滑移装载机液压系统热平衡研究与优化分析.pdf

I『_一 一 ⋯ ⋯ ⋯ ⋯⋯⋯一一⋯ ⋯一一⋯一⋯⋯一一一一一 ⋯一一 ； 滑移装载机液压系统热平衡研究与优化分析 { 摘 要 为研究并优化滑移转向装载机液压系统热平衡性能， 分析计算了 滑移装载 机行 走液压系 } { 统与 工作液压系统的发热功 率与整机的散热功 率， 并针 对该系 统提出了 优化方案。 理论分析计算及试 { 验 数据的 对照 分析表明 液压系统热平衡优化方案正确有效， 优化后的液压系 统热平衡温度满足实际 } ；工程作业的要求。 ； 、时 台b敞守 等 I站南 柚性 执脑徂沿敌 、 ’ 、‘ ，[ 一 于 一 一 。 一⋯ ⋯⋯ 。⋯⋯ ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ I 装 载 机 在 工 程 机 械 领 域 越 来 越 受 到 广 泛 关 注 。 但 同 3 J一 一 _ 一 k 、I l u 文l网 匕 I 1 7 l ’， ， J ’ 日 文小 寸拟 日 J 锄J I 空 间 过 于 狭 小 ，元件及管路布置较为紧凑， 从而使 得 液 压 系 统 在 运 行 过 程 中 产 生 的 热 量 不 容 易 得 到 l暖 l H r I T r I 有 效 的 释放， 因此在滑移装载机中普遍存在液压系 l 统 热 平 衡 温 度 相 对 较 高 的 现 象 。 特 别 是 在 夏 季 环 境 l ． ． 1 ● 温 度 较 高的 情 况 下， 使 用 高 压 大 流 量 的 属具 工 作 2 I 一 1 I I f k l 时， 液 压系 统的 油 温 过 高 会 导 致 液 压 油 的 黏 度F ＼ 一 - ． ． j 口 f I泼 妇 I士； 』 - 湛 ￡ 下上 珐 ] I波 谢 l工； ’ I 广T 1 n 。 } 芒 件 的 储 田 名； 命 略 f } } 双 罕r陴 便 散 庄 兀 一 ． ． 5 ／ 1 l 1 4 ， l J， 马H1 4 I o I - 目前 ， 国内外针对滑移装载机液压系统热平衡 的研究工作相对较少， 因此现阶段对其进行分析研 6 7 究并加以改进有着非常重要的意义。本文将以某型 ， ㈠ 号滑移装载机样机为研究对象， 对其液压系统热平 ／ 衡进行分析计算 ，同时根据计算结论进行优化设 l令 I 计， 并进行试验验证 ， 从而达到提升液压系统热平 l 1 滑移装载机液压系统热平衡分析 该型号滑移装载机液压系统由静液压闭式行 1 ． 串联液压泵2 ． 合流阀3 ． 主控阀4 ． 工作马达5 ． 行走 马达6 ． 散热器7 ． 旁通阀8 ． 液压油箱 图1 滑移装载机液压原理图 作者简介 牛宏杰 1 9 7 8 一 ， 男， 新疆石河-T - A ． ， 工程师， 本科， 研究方向 流体传动与控制。 一 1 6 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m l l 式 系 统 ， 主 要 由 泵 、 马 达 组 成 ， 发 热 形 式 为 泵 和 马 达 Q 泵 人 口 流 量 ， L ／m in ； 的 功 率 损 失 发 热 ， 产 生 的 热 量 主 要 通 过 补 油 泵 将 冷 J，7 工 作 效 率 ， 柱 塞 泵 取 0 ．9 。 i l 油 补 进 系 统 置 换 泵 、马达壳体中的热油予以释放。 2 ． 1 ．2 马达损失功率 ． 对于工作系统而言，液压泵的容积损失和机械损H z p Q 1 - m ／ 6 o 2 失、 系统管路空流压力损失、 液压阀节流损失及作 式中 巩一马达发热功率， k w； 业过程中溢流损失等几乎全部转化成热能， 散热形 p 广一 马达入口压力， M P a ； 式只能依靠整机的散热器进行主动散热。 p 厂马达入口流量， L ／ ra i n ； 整机的散热形式主要有管路散热、 液压油箱散 广工作效率， 柱塞马达取 0 ．9 。 热及液压油散热器散热。对于管路散热而言， 由于 2 ． 