陳晉市 劉思遠(yuǎn) 張美榮 王同建 霍東陽(yáng) 張飛

摘? ?要：為了確保新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)的安全性、合理性，研究制動(dòng)系統(tǒng)中關(guān)鍵制動(dòng)元件對(duì)新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)制動(dòng)性能的影響，以某型號(hào)8×8全電驅(qū)動(dòng)越野車開發(fā)的新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立了雙回路腳制動(dòng)閥和繼動(dòng)閥理論分析模型，運(yùn)用AMESim軟件建立了新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，分析了腳制動(dòng)閥閥芯遮蓋量、上彈簧剛度及復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量對(duì)制動(dòng)性能的影響，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性. 分析結(jié)果表明：隨著上彈簧剛度增加、復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量減小，輸出制動(dòng)力增大，響應(yīng)時(shí)間增長(zhǎng);隨著腳制動(dòng)閥閥芯遮蓋量減小，平衡時(shí)上彈簧壓縮量增大，輸出制動(dòng)力增大;輸出制動(dòng)力受閥芯遮蓋量、上彈簧剛度的影響比較敏感，響應(yīng)時(shí)間受上彈簧剛度的影響比較敏感. 理論模型和仿真模型為新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)性能調(diào)節(jié)及進(jìn)一步優(yōu)化提供可靠依據(jù).

關(guān)鍵詞：全液壓制動(dòng)系統(tǒng);仿真分析;腳踏閥;繼動(dòng)閥;實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

中圖分類號(hào)：TH137.7? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Analysis on Influencing Factors on Braking Performance

of New Generation Wheel Motor Platform

CHEN Jinshi1，2，LIU Siyuan1，ZHANG Meirong3，WANG Tongjian1?，HUO Dongyang1，ZHANG Fei3

（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：In order to ensure the safety and rationality of the new generation wheeled mobile platform and to study the influence of the key brake elements in the braking system on the braking performance of the new generation wheeled mobile platform，a theoretical analysis model of the two-loop foot brake valve and the relay valve is established based on the new-generation hydraulic brake system developed by a model 8×8 full-electric drive off-road vehicle. Based on AMESim software，a simulation model of a new generation of full-hydraulic brake system of wheeled mobile platform is established. The influence of cover quantity，stiffness of upper spring and initial compression of reset spring on braking performance is analyzed，and the accuracy of the simulation model is verified by experiments. The analysis results show that the output braking force increases and the response time increases as the stiffness of the upper spring increases and the initial compression of the reset spring decreases; As the cover of the valve core of the foot brake valve decreases，the compression of the upper spring increases during balance and the output braking force increases; The output braking force is sensitive to the cover of the valve core and the stiffness of the upper spring，and the response time is sensitive to the stiffness of the upper spring. The theoretical model and the simulation model provide reliable basis for the performance adjustment and further optimization of the new generation wheeled mobile platform.

Key words：full hydraulic braking system;simulation analysis;foot valve;relay valve;experimental verification

近年來，在能源與環(huán)保成為時(shí)代主題的背景下，電驅(qū)動(dòng)車輛以其噪聲小、無污染、能量轉(zhuǎn)化率高等優(yōu)點(diǎn)越來越受到國(guó)內(nèi)外汽車行業(yè)的親睞[1-2]，全液壓制動(dòng)系統(tǒng)是確保電驅(qū)動(dòng)車輛安全性、可靠性的重要子系統(tǒng)之一，并且由于其結(jié)構(gòu)緊湊、響應(yīng)迅速、回路簡(jiǎn)單等特點(diǎn)成為輪式車輛的首要選擇[3-5]，其特性匹配及影響因素研究越來越受到重視. 然而我國(guó)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)起步較晚，相關(guān)研究資料并不完整，較國(guó)外仍有不小差距.

而國(guó)外全液壓制動(dòng)系統(tǒng)起步較早，已取得了很多的成果，Tota Antonio等人建立了兩種啟發(fā)式算法和模型預(yù)測(cè)控制方法，研究了帶有液壓再生制動(dòng)系統(tǒng)的鉸接式車輛的燃油消耗[6];Triet Hung Ho等人基于閉環(huán)靜液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，分析了液壓蓄能系統(tǒng)的能量利用率以及對(duì)系統(tǒng)能量回收潛力的影響[7];William JB Midgley等人構(gòu)建了盤式制動(dòng)器組件和車輪的動(dòng)力學(xué)模型，給出了液壓制動(dòng)的極限制動(dòng)結(jié)構(gòu)[8];Ramakrishnan等人建立了液壓、電力協(xié)同系統(tǒng)的AMESim模型，實(shí)施了以能源為核心的控制策略，實(shí)現(xiàn)了最大的液壓再生能量和再生效率[9].

