王同建 付德龙 张美荣 陈晋市 张飞 王一川
摘 要：为验证继动阀的可靠性（输出压力12.0 MPa，响应时间0.2 s），并研究继动阀动态特性对全液压制动系统制动性能的影响，以某型号越野车开发的全液压制动系统为研究对象，建立了继动阀理论分析模型，运用AMESim软件建立了全液压制动系统仿真模型，分析了阀芯摩擦力、节流口的初始遮盖量、复位弹簧初始压缩量和弹簧刚度对制动性能的影响，并通过实验验证了仿真模型的准确性. 研究结果表明：继动阀应用于液压制动系统可以满足制动要求（输出压力12.0 MPa，响应时间0.2 s）;阀芯摩擦力过大會使继动阀的开启压力增大，导致继动阀的比例滞环增大，影响阀芯的复位性能;继动阀节流口的初始遮盖量越大，打开节流口克服的摩擦力越大，制动系统的响应时间越长;通过调节继动阀复位弹簧初始压缩量和弹簧刚度可实现制动压力的微调节. 理论模型和仿真模型为全液压制动系统的进一步优化提供了可靠依据.
关键词：液压制动;继动阀;AMESim仿真;动态特性
中图分类号：TH137.5 文献标志码：A
Study on Dynamic Characteristics of
Relay Valve in Hydraulic Brake System
WANG Tongjian1，FU Delong1，ZHANG Meirong3，CHEN Jinshi1，2，ZHANG Fei3，WANG Yichuan1
（1. School of Mechanical and Aerospace Engineeringr，Jilin University，Changchun 130025，China;
2. State Key Laboratory of Automotive Simulation and Control，Jilin University，Changchun 130025，China;
3. Inner Mongolia First Machinery Group Co.，Ltd，Baotou 014000，China）
Abstract：To test and verify the reliability of relay valve （with output pressure of 12.0 MPa and response time of 0.2 s）， and to study the influence of dynamic characteristics of the relay valve on braking performance of the full hydraulic braking system， taking a type off-road vehicles fully hydraulic braking system as the research object， a theoretical analysis model of the relay valve was established. A simulation model of the full hydraulic brake system was established by applying the software AMESim， and the influence of the spool friction， initial cover， return spring the initial amount of compression and spring stiffness on braking performance was analyzed. The accuracy of the simulation model was verified by experimental results. The comparison shows that the relay valve applied to the hydraulic braking system can meet the braking requirements（output pressure of 12.0 MPa and response time of 0.2s）. Excessive friction of the spool increases the opening pressure of the relay valve， which leads to the increase of proportional hysteresis of the relay valve and affects the reset performance of the spool. The greater the initial cover of the relay valve orifice is， the greater the friction to be overcome by opening the orifice becomes， and the longer the response time of the braking system is required. By adjusting the initial compression of the reset spring of the relay valve and the stiffness of the spring， the fine tuning of the brake pressure can be realized. The theoretical model and simulation model provide a reliable basis for further optimization of the full hydraulic braking system.
Key words：hydraulic brakes;relay valve;AMESim simulation;dynamic characteristics
全液压制动系统以液压油作为传动介质，与气压制动系统相比具有制动力矩大、响应时间短、性能稳定、系统结构简单、便于实现电子控制等优点[1]. 目前全液压制动系统主要应用于工程机械、农业机械、矿用车辆等大型车辆中，且有替代其他传统制动形式的趋势[2].
国内外学者对全液压制动系统的研究已经进行了较长一段时间，取得了较为显著的成果. 韦建龙等为降低矿车的故障率，实现行驶速度的自适应智能控制，设计了智能稳速联合电-液制动系统[3];Huang等人基于摩托车路面行驶状况，通过模拟液压调制器的性能，提出了一种全液压防抱死系统[4];很多学者借助仿真模型研究了液压制动系统的性能和动态特性，为制动系统的进一步发展奠定了良好基础.
Fan等分别建立了车辆和制动器组件的动力学仿真模型，分析车辆在不同制动状态下的制动性能[5-6];张振东等人基于AMESim、Simulink软件对液压系统的性能、动静态特性和全液压制动的双回路制动阀、充液特性进行了研究[7-10];黄世健等学者分析了不同参数制动软管对制动系统性能的影响[11-12]; 一些学者集中精力于研究液压制动系统的典型故障模式，建立了液压制动系统的故障诊断模型[13-14]; Ho等人分析了静液压传动系统的能量利用率，分析了该系统对能量回收效率的影响[15];Ramakrishnan等人提出了以能源为核心的控制策略，提升了液压系统的能量再生效率[16]; Antonio等人提出利用启发式算法和模型预测控制，对铰接车辆的能源再生式液压制动系统的燃油消耗进行分析[17]. Wang等人在分析制动系统动力分布曲线后，提出了理想的减速器-制动器制动分配策略[18];Chen等人为提升液压制动系统制动力分配的准确性，提出了基于制动器压差限制调制的协同再生制动控制算法[19].
