D0I:10.13374/i.issnl001153.2007.08.021 第29卷第8期 北京科技大学学报 Vol.29 No.8 2007年8月 Journal of University of Science and Technology Beijing Aug.2007 工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 林慕义2)张文明) 1)北京信息科技大学机电工程学院，北京1000852)北京科技大学土木与环境工程学院，北京100083 摘要在对新型蓄能器充液阀结构与性能分析的基础上，建立了制动系统充液特性动态分析数学模型，分析了充液过程中 充液阀的动态特性及功率消耗，得到了系统参数及充液阀结构参数对充液特性的影响规律。实验验证了仿真模型的正确性， 关键词工程车辆：制动系统：蓄能器：充液特性 分类号TH137.7 充液阀作为系统的关键部件之一，主要作用是 及时为蓄能器充液，使蓄能器的压力保持在一定范 1结构原理 围内].因其结构原理相对复杂，目前国内仍处 充液阀分为单回路和双回路两种，双回路只是 于产品研制阶段，一些关键技术有待分析3].充 在单回路的基础上增加了一个内置梭阀，保证了两 液阀的充液过程是通过系统压力控制并与蓄能器协 回路各自独立互不干扰，使车辆制动更安全]. 调匹配来完成，准确掌握充液阀充液过程中的转换 图1(a)显示了单回路充液阀的结构，主要由控制充 时间、压力及流量的动态特性规律可合理地匹配和 液上下限的先导阀和充液主阀构成，其充液系统原 控制充液阀、泵和蓄能器，为系统及充液阀的设计研 理如图1(b)所示， 制提供依据 15 去制动阀 充液阀 去下游系统 1011 (a)单回路充液阀的结构 (b)充液系统原理 1一上限单向阀回位弹簧：2一导杠：3一上限单向阀钢球：4一先导阀芯：5一内阀座；6一下限单向阀钢球：7一导杠：8一下限单向阀回位弹簧： 9一主滑阀芯：10-限位杆：11一主阀芯弹簧：12-先导阀：13-单向阀：14-充液主阀：15一蓄能器：16一泵 图1充液阀与充液系统 Fig-1 Charging valve and charging system 图1中的P、0、A和T分别为油泵压力油进油 能器压力在充液阀设定压力下限以上时，先导阀处 口、通往下游液压系统的出口、通往蓄能器出口及回 于图1(a)所示位置，由P口进入的压力油直接通过 油口，充液阀的充液过程分可为四个阶段：(1)当蓄 主阀到0口全流量为下游系统供液，(2)当蓄能器 收稿日期：2006-02-21修回日期：2006-05-01 的压力低于充液阀设定的下限压力时，作用在上限 基金项目：国家自然科学基金资助项目(N。50475173):山西省重点 单向阀钢球3上的液压力低于先导阀芯4左端弹簧 科技攻关计划项目(N。.051177) 8的作用力，使单向阀6关闭，单向阀3打开，蓄能 作者简介：林幕义(1964一)男，教授，博士
工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 林慕义12） 张文明2） 1） 北京信息科技大学机电工程学院北京100085 2） 北京科技大学土木与环境工程学院北京100083 摘 要 在对新型蓄能器充液阀结构与性能分析的基础上建立了制动系统充液特性动态分析数学模型分析了充液过程中 充液阀的动态特性及功率消耗得到了系统参数及充液阀结构参数对充液特性的影响规律．实验验证了仿真模型的正确性． 关键词 工程车辆；制动系统；蓄能器；充液特性 分类号 T H137∙7 收稿日期：2006-02-21 修回日期：2006-05-01 基金项目：国家自然科学基金资助项目（No．50475173）；山西省重点 科技攻关计划项目（No．051177） 作者简介：林慕义（1964—）男教授博士 充液阀作为系统的关键部件之一主要作用是 及时为蓄能器充液使蓄能器的压力保持在一定范 围内［1—2］．因其结构原理相对复杂目前国内仍处 于产品研制阶段一些关键技术有待分析［3—4］．充 液阀的充液过程是通过系统压力控制并与蓄能器协 调匹配来完成准确掌握充液阀充液过程中的转换 时间、压力及流量的动态特性规律可合理地匹配和 控制充液阀、泵和蓄能器为系统及充液阀的设计研 制提供依据． 1 结构原理 充液阀分为单回路和双回路两种双回路只是 在单回路的基础上增加了一个内置梭阀保证了两 回路各自独立互不干扰使车辆制动更安全［5］． 图1（a）显示了单回路充液阀的结构主要由控制充 液上下限的先导阀和充液主阀构成其充液系统原 理如图1（b）所示． 1—上限单向阀回位弹簧；2—导杠；3—上限单向阀钢球；4—先导阀芯；5—内阀座；6—下限单向阀钢球；7—导杠；8—下限单向阀回位弹簧； 9—主滑阀芯；10—限位杆；11—主阀芯弹簧；12—先导阀；13—单向阀；14—充液主阀；15—蓄能器；16—泵 图1 充液阀与充液系统 Fig．1 Charging valve and charging system 图1中的 P、O、A 和 T 分别为油泵压力油进油 口、通往下游液压系统的出口、通往蓄能器出口及回 油口．充液阀的充液过程分可为四个阶段：（1）当蓄 能器压力在充液阀设定压力下限以上时先导阀处 于图1（a）所示位置由 P 口进入的压力油直接通过 主阀到 O 口全流量为下游系统供液．（2）当蓄能器 的压力低于充液阀设定的下限压力时作用在上限 单向阀钢球3上的液压力低于先导阀芯4左端弹簧 8的作用力使单向阀6关闭单向阀3打开蓄能 第29卷 第8期 2007年 8月 北 京 科 技 大 学 学 报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol．29No．8 Aug．2007 DOI:10．13374／j．issn1001－053x．2007．08．021
