濕噴機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)閥性能研究

李科軍，陳淼林，王江銀，姚學(xué)軍，鄧旻涯，高 龍

（1.中南林業(yè)科技大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，湖南長(zhǎng)沙 410000；2.湖南長(zhǎng)院悅誠(chéng)裝備有限公司，湖南長(zhǎng)沙 410000）

制動(dòng)閥是濕噴機(jī)底盤液壓制動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，其工作性能直接關(guān)系到濕噴機(jī)行駛的安全性和穩(wěn)定性。只有準(zhǔn)確掌握制動(dòng)系統(tǒng)關(guān)鍵元件——制動(dòng)閥的靜動(dòng)態(tài)特性，才能為濕噴機(jī)制動(dòng)系統(tǒng)的元件匹配設(shè)計(jì)和整機(jī)制動(dòng)性能分析提供依據(jù)。國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的研究已經(jīng)取得一定的成果，但主要集中在制動(dòng)壓力輸出與控制[1-5]、制動(dòng)系統(tǒng)能耗特性[6-8]、蓄能器充液特性[9-10]、新型制動(dòng)閥設(shè)計(jì)[11]和故障診斷[12-13]等方面，對(duì)液壓制動(dòng)閥內(nèi)部閥芯運(yùn)動(dòng)、制動(dòng)踏板力與前后橋制動(dòng)壓力之間的關(guān)聯(lián)性研究較少。因此，筆者以濕噴機(jī)底盤液壓制動(dòng)系統(tǒng)的串聯(lián)液壓制動(dòng)閥為研究對(duì)象，根據(jù)其內(nèi)部結(jié)構(gòu)及工作原理，考慮穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力等非線性因素，建立制動(dòng)閥的鍵合圖模型和動(dòng)力學(xué)方程，并進(jìn)行仿真分析和實(shí)驗(yàn)研究，以期為制動(dòng)閥工作特性分析、參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)及制動(dòng)系統(tǒng)的參數(shù)匹配提供參考。

1 液壓制動(dòng)閥結(jié)構(gòu)及液壓制動(dòng)系統(tǒng)工作原理

1.1 液壓制動(dòng)閥結(jié)構(gòu)

液壓制動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示。其主要由制動(dòng)踏板作用端面、復(fù)位彈簧、控制彈簧1、控制彈簧2和前后橋制動(dòng)閥芯組成。后橋制動(dòng)壓力的輸出過(guò)程為：位移信號(hào)作用在制動(dòng)踏板作用端面上，作用在踏板上的腳踩力克服后端復(fù)位彈簧與控制彈簧1的壓縮力，進(jìn)一步壓縮控制彈簧1后推動(dòng)后橋制動(dòng)閥芯移動(dòng)，斷開(kāi)工作容腔C2與油箱的通路；當(dāng)后橋制動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)位移為xz0（即后橋制動(dòng)閥芯的正遮蓋量）時(shí)，工作容腔C1和C2處于臨界連通狀態(tài)；繼續(xù)壓縮控制彈簧1，工作容腔C1和C2連通，開(kāi)始輸出后橋制動(dòng)壓力；當(dāng)控制彈簧1的壓縮量超過(guò)xzs2（即制動(dòng)踏板端面與控制彈簧2末端的距離）時(shí)，控制彈簧2參與制動(dòng)，此時(shí)制動(dòng)壓力出現(xiàn)拐點(diǎn)，壓力梯度增大。前橋制動(dòng)壓力的輸出過(guò)程與后橋類似，不過(guò)其在后橋開(kāi)始制動(dòng)后才通過(guò)后反饋通道輸出控制壓力，作為前橋的輸入控制信號(hào)。

圖1 液壓制動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of hydraulic brake valve

1.2 液壓制動(dòng)系統(tǒng)工作原理

液壓制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理如圖2所示。制動(dòng)閥出油口與制動(dòng)油缸直接相連，進(jìn)油口油路上并聯(lián)一蓄能器。該蓄能器作為制動(dòng)壓力源，通過(guò)踏板推動(dòng)制動(dòng)閥芯移動(dòng)來(lái)控制制動(dòng)壓力的變化，再由制動(dòng)油缸輸出制動(dòng)力實(shí)現(xiàn)濕噴機(jī)減速制動(dòng)。蓄能器的充液壓力為11.4～13.8 MPa，制動(dòng)閥輸出壓力為0～6 MPa。

