FR2749248A1 - Procede et dispositif pour determiner les forces d'attelage dans un train routier - Google Patents

Abstract

Procédé pour déterminer la force d'attelage d'un train routier, l'installation de frein du train routier étant commandée en fonction du souhait de freinage du conducteur et d'au moins la force d'attelage obtenue, au moins la décélération du train routier et la charge d'essieu du tracteur du train routier étant détectées, caractérisé en ce qu'à l'aide d'un procédé d'évaluation des paramètres, on évalue la force longitudinale et/ou la force verticale d'attelage entre les parties du train routier sur la base des grandeurs mesurées.

Description

Etat de la technique L'invention concerne un procédé pour déterminer la

force d'attelage d'un train routier, l'installation de frein du train routier étant commandé en fonction du souhait de freinage du conducteur et d'au moins la force d'attelage obtenue, au moins la décélération du train routier et la

charge d'essieu du tracteur du train routier étant détectées.

L'invention concerne également un dispositif pour

la mise en oeuvre de ce procédé.

Selon le document DE-A1-44 05 709, on connaît une

installation de frein pour un train routier. Dans cette ins-

tallation, pour une opération de freinage, les forces engen-

drées entre les différentes parties du train routier sont maintenues au minimum. Pour cela, on détecte la force à l'aide d'un capteur et on commande en fonction du signal de mesure, l'installation de frein dans le sens d'une réduction au minimum de la force obtenue par variation des forces de

freinage au niveau des parties du train routier.

Le document EP-A1-621 161 décrit un procédé pour déterminer la force longitudinale entre les parties d'un train routier sans détecter la force au point d'attelage. Les forces de freinage, c'est-à-dire les forces exercées dans la direction longitudinale du véhicule entre la roue et la

chaussée sont supposées connues; on calcule la force longi-

tudinale à partir de ces forces de mesure ainsi qu'à partir d'autres grandeurs de mesure. Les forces de freinage sont

toutefois usuellement inconnues et sont soumises à de nom-

breux paramètres variant dans le temps (comme par exemple l'état de la chaussée, les caractéristiques des pneumatiques, les coefficients de freinage ou autres). Supposer dans ces conditions que les forces de freinage sont connues limitent

considérablement la précision de la détermination des forces.

Comme la détection de ces forces d'attelage par des moyens de mesure entre les différentes parties du train

routier est compliquée, il faut déterminer ces forces à par-

tir des signaux de mesure existants.

A cet effet, l'invention concerne un procédé ca-

ractérisé en ce qu' à l'aide d'un procédé d'évaluation des paramètres, on évalue la force longitudinale et/ou la force verticale d'attelage entre les parties du train routier sur

la base des grandeurs mesurées.

Ainsi, le procédé permet de déterminer ces forces sur la base de grandeurs de mesure existant déjà dans le

train routier notamment au niveau du tracteur.

Avantages de l'invention La détermination des forces d'attelage au point d'attelage sans détecter la force repose sur une évaluation

des paramètres.

En utilisant ce procédé, on peut ne pas réaliser de capteur de force au point d'attelage. Comme ce point d'attelage doit être très massif à cause des forces s'exerçant sur lui, son coût est élevée; la solution selon

l'invention permet de réduire considérablement ce coût.

Connaissant les forces d'attelage entre les par-

ties du train routier, il est particulièrement avantageux d'influencer la pression de frein pour la semi-remorque, pour

la décélèrer à la même décélération que le tracteur.

La connaissance des forces d'attelage est avanta-

geuse, car ces grandeurs d'état, centrales correspondent à une évaluation de la dynamique de roulement de l'ensemble du

train routier; leur connaissance permet de déterminer égale-

ment les forces s'exerçant entre les roues et la chaussée dans la direction longitudinale du véhicule au cours d'une

opération de freinage.

De façon avantageuse, le procédé selon

l'invention évalue des paramètres mathématiques par des algo-

rithmes d'évolution et calcule à partir de ceux-ci, les para-

mètres physiques nécessaires de la semi-remorque ainsi que les coefficients caractéristiques des freins du tracteur. Les forces d'attelage sont alors obtenues en utilisant des bilans

instantanés et impulsionnels. Ce mode d'évaluation des para-

mètres offre l'avantage de tenir compte de l'hystérésis des différents freins de roue et/ou du couple de traction ou de freinage. Il est particulièrement avantageux que l'évaluation des paramètres se fasse en ligne, c'est-à-dire

pendant une opération de freinage.

Suivant d'autres caractéristiques avantageuses de l'invention: - la force d'attelage longitudinale obtenue est prise en

compte pour commander l'installation de frein de la remor-

que. - on tient compte de la force d'attelage pour commander l'installation de frein de la remorque pour que la force longitudinale entre le tracteur et la remorque prenne une

valeur de consigne prédéterminée.

- par l'évaluation des paramètres à partir des grandeurs me-

surées, on calcule tout d'abord les paramètres mathémati-

ques à partir desquels on détermine les paramètres

physiques de la remorque.

- à partir des grandeurs mesurées et les paramètres physiques évalués pour la remorque, on calcule les forces d'attelage dans la direction longitudinale et/ou verticale entre les

parties de véhicule du train routier.

