濕噴機液壓制動系統(tǒng)制動閥性能研究

李科軍，陳淼林，王江銀，姚學軍，鄧旻涯，高 龍

（1.中南林業(yè)科技大學材料科學與工程學院，湖南長沙 410000；2.湖南長院悅誠裝備有限公司，湖南長沙 410000）

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

1 液壓制動閥結(jié)構(gòu)及液壓制動系統(tǒng)工作原理

1.1 液壓制動閥結(jié)構(gòu)

液壓制動閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示。其主要由制動踏板作用端面、復位彈簧、控制彈簧1、控制彈簧2和前后橋制動閥芯組成。后橋制動壓力的輸出過程為：位移信號作用在制動踏板作用端面上，作用在踏板上的腳踩力克服后端復位彈簧與控制彈簧1的壓縮力，進一步壓縮控制彈簧1后推動后橋制動閥芯移動，斷開工作容腔C2與油箱的通路；當后橋制動閥芯運動位移為xz0（即后橋制動閥芯的正遮蓋量）時，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，開始輸出后橋制動壓力；當控制彈簧1的壓縮量超過xzs2（即制動踏板端面與控制彈簧2末端的距離）時，控制彈簧2參與制動，此時制動壓力出現(xiàn)拐點，壓力梯度增大。前橋制動壓力的輸出過程與后橋類似，不過其在后橋開始制動后才通過后反饋通道輸出控制壓力，作為前橋的輸入控制信號。

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

1.2 液壓制動系統(tǒng)工作原理

液壓制動系統(tǒng)的工作原理如圖2所示。制動閥出油口與制動油缸直接相連，進油口油路上并聯(lián)一蓄能器。該蓄能器作為制動壓力源，通過踏板推動制動閥芯移動來控制制動壓力的變化，再由制動油缸輸出制動力實現(xiàn)濕噴機減速制動。蓄能器的充液壓力為11.4～13.8 MPa，制動閥輸出壓力為0～6 MPa。

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

液壓制動過程分為3個階段：

1）空行程階段。對踏板輸入位移控制信號xz（xz≤xz0），則前、后橋制動閥芯下移，切斷制動油缸無桿腔與油箱的連接，但由于制動閥設(shè)計有正遮蓋量，制動系統(tǒng)油口均不導通，此踏板行程為空行程。

2）制動階段。繼續(xù)增大輸入位移控制信號xz（xz＞xz0），則前、后橋制動閥芯繼續(xù)向下移動，蓄能器壓力油口與制動油缸壓力油口連通，隨著輸入位移的增大，輸出制動壓力隨之成比例增大，但由于前端蓋對閥芯的限位作用，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，此時制動壓力達到最大。

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

2 液壓制動系統(tǒng)動力學建模

2.1 鍵合圖建模

在建立液壓制動系統(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、后橋制動閥芯啟閉運動過程中只考慮穩(wěn)態(tài)液動力，忽略瞬態(tài)液動力；

3）各工作容腔之間的泄漏液阻不予考慮。

根據(jù)液壓制動閥結(jié)構(gòu)及液壓制動系統(tǒng)工作原理，建立液壓制動系統(tǒng)的鍵合圖模型，如圖3所示。圖中：以阻性元件R表示液壓液阻和機械阻尼，以容性元件C表示工作容腔等效液壓剛度和機械彈簧剛度系數(shù)，以慣性元件I表示機械質(zhì)量，以變換器TF表示機械系統(tǒng)與液壓系統(tǒng)能量傳遞過程的變化關(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、后橋制動控制閥芯之間連接彈簧的等效剛度；z為制動踏板運動速度；和Azr分別為后橋制動閥芯的質(zhì)量、黏性運動阻尼系數(shù)、運動速度和兩端有效作用面積；Rrf為后橋制動閥芯的反饋液阻；Ra為蓄能器進出口等效液阻，流過的流量為；Rri、Rro分別為工作容腔 C1經(jīng)后橋制動閥芯連通后橋制動油缸和油箱的等效液阻，流過的流量分別為和Acr分別為后橋制動活塞的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏粘性運動阻尼系數(shù)、運動速度和有效作用面積；mzf、kzf、rzf、和Azf分別為前橋制動閥芯的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏性運動阻尼系數(shù)、運動速度和兩端有效作用面積；Rff為后橋制動閥芯的反饋液阻，流過的流量為ff；Rfi、Rfo分別為工作容腔C1經(jīng)前橋制動閥芯連通前橋制動油缸和油箱的等效液阻，流過的流量分別為；和Acf分別為前橋制動活塞的質(zhì)量、等效液壓剛度、黏性運動阻尼系數(shù)、運動速度和有效作用面積；Fz為踏板制動力。

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

2.2 數(shù)學建模

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

3 制動閥性能仿真分析

基于MATLAB仿真平臺，采用所建立的濕噴機液壓制動系統(tǒng)的動力學模型進行制動閥靜動態(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，此時制動閥的入口壓力為13.8 MPa。在0—60 s內(nèi)，給制動踏板輸入0～7.5 mm的位移控制信號，得到前后橋制動壓力、前后橋制動閥芯位移和踏板制動力的響應曲線，如圖4所示。由圖可知：

