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O+P Fluidtechnik 7-8/2016

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STEUERUNGEN UND

STEUERUNGEN UND REGELUNGEN FORSCHUNG UND ENTWICKLUNG PEER REVIEWED 01-03 Gemessene Bremskraftschwingungen und deren FFT bei konstanter Drehzahl treten mit wesentlich geringen Amplituden auf. Weiterhin ist zu beobachten, dass mit zunehmender Geschwindigkeit eine Amplitudenreduktion auftritt. Bei einer anschließenden Versuchswiederholung mit niedrigerer Drehzahl nehmen die Amplituden wieder ihre ursprüngliche Größe an, so dass von einer kontinuierlichen Anregung durch den weitestgehend konstant bleibenden Bremsscheibenschlag ausgegangen werden kann. Die geschwindigkeitsabhängige Reduktion der Amplituden ist demnach auf eine frequenzabhängige Übertragung des Bremssystems zurückzuführen. 1.2 SELBSTVERSTÄRKENDE ELEKTROHYDRAULISCHE BREMSE (SEHB) Bild 01-04 zeigt das Funktionsprinzip der SEHB, welches im Folgenden anhand eines Bremsvorgangs erläutert wird. Bei einer Aus- lenkung des Bremsventils in negativer Richtung fährt der Bremsaktor durch die Vorspannung der integrierten Feder und optional unterstützt durch das in einem Mitteldruckspeicher bereitgestellte geringe Ölvolumen aus, sodass das Lüftspiel zwischen Bremsbelägen und Bremsscheibe überwunden wird. Die resultierende Normalkraft F N führt zusammen mit dem Reibungskoeffizienten µ zum Aufbau einer in tangentialer Richtung wirkenden Reib- bzw. Bremskraft F BR , wie Gl. 1-1 beschreibt. Im Unterschied zu konventionellen Scheibenbremsen verzichtet die SEHB auf eine starre Anbindung an das Fahr- bzw. Drehgestell. Stattdessen besitzt sie einen zusätzlichen Abstützzylinder, welcher im Verbund mit einem Hebelgetriebe eine der Bremskraft entsprechende Auslenkung des Systems zulässt. Während des Hubweges h AZ des Abstützzylinders führt die Bremskraft F BR zum Anstieg des Drucks p AZ nach Gl. 1-2. Hierbei berücksichtigt i AZ das Hebelverhältnis zwischen dem mittleren Reibdurchmesser der Bremsbelag-/Scheibenpaarung und der Wirklinie des Abstützzylinders. Dessen Wirkfläche beschreibt A AZ , F Fed,AZ die Federkraft der zur Rückstellung des Systems benötigten Druckfeder nach Lösen der Bremse und F Reib,AZ die im Abstützzylinder wirkenden Reibkräfte. Durch geschickte Wahl der Flächenverhältnisse zwischen Bremsaktor und Abstützzylinder und Verbindung der Druckniveaus p AZ und p 0 kann der Lastdruck p L erhöht und ein weiterer Anstieg der Normal- bzw. Bremskraft erreicht werden [Lie08]. Somit ist der Kreis der Selbstverstärkung geschlossen und das System versorgt sich eigenständig aus der vorhandenen kinetischen Energie des Fahrzeugs. Neben dem Effekt der Selbstverstärkung zur Energieversorgung besitzt die SEHB gegenüber einem konventionellen Bremssystem einen weiteren Vorteil. Bei normalkraftgeregeltem Betrieb einer kon- 01-04 Funktionsprinzip der SEHB mit der Möglichkeit zur Normalkraft- (blau) und Bremsmomentenregelung (rot) 48 O+PFluidtechnik 7-8/2016

