D0I:10.13374/i.issnl001t03.2007.0L.016 第29卷第1期 北京科技大学学报 Vol.29 No.1 2007年1月 Journal of University of Science and Technology Beijing Jan.2007 全动力液压制动系统的动态模拟与实验 林慕义12)张文明) 1)北京科技大学土木与环境工程学院，北京1000832)太原科技大学机电工程学院，太原030024 摘要在对串联式液压制动阀结构与性能分析的基础上，建立了全动力液压制动系统动态数学模型，并就制动阀结构参数 对系统动态性能的影响进行了仿真分析·通过系统动态响应特性台架实验，验证了仿真模型，得出了各种制动工况对系统响 应特性的影响规律.经工业性应用，设计研制的工程车辆全动力制动系统性能满足S03450标准要求. 关键词工程车辆：制动系统；制动阀；动态响应：仿真 分类号TH137.7 作为车辆的重要系统之一，制动系统的动态性 通，此时阀芯继续保持制动压力，踏板力与制动压力 能直接关系到车辆的行驶与安全性能，只有准确掌 的平衡决定了制动压力的大小.制动过程结束时， 握制动过程中系统及其关键元件制动阀的动态特性 阀芯回位使3,4与7,8重新接通，5,6口被重新关 及各种影响因素，才能为车辆制动系统的设计与匹 闭，阀芯的排列决定了如果其中的一个回路失效， 配、整机制动性能的预测与分析提供依据，国外在 另一回路仍能保持有效制动 此方面仅有相关产品的文献报道)，国内也只进 弹簧力F 行了少量涉及系统空行程动态特性方面的研究，而 A上 未将制动阀及增压行程考虑在内[].本文将仿真分 析与台架实验相结合，不但能够掌握决定系统动态 PA好 性能的主要参数，而且能够在确定系统与元件结构 上回路 参数后，分析各种制动工况变化对系统动态响应特 性的影响， 1全动力液压制动系统原理 11 影响工程车辆制动系统性能的主要元件为制动 10 12 下回路 阀、蓄能器及制动轮缸等，其中的关键元件是制动 阀，轮式工程车辆常用的液压制动阀主要有两种： 种是踏板操纵一反向调节式制动阀，可用于弹 簧制动器制动系统：另一种为双回路全动力液压制 动系统最常用的串联调节式液压制动阀 对于串联式液压制动阀，其结构原理如图1所 1,2-上、下阀芯：3,4-回油口：5,6-压力输入口：7,8-压力输 出口：9,10一反馈油孔；11一蓄能器：12-制动轮缸 示，当需要制动时，踏板经由弹簧推动上阀芯1向 图1制动系统原理图 下移动，由上阀芯产生的液动力推动下阀芯2同时 Fig-I Model principle schematic of a brake system 向下移动.两阀芯首先关闭回油口3,4，而后将蓄能 器压力输入口5,6与输出至制动轮缸的压力口7,8 制动系统的设计可采用传统稳态设计理论进 相连通。经由两阀芯反馈油孔9,10作用在两阀芯 行，但稳态设计方法只能对系统及元件结构参数进 下端的压力不断升高，推动阀芯向上运动并关闭蓄 行初始设计，无法进行车辆制动系统的精确设计与 能器口5,6与输出至制动轮缸的压力口7,8间的连 匹配，由制动阀原理可知，系统动态特性受系统与 元件结构参数的影响较大，如系统压力、蓄能器容 收稿日期：2005-11-12修回日期：2006-03-15 基金项目：国家自然科学基金资助项目(N。.50475173):山西省重点 量、轮缸容积、阻尼孔直径、阀芯直径与质量等等 科技攻关计划资助项目(No.051177) 要想掌握哪些参数变化对系统响应特性质量影响较 作者简介：林慕义(1964一)，男.教授，博士
全动力液压制动系统的动态模拟与实验 林慕义12） 张文明1） 1） 北京科技大学土木与环境工程学院北京100083 2） 太原科技大学机电工程学院太原030024 摘 要 在对串联式液压制动阀结构与性能分析的基础上建立了全动力液压制动系统动态数学模型并就制动阀结构参数 对系统动态性能的影响进行了仿真分析．通过系统动态响应特性台架实验验证了仿真模型得出了各种制动工况对系统响 应特性的影响规律．经工业性应用设计研制的工程车辆全动力制动系统性能满足 ISO3450标准要求． 关键词 工程车辆；制动系统；制动阀；动态响应；仿真 分类号 T H137∙7 收稿日期：20051112 修回日期：20060315 基金项目：国家自然科学基金资助项目（No．50475173）；山西省重点 科技攻关计划资助项目（No．