城市公交车节能减排能力分析设计-制动能量回收系
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城市公交车节能减排能力分析设计-制动能量回收系,城市,公交车,节能,能力,分析,设计,制动,能量,回收
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第3章 公交车能量回收系统的方案设计3.1 公交车相关技术参数本研究课题是对现运行车辆和在生产车辆进行设计改造，因此，对能量回收系统的设计要考虑在原车上安装的可能性。本课题选用市区主流的公交车为安装制动能量再生系统的为研究对象。表3-1为该公共汽车整车及发动机的主要技术参数。要将该车改装成带有制动能量回收系统的车辆，需要添加能量转换元件、储能元件及其辅件，同时还要根据后面所确定的总体方案对传动系统进行设计。要将该车改装成带有制动能量回收系统的车辆，需要添加能量转换元件、储能元件及其辅件，同时还要根据后面所确定的总体方案对传动系统。要将该车改装成带有制动能量回收系统的车辆，需要添加能量转换元件、储能元件及其辅件，同时还要根据后面所确定的总体方案对传动系统进行设计。 3.2 能量回收系统的总体方案选择及系统实现的技术关键321能量回收系统的总体方案设计采用液压储能的驱动系统按其动力传动元件的布置方式不同，可分为两种类型：一种是基于传统结构的并联式驱动系统，如图3-1所示；另一种是基于静液传动结构的串联式驱动系统，如图3-2所示。图3-2基于静液传动结构的串联式驱动系统原理图并联式驱动系统由两套动力系统组成：第一路为发动机的动力通过离合器传递至传动系统，与传统的汽车结构完全一致；第二路为液压驱动系统，能量经由蓄能器、液压泵马达、传动轴传递。这两套动力系统既可单独使用，也可以同时使用。在一般路面上行驶时，驾驶员剩用发动机作为动力来驾驶汽车，如遥爬坡或加速等情况，则可借助液压驱动系统，采用双动力系统共间驱动汽车。串联式驱动系统主要由发动机、液压泵、液压蓄熊器、液压泵马达以及汽车的传动系统组成。发动机带动液压泵旋转，产生的液压能一部分直接驱动液压马达，另一部分则可储存到蓄能器中，在汽车加速或其它工况下使用。由于发动机与车轮间没有直接的机械连接，发动机的调节控制是独立的，因此可以使发动机工作在效率和排放最佳的工况下，从而获得良好的燃油经济性和排放性能。这种布置具有结构简单、布置方便的特点。但是，由于经过了发动机一液压泵一液压马达间的多次能量转换，这种系统的能量利用率较低。并联式系统与串联式系统相比，具有效率高、能量损失小等特点，并且由于并联式驱动系统不改变原车的传动装置，使其在液压系统不工作时可以获得与原车相同的动力特性。综上分析，本系统总体方案采用并联式驱动、液压储能的制动能量再生系统， 其组成包括传动系统、液压系统和控制系统三部分。传动系统仍使用原车的传动系统，以使改装后的汽车仍能保持原来的动力性能；液压系统实现汽车制动能量的回收和再利用，在汽车起步、加速和爬坡时，协助发动机克服短时间的大负荷或超负荷工况，尽可能使其更长时间地工作在经济工况；控制系统用来协调整个系统的正常运行。3.1.2 能量回收系统的技术关键1、提高能量转化率制动能量再生系统工作时，应具有合理的能量回收率以及转化率。若能量回收率过小，会使车辆制动时损失的机械能不能充分回收，又会造成所设计的系统成本太高，导致其技术经济性不良的实际运行工况，综合考虑车辆制动和起步加速时的要求，对系统参数进行优化设计，提高系统的工作效率。2、能量回收系统与原车动力系统的合理匹配制动能量回收系统与原车动力系统之间的匹配问题涉及到系统的整体结构设计和系统控制策略的选择，是能量回收系统实用化的关键因素，在车辆制动或正常行驶时，能量回收智能控制系统应保证两套动力系统独立运行而不相互干扰；当车辆在起步、加速、爬坡等大负荷工况时，能量再生系统应与发动机进行动力匹配后，协助发动机克服短时间的大负荷工况，尽可能使其更长时间地工作在经济工况。 