліндра, що забезпечує контакт з другим поршнем. Пружина (рис. 4.4), 
підтискає даний поршень, забезпечує повернення системи в початкове положення і 
імітує зусилля початкового моменту ходу гальмівної педалі. Другий поршень і 
пружина (рис. 4.4) забезпечують середні значення характеристики переміщення 
педалі - зусилля. 
  
Рисунок 4.4 − Пружина (ЕЗП): а) загальний вигляд; б) характеристика зусилля-
переміщення 
64 
 
Для імітації високого зусилля в кінці ходу педалі застосований елемент, 
виготовлений з матеріалу Cellasto, що застосовується в амортизаторах автомобілів, 
спеціального профілю (рис. 4.5). 
 
 
Рисунок 4.5 − Відбійник з матеріалу Cellasto: а) загальний вигляд; 
б) експериментальна характеристика 
Всі елементи системи, що розробляється математично та віртуально-фізично 
були випробувані на стенді. Для установки на стенд, що використовує імітаційну 
технологію моделювання, був виготовлений ЕЗП. 
 
Рисунок 4.6 − Компоненти ЕЗП 
  
Рисунок 4.7 − Закріплення ГГЦ на Рисунок 4.8 − Закріплення датчика 
стенді переміщення педалі на стенді переміщення 
вхідного штока, мм 
65 
 
Для вимірювання переміщення імітованої педалі гальма, роботи PID 
контролера і подальшого розрахунку швидкості переміщення імітованої педалі, 
вибору алгоритму дій ЕГГС (екстрене - нормальне, чергове гальмування) на стенд 
встановлений датчик переміщення (рис. 4.7-4.8). 
На рис. 4.9 представлена експериментальна характеристика ЕЗП. Викиди 
значень обумовлені тертям в ЕЗП. Експеримент показав ефективність застосування 
імітаційної технології моделювання, яка характеризується хорошою 
відтворюваністю результатів протікання процесів, які враховують фізичні і 
технологічні особливості виробу. 
Рисунок 4.9 − ЕЗП - експериментальна 
характеристика: 1 - Bosch; 2 - результат 
моделювання в AMESim®;  
3 - 1, 2: експериментальний результат з 
різними елементами «A» (рис. 4.6) 
 
 
При застосуванні ІМ вже на даному етапі можливо враховувати традиції 
виробників і вимоги цільової групи споживачів - жінка або чоловік, темперамент 
водія, що наведено рис. 4.6 і одержаними ходами педалі (рис. 4.9). 
 
 
Рисунок 4.10 − Порівняння характеристик ЕЗП і традиційної системи 
66 
 
 
Рисунок 4.11 − Порівняння габаритних розмірів ЕЗП і традиційної системи 
 
Порівнюючи отримані результати (рис. 4.10), конструктор може оцінити 
придатність (в тому числі можливість монтажу, рис. 4.11) даної системи при 
модернізації моделі АТЗ, що випускається і вести подальшу розробку маючи 
можливість швидко вдосконалювати елементи, одночасно оцінюючи працездатність 
і вихідні характеристики. 
На рис. 4.12 наведено стенд, на якому змонтовані: датчик тиску в 
гідроакумуляторі, колісний гальмівний циліндр (КГЦ), гідравлічний блок, емулятор 
зусилля педалі і датчик переміщення педалі. 
 
 
Рисунок 4.12 − Зовнішній вигляд стенду 
 
Щоб не допустити влучення нітрогену в колісний гальмівний циліндр і 
підвищення тиску в системі, застосований гідроакумулятор (рис. 4.13). 
67 
 
  
Рисунок 4.13 − Гідроакумулятор Рисунок 4.14 − Розроблений пристрій 
встановлений на стенді для комутації сигналів 
 
Управління клапанами та узгодження сигналів потребує створення 
оригінального комутаційного обладнання (рис. 4.14). 
Перші експерименти показали можливість використовувати для управління 
електроклапанами, що застосовуються в стандартних ABS, широтно-імпульсну 
модуляцію сигналу. На рис. 4.15 наведено отримані характеристики системи по 
зниженню тиску в КГЦ, досягнуті за рахунок застосування в комутаційній апаратурі 
(рис. 4.12) високошвидкісних реле з часом перемикання 0,001 с. 
 
 
Рисунок 4.15 – Графік збільшення тиску в колісному гальмівному циліндрі 
68 
 
 
Рисунок 4.16 – Графік градієнта тиску і тиску, що розвивається в колісному 
гальмівному циліндрі 
 
В результаті численних експериментів була підібрана оптимальна частота 
модуляції сигналу рівна 100 Гц. 
Використовуючи різну кількість імпульсів, від одного до п'яти ліній 1-5 на 
рис. 4.15, забезпечувався різний градієнт зниження тиску. Лінія 6 відповідає повному 
відкриттю клапана, забезпечуючи роботу в екстремальних режимах. Проведені 
експерименти дозволили побудувати таблицю значень градієнта тиску і тиску в КГЦ 
(рис. 4.16), від кількості імпульсів, що подаються на клапан. Дані значення необхідні 
для роботи у алгоритмі управління ЕГГС. 
 
4.2 Лабораторні дослідження систем активної безпеки АТЗ класу «шасі» 
 
Нижче коротко наведені приклади систем дослідження повнокомплектних 
систем активної безпеки в лабораторії. 
 
