胡軍科，韓 強，楊文彬，陳賓

(1.中南大學機電工程學院，湖南長沙410012;2.金鷹重工技術(shù)中心，湖北 武漢430070)

液壓驅(qū)動車輛閉式傳動系統(tǒng)以其結(jié)構(gòu)緊湊、易于布置并容易實現(xiàn)無級變速等優(yōu)點而被廣泛應用，尤其是在軌道作業(yè)等車輛上［1］。但液壓驅(qū)動車輛在急減速以及下坡道時存在發(fā)動機被反拖而導致的失速問題，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，軌道線路下坡長度大。因此，對反拖工況下的發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定性進行研究對提高車輛運行的平穩(wěn)性和安全性具有重要的意義。研究人員對閉式行走系統(tǒng)反拖工況進行了研究。張白海等［2］通過分析和實驗驗證了馬達的泵工況的存在;沈建軍等［3］通過實驗研究了泵排量對發(fā)動機反拖的影響;張曉靜［4］提出通過計算理想停車曲線下行駛變量泵的排量變化曲線方程，來達到反拖過程中抑制發(fā)動機轉(zhuǎn)速過度升高的目的;謝金龍等［5］提出了針對緊急制動時通過泵和馬達排量整體調(diào)節(jié)實現(xiàn)對發(fā)動機反拖控制;劉瑞國［6］提出通過設(shè)置電磁閥減小反拖工況下馬達出油口壓力來避免發(fā)動機反拖失速;從以上研究結(jié)果來看，對于解決發(fā)動機轉(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，通過優(yōu)化液壓泵排量變化率，實現(xiàn)發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定;(2)限制反拖工況下馬達出油口壓力。但是，方法(1)通過改變液壓泵和馬達的排量僅能一定程度抑制發(fā)動機失速情況，方法(2)限制反拖工況下馬達出油口壓力，這會在閉式系統(tǒng)中會造成大量節(jié)流損失，液壓系統(tǒng)發(fā)熱問題嚴重。本文針對上述研究結(jié)果的不足，以液壓驅(qū)動車輛某型鋼軌打磨車為研究對象，在分析發(fā)動機反拖失速機理的基礎(chǔ)上，找出失速的原因，提出了主動增加發(fā)動機的轉(zhuǎn)速來提高發(fā)動機的摩擦力矩以及在閉式回路變量泵傳動軸上串接輔助泵的方案，以提高發(fā)動機制動力矩，最后通過AMESim對系統(tǒng)進行仿真優(yōu)化，驗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)動車輛某型鋼軌打磨車閉式行走系統(tǒng)的液壓原理簡圖。該型鋼軌打磨車是我國從國外引進的大型養(yǎng)路機械［7－8］。該軌道車輛由前后動力車提供行走動力，每個動力車有一臺發(fā)動機，有2個轉(zhuǎn)向架，2個轉(zhuǎn)向架4根軸都是動軸，全車共8根動軸，每根動軸上各有一個變量泵1和2個變量馬達4，全車行走系統(tǒng)共有8個變量泵，16個變量馬達。該型鋼軌打磨車閉式行走系統(tǒng)采用了變量泵－變量馬達容積調(diào)速回路，每根動軸上的2個變量馬達通過管路并聯(lián)，與走行齒輪箱相連，共同驅(qū)動一根動軸，來提供走行、作業(yè)運行動力。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，變量馬達為某公司的A6VM107EP型斜軸式變量馬達，最大排量107 ml/r。其中液壓泵通過比例電磁閥調(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)動軸上的兩臺馬達通過馬達各自比例電磁閥調(diào)控制馬達的排量、輸出轉(zhuǎn)速。

圖1 典型液壓驅(qū)動車輛閉式行走系統(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)動機失速原因分析

液壓系統(tǒng)動態(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，當泵或者馬達瞬間轉(zhuǎn)速升高，泵或馬達進出口流量Δq發(fā)生突變，必然會引起系統(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)動液壓泵加速，相當于發(fā)動機的轉(zhuǎn)速相對加速，不能保持液壓系統(tǒng)正常的匹配，這種情況尤其在下長坡和突然減速停車的時候體現(xiàn)的比較明顯。

對液壓泵和發(fā)動機整體而言，由剛體定軸轉(zhuǎn)動定律可得:

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)動機機械損失扭矩;J為發(fā)動機旋轉(zhuǎn)部分轉(zhuǎn)動慣量;ε為發(fā)動機旋轉(zhuǎn)部分角加速度。

