單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的熱平衡分析

劉治文，宋年波，孟凡皓

(長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西西安 710064)

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的熱平衡分析

劉治文，宋年波，孟凡皓

(長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西西安 710064)

對(duì)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的熱源和散熱進(jìn)行分析。以某單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)為研究對(duì)象進(jìn)行熱平衡試驗(yàn)，利用試驗(yàn)中測(cè)得的泵和馬達(dá)的壓力、溫度等參數(shù)對(duì)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱和散熱功率進(jìn)行計(jì)算，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證液壓系統(tǒng)熱平衡理論分析計(jì)算方法的正確性，為單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的熱平衡分析提供可靠的理論依據(jù)。

液壓系統(tǒng)；熱平衡；產(chǎn)熱功率；散熱功率

液壓傳動(dòng)技術(shù)具有傳遞效率高，傳遞功率大，液壓元件體積小、重量輕、使用方便等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械上。然而，液壓系統(tǒng)工作時(shí)由于泄漏、壓力損失等原因不可避免地存在能量損失，亦即功率損失。液壓系統(tǒng)的大部分功率損失會(huì)轉(zhuǎn)變成熱能，而絕大部分熱能會(huì)導(dǎo)致液壓油溫度升高。單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的工作油溫一般為30～85 ℃，溫度過(guò)高導(dǎo)致液壓油粘度降低，進(jìn)而增加液壓系統(tǒng)的泄漏，增大功率損失，降低系統(tǒng)工作效率；溫度過(guò)高還易導(dǎo)致液壓元件產(chǎn)生穴蝕等損傷，縮短元件的使用壽命，降低液壓系統(tǒng)的可靠性，從而增加整機(jī)的維修使用成本。因此，對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行熱平衡分析是很有必要的。

1 熱源分析

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱主要源自液壓泵和液壓馬達(dá)的功率損失、液壓閥的壓力損失以及液壓管路的功率損失。

1.1泵和馬達(dá)

液壓傳動(dòng)中所用的液壓泵和液壓馬達(dá)都是靠密封的工作容積發(fā)生變化而工作的，所以都屬于容積式泵和馬達(dá)。泵和馬達(dá)在正常工作時(shí)，會(huì)由于泄漏和摩擦等原因而產(chǎn)生功率損失(容積損失和機(jī)械損失)，產(chǎn)生大量的熱量。

熱平衡實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，由于壓實(shí)材料的參數(shù)變化(如密實(shí)度、沉降量等)導(dǎo)致泵和馬達(dá)的高壓腔壓力會(huì)有微小波動(dòng)，高低壓腔壓差也會(huì)有所波動(dòng)[1]，因此在計(jì)算泵和馬達(dá)的功率損失時(shí)采用分段積分的方法，計(jì)算式為

(1)

式中P1為泵(或馬達(dá))的損失功率，W；T為壓路機(jī)的工作周期，s；q1為泵(或馬達(dá))的工作流量，L/min；t為工作時(shí)間，s；η為泵(或馬達(dá))的效率，η=ηvηm，其中ηv和ηm分別為泵(或馬達(dá))的容積效率和機(jī)械效率；Δp1為泵(或馬達(dá))的高低壓腔壓差，MPa。

1.2液壓管路

液壓管路的功率損失主要表現(xiàn)為液壓油在管路中流動(dòng)的壓力損失[2]，包括液壓油層間因內(nèi)摩擦而產(chǎn)生的沿程壓力損失和局部障礙造成的局部壓力損失，計(jì)算式為

(2)

式中 Δp2為管路中液壓油的壓力損失，Pa；λ為沿程壓力損失系數(shù)；l為液壓油管路長(zhǎng)度，mm；d1為液壓管路內(nèi)徑，mm；ρ為液壓油密度，kg/m3；v為管路內(nèi)液壓油的平均流速(由測(cè)得的流量計(jì)算得來(lái))，m/s；ξ為局部損失系數(shù)，根據(jù)液壓管路中的具體情況查選。

從而有

P2=Δp2q2,

(3)

