采用AMEsim的氣制動閥動態(tài)響應特性仿真

趙夜城，汪選要,2

（1.安徽理工大學機械工程學院，安徽 淮南 232001；2.陜汽淮南專用汽車有限公司，安徽 淮南 232001）

由于重型卡車的質量較大，制動時需要的制動力較大，目前大多數重型卡車采用氣壓制動系統(tǒng)。由于氣體本身具有壓縮性、制動管路較長等原因，氣壓制動系統(tǒng)會出現響應遲滯的現象，導致制動過程中容易發(fā)生危險事故[1]。氣制動閥在氣壓制動系統(tǒng)中發(fā)揮著最關鍵的控制作用，當輸入的壓力已經確定時，氣制動閥所輸出的壓力相對于輸入的信號而言應當呈現一種線性的變化[2-3]。重型卡車廣泛采用串聯雙腔式氣制動閥，整車氣壓制動系統(tǒng)的制動性能與該氣制動閥的動態(tài)響應特性密切相關[4]。

國內外學者針對氣制動閥響應特性的研究主要體現在以下幾個方面：Patil等[5]在Simulink中建立了氣制動閥（ABV）的數學模型，以獲取氣制動閥的動態(tài)特性，并通過在AMEsim中搭建的氣制動閥模型驗證該方法的有效性；Sridhar等[6]采用鍵合圖法對氣制動閥進行了仿真研究，預測了氣制動閥的響應時間，且發(fā)現仿真結果與實驗結果兩者的吻合度較高；呂江紅[7]采用氣體動力學理論和牛頓第二定律研究制動閥中壓縮氣體的動態(tài)變化過程，并使用MATLAB/Simulink完成制動閥仿真模型的搭建；施巖等[8]利用AMEsim建立了某公交客車氣制動閥的物理模型，并仿真分析了包括輸入氣壓在內的一些參數對制動閥響應特性的影響，得出橡膠平衡彈簧剛度對制動閥響應及釋放時間的影響最為明顯這一結論。但是，以上研究對于影響氣制動閥動態(tài)響應特性的自身內部參數考慮得較少，更多的是通過復雜公式的推導建立氣制動閥的數學模型，以及分析氣制動閥靜特性、動特性的仿真模型。

本文先對某重型卡車氣制動閥的結構和工作原理進行分析，建立其工作過程中的數學模型，再利用AMEsim軟件搭建相應的仿真模型，并進一步研究平衡彈簧剛度、上腔閥桿回位彈簧剛度、上腔活塞直徑、上腔排氣間隙以及上腔閥桿直徑對氣制動閥動態(tài)響應特性的影響，從而得到影響氣制動閥動態(tài)響應特性的關鍵參數，為氣制動閥的設計和動態(tài)響應時間的優(yōu)化提供參考。

1 氣制動閥結構及工作原理

某重型卡車的串聯雙腔式氣制動閥的結構原理圖如圖1所示，上腔第一進氣口11口連接到后儲氣筒，下腔第二進氣口12口連接到前儲氣筒，上腔第一出氣口21口連接到繼動閥的控制口，使壓縮氣體通向后制動氣室，下腔第二出氣口22口連接到前制動氣室，使壓縮氣體通向前制動氣室[9]。

圖1 氣制動閥的結構原理圖

氣制動閥工作時，踏板力F驅動上腔活塞向下運動，使排氣閥門a處于關閉狀態(tài)，進氣閥門b處于打開狀態(tài)。壓縮氣體從第一進氣口11口進入，經過A腔后從第一出氣口21口排出。同時壓縮氣體從孔c流經B腔，再推動下腔活塞向下運動，使排氣閥門e處于關閉狀態(tài)，進氣閥門d處于打開狀態(tài)，壓縮氣體從第二進氣口12口進入，經過C腔后從第二出氣口22口排出。由于活塞的上方和下方分別受到A腔和C腔內氣體壓力的作用，所以只有當活塞處于平衡狀態(tài)時，才會使進氣閥門和排氣閥門關閉。當需要將制動解除時,壓縮氣體流經排氣閥門a、e，最后從排氣口3口排出[10-11]。

2 氣制動閥模型的建立

2.1 動態(tài)數學模型

氣制動閥的工作過程主要分為制動過程（充氣）、制動平衡過程（保壓）和制動釋放過程（排氣）三個階段，由于制動閥的上、下腔分別作用于后制動氣室和前制動氣室，所以當制動過程中前（后）制動回路發(fā)生故障時，也不會影響后（前）制動氣室的正常工作。氣制動閥的作用過程取決于活塞處于不同的位置，其動態(tài)數學模型如式（1）、式（2）和式（3）所示[12]。

