液壓驅(qū)動(dòng)車輛反拖工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定性研究*

胡軍科，韓 強(qiáng)，楊文彬，陳賓

(1.中南大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖南長(zhǎng)沙410012;2.金鷹重工技術(shù)中心，湖北 武漢430070)

液壓驅(qū)動(dòng)車輛閉式傳動(dòng)系統(tǒng)以其結(jié)構(gòu)緊湊、易于布置并容易實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用，尤其是在軌道作業(yè)等車輛上［1］。但液壓驅(qū)動(dòng)車輛在急減速以及下坡道時(shí)存在發(fā)動(dòng)機(jī)被反拖而導(dǎo)致的失速問(wèn)題，在軌道車輛領(lǐng)域尤其突出，其主要原因在于軌道車輛慣性大、速度高，軌道線路下坡長(zhǎng)度大。因此，對(duì)反拖工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定性進(jìn)行研究對(duì)提高車輛運(yùn)行的平穩(wěn)性和安全性具有重要的意義。研究人員對(duì)閉式行走系統(tǒng)反拖工況進(jìn)行了研究。張白海等［2］通過(guò)分析和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了馬達(dá)的泵工況的存在;沈建軍等［3］通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了泵排量對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)反拖的影響;張曉靜［4］提出通過(guò)計(jì)算理想停車曲線下行駛變量泵的排量變化曲線方程，來(lái)達(dá)到反拖過(guò)程中抑制發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速過(guò)度升高的目的;謝金龍等［5］提出了針對(duì)緊急制動(dòng)時(shí)通過(guò)泵和馬達(dá)排量整體調(diào)節(jié)實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)反拖控制;劉瑞國(guó)［6］提出通過(guò)設(shè)置電磁閥減小反拖工況下馬達(dá)出油口壓力來(lái)避免發(fā)動(dòng)機(jī)反拖失速;從以上研究結(jié)果來(lái)看，對(duì)于解決發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速反拖失速方法有2種:(1)減小反拖工況下液壓泵的排量，通過(guò)優(yōu)化液壓泵排量變化率，實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定;(2)限制反拖工況下馬達(dá)出油口壓力。但是，方法(1)通過(guò)改變液壓泵和馬達(dá)的排量?jī)H能一定程度抑制發(fā)動(dòng)機(jī)失速情況，方法(2)限制反拖工況下馬達(dá)出油口壓力，這會(huì)在閉式系統(tǒng)中會(huì)造成大量節(jié)流損失，液壓系統(tǒng)發(fā)熱問(wèn)題嚴(yán)重。本文針對(duì)上述研究結(jié)果的不足，以液壓驅(qū)動(dòng)車輛某型鋼軌打磨車為研究對(duì)象，在分析發(fā)動(dòng)機(jī)反拖失速機(jī)理的基礎(chǔ)上，找出失速的原因，提出了主動(dòng)增加發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速來(lái)提高發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩以及在閉式回路變量泵傳動(dòng)軸上串接輔助泵的方案，以提高發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)力矩，最后通過(guò)AMESim對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行仿真優(yōu)化，驗(yàn)證了該方案的可行性。

1 閉式行走系統(tǒng)液壓回路原理

圖1所示是典型液壓驅(qū)動(dòng)車輛某型鋼軌打磨車閉式行走系統(tǒng)的液壓原理簡(jiǎn)圖。該型鋼軌打磨車是我國(guó)從國(guó)外引進(jìn)的大型養(yǎng)路機(jī)械［7－8］。該軌道車輛由前后動(dòng)力車提供行走動(dòng)力，每個(gè)動(dòng)力車有一臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)，有2個(gè)轉(zhuǎn)向架，2個(gè)轉(zhuǎn)向架4根軸都是動(dòng)軸，全車共8根動(dòng)軸，每根動(dòng)軸上各有一個(gè)變量泵1和2個(gè)變量馬達(dá)4，全車行走系統(tǒng)共有8個(gè)變量泵，16個(gè)變量馬達(dá)。該型鋼軌打磨車閉式行走系統(tǒng)采用了變量泵－變量馬達(dá)容積調(diào)速回路，每根動(dòng)軸上的2個(gè)變量馬達(dá)通過(guò)管路并聯(lián)，與走行齒輪箱相連，共同驅(qū)動(dòng)一根動(dòng)軸，來(lái)提供走行、作業(yè)運(yùn)行動(dòng)力。變量泵為某公司的 A4V－125EP型通軸斜盤式軸向柱塞變量泵，最大排量125 ml/r，變量馬達(dá)為某公司的A6VM107EP型斜軸式變量馬達(dá)，最大排量107 ml/r。其中液壓泵通過(guò)比例電磁閥調(diào)節(jié)流入變量泵變量缸的流量和壓力，改變變量泵的排量、輸出油壓和旋轉(zhuǎn)方向。每根驅(qū)動(dòng)軸上的兩臺(tái)馬達(dá)通過(guò)馬達(dá)各自比例電磁閥調(diào)控制馬達(dá)的排量、輸出轉(zhuǎn)速。