Рисунок 4.17 − Зовнішній вигляд стенда для випробувань систем активної безпеки 
69 
 
Даний стенд базується на агрегатах Alfa-Romeo 157 mod. та дозволяє проводити 
випробування повнокомплектних систем активної безпеки, як ABS, так і ESP. 
 
 а)  б) 
 в)  г) 
 д)  е) 
 
Рисунок 4.18 − Вид елементів стенду для випробувань систем активної безпеки:  
а - керуючий ПК з платою dSPACE DS1103; б - привід ГГЦ (імітатор ноги водія);  
в - плата сполучення; г - насосна станція; д - гідроблок системи активної безпеки;  
е - гальмівний механізм 
70 
 
  
Рисунок 4.19 − Блок управління соленоїдами 
 
На даному етапі, застосовуючи ІМ, можливе створення і відпрацювання логіки 
роботи повнокомплектної системи, відмінної від комерційних блоків. 
Для реалізації цієї можливості створений оригінальний блок (рис. 4.19), який 
пов'язаний з комп'ютером через кабель, припаяний до контактів соленоїдів та 
електродвигуна, що застосовуються для передачі сигналу управління на пристрій 
ESP 5.7. Для роботи соленоїда комп'ютер посилає керуючий сигнал на реле, яке 
активує внутрішній діод і дозволяє подати живлення на керований соленоїд. 
 
4.3 Реалізація моделювання процесу гальмування на основі застосування 
імітаційного стенду-тренажера 
 
Оптимізація структури керування неможлива без врахування дій водія по 
коригуванню напрямку руху. Таким чином, третім завданням є завдання оптимізації 
структури управління, що враховує взаємодію системи «Людина-машина» на рівні 
завдань класу «шасі+водій». 
Схема імітаційного стенду-тренажера зображена на рис. 4.20 і включає: 
1, 2, 3 - три персональних комп'ютера, з’єднаних в локальну мережу; 
4 - пристрій сполучення об'єктів типу L-Card L154 з пристроєм нормалізації 
сигналів оригінальної розробки; 5, 6 - датчики кутів повороту коліс; 
7 - силовимірювальний пристрій та тензопідсилювач типу Топаз 3-01; 
8 - датчики тиску типу П-100Т; 9 - гідроциліндр двосторонньої дії; 
10, 22 - датчики тиску типу МД 140; 
11 - датчик кута повороту керма; 
71 
 
12 - дросельний гідророзподільник типу 12Г68-12; 
13 - блок управління ABS; 14 - гідроакумулятор;  
15, 20 - гідророзподільчі вузли та лінії; 
16 - електромагнітний клапан; 17 - блок живлення; 
18 - гідравлічна насосна станція типу Г48-12; 
19 - виконавчий механізм модулятора; 21 – модулятор. 
 
Рисунок 4.20 – Схема імітаційного стенду-тренажера для дослідження гальмівних 
властивостей автомобіля з ABS 
72 
 
Для перевірки можливості вирішення завдань класу «шасі+водій» і проведення 
комплексу випробувань за допомогою засобів імітаційного моделювання був 
створений імітаційний стенд-тренажер (рис. 4.21). 
 
 
Рисунок 4.21 – Імітаційний стенд-тренажер для дослідження гальмівних 
властивостей автомобіля з ABS 
 
4.4 Дослідження впливу робочих процесів ABS на самоповорот керованих 
коліс в режимі гальмування 
 
4.4.1 Методика проведення експериментального дослідження 
 
Перед випробуваннями проведено регулювання та налагодження вузлів і 
механізмів рульового керування. До початку експерименту параметри рульового 
керування склали: жорсткість рульового керування - 7400 Н∙м/рад; вільний хід керма 
9º; демпфування рульового керування - 18 Н∙м∙с; момент інерції керованих коліс 
1,4 кг⋅м². 
На експериментальній установці при рульовому керуванні варіювалися 
наступні параметри: вільний хід керма αр; приведений момент інерції рульового 
керування Jр; жорсткість рульового керування Ср; демпфування рульового 
керування hр. Відповідним регулюванням рульового механізму виконувалась зміна 
вільного ходу керма з подальшою перевіркою величини кута αр за допомогою 
люфтметра. 
73 
 
Шляхом модифікації моменту інерції керованих коліс за рахунок пересування 
додаткових мас, проводилася зміна приведеного моменту інерції за рахунок 
переміщення додаткових мас, розміщених на поворотних кулаках (рис. 4.22, а); 
моменту інерції керма (переміщенням додаткових мас, розташованих на кермі (рис. 
4.22, б), або установкою більш легкого керма за допомогою установки додаткового 
вантажу на середній тязі. 
 
 а)  б) 
Рисунок 4.22 − Вид елементів для зміни приведеного моменту інерції рульового 
керування: а) за рахунок переміщення додаткових мас, розміщених на поворотних 
кулаках; б) розміщених на кермі 
 
За допомогою пружного закріплення маятникового важеля і рульового 
механізму проводилася зміна жорсткості рульового керування. Зміна затяжки 
пружного елемента дає можливість змінювати сумарну жорсткість рульового 
керування в заданих межах. Зміна демпфування рульового керування проводилася 
шляхом змінного введення додаткових елементів - двотрубних гідравлічних 
амортизаторів паралельно середній тязі. 
Експериментальне дослідження проводилося в двох режимах: в режимі жорстко 
закріпленого керма і в режимі врахування піддатливості з боку рук водія (водій 
утримує кермо) (рис. 4.22, б). Було також розглянуто варіант пружної фіксації керма. 
Це дозволило, провести аналіз коливального процесу керованих коліс при пружній 
фіксації керма і порівняти його з еталонним, коли кермо закріплено жорстко. 
У процесі дослідження на експериментальній установці було реалізовано 
чотири закономірності поворотного моменту, характерних для наступних типів 
структур управління: незалежної (IR); залежної високопорогової (SLH); залежної 
74 
 
низькопорогової (SLL) та двом експлуатаційним чинникам - гальмуванню 
автомобіля в умовах н.д.г.м. та в умовах “мікст”. 
 