式中P2為液壓管路的損失功率，W；q2為管路中液壓油的流量，L/min。

1.3液壓閥

液壓閥功率損失的計(jì)算式為

P3=Δp3q3，

(4)

式中P3為液壓閥的損失功率，W；Δp3為液壓閥的高低壓口壓差，由實(shí)驗(yàn)中測(cè)得的液壓泵(或液壓馬達(dá))進(jìn)出口壓力計(jì)算而得，Pa；q3為通過(guò)液壓閥的液壓油流量，L/min。

2 散熱分析

單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的散熱途徑主要包括液壓油散熱器、液壓管路、液壓油箱、液壓泵和液壓馬達(dá)等。

2.1液壓油散熱器

液壓油散熱器散熱功率[3]的計(jì)算式為

P4=cρq4ΔT4,

(5)

式中P4為液壓油散熱器的散熱功率，W；c為液壓油比熱容，J/(kg·K)；q4為流過(guò)液壓油散熱器管路的液壓油流量，L/min；ΔT4為液壓油散熱器進(jìn)出油口管路的油溫差，K。

2.2液壓管路

液壓管路的散熱功率[3]為

P5=εlΔT5πd1，

(6)

式中P5為液壓管路的散熱功率，W；ε為液壓管路的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；l為液壓油管路長(zhǎng)度，m；ΔT5為液壓油管路與環(huán)境溫差，K；d1為液壓油管路內(nèi)徑，mm。

2.3液壓油箱、泵、馬達(dá)

液壓油箱、液壓泵和液壓馬達(dá)的表面散熱功率為

P6=εAΔT6，

(7)

式中P6為液壓油箱、液壓泵、液壓馬達(dá)的表面散熱功率，W；ε為表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，W/(m2·K)；A為液壓油箱、液壓泵、液壓馬達(dá)的有效散熱面積，m2；ΔT6為液壓油箱、液壓泵或液壓馬達(dá)有效散熱表面與空氣的溫差，K。

3 試驗(yàn)研究

3.1試驗(yàn)方案

以國(guó)內(nèi)某10 t單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)為試驗(yàn)對(duì)象，在試驗(yàn)室級(jí)配土土槽中，壓路機(jī)以正常工況進(jìn)行前進(jìn)后退直線壓實(shí)作業(yè)，作業(yè)速度為4 km/h，環(huán)境溫度為14 ℃。試驗(yàn)過(guò)程中，測(cè)試記錄壓路機(jī)液壓系統(tǒng)中液壓泵與液壓馬達(dá)的進(jìn)出口壓力、液壓油流量、液壓油散熱器進(jìn)出口油溫、液壓油管路溫度、液壓泵與液壓馬達(dá)殼體的溫度等。

3.2系統(tǒng)的產(chǎn)熱計(jì)算

試驗(yàn)過(guò)程中，根據(jù)試驗(yàn)土槽的長(zhǎng)度，壓路機(jī)的工作周期為80 s，泵和馬達(dá)的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 泵和馬達(dá)的參數(shù)

泵和馬達(dá)的產(chǎn)熱功率均按式(1)計(jì)算，以液壓泵為例，壓路機(jī)正常壓實(shí)工況一個(gè)工作周期內(nèi)行走泵和振動(dòng)泵的高低壓油口壓差分別如圖1和圖2所示。

圖1 行走泵的高低壓油口壓差

圖2 振動(dòng)泵的高低壓油口壓差

由式(1)可得行走泵和振動(dòng)泵的產(chǎn)熱能力分別為2 145.50，3 215.31 W。同樣可以得到行走馬達(dá)和振動(dòng)馬達(dá)的產(chǎn)熱能力分別為691.65，1 220.53 W。

利用式(2)計(jì)算液壓管路的壓力損失時(shí)，根據(jù)壓路機(jī)液壓管路的具體情況[2]，選取λ=80/Re，l=30 m，d=25 mm，ρ=900 kg/m3，各管路中液壓油的流量均由試驗(yàn)過(guò)程中測(cè)得，局部損失系數(shù)ξ根據(jù)液壓管路具體情況選取相應(yīng)的值，例如管道入口處有倒角時(shí)，選取ξ=0.1 ～0.15，直通式管接頭處選取ξ=0.1～0.15，直角式管接頭選取ξ=0.2。根據(jù)式(3)得到P2(各液壓管路功率損失之和)=1 515.70 W。

