鄭陽，倪文波，王雪梅

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)

0 引言

液壓系統(tǒng)是鉸接式自卸車的重要組成部分。當(dāng)自卸車連續(xù)工作時(shí)，液壓系統(tǒng)損失的能量會(huì)轉(zhuǎn)化成系統(tǒng)的熱量，導(dǎo)致液壓油溫度升高。當(dāng)液壓油溫度超過機(jī)械設(shè)備的最高允許溫度時(shí)，會(huì)給自卸車的液壓系統(tǒng)帶來一系列的危害。過高的油溫會(huì)造成油的粘度降低，導(dǎo)致油液泄漏量增加，降低系統(tǒng)的工作效率；同時(shí)也會(huì)加速液壓元件的磨損，使橡膠密封件老化變質(zhì)加速，嚴(yán)重降低液壓系統(tǒng)的使用壽命。當(dāng)在高溫條件下液壓油氧化變質(zhì)，析出的膠狀沉積物會(huì)阻塞閥的阻尼孔，容易析出空氣產(chǎn)生壓力沖擊，影響系統(tǒng)正常穩(wěn)定工作，甚至?xí)绊懶熊嚢踩玔1-3]。

鉸接式自卸車的液壓系統(tǒng)由舉升系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制動(dòng)系統(tǒng)3部分組成。在車輛實(shí)際工作中，雖然流經(jīng)舉升系統(tǒng)的流量很大，但舉升系統(tǒng)在自卸車一個(gè)工作行程中上升下降一次，累計(jì)工作時(shí)間約30s。自卸車動(dòng)力為電傳動(dòng)系統(tǒng)，以電制動(dòng)為主，液壓制動(dòng)為輔。當(dāng)車輛速度低于8km/h時(shí)液壓制動(dòng)系統(tǒng)才會(huì)工作。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)只在自卸車左右轉(zhuǎn)向很短的時(shí)間內(nèi)工作。綜上所述舉升系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制動(dòng)系統(tǒng)在工作時(shí)產(chǎn)生的熱量并不多。

在自卸車啟動(dòng)后，運(yùn)轉(zhuǎn)的柴油機(jī)通過傳動(dòng)軸和齒輪箱驅(qū)動(dòng)葉片泵和柱塞泵工作，使液壓油在系統(tǒng)管路中不停流動(dòng)，通過閥、過濾器等產(chǎn)生壓力損失變?yōu)闊崮埽@是自卸車產(chǎn)生熱量的主要原因。本文通過仿真分析自卸車液壓系統(tǒng)這一產(chǎn)熱過程的熱平衡特性，改進(jìn)散熱系統(tǒng)從而降低液壓系統(tǒng)的油液溫度。

1 模型建立

根據(jù)文獻(xiàn)[4]中鉸接式自卸車的工作原理，自卸車在空載且直線前進(jìn)時(shí)，液壓系統(tǒng)的能量損失主要分成兩部分：一部分液壓油通過葉片泵、高壓過濾器、閥、管路和低壓過濾器回到油箱，產(chǎn)生的壓力損失轉(zhuǎn)化為熱量；另外一部分液壓油因?yàn)榱闩帕繒r(shí)柱塞泵的泄漏直接回到油箱產(chǎn)生熱量。液壓系統(tǒng)散熱的主要途徑是通過油箱與外界自然對(duì)流散熱。以下針對(duì)自卸車液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱和散熱的過程進(jìn)行熱力學(xué)建模分析。

1.1 液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱分析

液壓油在系統(tǒng)中流動(dòng)產(chǎn)生的壓力損失及泵、電動(dòng)機(jī)等元件的功率損失是液壓系統(tǒng)產(chǎn)生熱量的主要原因。除了一部分熱量散發(fā)到外界環(huán)境中，其余的熱量使液壓油溫度升高[5]。在本文中，液壓油通過閥、過濾器在管路中流動(dòng)產(chǎn)生的壓力損失以及泵在工作中的功率損失是自卸車液壓系統(tǒng)熱量的主要來源。

1) 葉片泵的功率損失為：

P1=(1-ηvηm)p1q1

(1)

式中：P1為葉片泵的功率損失，W；p1為葉片泵工作壓力，Pa；q1為葉片泵流量，m3/s；ηv為葉片泵的容積效率；ηm為葉片泵的機(jī)械效率。

2) 零排量變量柱塞泵的功率損失為：

P2=p2q2

(2)

式中：P2為柱塞泵的功率損失，W；p2為柱塞泵的出口壓力，Pa；q2為柱塞泵的流量，m3/s。

圖1為柱塞泵樣本手冊(cè)中柱塞泵效率及功率曲線圖。柱塞泵的負(fù)載壓力為溢流閥的開啟壓力160bar，可得泵在零排量時(shí)的泄漏量為29L/min。

圖1 變量柱塞泵效率及功率曲線圖

3) 液壓油流經(jīng)管路的功率損失

液壓管道的壓力損失由沿程壓力損失和局部壓力損失兩部分組成，總的壓力損失為：

Δph=∑Δpλ+∑Δpξ

(3)

