湿喷机液压制动系统制动阀性能研究

doi:10.3785/j.issn.1006-754X.2022.00.064

湿喷机液压制动系统制动阀性能研究

李科军^,^,¹^,², 陈淼林², 王江银², 姚学军², 邓旻涯¹, 高龙¹

1.中南林业科技大学材料科学与工程学院，湖南长沙 410000

2.湖南长院悦诚装备有限公司，湖南长沙 410000

Study on brake valve performance of hydraulic brake system of wet spraying machine

LI Ke-jun^,^,¹^,², CHEN Miao-lin², WANG Jiang-yin², YAO Xue-jun², DENG Min-ya¹, GAO Long¹

1.School of Materials Science and Engineering, Central South University of Forestry and Technology, Changsha 410000, China

2.Hunan Changyuan Yuecheng Machinery Co. , Ltd. , Changsha 410000, China

收稿日期: 2021-09-06 修回日期: 2021-12-13

基金资助:

国家自然科学基金资助项目. 51805555

Received: 2021-09-06 Revised: 2021-12-13

作者简介 About authors

李科军（1984—），男，湖南邵东人，讲师，博士，从事铁路隧道工程装备的设计、分析与优化研究，E-mail：likejuncsu@126.com，https：//orcid.org/0000-0001-8761-1434 , E-mail：likejuncsu@126.com

摘要

为了研究串联式双回路液压制动阀对湿喷机制动性能的影响，根据制动阀结构及工作原理，考虑稳态液动力等非线性因素，采用键合图理论建立了液压制动系统的动力学模型，基于MATLAB平台仿真分析了制动阀的静、动态特性，并在湿喷机上搭建实验平台进行其制动性能测试。结果表明：制动阀输出压力具有比例特性，后桥制动响应快于前桥，且后桥制动压力约大于前桥制动压力0.2 MPa；制动阀双段制动压力梯度的设计可以满足湿喷机在高低速行驶时动能差别较大的制动需求；制动阀阶跃响应迅速，系统能在0.3 s内趋于稳定，且无明显压力超调，制动性能稳定；在制动阀复位阶段，制动油缸将工作腔油液迅速排入油箱，解除制动。制动压力的测试值与仿真值基本吻合，验证了所建模型的准确性。研究结果可以为制动系统的参数匹配和制动阀结构优化提供参考。

关键词： 制动系统 ; 制动阀 ; 制动压力 ; 动力学建模 ; 仿真

Abstract

In order to study the influence of the series double circuit hydraulic brake valve on the braking performance of the wet spraying machine, according to the structure and working principle of the brake valve, taking into account the nonlinear factors such as the steady-state hydrodynamic force, the dynamic model of the hydraulic braking system was established using the bond graph theory. Based on the MATLAB platform, the static and dynamic characteristics of the brake valve were simulated and analyzed, and an experimental platform was built on the wet spraying machine to test its braking performance. The results showed that the output pressure of the brake valve had a proportional characteristic, the brake response of the rear axle was faster than that of the front axle, and the brake pressure of the rear axle was about 0.2 MPa higher than that of the front axle; the design of two-stage braking pressure gradient of the brake valve could meet the braking demand of the wet spraying machine with large kinetic energy difference at high and low speeds; the step response of the brake valve was rapid, the system could become stable within 0.3 s, without obvious pressure overshoot, and the braking performance was stable; in the reset phase of the brake valve, the brake cylinder quickly discharged the oil in the working chamber into the oil tank to release the brake. The test value of brake pressure was basically consistent with the simulation value, which verified the accuracy of the model. The research results can provide reference for parameter matching of braking system and optimization of brake valve structure.