.832 北京科技大学学报 第29卷 器内的压力油经先导阀芯4、节流通道02进入主阀 缩量，K为稳态液动力刚度 右腔，推动主阀芯9克服左腔压力向左移动，逐渐降 在蓄能器增压阶段，主阀芯工作在泵与下游系 低主阀开度，P与0口间的节流作用造成P口压力 统阀口的节流工作状态，流经阀口至下游系统的流 增高.(3)P口与A口间的单向阀13打开，经节流 量Q1为： 口向蓄能器供液，此时位置如图1(b)所示.(4)当蓄 2 能器压力达到上限时，作用在先导阀右端单向阀钢 Q1=CaRD(Xo-X)(p-pi) (3) 球3的液压力大于左端弹簧压力，单向阀6打开3 充液过程中通过单向阀节流孔的流量方程为： 关闭，主阀右腔经先导阀芯与T口相通泄压，在左 2 Q2=CaS(p-p2） (4) 端压力作用下克服右端弹簧压力右移，P口0口全 通，P口压力降至0口相同，单向阀13关闭，恢复全 式中，S为单向阀节流孔面积， 流量向下游系统供液，充液过程结束， 故总流量方程为： 2 2动态数学模型 Q=CaxD(Xo-X)(p-pi)+ 静态计算中无法考虑节流管路、主阀芯质量及 Cas) (5) 油液粘度等参数对充液阀特性的影响[]，因此应建 经单向阀节流孔的流量Q2分为两部分，一部 立反映系统真实工作的动态数学模型来分析充液过 分进入蓄能器为Q3,另一部分Q4经充液阀中的细 程的工作特性，在第二阶段末，先导阀开启向主阀 长孔O2进入主阀芯右腔，推动阀芯左移，故Q2= 右腔增压后，驱动主阀芯移动关小节流口以升高压 Q3十Q4得： 力至充液下限，由于先导阀与阀芯右腔连接油路的 节流作用，此时阀芯右腔压力与蓄能器内压力存在 2 CaS dpzA dx N(p-P2)=Ci di t (6) 差异，为简化分析，假设此时压力相同，从开始充液 式中，C1为蓄能器液容. 直至达到上限压力的过程中，应考虑先导阀与阀芯 经由节流细长孔02、01的流量分别为Q4、Q5 右腔连接油路及阀芯左腔与充液口间连接油路的节 且因为主阀芯两端面积相同，位移相同，故有Q4= 流作用，此时阀芯左右腔压力并不等于充液口及蓄 Q5,即： 能器内的压力， A dx=xdi πd吃 忽略油液的可压缩性及油道泄漏的影响，假设 dL=1284p3-p)=12842(p2p)() 单向阀开启并开始充液在瞬间完成，阀芯此时处于 式中，d1、d2分别为节流孔02、01的直径，l1、l2分 第二阶段结束时的平衡位置，可以确定第三阶段开 别为节流孔02、O1的长度，μ为油液的动力黏度 始时的初始参数，其中泵压力p、蓄能器压力p2、主 式(2)和(5)一(7)为描述充液阀充液过程动态 阀芯位移X的初始值分别为：p0=P20为充液下限 特性的数学模型，现假设 压力；X=0时初始节流口开度由下式计算 πdi πd吃 X0= Q G=12841G2=12842' CaπD N(p20-p1) 为简化模型，重点研究充液阀在充液过程中的主要 式中，Q为泵流量，P为油液密度，D为主阀芯直 压力特性，消去方程组中的p3、p4后，经推导可得 方程： 径，p1为下游系统压力，Cd为阀口流量系数 按照充液系统组成，分别建立充液过程主阀芯、 A(p2-p)+K(Lo-X)-A2dx11 diG1'G2 蓄能器及流量平衡数学模型 主阀芯受力平衡方程为： 多十BA十KX 'dt (8) A(p4-p3)+K(Lo-X)-M+Bdx+KX 此外，考虑流量Q3、Q4较小，在进行大流量分 dt 析时可忽略，经进一步简化整理后可得数学模型为： (2) 式中，p3、P4分别为主阀芯左右两腔的压力，M为 dpz=Q-CaxD(Xo-X)(p-p1)(9) Ci dt 主阀芯及随动部分质量，B为粘性阻尼系数，A为 主阀芯端面积，K为主弹簧刚度，L0为主弹簧预压 MB+( G2 dt
器内的压力油经先导阀芯4、节流通道 O2 进入主阀 右腔推动主阀芯9克服左腔压力向左移动逐渐降 低主阀开度P 与 O 口间的节流作用造成 P 口压力 增高．（3） P 口与 A 口间的单向阀13打开经节流 口向蓄能器供液此时位置如图1（b）所示．（4）当蓄 能器压力达到上限时作用在先导阀右端单向阀钢 球3的液压力大于左端弹簧压力单向阀6打开3 关闭主阀右腔经先导阀芯与 T 口相通泄压在左 端压力作用下克服右端弹簧压力右移P 口 O 口全 通P 口压力降至 O 口相同单向阀13关闭恢复全 流量向下游系统供液充液过程结束． 2 动态数学模型 静态计算中无法考虑节流管路、主阀芯质量及 油液粘度等参数对充液阀特性的影响［6］因此应建 立反映系统真实工作的动态数学模型来分析充液过 程的工作特性．在第二阶段末先导阀开启向主阀 右腔增压后驱动主阀芯移动关小节流口以升高压 力至充液下限由于先导阀与阀芯右腔连接油路的 节流作用此时阀芯右腔压力与蓄能器内压力存在 差异为简化分析假设此时压力相同．