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

1）在0—9.8 s內(nèi)，制動踏板與后橋制動閥芯運動同步，位移均由0 mm增至1 mm，但前橋制動閥芯的運動要滯后0.5 mm，這是因為前橋制動閥芯與后橋制動閥芯之間通過連接彈簧來傳遞力，而連接彈簧剛度小于復位彈簧剛度，導致前、后橋制動閥芯運動不同步；前、后橋制動壓力均為0 MPa，這是因為前、后橋控制閥芯制動壓力輸出油口均為正遮蓋，導致制動有一段空行程；踏板制動力由20.0 N增至37.5 N，這是因為復位彈簧有預壓縮量，制動踏板一旦運動就須克服該預壓縮力，使得制動踏板力有一初始值，隨著制動踏板運動位移的增加，踏板制動力逐漸增大，但由于該段時間內(nèi)前后制動壓力均不參與制動閥芯運動，踏板制動力的增幅較小。

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

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

采用雙段制動壓力梯度設(shè)計，可以使?jié)駠姍C更好地適應上下坡、高低速行駛時動能差別較大的制動需求。當濕噴機上坡或平路低速行駛時，系統(tǒng)處于慢剎工況，制動過程處于前橋制動階段，踏板位移較小時就能夠滿足制動力的要求；當濕噴機下坡或高速行駛時，系統(tǒng)處于急剎工況，整車運動制動所需制動力較大，制動過程處于后橋制動階段，較小的踏板位移可以提供較大的制動力。因此，采用雙彈簧并聯(lián)設(shè)計，可以兼顧制動操作微動性能和不同的制動壓力需求，提高濕噴機的制動性能。

3.2 動態(tài)特性仿真

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

圖5 制動閥動態(tài)響應特性曲線Fig.5 Dynamic response characteristic curve of brake valve

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

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

以上分析表明：前后橋制動的系統(tǒng)響應時間均在0.35 s內(nèi)，符合實際制動快速響應的要求，且制動過程無明顯壓力超調(diào)，制動性能穩(wěn)定；當踏板位移信號撤銷后，制動壓力可迅速解除，保證車輛正常行駛。

4 制動閥性能測試實驗

進行濕噴機液壓制動系統(tǒng)制動閥性能測試實驗。實驗現(xiàn)場如圖7所示。分別在制動閥與前、后橋連接油口處安裝壓力傳感器，通過便攜式液壓測試儀采集在不同工況下的制動壓力響應數(shù)據(jù)。在進行實驗前，先啟動發(fā)動機驅(qū)動液壓泵站給制動系統(tǒng)的蓄能器充液一段時間，保證蓄能器充液壓力達到設(shè)定值，然后分別對制動閥制動壓力比例輸出特性及階躍響應特性進行測試。

圖6 液壓制動系統(tǒng)制動閥性能測試實驗現(xiàn)場Fig.6 Performance test site of brake valve of hydraulic brake system

4.1 靜態(tài)特性實驗

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

圖7 制動壓力比例特性實驗結(jié)果Fig.7 Test results of brake pressure proportional characteristic

4.2 動態(tài)特性實驗

蓄能器充液完畢后，快速踩下制動踏板至極限位置，近似模擬制動踏板位移階躍輸入信號；穩(wěn)定3 s后，迅速將腳移開，解除制動踏板位移。實驗結(jié)果如圖8所示。由圖可知：當制動踏板踩到極限位置時，后橋制動比前橋制動響應快速，制動壓力瞬間升至6.9 MPa，波動幅度和振動次數(shù)均比前橋制動明顯，經(jīng)過0.4 s的衰減振動后趨于穩(wěn)定，后橋最大制動壓力穩(wěn)定在6.12 MPa，前橋最大制動壓力穩(wěn)定在5.76 MPa；當制動信號撤除時，前、后橋制動壓力在0.2 s內(nèi)減至0 MPa，制動解除，符合實際作業(yè)對制動系統(tǒng)快速響應的要求。從圖中可以看出，前、后橋制動實驗的壓力穩(wěn)態(tài)值的差值大于仿真壓力穩(wěn)態(tài)值的差值，這是因為在仿真中沒有考慮閥芯的泄漏，加之彈簧剛度系數(shù)等實際參數(shù)的取值差異，導致實驗所得的壓力穩(wěn)態(tài)值與仿真值存在一定差異。但總體上壓力測試值與仿真值較吻合，驗證了所建模型的準確性。

圖8 制動壓力階躍響應實驗結(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，建立了液壓制動系統(tǒng)的鍵合圖模型，據(jù)此推導出系統(tǒng)動力學方程，進行制動閥靜動態(tài)特性仿真分析，并搭建實驗平臺進行制動性能測試。結(jié)果表明：

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

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

3）制動壓力仿真結(jié)果與實驗結(jié)果的一致性較好，驗證了所建模型的準確性。研究結(jié)果為進一步研究制動閥動態(tài)特性和優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)提供了指導。