具体实施方式

下面结合附图并举实施例，对本发明进行详细描述。

本发明提供了一种车姿与阻尼调节控制方法，该控制方法分为静态和动态两种控制模式。

图1为静态车姿与阻尼调节控制方法的流程图。该方法实现的步骤如下：

第一步：当驾驶员扳动相应的调整按钮，系统进入自检状态，通过采集车速信号判断车辆能否进入车姿与阻尼静态调节程序；

第二步：当车速小于10km/h时判定为满足调节要求，进入下一步静态调整程序，当车速大于10km/h时判定为不满足调节要求，进入动态调整程序；

第三步：系统采集各轮油气弹簧压力信号和油缸位置信号；

第四步：系统通过压力信息判断单轮压力是否超限，如果超限为重载状态，系统初始阻尼调定为重载越野阻尼，如果不超限为空载状态，系统初始阻尼调定为空载越野阻尼，并按照0.25的相对阻尼系数与车辆簧上质量和悬挂刚度进行匹配；

第五步：系统根据驾驶员输入动作要求进行车姿静态高度的调节，通过实时采集各轮位移油缸位移信号判断车姿高度是否执行到位，执行到位则调整结束，如果不到位则返回第三步。

图2为动态车姿与阻尼调节控制方法的流程图，该方法实现的步骤如下：

第一步：当驾驶员扳动相应的调整按钮，系统进入自检状态，通过采集车速信号判断车辆能否进入车姿与阻尼动态调节程序；

第二步：当车速大于10km/h时判定为满足调节要求，进入下一步动态调整程序，当车速小于10km/h时判定为不满足调节要求，进入静态调整程序；

第三步：以规定的500m行驶距离为采样周期，根据采样周期计算采样时间；

第四步：在采样时间内系统分别进行车体姿态动态调节和阻尼半主动调节；

进行车体姿态动态调节时，系统按照20Hz-30Hz的采样频率提取各轮油气弹簧行程和内部压力变化，分别计算规定时间内油气弹簧行程和压力变化的算术平均值和均方根值，并与初始静平衡位置车体高度进行比较，得出车辆行驶过程中由于悬挂温升等因素影响造成的车姿高度变化量，最后按程序既定设置执行相应的调节动作，并通过采集对应的位移传感器数据实时与目标值比对，直至达到所需的车姿高度；

当进行阻尼半主动调节时，系统按照20Hz-30Hz的采样频率在采样时间内提取各轮油气弹簧行程变化，在频域内进行功率谱密度数据处理，以判定路面等级，并按路面等级对阻尼特性进行优化；系统同时按照20Hz-30Hz的采样频率在采样时间内提取各轮油气弹簧压力变化，根据单轮载荷是否超载判断出车辆是空载或重载状态，系统结合车辆负载状态和优化后的阻尼特性判断初始阻尼设定是否满足要求，如果满足则结束，如果不满足则开闭相应的阻尼控制阀，选择相应的阻尼大小。

其中，通常良好的高频路面采用小阻尼模式，低频大起伏的土路和越野路路面采用大阻尼模式，对悬挂阻尼力值进行调整使车辆达到理想的行驶状态。

图3是阻尼调节控制方法流程图，该方法实现的步骤如下：

第一步：系统上电后采集各轮油气弹簧载荷信号；

第二步：系统通过载荷信号判断单轮压力是否超限，如果超限为重载状态，系统初始阻尼调定为重载越野阻尼，如果不超限为空载状态，系统初始阻尼调定为空载越野阻尼，并按照0.25的相对阻尼系数与车辆簧上质量和悬挂刚度进行匹配；

第三步：系统采集车速信号，以规定的500m行驶距离为采样周期，根据采样周期计算采样时间；

第四步：系统按照20Hz-30Hz的采样频率在采样时间内提取各轮油气弹簧行程变化，在频域内进行功率谱密度数据处理，以判定路面等级，并按路面等级对阻尼特性进行优化；系统同时按照20Hz-30Hz的采样频率在采样时间内提取各轮油气弹簧压力变化，根据单轮载荷是否超载判断出车辆是空载或重载状态；

