全液壓制動(dòng)系統(tǒng)繼動(dòng)閥動(dòng)態(tài)特性研究

王同建，付德龍，張美榮，陳晉市，2?，張飛，王一川

（1.吉林大學(xué)機(jī)械與航空航天工程學(xué)院，吉林長(zhǎng)春 130025；2.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，吉林長(zhǎng)春 130025；3.內(nèi)蒙古第一機(jī)械集團(tuán)有限公司科研所，內(nèi)蒙古包頭 014000）

全液壓制動(dòng)系統(tǒng)以液壓油作為傳動(dòng)介質(zhì)，與氣壓制動(dòng)系統(tǒng)相比具有制動(dòng)力矩大、響應(yīng)時(shí)間短、性能穩(wěn)定、系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于實(shí)現(xiàn)電子控制等優(yōu)點(diǎn)[1].目前全液壓制動(dòng)系統(tǒng)主要應(yīng)用于工程機(jī)械、農(nóng)業(yè)機(jī)械、礦用車輛等大型車輛中，且有替代其他傳統(tǒng)制動(dòng)形式的趨勢(shì)[2].

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的研究已經(jīng)進(jìn)行了較長(zhǎng)一段時(shí)間，取得了較為顯著的成果.韋建龍等為降低礦車的故障率，實(shí)現(xiàn)行駛速度的自適應(yīng)智能控制，設(shè)計(jì)了智能穩(wěn)速聯(lián)合電-液制動(dòng)系統(tǒng)[3]；Huang 等人基于摩托車路面行駛狀況，通過(guò)模擬液壓調(diào)制器的性能，提出了一種全液壓防抱死系統(tǒng)[4]；很多學(xué)者借助仿真模型研究了液壓制動(dòng)系統(tǒng)的性能和動(dòng)態(tài)特性，為制動(dòng)系統(tǒng)的進(jìn)一步發(fā)展奠定了良好基礎(chǔ).

Fan 等分別建立了車輛和制動(dòng)器組件的動(dòng)力學(xué)仿真模型，分析車輛在不同制動(dòng)狀態(tài)下的制動(dòng)性能[5-6]；張振東等人基于AMESim、Simulink 軟件對(duì)液壓系統(tǒng)的性能、動(dòng)靜態(tài)特性和全液壓制動(dòng)的雙回路制動(dòng)閥、充液特性進(jìn)行了研究[7-10]；黃世健等學(xué)者分析了不同參數(shù)制動(dòng)軟管對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)性能的影響[11-12]；一些學(xué)者集中精力于研究液壓制動(dòng)系統(tǒng)的典型故障模式，建立了液壓制動(dòng)系統(tǒng)的故障診斷模型[13-14]；Ho 等人分析了靜液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的能量利用率，分析了該系統(tǒng)對(duì)能量回收效率的影響[15]；Ramakrishnan 等人提出了以能源為核心的控制策略，提升了液壓系統(tǒng)的能量再生效率[16]；Antonio 等人提出利用啟發(fā)式算法和模型預(yù)測(cè)控制，對(duì)鉸接車輛的能源再生式液壓制動(dòng)系統(tǒng)的燃油消耗進(jìn)行分析[17].Wang 等人在分析制動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力分布曲線后，提出了理想的減速器-制動(dòng)器制動(dòng)分配策略[18]；Chen 等人為提升液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)力分配的準(zhǔn)確性，提出了基于制動(dòng)器壓差限制調(diào)制的協(xié)同再生制動(dòng)控制算法[19].

重載車輛大型化的發(fā)展趨勢(shì)導(dǎo)致車輛整車長(zhǎng)度較長(zhǎng)，各軸間距離較大，若直接將液壓腳制動(dòng)閥輸出的壓力油輸送到車輛各軸制動(dòng)缸產(chǎn)生制動(dòng)力，勢(shì)必會(huì)引起制動(dòng)響應(yīng)變長(zhǎng)及各軸間制動(dòng)不協(xié)調(diào)等問(wèn)題，為行車安全帶來(lái)隱患.繼動(dòng)閥在液壓制動(dòng)系統(tǒng)中的應(yīng)用可以有效提高制動(dòng)系統(tǒng)性能[20-21]，其動(dòng)態(tài)特性直接影響液壓制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)性能.但目前針對(duì)繼動(dòng)閥動(dòng)態(tài)特性的相關(guān)研究較少，文獻(xiàn)[20]通過(guò)仿真研究了氣壓制動(dòng)系統(tǒng)中繼動(dòng)閥的動(dòng)態(tài)特性，分析了氣動(dòng)繼動(dòng)閥動(dòng)態(tài)特性的影響因素，為液壓繼動(dòng)閥動(dòng)態(tài)特性的研究提供了思路.