从开始充液 直至达到上限压力的过程中应考虑先导阀与阀芯 右腔连接油路及阀芯左腔与充液口间连接油路的节 流作用此时阀芯左右腔压力并不等于充液口及蓄 能器内的压力． 忽略油液的可压缩性及油道泄漏的影响假设 单向阀开启并开始充液在瞬间完成阀芯此时处于 第二阶段结束时的平衡位置可以确定第三阶段开 始时的初始参数其中泵压力 p、蓄能器压力 p2、主 阀芯位移 X 的初始值分别为：p0＝ p20为充液下限 压力；X＝0时初始节流口开度由下式计算． X0＝ Q CdπD 2 ρ （ p20— p1） （1） 式中Q 为泵流量ρ为油液密度D 为主阀芯直 径p1 为下游系统压力Cd 为阀口流量系数． 按照充液系统组成分别建立充液过程主阀芯、 蓄能器及流量平衡数学模型． 主阀芯受力平衡方程为： A （ p4— p3）＋ K（ L0—X）＝ M d 2X d t 2＋B d X d t ＋ Kf X （2） 式中p3、p4 分别为主阀芯左右两腔的压力M 为 主阀芯及随动部分质量B 为粘性阻尼系数A 为 主阀芯端面积K 为主弹簧刚度L0 为主弹簧预压 缩量Kf 为稳态液动力刚度． 在蓄能器增压阶段主阀芯工作在泵与下游系 统阀口的节流工作状态流经阀口至下游系统的流 量 Q1 为： Q1＝CdπD（ X0—X） 2 ρ （ p— p1） （3） 充液过程中通过单向阀节流孔的流量方程为： Q2＝Cd S 2 ρ （ p— p2） （4） 式中S 为单向阀节流孔面积． 故总流量方程为： Q＝CdπD（ X0—X） 2 ρ （ p— p1）＋ Cd S 2 ρ （ p— p2） （5） 经单向阀节流孔的流量 Q2 分为两部分一部 分进入蓄能器为 Q3另一部分 Q4 经充液阀中的细 长孔 O2 进入主阀芯右腔推动阀芯左移故 Q2＝ Q3＋ Q4 得： Cd S 2 ρ （ p— p2）＝C1 d p2 d t ＋ A d X d t （6） 式中C1 为蓄能器液容． 经由节流细长孔 O2、O1 的流量分别为 Q4、Q5 且因为主阀芯两端面积相同位移相同故有 Q4＝ Q5即： A d X d t ＝ πd 4 1 128μl1 （ p3— p）＝ πd 4 2 128μl2 （ p2— p4） （7） 式中d1、d2 分别为节流孔 O2、O1 的直径l1、l2 分 别为节流孔 O2、O1 的长度μ为油液的动力黏度． 式（2）和（5）～（7）为描述充液阀充液过程动态 特性的数学模型现假设 G1＝ πd 4 1 128μl1 G2＝ πd 4 2 128μl2 为简化模型重点研究充液阀在充液过程中的主要 压力特性消去方程组中的 p3、p4 后经推导可得 方程： A （ p2— p）＋ K（ L0—X）— A 2 d X d t 1 G1 ＋ 1 G2 ＝ M d 2X d t 2＋B d X d t ＋ Kf X （8） 此外考虑流量 Q3、Q4 较小在进行大流量分 析时可忽略经进一步简化整理后可得数学模型为： C1 d p2 d t ＝ Q—CdπD（ X0—X） 2 ρ （ p— p1） （9） M d 2X d t 2＋ B＋ A 2 G2 d X d t ＋（ Kf＋ K） X＝ ·832· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷
第8期 林慕义等：工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 .833 A(Pp2-P)十KL0 (10) 仿真计算时参照样机确定结构参数为D= Ci dp2 2 25mm、K=10kNm-1、d=2mm、Lo=20mm.为 p=p2十2 Cas dt (11) 验证模型，参照实车双回路液压制动系统布置方式 及标准可，建立了充液特性台架实验系统如图3所 3 模型实验验证与仿真分析 示.由于仿真计算中极易出现“刚性”，采用了变步 3.1仿真模型与实验验证 长龙格库塔积分方法求解，仿真与实验结果如 图4~5所示. 根据式(9)一(11)采用仿真软件MATLAB可 建立充液阀充液系统的Simulink仿真模型，包括力 平衡、蓄能器及流量平衡三个模块。力平衡模块描 述了主阀芯的动态工作过程；蓄能器模块描述了随 着主阀芯的运动，蓄能器内的压力变化过程；流量平 衡模块描述了充液阀动态工作过程中的流量变化过 程，仿真模型如图2所示 dp,/dr 蓄能器压力 1一充液阀：2一蓄能器：3一传感器：4一接泵及下游回路：5一接仪 器；6一接制动阀 流量平衡 图3实验系统 Fig.3 Experimental system 阀芯位移 仿真与实验结果对比，两者基本吻合，说明所建 國芯受力 立的仿真模型能够反映制动系统的充液特性，由于 P 在模型建立时忽略了一些因素，仿真与实验结果仍 dpyd山 存在一定偏差，仿真时的蓄能器压力比实验压力上 压力 蓄能器 升速度快，因仿真时的假设未考虑过渡阶段的冲 击，实验时的压力曲线与仿真相比在过渡阶段存在 图2充液特性Simulink仿真模型 波动.尽管如此，仿真计算已能够较为准确地预测、 Fig.2 Simulink diagram of charging characteristics 分析制动系统的充液性能，为工程设计提供参考. 