3、能量回收动力传动系统的优化设计从液压储能系统到驱动桥之间的动力传动系统设计包括确定泵/马达附加传动比、提高系统传动效率以及对泵/马达离合器进行自动控制等问题。在设计时， 应充分考虑车辆的实际布置空间，在满足整个系统工作性能的前提下，提高传动系统的可靠性和技术经济性。3. 3 能量回收系统结构方案设计及系统控制策略3. 3. 1能量回收系统的结构设计车辆制动能量回收系统的结构原理图如下所示。1发动机；2主离合器；3传动装置；4动力接口；5驱动桥；6-电控单元；7制动踏板；8加速踏板；9泵马达离合器；10-油箱；11单向阀；12低压蓄能器；13泵，马达；14.过滤器；15电液换向阀；l6高压蓄能器；17.压力计；18节流阀；19二位二通电磁换向阀；20-溢流阀； 制动能量再生系统能量的回收与释放通过可逆的液压泵/马达实现。液压泵/ 马达在回收能量时作为油泵，在释放能量时作为马达，其能量回收与释放功能转换由换向阀及其相应的辅助装置实现，并受电控单元控制。电控单元接受发动机转速、系统压力、车辆运行状况及驾驶员操作意图等相关信号，综合处理后对整个系统进行控制。回收的能量以液压能的形式存储于蓄能器中，在能量释放过程中，储存的液压能由马达经动力传动装置协同发动机驱动汽车工作。为了消除回收能量时发动机起制动作用而使能量不能充分回收再利用，方案设置了车辆的传动系统与发动机间的电控液动离合装置。该装置在能量回收时将发动机与传动系统间动力传递切断，从而消除了减速制动过程中发动机起制动作用而使储能装置不能充分发挥作用的现象。3.3.2 系统工作过程分析1、制动能量回收过程汽车开始制动时，司机踩动制动踏板和主离合器踏板，此时汽车主离合器断开，由于车辆的惯性而产生的负载力矩驱动液压泵/马达，使其转化为泵工况工作，所产生的高压液压油通过液压阀进入高压蓄能器。这样就把汽车制动时的动能转换成液压能储存起来。系统压力的最大值可通过安全阀控制。当紧急制动时，司机猛踩制动踏扳，踏板在极短的时间内就通过启动能量回收系统阶段的行程，在本系统起作用的同时，汽车原来的制动系统也一起工作， 从而使汽车能在极短时间减速至所要求速度或停止。如果能量回收系统的蓄能器未充满而减速过程已经停止，则系统将保持该压力，等下一个加速或减速过程将其释放或充满。2、制动能量释放过程当汽车起步加速时，高压液体经过电液换向阀驱动液压泵/马达，该元件作为马达再推动驱动轴，使汽车起步加速。在这个过程当中，发动机可以同时工作， 汽车此时有两个动力源，使得汽车能在更短的时间内加速并减少发动机油耗。当在加速过程中系统压力小于设定值时，由压力传感器发出信号控制能量回收系统的离合器自动断开与传动系统的连接，由发动机驱动汽车继续前进。汽车又回到减速制动前的工作状态。当汽车在行驶过程中加速时，随着司机踩动油门，在发动机加大输出功率的同时，能量回收系统也被激活。当泵纟马达输出轴的转速与发动机的转速相匹配时，控制系统控制其与汽车传动系接合，为汽车提供额外动力，直至加速过程结束或液压系统压力小于设定值时，才将本系统与汽车传动系断开。 3.3.3 系统控制策略1、系统控制策略的选择车辆制动能量再生系统有三个关键因素：液压蓄能器、泵/马达、控制策略。控制策略是整套系统工作的核心，不同的控制策略将会产生不同的燃油经济性以及要求不同尽可的蓄能器容量来匹配。对于一个给定行驶条件下的特定车辆，为尽可能减少燃油消耗，驱动控制系统应能满足以下条件：1制动能量再生系统尽可能多回收车辆动能；2所回收能量再利用效率高； 3主要能量转换单元及其传动装置工作效率高。控制策略选取的原则是简单有效，使车辆尽量降低耗油量，动力传动系统稳定，具有适当的响应与动态指标，考虑系统设计要求就是要尽量减少对原车的动力传动系统的改变，根据以上条件系统采用行程开关控制。