第五步：系统结合车辆负载状态和优化后的阻尼特性判断初始阻尼设定是否满足要求，如果满足则结束，如果不满足则开闭相应的阻尼控制阀，选择相应的阻尼大小。

多轴车辆的车姿调节系统通常分为左前、右前、左后、右后四组，每组均由不同数量的油气弹簧构成，其中左前与右前、左后与右后的油气弹簧组合数量相同，每一组中的油气弹簧无杆腔相互连通，有杆腔也相互连通，进而形成四组平衡悬挂，进一步，左前油气弹簧组合的无杆腔与右前油气弹簧组合的有杆腔连通，左前油气弹簧组合的有杆腔与右前油气弹簧组合的无杆腔连通，左后油气弹簧组合的无杆腔与右后油气弹簧组合的有杆腔连通，左后油气弹簧组合的有杆腔与右后油气弹簧组合的无杆腔连通，另外左前、右前、左后、右后油气弹簧组合的无杆腔再与蓄能器减振阀组连通实现减振缓冲功能，形成整车抗侧倾互联式平衡悬挂，液压系统各部分之间及液压系统和油气悬挂之间通过高压硬管(或软管)相连接，电控装置通过电缆和液压系统电磁阀组相连，提供控制信号。

本发明中的液压系统可根据车辆对侧倾刚度和载荷分配的要求选择配套平衡悬挂加交叉互联型车姿调节系统；可根据车辆升降平稳度要求，选择配套负载压力自反馈流量调节阀、手动调节型的机械式流量控制阀组；可根据车辆对不同路面适应性的要求，选择配套蓄能器减振阀组是否带有多级阻尼可调功能。本领域技术人员可以根据实际需要任意组合多个集成控制阀，实现对车姿的调节。

