制动有效率（精选7篇）
制动有效率 篇1
0 引言
再生制动是混合动力汽车的重要工作模式,采用再生制动策略是提高混合动力汽车燃油经济性的有效措施[1]。在保证整车安全制动的条件下,制定再生制动最佳控制策略,实现最大程度的制动能量回收,是混合动力汽车再生制动研究的重要内容。
研究表明:混合动力汽车制动过程中的能量回收效果与制动能量分配、电池快速充电性能和再生制动系统工作效率密切相关[1,2,3,4,5,6],而混合动力再生制动系统的工作效率主要取决于电机/电池的工作状态,所以在确定再生制动控制策略时,必须考虑再生制动过程中电机/电池的联合工作效率。
本文以轻度混合动力无级自动变速器 (continuously variable transmission,CVT )轿车为研究对象,在对镍氢电池充电特性和启动发电一体化(integrated starter and generator,ISG)电机发电特性试验分析的基础上,建立电机/电池联合效率模型,提出基于效率优化的再生制动控制策略。
1 制动能量回收的影响因素分析
如图1所示,混合动力再生制动系统主要由ISG电机及控制器、CVT、镍氢电池组及电池管理系统、制动控制器和混合动力控制器组成。ISG电机与发动机飞轮轴直接相连,整车制动时,汽车的动能通过CVT和ISG电机转换为电能,然后储存到蓄电池中,并提供整车所需的一部分制动力。
对于一定的车速v和所需的前轮再生制动力Freg,再生制动系统的工作参数如下:
电机转矩
Tm=FregrwηCVTη0/(iCVTi0) (1)
电机输入功率
Pm=Tmωm=FregrwωmηCVTη0/(iCVTi0) (2)
电机输出功率
Pmo=IU=Tmωmηm=FregrwωmηCVTηmη0/(iCVTi0) (3)
电池充电功率
Pb=Pmoηb=FregrwωmηCVTηmη0ηb/(iCVTi0) (4)
式中,rw为车轮半径;ηCVT 为CVT传动效率;η0为主减速传动效率;iCVT为CVT速比;i0为主减速比;Tm为电机制动转矩;ωm为电机转速;ηm为电机总效率(发电效率);ηb为电池充电效率;U为电池端电压;I为电池充电电流。
制动功率一定时,要回收尽可能多的制动能量,就必须提高传动系统的效率。假设CVT的效率为常量,取平均效率ηCVT=0.85,而主减速器的效率η0为常量,η0=0.98。因此再生制动的能量回收效率取决于ISG电机发电效率ηm和电池的充电效率ηb,为提高制动能量回收率,应采取一定的控制策略,使电机/电池联合高效工作,以提高混合动力再生制动系统的工作效率。
2 ISG电机/镍氢电池的联合效率模型
2.1 ISG电机/镍氢电池效率特性
基于台架试验得到的ISG电机和镍氢电池的效率特性如图2～图4所示。
2.2 ISG电机/镍氢电池的联合工作效率
输入一系列转速nm和转矩Tm的组合,就得到不同电池荷电状态值(SOC)和不同输入条件下ISG电机/镍氢电池组联合工作的效率特性曲线(图5)。
对比图5和图2可见,电机/电池联合效率图和电机效率图的最大区别在于:前者在高转速、高转矩区域的效率比在高转速、低转矩区域的效率低很多,说明电机高效工作区域并不等同于电机/电池联合高效区域,仅根据电机高效发电来制定再生制动控制策略是不全面的。
在相同转速转矩(充电功率)下,由于低SOC时的充电电流大于高SOC时的充电电流,充电效果(Iηb)较好,因此低SOC下的电机/电池综合效率较高。
再生制动过程中,电机/电池联合工作效率在50%～90%之间大幅变化,如果能保持电机/电池工作在高效区域,就能提高再生制动系统的能量回收效率。
2.3 电机/电池联合最佳效率曲线
要保证电机运行在联合高效工作区域,须获取保证电机/电池综合效率最高的优化工作线,以便得到电机转速并达到转矩控制目标。
将图5转化为不同功率-转矩的效率特性图(以SOC=0.3为例)。每条恒功率线都有一个最高效率点,将这些最高效率点连接起来即为电机/电池联合最佳效率曲线(联合高效曲线),如图6和图7所示。
对于不同的SOC,都可得到不同的的联合最佳效率曲线,如图8所示。由图8可见,电机最佳效率曲线(虚线)和电机/电池联合最佳效率曲线(粗实线)并不重合,仅依靠电机高效工作并不能保证电机/电池的联合高效工作,难以实现制动能量的高效回收。只要控制ISG电机运行在联合最佳效率曲线上,就可实现电机/电池的联合高效工作。
3 基于效率优化的再生制动控制策略
3.1 混合动力再生制动系统的匹配
制动过程中,ISG电机、CVT与整车的匹配关系如图9所示。对一定车速和制动强度,根据整车制动能量分配控制策略,可得前轮再生制动力和再生制动功率;根据前轮再生制动功率和SOC,总可以在电机/电池联合最佳效率曲线上找到对应的电机最佳工作点,从而确定该工作点上的电机转矩和转速,最终得到相应的CVT目标速比。SOC=0.3时,CVT目标速比如图10所示。
3.2 基于联合效率优化的CVT速比控制CVT速比为
iCVT=ωmdrw/(vi0) (5)
式中,ωmd为电机目标转速。
由CVT速比iCVT可计算出主动带轮工作半径RDR:
式中,d为主从动带轮轴间距;L为金属带长度。
设再生制动时ISG电机输入转矩为Tm,传递转矩储备系数为β,则CVT从动带轮缸的期望工作压力为
式中,α为带轮槽角;μ为金属带与带轮间的摩擦因数;ADN为从动带轮油缸面积。
当整车制动强度z(其值等于减速度与重力加速度之比的绝对值)大于0.7时,为保证制动安全,不采用再生制动,CVT速比调至最大值;为便于起车,当车速低于临界值v0时,CVT速比也调至最大值。
4 基于效率优化的CVT再生制动仿真分析
