趙瑋 王強(qiáng) 何曉暉

摘要：為減小測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率對(duì)底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)量精度的影響，提出一種反拖模擬掛車測(cè)量測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率的方法，測(cè)量結(jié)果用于對(duì)底盤(pán)損耗功率進(jìn)行修正。對(duì)某型工程機(jī)械進(jìn)行底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析，評(píng)價(jià)機(jī)械底盤(pán)的傳動(dòng)效率與發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率，結(jié)果表明，該方法有效地降低工程機(jī)械自重導(dǎo)致測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率變化對(duì)底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試的影響，提高測(cè)量結(jié)果的精度，為工程機(jī)械底盤(pán)維修提供有力的數(shù)據(jù)支持。

關(guān)鍵詞：工程機(jī)械;底盤(pán)測(cè)功機(jī);動(dòng)力性能;掛車

中圖分類號(hào)：TP391 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1674-5124（2019）05-0151-06

0 引言

目前國(guó)內(nèi)外輪式工程機(jī)械一般采用底盤(pán)測(cè)功平臺(tái)進(jìn)行整車動(dòng)力性能測(cè)試，且以底盤(pán)損耗功率來(lái)評(píng)價(jià)工程機(jī)械底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的性能[1]。

收稿日期：2017-12-10;收到修改稿日期：2018-04-13

作者簡(jiǎn)介：趙瑋（1984-），男，山西太原市人，講師，博士，研究方向?yàn)檐娪霉こ虣C(jī)械機(jī)電一體化技術(shù)。

測(cè)功機(jī)空載狀態(tài)下，滾筒、軸承摩擦以及功率吸收裝置的自身?yè)p耗功率往往很小，所以底盤(pán)性能測(cè)試過(guò)程中，通常主要進(jìn)行底盤(pán)輸出功率和車輛底盤(pán)損耗功率的測(cè)量，對(duì)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗視為變化不大而予以忽略。但是研究發(fā)現(xiàn)，忽略測(cè)功機(jī)在工作狀態(tài)下的自身?yè)p耗功率對(duì)于上述兩個(gè)指標(biāo)的測(cè)量結(jié)果影響較大，因此準(zhǔn)確測(cè)量測(cè)功機(jī)損耗功率以及底盤(pán)損耗功率是非常重要的。文獻(xiàn)[2]通過(guò)運(yùn)用轉(zhuǎn)鼓實(shí)驗(yàn)臺(tái)反拖車輛，測(cè)量轉(zhuǎn)鼓實(shí)驗(yàn)臺(tái)內(nèi)部、驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)阻力和汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的摩擦損耗，測(cè)量出汽車驅(qū)動(dòng)輪功率曲線;文獻(xiàn)[3]采用內(nèi)部損耗功率補(bǔ)償?shù)姆绞?，?duì)測(cè)功機(jī)底盤(pán)損耗功率進(jìn)行了一定程度上的修正;文獻(xiàn)[4]有效解決了底盤(pán)測(cè)功機(jī)測(cè)試過(guò)程中輪胎滾動(dòng)阻力與路面行駛時(shí)實(shí)際滾動(dòng)阻力失準(zhǔn)的問(wèn)題;文獻(xiàn)[5]分別采用了空載滑行法與能力法對(duì)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗進(jìn)行了一定的修正。文獻(xiàn)[6]系統(tǒng)分析了運(yùn)用底盤(pán)測(cè)功機(jī)進(jìn)行底盤(pán)性能測(cè)試過(guò)程中車輛以及測(cè)功機(jī)臺(tái)架受到的阻力，文獻(xiàn)[7]針對(duì)臺(tái)架內(nèi)阻產(chǎn)生的原因以及對(duì)測(cè)量結(jié)果進(jìn)行了分析;文獻(xiàn)[8]利用測(cè)功機(jī)恒定轉(zhuǎn)速模式對(duì)前驅(qū)和后驅(qū)模式車輛進(jìn)行了底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試，并通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)性能測(cè)試對(duì)底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)效率進(jìn)行綜合評(píng)判;文獻(xiàn)[9]采用拆除車輪并將輪轂連接測(cè)功機(jī)進(jìn)行底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的性能測(cè)試，有效避免了輪胎摩擦阻力對(duì)底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試的影響。