圖2 液壓制動(dòng)系統(tǒng)工作原理Fig.2 Working principle of hydraulic braking system

液壓制動(dòng)過(guò)程分為3個(gè)階段：

1）空行程階段。對(duì)踏板輸入位移控制信號(hào)xz（xz≤xz0），則前、后橋制動(dòng)閥芯下移，切斷制動(dòng)油缸無(wú)桿腔與油箱的連接，但由于制動(dòng)閥設(shè)計(jì)有正遮蓋量，制動(dòng)系統(tǒng)油口均不導(dǎo)通，此踏板行程為空行程。

2）制動(dòng)階段。繼續(xù)增大輸入位移控制信號(hào)xz（xz＞xz0），則前、后橋制動(dòng)閥芯繼續(xù)向下移動(dòng)，蓄能器壓力油口與制動(dòng)油缸壓力油口連通，隨著輸入位移的增大，輸出制動(dòng)壓力隨之成比例增大，但由于前端蓋對(duì)閥芯的限位作用，控制彈簧1和控制彈簧2的壓縮量增加到一定值后不再變化，此時(shí)制動(dòng)壓力達(dá)到最大。

3）復(fù)位階段。撤銷輸入位移控制信號(hào)xz后，前、后橋制動(dòng)閥芯在復(fù)位彈簧的作用下自動(dòng)復(fù)位，制動(dòng)油缸工作油口重新與油箱連通，制動(dòng)系統(tǒng)恢復(fù)至初始狀態(tài)。

2 液壓制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

2.1 鍵合圖建模

在建立液壓制動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型前，作如下假設(shè)：

1）采用集總參數(shù)法處理閥芯質(zhì)量、液阻和彈簧剛度等；

2）在前、后橋制動(dòng)閥芯啟閉運(yùn)動(dòng)過(guò)程中只考慮穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，忽略瞬態(tài)液動(dòng)力；

3）各工作容腔之間的泄漏液阻不予考慮。

根據(jù)液壓制動(dòng)閥結(jié)構(gòu)及液壓制動(dòng)系統(tǒng)工作原理，建立液壓制動(dòng)系統(tǒng)的鍵合圖模型，如圖3所示。圖中：以阻性元件R表示液壓液阻和機(jī)械阻尼，以容性元件C表示工作容腔等效液壓剛度和機(jī)械彈簧剛度系數(shù)，以慣性元件I表示機(jī)械質(zhì)量，以變換器TF表示機(jī)械系統(tǒng)與液壓系統(tǒng)能量傳遞過(guò)程的變化關(guān)系；以流變量SF表示系統(tǒng)速度輸入；kci(i=1，2，…，5)、pci（i=1，2，…，5）分別為5個(gè)工作容腔Ci(i=1，2，…，5)的等效液壓剛度和工作壓力；ka、pa分別為蓄能器的等效液壓剛度和壓力工作；kz為后端控制彈簧1與控制彈簧2并聯(lián)的等效剛度；krf為前、后橋制動(dòng)控制閥芯之間連接彈簧的等效剛度；z為制動(dòng)踏板運(yùn)動(dòng)速度；和Azr分別為后橋制動(dòng)閥芯的質(zhì)量、黏性運(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)、運(yùn)動(dòng)速度和兩端有效作用面積；Rrf為后橋制動(dòng)閥芯的反饋液阻；Ra為蓄能器進(jìn)出口等效液阻，流過(guò)的流量為；Rri、Rro分別為工作容腔 C1經(jīng)后橋制動(dòng)閥芯連通后橋制動(dòng)油缸和油箱的等效液阻，流過(guò)的流量分別為和Acr分別為后橋制動(dòng)活塞的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏粘性運(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)、運(yùn)動(dòng)速度和有效作用面積；mzf、kzf、rzf、和Azf分別為前橋制動(dòng)閥芯的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏性運(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)、運(yùn)動(dòng)速度和兩端有效作用面積；Rff為后橋制動(dòng)閥芯的反饋液阻，流過(guò)的流量為ff；Rfi、Rfo分別為工作容腔C1經(jīng)前橋制動(dòng)閥芯連通前橋制動(dòng)油缸和油箱的等效液阻，流過(guò)的流量分別為；和Acf分別為前橋制動(dòng)活塞的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏性運(yùn)動(dòng)阻尼系數(shù)、運(yùn)動(dòng)速度和有效作用面積；Fz為踏板制動(dòng)力。