- on évalue les paramètres en supposant que le freinage se

fait en plaine, sans utiliser de ralentisseur, que le cou-

ple de freinage appliqué est connu et que le couple de frein moteur est une grandeur du véhicule fournie, les pressions de serrage et de desserrage de l'installation de frein sont invariantes dans le temps et sont connues et la distance des roues de la remorque et celle entre le point

d'attelage et l'essieu arrière du tracteur sont connues.

- pour déterminer les forces d'attelage, on commute entre deux algorithmes d'évaluation en fonction du comportement

de la variation de pression.

- pour des gradients de pression positifs, on active un pre-

mier algorithme d'évaluation et pour les gradients de pres-

sion négatifs, on active un second algorithme d'évaluation.

- on calcule la force longitudinale et/ou la force verticale entre les parties du train routier suivant le comportement de la variation de pression et on calcule la pression de frein de roue en fonction de la largeur de l'hystérésis à

partir des paramètres évalués.

L'invention se rapporte également à un dispositif pour déterminer les forces d'attelage d'un train routier à l'aide d'une installation de commande pour commander l'installation de frein d'au moins le véhicule tracteur, les grandeurs de mesure au moins pour la décélération du tain routier et la charge d'essieu du tracteur pour la mise en

oeuvre du procédé selon l'invention.

Ce dispositif est caractérisé en ce que l'installation de commande évalue sur la base des grandeurs

de mesure reçues et selon un procédé d'évaluation des paramè-

tres, les forces d'attelage entre les parties du train rou-

tier dans la direction longitudinale et/ou la direction

verticale.

Dessins La présente invention sera décrite ci-après à l'aide de modes de réalisation représentés schématiquement dans les dessins annexés, dans lesquels: - la figure 1 est une vue d'ensemble d'une installation de commande d'une installation de frein,

- la figure 2 montre un ordinogramme du principe de la com-

mande de l'installation de frein en tenant compte de la force longitudinale entre les parties du train routier,

- la figure 3 montre un ordinogramme esquissant comment dé-

terminer les forces d'attelage selon l'invention, - les figures 4 et 5 montrent les forces à prendre en compte et les dimensions du train routier, - la figure 6 montre un ordinogramme de la force de freinage en fonction de la pression de freinage pour un frein de roue choisi, explicitant l'hystérésis au niveau de chaque frein de roue

Description des exemples de réalisation de réalisation

La figure 1 montre une installation de commande

10 comprenant un circuit d'entrée 12, au moins un micro-

ordinateur 14 et un circuit de sortie 16. Ces éléments sont reliés par un bus de système 18 pour l'échange d'informations

et de données. Le circuit d'entrée 12 reçoit différentes li-

gnes d'entrée fournissant à l'unité de commande 10, les gran-

deurs de fonctionnement ou paramètres nécessaires à la com-

mande de l'installation de frein. Une ligne d'entrée 20 relie l'unité de commande 10 à une installation de mesure 22 pour détecter l'actionnement de la pédale de frein par le conduc- teur. Des lignes d'entrée 24-26 sont prévues pour relier les installations de mesure 28- 30 et l'unité de commande 10 et lui fournir d'autres paramètres de fonctionnement, comme par exemple la vitesse de rotation des roues, les coefficients de pression de frein ou de couple de frein, le poids par essieu ou autres. De plus, l'unité de commande 10 est reliée par les

lignes de sortie 32-34 à l'installation de frein 36 du véhi-

cule. Selon un exemple de réalisation préférentiel, l'installation de frein 36 est une installation pneumatique disposant d'éléments de commande électriques pour influencer

la pression de frein dans chaque frein de roue.

Selon d'autres modes de réalisation avantageux, l'installation de frein 36 est une installation hydraulique

avec des éléments d'actionnement correspondants ou une ins-

tallation de frein à moteur électrique dans laquelle le cou- ple de freinage appliqué au frein de roue est fourni par un moteur électrique. Par les lignes 32-34, l'installation de commande agit par des commandes appropriées des éléments d'actionnement, les pressions de frein ou les couples de

frein au niveau des freins de roue 38-40.

La commande d'une telle installation de frein en fonction du degré d'actionnement de la pédale de frein fourni

par l'installation de mesure 22 en tenant compte des fonc-

tions telles que la régulation antipatinage, la régulation du patinage à l'entraînement ou autres, est connue selon l'état

de la technique. L'unité de commande 10 est en général inté-

grée au tracteur et elle commande les installations de frein 36 du tracteur selon les programmes de commande réalisés dans au moins un micro-ordinateur 14. A côté des lignes de sortie 32-34 pour les freins du véhicule remorqué, il est prévu au moins une ligne de sortie 42 par laquelle l'installation de commande est influencée par exemple par une vanne de commande

de remorque pour agir sur l'installation de frein 44 et in-

fluencer ainsi la pression de frein commandée par des freins de roue 46 de la remorque ou encore les couples de freinage établis. L'ordinogramme de commande de la figure 2 montre

un exemple d'un tel programme de commande. Le programme es-

quissé dans cette figure est démarré à des instants prédéter-

minés, par exemple toutes les 10 et 100 ms. Au cours d'une première étape 100, on introduit les grandeurs de mesure à savoir l'actionnement de la pédale, la vitesse de rotation

des roues, les charges des essieux du tracteur ou autres.