為了更準(zhǔn)確地提高底盤(pán)的各項(xiàng)性能指標(biāo)的測(cè)試精度，本文以交流異步電機(jī)作為測(cè)功機(jī)加載裝置，通過(guò)測(cè)量模擬底盤(pán)的掛車對(duì)測(cè)功機(jī)臺(tái)架的自身?yè)p耗功率對(duì)底盤(pán)的傳動(dòng)效率進(jìn)行修正。為了更好地對(duì)工程機(jī)械底盤(pán)維修效果作評(píng)價(jià)，運(yùn)用底盤(pán)測(cè)功機(jī)對(duì)某型工程機(jī)械做修理前后的底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試，能夠更準(zhǔn)確地反映機(jī)械底盤(pán)的傳動(dòng)效率并同時(shí)評(píng)價(jià)發(fā)動(dòng)機(jī)性能。

1 底盤(pán)測(cè)功機(jī)模擬工程機(jī)械道路行駛阻力模型研究

輪式工程機(jī)械的行駛阻力為滾動(dòng)阻力、空氣阻力、加速阻力和坡度阻力之和[10]，表達(dá)為

F=A+Bv+Cv²+δmdv/dtmgsinβ（1）

式中：F——工程機(jī)械道路行駛阻力，N;

v——工程機(jī)械行駛速度，m/s;

δ——機(jī)械旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);

m——工程機(jī)械質(zhì)量，kg;

β——爬坡角度，rad;

A、B、C——待定系數(shù)，通過(guò)工程機(jī)械道路滑行實(shí)驗(yàn)獲得[11]。

輪式工程機(jī)械在底盤(pán)測(cè)功平臺(tái)上進(jìn)行底盤(pán)性能測(cè)試時(shí)，測(cè)功機(jī)模擬工程機(jī)械在道路上行駛時(shí)受到的各種阻力，其計(jì)算公式如下：

式中：F_R——機(jī)械在測(cè)功平臺(tái)上的模擬行駛阻力，N;

I_R——工程機(jī)械車輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m²;

I_r——測(cè)功平臺(tái)滾筒等旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m²;

R——工程機(jī)械輪胎半徑，m;

r——測(cè)功機(jī)滾筒半徑，m;

A₁、B₁、C₁——待定系數(shù)，通過(guò)機(jī)械在測(cè)功平臺(tái)的滾筒上的滑行實(shí)驗(yàn)獲得，與道路滑行實(shí)驗(yàn)獲得的A、B、C方法類似。

電力測(cè)功機(jī)作為工程機(jī)械的模擬阻力加載裝置進(jìn)行加載試驗(yàn)llz一ls]，可以滿足測(cè)功與反拖工程機(jī)械的一體化，異步電機(jī)通過(guò)變速箱等與工程機(jī)械底盤(pán)測(cè)功平臺(tái)的滾筒連接，工程機(jī)械在滾筒上行駛，異步電機(jī)為待測(cè)工程機(jī)械提供模擬阻力負(fù)載，并且把測(cè)功機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)輸出的機(jī)械轉(zhuǎn)化為電能回饋至電網(wǎng)。底盤(pán)測(cè)功機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

底盤(pán)測(cè)功機(jī)加載至滾筒的模擬阻力矩T_R為

式中：ω_r——測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速，rad/s;

A₂、B₂、C₂——待定系數(shù)，通過(guò)式（2）的A₁、B₁、C₂與滾筒半徑r的關(guān)系獲得。

當(dāng)測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速ω_r與電機(jī)加載至測(cè)功機(jī)滾筒處轉(zhuǎn)矩T_G為相同的方向時(shí)，此時(shí)電機(jī)處于電動(dòng)狀態(tài)，T_G設(shè)為正值;反之，電機(jī)處于發(fā)電狀態(tài)時(shí)，T_G為負(fù)值，測(cè)功機(jī)需要提供的阻力轉(zhuǎn)矩經(jīng)過(guò)測(cè)功機(jī)變速箱傳遞至滾筒處為T(mén)_R為