圖1 典型液壓驅(qū)動(dòng)車輛閉式行走系統(tǒng)液壓回路原理圖Fig.1 Diagram of hydraulic circuit closed system for type walking hydraulic drive vehicle

2 發(fā)動(dòng)機(jī)失速原因分析

液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)容腔壓力公式為［9］:

式中:Δp為容腔壓力變化值;Δq為容腔流量變化值;V為容腔體積;Ee為油液體積彈性模量。

由式(1)可看出，當(dāng)泵或者馬達(dá)瞬間轉(zhuǎn)速升高，泵或馬達(dá)進(jìn)出口流量Δq發(fā)生突變，必然會(huì)引起系統(tǒng)壓力Δp突變，出現(xiàn)液壓系統(tǒng)高低壓側(cè)壓力互換，壓力突變反驅(qū)動(dòng)液壓泵加速，相當(dāng)于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速相對(duì)加速，不能保持液壓系統(tǒng)正常的匹配，這種情況尤其在下長(zhǎng)坡和突然減速停車的時(shí)候體現(xiàn)的比較明顯。

對(duì)液壓泵和發(fā)動(dòng)機(jī)整體而言，由剛體定軸轉(zhuǎn)動(dòng)定律可得:

式中:P泵為液壓泵油口壓差;D泵為液壓泵排量;T摩為發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失扭矩;J為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)部分轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ε為發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)部分角加速度。

發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失扭矩是由發(fā)動(dòng)機(jī)活塞環(huán)與缸壁間、各軸承與軸頸間、氣門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的摩擦、附屬機(jī)構(gòu)消耗和泵氣損失等產(chǎn)生。當(dāng)泵受到的反拖力矩小于發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失扭矩時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)角加速度ε小于0，車輛處于發(fā)動(dòng)機(jī)制動(dòng)階段。當(dāng)泵受到的反拖力矩大于發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失扭矩時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)的角加速度ε大于0，發(fā)動(dòng)機(jī)即被反拖加速旋轉(zhuǎn)，出現(xiàn)失速問(wèn)題。因此反拖工況下增大發(fā)動(dòng)機(jī)能承受的最大反拖力矩，可以有效解決發(fā)動(dòng)機(jī)反拖失速問(wèn)題。

3 失速解決方法

3.1 主動(dòng)提高發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩

發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩是發(fā)動(dòng)機(jī)在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中機(jī)械摩擦損失、輔助機(jī)械(如機(jī)油泵、燃油泵、掃氣泵、冷卻水泵、風(fēng)扇、配氣機(jī)構(gòu))驅(qū)動(dòng)消耗和泵氣損失等摩擦損耗產(chǎn)生的機(jī)械損失力矩。發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失力矩中活塞組件摩擦損失所占比例約為50% ～80%，其余為軸承摩擦損失、氣閥機(jī)構(gòu)摩擦損失和其他損失等。四沖程柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械損失功率為［10］:

式中:Pm為發(fā)動(dòng)機(jī)平均機(jī)械損失壓力;Vh為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸工作容積;i為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)目;n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

發(fā)動(dòng)機(jī)平均機(jī)械損失壓力經(jīng)驗(yàn)公式為［11］:

式中:k1和k2為經(jīng)驗(yàn)估算系數(shù);Cm為活塞平均運(yùn)動(dòng)速度。

活塞平均運(yùn)動(dòng)速度為:

其中:n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速;S為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸行程。

發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩和機(jī)械損失功率影響原因極為復(fù)雜，通過(guò)式(3)～(5)可以初略估算發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩大小為:

在工程實(shí)際中，往往通過(guò)實(shí)驗(yàn)來(lái)測(cè)定其具體的精確結(jié)果，常用方法有示功圖法、倒拖法、滅缸法和油耗線法。文獻(xiàn)［12－13］擬合得出發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失功率與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系為:

式中:PM1為柴油機(jī)整機(jī)機(jī)械損失功率;K0，K1和K2為發(fā)動(dòng)機(jī)損失功率擬合系數(shù);n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

由公式(7)推導(dǎo)得出發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩力矩與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系為:

式(8)中第1項(xiàng)表明，發(fā)動(dòng)機(jī)在啟動(dòng)時(shí)要克服較大的啟動(dòng)阻力矩，第3項(xiàng)表明隨著發(fā)動(dòng)機(jī)從一定轉(zhuǎn)速增加，發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失力矩和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速幾乎成正比例。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失的影響主要體現(xiàn)在慣性力上，這主要是因?yàn)?，?dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加，活塞平均速度增大，泵氣損失加劇，機(jī)械損失力矩增大。由以上分析可以得到發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩與轉(zhuǎn)速間的關(guān)系如圖2所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線Fig.2 Relationship curve of engine friction torque with the engine speed

從圖2可以看出:在啟動(dòng)階段，發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩隨著摩擦狀況的改善而較快減小，在中高速階段，發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增大而增大。因此在車輛急減速或者下坡工況時(shí)，通過(guò)主動(dòng)增加發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，可以顯著增加發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩，同時(shí)增大閉式行走系統(tǒng)馬達(dá)和泵的排量比，從而可以解決發(fā)動(dòng)機(jī)由于被反拖而導(dǎo)致的失速問(wèn)題，該方案理論上可行。

3.2 在變量泵傳動(dòng)軸上串接輔助泵

由前面分析可知，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)被反拖而失速的原因在于車輛在急減速或者下坡工況時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩?zé)o法徹底吸收車輛變速時(shí)的變化的動(dòng)能，因此可以考慮在主變量泵傳動(dòng)軸上串接輔助泵，通過(guò)獨(dú)立開(kāi)式油路的溢流損失來(lái)吸收一部分的動(dòng)能，則改進(jìn)后的液壓原理圖如圖3所示。

圖3 串接輔助泵原理簡(jiǎn)圖Fig.3 Schematic of auxiliary pump scheme

由圖3可以看出，在正常工況下，變量泵出油口C處壓力高于吸油口D處壓力，輔助制動(dòng)泵模塊中電比例溢流閥5的輸入信號(hào)為0，在急減速或者下坡道時(shí)，液壓馬達(dá)6變?yōu)楸霉r，B口壓力大于吸油口A處壓力，此時(shí)輔助泵模塊工作，輔助泵排量增大，電比例溢流閥給定一定信號(hào)，變量泵反拖發(fā)動(dòng)機(jī)和輔助泵。

對(duì)變量泵、發(fā)動(dòng)機(jī)、輔助泵總體而言，由牛頓第二定律得:

式中:P輔為輔助泵油口壓差;D輔為輔助泵排量。

當(dāng)變量泵受到的反拖力矩小于發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失扭矩和輔助泵的設(shè)定力矩之和，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)角加速度ε小于0，車輛即處于利用發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失扭矩和輔助泵溢流反拖制動(dòng)階段，而馬達(dá)的泵工況慣性能量被輔助泵的電比例溢流閥和發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械損失消耗，發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速得以解決。系統(tǒng)慣性能量產(chǎn)生的熱量通過(guò)輔助制動(dòng)泵所在的開(kāi)式回路中的散熱器散去。

以電比例溢流閥為研究對(duì)象［14］，建立力學(xué)平衡方程:

式中:Ki為比例電磁鐵比例系數(shù);Ie為比例電磁鐵驅(qū)動(dòng)電流;m為閥芯質(zhì)量;F液為作用在閥芯上的軸向液壓力;B為閥芯與閥套間的黏滯阻尼系數(shù);x為閥芯位移(閥芯開(kāi)度)。

假定電比例溢流閥入口P處的流速為v1，壓力為P1(P1=p)，錐閥出口T處的流速為v2，壓力為P2，錐閥口的開(kāi)度為x，半錐角為α，閥座孔直徑d。在比例閥工作狀態(tài)時(shí)，錐閥開(kāi)度x不大，則可認(rèn)為v1=0，P2為大氣壓(P2=0)，液流射流角θ=α。