Dans l'étape suivante 102, on introduit la force d'attelage G_L, obtenue comme cela sera décrit ultérieurement. Puis dans l'étape 104, on introduit la pression de freinage de consigne

pconsz du tracteur en fonction de l'actionnement de la pé-

dale, des vitesses de rotation des roues, des charges d'essieu et le cas échéant d'autres paramètres et on les transmet à l'installation de frein. La pression de frein y

est réglée par exemple dans le cadre de circuits de régula-

tion de pression. De façon correspondante, dans l'étape 106 suivante, on détermine pour la remorque la pression de frein

pconsA sur la base de l'actionnement de la pédale et notam-

ment de la force d'attelage obtenue (par exemple dans le cas d'une régulation de la force d'attelage sur une valeur de consigne) et pour influencer la pression de freinage pour les freins de la remorque. La pression de freinage dans les freins de la remorque est définie pour que la force entre les parties du train routier corresponde à une valeur de consigne donnée. Après l'étape 106, on termine le programme et on le

répète à un instant donné.

Pour déterminer les forces d'attelage, il est prévu selon l'invention un procédé d'évaluation dont la

structure de principe est esquissée à la figure 3. Le pro-

gramme schématisé dans cette figure est démarré pendant une opération de freinage en cours à des instants prédéterminés (par exemple toutes les 10 à 100 ms). Dans la première étape , on calcule les grandeurs de mesure utilisées pour l'évaluation des paramètres à savoir la décélération du train, les charges d'essieu du tracteur, les pressions dans les freins de roue du tracteur et le cas échéant les couples de freinage du ralentisseur ou autres. Puis dans l'étape 202,

on évalue comme cela sera décrit ultérieurement, les paramè-

tres mathématiques de la semi-remorque et dans l'étape sui-

vante 204, on détermine les paramètres physiques de la semi-

remorque. Dans l'étape 206 suivante, on détermine les forces d'attelage dans la direction longitudinale et/ou verticale sur la base des paramètres physiques, on termine la partie de

programme et on répète à un instant donné.

Selon la procédure de base, on génère les paramè-

tres physiques dominants de la semi-remorque (ou de la remor-

que) par un algorithme d'évaluation reposant sur les grandeurs de mesure déjà existantes pour le tracteur (vitesse de traction, charge d'essieu appliquée à l'essieu arrière du tracteur et pressions dans les cylindres de frein). A l'aide des paramètres physiques, on calcule les forces de couplage

par des équations de bilan.

Dans le cas d'un train routier, on fournit à la

semi-remorque, par l'intermédiaire d'une conduite d'air com-

primé, la pression de frein nécessaire au freinage (pression de commande). La pression de commande doit être réglée dans le cas idéal pour que la semi-remorque soit décélérée avec la même décélération que le tracteur. Avec une telle définition, on a une opération de freinage stable avec un freinage du

train routier qui dépend de la charge des essieux.

Si le freinage propre de la remorque est infé-

rieur à celui du tracteur, la force longitudinale pousse au point d'attelage (la semi-remorque pousse) le tracteur, par exemple dans le cas d'une trajectoire freinée en courbe, le

tracteur est poussé sur le côté et l'ensemble du train rou-

tier tend à se plier. Si le freinage propre de la semi-

remorque est plus grand que celui du tracteur, ses roues se

bloquent et il glisse vers l'extérieur de la courbe.

En fonction des forces obtenues au point d'attelage, on corrige la pression de commande à l'aide d'un

algorithme de régulation pour la semi-remorque, pour augmen-

ter ou diminuer sa puissance de freinage. La régulation de la puissance de freinage de la semi-remorque n'est possible que

si l'on connaît les forces d'attelage.

Il convient de remarquer ici que pour déterminer

les forces d'attelage, seule importe la dynamique longitudi-

nale. On peut ainsi négliger les influences dynamiques dans la direction transversale. Le couplage entre le tracteur et la semi-remorque ne peut transmettre que des forces dans la

direction longitudinale et dans la direction verticale.

Pour déterminer les forces d'attelage (forces longitudinales et forces d'appui) entre un tracteur et une

semi-remorque, on évalue les paramètres de la semi-remorque.

Dans les considérations faites ci-dessus des algorithmes d'évaluation décrits ultérieurement, on reconnaît que l'on évalue exclusivement des paramètres mathématiques à partir

desquels on peut calculer les paramètres physiques nécessai-

res de la semi-remorque ainsi que les coefficients de frei-

nage du tracteur. Il faut évaluer les paramètres, car, de manière générale, les paramètres évoqués sont inconnus pour

un train routier utilisé en groupe avec diverses semi-

remorques et des conditions d'environnement variables. Il en

résulte que les valeurs des forces de freinage de la semi-

remorque peuvent être très différentes et que l'on a ainsi une répartition variable de la puissance de frein entre le

tracteur et la remorque. Pour le train routier, on peut seu-

lement définir les forces d'attelage avec les paramètres phy-

siques et en utilisant des bilans impulsionnels et instantanés. Pour décrire le comportement dynamique d'un train routier, on utilise un modèle à une trace (figures 4 et 5) à

la fois pour le tracteur et pour la semi-remorque, pour obte-

nir l'équation de base de l'évaluation des paramètres. Le mo-

dèle simple suffit pour un examen détaillé du système, car on

évalue en permanence en ligne les paramètres du modèle dépen-

dant du point de fonctionnement en particulier les valeurs

caractéristiques du freinage du tracteur.