液壓閥的高低壓口壓差通過(guò)試驗(yàn)中測(cè)得的液壓泵(或液壓馬達(dá))進(jìn)出口壓力計(jì)算而得，根據(jù)式(4)得P3=712.75 W。

3.3系統(tǒng)的散熱計(jì)算

液壓油的比熱容為1 884 J/(kg·K)，試驗(yàn)過(guò)程中測(cè)得液壓油散熱器進(jìn)出油口的油溫差如圖3所示。由式(5)和圖3可知，液壓油散熱器的散熱功率在0～60 min時(shí)，隨著進(jìn)出口油溫差的增加而增大，在第60～100 min時(shí)溫差基本不變化，液壓油散熱器的散熱功率基本保持穩(wěn)定,如圖4所示。

圖3 液壓油散熱器進(jìn)出口油溫差

圖4 液壓油散熱器散熱功率

計(jì)算液壓管路的散熱功率時(shí)，根據(jù)具體情況，查得液壓管路材料的導(dǎo)熱系數(shù)為0.21 W/(m·K)，管路中液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度為46 mm2/s。雖然各液壓管路與環(huán)境溫差不盡相同，但由式(6)可知，散熱功率與此溫差成正比，根據(jù)式(6)利用線性疊加法得到液壓管路的散熱功率如圖5所示。

液壓馬達(dá)主要依靠沖洗閥液壓回路進(jìn)行散熱，在液壓管路的計(jì)算中已包含在內(nèi)。液壓油箱、液壓泵和液壓馬達(dá)的表面散熱功率均可按照式(7)進(jìn)行計(jì)算。根據(jù)液壓油箱、泵和馬達(dá)的材料查得表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)分別為2 546，1 000 W/(m2·K)，有效散熱面積根據(jù)液壓油箱、泵和馬達(dá)的具體布置位置進(jìn)行確定。由式(7)可知，液壓油箱、泵和馬達(dá)的表面散熱功率與油箱、泵或馬達(dá)表面和環(huán)境的溫差成正比。綜合疊加液壓油箱、泵和馬達(dá)的表面散熱功率結(jié)果如圖6所示。

圖5 液壓管路的散熱功率(疊加總和)

圖6 液壓油箱、泵和馬達(dá)的表面散熱功率(疊加總和)

3.4分析

表2 實(shí)驗(yàn)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱和散熱能力

如圖4～6所示，當(dāng)試驗(yàn)進(jìn)行60 min后，由于溫差基本不發(fā)生變化，所以散熱功率基本保持穩(wěn)定。試驗(yàn)單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱和散熱能力如表2所示。

由表2可知，壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱能力和熱平衡狀態(tài)散熱能力基本相當(dāng)，試驗(yàn)過(guò)程中液壓系統(tǒng)各元件溫度在60 min后基本保持穩(wěn)定，如圖7～9所示。理論上液壓系統(tǒng)處于熱平衡狀態(tài)時(shí)，系統(tǒng)的產(chǎn)熱和散熱能力完全一樣，但是由于實(shí)際測(cè)量的壓力一般都不大于系統(tǒng)中溢流閥的溢流壓力，而實(shí)際上液壓系統(tǒng)的壓力在未達(dá)到溢流閥的設(shè)定壓力時(shí)就會(huì)有溢流現(xiàn)象，計(jì)算產(chǎn)熱功率時(shí)未計(jì)溢流損失；試驗(yàn)過(guò)程中的測(cè)試可能存在測(cè)量誤差或系統(tǒng)誤差；計(jì)算產(chǎn)熱功率時(shí)未考慮系統(tǒng)壓力波動(dòng)等原因造成的功率損失變化(效率變化引起)；計(jì)算系統(tǒng)的散熱能力時(shí)，材料的散熱系數(shù)以及液壓油的性能參數(shù)等均取最佳值，因此，計(jì)算得到的系統(tǒng)散熱能力略大于產(chǎn)熱能力，散熱功率比產(chǎn)熱功率大1.63%，數(shù)值較小，可以接受。