本文以車輛全液壓制動(dòng)系統(tǒng)中的繼動(dòng)閥為研究對(duì)象，基于制動(dòng)系統(tǒng)和繼動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)和理論分析，建立繼動(dòng)閥及全液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，對(duì)繼動(dòng)閥的比例特性及不同輸入信號(hào)下的響應(yīng)特性進(jìn)行分析，并通過(guò)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)對(duì)繼動(dòng)閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行測(cè)試.采用理論分析、仿真與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方法，研究了繼動(dòng)閥的參數(shù)對(duì)其性能的影響，為全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的性能優(yōu)化提供了可靠的理論依據(jù).

1 制動(dòng)系統(tǒng)及繼動(dòng)閥工作原理

1.1 全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理

圖1 為采用繼動(dòng)閥的雙回路全液壓制動(dòng)系統(tǒng).該制動(dòng)系統(tǒng)中，前橋蓄能器出口連接雙回路腳制動(dòng)閥P1口和前橋繼動(dòng)閥P 口；后橋蓄能器出口與雙回路腳制動(dòng)閥P2口和后橋繼動(dòng)閥P 口相連；雙回路腳制動(dòng)閥出口A1、A2分別連接前、后橋繼動(dòng)閥的PP 口.制動(dòng)時(shí)，雙回路腳制動(dòng)閥出口壓力油被輸送到前、后橋繼動(dòng)閥控制口，作為控制油液控制繼動(dòng)閥動(dòng)作，繼動(dòng)閥P 口處的高壓油液得以迅速進(jìn)入制動(dòng)缸，對(duì)車輛實(shí)施制動(dòng)，其輸出壓力大小與控制口壓力為比例關(guān)系.繼動(dòng)閥安裝在車橋上，與制動(dòng)缸距離很近，可以有效地縮短制動(dòng)響應(yīng)時(shí)間.

圖1 雙回路液壓制動(dòng)系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of double circuit hydraulic braking system

1.2 繼動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)及原理

繼動(dòng)閥作為保障全液壓制動(dòng)系統(tǒng)靈敏性的關(guān)鍵元件，結(jié)構(gòu)如圖2 所示，其實(shí)質(zhì)為一個(gè)三通減壓閥，工作過(guò)程如下：

圖2 繼動(dòng)閥結(jié)構(gòu)Fig.2 Construction of relay valve

1）腳制動(dòng)閥未動(dòng)作時(shí)，繼動(dòng)閥控制口沒(méi)有壓力油，閥芯3 在復(fù)位彈簧2 的作用下處于圖示位置.此時(shí)，繼動(dòng)閥出油口A 與回油口T 相通，與進(jìn)油口P不通，因此制動(dòng)缸內(nèi)無(wú)壓力.

2）踩下腳制動(dòng)閥踏板時(shí)，制動(dòng)系統(tǒng)壓力油經(jīng)腳制動(dòng)閥和管路到達(dá)繼動(dòng)閥控制口，壓力油作用于繼動(dòng)閥閥芯上端面，推動(dòng)閥芯向下運(yùn)動(dòng)，閥芯逐漸切斷出油口A 與回油口T 的連通，連通進(jìn)油口P 與出油口A.同時(shí)出油口處壓力油經(jīng)過(guò)閥芯上的阻尼孔流入閥芯底部，并產(chǎn)生阻止閥芯繼續(xù)向下運(yùn)動(dòng)的反饋力.隨著閥芯的下移，輸出壓力升高，反饋力不斷增大，直至穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力、反饋力和復(fù)位彈簧的合力大于控制壓力在閥芯上端產(chǎn)生的推力，閥芯反向運(yùn)動(dòng)，關(guān)閉進(jìn)油口和出油口間的節(jié)流口，此時(shí)閥芯在液壓推力、彈簧力和液壓反饋力共同作用下保持平衡，繼動(dòng)閥出油口油液壓力保持穩(wěn)定.

3）釋放腳制動(dòng)閥踏板時(shí)，繼動(dòng)閥控制壓力油經(jīng)腳制動(dòng)閥回油口回油，繼動(dòng)閥閥芯在復(fù)位彈簧的作用下復(fù)位，關(guān)閉進(jìn)油口P 與出油口A 間的節(jié)流口，連通出油口A 與回油口T，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)缸內(nèi)壓力油回油，解除制動(dòng).

