基于AMESim的真空助力器輸入-輸出特性曲線仿真研究*

康夢(mèng)南，王先云，楊 鐸，李玉光，付少華

(大連大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116622)

0 引 言

隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，汽車出行成為人們?nèi)粘３鲂械氖走x，隨著汽車行駛速度的提高，公共交通安全面臨巨大挑戰(zhàn)，剎車系統(tǒng)作為汽車駕駛安全的重要作用顯得尤為重要[1]。

國(guó)內(nèi)外對(duì)助力器性能優(yōu)化如下：FORTINA A等人[2]利用AMESim建立了真空助力器模型并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行了驗(yàn)證，該模型能夠較好地反映出制動(dòng)盤(pán)直徑以及真空度對(duì)真空助力器特性的影響;SORNIOTTI A等人[3]建立了雙助力比真空助力器模型，分析了助力器彈簧剛度和預(yù)緊力對(duì)制動(dòng)性能的影響，并進(jìn)行了系統(tǒng)調(diào)優(yōu);封萬(wàn)里等人[4]建立了雙膜片真空助力器模型，分析了踏板力、踏板位移、管路油壓和制動(dòng)減速度之間的關(guān)系，并對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化;MENG D J等人[5]考慮到乘用車的制動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，建立了助力器和主缸的仿真模型，該模型不僅考慮了助力器和主缸的內(nèi)部摩擦力、彈簧預(yù)緊力，還考慮了反作用盤(pán)的特性以及制動(dòng)液的體積模量的變化，將踏板行程作為輸入時(shí)，嚴(yán)格定義了制動(dòng)系統(tǒng)組件的動(dòng)力學(xué)方程的邊界條件;劉恩芬等人[6]優(yōu)化了智能汽車電子真空助力器系統(tǒng)，通過(guò)對(duì)助力器工作原理的深入研究，建立了滿足自動(dòng)緊急剎車系統(tǒng)要求的智能車輛控制系統(tǒng)。

以上學(xué)者主要研究了助力器加載作用階段各因素對(duì)特性曲線的影響，對(duì)于助力器釋放作用階段的特性曲線研究較少。

本研究將建立適用于加載與釋放全過(guò)程的真空助力器仿真模型，通過(guò)數(shù)值仿真與理論計(jì)算相結(jié)合來(lái)驗(yàn)證模型的正確性，利用數(shù)值仿真工具研究反饋盤(pán)剛度、柱塞與反饋盤(pán)間隙和柱塞剛度對(duì)助力器加載與釋放階段完整回路的特性曲線的影響，為助力器的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 真空助力器結(jié)構(gòu)和工作原理

1.1 助力器結(jié)構(gòu)

助力器關(guān)鍵結(jié)構(gòu)部件是建模仿真的重點(diǎn)，因此在進(jìn)行數(shù)值仿真之前需要了解真空助力器的結(jié)構(gòu)組成。真空助力器結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 真空助力器結(jié)構(gòu)1-過(guò)濾網(wǎng)；2-控制閥推桿彈簧；3-閥門(mén)彈簧；4-控制閥柱塞；5-后殼體；6-膜片；7-前殼體；8-主缸推桿；9-膜片回位彈簧；10-橡膠反作用盤(pán)；11-伺服氣室膜片座；12-橡膠閥門(mén)；13-大氣閥座；14-防塵罩；15-控制閥推桿；A-真空通道；B-大氣通道

1.2 助力器工作原理

通過(guò)對(duì)真空助力器的結(jié)構(gòu)和工作原理的了解，可為助力器關(guān)鍵仿真部件相互連接提供理論指導(dǎo)。反作用盤(pán)式真空助力器加載曲線的形成過(guò)程如下：

首先，在自然狀態(tài)下，真空閥打開(kāi)，使大氣腔保持真空狀態(tài)，輸入力作用于控制閥推桿，推桿克服彈簧預(yù)緊力和空行程，關(guān)閉真空閥，使前后腔分離；

其次，輸入力增大，空氣閥打開(kāi)使得空氣進(jìn)入后腔，前后腔形成壓差，形成作用于反饋盤(pán)外圈的伺服力小于作用于反饋盤(pán)內(nèi)圈的推桿力，此時(shí)使助力器產(chǎn)生助力的最小閥桿輸入力即為始動(dòng)力Fa；

再次，輸入力持續(xù)增大，空氣持續(xù)進(jìn)入大氣腔，使得反饋盤(pán)內(nèi)、外圈壓強(qiáng)相同，空氣閥關(guān)閉，此時(shí)有雙閥關(guān)閉平衡方程：

Fout=Fin+P0(A1-A3)+P(A3-A2)+
(P-P0)A4-F1

(1)

式中：Fout—助力器輸出力；F1—膜片回位彈簧預(yù)緊力；Fin—輸入力；A4—空氣閥密封面積；P0—真空腔與大氣腔的壓差；A1—膜片有效面積；A2—主缸推桿柄部面積；P—真空度；A3—柱塞柄部面積。