重载车辆大型化的发展趋势导致车辆整车长度较长，各轴间距离较大，若直接将液压脚制动阀输出的压力油输送到车辆各轴制动缸产生制动力，势必会引起制动响应变长及各轴间制动不协调等问题，为行车安全带来隐患. 继动阀在液压制动系统中的应用可以有效提高制动系统性能[20-21]，其动态特性直接影响液压制动系统的制动性能. 但目前针对继动阀动态特性的相关研究较少，文献[20]通过仿真研究了气压制动系统中继动阀的动态特性，分析了气动继动阀动态特性的影响因素，为液压继动阀动态特性的研究提供了思路.
本文以车辆全液压制动系统中的继动阀为研究对象，基于制动系统和继动阀的结构和理论分析，建立继动阀及全液压制动系统仿真模型，对继动阀的比例特性及不同输入信号下的响应特性进行分析，并通过台架实验对继动阀的动态特性进行测试. 采用理论分析、仿真与实验相结合的方法，研究了继动阀的参数对其性能的影响，为全液压制动系统的性能优化提供了可靠的理论依据.
1 制动系统及继动阀工作原理
1.1 全液压制动系统的工作原理
图1为采用继动阀的双回路全液压制动系统. 该制动系统中，前桥蓄能器出口连接双回路脚制动阀P1口和前桥继动阀P口;后桥蓄能器出口与双回路脚制动阀P2口和后桥继动阀P口相连;双回路脚制动阀出口A1、A2分别连接前、后桥继动阀的PP口. 制动时，双回路脚制动阀出口压力油被输送到前、后桥继动阀控制口，作为控制油液控制继动阀动作，继动阀P口处的高压油液得以迅速进入制动缸，对车辆实施制动，其输出压力大小与控制口压力为比例关系. 继动阀安装在车桥上，与制动缸距离很近，可以有效地缩短制动响应时间.
1.2 继动阀的结构及原理
继动阀作为保障全液压制动系统灵敏性的关键元件，结构如图2所示，其实质为一个三通减压阀，工作过程如下：
1）脚制动阀未动作时，继动阀控制口没有压力油，阀芯3在复位弹簧2的作用下处于图示位置. 此时，继动阀出油口A与回油口T相通，与进油口P不通，因此制动缸内无压力.
2）踩下脚制动阀踏板时，制动系统压力油经脚制动阀和管路到达继动阀控制口，压力油作用于继动阀阀芯上端面，推动阀芯向下运动，阀芯逐渐切断出油口A與回油口T的连通，连通进油口P与出油口A. 同时出油口处压力油经过阀芯上的阻尼孔流入阀芯底部，并产生阻止阀芯继续向下运动的反馈力. 随着阀芯的下移，输出压力升高，反馈力不断增大，直至稳态液动力、反馈力和复位弹簧的合力大于控制压力在阀芯上端产生的推力，阀芯反向运动，关闭进油口和出油口间的节流口，此时阀芯在液压推力、弹簧力和液压反馈力共同作用下保持平衡，继动阀出油口油液压力保持稳定.
3）释放脚制动阀踏板时，继动阀控制压力油经脚制动阀回油口回油，继动阀阀芯在复位弹簧的作用下复位，关闭进油口P与出油口A间的节流口，连通出油口A与回油口T，实现制动缸内压力油回油，解除制动.
2 继动阀力学模型建立
液压滑阀节流阀口形式通常可以分为全周开口和非全周开口. 传统滑阀一般采用全周开口形式，但非全周开口液压滑阀流量调节范围宽、小流量稳定性好、抗阻塞性能好等优点使其得到越来越多的应用[22-24].
液压制动系统中继动阀阀芯回油节流槽形状为半圆形，如图3所示. 为了研究继动阀压力-流量特性，需要计算阀芯节流槽通流面积. 从阀芯结构图可以看出，继动阀节流阀口在半圆形节流槽处存在两个截面，一个截面是阀芯部分圆弧曲面径向投影所得弓形截面 ，另一个截面为带有一圆弧边的轴向平面[22].
