張 聰

（山西方華機械有限公司，山西陽泉 045000）

0 引言

裝煤機的履帶行走裝置是整個設備的支承部分，它一方面承受裝煤機的自重，另一方面承受工作裝置執(zhí)行動作時的反作用力，起到支承設備和驅動裝煤行機行走的功能。行走機構在使用的過程中會出現(xiàn)牽引不足和履帶打滑等故障。主要原因是裝煤機履帶行走機構液壓系統(tǒng)泵—馬達的流量和壓力不匹配造成的，需要對于液壓傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，對行走機構液壓系統(tǒng)的泵—馬達進行匹配計算，在壓力和流量方面達到合理匹配，才能充分發(fā)揮行走機構液壓系統(tǒng)傳動效率，有效降低行走機構的故障率[1]。

1 行走機構組成及原理

行走機架采用框架結構，主要包括張緊裝置、履帶架、履帶鏈、導向輪、驅動輪、液壓行走減速器等部分組成。兩條履帶有獨立的液壓馬達及減速裝置，采用高速馬達行星減速器內嵌式的結構。張緊油缸伸長，帶動履帶鏈移動張進履帶，液壓驅動系統(tǒng)帶動驅動輪轉動。驅動輪與履帶鏈嚙合，驅使履帶傳動行走。兩側液壓馬達可以獨立操縱。裝煤機可實現(xiàn)前進、后退、轉彎外及原地旋轉等運動形式。結構緊湊、作業(yè)靈活性傳動效率高。同時，馬達內嵌式結構有效避免了煤巖對馬達的碰撞[2]。

圖1 行走機構液壓系統(tǒng)示意圖

2 行走馬達的阻力分析

如圖1所示，液壓油通過分流閥進入左右行走馬達的液壓回路。左右行走馬達為單獨的油路系統(tǒng)，可單獨動作。整個液壓系統(tǒng)有兩個液壓泵供油，可通過轉閥切換為單泵供液（裝煤機正常行走）或雙泵供液（裝煤機快速行走）[3]。

在裝煤機行走的過程中，兩側行走馬達受到阻力F作用。主要包括工作阻力Fc、坡度阻力Fi、轉向阻力Fs、耙取阻力Fp、其他阻力Ft等方面[4]，相關計算公式為

式中：Fc為工作阻力，N；Fp為耙取阻力，N；Fi為坡度阻力，N；Fs為轉向阻力，N；Ft為其他阻力，N；Wc為鏟臺插入煤巖阻力，N；ΣL為鏟臺和蟹爪插入煤巖的總邊沿長度，M；k為載荷不均勻影響系數(shù)，1.6～1.7；z為蟹爪數(shù)；b為每個蟹爪耙取煤堆邊緣長度，M；w為鏟板單位長度插入阻力，N。

3 泵-馬達的匹配計算

3.1 基本參數(shù)計算

以裝煤機行走馬達排量Vm=625 mL/r為例。裝煤機的行走動作主要依靠左、右履所配置的“馬達-減速器-驅動鏈輪”配合實現(xiàn)，通過左、右行走液壓馬達的正反轉動的組合，裝煤機可實現(xiàn)前進、后退、轉彎外及原地旋轉等運動形式[5]。

（1）慢速行走最大速度

系統(tǒng)僅靠前泵供油，前泵輸出的壓力油經(jīng)分流閥分流，等壓力的液壓油分別流入左、右行走馬達液壓回路的兩組三位四通閥，利用三位四通閥來控制左、右液壓馬達的正反轉及差速動作[6]。泵的最大流量為

式中：qbmax為泵的最大流量，mL/min；Vb為泵的公稱排量，mL/min；nbs為泵的轉速，r/min；ηbv為泵的容積效率，0.9。

將數(shù)值代入式（5）中得到

馬達最大流量計算公式為

式中：Vm為馬達排量，mL/min；nms為馬達轉速，r/min；ηmv為馬達容積效率，0.9。

由式（6）—（7）得到

根據(jù)減速器的傳動比（4.21）可得到履帶的最大轉速：nts=nms/4.21=6.6 r/min，履帶鏈輪的回轉半徑r=338 mm，故履帶的最大行走速度vtmas=2 ntsπr=7 m/min