T_R=T_D+T_G（5）

式中：T_D——測(cè)功機(jī)自身等效阻力矩，由等效加速轉(zhuǎn)矩、電機(jī)、變速箱等摩擦轉(zhuǎn)矩構(gòu)成，N·m;

J_D——為測(cè)功電機(jī)與其變速箱的等效至滾筒處的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m²;

B_D——定義為測(cè)功機(jī)內(nèi)部摩擦阻力與轉(zhuǎn)速比，N·s/rad;

T_G——異步電機(jī)電網(wǎng)側(cè)產(chǎn)生的經(jīng)變速箱等效至滾筒處的電磁轉(zhuǎn)矩，N·m。

對(duì)底盤(pán)測(cè)功系統(tǒng)做受力分析，T_C 為工程機(jī)械底盤(pán)給滾筒的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩，假設(shè)作用在測(cè)功機(jī)滾筒上的總外力矩為T(mén)_ω，其計(jì)算公式為

T_ω=T_C-T_R-T_D

可表示為關(guān)于ω_r的表達(dá)式

對(duì)式（8）進(jìn)行拉氏變換，得

測(cè)功機(jī)加載控制系統(tǒng)原理如圖2所示，在這種加載控制方法中，滾筒轉(zhuǎn)速通過(guò)轉(zhuǎn)速傳感器獲得，加載轉(zhuǎn)矩通過(guò)測(cè)功機(jī)平臺(tái)固有性能參數(shù)以及被測(cè)工程機(jī)械型號(hào)、測(cè)試工況環(huán)境等條件計(jì)算獲得，加載前先通過(guò)從計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)庫(kù)內(nèi)符號(hào)被測(cè)裝備型號(hào)、實(shí)驗(yàn)工況的數(shù)據(jù)，通過(guò)轉(zhuǎn)速與相關(guān)參數(shù)計(jì)算實(shí)時(shí)加載轉(zhuǎn)矩。

2 工程機(jī)械底盤(pán)損耗功率測(cè)試試驗(yàn)研究

2.1 工程機(jī)械底盤(pán)輸出功率分析

輪式工程機(jī)械功率傳輸線路中，發(fā)動(dòng)機(jī)是工程機(jī)械的動(dòng)力源，其動(dòng)力依次經(jīng)過(guò)液力變矩器、變速箱、萬(wàn)向節(jié)、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋中的主減速器、差速器和半軸傳到驅(qū)動(dòng)輪。由發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪之間的裝置構(gòu)成了工程機(jī)械的底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)。輪式工程機(jī)械底盤(pán)測(cè)功機(jī)測(cè)試驅(qū)動(dòng)輪輸出功率時(shí)，動(dòng)力傳遞路線為工程機(jī)械傳動(dòng)系、驅(qū)動(dòng)輪、滾筒、齒輪變速箱，最后傳遞到交流電力測(cè)功電機(jī)。

輪式工程機(jī)械在底盤(pán)測(cè)功機(jī)上進(jìn)行功率檢測(cè)試驗(yàn)時(shí)，假設(shè)輪胎與測(cè)功機(jī)滾筒之間不發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，則發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)液力變矩器輸出的有效功率可以表示為P_h

P_h=P_t+P_D+P_S（10）

式中：P_t——工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率，kW;

P_D——底盤(pán)測(cè)功機(jī)損耗功率，kW;

P_S——測(cè)功機(jī)滾筒連接軸的傳感器顯示功率，kW。

2.2 測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率測(cè)試方法研究

在測(cè)功機(jī)損耗功率測(cè)試中，傳統(tǒng)方法是測(cè)功機(jī)空轉(zhuǎn)，設(shè)定不同的轉(zhuǎn)速，測(cè)量不同滾筒轉(zhuǎn)速下的連接滾筒的軸的轉(zhuǎn)矩，計(jì)算測(cè)功機(jī)損耗功率。在實(shí)際測(cè)量測(cè)功機(jī)臺(tái)架損耗過(guò)程中，由于工程機(jī)械的自重對(duì)測(cè)功機(jī)的壓力，導(dǎo)致測(cè)功機(jī)底盤(pán)損耗功率比測(cè)功機(jī)空載損耗功率大。為了正確反映不同型號(hào)與規(guī)格工程機(jī)械對(duì)測(cè)功機(jī)損耗功率的影響，本文采用一種模擬底盤(pán)測(cè)量方法，制作一個(gè)通用型的掛車。圖3

