張 晉 孔祥東 姚 靜 王 娟 常立穎

1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，秦皇島，0660042.先進(jìn)制造成形技術(shù)及裝備國家地方聯(lián)合工程研究中心(燕山大學(xué))，秦皇島，066004 3.河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室，秦皇島，066004

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汽車防抱死制動系統(tǒng)液壓控制單元的建模與仿真

張 晉1,2,3孔祥東1,2,3姚 靜1,2,3王 娟1常立穎1

1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，秦皇島，0660042.先進(jìn)制造成形技術(shù)及裝備國家地方聯(lián)合工程研究中心(燕山大學(xué))，秦皇島，066004 3.河北省重型機(jī)械流體動力傳輸與控制實(shí)驗(yàn)室，秦皇島，066004

為改善汽車防抱死制動系統(tǒng)(ABS)整體性能，從ABS液壓控制單元(HCU)的主缸、輪缸、增壓閥、減壓閥、蓄能器、電機(jī)以及回油泵等元件的工作原理及結(jié)構(gòu)出發(fā)，建立了各元件的數(shù)學(xué)模型；基于MATLAB/Simulink仿真軟件，結(jié)合電磁場分析、流場分析和實(shí)驗(yàn)辨識多種手段，得到模型中的未知參量，建立了各元件準(zhǔn)確的仿真模型，進(jìn)而構(gòu)建HCU參數(shù)化仿真模型。通過對試驗(yàn)和HCU系統(tǒng)仿真結(jié)果進(jìn)行對比，驗(yàn)證了所搭建的HCU系統(tǒng)仿真模型的準(zhǔn)確性，為進(jìn)一步建立ABS虛擬樣機(jī)奠定了基礎(chǔ)。

汽車防抱死制動系統(tǒng)；液壓控制單元；參數(shù)識別；數(shù)學(xué)建模；仿真

0 引言

隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人們對汽車安全性能越來越重視，汽車防抱死制動系統(tǒng)(anti-lock braking system，ABS)已成為全球汽車生產(chǎn)的標(biāo)配[1-3]。ABS可使汽車在制動時(shí)，縮短制動距離和維持方向穩(wěn)定性，有效提高行車的安全性[4-6],從根本上解決了車輪抱死問題。液壓控制單元(hydraulic control unit,HCU)為ABS的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其性能直接影響ABS系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性。

目前，已經(jīng)有一些學(xué)者開展了HCU的建模及仿真研究。文獻(xiàn)[7]建立了包含電磁閥、制動管路和制動分泵的ABS液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，并采用回歸分析的方法對模型參數(shù)進(jìn)行了擬合。文獻(xiàn)[8]對建立ABS液壓控制單元的Pro/Engineer模型以及如何利用接口Mechanism/Pro把模型導(dǎo)入ADAMS進(jìn)行了探討。文獻(xiàn)[9]基于MSC. EASY5建立了包括液壓調(diào)節(jié)器、制動主缸及制動輪缸的模型，并建立了主要液壓元件的數(shù)學(xué)模型。文獻(xiàn)[10]基于AMESim建立了ABS中液壓系統(tǒng)的模型并進(jìn)行仿真，其中主要對ABS液壓控制器進(jìn)行了建模。文獻(xiàn)[11]在分析ABS液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的基礎(chǔ)上，基于AMESim建立了包括液壓調(diào)節(jié)器、制動主缸、電磁閥及制動輪缸等元件的模型。文獻(xiàn)[12] 通過分析液壓制動系統(tǒng)各模塊數(shù)學(xué)模型，并基于Brake Hydraulics軟件，建立了液壓制動系統(tǒng)仿真模型。以上對ABS液壓系統(tǒng)的建模由于研究側(cè)重點(diǎn)不同，建模時(shí)普遍忽略了一些元件，存在建模不完整的問題，而且模型中許多參數(shù)不易確定。本文以建立準(zhǔn)確的HCU數(shù)學(xué)模型及仿真模型為目標(biāo)，利用MATLAB/Simulink仿真軟件建立了HCU各個元件及系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，并通過電磁場、流場仿真以及實(shí)驗(yàn)辨識出模型中的未知參數(shù)， 為進(jìn)一步建立ABS整體虛擬樣機(jī)奠定基礎(chǔ)，也為快速、低成本研發(fā)ABS提供有力支撐。

