Утечки рабочей жидкости в механизме нагнетания объемных насосов гидравлического привода карьерных экскаваторов закладываются на этапе конструирования и в среднем составляют 5 % от рабочей подачи при рабочем давлении. Меньший объем утечек приводит к тому, что ухудшаются условия смазки и охлаждения деталей нагнетательного механизма, далее происходит перегрев и насос выходит из строя. Величина утечек напрямую зависит от величины зазоров в нагнетательном механизме насоса [1–3]. По мере износа деталей зазоры в механизме нагнетания увеличиваются и растут утечки рабочей жидкости, уменьшается КПД насоса, растет расход топлива. Целью работы являлось определение рационального срока эксплуатации насосов с учетом перерасхода топлива, возрастающего в процессе эксплуатации. Влияние возрастающих утечек на производительность карьерного экскаватора может быть оценено через объемный КПД гидромашины. Ранее было установлено, что можно выделить две стадии влияния износа насоса на затраты энергии: 1. Запас мощности привода покрывает потери энергии, возрастающие в результате увеличивающихся утечек рабочей жидкости в насосе. На этом этапе производительность машины остается прежней, но удельные затраты энергии на 1 м3 горной массы увеличиваются; 2. Запас мощности привода меньше, чем потери энергии из-за объемных утечек в насосе, и быстродействие машины уменьшается, при этом удельные затраты энергии на 1 м3 горной массы продолжают расти. Установление рационального технического состояния насоса позволит планировать его своевременную замену и затраты будущих периодов [4–6]. Выявление зависимости «излишнего» расхода топлива от технического состояния насоса (величины утечек) позволит определять наиболее целесообразный диапазон значений объёмного КПД исходя из минимальных потерь производительности, перерасхода топлива и стоимости владения насосом.

В гидравлическом экскаваторе все основные и вспомогательные операции выполняются с использованием гидропривода. При выполнении основных операций, к которым относятся: копание, поворот на выгрузку, разгрузка ковша, поворот в забой[1], используются регулируемые аксиально-поршневые насосы, называемые в технической литературе[2] [7–9] основными или главными. Увеличение зазоров, вызванное механическими примесями, в процессе эксплуатации насоса влечет за собой рост утечек гидравлической жидкости, снижение объемного КПД насоса и увеличение расхода энергии на выполнение полезной работы, что подтверждается ранее выполненными исследованиями [10–12]. Замена насоса решает проблему перерасхода топлива, но требует дополнительных затрат. Для достижения поставленной цели – определение рационального срока эксплуатации насосов, были сформулированы задачи: создание математической модели затрат на владение насосом с учетом перерасхода топлива, возрастающего в процессе эксплуатации, разработка алгоритма и компьютерного моделирования в программе Simulink-Matlab, оценка увеличения расхода топлива.

В работе рассматривалось влияние технического состояния аксиально- поршневых насосов HPV375 на расход топлива карьерным гидравлическим экскаватором Komatsu PC2000-8. В рамках исследования принято допущение, что потери подведенной энергии в узлах трения механизмов экскаватора постоянны, и при расчетах не учитывались.

Главные насосы гидравлической системы карьерного экскаватора обеспечивают жидкостью гидродвигатели рабочего оборудования и механизма поворота платформы. В зависимости от фазы рабочего цикла экскаватора некоторые гидродвигатели могут бездействовать или, наоборот, работать с максимальной нагрузкой. Нагрузка на механизмы экскаватора определяет рабочее давление в гидросистеме, и, в свою очередь, величина утечек и сил трения в механизме нагнетания насоса изменяется пропорционально изменению давления. Отсюда следует, что для оценки потерь энергии в главных гидравлических насосах необходимо учитывать свойства экскавируемой горной массы, температуру рабочей жидкости, уровень утечек рабочей жидкости, скорости и ускорения подвижных элементов [13, 14].

Утечки в зазорах механизмов аксиально-поршневого насоса зависят от ряда факторов, основными из них являются разность давлений на входе и выходе из зазора и сопротивление зазора, которое зависит от его формы и площади сечения. При прочих равных условиях с ростом разности давлений растут утечки. Это происходит в процессе вытеснения рабочей жидкости из рабочей камеры гидравлического насоса. В процессе заполнения рабочей камеры утечки практически отсутствуют.