（2）快速行走最大速度

裝煤機履帶行走機構快速行走時，需要雙泵同時供油，系統(tǒng)中流經(jīng)左右行走馬達的液壓油的流量增加1倍。由于管路直徑一定，液壓油的流速也相應增大1倍，所以履帶行走機構的最大行走速度為單泵供油的2倍（14 m/min）[7]。

3.2 泵-馬達壓力匹配

（1）壓力損失

由于液壓油都有一定的粘性，在液壓管路的流動中必然存在摩擦。液壓系統(tǒng)需要消耗一部分能量，表現(xiàn)為液壓油流經(jīng)過程中壓力下降，稱為壓力損失。壓力損失主要包括沿程壓力損失和局部壓力損失，沿程壓力損失主要是液壓油流經(jīng)直管道由摩擦力引起的，它的大小與管道的長度成正比。局部壓力損失是由于管路直徑變化、液壓油方向變化或其他液流阻力引起的，包括彎管和閥的壓力損失。液壓系統(tǒng)總壓力損失為沿程壓力損失和局部壓力損失的和。經(jīng)計算得到系統(tǒng)的壓力損失為1.13 MPa[8]。

（2）扭矩計算

假設泵泵的出口壓力pb=18 MPa，減去壓力損失1.13 MPa可得到馬達的入口壓力pm=16.87 MPa。馬達入口壓力減去出口壓力得到馬達的壓差Δpm=16.37 MPa。

馬達最大輸出扭矩為[9]

式中：Tm為馬達扭矩，N·m；ηmm為馬達的機械效率，ηmm=0.9。

將數(shù)值代入式（8）可得到

（3）牽引力計算

馬達理論功率為

輸出功率為

可得到履帶最大引力為

式中：Nm為馬達理論功率，kW；Tm為馬達理論輸出轉矩，N·m；ω為液壓馬達角速度，rad/s；n為液壓馬達轉速，r/min；η1為減速器與履帶鏈輪之間的機械效率，η1=0.9；vLmax為履帶行走最大速度，m/s；F為履帶最大牽引力，kN。

單泵供液時，裝煤機慢速行走，vLmax=7 m/min，由式⑼可計算得到單側履帶最大牽引力F單=189.43 kN，馬達同向旋轉時履帶最大牽引力F=2F單=378.86 kN。

雙泵供液時，裝煤機快速行走，vLmax=14 m/min，由式（9）可計算得到單側履帶最大牽引力F單=94.72 kN，馬達同向旋轉時履帶最大牽引力F=2F單=189.43 kN，滿足要求[9]。

3.3 泵-馬達流量匹配

行走機構液壓系統(tǒng)中，泵-馬達必須達到流量匹配才能保證行走機構液壓系統(tǒng)正常工作。

（1）單泵供油，低速行走（vL=5m/min）[10]。

履帶鏈輪轉速為

馬達的實際轉速為

馬達的實際流量為

忽略流量損失，得到單泵的實際流量為24 875（2qms）mL/min。泵的實際排量vbs=qbs/nb=16.81 mL/r小于泵的公稱排量32 mL/r。

考慮泄漏等方面的影響，基本上泵和馬達的排量是匹配的。

（2）雙泵供油，快速行走（vL=10 m/min）。

馬達轉速與實際流量也增加1倍，由于是雙泵同時供液，所以泵的排量不發(fā)生改變。泵的排量滿足與馬達的要求，并且有較大的富裕量。

4 結論

裝煤機履帶行走機構出現(xiàn)的牽引不足及履帶打滑故障，產(chǎn)生的原因主要是裝煤機履帶行走機構液壓系統(tǒng)泵-馬達的流量和壓力不匹配，本文作者從壓力與排量方面分別對泵和馬達進行計算。得出該行走機構液壓系統(tǒng)的泵-馬達基本上匹配，泵的流量有較大富裕。系統(tǒng)優(yōu)化設計的方向為高速馬達配減速箱或者直接使用大型號的低速馬達。