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

3 失速解決方法

3.1 主動提高發(fā)動機摩擦力矩

發(fā)動機摩擦力矩是發(fā)動機在旋轉(zhuǎn)過程中機械摩擦損失、輔助機械(如機油泵、燃油泵、掃氣泵、冷卻水泵、風扇、配氣機構(gòu))驅(qū)動消耗和泵氣損失等摩擦損耗產(chǎn)生的機械損失力矩。發(fā)動機機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、氣閥機構(gòu)摩擦損失和其他損失等。四沖程柴油發(fā)動機的機械損失功率為［10］:

式中:Pm為發(fā)動機平均機械損失壓力;Vh為發(fā)動機氣缸工作容積;i為發(fā)動機氣缸數(shù)目;n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速。

發(fā)動機平均機械損失壓力經(jīng)驗公式為［11］:

式中:k1和k2為經(jīng)驗估算系數(shù);Cm為活塞平均運動速度。

活塞平均運動速度為:

其中:n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速;S為發(fā)動機氣缸行程。

發(fā)動機摩擦力矩和機械損失功率影響原因極為復雜，通過式(3)～(5)可以初略估算發(fā)動機摩擦力矩大小為:

在工程實際中，往往通過實驗來測定其具體的精確結(jié)果，常用方法有示功圖法、倒拖法、滅缸法和油耗線法。文獻［12－13］擬合得出發(fā)動機機械損失功率與發(fā)動機轉(zhuǎn)速的關(guān)系為:

式中:PM1為柴油機整機機械損失功率;K0，K1和K2為發(fā)動機損失功率擬合系數(shù);n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速。

由公式(7)推導得出發(fā)動機的摩擦力矩力矩與發(fā)動機轉(zhuǎn)速關(guān)系為:

式(8)中第1項表明，發(fā)動機在啟動時要克服較大的啟動阻力矩，第3項表明隨著發(fā)動機從一定轉(zhuǎn)速增加，發(fā)動機機械損失力矩和發(fā)動機轉(zhuǎn)速幾乎成正比例。發(fā)動機轉(zhuǎn)速對發(fā)動機機械損失的影響主要體現(xiàn)在慣性力上，這主要是因為，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速增加，活塞平均速度增大，泵氣損失加劇，機械損失力矩增大。由以上分析可以得到發(fā)動機摩擦力矩與轉(zhuǎn)速間的關(guān)系如圖2所示。

圖2 發(fā)動機摩擦力矩隨發(fā)動機轉(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:在啟動階段，發(fā)動機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)動機的摩擦力矩隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速增大而增大。因此在車輛急減速或者下坡工況時，通過主動增加發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，可以顯著增加發(fā)動機的摩擦力矩，同時增大閉式行走系統(tǒng)馬達和泵的排量比，從而可以解決發(fā)動機由于被反拖而導致的失速問題，該方案理論上可行。

3.2 在變量泵傳動軸上串接輔助泵

由前面分析可知，導致發(fā)動機被反拖而失速的原因在于車輛在急減速或者下坡工況時，發(fā)動機的摩擦力矩無法徹底吸收車輛變速時的變化的動能，因此可以考慮在主變量泵傳動軸上串接輔助泵，通過獨立開式油路的溢流損失來吸收一部分的動能，則改進后的液壓原理圖如圖3所示。

圖3 串接輔助泵原理簡圖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，輔助制動泵模塊中電比例溢流閥5的輸入信號為0，在急減速或者下坡道時，液壓馬達6變?yōu)楸霉r，B口壓力大于吸油口A處壓力，此時輔助泵模塊工作，輔助泵排量增大，電比例溢流閥給定一定信號，變量泵反拖發(fā)動機和輔助泵。

對變量泵、發(fā)動機、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。

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

以電比例溢流閥為研究對象［14］，建立力學平衡方程:

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，錐閥口的開度為x，半錐角為α，閥座孔直徑d。在比例閥工作狀態(tài)時，錐閥開度x不大，則可認為v1=0，P2為大氣壓(P2=0)，液流射流角θ=α。

對于比例溢流閥，通過閥口的流量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。

當閥口開度為x時，閥芯與閥座間過流間隙高度為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度、負載壓力之間為非線性關(guān)系，為簡化起見，進行線性化處理，得到工作點(x0，p0)附近的壓力－流量特性:

由于工作時液壓缸活塞桿勻速，即比例閥的溢流流量恒定，可知:

在穩(wěn)定流動時，利用動量定理可知，作用在錐閥上的軸向推力

式(15)右端第1項為錐閥底面的液壓力，第2項為液流流經(jīng)錐閥閥口的穩(wěn)態(tài)液動力，此力的方向使閥芯趨于關(guān)閉。因為

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，通過將發(fā)動機的轉(zhuǎn)速與給定轉(zhuǎn)速對比，并將差值作為PID控制器的輸入信號，對比例溢流閥進行控制，即可以很好的解決發(fā)動機的反拖失速問題。