4.1 再生制动系统建模
采用理论建模和数值建模相结合的方法,在MATLAB/Simulink环境下,建立了CVT混合动力汽车整车前向仿真模型,如图11所示。仿真模型由整车模型(驾驶员、工作模式判断、整车控制和车辆参数计算),控制器模型(离合器、CVT和再生制动等),以及子系统模型(发动机、镍氢电池、ISG电机、主减速器和车轮等)组成。
将再生制动充电策略加入到再生制动系统的制动力分配控制模块中。由于采用前轮驱动,故只需根据制动力分配策略对前轮摩擦制动力和再生制动力进行重新分配即可实现再生制动控制策略。
在制动过程中,由于电机与传动系统相连,故可通过控制CVT速比使电机运行在高效发电区域,CVT速比控制模型如图12所示。
4.2 CVT混合动力再生制动系统仿真分析
本文采用前向仿真的仿真方法,其中,仿真步长取0.01s,求解器采用ode4龙格-库塔算法。仿真所用混合动力汽车相关参数如表1所示。
4.2.1 典型制动工况仿真分析
为了验证基于系统效率优化的再生制动控制策略的正确性,分别对电机单独高效工作和电机/电池联合高效工作两种情况进行仿真计算,仿真结果如图13～图15所示。
由图15可见,由于采用了基于效率优化的再生制动控制策略,故在制动过程中,通过控制CVT速比保证了电机/电池的联合高效工作。相比于电机单独高效工作,采用电机/电池联合高效控制能够实现更大程度的制动能量回收,即SOC增加量较大且充电效率ηmb有明显提高,即制动强度为0.1和0.3时的SOC分别增加60%和37%,充电效率分别增加85.54%和88.47%。
在一定车速下,SOC的变化(反映了制动能量回收量)基本上随制动强度的增大而减小,这是因为当制动强度为0.1时,电机所能提供的再生制动力已经接近最大值,且制动时间显著缩短。
4.2.2 循环工况仿真分析
为全面模拟混合动力汽车再生制动系统的工作过程,选取了欧洲城郊行驶循环(EUDC)、欧洲市区与城郊行驶循环(ECE+EUDC)、日本市区行驶循环(1015)和美国市区行驶循环(UDDS)等行驶工况,分别对电机高效和电机/电池联合高效两种情况进行再生制动系统的仿真与分析。其中,ECE+EUDC工况下的电机/电池综合高效时的仿真结果如图16和图17所示。
采用电池/电机联合高效控制时,循环工况中整车消耗有效总能量为2893.82kJ,未采用再生制动时制动消耗的能量为714.63kJ,采用再生制动后的制动能量回收量为357.62kJ,由此可得:制动能量回收率、有效制动能量回收率和电机/电池发电效率分别为50.1%、12.5%和87.8%,与电机高效控制相比,分别提高4.4%,5.1%和2.7%(图17)。
5 结论
(1)以ISG混合动力轿车为研究对象,在对镍氢电池快速充电特性和ISG电机发电特性试验与分析的基础上,建立了电机/电池联合效率模型,获取了电机/电池联合高效工作曲线。
(2)提出了利用CVT速比控制以实现ISG电机和镍氢电池组联合高效工作的再生制动控制策略,进行了再生制动系统的建模与仿真分析。
(3)仿真结果表明:应用本文提出的基于效率优化的再生制动控制策略,在保证整车制动安全的条件下,能实现ISG电机/电池高效工作,可更进一步提高制动能量回收率。
参考文献
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制动有效率 篇2
电动汽车对能源的高效利用是发挥其节能和环保优势的关键所在。研究表明,在城市行驶工况,大约有50%甚至更多的驱动能量在制动过程中损失掉,郊区工况也有至少20%的驱动能量在制动过程损失掉。因此,制动能量回收是提高汽车能量利用效率的有效措施,对汽车的节能和环保有着不可替代的作用[1]。制动能量回收技术一直被世界各大知名汽车厂商所重视。丰田公司将该项技术应用在混合动力车型上,有效地提高了其能量利用效率和整车的燃油经济性[2]。日本本田汽车公司研制的Honda EV Plus混合动力轿车,它拥有电动制动能量回收系统,有很好的能量回收效果[3]。福特公司将制动能量回收技术用在其SUV车型Escape上,同样收到了很好的效果[4]。
相对于电机制动能量回收系统,在同等条件下,液压辅助系统能为车辆提供更大的辅助动力(能够解决纯电动汽车动力不足问题),并且具有更高的能量利用效率,存储和释放能量的速度要比蓄电池快的多,回收的能量也较多,相对地提高汽车的续驶里程[5]。
使用定压源(Constant Pressure Source,简称CPS)的飞轮系统由于具有结构简单、效率高等优点,成为目前汽车能量回收系统的主要形式之一[6,7]。
基于定压源(CPS)液压制动能量回收系统,本研究提出电动汽车液压再生制动系统(ECPS)[8]。在ECPS试验台上进行试验研究,通过仿真与实验的结合,找出最佳的参数匹配,从而提高ECPS的能量回收效率。
1液压再生制动系统
定压源(CPS)系统原理如图1所示。
1—发动机;2、7—离合器;3、8、16—变量泵/马达;4、12—三位四通换向阀;5—油箱;6—飞轮;9—溢流阀;10—单向节流阀;11—蓄能器;13—单向阀;14—过滤器;15—冷却器;17—驱动桥ECPS2
液压再生制动系统ECPS系统结构如图2所示。
1—油箱;2—单向阀;3—与驱动桥相连的变量泵/马达;4—压力计;5—与飞轮相连的变量泵/马达;6—离合器;7—飞轮;8—三位四通换向阀;9—蓄能器;10—溢流阀;11—总离合器