Keywords： braking system ; brake valve ; brake pressure ; dynamic modeling ; simulation

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本文引用格式

李科军, 陈淼林, 王江银, 姚学军, 邓旻涯, 高龙. 湿喷机液压制动系统制动阀性能研究. 工程设计学报[J], 2022, 29(5): 579-586 doi:10.3785/j.issn.1006-754X.2022.00.064

LI Ke-jun, CHEN Miao-lin, WANG Jiang-yin, YAO Xue-jun, DENG Min-ya, GAO Long. Study on brake valve performance of hydraulic brake system of wet spraying machine. Chinese Journal of Engineering Design[J], 2022, 29(5): 579-586 doi:10.3785/j.issn.1006-754X.2022.00.064

制动阀是湿喷机底盘液压制动系统的重要组成部分，其工作性能直接关系到湿喷机行驶的安全性和稳定性。只有准确掌握制动系统关键元件——制动阀的静动态特性，才能为湿喷机制动系统的元件匹配设计和整机制动性能分析提供依据。国内外学者针对全液压制动系统的研究已经取得一定的成果，但主要集中在制动压力输出与控制^［1-5］、制动系统能耗特性^［6-8］、蓄能器充液特性^［9-10］、新型制动阀设计^［11］和故障诊断^［12-13］等方面，对液压制动阀内部阀芯运动、制动踏板力与前后桥制动压力之间的关联性研究较少。因此，笔者以湿喷机底盘液压制动系统的串联液压制动阀为研究对象，根据其内部结构及工作原理，考虑稳态液动力等非线性因素，建立制动阀的键合图模型和动力学方程，并进行仿真分析和实验研究，以期为制动阀工作特性分析、参数优化设计及制动系统的参数匹配提供参考。

1 液压制动阀结构及液压制动系统工作原理

1.1　液压制动阀结构

液压制动阀的结构如图1所示。其主要由制动踏板作用端面、复位弹簧、控制弹簧1、控制弹簧2和前后桥制动阀芯组成。后桥制动压力的输出过程为：位移信号作用在制动踏板作用端面上，作用在踏板上的脚踩力克服后端复位弹簧与控制弹簧1的压缩力，进一步压缩控制弹簧1后推动后桥制动阀芯移动，断开工作容腔C₂与油箱的通路；当后桥制动阀芯运动位移为 $x_{z 0}$ （即后桥制动阀芯的正遮盖量）时，工作容腔C₁和C₂处于临界连通状态；继续压缩控制弹簧1，工作容腔C₁和C₂连通，开始输出后桥制动压力；当控制弹簧1的压缩量超过 $x_{z s 2}$ （即制动踏板端面与控制弹簧2末端的距离）时，控制弹簧2参与制动，此时制动压力出现拐点，压力梯度增大。前桥制动压力的输出过程与后桥类似，不过其在后桥开始制动后才通过后反馈通道输出控制压力，作为前桥的输入控制信号。

图1

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图1 液压制动阀的结构

1—制动踏板作用端面；2—后端复位弹簧；3—控制弹簧2；

4—控制弹簧1；5—后阀体；6—后反馈油孔；7—后桥制动

阀芯；8—连接弹簧；9—前桥制动阀芯；10—前反馈油孔；

11—前阀体；12—前端复位弹簧；13—前端盖。

Fig.1 Structure of hydraulic brake valve

1.2　液压制动系统工作原理

液压制动系统的工作原理如图2所示。制动阀出油口与制动油缸直接相连，进油口油路上并联一蓄能器。该蓄能器作为制动压力源，通过踏板推动制动阀芯移动来控制制动压力的变化，再由制动油缸输出制动力实现湿喷机减速制动。蓄能器的充液压力为11.4～13.8 MPa，制动阀输出压力为0～6 MPa。

图2

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图2 液压制动系统工作原理

Fig.2 Working principle of hydraulic braking system

液压制动过程分为3个阶段：

1）空行程阶段。对踏板输入位移控制信号 $x_{z}$ （ $x_{z} \leq x_{z 0}$ ），则前、后桥制动阀芯下移，切断制动油缸无杆腔与油箱的连接，但由于制动阀设计有正遮盖量，制动系统油口均不导通，此踏板行程为空行程。

