劉子豪,楊 凡,包漢偉,李剛炎

(武漢理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

商用車氣壓制動(dòng)系統(tǒng)通過(guò)將壓縮空氣的壓力轉(zhuǎn)變?yōu)橹苿?dòng)氣室推桿機(jī)械推力，使車輪產(chǎn)生制動(dòng)[1]。近年來(lái)車輛輔助駕駛技術(shù)不斷發(fā)展，傳統(tǒng)氣壓制動(dòng)系統(tǒng)已向電控智能化發(fā)展，為解決商用車在智能制動(dòng)環(huán)境下的精準(zhǔn)制動(dòng)控制問(wèn)題，綜合考慮制動(dòng)過(guò)程中壓力偏差和時(shí)間偏差，壓力變化率現(xiàn)已逐漸成為衡量制動(dòng)系統(tǒng)響應(yīng)特性的重要指標(biāo)，并將其作為控制制動(dòng)平順性的核心參數(shù)。自動(dòng)調(diào)壓閥作為商用車電控氣壓制動(dòng)回路中的關(guān)鍵部件，其響應(yīng)特性對(duì)整個(gè)制動(dòng)回路的制動(dòng)性能有著舉足輕重的影響。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)電控調(diào)壓閥及其響應(yīng)特性進(jìn)行了廣泛的研究，韓正鐵、Han等[2-4]對(duì)比例繼動(dòng)閥遲滯特性進(jìn)行研究，分析了比例繼動(dòng)閥關(guān)鍵參數(shù)對(duì)其遲滯特性的影響。Lu等[5]設(shè)計(jì)了EBS(electronicaliy controlled brake system)比例繼動(dòng)閥綜合性能測(cè)試系統(tǒng)，對(duì)EBS比例繼動(dòng)閥的遲滯特性、動(dòng)態(tài)特性和密封性進(jìn)行測(cè)試，分析了不同控制方式對(duì)比例繼動(dòng)閥性能的影響。

針對(duì)壓力變化率的研究多集中于氣動(dòng)控制平臺(tái)以及制動(dòng)系統(tǒng)，鮮有人針對(duì)制動(dòng)元件，對(duì)其壓力變化率響應(yīng)進(jìn)行研究。Kawashima等[6]通過(guò)控制壓力微分提升了氣浮隔振臺(tái)的控制精度。王祥[7]采用穩(wěn)態(tài)壓力變化值表征輪缸壓力變化率，研究了輪缸壓力變化率的關(guān)鍵影響因素。李興麗[8]建立了車輛加速度與制動(dòng)氣室壓力變化率之間的關(guān)聯(lián)模型，對(duì)制動(dòng)壓力變化率與平順性的關(guān)系進(jìn)行解析。

筆者以商用車電控氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的自動(dòng)調(diào)壓閥為研究對(duì)象，建立其出口壓力變化率解析模型，通過(guò)自動(dòng)調(diào)壓閥測(cè)試系統(tǒng)對(duì)模型正確性進(jìn)行驗(yàn)證；分析關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響規(guī)律，為研發(fā)滿足平順性需求的自動(dòng)調(diào)壓閥提供設(shè)計(jì)及優(yōu)化依據(jù)。

1 自動(dòng)調(diào)壓閥與制動(dòng)壓力變化率

1.1 自動(dòng)調(diào)壓閥

圖1為自動(dòng)調(diào)壓閥原理圖，其結(jié)構(gòu)主要包括單向閥、高速進(jìn)氣閥、高速排氣閥以及繼動(dòng)閥。自動(dòng)調(diào)壓閥采用電控調(diào)壓方式，能夠根據(jù)給定電信號(hào)，自動(dòng)調(diào)節(jié)出口壓力與目標(biāo)壓力一致[9]。