Pour les hypothèses suivantes, on a évalué les

paramètres reposant sur l'équation de base, linéaire, des pa-

ramètres: - le freinage se fait en plaine, - il n'y a pas de ralentisseur en marche et le couple de freinage qu'il applique est connu, - le couple de frein moteur est une grandeur disponible du véhicule, - les pressions de serrage et de desserrage de l'installation de frein sont invariantes dans le temps et sont connues et, - pour toutes les semi-remorques, la distance de roue RA ainsi que la distance L_K entre le point d'attelage et

l'essieu arrière du tracteur sont des paramètres connus.

Les variables utilisées ainsi que les directions des vecteurs de force et les directions de déplacement sont définies aux figures 3 et 4. Grâce à une meilleure clarté,

l'argument du temps n'est pas écrit dans les équations sui-

vantes.

La détermination de l'équation de base pour l'évaluation des paramètres se fait avec le jeu impulsionnel du tracteur: m Z*(x") = GL - B_1 - B_2 - FM, (1)

Dans cette formule, (x '') représente la décéléra-

tion du train routier et FM les forces engendrées par un ra-

lentisseur et/ou le couple de freinage du moteur. La

décélération du tracteur se calcule sous la forme d'un coef-

ficient de différence entre les signaux de vitesse de la fonction ABS et peut ainsi servir à déterminer les forces

d'attelage comme grandeurs de mesure. En supposant pour dé-

terminer les forces de liaison (couple moteur connu et/ou couple exercé par le ralentisseur), on peut simplifier

l'équation (1) comme indiqué ci-après, car la grandeur con-

nue F M de l'équation (1) peut se calculer. Cela est sans im-

portance pour les transformations suivantes, de sorte que

l'on élimine cette grandeur F_M de l'équation (1) sans modi-

fier le côté gauche de l'équation (1): m Z*(x") = G L - B 1 - B 2 (2) La force de freinage d'un essieu du modèle a une trace est obtenue par approximation comme fonction linéaire

de la pression p_i dans le cylindre de frein de roue en te-

nant compte de la pression d'application pAi pour une montée en pression modifiant la force de freinage et en tenant comp- te de la pression de desserrage pLi pour la diminution de pression modifiant la force de freinage: Bi = c_ip ( p_i - pAi) et i=1,2 (établissement de la pression)(3) Bi = cim ( p_i - pLi) et i=1,2 (suppression de la pression) (4) Les expressions " établissement de la pression " et " suppression de la pression ", variables de la force de freinage désignent une plage de pression non influencée par l'hystérésis du frein. Dans cette plage, chaque variation de

pression, aussi faible soit telle, produit une variation cor-

respondante de la force de freinage.

Pour obtenir les équations de base servant au calcul des forces d'attelage, dans un but de simplification, à cause d'hypothèses complémentaires on suppose d'une part

que la pression de serrage pAi ainsi que la pression de des-

serrage pLi de chaque essieu sont identiques et d'autre part les amplifications proportionnelles c i sont indépendantes de l'établissement de la pression c_ip ou de la diminution de pression cim variant en fonction de la force de freinage se correspondent également. Les paramètres physiques c_ip

(établissement de la pression c_im, suppression de la pres-

sion) décrivent la relation linéaire entre la force de frei-

nage et la pression régnant dans un cylindre de frein de roue. C'est pourquoi, dans les équations suivantes, on

utilisera seulement les variables ci et pAi avec des réfé-

rences correspondantes. Cela signifie que pour établir les équations de mouvement, on néglige tout d'abord l'hystérésis

des freins. La caractéristique des freins de roue est inté-

grée dans la formation du modèle comme zone morte suivie d'une amplification proportionnelle ci. La relation des moments au point d'appui de l'essieu de la semi-remorque (point de contact entre la roue et la chaussée pour la semi-remorque) donne une expression de la force d'appui G_S en fonction de la force longitudinale G_L au point d'attelage du modèle à une trace: O = -GL*HK - G S*RA - mA*(x")*H A + mA*g*SA (5) G_S = (R_A) 1 (-G_L*H_K - m_A* (x") *HA + mA*g*S_A) (6)

Dans le cas de semi-remorques à plusieurs es- sieux, tous les essieux sont remplacés par un système équiva-

lent à un essieu. Au point d'appui de cet essieu s'appliquent alors la charge d'essieu résultante et la force de freinage de la semi-remorque. La relation des moments autour du point15 d'appui de l'essieu avant du tracteur fournit une autre ex- pression de la force longitudinale G_L et de la force d'appui G_S au point d'attelage: O = N_2*RZ - GS (RZ - LK) + GL*HK - mZ*(x")*HZ (7) - mZ*g(RZ - S_Z)

Les équations (6) et (7) donnent une expression de la force longitudinale GL au point d'attelage, qui ne dé-

pend plus que des grandeurs de mesure (x '') et N_2, des pro- duits des paramètres physiques inconnus de la semi-remorque mA*HA et mA*SA ainsi que des paramètres connus du trac-25 teur:

GL = ((RZ - LK) (RA)-1 * H K + H K)-1 (-N 2*R Z (8)

+ (RZ - LK) (RA)1 (- m_A*(x")*H_A + mA*g*S_A) + mZ*(x")*HZ + mZ*g (RZ SZ) En substituant les équations (3) ou (4) et (8) dans l'équation (2), on obtient l'équation de base, linéaire

des paramètres pour évaluer les paramètres.