在國(guó)內(nèi)，黃春奎等人通過硬件在環(huán)（HIL）模擬液壓調(diào)制器和智能控制器的性能及路面情況，提出了一種用于摩托車的全液壓防抱死系統(tǒng)[10];韋建龍?jiān)O(shè)計(jì)了一套礦用車輛智能穩(wěn)速聯(lián)合制動(dòng)電液系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了礦用車輛行駛速度的自適應(yīng)智能控制，降低了車輛故障率[11];黃世健等人建立了卡鉗需液量的數(shù)學(xué)模型，基于Labview分析了制動(dòng)軟管對(duì)需液量的影響[12];徐衛(wèi)潘等人運(yùn)用LS-DYNA軟件搭建了越野車輪胎模型，分析了不同路面下滑移率與牽引力之間關(guān)系[13].

然而，現(xiàn)有的研究大多集中在單一元件的特性分析，或者對(duì)這個(gè)系統(tǒng)的驗(yàn)證、優(yōu)化分析上，基于特定元件關(guān)鍵參數(shù)對(duì)整體系統(tǒng)影響的研究尚不充分. 因此，本文以某型號(hào)8×8全電驅(qū)動(dòng)越野車開發(fā)的新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)為研究對(duì)象，基于雙回路腳制動(dòng)閥和繼動(dòng)閥理論分析模型，建立了新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的AMESim仿真模型，模擬不同參數(shù)下的制動(dòng)情況，采用理論分析、動(dòng)態(tài)仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，分析了不同參數(shù)下新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)性能，為新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)性能調(diào)節(jié)及進(jìn)一步優(yōu)化提供可靠依據(jù).

1? ?新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)原理

1.1? ?電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)

制動(dòng)踏板不動(dòng)作時(shí)，電液比例伺服閥和繼動(dòng)閥沒有信號(hào)輸入，均保持在圖1所示初始位置，制動(dòng)缸內(nèi)的油液經(jīng)電液比例閥和繼動(dòng)閥流回油箱，制動(dòng)缸在復(fù)位彈簧的作用下回縮，沒有制動(dòng)力輸出. 踩下制動(dòng)踏板后，集成在制動(dòng)踏板中的傳感器的輸出信號(hào)發(fā)送至控制器，控制器根據(jù)此信號(hào)控制電液比例伺服閥，壓力油便由蓄能器輸出壓力到達(dá)梭閥的一個(gè)油口;腳制動(dòng)閥輸出的壓力油作為繼動(dòng)閥的控制壓力輸入，在控制壓力作用下，將繼動(dòng)閥打開，壓力油便由蓄能器直接經(jīng)過繼動(dòng)閥后到達(dá)梭閥的另一個(gè)油口，梭閥自動(dòng)選擇兩者中的高壓進(jìn)入制動(dòng)缸. 此時(shí)，為保證制動(dòng)力大小受電液比例伺服閥控制，在控制算法中應(yīng)使比例伺服閥的輸出大于繼動(dòng)閥的輸出壓力.

1.2? ?非電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)

踩下制動(dòng)踏板后，腳制動(dòng)閥輸出的壓力油作為繼動(dòng)閥的控制壓力輸入，在控制壓力作用下，將繼動(dòng)閥打開，壓力油便由蓄能器直接經(jīng)過繼動(dòng)閥，再經(jīng)過梭閥進(jìn)入制動(dòng)缸，制動(dòng)力的大小與制動(dòng)踏板力呈比例關(guān)系. 同時(shí)繼動(dòng)閥輸出壓力經(jīng)過閥芯上的通道反饋至閥芯下端，此壓力產(chǎn)生的液壓力與彈簧力共同與先導(dǎo)控制口PP壓力產(chǎn)生的液壓力平衡，當(dāng)二者相等時(shí)，繼動(dòng)閥關(guān)閉，保持輸出壓力.