14.5 Po=12.5 MPa 14.0 13.2 13.5 辅 13.0b 12.4 12.5 0.5 1.0 1.5 2.0 1160 0.5 1.01.5 2.0 时间，s 时间，s (a)仿真结果 (b)实验结果 图4仿真与实验对比 Fig-4 Contrasted results between simulation and experiment 由泵压力、蓄能器压力的动态变化曲线可知，蓄 压力差才能开始充液，随着阀芯位移增大，节流作 能器压力与泵的压力上升趋势相同，蓄能器压力的 用增大，泵与蓄能器压力上升， 上升取决于泵压力的变化并保持一定的压力差。阀 由图5可看出，泵压力、蓄能器压力随阀芯位移 芯位移变化曲线在初始点出现阶跃上升现象，这是 的增大而增高，泵与蓄能器的压力差在初始阶段迅 由于假设初始点泵的压力与蓄能器压力相同，需通 速上升，在达到一定值后蓄能器开始增压，在随后的 过主阀弹簧驱动阀芯产生位移，使泵与蓄能器产生 充液过程中基本保持不变
A （ p2— p）＋ KL0 （10） p＝ p2＋ ρ 2 C1 Cd S d p2 d t 2 （11） 3 模型实验验证与仿真分析 3∙1 仿真模型与实验验证 根据式（9）～（11）采用仿真软件 MATLAB 可 建立充液阀充液系统的 Simulink 仿真模型包括力 平衡、蓄能器及流量平衡三个模块．力平衡模块描 述了主阀芯的动态工作过程；蓄能器模块描述了随 着主阀芯的运动蓄能器内的压力变化过程；流量平 衡模块描述了充液阀动态工作过程中的流量变化过 程．仿真模型如图2所示． 图2 充液特性 Simulink 仿真模型 Fig．2 Simulink diagram of charging characteristics 仿真计算时参照样机确定结构参数为 D＝ 25mm、K＝10kN·m —1、d1＝2mm、L0＝20mm．为 验证模型参照实车双回路液压制动系统布置方式 及标准［7］建立了充液特性台架实验系统如图3所 示．由于仿真计算中极易出现“刚性”采用了变步 长龙格库塔积分方法求解仿真与实验结果如 图4～5所示． 1—充液阀；2—蓄能器；3—传感器；4—接泵及下游回路；5—接仪 器；6—接制动阀 图3 实验系统 Fig．3 Experimental system 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系统的充液特性．由于 在模型建立时忽略了一些因素仿真与实验结果仍 存在一定偏差仿真时的蓄能器压力比实验压力上 升速度快．因仿真时的假设未考虑过渡阶段的冲 击实验时的压力曲线与仿真相比在过渡阶段存在 波动．尽管如此仿真计算已能够较为准确地预测、 分析制动系统的充液性能为工程设计提供参考． 图4 仿真与实验对比 Fig．4 Contrasted results between simulation and experiment 由泵压力、蓄能器压力的动态变化曲线可知蓄 能器压力与泵的压力上升趋势相同蓄能器压力的 上升取决于泵压力的变化并保持一定的压力差．阀 芯位移变化曲线在初始点出现阶跃上升现象这是 由于假设初始点泵的压力与蓄能器压力相同需通 过主阀弹簧驱动阀芯产生位移使泵与蓄能器产生 压力差才能开始充液．随着阀芯位移增大节流作 用增大泵与蓄能器压力上升． 由图5可看出泵压力、蓄能器压力随阀芯位移 的增大而增高泵与蓄能器的压力差在初始阶段迅 速上升在达到一定值后蓄能器开始增压在随后的 充液过程中基本保持不变． 第8期 林慕义等： 工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 ·833·
834 北京科技大学学报 第29卷 14.5 由图7可以看出，充液下限压力对系统充液性 能的影响较大，较高的下限压力可大大缩短充液时 14.0 间，下限压力增加0.5MPa,充液时间可缩短约 13.5 0.4s 13.0 此外仿真结果显示：泵总流量变化及下游液压 P 12.5 系统压力变化较小时，对系统充液性能的影响较小， 仅主阀芯的位移变化较大；蓄能器液容增加会使主 2.00 0.020.040.060.080.100.120.140.16 阀芯位移幅值下降；较高的充液下限压力可使阀芯 主阀芯位移，7mm 位移相对降低 图5泵压力、蓄能器压力随阀芯位移变化趋势 3.3充液阀结构参数变化影响 Fig-5 Pressure rise pattern of pump and accumulator with the dis- 将G2由6.13×10-11降至1.90×10-12（即节 placement of valve spool 流孔02长度增加1倍，直径减小1倍)，系统充液特 3.2系统参数变化影响 性变化如图8所示，由图可以看出节流孔02变化 将蓄能器液容C1由1.5×10-1增至1.8× 对充液特性有一定的影响，长度长、直径小会降低充 10-1,系统充液特性变化如图6所示. 