继动阀在半圆形节流槽处的等效通流截面A′为两截面A1、A2中较小者. 根据图4所示半圆形节流槽尺寸参数，分别计算阀口开口量为x时截面A1、A2的面积.
继动阀半圆形节流槽两截面面积分别为：
式中：R为继动阀阀芯半径（mm）;r为半圆形节流槽半径（mm）;x为节流阀口正开口量（mm）;h为半圆形节流槽深度（mm）;n为节流槽个数.
根据继动阀阀芯实际尺寸绘制两截面面积随正开口量变化曲线，如图5所示. 从图中可以看出，在开口量2 mm范围内，截面A1面积小于截面A2面积. 因此，继动阀节流阀口在半圆形节流槽处的有效通流截面为截面A1 .
式中：m为继动阀阀芯质量（kg）;x为阀芯位移（m）;C为阻尼系数（N/（m·s-1））;k为复位弹簧刚度（N/m）;l0为复位弹簧初始压缩量（m）;Cd为流量系数，无因次;Cv为流速系数，无因次;W为阀口面积梯度（m）;Δx为节流口开口量（m）;pp为继动阀进口压力（Pa）;pA为继动阀出口压力（Pa）;ppp为继动阀控制压力（Pa）;As1为阀芯上端面面积（m2）;As2为阀芯下端面面积（m2）.
可以看出l0、W、Δx、ppp是影响系统输出的因素，但是ppp是由脚踏阀输出口压力决定的，因此继动阀阀芯摩擦力、初始遮盖量、复位弹簧刚度及复位弹簧初始压缩量是影响系统输出的关键因素.
3 AMESim仿真分析
3.1 AMESim仿真模型建立
在系统或元件的动态特性研究方面，通常首先对研究对象建模，然后依据传递函数在Matlab/Simulink中建立仿真模型，最后对系统或元件的动态特性进行仿真分析. 但继动阀一方面由于结构复杂，参数过多，相关物理量难以精确表达;另一方面继动阀的压力-流量特性存在非线性. 因此用线性简化的传递函数在Simulink中分析继动阀的动态特性往往计算速度缓慢且不够精确[25]. AMESim以其强大的液压元件建模和液压系统分析能力大大提高了液压元件仿真的精确性. 根据继动阀的结构及工作原理，在AMESim中搭建其HCD模型并建立其仿真模型[26-27]，如图6所示. 根据继动阀实物结构参数和制动系统其它元件参数设置仿真模型各子模型参数.
3.2 仿真分析
3.2.1 比例特性仿真
繼动阀仿真模型的输入量为线性变化的控制压力，其变化规律如图7所示. 图8所示仿真结果为继动阀出口压力随继动阀控制压力变化规律. 从仿真曲线图可以看出，继动阀控制压力由0 MPa升高到12.5 MPa过程中，当控制压力低于0.9 MPa，由于控制压力所产生的推力，不足以克服复位弹簧力和阀芯运动摩擦力推动阀芯打开节流阀口，此阶段出口压力几乎为零;随着控制压力继续增大，阀芯在合力作用下逐渐打开节流阀口，出口压力随控制压力的升高成比例增大. 在控制压力由12.5 MPa降至0 MPa过程中，继动阀出口压力随控制压力减小而降低. 因此，继动阀出口压力与控制压力成比例，又由于继动阀控制压力与制动踏板角度成比例，所以继动阀的比例特性保证了车辆慢速制动时，驾驶员可以通过操纵制动踏板转动特定角度获得理想制动效果.
3.2.2 阶跃响应特性仿真
在继动阀控制口输入压力阶跃信号，仿真结果如图9所示，0 s时刻继动阀先导压力大小由0 MPa变为12.5 MPa，继动阀出口压力随时间由0 MPa上升并稳定至12.35 MPa. 结合图中曲线分析可知，先导压力输入后0.005 s内，继动阀阀芯在先导压力产生的推力作用下，克服弹簧力和摩擦力打开继动阀出口节流口;当继动阀出口压力对阀芯的反馈力与弹簧力之和等于先导压力对阀芯的推力时，阀芯关闭出口节流口，继动阀出口压力保持12.35 MPa不变. 继动阀在阶跃信号输入条件下，其出口压力响应时间为0.011 5 s，最大超调量为3.3%，输出压力无振荡.