2? ?關(guān)鍵元件特性理論分析

2.1? ?雙回路腳制動(dòng)閥特性理論分析

雙回路腳制動(dòng)閥作為保證全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的操縱性和安全性的關(guān)鍵元件[14]，其結(jié)構(gòu)如圖2所示. 當(dāng)腳制動(dòng)閥處于自由狀態(tài)時(shí)，P口封閉，制動(dòng)壓力輸出口A與油箱口T接通，無壓力輸出;當(dāng)踏板最初被踏動(dòng)時(shí)，制動(dòng)閥芯處于空行程階段，油箱口對(duì)制動(dòng)口關(guān)閉，制動(dòng)壓力輸出仍為零;當(dāng)在踏板上的腳踏力增加時(shí)，該力通過頂桿壓縮上彈簧產(chǎn)生彈簧力，該彈簧力大于下面的復(fù)位彈簧的彈簧力時(shí)，兩個(gè)閥芯向下移動(dòng)，蓄能器壓力口P對(duì)制動(dòng)壓力輸出口A打開，正常輸出制動(dòng)壓力，A口輸出壓力分別通過兩個(gè)閥芯上的相應(yīng)通道反饋至兩個(gè)閥芯下端產(chǎn)生液壓力，液壓力與下面的彈簧力與上面的彈簧力平衡時(shí)，所有閥口關(guān)閉，A口輸出壓力保持不變.

當(dāng)前后橋均輸出制動(dòng)力時(shí)，雙回路腳制動(dòng)閥輸出理論特性為：

式中：mq和mh分別為前、后橋制動(dòng)閥芯質(zhì)量，g;Cq和Ch分別為前、后橋閥芯阻尼，N/（m·s-1）;Ks和KF分別為上彈簧和復(fù)位彈簧剛度，N/mm;xs和xF分別為上彈簧和復(fù)位彈簧變形量，mm;pq和ph分別為前后橋輸出壓力，MPa;Aq和Ah分別為前后橋閥芯橫截面積，mm2;xs0和xF0分別為上彈簧和復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量，mm. 可以看出xs和xF、xs0和xF0、Ks和KF是影響輸出制動(dòng)力的因素，其中Ks、xs0值極小影響可以忽略，而xs不是直接變量而是一個(gè)因變量其變化受閥芯遮蓋量影響，因此閥芯遮蓋量、上彈簧剛度及復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量是影響腳制動(dòng)閥輸出壓力的重要因素.

2.2? ?繼動(dòng)閥特性理論分析

繼動(dòng)閥作為保證全液壓制動(dòng)系統(tǒng)的響應(yīng)迅速、壓力平穩(wěn)的關(guān)鍵元件[15]，其結(jié)構(gòu)如圖3所示. P口與蓄能器相連，控制口PP接腳踏閥出口，當(dāng)腳踏閥不工作時(shí)，PP口無制動(dòng)壓力，繼動(dòng)閥不開啟;當(dāng)腳踏閥工作時(shí)，輸出壓力到達(dá)PP口后推動(dòng)閥芯移動(dòng)，經(jīng)過一段空行程后閥芯打開，同時(shí)輸出壓力經(jīng)過反饋通道到達(dá)反饋腔，當(dāng)PP口壓力與反饋壓力及彈簧力平衡時(shí)，閥口關(guān)閉，保證B口輸出壓力不變.

式中：m為閥芯質(zhì)量;C為閥芯阻尼，N/（m·s-1）; A為閥芯橫截面積，mm2;KF為復(fù)位彈簧剛度，N/mm;pc和ppp分別為反饋壓力和PP口先導(dǎo)壓力，MPa; xF0為復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量，mm;xF為復(fù)位彈簧變形量，mm. 可以看出xF0、xF、ppp是影響系統(tǒng)輸出的因素，但是xF0、xF值極小影響可以忽略，且ppp是由腳踏閥輸出口壓力決定的，因此腳制動(dòng)閥閥芯遮蓋量、上彈簧剛度及復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量是影響系統(tǒng)輸出的關(guān)鍵因素.

綜上所述，本文將對(duì)腳制動(dòng)閥閥芯遮蓋量、腳制動(dòng)閥上彈簧剛度、腳制動(dòng)閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量3個(gè)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)的影響進(jìn)行分析.

3? ?仿真分析與實(shí)驗(yàn)研究

3.1? ?仿真分析

新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)分為電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)和非電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)兩種工況.其中電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)由比例伺服閥、繼動(dòng)閥、腳踏閥、梭閥、制動(dòng)缸并聯(lián)組成;非電控狀態(tài)下全液壓制動(dòng)由繼動(dòng)閥、腳踏閥、制動(dòng)缸串聯(lián)組成. 現(xiàn)階段針對(duì)流體仿真工作分為MATLAB /Simulink聯(lián)合仿真和AMESim仿真兩個(gè)方向，但前者優(yōu)勢(shì)在于解決控制策略的調(diào)整以及系統(tǒng)尋優(yōu)問題，針對(duì)具體液壓元件主要參數(shù)的影響考慮尚不全面，且計(jì)算速度較慢[16-17];而后者對(duì)液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵元件無論從結(jié)構(gòu)類型還是主要參數(shù)、計(jì)算形式都進(jìn)行了專業(yè)處理[18]. 因此本文運(yùn)用專業(yè)液壓流體仿真軟件AMESim的HCD庫(kù)、HD庫(kù)、信號(hào)庫(kù)搭建了新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全制動(dòng)系統(tǒng)的仿真模型，如圖4所示.