车辆需要减速或者制动时,连接驱动轮的泵/马达3作为泵工作,产生的阻力通过传动系统对车轮进行制动,同时将车辆制动时的扭矩转化为液压能,回收制动时的能量。制动力的大小通过调节3的排量来实现。高压油经过3的上方出口到连接飞轮的5中,离合器6连接飞轮7与5,5此时作为马达带动飞轮转动,将液压能转化为飞轮的动能储存起来。如果汽车回收能量时飞轮的转速临近临界转速时,离合器断开,以此来保护飞轮。此时电磁换向阀8通电,多余的能量储存到蓄能器中,如果超过系统压力上限值,溢流阀10会将剩余的能量释放。汽车要起动或加速行驶时,3作为马达工作,5作为泵工作,将飞轮和蓄能器中存储的能量释放为车轮提供动力,系统压力降低。当飞轮的转速到容许的最低转速且蓄能器的压力到最低值时,离合器6和连接传动系的总离合器11断开,ECPS系统不提供动力。
2液压再生制动系统实验装置
ECPS等效原理实验的实验装置构成如图3所示。
1—电机;2—电磁离合器;3—飞轮;4—油箱;5—变量泵/马达;6—压力计;7—单向阀;8—节流阀;9—蓄能器;10—溢流阀
其等效原理为:当电机驱动飞轮,飞轮与电机之间的离合器断开后,飞轮此时相当于供能元件,为液压系统提供能量。泵/马达作为泵工作,回收制动能量,将机械能能转化为液压能储存到蓄能器中,直至飞轮停转;当蓄能器作压力稳定后开始释放能量,泵/马达作为马达工作,将液压能转化为机械能储存到飞轮中。飞轮和蓄能器作为储能元件,在实际纯电动汽车中,与电动车机械系统并联布置于车身底盘。其对应的过程分别为汽车在加速和起动时的行驶工况和汽车在制动时的行驶工况。本研究以泵/马达的排量和蓄能器容积为实验变量,分别测得蓄能器最终压力与飞轮最终转速,计算得到蓄能器储能效率、飞轮储能效率和液压再生制动系统的能量利用率。
ECPS试验装置图如图4所示。
1—电机;2—电磁离合器;3—泵/马达;4—油液管道;5—单向阀;6—油箱;7—蓄能器;8—变频器;9—转速表;10—飞轮;11—压力表;12—节流阀;13—溢流阀;14—转速传感器
3仿真与试验研究
3.1能量回收效率仿真研究
本研究在AMESim上建立了试验装置仿真模型,用于研究回收能量效率,与蓄能器容积和泵排量关系。其结构如图5所示。
蓄能器的容积和泵排量的大小对蓄能器能回收能量大小的影响如表1所示。
从表1中可以看出,能量回收的效率随着蓄能器容积增加而增加,能量回收的效率与排量呈现非线性关系,而当泵排量为4 ml/r时,系统回收的的能量达到最大。
误差分析:因为实验中液压管道会有漏油现象,会使系统的压力下降,蓄能器的最终压力必然会比理想状态下的压力小。由于不同泵排量下做的试验均在同个试验装置下,误差可忽略,蓄能器的最终压力与泵排量的关系曲线大致是不会变的。
—信号输入;—飞轮;—定量泵;—单向阀;—油箱;6—蓄能器;7—液压油
q—泵排量;E—蓄能器回收的能量;V—蓄能器的容积
3.2试验研究
试验系统的各元件装置参数如下:
电机:5.5 k W,最高转速为1 440 r/min;飞轮尺寸:直径为300 mm,厚度为100 mm;飞轮的转动惯量J≈0.6 kg·m2;变量泵/马达的排量为0~10 ml/r;最大出口压力为31.5 MPa;蓄能器容积分别为4 L、6.3 L和10 L。
本研究分别安装4 L、6.3 L和10 L的蓄能器进行试验:条件是电动机带动飞轮以1 000 r/min转动,持续时间为15 s,在变量泵不同排量的情况下记录蓄能器最终能达到的压力;当然蓄能器最终的压力越大,它所储存的能量就越多。
试验步骤如下:
(1)首先,分别安装容积为10 L和6.3 L的蓄能器进行试验,试验要研究的是泵排量为2 ml/r~10 ml/r时蓄能器回收能量随泵排量的变化,当泵的排量为8 ml/r以下时,蓄能器均没有压力,因为泵和蓄能器的自身误差,再加上压力表本身的量程问题,在压力很小时无法读数就无从得知能回收多少能量,所要研究的变化曲线因为数据太少显得不严谨,所以不对该项目进行深入研究。
(2)最后安装容积为4 L的蓄能器进行试验,得到的数据如表2所示。
3.3分析与结论
仿真模拟中当泵排量为4 ml/r时,蓄能器能回收的能量最大。所以当蓄能器的容积为4 L和泵排量为4 ml/r时蓄能器回收的能量最大,为17 000 J。
试验中,所研究的蓄能器容积为4 L,当泵排量为6 ml/r蓄能器的最终压力最大为5.4 MPa,也就是所回收的能量最大。
根据上述仿真和试验的研究数据,本研究绘制了当蓄能器容积为4 L时,蓄能器能回收的能量随着泵排量变化的曲线,如图6、图7所示。
根据图6、图7可知,试验与仿真的结果有差别,仿真中当泵排量为4 ml/r时,蓄能器回收的能量最大;而试验结果是当泵排量为6 ml/r时,蓄能器所能回收的能量最大。笔者经过研究总结认为两者存在差别的主要原因在于:
(1)飞轮在高速转动过程中空气阻力与轴承阻力造成能量损耗,在低速转动时,轴承阻力损耗了较大一部分能量,而在仿真中是没有这些阻力的;
(2)一直存在的问题是高压管路存在泄露,尽管已经多次进行补漏措施;
(3)在实际的试验过程中,当泵的排量过小时,是无法给蓄能器充油进行能量回收的。
实验与仿真结果表明,液压泵/马达的排量不同,蓄能器最终回收的能量以及回收效率是不同的,排量越大,回收的能量越多,但是随着排量的增加,泵/马达上的阻力也增加,高于一定值后能量回收效率会下降。所以液压系统各元件之间需要良好的匹配才能获得最优的能量回收效果。
4结束语
为了提高纯电动汽车制动时的再生制动能量回收效率,本研究提出了飞轮液压复合再生制动系统。笔者对提出的再生制动系统分部进行了仿真分析与原理性试验研究。研究结果表明,影响ECPS制动能量回收效率的主要因素是泵/马达的排量,该研究结果具有借鉴价值。
制动有效率 篇3