液压力上升速度，增加充液时间，但也不可使G2过 14.5 大，否则失去节流作用，造成启动阶段的冲击 14.5 C,-1.5×10"、 13.5 eaw/d 14.0 13.0 13.5 C1=1.8×101 C26.13×10-" C2=1.9×10 12.5 13.0 -P2 12.0 0.5 1.0 1.5 2.0 12.5 时间，3 12,06 0.5 1.0 1.5 2.0 图6蓄能器液容对系统充液性能的影响 时间，s Fig.6 Effect of the volume coefficient of accumulator on the 图8节流孔变化对充液特性的影响 charging characteristics Fig.Effect of different restrictionorficeoncharging characteris 由蓄能器液容对系统充液性能的影响可以看 ties 出，C1大会造成充液速度下降，但过小的C1会使 将主弹簧刚度K由10kN·m增至15 泄压速度同样过快，应在满足标准规定的有效制动 kNm1,系统充液特性变化如图9所示.由图可以 次数条件下尽可能降低液容，而且由于蓄能器工况 看出：主弹簧刚度变化对系统充液性能的影响较大， 毕竟出现次数较少，C1的减小可加快充液速度，降 低对车辆其他系统的影响 较高的刚度可大大缩短充液时间，下限压力增加 0.5倍，充液时间可缩短约0.3s:但过大的主弹簧刚 当充液下限压力p2o由12MPa增至12.5MPa 时，系统充液特性变化如图7所示 度会受到位置与空间的限制，也会影响充液结束后 14.5 主阀芯的回位速度 14.0 Po=12 MPa 15.0 14.5 13.5 14.0 K=1.5× 13.0 Po=12 MPa 10 N.m 13.5 K✉10'N-m 12.5 一P 13.0 12.5 1200 0.5 1.0 13 2.0 时间，t 12.0 0 0.5 1.0 1.5 2.0 时间，s 图7充液下限压力对系统充液性能的影响 Fig.7 Effect of the lower limit charging pressure on the charging 图9主弹簧刚度变化对充液特性的影响 characteristics Fig.9 Effect of spring constant on the charging characteristics
图5 泵压力、蓄能器压力随阀芯位移变化趋势 Fig．5 Pressure rise pattern of pump and accumulator with the displacement of valve spool 3∙2 系统参数变化影响 将蓄能器液容 C1 由1∙5×10—11增至1∙8× 10—11系统充液特性变化如图6所示． 图6 蓄能器液容对系统充液性能的影响 Fig．6 Effect of the volume coefficient of accumulator on the charging characteristics 由蓄能器液容对系统充液性能的影响可以看 出C1 大会造成充液速度下降但过小的 C1 会使 泄压速度同样过快应在满足标准规定的有效制动 次数条件下尽可能降低液容而且由于蓄能器工况 毕竟出现次数较少C1 的减小可加快充液速度降 低对车辆其他系统的影响． 图7 充液下限压力对系统充液性能的影响 Fig．7 Effect of the lower limit charging pressure on the charging characteristics 当充液下限压力 p20由12MPa 增至12∙5MPa 时系统充液特性变化如图7所示． 由图7可以看出充液下限压力对系统充液性 能的影响较大较高的下限压力可大大缩短充液时 间下限压力增加 0∙5MPa充液时间可缩短约 0∙4s． 此外仿真结果显示：泵总流量变化及下游液压 系统压力变化较小时对系统充液性能的影响较小 仅主阀芯的位移变化较大；蓄能器液容增加会使主 阀芯位移幅值下降；较高的充液下限压力可使阀芯 位移相对降低． 3∙3 充液阀结构参数变化影响 将 G2 由6∙13×10—11降至1∙90×10—12（即节 流孔 O2 长度增加1倍直径减小1倍）系统充液特 性变化如图8所示．由图可以看出节流孔 O2 变化 对充液特性有一定的影响长度长、直径小会降低充 液压力上升速度增加充液时间．但也不可使 G2 过 大否则失去节流作用造成启动阶段的冲击． 图8 节流孔变化对充液特性的影响 Fig．8 Effect of different restriction orifice on charging characteristics 图9 主弹簧刚度变化对充液特性的影响 Fig．9 Effect of spring constant on the charging characteristics 将 主 弹 簧 刚 度 K 由 10kN·m —1 增 至 15 kN·m —1系统充液特性变化如图9所示．由图可以 看出：主弹簧刚度变化对系统充液性能的影响较大 较高的刚度可大大缩短充液时间下限压力增加 0∙5倍充液时间可缩短约0∙3s；但过大的主弹簧刚 度会受到位置与空间的限制也会影响充液结束后 主阀芯的回位速度． ·834· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷
第8期 林慕义等：工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 ,835 单向阀节流孔面积S增大1倍，系统充液特性 例很小（约1.7%），说明在流量方面充液过程对下 变化如图10所示.由图可以看出：单向阀节流孔面 游液压系统影响很小 积变化对系统充液性能的影响较大，节流孔面积增 由于结构参数的变化必定造成充液压力及流量 大1倍可使充液时间可缩短约0.75s;但过大的面 的变化，故需了解变结构参数下的功率变化情况， 积会使节流孔失去节流作用，造成制动系统压力的 主阀芯直径D变化时，功率发生相应变化，如图12 波动与冲击 所示，主阀芯直径越小，消耗功率越大·此外还对 14.5 单向阀节流孔面积S变化及主弹簧刚度变化变化 S-2x 14.0 106m2 时的功率变化进行了分析，结果显示节流孔面积越 13.5 小、主弹簧刚度越小，消耗功率越小. 800 13.0 D0.020m S106m2 12.5 -P 600 D-0.025m P2 D=0.030m 12.0 0.5 1.0 1.5 2.0 400 时间，s 200 图10单向阀节流孔面积变化对系统充液特性影响 Fig-10 Effect of the orifice area of a check valve on the charging 0.51.01.52.02.53.0 characteristics 时间，s 此外，还对不同主阀芯直径下的系统充液特性 图12主阀芯直径变化时对功率的影响 进行仿真，结果说明主阀芯直径变化对系统充液性 Fig-12 Effect of the diameter of a main spool on the power 能的影响也较大，较小的直径可相对缩短充液时间， 由充液阀在充液过程中的功率消耗情况可以看 直径减小5mm,充液时间可缩短约0.3s.但过小的 出，由于蓄能器容积较小，且只在上下限压力间进行 直径会对下游液压系统产生影响，应在保证下游系 充液，故流量及功率消耗都很小，全动力液压制动系 统通流面积的基础上减小直径，同时应考虑加工精 统对车辆其他系统的影响很小.对充液系统进行设 度、强度等因素 计首要考虑的问题是如何提高充液效率、减少充液 4充液系统与其他系统的匹配 时间以满足制动系统的要求 充液系统与车辆其他系统共用同一液压源时， 5结论 泵需通过充液阀同时向下游液压系统供液，对车辆 ()仿真与实验结果证明，所建立的制动系统 其他系统的影响程度必须确定，与整机的匹配主要 充液特性动态分析数学模型是正确的，可用于分析 考虑占用转向系统的功率消耗方面，充液阀在充液 预测制动系统的充液特性；充液过程中蓄能器压力 过程中的功率消耗计算公式为： 的上升取决于泵压力的变化并保持一定的压力差， P=pQ2 (12) 随着阀芯位移增大，节流及压力同时上升 充液过程中流量的变化见图11，充液流量在短 (2)蓄能器液容C1和充液下限压力对系统充 时间内迅速增高，而后基本保持不变，且占总流量比 液性能的影响较大，C1增大造成充液速度下降，因 0.020 蓄能器工况较少出现，应在满足标准的条件下尽可 0.016 能减小液容；较高的下限压力可大大缩短充液时间； 0.012 泵流量及下游系统压力的变化较小时，对系统充液 性能的影响较小， 0.008 (3)主弹簧刚度变化、单向阀节流孔面积变化 0.004 及主阀芯直径变化对系统充液性能的影响都很大； 00.51.01.52.02.53.0 节流孔面积增大使充液时间缩短，在保证节流作用 时间，s 的前提下，尽可能增大节流孔：较高的主弹簧刚度可 图11流量变化 大大缩短充液时间，但应考虑位置与空间的限制及 Fig-11 Change of the flow rate 充液结束后主阀芯的回位速度；较小的主阀芯直径
单向阀节流孔面积 S 增大1倍系统充液特性 变化如图10所示．由图可以看出：单向阀节流孔面 积变化对系统充液性能的影响较大节流孔面积增 大1倍可使充液时间可缩短约0∙75s；但过大的面 积会使节流孔失去节流作用造成制动系统压力的 波动与冲击． 图10 单向阀节流孔面积变化对系统充液特性影响 Fig．10 Effect of the orifice area of a check valve on the charging characteristics 此外还对不同主阀芯直径下的系统充液特性 进行仿真．结果说明主阀芯直径变化对系统充液性 能的影响也较大较小的直径可相对缩短充液时间 直径减小5mm充液时间可缩短约0∙3s．但过小的 直径会对下游液压系统产生影响应在保证下游系 统通流面积的基础上减小直径同时应考虑加工精 度、强度等因素． 4 充液系统与其他系统的匹配 充液系统与车辆其他系统共用同一液压源时 泵需通过充液阀同时向下游液压系统供液对车辆 其他系统的影响程度必须确定．与整机的匹配主要 考虑占用转向系统的功率消耗方面充液阀在充液 过程中的功率消耗计算公式为： P＝ pQ2 （12） 图11 流量变化 Fig．11 Change of the flow rate 充液过程中流量的变化见图11．充液流量在短 时间内迅速增高而后基本保持不变且占总流量比 例很小（约1∙7％）说明在流量方面充液过程对下 游液压系统影响很小． 由于结构参数的变化必定造成充液压力及流量 的变化故需了解变结构参数下的功率变化情况． 主阀芯直径 D 变化时功率发生相应变化如图12 所示．主阀芯直径越小消耗功率越大．此外还对 单向阀节流孔面积 S 变化及主弹簧刚度变化变化 时的功率变化进行了分析结果显示节流孔面积越 小、主弹簧刚度越小消耗功率越小． 图12 主阀芯直径变化时对功率的影响 Fig．