濕噴機液壓制動系統制動閥性能研究

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的重要組成部分，其工作性能直接關系到濕噴機行駛的安全性和穩定性。只有準確掌握制動系統關鍵元件——制動閥的靜動態特性，才能為濕噴機制動系統的元件匹配設計和整機制動性能分析提供依據。國內外學者針對全液壓制動系統的研究已經取得一定的成果，但主要集中在制動壓力輸出與控制[1-5]、制動系統能耗特性[6-8]、蓄能器充液特性[9-10]、新型制動閥設計[11]和故障診斷[12-13]等方面，對液壓制動閥內部閥芯運動、制動踏板力與前后橋制動壓力之間的關聯性研究較少。因此，筆者以濕噴機底盤液壓制動系統的串聯液壓制動閥為研究對象，根據其內部結構及工作原理，考慮穩態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、參數優化設計及制動系統的參數匹配提供參考。

1 液壓制動閥結構及液壓制動系統工作原理

1.1 液壓制動閥結構

液壓制動閥的結構如圖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；繼續壓縮控制彈簧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 液壓制動閥的結構Fig.1 Structure of hydraulic brake valve

1.2 液壓制動系統工作原理

液壓制動系統的工作原理如圖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，但由于制動閥設計有正遮蓋量，制動系統油口均不導通，此踏板行程為空行程。

2）制動階段。繼續增大輸入位移控制信號xz（xz＞xz0），則前、后橋制動閥芯繼續向下移動，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，制動系統恢復至初始狀態。

2 液壓制動系統動力學建模

2.1 鍵合圖建模

在建立液壓制動系統鍵合圖模型前，作如下假設：

1）采用集總參數法處理閥芯質量、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態液動力，忽略瞬態液動力；

3）各工作容腔之間的泄漏液阻不予考慮。

根據液壓制動閥結構及液壓制動系統工作原理，建立液壓制動系統的鍵合圖模型，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，以慣性元件I表示機械質量，以變換器TF表示機械系統與液壓系統能量傳遞過程的變化關系；以流變量SF表示系統速度輸入；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量、黏性運動阻尼系數、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量、等效液壓剛度、黏粘性運動阻尼系數、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量、等效液壓剛度、黏性運動阻尼系數、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量、等效液壓剛度、黏性運動阻尼系數、運動速度和有效作用面積；Fz為踏板制動力。

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

2.2 數學建模

根據鍵合圖模型狀態方程生成規則，可以推導出液壓制動系統的狀態方程[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的動力學模型進行制動閥靜動態特性仿真分析。

3.1 靜態特性仿真

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，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 制動閥靜態響應特性曲線Fig.4 Static response characteristic curve of brake valve

1）在0—9.8 s內，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（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生的等效壓力，可見這是由制動閥自身的結構決定的；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制動壓力比例輸出特性的影響。

3）在36.2—60 s內（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較大，其位移變化不大。

采用雙段制動壓力梯度設計，可以使濕噴機更好地適應上下坡、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，采用雙彈簧并聯設計，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明顯大于前橋制動。后橋制動閥芯趨于穩定的時間約為0.4 s，穩態值約為1.15 mm，后橋制動壓力穩定在4.5 MPa；前橋制動閥芯趨于穩定的時間約為0.23 s，穩態值約為1.08 mm，前橋制動壓力穩定在4.3 MPa，略低于后橋制動0.2 MPa，該結果與根據式（2）的理論分析結果吻合。踏板制動力經過0.4 s的振蕩后穩定在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：前后橋制動的系統響應時間均在0.35 s內，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，制動性能穩定；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制動閥性能測試實驗。實驗現場如圖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據。在進行實驗前，先啟動發動機驅動液壓泵站給制動系統的蓄能器充液一段時間，保證蓄能器充液壓力達到設定值，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 液壓制動系統制動閥性能測試實驗現場Fig.6 Performance test site of brake valve of hydraulic brake system

4.1 靜態特性實驗

蓄能器充液完畢后，平穩踩下制動踏板剎車，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系，而且前橋制動壓力略低于后橋制動壓力，這與仿真結果一致，表明了所建模型的準確性。

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

4.2 動態特性實驗

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；穩定3 s后，迅速將腳移開，解除制動踏板位移。實驗結果如圖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均比前橋制動明顯，經過0.4 s的衰減振動后趨于穩定，后橋最大制動壓力穩定在6.12 MPa，前橋最大制動壓力穩定在5.76 MPa；當制動信號撤除時，前、后橋制動壓力在0.2 s內減至0 MPa，制動解除，符合實際作業對制動系統快速響應的要求。從圖中可以看出，前、后橋制動實驗的壓力穩態值的差值大于仿真壓力穩態值的差值，這是因為在仿真中沒有考慮閥芯的泄漏，加之彈簧剛度系數等實際參數的取值差異，導致實驗所得的壓力穩態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果Fig.8 Test results of brake pressure step response

5 結論

根據串聯式雙回路液壓制動閥的結構及工作原理，考慮油液可壓縮性等非線性因素，建立了液壓制動系統的鍵合圖模型，據此推導出系統動力學方程，進行制動閥靜動態特性仿真分析，并搭建實驗平臺進行制動性能測試。結果表明：

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，系統能在0.35 s內趨于穩定，且無明顯壓力超調，制動性能穩定；在制動閥復位階段，制動油缸能在0.2 s內將制動腔油液排入油箱，解除制動，保證車輛正常行駛。

3）制動壓力仿真結果與實驗結果的一致性較好，驗證了所建模型的準確性。研究結果為進一步研究制動閥動態特性和優化結構參數提供了指導。