商用车电控气压制动自动调压阀压力变化率研究

2021-03-29刘子豪包汉伟李刚炎

数字制造科学 2021年1期

刘子豪,杨凡,包汉伟,李刚炎

(武汉理工大学机电工程学院，湖北武汉 430070)

商用车气压制动系统通过将压缩空气的压力转变为制动气室推杆机械推力，使车轮产生制动[1]。近年来车辆辅助驾驶技术不断发展，传统气压制动系统已向电控智能化发展，为解决商用车在智能制动环境下的精准制动控制问题，综合考虑制动过程中压力偏差和时间偏差，压力变化率现已逐渐成为衡量制动系统响应特性的重要指标，并将其作为控制制动平顺性的核心参数。自动调压阀作为商用车电控气压制动回路中的关键部件，其响应特性对整个制动回路的制动性能有着举足轻重的影响。

国内外学者针对电控调压阀及其响应特性进行了广泛的研究，韩正铁、Han等[2-4]对比例继动阀迟滞特性进行研究，分析了比例继动阀关键参数对其迟滞特性的影响。Lu等[5]设计了EBS(electronicaliy controlled brake system)比例继动阀综合性能测试系统，对EBS比例继动阀的迟滞特性、动态特性和密封性进行测试，分析了不同控制方式对比例继动阀性能的影响。

针对压力变化率的研究多集中于气动控制平台以及制动系统，鲜有人针对制动元件，对其压力变化率响应进行研究。Kawashima等[6]通过控制压力微分提升了气浮隔振台的控制精度。王祥[7]采用稳态压力变化值表征轮缸压力变化率，研究了轮缸压力变化率的关键影响因素。李兴丽[8]建立了车辆加速度与制动气室压力变化率之间的关联模型，对制动压力变化率与平顺性的关系进行解析。

笔者以商用车电控气压制动系统的自动调压阀为研究对象，建立其出口压力变化率解析模型，通过自动调压阀测试系统对模型正确性进行验证；分析关键结构参数的影响规律，为研发满足平顺性需求的自动调压阀提供设计及优化依据。

1 自动调压阀与制动压力变化率

1.1 自动调压阀

图1为自动调压阀原理图，其结构主要包括单向阀、高速进气阀、高速排气阀以及继动阀。自动调压阀采用电控调压方式，能够根据给定电信号，自动调节出口压力与目标压力一致[9]。

图1 自动调压阀原理图

1.2 制动压力变化率

制动过程中，实际制动压力与理想制动压力之间存在制动压力响应偏差，为保证制动压力和制动时间均满足制动预期，综合考虑压力响应和时间响应，采用单位时间制动压力的变化，即压力变化率作为自动调压阀响应特性的重要指标。

(1)

式中：κ为制动压力变化率；Δp为制动压力偏差；Δt为制动时间偏差；p为制动压力；t为制动时间。

2 自动调压阀模型建立

2.1 高速开关阀组件

高速开关阀由电-磁-机械-流体(液体/气体)动力4大功能模块构成，模块间相互耦合，共同决定高速开关阀本身的压力-流量特性[10]。高速开关阀模型包括电路模型、磁路模型和运动模型。

2.1.1 电路模型

由基尔霍夫电压定律和麦克斯韦电磁感应定律，高速开关阀电磁线圈的电压方程为：

(2)

式中：U为电磁线圈输入电压；Ru为线圈电阻；i为线圈电流；L为电磁线圈的等效电感。

2.1.2 磁路模型

高速开关阀内部磁阻主要由工作气隙和非工作气隙部分磁阻组成，依据电磁学理论，可得：

(3)

式中：Rx为高速开关阀内部总磁阻；Rg1为工作气隙磁阻；Rg2为非工作气隙磁阻；lv为衔铁长度；xmax为工作气隙；x1为阀芯位移；δ为非工作气隙；r为衔铁半径；μ0为磁导率。

2.1.3 运动模型

根据电磁学相关理论以及牛顿第二定律可得电磁引力方程式(4)以及阀芯运动方程式(5)。

(4)

式中：Fs为电磁引力；N为线圈匝数。

(5)

式中：m为阀芯质量；k1为回位弹簧刚度；F0为回位弹簧预紧力；c为粘滞阻尼系数；Pu为上游压力；Pd为下游压力；r1为流通道有效半径。

2.2 继动阀组件

自动调压阀增压过程中活塞与主阀芯始终接触，作为整体进行受力分析可得其运动方程为：

(6)