蓄电池、电机/发动机组成的再生制动系统,虽然能量密度高,但功率密度低,限制了制动能量的回收。而由蓄能器、泵/马达组成的液压再生制动系统,不仅成本较低,而且功率密度高,能量密度适中。在城市制动频繁的道路上行驶,如装备高功率密度的液压再生制动系统,则制动能量回收更有效。并联式液压制动能量回收系统是在不改变传统汽车底盘布局的前提下,通过耦合器并联一套液压系统到原传动系上。由于其节能环保、改动简单以及造价成本低的特点,它作为一种新的动力混合形式受到关注。R.P.Kepner[1]设计了液压再生制动系统,将液压系统组装到福特皮卡上,并与美国环境署合作,实验测得液压再生制动系统的汽车燃油消耗量显著减少,且尾气排放的有害气体也明显减少;Young Jae Kim and Zoran Filipi[2]以轻型卡车为对象,进行了制动能量回收的仿真研究,研究结果表明纯市区燃油消耗量节省约48%~65%,纯高速燃油消耗量节省约11%;Hiroki Shimoyama,Shigeru Ikeo and Eitaro Koyabu等人[3]对恒定压力的液压再生制动系统进行研究,并进行了相关实验,仿真和实验研究均表明能量回收效率均在73%左右;谢峰,刘昕晖[4]对液压再生制动系统的动力性匹配进行研究,并搭建相关实验台架进行实验,实验结果为整车参数匹配提供依据;刘涛,刘清河和姜继海[5]对再生制动影响因素进行研究,通过理论分析和仿真研究,表明驱动方式、耦合器耦合比和蓄能器相关参数对能量回收均有较大影响;王海飞,孔燕,徐飞宁,贾坤坤[6,7]研究了二次元件的排量对能量回收的影响,使回收的能量最大化;王国海,韩以伦[8]匹配了动力系统部件各参数,采用正交试验设计方法对这些参数进行优化,节能效率提高了21.6%;黄梦阳,吴涛[9]研究了蓄能器的储能状态对工况的影响。
本研究分析蓄能器多个参数对能量回收效率和制动安全性能的综合影响,进行仿真和台架的对比实验,并用ADAMS-car和Simulink进行整车联合仿真分析。最后,用正交优化实验法对参数进行优化,得出最优参数组合,为整车实验提供依据。
1 并联式液压制动能量回收系统的原理和数学模型
并联式液压制动能量回收系统的工作原理可以归纳为:当汽车制动时,利用汽车中的传动轴带动泵/马达旋转,此时泵/马达以液压泵的形式工作,将液压能储存在液压蓄能器中。当汽车启动、加速时,泵/马达以马达的形式工作,其将蓄能器中的液压能转化为汽车的动能,协助发动机给汽车提供能量。其原理图如图1所示。
本研究建立了液压再生制动系统试验台架,采用飞轮模拟汽车动能,试验台原理如图2所示。
1—电机;2—电磁离合器;3—飞轮;3—油箱;4—变量泵/马达;5—压力计;6—单向阀;7—节流阀;8—蓄能器;9—溢流阀
1.1 飞轮
在图2中,电机1带动飞轮3旋转,当飞轮3达到设定的稳定转速后,断开与电机连接的离合器2,结合与液压泵/马达连接的离合器2,飞轮3带着液压泵5转动。根据转矩建立飞轮模型,有:
式中:Tp—泵对蓄能器的转矩,J—飞轮的转动惯量,w—飞轮的角速度。
1.2 二次元件液压泵/马达
根据功率建立二次元件数学模型[10]:
式中:P—二次元件出口油压力,Q—二次元件的流量,T飞轮—飞轮的制动力矩,W飞轮—飞轮的旋转角速度,η—传动效率。
其中:
式中:q—二次元件的排量,n—二次元件的转速。
式中:n飞轮—飞轮的转速,r/min。
将式(2,3)代入式(1)中,可得:
1.3 蓄能器模型
笔者选择气囊式蓄能器。由Boyle定律可知:
式中:P0—蓄能器初始充气压力;P1—系统最低工作压力;P2—系统最高压力;n1—多变指数;V0,V1,V2—对应压力的蓄能器气体体积;Vx—蓄能器有效容积。
为了简化实验,在此假设蓄能器在压缩和释放的过程中是绝热状态[11,12,13,14,15],所以n1取1.4;在实验过程中油液是不可压缩的。蓄能器在最低工作压力时,要保证足够的制动力,以确保飞轮可以在短时间内停止,因此:
式中:F—液压泵/马达所受的制动阻力,m—飞轮质量,r—飞轮半径。
由经验得到:P1=(0.6~0.85)P2,所以蓄能器制动回收的能量为[10]:
式中:P—蓄能器最终压力。
能量回收的效率:
式中:w0—飞轮初始转速,wt—飞轮最终转速。
飞轮最后是停止的,取wt=0。这样能量回收的效率可简化为:
2 仿真数据和实验数据对比分析
2.1 仿真模型
在Matlab/Simulink中,本研究建立与试验台一致的模型,仿真模型由蓄能器、泵/马达、三位四通电磁阀等液压元件,传感器以及耦合器组成,一起控制飞轮的运行。液压再生制动仿真模型如图3所示。
feilun—飞轮仿真模型;ouhe—耦合器仿真模型;hydraulic system—液压系统仿真模型
2.2 实验台架
主要元件的参数如表1所示。
压力传感器,转速传感器,USB2812数据采集卡如图4所示。
台架如图5所示。
2.3 台架与仿真对比实验
2.3.1 泵/马达排量不同的对比实验
电机带动飞轮旋转,当飞轮达到设定的实验初始值后,断开与电机连接的离合器,结合与泵/马达连接的离合器,液压泵被飞轮带着转动,同时对飞轮液压制动。
实验一:在蓄能器体积为10 L、蓄能器的初始压力为4 MPa、系统最高压力为31.5 MPa、飞轮初始转速为3 000 r/min时,进行泵/马达排量分别为6 ml/r、8 ml/r、10 ml/r共3种不同情况的仿真。蓄能器压力仿真结果如图6所示。
蓄能器压力实验结果如图7所示。
从图6可以看出,蓄能器最终压力分别约为4.7 MPa、4.9 MPa、5.1 MPa。从图7可以看出,蓄能器最终压力分别约为4.35 MPa、4.5 MPa、4.7 MPa。随着泵/马达排量的增大,仿真和实验中,蓄能器最终压力都呈增大趋势。
