ABS液壓系統抗沖擊性能研究與仿真分析

劉小斌，尹新權，李寶棟

(蘭州工業學院，甘肅蘭州 730050)

0 前言

ABS(Anti-lock Braking System)防抱死制動系統其作用是當車輛在不同附著系數的路面制動時，根據車輛速度與減速度的變化，電控單元通過控制電磁閥來調節制動壓力，控制車輪在理想的滑移率范圍內制動，以獲得最佳的制動效果和方向穩定性。然而，ABS在工作時，常伴有尖銳的噪聲及振動，如何在不影響ABS作用效果的情況下平穩工作，值得研究與分析［1］。

1 ABS系統振動機制

單輪ABS系統如圖1所示。當踩下制動踏板1，制動液由主缸2壓縮腔經常開閥7、節流閥9進入輪缸10，實現系統增壓。經ABS系統的ECU單元的計算判斷，若需要輪缸10制動壓力降低，則發出控制信號，使常開閥7關閉，同時啟動回流泵電機3并打開常閉閥11，使制動液流向低壓蓄能器12，或流回主缸2，使輪缸壓力降低，制動力減小。若輪缸壓力需要保持，則ECU發出控制信號，將常開閥7關閉(通電)，常閉閥11保持關閉狀態(不通電)，則輪缸10內的制動液被封閉，制動壓力保持不變。通過改變電磁閥開關切換，改變制動液的通路，從而形成增壓、保壓和減壓3種壓力狀態。

圖1 1/4車體ABS系統示意圖

ABS工作過程中，換向閥常處于頻繁切換過程。當換向閥突然換向時，油液速度突然變化，壓強快速升高或降低，引起沖擊波動，壓力沖擊波作用于液壓輪缸，從而引起振動與噪聲。若不考慮液壓油黏度變化的影響，沖擊波的傳播速度C［2］:

式中:K'為液壓油的等效體積彈性模量(Pa)，K為液壓油的體積彈性模量(Pa)，ρ為液壓油的密度(kg/m3)，E為管道材料的彈性模量(Pa)。

當電磁換向閥突然關閉時，管道內的液體運動突然停止，根據能量守恒定律，液體的動能將轉化為液體的彈性能，即

所以

制動輪缸的運動部件的運動速度取決于流量，當突然改變流量時(如閥口關閉)，由于液壓油的慣性作用，產生液壓沖擊。沖擊壓力最大升值Δp為液壓油慣性沖擊和運動部件慣性沖擊產生的壓力升值之和，即:

式中:A為液壓缸的活塞面積(m2)，li為液壓油第i段管道的長度(m)，Ai為液壓油第i管道的有效面積(m2)，m為當缸體不動，活塞運動時，折算到活塞上的運動部件質量(kg)，v1、v2分別為活塞變化前后的運動速度(m/s)，t為活塞由速度v1到v2的變化時間(s)。

因此，液壓沖擊的實質是液體動能的轉變，它與沖擊波的傳播速度C有關，傳播速度C決定了能量的變化大小。

2 ABS系統建模與振動分析［3-4］

AMESim(系統仿真平臺)是系統工程建模與仿真平臺［5］，它提供了系統工程設計的完整平臺，在此平臺上，工程師可以建立復雜的多學科領域系統模型，進行仿真計算和分析。目前，AMESim已經成為用于車輛、越野設備、航空航天以及重型設備工業的多學科領域，包括流體、機械、熱分析、電磁以及控制等復雜系統建模和仿真的優選平臺［6］。

根據圖1建立ABS系統AMESim模型(如圖2所示)。

圖2 1/4車體ABS系統AMESim仿真模型

主要步驟如下:

(1)忽略一些不重要的部分，將系統主要物理結構分為最小的元素，每個小元素用AMESim功能模塊來代替，其中圖中輪缸10為封裝后的超級元件;

(2)模型中的MCU為MATLAB/Simulink建立的ABS控制器，其控制方法為邏輯門限值控制。輸入信號包括:制動轉矩、四輪輪速(本模型針對1/4車體，只需輸入左前輪輪速信號)和車速信號，ABS控制器產生的壓力調節信號輸出到AMESim車輛模型中的ABS系統(1/4車體)，實現制動管路壓力的調節與控制。Simulink所建立的ABS控制器嵌入AMES-im模型，實現聯合仿真;

(3)在軟件界面中連接所有的模塊并設置參數;

(4)將建好的模型放進搭建的系統中仿真并分析結果。

利用圖2所示的仿真模型在AMESim環境進行仿真試驗，控制器采用MATLAB/Simulink建立的邏輯門限值控制器。主要分析數據是液壓缸的位移、速度、加速度與管道中的壓力波動。仿真時間為100 s，仿真步長為0．001 s，換向閥打開時刻為10 s，整定系統壓力為22．3 MPa。仿真試驗得到換向閥打開時的壓力曲線(圖3)、活塞位移曲線(圖4)、活塞速度曲線(圖5)和活塞加速度曲線(圖6)。