下面以五轴车辆车姿调节系统为例阐述系统原理，如图4所示，本发明的多轴车辆车姿调节系统主要包含主压力控制阀组1，左前蓄能器减振阀组2，左前蓄能器3，左前内置位移传感器4，左一油气弹簧5，前负载压力自反馈车姿调节阀组6，左二油气弹簧7，系统压力控制阀组8，左三油气弹簧9，后负载压力自反馈车姿调节阀组10，左四油气弹簧11，左后内置位移传感器12，左五油气弹簧13，左后蓄能器14，左后蓄能器减振阀组15，右后蓄能器减振阀组16，右后蓄能器17，右五油气弹簧18，右后内置位移传感器19，右四油气弹簧20，右三油气弹簧21，右二油气弹簧22，右一油气弹簧23，右前内置位移传感器24，右前蓄能器减振阀组25，右前蓄能器26，回油滤27，动力源及泵28和油箱29。左前内置位移传感器4安装在左一油气弹簧5内部，左后内置位移传感器12安装在左五油气弹簧13内部，右前内置位移传感器24安装在右一油气弹簧23内，右后内置位移传感器19安装在右五油气弹簧18内部，也可以将位移传感器外置于悬挂摆臂处，即整车左前、右前、左后、右后四个最远端点处的油气弹簧分别布置有位移传感器，便于进行姿态精度调节，所有内置位移传感器都通过引出的控制线与系统控制器相连。左前蓄能器3安装在左前蓄能器减振阀组2的Ac出油口上；左后蓄能器14安装在左后蓄能器减振阀组15的Ac出油口上；右后蓄能器17安装在右后蓄能器减振阀组16的Ac出油口上，右前蓄能器26安装在右前蓄能器减振阀组25的Ac出油口上，需要说明的是蓄能器与对应的蓄能器减振阀组相连时为了方便布置可以通过管路与阀组相连，但是应尽量减少管路的长度，降低压力损失。动力源及泵28的吸油口与油箱29的出油口相连，主压力控制阀组1的P1进油口与动力源及泵28的出油口相连，泵出口的压力油经主压力控制阀组1调压后进入系统。主压力控制阀组1的P出油口通过管路与左前蓄能器减振阀组2、左后蓄能器减振阀组15、右后蓄能器减振阀组16、右前蓄能器减振阀组25的Pa控制口同时相连，提供阻尼调节的液压控制力；主压力控制阀组1的P出油口还通过管路与前负载压力自反馈车姿调节阀组6、后负载压力自反馈车姿调节阀组10的P进油口相连，为油气弹簧充油。左一油气弹簧5的无杆腔与左二油气弹簧7的无杆腔通过管路相连形成左前平衡悬挂，再与左前蓄能器减振阀组2的As出油口相连，通过左前蓄能器减振阀组2对左前平衡悬挂进行减振并调节其阻尼大小；左三油气弹簧9的无杆腔、左四油气弹簧11的无杆腔以及左五油气弹簧13的无杆腔通过管路相连形成左后平衡悬挂，再与左后蓄能器减振阀组15的As出油口相连，通过左后蓄能器减振阀组15对左后平衡悬挂进行减振并调节其阻尼大小；右一油气弹簧23的无杆腔与右二油气弹簧22的无杆腔通过管路相连形成右前平衡悬挂，再与右前蓄能器减振阀组25的As出油口相连，通过右前蓄能器减振阀组25对右前平衡悬挂进行减振并调节其阻尼大小；右三油气弹簧21的无杆腔、右四油气弹簧20的无杆腔以及右五油气弹簧18的无杆腔通过管路相连形成右后平衡悬挂，再与右后蓄能器减振阀组16的As出油口相连，通过右后蓄能器减振阀组16对右后平衡悬挂进行减振并调节其阻尼大小。左一油气弹簧5的有杆腔与左二油气弹簧7的有杆腔通过管路相连后再与右前平衡悬挂相连；右一油气弹簧23的有杆腔与右二油气弹簧22的有杆腔通过管路相连后再与左前平衡悬挂相连；左三油气弹簧9的有杆腔、左四油气弹簧11的有杆腔以及左五油气弹簧13的有杆腔通过管路相连后再与右后平衡悬挂相连；右三油气弹簧21的有杆腔、右四油气弹簧20的有杆腔以及右五油气弹簧18的有杆腔通过管路相连后再与左后平衡悬挂相连。前负载压力自反馈车姿调节阀组6的A出油口与左前平衡悬挂相连，B出油口与右前平衡悬挂相连，T回油口与油箱29回油口相连，Ka口与左前平衡悬挂相连，Kb口与右前平衡悬挂相连，Ka口与Kb口作为阀组的负载压力反馈接口，通过采集左前和右前平衡悬挂负载压力形成内部压力反馈回路，用于控制两侧悬挂升降的平稳性。后负载压力自反馈车姿调节阀组10的A出油口与左后平衡悬挂相连，B出油口与右后平衡悬挂相连，T回油口通过主压力控制阀组1的T回油口与油箱29回油口相连，Ka口与左后平衡悬挂相连，Kb口与右后平衡悬挂相连，Ka口与Kb口作为阀组的负载压力反馈接口，通过采集左后和右后平衡悬挂负载压力形成内部压力反馈回路，控制两侧悬挂升降的平稳性。系统压力控制阀组8的Fa端与左前平衡悬挂相连，采集车辆左前部载荷压力，Fb端与右前平衡悬挂相连，采集车辆右前部载荷压力，Ra端与左后平衡悬挂相连，采集车辆左后部载荷压力，Rb端与右后平衡悬挂相连，采集车辆右后部载荷压力，各部分载荷压力经系统压力控制阀组8内部压力比较后，通过PLs口输出一个整车最大载荷压力，PLs口与主压力阀组1的压力反馈LS口相连，该最大载荷压力通过LS口输入成为用于控制整个系统最大实际工作压力的控制压力，使得整个系统实际工作压力始终比最大负载压力高0.6Mpa～0.9Mpa，用于降低系统能耗。左前蓄能器减振阀组2、左后蓄能器减振阀组15、右后蓄能器减振阀组16、右前蓄能器减振阀组25的As出油口和Ac出油口之间通过阻尼流量控制阀进行连通。