1 工作原理

1.1 HCU工作原理

ABS系統(tǒng)原理如圖1所示。

VaA,VaB,VaC,VaD——增壓閥A、B、C、DVrA,VrB,VrC,VrD——減壓閥A、B、C、D圖1 ABS系統(tǒng)原理圖

ABS主要由液壓控制單元、電子控制單元(ECU)和轉(zhuǎn)速傳感器組成。汽車緊急制動時(shí)，電子控制單元(ECU)內(nèi)的估算模塊根據(jù)輪速傳感器反饋輪速信號判斷車輛狀態(tài)，并根據(jù)估算結(jié)果向HCU元件下達(dá)控制指令，以保證車輛能在最優(yōu)滑移率附近行駛。

每個液壓控制單元由四個增壓閥、四個減壓閥、兩個蓄能器、兩個回油泵及一個直流電機(jī)組成，每個輪缸分別對應(yīng)一個增壓閥和一個減壓閥。輪缸增壓方式為線性增壓，HCU中的四個增壓閥規(guī)格相同；輪缸減壓方式為階梯減壓，為了保證制動效果的一致性，減壓閥需要滿足不同的流量要求，本文采用H型ABS，即左前輪與右前輪、左后輪與右后輪輪缸對應(yīng)的減壓閥規(guī)格相同。根據(jù)輪缸內(nèi)壓力變化情況，ABS的工作過程分為增壓、保壓、減壓三個過程。

1.2 HCU試驗(yàn)臺原理

HCU性能試驗(yàn)臺原理如圖2所示。

1.主泵 2.溢流閥 3.濾油器 4.單向閥 5.比例伺服閥6.蓄能器 7.主缸 8.位移傳感器 9～16.氣動開關(guān)閥17～23.壓力傳感器 24～27.輪缸圖2 HCU試驗(yàn)臺原理圖

在該系統(tǒng)中，分別在主缸進(jìn)出油口、4個輪缸a、b、c、d進(jìn)油口處安裝了壓力傳感器，在2個主缸的活塞桿上安裝了位移傳感器，通過采集壓力和位移，可以滿足相應(yīng)的測試要求。基于此試驗(yàn)臺分別進(jìn)行主缸和輪缸的剛度試驗(yàn)、減壓閥的得電響應(yīng)試驗(yàn)、蓄能器充放液試驗(yàn)、電機(jī)特性測試等，然后通過試驗(yàn)辨識來得到各個元件的未知參數(shù)，進(jìn)而完善各液壓元件數(shù)學(xué)模型。

2 建模及參數(shù)識別

2.1 主缸模型

2.1.1 主缸數(shù)學(xué)模型

目前汽車大多使用雙腔串聯(lián)式主缸，根據(jù)制動主缸的結(jié)構(gòu)及工作原理，考慮系統(tǒng)的阻尼、活塞間隙及彈性負(fù)載等因素將制動主缸等效轉(zhuǎn)化成圖3所示結(jié)構(gòu)。

圖3 主缸模型圖

主缸活塞的運(yùn)動可分為兩個階段，即間隙消除階段和主動增壓階段。下面分別對兩個階段的主缸活塞進(jìn)行受力分析。

(1)間隙消除階段，前后缸數(shù)學(xué)模型分別為

(1)

(2)

式中，m1、m2分別為前后缸活塞質(zhì)量,kg；x1、x2分別為前后缸活塞位移，m；k3為前缸內(nèi)彈簧剛度，N/m；k2為無間隙連接彈簧剛度，N/m；G3為前缸內(nèi)彈簧預(yù)緊量，m；G2為無間隙連接彈簧預(yù)緊量，m；pm1、pm2分別為前后缸制動壓力，MPa；A1、A2分別為前后缸活塞的有效面積，m2；f2為無間隙連接阻尼系數(shù)；Fa為制動力，N。

(2)主動增壓階段，前后缸數(shù)學(xué)模型分別為

(3)

(4)

式中，a為主缸活塞間隙，m；k1為間隙連接彈簧剛度，N/m；f1為間隙連接阻尼系數(shù)。

由于制動主缸模型中存在多個變量，且工作過程中互相影響，很難精準(zhǔn)地識別各個參數(shù)值，因此選用p-V曲線代替其相應(yīng)的模型(p為主缸壓力，V為制動液體積)。將p-V曲線的斜率定義為主缸剛度，即

(5)