圖3 液壓制動(dòng)系統(tǒng)鍵合圖模型Fig.3 Bond graph model of hydraulic braking system

2.2 數(shù)學(xué)建模

根據(jù)鍵合圖模型狀態(tài)方程生成規(guī)則，可以推導(dǎo)出液壓制動(dòng)系統(tǒng)的狀態(tài)方程[14-16]。

3 制動(dòng)閥性能仿真分析

基于MATLAB仿真平臺(tái)，采用所建立的濕噴機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行制動(dòng)閥靜動(dòng)態(tài)特性仿真分析。

3.1 靜態(tài)特性仿真

仿真條件為蓄能器剛剛完成充液，此時(shí)制動(dòng)閥的入口壓力為13.8 MPa。在0—60 s內(nèi)，給制動(dòng)踏板輸入0～7.5 mm的位移控制信號(hào)，得到前后橋制動(dòng)壓力、前后橋制動(dòng)閥芯位移和踏板制動(dòng)力的響應(yīng)曲線，如圖4所示。由圖可知：

圖4 制動(dòng)閥靜態(tài)響應(yīng)特性曲線Fig.4 Static response characteristic curve of brake valve

1）在0—9.8 s內(nèi)，制動(dòng)踏板與后橋制動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)同步，位移均由0 mm增至1 mm，但前橋制動(dòng)閥芯的運(yùn)動(dòng)要滯后0.5 mm，這是因?yàn)榍皹蛑苿?dòng)閥芯與后橋制動(dòng)閥芯之間通過(guò)連接彈簧來(lái)傳遞力，而連接彈簧剛度小于復(fù)位彈簧剛度，導(dǎo)致前、后橋制動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)不同步；前、后橋制動(dòng)壓力均為0 MPa，這是因?yàn)榍啊⒑髽蚩刂崎y芯制動(dòng)壓力輸出油口均為正遮蓋，導(dǎo)致制動(dòng)有一段空行程；踏板制動(dòng)力由20.0 N增至37.5 N，這是因?yàn)閺?fù)位彈簧有預(yù)壓縮量，制動(dòng)踏板一旦運(yùn)動(dòng)就須克服該預(yù)壓縮力，使得制動(dòng)踏板力有一初始值，隨著制動(dòng)踏板運(yùn)動(dòng)位移的增加，踏板制動(dòng)力逐漸增大，但由于該段時(shí)間內(nèi)前后制動(dòng)壓力均不參與制動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)，踏板制動(dòng)力的增幅較小。

2）在9.8—36.2 s內(nèi)（前制動(dòng)階段），在后制動(dòng)閥芯位移超過(guò)正遮蓋行程的瞬間，蓄能器和工作容腔C2連通，產(chǎn)生后制動(dòng)壓力，并通過(guò)反饋通道引入工作容腔C4而作用在前、后橋制動(dòng)閥芯的端面上，使得前橋制動(dòng)閥芯位移由0.55 mm階躍變化至1.05 mm，結(jié)束前橋制動(dòng)閥芯空行程。隨著制動(dòng)踏板位移由1 mm增至4.5 mm，踏板制動(dòng)力、前后橋制動(dòng)壓力都線性增大，踏板制動(dòng)力由37.5 N增至352 N，前、后橋制動(dòng)壓力分別由0 MPa增至1.95 MPa和2.00 MPa，前橋制動(dòng)壓力略小于后橋制動(dòng)壓力，這是因?yàn)橹苿?dòng)穩(wěn)定時(shí)后橋制動(dòng)壓力等于前橋制動(dòng)壓力加上前端復(fù)位彈簧壓縮力產(chǎn)生的等效壓力，可見(jiàn)這是由制動(dòng)閥自身的結(jié)構(gòu)決定的；前、后橋制動(dòng)閥芯位移變化很小，這可以避免彈簧壓縮力對(duì)系統(tǒng)制動(dòng)壓力比例輸出特性的影響。

3）在36.2—60 s內(nèi)（后制動(dòng)階段），當(dāng)制動(dòng)踏板和后橋制動(dòng)閥芯相對(duì)位移之差大于3.5 mm，此時(shí)控制彈簧1和控制彈簧2均參與制動(dòng)，則踏板制動(dòng)力由352 N線性增至1 010 N，前橋制動(dòng)壓力由1.95 MPa增至5.95 MPa，后橋制動(dòng)壓力由2.00 MPa增至6.00 MPa，壓力變化梯度大于前橋制動(dòng)階段。由于前、后橋制動(dòng)閥芯閥口流量系數(shù)較大，其位移變化不大。

