专业论文全液压制动系统动静态特性

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1、全液压制动系统动静态特性1全液压制动系统介绍1.1全液压制动系统组成及工作原理防爆胶轮车全液压制动系统主要由以下部分组成：液压泵、溢流阀、充液阀、 蓄能器、制动阀、驻车制动阀（兼紧急制动阀）、行车制动器、驻车制动器以及压 力表等。如图1所示。其中，行车制动器的工作原理为液压制动，弹簧释放；驻车制动器的工作原 理为弹簧制动，液压释放。1液压泵2溢流阀3充液阀4压力表5蓄能器6制动阀7后行车制动器8前行车制动器9驻车制动器10驻车制动阀 图1全液压制动工作原理图液压泵输出的液压油通过充液阀向蓄能器供油，蓄能器油压不断上升，当升 至充压阀充油上限压力值时，充压阀停止充油，莆能器保持这个压力不变。这时

2、, 如踩下脚踏制动阀踏板，蓄能器内存储的高压油被释放并作用于制动器的液压缸 活塞上，制动器实施制动。实际上，实施制动的过程就是蓄能器释放能量的过程。 此时蓄能器内液压油的压力随Z降低。连续踩下制动踏板，当压力降至充压阀充 压下限压力值时，充压阀又开始向蓄能器充油，直至蓄能器压力再一次达到充压 阀充油上限压力。如此反复，蓄能器压力始终保持在充压阀充油上、下限压力Z 间，确保了制动的平稳可靠。每次制动吋，制动阀都保证输出一定的压力以满足 制动器的工作需要。驻车制动吋，通过操纵驻车制动阀使驻车制动器中的油液流 冋油箱，弹簧实施制动。该制动系统为双回路形式，前轮制动器和后轮制动器各由一个回路控制，若

3、其中任何一路的元件出现故障，另一路回路仍可正常工作，使整车制动更加安全 口J靠。1.2全液压制动系统的特点与传统制动系统相比，双回路全液压制动系统具有以下特点：(1) 全液压制动，无需压缩空气源；(2) 双冋路制动系统，各回路即同吋工作，又互不影响，保证行车的安全性和 制动的可靠性；(3) 集成式设计，体积小，占用空间小，重量轻，元件数量比气/液制动系统 少；(4) 液压系统全封闭，避免油气排入犬气而产生污染；(5) 各种反馈活塞可以提供各种踏板力，脚踏力与制动压力成正比，可以精确 反映制动压力；(6) 操作灵敏，响应时间短，迟滞小。2制动阀的结构及工作原理制动阀的结构如图2所示，两个蓄能器分

4、别与两个进油口相连通，两个制动 器分别与两个制动油口相连通，两个回油口与油箱相连通。当踩下踏板时，弹簧 座推动阀芯下行，同时压缩回位弹簧。此时，两阀芯向下移动，使回油口与制动 油口断开，进油口与制动油口相通，誉能器内压力油经制动阀节流口一部分进入 制动器，另一部分经过两阀芯内阻尼孔到达阀芯底部产生使阀芯向上的推力，即 反馈力。随着两阀芯向下运动，节-流口面积逐渐增大，制动器内油压逐渐上升， 与此同时，阀芯底部的反馈力也逐渐上升，当反馈力和回位弹簧力Z和大于踏板 力作用在阀芯上的分力时，阀芯开始上移，节流口逐渐减小，直至将进油口与制 动油口堵住，踏板力作用在阀芯上的分力与反馈力和回位弹簧力之和相

5、平衡，阀 芯不再移动。当松开踏板吋，两阀芯在冋位弹簧力与反馈力的作用下继续上移，两制动油门分别与回油门相通，制动状态解除。3全液压制动系统静态特性分析3最大输出压力静态特性分析根据制动阀工作原理可知，在脚踏力的作用下，当套筒下降到限位台肩时， 继续增大脚踏力，套筒下端受阻不再下降。与此同时，阀芯开始向下运动，随着 油液反馈压力的增大，阀芯向卜运动到最大开口时又返回向上运动，直到阀芯回 到原位堵住油口，阀芯受力平衡，此时相应调整脚踏力以控制住套筒静止不动， 制动即处于静平衡状态，油液反馈压力即为最大输出压力。以阀芯为研究对象- h -Lf) + P.(A4 - A3) - P4A4 = Kh (