最后，輸入力增大，空氣閥再次打開(kāi)，大氣進(jìn)入后腔，破壞平衡狀態(tài)，反復(fù)作用產(chǎn)生隨動(dòng)平衡現(xiàn)象[7]，形成助力特性線；當(dāng)后腔氣壓與外界大氣氣壓相等時(shí)，助力器伺服力達(dá)到最大值FE，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

最大伺服力時(shí)P=P0，此時(shí)有：

FE=Fin+P(A1-A2)-F1

(2)

(3)

式中：It—真空助力器助力比；D0—橡膠反饋盤(pán)直徑；d—柱塞柄部直徑。

此時(shí)，式(1)與式(2)的差值為(P-P0)(A3+A4)，隨著真空度的下降，其差值變化是一個(gè)減函數(shù)，而膜片回位彈簧的作用力F1是隨助力變化的增函數(shù)，因此可將F1視為定值[8]。

反作用盤(pán)式真空助力器釋放曲線的形成過(guò)程為：

首先，輸入力減小，空氣閥座在膜片回位彈簧抗力作用下迅速回位，真空閥打開(kāi)使得前、后腔相通；

其次，輸入力繼續(xù)減小，作用于反饋盤(pán)內(nèi)、外圈的壓強(qiáng)相等，此時(shí)達(dá)到回程最大助力點(diǎn)，形成雙閥關(guān)閉的平衡狀態(tài)；

再次，輸入力繼續(xù)減小，真空閥打開(kāi)，打破平衡狀態(tài)，反復(fù)作用產(chǎn)生隨動(dòng)平衡現(xiàn)象，直至輸出力降為零時(shí)作用于推桿輸入力即為釋放力；

最后，閥體在回位彈簧抗力的作用下，回到非工作狀態(tài)位置。

在萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)上，筆者利用圓盤(pán)型夾具對(duì)助力器關(guān)鍵部件橡膠反饋盤(pán)進(jìn)行壓縮試驗(yàn)，測(cè)量了非線性條件下反饋盤(pán)受力情況和變形值，上方夾具直徑34 mm，下方夾具直徑遠(yuǎn)大于反饋盤(pán)，測(cè)得試樣直徑為34.5 mm，厚度為10.4 mm。

反饋盤(pán)試驗(yàn)圖如圖2所示。

由圖2可知：(1)試驗(yàn)前反饋盤(pán)表面光滑且無(wú)壓痕，試驗(yàn)完成取下放置5 min后，反饋盤(pán)表面有明顯的壓痕；(2)反饋盤(pán)剛度曲線呈非線性變化，受力9 kN時(shí)，變形值為8.630 1 mm；受力1 kN時(shí)，變形值為2.700 mm。

仿真模型中，當(dāng)輸入力為800 N，取反饋盤(pán)模型彈簧剛度為370.37 N/mm。

圖2 反饋盤(pán)試驗(yàn)圖

2 真空助力器仿真建模

利用數(shù)值仿真軟件AMESim中的氣動(dòng)元件庫(kù)(PCD)和信號(hào)元件庫(kù)，筆者建立了助力器前后腔模型，利用液壓元件庫(kù)(HCD)和機(jī)械元件庫(kù)建立了反饋盤(pán)模型，利用機(jī)械元件庫(kù)建立了控制閥模型；用信號(hào)元件模擬輸入力數(shù)值為0～800 N的加載與釋放作用，用氣動(dòng)元件模擬真空度為-66.7 kPa的真空泵，用機(jī)械元件模擬各部件的位移情況和外接負(fù)載。

筆者以真空助力器的結(jié)構(gòu)和工作機(jī)理為立足點(diǎn)，將包含控制閥模型、反饋盤(pán)模型和助力器前后腔模型的各仿真部件合理地連接起來(lái)，建立汽車真空助力器仿真模型，如圖3所示。

圖3 汽車真空助力器仿真模型

真空助力器主要參數(shù)如表1所示。

表1 真空助力器參數(shù)

所建真空助力器模型仿真及理論計(jì)算的真空助力器輸入-輸出特性曲線如圖4所示。

圖4 真空助力器輸入-輸出特性曲線

在QC/T307—2016《汽車用真空助力器性能要求及臺(tái)架試驗(yàn)方法》[9]和QC/T307—1999《真空助力器技術(shù)條件》中，根據(jù)真空助力器輸入—輸出特性曲線[10]的要求：真空助力器始動(dòng)力Fa=72.8 N小于110 N；釋放力Fa1=56.5 N≥30 N；跳躍值Fj=578.71 N；最大助力點(diǎn)輸出力FE=3 757.93 N小于理論最大助力輸出力4 023.51 N，且滿足FE點(diǎn)時(shí)輸出力不超過(guò)理論設(shè)計(jì)的±10%，同時(shí)加載段仿真特性線斜率K=6.05，理論助力比It=6.32，K>0.95·It。

由此可知，本文所建立的真空助力器模型，能較好地反映出加載與釋放階段真空助力器輸入—輸出特性曲線。

3 影響特性曲線的參數(shù)