  
Рисунок 4.23 − Варіанти фіксації керма 
 
Вплив збуджуючого фактора виконувався з різною частотою - 1, 3, 5 Гц, який 
відповідає області частот дії обертального моменту, що виникає на керованій вісі 
автомобіля при спрацюванні сучасних типів ABS, що встановлюються на передню 
вісь автомобіля. Час дії збуджуючого фактора задавався часовим відрізком в 5 с з 
метою виявлення несталої області та більш детального описання коливального 
процесу. 
Дія обертаючого моменту здійснювалась з трьохкратною повторюваністю, що 
підвищувало точність експериментального дослідження. 
 
4.4.2 Визначення приведеної жорсткості рульового керування 
 
Пружна характеристика рульового керування експериментальної установки 
визначалася за замкнутою схемою (рис. 4.24). Перевага цієї схеми полягає в простоті 
створення навантажуючого моменту Мр, що діє на керовані колеса в площині, 
перпендикулярній їх осям. 
При вимірюванні кермо закріплюється в нейтральному положенні. До маточини 
коліс прикріплюються важелі 1 довжиною L=1м, між кінцями яких натягується трос 
з динамометром 2 та натяжним гвинтом 3. 
Кути повороту керованих коліс вимірюються за допомогою потенціометричних 
датчиків кутів самоповороту керованих коліс, коли важелі встановлюються в 
площині, перпендикулярній осям шкворнів і гальмівні диски загальмовуються. 
75 
 
 
Рисунок 4.24 − Схема визначення пружної характеристики рульового керування 
 
Рульове управління має бути відрегульоване відповідно до вимог заводської 
інструкції. Пружна характеристика рульового керування автомобіля ВАЗ-2106, 
представлена на рис. 4.25. 
Кутова жорсткість рульового керування визначається по куту нахилу дотичної 
до середньої лінії пружною характеристики: 
 
dM
С = p
ру , при θ → 0      (4.1) 
dθ
 
де Мр=FL. За отриманими експериментальними даними кутова жорсткість 
рульового керування Cру=7400 Нм/рад. 
 
Рисунок 4.25 − Пружна характеристика рульового керування автомобіля ВАЗ-2106 
 
4.4.3 Визначення приведеного демпфування рульового керування 
 
Необхідно на початку роботи з дослідження впливу сухого тертя і демпфування 
рульового керування визначити демпфування рульового приводу hр. Проаналізувати 
76 
 
власні коливання коліс навколо шкворнів. Схема навантаження для запису власних 
коливань коліс навколо осей шкворнів на стенді представлена на рис. 4.26. 
 
Рисунок 4.26 − Схема навантаження рульового керування 
 
Кермо закріплюється у нейтральному положенні. Система має одну ступінь 
вільності, якщо момент інерції поворотного важеля кулака щодо осі шворня малий, 
у порівнянні з моментами інерції коліс, а кермо закріплено в нейтральному 
положенні. 
Резинометалеві шарніри рульової трапеції є пружними елементами. За рахунок 
зміни моментів інерції коліс щодо осей шкворнів можна отримати власні коливання 
коліс з різними частотами, не змінюючи пристрої пружних елементів системи. На 
стенді дана зміна легко проводиться шляхом зміни радіуса повороту додаткових 
мас, розміщених на поворотному кулаці, що імітують момент інерції коліс. 
За допомогою датчика кута самоповороту керованих коліс проводиться запис 
коливань. Демпфування рульового приводу знайдемо із запису коливань керованих 
коліс: 
h 2Jk
p = ln a(t)
( ) ,      (4.2) 
T a t + Т
 
де Jk  - момент інерції керованих коліс з приводом відносно шворня; T - період 
власних згасаючих коливань керованих коліс; А(t) та а(t+Т) - значення амплітуд 
коливань керованих коліс. 
На основі отриманих експериментальних даних демпфування рульового 
керування склало 18 Н∙м∙с. 
Демпфування рульового приводу змінювалося за рахунок введення додаткових 
елементів - двотрубних гідравлічних амортизаторів, встановлених паралельно 
77 
 
середній тязі. Експериментальні робочі характеристики СААЗ-2121 були 
апроксимовані виразом: 
 
Fам = k ⋅V п
шт ,       (4.3) 
 
де Fам  - опір, що розвивається амортизатором; k - коефіцієнт опору 
амортизатора; Vшт - швидкість штока амортизатора. 
Отримані значення даних параметрів наведені в табл. 4.1.  
 
