劉皞春 李志偉 吳 鋼 周士琳 趙 闖

(華南農(nóng)業(yè)大學工程學院, 廣州 510642)

0 引言

前橋擺轉(zhuǎn)式四驅(qū)底盤，可以在水田作業(yè)時直接作倒 U 形轉(zhuǎn)彎調(diào)頭進入下一畦，具有結(jié)構簡單、轉(zhuǎn)彎半徑小等優(yōu)點，是我國小地塊行走機械的一種重要補充[1-6]。綜合考慮到該底盤結(jié)構特殊、工作環(huán)境惡劣和制造使用成本等因素，行走系統(tǒng)采用了閥控開式液壓驅(qū)動[7-9]。開式液壓行走系統(tǒng)需要解決負向負載(簡稱負負載)的控制，以防止底盤在下坡行駛及慣性自溜時，馬達處于超速(泵輸出流量小于液壓馬達在當前轉(zhuǎn)速下所需流量)運轉(zhuǎn)工況，使得液壓元件缺油而不能正常工作，影響底盤的行駛安全。目前開式液壓行走底盤普遍采用平衡閥來實現(xiàn)負負載控制[10-14]。以某品牌的BVD平衡閥為例，其控制的主要原理是通過馬達進出油口的壓力差來調(diào)整平衡閥主閥芯的位置，從而實現(xiàn)對馬達回油的節(jié)流調(diào)節(jié)。但用于行走馬達的平衡閥結(jié)構緊湊，工藝復雜，且大部分要求馬達與平衡閥一一配對，導致其使用和維護成本高[15-16]。同時由于該擺轉(zhuǎn)底盤的液壓源采用發(fā)動機- CVT- 定量泵構成的非恒壓非恒流系統(tǒng)驅(qū)動，輸出的壓力與流量由發(fā)動機油門及外界轉(zhuǎn)矩共同確定，若底盤低速行走時，進油壓力低于平衡閥閥芯完全開啟壓力，平衡閥會消耗較多的液壓能[17]。

本文將通過對原有底盤建模并進行仿真試驗，提出一種基于馬達進油壓力監(jiān)測的回油背壓控制策略。利用廉價、可靠的電液比例技術及嵌入式技術[18-19]，設計電控背壓系統(tǒng)，并對樣機進行試驗。

1 底盤直行縱向力學及其行走系統(tǒng)建模

1.1 底盤直行縱向力學

圖2 擺轉(zhuǎn)底盤液壓原理圖及底盤AMEsim模型Fig.2 Hydraulic circuit of vehicle and AMEsim simulation model1、10.前橋輪邊液壓馬達 2.帶單向閥比例溢流閥 3.壓力傳感器 4.PTO輸出馬達 5.PTO控制閥 6.限壓安全閥 7.定量雙聯(lián)泵 8.帶CVT動力系統(tǒng) 9.液壓油箱 11、12.后橋輪邊馬達 13、14.控制后輪的二位電磁閥 15.馬達補油裝置 16.控制車輛前進后退停止的電磁閥 17.總回油路比例溢流閥

擺轉(zhuǎn)底盤直行受力如圖1所示。Tr為后橋支撐力，Tf為前橋支撐力，由于滾動阻力的總和與車上載荷分布無關[20]，則有

Rxr+Rxf=frmgcosθ

(1)

式中Rxr——后橋滾動阻力

Rxf——前橋滾動阻力

fr——滾動阻力因數(shù)

m——底盤質(zhì)量θ——坡度

g——重力加速度

直行受力方程為

mgsinθ+Fxr+Fxf-frmgcosθ=max

(2)

式中Fxf——前橋牽引力

Fxr——后橋牽引力

ax——車輛縱向加速度

根據(jù)θ的不同，底盤行駛路況可分為水平路面行駛(θ=0)、上坡行駛(θ<0)、下坡行駛(θ>0)3種情況；根據(jù)底盤縱向加速度可以分為勻速(ax=0)、加速(ax>0)、減速(ax<0)3種運動狀態(tài)。

圖1 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓四輪底盤縱向受力圖Fig.1 Diagram of longitudinal force of tractor

