基于波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的液壓管路特性分析

王憲彬，鄧紅星，王巖斐

（東北林業(yè)大學(xué)交通學(xué)院，黑龍江哈爾濱 150040）

基于波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的液壓管路特性分析

王憲彬，鄧紅星，王巖斐

（東北林業(yè)大學(xué)交通學(xué)院，黑龍江哈爾濱 150040）

為研究汽車制動(dòng)管路的液壓傳遞特性，以流體力學(xué)理論為基礎(chǔ)，建立了汽車制動(dòng)系統(tǒng)液壓管路的數(shù)學(xué)模型。在建模的過(guò)程中引入沿程壓力損失和局部壓力損失對(duì)管路壓力的影響。建立了帶有波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的制動(dòng)系統(tǒng)AMESim仿真模型，通過(guò)改變電機(jī)轉(zhuǎn)速的方式分析了制動(dòng)液流速對(duì)管路特性的影響。利用波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)，并在BOSCH-SDL26型汽車性能檢測(cè)線上進(jìn)行了波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的實(shí)車試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了制動(dòng)管路模型能夠有效的體現(xiàn)制動(dòng)管路的壓力傳遞特性。

液壓管路；波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置；壓力損失；流體力學(xué)

汽車防抱制動(dòng)系統(tǒng)ABS （Anti-lock Braking System）通過(guò)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)輪缸制動(dòng)壓力,從而控制車輪運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。針對(duì)ABS系統(tǒng)，前人已就系統(tǒng)建模問(wèn)題作了研究和分析，然而大部分論文沒(méi)有考慮到液壓管路的影響，如郭孔輝等人在穩(wěn)態(tài)特性仿真研究中，認(rèn)為制動(dòng)管路中制動(dòng)液流量較小、液壓管路內(nèi)壁比較光滑，可以忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失［1］。但在實(shí)際動(dòng)態(tài)測(cè)試中，這種假設(shè)使仿真結(jié)果和實(shí)際結(jié)論存在較大差別。根據(jù)流體力學(xué)理論，對(duì)于流速分布不均勻的粘性流體，在相對(duì)運(yùn)動(dòng)的流層之間存在切向應(yīng)力，從而形成摩擦阻力。因此，要維持粘性流體的流動(dòng)就要克服摩擦阻力，消耗流體的機(jī)械能，具體表現(xiàn)液體壓力損失。液壓管路中流動(dòng)液體的壓力損失包括沿程壓力損失和局部壓力損失［2］。對(duì)于ABS系統(tǒng)，由于制動(dòng)器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的快速響應(yīng)，使得制動(dòng)液流速迅速變化，而制動(dòng)液流速的變化將直接影響管路的沿程壓力損失和局部壓力損失的大小。

液壓管路動(dòng)態(tài)特性的研究方法主要有特征線法、頻率法、分布參數(shù)鍵圖法［3-6］。特征線法對(duì)摩擦項(xiàng)的高精度處理，使得其遞推算法規(guī)整而且精確，但由于邊值問(wèn)題及與相關(guān)流體元件模型連接的困難，限制了特征線法在實(shí)際工程中的應(yīng)用；分段集中參數(shù)法適合于管路較短、脈動(dòng)頻率較低時(shí)使用，否則誤差較大，主要表現(xiàn)在壓力波動(dòng)曲線的頻率差異和波形衰減較慢兩方面。

本文依據(jù)流體力學(xué)理論［2，7］，對(duì)郭孔輝等人提出的制動(dòng)管路模型進(jìn)行了完善，即引入沿程壓力損失和局部壓力損失對(duì)管路壓力的影響，使計(jì)算結(jié)果更符合實(shí)際情況。在波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置仿真系統(tǒng)［8］上分析了制動(dòng)液平均流速對(duì)制動(dòng)管路摩擦力的影響，并進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)和實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置簡(jiǎn)介