4 AMESim建模與仿真

根據(jù)系統(tǒng)及其數(shù)學模型建立系統(tǒng)AMESim仿真模型。由于閉式行走系統(tǒng)控制回路是由補油泵獨立供油，且其油液流量較小，故在建立仿真模型時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，發(fā)動機模型主要研究反拖工況時曲軸受到負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)改進后液壓回路仿真模型如圖5所示。

圖5 液壓驅(qū)動車輛閉式行走系統(tǒng)改進后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)動機初始轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 800 r/min，發(fā)動機自由端增速齒輪箱轉(zhuǎn)速比為1.265，補油泵排量為 25.5 ml/r，安全閥壓力 40 MPa，補油泵溢流閥壓力2 MPa，輔助制動泵排量為50 ml/r，最高工作壓力35 MPa，液壓變量泵與變量馬達機械效率為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)定仿真時間為5 s，步長為0.001 s。

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

圖6 主動提高發(fā)動機摩擦力矩仿真結(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，當車輛急減速時，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速由1 800 r/min迅速增加到2 230 r/min，即發(fā)動機的轉(zhuǎn)速變化為430 r/min，因此發(fā)動機被反拖而失速現(xiàn)象較為嚴重。當仿真時間2.5 s時，將發(fā)動機轉(zhuǎn)速提高到1 950 r/min時，發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化約為100 r/min，可見增大發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，并相應地增大閉式行走系統(tǒng)馬達和泵的排量比，能夠很好地解決發(fā)動機的反拖失速問題，驗證了理論分析的正確性。

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

由仿真結(jié)果可以看出，改進后系統(tǒng)可以根據(jù)工況特性，動態(tài)調(diào)節(jié)輔助泵的溢流壓力，可以有效地解決發(fā)動機的反拖失速問題。發(fā)動機轉(zhuǎn)速能夠穩(wěn)定在1 800 r/min，說明發(fā)動機和輔助泵組成新負載后，通過自動控制來調(diào)節(jié)比例溢流閥的壓力，能夠完全吸收車輛的的動能變化量，驗證了前面的理論分析。

圖7 串接輔助泵發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.7 Engine speed curve of the connected auxiliary pump scheme

5 試驗

在某公司模擬實驗裝置中模擬車輛急減速時，車輛反拖發(fā)動機致發(fā)動機出現(xiàn)嚴重不正常工況，最終導致發(fā)動機轉(zhuǎn)速被反拖過高。調(diào)試過程中，對發(fā)動機的轉(zhuǎn)速進行實時測量，對改進前和2種改進方案改進后的發(fā)動機轉(zhuǎn)速進行數(shù)據(jù)采集并處理，如圖8所示。

圖8 改進前后發(fā)動機轉(zhuǎn)速實驗曲線Fig.8 Experimental curves of engine speed of improved and before

由測試圖8可以看出，改進前，在車輛急減速時發(fā)動機轉(zhuǎn)速被反拖失速很大，而在方案一:主動提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速和摩擦力矩時，發(fā)動機被反拖幅度明顯下降，在采用方案二:串接輔助泵后，發(fā)動機在車輛急減速時轉(zhuǎn)速沒有出現(xiàn)反拖失速現(xiàn)象，發(fā)動機的穩(wěn)定性大大提高，充分驗證了本文所提方案的可行性。

6 結(jié)論

(1)發(fā)動機被反拖而導致失速的主要原因在于發(fā)動機的摩擦力矩的摩擦功不能完全吸收車輛變化的動能。

(2)在急減速或者下坡工況時，通過主動增大發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，并相應地增大閉式行走系統(tǒng)馬達和泵的排量比，能夠顯著增加發(fā)動機的摩擦力矩，但對解決發(fā)動機的反拖失速能力有限，在慣性能較大的場合不適用。

(3)在主變量泵傳動軸上串接輔助泵，發(fā)動機和輔助泵組成新的負載，通過自動調(diào)節(jié)比例溢流閥的壓力即可很好地吸收車輛變化的動能，能夠使發(fā)動機的轉(zhuǎn)速保持穩(wěn)定。

［1］高春雷.靜液壓閉式傳動系統(tǒng)輸出特性計算分析［J］.鐵道建筑，2005(3):88－90.

GAO Chunlei.Hydraulic closed output characteristics of transmission system analysis［J］.Railway Construction，2005(3):88－90.