Утечки в рабочих камерах механизма нагнетания насоса HPV375+375 можно представить в виде четырех составляющих: перетоки жидкости в зазоре кольцевой формы между плунжером и стенкой рабочей камеры Qpc, в сферическом шарнире, соединяющем основание плунжера с упорным башмаком, в плоском зазоре между упорным башмаком и наклонным диском, а также по поверхности контакта блока рабочих камер с диском распределительного механизма Qbp. В этих зазорах утечки конструктивно не только неизбежны, но и необходимы, т.к. рабочая жидкость, попадая в эти зазоры, смазывает поверхности деталей, нагруженные усилиями, создаваемыми рабочим давлением жидкости, и снижает их износ.

При расчете перетоков жидкости в зазоре между плунжером и стенкой рабочей камеры необходимо учесть, что под действием боковых нагрузок, возникающих при передаче крутящего момента от приводного вала к плунжерной группе, плунжер, несмотря на малые допуски и высокий класс точности изделия, занимает эксцентричное положение в рабочей камере. Расход жидкости в эксцентричном кольцевом зазоре определяется по формуле [15, 16]:

где dp – диаметр плунжера насоса, м; hpc – средняя величина зазора между плунжером и стенкой рабочей камеры насоса, м; pc, p0 – соответственно рабочее давление насоса и давление в корпусе насоса, Па; μ – динамический коэффициент вязкости рабочей жидкости, Па∙с; λ = e/hpc – относительный эксцентриситет плунжера в рабочей камере; e – эксцентриситет плунжера относительно стенок цилиндра, м; v – скорость движения плунжера, м/с; l – длина части плунжера, находящейся в цилиндре в текущий момент времени, м:

                                                         l = l0 + R(1 – cos ωt) tg γ,                                   (2)

здесь l0 – средняя длина части плунжера, находящейся в цилиндре, м; R – радиус осей рабочих камер, м; ω – угловая скорость блока рабочих камер, рад/с; γ – угол наклона упорного диска, град.

Осевая скорость одного поршня относительно цилиндра определяется следующим образом:

                                                                v = ωR tg γ sin ωt.                                              (3)

Утечки рабочей жидкости через зазоры между поршнем и башмаком определяются по выражению [17]:

где hpt – зазор между поршнем и башмаком, м; p1, p0 – соответственно давление в камере башмака и в камере корпуса, Па; β1, β2 – конструктивные углы поршня и башмака, рад.

Аналогично рассчитываются утечки в других узлах аксиально-поршневого насоса.

Действующий ГОСТ 13823–78 устанавливает предельное состояние только для нерегулируемых аксиально-поршневых насосов и не устанавливает для регулируемых насосов с питанием системы управления от основного потока. При этом из известного уровня техники следует, что наступает момент, когда дальнейшая эксплуатация регулируемого аксиально-поршневого насоса нецелесообразна, в том числе в связи с повышенным перерасходом топлива. Для карьерных гидравлических экскаваторов величину предельного состояния регулируемых основных насосов следует устанавливать с учетом горнотехнических и экономических условий эксплуатации [18].

[1] ГОСТР 55165–2012 Оборудование горно-шахтное. Экскаваторы одноковшовые карьерные с вместимостью ковша свыше 4 м3. Общие технические требования и методы испытаний.

[2] Занг К. К. Обоснование и выбор параметров охладителя гидросистемы карьерного гидравлического экскаватора при эксплуатации в условиях Республики Вьетнам. [Автореф. дис. канд. техн. наук]. М.: МИСиС; 2021. 21 с.

Комплексная математическая модель, включающая перечисленные формулы утечек для критических узлов механизма нагнетания жидкости аксиально-поршневых насосов гидравлической системы карьерного экскаватора, была составлена в системе Simulink-Matlab. В последнее время Simulink-Matlab наравне с другими популярными CAD, CAE системами широко и успешно используется для цифрового прототипирования рабочих процессов оборудования в горном деле [19]. Также в модель были добавлены условия и ограничения, напрямую и косвенно влияющие на величину утечек рабочей жидкости в зазорах. В первую очередь параметры цикла рабочей камеры насоса, конструктивные параметры механизма нагнетания, временны́е и нагрузочные параметры рабочего цикла карьерного гидравлического экскаватора, температура рабочей жидкости.

В рамках численного эксперимента были определены объемы утечек рабочей жидкости в насосах высокого давления гидросистемы карьерного гидравлического экскаватора, имеющих различную степень износа механизма нагнетания: от состояния нового насоса (зазоры hрс = hсv = hрs = hss = 5 мкм) до бывшего в эксплуатации в течение нескольких лет (зазоры hрс = hсv = hрs = hss = 20 мкм).

