無游梁式抽油機EMB執(zhí)行器的Adams仿真及性能試驗

邵偉平，徐 軍，郝永平

(沈陽理工大學 CAD/CAM技術(shù)研究與開發(fā)中心, 遼寧 沈陽 110159)

無游梁式抽油機EMB執(zhí)行器的Adams仿真及性能試驗

邵偉平，徐 軍，郝永平

(沈陽理工大學 CAD/CAM技術(shù)研究與開發(fā)中心, 遼寧 沈陽 110159)

在研究電子機械制動系統(tǒng)(EMB)機構(gòu)組成及工作原理的基礎(chǔ)上，根據(jù)EMB執(zhí)行器各零部件的設(shè)計參數(shù)，在SolidWorks軟件中建立CAD模型，并且在Adams軟件中建立EMB執(zhí)行器的動力學模型.通過理論計算和虛擬樣機的動力學仿真，驗證EMB執(zhí)行器制動力和制動力矩傳遞的有效性.對樣機的制動性能進行測試，得到了EBM執(zhí)行器的相關(guān)特性曲線和性能參數(shù).結(jié)果表明，所設(shè)計的抽油機制動機構(gòu)合理，可以實現(xiàn)預期制動目標.

電子機械制動系統(tǒng)；SolidWorks建模；Adams仿真；性能試驗

目前的線控制動系統(tǒng)主要有電液壓制動系統(tǒng)(Electro-Hydraulic Braking system,EHB)和電子機械制動系統(tǒng)(Electro-Mechanical Braking system,EMB)兩種[1].將電子技術(shù)應(yīng)用于液壓制動系統(tǒng)的EHB由液壓執(zhí)行器實施制動.相比于傳統(tǒng)的液壓制動器，EHB的控制方式更加高效迅速，而且其制動效能更好.與EHB相比，EMB不再需要液壓系統(tǒng)，而由電機直接提供動力，經(jīng)過運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為制動盤的平動從而實現(xiàn)制動.EMB也可分為兩種類型；第一種類型是電動機直接帶動機械執(zhí)行機構(gòu)，將制動力作用到制動盤上，這種類型的制動器稱為無自增力式制動器；第二種是電動機的制動力通過一個自增力機構(gòu)和連接機構(gòu)作用到制動盤上，可以很大程度上降低系統(tǒng)所消耗的能量，這種類型的制動器被稱為自增力式制動器[2].EMB具有良好的應(yīng)用前景，國外企業(yè)逐漸將其應(yīng)用于航空和汽車領(lǐng)域.國內(nèi)對EMB的研究起步較晚，一些高校和企業(yè)對EMB系統(tǒng)的研究仍然以原理樣機為主[3].本文以抽油機EMB執(zhí)行器為研究對象，首先建立其CAD模型，并通過多組仿真數(shù)據(jù)來研究其制動性能，然后在所設(shè)計的試驗臺上對其制動性能進行測試，得出其相關(guān)特性曲線和性能參數(shù)，并對試驗數(shù)據(jù)和理論數(shù)據(jù)進行比較分析，最終將其應(yīng)用到抽油機上，實現(xiàn)制動和換向功能.

1 EMB執(zhí)行器三維建模

動力學仿真首先需要建立與物理模型相對應(yīng)的樣機模型.本文利用三維軟件SolidWorks對抽油機的制動執(zhí)行器進行三維建模.圖1為抽油機制動執(zhí)行器的總裝配圖，描述了抽油機制動執(zhí)行器的總體結(jié)構(gòu).