圖3測(cè)功機(jī)反拖不同質(zhì)量的掛車消耗功率分為3t和5t的模擬底盤(pán)在不同反拖速度情況下，測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率測(cè)試曲線。

通過(guò)圖3得知，反拖不同質(zhì)量的模擬底盤(pán)掛車，測(cè)功機(jī)損耗功率不同。質(zhì)量大的相應(yīng)的底盤(pán)測(cè)功機(jī)損耗也隨之增大，且隨著滾筒的轉(zhuǎn)速的增大測(cè)功機(jī)損耗功率也隨之增大。為了準(zhǔn)確測(cè)量反拖不同質(zhì)量機(jī)械情況下底盤(pán)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率，使掛車的質(zhì)量與重物質(zhì)量之和與被測(cè)工程機(jī)械相同，且重心位置與工程機(jī)械重心位置基本保持一致。

圖4（a）與圖4（b）分別為測(cè)功機(jī)空載運(yùn)行自身?yè)p耗功率與反拖某型號(hào)工程機(jī)械等質(zhì)量掛車底盤(pán)測(cè)功機(jī)在轉(zhuǎn)速不同情況下測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率。通過(guò)測(cè)試結(jié)果圖4（a）、圖4（b）對(duì)比發(fā)現(xiàn)，機(jī)械自重導(dǎo)致的底盤(pán)損耗功率遠(yuǎn)大于測(cè)功機(jī)空運(yùn)轉(zhuǎn)損耗功率。在傳統(tǒng)的測(cè)量方式中，測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率遠(yuǎn)小于機(jī)械底盤(pán)損耗功率，對(duì)底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試精度影響非常小;但在實(shí)際測(cè)試過(guò)程中，由于工程機(jī)械的自重導(dǎo)致的底盤(pán)測(cè)功機(jī)損耗功率較大，運(yùn)用本文的方法可以有效地避免在測(cè)試過(guò)程中由于工程機(jī)械自身重量導(dǎo)致的測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率的測(cè)量誤差。

2.3 工程機(jī)械底盤(pán)損耗功率測(cè)量方法

工程機(jī)械底盤(pán)損耗功率測(cè)試反映工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的狀況，測(cè)功機(jī)反拖工程機(jī)械獲得的功率損耗數(shù)據(jù)為機(jī)械底盤(pán)損耗功率以及測(cè)功機(jī)臺(tái)架損耗功率之和。對(duì)同一臺(tái)工程機(jī)械修理前與修理后進(jìn)行底盤(pán)反拖試驗(yàn)，其測(cè)量結(jié)果如圖5所示。

對(duì)圖進(jìn)行分析，機(jī)械底盤(pán)損耗功率隨著機(jī)械行駛速度逐漸增大，測(cè)功機(jī)反拖工程機(jī)械的損耗功率大于機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率。工程機(jī)械底盤(pán)損耗功率的測(cè)量，采用測(cè)量底盤(pán)測(cè)功機(jī)反拖工程機(jī)械損耗功率與反拖工程機(jī)械自身質(zhì)量相同的掛車的底盤(pán)測(cè)功機(jī)損耗功率之差修正后獲得。同時(shí)對(duì)比圖5（a）、圖5（b），經(jīng)過(guò)大修后，工程機(jī)械的底盤(pán)損耗功率較大修前小，底盤(pán)傳動(dòng)效率得到了明顯提高。