仿真分析兩種全液壓制動(dòng)狀態(tài)下，前橋蓄能器充液壓力0 MPa，充氣壓力10 MPa，體積2 L;后橋蓄能器充液壓力19 MPa，充氣壓力10 MPa，體積2 L;腳制動(dòng)閥上彈簧剛度175 N/mm;后橋閥芯遮蓋量5 mm;繼動(dòng)閥復(fù)位彈簧剛度2 N/mm.快速踩下制動(dòng)踏板（即0.1 s踩下制動(dòng)踏板），保持0.8 s的時(shí)間，抬起制動(dòng)踏板的全過程.仿真曲線如圖5所示，電控狀態(tài)下穩(wěn)定仿真輸出為12.84 MPa，非電控狀態(tài)下穩(wěn)定仿真輸出為11.50 MPa.

3.2? ?實(shí)驗(yàn)研究

為了節(jié)約實(shí)驗(yàn)成本，減小實(shí)驗(yàn)場(chǎng)地，便捷采集數(shù)據(jù)，采用臺(tái)架實(shí)驗(yàn)法進(jìn)行兩種全液壓制動(dòng)狀態(tài)下的實(shí)驗(yàn)研究. 同時(shí)為保證實(shí)驗(yàn)與仿真的一致性，實(shí)驗(yàn)采用充液壓力19 MPa、充氣壓力10 MPa、體積2 L的蓄能器為后橋供能，同時(shí)前橋蓄能器關(guān)閉，踩下制動(dòng)踏板時(shí)確保信號(hào)輸入為1 s，并按仿真中管路設(shè)置長(zhǎng)度布置實(shí)驗(yàn)管路.實(shí)驗(yàn)布置如圖6所示，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖7所示.電控狀態(tài)下實(shí)驗(yàn)仿真輸出為12.84 MPa，非電控狀態(tài)下穩(wěn)定仿真輸出為11.80 MPa.

仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如表1所示. 可以看出，在兩種制動(dòng)方式下無論是輸出壓力還是輸出壓力變化趨勢(shì)，以及輸出壓力的最大超調(diào)量基本相同，超調(diào)量

的細(xì)微差異主要是因?yàn)槟_踏閥上彈簧剛度過大在測(cè)量過程中存在較大誤差以及上彈簧AMESim子模型中接觸剛度參數(shù)設(shè)置不準(zhǔn)確造成的;而實(shí)驗(yàn)曲線的輕微抖動(dòng)，主要是在踩下制動(dòng)踏板時(shí)人為因素導(dǎo)致的. 總的來說，仿真過程復(fù)現(xiàn)了兩種制動(dòng)方式下的輸出特性，仿真模型具有高度可靠性.

4? ?新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)關(guān)鍵參數(shù)影響分析

由于腳踏閥無論雙回路影響特性還是單回路影響特性，其影響因素相同，影響方式一致，考慮計(jì)算求解方便、快捷，采用單回路形式進(jìn)行以下分析.

4.1? ?腳制動(dòng)初始遮蓋量對(duì)制動(dòng)性能的影響

運(yùn)用圖4的仿真模型，分別設(shè)置腳踏閥后橋遮蓋量為3 mm、4 mm、5 mm、6 mm，其它參數(shù)不變，在0.5 s、2.5 s、4.5 s、6.5 s、8.5 s時(shí)踩下制動(dòng)踏板進(jìn)行5次全液壓制動(dòng)，仿真結(jié)果如圖8所示.

可以看出，遮蓋量越小每進(jìn)行一次制動(dòng)蓄能器壓降越大、輸出制動(dòng)壓力越大，且遮蓋量為3 mm、4 mm、5 mm時(shí)均滿足大于12.5 MPa的制動(dòng)力要求，而遮蓋量為6 mm時(shí)輸出制動(dòng)壓力明顯不足.為進(jìn)一步探究遮蓋量影響，分別分析不同遮蓋量下腳踏板位移與輸出制動(dòng)力關(guān)系和腳踏板位移與上彈簧壓縮量關(guān)系，如圖9、圖10所示，遮蓋量直接影響上彈簧壓縮量，遮蓋量越大腳制動(dòng)閥的空行程越大平衡時(shí)上彈簧壓縮量越小，導(dǎo)致輸出制動(dòng)力越小. 數(shù)據(jù)對(duì)比如表2所示.