Таблиця 4.1 − Параметри амортизаторів СААЗ - 2121 
Амортизатор Передній Задній 
СААЗ-2121 k, H n H n 
( )n  k,  
м с (м с)n
Стиснення 316 0,25 429 0,3 
Відбій 2295 0,44 2003 0,47 
 
Демпфування амортизатора знаходиться з виразу: 
 
M 
ам = hам ⋅θ ,      (4.4) 
 
де M ам  - момент опору амортизатора  рівний: 
 
M ам = Fам ⋅ l.      (4.5) 
 
де l - плече дії сили опору амортизатора Fам, рівне відстані від точки кріплення 
штока амортизатора до середньої тяги рульової трапеції до осі шворня. 
При куті повороту керованих коліс в межах 10˚ плоскопаралельний рух тяг 
рульового приводу можна вважати поступальним, а плоский кут α, утворений 
штоком амортизатора із середньою тягою приводу, постійним. Швидкість штока 
амортизатора визначається за виразом: 
 
Vοο = θ ⋅ r ⋅cosα ,       (4.6) 
78 
 
де r - довжина поворотного важеля кулачка. 
Об’єднуючи вирази (4.3-4.6), отримаємо значення демпфування амортизатора у 
вигляді: 
hai = lk(r ⋅ cos)n (θ)n−1
.     (4.7) 
 
Вираз для визначення демпфування рульового керування з включеним в нього 
амортизатором, набуде вигляду: 
h∂o = hp + hai .      (4.8) 
 
4.4.4 Визначення моменту інерції додаткових мас 
 
Значення моменту інерції керованих коліс змінюються шляхом варіації 
положення, додаткових мас, розташованих на маточинах керованих коліс (рис. 4.27). 
 а)   б) 
Рисунок 4.27 − Схема додаткових мас для імітації моменту інерції керованих 
коліс автомобіля 
Момент інерції “гантелі” щодо осі симетрії визначається: 
 
J~ = 0,25m R2 2 1 2 2 2 2 2 2
n 1 1 + 0,5m2R2 + m3L3 + m4R4 + m4 (L4 + L5 + L6 + L7 ),   (4.9) 
12
 
де т1, т2, т3, т4 - відповідно маси п'ятака, основи, стрижня та однієї нагвинченої на 
стрижень «шайби»; R1, R2, R3, R4 - геометричні розміри п’ятака, основи, «шайби» та 
стрижня; L4, L5, L6, L7 - видалення центрів мас «шайб» від осі симетрії гантелі. 
Приведений момент інерції додаткових мас, що імітують момент інерції 
керованих коліс, набуде вигляду: 
 
J = Jc + m ⋅ L2    (4.10) 
79 
 
де m - повна маса «гантелі»; L - відстань від центру мас «гантелі» до уявної осі 
шкворня (рис. 4.27, б). 
Крім впливу моменту інерції керованих коліс досліджується вплив моменту 
інерції керма на рульову самоповоротність автомобіля і роботу водія. Для цього на 
кермі закріплюються додаткові маси (рис. 4.27, б). Власний момент інерції 
додаткових мас, що закріплюються на кермі, становить: 
 
J 1 2 2 2 2
a = (m1L1 + m2L2 )+ m2d + 0,5m3R3    (4.11) 
12
 
де т1, т2, т3  - відповідно маси поперечини, стержня і «шайб»; L1, L2, R3 - довжина 
поперечини, стрижня, радіус «шайби»; L3, L4, d - відповідно видалення центру мас 
шайб від осі обертання і видалення стержня від осі обертання. 
Загальний момент інерції керма з додатковими масами складає: 
 
J p = J po + J д       (4.12) 
 
де J po  - власний момент інерції керма. 
 
4.4.5 Вплив жорсткості рульового керування на самоповорот керованих 
коліс 
 
В процесі експлуатації автомобіля, жорсткість рульового керування 
знижується, що обумовлено зміною фізико-механічних властивостей 
гумовометалевих шарнірів рульового приводу та зміною піддатливості кріплення 
рульового механізму, маятникового важеля, вала керма, а також опор передньої 
підвіски під впливом сил, що діють в бічних тягах та відповідає збільшенню кута 
відхилень керованих коліс в процесі гальмування. Це збільшує небезпеку явища 
зменшення жорсткості рульового керування при установці ABS на керованій осі 
автомобіля, так як зниження власних частот коливань системи рульового керування 
при роботі ABS може викликати резонансні явища. На основі цього вивчалося 
явище самоповороту керованих коліс в області низьких величин жорсткості 
рульового керування автомобіля. 
80 
 
При проведенні досліджень жорсткість рульового керування змінювалася від 
7400 Н∙м/рад (відповідає пробігу автомобіля ВАЗ-2106 понад 100 тис. км.) до 4300 
Н∙м/рад - 3900 Н∙м/рад (відповідає ослабленню кріплення рульового механізму і 
маятникового важеля в процесі експлуатації) (рис. 4.28). 
Величина сумарного люфту рульового керування і демпфування відповідала 
вимогам ГОСТ 51709-2001 і склала, відповідно, 9º і 18 Н⋅м⋅с. 
Жорстка фіксація керма для всіх типів збуджуючих залежностей, властивих IR, 
SLH, SLL та частот відпрацювання керуючого сигналу сприяла істотному 
збільшенню амплітуди коливань керованих коліс при зменшенні жорсткості 
рульового керування (рис. 4.29). 
Наведена жорсткість рульового керування автомобіля типу ВАЗ-2106 
(Ср=7400 Нм/рад) 
 
(Ср=4300 Нм/рад) 
 
(Ср=3900 Нм/рад) 
 
Рисунок 4.28 − Пружна характеристика рульового керування автомобіля, що 
досліджується 
81 
 
При подальшому зменшенні жорсткості рульового керування з 4300 Н∙м/рад до 
3900 Н∙м/рад зростання амплітуди самоповороту керованих коліс зберігається. 
Порівнюючи процеси коливань керованих коліс при врахуванні піддатливості з 
боку рук водія з коливаннями коліс при жорсткій фіксації керма необхідно 
відзначити, що в першому випадку середній інтегральний кут самоповороту 
керованих коліс більший. Зі зменшенням жорсткості рульового керування дана 
різниця в середніх кутах самоповороту знижується. 
IR-н.д.г.м. IR, SLH-мікст; SLL-н.д.т.м. 
  