当车辆制动时，车轮带动液压泵工作将车辆的动能回收到蓄能器中，当回收的能量超过了蓄能器的存储容量时，原车的摩擦制动器起作用，使车辆进一步减速或制动：当车辆起步或加速时,只要蓄能器中的能量达到某一值,液压马达就输出扭矩协助发动机工作， 当蓄能器的能量降到最小值时，由发动机单独完成汽车后面的加速和匀速行驶过程。2、行程开关控制分析当车辆起步加速吋，首先判断蓄能器中的压力大小，若蓄能器中的压力符合释能条件，则把油门踏板行程分为两个阶段。第一阶段：车辆制动能量再生系统释放的能量与油门行程成正比，这样保证车辆初期主要由液压储能系统供应能量，降低对发动机的功率需求，降低油耗，并有利于驾驶员对车辆的控制，这一行程占总油门行程的2/5；第二阶段：到这一油门行程说明驾驶员需大功率加速车辆，储能系统将把泵/马达排量调在最大，保证最大限度释放能量。对于制动工况，也把制动踏板行程分为两个阶段。第一阶段原制动系统不工作，由控制系统来实现同制动踏板行程成正比的车辆制动减速板超度。当制动踏过第一阶段，由控制系统实现稳定的系统最大制动强度，与原制动系统一同工作， 另外，由于本系统制动时，只能是驱动轮工作，造成的系统能提供的最大制动强度有限，在雨雪天气，路面附着系数小，强度比较大的制动时，能量回收系统与原制动系统一同工作，会造成前后制动力严重不均，对汽车稳定性造成危害。为此系统需计算车轮滑移率，以保证在雨雪天气不会因增加能量回收系统对车辆稳定性造成危害。超过一定滑移率，能量回收系统会适当降低提供的制动强度，甚至不工作，这由控制系统来判断。系统控制结构简图见图3-4。第4章 能量回收系统及装置的设计4.l 液压系统的功能、结构选择与原理4.l.1液压系统的功能液压系统的任务一是将车辆在减速制动与下坡工况损失的机械能及时地转变为液压麓予以储存；二是在车辆处于加速、爬坡或起步工况时，将储存的液压能予以释放转换为机械能，帮助发动机驱动车辆行驶，能量释放强度以保证发动机经济工况为基准，并综合考虑加减速的循环频率。要求整个系统随动作用快，换向速度高，自动化程度高，安全可靠，寿命长，质量小，结构紧凑，噪声低，成本低。4.1.2液压系统结构方案选择综合以上因素考虑，液压系统方案选择如下：(1)选择开式液压系统开式系统中液压泵从油箱吸油，油经各种控制阀艏，驱动液压执行元件，回油再经过换向阀回油箱。这种系统结构较为简单，可以发挥油箱的散热、沉淀杂质作用，但因油液常与空气接魅，使空气易予渗入系统，导致机构运动不平稳等后果。开式系统油箱大，油泵自吸性能好。闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相连，工作液体在系统的管路中进行封闭循环。其结构紧凑，与空气接触机会少，空气不易渗入系统，传动较平稳，但闭式系统较开式系统复杂，因无油箱，油液的敖热和过滤条件较差。为补偿系统中的泄漏，通常需要一个小流量的补油泵和油箱。由于闭式系统在技术要求和成本上比较高，考虑到经济性的问题，所以采取开式系统。（2）执行元件选择功能可逆的变量泵7马达；制动时，变量泵马达作为泵工作，将油泵入蓄能器中储存能量；起步或加速时，变量泵7马达作为马达工俸，为汽车提供动力。(3)液压回路的方向控制采用电液换向阀；由于液压系统中流量较大，采用电液换向阀以满足系统需要。系统中采用两个高压蓄能器和一个低压蓄能器；尽管采用一个高压蓄能器也可行，但这种情况下所需的蓄能器容积会很大，给系统布置造成较大困难，如果采用两个高压蓄能器，就能使得在汽车上布置较灵活方便，同时也能降低成本。当电液换向阀换向时，高压油会对马达造成较大冲击，采用低压蓄麓器作为缓冲装置，以缓冲瞬闻翔在马达上的高压油。4.1.3 液压系统工作原理液压系统工作原理如图4-1所示。单向阀2的作用是防止液压泵马达4泵出的油液倒流圆油箱。电液换向阀6是由一个Y型三位四透电磁换向阀鞠一个O型三位四通液动换向阀组成。电磁换向阀接收ECU电信号接通，起先导作用，从而控制波动换向阀的动作。液动换向阀作为主阕，用于控制液压系统中的执行元件。