1.2 液壓系統(tǒng)及其AMEsim建模

如圖2a所示為擺轉(zhuǎn)底盤的液壓系統(tǒng)(黑色部分為原樣機液壓圖，紅色部分是本設計新增部件)。其Fxf和Fxr由輪邊液壓馬達直接提供。根據(jù)行走馬達進出油口壓差的大小和方向，可以確定Fxf和Fxr制動力或牽引力。轉(zhuǎn)場作業(yè)時，為了獲得更高的速度和能量利用效率，一般采用前驅(qū)(2WD)模式，后輪處于液壓浮動狀態(tài)。為了研究底盤在不同工況下的液壓特性，根據(jù)式(2)及圖2a，對底盤在縱向運動方向進行了AMEsim建模，模型如圖2b所示。并根據(jù)表1及圖3為模型導入?yún)?shù)。

表1 底盤參數(shù)Tab.1 Parameters of chassis

圖3 兩驅(qū)狀態(tài)下發(fā)動機- CVT- 泵的性能曲線Fig.3 Characteristic curve of engine- CVT- pump

2 底盤AMEsim模型的仿真試驗

對底盤AMEsim模型進行仿真行駛試驗。路況包括：水平路面(0°)、坡度為±5%(2.86°)和±10%(5.71°)的路面。試驗方法為：車輛從靜止起步，發(fā)動機油門信號從怠速(信號值0.15)增加到最大(信號值1)，底盤達到穩(wěn)定速度后油門信號從最大恢復到怠速狀態(tài)。觀察整個過程中馬達所需總流量、泵總流量、馬達與泵之間的流量差、車速及馬達進油壓力的變化曲線。仿真結(jié)果如圖4～6所示。

圖4 水平路面仿真試驗Fig.4 Simulation test of driving on a level road

圖5 爬坡仿真試驗Fig.5 Climbing simulation test

圖6 下坡仿真試驗Fig.6 Downhill simulation test

(1)在水平路面上，底盤從起步加速到最高速度的這段時間內(nèi)，泵的流量與馬達所需流量完全相同，馬達處于安全工作范圍，馬達進油壓力pin>0。在第25秒，油門信號從1降至0.15，發(fā)動機回到怠速狀態(tài)，CVT切斷了泵的動力來源，由于泵的慣量較小，在自身內(nèi)阻的作用下，泵的轉(zhuǎn)速急劇下降導致供油量也快速下降。底盤由于慣性仍然繼續(xù)前進。同時底盤自身系統(tǒng)的內(nèi)阻及輪地之間形成的滾動阻力frmg使底盤減速并最后停止運動。觀察到，泵停止運動后，底盤由于慣性繼續(xù)運動的這段時間，馬達所需流量大于泵提供的流量，泵與馬達之間的流量差不為零，馬達處于超速運轉(zhuǎn)的狀態(tài)，而此時馬達的進油壓力pin<0，形成吸空。但是由于阻力的作用，馬達轉(zhuǎn)速經(jīng)過一段時間后收斂至0，系統(tǒng)最后趨于穩(wěn)定。

(2)底盤從靜止開始爬坡，坡度分別為5%和10%。底盤從起步加速至最高速度這段時間內(nèi)，泵的流量與馬達所需流量完全相同，馬達處于安全的工作范圍，pin>0。當?shù)妆P在一定速度時，油門信號從1切換至0.15，泵的轉(zhuǎn)速快速下降至0，車輛由于慣性仍然繼續(xù)前進，此時底盤自身的系統(tǒng)內(nèi)阻、滾動阻力frmgcosθ和底盤自身重力在前進方向形成的切向分力mgsinθ對底盤進行減速，底盤運動速度很快就收斂至0。且爬坡坡度越大，在收油后底盤從運動到停止的時間越短。觀察到車輛由于自身慣性繼續(xù)運動時，由于液壓泵減速較快，仍然有一段時間馬達處于超速運轉(zhuǎn)工況，泵與馬達之間的流量差不為零。馬達超速期間，馬達進油口壓力pin<0。

(3)底盤從靜止開始下坡，下坡坡度分別為5%和10%。在進行坡度10%的下坡仿真試驗時，由于底盤缺乏足夠的阻力，自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ讓底盤加速并超過該底盤的設計意圖(該底盤設計最大速度為5.2 m/s)，泵的流量不能滿足馬達的需要，馬達超速運轉(zhuǎn)，馬達進油口壓力pin<0，并且有加劇的趨勢，整個系統(tǒng)并不能在發(fā)動機收油后獲得穩(wěn)態(tài)；在坡度5%下坡仿真試驗時，起步至最高速度這段時間內(nèi)，馬達并沒有出現(xiàn)超速，pin>0。底盤在發(fā)動機收油后，馬達由于底盤慣性自溜出現(xiàn)超速運轉(zhuǎn)，馬達進油口壓力pin<0，圖5中，底盤收油后能緩慢減速，顯然底盤本身的系統(tǒng)內(nèi)阻及滾動阻力frmgcosθ的合力大于底盤自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ。