051177） 作者简介：林慕义（1964—）男教授博士 作为车辆的重要系统之一制动系统的动态性 能直接关系到车辆的行驶与安全性能只有准确掌 握制动过程中系统及其关键元件制动阀的动态特性 及各种影响因素才能为车辆制动系统的设计与匹 配、整机制动性能的预测与分析提供依据．国外在 此方面仅有相关产品的文献报道［1—2］国内也只进 行了少量涉及系统空行程动态特性方面的研究而 未将制动阀及增压行程考虑在内［3］．本文将仿真分 析与台架实验相结合不但能够掌握决定系统动态 性能的主要参数而且能够在确定系统与元件结构 参数后分析各种制动工况变化对系统动态响应特 性的影响． 1 全动力液压制动系统原理 影响工程车辆制动系统性能的主要元件为制动 阀、蓄能器及制动轮缸等其中的关键元件是制动 阀．轮式工程车辆常用的液压制动阀主要有两种： 一种是踏板操纵———反向调节式制动阀可用于弹 簧制动器制动系统；另一种为双回路全动力液压制 动系统最常用的串联调节式液压制动阀． 对于串联式液压制动阀其结构原理如图1所 示．当需要制动时踏板经由弹簧推动上阀芯1向 下移动由上阀芯产生的液动力推动下阀芯2同时 向下移动．两阀芯首先关闭回油口34而后将蓄能 器压力输入口56与输出至制动轮缸的压力口78 相连通．经由两阀芯反馈油孔910作用在两阀芯 下端的压力不断升高推动阀芯向上运动并关闭蓄 能器口56与输出至制动轮缸的压力口78间的连 通此时阀芯继续保持制动压力踏板力与制动压力 的平衡决定了制动压力的大小．制动过程结束时 阀芯回位使34与78重新接通56口被重新关 闭．阀芯的排列决定了如果其中的一个回路失效 另一回路仍能保持有效制动． 12—上、下阀芯；34—回油口；56—压力输入口；78—压力输 出口；910—反馈油孔；11—蓄能器；12—制动轮缸 图1 制动系统原理图 Fig．1 Model principle schematic of a brake system 制动系统的设计可采用传统稳态设计理论进 行但稳态设计方法只能对系统及元件结构参数进 行初始设计无法进行车辆制动系统的精确设计与 匹配．由制动阀原理可知系统动态特性受系统与 元件结构参数的影响较大如系统压力、蓄能器容 量、轮缸容积、阻尼孔直径、阀芯直径与质量等等． 要想掌握哪些参数变化对系统响应特性质量影响较 第29卷 第1期 2007年 1月 北 京 科 技 大 学 学 报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol．29No．1 Jan．2007 DOI:10．13374／j．issn1001－053x．2007．01．016
第1期 林慕义等：全动力液压制动系统的动态模拟与实验 71. 大，需建立系统与制动阀的动态数学模型，采用模拟 面积 分析实际制动工况下系统动态特性的方法进行· 根据阀芯的力平衡方程可得： 2系统建模与仿真 F:一P4A4-P3(A3-A4)= 制动阀的结构参数对系统动态响应特性影响较 MdBdx+(K:+Ko)+KoYo (7) 大，如果将制动阀简化为类似汽车防抱制动系统中 的开关阀进行研究可]，则会使分析结果与实际不 式中，B为阀芯运动阻尼系数，M为阀芯及阀腔油 液质量，F:为踏板力通过主制动弹簧作用在上阀芯 符，忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，忽 的分力，X0为阀芯回位弹簧预压缩量，K0为阀芯回 略制动阀开启时液压油的瞬时冲击与泄漏，将制动 位弹簧刚度，K:为稳态液动力刚度 油管、轮缸缸体的弹性变形考虑在轮缸等效体积弹 式(1)~(7)为全动力液压制动系统的数学模 性模量中，由制动阀节流口流入的油液，其中一部分 型.在确定了系统模型参数后，应用Matlab工具可 流入阻尼孔，剩余输出至制动轮缸油腔 进行系统与元件的变参数仿真实验，图2为根据系 在制动增压状态下，蓄能器中的液压油经制动 统状态变量的相互关系建立的基于图形界面的阀芯 阀流向轮缸，根据蓄能器、制动阀中液压油的连续方 受力Simulink模型.在克服轮缸空行程后的制动增 程可得： 压过程中，蓄能器输出压力变化很小，为重点研究制 w=CaAN(Pa-P四） 一Codt 2 (1) 动阀结构参数变化对系统特性的影响，将蓄能器模 型简化为恒压供液，由于仿真计算中极易出现“刚 oe=CA:层(Ra-P) 一Coat (2) 性”，采用了变步长0del5s积分方法求解，部分仿真 式中，Co为蓄能器液容，P为油液密度，C为制动 结果如图3~6所示. 