12 Effect of the diameter of a main spool on the power 由充液阀在充液过程中的功率消耗情况可以看 出由于蓄能器容积较小且只在上下限压力间进行 充液故流量及功率消耗都很小全动力液压制动系 统对车辆其他系统的影响很小．对充液系统进行设 计首要考虑的问题是如何提高充液效率、减少充液 时间以满足制动系统的要求． 5 结论 （1） 仿真与实验结果证明所建立的制动系统 充液特性动态分析数学模型是正确的可用于分析 预测制动系统的充液特性；充液过程中蓄能器压力 的上升取决于泵压力的变化并保持一定的压力差 随着阀芯位移增大节流及压力同时上升． （2） 蓄能器液容 C1 和充液下限压力对系统充 液性能的影响较大C1 增大造成充液速度下降．因 蓄能器工况较少出现应在满足标准的条件下尽可 能减小液容；较高的下限压力可大大缩短充液时间； 泵流量及下游系统压力的变化较小时对系统充液 性能的影响较小． （3） 主弹簧刚度变化、单向阀节流孔面积变化 及主阀芯直径变化对系统充液性能的影响都很大； 节流孔面积增大使充液时间缩短在保证节流作用 的前提下尽可能增大节流孔；较高的主弹簧刚度可 大大缩短充液时间但应考虑位置与空间的限制及 充液结束后主阀芯的回位速度；较小的主阀芯直径 第8期 林慕义等： 工程车辆蓄能式液压制动系统充液特性 ·835·
.836 北京科技大学学报 第29卷 可相对缩短充液时间，但过小的直径会对下游液压 circuit design considerations and applications:920908.Detroit: 系统产生影响：节流孔02变化对充液特性有一定 SAE,1992 [3]李军.XC一17型蓄能器充液阀的研制.矿冶，1998,7(3)：10 的影响，过小直径会降低充液压力上升速度，增加充 [4]苏芸，ZL30C轮式装载机全液压制动系统.矿山机械，2004 液时间 (8):33 (4)充液过程中流量仅占泵总流量约1.7%，结 [5]苏先建.铲运机制动系统用蓄能器充压阀副析·矿山机械， 构参数变化对功率消耗有一定的影响，但全动力液 2001(6):26 压制动系统对车辆其他系统的影响很小，对充液系 [6]Watechagit S.Modeling and simulation of a shift hydraulic system 统进行设计首要考虑的问题是如何提高充液效率， for a stepped automatic transmission:2003-01-0314.Detroit: SAE,2003 以满足制动系统快速充液的要求， [7]中华人民共和国城乡建设环境保护部.GB8532一87轮胎式土 方机械制动系统的性能要求和试验方法，北京：中国标准出版 参考文献 社，1988 [1]Keyser D E.Hogan K.Hydraulic brake systems and components [8]David F,Reuter E,Lloyd W.Hydraulic design considerations for for off-highway vehicles and equipment:192-1.4.Milwaukee: EHB systems:2003-01-0324.Detroit:SAE.2003 National Fluid Power Association.1992 [9]Ma J.Digital electrohydraulic control for constant-deceleration e- [2]Keyser D E.Middendorf R P.Reverse modulating brake valves, mergency braking:2002-01-1464.Detroit:SAE,2002 Charging characteristics of a hydraulic braking system with accumulator for con- struction vehicles LIN Muyi),ZHA NG Wenming) 1)Mechanical and Electronic Engineering School,Beijing Information Science and Technology University.Beijing 100085.China 2)Civil and Environmental Engineering School,University of Science and Technology Beijing.Beijing 100083,China ABSTRACI A mathematical model of charging characteristics in a full power hydraulic brake system was es- tablished based on the structure and performance analysis of a new-type accumulator charging valve.The simula- tion analysis of dynamic characteristics and power expending of the charging valve were conducted,and the af- fecting laws of the valve's system parameters and structure parameters on the charging characteristics of the sys- tem were learned.Experiments are carried out to verify the simulating model. KEY WORDS construction vehicle;braking system;accumulator;charging characteristics