圖1 自動(dòng)調(diào)壓閥原理圖

1.2 制動(dòng)壓力變化率

制動(dòng)過(guò)程中，實(shí)際制動(dòng)壓力與理想制動(dòng)壓力之間存在制動(dòng)壓力響應(yīng)偏差，為保證制動(dòng)壓力和制動(dòng)時(shí)間均滿足制動(dòng)預(yù)期，綜合考慮壓力響應(yīng)和時(shí)間響應(yīng)，采用單位時(shí)間制動(dòng)壓力的變化，即壓力變化率作為自動(dòng)調(diào)壓閥響應(yīng)特性的重要指標(biāo)。

(1)

式中：κ為制動(dòng)壓力變化率；Δp為制動(dòng)壓力偏差；Δt為制動(dòng)時(shí)間偏差；p為制動(dòng)壓力；t為制動(dòng)時(shí)間。

2 自動(dòng)調(diào)壓閥模型建立

2.1 高速開(kāi)關(guān)閥組件

高速開(kāi)關(guān)閥由電-磁-機(jī)械-流體(液體/氣體)動(dòng)力4大功能模塊構(gòu)成，模塊間相互耦合，共同決定高速開(kāi)關(guān)閥本身的壓力-流量特性[10]。高速開(kāi)關(guān)閥模型包括電路模型、磁路模型和運(yùn)動(dòng)模型。

2.1.1 電路模型

由基爾霍夫電壓定律和麥克斯韋電磁感應(yīng)定律，高速開(kāi)關(guān)閥電磁線圈的電壓方程為：

(2)

式中：U為電磁線圈輸入電壓；Ru為線圈電阻；i為線圈電流；L為電磁線圈的等效電感。

2.1.2 磁路模型

高速開(kāi)關(guān)閥內(nèi)部磁阻主要由工作氣隙和非工作氣隙部分磁阻組成，依據(jù)電磁學(xué)理論，可得：

(3)

式中：Rx為高速開(kāi)關(guān)閥內(nèi)部總磁阻；Rg1為工作氣隙磁阻；Rg2為非工作氣隙磁阻；lv為銜鐵長(zhǎng)度；xmax為工作氣隙；x1為閥芯位移；δ為非工作氣隙；r為銜鐵半徑；μ0為磁導(dǎo)率。

2.1.3 運(yùn)動(dòng)模型

根據(jù)電磁學(xué)相關(guān)理論以及牛頓第二定律可得電磁引力方程式(4)以及閥芯運(yùn)動(dòng)方程式(5)。

(4)

式中：Fs為電磁引力；N為線圈匝數(shù)。

(5)

式中：m為閥芯質(zhì)量；k1為回位彈簧剛度；F0為回位彈簧預(yù)緊力；c為粘滯阻尼系數(shù)；Pu為上游壓力；Pd為下游壓力；r1為流通道有效半徑。

2.2 繼動(dòng)閥組件

自動(dòng)調(diào)壓閥增壓過(guò)程中活塞與主閥芯始終接觸，作為整體進(jìn)行受力分析可得其運(yùn)動(dòng)方程為：

(6)

式中：x為活塞位移；m1為活塞質(zhì)量；m2為主閥芯質(zhì)量；pc為控制腔壓力；p為出口壓力；A1為活塞上表面積；A2為活塞下表面積；k2為主彈簧剛度；F1為主彈簧預(yù)緊力；c1為活塞粘滯阻尼系數(shù)；c2為主閥芯粘滯阻尼系數(shù)；Ff為摩擦力;g為重力加速度。

自動(dòng)調(diào)壓閥減壓過(guò)程中，活塞與主閥芯分離，單獨(dú)對(duì)活塞進(jìn)行受力分析可得其運(yùn)動(dòng)方程為：

(7)

2.3 壓力變化率解析方程

將自動(dòng)調(diào)壓閥增/減壓過(guò)程視為可變?nèi)萸怀浞艢鈁11]，得到流量方程為：

(8)

式中：G為氣體質(zhì)量流量；S為有效流通面積；k為絕熱系數(shù)；R為理想氣體常數(shù)；θ為氣體絕對(duì)溫度。

將整個(gè)過(guò)程作為絕熱過(guò)程處理，可得理想氣體狀態(tài)微分方程，如式(9)所示，等式左端為壓力變化率定義，右端即為壓力變化率解析方程。