阀口流量系数，A1和A2分别为上下阀芯阀口的通 dx/dr 流面积，P1和P2为制动轮缸压力，Po1和Po2为蓄 dp,/dr 能器内瞬时压力 踏板力信号 上阀芯阻尼孔 阀芯受力 由制动阀、制动轮缸及阀芯反馈阻尼孔中液压 P dx/dr 油的连续方程得： 上回路轮缸压力 上回路制动阀-轮 aA、Ja-A)=XB+At+胎 dx/dr P. dt'K dt P:dp/di 下阀芯阻尼孔 (3) 阀芯位移输出 CaA2 (eA)+A0+火品 dP,/dr X+ P d比 」下回路轮缸压力 下回路制动闷-轮缸 (4) 式中，A3和A4分别为上下阀芯端面积，V1和V2 图2系统Simulink模型 分别为上下阀芯下腔初始容积，V3和V4分别为前 Fig.2 SIMULINK diagram of a brake system 后桥制动轮缸容积，X,为上下阀芯联动位移，K为 油液体积弹性模量，Kw1和Kw2分别为前后桥制动 450r 400 轮缸等效体积弹性模量]，P3和P4分别为上下阀 350 C0.45 芯下腔反馈压力 300 250 由阀芯阻尼孔处流量连续性方程得： 200 C=0.65 n-P=A+胎间 100 50 [-Aw-,+长o) 0.5 1.0 1.5 L196p2以g 时间，的 式中，1和2分别为上下阀芯阻尼孔长度，g为重 图3阀口流量系数变化时阀芯位移变化趋势 力加速度，y为油液运动黏度，d1和d2分别为上、 Fig.3 Displacement rise pattern of the valve spool with different 下阀芯阻尼孔直径，a和a2为上、下阀芯阻尼孔断 orifice flow discharge coefficients
大需建立系统与制动阀的动态数学模型采用模拟 分析实际制动工况下系统动态特性的方法进行． 2 系统建模与仿真 制动阀的结构参数对系统动态响应特性影响较 大如果将制动阀简化为类似汽车防抱制动系统中 的开关阀进行研究［4—5］则会使分析结果与实际不 符．忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失忽 略制动阀开启时液压油的瞬时冲击与泄漏将制动 油管、轮缸缸体的弹性变形考虑在轮缸等效体积弹 性模量中由制动阀节流口流入的油液其中一部分 流入阻尼孔剩余输出至制动轮缸油腔． 在制动增压状态下蓄能器中的液压油经制动 阀流向轮缸根据蓄能器、制动阀中液压油的连续方 程可得： —C0 d P01 d t ＝Cd A1 2 ρ （P01—P1） （1） —C0 d P02 d t ＝Cd A2 2 ρ （P02—P2） （2） 式中C0 为蓄能器液容ρ为油液密度Cd 为制动 阀口流量系数A1 和 A2 分别为上下阀芯阀口的通 流面积P1 和 P2 为制动轮缸压力P01和 P02为蓄 能器内瞬时压力． 由制动阀、制动轮缸及阀芯反馈阻尼孔中液压 油的连续方程得： Cd A1 2 ρ （P01—P1）＝ V3 Kw1 dP1 dt ＋A3 dXv dt ＋ V1 K dP3 dt （3） Cd A2 2 ρ （P02—P2）＝ V4 Kw2 dP2 dt ＋A4 dXv dt ＋ V2 K dP4 dt （4） 式中A3 和 A4 分别为上下阀芯端面积V1 和 V2 分别为上下阀芯下腔初始容积V3 和 V4 分别为前 后桥制动轮缸容积Xv 为上下阀芯联动位移K 为 油液体积弹性模量Kw1和 Kw2分别为前后桥制动 轮缸等效体积弹性模量［6］P3 和 P4 分别为上下阀 芯下腔反馈压力． 由阀芯阻尼孔处流量连续性方程得： gd 2 1a 3 1 196ρ2νl1 1 3 （P1—P3） 2 3＝ A3 d Xv d t ＋ V1 K d P3 d t （5） gd 2 2a 3 2 196ρ2νl2 1 3 （P2—P4） 2 3＝ A4 d Xv d t ＋ V2 K d P4 d t （6） 式中l1 和 l2 分别为上下阀芯阻尼孔长度g 为重 力加速度ν为油液运动黏度d1 和 d2 分别为上、 下阀芯阻尼孔直径a1 和 a2 为上、下阀芯阻尼孔断 面积． 根据阀芯的力平衡方程可得： Ft—P4A4—P3（ A3— A4）＝ M d 2Xv d t 2 ＋B d Xv d t ＋（ Kf＋ K0） Xv＋ K0X0 （7） 式中B 为阀芯运动阻尼系数M 为阀芯及阀腔油 液质量Ft 为踏板力通过主制动弹簧作用在上阀芯 的分力X0 为阀芯回位弹簧预压缩量K0 为阀芯回 位弹簧刚度Kf 为稳态液动力刚度． 