式中：Δph為管路中總的壓力損失，Pa；Δpλ為沿程壓力損失，Pa；Δpξ為局部壓力損失，Pa。

液壓油在管路中的功率損失為：

P3=Δphq3

(4)

式中：P3為管路中的功率損失，W；q3為通過管路的流量，m3/s。

4) 閥、過濾器的功率損失為：

P4=Δpq

(5)

式中：P4為閥、過濾器中的功率損失，W；Δp為閥、過濾器的壓力降，Pa；q為通過閥、過濾器的流量，m3/s。

1.2 液壓系統(tǒng)的散熱分析

液壓系統(tǒng)的散熱方式為發(fā)熱源(泵、閥、管路)的散熱和油箱的散熱。系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量一部分散熱到外界環(huán)境中，剩下的熱量留在系統(tǒng)中使液壓油溫度升高[6]。油箱為液壓系統(tǒng)的主要散熱方式，油箱散熱由自然對(duì)流換熱和熱輻射兩部分組成。

油箱的自然對(duì)流換熱量為：

Q1=kA(T1-T0)

(6)

式中：Q1為自然對(duì)流換熱量，W；k為油箱傳熱系數(shù)；A為油箱有效散熱面積，m2；T1為外界環(huán)境溫度，K；T0為液壓油的溫度，K。

油箱的熱輻射換熱量為：

Q2=εAσ(T04-T14)

(7)

式中：Q2為熱輻射換熱量，W；ε為實(shí)際物體的反射率，ε=0.5；σ為黑體輻射系數(shù)，σ=5.67×10-8W/(m2·K4)。

1.3 自卸車液壓系統(tǒng)的熱力學(xué)建模

利用AMESim軟件中的熱液壓庫(kù)和熱庫(kù)，直接建立葉片泵、高壓過濾器、閥、管路和低壓過濾器的熱力學(xué)模型，其中節(jié)流閥等效流體在管路中的節(jié)流過程。變量柱塞泵在零排量時(shí)泄漏液壓油產(chǎn)生熱量，在軟件中等效為液壓油經(jīng)柱塞泵、過濾器，單向閥和溢流閥最后流回油箱這一過程。用質(zhì)量模塊代替油箱的箱體，油箱中油液通過箱體經(jīng)自然對(duì)流換熱和熱輻射對(duì)外散熱，建立油箱熱力學(xué)的模型。最終建立的鉸接式自卸車液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型如圖2所示。

1—葉片泵；2—變量柱塞泵；3—吸油過濾器；4—高壓過濾器；5—合流閥；6—節(jié)流閥；7—低壓過濾器；8—溢流閥；9—單向閥；10—供油管；11—回油管；12—油箱；13—風(fēng)冷散熱器圖2 鉸接式自卸車液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型

自卸車液壓系統(tǒng)的主要計(jì)算參數(shù)如表1所示。

表1 系統(tǒng)主要計(jì)算參數(shù)

2 液壓系統(tǒng)熱分析

首先依據(jù)自卸車在環(huán)境溫度16℃的條件下的液壓系統(tǒng)油溫試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對(duì)建立的液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型進(jìn)行驗(yàn)證。然后針對(duì)液壓系統(tǒng)在環(huán)境溫度40℃條件下的油溫過高的問題，仿真分析幾種不同的改進(jìn)方案。

2.1 自卸車液壓系統(tǒng)仿真

根據(jù)自卸車的實(shí)際工作運(yùn)行情況，在環(huán)境溫度16℃，油液溫度23℃環(huán)境條件下進(jìn)行了油液溫升試驗(yàn)。第一階段自卸車持續(xù)運(yùn)行約2.5h。第二階段自卸車停止運(yùn)行，液壓系統(tǒng)自然冷卻1.5h。第三階段自卸車?yán)^續(xù)運(yùn)行約2h。

仿真分析自卸車液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型，仿真結(jié)果如圖3所示。第一階段仿真結(jié)束后油箱溫度為70 ℃，試驗(yàn)數(shù)據(jù)為68 ℃。第二階段軟件仿真溫度為49 ℃，試驗(yàn)數(shù)據(jù)為52 ℃。第三階段軟件仿真溫度為71 ℃，試驗(yàn)數(shù)據(jù)為69 ℃。仿真分析結(jié)果與自卸車實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果基本一致，證明建立的自卸車的液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型能夠準(zhǔn)確的仿真實(shí)際情況。

圖3 仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)液壓油溫度對(duì)比

2.2 環(huán)境溫度40 ℃下液壓系統(tǒng)熱特性

根據(jù)《自卸車液壓系統(tǒng)技術(shù)條件》規(guī)定，液壓油溫不得超過80 ℃。但在夏季環(huán)境溫度較高，鉸接式自卸車液壓系統(tǒng)多次出現(xiàn)油溫報(bào)警，液壓系統(tǒng)溫度最高時(shí)甚至達(dá)到了100 ℃以上。因此有必要分析研究鉸接式自卸車在環(huán)境溫度40 ℃，油液溫度30 ℃條件下的熱平衡特性。