液压泵马达4的蓄能与能量释放功能转换由电液换向阀6及其相应的辅助装置实现，并受ECU控制，ECU接受发动机转速、泵马达转速、系统压力、车辆运行状况及驾驶员操作意图等相关传感信号，综合处理后对节能系统进行控制。系统工作压力由溢流阀9设定并通过压力表8显示。溢流阀9保证了回路中油压均不超过系统的最大工作匿力，起到安全保护作用。节流阀12用来控制高压蓄能器7的充液和放液速度，节流阀10用来控制压力计8的压力升降速度。车辆制动时，ECU根据接收到的制动信号，接通电液换向阀6，液压泵马达4以油泵的形式工作，车辆的动能带动液压泵马达4旋转，把低压油从油箱1泵出，多余油液经溢流阀9流回油箱l，低压油则经过滤器5过滤后经电液换向阀6压入高压蓄能器7，将车辆的动能转变成液压能储存起来，实现能量的回收转化，多余油液经节流阀10、二位二通电磁换向阀11、溢流阀9流回油箱1，这时车辆制动力由液压系统提供，翻动器本身不工作，车速慢慢降低，液压系统处于蓄能状态。紧急制动时，液压系统也切换到蓄能状态，这时车辆制动器与液压系统同时对汽车制动，使制动更加可靠。车辆起步时，ECU根据接收到的车辆档位和离合器的信号，接通电液换向阀6，液压泵，马达4以马达的形式工作，高压蓄能器7中的高压油经过电液换向阀6推动液压泵马达4旋转，同时向低压蓄能器3释放油液，通过液压泵，马达4辅助车辆起步，当高压蓄能器7压力大于供油界限时，液压系统继续工作，反之停止。爬坡或加速时，踏下加速踏板，ECU根据接收到的加速踏板信号，如果蓄能器油压离子某一阚值，液压泵，马达4作为马达工作，提供发动机辅勃动力，当油压到达最低值或车速达到某设定值时，液压泵马达4切换到无压回路的空转状态。4.2 液压系统主要参数的计算4.2.1蓄能器有关参数的计算蓄能器的最低工作压力、最高工作压力和充气压力。蓄能器压力技术参数主要包括充气压力、最低工作压力和蓄能器最高工作压力。（1）蓄能器最低工作压力的确定蓄能器最低工作压力应能满足执行机构最大负载时所需压力。可按以下公式计算： 式中：执行机构所需最大工作压力； 蓄能器到最远的执行机构的最大的压力损失之和。蓄能器最高压力的确定蓄能器最高压力的确定，既要考虑到蓄能器的寿命，又要考虑到能适当增加排油量。对皮囊式蓄能器来说，从延长其使用寿命考虑应使P3 P1，即P2越低于极限压3P1，皮囊寿命越长。提高P2,虽然可以增加蓄能器有效排油量，但势必使泵的工作压力提高，相应功率消耗也提高了，因此P2应小于系统所选泵的额定压力。作为动力源使用的蓄能器，为使其在有效工作容积过程中液压机构的压力相对稳定，根据常用经验公式，一般推荐：（0.6-0.85）(3)蓄能器充气压力P0的确定，在本系统中蓄能器作为储能装置及辅助动力源使用，这种蓄能器充气压力的确定首先应考虑使蓄能器容积最小，而单位容积的蓄能器的储能量最大，然后考虑胶囊寿命，尽量延长其使用期。目前常用的经验公式：使蓄能器总容积圪最小，单位容积储存能量最大的条件下，绝热过程时0.471b使蓄能器重量最小时（0.65-0.75）C.在保护气囊时，延长其使用寿命的条件下折合型气囊 （0.8-0.85）波纹型气囊 （0.6-0.65）隔膜式 蓄能器的充气压力po，根据应用条件的不同，选用不同计算公式进行计算，代号含义同前。2蓄能器容积的计算由于本系统任务是将车辆的所损失的机械能(主要是动能)转换为液压能，所以根据能量守恒定律，车辆所损失的机械能必与系统液压能相等。汽车制动前后动能损失为： （41）式中：m-车辆质量、一一车辆制动前后的速度而在液压系统中，蓄能器为储能装置。其储存的液压能应与汽车损失的动能相等。对于蓄能器，据单通道稳态流动能量方程，有如下能量守恒公式： （42）其中： 单位质量流体与外界的作用功； 所考查的两截面间的压力能差； 所考查的两截面间的动能差； 所考查的两截面间的压缩能差； 所考查的两截面间的位能差； 所考查的两截面间的内能差； 对外热传导、辐射、对流等热能损耗。