當氣制動閥上腔活塞運動距離相比于上腔排氣間隙要較小時，有

當氣制動閥上腔活塞運動距離與上腔排氣間隙相等時：

當氣制動閥上腔活塞運動距離相比于上腔排氣間隙要較大時：

式中：m1為上腔活塞質量，m2為上腔閥桿質量，x1為上腔活塞位移，x2為上腔閥桿位移，F為踏板力，Fn1為上腔活塞回位彈簧的預緊力，Fn2上腔閥桿回位彈簧的預緊力，k1為上腔活塞回位彈簧的剛度，k2為上腔閥桿回位彈簧的剛度，P11為上腔供氣口的壓力，P21為上腔出氣口的壓力，As為活塞的作用面積，Ah1為閥桿上端的作用面積，Ah2為閥桿下端的作用面積。

2.2 AMEsim仿真模型

使用西門子公司的AMEsim2019.2（Siemens Simcenter AMEsim 2019.2），是開發(fā)的一款可以將物理模型圖形化、只需要分析研究物理結構或系統(tǒng)本身的多領域建模仿真軟件，避免了復雜的數學公式的推導以及程序語言的編寫[13]。在上述分析氣制動閥結構與工作原理的基礎上，利用AMEsim軟件搭建相應的仿真模型如圖2所示，相關部件的名稱、子模型的類型以及主要參數的設置如表1所示。

圖2 氣制動閥的AMEsim模型

表1 氣制動閥的AMEsim模型說明

3 氣制動閥仿真結果分析

根據所搭建的氣制動閥AMEsim模型，將踏板位移作為輸入信號，如圖3所示，當開始制動時，駕駛員在0.4 s內踩下的踏板位移為0.03 m，之后保持不變并持續(xù)2 s；當制動解除時，駕駛員將踏板松開，踏板位移由0.03 m回到初始狀態(tài)0，制動過程結束。

圖3 制動踏板位移的輸入過程

制動所需氣壓由恒壓氣源提供，氣源壓力設置為8 bar，初始溫度設置為293.15 K，用來模擬前、后制動氣室的腔室初始氣壓設置為一個標準大氣壓1.013 bar，氣制動閥的上腔出氣口和下腔出氣口分別連接到后制動氣室和前制動氣室，仿真時間設置為4 s，仿真步長設置為0.01 s，運行仿真，通過觀察前、后制動氣室內的氣壓變化情況，仿真結果顯示氣制動閥的動態(tài)響應特性，如圖4所示。

圖4 氣制動閥的動態(tài)響應特性

從圖4中可知，制動開始階段，前、后制動氣室氣壓的建立都存在一小段延遲，后制動氣室經過約0.05 s開始建壓，前制動氣室經過約0.2 s開始建壓，這是由于氣制動閥在工作過程中需要先填充閥體本身內部存在的間隙，之后再向各制動氣室輸出氣壓。隨著踏板位移不斷增大，于0.4 s上升到最大值，前、后制動氣室壓力也在不斷上升，后制動氣室壓力在0.22 s左右上升到輸出氣壓的最大值，前制動氣室壓力在0.38 s左右上升到輸出氣壓的最大值；此時的前、后制動氣室是由AMEsim中兩個恒定體積的腔室元件所模擬的，并直接分別與氣制動閥的下腔、上腔相連，且沒有考慮管路長度、其它各閥體的影響，由于氣制動閥的上腔先開始建立壓力，氣制動閥的下腔后建立壓力，因此后制動氣室要比前制動氣室更快達到最大工作氣壓。在制動保持階段，前、后制動氣室的壓力都基本穩(wěn)定在恒壓氣源所提供的最大壓力8 bar。在制動解除階段，踏板位移在2.4 s時開始減小，在2.8 s回到初始位置零，前、后制動氣室的壓力也在下降，前制動氣室在2.55 s左右壓力開始下降，后制動氣室在2.69 s左右壓力開始下降，隨后都于3.03 s左右降低到初始壓力（一個標準大氣壓 1.013 bar）。

在整個制動過程中，氣制動閥上腔和下腔響應正常且迅速，前、后制動氣室壓力的建立、釋放情況與踏板位移的變化相互對應，仿真結果與氣制動閥的工作原理相符合。查閱相關規(guī)定標準可知[14]，制動氣室達到穩(wěn)態(tài)壓力75% 的時間不得超0.6 s。上述仿真結果顯示，前、后制動氣室氣壓達到6 bar所經歷的時間分別為0.30、0.15 s，符合要求，由此驗證了所建立的氣制動閥仿真模型的正確性，且能夠滿足仿真需求。

4 氣制動閥動態(tài)響應特性的影響因素分析

由于氣體本身具有的可壓縮性以及閥體自身結構的原因，氣制動閥動態(tài)響應時間存在一定延遲，通過分析與氣制動閥相關的部分參數對其動態(tài)響應特性的影響，并找出關鍵性影響因素，從而為后續(xù)氣制動閥的設計和動態(tài)響應時間的優(yōu)化提供有力的參考。

4.1 平衡彈簧剛度對氣制動閥響應特性的影響

設置氣制動閥的平衡彈簧剛度分別為 1.2×105、 1.0×105、 8.0×105和6.0×105N/m，保持其他參數不變，進行仿真分析，得到不同平衡彈簧剛度下氣制動閥的響應特性，如圖5～6所示。

