趙 瑋,王 強(qiáng),李艷峰,王穩(wěn)華,毛 迪

(解放軍理工大學(xué) 工程兵工程學(xué)院,江蘇南京 210007)

目前國(guó)內(nèi)的輪式機(jī)械工程機(jī)械整車動(dòng)力性能檢測(cè)主要依靠道路行駛?cè)斯び^測(cè),測(cè)量誤差大,人為因素對(duì)檢測(cè)結(jié)果的影響較為明顯.輪式工程機(jī)械底盤測(cè)功機(jī)是用來(lái)檢測(cè)輪式工程機(jī)械整機(jī)道路模擬行駛性能的大型實(shí)驗(yàn)設(shè)備,改變了工程機(jī)械整車動(dòng)力性能檢測(cè)的現(xiàn)狀,提高了檢測(cè)數(shù)據(jù)的可靠性和可信度.運(yùn)用輪式工程機(jī)械底盤測(cè)功機(jī)對(duì)某修竣工程機(jī)械進(jìn)行底盤動(dòng)力性能,通過(guò)測(cè)試該工程機(jī)械的底盤輸出功率、底盤傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率和測(cè)功機(jī)臺(tái)架損耗功率,計(jì)算工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際輸出功率,省去了以往測(cè)試發(fā)動(dòng)機(jī)功率時(shí)拆裝的繁瑣過(guò)程,并且可以通過(guò)底盤損耗功率判定工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的性能.

1 測(cè)功機(jī)測(cè)量工程機(jī)械底盤輸出功率方法

1.1 測(cè)功機(jī)測(cè)量工程機(jī)械底盤輸出功率的動(dòng)力分析

輪式工程機(jī)械功率傳輸過(guò)程中,發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪之間的液力變矩器、變速箱、萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸、主減速器、差速器和半軸等裝置構(gòu)成了工程機(jī)械的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)[1].用輪式底盤測(cè)功機(jī)檢測(cè)工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)輪輸出功率時(shí),動(dòng)力傳遞路線為工程機(jī)械底盤傳動(dòng)系、驅(qū)動(dòng)輪、滾筒、齒輪變速箱,最后傳遞至測(cè)功機(jī)(見(jiàn)圖1).

在底盤檢測(cè)線上進(jìn)行功率檢測(cè)試驗(yàn)時(shí),輪式工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的有效功率可以表示為

式中:Pt為工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)損耗功率,通過(guò)測(cè)功機(jī)反拖試驗(yàn)測(cè)得;Pf為驅(qū)動(dòng)輪與滾筒摩擦中損耗功率;Pl為底盤檢測(cè)線損耗功率,通過(guò)測(cè)功機(jī)空載試驗(yàn)獲得;Ps為轉(zhuǎn)速扭矩傳感器檢測(cè)到的功率,連接滾筒的軸的轉(zhuǎn)動(dòng)功率.

1.2 功率補(bǔ)償法

測(cè)功過(guò)程中,由于機(jī)械摩擦阻力的存在,車輪與滾筒的摩擦力要消耗功率,且工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)與測(cè)功機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)也存在一部分功率損耗[2].損耗功率對(duì)工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率判定產(chǎn)生較大影響,需要進(jìn)行功率補(bǔ)償,即

式中:P為工程機(jī)械底盤實(shí)際輸出功率,即驅(qū)動(dòng)輪輸出功率;μ為工程機(jī)械輪胎與測(cè)功機(jī)滾筒的摩擦系數(shù),一般地,μ=0.85～0.87.

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的傳輸路線Fig.1 Transfers route of export power of engine

2 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)構(gòu)建

2.1 測(cè)功機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

工程機(jī)械型號(hào)不同,其軸距也不同.為使檢測(cè)平臺(tái)具有通用性能,設(shè)計(jì)了一個(gè)由液壓缸驅(qū)動(dòng)的移動(dòng)臺(tái)體,該移動(dòng)滑臺(tái)承載前輪檢測(cè)滾筒移動(dòng).測(cè)試時(shí),液壓缸驅(qū)動(dòng)滑臺(tái)移動(dòng),調(diào)整前后滾筒的距離,以滿足不同軸距工程機(jī)械的測(cè)試需要(圖2).

