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    裝煤機履帶行走機構液壓系統(tǒng)泵-馬達的匹配計算

    2018-12-03 08:25:20
    機電工程技術 2018年11期
    關鍵詞:行走機構煤機履帶

    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(nèi)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(nèi)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。

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