Величины значений потерь перерасхода топлива, соответствующие утечкам в насосах, приведены в табл. 1. Графики зависимости перерасхода топлива от температуры рабочей жидкости, построенные для четырех степеней износа механизма нагнетания (рис. 1), показывают, что с ростом величины зазоров перерасход топлива возрастает многократно. Например, для температуры рабочей жидкости 70 ℃  увеличение зазоров в механизме нагнетания аксиально-поршневого насоса в 2, 3 и 4 раза вызывает рост перерасхода топлива, вызванного утечками рабочей жидкости, в 8, 27 и 64 раза соответственно. Такое соотношение может быть отражено функцией x = y3.

Таблица 1

Перерасход топлива при выполнении основных операций рабочего цикла в зависимости от величины зазора между поршнем и блоком цилиндров

Рис. 1. Потери мощности при ширине зазоров: 1 – 5 мкм; 2 – 10 мкм; 3 – 15 мкм; 4 – 20 мкм

Рис. 2. Перерасход топлива при выполнении рабочих операций: а – копание; б – поворот на выгрузку; в – разгрузка ковша; г – поворот в забой

Перерасход топлива при выполнении рабочих операций в зависимости от зазора между поршнем и блоком цилиндров при различной температуре РЖ представлен на рис. 2.

Влияние температуры рабочей жидкости на потери мощности в гидравлическом экскаваторе рассмотрено в [20]. В указанной работе влияние технического состояния насосов на потери мощности не рассматривалось.

Следует сказать, что потеря мощности в 1 кВт∙ч приводит к перерасходу 207–218 г топлива.

В работе Чан В. Х.[3] была разработана математическая модель стоимости владения основного насоса гидравлического экскаватора и затрат на перерасход топлива:

где Ze – затраты на эксплуатацию насоса, руб/ч; Zg – затраты на топливо в начальный момент эксплуатации, руб/ч; C – стоимость замены насоса, руб.; ηn – величина объемного КПД насоса в начальный момент эксплуатации; vη – скорость изменения объемного КПД насоса, %/ч; Т – продолжительность эксплуатации, ч.

На основе предложенной модели получено выражение для определения интервала между заменами:

Использование расчетного значения интервала между заменами насоса позволит минимизировать затраты на приобретение насоса и расход топлива в процессе эксплуатации до замены.

Из выражения хорошо видно, что величина интервала увеличивается как корень второй степени с увеличением стоимости замены насоса и уменьшения стоимости топлива и скорости уменьшения объёмного КПД в процессе эксплуатации.

Также из полученного выражения следует, что величина постоянных затрат на эксплуатацию насоса не влияет на рациональную величину интервала между заменами (рис. 3).

Рис. 3. Влияние интервала между заменами основных насосов: а – на перерасход топлива; б – на затраты на топливо и замену насосов: 1 – vn = 0,5∙10−3 %/ч; 2 – vn = 1∙10−3 %/ч; 3 – vn = 1,5∙10−3 %/ч; 4 – vn = 1∙10−3 %/ч, Czn = 800 000 руб, D = 35 руб./л; 5 – vn = 1∙10−3 %/ч, Czn = 800 000 руб., D = 70 руб/л; 6 – vn = 1∙10−3 %/ч, Czn = 1 600 000 руб., D = 35 руб./л

Для оценки перерасхода топлива предложен показатель Kef, характеризующий перерасход топлива, определяемый отношением разницы между фактическим расходом топлива на 1 м3 экскавируемой горной массы Gf и расходом топлива при начальном значении объемного КПД Gn к расходу топлива при начальном значении объемного КПД:

Значение показателя равно нулю при равенстве номинального и фактического расхода топлива, т.е. в начальный момент эксплуатации, если фактический расход топлива в 2 раза больше, чем номинальный (следует отметить, что при эксплуатации такой перерасход топлива не допускается), коэффициент принимает значение, равное единице.

Использование предлагаемого коэффициента эффективности расхода топлива и предложенного выражения для расчета интервалов между заменами насоса позволит на основе объективных данных принимать решения о назначении предельных состояний и сроках замены основных насосов карьерного гидравлического экскаватора и уменьшить суммарные затраты на владение насосом и на расход топлива до 17 % в зависимости от экономических и горнотехнических факторов эксплуатации.

[3] Чан В. Х. Обоснование наработки между заменами насосов карьерного гидравлического экскаватора в условиях Вьетнама. Автореф. дис. канд. техн. наук. Тверь; 2024. 21 с.