對(duì)于比例溢流閥，通過(guò)閥口的流量q可用下式表示:

式中:Cq為流量系數(shù);A為閥口通流面;Δp為閥口前、后壓差(Δp=p);ρ為油的密度。

當(dāng)閥口開(kāi)度為x時(shí)，閥芯與閥座間過(guò)流間隙高度為h=xsinα，一般，x?d，則，閥口的通流面積為:A= πdxsinα，所以:

由式(12)可以看出，比例閥溢流流量與錐閥芯開(kāi)度、負(fù)載壓力之間為非線性關(guān)系，為簡(jiǎn)化起見(jiàn)，進(jìn)行線性化處理，得到工作點(diǎn)(x0，p0)附近的壓力－流量特性:

由于工作時(shí)液壓缸活塞桿勻速，即比例閥的溢流流量恒定，可知:

在穩(wěn)定流動(dòng)時(shí)，利用動(dòng)量定理可知，作用在錐閥上的軸向推力

式(15)右端第1項(xiàng)為錐閥底面的液壓力，第2項(xiàng)為液流流經(jīng)錐閥閥口的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，此力的方向使閥芯趨于關(guān)閉。因?yàn)?/p>

Cv為流速系數(shù)，則式(15)為:

將式(16)線性化，得到:

將式(10)，式(14)和式(17)分別進(jìn)行拉氏變換，聯(lián)立整理后得到比例壓力溢流閥的壓力－電流傳遞函數(shù):

因系統(tǒng)中比例溢流閥的頻寬和液壓固有頻率相近，故將比例溢流閥簡(jiǎn)化為典型的二階系統(tǒng)［15］，比例溢流閥的二階振蕩環(huán)節(jié)的數(shù)學(xué)比例模型如下:

則輔助泵的控制系統(tǒng)方框圖如圖4所示。

圖4 輔助泵的控制系統(tǒng)方框圖Fig.4 Auxiliary pump control system block diagram

由圖4可以看出，通過(guò)將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速與給定轉(zhuǎn)速對(duì)比，并將差值作為PID控制器的輸入信號(hào)，對(duì)比例溢流閥進(jìn)行控制，即可以很好的解決發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速問(wèn)題。

4 AMESim建模與仿真

根據(jù)系統(tǒng)及其數(shù)學(xué)模型建立系統(tǒng)AMESim仿真模型。由于閉式行走系統(tǒng)控制回路是由補(bǔ)油泵獨(dú)立供油，且其油液流量較小，故在建立仿真模型時(shí)可以忽略液壓泵排量調(diào)節(jié)部分，直接給變量泵的排量調(diào)節(jié)信號(hào)，發(fā)動(dòng)機(jī)模型主要研究反拖工況時(shí)曲軸受到負(fù)扭矩的速度和扭矩特性。建立基于AMESim的某型鋼軌打磨車閉式行走系統(tǒng)改進(jìn)后液壓回路仿真模型如圖5所示。

圖5 液壓驅(qū)動(dòng)車輛閉式行走系統(tǒng)改進(jìn)后AMESim仿真模型Fig.5 AMESim simulation model of improved hydraulic driving vehicle closed walking system

仿真關(guān)鍵參數(shù)設(shè)置如下:發(fā)動(dòng)機(jī)初始轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 800 r/min，發(fā)動(dòng)機(jī)自由端增速齒輪箱轉(zhuǎn)速比為1.265，補(bǔ)油泵排量為 25.5 ml/r，安全閥壓力 40 MPa，補(bǔ)油泵溢流閥壓力2 MPa，輔助制動(dòng)泵排量為50 ml/r，最高工作壓力35 MPa，液壓變量泵與變量馬達(dá)機(jī)械效率為0.9，容積效率為0.95，軌道作業(yè)車輛質(zhì)量 256 000 kg，車輛基本阻力 W0為 2.104 N/kN。設(shè)定仿真時(shí)間為5 s，步長(zhǎng)為0.001 s。

由以上理論分析可知，在車輛急減速或者下坡時(shí)，通過(guò)主動(dòng)增大發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，并增大閉式行走系統(tǒng)馬達(dá)和泵的排量比，可以顯著地增大發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩，因此在仿真時(shí)間2.5 s時(shí)，將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速增加到1 950 r/min，則仿真結(jié)果如圖6所示。

