自卸車液壓制動系統路況切換電磁閥組設計仿真研究

黃金榮，周 陽，郭瑞鋒

(1.陜西國防工業職業技術學院智能制造學院，陜西 西安 710300)(2.西安建筑科技大學機電工程學院，陜西 西安 710055)

非公路礦用自卸車主要應用于大型露天礦山、水利水電建設工程等領域，工作環境復雜，因此要求其制動系統必須具有穩定且精準的性能，同時要求操作輕便和有很高的可靠性，為此人們開始了對人電雙控全液壓制動系統的設計研究[1-2]。該系統中的路況切換閥組能夠滿足制動系統對多種路況下的制動控制，但是由于人工制動時制動力大小僅憑人的感覺施加，因此其精準度難以及時有效地調整。特別是對于行駛在惡劣天氣中復雜路況下的自卸車，地面附著系數隨時在變化，可能會由于制動力過大或不足[2]，引發重大安全事故[3-4]?；诖?，本文對路況切換閥組進行了優化設計，使其可以實現更快速準確的制動力電控調節，以滿足多種工況下對自卸車的制動控制。

1 礦用自卸車全液壓制動系統路況切換閥組制動原理

1.1 路況切換閥組在礦用自卸車全液壓制動系統中的功用

自卸車的制動工況復雜，路況切換制動是一種可應用于不同路面下的制動方式，當自卸車在雨水、泥濘、冰雪等濕滑路面行駛時，由于輪胎與地面附著系數較低，一旦采取緊急制動時，往往會導致前輪先于后輪抱死，以致地面無法對前輪產生足夠的摩擦力，使自卸車車輪發生滑移，喪失轉向能力[5]，造成安全事故。為了避免危險情況的發生，在全液壓制動系統中增加路況切換閥組，如圖1所示，圖中18模塊即為路況切換閥組，其主要功能是輔助行車制動閥在不同路況下實施可靠制動，有效減少因制動力不精準引起的安全事故。

1—變量柱塞泵；2—卸荷溢流閥；3—補油蓄能器；4.1,4.2—前、后制動蓄能器；5,7.1,7.2,7.3,7.4—梭閥；6—緊急制動電磁閥；8—液壓先導換向閥；9—制動鎖定電磁閥；10—減壓閥；11—停車制動電磁閥；12—雙路踏板閥；13.1,13.2—前、后電液比例減壓閥；14.1,14.2—前、后雙繼動閥；15—前制動器；16—停車制動器；17—后制動器；18—路況切換閥組；19—液力緩行閥組

該路況切換閥組是在充分考慮液壓制動力調節范圍的基礎上，利用電液比例減壓閥替換直接作用式減壓閥，提升了其對制動力大小的調節性能，工作原理如圖2所示。該路況切換閥組由電磁換向閥、電液比例減壓閥以及單向閥組成，制動時開啟電磁換向閥，制動液在電液比例減壓閥的控制下，可根據實際路況調節前橋制動器的制動力，以最適宜的制動力實施制動，防止車輪抱死。

1—路況切換閥組；2—前橋制動器；1.1—電磁換向閥；1.2—電液比例減壓閥；1.3—單向閥

1.2 路況切換閥組工作原理簡化模型

根據文獻[1]電控全液壓制動系統的簡化模型，由路況切換閥組的工作原理可知，制動時由電液比例減壓閥組件對制動液進行減壓以實現制動力的精準控制，由此可以得到電控全液壓制動系統中路況切換電磁閥組工作原理的簡化模型，如圖3所示，圖中各參數的含義：Q1,Q2,Q3,Q4分別為蓄能器、先導電液比例減壓閥、繼動閥、電液比例減壓閥的出口流量；p1,p2分別為先導比例減壓閥的入口與出口壓力；p3,p4分別為電液比例減壓閥的入口與出口壓力；x1,x2,x3,x4分別為先導電液比例減壓閥閥芯、繼動閥閥芯、電液比例減壓閥閥芯、制動缸活塞的實時位移量；m1,m2,m3,m4分別為先導電液比例減壓閥閥芯、繼動閥閥芯、電液比例減壓閥閥芯、制動缸活塞的質量；k1,k2,k3,k4分別為先導電液比例減壓閥、繼動閥、電液比例減壓閥、制動缸的復位彈簧剛度；A4為制動缸活塞的有效作用面積；b4為制動缸活塞運動的黏性阻尼系數。

圖3 路況切換閥組工作原理簡化模型

如圖3所示，當入口壓力p3一定且足以導通路況切換閥組中的電液比例減壓閥4時，一定的控制電流對應著一定的電液比例減壓閥的閥開口度，即對應著一定大小的制動力。制動力最大值為p3，閥開口度越小，制動力也就越小。若同時控制行車制動電磁閥和路況切換電磁閥的電流，可快速得到精準的制動力及可靠的制動效果。在制動過程中行車制動電磁閥對制動力起主要作用，而路況切換閥組起快速調節作用。

2 路況切換閥組中電液比例減壓閥數學模型建立

圖4 電液比例減壓閥閥芯受力原理圖

由于制動系統為機電液系統，因此可以根據鍵合圖理論建立制動系統的鍵合圖模型。根據電磁感應定律，磁通鏈ψ與比例電磁鐵輸入電流i之間存在慣性關系：

i=ψ/L(x)