(x") = (p_l-pA1))_i + (p_2-pA2) 1_2 + N_2*._3 + O_4 (9) Les paramètres mathématiques se calculent de la manière suivante pour l'équation de base: 011 = (mZ + ( ( RZ - LK)(RA)' 1*HK + HK)' (10) * ((R_Z - L_K) (R_A)Y'*m A*HA - mZ*H Z))' (-c_ 1) 0-32 = (mZ + ((RZ - LK)(RA)-'*H K + HK) (l) *( (R Z - LK) (RA) '*m A*H A - mZ*HZ)) (-c_2) O3 = ( mZ + ((RZ - LK)(RA) *HK + HK)-1 (12) * ( (RZ - L_K) (R_A) -*m_A*H_A - m_Z*H_Z))

* (-((R_Z - L_K) (R_A) '1*HK + HK) '1 R_Z)

04 = (m Z + ((R Z - L K)(R A) -1*HK + H K (13) * ( (R_Z - L_K) (R_A) -'*mA*H_A - m_Z*H_Z)) 1

* ( (R Z L K) (R A)-'*H K + HK) -' ( (RZ - L K)

*(R_A) -*mA*g*SA + mZ*g (RZ - SZ)) Les paramètres mathématiques pour calculer les forces d'attelage s'obtiennent à partir d'une évaluation des

paramètres. Une représentation détaillée des équations d'évaluation pour générer les paramètres sera donnée ulté-

rieurement. A l'aide des paramètres mathématiques obtenus par une évaluation (équations (10) - (13), on calcule les paramè-

tres physiques nécessaires de la remorque en procédant comme suit: m_A*HA = ((RZ-LK) (RA') (R_Z-L_K) (R_A)-*HK (14)

+ H K) ((-((R Z - L K) (R A)1*H K + H K) R Z)

* (_3)-1 - m_Z) + m_Z*H_Z) ci = - _1 (mZ + ((RZ - L K)(RA)'*HK + HK)-1 (15) * ((RZ - L_K)(R_A)-*mA*HA - mZ*H_Z)) c_2 = - _2 (mZ + ((RZ LK)(RA)'*HK + HK) (16) * ((RZ - L_K) (R_A) -*m A*H A - mZ*H Z)) mA*SA = (0_4 (mZ + ((RZ - L_K)(RA)'*HK + HK)' (17) * ((R_Z - L_K) (R A)'*mA*HA mZ*H_Z)) * ((R_Z - L_K)( RA)'*HK + HK) - m_Z*g * (RZ - S_Z)) * ((R_Z L_K)(R_A)-*g)' Les paramètres physiques nécessaires au calcul des forces d'attelage de la semi-remorque sont ainsi connus. Pour déterminer la force longitudinale au point d'attelage, on dispose de l'équation (2) en tenant compte de l'équation (3) ou (4) ou de l'équation (8), les grandeurs de mesure

étant: (x ''), N_2, p_1 et p_2.

G_L = m_Z*(x") + c_l(p_1 - p_A1) + c_2 (p_2 - pA2) (18)

GL = ((R_Z - L_K)(R_A)'*HK + HK)'1 (-N_2*R_Z (8)

+(RZ - L K) (R_A) -1 (-mA*(x")*HA + m_A*g*SA) + m_Z*(x")*H_Z + mZ*g(RZ S_Z)) Si l'évaluation des paramètres convergent, les résultats des équations (18) et (8) sont identiques. La force d'appui au point d'attelage donne alors avec l'équation (6) et la force longitudinale selon l'équation (8) ou (18): GS = (RA) -1 (-GL*HK - mrA* (x) *HA + mA*g*SA) (6) L'application d'une évaluation récurrente des pa- ramètres sert à déterminer les paramètres physiques m_A*H_A, m_A*SA, c_1 et c_2 pendant les décélérations souhaitées par le conducteur en fonctionnement en ligne, sans modifier de

manière complémentaire l'installation de freinage. En va-

riante, on peut également envisager d'évaluer les paramètres non en ligne. Le désaccord de l'installation de freinage dé-

signe une variation de synthèse des pressions de consigne de l'essieu avant et de l'essieu arrière du tracteur ainsi que de l'essieu de la semi-remorque.15 Pour la représentation récurrente de l'algorithme pour l'évaluation des paramètres, on introduit maintenant provisoirement l'argument temps. L'équation de base linéaire (9) pour l'évaluation des paramètres avec le vecteur de données de mesure T_(k), le

vecteur de paramètre @(k) (vecteur des paramètres mathémati-

ques) et de la grandeur de mesure y(k) = (x'') s'exprime dans sa forme générale comme suit: y(k) = _T(k) * @(k) (19) (k) = [y _1(k) v_2(k) %F_3(k) +'_4(k)]T (20) 0(k) = [O_1 (k) O _2(k) 0 _3(k) O_4(k) T (21)

Les éléments du vecteur de mesure sont les sui-

vants: _ (k) = (pl (k) - p_A1) (22) 1_2(k) = (p 2(k) - p_A2) (23) T_3(k) = N 2(k) (24) T_4(k) = 1 (25)

Le vecteur de correction y(k) pour la pondération de l'erreur d'évaluation se calcule avec la matrice de va-

riante P(k) de l'erreur d'évaluation: y(k) = j(k+l)*P(k)* i(k+l) (26) L'erreur d'évaluation se fait comme suit: e(k+1)= y(k+1) - eT(k+l)* @(k) (27) On obtient le nouveau vecteur des paramètres par

la relation récurrente.

g(k+l) = (1 + T(k+l)*2(k)* j(k+l))1 (29) 2(k+l) = (1 - y(k) * _T(k+l)) 2(k) (30)

(1) représente la matrice unité.