2）制动阶段。继续增大输入位移控制信号 $x_{z}$ （ $x_{z} > x_{z 0}$ ），则前、后桥制动阀芯继续向下移动，蓄能器压力油口与制动油缸压力油口连通，随着输入位移的增大，输出制动压力随之成比例增大，但由于前端盖对阀芯的限位作用，控制弹簧1和控制弹簧2的压缩量增加到一定值后不再变化，此时制动压力达到最大。

3）复位阶段。撤销输入位移控制信号 $x_{z}$ 后，前、后桥制动阀芯在复位弹簧的作用下自动复位，制动油缸工作油口重新与油箱连通，制动系统恢复至初始状态。

2 液压制动系统动力学建模

2.1　键合图建模

在建立液压制动系统键合图模型前，作如下假设：

1）采用集总参数法处理阀芯质量、液阻和弹簧刚度等；

2）在前、后桥制动阀芯启闭运动过程中只考虑稳态液动力，忽略瞬态液动力；

3）各工作容腔之间的泄漏液阻不予考虑。

根据液压制动阀结构及液压制动系统工作原理，建立液压制动系统的键合图模型，如图3所示。图中：以阻性元件R表示液压液阻和机械阻尼，以容性元件C表示工作容腔等效液压刚度和机械弹簧刚度系数，以惯性元件I表示机械质量，以变换器TF表示机械系统与液压系统能量传递过程的变化关系；以流变量SF表示系统速度输入； $k_{c i} (i = 1,2, \dots, 5)$ 、p_c_i （i=1，2，…，5）分别为5个工作容腔 $C_{i} (i = 1,2, \dots, 5)$ 的等效液压刚度和工作压力； k_a、 p_a分别为蓄能器的等效液压刚度和压力工作； $k_{z}$ 为后端控制弹簧1与控制弹簧2并联的等效刚度； $k_{r f}$ 为前、后桥制动控制阀芯之间连接弹簧的等效刚度； ${\dot{x}}_{z}$ 为制动踏板运动速度； $m_{z r}$ 、 $r_{z r}$ 、 ${\dot{x}}_{z r}$ 和 $A_{z r}$ 分别为后桥制动阀芯的质量、黏性运动阻尼系数、运动速度和两端有效作用面积； $R_{r f}$ 为后桥制动阀芯的反馈液阻； $R_{a}$ 为蓄能器进出口等效液阻，流过的流量为 ${\dot{V}}_{a}$ ； $R_{r i}$ 、 $R_{r o}$ 分别为工作容腔 $C_{1}$ 经后桥制动阀芯连通后桥制动油缸和油箱的等效液阻，流过的流量分别为 ${\dot{V}}_{r i}$ 和 ${\dot{V}}_{r o}$ ； $m_{c r}$ 、k_cr、 $r_{c r}$ 、 ${\dot{x}}_{c r}$ 和 $A_{c r}$ 分别为后桥制动活塞的质量、等效液压刚度、黏粘性运动阻尼系数、运动速度和有效作用面积； $m_{z f}$ 、k_zf、 $r_{z f}$ 、 ${\dot{x}}_{z f}$ 和 $A_{z f}$ 分别为前桥制动阀芯的质量、等效液压刚度、黏性运动阻尼系数、运动速度和两端有效作用面积； $R_{f f}$ 为后桥制动阀芯的反馈液阻，流过的流量为 ${\dot{V}}_{f f}$ ； $R_{f i}$ 、 $R_{f o}$ 分别为工作容腔 $C_{1}$ 经前桥制动阀芯连通前桥制动油缸和油箱的等效液阻，流过的流量分别为 ${\dot{V}}_{f i}$ 和 ${\dot{V}}_{f o}$ ； $m_{c f}$ 、k_cf、 $r_{c f}$ 、 ${\dot{x}}_{c f}$ 和 $A_{c f}$ 分别为前桥制动活塞的质量、等效液压刚度、黏性运动阻尼系数、运动速度和有效作用面积；F_z为踏板制动力。

