管路布置對制動蓄能器充液性能的影響

劉德寧

(中煤科工集團太原研究院，山西 太原 030006)

由于特殊的防爆要求，煤礦井下無軌輔助運輸裝備所用的制動器大多為濕式制動器，與其配套的制動系統(tǒng)為全液壓制動系統(tǒng)[1]。制動系統(tǒng)是車輛最重要的組成部分，加之井下巷道狹窄、彎多且坡度較大，其性能的好壞直接影響著駕駛人員及井下作業(yè)人員的人身安全，因此制動系統(tǒng)的設計必須滿足安全可靠的要求[2-4]。

部分無軌輔助運輸車輛在使用過程中存在制動蓄能器充液頻繁的現(xiàn)象，導致泵頻繁工作，甚至會引起液壓油高溫，為確保制動系統(tǒng)的可靠性，對這些車輛的制動系統(tǒng)改進優(yōu)化迫在眉睫。

1 全液壓制動系統(tǒng)的工作原理

由于制動系統(tǒng)屬于間歇性工作系統(tǒng)，其工作時間相對于停頓時間來說比較短，因此為節(jié)省液壓系統(tǒng)的能耗，降低動力源的工作頻率，在制動回路中都配置蓄能器，作為儲能元件，當制動系統(tǒng)工作時，優(yōu)先使用蓄能器的高壓油液[5]。根據(jù)需要，在回路中加裝充液閥，補充蓄能器中的油液。充液閥工作時，有一個上限壓力和一個下限壓力，當蓄能器中油液的壓力降到一定程度，充液閥開始工作，動力源向蓄能器中充液，當蓄能器中的壓力達到上限壓力，充液閥關閉，實現(xiàn)動力源卸荷。

根據(jù)動力源的不同，全液壓制動系統(tǒng)可以分為負荷傳感泵制動系統(tǒng)、定量泵制動系統(tǒng)、恒壓變量泵制動系統(tǒng)。以某采用定量泵作為動力源存在頻繁充液問題的礦用車輛為例，其工作原理如圖1所示。

圖1 定量泵全液壓制動回路原理圖

當蓄能器中的壓力低于充液閥下限壓力時，充液閥開啟，去第二系統(tǒng)或回油箱的油液減少，優(yōu)先蓄能器中補充油液，當壓力達到上限壓力時，充液閥關閉，泵的流量通過O口全部流向第二系統(tǒng)或油箱。

2 系統(tǒng)頻繁充液原因分析

車輛的頻繁充液表現(xiàn)為，不操作制動踏板時，蓄能器中的壓力自動下降，下降到充液閥的下限壓力后，泵開始工作，甚至5～10s就進行一次充液，導致泵頻繁工作。設計選型蓄能器的容積時，通常要求蓄能器中的高壓油要能滿足5～6次制動過程，顯然頻繁充液達不到增加制動蓄能器降低泵工作頻率的目的。經(jīng)檢查，蓄能器中的充氮壓力滿足設計要求。

為進一步了解蓄能器中壓力變化情況，結合現(xiàn)場管路布置情況，利用AMESim仿真平臺，通過平臺中的機械庫(Mechanical)、液壓庫HYD(Hydraulic Design)、液壓元件庫 HCD(Hydraulic Component Design)及信號庫(Signal Control and Observers)建立定量泵充液系統(tǒng)的仿真模型[6-9]。制動蓄能器充液系統(tǒng)的HCD模型如圖2所示。

充液過程仿真的主要參數(shù)見表1，充液閥出口壓力和蓄能器進口壓力變化的仿真曲線如圖3所示。

表1 充液過程仿真的主要參數(shù)

圖3 充液閥出口壓力仿真曲線

從圖3中可以看出，充液閥從A點開始工作，此時出口壓力值為5MPa，與蓄能器的充氮壓力大小相符。線段AB代表整個充液過程，當?shù)竭_B點后，充液閥的出口壓力為14.35MPa，而充液閥的上限壓力理論值為14.1MPa，廠家給定的上下限壓力設計偏差為0.5MPa，仿真的值在合理的偏差范圍內(nèi)。充液完成后，充液閥關閉，此時的壓力值沒有穩(wěn)定，而是回落到C點，壓力值約為12.1MPa，而該壓力值接近于充液閥的下限壓力11.5MPa，C點以后由于存在系統(tǒng)泄露，因此壓力值是逐漸減小的。當充液閥的出口達到上限壓力時，蓄能器的進口壓力到達B’點，壓力值為12.5MPa左右，充液閥關閉后，回落至和充液閥進口壓力相同的位置。

通過以上分析可知，B點壓力值和B’點壓力值之間的差值為1.85MPa，二者分別屬于一條管路的兩個端點，說明充液過程中管路中存在較大的沿程壓力損失。需對該段管路的布置進行優(yōu)化。