图5为单组平衡悬挂及交叉互联型车姿调节系统原理图。左一油气弹簧5的无杆腔与左二油气弹簧7的无杆腔通过管路相连形成左前平衡悬挂；右一油气弹簧23的无杆腔与右二油气弹簧22的无杆腔通过管路相连形成右前平衡悬挂，平衡悬架的作用主要用于平衡各轮悬架缸内部压力，避免过载冲击的现象发生，提高系统可靠性。例如当左一油气弹簧5的活塞杆受冲击收缩，对应位置的车体高度由于油气弹簧活塞杆受冲击而升高，同时造成左一油气弹簧5无杆腔内压力突然增大，车辆未采用平衡悬挂时，车体只会在该位置出现突然升高，造成车姿晃动，甚至造成车架扭转，对车轴及车辆悬挂其它零部件产生破坏。当车辆采用平衡悬挂时，由于前后油气弹簧无杆腔互相连通，左一油气弹簧5无杆腔内的高压油会被压入左二油气弹簧7的无杆腔，左二油气弹簧7由于无杆腔内压力升高，会促使该油气弹簧的活塞杆随动伸出，使得同侧车体平衡上升，减少车架扭转，同时减少车姿晃动。左一油气弹簧5的有杆腔与左二油气弹簧7的有杆腔通过管路相连后与右前平衡悬挂相连，形成交叉互联；右一油气弹簧23的有杆腔与右二油气弹簧22的有杆腔通过管路相连后与左前平衡悬挂相连，形成交叉互联。交叉互联的作用主要是减少车辆左右两侧载荷不均时造成的车体过度偏斜。例如当车辆右转弯时，未装配交叉互联的车辆，左侧受力较大，油气弹簧活塞杆收缩，车体会产生较大的侧倾，严重情况车辆会产生侧翻；而装配交叉互联的车辆，当左侧受力较大时，油气弹簧活塞杆收缩，左侧油气弹簧无杆腔内压力升高，高压油沿交叉互联系统进入右侧有杆腔，右侧油气弹簧由于有杆腔压力升高，活塞杆收缩，使得右侧油气弹簧被动压缩，造成右侧车体一定程度的下降，减少车体侧倾的角度，降低车辆侧翻风险。需要说明的是，单组平衡悬挂及交叉互联内部包含的油气弹簧数量与车辆实际情况有关，本领域技术人员可以根据车辆实际载荷分配进行分组。

图6为主压力控制阀组原理图。其中，主压力控制阀组1由主油滤30，液控先导溢流阀31，两位三通方向控制阀32，主压力传感器33，主压力除颤装置34和单向阀35组成。主油滤30与两位三通方向控制阀32自主压力控制阀组1的进油口P1口向出油口P口顺序相连，两位三通方向控制阀32的出油口与单向阀35串联后接主压力控制阀组1的T1口，方便回油并防止油箱的油液倒灌，两位三通方向控制阀32的压力口接主压力控制阀组1的进油口P口，并与主压力传感器33连接，方便检测系统工作压力；液控先导溢流阀31与两位三通方向控制阀32并联，用于控制系统的工作压力，液控先导溢流阀31的液压先导控制口与阀芯弹簧压力复位同向，并和主压力控制阀组1的LS口相连，用来接收系统最大压力反馈信号，进入液控先导溢流阀31的系统压力等于其液压先导控制口压力和内部阀芯背压弹簧力之和，从而实现系统压力始终只比最大负载压力高0.6Mpa～0.9Mpa的目的。