图3

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图3 液压制动系统键合图模型

Fig.3 Bond graph model of hydraulic braking system

2.2　数学建模

根据键合图模型状态方程生成规则，可以推导出液压制动系统的状态方程^［14-16］。

工作容腔C₁的流量连续性方程为：

{\dot{V}}_{c 1} = {\dot{V}}_{a} - {\dot{V}}_{r i} - {\dot{V}}_{r o} - {\dot{V}}_{f i} - {\dot{V}}_{f o}

（1）

{\dot{V}}_{r i} = C_{r i} A_{r i} \sqrt[]{\frac{2 (p_{c 1} - p_{c 2})}{ρ}}

（2）

{\dot{V}}_{r o} = C_{r o} A_{r o} \sqrt[]{\frac{2 p_{c 1}}{ρ}}

（3）

{\dot{V}}_{f i} = C_{f i} A_{f i} \sqrt[]{\frac{2 (p_{c 1} - p_{c 3})}{ρ}}

（4）

{\dot{V}}_{f o} = C_{f o} A_{f o} \sqrt[]{\frac{2 p_{c 1}}{ρ}}

（5）

式中： ${\dot{V}}_{c i}$ （i=1，2，…，5）为工作容腔C _i 的流量； $C_{r i}$ 、 $A_{r i}$ 分别为后桥制动阀芯进油口流量特性系数和过流面积； $C_{r o}$ 、 $A_{r o}$ 分别为后桥制动阀芯出油口流量特性系数和过流口面积； $C_{f i}$ 、 $A_{f i}$ 分别为前桥制动阀芯进油口流量特性系数和过流面积； $C_{f o}$ 、 $A_{f o}$ 分别为前桥制动阀芯出油口流量特性系数和过流面积； $ρ$ 为液压油密度。

工作容腔C₂的流量连续性方程为：

{\dot{V}}_{c 2} = {\dot{V}}_{r i} - A_{c r} {\dot{x}}_{c r}

（6）

工作容腔C₃的流量连续性方程为：

{\dot{V}}_{c 3} = {\dot{V}}_{f i} - A_{c f} {\dot{x}}_{c f}

（7）

工作容腔C₄的流量连续性方程为：

{\dot{V}}_{c 4} = {\dot{V}}_{r f} + A_{z r} {\dot{x}}_{z r} - A_{z f} {\dot{x}}_{z f}

（8）

{\dot{V}}_{r f} = C_{r f} \frac{π d_{r f}^{2}}{4} \sqrt[]{\frac{p_{c 2} - p_{c 4}}{2 ρ}}

（9）

式中： $C_{r f}$ 、 $d_{r f}$ 分别为后桥制动阀芯反馈油孔的流量系数和孔径。

工作容腔C₅的流量连续性方程为：

{\dot{V}}_{c 5} = {\dot{V}}_{f f} + A_{z f} {\dot{x}}_{z f}

（10）

{\dot{V}}_{f f} = C_{f f} \frac{π d_{f f}^{2}}{4} \sqrt[]{\frac{p_{c 3} - p_{c 5}}{2 ρ}}

（11）

式中： $C_{f f}$ 、 $d_{f f}$ 分别为前桥制动阀芯反馈油孔的流量系数和孔径。

后桥制动阀芯动力学方程为：

{\dot{P}}_{z r} = k_{z r} (x_{z} - x_{z r}) - p_{c 4} A_{z r} - r_{z r} {\dot{x}}_{z r} - F_{z r} - F_{r f}

（12）

F_{r f} = k_{r f} (x_{r f 0} + x_{z r} - x_{z f})

（13）

F_{z r} = 2 C_{d} π x_{z r} (p_{c 1} - p_{c 2}) c o s ϕ_{z r}

（14）

式中： $P_{z r}$ 、 $x_{z r}$ 分别为后桥制动阀芯的运动动量和运动位移； $F_{z r}$ 为后桥制动阀芯所受的稳态液动力； $k_{r f}$ 、 $F_{r f}$ 分别为前桥、后桥之间连接弹簧的刚度系数和作用力； $x_{r f 0}$ 为连接弹簧的预压缩量； $C_{d}$ 为流量系数； $ϕ_{z r}$ 为后桥制动阀芯阀口射流角。