2 开式工作系统发热功率计算 该机型内部结构的限制 ， 管路基本处于较为封闭的 工作系统由泵、 合流阀、 主控阀、 马达等液压元 机舱之内， 同时油箱也作为车架的一部分 ， 油箱内 件组成， 发热源主要为泵损失发热、 背压损失发热 侧紧贴高温的发动机机舱， 导致油箱仅能通过油箱 及马达损失发热。 外侧进行散热， 因此该机型液压系统散热形式主要 2 ．2 ． 1 工作泵损失功率 依靠散热器进行。如图2 所示， 发动机的冷却水箱H 3 p ，Q 1 - r I ／ 6 o 3 与液压油散热器并联布置， 通过发动机直接驱动风 式中 日 厂泵发热功率， k W； 扇向并联式散热器进行吹风式冷却， 带走液压系统 p 厂泵出口压力 ， M P a ； 中的大部分热量。 Q 泵出口流量， L ／ m i n ； 一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一 一 T 椎 旆 寐惜 蛤 虿 确n R E 风 向 ／ _、 2 ．2 ． 2 压力损失发热功率 日 r 水 压 力 损 失发 热 包括 控 制 元 件的 通流 压 力 损 失 散 ． 及管路的压力损失。 _ 1 ／ L _ H 4 △ p Q 4 ／ 6 0 4 油 ． 式 中 日 发 热 功 率， k W ； 日 广 J 、 散 △ p 泵出口与马达间的压力差值 ， M P a ； 一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一一 Q 一 泵出 口流量 ， L ／ mi n 。 图2 滑移装载机散热系统简图 2 ． 2 ． 3 马达损失发热 ～一⋯． ．一⋯⋯ Hs p s Q 5 1 一 s ／ 6 0 5 g 一 l 7一 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m 2 ． 3 散热器散热功率计算 该系统采用板式铝制散热器，以环境温度为 3 0 。 I 测试的散热器性能数据为例， 计算该系统散热 器在特定工况下的散热功率凰。 Hc H A AT C mAT ／ 6 0 C p QAT ／ 6 0 6 式中 散热器 自身散热系数； A散热器迎风面积 ， m m z ； △ 气一 油温差 ， ℃； 卜液压油 比热容 ， 2 0 0 0 J ／ k g ℃ ； 质量流量 ， k g ／ mi n ； 液压油密度， k g ／ L ； p 流量 ， L ／ mi n ； △卜散热器进出口温差 ， 。 代人数据计算得到散热功率为 Hc 1 9 ． 7 8 k W HN 。 根据上述分析计算得到散热器散热功率略高 于液压系统发热率 1 ． 1 6 k W，但考虑到系统其他部 分的背压等压力损失发热、 发动机热辐射及风扇进 风区 发动机机舱 温度远高于环境温度等因素， 该 液压系统热平衡需要进行一定程度的优化， 以保证 该机型液压系统效率及整机性能能够适应实际作 、 I 需要。 3 热平衡优化分析 热平衡的优化主要从发热功率的减少与散热 功率的增加两方面进行分析， 综合考虑改善液压系 统的热平衡性能。 3 ． 1 减小发热功率 根据式 1 ～式 5 的发热功率可见， 该液压系 统的主要发热源分为泵、 马达的效率损失发热与液 压元件及管路损失发热两种， 但其中泵 、 马达的功 率损失发热主要取决于泵、 马达 自身的性能， 改进 空间较小， 而对式 4 研究发现， 该工作系统的压力 损失高达 3 ．0 M P a ， 发热功率达 6 k W。 通过进一步测 试发现 ， 压力损失主要出现在图 1 中合流阀与之后 的管路上， 为此将该阀进行优化设计 ， 并适当优化 管路通径及管路布局，使得系统的压力损失降至 2 ． 5 M P a ， 代入式 3 与式 4 中得到系统的总发热功 率降至 1 6 ．5 k W。 3 ． 2 提高散热性能 一 1 8～ 由式 6 可见， 散热器散热性能主要由散热系 数与迎风面积决定， 提高散热系数与迎风面积均可 有效提高散热器性能。 为提高散热系数， 根据该机型的内部结构及布 局 ， 对散热器内部的翅片形式、 翅片高度等参数进 行优化处理， 并在此基础之上将散热器高度增大 5 5 m m 以达到增加迎风面积的 目的，以全面提高散热 器散热性能。