圖1 抽油機制動執(zhí)行器模型總裝配圖

2 EMB執(zhí)行器工作原理

EMB執(zhí)行器的構(gòu)成如圖2所示.無刷直流電機1的輸出軸通過彈性聯(lián)軸器與滾珠絲杠2連接.接通電機電源后，電機輸出軸在編碼器控制下實現(xiàn)正轉(zhuǎn).在絲杠上安裝一對角接觸球軸承，使絲杠只能轉(zhuǎn)動，不能橫向移動，從而使螺母實現(xiàn)直線運動[4].螺母和楔形塊3之間用傳動桿鉸接.傳動桿可推動楔形塊和楔形塊上的摩擦片靠近制動盤5.當制動盤上下兩側(cè)的摩擦片對制動盤的制動力不等時，制動鉗4整體會沿著制動力較小到制動力較大的方向滑動，直至兩側(cè)制動力相等.此時制動力矩最大，實現(xiàn)完全制動，雙向夾緊的同時電機堵轉(zhuǎn)[5].退出制動時，無刷直流電機1反轉(zhuǎn)，兩個摩擦片之間距離增大.在復位彈簧的作用下，制動盤兩側(cè)的摩擦片均遠離制動盤，當?shù)竭_初始間隙時，電機停止轉(zhuǎn)動，在復位彈簧作用下，制動盤兩側(cè)摩擦片與制動盤的距離相等或相近.

圖2 EMB執(zhí)行器構(gòu)成

在整個制動和復位過程中，制動執(zhí)行機構(gòu)有如下4種狀態(tài)：①間隙消除階段，電機正轉(zhuǎn)，實現(xiàn)摩擦片和制動盤的貼合，消除摩擦片和制動盤間的初始間隙；②完全制動遠離階段，電機堵轉(zhuǎn)，此時摩擦片和制動盤完全接觸，制動盤減速直至停止；③復位階段，電機反轉(zhuǎn)，制動盤兩側(cè)摩擦片開始遠離制動盤，制動力矩不斷減小直至0，制動鉗體滑動，直至兩側(cè)摩擦片回復到初始位置；④工作階段，與制動盤連接的差速器半軸處于轉(zhuǎn)動階段，無刷直流電機停止轉(zhuǎn)動，直至下一次制動開始.

根據(jù)牛頓第一定律，當制動盤完全制動時有如下平衡方程：

(1)

式中：FM——電機驅(qū)動力,N；

Fμ——摩擦片和制動盤之間的摩擦力,N；

FR——外楔形塊提供的反作用力,N；

FN——摩擦片正壓力,N；

μ——摩擦片與制動盤之間的摩擦系數(shù)；

α——楔形塊的楔形角，(°)；

β——驅(qū)動力和水平面的夾角，(°)；

可求得電機驅(qū)動力：

(2)

當α一定，β=α時，制動器的制動效能因數(shù)最大，即相同情況下實現(xiàn)制動所需提供的驅(qū)動力FM最小[6].本文按β=α=25°進行制動執(zhí)行器設(shè)計.根據(jù)式(1)和式(2)，有：

(3)

Fμ=μFN=750(N)

(4)

無游梁式抽油機樣機換向制動時所需的制動力矩T=120 N·m ，而摩擦片的有效半徑Rc=0.08 m，摩擦系數(shù)μ=0.4.因此，摩擦片的正壓力為：

(5)

由式(2)-(4)算得電機驅(qū)動力FM=112.5 N.

驅(qū)動電機的額定功率為：

(6)

式中：Mn——驅(qū)動電機的總力矩，N·m；

n——驅(qū)動電機的額定轉(zhuǎn)速，r/min.

通過計算，選用總力矩Mn為0.15 N·m，額定功率為1.5 W的無刷直流驅(qū)動電機.

3 EMB執(zhí)行器動力學仿真

本文采用Adams軟件進行動力學建模，在SolidWorks軟件中建立EMB執(zhí)行器的三維模型并以Parasolid格式導入View模塊中.導入模型以后，分別對各個零部件設(shè)置相應(yīng)的材料屬性，系統(tǒng)可自動計算出各個構(gòu)件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心等參數(shù).設(shè)定導入的虛擬樣機相關(guān)物理參數(shù)后，為了實現(xiàn)運動仿真，需要對各個零部件施加運動副約束.本文虛擬樣機中使用的運動副包括Fixed、Revolute、Screw、Translational、Inplane等[7].構(gòu)件之間的接觸力可以使用Impact函數(shù)計算.根據(jù)Impart函數(shù)中各參數(shù)的含義，對接觸力設(shè)定合適的數(shù)值才能夠保證仿真結(jié)果的準確性，模擬兩物體間的接觸狀況.對整個機構(gòu)施加運動副和載荷后，為了驗證所加運動副的正確性，通過觀察整個虛擬樣機的自由度個數(shù)，可確定該樣機的運動軌跡[8].EMB執(zhí)行器的虛擬樣機模型如圖3所示.