仿真和实验压力起点差异说明:由于在台架试验中,液压管路比较长,管路的压力要过一段时间才能达到蓄能器初始压力。因为初始条件不同,这个时间又是不固定的,从而才出现图7所示的情况。
飞轮转速仿真结果如图8所示。
飞轮转速实验结果如图9所示。
从图8可以看出,飞轮停止时间分别约为16 s、14 s、12 s。泵/马达排量变大,由公式(5)得液压泵阻力力矩变大,飞轮停止时间变短。由图9可以看出,飞轮制动时间分别为14 s、10 s、8 s。随着泵/马达排量的增大,仿真和实验中,飞轮的制动停止时间都呈减小趋势。
2.3.2 蓄能器初始压力不同的对比实验
实验二:在飞轮转速为3 000 r/min、蓄能器体积为10 L、系统最高压力为31.5 MPa、泵排量为10 ml/r,进行蓄能器初始压力分别为3.5 MPa、3.8 MPa、4.0 MPa共3种不同情况的仿真。结果如图10所示。
蓄能器压力实验结果如图11所示。
从图10可以看出,蓄能器最终压力分别约为4.58 MPa、4.9 MPa、5.1 MPa。从图11可以看出,蓄能器最终压力分别约为4.1 MPa、4.35 MPa、4.75 MPa。随着蓄能器初始压力的增大,仿真和实验中,蓄能器最终压力都呈增大趋势。
飞轮转速仿真结果如图12所示。
飞轮转速实验结果如图13所示。
从图12可以看出,飞轮制动时间分别约为13 s、12.5 s、12 s。蓄能器初始压力变大,由公式(5)得液压泵阻力力矩变大,飞轮停止时间变短。从图13可以看出,飞轮制动时间分别约为9.2 s、9 s、8 s。随着蓄能器初始压力的增大,仿真和实验中,飞轮的制动停止时间逐渐减小。
综合实验一、二得,实验台架存在摩擦,所以实验数据略小于仿真数据,但仿真趋势与实验趋势一致,液压仿真模型计算结果与实验相符。
3 整车联合仿真
3.1 整联合仿真模型
本研究采用ADAMS/Car软件搭建了某车型模型。系统模型在Matlab下的Sim Hydraulic模块中建立,主要由蓄能器、泵/马达、三位四通电磁阀等液压元件,传感器以及耦合器组成。液压再生制动模型如图14所示。
整车主要参数如表2所示。
3.2 整车仿真实验
仿真中不变因素:泵/马达排量为30 m L/r、汽车初始车速为60 km/h。
3.2.1 蓄能器初始充气压力变化
本研究在蓄能器总体积为55 L、系统最高压力P2为31.5 MPa时,分别进行蓄能器初始压力P0为10MPa、15 MPa、20 MPa、25 MPa共4种不同情况的仿真,得到仿真结果如表3所示。
由表3可以看出,蓄能器达到最高压力的时间分别约为14 s、10 s、8 s、5 s,蓄能器体积不再变化的时间分别约为14 s、10 s、8 s、5 s。分析得,蓄能器达到最高压力后,蓄能器体积不再变化,即此后液体就通过溢流阀流回储油箱,不再向蓄能器充液。系统初始压力越低,蓄能器达到最高压力的时间越长,能回收的能量越多。
P0—蓄能器初始压力;P—蓄能器最终压力;t1—蓄能器达到最高压力的时间;t2—蓄能器体积达到最小的时间;Tmax—最大液压制动力矩;t—汽车制动停止时间;ε—制动能量回收效率
又由公式(14)计算出4种情况的回收效率分别为86.59%、85.78%、84.85%、76.01%。由此得出,当蓄能器体积、系统最高压力和车速一定时,随着蓄能器初始压力的升高,回收的制动能量在减少。
由表3可以看出,车轮制动力矩分别约为780 N·m、1 180 N·m、1 380 N·m、1 580 N·m,车速达到0 m/s的时间分别约为15 s、11 s、9 s、7.5 s。分析得,随着蓄能器初始压力的增大,车轮液压制动力矩增大,导致制动减速度增大,从而制动时间变小。由此得出,当蓄能器体积、系统最高压力和车速一定时,随着蓄能器初始压力的升高,制动时间变小。
综合分析,其他条件一定,随着P0的减小,制动能量回收效率是增大的,但是制动时间却变长了,出于对制动安全的考虑,在选择蓄能器初始压力的时候,应以GB7258—2012为依据,在满足制动安全性能的前提条件下,再尽可能地减小蓄能器初始压力,从而既兼顾了制动安全性也使能量回收效率最大化。
3.2.2 系统最高压力变化
本研究在蓄能器总体积为55 L、P0=21.52 MPa时,分别进行P2=23.5 MPa、P2=27.5 MPa、P2=31.5 MPa共3种不同情况的仿真,得到仿真结果如表4所示。
Pmax—系统最大压力;P—蓄能器最终压力;t1—蓄能器达到最高压力的时间;t2—蓄能器体积达到最小的时间;Tmax—最大液压制动力矩;t—汽车制动停止时间;ε—制动能量回收效率
从表4可以看出,蓄能器达到最高压力的时间分别约为2 s、5.1 s、7.5 s,蓄能器体积不再变化的时间分别约为2 s、5.1 s、7.5 s。分析得,蓄能器初始压力相同,当蓄能器达到最高压力时,蓄能器的体积也达到最小,就不再回收剩余的能量。系统最高压力越低,蓄能器达到最高压力的时间越短,从而导致蓄能器的回收效率降低。
又由公式(14)计算出3种情况的回收效率分别为24.41%、69.56%、85.28%,与上述分析一致。由此得出,当蓄能器体积、蓄能器初始压力和车速一定时,随着蓄能器最高压力的升高,能量回收效率增加。
由表4可以看出,随着蓄能器最高压力的增大,车轮液压制动最大力矩分别为1 100 N·m、1 300 N·m、1 400 N·m,车速达到0 m/s的时间分别约为9.5 s、8.8 s、8.7 s。分析得,随着蓄能器最高压力的增大,制动力矩增大,使制动减速度增大,从制动时间减小。