图7为带有六级阻尼可调功能的蓄能器减振阀组原理图。蓄能器减振阀组2是由大阻尼二通流量控制阀36，大阻尼器37，大阻尼电控截止阀44，中阻尼器38，中阻尼二通流量控制阀39，中阻尼电控截止阀43，小阻尼器40，小阻尼二通流量控制阀41和小阻尼电控截止阀42组成的三组并联的六级阻尼可调控制系统，其中，大阻尼电控截止阀44、中阻尼电控截止阀43、小阻尼电控截止阀42结构相同，通常为两位两通插装阀，大阻尼二通流量控制阀36、中阻尼二通流量控制阀39、小阻尼二通流量控制阀41结构相同。大阻尼器37，大阻尼二通流量控制阀36，大阻尼电控截止阀44顺序相连组成大阻尼控制油路；中阻尼器38，中阻尼二通流量控制阀39，中阻尼电控截止阀43，顺序相连组成中阻尼控制油路；小阻尼器40，小阻尼二通流量控制阀41，小阻尼电控截止阀42顺序相连组成小阻尼控制油路。每个二通流量控制阀都包含一个控制口和As、Ac两个出油口，As和Ac口也是蓄能器减振阀组的出油口，控制口与电控截止阀相连，两个出油口中As口与该组油气弹簧相连，Ac口与蓄能器相连，电控截止阀通过蓄能器减振阀组的进油Pa口与系统压力相连；当二通流量控制阀的控制口通过电控截止阀与系统压力油连通时，所述As和Ac两个出油口将断开，使蓄能器和油气弹簧之间不能连通，形成刚性闭锁。需要说明的是，本发明通过对大、中、小阻尼电控截止阀的分别通断电控制可实现6种阻尼特性的调节，本领域技术人员不难看出阻尼控制油路的具体数量也可由车辆实际使用工况确定，具体的阻尼器的参数匹配也与车辆实际使用条件及需求有关，可灵活配置。大阻尼器37与中阻尼器38之间的节流孔直径差值，以及中阻尼器38与小阻尼器40之间的节流孔直径差值均不大于2mm。

图8为负载压力自反馈车姿调节阀组原理图。前负载压力自反馈车姿调节阀组6与后负载压力自反馈车姿调节阀组10结构原理相同，以下以前负载压力自反馈车姿调节阀组6做具体说明。前负载压力自反馈车姿调节阀组6由A路回油阀45，A路放油流量调节阀46，A路液压锁47，A路充油流量调节阀48，B路液压锁49，B路充油流量调节阀50，B路放油流量调节阀51，B路回油阀52，B路充油阀53，A路充油阀54，车姿回油单向阀55组成，分为A路和B路两个油路，可与不同油气弹簧或平衡悬挂相连。

A路充油流量调节阀48、A路放油流量调节阀46、B路充油流量调节阀50、B路放油流量调节阀51均为带有负载压力自反馈功能的单向流量调节阀，其基本原理与结构形式相同，如图9所示，只是在应用时通过不同的连接方式和组合对不同方向的油液进行流量控制，单向流量调节阀内部阀芯与阀体均为锥形结构，阀体斜角角度略大，其目的是为了实现单向流量调节功能，单向流量调节阀P2为输入端、P1为输出端，分别连接所控制油路中的进油和出油，K1和K2为两个外接压力控制端，K2端与阀芯弹簧压力复位同向，K1端控制流量调节阀趋于流量减小，K2端控制流量调节阀趋于流量增大，使用时根据需要将K1、K2端分别与对应的负载压力相连，通过负载自身压力控制流量阀的开度，形成负载载荷自反馈控制。

A路放油流量调节阀46和A路充油流量调节阀48反向并联形成双向流量调节阀组，即A路放油流量调节阀46的输入端P2和A路充油流量调节阀48的输出端P1相连，A路放油流量调节阀46的输出端P1和A路充油流量调节阀48的输入端P2相连，A路放油流量调节阀46的K1控制端及A路充油流量调节阀48的K2控制端通过阀组内部油路与A路所连接负载Ka端进行连通，形成负载压力自反馈控制油路，A路放油流量调节阀46的K2控制端及A路充油流量调节阀48的K1控制端通过阀组内部油路与B路所连接负载Kb端相连，形成另一路负载压力自反馈控制油路，若A路负载大于B路负载，上升时则A路负载的流量会提高，下降时A路负载的流量会降低；若A路负载小于同轴对侧的B路负载，上升时则A路负载的流量会降低，下降时A路负载的流量会提高。

