劉子豪,楊 凡,包漢偉,李剛炎

(武漢理工大學 機電工程學院，湖北 武漢 430070)

商用車氣壓制動系統(tǒng)通過將壓縮空氣的壓力轉變?yōu)橹苿託馐彝茥U機械推力，使車輪產生制動[1]。近年來車輛輔助駕駛技術不斷發(fā)展，傳統(tǒng)氣壓制動系統(tǒng)已向電控智能化發(fā)展，為解決商用車在智能制動環(huán)境下的精準制動控制問題，綜合考慮制動過程中壓力偏差和時間偏差，壓力變化率現(xiàn)已逐漸成為衡量制動系統(tǒng)響應特性的重要指標，并將其作為控制制動平順性的核心參數。自動調壓閥作為商用車電控氣壓制動回路中的關鍵部件，其響應特性對整個制動回路的制動性能有著舉足輕重的影響。

國內外學者針對電控調壓閥及其響應特性進行了廣泛的研究，韓正鐵、Han等[2-4]對比例繼動閥遲滯特性進行研究，分析了比例繼動閥關鍵參數對其遲滯特性的影響。Lu等[5]設計了EBS(electronicaliy controlled brake system)比例繼動閥綜合性能測試系統(tǒng)，對EBS比例繼動閥的遲滯特性、動態(tài)特性和密封性進行測試，分析了不同控制方式對比例繼動閥性能的影響。

針對壓力變化率的研究多集中于氣動控制平臺以及制動系統(tǒng)，鮮有人針對制動元件，對其壓力變化率響應進行研究。Kawashima等[6]通過控制壓力微分提升了氣浮隔振臺的控制精度。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鍵影響因素。李興麗[8]建立了車輛加速度與制動氣室壓力變化率之間的關聯(lián)模型，對制動壓力變化率與平順性的關系進行解析。

筆者以商用車電控氣壓制動系統(tǒng)的自動調壓閥為研究對象，建立其出口壓力變化率解析模型，通過自動調壓閥測試系統(tǒng)對模型正確性進行驗證；分析關鍵結構參數的影響規(guī)律，為研發(fā)滿足平順性需求的自動調壓閥提供設計及優(yōu)化依據。

1 自動調壓閥與制動壓力變化率

1.1 自動調壓閥

圖1為自動調壓閥原理圖，其結構主要包括單向閥、高速進氣閥、高速排氣閥以及繼動閥。自動調壓閥采用電控調壓方式，能夠根據給定電信號，自動調節(jié)出口壓力與目標壓力一致[9]。

圖1 自動調壓閥原理圖

1.2 制動壓力變化率

制動過程中，實際制動壓力與理想制動壓力之間存在制動壓力響應偏差，為保證制動壓力和制動時間均滿足制動預期，綜合考慮壓力響應和時間響應，采用單位時間制動壓力的變化，即壓力變化率作為自動調壓閥響應特性的重要指標。

(1)

式中：κ為制動壓力變化率；Δp為制動壓力偏差；Δt為制動時間偏差；p為制動壓力；t為制動時間。

2 自動調壓閥模型建立

2.1 高速開關閥組件

高速開關閥由電-磁-機械-流體(液體/氣體)動力4大功能模塊構成，模塊間相互耦合，共同決定高速開關閥本身的壓力-流量特性[10]。高速開關閥模型包括電路模型、磁路模型和運動模型。

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定律，高速開關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

高速開關閥內部磁阻主要由工作氣隙和非工作氣隙部分磁阻組成，依據電磁學理論，可得：

(3)

式中：Rx為高速開關閥內部總磁阻；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為磁導率。

2.1.3 運動模型

根據電磁學相關理論以及牛頓第二定律可得電磁引力方程式(4)以及閥芯運動方程式(5)。

(4)

式中：Fs為電磁引力；N為線圈匝數。

(5)

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

2.2 繼動閥組件

自動調壓閥增壓過程中活塞與主閥芯始終接觸，作為整體進行受力分析可得其運動方程為：

(6)

式中：x為活塞位移；m1為活塞質量；m2為主閥芯質量；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為主彈簧預緊力；c1為活塞粘滯阻尼系數；c2為主閥芯粘滯阻尼系數；Ff為摩擦力;g為重力加速度。

自動調壓閥減壓過程中，活塞與主閥芯分離，單獨對活塞進行受力分析可得其運動方程為：

(7)

2.3 壓力變化率解析方程

將自動調壓閥增/減壓過程視為可變容腔充放氣[11]，得到流量方程為：

(8)

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

將整個過程作為絕熱過程處理，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 自動調壓閥測試系統(tǒng)與模型驗證