其中：压力能是液压技术中最主要的能量形式，也是蓄能器的主要储能方式，在液压管路中，单位质量流体介质的压力能表达式为： 式中：液体密度（） 压力（） 体积流量（）单位质量液体所具有的动能为 (3)压缩能是因液体的可压缩性而消耗的能量。工程上认为，容积V随着压力升高按线性规律逐步被压缩，故其压缩能为： 式中：p一质的体积弹性能量。由于液体的可压缩性较差，即液体体积变化受压力影响很小，在主要靠压力能储能，即压力能为主要储能方式下可以忽略不计。(4)位能相对于压力能所占的比重很小，可以忽略不计。(5)内能指能耗导致的介质温升的热能部分 式中：为介质比热(6)项由于难以估算，且系统温升限定在热平衡状态，故忽略不计。综上所述，把以上不容忽视的各项能量表达式代入能量守恒方程（4-2),得本系统所采用的蓄能器中，所储存的能量形式主要是压力能。由于蓄能器充、放油完成后，即系统处于稳定状态时，壳体内液体处于静止非流动状态，故液体速度为零。同时，由于介质的能耗导致的温升的热能部分，即内能部分，考虑到蓄能器与整个液压系统相通，且热能又在通过传导、对流、辐射的形式散失，因而介质的能耗导致的液体温升总体不大，故也可在计算蓄能器的储能量时不以考虑。所以由式可计算蓄能器的储能量为式中：一蓄能器最大工作压力 一蓄能器最大工作容积因此，联立公式（4一1），（4一4）可得： (45)式中：汽车传东西效率，取 液压系统效率，取=0.8汽车行驶方程为 （46）其中： （47） 式中： 车辆驱动力（） 滚动阻力系数 空气阻力（） 空气阻力系数 车辆惯性力（） 车辆速度（） 滚动阻力（） 变量泵/马达输出角速度（）坡度角（） 速度转角转换系数（）旋转质量换算系数泵、马大输出轴上，驱动扭矩方程为： （48）式中：一变量泵/马达输出扭矩（) 一汽车主传动比 一车轮工作半径公共汽车的运行车速一般都比较低，因此，所受的空气阻力很小，可忽略不计。系统工作压力可根据扭矩选择，但应有一定范围。系统工作压力低，势必加大液压元件的结构尺寸，而样机布置空间不允许，同时，从材料消耗角度也不经济；反之，压力选得太高，对液压元件密封、制造精度要求就高，必然提高装置成本。所以依据该装置工作性质与环境，初选为P=2030MPa将选定的压力代入公式(4 一5)中，可得蓄能器工作容积为： (49)由此可得蓄能器公称容积公式为: （410） 式中：V0所需蓄能器公称容积(U Po充气压力， P1最低互作压力， P2最高工作压力， N指数，取14(按绝热处理) V蓄能器工作容积(L)，按式(4-9)计算根据蓄能器最低工作压力P1、最高工作压力p2和充气压力Po的确定方法，初选P2=30Mpa，Pl=21 ，Po=15 ，制动初速度取V1=40km/h，制动后速度V0=0，代入式(4-9)计算出蓄能器工作容积为16L，公称容积为80L。由于采用两个高压蓄能器，故公称容积可选择为40L。 ( 411)式中：P一一蓄能器压入油后的系统压力 N一一指数，取1.4按绝热处理）蓄能器回收的能量就是对蓄能器内气体做的功，公式为： (412)蓄能器作为液压能储存和释放的装置。根据在本设计中其应具有较强的能量储存与释放功能，以及反应灵敏，工作平稳可靠使用方便，寿命长等要求。综合比较弹簧式、气瓶式、活塞式和气囊式蓄能器的特点29】，气囊式蓄能器具有油液完全隔离、尺寸小、重量轻、反应灵敏以及充气方便等特点，较其他类型的蓄能器来说更适合于本系统，因此在设计选用气囊式蓄能器。如图42所示。液压蓄能器的容量要根据汽车惯性制动能量大小、系统允许的压力变化幅度和汽车允许的安装空间来选定。根据容积V0的计算结果，以及所选样车的允许结构空间与蓄能器技术经济性，选用天津布柯玛液压控制有限公司生产的型号为NXQ-A40/31.5-L-A的国标囊式液压蓄能器。其结构如图42所示，相关参数见表4-1.