B路放油流量调节阀51和B路充油流量调节阀50反向并联形成双向流量调节阀组，即B路放油流量调节阀51的输入端P2和B路充油流量调节阀50的输出端P1相连，B路放油流量调节阀51的输出端P1和B路充油流量调节阀50的输入端P2相连，B路放油流量调节阀51的K1控制端及B路充油流量调节阀50的K2控制端通过阀组内部油路与B路所连接负载Kb端相连，形成一路负载压力自反馈控制油路，B路放油流量调节阀51的K2控制端及B路充油流量调节阀50的K1控制端通过阀组内部油路与A路所连接负载Ka端相连，形成另一路负载压力自反馈控制油路，控制若B路负载大于A路负载，上升时B路负载的流量会提高，下降时B路负载的流量会降低；若B路负载小于A路负载，上升时B路负载的流量会降低，下降时B路负载的流量会提高。

A路充油阀54的进口与B路充油阀53的进口相连后通过阀组内部油路与前负载压力自反馈车姿调节阀组6的输入端P口相连，成为A、B两条油路的油量供应端；A路回油阀45的出油口与B路回油阀52的出油口相连后与车姿回油单向阀55串联，通过阀组内部油路与前负载压力自反馈车姿调节阀组6的回油T口相连，形成A、B两条油路的回油端。串联车姿回油单向阀55的目的是为了防止油箱中的油液倒灌，影响系统正常工作。

A路液压锁47、双向流量调节阀组和A路充油阀54顺序串联形成A路进油路，A路液压锁47、双向流量调节阀组和A路回油阀45顺序串联形成A路回油路；B路液压锁49、双向流量调节阀组和B路充油阀53顺序串联形成B路进油路，B路液压锁49、双向流量调节阀组和B路回油阀52顺序串联形成B路回油路。其中A路液压锁47、A路充油阀54、A路回油阀45、B路液压锁49、B路充油阀53、B路回油阀52均为两位两通常闭型电磁阀，在需要充放油时进行通电操作，以减少功率损耗。

图10为系统压力控制阀8组成及原理图。系统压力控制阀8由前部节流除颤装置56，系统压力比较阀57，后部压力比较阀58，后部节流除颤装置59，前部压力比较阀60组成。前部压力比较阀60的Fa和Fb两个输入端分别与车辆前部两侧的油气弹簧或平衡悬挂相连；后部压力比较阀58的两个输入端Ra和Rb分别与车辆后部两侧的油气弹簧相连。前部压力比较阀60的输出端与前部节流除颤装置56顺序相连后再连接在系统压力比较阀57的一个输入端上，后部压力比较阀58的输出端与后部节流除颤装置59顺序相连后再连接在系统压力比较阀57的另一个输入端上。前部两侧的载荷压力通过前部压力比较阀60进行比较后，较高的压力通过前部节流除颤装置56进行降噪除颤，进入系统压力比较阀57的一个输入端，后部两侧的载荷压力通过后部压力比较阀58进行比较后，较高的压力通过后部节流除颤装置59进行降噪除颤，进入系统压力比较阀57的另一个输入端，前后两个较高的载荷压力经过系统压力比较阀57比较阀后，找到车辆最大负载，通过系统压力比较阀57的输出端传输到系统压力控制阀8的PLs口，再与主压力控制阀组1的压力反馈LS口相连，经主压力除颤装置34降噪除颤后作为控制信号输入给主压力控制阀组1内部的液压先导控制溢流阀31，实现系统实际工作压力与系统最高负载实时相关，减少由于系统空载时压力损失。