圖7 液壓泵熱平衡試驗(yàn)曲線

圖8 液壓馬達(dá)熱平衡試驗(yàn)曲線

圖9 液壓油熱平衡試驗(yàn)曲線

取壓路機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)入熱平衡狀態(tài)之前的一段時(shí)間(0～60 min)進(jìn)行液壓油溫升的實(shí)測(cè)值與計(jì)算值對(duì)比。實(shí)測(cè)液壓油箱內(nèi)油液溫升為60.81 ℃，利用表2中液壓系統(tǒng)總產(chǎn)熱能力與系統(tǒng)未進(jìn)入熱平衡狀態(tài)的總散熱能力之差計(jì)算得到液壓油箱內(nèi)油液溫升為59.78 ℃，計(jì)算值與實(shí)測(cè)值相差很小(相差1.69%)，說(shuō)明理論分析計(jì)算方法正確。

4 結(jié)語(yǔ)

1)利用理論分析與試驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，通過(guò)測(cè)試單鋼輪振動(dòng)壓路機(jī)熱平衡試驗(yàn)過(guò)程中的相關(guān)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，利用理論分析計(jì)算壓路機(jī)液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱能力和散熱能力。計(jì)算結(jié)果表明，液壓系統(tǒng)進(jìn)入熱平衡狀態(tài)后，系統(tǒng)的產(chǎn)熱能力和散熱能力相差很小，基本相當(dāng)；試驗(yàn)中測(cè)得，熱平衡實(shí)驗(yàn)進(jìn)行到60 min后，液壓系統(tǒng)各元件溫度基本保持穩(wěn)定，與理論計(jì)算相吻合，對(duì)壓路機(jī)液壓系統(tǒng)熱平衡的理論分析計(jì)算方法予以了試驗(yàn)驗(yàn)證。

2)取壓路機(jī)液壓系統(tǒng)進(jìn)入熱平衡狀態(tài)之前的一段時(shí)間(0～60 min)進(jìn)行液壓油溫升的實(shí)測(cè)值與計(jì)算值對(duì)比，結(jié)果表明，二者相差極小(1.69%)，再一次驗(yàn)證了液壓系統(tǒng)熱平衡理論分析計(jì)算方法的正確性。

[1]張宏.振動(dòng)壓路機(jī)工作參數(shù)對(duì)施工過(guò)程的影響[J].山西建筑，2012，38(12)：181-182.

[2]楊曙東,何存興.液壓傳動(dòng)與氣壓傳動(dòng)[M].武漢：華中科技大學(xué)出版社，2008：25-33.

[3]王劍鵬,秦四成,田中笑.50型輪式裝載機(jī)液壓系統(tǒng)熱平衡分析與驗(yàn)證[J].工程機(jī)械，2008,39(9):54-57.

(責(zé)任編輯：郭守真)

ThermalBalanceAnalysisofHydraulicSystemofSingleDrumVibratoryRollers

LIUZhi-wen,SONGNian-bo,MENGFan-hao

(KeyLaboratoryofHighwayConstructionTechnologyandEquipmentofMinistryofEducation,Chang′anUniversity,Xi′an710064,China)

The heat source and heat-dissipating of the hydraulic system of a certain single drum vibratory roller are analyzed in this paper. The thermal balance experiment is conducted with a single drum vibratory roller and the heat-generating power and heat-dissipating power of the hydraulic system is calculated with such data as the pressure of pumps and motors as well as the temperature which are tested from the experiment. The theoretical analyzing and calculating method is finally verified to be right by the experiment, which can provide the reliable analyzing basis for the thermal balance analysis of hydraulic system of single drum vibratory rollers.

hydraulic system; thermal balance; heat-generating power; heat-dissipating power

2014-01-05

劉治文(1990—)，男，山東濟(jì)寧人，長(zhǎng)安大學(xué)碩士研究生，主要研究方向?yàn)闄C(jī)電液一體化.

10.3969/j.issn.1672-0032.2014.01.016

U415.52

A

1672-0032(2014)01-0072-05