3 基于馬達進油壓力信號的背壓控制策略

3.1 進油壓力與馬達工況的關系

底盤處于正負載工況下行走時，馬達進油壓力pin>0，壓力能分別消耗在底盤系統(tǒng)內(nèi)阻D、滾動阻力frmgcosθ、慣性力max及自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ。其中底盤系統(tǒng)內(nèi)阻隨底盤行走速度增加而增大。設有最低阻力Dmin=min[D]，那么對應存在一最低壓力損失pλ，當pin處于區(qū)間(pλ,0)時，馬達不能對外做正功。相反，當pin>pλ, 則馬達有可能對外做正功。通過上文仿真分析，可得馬達超速必然導致馬達進油壓力pin出現(xiàn)負壓。因此當監(jiān)測到pin<0時，認為馬達開始吸空。

3.2 背壓控制策略

為了讓馬達脫離吸空工況，理論上能通過加大泵的流量以滿足馬達的流量需求或降低馬達轉(zhuǎn)速滿足當前泵的流量輸出。但是從仿真分析可以看出，CVT- 泵系統(tǒng)輸出流量是有限的，所以只能通過降低馬達轉(zhuǎn)速以適應泵的當前流量。本文將采用增加串接在主回油路上的比例溢流閥開口壓力實現(xiàn)行走馬達的減速，其控制策略如圖7所示。整個控制策略分為3個區(qū)間：背壓線性增大區(qū)間、背壓保持區(qū)間和背壓線性降低區(qū)間。

圖7 背壓控制邏輯Fig.7 Back pressure control scheme

(1) 背壓線性加載區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達超速運轉(zhuǎn)。采用線性增加馬達的回油背壓在行駛時能實現(xiàn)：獲得逐漸增加的制動力，駕駛平順性好；防止傳感器因信號噪聲導致底盤行駛頓挫；能根據(jù)油門信號及路況選擇恰當?shù)幕赜捅硥骸?/p>

(2)背壓線性降低區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達進油壓力處于可能對外做功區(qū)間。采用線性降低馬達的回油背壓在行駛時能實現(xiàn)：下坡起步時有緩慢松開剎車的效果；防止傳感器因信號噪聲導致底盤失去背壓；能根據(jù)油門信號選擇恰當?shù)幕赜捅硥骸?/p>

(3)背壓保持區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達進油壓力處于區(qū)間(pλ,0)。在該區(qū)間內(nèi)，比例溢流閥的控制電流保持不變，其大小由上一個控制區(qū)間確定，其意義在于：確保車輛在負負載的情況下，馬達不超速的同時，以合理的供回油壓力，滿足駕駛員的需求；確保制動力可以在一個固定值，避免駕駛員反復操作。

3.3 元件及參數(shù)選擇

圖8 背壓不同上升速度的下坡仿真試驗Fig.8 Downhill simulation test at different rise rates of cracking pressure

(1)選擇量程為0～20 MPa的擴散硅壓力變送器，精度為0.1 MPa。若檢測到pin≤0.1 MPa，則認為馬達處于超速運轉(zhuǎn)工況。

(2)選擇EBG- 03- C型比例溢流閥，最大許用流量為100 L/min，其控制電流為0～700 mA, 壓力調(diào)節(jié)范圍為0.5～16 MPa，兩輪制動時，可產(chǎn)生最大制動力為3 961.5 N,超過拖拉機自重的60%，符合拖拉機制動力要求[21]。

(3)樣機比例溢流閥控制電流為0時，底盤在水平鋪裝路面蠕行所需壓力約為0.9 MPa，因此取pλ=0.9 MPa。

(4)在溢流閥控制電流需要上升的階段，若增加速度過大，則不能獲得全制動時間內(nèi)加速度線性變化，若控制電流增加速度過小，則不能及時為車輛提供足夠的制動力，使行走馬達及時減速。為了滿足設計意圖，對溢流閥控制電流的上升速率進行仿真。設仿真模型初速度為5.2 m/s(該底盤設計的最高速度)，在20%坡度(等級外道路一般不超過20%)下坡，溢流閥壓力從0.5 MPa升至16 MPa所用時間分別為1.5、2、2.5 s，仿真結(jié)果如圖8所示。當加載時間為1.5 s，溢流閥升至最大開啟壓力時，底盤仍然沒有停止運動，反向加速度不能繼續(xù)線性增加；若加載時間為2.5 s，底盤停止運動時，溢流閥的壓力仍然沒有上升完畢。若加載時間為2 s，底盤停止運動的時刻與溢流閥的壓力加載完畢的時刻基本重合。所以本設計初步采用2 s作為溢流閥從最低上升到最高開啟壓力的總用時。