表41 NXQ-A40/315-L-A型液压蓄能器的相关参数型号公称容积(L)几何尺寸ABCDEFJNXQ-A40/315-L-A4010701011429913596M722-6H公称压力（Mpa)最大排油量（L/S)连接型式工作性质工作温度重量(kg)31.510螺纹连接液压油-30701404.2.2 变量泵马达的计算为了分析简单，假定汽车运行在水平路面上。将(4-6)代入式(4-8)并经过转换得变量泵/马达与负载的转矩平衡方程为： (413) 式中:泵/马达的输出角加速度 泵/马达转动惯量与汽车质量转换为泵/马达输出轴上的转动惯量之和(/)滚动摩擦力折算到变量泵/马达输出轴上的负载扭矩 当汽车制动时，二次元件的转速由加速到，在能量转换过程中，若不考虑能量的损失，可得 （414） (415)式中：车辆制动时的减速度（） 联合上式可得： （416）式中各参数含义与前面相同。按(4-18)求得的排量值为系统所需变量泵/马达最大排量的最小值，考虑到公交汽车在运行当中的意外情况，以及随着系统老化，效率下降，所选变量泵/马达的最大排量一般要大于该值，以留下足够的余量。按照GB12676-1999规定，对于公交汽车，在制动初速度为60km/h时其充分发出的平均减速度应为5m/s2公共汽车的行驶车速一般在20km/h40km/h 之间，因此取a=5m/s2作为公共汽车的平均减速度是偏安全的。在实际的计算中，还要根据汽车车轮的附着力、车轮半径、传动系统最低工作压力，按照满足汽车的最佳驱动力和制动时的最佳制动力的要求，来确定变量泵/的排量。变量泵/达作为节能驱动系统中能量转换元件，其工作效率、质量好坏对整个系统的性能有至关重要的影响。因此，应谨慎选择变量泵/马达。 表42 ZB型斜轴式泵马达性能参数转速输出压力理论功容积型号排量(r/min)()率效率质量(ml/r)额定最高额定最高(kw)(%)(kg)ZBP-F4814819701500213516396500ZBP-F481-B4819701500213516396200ZBSC-F4814819701500213516396500ZBSC-F23423415001500213512396350ZB4-73223415001500213512396350ZB系列斜轴式柱塞泵双向变量泵/马达，有4种变量方式可供选择：手动、恒压、液控和液压随动，可适应不同工况的需要。性能参数见表4_2。该类泵马达由上海液压泵厂生产。4.3 泵马达离合器的设计与选择本系统中所用泵马达离合器主要实现液压储能系统和原车动力传动系统之间的接合与分离功能。在车辆制动和起步加速时离合器结合，以完成制动能量再生功能；在车辆正常行驶时离合器断开，切断发动机与液压储能系统间的动力传递，以避免发动机向能量回收装置输入能量。它应满足以下基本要求：(1)既能可靠地传递泵马达的最大转矩又能防止传动系过载；(2)结合完全且平顺、柔和，使汽车起步时平稳无冲击，分离彻底、迅速，动作准确可靠；结构简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，维修方便；(4)具有足够的强度，工作可靠，使用寿命长;(5)通风散热性好，可操作性好，能实现自动控制。 离合器结构型式的选择离合器按其操纵方法的不同可分为机械操纵式、液压操纵式、气压操纵式和电磁操纵式。机械操纵离合器一般由人力操纵，不适合自动操纵。电磁操纵离合器对环境要求髙，发热量大，也不适合本系统。气压操纵离合器和液压操纵离合器都可基本满足本系统要求。但与气压操纵离合器相比，液压式离合器具有更大的单位容积扭矩，具有传递扭矩大、体积小的特点。而且液压式离合器可以无冲击，平稳的起动与换向。离合器的结合元件主要有嵌合式和摩擦式两种。其中， 嵌合式离合器靠主、从动件间的强制啮合传递转矩，结构简单，外形尺寸小，传递扭矩大，主、从动轴间无相对滑动，但啮合时有刚性冲击，适合于在相对速度很低或几乎停止转动的情况下结合；摩擦式离合器离、合比较平稳，并能在高速转差下进行离、合，过载时可自行打滑，这对于保护系统的主要元件十分有益。因此，本系统选用摩擦式离合器。