液压挖掘机动力匹配计算

1.概况

1981年10月我厂通过原国家建委建机局，要求北京内燃机总厂在引进西德道依茨风冷柴油机F6L912的试制样机中提供一台，以代替无锡柴油机厂的4120F柴油机作为我厂液压挖掘机的动力。经双方洽谈，达成协议。协议中列出的柴油机主要技术参数及主要附件如下：

型号         F6L912G₁

标定功率      90 PS (DIN 6270 “B”)

标定转速      2000 min^-1

最大扭矩      35 kgfm/1600⁺⁵⁰ min^-1

最低燃油耗    162^+5% g/PSh

满荷燃油耗    170^+5%  g/PSh

空压机       Knorr 150ml/min

转向泵       HY1ZFR1 16ml/r

空滤器       干式

散热器       26 kw  （后追加）

我厂改进动力的目的是，主要解决原柴油机存在的渗漏、可靠性差等质量问题。所以以不改动原挖掘机传动部分为主要原则。

在配套工作中对挖掘机的某些部分作了改动：

a.离合器罩以及柴油机的飞轮；

b.油泵传动箱；

c.回转平台；

d.转向油箱取消，转向滤清器插接到工作油箱内；

e.水箱取消，散热器的安装，管路的改接；

f. 空压机的安装；

g.空气滤清器的安装；

h.消声器的设计、安装。

1983年1月31日至3月18日进行了装机试验，结果良好，改装基本是成功的，达到了预计目的。与原机比较，有如下优点：整机重量减轻；噪声降低；污染小；油耗低；柴油机、散热器不渗漏；行驶速度提高；转向轻快；平台回转速度增加，生产率提高；冷启动性能好；可靠性提高等。

试验机于1983年5月售给水城煤建94工程处使用，到11月底止，该机作业时间累计已达500小时，柴油机及其所带附件未出现故障，用户对此非常满意。

试验机也存在一些问题，如低档行驶性能较差，工作油箱温升高达52℃，较原机为差。

同时，北京内燃机总厂负责柴油机配套工作的同志多次提出改动主机传动部分，以加大柴油机转速，从而提高标定功率，更好的发挥道依茨风冷柴油机的性能。

为此，我厂决定将F6L912的主参数改为：

    型号       F6L912 G₂

    标定功率   95 PS (DIN 6270”B”)

    标定转速   2150 min^-1

    最大扭矩   35 kgfm/1600⁺⁵⁰ min^-1

柴油机转速和功率的加大，迫使主机要改动行驶部分的传动比和油泵传动箱的传动比，并进行功率匹配计算。

柴油机功率加大有利于改善行驶性能，并有利于解决工作油箱温升过高的问题，即柴油机可以有富余的功率用在冷却风扇加大风量的消耗上。风扇风量的加大将提高液压油冷却器的散热能力。

1983年10月，北京内燃机总厂的F6L912柴油机通过了国家鉴定。根据该厂新制订的《F6L912风冷柴油机出厂验收技术条件》中规定的主参数如下：

型号         F6L912 G₁  F6L912 G₂  F6L912 G

额定功率 PS                90                 94              100

最小验收功率 PS         87.5              91.5             97

额定转速 min^-1        2000            2150            2300

最大扭矩 kgfm           35.2              33.5             33.5

最大扭矩时转速 min^-1  1550⁺⁵⁰    1550⁺⁵⁰      1550⁺⁵⁰

扭矩储备系数       ≥4％           ≥7％           ≥5％

   从上表看到，如果采用G型或G₂ 型的柴油机作动力时，其最大扭矩将由原来的35 kgfm降到33.5 kgfm。这样对挖掘机作业特性是极为不利的。

2.动力匹配计算

   已知数据和计算数据，以及同等级各型挖掘机的数据对比见附表。这里仅就计算公式、系数的选用作一简要说明。

2.1行驶性能计算

2.1.1柴油机的额定扭矩

            N_e

M_e ＝ 716.2 ——

             n

式中：M_e——额定扭矩，kgfm

      N_e ——额定功率，PS

       n ——额定转速，min^-1

2.1.2轮胎的驱动半径

                  d

    γ_k ＝ 0.0254 （—— ＋ 0.9H ）

                 2

式中：γ_k ——驱动半径，m

     d——轮胎轮辋直径，inch

            H ——轮胎断面高，inch

本计算的液压挖掘机各型均采用低压轮胎12.50－20，故

     γk ＝ 0.0254 （ 20／2 ＋ 0.9 × 12.5 ）＝ 0.54 m

经实测也得540 mm，故原计算书取0.53 m偏小。

2.1.3行驶速度

             nγ_k

    V＝ 0.377 ——

              i

式中：V——行驶速度，分档计算，km/h

    n——发动机额定转速，min^-1

   γ_k——驱动半径，m

    i——传动总速比，分档计算

A型的实测行驶速度系挖掘机在平直公路上行驶100m所需时间折算而成。

C₁型的实测行驶速度系由贵州省交通科学研究所提供的五轮仪在贵阳磊庄机场的跑道上测得。

2.1.4牵引力

         M_eiη

    P＝ ————

          γ_k

式中：P  ——牵引力，分档计算，kgf

         M_e  ——发动机额定扭矩，kgfm

          i  ——传动总速比，分档计算

         η  ——传动系总效率，取0.8

        γ_k   ——驱动半径，m

计算最大牵引力时，公式中的额定扭矩换成最大扭矩。

2.1.5动力因数

    D ＝ P/G

式中：D——动力因数，分档计算

    P——牵引力，kgf

          G——重力系数

2.1.6最大爬坡度或路面角

                 ＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿＿

                 D_max－√D²_max－（1＋f² ）（D²_max－f² )