式（1）～（7）为全动力液压制动系统的数学模 型．在确定了系统模型参数后应用 Matlab 工具可 进行系统与元件的变参数仿真实验．图2为根据系 统状态变量的相互关系建立的基于图形界面的阀芯 受力 Simulink 模型．在克服轮缸空行程后的制动增 压过程中蓄能器输出压力变化很小为重点研究制 动阀结构参数变化对系统特性的影响将蓄能器模 型简化为恒压供液．由于仿真计算中极易出现“刚 性”采用了变步长 Ode15s 积分方法求解部分仿真 结果如图3～6所示． 图2 系统 Simulink 模型 Fig．2 SIMULINK diagram of a brake system 图3 阀口流量系数变化时阀芯位移变化趋势 Fig．3 Displacement rise pattern of the valve spool with different orifice flow discharge coefficients 第1期 林慕义等： 全动力液压制动系统的动态模拟与实验 ·71·
·72 北京科技大学学报 第29卷 图3是常规制动工况下改变阀口流量系数对制 芯直径、回位弹簧刚度等几个参数的设计选取是 动系统动态响应特性影响的仿真结果，图中可清楚 关键， 看出阀芯在制动增压过程中的位移变化情况，踏板 除此之外，还就系统参数对上下回路制动压力 力保持不变时，阀芯回位保压，由结果对比可知，阀 的影响进行了分析.由仿真结果可知，轮缸容积、轮 口流量系数对动态响应时间影响很小，但对阀芯最 缸等效体积弹性模量等参数对系统的影响较大，其 大位移影响较大，选择阀口结构时应注意将阀芯位 中轮缸容积影响最大，图6为轮缸容积的变化对制 移限制在规定范围内， 动压力的影响，由仿真结果，上回路轮缸容积增大1 图4是常规制动工况下阀芯回位弹簧刚度K0 倍使得上回路制动压力大幅下降，并对下回路压力 变化对上回路制动压力影响的仿真结果，由结果可 造成影响， 知，阀芯回位弹簧刚度Ko由5kN·m降至 14 V=0.0082m 2.5kNm,缩短了制动压力的响应时间，且增大 了最大制动压力，但降低回位弹簧刚度会影响到减 10 V,-0.0042m2 压速度，故应在保证回位速度的情况下尽量降低 P人 6 刚度 4 -P 14 12 Ko=2.5 kN.m 05 1.0 -Ko-5.0 kN-m 时间，的 8 图6轮缸容积变化对制动压力的影响 Fig-6 Effect of brake chamber volume on brake pressure 00 对制动阀的动态特性进行研究有助于对整个制 0.5 1.0 1.5 时间，s 动系统进行分析与优化，但理论分析涉及的计算参 数较多，有些参数较难获得，由制动阀原理可知，阀 图4阀芯回位弹簧刚度变化时的制动压力上升趋势 的开口量是动态变化的，故轮缸增减压时的压力变 Fig.4 Pressure rise pattern with different return spring constants 化率也是非线性动态变化的，与踏板力的大小、速 图5是常规制动工况下改变上阀芯直径对上下 度、蓄能器压力等各种因素有关，一些性能参数，如 回路制动压力影响的仿真结果，由结果可知，在下 阀口流量系数、阻尼系数及稳态液动力系数等难以 阀芯直径不变时，上阀芯直径的变化对制动压力影 用理论方法确定，只能根据经验选取，易造成数学模 响较大，两阀芯直径尺寸的配合直接影响到制动系 型的不准确门，为有效预测系统的动态性能，验证 统的制动性能，设计时，应在保证制动阀制动性能 所建立仿真数学模型的正确性，掌握各种制动工况 及工艺条件的基础上，尽可能减小阀芯的直径 对系统特性的影响规律，需进行制动系统动态响应 14 特性台架实验 12 D.-9.0mm 3实验系统组成 D,-9.5mm 全液压动力制动系统首先应满足国家及国际标 4 P 准对工程车辆储能式制动系统的性能要求，因此实 2 …P2 验是在IS03450及GB8532-87标准基础上实施 0 的[8]，依据稳态设计及仿真计算得出的系统及元 0.5 1.0 1.5 时间，ts 件结构参数，参照实车双回路液压制动系统布置方 式，建立动态特性台架实验系统如图7所示， 图5阀芯直径变化时的制动压力上升趋势 根据实验内容，以制动阀踏板处、各回路制动轮 Fig.5 Pressure rise pattern with different spool diameters 缸入口处及蓄能器出口处作为测点分别安装荷重传 制动阀的其他结构常数，如阀芯质量、上下阀芯 感器和压力传感器，测试信号经应变仪由光线示波 下腔初始容积、上下阀芯阻尼孔直径与长度对制动 器与函数记录仪记录.工作液采用工程机械用 压力响应特性影响较小，在对制动阀进行设计时，阀 40号低凝液压油，测试温度控制在20~40℃.将制