對于主缸來說，假設(shè)制動過程中制動踏板的行程不變，每個主缸支路對應(yīng)兩個增壓閥、一個回油泵，建立其對應(yīng)關(guān)系如下：

(6)

qVm=qVp-qViA-qViB

(7)

(8)

式中，qVm為主缸端口流量，mL/min；qVp為回油泵流量，mL/min；qViA為流經(jīng)增壓閥A的流量，mL/min；qViB為流經(jīng)增壓閥B的流量，mL/min；pm為主缸壓力，MPa；pm0為主缸初始壓力，MPa。

2.1.2 主缸p-V曲線識別試驗(yàn)

(a)主缸壓力和位移測試曲線(b)主缸p-V曲線

給定系統(tǒng)一個自定義壓力，并利用主缸的壓力傳感器和位移傳感器分別采集壓力信號和位移信號，將位移信號換算成制動主缸內(nèi)制動液的體積即可識別出主缸的p-V曲線。對主缸進(jìn)行剛度測試，具體測試結(jié)果如圖4所示。由圖4a可得出主缸壓力變化對應(yīng)的主缸體積變化(主缸位移和面積的乘積)，進(jìn)而得到主缸剛度圖4b。2.2 輪缸模型

2.2.1 輪缸數(shù)學(xué)模型

制動輪缸的活塞同制動主缸活塞一樣，都存在兩個制動過程，即間隙補(bǔ)償階段和增壓制動階段，圖5為輪缸模型圖。

圖5 輪缸模型圖

選取輪缸活塞為研究對象，針對不同的工作狀態(tài)對其進(jìn)行受力分析。

(1)間隙未消除時(shí)，輪缸活塞受力情況為

(9)

式中，m為輪缸活塞質(zhì)量，kg；x3為輪缸活塞位移，m；k4為回位彈簧剛度，N/m；G4為回位彈簧預(yù)緊量，m；pw為制動輪缸壓力，MPa；A3為制動輪缸活塞的有效面積，m2；f3為間隙連接阻尼系數(shù)。

(2)間隙消除后，輪缸活塞受力情況為

(10)

式中，b為輪缸活塞間隙，即制動器的空行程，m；k5為間隙連接彈簧剛度，N/m。

同主缸，用p-V曲線代替其相應(yīng)的模型。根據(jù)制動液在系統(tǒng)中的流動方向，建立輪缸端口流量與增壓閥、減壓閥流量的對應(yīng)關(guān)系如下：

qVw=qVi-qVo

(11)

(12)

式中，qVw為輪缸的端口流量，mL/min；qVi為流經(jīng)增壓閥的流量，mL/min；qVo為流經(jīng)減壓閥流量，mL/min；pw0為輪缸初始壓力，MPa；K2為輪缸剛度，m3/Pa。

2.2.2 輪缸p-V曲線識別試驗(yàn)

將測得的主缸位移減去主缸p-V曲線識別時(shí)相同壓力下所對應(yīng)的主缸位移再乘以主缸的活塞面積即可得到進(jìn)入輪缸的制動液體積，根據(jù)測試結(jié)果繪制輪缸的p-V曲線。分別對a、c輪缸進(jìn)行剛度測試，具體測試結(jié)果如圖6所示。

(a)a輪缸壓力和位移測試曲線 (b)a輪缸p-V曲線

(c)c輪缸壓力和位移測試曲線 (d)c輪缸p-V曲線

2.3 增壓閥模型建立

2.3.1 增壓閥數(shù)學(xué)模型

根據(jù)增壓閥閥芯的運(yùn)動學(xué)方程可得

Fm(xv,i)-K(G0+xv)-Fh(xv,Δp)-Ff=mtav

(13)

(14)

(15)

式中，F(xiàn)m為閥芯所受電磁力，N；i為驅(qū)動線圈的電流，A；xv為增壓閥閥口開度，m；K為回位彈簧剛度，N/m；G0為彈簧預(yù)緊量，m；Fh為閥芯所受液動力，N；Δp為閥口兩端壓差，MPa；Ff為閥芯所受阻尼力，N；mt為閥芯與動鐵總質(zhì)量，kg；vv為閥芯運(yùn)動的速度，m/s；av為閥芯運(yùn)動的加速度，m/s2。

基于上述運(yùn)動學(xué)方程，采用有限元分析的手段計(jì)算增壓閥液動力、流量、電磁力，分別做成插值模塊加入增壓閥系統(tǒng)模型中。

2.3.2 增壓閥參數(shù)識別試驗(yàn)