圖3 EMB執(zhí)行器虛擬樣機模型

在Adams軟件中，設(shè)定施加在滾珠絲杠上的制動力矩為0.15 N·m；制動盤的初始角速度為300°/s；制動盤的制動力矩為120 N·m.將制動盤兩側(cè)摩擦片與制動盤的間隙調(diào)整為0.2 mm.從電機被施加驅(qū)動力到摩擦片與制動盤開始產(chǎn)生接觸力的時間就是消除制動間隙所需的時間[9].設(shè)定電機的驅(qū)動力矩函數(shù)為：(step(time，0，50，1.2，50)+0.8×WX(dianjizhuanzi.cm))/4×1.5e2.設(shè)定仿真時間為1.2 s，進行動力學仿真.其結(jié)果如圖4所示.

圖4 Adams動力學仿真結(jié)果

從圖4可以看出，當賦予制動盤300°/s的初始角速度時，制動過程中間隙消除階段為0～0.24 s.在驅(qū)動力的作用下，此時間段之內(nèi)，后鉗體及其固接部件實現(xiàn)整體滑動，使摩擦片與制動盤間的間隙變?yōu)?，摩擦片和制動盤間無摩擦力產(chǎn)生，制動盤做勻速轉(zhuǎn)動.制動開始階段到制動完成階段為圖4中的0.24～0.44 s階段，制動時間約為0.2 s，與上文理論計算接近.在此期間，摩擦片和制動盤之間的摩擦力對制動盤產(chǎn)生的摩擦力矩大于制動盤的驅(qū)動力矩，制動盤開始減速直至停轉(zhuǎn).在0.44 s以后，制動盤一直處于停轉(zhuǎn)狀態(tài)，而此時抽油機樣機通過差速器完成換向動作.理論計算和樣機動力學仿真的結(jié)果表明，所設(shè)計的機構(gòu)符合制動要求.從圖4可以看出，內(nèi)摩擦片與制動盤之間的最大夾緊力大約穩(wěn)定在1 850 N，與式(5)的理論計算結(jié)果接近，在電機連續(xù)堵轉(zhuǎn)時能夠提供的最大夾緊力可以達到設(shè)計要求，EMB執(zhí)行器能夠穩(wěn)定工作.在實際工作中，可以通過控制系統(tǒng)調(diào)節(jié)，縮短夾緊力達到最大的響應(yīng)時間[10].

4 EMB執(zhí)行器性能測試

4.1測試環(huán)境準備

為了了解所設(shè)計EMB執(zhí)行器的機構(gòu)性能是否滿足設(shè)計要求，需要進行性能測試.在EMB執(zhí)行器進行制動的過程中，電機是動力源，而所選電機的可控變量為電機的轉(zhuǎn)速.根據(jù)電機額定轉(zhuǎn)速和輸出扭矩間的關(guān)系，電機的輸出扭矩會隨首額定轉(zhuǎn)速的改變而發(fā)生變化.測試中以電機轉(zhuǎn)速為單一變量，摩擦片和制動盤間的夾緊力作為采集量，電阻應(yīng)變片作為測量夾緊力的傳感器.電阻應(yīng)變片的導體或半導體材料在外力作用下發(fā)生變形時，其電阻值也會發(fā)生相應(yīng)的變化[11].所選應(yīng)變片的電阻值與摩擦片金屬部分的應(yīng)變成映射關(guān)系，在摩擦片約束一定的情況下，對應(yīng)摩擦片和制動盤間的夾緊力一定.圖5所示為摩擦片的組橋方式.

圖5 摩擦片的組橋方式

傳感器的信息需要采集，所用儀表為V4896數(shù)顯儀.數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和制動系統(tǒng)需要安裝在抽油機樣機上.

4.2信息采集與分析

通過調(diào)節(jié)電機轉(zhuǎn)速可測量不同轉(zhuǎn)速下摩擦片與制動盤間夾緊力在制動過程中的變化情況.利用PssT-VB型數(shù)據(jù)智能采集軟件采集電機不同轉(zhuǎn)速下摩擦片與制動盤間夾緊力的數(shù)值，并繪制成曲線(圖6～圖8).