综合分析,仿真结果表明蓄能器的最高压力的增大,不但可以兼顾制动安全性,而且可以使蓄能器的有效容积变大,所以在设置蓄能器最高压力时,可以以蓄能器能够承受的最大压力为系统最高压力。
3.2.3 蓄能器总体积变化
当P0=21.5 MPa、P2=31.5 MPa时,分别进行蓄能器体积为10 L、20 L、30 L、40 L、50 L共5种不同情况的仿真,得到仿真结果如表5所示。
V—蓄能器总体积
由表5可以看出,蓄能器达到最高压力的时间分别约为1 s、2 s、4 s、6 s、7.5 s,蓄能器体积达到最小的时间分别约为1 s、2 s、4 s、6 s、7.5 s。分析可知,蓄能器总体积越小,蓄能器压力越先达到最高压力,此后,就不再回收剩余的能量,导致蓄能器的回收效率降低。
又由公式(14)计算出5种情况的回收效率分别为20.08%、40.15%、60.24%、80.30%、82.35%。由此得出当蓄能器初始压力,蓄能器最高压力和车速一定时,随着蓄能器总体积的升高,回收的能量增加。
由表5可以看出,汽车减速为0 m/s的时间分别约为7.4 s、7.5 s、7.6 s、8 s、8.2 s,制动力矩达到最大值的时间分别约为1 s、2 s、4 s、6 s、8.2 s,而且最高制动力均为1 580 N·m,只有V0=50 L时,最大制动力为1 420 N·m。分析得,当蓄能器的体积增大时,达到最大制动力矩的时间就越长,因此汽车制动停止的时间就越长。
综合分析,随着蓄能器体积的增大,制动能量回收的效率增大,但是制动停止的时间变长。所以在选择蓄能器时,本研究在满足制动法规GB7258—2012的前提下,选择体积稍微大点的蓄能器。
3.3 整车仿真实验总结
综合以上3个实验得出,蓄能器初始压力、蓄能器体积对回收效率影响与制动时间的影响相反;系统最高压力对二者的影响一致。
4 优化设计
笔者采用正交试验法,对液压系统各参数进行研究,选择最优参数组合。正交实验表如表6所示。
V0—蓄能器初始体积;P0—蓄能器初始压力;Pmax—系统最大压力
极差分析表如表7和表8所示。
从表6所示的能量回收效率ε极差分析结果可以看出,V0、P0、Pmax的极差R分别为32.5%、39.7%、36.7%。所以蓄能器初始压力P0对回收效率影响最大,其次是系统最高压力Pmax,最后是蓄能器体积V0。最优参数组合为蓄能器体积55 L、蓄能器初始压力10MPa、系统最高压力31.5 MPa。
从表7制动停止时间t极差分析结果可知,V0、P0、Pmax的极差R分别为2.6%、3.9%、0.4%。蓄能器初始压力P0对制动时间影响最大,其次是蓄能器体积V0,最后是系统最高压力Pmax。最优参数组合为蓄能器体积15 L、蓄能器初始压力23 MPa、系统最高压力27.5 MPa。
能量回收效率最优参数组合和制动时间最优参数组合是不一样的。下面讨论分析,选出兼顾二者的最优组合。
由表7和表8可知,P0选择10 MPa和23 MPa,对能量回收效率的影响由67.7%变化到28%,变化率约为58.6%;对t影响由13.2%变化到9.3%,变化率约为29.5%。很明显如果要想制动时间变短一点,就要损失很多能量。如果P0选择20 MPa,则对ε的影响为47.9%,对制动时间t的影响是9.5%,与P0取10 MPa相比,对ε影响变化率约为29.2%,对t影响变化率约为28.0%。所以本研究兼顾制动停止时间和能量回收效率,选择P0为20 MPa。
由表7和表8可知V0选择15 L和55 L,对ε影响由27.7%变化到60.2%,变化率约为117.3%;对t影响由9.3%变化到11.9%,变化率约为28.0%。由此可见V0对能量回收效率影响远远大于对制动时间的影响,所以本研究以最大能量回收效率为目标,选取V0为55 L。
由表7和表8可知Pmax选择27.5 MPa和31.5 MPa,对ε影响由53.9%变化到63.2%,变化率约为17.3%;对t影响由10.4%变化到10.8%,变化率约为3.8%。由此可见Pmax对能量回收效率影响远远大于对制动时间的影响,所以本研究以最大能量回收效率为目标,选Pmax为31.5 MPa。
综合制动停止时间和能量回收效率选择最优组合为蓄能器体积55 L、蓄能器初始压力20 MPa、系统最高压力31.5 MPa。
5 结束语
首先笔者通过试验与仿真研究了液压制动能量回收系统,然后通过整车仿真分析蓄能器参数对能量回收效率和制动时间的影响,最后通过正交优化设计优化蓄能器参数,结果表明:
(1)仿真与台架实验表明了液压仿真模型的正确性。
(2)蓄能器初始压力、蓄能器体积对回收效率影响与与制动时间的影响相反;系统最高压力对二者的影响一致。
制动有效率 篇4
牵引车与半挂车装用缓速器后,牵引车后轴的制动力改变,导致各轴抱死顺序和制动力效率发生改变,而这两点是评价汽车列车直线制动稳定性的重要指标。但是,在国内外文献中,尚未见到关于对装有行车制动器与缓速器组成的联合制动系统的汽车列车制动力效率计算与分析的论文研究。本文将给出一套求解这类牵引车与半挂车在不同路面上的制动力效率的方法。
1牵引车与半挂车各轴抱死顺序的变化
设列车满载在水平、干燥、硬实的路面上制动,三轴理想地面制动力力学模型 :
装缓速器后,牵引车前后轴和挂车轴这三轴的制动器制动力及其匹配情况将发生变化,由于缓速器制动力施加在后轮上,后轮的地面制动力增大 ;
其中F缓为将缓速器的制动力矩折算到车轮所受的制动力值, U线(新的β线)为
当牵引车后轴和半挂车轴同步抱死的时候 :
采用MATLAB进行计算。
当牵引车前后轮同步抱死的时候,存在关系式 :
采用MATLAB进行计算。
2制动力效率的计算
半挂车车轮最后抱死时,