4 实验及结果分析
为了能够节约成本，减小实验场地，采集数据便捷并验证所搭建继动阀仿真模型的正确性;因此采用台架实验法进行两种全液压制动状态下的实验研究，如图10所示，搭建满足管路条件的实验台架，所设测点分别为：1-继动阀入口测试点，2-梭阀出口测试点，3-继动阀出口测试点，4-电液比例阀出口测试点;5-脚踏阀入口测试点，6-脚踏阀出口测试点，7-蓄能器出口测试点;实验时，保证与仿真模型一致的初始条件：蓄能器充气压力为10 MPa，充液压力为19 MPa.
4.1 比例特性实验
在1 s内缓慢踩下制动踏板，实验结果如图11所示，从中可以看出继动阀出口压力与控制压力成正比关系. 当继动阀控制压力不足以克服继动阀复位弹簧和摩擦力时，输出压力为零;随着控制口压力的继续增大，继动阀出口压力成比例地升高;当控制压力因踏板复位而降低时，继动阀出口压力随控制压力成比例的降低，实验结果与仿真分析一致.
4.2 阶跃响应特性实验
瞬间踩下制动踏板，实验结果如图12所示，0.06 s到0.191 s继动阀控制压力由0 MPa上升至稳态值11.8 MPa，0.092 s到0.189 s继动阀出口压力由0 MPa上升至稳态值11.55 MPa. 继动阀在紧急制动工况下的响应时间为0.083 s. 因此，将继动阀应用于液压制动系统，制动响应迅速，可以满足制动系统快速性的要求（≤0.2 s）.
通过仿真与试验对比，结果如表1所示，在斜坡信号和阶跃信号的输入下，继动阀输出压力的比例特性和变化趋势基本相同. 响应时间的误差主要是由于台架试验有一定的管路损失，同时试验台架的输入信号为人为控制，难以达到仿真输入的平稳性和准确性，仿真与试验的结果在数值和压力上升阶段的细微差异. 因此，仿真模型较好的复现了斜 坡和阶跃信号输入下，继动阀的输出特性，仿真模型具有较高的准确性.
5 继动阀关键参数对性能影响分析
5.1 摩擦力对继动阀滞环特性的影响
运用图6的继动阀仿真模型，改变继动阀阀芯的摩擦力分别为5 N、45 N，其他条件不变进行仿真分析，其结果如图13所示，改变阀芯摩擦力对继动阀滞环范围的影响并不明显;且随着摩擦力增大，继动阀的开启压力增大，滞环范围会有小范围增大.
5.2 复位弹簧参数对继动阀特性的影响
根据对继动阀阀芯受力分析知，在继动阀控制压力一定时，复位弹簧刚度和初始弹簧力决定继动阀出口压力. 分别改变复位弹簧刚度和初始弹簧力进行仿真，其仿真结果如图14所示，结果对比见表2，表3. 可以看出，随着复位弹簧刚度、初始弹簧力的减小，输出制动力越大;可以通过调节继动阀复位弹簧的刚度和初始压缩量来调节制动压力大小.
5.3 出口初始遮盖量对继动阀特性的影响
运用图6的继动阀仿真模型，改变继动阀阀芯的正遮盖量分别为3.5 mm、5.5 mm、7.5 mm，其他条件不变进行仿真分析，其结果如图15所示，结果对比如表4所示，继动阀出口初始遮盖量的大小影响输出压力的响应时间. 正遮盖量较小时，阀芯克服较小的弹簧力便快速打开节流口，出口压力建立所需时间短;相反地，较大的正遮盖量会增加输出压力达到稳态值的时间.
6 结 论
本文通过对继动阀的理论分析、仿真分析及实验验证，分析了继动阀的动态特性对液压制动系统制动性能的影响，及继动阀参数对其特性的影响，得出如下主要结论.
1）结合液压制动系统分析继动阀的工作原理及其工作过程，理论分析结果表明：继动阀的阀芯初始遮盖量、复位弹簧刚度、弹簧初始压缩量是影响制动性能的主要因素;
2）在AMESim中对继动阀的比例特性和阶跃响应特性进行仿真分析，并进行台架实验. 实验结果表明，继动阀的动态特性满足制动系统的要求;实验与仿真的对比验证了继动阀模型的正确性;
3）基于继动阀AMESim仿真模型，分析了继动阀参数对其特性的影响. 结果表明：阀芯所受摩擦力增大，继动阀的开启压力增大，滞环范围会有小范圍增大;继动阀复位弹簧初始压缩量、弹簧刚度越小输出制动力越大;继动阀节流口的初始遮盖量越大，打开节流口克服的摩擦力越大，制动系统的响应时间越长.
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