在溢流閥電流需要下降階段，如下降速度過大，則若車輛下坡起步時容易出現(xiàn)突然的急加速，平順性欠佳。但是如電流下降速度過小，則會增加過多的無用功。兼顧這幾方面考慮，初定溢流閥控制電流從700 mA下降到0的用時為4 s。

3.4 系統(tǒng)設計

該控制系統(tǒng)主要由電源、擴散硅壓力變送器、可編程處理器atmega328、16 MHz外部時鐘電路、PWM- 電壓轉(zhuǎn)換電路和溢流閥比例控制器等組成，圖9a為程序流程圖，圖9b為控制電路原理圖。

4 樣機試驗

4.1 試驗對象與儀器

圖9 控制程序流程圖及電路原理圖Fig.9 Program flow chart and circuit diagram

圖10 路面試驗Fig.10 Road tests

試驗對象為已安裝背壓控制系統(tǒng)的前橋擺轉(zhuǎn)液壓水田底盤。液壓測試采用深圳雷諾公司的CHPM480型測試儀及其配套的傳感器。此外還包括DXL360S型傾角儀、DM6234P型接觸式轉(zhuǎn)速表等。

4.2 試驗方法

如圖10所示，試驗于2017年9月13日在華南農(nóng)業(yè)大學校內(nèi)進行。其中水平路面為工程學院前的直路，坡道為土槽實驗室前面的斜坡，坡度經(jīng)測量，平均為6°(坡度13.3%)。由于路面為鋪裝路面，根據(jù)該底盤設計意圖，采用2WD模式進行試驗。

方法1：通過駕駛員操作車輛在平路、上坡和下坡行駛，觀察車輛行駛在不同路面下的馬達的進出油壓力及控制信號。

方法2：底盤以一定速度下坡時，駕駛員突然收油，觀察系統(tǒng)對底盤的制動情況。

4.3 試驗結(jié)果與分析

4.3.1正負載下的液壓特性

圖11 水平路面靜止起步壓力信號及控制信號Fig.11 Hydraulic pressure and control signals of horizontal pavement starting

圖11及圖12 分別為在水平路面和上坡兩種路況，底盤從靜止起步達到速度較為穩(wěn)定時,記錄下平均速度及對應的馬達進出油口壓力及比例溢流閥控制信號圖。在平路3個速度的試驗中，駕駛員分別在7.2、10.0、7.4 s左右開始踩下油門起步；在上坡路況時，駕駛員分別在6.2、10.6、5.0 s左右開始踩下油門起步。可以看到當進油壓力高于0.9 MPa時，比例溢流閥的控制電流開始減少，經(jīng)過約4s時間減少至0。

4.3.2負負載下的液壓特性

圖12 靜止起步爬坡壓力信號及控制信號Fig.12 Hydraulic pressure and control signals of climbing

底盤在下坡行駛時，3個不同平均速度所對應的馬達進出油口壓力及比例溢流閥控制信號圖如圖13所示。駕駛員駕駛車輛從水平路面開下斜坡，進入斜坡時緩慢收油控制底盤速度，可見馬達分別在2.6、2.0、2.1 s左右開始被自重形成的切向分力拖動，馬達回油壓力開始大于進油壓力。分別在3.3、2.8、2.6 s左右進油壓力下降至0.1 MPa以下，系統(tǒng)開始線性增加比例溢流閥的控制壓力。分別在3.8、3.1、3.4 s之后駕駛員認為速度符合要求(速度基本穩(wěn)定，并記錄下該路段的底盤均速)時，保持當前油門開度，使壓力處于0.1～0.9 MPa之間，系統(tǒng)控制信號維持不變。分別在8.3、7.6、6.2 s左右下坡基本完成，駕駛員開始加大油門提速，進油壓力開始上升，系統(tǒng)線性減小控制電流至零，車輛完成下坡并進入正負載工況行駛。