对摩擦式接合元件材料的选择需考虑：(1)具有高而稳定的摩擦系数，对于干式摩擦片一般要求摩擦系数值的波动量不超过正常平均值的15%，对于湿式摩擦片摩擦系数值的波动不应超过20%(2)有足够的强度和良好的耐磨性；(3)耐热性好，热容量大，能经受较高的温度而无明显的变形或引起材质的改变；(4)艺性好，成本低。综上分析，本系统选用摩擦片式液压离合器。4.4 能量回收过程的系统工作性能分析1、蓄能器中的压力变化分析为简化分析，首先做如下假设：制动时蓄能器充压过程较慢，气体压力Pa和体积Va的变化近似为等温过程：与气体相比，油液的压缩性可以忽略； 油液在蓄能器中的流动可视为层流;蓄能器放油过程较快，近似为绝热过程。常规蓄能器在与系统连接时，其入口处总有一定长度的连接管路，连接管路对蓄能器本体的特性影响很大。因此，在建模分析时，连接管路视为蓄能器的一部分(在系统实际设计时应尽量缩短). 蓄能器的力平衡方程为： （417）式中：-泵出口压力(pa); -蓄能器内的气体压力(pa); -折算到蓄能器油液腔的截面积(其中包括管路、进油阀和油液腔3部分的当量截面积)() 一折算到蓄能器蓄能腔的液压油质量(kg) 一流入蓄能器的流量(/s) Ba一蓄能器的当量粘性阻尼系数(kg/s)。蓄能器的流量连续性方程为: （418）式中：Va-蓄能器压力凡所对应的蓄能器气腔容积(), 根据玻意尔气体定律有： （419）式中：P1、V1蓄能器初始工作压力(Pa)与工作容积()n多变指数，无量纲，绝热过程取1.4，等温过程取1。考虑车辆制动时的初始响应，将式(4-32)在P1、V1 附近泰勒展开，并略去高次项整理得： （420）将式(4-31) (4-33)带入式（4-30)并进行拉氏变换，整理得 （421）式中：a一蓄能器固有频率(rad/s),其中Kb为蓄能器气体弹簧刚度(kg/s) Kb=np1A/V1； （422）a蓄能器阻尼系数(无量纲),2、制动时的系统数学模型制动时泵轴上的力矩平衡方程为： （423）式中：P-泵的排量(Pa) J-泵的转动惯量(/r) Bp-泵的当量粘性阻尼系数(kg/s); p一泵的角速度(rad/s); T2一泵轴上的制动力矩()。为了分析简便，假定汽车运行在水平路面上。在制动时，发动机与传动系断开。同时公共汽车制动时的运行车速一般较低，所受空气阻力可忽略不计。因此可得制动时的车辆平衡方程为： （424）将式（4-35)代入式（4-36)并整理得： （425）式中一制动时泵的转动惯量与汽车质量转换为泵轴上的转动惯量之和(kgm) 泵的角加速度 （426） 滚动摩擦力折算到泵轴上的制动扭矩，。在上式中令 ，则有： （427） （428） 根据系统动态特性计算简图，若忽略泄漏，有,则由式（4-17)、(4-18)、 (4-20)得： （429）4.5 燃油消耗分析基本假设：车辆运行工况拟采用国标(GB/T183886-2001)规定的标准市区循环工况，此循环工况如图4-10所示。图4-3循环工况图此循环工况被划分为18个工况。表4-4列出了该循环的统计数据。2、 6、 7、11、 12、 13为恒加速运转工况;4、 9、 15、 17为恒减速运转工况。表4-4循环工况统计数据运转次序操作工况工况号加速度速度操作时间工况时间累计时间1停车1001111112加速21.0401544153等速301588234减速4-0.8315055285停车5002121496加速60.69015612557加速0.7915326618等速70322424859减速8-0.8132011119610停车900212111711加速100.6901562612312加速0.5115351113413加速0.463550914314等速11050121215515减速12-0.5250358816316等
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