2 繼動(dòng)閥力學(xué)模型建立

液壓滑閥節(jié)流閥口形式通?？梢苑譃槿荛_口和非全周開口.傳統(tǒng)滑閥一般采用全周開口形式，但非全周開口液壓滑閥流量調(diào)節(jié)范圍寬、小流量穩(wěn)定性好、抗阻塞性能好等優(yōu)點(diǎn)使其得到越來(lái)越多的應(yīng)用[22-24].

液壓制動(dòng)系統(tǒng)中繼動(dòng)閥閥芯回油節(jié)流槽形狀為半圓形，如圖3 所示.為了研究繼動(dòng)閥壓力-流量特性，需要計(jì)算閥芯節(jié)流槽通流面積.從閥芯結(jié)構(gòu)圖可以看出，繼動(dòng)閥節(jié)流閥口在半圓形節(jié)流槽處存在兩個(gè)截面，一個(gè)截面是閥芯部分圓弧曲面徑向投影所得弓形截面，另一個(gè)截面為帶有一圓弧邊的軸向平面[22].

圖3 繼動(dòng)閥閥芯Fig.3 Relay valve spool

繼動(dòng)閥在半圓形節(jié)流槽處的等效通流截面A′為兩截面A1、A2中較小者.根據(jù)圖4 所示半圓形節(jié)流槽尺寸參數(shù)，分別計(jì)算閥口開口量為x 時(shí)截面A1、A2的面積.

圖4 半圓形節(jié)流槽尺寸參數(shù)Fig.4 Size parameters of semicircular groove

繼動(dòng)閥半圓形節(jié)流槽兩截面面積分別為：

式中：R 為繼動(dòng)閥閥芯半徑（mm）；r 為半圓形節(jié)流槽半徑（mm）；x 為節(jié)流閥口正開口量（mm）；h 為半圓形節(jié)流槽深度（mm）；n 為節(jié)流槽個(gè)數(shù).

根據(jù)繼動(dòng)閥閥芯實(shí)際尺寸繪制兩截面面積隨正開口量變化曲線，如圖5 所示.從圖中可以看出，在開口量2 mm 范圍內(nèi)，截面A1面積小于截面A2面積.因此，繼動(dòng)閥節(jié)流閥口在半圓形節(jié)流槽處的有效通流截面為截面A1.

圖5 半圓形節(jié)流槽通流截面面積Fig.5 Semicircular groove flow area

繼動(dòng)閥A 口與T 口間的閥口通流面積A（x）可以表示為：

式中：x0為半圓形節(jié)流槽長(zhǎng)度（mm）.

繼動(dòng)閥A 口與T 口之間的節(jié)流閥口壓力-流量方程可以表示為：

式中：q 為繼動(dòng)閥流量（m3/s）；Cd為流量系數(shù)，無(wú)因次；A（x）為閥口通流面積（m2）；pA為繼動(dòng)閥A 口壓力（Pa）；ρ 為油液密度（kg/m3）.

繼動(dòng)閥P 口與A 口之間的節(jié)流閥口開口形式為全周開口，其壓力-流量方程可以表示為：

式中：q′為繼動(dòng)閥流量（m3/s）；D 為閥芯直徑（m）；x′為節(jié)流閥口正開口量（m）；pp為繼動(dòng)閥P 口壓力（Pa）.

繼動(dòng)閥工作時(shí)，其閥芯受力平衡方程為：

式中：m 為繼動(dòng)閥閥芯質(zhì)量（kg）；x 為閥芯位移（m）；C 為阻尼系數(shù)（N/（m·s-1））；k 為復(fù)位彈簧剛度（N/m）；l0為復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量（m）；Cd為流量系數(shù)，無(wú)因次；Cv為流速系數(shù)，無(wú)因次；W 為閥口面積梯度（m）；Δx 為節(jié)流口開口量（m）；pp為繼動(dòng)閥進(jìn)口壓力（Pa）；pA為繼動(dòng)閥出口壓力（Pa）；ppp為繼動(dòng)閥控制壓力（Pa）；As1為閥芯上端面面積（m2）；As2為閥芯下端面面積（m2）.

可以看出l0、W、Δx、ppp是影響系統(tǒng)輸出的因素，但是ppp是由腳踏閥輸出口壓力決定的，因此繼動(dòng)閥閥芯摩擦力、初始遮蓋量、復(fù)位彈簧剛度及復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量是影響系統(tǒng)輸出的關(guān)鍵因素.