圖7 增壓閥網(wǎng)格模型

(1)增壓閥流場仿真。搭建增壓閥模型，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖7所示。選用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型(k為湍流動能，ε為耗散率)，仿真介質(zhì)選取增壓閥在真實(shí)工況下的制動液型號DOT4。應(yīng)用FLUENT軟件進(jìn)行仿真計(jì)算，得到流量qVi和液壓力分別與閥口開度和閥口兩端壓差的擬合曲線，見圖8。

(a)流量與閥口開度、壓差關(guān)系

(b)液壓力與閥口開度、壓差關(guān)系

圖9 電磁仿真模型

(2)增壓閥電磁場仿真。將增壓閥三維模型導(dǎo)入ANSYS中劃分網(wǎng)格得電磁仿真模型如圖9所示。為確保仿真結(jié)果的真實(shí)性，將增壓閥各部件的磁性材料屬性按不同材料實(shí)際的B-H曲線進(jìn)行設(shè)置(B為磁通密度，H為磁場強(qiáng)度)。利用ANSYS仿真計(jì)算，得到閥芯所受電磁力與閥口開度和線圈電流之間的擬合曲線，見圖10。

圖10 不同線圈電流情況下閥口開度-電磁力曲線

2.4 減壓閥模型建立

2.4.1 減壓閥數(shù)學(xué)模型

經(jīng)過減壓閥閥口的流量為

(16)

式中，A為節(jié)流面積，m2；Cd為流量系數(shù);ρ為制動液密度，kg/m3。

本文分別選取進(jìn)油孔直徑d為0.76 mm、0.51 mm，出油孔直徑為0.65 mm的兩種減壓閥進(jìn)行分析，計(jì)算可得減壓閥閥口為孔口節(jié)流，其有效節(jié)流面積為

(17)

2.4.2 減壓閥參數(shù)識別試驗(yàn)

(1)減壓閥流量系數(shù)識別。對減壓閥流量系數(shù)進(jìn)行仿真計(jì)算，得到壓差-流量系數(shù)擬合曲線，見圖11。

(a)d=0.76 mm

(b)d=0.51 mm

(2)節(jié)流面積識別。假設(shè)采樣周期足夠小，則輪缸壓力的變化速率近似等于該采樣周期內(nèi)輪缸壓力的變化與采樣周期的比值，即減壓閥流量公式可表示為

(18)

將式(16)與式(18)聯(lián)立可得：

(19)

選取ABS開關(guān)循環(huán)測試曲線的一個減壓過程,如圖12所示，根據(jù)式(19)識別出減壓閥的節(jié)流面積。通過識別出不同減壓階段的有效節(jié)流面積并取均值，得到減壓閥在實(shí)際工作情況下的節(jié)流面積。

圖12 輪缸壓力曲線

(3)減壓閥響應(yīng)時(shí)間識別。在供電電壓Vs=12 V下，改變輪缸壓力，得到A、B、C、D回路減壓閥在不同壓差下的得電響應(yīng)時(shí)間,如圖13a所示，供電電壓一定時(shí)，減壓閥的得電響應(yīng)時(shí)間隨閥口兩端壓差的增大而延長。選取A路減壓閥，得到減壓閥在不同供電電壓下的得電響應(yīng)時(shí)間如圖13b所示，閥口兩端壓差一定時(shí)，減壓閥的得電響應(yīng)時(shí)間隨供電電壓的升高而縮短。

(a)12 V供電電壓減壓閥得電響應(yīng)

(b)不同供電電壓下減壓閥得電響應(yīng)

根據(jù)ABS開關(guān)循環(huán)識別減壓閥失電響應(yīng)，如圖14所示。不同規(guī)格的減壓閥失電響應(yīng)不同，減壓閥在不同壓差下的響應(yīng)時(shí)間不同。

圖14 減壓閥失電響應(yīng)

2.5 蓄能器模型建立

2.5.1 蓄能器數(shù)學(xué)模型

根據(jù)蓄能器的結(jié)構(gòu)及其工作原理可知，蓄能器存在體積為零、體積大于零但小于最大值、體積恒為最大值這三種情況。綜合蓄能器體積Va的三種情況可得蓄能器內(nèi)壓力為

(20)