圖2 前輪測(cè)功平臺(tái)結(jié)構(gòu)Fig.2 Structure of measure platform for power front-wheel drive

工程機(jī)械的輪胎直徑也相差較大,最大車輪直徑可達(dá)1 500 mm,最小可為1 000 mm,這就造成相同的滾筒直徑和滾筒間距下,不同的車輪直徑所對(duì)應(yīng)的安置角不同.安置角過(guò)小,可能導(dǎo)致車輪在測(cè)功過(guò)程中滑出測(cè)功臺(tái);安置角過(guò)大,可能導(dǎo)致機(jī)械在測(cè)功完成后駛出實(shí)驗(yàn)臺(tái)困難.為了使?jié)L筒間距既能滿足車輪直徑較大的工程機(jī)械不滑出實(shí)驗(yàn)臺(tái),又要滿足車輪直徑較小的工程機(jī)械能順利駛出試驗(yàn)臺(tái)的要求,國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,工程機(jī)械在測(cè)功機(jī)上行駛過(guò)程中,安置角不能小于26°,最佳安置角為31.5°.安置角和滾筒間距以及車輪外經(jīng)之間的關(guān)系為

式中:L為滾筒間距;d為滾筒外徑;D為車輪外徑;α為安置角.

由式(3)可計(jì)算出不同車輪外徑、不同滾筒間距下的安置角大小.當(dāng)滾筒間距820 mm,取最大車輪所對(duì)應(yīng)安置角為26°、最小車輪對(duì)應(yīng)的安置角為36°,能夠滿足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的有關(guān)要求.因此,當(dāng)滾筒外徑為400 mm時(shí),選擇滾筒間距為820 mm.

2.2 測(cè)量?jī)x器的選擇

根據(jù)輪式工程機(jī)械最大扭矩為10 kN?m的要求,選擇JC3A型扭矩傳感器.該傳感器額定扭矩為10 kN?m,額定轉(zhuǎn)速為3 000 r?min-1,將其安裝在連接滾筒的軸上,直接測(cè)量滾筒的扭矩與轉(zhuǎn)速,并計(jì)算功率.JC型轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器為磁電式傳感器[3],其基本原理是:通過(guò)彈性軸、兩組磁電信號(hào)發(fā)生器,把被測(cè)轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)換成具有相位差的兩組交流電信號(hào),這兩組交流電的信號(hào)頻率相同且與軸的轉(zhuǎn)速成正比,而相位差的變化部分與被測(cè)轉(zhuǎn)矩成正比.

2.3 功率吸收裝置的選型

功率吸收裝置是測(cè)功機(jī)的核心部件之一,需要滿足被測(cè)工程機(jī)械低速大扭矩的特點(diǎn).選用144 kW的Z4-280-32直流電機(jī)作為測(cè)功機(jī),選用西門子直流變頻器控制直流電機(jī)實(shí)現(xiàn)測(cè)功機(jī)模擬阻力的加載.直流電力測(cè)功機(jī)有兩種運(yùn)行工況,即反拖工況與加載工況[4,5].在反拖工況下,測(cè)功機(jī)作為電動(dòng)機(jī)運(yùn)行,測(cè)量工程機(jī)械底盤損耗特性[6];加載工況下,測(cè)功機(jī)作為發(fā)電機(jī)運(yùn)行,測(cè)量車輪的輸出功率與扭矩.

3 基于底盤測(cè)功機(jī)的某輪式工程機(jī)械的底盤動(dòng)力性能測(cè)試

運(yùn)用底盤測(cè)功機(jī)對(duì)某修竣輪式工程機(jī)械進(jìn)行底盤動(dòng)力測(cè)試,該工程機(jī)械的發(fā)動(dòng)機(jī)為康明斯M11-C225,額定功率為168 kW.

3.1 測(cè)功機(jī)空載損耗功率測(cè)試

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扭矩,計(jì)算測(cè)功機(jī)損耗功率,測(cè)試數(shù)據(jù)如圖3所示.通過(guò)所測(cè)數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn),在不同轉(zhuǎn)速下,測(cè)功機(jī)的損耗功率隨著滾筒轉(zhuǎn)速的增加而增大,基本呈線性關(guān)系.滾筒軸與傳感器之間只有支承滾筒軸的軸承消耗功率,消耗功率很少,遠(yuǎn)小于工程機(jī)械底盤的輸出功率.由于底盤輸出功率遠(yuǎn)大于測(cè)功機(jī)本身?yè)p耗功率,測(cè)功機(jī)滾筒自身?yè)p耗功率Pl可以忽略.