4.3.3自動制動

圖14 坡道自動制動試驗現(xiàn)場Fig.14 Auto-brake test

行走馬達若長時間被外力矩拖動，進油壓力一直低于0.1 MPa, 系統(tǒng)會持續(xù)增大比例溢流閥的控制電流，使底盤停止運動以保證行駛安全。如圖14所示，駕駛員把擺轉(zhuǎn)底盤開下斜坡，在底盤前橋軸線到達斜坡的預先劃線處，駕駛員松開油門，不采取手動剎車，實驗員記錄下底盤到達劃線處的瞬時速度，以及系統(tǒng)自動剎車的制動距離。試驗結(jié)果為當?shù)妆P以1.15 m/s進行自動剎車時，車輛從記錄點到停止共走過3.25 m，其液壓控制信號如圖15所示，在10.6 s附近時，進油壓力低于0.1 MPa,系統(tǒng)線性增加比例溢流閥控制電流，大約經(jīng)過2 s后達到最大，車輛停止在斜坡后，馬達回油壓力保持在1.9 MPa左右。

圖15 坡道自動制動信號Fig.15 Hydraulic pressure signal diagram of auto brake

5 結(jié)論

(1)通過對底盤液壓系統(tǒng)建模及仿真試驗得出發(fā)動機- CVT- 定量泵為動力源，定量輪邊液壓馬達為驅(qū)動裝置的閥控開式液壓底盤存在以下特點：若切向力、滾動阻力和慣性力的合力與運動方向相反，如在平路、上坡、小坡度下坡進行加速或勻速行駛，則底盤處于正負載工況；若該合力與運動方向相同，如在較大坡度下坡行駛或因慣性減速行駛，底盤處于負負載工況。

(2)底盤在正負載工況時，回油路無論有沒有液阻，馬達都處于安全工況，此時回油液阻越大無用功越多。底盤在負負載工況時，若回油路液阻不足，泵供油量小于馬達需油量，此時因馬達呈現(xiàn)泵效應，液壓部件會因缺油而不能正常工作。

(3)通過回油背壓的調(diào)節(jié)，解決負負載問題。綜合考慮底盤行駛的平順性和易操控性，提出三段式背壓控制策略。根據(jù)馬達進油壓力，在馬達可能做正功區(qū)間，線性降低溢流閥開啟壓力，增加壓力能利用；馬達只做負功區(qū)間，保持溢流閥開啟壓力，獲取穩(wěn)定的制動力；馬達超速區(qū)間，線性提高溢流閥開啟壓力，限制馬達超速。

(4)根據(jù)制定的背壓控制策略，對atmega328進行嵌入式編程，并與擴散硅壓力變送器、PWM轉(zhuǎn)換電路、比例閥控制器、EBG- 03型比例閥等構成整個控制系統(tǒng)。該控制系統(tǒng)通過對馬達進油口壓力的實時采樣，從而控制比例溢流閥的開啟壓力。通過樣機試驗，驗證了該系統(tǒng)能在正負載的情況下降低回油背壓，負負載時提供相應的制動力防止馬達超速，證明此背壓控制系統(tǒng)用于該四驅(qū)底盤可行。

1 劉平義，彭鳳娟，李海濤，等. 丘陵山區(qū)農(nóng)用自適應調(diào)平底盤設計與試驗[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學報，2017, 48(12): 42-47. http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=20171205&flag=1. DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2017.12.005.

LIU Pingyi，PENG Fengjuan， LI Haitao，et al. Design and experiment of adaptive leveling chassis for hilly area[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2017, 48(12): 42-47.(in Chinese)

2 呂瑩,李志偉,吳瀟, 等. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式四驅(qū)底盤結(jié)構形狀指數(shù)的優(yōu)化[J], 農(nóng)機化研究, 2015, 37(6): 33-36.

Lü Ying，LI Zhiwei，WU Xiao, et al. Optimization of structure shape index of front axle swing steering four-wheel chassis[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(6): 33-36.(in Chinese)

3 呂瑩,李志偉,吳瀟, 等. 四輪底盤轉(zhuǎn)向方式對工作行程率影響的研究[J]. 農(nóng)機化研究, 2015, 37(5): 71-74.

Lü Ying，LI Zhiwei，WU Xiao, et al. Research on the influence of four-wheel chassis’ working stroke rate[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(5): 71-74.(in Chinese)

4 呂瑩,李志偉,張靜. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向四輪底盤轉(zhuǎn)向機構的創(chuàng)新優(yōu)化設計[J]. 中國農(nóng)機化學報, 2016, 37(11): 107-110.