STEUERUNGEN UND REGELUNGEN ventionellen Bremse muss die Sollwertvorgabe der benötigten Normalkraft F N,soll mithilfe von Abschätzungen unbekannter Größen wie dem Reibkoeffizienten μ und den Feder- und Reibungskräften im Bremsaktor erfolgen, um das angestrebte Bremsmoment M Br zu erreichen. Mit der Erfassung der Bremsaktor-Kammerdrücke p A und p B und der anschließenden Berechnung der aktuellen Normalkraft F N,ist wird der Regelkreis geschlossen. Da die unbekannten Größen nicht innerhalb der Regelstrecke liegen, kann ein normalkraftgeregeltes System nicht direkt auf deren Änderungen während des Bremsvorgangs reagieren. Exemplarisch zeigt Bild 01-05 den Bremsmomentverlauf bei sich änderndem Reibkoeffizienten μ. Nur durch die Erfassung zusätzlicher Größen wie beispielsweise der Wellendrehzahl bei Gleitschutzsystemen im Schienenfahrzeugbereich [Bre12] können sich ändernde Betriebsbedingungen detektiert und eine Sollwertanpassung der Normalkraft vorgenommen werden. Im Fall der SEHB ist dagegen der bremsmomentgeregelte Betrieb möglich. Durch die Erfassung des Abstützzylinderdrucks p AZ kann direkt auf die momentan wirkende Bremskraft F Br,ist und das resultierende Bremsmoment M Br,ist geschlossen werden (Bild 01-04). Die Regelung des Abstützzylinderdrucks p AZ anstelle des Bremsaktordrucks erreicht, dass sich ändernde Bedingungen im Bremsbelag-Scheiben kontakt innerhalb der Regelstrecke liegen und so im Rahmen der Dynamik des Bremssystems kompensiert werden (Bild 01-05). 2 AUSWIRKUNG DES BREMSENRUBBELNS AUF DEN MECHANISMUS DER SELBSTVERSTÄRKUNG DER SEHB In [Pet16] wurde der Aufbau eines Simulationsmodells der SEHB ohne geschlossenen Kreis der Selbstverstärkung vorgestellt und die Validierung mit Messdaten gezeigt. Um den Einfluss der hydraulischen Rückführung des Abstützzylinderdrucks p AZ auf den Versorgungsdruck p 0 des Bremsventils abzubilden, wird im Simulationsmodell nun das entsprechende Rückschlagventil (Bild 01-04) berücksichtigt. Bild 02-01 zeigt die Verläufe der simulierten und gemessenen Hübe des Abstützzylinders infolge des Reibkraftaufbaus nach sprungförmiger Vorgabe des Bremsmomentes M Br,soll bei Verwendung identischer Regelparameter. Beide Verläufe zeigen gute Übereinstimmungen, auch wenn die Werte der Simulation leicht über dem Niveau der Messungen liegen und dabei eine geringere bleibende Regelabweichung aufweisen. Wie in [Pet16] gezeigt wurde, kann der Effekt des Bremsenrubbelns durch eine drehwinkelabhängige Hinterlegung des gemessenen Scheibenschlags in die Simulation implementiert werden. Dies führt zu drehzahlproportionalen Schwingungen des Abstützzylinderdrucks p AZ . Durch die Rückkopplung zum Versorgungsdruck p 0 werden diese Schwingungen ebenfalls auf das System der Zuspannung der Bremse übertragen. Um den Einfluss der Schwingungen auf den Aufbau des Lastdruckes des Bremsaktors abzuschätzen, wird zunächst das Zuspannsystem bestehend aus Brems- DANKSAGUNG Die hier veröffentlichten Ergebnisse wurden im Rahmen des durch die Deutsche Forschungsgemeinschaft geförderten Projekts „Selbstverstärkende Elektro-Hydraulische Bremse“ (MU 1225/34-3) erarbeitet. Die Autoren bedanken sich bei der Deutschen Forschungsgemeinschaft für die Förderung. 01-05 Exemplarische Bremsmomentverläufe bei Einsatz mit Normalkraft- (blau) und Bremsmomentenregelung (rot) bei sich änderndem Reibkoeffizient ventil und Bremsaktor (Bild 01-04) als Steuerkette Stetigventil–Differentialzylinder unter Berücksichtigung eines schwankenden Versorgungsdruckes p 0 betrachtet. Der in Bild 01-04 eingezeichnete Mitteldruckspeicher kann hierbei vernachlässigt werden, da dessen Funktion die Bereitstellung eines geringen Ölvolumens zur Realisierung des initialen Bremsvorgangs vor dem Einsetzen der Selbstverstärkung ist. Konstruktionsbedingt nimmt der Mitteldruckspeicher nach Aufladen auf seinen Arbeitsdruck, der deutlich unter dem maximal im Speicher anliegenden Druck p 0 liegt, keine weitere Energie mehr auf [Ewa11]. Der Lastdruck wird unter Berücksichtigung der Kammerdrücke p A und p B sowie des Flächenverhältnisses α nach Gl. 2-1 berechnet. Nach [Mur12] gelten für die statischen Drücke in den Zylinderkammern Gl. 2-2 und Gl. 2-3 für positive Hübe h BA und entsprechend Gl. 2-4 und Gl. 2-5 für Bewegungen in entgegengesetzter Richtung. Im Folgenden werden die linearisierten Volumenströme Q A und Q B hergeleitet, wobei zur Vereinfachung Differenzengrößen betrachtet werden sollen. Im Gegensatz zum Fall der konstanten Druckversorgung müssen die Druckänderungen Δp 0 mit einbezogen werden, sodass sich für unterschiedliche Bewegungsrichtungen des Bremsaktors abweichende Differenzkammerdrücke ergeben. Die Linearisierung der Volumenströme im Arbeitspunkt (y AP , p AP , p 0,AP ) ergibt mit der Volumenstrom-Signalverstärkung V Qy und der Volumenstrom-Druckverstärkung V Qp der jeweiligen Kammerseite A und B. O+PFluidtechnik 7-8/2016 49

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