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)

目前國內(nèi)的輪式機(jī)械工程機(jī)械整車動(dòng)力性能檢測主要依靠道路行駛?cè)斯び^測,測量誤差大,人為因素對(duì)檢測結(jié)果的影響較為明顯.輪式工程機(jī)械底盤測功機(jī)是用來檢測輪式工程機(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)力性能檢測的現(xiàn)狀,提高了檢測數(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,通過測試該工程機(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,省去了以往測試發(fā)動(dòng)機(jī)功率時(shí)拆裝的繁瑣過程,并且可以通過底盤損耗功率判定工程機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的性能.

1 測功機(jī)測量工程機(jī)械底盤輸出功率方法

1.1 測功機(jī)測量工程機(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].用輪式底盤測功機(jī)檢測工程機(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,最后傳遞至測功機(jī)(見圖1).

在底盤檢測線上進(jìn)行功率檢測試驗(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,通過測功機(jī)反拖試驗(yàn)測得;Pf為驅(qū)動(dòng)輪與滾筒摩擦中損耗功率;Pl為底盤檢測線損耗功率,通過測功機(jī)空載試驗(yàn)獲得;Ps為轉(zhuǎn)速扭矩傳感器檢測到的功率,連接滾筒的軸的轉(zhuǎn)動(dòng)功率.

1.2 功率補(bǔ)償法

測功過程中,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)承載前輪檢測滾筒移動(dòng).測試時(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)械的測試需要(圖2).

圖2 前輪測功平臺(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.安置角過小,可能導(dǎo)致車輪在測功過程中滑出測功臺(tái);安置角過大,可能導(dǎo)致機(jī)械在測功完成后駛出實(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,國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,工程機(jī)械在測功機(jī)上行駛過程中,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 測量儀器的選擇

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:通過彈性軸、兩組磁電信號(hào)發(fā)生器,把被測轉(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

功率吸收裝置是測功機(jī)的核心部件之一,需要滿足被測工程機(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)測功機(jī)模擬阻力的加載.直流電力測功機(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,測功機(jī)作為電動(dòng)機(jī)運(yùn)行,測量工程機(jī)械底盤損耗特性[6];加載工況下,測功機(jī)作為發(fā)電機(jī)運(yùn)行,測量車輪的輸出功率與扭矩.

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

運(yùn)用底盤測功機(jī)對(duì)某修竣輪式工程機(jī)械進(jìn)行底盤動(dòng)力測試,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 測功機(jī)空載損耗功率測試

測功機(jī)空轉(zhuǎn),設(shè)定不同的轉(zhuǎn)速,測量不同滾筒轉(zhuǎn)速下的連接滾筒的軸的扭矩,計(jì)算測功機(jī)損耗功率,測試數(shù)據(jù)如圖3所示.通過所測數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn),在不同轉(zhuǎn)速下,測功機(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)大于測功機(jī)本身損耗功率,測功機(jī)滾筒自身損耗功率Pl可以忽略.

3.2 工程機(jī)械底盤損耗功率測試

如前所述,發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的功率通過液力變矩器、變速箱、傳動(dòng)軸至輪邊減速器,需要消耗部分功率.通過測功機(jī)反拖的方法,測量指定轉(zhuǎn)速狀況下底盤損耗的功率Pt.由檢測結(jié)果(見圖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 測功機(jī)滾筒自身損耗功率曲線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)械底盤輸出功率測試實(shí)驗(yàn)分析

采用恒轉(zhuǎn)速功率測量法檢測工程機(jī)械底盤在各擋行駛速度下的最大輸出功率.測功機(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.以檢測工程機(jī)械的后輪輸出功率為例,測試結(jié)果如圖5所示.通過圖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),測得功率為154 kW,偏差率為1.36%.可見,本測試系統(tǒng)與傳統(tǒng)測試設(shè)備的測試結(jié)構(gòu)具有較高的一致性.

根據(jù)俢竣檢測標(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

構(gòu)建了新型的測功機(jī)系統(tǒng),既滿足了工程機(jī)械低速大扭矩檢測的要求,又實(shí)現(xiàn)了測功與反拖測試一體化,節(jié)省了測試成本.設(shè)計(jì)了功率補(bǔ)償測試與計(jì)算方法,通過檢測輪式工程機(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.

[1] 吳慶鳴.工程機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2006.

WU Qingming.Design of engineering[M].Beijing:China Machine Press,2006.

[2] 劉元鵬.汽車底盤測功機(jī)關(guān)鍵技術(shù)參數(shù)的試驗(yàn)研究[J].公路交通科技,2008,25(9):150-154.

LIU Yuanpeng.Experimental study on key technology and parameters of automobile chassis dynamometer[J].Journal of Highway and Transportation Research and Development,2008,25(9):150-154.

[3] 趙瑋,楊建昊,王強(qiáng).基于JC型傳感器的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩測量方法研究[J].機(jī)械管理開發(fā),2010,25(2):76-77.

ZHAO Wei,YANG Jianhao,WANG Qiang.Research on rotary speed and torque measuring method based on JC sensors[J].Mechanical Management and Development,2010,25(2):76-77.

[4] 蔣強(qiáng),張光輝.基于計(jì)算機(jī)的電力測功機(jī)自動(dòng)測控系統(tǒng)[J].機(jī)械,2002,29(5):51-55.

JIANG Qiang,ZHANG Guanghui.The autok-measurement and control system electric ergograph based on computer[J].Mechanism,2002,29(5):51-55.

[5] 徐萍萍,宋建國,王雁峰,等.電力測功機(jī)動(dòng)態(tài)測試平臺(tái)系統(tǒng)[J].北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2007,33(6):583-586.

XU Pingping,SONG Jianguo,WANG Yangfeng,et al.Dynamic testing platform of electric dynamometer[J].Journal of Beijing University of Technology,2007,33(6):583-586.

[6] 盧若珊,嚴(yán)朝勇,羅振益.汽車底盤測功機(jī)計(jì)算機(jī)測控系統(tǒng)的研究與應(yīng)用[J].機(jī)電工程技術(shù),2006,35(8):34-36.

LU Ruoshan,YAN Chaoyong,LUO Zhenyi.Testing and controlling system for computer of automobile chassis dynamometer[J].M&E Engineering Technology,2006,35(6):31-33.

[7] 張明凱,王安麟.EQ3260GJ-400系列混凝土攪拌車底盤動(dòng)力性能分析[J].中國工程機(jī)械學(xué)報(bào),2005,3(1):46-50.

ZHANG Mingkai,WANG Anlin.EQ3260GJ-400 serious cement mixer chassis dynamic performance[J].Chinese Journal of Construction Machinery,2005,3(1):46-50.