6、xh + Lf)式中:p3上阀芯下腔反馈压力p4卜阀芯卜腔反馈压力短上阀芯作用而积a4下阀芯作用面积Kfl回位弹簧刚度冋位弹簧预压缩量Kt调压小弹簧刚度H套筒卜端到限位台肩的距离h调压小弹簧到套筒底端的距离Lf封油长度由于两制动出口压力大小相差不大，所以考虑静态特性时，假设P严P,则由以上两式得KWh LJ Khg+Lf)可见，影响出口最大制动压力大小的因索有调压弹簧刚度、套筒下端到限位 台肩的距离、调压小弹簧到套筒底端的距离、冋位弹簧刚度和预压缩量、封油长 度以及阀芯作用面积等。其中，调压弹簧刚度、套筒下端到限位台肩距离的增大 可以引起制动压力的增大，调压小弹簧到套筒底端的距离、回位弹簧刚度

7、和预压 缩量、封油长度以及阀芯作用面积的增大可以引起制动压力的减小。根据制动阀内部结构可知，在其他结构参数不变的情况下通过调节调压小弹簧 到套筒底端的距离来改变最大制动压力大小是最易于实现的方法。图3显示了距 离的变化对制动压力的影响，距离每减小lmm,制动压力大约提高IMPac0%163.50.01650.0170.01750.018托离(m)0.01850.019x 1066 5 5 5 4 54.(eCP图3调压小弹簧到套筒底端的距离对制动压力的影响3.2输出压力静态特性分析在脚踏力增加的过程中，毎一定的脚踏力对应着相应的制动输出压力，直到 脚踏力迫使套筒压住限位台肩，制动阀输出最大压力

8、。模拟输入按一定斜率增长 的制动踏板力，通过仿真分析可得出全液压制动系统的制动压力与脚踏力Z间的 静态特性关系。以调压弹簧上部的套筒为研究对象，忽略重力，根据受力平衡Ft = KTh + h-Lf) + Kth - LJ 厶2式中：Ff踏板力厶踏板力到转轴的距离L2阀芯作用力到转轴的距离Kt调压大弹簧刚度A/?阀芯向下运动最大位移以阀芯为研究对象，根据受力平衡Kh-Lf) + 昭-) - M = Kg + LJ图4为仿真结果，当踏板力小于64N时，不足以克服调压大弹簧、冋位弹6100501 00150200250300350踏板力(N)图4制动压力与脚踏力之间静态特性曲线簧压缩力使阀芯向下运动

9、突破封油长度，从蓄能器过来的高压油仍然与进入制动 器的阀芯油口断开，此时制动压力为零；随着踏板力的继续增加，阀芯向下突破 封油长度，阀芯进油口打开，高压油通过阀芯进入制动器，开始产生制动压力， 而且制动压力与踏板力成正比例增长，当踏板力达到260N时，制动压力增到最人 值，此后即使踏板力再增加，制动压力也维持在最大值不变。从整个压力增加的 过程可以看出，制动阀的这种静态特性有利于驾驶员控制刹车状态，能够保证制 动可靠稳定。4全液压制动系统动态特性分析4.1动态数学模型建立全液压制动系统的制动过程，实际上是制动管路中压力的调节过程。压力的 变化必然引起管路内流体体积的变化(即流量的变化)。在数学

10、建模时，将整个制动 管路中的制动液看作一个整体，不考虑液体黏性的影响，认为压力和流速等物理 量在整个管路中处处相等，只是吋间的函数。并利用脚踏制动阀处的压力变化、 受力情况及制动器活塞的受力及运动状态作为系统的边界条件，从而建立起相应 的微分方程组。通过对此微分方程组的正确求解，即可得到系统中各种感兴趣变 量随时间变化的规律。制动阀的动态数学模型建立在力学受力平衡和流量连续性两个基本原理之 上。在阀芯受力平衡方程中要考虑稳态液动力和瞬态液动力的影响；在流量连续 性方程中要考虑压力变化时油液的压缩性对流量的影响以及阀芯位移对流量的影 响。以调压弹簧上部的套筒为研究对象，根据受力平衡Fx h1 L