采用雙段制動(dòng)壓力梯度設(shè)計(jì)，可以使?jié)駠姍C(jī)更好地適應(yīng)上下坡、高低速行駛時(shí)動(dòng)能差別較大的制動(dòng)需求。當(dāng)濕噴機(jī)上坡或平路低速行駛時(shí)，系統(tǒng)處于慢剎工況，制動(dòng)過(guò)程處于前橋制動(dòng)階段，踏板位移較小時(shí)就能夠滿足制動(dòng)力的要求；當(dāng)濕噴機(jī)下坡或高速行駛時(shí)，系統(tǒng)處于急剎工況，整車運(yùn)動(dòng)制動(dòng)所需制動(dòng)力較大，制動(dòng)過(guò)程處于后橋制動(dòng)階段，較小的踏板位移可以提供較大的制動(dòng)力。因此，采用雙彈簧并聯(lián)設(shè)計(jì)，可以兼顧制動(dòng)操作微動(dòng)性能和不同的制動(dòng)壓力需求，提高濕噴機(jī)的制動(dòng)性能。

3.2 動(dòng)態(tài)特性仿真

仿真條件為蓄能器剛剛完成充液，此時(shí)制動(dòng)閥入口壓力為13.8 MPa。在第2秒時(shí)，給制動(dòng)踏板輸入6 mm的階躍位移信號(hào)，在第4秒時(shí)，撤去位移控制信號(hào)，則得到前后橋制動(dòng)壓力、前后橋制動(dòng)閥芯位移和踏板制動(dòng)力的響應(yīng)曲線，如圖5所示。由圖可知：

圖5 制動(dòng)閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性曲線Fig.5 Dynamic response characteristic curve of brake valve

1）當(dāng)制動(dòng)踏板輸入階躍位移信號(hào)后，后橋制動(dòng)閥芯的響應(yīng)速度快于前橋制動(dòng)閥芯，從而實(shí)現(xiàn)后橋制動(dòng)響應(yīng)快于前橋制動(dòng)，前者的位移峰值、波動(dòng)幅度也均大于后者，導(dǎo)致后橋制動(dòng)壓力振蕩幅度和振蕩次數(shù)明顯大于前橋制動(dòng)。后橋制動(dòng)閥芯趨于穩(wěn)定的時(shí)間約為0.4 s，穩(wěn)態(tài)值約為1.15 mm，后橋制動(dòng)壓力穩(wěn)定在4.5 MPa；前橋制動(dòng)閥芯趨于穩(wěn)定的時(shí)間約為0.23 s，穩(wěn)態(tài)值約為1.08 mm，前橋制動(dòng)壓力穩(wěn)定在4.3 MPa，略低于后橋制動(dòng)0.2 MPa，該結(jié)果與根據(jù)式（2）的理論分析結(jié)果吻合。踏板制動(dòng)力經(jīng)過(guò)0.4 s的振蕩后穩(wěn)定在378.5 N。

2）撤銷制動(dòng)踏板位移信號(hào)后，前、后橋制動(dòng)閥芯在0.12 s內(nèi)復(fù)位，從而使制動(dòng)油缸工作油口重新與油箱連通，制動(dòng)壓力迅速降至0 MPa，系統(tǒng)制動(dòng)解除，車輛可重新起步或加速。

以上分析表明：前后橋制動(dòng)的系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間均在0.35 s內(nèi)，符合實(shí)際制動(dòng)快速響應(yīng)的要求，且制動(dòng)過(guò)程無(wú)明顯壓力超調(diào)，制動(dòng)性能穩(wěn)定；當(dāng)踏板位移信號(hào)撤銷后，制動(dòng)壓力可迅速解除，保證車輛正常行駛。

4 制動(dòng)閥性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)

進(jìn)行濕噴機(jī)液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)閥性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖7所示。分別在制動(dòng)閥與前、后橋連接油口處安裝壓力傳感器，通過(guò)便攜式液壓測(cè)試儀采集在不同工況下的制動(dòng)壓力響應(yīng)數(shù)據(jù)。在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)前，先啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵站給制動(dòng)系統(tǒng)的蓄能器充液一段時(shí)間，保證蓄能器充液壓力達(dá)到設(shè)定值，然后分別對(duì)制動(dòng)閥制動(dòng)壓力比例輸出特性及階躍響應(yīng)特性進(jìn)行測(cè)試。