图11为负载压力自反馈流量调节阀结构及原理图。系统中所有负载压力自反馈流量调节阀的结构均相同。负载压力自反馈流量调节阀由端盖61、阀体62、导向弹簧63、阀芯64、复位弹簧65、顶盖66、保护圈67和O型圈68组成。该阀可以为外置独立流量调节装置，也可以内嵌在阀组内部成为阀组的组成部件。阀芯64装配在阀体62的中心孔中，采用锥面密封结构，阀体62一端安装有端盖61，另一端安装有顶盖66，端盖61的中心孔为负载压力自反馈流量调节阀的K1控制端，顶盖66的中心孔为负载压力自反馈流量调节阀的K2控制端，K1控制端和K2控制端相对并都处在阀芯64的轴线上，两个保护圈67分置于O型圈68的两侧，都装配在端盖61的密封槽中，并与阀芯64的导向柱配合用于隔离K1控制端与P1输出端的压力介质，所述O型圈68与阀芯64配合的压缩率控制在16％-20％。K1控制端、P1输出端与导向弹簧63均布置在锥型阀芯64的大径一端，并通过端盖61支撑限位，其作用是提供阀芯64的闭锁压力，同时对阀芯62起导向作用，导向弹簧63的刚度及预压缩量与系统工作压力有关。在阀体62的密封槽中也装配有O型圈68及分布在其两侧的保护圈67，并与阀芯64配合用于隔离K2控制端与输入端P2的压力介质，同时顶盖66作为复位弹簧65的支撑限位，连接在阀体62的另一端。K2控制端、输入端P2和复位弹簧65均布置在锥型阀芯64的小径一端，复位弹簧65安装在阀芯64小径端导向柱的内孔中，其作用一是为了提供控制端K1和K2之间的平衡压差，二是为了提供阀芯64开阀的预推力，复位弹簧65的刚度及预压缩量与系统工作压力有关。正常工作时，阀芯64由于导向弹簧63的作用压紧至阀体62上，当油压由P1向P2流动时，压差造成阀芯64锁死，截断通路，不能进行流量调节；当油压由P2向P1流动时，压差推动阀芯64运动，打开通路，此时通过K1端与K2端的压力比较，控制阀芯64运动至所需要的力平衡位置，此时阀芯64与阀体62之间锥面处形成固定的环形缝隙节流通道，节流面积与负载压力和系统压力之间压差的开方成正比，对流经的油液产生节流作用。阀体62的锥孔与锥阀阀芯64的锥度相比角度略大，其目的是为了便于阀芯64单向作用时可以顺利闭锁。

需要说明的是，O型圈68与阀芯64配合的压缩率通常需要控制在16％-20％，导向弹簧63的预紧力值应大于复位弹簧65的预紧力值，确保阀芯有效锁止以避免内泄现象；设计时P1输出端和P2输入端的轴线通常与阀芯64的轴线垂直；K1控制端和导向弹簧63用于减小阀芯64的开度，K2控制端和复位弹簧65用于增大阀芯64的开度。

图12为本发明的车姿调节系统总控制逻辑关系示意图。系统以电机(或发动机)、泵为动力源提供高压动力，以油气悬挂作为执行元件，通过系统内部压力自反馈系统，采集各轮最大工作载荷作为系统实际工作压力，达到系统节能的目的；控制器通过总线下载车速等信息，采集油气悬挂压力、位移、速度等参数，结合系统算法，计算油气弹簧位移变化等参数，实时调节油气悬挂阻尼与刚度特性，以及车体高度，形成闭环控制，提高车辆的通过性、操纵稳定性和舒适性。同时，在进行车体高度调节时，通过内部压力自反馈系统控制系统各部分流量，保持车辆升降的平稳性，实现各轮位流量的合理分配，达到平稳升降的目的。

综上所述，以上仅为本发明的较佳实施例而已，并非用于限定本发明的保护范围。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。