SLH-н.д.т.м. SLL-мікст 
  
 
Рисунок 4.29 − Вплив приведеної  жорсткості рульового керування на середній 
інтегральний кут самоповороту правого колеса при фіксованому кермі 
 
Зменшення жорсткості рульового керування призвело до зменшення амплітуди 
коливань. В середньому зниження жорсткості рульового керування з 7400 Н∙м/рад 
82 
 
до 3900 Н∙м/рад призводило до зниження амплітуди на 35-40%, а також до зниження 
середнього інтегрального кута повороту керма, тим самим сприяючи зменшенню 
роботи, що витрачається водієм на утримання керма в нейтральному положенні. 
Таким чином, зниження жорсткості рульового керування призводить до 
зростання частотної складової коливань керованих коліс при відпрацюванні всіх 
видів поворотних моментів і частот спрацювання. При цьому, процес коливань 
керованих коліс не досягає резонансної області. При реалізації поворотного моменту 
з частотою 5 Гц в разі жорсткої фіксації керма в умовах зниженого значення 
жорсткості рульового керування (3900 Н∙м/рад) на графіку процесу коливань 
керованих коліс добре проглядається частотна складова в 8 Гц і 6 Гц при врахуванні 
піддатливості з боку рук водія. 
У той час як значення резонансної частоти для даного значення жорсткості 
рульового керування становить 52 Гц з огляду на жорсткість охоплення рук водія 
(лежить в межах 30-90 Н∙м/рад) значення резонансної частоти може знизитися до 
12 Гц, що сприяє виникненню резонансу при несприятливих умовах руху 
автомобіля. Зниження жорсткості рульового керування за рахунок зміни 
піддатливості кріплення рульового механізму і маятникового важеля, призводить до 
збільшення амплітуди і середнього інтегрального кута самоповороту керованих 
коліс при спрацюванні ABS. 
IR-н.д.г.м. IR, SLH-мікст; SLL-н.д.г.м. 
  
SLH-н.д.г.м. SLL-мікст 
83 
 
  
 
Рисунок 4.30 − Вплив приведеної  жорсткості рульового керування на середній 
інтегральний кут повороту керма при врахуванні піддатливості з боку рук водія 
Зменшення жорсткості рульового керування сприятливо позначається на 
величині амплітуди і середнього інтегрального кута повороту керма, тим самим 
знижуючи роботу водія, затрачену на повернення керма в нейтральне положення. 
Наявність піддатливості з боку рук водія (рис. 4.30) сприяє тому, що середній 
інтегральний кут самоповороту керованих коліс зростає, в порівнянні з випадком 
жорсткої фіксації керма. Дана різниця істотно знижується зі зменшенням жорсткості 
рульового керування. 
 
4.5 Оцінка точності результатів вимірювань 
 
Важливим питанням при оцінці достовірності отриманих даних при проведенні 
досліджень є аналіз похибки вимірювальної апаратури. Відомо [9], що похибки 
вимірювань можна розділити на три групи: систематичні похибки; несправності; 
випадкові похибки. 
До систематичних похибок відносяться: інструментальні похибки 
(конструктивні недоліки приладу, неправильне градуювання, неточне регулювання і 
т.п.), похибки внаслідок неправильної установки і експлуатації приладу, похибки 
методу вимірювань. Для виключення впливу систематичних похибок при 
проведенні експериментальних досліджень використовувалася тільки атестована 
апаратура. 
Вплив похибки виключався в процесі експерименту шляхом проведення 
контрольних дослідів і аналізом проміжних результатів. Вимірювання, в яких були 
виявлені похибки, вибраковувались і замість них проводилися повторні досліди. 
84 
 
Точність результатів дослідів визначається величиною випадкової похибки. 
Найбільш розповсюдженими оцінками похибки є середньоквадратична похибка 
σош і, так звана, ймовірна похибка ρ, що дорівнює за величиною 2/3 середньої 
квадратичної похибки (ρ≈2/3σош) [18]: 
n
∑(x − x )2
1
σ ош = 1 ,       (4.13) 
n −1
 
де σ ош - середньоквадратична похибка одиничного результату при вимірах; x - 
середнє арифметичне значення вимірюваної величини; xi - значення величини i-го 
вимірювання. 
У загальному випадку джерелами похибки вимірювання можуть бути наступні 
випадкові похибки [9]: ∆y1 - несистематична інструментальна похибка приладу; ∆у2 - 
похибка через нечутливість приладу; ∆у3 - похибка розрахунку або похибка 
округлення розрахунку; ∆у4 - візуальна похибка; ∆у5 - похибка внаслідок 
несвоєчасного включення або виключення приладу; ∆у6 - похибка масштабу; ∆у7 - 
похибка через нестійкість режиму навантаження або режиму роботи машини. 
Похибка приладу εпр. вказується в паспорті приладу і становить половину 
інтервалу, всередині якого може бути укладена вимірювана величина з ймовірністю 
0,997. Похибка приладу має нормальний розподіл, тому середньоквадратична 
похибка дорівнює: 
ε
σ пр
прі = .
3     (4.14) 
 