為驗證自動調壓閥數學模型的正確性，根據圖2自動調壓閥測試系統(tǒng)原理圖設計測試平臺。

圖2 自動調壓閥測試系統(tǒng)原理圖

采用PWM(pulse width modulation)脈寬調制的控制方法調節(jié)自動調壓閥出口壓力[12]，基于dSPACE仿真平臺搭建硬件在環(huán)測試系統(tǒng)，如圖3所示。

圖3 自動調壓閥測試系統(tǒng)硬件在環(huán)實驗臺

分別以0.3 MPa、0.5 MPa、0.7 MPa代表輕微強度制動、中等強度制動和緊急制動3種不同制動強度的制動工況，設置氣源壓力為0.7 MPa，目標壓力依次由0.3-0.5-0.7 MPa遞增，對制動狀態(tài)間轉換過程進行仿真，并與實驗進行對比，得到壓力曲線如圖4(a)所示，壓力變化率曲線(以0～0.3 MPa升壓過程為例)如圖4(b)所示。

圖4 壓力仿真與實驗對比曲線

壓力上升過程中，壓力變化率在最初瞬時升至最大值，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，達到穩(wěn)態(tài)壓力時，高速排氣閥開始動作，壓力變化率迅速降低為0。

由于高速開關閥處于動態(tài)調壓狀態(tài)，實驗數據震蕩較大，實驗與仿真數據存在一定偏差，但就壓力上升過程整體而言，實驗與仿真數據在關鍵節(jié)點處均保持一致，具有較好的擬合性。

電控失效時，自動調壓閥恢復為常規(guī)制動調壓方式，其功能與傳統(tǒng)制動回路中繼動閥相同。設置目標壓力為0.5 MPa，針對電控調壓方式與常規(guī)制動調壓方式進行對比實驗，得到對比曲線如圖5所示。

圖5 電控調壓與常規(guī)制動調壓對比曲線

兩種調壓方式下，壓力上升時間約為0.2 s，均滿足國標對于壓力響應時間的要求，但常規(guī)制動調壓時壓力傳輸時延明顯較大。電控調壓時壓力變化率最高為3.0 MPa/s，常規(guī)制動調壓時壓力變化率最高為4.0 MPa/s?？芍c傳統(tǒng)制動系統(tǒng)中繼動閥相比，自動調壓閥采用電控調壓方式，能夠顯著提升響應速度，在滿足響應快速性要求下，降低壓力變化率。

4 自動調壓閥關鍵結構參數影響規(guī)律

4.1 控制腔體積

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

圖6 控制腔體積對壓力變化率的影響

4.2 單向閥開口

設置單向閥開口直徑由0～4 mm之間遞增，其中單向閥開口為0時為純電控調壓，單向閥開口非零時代表不同程度的耦合調壓，仿真結果如圖7所示。單向閥開口為0時，壓力變化率2.5 MPa/s，單向閥開口增加，壓力變化率顯著增加,單向閥口全部打開時，壓力變化率達到4.5 MPa/s?？芍噍^于電控調壓，耦合調壓雖能夠減小制動時間，但同時大幅增大出口壓力變化率，因此耦合調壓方式更宜用于需要駕駛員干預的中高強度以及緊急制動工況。

圖7 單向閥開口對壓力變化率的影響

4.3 卸壓孔直徑

設置卸壓孔直徑由0.8～1.6 mm遞增，仿真結果如圖8所示。隨著卸壓孔直徑增加，制動時間延長，卸壓孔分流過大時，壓力變化率只在最初達到最大值，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的時間明顯滯后。

圖8 卸壓孔直徑對壓力變化率的影響

圖9 活塞下/上表面積之比對壓力變化率的影響

4.4 活塞下/上表面積之比

設置活塞下/上表面積之比由0.5～0.9之間遞增，得到仿真結果如圖9所示?；钊?上表面積之比增加，閥口進氣開度減小，音速流階段壓力變化率有明顯的降低，但由于穩(wěn)態(tài)壓力相應降低，壓力變化率降低為0的時間大致相同。

5 結論

以商用車電控氣壓制動系統(tǒng)的自動調壓閥為研究對象，對其壓力變化率響應特性進行了研究，得到以下結論：

(1)得到了自動調壓閥壓力變化率的理論解析模型以及響應特性曲線，通過實驗對仿真模型的正確性進行了驗證，對比傳統(tǒng)氣壓制動系統(tǒng)中繼動閥，自動調壓閥響應時延短，壓力變化率較小，能更好地適應智能制動過程中的平順性需求。

(2)得到了自動調壓閥關鍵結構參數對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；相較于電控調壓，通過單向閥進行耦合調壓會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。