工程车辆液压动力学与控制原理

液压冲床是应用帕斯卡原理：封闭系统的压力是定值。液压冲床中有一部分是活塞，有类似泵的作用。其截面积较小，产生较小的力，另一部分是面积较大的活塞，两者压力相同，面积较大的活塞其施力也较大。若泵和冲压的液压缸分开的话，只需要小直径的管连接泵和液压缸，较容易抵抗液体压力。

在活塞移动时，在液压缸中液体（例如液压液）也会随着移动。假设液体不可压缩。小活塞位移影响的油体积等于大活塞位移影响的油体积。因此两者的位移距离会不同，和活塞面积成反比。因此，为了让大活塞移动，小活塞需要走较长的距离。大活塞出力较大，但位移较短，小活塞受力较小，但位移较长，因此符合能量守恒定律。若大活塞的面积增加，其活动距离会更短。

液压冲床的概念也可以用在液压成形制程中。

第1章 绪论

1.1 工程车辆制动系统概述

1.1.1 工程车辆制动系统的组成

1.1.2 制动器的类型

1.1.3 气顶液与全动力液压制动

1.1.4 工程车辆新型电液制动系统

1.2 全动力液压制动系统研究现状与方法

1.2.1 主要元件的研究

1.2.2 系统动态特性的研究

1.2.3 仿真与试验研究

1.2.4 稳健设计

1.3 制动器研究现状与方法

1.3.1 鼓式制动器研究

1.3.2 盘式制动器研究

1.3.3 湿式多盘制动器研究

1.4 本书研究内容

第2章 虚拟样机技术的理论基础

2.1 刚体动力学方程

2.2 柔性体动力学方程

第3章 全动力液压制动系统设计理论

3.1 全动力液压制动系统常规设计方法

3.1.1 系统参数确定

3.1.2 主要元件选择

3.2 制动管路传输特性及其对制动响应特性的影响

3.2.1 制动管路特性分析

3.2.2 管路传输滞后影响因素

3.3 蓄能器在制动及充液过程中的动态数学模型

3.3.1 充液过程

3.3.2 制动过程

3.4 制动轮缸在制动过程中的动态数学模型

3.4.1 空行程阶段

3.4.2 增压阶段

3.5 本章小结

第4章 蓄能器充液阀的静动态充液特性

4.1 充液阀原理及受力分析

4.1.1 结构原理

4.1.2 静态受力分析

4.2 充液系统静态特性分析

4.2.1 恒压充液特性

4.2.2 恒流充液特性

4.3 充液阀充液动态特性及影响因素

4.3.1 动态数学模型

4.3.2 动态特性分析

4.3.3 系统参数变化影响

4.3.4 充液阀结构参数变化的影响

4.4 全动力液压制动系统与整机的匹配

4.5 本章小结

第5章 双回路制动系统及制动阀的动态特性

5.1 制动阀原理与设计

5.1.1 制动阀原理

5.1.2 制动阀设计

5.2 双回路制动阀的稳态工作特性

5.2.1 受力分析

5.2.2 静态特性分析

5.3 双回路制动系统及制动阀的动态特性仿真分析

5.3.1 空行程动态特性

5.3.2 系统动态特性数学模型

5.3.3 仿真模型与结果

5.4 双回路系统响应特性主要影响因素及参数选择

5.4.1 系统参数变化

5.4.2 元件结构参数变化

5.4.3 阀芯内力分析

5.4.4 制动方式的影响

5.5 本章小结

第6章 双液动力转换器及其动态特性

6.1 双液动力转换器原理与设计理论

6.1.1 转换器原理

6.1.2 结构参数设计

6.2 双液动力转换器的建模与动态特性仿真

6.2.1 转换器数学模型

6.2.2 空行程过程中的转换器特性

6.3 双液动力转换器结构参数的选择

6.4 双液动力转换器对双回路全动力液压制动系统动态特性的影响

6.4.1 系统完整模型

6.4.2 系统特性分析

6.5 本章小结

第7章 全动力液压制动系统试验

7.1 系统台架试验设计

7.1.1 试验标准

7.1.2 试验系统

7.2 系统与元件的仿真模型验证试验

7.2.1 系统模型验证

7.2.2 转换器模型验证

7.2.3 充液阀与蓄能器模型

7.3 多工况下系统动态特性试验

7.4 双回路制动阀及双液动力转换器性能试验结果

7.5 系统响应试验结果分析

7.5.1 制动方式变化

7.5.2 单回路工况

7.5.3 蓄能器工况

7.5.4 耦合工况

7.5.5 双液动力转换器

7.6 本章小结

第8章 全动力制动系统关键件的稳健设计

8.1 稳健设计策略

8.2 稳健设计的数学模型

8.2.1 质量模型

8.2.2 数学模型

8.3 基于充液时间的充液阀稳健设计

8.3.1 设计变量与噪声因素

8.3.2 参数设计

8.3.3 最佳组合及验证

8.4 基于制动响应特性的制动阀稳健设计

8.4.1 设计变量与噪声因素

8.4.2 参数设计