Оскільки напруга на датчик тиску подавалася від стабілізованого джерела 
живлення, то похибки вимірювань визначалися по-перше, похибкою самого датчика, 
а також похибкою стабілізованого блоку живлення (1,5%). Сумарна похибка 
вимірювання параметра дорівнює: 
п
σ 2
пр = ∑σ і ,      (4.15) 
і=1
де σ і - середньоквадратична похибка, обумовлена i-им джерелом похибок; n - 
85 
 
число джерел похибок. 
До числа основних метрологічних характеристик за паспортними даними 
відносять: похибка датчика тиску ДД-5С не перевищує 3%; похибка зразкового 
манометра, використаного для тарування датчика тиску, не перевищує 0,4%; 
похибка при вимірюванні зазору в ГМ і жорсткості стяжної пружини 1,5%. 
При результатах розрахунків враховувалися: похибка при розшифровці 
осцилограм включаючи похибки, що виникають в ході визначення ординат точок 
кривої досліджуваного параметра і похибки масштабу тарувальних графіків, може 
бути знайдена за формулою: 
ε δ
обр = ⋅100%,       (4.16) 
hmin
 
де δ=0,5мм - ABSолютна похибка при обробці осцилограм; hmin - мінімальне 
значення ординати параметра на осцилограмі. 
Оскільки похибки при вимірюванні лінійних розмірів (при розшифровці 
осцилограм) підкоряються рівномірному (прямокутному) розподілу, то 
середньоквадратична похибка обробки осцилограм буде дорівнювати: 
 
ε
σ обр
обр = ,      (4.17) 
3
 
Тоді, сумарні похибки визначення параметрів знайдемо за формулою: 
 
σ = σ 2 2
ош пр +σ обр ,       (4.18) 
 
Проведені розрахунки показали наступні значення середніх квадратичних 
похибок досліджуваних параметрів: зазору в ГМ - 2%; жорсткість стягнутої 
пружини - 2,4%; тиск в гальмівному приводі - 5,3%. 
Максимальне значення середньої квадратичної похибки вимірювань не 
перевищує 5-6%, що свідчить про високу точність експериментальних досліджень.  
86 
 
ВИСНОВКИ 
 
1. Виконано аналіз та принцип роботи систем активної безпеки АТЗ АВS та 
ESP систем. 
2. Оцінено можливості барабанного стенду Bepco R&T100, Chrysler для 
дослідження гальмівних властивостей АТЗ. 
3. Обгрунтовано застосування моделей класу «колесо», «шасі», «шасі+водій», 
що охоплюють основні завдання при проектуванні АТЗ, оснащеної 
автоматизованою гальмівною системою відповідно до нормативних вимог. 
Використання системного проектування та моделювання дозволяє здійснювати 
побудову стендів, розробляти і попередньо тестувати автоматизовані гальмівні 
системи; розробляти і перевіряти алгоритми за допомогою моделей на більш ранніх 
етапах розробки. 
4. Для підвищення ефективності проведення випробувань запропоновано 
попередню частину досліджень гальмівних властивостей АТЗ проводити в 
лабораторних умовах методом імітаційного моделювання з використанням V-
циклу, що дозволяє здійснювати постійну перевірку прийнятих рішень.  
5. Виконано аналіз елементів систем активної безпеки АТЗ класу «колесо», 
«шасі» та «шасі+водій». Встановлено вимоги до виділених класів математичних 
моделей при використанні імітаційної технології моделювання для вирішення 
завдань при проектуванні автоматизованих гальмівних систем АТЗ. Зокрема: 
розроблені критерії підбору засобів реалізації розробленого методу випробувань, 
які дозволяють не прив'язуватися до конкретних фірм виробників. Оцінено вплив 
гіроскопічного моменту керованих коліс, що діє в особливих режимах роботи 
автоматизованої гальмівної системи при самоповороті керованих коліс, що 
приводить до зміни нормальних реакцій на 10-12%. 
6. Розроблені стенди для проведення випробувань автоматизованих гальмівних 
систем в лабораторних умовах з використанням імітаційної технології моделювання 
руху АТЗ. 
7. Обґрунтовано умови і режими проведення випробувальних робіт на 
імітаційному стенді, які дозволяють врахувати вимоги існуючих регламентів до 
87 
 
систем активної безпеки. 
8. У процесі досліджень, різних варіантів систем активної безпеки і їх 
елементів встановлено можливість: оптимізації модулів системи, що розробляється 
на ранніх стадіях проектування і випробувань; врахування жорсткості елементів 
рульового керування на поведінку автомобіля з автоматизованою системою в 
режимі гальмування. 
   