汽車ABS系統(tǒng)在工作過(guò)程中通過(guò)電磁閥的開啟或關(guān)閉，調(diào)節(jié)制動(dòng)管路中壓力的波動(dòng)狀態(tài)。這種管路壓力對(duì)電磁閥開度（流量變動(dòng)）的波動(dòng)效應(yīng)就是制動(dòng)管路的波動(dòng)效應(yīng)。波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置（圖1）通過(guò)柴油機(jī)單缸柱塞泵在泵油過(guò)程中吸油、噴油的反復(fù)動(dòng)作實(shí)現(xiàn)對(duì)制動(dòng)管路油壓的控制。

2 制動(dòng)管路建模

在制動(dòng)過(guò)程中，輪缸的壓力等于主缸與節(jié)流閥之間以及節(jié)流閥與制動(dòng)輪缸之間所有直管沿程壓力損失、局部壓力損失以及節(jié)流閥口前后之間的壓力差三者的疊加［9］。因此，假設(shè)制動(dòng)管路水平放置，以制動(dòng)主缸為起點(diǎn)，則距離主缸l的管路中壓力可以表示為

節(jié)流閥口前后壓力差ΔPt可以表示為［1］

式中：Qw為輪缸流量；CT系數(shù)由節(jié)流閥口形狀、制動(dòng)液性質(zhì)等因素決定；AT為節(jié)流閥口的通流截面積；K為節(jié)流閥指數(shù)，由節(jié)流閥口形狀決定。

制動(dòng)液平均流速v是流入輪缸的制動(dòng)液流量Qw的函數(shù)。根據(jù)流體力學(xué)理論，規(guī)定制動(dòng)輪缸流量的流入方向?yàn)檎?，考慮到制動(dòng)器剛度的影響，則輪缸的連續(xù)流量方程為［9］

式中：Vw為輪缸容積；Kw為輪缸等效體積彈性模量。

3 管路瞬態(tài)特性仿真分析

3.1 基于AMESim的制動(dòng)系統(tǒng)建模

AMESim制動(dòng)系統(tǒng)模型如圖2所示。結(jié)合波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的工作原理，在前輪的輪缸與主缸的制動(dòng)管路上連接波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置，并按照波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的實(shí)際結(jié)構(gòu)建立模型。

為保證仿真系統(tǒng)的準(zhǔn)確性，首先在未啟動(dòng)波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的條件下，對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析。圖3為制動(dòng)信號(hào)，圖4為各輪缸制動(dòng)管路壓力的仿真結(jié)果。

由圖3和圖4的仿真結(jié)果可以看出，各輪缸制動(dòng)管路壓力隨著制動(dòng)信號(hào)的變化而變化，并呈現(xiàn)一定的滯后效果，即在0～0.5 s時(shí)逐漸增大，到0.5 s處達(dá)到最大值，隨后逐漸減小。各輪缸制動(dòng)管路壓力的變化趨勢(shì)與裝置設(shè)置的信號(hào)參數(shù)變化趨勢(shì)基本相符，可以用于仿真試驗(yàn)。

3.2 制動(dòng)液流速對(duì)制動(dòng)管路特性的影響

利用波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置柱塞泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速的變化可以調(diào)節(jié)管路中制動(dòng)液的流速。因此可通過(guò)調(diào)整柱塞泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速的方式，來(lái)分析制動(dòng)液流速變化對(duì)制動(dòng)管路液壓特性的影響。將波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置連接在主缸與前輪輪缸的制動(dòng)管路當(dāng)中，設(shè)置柱塞泵直徑為10mm，主缸與各個(gè)輪缸之間制動(dòng)管路長(zhǎng)度均設(shè)置為1m，分別調(diào)整柱塞泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為600r·min-1和800r·min-1，仿真結(jié)果如圖5～6所示。