后桥制动阀芯的运动速度为：

{\dot{x}}_{z r} = P_{z r} / m_{z r}

（15）

前桥制动阀芯的动力学方程为：

{\dot{P}}_{z f} = F_{r f} + A_{z r} (p_{c 4} - p_{c 5}) - k_{z f} (x_{z f 0} + x_{z f}) - r_{z f} {\dot{x}}_{z f} - F_{z f}

（16）

F_{z f} = 2 C_{d} π x_{z f} (p_{c 1} - p_{c 3}) c o s ϕ_{z f}

（17）

式中： $P_{z f}$ 、 $x_{z f}$ 分别为前桥制动阀芯的运动动量和运动位移； $F_{z f}$ 为前桥制动阀芯所受的稳态液动力； $ϕ_{z f}$ 为前桥制动阀芯阀口射流角； $k_{z f}$ 、 $x_{z f 0}$ 分别为前端复位弹簧的刚度系数和预压缩量。

前桥制动阀芯的运动速度为：

{\dot{x}}_{z f} = P_{z f} / m_{z f}

（18）

后桥制动缸活塞的动力学方程为：

{\dot{P}}_{c r} = p_{c 2} A_{c r} - k_{c r} (x_{c r 0} + x_{c r}) - r_{c r} {\dot{x}}_{c r}

（19）

式中： $P_{c r}$ 为阀芯的运动动量； $x_{c r}$ 为后桥制动活塞的运动位移； $k_{c r}$ 、 $x_{c r 0}$ 分别为后桥制动活塞弹簧的刚度系数和预压缩量； $r_{c r}$ 为后桥制动活塞黏性运动阻尼系数。

后桥制动缸活塞的运动速度为：

{\dot{x}}_{c r} = P_{c r} / m_{c r}

（20）

前桥制动缸活塞的动力学方程为：

{\dot{P}}_{c f} = p_{c 3} A_{c f} - k_{c f} (x_{c f 0} + x_{c f}) - r_{c f} {\dot{x}}_{c f}

（21）

式中： $x_{c r}$ 为后桥制动活塞的运动位移； $k_{c f}$ 、 $x_{c f 0}$ 分别为前桥制动活塞弹簧的刚度系数与预压缩量。

前桥制动缸活塞的运动速度为：

{\dot{x}}_{c f} = P_{c f} / m_{c f}

（22）

各工作容腔的压力计算方程为：

{\dot{p}}_{c i} = \frac{B {\dot{V}}_{c i}}{V_{c i}} (i = 1, 2, \dots, 5)

（23）

式中： $B$ 为液压油液的体积弹性模量。

蓄能器的工作压力为：

p_{a} = p_{a 0} {(\frac{V_{a 0} + V_{a}}{V_{a 0}})}^{1.4}

（24）

式中：p_a为蓄能器的工作压力； $p_{a 0}$ 、 $V_{a 0}$ 为蓄能器充液完后的工作压力和工作容积； $V_{a}$ 为流出蓄能器的流量。

踏板制动力为：

F_{z} = k_{z r} (x_{z} - x_{z r}) + k_{r} (x_{r 0} + x_{z})

（25）

式中： $k_{r}$ 、 $x_{r 0}$ 分别为后端复位弹簧的刚度系数和预压缩量。

3 制动阀性能仿真分析

基于MATLAB仿真平台，采用所建立的湿喷机液压制动系统的动力学模型进行制动阀静动态特性仿真分析。

3.1　静态特性仿真

仿真条件为蓄能器刚刚完成充液，此时制动阀的入口压力为13.8 MPa。在0—60 s内，给制动踏板输入0~7.5 mm的位移控制信号，得到前后桥制动压力、前后桥制动阀芯位移和踏板制动力的响应曲线，如图4所示。由图可知：