圖6 液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)閥性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)Fig.6 Performance test site of brake valve of hydraulic brake system

4.1 靜態(tài)特性實(shí)驗(yàn)

蓄能器充液完畢后，平穩(wěn)踩下制動(dòng)踏板剎車，近似模擬制動(dòng)踏板位移的比例輸入。實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖7所示。由圖可知：前、后橋制動(dòng)壓力存在一定波動(dòng)，主要由于在制動(dòng)過(guò)程中無(wú)法保證制動(dòng)踏板位移的線性輸入，但總體上與制動(dòng)踏板的行程存在一定的比例關(guān)系，而且前橋制動(dòng)壓力略低于后橋制動(dòng)壓力，這與仿真結(jié)果一致，表明了所建模型的準(zhǔn)確性。

圖7 制動(dòng)壓力比例特性實(shí)驗(yàn)結(jié)果Fig.7 Test results of brake pressure proportional characteristic

4.2 動(dòng)態(tài)特性實(shí)驗(yàn)

蓄能器充液完畢后，快速踩下制動(dòng)踏板至極限位置，近似模擬制動(dòng)踏板位移階躍輸入信號(hào)；穩(wěn)定3 s后，迅速將腳移開(kāi)，解除制動(dòng)踏板位移。實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖8所示。由圖可知：當(dāng)制動(dòng)踏板踩到極限位置時(shí)，后橋制動(dòng)比前橋制動(dòng)響應(yīng)快速，制動(dòng)壓力瞬間升至6.9 MPa，波動(dòng)幅度和振動(dòng)次數(shù)均比前橋制動(dòng)明顯，經(jīng)過(guò)0.4 s的衰減振動(dòng)后趨于穩(wěn)定，后橋最大制動(dòng)壓力穩(wěn)定在6.12 MPa，前橋最大制動(dòng)壓力穩(wěn)定在5.76 MPa；當(dāng)制動(dòng)信號(hào)撤除時(shí)，前、后橋制動(dòng)壓力在0.2 s內(nèi)減至0 MPa，制動(dòng)解除，符合實(shí)際作業(yè)對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)快速響應(yīng)的要求。從圖中可以看出，前、后橋制動(dòng)實(shí)驗(yàn)的壓力穩(wěn)態(tài)值的差值大于仿真壓力穩(wěn)態(tài)值的差值，這是因?yàn)樵诜抡嬷袥](méi)有考慮閥芯的泄漏，加之彈簧剛度系數(shù)等實(shí)際參數(shù)的取值差異，導(dǎo)致實(shí)驗(yàn)所得的壓力穩(wěn)態(tài)值與仿真值存在一定差異。但總體上壓力測(cè)試值與仿真值較吻合，驗(yàn)證了所建模型的準(zhǔn)確性。

圖8 制動(dòng)壓力階躍響應(yīng)實(shí)驗(yàn)結(jié)果Fig.8 Test results of brake pressure step response

5 結(jié)論

根據(jù)串聯(lián)式雙回路液壓制動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)及工作原理，考慮油液可壓縮性等非線性因素，建立了液壓制動(dòng)系統(tǒng)的鍵合圖模型，據(jù)此推導(dǎo)出系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，進(jìn)行制動(dòng)閥靜動(dòng)態(tài)特性仿真分析，并搭建實(shí)驗(yàn)平臺(tái)進(jìn)行制動(dòng)性能測(cè)試。結(jié)果表明：

1）制動(dòng)閥輸出壓力具有比例特性，后橋制動(dòng)響應(yīng)快于前橋，且后橋制動(dòng)壓力約大于前橋制動(dòng)壓力0.2 MPa。雙段制動(dòng)壓力的設(shè)計(jì)可以滿足車輛慢剎、急剎、空載和滿載等不同工況的制動(dòng)要求。

2）制動(dòng)閥階躍響應(yīng)迅速，系統(tǒng)能在0.35 s內(nèi)趨于穩(wěn)定，且無(wú)明顯壓力超調(diào)，制動(dòng)性能穩(wěn)定；在制動(dòng)閥復(fù)位階段，制動(dòng)油缸能在0.2 s內(nèi)將制動(dòng)腔油液排入油箱，解除制動(dòng)，保證車輛正常行駛。

3）制動(dòng)壓力仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的一致性較好，驗(yàn)證了所建模型的準(zhǔn)確性。研究結(jié)果為進(jìn)一步研究制動(dòng)閥動(dòng)態(tài)特性和優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)提供了指導(dǎo)。