以往的研究中，研究人員已研究了真空助力器加載階段反饋盤(pán)剛度對(duì)踏板特性的影響[11]，也對(duì)真空助力器模型加載段的影響因素作了研究分析[12]。本文對(duì)真空助力器中各部件參數(shù)與助力器輸入—輸出曲線的關(guān)系進(jìn)行詳細(xì)研究，并基于加載與釋放的一個(gè)完整真空助力器作用回路，分析曲線變化程度，得出顯著和略微影響助力曲線的參數(shù)。

3.1 真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力

不同真空助力器推桿彈簧預(yù)緊力下助力器輸入—輸出特性曲線如圖5所示。

圖5 不同推桿彈簧預(yù)緊力下助力器輸入—輸出特性曲線

由圖5可知：推桿彈簧預(yù)緊力增大時(shí)，跳躍值和跳減值略微減小，加載與釋放階段的始動(dòng)力和釋放力均明顯增大，而助力特性線不變，助力最大點(diǎn)對(duì)應(yīng)輸出力略微增大，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

3.2 真空助力器柱塞與反饋盤(pán)間隙

不同真空助力器柱塞與反饋盤(pán)間隙下助力器輸入—輸出特性曲線如圖6所示。

圖6 不同間隙下助力器輸入—輸出特性曲線

由圖6可知：間隙增加，加載與釋放段的始動(dòng)力和釋放力均不變，跳躍值和跳減值均逐漸增大，而助力特性線斜率不變，助力最大點(diǎn)對(duì)應(yīng)輸出力略微減小，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

3.3 真空助力器橡膠反饋盤(pán)等效剛度

不同真空助力器橡膠反饋盤(pán)等效剛度下助力器輸入—輸出特性曲線如圖7所示。

圖7 不同反饋盤(pán)等效剛度下助力器輸入—輸出特性曲線

由圖7可知：反饋盤(pán)等效剛度增大，加載與釋放階段特性線斜率不變，始動(dòng)力和釋放力不變，跳躍值和跳減值均明顯增大，最大助力點(diǎn)輸出力減小，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

3.4 真空助力器反饋盤(pán)直徑

將反饋盤(pán)直徑33.5 mm、34.5 mm和35.5 mm分別輸入到真空助力器仿真模型中，得到3種不同的助力器輸入—輸出特性曲線。對(duì)比曲線可知，反饋盤(pán)直徑增大，始動(dòng)力和釋放力均不變，跳躍值和跳減值均不變，助力比增大，助力特性線斜率增大，助力最大點(diǎn)對(duì)應(yīng)輸出力略微減小，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

3.5 真空助力器柱塞剛度

在助力器輸入—輸出特性曲線中，在規(guī)定位置處加載和釋放過(guò)程中相同輸出力所對(duì)應(yīng)的輸入力的差值即為滯后力。不同柱塞剛度下助力器輸入—輸出特性曲線如圖8所示。

圖8 不同柱塞剛度下助力器輸入—輸出特性曲線

由圖8可知：柱塞剛度增大，始動(dòng)力和釋放力均不變，跳躍值和跳減值均不變，加載特性線不變，釋放特性線斜率減小，滯后力明顯減小，助力最大點(diǎn)對(duì)應(yīng)輸出力略微增大，輸入力和輸出力增量比為1的直線保持不變。

綜上所述，可以得到如下結(jié)論：(1)當(dāng)推桿彈簧預(yù)緊力增大時(shí)，始動(dòng)力和釋放力明顯增大；(2)當(dāng)柱塞與反饋盤(pán)間隙增大時(shí)，跳躍值和跳減值明顯增大；(3)當(dāng)反饋盤(pán)剛度增大時(shí)，跳躍值和跳減值明顯增大；(4)當(dāng)反饋盤(pán)直徑增大時(shí)，助力比與助力特性線斜率明顯增大；(5)當(dāng)柱塞剛度增大時(shí)，滯后力明顯減小。

因此，真空助力器輸入—輸出特性曲線是多種因素共同作用的結(jié)果，通過(guò)對(duì)上述因素參數(shù)的合理設(shè)置，可以得到更符合預(yù)期的仿真曲線。

4 結(jié)束語(yǔ)

本研究建立了基于數(shù)值仿真工具AMESim的真空助力器仿真模型，可以更直觀地觀測(cè)助力器工作中包含加載與釋放段一個(gè)工作回路的助力曲線；通過(guò)對(duì)各個(gè)部件參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，快速地找到影響真空助力器輸入—輸出特性曲線的主要因素，進(jìn)而對(duì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，可以為真空助力器的初始開(kāi)發(fā)階段降低成本和為后期優(yōu)化提供參考。

本研究中存在的不足之處在于，對(duì)于實(shí)驗(yàn)所測(cè)橡膠反作用盤(pán)非線性剛度，模型采用近似的等效剛度代替，未能較精確地反映出橡膠反作用盤(pán)的實(shí)時(shí)變化。

在今后的研究中，筆者將進(jìn)一步對(duì)真空助力器模型進(jìn)行優(yōu)化，以實(shí)現(xiàn)更好的制動(dòng)踏板感覺(jué)。