［2］張百海，胡紀濱，苑士華.泵控馬達系統(tǒng)反拖工況的理論分析和試驗研究［J］.兵工學報(坦克裝甲車與發(fā)動機分冊)，1997(2):29 －33.

ZHANG Baihai，HU Jibin，YUAN Shihua.The pump controlled motor system anti drag conditions of the theory of analysis and test research of［J］.Journal of China Ordnance(Tanks，Armored Vehicle and Engine Section)，1997(2):29－33.

［3］沈建軍，劉本學，張志峰.液壓驅(qū)動車輛下坡剎車性能的探討［J］.鄭州大學學報(工學版)，2007(4):116－119.

SHEN Jianjun，LIU Benxue，ZHANG Zhifeng.Discussion on the downhill brake performance of hydraulic driving vehicle［J］.Journal of Zhengzhou University(Engineering and Technology Edition)，2007(4):116－119.

［4］張曉靜.全液壓雙鋼輪振動壓路機反拖控制方法研究［D］.西安:長安大學，2010.

ZHANG Xiaojing.Study on the revers driving control method of hydrostatic tandem drum vibratory roller［D］.Xi＇an:Chang＇an University，2010.

［5］謝金龍，胡剛毅，任水祥.全液壓平地機發(fā)動機反拖過重問題的分析及對策［J］.機械工程師，2013(7):59－60.

XIE Jinlong，Hu Gangyi，REN Shuixiang.Fully hydraulic grader engine anti dragoverweight problem analysis and Countermeasure of［J］.Mechanical Engineer，2013(7):59 －60.

［6］劉瑞國.速度敏感控制的閉式液壓系統(tǒng)發(fā)動機失速問題研究［D］.長沙:中南大學，2012.

LIU Ruiguo.Speed sensitive control closed hydraulic system engine stall issue research［D］.Changsha:Central South University，2012.

［7］方立志，胡軍科，周乾剛.鋼軌打磨車恒力加載系統(tǒng)的分析仿真研究［J］.鐵道科學與工程學報，2012，9(2):115－118.

FANG Lizhi，HU Junke，ZHOU Qiangang.Analysis and simulation of the constant loading system of rail grinding train［J］.Journal of Railway Science and Engineering，2012，9(2):115 －118.

［8］湯萬文，胡軍科，周創(chuàng)輝.鋼軌打磨車恒壓加載系統(tǒng)壓力波動分析［J］.鐵道科學與工程學報，2013，10(3):116－120.

TANG Wanwen，HU Junke，ZHOU Chuanghui.pressure fluctuation analysis on the constant pressure loading system of rail grinding train［J］.Journal of Railway Science and Engineering，2013，10(3):116 －120.

［9］吳根茂.動態(tài)封閉容腔及其壓力基本公式［J］.流體傳動與控制，2007(3):4－56.

WU Genmao.Dynamic closed chamber and its basic pressure formular［J］.Fluid Transmission and Control，2007(3):4－56.

［10］韓同群.發(fā)動機原理［M］.廣州:華南理工大學出版社，2010.

HAN Tongqun.Principle of engine［M］.Guangzhou:South China University of Technology Press，2010.

［11］陸修涵.柴油機［M］.北京:中國鐵路出版社，1982.

LU Xiuhan.The diesel engine［M］.Beijing:Chinese Railway Publishing House，1982.

［12］張春豐，陳篤紅，陳漢玉.6105ZLQ柴油機機械損失及其影響因素分析［J］.內(nèi)燃機工程，2007(1):15－18.

ZHANG Chunfeng， CHEN Duhong， CHEN Hanyu.6105ZLQ diesel engine mechanical loss and impact analysis of［J］.Internal Combustion Engine Engineering，2007(1):15－18.

［13］杜家益，袁銀南，孫平，等.車用柴油機機械損失功率分配［J］.汽車工程，2002(6):44－47.

DU Jiayi，YUAN Yinnan，SUN Ping，et al.Vehicle diesel engine mechanical power loss allocation［J］.Automotive Engineering，2002(6):44－47.

［14］沈月忠，姜澄宇，王仲奇.一種比例閥壓力控制系統(tǒng)數(shù)學模型的建立［J］.現(xiàn)代制造工程，2006(11):94－96.

SHEN Yuezhong，JIANG Chengyu，WANG Zhongqi.A proportional valve pressurecontrol system mathematical model［J］.Modern Manufacturing Engineering，2006(11):94－96.

［15］吳軍強.基于電液比例的液壓機壓力閉環(huán)控制研究［D］.成都:西華大學，2011.

WU Junqiang.Hydraulic pressure closed loop control based on electro－h(huán)ydraulic proportional［D］.Chengdu:Xihua University，2011.