牵引车后轮最后抱死时,
抱死顺序和制动力率如表1所示 :
制动器制动力矩的改善措施 篇5
某越野车辆在路面良好的规定坡度坡道上停驻时, 由于制动力矩不足出现车辆滑坡 (向下方滑移) 现象。根据驻车坡度和整车参数计算, 要求单个后轮驻车制动力矩不小于10 034.5N·m, 而实测后轮最大驻车制动力矩为5400N·m, 与要求相差甚远。
本文通过对某越野车辆后轮制动器驻车制动力矩不足的原因分析得出, 除了制动器的主要结构参数选择不合理是制动力矩不足的主要原因之外, 制动蹄强度不足也是制动力矩达不达标的主要原因之一。采取增加制动气室输出推杆的推力和制动调整臂长度、减小渐开线凸轮基圆半径、增加制动蹄强度等改进措施后, 能使制动力矩达到要求值。
制动器结构
该越野车的后轮制动器见图1, 是定心渐开线凸轮促动领从蹄鼓式制动器, 气压驱动, 制动气室是行车制动与驻车制动兼用的复合式储能弹簧制动气室。制动器制动时, 凸轮机构保证了两蹄的位移相等, 因此, 作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩也分别相等, 领从蹄的张开力与其效能因数成反比。
1.制动鼓2.制动蹄及滚轮3.凸轮轴4.制动底板5.凸轮轴支座6.制动调整臂7.制动气室
原因分析
1.实物复检
将此制动器拆开, 对各零部件进行复检, 结果发现各零部件均满足资料要求, 由此可排除制造缺陷因素。
2.制动力矩的计算
单个制动器产生的制动力矩M计算如下:
式中Q——弹簧制动气室输出推杆的推力, N;
L——制动调整臂长度, mm;
η——凸轮支承的传动效率;
rb——渐开线凸轮基圆半径, mm;
f′——凸轮与滚轮接触点处的摩擦系数;
m——切向力 (摩擦力) 的力臂, mm;
K1、K2——领蹄、从蹄的效能因数;
R——制动鼓半径, mm。
此制动器的主要结构参数为:Q=7 5 0 0 N, L=1 3 2 m m, η=0.6～0.8, 计算时取η=0.7;rb=13m m, f′=0.15, m=13.62m m, R=190m m, K1=1.01, K2=0.45。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=5449.58N·m, 与实测值 (5400N·m) 相符。因此确定制动力矩不足的主要原因是设计不合理, 应进行改进。
3.试验及分析
(1) 方案一将原20/24型制动气室改为20/30型制动气室, 增大制动气室输出推杆的推力Q, 并减小凸轮基圆半径 (rb=10mm) 。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=9055.28N·m。而实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仅为6800N·m, 测量值与计算值相差很多。
(2) 方案二为了进一步查找原因, 再次减小凸轮基圆半径 (rb=8mm) 。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=10 958.86N·m。此时制动力矩理论上已能满足要求, 但实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仍然为6800N·m, 与试验方案一的实测值相同。
(3) 制动蹄的受力分析理论计算所依据的制动蹄摩擦面上的压力分布规律是在制动蹄为绝对刚性的假设上得出的。分析认为:此时制动蹄局部应力已达到屈服极限, 产生塑性变形, 制动力矩不再按理论对应关系相应增大, 导致实测值与计算值不相符。制动蹄用Q345钢板焊接而成, 其结构如图2所示。
以领蹄作为分离体进行受力分析, 它受到等效法向合力N1与等效切向合力f N1的合力F1、张开力P1和支反力S1, 按三力平衡汇交定理计算后:张开力P1=27 465.82N, 支反力S1=62 210.30N。
1.支承座2.腹板3.翼缘4.连接板5.筋6.加强板
由计算得出的P1和S1, 使用有限元法对领蹄进行强度分析, 得到详细的应力分布 (见图3) 和塑性变形区域 (见图4) 。
有部分区域的应力已超过Q345钢的屈服极限 (345MPa) , 理论最大应力为884.9MPa。当局部发生屈服时, 应力不再增加, 屈服区域向外延伸而扩大, 实际上的塑性变形区域比图4所示范围更大。所以制动蹄的强度不足是制动力矩实测值与计算值不符的原因。
(4) 制动力矩不足的主要原因直接原因是制动器的主要结构参数 (如制动气室输出推杆的推力、制动调整臂长度和凸轮基圆半径等) 选择不合理;间接原因是制动蹄的强度不足。
改进措施
通过上述试验分析, 针对制动力矩不足, 得出如下改进措施:将20/24型制动气室改为20/30型制动气室, 增大弹簧制动气室输出推杆的推力;减小凸轮基圆半径 (rb=8 m m) ;增大制动调整臂长度 (L=165mm) ;制动蹄用Q345钢板焊接而成, 并针对图3所示的薄弱部位进行加强:增加了制动蹄腹板和翼缘的厚度, 增加支座壁厚, 增加外加强板的长度, 增加筋和连接板的数量, 新增内加强板和两种弧形板, 腹板和内、外加强板间增加塞焊缝, 腹板和翼缘间采用连续角焊缝, 提高制动蹄的强度和刚度, 改进的制动蹄如图5所示。
1.支承座2、8.弧形板Ⅰ、Ⅱ3.内加强板4.翼缘5.连接板6.筋7.腹板9.外加强板
1.改进的制动蹄受力分析
经计算:领蹄的张开力P1=34 332.27N, 支反力S1=77 762.86N。由求出的P1和S1, 利用有限元法对领蹄进行强度分析, 应力分布情况如图6所示。改进制动蹄的最大应力为277.1MPa, 安全系数为1.25, 强度满足要求。
