一种汽车ESC系统中获得高速开关阀阀芯所受液压力的方法与流程

本发明属于流体力学领域，具体涉及一种汽车电子稳定控制(ESC)系统中获得高速开关阀阀芯所受液压力的方法。

背景技术：

在汽车ESC液压系统中应用的高速开关阀是简单的两位两通阀，其中包括增压阀(常开阀)、限压阀(常开阀)、减压阀(常闭阀)、吸入阀(常闭阀)。在极限工况下，ESC系统通过其ECU协调控制这四种电磁阀的开关进而实现不同的功能，以改善汽车的操作稳定性。

在这四种阀中，增压阀调控轮缸的压力增长速率，同时也关系到轮缸的快速减压速率，所以建立准确的增压阀模型对研究ESC系统的控制起着关键作用。

在建立汽车ESC系统中增压阀的动力学模型时，阀芯受到作用力包括电磁力、液压力、弹簧力、摩擦力和粘性阻尼力等，其中液压力(与电磁力的方向相反)对阀芯的运动起到了关键作用。

目前，阀芯所受液压力一般是通过纯理论的分析方法：首先将液压力分解为液动力和静态液压力，然后与流体力学相关的公式推导出各个力的模型，最后合并。现有的这种液压力计算方法可以分析常规高速开关阀(如滑阀、锥阀)所受液压力与阀体结构和流体特性对液压力的影响趋势，但液压力的计算结果的精度不是很高，尤其是对非常规的高速开关阀(比如ESC和ABS中的推杆球阀)，所以往往要通过各种不同的补偿和修正来提高计算精度。

技术实现要素：

为解决通过模型计算高速开关阀阀芯在流体中的受到的液压力的技术问题，本发明提出了一种汽车ESC中获得高速开关阀阀芯所受液压力的方法，所述方法包括：

步骤A：根据增压阀的内部结构，选择合适的控制体，所选择的控制体包围整个阀芯；

步骤B：利用流体动量方程计算控制体内流体对阀芯的作用力；

步骤C：利用有限元仿真，改变阀芯开度以及阀入口和阀出口处的边界条件，分析阀芯所受的液压力与阀进出口压差ΔP、阀芯所受的液压力与阀芯开度x的关系；

步骤D：利用有限元仿真的分析结果，建立阀芯所受的液压力与阀进出口压差ΔP、 阀芯所受的液压力与阀芯开度x的关系，得到阀芯实际所受的液压力。

优选地，所述控制体入口流向平行于轴向，出口方向垂直于轴向。

优选地，所述阀芯开度是指阀芯与阀座之间的距离，当阀关闭时，阀芯开度为0mm。

优选地，所述边界条件是指施加在阀入口和出口处的压力。

优选地，所述阀芯实际所受的液压力为：

其中，

β₁为控制体入口处的动量系数；

k_mn(m＝1，2，3，4；n＝1，2，3，4，5)为压力拟合系数；

k_qi(i＝1，2，3，4，5)为流量拟合系数；

A₁为控制体入口节流孔的截面积；

A₂为阀口锥角处的最大半径对应的截面积；

A₃为阀芯截面积；

A₄为控制体末端最大半径处对应的截面积；

△P是阀进出口压差；

ΔP_max为阀进出口的最大阀进出口压差。

本发明通过选择完全围绕阀芯的流体为控制体，结合流场理论分析和有限元分析，得到了高精度的流场模型。此模型能够精确地计算出此种高速开关阀在不同阀芯开度和不同进出口压力下流体对阀芯的作用力。得到了阀芯所受的液压力，再结合其所受的其他作用力(电磁力、弹簧力等)即可建立阀芯的动力学方程。这对研究此种高速开关阀在不同控制算法下，其内部阀芯运动状态起到关键作用。

附图说明

图1为本发明一种汽车ESC中获得高速开关阀阀芯所受液压力的方法提供的方法流程图；

图2为高速开关阀内部选择的控制体(加黑部分)及其各压力面在轴向上的受力的示 意图；

图3为阀的内部结构尺寸示意图；

图4为有限元仿真结果所得的阀芯所受液压力与阀芯开度和阀进出口压差的关系；

图5为有限元仿真结果提取的阀的流量与模型输出的阀的流量对比；

图6为有限元仿真结果提取的阀芯所受液压力与模型输出的阀芯所受液压力对比及误差。

具体实施方式

为了使本发明所解决的技术问题、技术方案及有益效果更加清楚明白，以下结合附图对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体建模方法仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