3 工程機(jī)械底盤(pán)輸出功率測(cè)試試驗(yàn)研究

工程機(jī)械的底盤(pán)動(dòng)力性能可以通過(guò)測(cè)試測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率測(cè)試、工程機(jī)械底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率測(cè)試以及工程機(jī)械在底盤(pán)輸出功率測(cè)試獲得。分別對(duì)大修前后的底盤(pán)性能進(jìn)行測(cè)試試驗(yàn)，可以評(píng)判工程機(jī)械的維修質(zhì)量。運(yùn)用此方法對(duì)某型推土機(jī)進(jìn)行底盤(pán)輸出功率測(cè)試，已知推土機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率為168kW。測(cè)試方法為工程機(jī)械從停止開(kāi)始啟動(dòng)，隨著測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速以及測(cè)功機(jī)模擬阻力的增大，工程機(jī)械不論是前輪和后輪輸出功率都隨之增大。底盤(pán)輸出達(dá)到最大值時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速即工程機(jī)械行駛速度的升高，由于工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)力不足，調(diào)節(jié)測(cè)功機(jī)加載阻力逐漸緩慢降低，保證工程機(jī)械不熄火的情況下繼續(xù)測(cè)量在該行駛速度下工程機(jī)械底盤(pán)輸出功率，其測(cè)量結(jié)果如圖6所示。

對(duì)圖分析可以得知：1）由于工程機(jī)械自身結(jié)構(gòu)的原因，無(wú)論是修前還是修理后，其后輪的輸出功率要大于前輪的輸出功率;2）通過(guò)對(duì)工程機(jī)械底盤(pán)進(jìn)行維修，大修后的底盤(pán)輸出功率大于大修前的狀態(tài)，可以證明維修后底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)效率得到提高;3）由于工程機(jī)械各檔的最大驅(qū)動(dòng)力不同，工程機(jī)械各檔的輸出最大功率不同，且達(dá)到最大輸出功率時(shí)對(duì)應(yīng)的工程機(jī)械行駛速度也不相同。工程機(jī)械在三檔情況下底盤(pán)輸出功率的峰值要大于其他兩擋。工程機(jī)械在不同檔位條件下，不論前后輪和整車底盤(pán)輸出功率均比大修前要大。4）工程機(jī)械整車底盤(pán)輸出功率峰值：大修前二檔75.1kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速105r/min;三檔79.3kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速160r/min;四檔 67.3kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速180r/min;大修后二檔82.1kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速105r/min;三檔89.8kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速160r/min;四檔78.8kW，測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速180r/min。

在不考慮工程機(jī)械輪胎與測(cè)功機(jī)滾筒發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)損耗功率以及工程機(jī)械附件損耗功率的前提下，以工程機(jī)械最大輸出功率點(diǎn)計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率，工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)液力變矩器輸出的功率Phmax為

P_hmax=P_smax+P_D+P_t（11）式中：P_smax——測(cè)功機(jī)傳感器上顯示的工程機(jī)械底盤(pán)最大輸出功率，kW;

P_D——在P_smax時(shí)，即工程機(jī)械在此速度行駛

條件下測(cè)功機(jī)底盤(pán)測(cè)功損耗功率，kW;

P_t——在P_smax時(shí)，即工程機(jī)械在此速度行駛條

件下工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率，kW。

工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率，即工程機(jī)械在三檔條件下測(cè)功機(jī)顯示工程機(jī)械底盤(pán)輸出最大功率89.8kW，此時(shí)測(cè)功機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速160r/min，工程機(jī)械行駛速度為14.6km/h，采用傳統(tǒng)的忽略工程機(jī)械質(zhì)量對(duì)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗影響的測(cè)量方法，底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的損耗功率為21.3kW，采用本文的反拖掛車的方法，工程機(jī)械自重導(dǎo)致底盤(pán)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗為3.9kW，則此速度下工程機(jī)械底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際損耗功率為Pt，根據(jù)式（10）獲得為17.4kW。本文方法測(cè)得工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)液力變矩器輸出的最大功率為120.9kW，傳統(tǒng)方法為117kW，被測(cè)機(jī)械的底盤(pán)傳動(dòng)系統(tǒng)的效率實(shí)際為74.3%。

由于已知液力變矩器的傳動(dòng)效率η=80%，利用本文構(gòu)建的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試，被測(cè)工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大功率151.1kW，而采用傳統(tǒng)的方法獲得發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大功率146.2kW。將該發(fā)動(dòng)機(jī)拆卸后進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)，測(cè)得功率為153.4kW，偏差率為1.50%，采用傳統(tǒng)的方法偏差率為4.67%。采用本文的方法較傳統(tǒng)方法更加合理，測(cè)試精度更高。