- procédé d'approximation stochastique: u(k+1) = 1 (31) P(k+l) = a*<k+lr'*1 et a > O (32) Une pondération de la matrice de covariance de l'erreur d'évaluation P(k) évite une diminution trop forte et trop rapide des éléments de la matrice et ainsi les valeurs

de correction trop petites pour les paramètres mathématiques.

Des valeurs de correction trop petites augmentent le nombre

des itérations nécessaires pour minimiser un critère de qua-

lité à une mesure acceptable. De plus sans pondération, les résultats des dévaluations peuvent être influencés de manière

plus accentuée par les nouvelles valeurs de mesure arrivant.

Cela est décisif pour des paramètres variant dans le temps pour la convergence de l'évaluation. La pondération la plus

simple de la matrice de covariance se fait à l'aide d'une am-

plification constante p. En tenant compte d'une pondération constante de la matrice de covariance, on obtient par exemple en appliquant le procédédes moindres carrés (équation 8), l'équation suivante: ú(k+1)= p- ' (1 y(k) *T(k+l)) (k) (33) Pour une évaluation linéaire des paramètres, on choisir le coefficient de pondération comme suit pour obtenir une évaluation stable: 0,95 < p < 0,99, (34) Le choix du temps de détection pour générer les séries de temps pour les grandeurs de mesure intervient d'une manière particulièrement significative. Un temps de détection trop court TA conduit à une faible excitation de l'évaluation des paramètres par des valeurs de mesure, car éventuellement les grandeurs de mesure sont marginales d'un instant de dé- tection à l'autre. Le temps de détection TA se définit par expérience pour l'évaluation des paramètres à l'aide de la10 fonction de transfert donnant:

T-A (6-1... 10-') T_63 (35)

La constante de temps T_63 donne l'intervalle de

temps jusqu'à l'on ait atteint 63 % de la valeur finale sta-

tionnaire de la fonction de transfert.

Les valeurs initiales pour l'évaluation des para- mètres se définissent d'une part à partir des paramètres phy-

siques du train routier et d'autre part par une présélection reposant sur des valeurs expérimentales et sur un compromis approprié pour la convergence. Pour la valeur de départ de la20 matrice de covariance de l'erreur d'évaluation, on choisit une présélection simple: P(0) = *.1 et D est un élément de (10+2... 10o (36) Des valeurs de départ trop grandes de la matrice de covariance peuvent conduire à l'instabilité de l'évaluation des paramètres; toutefois des valeurs de départ trop grandes produisent une convergence plus rapide de l'algorithme. On améliore efficacement la convergence si en remettant la matrice de covariance aux valeurs initiales, après un certain nombre d'évaluations (30 = < au nombre

d'itérations = < 100). A chaque instant de détection, on ef-

fectue une itération pour évaluer le paramètre.

Il faut tenir compte tout particulièrement de la matrice des valeurs de mesure pour les N points de détection dans le temps. Les vecteurs colonnes de cette matrice décri- vent les rangées de temps des grandeurs de mesure pour tous les N instants de détection. Le rang de la matrice doit être maximum (il ne doit y avoir d'effet marginal) pour que

l'évaluation des paramètres puisse se faire de manière con-

*vergente et biunivoque.

On évoque une stratégie subordonnée pour l'évaluation linéaire des paramètres, car pour déterminer

les paramètres, il faut commuter entre deux élévaluateurs.

Cette façon de procéder sera décrite de manière ci-après de manière plus détaillée. Une installation de freinage réelle est caractérisée par des freins de roue (freins à tambour ou freins à disque) présentant de l'hystérésis. C'est pourquoi pour les pressions de serrage pAi et de desserrage p_Li des freins, on évalue séparément les amplifications c_i pour la montée en pression cip variant la force de freinage et pour la diminution de pression cim variable, qui sont évaluées

séparément (voir la figure 6).

Les forces de frein se calculent pour des gra-

dients de pression positifs (montée en pression) après avoir vaincu l'hystérésis, comme suit: B_i = c_ip (pi - p.Ai) et i=1,2 (37) Pour un gradient de pression négatif (disparition de la pression) après avoir vaincu l'hystérésis, on écrit: Bi = cim (p_i - pLi) et i=1,2 (38)

Cela signifie qu'il faut effectuer deux évalua-

tions de paramètres en parallèle. Un algorithme 1 sert à éva-

luer les paramètres pour une montée en pression qui varie avec la force de freinage; un algorithme 2 n'est actif que

pour l'évaluation paramétrique pour une diminution de pres-

sion variable avec la force de freinage. Suivant le gradient de pression et le gradient de la force de freinage, il faut alors changer entre les algorithmes pour que l'algorithme 1 reçoive les données de mesure pour évaluer les paramètres, donnés qui correspondent à un gradient de pression positif et

à un gradient de pression positif de la force de freinage.

L'algorithme 2 ne traite alors que les données décrites lors de la montée en pression par un gradient négatif pour la

force de freinage.

Les paramètres mathématiques peuvent être calcu-

lés après l'évaluation des paramètres physiques, puis la

force de couplage pour les plages à montée de pression varia-

bles en fonction de la force de freinage ou diminution de pression variable en fonction de la force de freinage (équations (39) et suivantes). La pression de frein varie

néanmoins entre ces deux plages suivant le souhait du conduc-

teur sans provoquer de variations significatives de la force de freinage, car celle-ci reste pratiquement constante à cause de l'hystérésis (plages B et D de la figure 6). Il en résulte que les forces d'attelage au point d'attelage pour les plages B et D ne peuvent pas se calculer en fonction de la décélération actuelle et des pressions actuelles dans les

cylindre de frein.