(9)

式中：V為容腔體積。

3 自動(dòng)調(diào)壓閥測(cè)試系統(tǒng)與模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證自動(dòng)調(diào)壓閥數(shù)學(xué)模型的正確性，根據(jù)圖2自動(dòng)調(diào)壓閥測(cè)試系統(tǒng)原理圖設(shè)計(jì)測(cè)試平臺(tái)。

圖2 自動(dòng)調(diào)壓閥測(cè)試系統(tǒng)原理圖

采用PWM(pulse width modulation)脈寬調(diào)制的控制方法調(diào)節(jié)自動(dòng)調(diào)壓閥出口壓力[12]，基于dSPACE仿真平臺(tái)搭建硬件在環(huán)測(cè)試系統(tǒng)，如圖3所示。

圖3 自動(dòng)調(diào)壓閥測(cè)試系統(tǒng)硬件在環(huán)實(shí)驗(yàn)臺(tái)

分別以0.3 MPa、0.5 MPa、0.7 MPa代表輕微強(qiáng)度制動(dòng)、中等強(qiáng)度制動(dòng)和緊急制動(dòng)3種不同制動(dòng)強(qiáng)度的制動(dòng)工況，設(shè)置氣源壓力為0.7 MPa，目標(biāo)壓力依次由0.3-0.5-0.7 MPa遞增，對(duì)制動(dòng)狀態(tài)間轉(zhuǎn)換過(guò)程進(jìn)行仿真，并與實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比，得到壓力曲線如圖4(a)所示，壓力變化率曲線(以0～0.3 MPa升壓過(guò)程為例)如圖4(b)所示。

圖4 壓力仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比曲線

壓力上升過(guò)程中，壓力變化率在最初瞬時(shí)升至最大值，隨后保持恒定，壓力變化率最高約為3.5 MPa/s。隨著下游壓力升高，壓力變化率逐漸降低，達(dá)到穩(wěn)態(tài)壓力時(shí)，高速排氣閥開(kāi)始動(dòng)作，壓力變化率迅速降低為0。

由于高速開(kāi)關(guān)閥處于動(dòng)態(tài)調(diào)壓狀態(tài)，實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)震蕩較大，實(shí)驗(yàn)與仿真數(shù)據(jù)存在一定偏差，但就壓力上升過(guò)程整體而言，實(shí)驗(yàn)與仿真數(shù)據(jù)在關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)處均保持一致，具有較好的擬合性。

電控失效時(shí)，自動(dòng)調(diào)壓閥恢復(fù)為常規(guī)制動(dòng)調(diào)壓方式，其功能與傳統(tǒng)制動(dòng)回路中繼動(dòng)閥相同。設(shè)置目標(biāo)壓力為0.5 MPa，針對(duì)電控調(diào)壓方式與常規(guī)制動(dòng)調(diào)壓方式進(jìn)行對(duì)比實(shí)驗(yàn)，得到對(duì)比曲線如圖5所示。

圖5 電控調(diào)壓與常規(guī)制動(dòng)調(diào)壓對(duì)比曲線

兩種調(diào)壓方式下，壓力上升時(shí)間約為0.2 s，均滿足國(guó)標(biāo)對(duì)于壓力響應(yīng)時(shí)間的要求，但常規(guī)制動(dòng)調(diào)壓時(shí)壓力傳輸時(shí)延明顯較大。電控調(diào)壓時(shí)壓力變化率最高為3.0 MPa/s，常規(guī)制動(dòng)調(diào)壓時(shí)壓力變化率最高為4.0 MPa/s。可知與傳統(tǒng)制動(dòng)系統(tǒng)中繼動(dòng)閥相比，自動(dòng)調(diào)壓閥采用電控調(diào)壓方式，能夠顯著提升響應(yīng)速度，在滿足響應(yīng)快速性要求下，降低壓力變化率。