88 
 
ПЕРЕЛІК ДЖЕРЕЛ ПОСИЛАННЯ 
 
1. ДСТУ UN/ECE R 13-09:2002 Єдині технічні приписи щодо офіційного 
затвердження дорожніх транспортних засобів категорій M, N і О стосовно 
гальмування (Правила ЕЭК ООН № 13-09:2000, IDT)  
2. ДСТУ 3333–96 Стенди роликові для перевірки гальмівних систем дорожніх 
транспортних засобів в умовах експлуатації. Загальні технічні вимоги – 32 с. 
3. ДСТУ 2919-94 Автотранспортні засоби. Гальмівні системи. Терміни та 
визначення  
4. Калетнік Г.М., Черниш О.М., Березовий М.Г. Використання сучасних 
методів механіки для сільського господарства. Збірник наукових праць ВНАУ: 
Вінниця, 2011.Т1 (65). С. 8-18.  
5.  ДСТУ 3649:2010 Колісні транспортні засоби Вимоги щодо безпечності 
технічного стану та методи контролювання – 30 с.  
6. ДСТУ 2886–94 Автотранспортні засоби. Гальмівні властивості. Терміни та 
визначення – 27 с. 
7. Безпека в надзвичайних ситуаціях : навч. посібник для студентів ЗВО 
України : у 2 ч. Ч. 1: Надзвичайні ситуації / М. Л. Лисиченко, В. В. Вамболь, С. 66 О. 
Вамболь, М. М. Кірієнко, І. А. Черепньов, В. М. Власовець ; за ред. М. Л. Лисиченка 
; ХНТУСГ. – Харків : ТОВ “ПромАрт”, 2021. – 202 с.  
8. ДСТУ 3649:2010. Колісні транспортні засоби. Вимоги щодо безпечності 
технічного стану та методи контролювання. - К.: Держстандарт України, 2011. – 28 
с.  
9. Лудченко О.А. Технічне обслуговування і ремонт автомобілів: Підручник – 
К.: Знання. 2003. – 511 с.  
10. Основи технології виробництва та ремонту автомобілів : Навчальний 
посібник / Укладачі : Гевко І.Б., Рогатинський Р.М., Ляшук О.Л., Гудь В.З., 
Левкович М.Г., Сташків М.Я., Сіправська М.Д. - Тернопіль : Вид-во ТНТУ імені 
Івана Пулюя, 2021. 544 с.  
11. Лудченко О.А. Технічна експлуатація і обслуговування автомобілів. 
Технологія [Текст]: Підручник. / О.А. Лудченко. - Київ: Знання-Прес, 2007. – 527 с.  
89 
 
12. Лудченко О.А. Технічне обслуговування і ремонт автомобілів: організація і 
управління: Підручник – К.: Знання. 2004. – 478 с.  
13. Жарков Ю., Цициліано О. Системи управління якістю: моніторинг роботи 
органів з оцінки відповідності з використанням методу Харінгтона // 
Стандартизація, сертифікація, якість. – 2005. - №1. – С.24-27.  
14. Д. Міронов, “Удосконалення системи ТО і Р обладнання тягових 
підстанцій з використанням узагальнених критеріїв”, ЕНЕРГЕТИКА: економіка, 
технології, екологія, № 3 (41), с.107-116, 2015.  
15. Галаса П.В. Експертний аналіз дорожньо-транспортних пригод [Текст]: 
Посібник для спеціалістів та водіїв-аматорів / П.В. Галаса, В.Б. Кисельов, А.С. 
Куйбіда та ін.; під заг. ред. П.В. Галаси; Український центр післяаварійного захисту 
«ЕКСПЕРТ-СЕРВІС». — К., 1995. — 190 с.: іл.  
16. О. Матусевич, Д. Міронов, “Математична модель ризик – аналізу 
технічного стану силового обладнання тягових підстанцій”, Гірнича 
електромеханіка та автоматика: наук.-техн. зб., № 93, с. 48-50, 2014.  
17. Кисликов В.Ф., Лущик В.В.. “Будова й експлуатація автомобілів. ” - К, 
Либідь, 2002.  
18. Сажко В.А. Електрообладнання автомобілів і тракторів: Підручник. – К.: 
Каравелла, 2009. – 400 с.  
19. Regulation №13 of the Economic Commission for Europe of the United Nations 
(UN/ECE) — Uniform provisions concerning the approval of vehicles of categories M, N 
and O with regard to braking: on condition 30.09.2010 – Official Journal of the European 
Union – UN/ECE, 2010. – 257p. 
20.  Череднiченко Л. В. Автомобiльний транспорт України: стан, проблеми, 
перспективи розвитку / Л.В. Череднiченко, Т.В. Юрченко, Л.А. Гринь. — К.: ДП 
«Державтотранс НДIпроект», 2005. — 275 с. 
21.  How car electrical systems work. URL: https://www.howacarworks. com/ 
basics/how-car-electrical-systems-work (дата звернення: 26.01.2020).  
22. How Brake Assist Works. URL: http://auto.howstuffworks.com/cardriving-
safety/safety-regulatory-devices/brake-assist.htm (дата звернення: 26.01.2020).  
23. ТЕКСТИ (конспект лекцій) з дисципліни «Електронні системи керування 
90 
 