图4

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图4 制动阀静态响应特性曲线

Fig.4 Static response characteristic curve of brake valve

1）在0—9.8 s内，制动踏板与后桥制动阀芯运动同步，位移均由0 mm增至1 mm，但前桥制动阀芯的运动要滞后0.5 mm，这是因为前桥制动阀芯与后桥制动阀芯之间通过连接弹簧来传递力，而连接弹簧刚度小于复位弹簧刚度，导致前、后桥制动阀芯运动不同步；前、后桥制动压力均为0 MPa，这是因为前、后桥控制阀芯制动压力输出油口均为正遮盖，导致制动有一段空行程；踏板制动力由20.0 N增至37.5 N，这是因为复位弹簧有预压缩量，制动踏板一旦运动就须克服该预压缩力，使得制动踏板力有一初始值，随着制动踏板运动位移的增加，踏板制动力逐渐增大，但由于该段时间内前后制动压力均不参与制动阀芯运动，踏板制动力的增幅较小。

2）在9.8—36.2 s内（前制动阶段），在后制动阀芯位移超过正遮盖行程的瞬间，蓄能器和工作容腔C₂连通，产生后制动压力，并通过反馈通道引入工作容腔C₄而作用在前、后桥制动阀芯的端面上，使得前桥制动阀芯位移由0.55 mm阶跃变化至1.05 mm，结束前桥制动阀芯空行程。随着制动踏板位移由1 mm增至4.5 mm，踏板制动力、前后桥制动压力都线性增大，踏板制动力由37.5 N增至352 N，前、后桥制动压力分别由0 MPa增至1.95 MPa和2.00 MPa，前桥制动压力略小于后桥制动压力，这是因为制动稳定时后桥制动压力等于前桥制动压力加上前端复位弹簧压缩力产生的等效压力，可见这是由制动阀自身的结构决定的；前、后桥制动阀芯位移变化很小，这可以避免弹簧压缩力对系统制动压力比例输出特性的影响。

3）在36.2—60 s内（后制动阶段），当制动踏板和后桥制动阀芯相对位移之差大于3.5 mm，此时控制弹簧1和控制弹簧2均参与制动，则踏板制动力由352 N线性增至1 010 N，前桥制动压力由1.95 MPa增至5.95 MPa，后桥制动压力由2.00 MPa增至6.00 MPa，压力变化梯度大于前桥制动阶段。由于前、后桥制动阀芯阀口流量系数较大，其位移变化不大。

采用双段制动压力梯度设计，可以使湿喷机更好地适应上下坡、高低速行驶时动能差别较大的制动需求。当湿喷机上坡或平路低速行驶时，系统处于慢刹工况，制动过程处于前桥制动阶段，踏板位移较小时就能够满足制动力的要求；当湿喷机下坡或高速行驶时，系统处于急刹工况，整车运动制动所需制动力较大，制动过程处于后桥制动阶段，较小的踏板位移可以提供较大的制动力。因此，采用双弹簧并联设计，可以兼顾制动操作微动性能和不同的制动压力需求，提高湿喷机的制动性能。

3.2　动态特性仿真

仿真条件为蓄能器刚刚完成充液，此时制动阀入口压力为13.8 MPa。在第2秒时，给制动踏板输入6 mm的阶跃位移信号，在第4秒时，撤去位移控制信号，则得到前后桥制动压力、前后桥制动阀芯位移和踏板制动力的响应曲线，如图5所示。由图可知：

图5

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图5 制动阀动态响应特性曲线

Fig.5 Dynamic response characteristic curve of brake valve

1）当制动踏板输入阶跃位移信号后，后桥制动阀芯的响应速度快于前桥制动阀芯，从而实现后桥制动响应快于前桥制动，前者的位移峰值、波动幅度也均大于后者，导致后桥制动压力振荡幅度和振荡次数明显大于前桥制动。后桥制动阀芯趋于稳定的时间约为0.4 s，稳态值约为1.15 mm，后桥制动压力稳定在4.5 MPa；前桥制动阀芯趋于稳定的时间约为0.23 s，稳态值约为1.08 mm，前桥制动压力稳定在4.3 MPa，略低于后桥制动0.2 MPa，该结果与根据式（2）的理论分析结果吻合。踏板制动力经过0.4 s的振荡后稳定在378.5 N。