利用高性能高精度手持式測試儀HMG3000對充液閥出口的壓力值進行測試。將壓力傳感器連接至充液閥的出口，觀察充液過程中壓力的變化情況如圖4所示。

圖4 充液過程中充液閥出口壓力實際測試值

圖4中時間軸上99.12s之前，完成了一次制動過程，即踩下制動踏板后松開。蓄能器中的高壓油壓力降到充液閥的下限壓力，充液閥開始充液。從99.12s到103s完成了整個充液過程?？梢钥闯錾舷迚毫χ禐?4.1MPa左右。與廠家給出的理論值以及上面仿真結果相近。充液完成后，出口壓力迅速回落至11.62MPa，趨勢與仿真模型相類似。上述仿真模型中，最終充液閥出口壓力值為12.1MPa，略高于試驗數(shù)據(jù)11.62MPa。由于仿真模型中，只關注了管路長度導致的沿程壓力損失，而忽略了充液閥至蓄能器連接管路中管路通徑變化導致的局部壓力損失，因此會有一定的誤差。

綜上仿真結果及實際測試結果，二者得出了一致的結論，充液過程中，管路長度引起了比較大的壓力損失，蓄能器中的高壓油壓力不能達到充液閥的上限壓力，二者的差值達2.5MPa左右，接近充液閥的下限壓力。故而蓄能器中的高壓油容量降低，系統(tǒng)稍有泄露或踩一次制動踏板，充液閥就開啟，從而會有頻繁充液的現(xiàn)象。

3 管路布置的優(yōu)化

通過以上分析，充液閥頻繁充液是由于充液過程中管路中的沿程壓力損失太大，導致蓄能器中的實際壓力達不到充液閥的上限壓力，壓力損失達2.5MPa，因此為解決頻繁充液問題，需對充液閥出口至蓄能器的管路布置進行優(yōu)化。

管路中的壓力損失分為局部壓力損失和沿程壓力損失。局部壓力損失是由于液體流速在某一局部受到擾動而變化所產(chǎn)生的損失，它是形狀的函數(shù)[10，11]。因此為減少局部壓力損失，應減少該段管路的管徑變化。在管路連接處不宜使用變徑接頭。

管路中的沿程壓力損失計算公式為：

式中，λ為沿程阻力系數(shù)；l為管道長度，m；dH為水力直徑，m；ρ為流體的密度，kg/m3；ν為管道內(nèi)的平均流速，m/s。

從上式中可以看出沿程壓力損失與連接管路的長度成正比，與管路的水力直徑即實際通流直徑成反比。為降低壓力損失，應盡可能的縮短管路長度或增加管路直徑。

目前充液閥至蓄能器的連接管路長度為6800mm，水力直徑為6mm。在管路長度不變的情況下將管路變粗，水力直徑變?yōu)?mm，利用手持式測量儀監(jiān)測充液閥出口壓力的變化值，可得出以下變化曲線，如圖5所示。

圖5 管路直徑加粗后充液壓力變化曲線

從圖5中可以看出，將管路加粗，充液完成后，蓄能器中的壓力值為12.4MPa左右，與充液閥的上限壓力之間的壓差為1.7MPa，壓差相比細管路，減小了0.8MPa。由于管路長度較長，且布置過程中需從機架縫隙中穿過，管路直徑不能變得更粗，會影響連接。

為進一步減小壓差，有效提高充液完成后蓄能器中壓力油的實際壓力值，應盡可能縮短管路長度，將蓄能器布置在靠近充液閥的位置。現(xiàn)場優(yōu)化后，可將蓄能器至充液閥出口之間的連接管路縮短至1000mm。通過儀器測試充液過程，充液閥出口的壓力值變化曲線如圖6所示。

圖6 管路長度縮短后充液壓力變化曲線

從圖6可以看出，充液完成后蓄能器中高壓油的實際壓力值為13.5MPa，與充液閥的上限壓力之間的壓差僅為0.6MPa，能很好的滿足設計要求，蓄能器中的壓力油容量能滿足6次制動的需求。相比原先的管路布置，壓差減小了將近2MPa。

4 結 語

本文介紹了全液壓制動系統(tǒng)的工作原理，針對某采用定量泵驅(qū)動的全液壓制動系統(tǒng)在應用過程中存在的充液頻繁問題，利用AMESIM仿真平臺，通過建立制動蓄能器充液系統(tǒng)的HCD模型，將充液閥出口壓力和蓄能器進口壓力進行了仿真，得出了二者之間壓力損失達2.5MPa；同時利用HYDAC手持式測試儀，對充液閥的出口壓力進行了實測，與仿真模型的壓力變化趨勢相同，壓差相近，驗證了仿真模型的正確性。通過對管路布置進行優(yōu)化，縮短管路長度的同時，增加了管路直徑，最終實現(xiàn)了充液完成后蓄能器中的油液壓力與充液閥的上限壓力接近，增加了高壓油容量，解決了充液頻繁問題。