圖5 不同平衡彈簧剛度下的前制動氣室壓力變化

圖6 不同平衡彈簧剛度下的后制動氣室壓力變化

從圖5中可知，隨著平衡彈簧剛度的減小，氣制動閥下腔輸出壓力的響應時間逐漸加長，當平衡彈簧剛度減小到一定范圍后，氣制動閥下腔輸出壓力將達不到最大氣源壓力，且壓力保持階段抖動較為明顯，會對前制動氣室的制動效果產生不利影響。

從圖6中可知，平衡彈簧剛度越小，氣制動閥上腔輸出壓力響應時間略微變長，壓力保持階段較為平穩(wěn)，壓力釋放時間有所提前，但釋放階段排氣口壓力抖動越明顯，故較大的平衡彈簧剛度更有利于氣制動閥的正常工作。

4.2 上腔閥桿回位彈簧剛度對氣制動閥響應特性的影響

設置上腔閥桿回位彈簧剛度分別為1、21、41和61 N/m，根據仿真結果圖7可知，不同的上腔閥桿回位彈簧剛度對氣制動閥響應速度的影響很小，在對氣制動閥結構優(yōu)化方面可以不用考慮上腔閥桿回位彈簧剛度這一參數。

圖7 不同上腔閥桿回位彈簧剛度下的后制動氣室壓力變化

4.3 上腔活塞直徑對氣制動閥響應特性的影響

設置上腔活塞直徑分別為20、40、60和80 mm，在其余參數不變的情況下對氣制動閥響應特性進行仿真分析，不同上腔活塞直徑下的后制動氣室壓力變化情況如圖8所示。

圖8 不同上腔活塞直徑下的后制動氣室壓力變化

從圖8中可知，隨著上腔活塞直徑不斷變小，氣制動閥響應時間不斷變短。當活塞直徑由60減小到40 mm時，制動響應時間由0.32 s左右降低到0.22 s左右，縮短約0.1 s，提升效果較為明顯。當活塞直徑由40 mm減小到20 mm時，制動響應時間僅縮短約0.01 s；但在上腔活塞直徑只有20 mm的情況下，氣制動閥在壓力釋放階段無法正常減壓，氣室壓力一直處在最大工作壓力，導致車輛不能解除制動，而且上腔活塞直徑小于40 mm后對降低制動響應延遲影響極小，因此上腔活塞直徑并不是越小越好。此外，當上腔活塞直徑過大時，氣制動閥上腔輸出壓力達不到氣源壓力值，氣室內壓力波動較大，制動效果較差。

4.4 上腔排氣間隙對氣制動閥響應特性的影響

設置上腔排氣間隙分別為1、3、5和7 mm，控制其他參數不變，運行仿真，得出不同上腔排氣間隙對氣制動閥響應特性的影響，如圖9所示。從圖9中可知，隨著上腔排氣間隙的變大，氣制動閥響應時間變長。由于氣制動閥工作時，制動踏板需要先克服上腔排氣間隙后才能使上腔活塞運動，從而打開進氣閥門，開始建立壓力，因此較小的排氣間隙可以縮短制動響應時間。

圖9 不同上腔排氣間隙下的后制動氣室壓力變化

4.5 上腔閥桿直徑對氣制動閥響應特性的影響

設置上腔閥桿直徑分別為3、5、7和9 mm，在其余參數保持不變的條件下，得到不同的上腔閥桿直徑對氣制動閥響應特性的影響，如圖10所示。從圖10中可知，上腔閥桿直徑在3到7 mm的范圍內對氣制動閥響應時間的影響較小，當上腔閥桿直徑達到9 mm時，響應時間明顯延遲。對于壓力保持和釋放階段，不同上腔閥桿直徑下的制動氣室壓力釋放時間幾乎沒有差別，且最終都能穩(wěn)定在初始的一個標準大氣壓。

圖10 不同上腔閥桿直徑下的后制動氣室壓力變化

5 結論

根據氣制動閥的物理結構，利用AMEsim軟件搭建了氣制動閥的仿真模型，通過仿真模擬制動過程中對氣制動閥動態(tài)響應特性的分析，驗證了所建立的氣制動閥仿真模型的正確性，并在此基礎上研究平衡彈簧剛度、上腔閥桿回位彈簧剛度、上腔活塞直徑、上腔排氣間隙以及上腔閥桿直徑對氣制動閥響應特性的影響，結果表明：（1）平衡彈簧剛度越大，氣制動閥響應時間越短，當平衡彈簧剛度小于一定值時，氣制動閥將無法輸出足夠的制動壓力，制動性能大大降低；（2）上腔閥桿回位彈簧剛度對氣制動閥響應時間影響較小，可以不做考慮；（3）當上腔活塞直徑減小時，氣制動閥響應時間會有一定的縮短，但上腔活塞直徑過小會使氣制動閥在解除制動時制動氣室內的壓力不能夠正常釋放，上腔活塞直徑過大又會導致制動效果較差；（4）隨著上腔排氣間隙的增大，氣制動閥響應時間會略微加長；（5）上腔閥桿直徑超出一定值時，氣制動閥響應延遲明顯。