4.2? ?腳制動(dòng)閥上彈簧對(duì)制動(dòng)性能的影響

運(yùn)用圖4的仿真模型，分別設(shè)置腳踏閥上彈簧剛度為155 N/mm、165 N/mm、175 N/mm、185 N/mm，其他參數(shù)不變，在0.5 s、2.5 s、4.5 s、6.5 s、8.5 s時(shí)踩下制動(dòng)踏板進(jìn)行5次全液壓制動(dòng)，仿真結(jié)果如圖11所示.

可以看出，上彈簧剛度越大每進(jìn)行一次制動(dòng)蓄能器壓降越大、輸出制動(dòng)壓力越大，且輸出制動(dòng)壓力隨剛度增大呈線性變化，剛度為175 N/mm、185 N/mm時(shí)均滿足大于12.5 MPa的制動(dòng)力要求.如圖12所示，將前兩組制動(dòng)放大，可以看出，增加剛度來提升輸出制動(dòng)力時(shí)響應(yīng)時(shí)間也隨之增加. 數(shù)據(jù)對(duì)比如表3所示.

4.3? ?腳制動(dòng)閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量對(duì)制動(dòng)性能的? ? ? ? 影響

運(yùn)用圖4的仿真模型，分別設(shè)置腳踏閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量為5 mm、10 mm、15 mm、20 mm，其它參數(shù)不變，在0.5 s、2.5 s、4.5 s、6.5 s、8.5 s時(shí)踩下制動(dòng)踏板進(jìn)行5次全液壓制動(dòng)，仿真結(jié)果如圖13、圖14所示.

可以看出，復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量越小每進(jìn)行一次制動(dòng)蓄能器壓降越大、輸出制動(dòng)壓力越大，且輸出制動(dòng)壓力隨壓縮量增大呈線性變化，但與上彈簧剛度變化對(duì)輸出制動(dòng)力的影響相比較弱，4組實(shí)驗(yàn)均滿足大于12.5 MPa的制動(dòng)力要求;減小復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量來提升輸出制動(dòng)力時(shí)響應(yīng)時(shí)間也隨之增加，但與上彈簧剛度變化對(duì)響應(yīng)時(shí)間的影響相比較弱. 數(shù)據(jù)對(duì)比如表4所示.

綜上所述，上彈簧剛度、復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量共同影響輸出制動(dòng)力和響應(yīng)時(shí)間，腳制動(dòng)閥芯遮蓋量通過影響上彈簧平衡時(shí)的壓縮量影響輸出制動(dòng)力;隨著上彈簧剛度增加、復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量減小，輸出制動(dòng)力增大，響應(yīng)時(shí)間增長(zhǎng);隨著腳制動(dòng)閥遮蓋量減小，導(dǎo)致腳制動(dòng)閥的空行程減小、平衡時(shí)上彈簧壓縮量增大，最終導(dǎo)致輸出制動(dòng)力增大;腳制動(dòng)閥閥芯遮蓋量、上彈簧剛度對(duì)輸出制動(dòng)力影響較大;上彈簧剛度變化對(duì)響應(yīng)時(shí)間的影響較大;上彈簧剛度變化、復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量變化與輸出制動(dòng)力變化成線性關(guān)系;與理論分析結(jié)果一致.

5? ?結(jié)? ?論

本文依據(jù)理論分析、臺(tái)架實(shí)驗(yàn)、仿真對(duì)比三者結(jié)合的研究方法，分析了關(guān)鍵元件參數(shù)對(duì)新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)制動(dòng)性能的影響，具體結(jié)論如下.

1）建立了雙回路腳制動(dòng)閥和繼動(dòng)閥理論模型，理論分析結(jié)果表明，腳踏閥閥芯遮蓋量、腳踏閥上彈簧剛度、腳踏閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量是影響制動(dòng)性能的主要參數(shù);

2）利用AMESim專業(yè)液壓流體仿真軟件建立了新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)全液壓制動(dòng)系統(tǒng)仿真模型，仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的相似性驗(yàn)證了模型的正確性;

3）通過分析不同參數(shù)下仿真數(shù)據(jù)，分析腳踏閥閥芯遮蓋量、腳踏閥上彈簧剛度、腳踏閥復(fù)位彈簧初始?jí)嚎s量對(duì)新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)的影響，為今后新一代輪式機(jī)動(dòng)平臺(tái)的性能調(diào)節(jié)和優(yōu)化提供參考.

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