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)建立工程機(jī)械在底盤(pán)測(cè)功平臺(tái)上的模擬阻力模型并分析工程機(jī)械底盤(pán)在測(cè)功機(jī)上運(yùn)行過(guò)程中功率的損耗;提出一種反拖模擬掛車的方法，通過(guò)反拖工程機(jī)械等質(zhì)量掛車，對(duì)測(cè)功機(jī)自身?yè)p耗功率進(jìn)行有效的修正，有效地避免在測(cè)試過(guò)程中由于機(jī)械自重導(dǎo)致的的測(cè)量誤差，提高了測(cè)試精度。運(yùn)用修正后的實(shí)驗(yàn)方法對(duì)大修理前后的某型工程機(jī)械進(jìn)行底盤(pán)動(dòng)力性能實(shí)驗(yàn)，通過(guò)精確的試驗(yàn)數(shù)據(jù)代替?zhèn)鹘y(tǒng)的認(rèn)為觀測(cè)方法分析底盤(pán)的動(dòng)力性能，為輪式機(jī)械的底盤(pán)動(dòng)力性能評(píng)價(jià)與維修提供有力的數(shù)據(jù)支持。

參考文獻(xiàn)

[1]趙瑋，王強(qiáng)，李艷峰.基于底盤(pán)測(cè)功機(jī)的輪式工程機(jī)械底盤(pán)動(dòng)力性能測(cè)試[J].中國(guó)工程機(jī)械學(xué)報(bào)，2011，9（3）：348-351.

[2]歐陽(yáng)愛(ài)國(guó)，畢鵬飛，劉燕德.基于轉(zhuǎn)鼓實(shí)驗(yàn)的汽車傳動(dòng)效率的研究[J].制造業(yè)自動(dòng)化，2015，37（10）：78-81.

[3]郭正，安相璧.底盤(pán)測(cè)功機(jī)內(nèi)部損耗功率補(bǔ)償曲線的擬合[J].四川兵工學(xué)報(bào)，2015，36（5）：109-111.

[4]歐陽(yáng)愛(ài)國(guó)，肖文龍，陳齊平.單滾筒底盤(pán)測(cè)功機(jī)對(duì)輪胎滾動(dòng)阻力測(cè)定的精準(zhǔn)度研究[J].中國(guó)測(cè)試，2015，41（8）：13-16.

[5]龔志遠(yuǎn)，劉志雄，歐陽(yáng)愛(ài)國(guó).單滾筒汽車發(fā)動(dòng)機(jī)測(cè)功裝置自身消耗功率的測(cè)量方法研究[J].中國(guó)測(cè)試，2015，41（3）：26-29.

[6]GROVER P S.Modeling of rolling resistance test data[J].Powder Technology，2011（3）：269-282.

[7]CHELI F，BRAGHIN F，BRUSAROSCO M，et al.Design andtesting of an innovative measurement device for tyre-roadcontact forces[J].Mechanical Systems and Signal Processing，2011，25（6）：1956-1972.

[8]IRMESCU A，MIHON L，PRADURE G.Automotivetransmission efficiency measurement using a chassisdynamometer[J].International Journal of AutomotiveTechnology，2011，12（4）：555-559.

[9]JACKSON M.Vehicle parasitic loss and drive line efficiencytest fixture and method：US 7530263[P].2009-05-12.

[10]羅建峰，何永祥，吳明.汽車傳動(dòng)系阻力臺(tái)架檢測(cè)和評(píng)價(jià)方法[J].公路與汽運(yùn)，2014，161（2）：32-37.

[11]尹濤，鄭義.底盤(pán)測(cè)功機(jī)行駛阻力設(shè)定方法的比較[J].小型內(nèi)燃機(jī)與摩托車，2014，43（1）：54-57.

[12]ZHAO W，WANG Q，ZHAO H F.Application of improvedgrey forecast in fuzzy direct torque control system[J].International Journal of Digital Content Technology and itsApplications，2012，6（12）：617-621.

[13]YAO Z L，CAI B J.Research of the fuzzy controller of thedirect torque control system[J].Development&Innovation ofMachinery&Electrical Products，2008，21（3）：156-160.

（編輯：劉楊）