2）撤销制动踏板位移信号后，前、后桥制动阀芯在0.12 s内复位，从而使制动油缸工作油口重新与油箱连通，制动压力迅速降至0 MPa，系统制动解除，车辆可重新起步或加速。

以上分析表明：前后桥制动的系统响应时间均在0.35 s内，符合实际制动快速响应的要求，且制动过程无明显压力超调，制动性能稳定；当踏板位移信号撤销后，制动压力可迅速解除，保证车辆正常行驶。

4 制动阀性能测试实验

进行湿喷机液压制动系统制动阀性能测试实验。实验现场如图7所示。分别在制动阀与前、后桥连接油口处安装压力传感器，通过便携式液压测试仪采集在不同工况下的制动压力响应数据。在进行实验前，先启动发动机驱动液压泵站给制动系统的蓄能器充液一段时间，保证蓄能器充液压力达到设定值，然后分别对制动阀制动压力比例输出特性及阶跃响应特性进行测试。

图6

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图6 液压制动系统制动阀性能测试实验现场

Fig.6 Performance test site of brake valve of hydraulic brake system

图7

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图7 制动压力比例特性实验结果

Fig.7 Test results of brake pressure proportional characteristic

4.1　静态特性实验

蓄能器充液完毕后，平稳踩下制动踏板刹车，近似模拟制动踏板位移的比例输入。实验结果如图7所示。由图可知：前、后桥制动压力存在一定波动，主要由于在制动过程中无法保证制动踏板位移的线性输入，但总体上与制动踏板的行程存在一定的比例关系，而且前桥制动压力略低于后桥制动压力，这与仿真结果一致，表明了所建模型的准确性。

4.2　动态特性实验

蓄能器充液完毕后，快速踩下制动踏板至极限位置，近似模拟制动踏板位移阶跃输入信号；稳定3 s后，迅速将脚移开，解除制动踏板位移。实验结果如图8所示。由图可知：当制动踏板踩到极限位置时，后桥制动比前桥制动响应快速，制动压力瞬间升至6.9 MPa，波动幅度和振动次数均比前桥制动明显，经过0.4 s的衰减振动后趋于稳定，后桥最大制动压力稳定在6.12 MPa，前桥最大制动压力稳定在5.76 MPa；当制动信号撤除时，前、后桥制动压力在0.2 s内减至0 MPa，制动解除，符合实际作业对制动系统快速响应的要求。从图中可以看出，前、后桥制动实验的压力稳态值的差值大于仿真压力稳态值的差值，这是因为在仿真中没有考虑阀芯的泄漏，加之弹簧刚度系数等实际参数的取值差异，导致实验所得的压力稳态值与仿真值存在一定差异。但总体上压力测试值与仿真值较吻合，验证了所建模型的准确性。

图8

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图8 制动压力阶跃响应实验结果

Fig.8 Test results of brake pressure step response

5 结论

根据串联式双回路液压制动阀的结构及工作原理，考虑油液可压缩性等非线性因素，建立了液压制动系统的键合图模型，据此推导出系统动力学方程，进行制动阀静动态特性仿真分析，并搭建实验平台进行制动性能测试。结果表明：

1）制动阀输出压力具有比例特性，后桥制动响应快于前桥，且后桥制动压力约大于前桥制动压力0.2 MPa。双段制动压力的设计可以满足车辆慢刹、急刹、空载和满载等不同工况的制动要求。

2）制动阀阶跃响应迅速，系统能在0.35 s内趋于稳定，且无明显压力超调，制动性能稳定；在制动阀复位阶段，制动油缸能在0.2 s内将制动腔油液排入油箱，解除制动，保证车辆正常行驶。

3）制动压力仿真结果与实验结果的一致性较好，验证了所建模型的准确性。研究结果为进一步研究制动阀动态特性和优化结构参数提供了指导。

参考文献

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被引期刊影响因子

[1]

李静，杨雄，苗卉，等.

基于台架试验的电控液压制动系统动态特性

［J］.吉林大学学报（工学版），2016，46（1）：15-20.