圖6 電機60 r/min轉(zhuǎn)速的數(shù)據(jù)采集曲線

圖7 電機90 r/min轉(zhuǎn)速的數(shù)據(jù)采集曲線

圖8 電機120 r/min轉(zhuǎn)速時的數(shù)據(jù)采集曲線

從圖6可知，0 ms到50 ms為間隙消除階段，50 ms到150 ms為完全制動階段.摩擦片與制動盤完全接觸后，在電機驅(qū)動下，摩擦片對制動盤的夾緊力不斷增大，直至電機轉(zhuǎn)速在60 r/min時對應(yīng)額定扭矩提供1 950 N的最大夾緊力為止.此后，所能提供的最大夾緊力值趨于穩(wěn)定.通過觀察抽油機換向機構(gòu)的實際運轉(zhuǎn)情況，制動盤在150 ms附近減速直至完全制動.這和摩擦片與制動盤間夾緊力的仿真曲線相吻合，摩擦片和制動盤的接觸狀態(tài)較為穩(wěn)定，摩擦片對制動盤的夾緊力也趨于穩(wěn)定.

從圖7和圖8可知，電機轉(zhuǎn)速為90 r/min和120 r/min時對應(yīng)的摩擦片與制動盤間最大夾緊力分別為1 340 N和1 020 N.觀察發(fā)現(xiàn)，在圖7和圖8兩種情況下，制動盤并未處于停止轉(zhuǎn)動狀態(tài).分析認為，電機的額定輸出轉(zhuǎn)速增大后與其對應(yīng)的額定輸出扭矩會下降，導致摩擦片和制動盤之間產(chǎn)生的摩擦力矩小于制動盤的驅(qū)動力矩,制動盤未能處于停止轉(zhuǎn)動狀態(tài).

在制動復位階段，當驅(qū)動電機反轉(zhuǎn)時夾緊力不能完全降為零，仍有部分殘留(圖9).這可能與制動系統(tǒng)內(nèi)部摩擦較大以及制動機構(gòu)自身質(zhì)量和慣性較大有關(guān).

圖9 解除夾緊力曲線

5 結(jié)束語

為了設(shè)計新型抽油機換向制動系統(tǒng)，首先確定其結(jié)構(gòu)設(shè)計方案；然后進行動力學仿真分析，確定其特性參數(shù)；最后進行試驗分析.測試數(shù)據(jù)和仿真數(shù)據(jù)的比較說明，所設(shè)計的抽油機制動系統(tǒng)可以實現(xiàn)預期制動目的，其機械結(jié)構(gòu)的設(shè)計是比較合理的.

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AdamsSimulationandPerformanceTestofEMBActuatorWithoutBeamPumpingUnit

SHAO Wei-ping,XU Jun,HAO Yong-ping

(Research & Development Center of CAD/CAM Technology, Shenyang Ligong University,Shenyang 110159, China)

The mechanism and working principle of the electronic mechanical brake system (EMB) are studied. According to the electronic mechanical brake components of the design parameters, CAD models in SolidWorks software is established and dynamics model of the brakes is built in Adams software. Through the theoretical calculation and the simulation results of the virtual prototype, it is correct to verify the energy transfer between the braking force and the braking torque of the EMB system actuator, and the design of the mechanical mechanism is reasonable. Secondly, the braking performance of the prototype is tested and the relevant characteristic curve and performance parameters of the brake are obtained. It is reasonable to design the pumping structure of the pumping unit and can realize the braking.

electro-mechanical brake system; SolidWorks modeling; simulation; performance test

2017-07-22

國家863計劃資助項目(2014AA041603-03)；國家自然科學基金資助項目(50975183)；遼寧省優(yōu)秀人才支持計劃資助項目(2012LJQ019)

邵偉平(1968-)，女，遼寧沈陽人，博士，教授，研究方向為機械設(shè)計理論、先進制造技術(shù).

1006-3269(2017)03-0001-05

TH122

A

10.3969/j.issn.1006-3269.2017.03.001