圖6 主動(dòng)提高發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦力矩仿真結(jié)果Fig.6 Initiative to improve the engine friction torque scheme simulation results

由仿真結(jié)果可以看出，在初始條件下，當(dāng)車輛急減速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由1 800 r/min迅速增加到2 230 r/min，即發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速變化為430 r/min，因此發(fā)動(dòng)機(jī)被反拖而失速現(xiàn)象較為嚴(yán)重。當(dāng)仿真時(shí)間2.5 s時(shí)，將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高到1 950 r/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化約為100 r/min，可見(jiàn)增大發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，并相應(yīng)地增大閉式行走系統(tǒng)馬達(dá)和泵的排量比，能夠很好地解決發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速問(wèn)題，驗(yàn)證了理論分析的正確性。

然而，從圖6也可以看出，通過(guò)主動(dòng)增加發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，并相應(yīng)地增大閉式行走系統(tǒng)馬達(dá)和泵的排量比的方案對(duì)車輛動(dòng)能的吸收能力有限，這種方案在車輛動(dòng)能較大時(shí)也不能很好地解決發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速問(wèn)題，而當(dāng)在主變量泵軸上串接輔助泵時(shí)，理論上通過(guò)自動(dòng)調(diào)節(jié)電比例溢流閥的電信號(hào)，通過(guò)溢流損失就能完全地吸收車輛在急減速以及下坡時(shí)的機(jī)械能。相應(yīng)的仿真結(jié)果如圖7所示。

由仿真結(jié)果可以看出，改進(jìn)后系統(tǒng)可以根據(jù)工況特性，動(dòng)態(tài)調(diào)節(jié)輔助泵的溢流壓力，可以有效地解決發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速問(wèn)題。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速能夠穩(wěn)定在1 800 r/min，說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)和輔助泵組成新負(fù)載后，通過(guò)自動(dòng)控制來(lái)調(diào)節(jié)比例溢流閥的壓力，能夠完全吸收車輛的的動(dòng)能變化量，驗(yàn)證了前面的理論分析。

圖7 串接輔助泵發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.7 Engine speed curve of the connected auxiliary pump scheme

5 試驗(yàn)

在某公司模擬實(shí)驗(yàn)裝置中模擬車輛急減速時(shí)，車輛反拖發(fā)動(dòng)機(jī)致發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)嚴(yán)重不正常工況，最終導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速被反拖過(guò)高。調(diào)試過(guò)程中，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量，對(duì)改進(jìn)前和2種改進(jìn)方案改進(jìn)后的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行數(shù)據(jù)采集并處理，如圖8所示。

圖8 改進(jìn)前后發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速實(shí)驗(yàn)曲線Fig.8 Experimental curves of engine speed of improved and before

由測(cè)試圖8可以看出，改進(jìn)前，在車輛急減速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速被反拖失速很大，而在方案一:主動(dòng)提高發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和摩擦力矩時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)被反拖幅度明顯下降，在采用方案二:串接輔助泵后，發(fā)動(dòng)機(jī)在車輛急減速時(shí)轉(zhuǎn)速?zèng)]有出現(xiàn)反拖失速現(xiàn)象，發(fā)動(dòng)機(jī)的穩(wěn)定性大大提高，充分驗(yàn)證了本文所提方案的可行性。

6 結(jié)論

(1)發(fā)動(dòng)機(jī)被反拖而導(dǎo)致失速的主要原因在于發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩的摩擦功不能完全吸收車輛變化的動(dòng)能。

(2)在急減速或者下坡工況時(shí)，通過(guò)主動(dòng)增大發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速，并相應(yīng)地增大閉式行走系統(tǒng)馬達(dá)和泵的排量比，能夠顯著增加發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦力矩，但對(duì)解決發(fā)動(dòng)機(jī)的反拖失速能力有限，在慣性能較大的場(chǎng)合不適用。

(3)在主變量泵傳動(dòng)軸上串接輔助泵，發(fā)動(dòng)機(jī)和輔助泵組成新的負(fù)載，通過(guò)自動(dòng)調(diào)節(jié)比例溢流閥的壓力即可很好地吸收車輛變化的動(dòng)能，能夠使發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速保持穩(wěn)定。

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