(1)

式中：L(x)為線圈電感。而電磁力與電磁鐵之間存在容性關系：

FB=K2i+K3x3

(2)

式中：K2,K3分別為電液比例減壓閥的電流-力、位移-力增益系數。故電磁鐵的動作可以使用有混合場的鍵合圖元IC[7-8]來表示。根據鍵合圖理論，用共流結即“1-結”表達電液比例減壓閥閥芯受力的勢變量，用共勢結即“0-結”表達電控制動系統中流變量的關聯關系。

基于鍵合圖理論與路況切換閥組的工作原理簡化模型，對制動過程中間隙消除階段的電液比例減壓閥進行流量連續性分析和受力分析，得到其功率鍵合圖模型，如圖5所示，圖中各參數的含義：Sf為流源；C0為線性容度參數；Cd為電液比例減壓閥閥口流量系數；C3為復位彈簧容度；K1為油液體積彈性模量；TF為變換器；U3為電源電壓；UL3為電液比例減壓閥線圈電壓；RL3為電液比例減壓閥線圈電阻。

圖5 路況切換電磁閥組簡化模型的功率鍵合圖

再根據功率鍵合圖模型寫出電液比例減壓閥的動態方程如下：

(3)

式中：b3為電液比例減壓閥閥芯的黏性阻尼系數；Bt為瞬態液動力阻尼系數；Ks1為穩態液動力剛度；ω3為電液比例減壓閥閥口面積梯度；ρ為油液密度；α3為節流閥口過流面積；V為電液比例減壓閥出口處受控容腔液體總體積。

(4)

對液壓器件型號及液壓介質選型，得到方程組中對應參數的值，見表1[9]，表中d4為電液比例減壓閥閥芯直徑，θ為油液的出流角度，r為反饋液壓力作用面半徑，Cv為油液通過比例減壓閥閥口的速度系數。

表1 電液比例減壓閥仿真參數表

3 路況切換閥組動靜態性能仿真分析

建立路況切換閥組中電液比例減壓閥的動、靜態數學模型進行MATLAB/Simulink仿真，如圖6～圖8所示。

圖6 電液比例減壓閥閥芯受力模型

圖7 電液比例減壓閥流量模型

圖8 電液比例減壓閥模型

Simulink仿真分析得到如圖9～圖11所示的電液比例減壓閥的相關控制特性曲線。

由圖9,10可知，當入口壓力一定時，不同控制電流下的出口壓力與閥芯位移不同，但均在約0.005 s時達到穩定狀態。通過分析可知，路況切換閥組響應迅速，對整個系統響應時間的影響很小，滿足制動可靠性要求[10]。由圖11可知，電液比例減壓閥出口壓力隨電流的增大而增加，在0～0.071 A的電流區間內存在死區，在0.1～1.0 A的電流區間內出口油液壓力呈線性變化，故該路況切換閥組可對入口壓力p3進行連續線性控制。

圖9 出口壓力動態響應曲線

圖10 閥芯位移動態響應曲線

圖11 出口壓力靜態控制特性曲線

圖12是當入口壓力分別為1.9×107Pa、1.7×107Pa、1.5×107Pa時，路況切換閥組出口壓力的靜態響應曲線，從圖中可以看出，出口壓力靜態響應曲線的斜率不同，說明入口壓力不同時出口壓力有一定的波動，但對制動力的影響有限。

圖12 不同入口壓力下路況切換閥組出口壓力靜態特性曲線

4 路況切換閥組制動試驗驗證

在液壓實驗室，對先導電液比例減壓閥、繼動閥、電液比例減壓閥、制動缸進行合理選型之后，根據路況切換閥組的工作原理，搭建了電控全液壓路況切換閥組的液壓測試系統，如圖13所示。

1—液壓泵；2—繼動閥；3—電液比例減壓閥；4—先導電液比例減壓閥；5—制動缸

根據圖1所示的制動系統原理可知，路況切換閥組與繼動閥為串聯關系，當制動系統處于行車制動工況時，繼動閥的出口壓力即為路況切換閥組的入口壓力。試驗中，在電液比例減壓閥開口度一定的情況下，由液壓泵分別對電液比例減壓閥施加1.9×107Pa、1.7×107Pa、1.5×107Pa的入口壓力，代表駕駛員在不同工況下的制動意圖。在各制動壓力下，分別對路況切換閥組液壓測試系統中的電液比例減壓閥的電流大小進行連續性調節，并記錄其出口壓力靜態變化曲線，如圖14所示，由圖可以看出，該電控全液壓路況切換閥組試驗系統可實現不同入口壓力下對出口壓力的連續性控制，與仿真結果相符。

圖14 路況切換閥組液壓測試系統實驗數據分析圖

5 結束語

由于在惡劣天氣條件下，不同路況的地面附著系數實時發生變化，礦用自卸車在行駛過程中需要不同的制動力與之匹配，為此本文優化設計了路況切換閥組，對路況切換閥組進行了性能仿真，得到了不同控制電流下出口壓力的動、靜態性能曲線，以及不同入口壓力下的出口壓力靜態曲線，分析了路況切換閥組制動性能的合理性，并進行了實驗驗證，結果顯示本文優化設計的路況切換閥組可實現更加精準快速的制動力控制。