Lü Ying, LI Zhiwei, ZHANG Jing. Innovation and optimization design on steering mechanism of front axle swing steering four-wheel chassis[J]. Journal of Chinese Agricultural Mechanization,2016, 37(11): 107-110.(in Chinese)

5 呂瑩. 基于ADAMS的前橋擺轉(zhuǎn)式四輪底盤仿真分析[J]. 農(nóng)業(yè)技術與裝備, 2016(7): 74-76.

Lü Ying. Simulation analyses of four-wheel front wheel drive chassis of front axle swing steering based on ADAMS[J]. Agricultural Technology & Equipment, 2016(7): 74-76.(in Chinese)

6 呂瑩,李志偉,張靜. 前橋擺轉(zhuǎn)式四輪底盤轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向機理研究[J]. 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備， 2016(1): 48-52.

Lü Ying,LI Zhiwei, ZHANG Jing. Research on the steering theory of front axle swing sowing four-wheel chassis[J]. Modern Agricultural Equipment, 2016(1)：48-52.(in Chinese)

7 吳瀟. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓驅(qū)動小型四輪底盤設計[D]. 廣州: 華南農(nóng)業(yè)大學, 2014.

WU Xiao. Design of front axle swing the streering-wheel-drive chassis hydraulic system[D]. Guangzhou: South China Agricultural University, 2014. (in Chinese)

8 呂瑩, 符耀明,吳瀟，等. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式四驅(qū)底盤驅(qū)動方式研究[J]. 農(nóng)機化研究, 2015, 37(7): 23-26.

Lü Ying，F(xiàn)U Yaoming，WU Xiao，et al. Driven method research of the front-axle articulated vehicle[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(7): 23-26.(in Chinese)

9 王寶山，王萬章，王淼森，等. 全液壓驅(qū)動高地隙履帶作業(yè)車設計與試驗[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學報, 2016, 47(增刊): 471-476. http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=2016s071&flag=1. DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2016.s0.017.

WANG Baoshan，WANG Wanzhang，WANG Miaosen，et al. Design and experiment of full hydraulic drive high clearance tracked vehicle[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(Supp.): 471-476.(in Chinese)

10 張利平. 液壓傳動系統(tǒng)及設計[M]. 北京: 化學工業(yè)出版社, 2005.

11 AKERS A, GASSMAN M, SMITH R. Hydraulic power system analysis[M]. Boca Raton:CRC Press, 2006.

12 王意. 車輛與行走機械的靜液壓驅(qū)動[M]. 北京：化學工業(yè)出版社, 2014.

13 張海平. 液壓平衡閥應用技術[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2017.

14 NORDHAMMER P, BAK M, HANSEN M. A method for reliable motion control of pressure compensated hydraulic actuation with counterbalance valves[C]∥2012 12th International Conference on Control,Automation and Systems,2012:759-763.

15 林壯. 掘進機行走制動平衡閥設計[J]. 煤礦機械, 2016, 37(8): 37-38.

LIN Zhuang. Design of driving braking balance valve of roadhead[J]. Coal Mine Machinery, 2016, 37(8): 37-38.(in Chinese)

16 袁士豪，殷晨波，劉世豪. 基于AMESim的平衡閥動態(tài)性能分析[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機械學報,2013, 44(8): 273-280.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20130847&journal_id=jcsam. DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2013.08.047.

YUAN Shihao，YIN Chenbo，LIU Shihao. Working properties of counterbalance valve based on AMESim code[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2013, 44(8): 273-280.(in Chinese)

17 王金和，安文，趙星. 基于掘進機行走系統(tǒng)的力士樂BVD平衡閥工作原理[J]. 礦業(yè)裝備, 2014(11): 96.

WANG Jinhe，AN Wen，ZHAO Xing. Rexroth BVD balancing valve working principle based on walking system of roadheader[J]. Mining Equipment, 2014(11): 96.(in Chinese)

18 HARMS H H. Proceedings of the national conference on fluid power[C]∥International Exposition for Power Transmission and Technical Conference, 2000.

19 黃志堅. 現(xiàn)代液壓氣動應用技術叢書:電液比例控制及應用實例[M]. 北京：化學工業(yè)出版社, 2015.

20 GILLESPIE T D. Fundamentals of vehicle dynamics[M]. Warrendale PA: Society of Automotive Engineers,Inc., 2000.

21 GB 7258—2012 機動車運行安全技術條件[S].2012.