由现有的高速开关阀(增压阀)的模型可知，目前此种阀的液压力建模方法多是采用传统的方法，即利用纯理论的公式推导出目标参数的数学模型，但多数模型选择的分析控制体并未包围整个阀芯，这样就使得推导出的模型并非是流体对整个阀芯的作用力，而只是控制体区域的流体对阀芯的作用力，所以最后的模型与实际的试验数据相差甚多。

如图1所示，本发明的一种汽车ESC中获得高速开关阀阀芯所受液压力的方法，包括：

步骤A：根据增压阀的内部结构，选择合适的控制体(将阀芯整体包围的控制体)，所选择的控制体包围整个阀芯。如图2所示，黑色部分为选择的控制体，控制体入口流向平行于轴向，出口方向垂直于轴向，所以，出口的流体在轴向上的速度分量几乎为0，可以忽略不计。

步骤B：利用流体动量方程计算控制体内流体对阀芯的作用力。

如图2所示，图2给出了该实施例中高速开关阀内部选择的控制体及其各压力面在轴向上的受力的示意图，根据流体动量方程可得：

F₁+F₂+F₃+F₄-F_h＝β₂ρqv₂-β₁ρqv₁ (1)

式中：F₁、F₂、F₃、F₄分别为控制体与阀壁接触面上的作用于控制体上的轴向力；

F₁为控制体前端入口处所受的轴向力；

F₂为前端阀口锥面处控制体所受的轴向力；

F₃为控制体出口竖直平面所受的轴向力；

F₄为控制台末端所受的轴向力；

F_h为阀芯对流体的作用力；

v₁为控制体入口处的流速；

v₂为控制体出口处的流速；

ρ为流体密度；

q为阀的流量；

β₁和β₂分别为入口和出口处的动量系数，当为层流时，两个动量均系数近似为1.32，当为紊流时，两个动量系数均接近于1。

作用于控制体上的轴向力F₁、F₂、F₃、F₄可已通过积分各接触面上的压力得到，公式如下：

式中：

r₁为控制体入口节流孔的半径，A₁为此处对应的截面积；

r₂为阀口锥角处的最大半径，A₂为此处对应的截面积；

r₃为阀芯的半径，A₃为此处对应的阀芯截面积；

r₄为控制体末端最大半径，A₄为此处对应的截面积。

p为作用于阀体内壁面所受的流体压力。

P₁、P₂、P₃、P₄是指分别在最大阀进出口压差下轴向力F₁、F₂、F₃、F₄作用面上的等效压力。

在该实施例中，该高速开关阀的阀口结构，可以视为小孔，利用小孔节流的流量公式计算阀口流量，即：

式中C_d为控制体入口处的流量系数，该参数可以通过实验获得，△P是阀进出口压差。

所以，控制体入口处的流速为：

由于控制体出口处的轴向流速分量几乎为0，所以动量方程(1)里的出口处动量(β₂ρqv₂)可以忽略不计。这里假设流体对阀芯的作用力为F_H，即阀芯所受的液压力，即F_H＝-F_h。

所以公式(1)可以简化为：

步骤C：利用有限元仿真，改变阀芯开度以及阀入口和阀出口处的边界条件，分析阀芯所受的液压力与阀进出口压差△P、阀芯所受的液压力与阀芯开度x的关系。

所述阀芯开度是指阀芯与阀座之间的距离，当阀关闭时，阀芯开度为0mm。

所述边界条件是指阀的入口压力和出口压力。

具体地，在流体前处理软件gambit里建立阀内部流体结构的二维模型，并划分网格，利用有限元流体仿真软件FLUENT分析流体对阀芯的作用力。

在FLUENT仿真过程中，边界条件为阀的入口压力和出口压力，在此还应考虑到阀口处出现的空化现象，即设置流体为混合相：气相和液相，并设置饱和蒸汽压和其各自的密度。为了节省仿真时间，简化仿真流程，可以利用UDF定义阀的出口压力随时间递增，这样通过一次仿真可模拟相同入口压力不同出口压力边界条件下的工况。最后提取流体对阀芯的作用力。