如圖4所示，系統(tǒng)仿真運(yùn)行3h到達(dá)熱平衡，液壓油液溫度超過100℃，遠(yuǎn)高于自卸車液壓系統(tǒng)的最高允許溫度80℃。仿真結(jié)果與自卸車液壓系統(tǒng)的實(shí)際溫度相吻合。

圖4 環(huán)境溫度40 ℃下油箱內(nèi)油液溫度

2.3 自卸車液壓散熱系統(tǒng)的改進(jìn)

1) 油箱表面增加肋板

油箱是自卸車液壓系統(tǒng)最主要的散熱方式，因此通過增加油箱的散熱表面積可以增加液壓系統(tǒng)的散熱量，降低油液溫度。根據(jù)油箱的具體尺寸，油箱表面可增加0.64m2的肋板(圖5)。在自卸車液壓系統(tǒng)的熱力學(xué)模型中等效為將油箱表面積增加0.64m2。

圖5 油箱增加肋板示意圖

圖6為油箱增加不同面積的肋板后液壓油的溫度曲線。當(dāng)增加了0.64m2的肋板面積時(shí)，油液的熱平衡溫度為98.1 ℃。隨著肋板表面積不斷增加，油液溫度越來越低，但散熱效果的邊際效應(yīng)遞減。即使肋板表面積增加到十倍，肋板表面積約等于油箱表面積，此時(shí)油液最終溫度為94 ℃，說明只增加肋板面積無法將液壓系統(tǒng)的溫度降低到80 ℃。

圖6 增加肋板后油箱內(nèi)油液溫度

2) 增加油箱體積

當(dāng)油箱沿縱向向外增加0.1m時(shí)，油箱的總體積增加100L(圖7)。油箱體積的增加使油液與油箱的散熱接觸表面積變大，同時(shí)也增加了油箱中油液的體積，降低了液壓系統(tǒng)的溫度。

圖7 增加油箱體積示意圖

圖8 增加油箱體積后油液溫度

當(dāng)油箱增加的長(zhǎng)度ΔL設(shè)為0.1m、0.2m時(shí)，油箱的體積對(duì)應(yīng)增加了100L、200L。系統(tǒng)最終達(dá)到平衡后的油箱溫度分別為97.3 ℃，94.7 ℃，如圖8所示。由此可得增加油箱體積的散熱效果比增加肋板更有效，但是只增加油箱體積也無法將油液溫度降低到80 ℃。

3) 同時(shí)增加肋板和油箱體積

油箱表面增加0.64m2的肋板，同時(shí)將油箱體積增加100L、200L(圖9)，油液最終溫度為94.7 ℃，92.4 ℃。結(jié)果表明同時(shí)增加肋板和油箱體積也無法將油液溫度降低到80 ℃(圖10)。

圖9 同時(shí)增加肋板和油箱體積示意圖

圖10 同時(shí)增加肋板和油箱體積后油液溫度

4) 加裝散熱器

基于前面的3種方案均無法使液壓系統(tǒng)的溫度降低到80 ℃以下。因此考慮在自卸車的液壓系統(tǒng)中加裝散熱器。依據(jù)葉片泵排量，選取流量為250L/min的RJ-357型集成風(fēng)扇的液壓油風(fēng)冷卻器。將其安裝到液壓系統(tǒng)中低壓過濾器7與單向閥9之間，如圖2虛線部分所示。

該散熱器主體尺寸為：520×445×220mm，風(fēng)扇轉(zhuǎn)速為2 000r/min，仿真分析液壓模型，系統(tǒng)最終平衡時(shí)油箱溫度為71℃。此時(shí)散熱器的冷卻功率為8.6kW(圖11)。

圖11 加散熱器后油液溫度

3 結(jié)語

利用AMESim軟件對(duì)某種鉸接式自卸車液壓系統(tǒng)的熱特性進(jìn)行了仿真分析，得出以下結(jié)論：

1) 根據(jù)廠家自卸車油溫試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立自卸車的液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模型，仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)基本吻合。

2) 自卸車液壓系統(tǒng)在環(huán)境溫度40 ℃時(shí)的熱平衡溫度為101.1 ℃，通過油箱表面增加肋板，同時(shí)加大油箱體積的方法能夠?qū)⒁簤合到y(tǒng)的油液溫度降低到92.4 ℃，無法降低到80 ℃以下。

3) 在葉片泵與油箱油路之間加裝風(fēng)冷散熱器，液壓系統(tǒng)的最終熱平衡溫度為71 ℃，符合液壓系統(tǒng)溫度規(guī)定的技術(shù)指標(biāo)。本文的仿真分析對(duì)自卸車液壓系統(tǒng)的改進(jìn)提供了理論基礎(chǔ)，具有一定的實(shí)際參考價(jià)值。