可相对缩短充液时间但过小的直径会对下游液压 系统产生影响；节流孔 O2 变化对充液特性有一定 的影响过小直径会降低充液压力上升速度增加充 液时间． （4） 充液过程中流量仅占泵总流量约1∙7％结 构参数变化对功率消耗有一定的影响但全动力液 压制动系统对车辆其他系统的影响很小对充液系 统进行设计首要考虑的问题是如何提高充液效率 以满足制动系统快速充液的要求． 参 考 文 献 ［1］ Keyser D EHogan K．Hydraulic brake systems and components for off-highway vehicles and equipment：I92—1∙4．Milwaukee： National Fluid Power Association1992 ［2］ Keyser D EMiddendorf R P．Reverse modulating brake valves circuit design considerations and applications：920908．Detroit： SAE1992 ［3］ 李军．XC—17型蓄能器充液阀的研制．矿冶19987（3）：10 ［4］ 苏芸．ZL30C 轮式装载机全液压制动系统．矿山机械2004 （8）：33 ［5］ 苏先建．铲运机制动系统用蓄能器充压阀剖析．矿山机械 2001（6）：26 ［6］ Watechagit S．Modeling and simulation of a shift hydraulic system for a stepped automatic transmission：2003—01—0314．Detroit： SAE2003 ［7］ 中华人民共和国城乡建设环境保护部．GB8532—87轮胎式土 方机械制动系统的性能要求和试验方法．北京：中国标准出版 社1988 ［8］ David FReuter ELloyd W．Hydraulic design considerations for EHB systems：2003—01—0324．Detroit：SAE2003 ［9］ Ma J．Digital electrohydraulic control for constant-deceleration emergency braking：2002—01—1464．Detroit：SAE2002 Charging characteristics of a hydraulic braking system with accumulator for construction vehicles LIN Muyi 12）ZHA NG Wenming 1） 1） Mechanical and Electronic Engineering SchoolBeijing Information Science and Technology UniversityBeijing100085China 2） Civil and Environmental Engineering SchoolUniversity of Science and Technology BeijingBeijing100083China ABSTRACT A mathematical model of charging characteristics in a full power hydraulic brake system was established based on the structure and performance analysis of a new-type accumulator charging valve．The simulation analysis of dynamic characteristics and power expending of the charging valve were conductedand the affecting laws of the valve’s system parameters and structure parameters on the charging characteristics of the system were learned．Experiments are carried out to verify the simulating model． KEY WORDS construction vehicle；braking system；accumulator；charging characteristics ·836· 北 京 科 技 大 学 学 报 第29卷