工况1：入口压力为15MPa(汽车主缸通常可达到的最大压力)，初始出口压力为0.5MPa，出口压力随时间递增，增压速率为14.5MPa/s，液相密度为850kg/m3，气相密度为9.4kg/m3，饱和蒸汽压为2900pa(绝对压力)，阀芯开度分别为0.01mm、0.05mm、0.10mm、0.20mm(阀芯最大开度为0.20mm)。这样就可以提取相同阀芯开度不同阀进出口压差下流体对阀芯的作用力。

工况2：入口压力为5.5MPa(汽车主缸通常可达到的最大压力)，初始出口压力为0.5MPa，出口压力随时间递增，增压速率为20MPa/s，液相密度为850kg/m3，气相密度为9.4kg/m3，饱和蒸汽压为2900pa(绝对压力)，阀芯开度分别为0.01mm、0.05mm、0.10mm、 0.20mm(阀芯最大开度为0.20mm)。这样就可以提取相同阀芯开度不同阀进出口压差下流体对阀芯的作用力。

两种工况下，阀芯所受的液压力如图4所示，由图4可以看出，在不同的阀芯开度下，流体对阀芯的作用力与阀进出口的阀进出口压差近似成正比(如图4中虚线)，而与阀进出口两端的压力无关。这样的话，公式(5)可以表达为：

K'为单位阀进出口压差下，控制体壁面对控制体的作用力。

式中ΔP_max为阀进出口的最大阀进出口压差。由于阀芯所受液压力与阀进出口压差成正比，所以只要得到在最大阀进出口压差下液压力与阀芯开度的关系，即可得到液压力与阀进出口压差和阀芯开度的关系。

步骤D：利用有限元仿真的分析结果，建立阀芯所受的液压力与阀进出口压差ΔP、阀芯所受的液压力与阀芯开度x的关系，得到阀芯实际所受的液压力。

这里所说的阀芯实际所受的液压力是指在不同的阀芯开度、阀进出口压差下计算得到的液压力。

在仿真结果中提取最大阀进出口压差下不同阀芯开度下阀出口的流量，建立最大阀进出口压差下的阀出口处流量与阀芯开度的关系为：

式中为最大阀进出口压差下的阀出口处流量，k_qi(i＝1，2，3，4，5)为流量拟合系数，x为阀芯开度。由公式(3)可知流量与阀进出口压差的1/2次方成正比，所以在任意阀进出口压差下，阀出口处的流量方程可以写为：

其中q为阀口处流量。对于此阀的工况，最大阀进出口压差为14.5MPa。这样就可以求得不同阀进出口压差和阀芯开度下阀出口的流量，即阀的流量。

图5显示了在不同阀芯开度下，仿真提取的流量与模型输出的流量随阀进出口压差的 变化的曲线对比，吻合效果良好。

同样，仿真结果中还可以提取在最大阀进出口压差下轴向力F₁、F₂、F₃、F₄作用面上的等效压力P₁、P₂、P₃、P₄(通过提取仿真结果的点压力并积分，求得等效压力)。通过拟合可以获取等效压力与阀芯开度的关系，代入公式(2)即可的到最大阀进出口压差下的轴向力。因此，便可以求得任意阀进出口压差下的轴向力F₁、F₂、F₃、F₄。

式中，k_mn(m＝1，2，3，4；n＝1，2，3，4，5)为压力拟合系数，利用以上流量和轴向力的拟合结果，代入公式(5)中即可得到不同阀进出口压差和不同阀芯开度下，流体对阀芯的作用力，即阀芯实际所受的液压力，如式(10)：

图6显示了不同阀进出口压差下，通过有限元仿真提取的阀芯所受液压力和模型输出的阀芯所受液压力的对比曲线及其误差，吻合效果良好。

尽管参考附图详地公开了本发明，但应理解的是，这些描述仅仅是示例性的，并非用来限制本发明的应用。本发明的保护范围由附加权利要求限定，并可包括在不脱离本发明保护范围和精神的情况下针对发明所作的各种变型、改型及等效方案。