黃中華，謝 雅，鄧 奕，劉 質(zhì)

（1.湖南工程學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，湖南 湘潭 411104；2中南大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙 410083）

面對(duì)全球性的能源危機(jī)和環(huán)境污染等重大問(wèn)題，量大面廣的挖掘機(jī)亟需應(yīng)對(duì)節(jié)能環(huán)保和油價(jià)日益上漲的壓力，努力在技術(shù)上尋求新的解決方案.混合動(dòng)力系統(tǒng)在汽車領(lǐng)域的成功應(yīng)用有力地推動(dòng)了混合動(dòng)力系統(tǒng)在挖掘機(jī)中的應(yīng)用.并聯(lián)式混合動(dòng)力挖掘機(jī)是目前廣泛研究的混合動(dòng)力挖掘機(jī)，其動(dòng)力系統(tǒng)通常由柴油機(jī)和電動(dòng)機(jī)同軸連接而成.混合動(dòng)力挖掘機(jī)工作時(shí)，通過(guò)控制電動(dòng)機(jī)的工作狀態(tài)實(shí)現(xiàn)“削峰填谷”，保持柴油機(jī)始終工作在高效區(qū)，從而實(shí)現(xiàn)節(jié)能和減排的目標(biāo)［1－3］.

動(dòng)力系統(tǒng)軸系的扭振會(huì)使動(dòng)力軸內(nèi)部產(chǎn)生疲勞應(yīng)力，輕則對(duì)動(dòng)力軸造成疲勞損傷，重則導(dǎo)致動(dòng)力軸發(fā)生斷軸事故［4－5］.與傳統(tǒng)挖掘機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)相比，由于電動(dòng)機(jī)的引入，導(dǎo)致混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系的剛度、阻尼和激勵(lì)源發(fā)生了變化.獲取混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系的扭振特性，對(duì)掌握軸系的扭振規(guī)律、提出扭振抑制方法具有重要作用［6－8］.為此，研制了混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系扭振測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)，并開(kāi)展了軸系的扭振測(cè)試研究.

1 實(shí)驗(yàn)裝置與實(shí)驗(yàn)方案

設(shè)計(jì)的混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系扭振特性實(shí)驗(yàn)裝置的動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示.它主要由柴油機(jī)、電動(dòng)機(jī)、液壓泵和轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳感器構(gòu)成，其中液壓泵用于對(duì)軸系施加轉(zhuǎn)矩載荷，模擬動(dòng)力系統(tǒng)的負(fù)載.

圖1 實(shí)驗(yàn)裝置動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.1 Experimental table power system structure

實(shí)驗(yàn)裝置以6t級(jí)混合動(dòng)力挖掘機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)相關(guān)技術(shù)參數(shù)為設(shè)計(jì)依據(jù)，動(dòng)力系統(tǒng)主要部件的選型及參數(shù)如表1所示.

混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系扭振測(cè)試實(shí)驗(yàn)方案如下：

（1）在柴油機(jī)的輸出端安裝磁電式編碼器，并將編碼器與扭振測(cè)試儀相連.

（2）啟動(dòng)柴油機(jī)，并把柴油機(jī)的油門開(kāi)度固定至某一設(shè)定值.

（3）啟動(dòng)液壓加載系統(tǒng)，并將加載功率設(shè)定至某一設(shè)定值.

（4）實(shí)時(shí)測(cè)量軸系的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和扭振角.

表1 主要部件參數(shù)Tab.1 Main component parameters

2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

實(shí)驗(yàn)時(shí)將混合動(dòng)力系統(tǒng)的負(fù)載設(shè)定為80N·m，將柴油機(jī)的油門位置θ分別設(shè)定為55%，60%，70%，80%，88%，93%，98%，進(jìn)行7組實(shí)驗(yàn).每組實(shí)驗(yàn)重復(fù)3次，分別用a，b，c表示，用n表示混合動(dòng)力軸系的工作轉(zhuǎn)速，f0表示混合動(dòng)力軸系的工作轉(zhuǎn)頻，m表示工作轉(zhuǎn)頻的倍數(shù).

油門位置為55%時(shí)，軸系的扭振譜如圖2所示.從圖2可以看出：3次測(cè)量結(jié)果非常接近，表明軸系的扭振譜穩(wěn)定；扭振角最大值發(fā)生在2f0處，表明引起軸系振動(dòng)的主要激勵(lì)頻率為2f0；扭振的激勵(lì)頻率主要集中在0.5f0～2.0f0，表明高頻激勵(lì)對(duì)軸系的扭振貢獻(xiàn)很小.

圖2 軸系扭振譜（θ＝55%）Fig.2 Shafting torsional vibration spectrum （θ＝55%）

表2是不同油門開(kāi)度θ下軸系的轉(zhuǎn)速測(cè)量結(jié)果，從表2可以看出：隨著油門開(kāi)度的增加，軸系的工作轉(zhuǎn)速相應(yīng)增加.

不同油門開(kāi)度和不同倍頻下軸系的最大扭振角測(cè)量結(jié)果如表3所示，對(duì)應(yīng)的扭振譜曲線如圖3所示.從圖3可以看出：不同轉(zhuǎn)速下軸系的扭振譜曲線變化規(guī)律一致，表明扭振是軸系的固有特性；不同轉(zhuǎn)速下軸系的最大扭轉(zhuǎn)角均發(fā)生在2f0處，表明引起軸系扭振的激勵(lì)頻率為2f0；不同轉(zhuǎn)速下軸系扭振的激勵(lì)頻率主要集中在0.5f0～2.0f0，表明高頻激勵(lì)對(duì)軸系的扭振貢獻(xiàn)很小.

表2 軸系轉(zhuǎn)速測(cè)量結(jié)果Tab.2 Shafting rotate speed test result

表3 不同油門開(kāi)度下軸系扭振測(cè)量結(jié)果（0.0001°）Tab.3 Shafting torsional vibration test result with different throttle angle（0.0001°）

實(shí)驗(yàn)中使用的柴油機(jī)為4缸柴油機(jī)，汽缸壓力的變化頻率為柴油機(jī)曲軸轉(zhuǎn)頻的2倍.由此可見(jiàn)，混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系扭振的產(chǎn)生原因是柴油機(jī)汽缸壓力的周期性變化，電動(dòng)機(jī)的引入對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)軸系的扭振特性影響不大.

圖3 不同轉(zhuǎn)速下軸系扭振頻譜圖Fig.3 Shafting torsional vibration spectrum with different throttle angle

3 結(jié)論

（1）不同轉(zhuǎn)速下混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系的最大扭轉(zhuǎn)角均發(fā)生在2f0處.不同轉(zhuǎn)速下軸系扭振的激勵(lì)頻率主要集中在0.5f0～2.0f0.

（2）混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系扭振產(chǎn)生的主要激勵(lì)源是柴油機(jī)，電動(dòng)機(jī)的引入對(duì)混合動(dòng)力系統(tǒng)軸系的扭振特性影響不大.

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