8.4.3 最佳组合及验证

8.5 本章小结

第9章 鼓式制动器制动效能因数的虚拟样机模型

9.1 鼓式制动器制动效能因数的线性静力学数学模型

9.2 鼓式制动器制动效能因数的非线性动力学数学模型

9.2.1 非线性接触力数学模型

9.2.2 鼓式制动器制动效能因数的非线性动力学数学模型

9.3 鼓式制动器制动效能因数的虚拟样机模型

9.3.1 虚拟样机模型建立的一般过程

9.3.2 鼓式制动器虚拟样机模型的建立过程

9.4 本章小结

第10章 钳盘式制动器非线性振动的虚拟样机模型

10.1 摩擦因数变化引起非线性振动的虚拟样机分析

10.1.1 黏滑摩擦模型

10.1.2 负阻尼摩擦模型

10.2 模态耦合引起的盘式制动器振动理论分析

10.3 刚性摩擦片，弹性制动盘非线性振动模型的虚拟样机分析

10.3.1 刚性摩擦片，弹性制动盘非线性振动的数学模型

10.3.2 刚性摩擦片，弹性制动盘非线性振动的虚拟样机模型

10.4 盘式制动器非线性连续系统振动的虚拟样机模型

10.4.1 盘式制动器非线性连续系统振动的数学模型

10.4.2 盘式制动器非线性连续系统振动的虚拟样机模型

10.5 本章小结

第11章 制动器的虚拟样机应用实例

11.1 鼓式制动器制动效能因数虚拟样机模型分析

11.2 钳盘式制动器虚拟样机模型振动分析

11.3 制动性能分析和评价

11.3.1 鼓式制动器的制动性能

11.3.2 盘式制动器的制动性能

11.3.3 制动器的评价分析

11.4 本章小结

参考文献2100433B

静液压制工艺的物理本质就足利用巴斯葛原理，流体基本上是不可压缩的，给流体施加压力，压强通过流体连续的传递，在液体中各处的压强相等。不过要注意，在高压状态下液体也会发生收缩，一般认为在压力超过50MPa时，体积会发生明显收缩，可高达

上图是等静压机的原理图（以湿式为例）。用大型高强度钢锻件做的高压缸是等静压机的主体零件，或者用钢件做缸体内衬，外面用钢带，钢丝缠绕，提高压缸的抗压强度，保证压缸工作时的安全性。高压缸内装液体油，或者含有5%油的乳化液，也可装纯净水，用这些液体做传递压力的介质。操作时用高压泵向压缸内加添少许液体，可把缸内的液体压力提高到约200MPa，需要压制的粉末装在一个柔性的塑胶套（袋）内，排尽胶套内的空气，并把胶袋密封，防止压制过程中油进入套内。胶套置于高压缸内的液体介质里面，在高压液体的作用下，胶套内的粉末被压成压坯。通常在柔性塑胶套的外面套一个等尺寸同形状的钢外套，以便保证压坯的形状和尺寸的准确性。柔性套用天然橡胶或人造塑料制造，通常人造塑胶的成分（质量分数）是：聚氯乙烯树脂100份，苯二甲酸二辛酯100份（或者苯二甲酸二丁酯），三元基硫酸铅2～3份，再加硬脂酸0.3份，搅拌混合均匀，抽真空排气后，用混合调好的胶体制造软套的过程为：只把符合设计尺寸要求的芯棒放在混合好的液态胶内，使芯棒表面沾带有一定厚度的胶体，再把带有胶体的芯棒放在适当的高温烘箱内烘烤一定时间，套子定形后水冷脱模，并仔细检查保证胶套没有渗漏，否则，在等静压机的高压缸内加压时，液体渗入套内粉末变成稀的金属泥料而不能成形。

装有粉末的柔性套放人高压缸的液体内，软模套和粉末同时受压变形。与钢模压制不同，等静压时软模套和被压粉末同时变形，消除了压模和粉末之间的摩擦压力损失，粉末之间相对运动距离很小，特别是纵向比横向要小得多。高压缸内的液体各处的水静压力认为都是相等的。这样一来，等静压压制的粉末压坯各处的密度近似是相等的。

但是，经过仔细的分析研究后发现，等静压压出的毛坯各点的密度还是有一点差别，特别对大直径坯料，但总体差别不大。对于直径80mm的钼生坯的密度进行了解剖分析，压制压力接近200MPa，用车床把钼压坯的外径每次车掉10mm，分六次把压坯的直径车小到20mm。实际上每次车掉一个同心圆套，计算出圆套的体积和重量，就可算出每个同心圆套筒的密度，可以得出压坯直径方向的密度分布。压坯的平均密度和相对密度自外向里逐渐变小，车下的套环的密度自大直径到小直径密度是逐渐下降，即整个压坯的密度由里向外逐渐向上升。最外面一层环的密度比心部的密度高约5%。而等静压压制的平板坯的内外密度差比圆柱体的小约50%。板坯的内外密度差比圆柱体的小，板坯的密度均匀。

这种密度差的根源在于粉末之间存在有内摩擦，引起由外向内的压力损失。粉末压坯的压制密度与压力有直接关系，这种关系可能符合巴尔申关系或者双对数方程的关系。等静压压制的压坯密度与压制压力之间关系的研究表明，粉末粒度和压坯形状（长径比）之问有关系，压坯的径向收缩和轴向收缩是不一样的，存在有收缩的各向异性。细粉的收缩率比粗粉的高，粗粉收缩的各向异性比细粉的严重一点（粉末的粒度5.0μm、3.5μm和2.3μm）。