3 AMESim 仿真分析

3.1 AMESim 仿真模型建立

在系統(tǒng)或元件的動(dòng)態(tài)特性研究方面，通常首先對(duì)研究對(duì)象建模，然后依據(jù)傳遞函數(shù)在Matlab/Simulink 中建立仿真模型，最后對(duì)系統(tǒng)或元件的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行仿真分析.但繼動(dòng)閥一方面由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，參數(shù)過(guò)多，相關(guān)物理量難以精確表達(dá)；另一方面繼動(dòng)閥的壓力-流量特性存在非線性.因此用線性簡(jiǎn)化的傳遞函數(shù)在Simulink 中分析繼動(dòng)閥的動(dòng)態(tài)特性往往計(jì)算速度緩慢且不夠精確[25].AMESim 以其強(qiáng)大的液壓元件建模和液壓系統(tǒng)分析能力大大提高了液壓元件仿真的精確性.根據(jù)繼動(dòng)閥的結(jié)構(gòu)及工作原理，在AMESim 中搭建其HCD 模型并建立其仿真模型[26-27]，如圖6 所示.根據(jù)繼動(dòng)閥實(shí)物結(jié)構(gòu)參數(shù)和制動(dòng)系統(tǒng)其它元件參數(shù)設(shè)置仿真模型各子模型參數(shù).

圖6 繼動(dòng)閥AMESim 仿真模型Fig.6 The AMESim simulation model of relay valve

3.2 仿真分析

3.2.1 比例特性仿真

繼動(dòng)閥仿真模型的輸入量為線性變化的控制壓力，其變化規(guī)律如圖7 所示.圖8 所示仿真結(jié)果為繼動(dòng)閥出口壓力隨繼動(dòng)閥控制壓力變化規(guī)律.從仿真曲線圖可以看出，繼動(dòng)閥控制壓力由0 MPa 升高到12.5 MPa 過(guò)程中，當(dāng)控制壓力低于0.9 MPa，由于控制壓力所產(chǎn)生的推力，不足以克服復(fù)位彈簧力和閥芯運(yùn)動(dòng)摩擦力推動(dòng)閥芯打開節(jié)流閥口，此階段出口壓力幾乎為零；隨著控制壓力繼續(xù)增大，閥芯在合力作用下逐漸打開節(jié)流閥口，出口壓力隨控制壓力的升高成比例增大.在控制壓力由12.5 MPa 降至0 MPa 過(guò)程中，繼動(dòng)閥出口壓力隨控制壓力減小而降低.因此，繼動(dòng)閥出口壓力與控制壓力成比例，又由于繼動(dòng)閥控制壓力與制動(dòng)踏板角度成比例，所以繼動(dòng)閥的比例特性保證了車輛慢速制動(dòng)時(shí)，駕駛員可以通過(guò)操縱制動(dòng)踏板轉(zhuǎn)動(dòng)特定角度獲得理想制動(dòng)效果.

3.2.2 階躍響應(yīng)特性仿真

在繼動(dòng)閥控制口輸入壓力階躍信號(hào)，仿真結(jié)果如圖9 所示，0 s 時(shí)刻繼動(dòng)閥先導(dǎo)壓力大小由0 MPa變?yōu)?2.5 MPa，繼動(dòng)閥出口壓力隨時(shí)間由0 MPa 上升并穩(wěn)定至12.35 MPa.結(jié)合圖中曲線分析可知，先導(dǎo)壓力輸入后0.005 s 內(nèi)，繼動(dòng)閥閥芯在先導(dǎo)壓力產(chǎn)生的推力作用下，克服彈簧力和摩擦力打開繼動(dòng)閥出口節(jié)流口；當(dāng)繼動(dòng)閥出口壓力對(duì)閥芯的反饋力與彈簧力之和等于先導(dǎo)壓力對(duì)閥芯的推力時(shí)，閥芯關(guān)閉出口節(jié)流口，繼動(dòng)閥出口壓力保持12.35 MPa 不變.繼動(dòng)閥在階躍信號(hào)輸入條件下，其出口壓力響應(yīng)時(shí)間為0.011 5 s，最大超調(diào)量為3.3%，輸出壓力無(wú)振蕩.