图3是常规制动工况下改变阀口流量系数对制 动系统动态响应特性影响的仿真结果．图中可清楚 看出阀芯在制动增压过程中的位移变化情况踏板 力保持不变时阀芯回位保压．由结果对比可知阀 口流量系数对动态响应时间影响很小但对阀芯最 大位移影响较大选择阀口结构时应注意将阀芯位 移限制在规定范围内． 图4是常规制动工况下阀芯回位弹簧刚度 K0 变化对上回路制动压力影响的仿真结果．由结果可 知阀 芯 回 位 弹 簧 刚 度 K0 由 5kN·m —1 降 至 2∙5kN·m —1缩短了制动压力的响应时间且增大 了最大制动压力．但降低回位弹簧刚度会影响到减 压速度故应在保证回位速度的情况下尽量降低 刚度． 图4 阀芯回位弹簧刚度变化时的制动压力上升趋势 Fig．4 Pressure rise pattern with different return spring constants 图5是常规制动工况下改变上阀芯直径对上下 回路制动压力影响的仿真结果．由结果可知在下 阀芯直径不变时上阀芯直径的变化对制动压力影 响较大两阀芯直径尺寸的配合直接影响到制动系 统的制动性能．设计时应在保证制动阀制动性能 及工艺条件的基础上尽可能减小阀芯的直径． 图5 阀芯直径变化时的制动压力上升趋势 Fig．5 Pressure rise pattern with different spool diameters 制动阀的其他结构常数如阀芯质量、上下阀芯 下腔初始容积、上下阀芯阻尼孔直径与长度对制动 压力响应特性影响较小在对制动阀进行设计时阀 芯直径、回位弹簧刚度等几个参数的设计选取是 关键． 除此之外还就系统参数对上下回路制动压力 的影响进行了分析．由仿真结果可知轮缸容积、轮 缸等效体积弹性模量等参数对系统的影响较大其 中轮缸容积影响最大．图6为轮缸容积的变化对制 动压力的影响由仿真结果上回路轮缸容积增大1 倍使得上回路制动压力大幅下降并对下回路压力 造成影响． 图6 轮缸容积变化对制动压力的影响 Fig．6 Effect of brake chamber volume on brake pressure 对制动阀的动态特性进行研究有助于对整个制 动系统进行分析与优化但理论分析涉及的计算参 数较多有些参数较难获得．由制动阀原理可知阀 的开口量是动态变化的故轮缸增减压时的压力变 化率也是非线性动态变化的与踏板力的大小、速 度、蓄能器压力等各种因素有关．一些性能参数如 阀口流量系数、阻尼系数及稳态液动力系数等难以 用理论方法确定只能根据经验选取易造成数学模 型的不准确［7］．为有效预测系统的动态性能验证 所建立仿真数学模型的正确性掌握各种制动工况 对系统特性的影响规律需进行制动系统动态响应 特性台架实验． 3 实验系统组成 全液压动力制动系统首先应满足国家及国际标 准对工程车辆储能式制动系统的性能要求因此实 验是在 ISO 3450及 GB8532—87标准基础上实施 的［8—9］．依据稳态设计及仿真计算得出的系统及元 件结构参数参照实车双回路液压制动系统布置方 式建立动态特性台架实验系统如图7所示． 根据实验内容以制动阀踏板处、各回路制动轮 缸入口处及蓄能器出口处作为测点分别安装荷重传 感器和压力传感器．测试信号经应变仪由光线示波 器与函数记录仪记录．工作液采用工程机械用 40号低凝液压油测试温度控制在20～40℃．将制 ·72· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷
第1期 林慕义等：全动力液压制动系统的动态模拟与实验 73 比实际实验制动压力上升速度快，因仿真时未考虑 制动轮缸活塞空行程结束时的冲击，台架实验时的 制动压力曲线与仿真相比在平衡前存在波动.尽管 如此，仿真计算已能够较为准确地预测、分析制动阀 及系统的动态性能，为工程设计提供参考 图9为系统压力14MPa时减速制动工况下，制 动阀踏板力与制动轮缸压力之间的动态关系，可以 1一制动阀；2一充液阀：3一蓄能器：4一制动轮缸；5一压力传感 看出，在不同制动方式下，制动速度同样迅速，踏板 器：6-荷重传感器：7-动力源：8一测试仪器 力与制动压力之间几乎无相位差，制动压力与踏板 图7实验系统 力呈正比，满足工程车辆对动力制动系统及制动阀 Fig.7 Experimental system 的要求.但由实验结果也可看出，在增压过程中，由 动过程分为制动与分离两个阶段，同步测试各工况 于踏板力上升速度不同，相同的踏板力下制动压力 下踏板力、制动压力及蓄能器出口压力的时间变化 间存在一定的相位差△t,制动压力的上升速度与踏 历程 板速度有关，经不同系统压力下的反复实验说明， 制动压力响应特性与制动方式有关，响应速度与踏 4实验结果与分析 板速度成正比 17.4 实验包括仿真数学模型的验证实验，制动方式、 A 13.1 1一踏板速度快 单回路工况及蓄能器工况对系统响应特性的影响实 蓝 2一踏板速度慢 8.75 验.实验结果为多种工况下踏板力与制动压力随时 4.37 0 间的动态变化曲线，制动开始时压力波动由制动轮 13.1 缸空行程引起，活塞需克服密封摩擦力开始移动，会 美 8.75 4.37 造成压力暂时下降的现象 0 紧急制动工况下，分别对全动力液压制动系统 0.27 0.18 进行仿真与台架实验，增压阶段各回路制动轮缸压 0.09 力变化的仿真与实验结果如图8所示 1.0 2.0 3.0 时间，s 300 250 90 图9踏板速度不同时的结果比较 Fig.Comparison of results at different pedal velocities 0 0 图10为系统压力14MPa下停泵后的制动阀踏 板力与制动轮缸压力之间的动态关系，在系统停止 14.7- 10 11.0 738 3.69 0 0 11.0 7.38 时间，s 时间，s edW/d (a) (b) 3.69 0 图8仿真(a)与实验结果(b)对比 0.24 Fig.8 Comparison between experimental results and simulated 0.12 ones 1012 仿真与实验结果对比，两者基本吻合，说明所建 时间，s 立的仿真模型能够反映制动阀与制动系统的动态特 图10蓄能器工况的结果对比 性，由于在模型建立时忽略了较多的因素，仿真与 Fig-10 Comparison of results under the condition of accumulator 台架实验结果仍存在一定偏差，仿真时的制动压力 means
1—制动阀；2—充液阀；3—蓄能器；4—制动轮缸；5—压力传感 器；6—荷重传感器；7—动力源；8—测试仪器 图7 实验系统 Fig．7 Experimental system 动过程分为制动与分离两个阶段同步测试各工况 下踏板力、制动压力及蓄能器出口压力的时间变化 历程． 4 实验结果与分析 实验包括仿真数学模型的验证实验制动方式、 单回路工况及蓄能器工况对系统响应特性的影响实 验．实验结果为多种工况下踏板力与制动压力随时 间的动态变化曲线．制动开始时压力波动由制动轮 缸空行程引起活塞需克服密封摩擦力开始移动会 造成压力暂时下降的现象． 紧急制动工况下分别对全动力液压制动系统 进行仿真与台架实验．增压阶段各回路制动轮缸压 力变化的仿真与实验结果如图8所示． 图8 仿真（a）与实验结果（b）对比 Fig．8 Comparison between experimental results and simulated ones 仿真与实验结果对比两者基本吻合说明所建 立的仿真模型能够反映制动阀与制动系统的动态特 性．由于在模型建立时忽略了较多的因素仿真与 台架实验结果仍存在一定偏差仿真时的制动压力 比实际实验制动压力上升速度快．因仿真时未考虑 制动轮缸活塞空行程结束时的冲击台架实验时的 制动压力曲线与仿真相比在平衡前存在波动．尽管 如此仿真计算已能够较为准确地预测、分析制动阀 及系统的动态性能为工程设计提供参考． 图9为系统压力14MPa 时减速制动工况下制 动阀踏板力与制动轮缸压力之间的动态关系．可以 看出在不同制动方式下制动速度同样迅速踏板 力与制动压力之间几乎无相位差制动压力与踏板 力呈正比满足工程车辆对动力制动系统及制动阀 的要求．但由实验结果也可看出在增压过程中由 于踏板力上升速度不同相同的踏板力下制动压力 间存在一定的相位差Δt制动压力的上升速度与踏 板速度有关．经不同系统压力下的反复实验说明 制动压力响应特性与制动方式有关响应速度与踏 板速度成正比． 图9 踏板速度不同时的结果比较 Fig．9 Comparison of results at different pedal velocities 图10 蓄能器工况的结果对比 Fig．10 Comparison of results under the condition of accumulator means 图10为系统压力14MPa 下停泵后的制动阀踏 板力与制动轮缸压力之间的动态关系．在系统停止 第1期 林慕义等： 全动力液压制动系统的动态模拟与实验 ·73·