Pour les plages B et D caractérisées par un gra-

dient positif (plage D) ou négatif (plage B), et pour celles pour lesquelles le gradient de la force de freinage prend la valeur zéro, on procède comme suit: A chaque pression de frein p_i dans un cylindre

de frein de roue (plage A, établissement de la pression va-

riable suivant la force de freinage), on a, de manière con-

nue, uniquement une hystérésis p_Hi: pHi = (1-c_ip*cim-1) p i - pLi + cip*ciml*pAi (39) et i=1,2 Lorsque le signe algébrique du gradient de pres- sion varie suivant le souhait du conducteur et passe de plus à moins, il y a alors une diminution de pression du système à hystérésis. Aussi longtemps que la pression d'entrée est su- périeure à une pression de référence p_im, la force de frei- nage B_i se calcule pour chaque essieu à l'aide de la pression de référence suivante: Bi = cim ( p im pL. i) et i=1,2 (40) La pression de référence p_im est régénérée par l'hystérésis p-Him et la pression de frein p_ips, et le signe algébrique du gradient de pression varie: p-im = pips - pHim et i=1,2 (41) Ainsi, l'hystérésis p_Him prend la valeur sui- vante: pHim = (1-c_ip*c_im')pips p_Li + cip*c_iml*pAi (42) et i=1, 2 l'essieu avant et l'essieu arrière du train routier, il faut

décider entre deux cas.

Cas 1.1: les pressions p_i dans les cylindres des freins de roue des essieux du tracteur sont toutes deux supérieures à la pression de référence p_im (dans la zone B)

calculée avec hystérésis et inférieure aux pressions pips.

Cas 1.2: l'une des deux pressions p_i dans les

cylindres de frein de roue des essieux du tracteur est infé-

rieure à la pression de référence correspondante pim (zone

C) calculée avec l'hystérésis, l'autre pression étant supé-

rieure à la pression de référence pim (zone B) et les deux

pressions sont inférieures aux pressions p-ips.

La distinction entre les cas évoqués ci-dessus définit la force longitudinale au point d'attelage pour le i5 cas 1.1 à partir de l'équation (2), ce qui donne: G_L = m_Z* (x") + c_lm (plm-pL1) + c_2m (p_2m-p_L2) (43) et dans l'hypothèse que par exemple la pression pi1 dépasse vers le bas la première, la pression de référence p_lm, pour le cas 1.2, on a: G_L = m Z*(x") + clm (pl-pL1) + c_2m (p_2m-pL2) (44) La force longitudinale au point d'attelage se calcule de façon analogue, si tout d'abord la pression p_2

passe en dessous de la pression de référence p_2m.

La force d'appui au point d'attelage s'obtient alors avec l'équation (6) indépendamment de la distinction entre les cas: GS = (R_A) -1 (- GL*HK mA*(x) *H A + mA*g*SA) (6) Lorsque les deux pressions de frein pi passent en dessous des valeurs des pressions de référence p_im, l'évaluation des paramètres commence par l'algorithme 2 (diminution de pression variable en fonction de la force de freinage, zone C). En cas de nouvelles variations du signe

algébrique du gradient de pression passant maintenant du si-

gne négatif au signe positif, de façon analogue on fixe une pression de référence p_ip à l'aide de l'hystérésis p_Hip et la pression de frein p_ims, le signe algébrique du gradient

changeant de nouveau.

p_ip = p_ims + pHip (45)

Toutefois, l'hystérésis p_Hip prend alors la va-

leur suivante: pjHip = (cim*cip-l-1)pips-cim*cip-l*pLi + p_Ai (46) Aussi longtemps que la pression de frein p_i est inférieure à la pression de référence p_ip (zone D), la force de freinage Bi pour chaque essieu se calcule en fonction de la pression de référence: Bi = cip (p_ip - p.Ai) et i=1,2 (47) Pour le calcul de la force longitudinale au point d'attelage pour un gradient de pression positif sous l'influence d'une hystérésis éventuellement différente pour

l'essieu avant et l'essieu arrière du tracteur, il faut éga-

lement distinguer entre les cas.

Cas 2.1: les pressions p_i dans les cylindres de

frein de roue des essieux du tracteur sont toutes deux infé-

rieures à la pression de référence p_ip (plage D) correspon-

dante calculée avec hystérésis et les deux pressions sont su-

périeures à la pression p_ims.

Cas 2.2: l'une des deux pressions pi dans les

cylindres de frein de roue des essieux du tracteur est supé-

rieure à la pression de référence p_ip (plage A) correspon- dante calculée avec hystérésis et l'autre pression est inférieure à la pression de référence p_ip (zone D) et les

deux pressions sont supérieures aux pressions pims.

Avec la distinction de cas évoquée, on obtient la force longitudinale au point d'attelage pour le cas 2.1: GL = mZ*(x") + clp(p_lp-pA1) + c_2p(p_2p-p_A2) (48) et dans l'hypothèse que par exemple la pression p_l dépasse tout d'abord la pression de référence p_lm, pour le cas 2.2, on a: G L = m Z*(x") + clp(p_l-p_A1) + c 2p(p_ 2p-p_A2) (49) La force longitudinale au point d'attelage se calcule de façon analogue lorsque tout d'abord la pression

p_2 dépasse la pression de référence p_2p.