11、2+ Kf(x Ji) h 5 x 5 H式中：x套筒位移以阀芯为研究对象，由受力平衡Kf(x h) - P4A4 - P3(A3 - A4) 一 Kfl(xh + xv) = Mxv + Bxv + Kfxv式中:M阀芯及阀腔油液质量B阀芯运动阻尼系数Kf稳态液动力刚度 如一一阀芯位移蓄能器出口流量与制动阀阀口流量相等式中:2（匕-人）P2（心-4）P片、p2分别为上、卜制动器压力P、p2l分别为上、下蓄能器动态出口压力分别为上、下阀芯节流口流量系数儿、v0分别为蓄能器初始充气压力和蓄能器充气容积p油液密度A、码分别为上、下阀芯阀口过流而积Aj =, A2 = 7rD2A0、d2分别为上、下

12、阀芯直径A为阀U开度，A = xv - L根据阀芯阻尼孔流量方程得196刊d；a196丹 2（鬥人）汇警2+非式中:上、下阻尼孔直径 上、下阻尼孔面积1 /2上、下阻尼孔长度V油液运动黏度匕、V4分别为上、下阀芯下腔初始容积K油液弹性模量R + A5i2”2人2根据制动阀阀口流量一部分到制动器，另一部分到阻尼孔得式中:V,通向上制动器的进油管及制动腔容积 v2通向下制动器的进油管及制动腔容积4、4分别为上、下制动器活塞面积%2、心分别为上、下制动器活塞运动位移Ke考虑管路膨胀的油液冇效体积弹性模量 根据制动器活塞受力平衡得PA5 = mxx2 + Bxx2 + 心（兀2 + 兀 20）P2A0

13、 =林3 + B23 + 心 2（心 + 兀 30）式中:m2分别为上、下制动器活塞质量d、b2分别为上、卜制动器活塞阻尼系数 心、Kz2分别为上、下制动器活塞弹簧刚度4.2仿真结果分析利用matlab/simulink仿真软件对以上微分方程组进行求解，计算结果如卜。6图5制动阀下出口压力动态变化曲线4.543.53止2.5210.500.10.20.30.40.50.60.70.8图6制动阀上出口压力动态变化曲线根据图5、图6可知，制动器压力建立时间极短，基本不到0.3s, 11压力增加 平稳，根据相关资料，气压制动系统制动器作用时间为0.30.9s,气顶液制动系 统制动器作用时间为0.30

14、.6s,可见全液压制动系统制动器作用时间要远小于气 压及气顶液制动系统制动器作用时间。另外，可以看出，制动阀最大上出口压力比最大下出口压力大约高出0.2MPa, 这是曲于上下阀芯直径不同所造成的，之所以如此，是为了满足刹车时前轴制动 力比后轴制动力大的要求。图7显示了不同制动腔容积对应制动压力动态变化曲线。制动腔容积的变化对最终建立的压力没有影响，但是却影响压力建立的速度，制动腔容积越小，压 力建立时间越短，所以在设计全液压制动系统时，应尽口J能减小制动腔容积。粗线:20ml;细线：30ml；虚线:40ml图7不同制动腔容积对应压力动态变化曲线4.3试验研究为进一步研究全液压制动系统制动压力实

15、际动态变化的过程，通过试验的方 法真实再现了压力动态变化曲线。试验中利用压力传感器对感兴趣的点进行了测 试，测试结果如下：图8反映了制动阀上下出口压力对比变化情况，图9反映了 管路对压力滞后的影响。实线代表制动阀下出口压力，虚线代表制动阀上出口压力图8制动阀上下出口压力对比图从图8可以看出，制动阀上下出口压力几乎同时响应，试验结果与理论计算 结果反映的制动压力变化过程大体趋势基本相同，几乎在0.3s内压力从零都上升 到最大趋于稳定状态，且制动阀输出压力稳定以后，上出口压力比下出口压力大 约高111 0.2MPa,说明理论计算结果是可靠的；不同的是理论计算压力上升过程比 较平稳，而试验结果却显示压力上