由仿真分析結(jié)果可知，不同驅(qū)的動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速將直接影響制動(dòng)管路中制動(dòng)液流速的最大值和波動(dòng)頻率。隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，制動(dòng)管路的壓力均值略有減小。即電機(jī)轉(zhuǎn)速為600r·min-1時(shí)對(duì)應(yīng)的制動(dòng)管路壓力約為2.13±0.02 MPa；電機(jī)轉(zhuǎn)速為800r·min-1時(shí)對(duì)應(yīng)的制動(dòng)管路壓力約為2.025±0.125 MPa。這主要是由于隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，使得總體上制動(dòng)液的平均流速增大（圖6），導(dǎo)致由制動(dòng)液內(nèi)摩擦力引起的沿程壓力損失和局部壓力損失也隨之增大，即制動(dòng)管路中制動(dòng)液流速的增加，使管路摩擦壓損增大。

4 試驗(yàn)分析

4.1 臺(tái)架試驗(yàn)

為驗(yàn)證仿真分析的正確性，設(shè)置柱塞泵驅(qū)動(dòng)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為600r·min-1和800r·min-1，進(jìn)行波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的臺(tái)架制動(dòng)試驗(yàn)。每一轉(zhuǎn)速下做12組試驗(yàn)，每一組試驗(yàn)在0.3 s內(nèi)獲得30個(gè)數(shù)據(jù)（制動(dòng)管路壓力），時(shí)間間隔為0.01s，制動(dòng)管路壓力取12組試驗(yàn)的平均值。圖7為測(cè)得的前輪制動(dòng)管路壓力。圖8為測(cè)得的后輪制動(dòng)管路壓力。

由圖7可見，不同電機(jī)轉(zhuǎn)速時(shí)，前輪制動(dòng)管路壓力均呈一定規(guī)律的波動(dòng)狀態(tài)，但壓力波動(dòng)幅值較小。在驅(qū)動(dòng)電機(jī)600r·min-1時(shí)，前輪制動(dòng)管路壓力約為1.925±0.01MPa，驅(qū)動(dòng)電機(jī)為800r·min-1時(shí)，壓力波動(dòng)范圍約在2.01±0.02MPa。由圖8可見，不同電機(jī)轉(zhuǎn)速時(shí)，后輪制動(dòng)管路壓力也同樣呈一定規(guī)律的波動(dòng)狀態(tài)，壓力波動(dòng)幅值較小。在驅(qū)動(dòng)電機(jī)600 r·min-1時(shí)，后輪制動(dòng)管路壓力波動(dòng)范圍在2.08±0.005 MPa，驅(qū)動(dòng)電機(jī)為800 r·min-1時(shí)低，后輪制動(dòng)管路壓力波動(dòng)范圍在 1.905±0.002 MPa。與仿真試驗(yàn)曲線相比，臺(tái)架試驗(yàn)的結(jié)果壓力幅值減小，而波動(dòng)頻率增大。這是由于仿真試驗(yàn)是在理想工況下進(jìn)行的，在管路不存中壓力波動(dòng)的疊加效應(yīng)，而且試驗(yàn)臺(tái)架中無(wú)法使所有的制動(dòng)管路保持水平。此外，部件的靈敏性、部件間裝配間隙等都會(huì)影響臺(tái)架試驗(yàn)的結(jié)果。

4.2 實(shí)車試驗(yàn)

實(shí)車試驗(yàn)在BOSCH-SDL260安全性能檢測(cè)線上進(jìn)行，選擇松花江微型車（HFJ1010H）作為測(cè)試車輛。將波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置連接在主缸與前輪輪缸的制動(dòng)管路當(dāng)中，驅(qū)動(dòng)電機(jī)以600r·min-1運(yùn)轉(zhuǎn)，得到前后輪壓力見圖9a，制動(dòng)力的變化見圖9b。