74 北京科技大学学报 第29卷 供液的蓄能器工况下，尽管制动压力下降迅速，连续 根据单回路工况实验结果，在进行系统与元件 制动三次后仍可达到额定压力的70以上，可满足 设计时应考虑将上下制动阀芯直径调整到最佳值， GB8532-87对系统的要求.由蓄能器工况实验结 以保证各工况时制动性能的稳定 果也可看出，随着蓄能器输出压力的降低，尽管踏板 此外，为分析各种工况耦合对系统响应特性的 力相同，但制动压力出现滞后，其相位差△t与蓄能 影响，还分别进行了蓄能器与单回路工况组合、蓄能 器输出压力降成正比 器工况下各种制动方式、单回路工况下各种制动方 单回路工况下，双回路制动阀独立性能测试结 式等实验，耦合工况实验结果表明，制动工况间的 果如图11所示.在系统供液压力(14MPa)相同，两 相互耦合对制动系统响应特性的影响是变化的，能 回路的输入与输出回路分别断开的情况下，各剩余 够通过适当的调整将影响程度降低，这就需要在系 单独回路制动速度迅速，制动压力与踏板力呈正比， 统与元件设计时进行综合优化分析，以保持系统性 踏板力与制动压力之间无相位差，满足双回路制动 能的稳定 阀各回路可同时工作，又互不影响的性能要求 5 0.24 结论 新开上回路轮缸 新开上回 0.16 路压力 (1)仿真与实验结果证明，所建立的全动力液 0.08 压制动系统数学模型是正确的，可用于分析研究制 动阀结构参数变化对系统特性的影响：对制动系统 14.0 10.5 进行的动态特性实验有助于全面分析制动阀的结构 7.00 参数、使用条件等对系统特性的影响，可为工程车辆 3.50 全动力液压制动系统的设计与性能改进提供重要参 0.5 1.0 1.500.51.0 1.5 2.0 考依据 时间，s (2)对系统响应特性影响较大的制动阀结构参 图11双回路制动阀的独立性能 数为阀芯直径、回位弹簧刚度及预压缩量，尤其是上 Fig.11 Independence properties of the double-circuit brake valve 下阀芯直径及配合造成的影响最大；轮缸容积及其 等效体积弹性模量对系统响应特性影响也较大，应 图12为分别断开下回路输入压力与制动轮缸 注意系统与制动器的匹配并充分考虑制动衬片磨损 时对上回路的影响情况实验结果.尽管断开输入压 对制动性能的影响 力会造成上回路制动压力幅值下降，但与断开轮缸 (3)制动压力响应特性与制动方式有关，响应 相比，踏板力相同时的制动压力增大，而当分别断 速度与踏板力速度及系统压力成正比；不同的单回 开上回路输入压力与制动轮缸时，根据对下回路的 路工况对系统响应特性的影响不同，断开轮缸与断 影响实验结果，断开输入压力会造成下回路制动压 开压力相比制动响应特性会发生相应变化：对于蓄 力幅值下降，与断开轮缸相比，踏板力相同时的制动 能器工况，如果增大蓄能器容量，则能减小输入压力 压力相差较大，情况与图12所示结果正相反 降，减弱压力滞后现象；耦合工况实验结果表明，不 16.1 确定因素间的相互耦合对制动系统响应特性的影响 13.4 1一断开压力 eaW/d 10.7 2一断开轮缸 是变化的，能够通过适当的调整将影响程度降低 8.01 (4)仿真与实验结果应用于轮式装载机全动力 5.34 2.67 液压制动系统与元件的设计研制，经鉴定及工业性 应用，系统与元件性能稳定，达到国际标准要求 0.20 参考文献 [1]Keyser D E.Hogan K.Hydraulic brake systems and components 时间.s for off-highway vehicles and equipment.Fluid Power Association Technical Paper 192-1.4.1992 图12单回路工况时上回路响应曲线 [2]Keyser D E.Middendorf R P.Reverse modulating brake valves, Fig12 Response curves of the upper circuit under the condition of circuit design considerations and applications.SAE Paper 920908. single circuit means 1998