4 自動(dòng)調(diào)壓閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)影響規(guī)律

4.1 控制腔體積

設(shè)置控制腔體積在0.06～0.14 dm3之間遞增，得到仿真結(jié)果如圖6所示?？刂魄惑w積為0.06 dm3時(shí)，出口壓力變化率約為3.2 MPa/s；控制腔體積為0.14 dm3時(shí)，出口壓力變化率約為1.6 MPa/s。由此可知，控制腔體積對(duì)壓力變化率影響顯著，控制腔體積增加，音速流階段時(shí)間延長(zhǎng)，壓力變化率明顯減小，壓力變化率降低為0的時(shí)間相對(duì)滯后。

圖6 控制腔體積對(duì)壓力變化率的影響

4.2 單向閥開(kāi)口

設(shè)置單向閥開(kāi)口直徑由0～4 mm之間遞增，其中單向閥開(kāi)口為0時(shí)為純電控調(diào)壓，單向閥開(kāi)口非零時(shí)代表不同程度的耦合調(diào)壓，仿真結(jié)果如圖7所示。單向閥開(kāi)口為0時(shí)，壓力變化率2.5 MPa/s，單向閥開(kāi)口增加，壓力變化率顯著增加,單向閥口全部打開(kāi)時(shí)，壓力變化率達(dá)到4.5 MPa/s?？芍噍^于電控調(diào)壓，耦合調(diào)壓雖能夠減小制動(dòng)時(shí)間，但同時(shí)大幅增大出口壓力變化率，因此耦合調(diào)壓方式更宜用于需要駕駛員干預(yù)的中高強(qiáng)度以及緊急制動(dòng)工況。

圖7 單向閥開(kāi)口對(duì)壓力變化率的影響

4.3 卸壓孔直徑

設(shè)置卸壓孔直徑由0.8～1.6 mm遞增，仿真結(jié)果如圖8所示。隨著卸壓孔直徑增加，制動(dòng)時(shí)間延長(zhǎng)，卸壓孔分流過(guò)大時(shí)，壓力變化率只在最初達(dá)到最大值，音速流階段壓力變化率顯著減小，壓力升至穩(wěn)態(tài)階段，壓力變化率降低為0的時(shí)間明顯滯后。

圖8 卸壓孔直徑對(duì)壓力變化率的影響

圖9 活塞下/上表面積之比對(duì)壓力變化率的影響

4.4 活塞下/上表面積之比

設(shè)置活塞下/上表面積之比由0.5～0.9之間遞增，得到仿真結(jié)果如圖9所示。活塞下/上表面積之比增加，閥口進(jìn)氣開(kāi)度減小，音速流階段壓力變化率有明顯的降低，但由于穩(wěn)態(tài)壓力相應(yīng)降低，壓力變化率降低為0的時(shí)間大致相同。

5 結(jié)論

以商用車電控氣壓制動(dòng)系統(tǒng)的自動(dòng)調(diào)壓閥為研究對(duì)象，對(duì)其壓力變化率響應(yīng)特性進(jìn)行了研究，得到以下結(jié)論：

(1)得到了自動(dòng)調(diào)壓閥壓力變化率的理論解析模型以及響應(yīng)特性曲線，通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)仿真模型的正確性進(jìn)行了驗(yàn)證，對(duì)比傳統(tǒng)氣壓制動(dòng)系統(tǒng)中繼動(dòng)閥，自動(dòng)調(diào)壓閥響應(yīng)時(shí)延短，壓力變化率較小，能更好地適應(yīng)智能制動(dòng)過(guò)程中的平順性需求。

(2)得到了自動(dòng)調(diào)壓閥關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)壓力變化率的影響規(guī)律。增大控制腔體積以及卸壓孔直徑可以有效減小壓力變化率；相較于電控調(diào)壓，通過(guò)單向閥進(jìn)行耦合調(diào)壓會(huì)使壓力變化率大幅增加；增加活塞下/上表面積之比可以降低壓力變化率。