式中，pa為蓄能器內(nèi)壓力，Pa；Aa為蓄能器活塞面積，m2；Ka為蓄能器彈簧剛度，N/m；FKa為蓄能器彈簧預(yù)緊力，N；Ffa為蓄能器活塞所受摩擦阻力，N；qVa為蓄能器端口總流量，mL/min;pw1、pw2分別為輪缸1和輪缸2的壓力。

2.5.2 蓄能器參數(shù)識別試驗(yàn)

通過對蓄能器充油和抽油測試，分別找到蓄能器開啟點(diǎn)和蓄能器抽空點(diǎn)，測試結(jié)果如圖15所示，A點(diǎn)壓力即為充油過程中蓄能器的開啟壓力，且paA=0.2729 MPa；B點(diǎn)壓力即為抽油過程中蓄能器的開啟壓力，且paB=0.1977 MPa。

(a)充油測試曲線(b)充油試驗(yàn)放大圖

(c)抽油測試曲線(d)抽油試驗(yàn)放大圖

2.6 電機(jī)模型建立

2.6.1 電機(jī)數(shù)學(xué)模型

根據(jù)ABS電機(jī)的動態(tài)過程建立模型如下：

(21)

(22)

式中，U為電機(jī)動態(tài)過程中的電機(jī)電壓，V；n為電機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；k為轉(zhuǎn)矩系數(shù)；ia為電機(jī)動態(tài)過程中電機(jī)電流，A；Ra為電機(jī)電路線阻，Ω；La為電機(jī)電樞電感，H；TL為負(fù)載轉(zhuǎn)矩，N·m；R0為阻力系數(shù)；J為電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量，kg/m2；ω為角速度，rad/s。

對式(21)、式(22)進(jìn)行拉氏變換，得到電機(jī)系統(tǒng)的傳遞函數(shù)為

(23)

通過式(23)可知，電機(jī)轉(zhuǎn)速主要受電機(jī)電壓和機(jī)械負(fù)載轉(zhuǎn)矩的影響。

2.6.2 電機(jī)特性曲線識別試驗(yàn)

在相同的線性負(fù)載下，改變電機(jī)端電壓，對ABS電機(jī)進(jìn)行特性測試，并建立電機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩與電機(jī)轉(zhuǎn)速的對應(yīng)關(guān)系，如圖16所示。

圖16 電機(jī)特性測試曲線

2.7 回油泵模型建立

2.7.1 回油泵數(shù)學(xué)模型

根據(jù)回油泵結(jié)構(gòu)建立數(shù)學(xué)模型如下：

(24)

qVp=VtnηpV

(25)

式中，Vt為回油泵理論排量，L/r；dp為回油泵活塞直徑，m；ep為電機(jī)偏心距，m；qVp為回油泵實(shí)際流量，L/min；ηpV為回油泵容積效率。

2.7.2 回油泵效率識別試驗(yàn)

選取油泵電機(jī)為測試對象，調(diào)節(jié)測試系統(tǒng)主缸壓力為2～18 MPa，以2 MPa為間隔，供電電壓Us為9～16 V，以1 V為間隔，分別進(jìn)行雙路油泵電機(jī)測試。通過采集不同主缸壓力、不同供電電壓下的油泵電機(jī)泵油時(shí)間，計(jì)算回油泵實(shí)際流量，同時(shí)，根據(jù)采集的電機(jī)轉(zhuǎn)速，計(jì)算回油泵理論流量，進(jìn)而得到泵的容積效率，如圖17所示。

圖17 回油泵容積效率

由圖17可知，主缸壓力相同、電機(jī)電壓不同時(shí)，即主缸壓力相同、電機(jī)轉(zhuǎn)速不同時(shí)，回油泵容積效率基本不變；電機(jī)電壓相同、主缸壓力不同時(shí)，回油泵容積效率隨主缸壓力的升高而降低。從而說明了回油泵容積效率與電機(jī)轉(zhuǎn)速無關(guān)，只與主缸壓力有關(guān)，且ηpV隨主缸壓力的升高而降低。

2.8 HCU參數(shù)化模型建立

利用液壓控制單元中制動液的流動及各元件間的流量關(guān)系、功率關(guān)系，分別建立HCU單元的四個控制回路，并根據(jù)主缸兩腔壓力相等搭建HCU參數(shù)化模型,如圖18所示。