圖7 繼動(dòng)閥控制壓力Fig.7 Relay valve control pressure

圖8 繼動(dòng)閥出口壓力隨控制壓力變化曲線Fig.8 Relay valve outlet pressure vs.control pressure

圖9 繼動(dòng)閥階躍響應(yīng)Fig.9 Relay valve step response

4 實(shí)驗(yàn)及結(jié)果分析

為了能夠節(jié)約成本，減小實(shí)驗(yàn)場(chǎng)地，采集數(shù)據(jù)便捷并驗(yàn)證所搭建繼動(dòng)閥仿真模型的正確性；因此采用臺(tái)架實(shí)驗(yàn)法進(jìn)行兩種全液壓制動(dòng)狀態(tài)下的實(shí)驗(yàn)研究，如圖10 所示，搭建滿足管路條件的實(shí)驗(yàn)臺(tái)架，所設(shè)測(cè)點(diǎn)分別為：1-繼動(dòng)閥入口測(cè)試點(diǎn)，2-梭閥出口測(cè)試點(diǎn)，3-繼動(dòng)閥出口測(cè)試點(diǎn)，4-電液比例閥出口測(cè)試點(diǎn)；5-腳踏閥入口測(cè)試點(diǎn)，6-腳踏閥出口測(cè)試點(diǎn)，7-蓄能器出口測(cè)試點(diǎn)；實(shí)驗(yàn)時(shí)，保證與仿真模型一致的初始條件：蓄能器充氣壓力為10 MPa，充液壓力為19 MPa.

圖10 臺(tái)架實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置Fig.10 Arrangement of test points

4.1 比例特性實(shí)驗(yàn)

在1 s 內(nèi)緩慢踩下制動(dòng)踏板，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖11所示，從中可以看出繼動(dòng)閥出口壓力與控制壓力成正比關(guān)系.當(dāng)繼動(dòng)閥控制壓力不足以克服繼動(dòng)閥復(fù)位彈簧和摩擦力時(shí)，輸出壓力為零；隨著控制口壓力的繼續(xù)增大，繼動(dòng)閥出口壓力成比例地升高；當(dāng)控制壓力因踏板復(fù)位而降低時(shí)，繼動(dòng)閥出口壓力隨控制壓力成比例的降低，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真分析一致.

圖11 繼動(dòng)閥比例特性Fig.11 Relay valve proportional characteristic

4.2 階躍響應(yīng)特性實(shí)驗(yàn)

瞬間踩下制動(dòng)踏板，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖12 所示，0.06 s 到0.191 s 繼動(dòng)閥控制壓力由0 MPa 上升至穩(wěn)態(tài)值11.8 MPa，0.092 s 到0.189 s 繼動(dòng)閥出口壓力由0 MPa 上升至穩(wěn)態(tài)值11.55 MPa.繼動(dòng)閥在緊急制動(dòng)工況下的響應(yīng)時(shí)間為0.083 s.因此，將繼動(dòng)閥應(yīng)用于液壓制動(dòng)系統(tǒng)，制動(dòng)響應(yīng)迅速，可以滿足制動(dòng)系統(tǒng)快速性的要求（≤0.2 s）.

圖12 繼動(dòng)閥階躍響應(yīng)Fig.12 Relay valve step response

通過(guò)仿真與試驗(yàn)對(duì)比，結(jié)果如表1 所示，在斜坡信號(hào)和階躍信號(hào)的輸入下，繼動(dòng)閥輸出壓力的比例特性和變化趨勢(shì)基本相同.響應(yīng)時(shí)間的誤差主要是由于臺(tái)架試驗(yàn)有一定的管路損失，同時(shí)試驗(yàn)臺(tái)架的輸入信號(hào)為人為控制，難以達(dá)到仿真輸入的平穩(wěn)性和準(zhǔn)確性，仿真與試驗(yàn)的結(jié)果在數(shù)值和壓力上升階段的細(xì)微差異.因此，仿真模型較好的復(fù)現(xiàn)了斜坡和階躍信號(hào)輸入下，繼動(dòng)閥的輸出特性，仿真模型具有較高的準(zhǔn)確性.

表1 仿真與試驗(yàn)對(duì)比Tab.1 Comparison of Simulation and Experiment

5 繼動(dòng)閥關(guān)鍵參數(shù)對(duì)性能影響分析

5.1 摩擦力對(duì)繼動(dòng)閥滯環(huán)特性的影響

運(yùn)用圖6 的繼動(dòng)閥仿真模型，改變繼動(dòng)閥閥芯的摩擦力分別為5 N、45 N，其他條件不變進(jìn)行仿真分析，其結(jié)果如圖13 所示，改變閥芯摩擦力對(duì)繼動(dòng)閥滯環(huán)范圍的影響并不明顯；且隨著摩擦力增大，繼動(dòng)閥的開啟壓力增大，滯環(huán)范圍會(huì)有小范圍增大.