транспортними засобами» для студентів спеціальності 133 «Галузеве 
машинобудування» («Колісні та гусеничні транспортні засоби») усіх форм навчання. 
Частина 1 - змістовий модуль 1. Розвиток електричних систем автомобіля / Укл. : О. 
М. Артюх, О. В. Дударенко, А. Ю. Сосик, А. В. Щербина. Запоріжжя : НУ 
«Запорізька політехніка», 2020. 80 с. 
24.  Угода про прийняття єдиних технічних приписів для колісних 
транспортних засобів, предметів обладнання та частин, які можуть бути встановлені 
та/або використані на колісних транспортних засобах. Закон N 1448-III ( 1448-14 ) 
від 10.02.2000. 
25. Гладій Б.О. “Автомати і автоматика. Автоматичне регулювання систем 
автомобіля. Електронні давачі. Фондова лекція з дисципліни “Електротехніка і 
електроніка”, Новороздільський політехнічний коледж, 2009.  
26. Кукурудзяк Ю.Ю., Ребедайло В.В. “Метод автоматизованого 
діагностування системи запалювання та системи керування автомобільним двигуном: 
монографія” – Вінниця, ВНТУ, 2010.  
27. J.B. Dabney, «Return on Investment of Independent Verification and Validation 
Study Preliminary Phase 2B Report». Fairmont, W.V.: NASA IV&V Facility, 2003. 
Venture Development Corporation. «Embedded Software Strategic Market Intelligence 
Report», Volume 4, December 2007, VDC. 
28. Tom Erkkinen and Bill Potter, «Model-Based Design for DO-178B with 
Qualified Tools», AIAA Modeling and Simulation Technologies Conference and Exhibit 
2009, AIAA Paper 2009-6233. 
29. Tom Erkkinen, Scott Breiner, John Deere. «Automatic Code Generation — 
Technology Adoption Lessons Learned from Commercial Vehicle Case Studies», SAE 
Paper 2007-01-4249. 
30. Gray N. ABCs of ADCs. Analog-to-Digital Converter Basics. 2003 — 2006. 
31. Hardware in the loop with electro - hydraulic brake system / В.Г. Дигало, 
А.А. Ревин, A. Sorniotti, M. Velardocchia// Doskonalenie konstrukcji oraz metod 
eksploatacji pojazdow mechanicznych. Pojazdy`2005: Zbior referatow IX Miedzynar. 
Sympozjum IPMiT, Rynia, 22-24 czerwca 2005 / Wojskowa Akad. Techn. [и др.].- Rynia, 
2005.- T.1.- C.217-226.- Англ.. 
91 
 
32. Arvind Hosagrahara, Paul Smith, «Measuring Productivity and Quality in 
Model-Based Design», SAE Paper 2005-01-1357. 
33. R. Limpert, Brake Design and Safety, SAE International Edition, 2001. 
34. Bill Potter, «Achieving Six Sigma Software Quality Through the Use of 
Automatic Code Generation», 2005 MathWorks International Aerospace and Defense 
Conference:http://www.mathworks.com/aerospace-
defense/miadc05/presentations/potter.pdf 
35. David F. Reuter, E. Wayne Lloyd, James W Zehnder, Joseph A. Elliot, 
Hydraulic Design Consideration for EHB Systems, SAE Technical Paper Series 2003-
01-0324. 
36. Schoggl P., Ramschak E.: „Adaptive Driveability―Fahrspa.erhohung und 
Individualisierung von Platformfahrzeugen. Motor und Umwelt 2000, 7.-8.9.2000, Graz 
Austria 
37. Paul F. Smith, Sameer M. Prabhu, Jonathan H. Friedman, The MathWorks, Inc. 
Best Practices for Establishing a Model-Based Design Culture, SAE Paper 2007-01-
0777. 
38. www.spec.org 
39. www.unece.org 
40. Paul Yanik, «Migration from Simulation to verification with ModelSim.» 
EDA Tech Forum, 2004 Aberdeen Group. «The Design Reuse Benchmark Report Seizing 
the Opportunity to Shorten Product Development», February 2007. 
41. Kerry Grand, Vinod Reddy, Gen Sasaki, and Eric Dillaber, The MathWorks, 
Inc. «Large Scale Modeling for Embedded Applications», SAE Paper 2010-01-0938. 
42. Jeffrey M. Thate and Larry E. Kendrick, Caterpillar, Inc. Siva Nadarajah, The 
MathWorks, Inc. «Caterpillar Automatic Code Generation», SAE Paper 2004-01-0894. 
43. Edward Kit, Addison-Wesley, «Software Testing in the Real World». Brett 
Murphy, Amory Wakefield, Jon Friedman, The MathWorks, Inc. «Best Practices for 
Verification, Validation, and Test in Model-Based Design,» SAE Paper 2008-01-1469. 
44. Mirko Conrad, Guido Sandmann, «A Verification and Validation Workflow 
for IEC 61508 Applications», SAE Paper 2009-01-0271. 
45. Gavin Walker, Jon Friedman, and Rob Aberg, «Configuration Management 
92 
 
Within Model-Based Design», SAE Paper 2007-01-1775. 
46. Peter J. Schubert, Packer Engineering, Inc. Lev Vitkin and Frank Winters, 
Delphi Electronics & Safety. «Executable Specs: What Makes One, and How are They 
Used?» SAE Paper 2006-01-1357. 
47. Jinming Yang, Jason Bauman, Al Beydoun, Lear Corporation. «An Effective 
Model-Based Development Process Using Simulink/Stateflow for Automotive Body 
Control Electronics», SAE Paper 2006-01-3501. 
48. The MathWorks, «BAE Systems Achieves 80% Reduction in Software- Defined 
Radio Development Time with Model-Based Design», http://www.mathworks.com, May 
2006. 
49. The MathWorks, «Control Algorithm Modeling Guidelines Using MATLAB, 
Simulink, and Stateflow Version 2.1», 
http://www.mathworks.com/automotive/standards/maab.html, July, 2007. 
50. The MathWorks, «Simulink Report Generator 3.7», http://www.mathworks.com, 
September 2009. 
51. The MathWorks, «Real-Time Workshop Embedded Coder 5 — Developing 
Embedded Targets», http://www.mathworks.com, September 2009. 
52. IEEE Std 1596.3-1996 IEEE Standard for Low-Voltage Differential Signals 
(LVDS) for Scalable Coherent Interface (SCI). Description. 
53. LVDS Owner’s Manual Including High-Speed CML and Signal Conditioning. 
— Fourth Edition. 2008. http://www.national.com/appinfo/lvds.
Репозиторій ЧДТУ