供液的蓄能器工况下尽管制动压力下降迅速连续 制动三次后仍可达到额定压力的70％以上可满足 GB8532—87对系统的要求．由蓄能器工况实验结 果也可看出随着蓄能器输出压力的降低尽管踏板 力相同但制动压力出现滞后其相位差Δt 与蓄能 器输出压力降成正比． 单回路工况下双回路制动阀独立性能测试结 果如图11所示．在系统供液压力（14MPa）相同两 回路的输入与输出回路分别断开的情况下各剩余 单独回路制动速度迅速制动压力与踏板力呈正比 踏板力与制动压力之间无相位差满足双回路制动 阀各回路可同时工作又互不影响的性能要求． 图11 双回路制动阀的独立性能 Fig．11 Independence properties of the double-circuit brake valve 图12为分别断开下回路输入压力与制动轮缸 时对上回路的影响情况实验结果．尽管断开输入压 力会造成上回路制动压力幅值下降但与断开轮缸 相比踏板力相同时的制动压力增大．而当分别断 开上回路输入压力与制动轮缸时根据对下回路的 影响实验结果断开输入压力会造成下回路制动压 力幅值下降与断开轮缸相比踏板力相同时的制动 压力相差较大情况与图12所示结果正相反． 图12 单回路工况时上回路响应曲线 Fig．12 Response curves of the upper circuit under the condition of single circuit means 根据单回路工况实验结果在进行系统与元件 设计时应考虑将上下制动阀芯直径调整到最佳值 以保证各工况时制动性能的稳定． 此外为分析各种工况耦合对系统响应特性的 影响还分别进行了蓄能器与单回路工况组合、蓄能 器工况下各种制动方式、单回路工况下各种制动方 式等实验．耦合工况实验结果表明制动工况间的 相互耦合对制动系统响应特性的影响是变化的能 够通过适当的调整将影响程度降低这就需要在系 统与元件设计时进行综合优化分析以保持系统性 能的稳定． 5 结论 （1） 仿真与实验结果证明所建立的全动力液 压制动系统数学模型是正确的可用于分析研究制 动阀结构参数变化对系统特性的影响；对制动系统 进行的动态特性实验有助于全面分析制动阀的结构 参数、使用条件等对系统特性的影响可为工程车辆 全动力液压制动系统的设计与性能改进提供重要参 考依据． （2） 对系统响应特性影响较大的制动阀结构参 数为阀芯直径、回位弹簧刚度及预压缩量尤其是上 下阀芯直径及配合造成的影响最大；轮缸容积及其 等效体积弹性模量对系统响应特性影响也较大应 注意系统与制动器的匹配并充分考虑制动衬片磨损 对制动性能的影响． （3） 制动压力响应特性与制动方式有关响应 速度与踏板力速度及系统压力成正比；不同的单回 路工况对系统响应特性的影响不同断开轮缸与断 开压力相比制动响应特性会发生相应变化；对于蓄 能器工况如果增大蓄能器容量则能减小输入压力 降减弱压力滞后现象；耦合工况实验结果表明不 确定因素间的相互耦合对制动系统响应特性的影响 是变化的能够通过适当的调整将影响程度降低． （4） 仿真与实验结果应用于轮式装载机全动力 液压制动系统与元件的设计研制经鉴定及工业性 应用系统与元件性能稳定达到国际标准要求． 参 考 文 献 ［1］ Keyser D EHogan K．Hydraulic brake systems and components for off-highway vehicles and equipment．Fluid Power Association Technical Paper I92—1∙41992 ［2］ Keyser D EMiddendorf R P．Reverse modulating brake valves circuit design considerations and applications．SAE Paper920908 1998 ·74· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