3.2 工程機(jī)械底盤損耗功率測(cè)試

如前所述,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的功率通過(guò)液力變矩器、變速箱、傳動(dòng)軸至輪邊減速器,需要消耗部分功率.通過(guò)測(cè)功機(jī)反拖的方法,測(cè)量指定轉(zhuǎn)速狀況下底盤損耗的功率Pt.由檢測(cè)結(jié)果(見(jiàn)圖4)可以看出,隨著滾筒轉(zhuǎn)速即工程機(jī)械行駛速度的增加底盤損耗功率增大.

圖3 測(cè)功機(jī)滾筒自身?yè)p耗功率曲線Fig.3 Lost power curve of dynamometer roller

圖4 工程機(jī)械底盤損耗功率曲線Fig.4 Lost power curve of dynamometer roller of engineering machine

3.3 工程機(jī)械底盤輸出功率測(cè)試實(shí)驗(yàn)分析

采用恒轉(zhuǎn)速功率測(cè)量法檢測(cè)工程機(jī)械底盤在各擋行駛速度下的最大輸出功率.測(cè)功機(jī)滾筒帶動(dòng)工程機(jī)械“行駛”,當(dāng)被反拖的工程機(jī)械達(dá)到指定的行駛速度時(shí),駕駛員踩油門踏板至最大;當(dāng)輸出功率至某一數(shù)值10 s后,測(cè)功機(jī)繼續(xù)施加負(fù)載,直至發(fā)動(dòng)機(jī)熄火,此刻的功率就是工程機(jī)械在指定轉(zhuǎn)速下輸出的最大功率.以檢測(cè)工程機(jī)械的后輪輸出功率為例,測(cè)試結(jié)果如圖5所示.通過(guò)圖5看出,被檢工程機(jī)械在三擋狀態(tài)下滾筒轉(zhuǎn)速為160 r?min-1(實(shí)際行駛速度14.6 km?h-1)時(shí),后輪輸出功率達(dá)到峰值48.0 kW.此時(shí),前輪的輸出功率也達(dá)到最大值33.1 kW,此刻底盤輸出功率最大,為81.1 kW.由圖5看出,該工程機(jī)械三擋時(shí)的輸出功率最大;在不同擋位情況下,底盤輸出功率隨轉(zhuǎn)速的增大而增大,至最大值后,繼續(xù)增加轉(zhuǎn)速,扭矩迅速減小,輸出功率也迅速減小[7].

3.4 工程機(jī)械底盤動(dòng)力性能評(píng)價(jià)

根據(jù)檢測(cè)數(shù)據(jù)可以看出,隨著轉(zhuǎn)速的增加底盤損耗增大.當(dāng)工程機(jī)械掛三擋以14.6 km?h-1速度行駛時(shí),滾筒轉(zhuǎn)速為160 r?min-1,底盤輸出最大功率81.1 kW.根據(jù)工程機(jī)械在測(cè)功機(jī)上運(yùn)轉(zhuǎn)的功率傳遞路線,計(jì)算此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率為

圖5 工程機(jī)械后輪輸出功率曲線Fig.5 Output power curve of rear wheel of engineering machine

式中:μ=0.85～0.87;η為液力變矩器傳動(dòng)效率,取0.8.

利用本文構(gòu)建的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)進(jìn)行測(cè)試,修竣后發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率為151.9 kW.將該發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架實(shí)驗(yàn),測(cè)得功率為154 kW,偏差率為1.36%.可見(jiàn),本測(cè)試系統(tǒng)與傳統(tǒng)測(cè)試設(shè)備的測(cè)試結(jié)構(gòu)具有較高的一致性.

根據(jù)俢竣檢測(cè)標(biāo)準(zhǔn),大修后工程機(jī)械的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率不小于額定功率的90%,故該工程機(jī)械的發(fā)動(dòng)機(jī)符合大修修竣標(biāo)準(zhǔn)要求,傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)效率符合相關(guān)維修標(biāo)準(zhǔn).

4 結(jié)語(yǔ)

構(gòu)建了新型的測(cè)功機(jī)系統(tǒng),既滿足了工程機(jī)械低速大扭矩檢測(cè)的要求,又實(shí)現(xiàn)了測(cè)功與反拖測(cè)試一體化,節(jié)省了測(cè)試成本.設(shè)計(jì)了功率補(bǔ)償測(cè)試與計(jì)算方法,通過(guò)檢測(cè)輪式工程機(jī)械底盤的輸出功率和底盤損耗功率,實(shí)現(xiàn)了發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率的準(zhǔn)確測(cè)量,同時(shí)可以評(píng)價(jià)工程機(jī)械底盤傳動(dòng)系統(tǒng)的性能,且避免了對(duì)修竣工程機(jī)械進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)的多次拆裝.

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