混凝土攪拌車液壓傳動系統動力分析與匹配

王鋒，張軒，王曉寧

（陜汽集團寶雞華山工程車輛有限責任公司，陜西 寶雞 721013）

混凝土攪拌車液壓傳動系統動力分析與匹配

王鋒，張軒，王曉寧

（陜汽集團寶雞華山工程車輛有限責任公司，陜西 寶雞 721013）

通過對混凝土攪拌車在各種工況下運行的分析（以10m3混凝土攪拌運輸車為例），介紹了上裝部分傳動系統的設計方案和主要參數的確定，以及各元件的選型，并對整個系統的扭矩和功率進行了計算及校核，確保了設計的合理性和運行的可靠性。

混凝土攪拌運輸車；傳動系統；動力匹配

KCLC NO.:U468.3Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)03-66-03

1、混凝土攪拌車運行工況分析

混凝土攪拌運輸車傳動系統在各種工況下只完成一個動作，即攪拌筒的旋轉。通過攪拌筒的正反轉以及轉速的變化，來完成進料、攪拌、出料等各種工況。在不同工況下，以10m3混凝土攪拌運輸車為例，攪拌筒的驅動負載扭矩隨時間變化而變化，如圖1所示。

混凝土攪拌運輸車其運行共分為五個工序，其分別是：

a．A～B為進料工序。此時攪拌筒以12r/min的轉速正轉，攪拌筒進料時間大約為10min，其驅動力矩隨著混凝土不斷加入而逐漸增大，在混凝土即將滿載時，由于筒體本身慣性的增大，混凝土對筒體的沖擊力變小，故力矩有所下降。

b．B～C為運輸工序。在運輸途中，混凝土攪拌運輸車在行駛狀態，攪拌筒同時作3 r/min 的正轉，在整個運輸過程中，攪拌筒驅動力矩保持穩定。

圖1 攪拌筒工況載荷分析曲線

c．C～D為換向工序。在卸料地點，混凝土攪拌運輸車停駛，攪拌筒從運拌狀態制動，轉入以12 r/min 的反轉卸料工序，攪拌筒力矩迅速變化，在反轉開始的極短時間內陡然上升，然后迅速跌落下來。

d．D～E為卸料工序。在卸料過程中，攪拌筒繼續以12 r/min的速度反轉卸料，驅動力矩隨混凝土的卸出而逐漸下降。

e．E～F為空載返回工序，攪拌筒內加入適量清水，返程行駛中攪拌筒作3 r/min 的反向轉動，對其罐內進行清洗，到達混凝土工廠，排出污水，準備下一個循環。

2、攪拌筒驅動型式的確定

目前我國生產的攪拌運輸車中普遍應用液壓—機械混合式驅動裝置。液壓—機械方式，由以下幾部分組成：

其特點是利用液壓傳動易于控制的特點，通過液壓傳動部分對系統進行調速和控制，然后利用減速機的大減速比進行增扭減速，從而驅動大慣量的攪拌筒[1]。此驅動方式筒體轉速不受車速影響，而且其結構緊湊、油箱體積小、工作穩定。攪拌筒傳動通過取力器(PT0)直接從汽車發動機飛輪上獲取動力，用變量柱塞泵和定量液壓馬達組成閉式液壓回路，通過與攪拌筒接合的減速機，帶動攪拌筒轉動。

3、攪拌筒功率的確定

3.1 滿載驅動扭矩的確定

因混凝土在攪拌筒內的運動狀態比較復雜，目前尚無統一實用的計算方法，通過收集的一些試驗數據（如表1所示）進行分析，可得到攪拌筒攪拌容量數據曲線（如圖2所示）。

表1 攪拌筒驅動扭矩數據

圖2 攪拌筒攪拌容積數據曲線

由圖2可以看到，其接近一條直線，因此可推導出驅動扭矩與攪拌容積的關系公式：

式中：M—攪拌筒驅動扭矩，N·m；V— 攪拌筒裝載容量，m3；C0、C1— 曲線振幅常量。

求其最小二乘擬合式：

將設計參數——攪拌容積（V=10）帶入上式，得

3.2 滿載攪拌功率的確定

式中：n—攪拌筒最大轉速，12 r/min；N—攪拌筒驅動功率，Kw[2]。

4、傳動系統主要參數的確定與選型

4.1 減速機的選型

根據上述計算所得攪拌筒驅動阻力矩，并考慮到攪拌筒需有一定的扭矩裕度，故選德國ZF公司生產的ZF P7300型減速機，其最大驅動扭矩為7200 N·m，減速比為：144.3。