式中：x为活塞位移；m1为活塞质量；m2为主阀芯质量；pc为控制腔压力；p为出口压力；A1为活塞上表面积；A2为活塞下表面积；k2为主弹簧刚度；F1为主弹簧预紧力；c1为活塞粘滞阻尼系数；c2为主阀芯粘滞阻尼系数；Ff为摩擦力;g为重力加速度。

自动调压阀减压过程中，活塞与主阀芯分离，单独对活塞进行受力分析可得其运动方程为：

(7)

2.3 压力变化率解析方程

将自动调压阀增/减压过程视为可变容腔充放气[11]，得到流量方程为：

(8)

式中：G为气体质量流量；S为有效流通面积；k为绝热系数；R为理想气体常数；θ为气体绝对温度。

将整个过程作为绝热过程处理，可得理想气体状态微分方程，如式(9)所示，等式左端为压力变化率定义，右端即为压力变化率解析方程。

(9)

式中：V为容腔体积。

3 自动调压阀测试系统与模型验证

为验证自动调压阀数学模型的正确性，根据图2自动调压阀测试系统原理图设计测试平台。

图2 自动调压阀测试系统原理图

采用PWM(pulse width modulation)脉宽调制的控制方法调节自动调压阀出口压力[12]，基于dSPACE仿真平台搭建硬件在环测试系统，如图3所示。

图3 自动调压阀测试系统硬件在环实验台

分别以0.3 MPa、0.5 MPa、0.7 MPa代表轻微强度制动、中等强度制动和紧急制动3种不同制动强度的制动工况，设置气源压力为0.7 MPa，目标压力依次由0.3-0.5-0.7 MPa递增，对制动状态间转换过程进行仿真，并与实验进行对比，得到压力曲线如图4(a)所示，压力变化率曲线(以0～0.3 MPa升压过程为例)如图4(b)所示。

图4 压力仿真与实验对比曲线

压力上升过程中，压力变化率在最初瞬时升至最大值，随后保持恒定，压力变化率最高约为3.5 MPa/s。随着下游压力升高，压力变化率逐渐降低，达到稳态压力时，高速排气阀开始动作，压力变化率迅速降低为0。

由于高速开关阀处于动态调压状态，实验数据震荡较大，实验与仿真数据存在一定偏差，但就压力上升过程整体而言，实验与仿真数据在关键节点处均保持一致，具有较好的拟合性。

电控失效时，自动调压阀恢复为常规制动调压方式，其功能与传统制动回路中继动阀相同。设置目标压力为0.5 MPa，针对电控调压方式与常规制动调压方式进行对比实验，得到对比曲线如图5所示。

图5 电控调压与常规制动调压对比曲线

两种调压方式下，压力上升时间约为0.2 s，均满足国标对于压力响应时间的要求，但常规制动调压时压力传输时延明显较大。电控调压时压力变化率最高为3.0 MPa/s，常规制动调压时压力变化率最高为4.0 MPa/s。可知与传统制动系统中继动阀相比，自动调压阀采用电控调压方式，能够显著提升响应速度，在满足响应快速性要求下，降低压力变化率。

4 自动调压阀关键结构参数影响规律

4.1 控制腔体积

设置控制腔体积在0.06～0.14 dm3之间递增，得到仿真结果如图6所示。控制腔体积为0.06 dm3时，出口压力变化率约为3.2 MPa/s；控制腔体积为0.14 dm3时，出口压力变化率约为1.6 MPa/s。由此可知，控制腔体积对压力变化率影响显著，控制腔体积增加，音速流阶段时间延长，压力变化率明显减小，压力变化率降低为0的时间相对滞后。

图6 控制腔体积对压力变化率的影响

4.2 单向阀开口

设置单向阀开口直径由0～4 mm之间递增，其中单向阀开口为0时为纯电控调压，单向阀开口非零时代表不同程度的耦合调压，仿真结果如图7所示。单向阀开口为0时，压力变化率2.5 MPa/s，单向阀开口增加，压力变化率显著增加,单向阀口全部打开时，压力变化率达到4.5 MPa/s。可知相较于电控调压，耦合调压虽能够减小制动时间，但同时大幅增大出口压力变化率，因此耦合调压方式更宜用于需要驾驶员干预的中高强度以及紧急制动工况。