La force d'appui au point d'attelage s'obtient alors de nouveau avec l'équation (6), indépendamment du cas envisagé: G S_ = (R_A) ' (-G L*H K m A*(x") *HA + mA*g*S A) (6)

Après dépassement des autres pressions de réfé-

rence p_ip, on évalue de nouveau les paramètres avec l'algorithme 1 (la montée en pression modifiée en fonction de

la force de freinage, plage A).

Le procédé d'évaluation des paramètres, décrit

ci-dessus dans le cas d'une installation de frein pneumati-

que, utilise la pression détectée dans les cylindres de frein de roue. Les effets avantageux ou la définition de la force d'attelage s'obtiennent également pour des installations de frein commandées par des moteurs électriques. Dans ce cas à la place de la pression de frein, on utilise la grandeur com-5 mandée correspondante (couple de freinage, courant de l'actionneur, etc). Cette dernière remarque (utilisation de la grandeur commandée) s'applique également à des installa- tions de frein hydrauliques ou pneumatiques. Le procédé décrit ci-dessus s'utilise à la fois

pour des semi-remorques ou pour des remorques (attelées par un timon).

NOMENCLATURE UTILISEE

(voir également les figures 4 et 5) B_1 force de freinage de l'essieu avant B_2 force de freinage de l'essieu arrière B_3 force de freinage de l'essieu attelé N_1 charge de l'essieu avant N_2 charge de l'essieu arrière N_3 charge de l'essieu attelé G_L force longitudinale au point d'attelage G_S force d'appui au point d'attelage mZ masse du tracteur HZ hauteur du centre de gravité du tracteur LK distance point d'attelage-essieu arrière R Z distance essieu avant-essieu arrière SZ distance centre de gravité du tracteur-essieu arrière HK hauteur du point d'attelage mA masse de la semi-remorque

HA hauteur du centre de gravité de la semi-

remorque RA distance point d'attelage-essieu attelé

SA distance centre de gravité de la semi-

remorque-essieu attelé.

Claims (5)

R E V E N D I C A T I ONS

1 ) Procédé pour déterminer la force d'attelage d'un train

routier, l'installation de frein du train routier étant com-

mandé en fonction du souhait de freinage du conducteur et d'au moins la force d'attelage obtenue, au moins la décéléra- tion du train routier et la charge d'essieu du tracteur du train routier étant détectées, caractérisé en ce qu' à l'aide d'un procédé d'évaluation des paramètres, on évalue la force longitudinale et/ou la force verticale d'attelage entre les parties du train routier sur la base des grandeurs mesurées. 2 ) Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que la force d'attelage longitudinale obtenue est prise en compte

pour commander l'installation de frein de la remorque.

) Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 et 2,

caractérisé en ce qu' on tient compte de la force d'attelage pour commander

l'installation de frein de la remorque pour que la force lon-

gitudinale entre le tracteur et la remorque prenne une valeur

de consigne prédéterminée.

) Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 3,

caractérisé en ce que

par l'évaluation des paramètres à partir des grandeurs mesu-

rées, on calcule tout d'abord les paramètres mathématiques à partir desquels on détermine les paramètres physiques de la remorque.

) Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 4,

caractérisé en ce qu' à partir des grandeurs mesurées et les paramètres physiques évalués pour la remorque, on calcule les forces d'attelage dans la direction longitudinale et/ou verticale entre les

parties de véhicule du train routier.

6 ) Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 5,

caractérisé en ce qu' on évalue les paramètres en supposant que le freinage se fait en plaine, sans utiliser de ralentisseur, que le couple de freinage appliqué est connu et que le couple de frein moteur

est une grandeur du véhicule fournie, les pressions de ser-

rage et de desserrage de l'installation de frein sont inva-

riantes dans le temps et sont connues et la distance des roues de la remorque et celle entre le point d'attelage et

l'essieu arrière du tracteur sont connues.

7 ) Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 6,

caractérisé en ce que pour déterminer les forces d'attelage, on commute entre deux algorithmes d'évaluation en fonction du comportement de la

variation de pression.

8 ) Procédé selon la revendication 7, caractérisé en ce que pour des gradients de pression positifs, on active un premier

algorithme d'évaluation et pour les gradients de pression né-

gatifs, on active un second algorithme d'évaluation.

9 ) Procédé selon l'une quelconque des revendications 7 ou 8,

caractérisé en ce qu' on calcule la force longitudinale et/ou la force verticale entre les parties du train routier suivant le comportement de la variation de pression et on calcule la pression de frein de roue en fonction de la largeur de l'hystérésis à partir

des paramètres évalués.

) Dispositif pour déterminer les forces d'attelage d'un train routier à l'aide d'une installation de commande pour commander l'installation de frein d'au moins le véhicule

tracteur, les grandeurs de mesure au moins pour la décéléra-

tion du tain routier et la charge d'essieu du tracteur pour

la mise en oeuvre du procédé selon l'une quelconque des re-

vendications 1 à 9, caractérisé en ce que

l'installation de commande évalue sur la base des grandeurs de mesure reçues et selon un procédé d'évaluation des paramè- tres, les forces d'attelage entre les parties du train rou-5 tier dans la direction longitudinale et/ou la direction verticale.