α_max =sin^{-1_____________________________}

                                               1＋ f²          

式中：α_max ——最大爬坡度或路面角，°

            D_max ——最大动力因数，按最低档计算

     f——滚动阻力系数

对低压轮胎而言，其滚动阻力系数在平正坚硬而干燥的路面上有较低的值，在松软不平的路面上则有较高的值；车速低时其值小，车速高时其值则大。所以在松软土路上行驶时低压轮胎比高压轮胎好，而在公路上行驶时反之。原计算书估计是以高压轮胎取值，故不恰当。

公路行驶时的路面角，按额定扭矩工况下计算，故公式中的最大动力因数应换成该档行驶时的动力因数。

挖掘机的功率平衡应以作业工况为准，故行驶时的功率平衡计算从略。                  

2.2挖掘作业时的功率平衡计算

2.2.1油泵流量

      qnη_v

Q＝——————

   1000i_泵

式中：Q——主油泵总流量，l/min

          q——油泵额定排量，ml/r

    n——发动机额定转速，min^-1

   η_v ——油泵容积效率，按油泵说明书及合格证取为0.92

    I_泵 ——油泵传动箱速比

2.2.2油泵传动功率和扭矩

         PQ

N_泵 ＝——————

    450η_泵η_箱

式中：N_泵 ——油泵传动所需功率，PS

    P——液压系统额定工作压力，kgf/cm²

    Q——油泵总流量，l/min

    η_泵 ——油泵总效率，按油泵说明书及合格证取为0.83

    η_箱 ——油泵传动箱机械效率，包括轴承效率，按8级精度的齿轮传动效率取为0.97 

   M_泵 ＝716.2N_泵 /n

式中：M_泵 ——油泵传动所需扭矩，kgfm

         N_泵 ——油泵传动所需功率，PS

    N——发动机额定转速，min^-1

2.2.3转向泵空载时传动所需功率和扭矩

挖掘机作业时转向泵空载，故按空载压力计算消耗功率和扭矩。据原计算书介绍，经测试YB-A9B-FL叶片泵的空载压力不大于10kgf/cm²，本计算均借用此数据。

计算公式与油泵相同。

2.2.4空压机空载时传动所需功率和扭矩

W42A的SK1-82空压机，其空载传动功率和扭矩按原计算书的数据取用。

其余三型均用道依茨公司提供的Knorr150型空压机的数据。因为150ml/min的空压机对W4-60挖掘机已足够，故不以Knorr300的数据计算。

2.2.5发电机的传动功率和扭矩

W42A由于4120F柴油机的额定功率不扣除发电机所消耗的功率，故未予计算。

其余三型用道依茨公司提供的数据。

2.2.6液压油冷却器消耗的功率和扭矩

   F6L912风冷柴油机的风扇除冷却柴油机缸体外，还可改变风扇皮带轮以加大风量，供给液压油冷却器的散热之用。此时应扣除其功率消耗，其数值也用道依茨公司提供的数据。

2.2.7柴油机在额定工况下液压系统能达到的工作压力

P_实 ＝（M_e－M_辅）nη_泵η_箱 /1.59Q

式中：P_实 ——在柴油机额定工况下，液压系统实际能达到的工作压力，

kgf/cm²

     M_辅 ——除主油泵外，各辅助装置所消耗的扭矩之和，kgfm

   其余符号的含义和单位同前，从略。

2.2.8发动机扭矩储备系数

K＝M_max/M_总

式中：K——发动机扭矩储备系数

   M_max——发动机最大扭矩，kgfm

   M_总 ——挖掘机作业时各部分所需的扭矩总和，kgfm

3.结论和意见

3.1无柴厂的柴油机的扭矩储备系数最高，扭矩特性好，符合挖掘机作业工况的要求。仅从这一点看，不能草率地淘汰掉，但需在传动箱设计中进行改进。

3.2 C₁ 型由于未改动行驶部分的传动比，致使最低档最大动力因数差于A型，换档次数增多，计算和实际相符。如改垂直传动箱传动比为1.108，则其行驶速度将和A型相当，还可稍高一点，而其动力因数将优于A型，并将优于9型。

3.3 C₁ 型由于改油泵传动箱速比为21：11，所需功率加大

3.4 C₂ 型及9型选用的G₂ 型及G型柴油机，其最大扭矩均降至33.6 kgfm，因而装机后的扭矩储备系数仅仅为1.03及1.04，大大差于A型。所以应按原定的最大扭矩35 kgfm供货装机，此时的扭矩储备系数将和A型相当。

3.5 C₂ 型及9型的行驶性能均将优于A型。