3 HCU系統(tǒng)模型驗(yàn)證試驗(yàn)

為了進(jìn)行HCU系統(tǒng)模型驗(yàn)證試驗(yàn)，選取一組實(shí)車輪缸壓力測試曲線為測試的目標(biāo)壓力，并分別對左前輪(FL)和左后輪(RL)的壓力進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

圖18 HCU仿真模型

將試驗(yàn)曲線與目標(biāo)曲線進(jìn)行對比，如圖19所示。在相同的信號給定和初始壓力條件下，輪缸壓力試驗(yàn)曲線和目標(biāo)壓力曲線基本能夠貼合，說明基于試驗(yàn)臺架可以模擬出實(shí)車的目標(biāo)壓力曲線。

(a)左前輪 (b)左后輪

由于仿真模型是基于ABS性能測試臺架搭建的，因此將識別的主缸及輪缸剛度曲線輸入系統(tǒng)模型中，同時(shí)將仿真與辨識的HCU各個部件參數(shù)搭入元件模型，輸入相同的增壓閥電壓信號及減壓閥、電機(jī)的控制邏輯，采集輪缸壓力。將仿真的輪缸壓力與試驗(yàn)壓力進(jìn)行對比，結(jié)果如圖20所示。在相同的信號和初始壓力下，所搭建的HCU系統(tǒng)模型仿真結(jié)果與試驗(yàn)曲線貼合得很好，即證明了仿真模型所搭建的系統(tǒng)基本能真實(shí)地模擬實(shí)際HCU性能測試臺架的工作過程，驗(yàn)證了所搭建的HCU系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性。

(a)左前輪 (b)左后輪

同一代的HCU規(guī)格相同，只是用在不同車輛上的卡鉗及主缸的p-V曲線不同，因此只需將實(shí)車的p-V曲線代替所搭建系統(tǒng)的p-V曲線，輸入相同的控制指令即可模擬實(shí)車試驗(yàn)的HCU，為搭建虛擬整車模型奠定基礎(chǔ)。

4 結(jié)論

(1)本文從HCU各元件的工作原理及結(jié)構(gòu)出發(fā)，基于MATLAB/Simulink仿真軟件，結(jié)合有限元數(shù)值模擬和試驗(yàn)辨識方法，建立了HCU主缸、輪缸、增壓閥、減壓閥、回油泵以及電機(jī)的準(zhǔn)確數(shù)學(xué)模型和仿真模型。

(2)基于各個元件的子模型，構(gòu)建了HCU的參數(shù)化仿真模型，通過仿真與試驗(yàn)的對比，證明了HCU仿真模型的正確性。只需改變模型中的p-V曲線即可再現(xiàn)不同車型在不同工況下的輪缸壓力曲線，即可模擬實(shí)車試驗(yàn)，這不僅可提高研發(fā)速度，也為更好地提高ABS整體性能奠定了基礎(chǔ)。

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(編輯 盧湘帆)

Modeling and Simulation of ABS HCU

Zhang Jin1,2,3Kong Xiangdong1,2,3Yao Jing1,2,3Wang Juan1Chang Liying1

1.College of Mechanical Engineering, Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004 2.Advanced Manufacturing Technology and Equipment National Engineering Research Center for Local Joint,Yanshan University,Qinhuangdao,Hebei,066004 3.Hebei Provincial Key Laboratory of Heavy Machinery Fluid Power Transmission and Control,Qinhuangdao,Hebei，066004

The ABS HCU had a direct effect on the security of the automobile. The mathematical models of the hydraulic components were established based on the working principles and structures, including the master cylinder, wheel cylinder, increasing pressure valve, reducing pressure valve, accumulator, motor and pump. The unknown parameters of the models were obtained based on MATLAB/Simulink combined with the electromagnetic field, flow field and experimental identification, the accurate simulation models were established. A parameterized model of HCU was built. The HCU system simulation model was verified to be accurate through the comparison of the experiments and simulations, the results lay the foundation for the further studies of ABS virtual prototype.

anti-lock braking system(ABS); hydraulic control unit(HCU); parameter identification; mathematical modeling; simulation

2015-10-20

國家科技支撐計(jì)劃資助項(xiàng)目(2014BAF02B01)

U463.526

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.21.022

張 晉，男，1984年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院講師。主要研究方向?yàn)榱黧w傳動及控制、液壓元件性能。發(fā)表論文10余篇?？紫闁|(通信作者)，男，1959年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。姚 靜，女，1978年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院副教授。王 娟，女，1991年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。常立穎，女，1987年生。燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。