由圖9可見，驅(qū)動(dòng)電機(jī)以600r·min-1運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，前、后輪制動(dòng)管路的壓力呈波動(dòng)狀態(tài)，后輪管路的壓力均值約為2.07MPa，前輪管路的壓力均值約為1.92MPa。與圖7a和圖8a臺(tái)架試驗(yàn)相比，壓力曲線的均值和幅值基本一致，頻率相近。由圖9b可見，左右前輪制動(dòng)力均值約為380 N，并伴有明顯的壓力波動(dòng)。

在相同試驗(yàn)條件下，設(shè)置驅(qū)動(dòng)電機(jī)以800r·min-1運(yùn)轉(zhuǎn)，得到前后輪制動(dòng)管路中的制動(dòng)壓力見圖10a，制動(dòng)力的變化見圖10b。

由圖10 a可見，驅(qū)動(dòng)電機(jī)以800r·min-1運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，前、后輪制動(dòng)管路的壓力呈波動(dòng)狀態(tài)，前輪管路的壓力均值約為1.99MPa，后輪管路的壓力均值約為1.90MPa。與圖7b和圖8b臺(tái)架試驗(yàn)相比，壓力波動(dòng)曲線幅值基本一致，頻率相近。由圖10b可見，與圖9 b相似，左右前輪制動(dòng)力均約為380 N，并伴有明顯的壓力波動(dòng)。

為驗(yàn)證波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置的有效性，在未啟動(dòng)波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置時(shí)，測(cè)得汽車的前后輪制動(dòng)力變化曲線見圖11。

由圖11可見，未啟動(dòng)波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置制動(dòng)時(shí)，前輪制動(dòng)力在12s時(shí)上升較快，最大值可達(dá)到1900N，與圖9b和圖10b中的制動(dòng)力曲線相比，安裝波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置后的前輪制動(dòng)力增長(zhǎng)趨勢(shì)減弱、峰值減小，制動(dòng)力有明顯的波動(dòng)，說(shuō)明波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置有一定的作用效果。

5 結(jié)束語(yǔ)

本文以流體力學(xué)為基礎(chǔ)，在制動(dòng)管路的建模過(guò)程中引入沿程壓力損失和局部壓力損失對(duì)管路壓力的影響，使制動(dòng)管路模型更符合實(shí)際情況。在AMESim仿真環(huán)境下，分析了液壓管路中制動(dòng)液流速對(duì)制動(dòng)管路壓力特性的影響。利用波動(dòng)負(fù)載發(fā)生裝置臺(tái)架試驗(yàn)和實(shí)車試驗(yàn)對(duì)制動(dòng)管路模型有效性進(jìn)行了驗(yàn)證。但對(duì)所建制動(dòng)管路模型中的參數(shù)量值的選取應(yīng)進(jìn)一步研究。

［1］郭孔輝，劉溧，丁海濤，李玉璇.汽車防抱制動(dòng)系統(tǒng)的液壓特性 ［J］.吉林工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，1999，（29）4:1-5.

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Analysis of Hydraulic Line Based on Device Producing Fluctuant Load

Wang Xianbin,Deng Hongxing,Wang Yanfei
（Traffic College,North East Forestry University,Harbin 150040，China）

In order to study the hydraulic performance of the brake line,the hydraulic line model of the vehicle braking system was proposed based on fluid mechanics.The friction pressure loss and local pressure loss were taken into consideration in the hydraulic line modeling to improve calculation accuracy.The braking system simulation model,including the device producing fluctuant load,was founded using AMESim software.The hydraulic characteristics of system braking line were analyzed by varying mean braking fluid rate through changing motor rotary speed.The bench tests and the vehicle tests on BOSCH-SDL26 automobile inspection line were accomplished.Both the simulation and vehicle test results verify the accuracy of the hydraulic line model.

hydraulic line;device producing fluctuant load;pressure loss;fluid mechanics

U463.52

A

1008-5483（2013）01-0048-05

10.3969/j.issn.1008-5483.2013.01.013

2013-02-19

王憲彬（1980-），男，黑龍江哈爾濱人，博士生，主要從事車輛運(yùn)行仿真與控制方面的研究。