4.2 液壓馬達的選型與校核計算

4.2.1 液壓馬達主要參數的確定

通過對減速機型號及參數選定，可確定液壓馬達的最大轉速、扭矩及排量：

式中：nm—液壓馬達輸出的最大轉速，r/min；i— 減速機速比。

式中：Mmax—液壓馬達驅動攪拌筒轉動的所需要的最大輸出扭矩，N·m。

式中：qmax—液壓馬達的最大排量，mL/r；ΔP—液壓馬達的進出口壓差，即系統壓力，系統壓力初步定義為35MPa；ηm—液壓馬達的機械效率，ηm= 0.9[3]。

根據上述計算，暫選定力士樂A2FM90液壓馬達，其排量為90mL/r。

4.2.2 液壓馬達校核計算

液壓馬達扭矩校核：

式中：T max1— 液壓馬達在ΔP時輸出的扭矩N·m；vm—液壓馬達的排量，mL/r。

液壓馬達功率校核：

式中：P max1—液壓馬達驅動功率，Kw。

通過上述計算，液壓馬達在ΔP時輸出的扭矩T max1＞液壓馬達驅動攪拌筒轉動的所需要的最大輸出扭矩Mmax，P max1＞N，選擇力士樂A2FM90液壓馬達能夠滿足其設計要求。

4.3 液壓油泵的選型與校核計算

4.3.1 液壓油泵主要參數的確定

確定液壓油泵的最大工作壓力，液壓油泵最大工作壓力由負載的決定。

式中：P—液壓油泵的實際工作壓力，MPa。

式中：ΔPb—液壓油泵的最大工作壓力，MPa；∑ΔP0—液壓油泵和液壓馬達之間的壓力損失之和，0.5 MPa。確定液壓油泵的流量qb，根據液壓馬達的最大工作流量和泄漏量可得到：

式中：qb—液壓油泵工作的最大流量，L/min；

式中：vb—液壓油泵初定排量，mL/r；

根據上述計算初步確定了液壓油泵的主要參數，因此初步選定力士樂A4VTG90液壓油泵，此液壓油泵帶恒速裝置，其排量為90mL/r，最高轉速3050 r/min，最高工作壓力40 MPa。

液壓油泵實際輸出的最大轉速：

式中：nb—液壓油泵輸出的最大轉速，r/min；

4.3.2 液壓油泵校核計算

液壓油泵扭矩校核：

式中：Tmax2—液壓油泵的實際輸出的扭矩，N·m；vb0—液壓油泵的排量，90mL/r。

液壓油泵功率校核：

式中：Pmax2—液壓油泵的實際輸出的功率，Kw。

通過以上推理、分析可以看到，液壓油泵的實際輸出的扭矩（T max2）＞液壓馬達輸出的扭矩（T max1），液壓油泵的實際輸出的功率（Pmax2）＞液壓馬達驅動功率（Pmax1），故選定力士樂A4VTG90液壓油泵，滿足其工作需求。

5、結束語

（1）整個液壓傳動系統設計從攪拌筒的負載開始計算，逐步計算出減速機、液壓馬達、液壓油泵的重要參數，并逐一進行校核。

（2）從整個傳動系統扭矩流程來看，發動機→液壓油泵（488.21 N·m）→液壓馬達（451.43 N·m）→攪拌筒（389 N·m），扭矩是依次遞減的，能夠滿足系統各元件扭矩的匹配要求。

（3）從整個傳動系統功率流程來看，發動機→液壓油泵（98.36 Kw）→液壓馬達（81.86Kw）→攪拌筒（70.5 Kw），功率是依次遞減的，能夠滿足系統各元件功率的匹配要求。

（4）由此看來，我們對整個傳動系統的設計和液壓元件的選型是正確的、合理的，不同載重量的水泥混凝土運輸車的傳動系統的設計與動力匹配也可參照此方法進行設計。

[1] 馮晉祥.專用汽車設計[M].北京∶人民交通出版社,2007.1.

[2] 劉仁家,陶性華.機械設計師手冊（第一版）[M].機械工業出版社出版,1989.

[3] 徐達,陸錦容.專用汽車工作裝置原理與設計（修訂版）[M].北京∶北京理工大學出版社,2002.9.

On the Transmission System and Power Match of Concrete Mixing Carrier

Wang Feng, Zhang Xuan, Wang Xiaoning
( Shaanqi Group BaoJi HuaShan Engineer Vehice CO., LTD, Shaanxi Baoji 721013 )

By way of analyzing the operation of concrete mixing carrier (e.g. 103m concrete mixing carrier) under various working conditions, the thesis clarifies the design plan and important parameters of upper part transmission system. Moreover, this thesis distinguishes the required components style and calculates the torsional moment and power of the whole system, ascertaining the rationality of design and reliability of operation.

Concrete mixing carrier; transmission system; power match

U468.3

A

1671-7988 (2017)03-66-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.03.026

王鋒（1991-）男，助理工程師，就職于陜汽集團寶雞華山工程車輛有限公司技術中心。