2.改进后制动力矩计算
单个制动器产生的制动力矩M=13 698.58N·m, 其理论值是要求值10 034.5N·m的1.37倍, 满足要求。
3.驻车制动力矩实测值
实测改进的后轮最大驻车制动力矩为14 500N·m, 与计算值基本相符。
4.驻车试验
将改进的制动器安装在该越野车辆上, 在路面良好的规定坡度的坡道上停驻时, 能可靠平稳地驻车, 制动器的制动力矩完全能满足驻车能力的要求。
结语
制动有效率 篇6
第一脚制动:轻踏
即用脚尖或前脚掌轻踏制动踏板。
(1) 用脚尖轻踏制动踏板, 若到全程的2/3时才感到制动阻力, 说明踏板自由行程过大, 应予以调整;若刚一踏下制动踏板时就感到有制动阻力, 说明踏板自由行程过小, 也应予以调整。
(2) 用前脚掌轻踏制动踏板, 若踏下制动踏板时感觉踏板比以前硬, 甚至踏不动, 说明制动总泵及分泵皮碗发胀、变形以致卡死, 或是由于制动液使用过久产生的沉淀阻塞了管路, 应更换制动液及制动皮碗, 并清洗制动管路;若踏下制动踏板时感觉软绵绵的并富有弹性, 说明液压制动管路内有空气或制动液受热汽化, 应拧紧管路接头, 并根据不同车型, 按规定要求进行放气;若踏下制动踏板后松开, 踏板不能回到原位, 说明制动总泵加油阀或回油孔堵塞, 若此时总泵伴有“扑哧、扑哧”的响声, 则说明制动总泵皮碗被踏翻, 应疏通总泵回油阀或回油孔, 重新装配或更换总泵皮碗。
第二脚制动:快踏
即用脚掌快速踏下制动踏板。
(1) 装有快速自锁接头的液压制动系统若出现轻踏制动踏板时制动有效, 而快踏制动踏板时制动无效的现象, 说明快速自锁接头装反或接头处两个弹簧力调整不当, 因此在“快踏”制动踏板时, 接头球部产生自锁现象, 制动液不能通过。遇到这种情况, 应重新装配, 并将来油端压紧弹簧弹力适当调低。
(2) 若在“快踏”制动踏板时, 感觉踏板自由行程较小且制动有效, 而在缓慢踏下制动踏板时, 感觉自由行程较大且制动无效, 说明制动总泵皮碗老化, 磨损过甚。保持对制动踏板的压力不变, 此时若感觉踏板在继续向下移动, 说明制动管路中有渗漏现象。此时应首先检查外部制动管有无破裂, 管接头处有无松旷, 再检查总泵推杆防尘套处和车轮制动分泵处有无制动液漏出, 若没有制动液漏出, 说明总泵或分泵皮碗老化破裂或被踩翻, 应予以更换。
第三脚制动:连踏
即连续踩踏几次制动踏板。
(1) 若连续踩踏几次制动踏板, 踏板始终到底且无反弹力, 说明故障原因是总泵贮液室内缺少制动液;进油孔和贮液室盖通气孔堵塞;机械连接机构脱落;制动皮碗破裂或被踏翻。此时应向贮液室内添加制动液, 疏通通气孔, 更换制动皮碗。
制动有效率 篇7
电梯能否安全运行与制动器工作状况密切相关。但是作为制动器的重要技术指标—制动力的现场检测工作目前还多数采用人工测量或人为主观判断的方式, 很难给出精确的测量值。然而大量事故案例表明, 电梯人身伤亡事故的发生主要原因之一就是源于电梯制动器制动力值不当, 从而导致电梯出现冲顶、蹾底、溜车、停层失控、剪切等现象。
目前, 电梯上安装的制动器主要为块式制动器。电梯发生溜车、冲顶、蹾底、剪切等事故的主要原因是由于制动器的制动力矩不足造成的, 而制动弹簧失效又是造成制动力矩不足的主要原因。《电梯制造与安装安全规范》12.4.2.5规定:“制动闸瓦或衬垫的压力应用有导向的压缩弹簧或重铊施加”;《电梯监督检验规程》第三条:“…在用电梯应当按照本规程对定期检验规定的内容, 每年进行一次检验…”《电梯监督检验内容要求与方法》对制动器检测的要求:“制动器动作灵活, 工作可靠。制动时两侧闸瓦应紧密、均匀地贴合在制动轮工作面上, 松闸时制动轮与闸瓦不发生摩擦”。检验方法:“外观检查, 必要时用塞尺测量”。因此, 目前对制动器的检查大都局限在定性检查上, 检查的准确性受检测人员经验的影响较大。如果能设计出准确反映制动器制动性能的装置, 便是电梯安全可靠运行的重要保障。
鉴于上述原因, 故研究开发了电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置 (具体结构如图) , 此装置尤其适用于电梯块式制动器制动力的检测。
本实用新型电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置, 包括安装在制动弹簧轴向平面两侧的筒体, 安装在制动弹簧挡盖端的固定板, 数据采集处理系统, 人机界面。筒体内部设有拉力传感器和两安装轴, 左安装轴左端通过螺母拧合在固定板上, 右安装轴右端为一臂爪, 紧扣在制动臂外端。固定板上有导向槽, 可根据制动臂的厚度调节筒体的安装位置。传感器上得到信号通过引线输出到数据采集处理系统, 在人机界面上输入制动器的相关尺寸, 就可以显示制动弹簧失效与否。 (所述拉力传感器为非标的柱式传感器;所述筒体上设有便于引线通过的引线孔, 对称设置两个;所述的固定板上有中心圆孔, 直接套在制动弹簧导向杆上。)
1-双螺母2-固定板3-左安装轴4-拉力传感器5-右安装轴6-筒体7-制动弹簧8-制动臂9-闸瓦块
电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置形式如上图所示。基本组成部分主要有:双螺母, 固定板, 左安装轴, 拉力传感器, 右安装轴, 数据采集系统, 人机界面。左安装轴左端通过双螺母拧合在固定板上, 右安装轴右端为一臂爪, 紧扣在制动臂外端。固定板上有导向槽, 可根据制动臂的厚度调节筒体的安装位置。