一臺正在武漢進行盾構施工的 Q U Y 100 履帶起重機行走系統出現故障，在直行狀態行駛正常，行走轉向時出現超出系統溢流閥設定壓力，此時系統壓力達到 32M Pa，溢流閥溢流。將泄油口拆卸，泄油流量甚微，將出油口拆卸，出油口流量甚微，將制動器強制開啟，依然無法正常轉向。根據實際測量數據及相關元件技術參數，從理論上對此故障進行分析，并進一步給出故障解決方案。

2 技術參數

整機重量 116t，主臂長度 30m ，行走馬達采用林德 165m l/r排量的馬達，在 25M Pa 系統壓力時理論上提供 657N m 的扭矩；行走減速機采用邦飛利 180000N m 減速機，傳動比 265；驅動輪直徑 834m m ，12 齒。任選 8 塊履帶板對節距進行實測數據如下：

表 1 履帶板節距實測值

3 參數分析

3.1 幾何尺寸計算

（1） 通過驅動輪尺寸計算的履帶板節距理論值：

( 8342+ 50)×tag(36012×2)×2= 250.26(m m )

實測履帶板節距為 254.6m m ＞250.26m m

（2） 分度元直徑計算：根據驅動輪尺寸計算值為：

250.26×12π= 955.92(m m )

根據履帶板實際節距計算值為：

254.6×12π= 972.5(m m )

（3） 實際情況：

現場考察實際履帶板和驅動輪出現啃齒現象，如圖 1 所示

圖 1 履帶板和驅動輪啃齒情況圖分析啃齒情況，見圖 2。

出現啃齒后實際分度元直徑為：509.48×2= 1018.96(m m )3.2 行走阻力計算

（1） 地面對履帶的運行阻力 F _zoutu ：

F _zoutu = w _zoutu ×G = 0.05×116×9.8= 56.84(kN )

式 中 ，w _zoutu —運 行 比 阻 力 系 數 ， 對 于 堅 實 路 面 ，取w _zoutu = 0.05；

G —整車自重，G = 116t。

（2） 慣性阻力

F _zoug =1.5G ×v zout q=1.5×116×1.1×10 63600×8×10 3= 6.65(kN )

式中，v _zou —行走速度，v _zou = 1.1km /h；

t q —起動時間，取 t q = 8s。

（3） 坡阻力 F zoug

F _zoug = G ×9.8×sinθ po = 116×9.8×sin(17°)= 332.4（kN）

式中，θ po —行走坡度，θ po = 17°。

（4）內阻力 F _zounei

F _zounei = w _zounei ×G ×9.8= 0.07×116×9.8= 79.58(kN )

式中，w _zounei —內阻力系數，取 w _zounei = 0.07。

（5） 原地轉彎阻力 F w an

F _{w an} =14×μG L lvr×ε=14×0.75×116×9.8×6.763.08×1.3= 608.17(kN )

式中，μ—垂直載荷和摩擦阻力的比例系數，對于堅實的混凝土路面，取 0.65；

L _lv —履帶接地長度，L _lv = 6.76m ；

r—轉彎半徑，r= 0.5B _lv = 0.5×6.16= 3.08m ；

B _lv —軌距，B _lv = 6.16m ；

ε—偏心系數，ε= 1.3。

（6） 單邊空載平道行駛 F zou1

F _zou1 =F _zlutu + F _zoug + F _zounei2=56.84+ 6.65+ 79.582= 71.54(kN )

（7） 單邊空載爬坡行駛 F _zou2

F _zou2 =F _zlutu cosθ po + F _zoug + F _zoup + F _zounei2

=56.84×cos(17°)+ 6.65+ 332.4+ 79.582= 236.49(kN )

單邊空載原地轉彎 F _zou3

F _zou3 =F _zlutu + F _zounei + _{F w an}2=56.84+ 79.58+ 608.172= 372.29(kN)

3.3 系統壓力計算

當履帶板未磨損增長的情況下，分度元直徑為 955.92m m ，此時在空載原地轉彎時減速機輸出軸扭矩為：32.29×955.922= 177940(N m )

減速機輸入軸扭矩為：1779400.9×265= 746(N m )

根據林德馬達提供的參數 25M Pa 系統壓力時理論上提供657N m 的扭矩，并考慮 0.92 機械效率和容積效率，此時馬達所產生的壓差為：746657×250.92= 30.86(M Pa)

考慮系統背壓為 0.5M Pa，進油口系統壓力為：30.86+ 0.5= 31.36(M Pa)

當履帶板磨損到當前情況下，履帶板與驅動輪之間的嚙合產生啃齒現象，分度元直徑增加到 1018.96m m ，在空載原地轉彎時減速機輸出軸扭矩為：372.29×1018.962= 189674(N m )> 180000N m減速機輸入軸扭矩為：7896740.9×265= 795(N m )根據林德馬達提供的參數25M Pa 系統壓力時理論上提供657N m 的扭矩，并考慮 0.92 的機械效率和容積效率，此時馬達所產生的壓差為：795657×250.92= 32.88(M Pa)考慮系統背壓為 0.5M Pa，進油口系統壓力為：32.88+ 0.5= 33.38(M Pa)> 32M Pa此時出現系統溢流閥溢流現象，并且行走機構無法驅動起重機完成轉向。

3.4 分析結論

（1） 當前行走機構達到使用疲勞壽命；

（2）行走減速機目前已經超出許用扭矩，因液壓系統的管路、

接頭等許用壓力為 31.5M Pa，不能繼續提升系統溢流閥壓力；

（3） 需更換行走機構的主要零部件，可以實現起重機的正

常行走轉向功能。

4 解決方案

對相關元件進行更換：林德 165 排量變量馬達更換為上海電氣 A 2FM 180 定量馬達，當量扭矩為 2.86N m /bar；將原Φ840m m 直徑驅動輪調整為 Φ860m m 驅動輪。調整后經過計算在最大行走阻力狀態下進油口系統壓力為：29.65M Pa，行走馬達壓力小于系統溢流壓力，滿足使用要求。若希望提升行走機構的疲勞壽命，需要重新對行走機構的履帶板、驅動輪和減速機進行系統升級匹配。