圖3 原ABS系統壓力曲線

圖4 原ABS系統活塞位移曲線

圖5 原ABS系統活塞速度曲線

圖6 原ABS系統活塞加速度曲線

在換向閥工作時，系統壓力經過0．128 s，系統壓力從22．3 MPa驟降到10．400 2 MPa，在14．618 s恢復到22．198 4 MPa。這種液壓沖擊對活塞位移影響如圖3所示，說明原系統的抗沖擊性能很差。可見:在ABS液壓系統中，當換向閥突然打開后，由于液壓泵無法滿足瞬時的大流量需求，系統壓力驟降，出現換向壓力沖擊。通過速度及加速度曲線表明液壓沖擊波的傳遞、反射、液流方向的變化將反復進行，直到耗盡引起沖擊的能量，沖擊現象才會結束。

3 改進后的ABS系統的仿真試驗及性能分析

通過上述試驗，說明原ABS系統在換向閥工作時，存在明顯的液壓沖擊，由公式(3)說明，沖擊壓力最大升值Δp與流速v成正比，v=q/t。所以換向閥打開引起的流量的突變是引起液壓沖擊的根本原因。而原系統的換向閥打開或關閉很直接的，閥的開閉是非連續的，存在明顯的流量突變。所以改進系統用伺服閥替換原系統的換向閥，用基于壓力反饋的PID控制結合邏輯門限控制實現伺服閥的打開與關閉，實現流量的連續調節。

改進后的ABS系統AMESim模型如圖7所示。

利用圖7所示的仿真模型在AMESim環境進行仿真試驗，控制器采用MATLAB/Simulink建立的基于壓力反饋的PID控制結合門限值控制的ABS控制器［7］。經仿真試驗，得到改進后的ABS系統在伺服閥打開時的壓力曲線如圖8所示，活塞位移曲線如圖9所示，活塞速度曲線如圖10所示，活塞加速度曲線如圖11所示。

圖7 改進后的ABS系統AMESim模型

圖8 改進后的ABS系統壓力曲線

圖9 改進后的ABS系統活塞位移曲線

圖10 改進后的ABS系統活塞速度曲線

圖11 改進后的ABS系統活塞加速度曲線

如圖8所示，伺服閥的打開信號輸入時刻為10 s，經過1．549 s，系統壓力從22．3 MPa降低到18．042 8 MPa，到13．884 s，又升高到22．198 4 MPa。液壓沖擊較緩慢，沖擊明顯減弱。如圖9所示，活塞位移曲線非常平緩。對比圖5與圖10，原系統速度最大變化為0．3 m/s，改進后的系統速度最大變化為0．004 m/s，表明活塞速度的突變明顯減弱。對比圖6與圖11，原系統的加速度變化的最大幅度為10 m/s2，改進后的系統的加速度變化的最大幅度為0．1 m/s2，加速度的突變明顯減弱。

4 結論

通過原ABS系統與改進后ABS系統的試驗對比，在換向閥打開的瞬間，改進系統的壓力變化非常平緩;活塞速度變化由原來的0．3 m/s降低到0．004 m/s;活塞加速度變化由原來的10 m/s2降低到0．1 m/s2。試驗結果表明:改進的ABS系統利用伺服閥替換傳統換向閥，用基于壓力反饋的PID控制結合門限值控制代替單純邏輯門限值控制方式，用連續流量控制代替非連續流量控制，由于伺服閥的響應快，反饋信號的頻率高，相當于用伺服閥高頻的振蕩來抵消了壓力沖擊，系統始終保持穩定，抗沖擊性能明顯提高。

［1］楊風和，孫伯．改變DRP控制邏輯以解決ABS閥體噪聲［J］．汽車技術，2012(7):37-39．

［2］馬憲亭，尹新愛．液壓沖擊計算與控制方法［J］．煤礦機械，2009，30(3):157-158．

［3］MODAK J P，BELKHODE P N，BODHANKAR D，et al．Modeling and Analysis of Front Suspension for Improving Vehicle ride and Handling［C］．First International Conference on Emerging Trendsin Engineering and Technology，2008:731-734．

［4］DASGUPTA K，WATTON J，PAN S．Open-loop Dynamic Performance of a Servo-valve Controlled Motor Transmission System with Pump Loading Using Steady-state Characteristics［J］．Mechanism and Machine Theory，2006(41):262-282．

［5］李吉，李華聰．仿真軟件AMESim應用研究［J］．航空計算技術，2006，36(1):56-58．

［6］付永領，祈曉野．AMESim系統建模和仿真［M］．北京:北京航空航天大學出版社，2006．

［7］WUMingchin，SHIH Mingchang．Simulated and Experimental Study of Hydraulic Anti-lock Braking System Using Sliding-mode PWM Control［J］．Mechatronics，2003，13(4):332-350．