改进之后 ， 在同种工况下进行测试得 到散热器进出口温差升高至 7 ．8℃， 代入式 6 得到 散热器散热功率升至 2 0 ．9 k W。说明该散热器理论 上基本满足样机液压系统的热平衡要求。 4 试验验证与分析 根据上述分析计算以后 ， 系统热平衡状态得到 有效改善 ， 为验证改善的程度 ， 特进行热平衡样机 试验。根据研究需要 ， 分别在液压系统的油散进出 口布置热电偶传感器， 量程 0 - 2 0 0℃， 测量精度 0 ．1 ℃， 传感器安装如图 3 所示 ， 同时在散热器进出口 附近布置流量传感器及压力传感器， 以测量系统的 压力、 流量值与理论计算值是否一致。 图 3 热平衡试验温度测点布置 测试工况 环境温度 3 0 cC， 持续进行铣刨路面 作业， 铣刨深度 6 0 m m ， 发动机额定转速， 如图 4 所 示， 分别测量改进前后的系统热平衡温度， 温度采 样频率 5 H z 。 在同一种作业工况下， 系统未改进之前， 样机 温度数据如图5 所示， 液压系统温度在开始铣刨作 业后快速上升，在稳定作业 1 h 后基本达到热平衡 状态， 液压系统温度基本稳定， 取热平衡后 1 0 0 0 个 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m ， ．、 一 越 赠 图 4 铣刨路面作业热平衡试验 时间／ s 图5 改进前液压系统热平衡试验曲线 温度值得到散热器入口温度平均值为 8 9 ． 5℃， 出口 温度平均值约为 8 0 ．0℃， 系统热平衡基本能满足实 际作业要求， 但温度已经较高， 系统的性能和效率 均有一定程度的降低 ， 同时为了满足更加恶劣的作 业工况， 需要对系统进行相应的优化 ， 以改进系统 热平衡状态。 对液压系统进行减小压力损失改进和对散热 系统散热器增大迎风面积改进之后 ，重新进行测 试， 试验数据如图 6 所示， 系统稳定运行 1 h 后基本 达到热平衡状态，取热平衡后 1 0 0 0个温度值得到 散热器人 口温度均值约为 7 9 ．0℃， 出口温度平均值 约为 6 8 ． 0 o C。 通过两组试验数据对 比发现 ， 经改进后的系统 同等作业工况下散热器进口平均温度降低约 1 O c 【 ， 整体热平衡状态明显改善， 与理论分析计算结果趋 势基本相同， 仅是具体温度值有较小的差距， 主要 是由于计算初始数据与实际整机的运行环境对系 一 ＼- ， 赵 赠 图 6 改进之后液压系统热平衡曲线 统影响程度不同造成的。理论计算与试验结果共同 表明 改进方案基本可行 ， 改进后的液压系统热平 衡基本满足实际作业要求。 5 结束语 1 通过对滑移装载机液压系统发热形式与散 热形式的分析，总结出系统热平衡状态影响参数， 为今后分析与研究滑移装载机的热平衡提供了理 论依据。 2 通过理论分析对液压系统的热平衡提出优 化方案 ， 并通过实际试验验证了改善效果 ， 理论与 实际相结合的方法可供滑移装载机液压系统或其 他工程机械热平衡设计与优化参考。 参考文献 [ 1 】王剑鹏 ， 秦四成 ， 赵克利． 5 0型轮式装载机液压系统的 热平衡分析与验证【 J 】 ． 工程机械， 2 0 0 9 ， 3 9 3 5 4 5 7 ． 【 2 ]张志友， 姚怀新闭 式液压系统内部油温的测试忉． 筑路 机械与施工机械化， 1 9 9 9 3 5 6 ． 【 3 】张东辉， 张啸男． 液压系统的热平衡计算与分析【 J 】 ． 一重 技术 ， 2 0 o 9 3 1 2 1 4 ． [ 4 ]马宪亭 ， 张福来． 液压系统 中压力损失的分析与计算忉． 煤矿机械， 2 0 0 9 ， 3 0 9 2 6 2 8 ． [ 5 】 苏华礼， 徐铭， 侯永强． 液压系统的发热与对策研究叨． 机 械研究与应用， 2 0 0 7 1 0 3 5 3 7 ． 通信地址江苏省镇江市润州区宁镇公路 1 号江苏柳工机 械有限公司小型工程机械研究所 2 1 2 0 0 5 收稿日 期 2 0 1 2 0 7 1 9 一 1 9 学兔兔 w w w .x u e t u t u .c o m