圖13 不同閥芯摩擦力下繼動(dòng)閥比例特性曲線Fig.13 Relay valve proportional characteristic in different spool friction

5.2 復(fù)位彈簧參數(shù)對(duì)繼動(dòng)閥特性的影響

根據(jù)對(duì)繼動(dòng)閥閥芯受力分析知，在繼動(dòng)閥控制壓力一定時(shí)，復(fù)位彈簧剛度和初始彈簧力決定繼動(dòng)閥出口壓力.分別改變復(fù)位彈簧剛度和初始彈簧力進(jìn)行仿真，其仿真結(jié)果如圖14 所示，結(jié)果對(duì)比見表2，表3.可以看出，隨著復(fù)位彈簧剛度、初始彈簧力的減小，輸出制動(dòng)力越大；可以通過(guò)調(diào)節(jié)繼動(dòng)閥復(fù)位彈簧的剛度和初始?jí)嚎s量來(lái)調(diào)節(jié)制動(dòng)壓力大小.

5.3 出口初始遮蓋量對(duì)繼動(dòng)閥特性的影響

運(yùn)用圖6 的繼動(dòng)閥仿真模型，改變繼動(dòng)閥閥芯的正遮蓋量分別為3.5 mm、5.5 mm、7.5 mm，其他條件不變進(jìn)行仿真分析，其結(jié)果如圖15 所示，結(jié)果對(duì)比如表4 所示，繼動(dòng)閥出口初始遮蓋量的大小影響輸出壓力的響應(yīng)時(shí)間.正遮蓋量較小時(shí)，閥芯克服較小的彈簧力便快速打開節(jié)流口，出口壓力建立所需時(shí)間短；相反地，較大的正遮蓋量會(huì)增加輸出壓力達(dá)到穩(wěn)態(tài)值的時(shí)間.

圖14 不同復(fù)位彈簧參數(shù)下繼動(dòng)閥出口壓力Fig.14 Relay valve outlet pressure in different return spring parameters

表2 不同復(fù)位彈簧剛度下的輸出制動(dòng)力Tab.2 Braking force in different return spring stiffness

表3 不同初始彈簧力下的輸出制動(dòng)力Tab.3 Braking force in different return spring force

圖15 不同初始遮蓋量下繼動(dòng)閥階躍響應(yīng)Fig.15 Relay valve step response in different initial cover

表4 不同初始遮蓋量下繼動(dòng)閥階躍響應(yīng)對(duì)比Tab.4 Relay valve step response in different initial cover

6 結(jié)論

本文通過(guò)對(duì)繼動(dòng)閥的理論分析、仿真分析及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，分析了繼動(dòng)閥的動(dòng)態(tài)特性對(duì)液壓制動(dòng)系統(tǒng)制動(dòng)性能的影響，及繼動(dòng)閥參數(shù)對(duì)其特性的影響，得出如下主要結(jié)論.

1）結(jié)合液壓制動(dòng)系統(tǒng)分析繼動(dòng)閥的工作原理及其工作過(guò)程，理論分析結(jié)果表明：繼動(dòng)閥的閥芯初始遮蓋量、復(fù)位彈簧剛度、彈簧初始?jí)嚎s量是影響制動(dòng)性能的主要因素；

2）在AMESim 中對(duì)繼動(dòng)閥的比例特性和階躍響應(yīng)特性進(jìn)行仿真分析，并進(jìn)行臺(tái)架實(shí)驗(yàn).實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，繼動(dòng)閥的動(dòng)態(tài)特性滿足制動(dòng)系統(tǒng)的要求；實(shí)驗(yàn)與仿真的對(duì)比驗(yàn)證了繼動(dòng)閥模型的正確性；

3）基于繼動(dòng)閥AMESim 仿真模型，分析了繼動(dòng)閥參數(shù)對(duì)其特性的影響.結(jié)果表明：閥芯所受摩擦力增大，繼動(dòng)閥的開啟壓力增大，滯環(huán)范圍會(huì)有小范圍增大；繼動(dòng)閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量、彈簧剛度越小輸出制動(dòng)力越大；繼動(dòng)閥節(jié)流口的初始遮蓋量越大，打開節(jié)流口克服的摩擦力越大，制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)時(shí)間越長(zhǎng).