小型液壓挖掘機熱平衡試驗技術(shù)研究

劉興鑫，張少波，韋俊茂

（廣西柳工機械股份有限公司，廣西 柳州 545007）

隨著國內(nèi)經(jīng)濟的發(fā)展，小型建設(shè)項目的增加，小型液壓挖掘機的數(shù)量也在逐年的增加。而挖掘機使用工況比較惡劣，由于作業(yè)環(huán)境差、粉塵大，設(shè)計結(jié)構(gòu)上散熱器組尺寸受限等原因，致使挖掘機用柴油機的散熱系統(tǒng)的要求越來越高[1]。一般，散熱系統(tǒng)是按照挖掘機產(chǎn)品的最高允許使用環(huán)境溫度進行設(shè)計的，在做熱平衡試驗時，往往通過熱平衡折算方法，對挖掘機在最高允許使用環(huán)境溫度下的散熱能力進行預(yù)估[2]。

本文針對某小型液壓挖掘機在環(huán)境溫度較高時，偶爾出現(xiàn)冷卻液溫度過高報警問題，通過對熱平衡試驗數(shù)據(jù)進行差異分析，分析出原折算方法折算結(jié)果偏差大，為從根本上解決高溫問題需對折算方法研究。運用熱交換原理，分析得出環(huán)境溫度是影響熱平衡結(jié)果的關(guān)鍵因子[3]，通過對某小型挖掘機在不同環(huán)境溫度下進行熱平衡試驗，得到了熱平衡溫度補償模型，并在另一臺小型挖掘機上驗證該溫度補償模型的正確性。該溫度補償模型的建立提升了熱平衡試驗的一致性，根據(jù)溫度補償模型對發(fā)動機風(fēng)扇進行調(diào)整，從根本上解決了水溫過高問題。

1 問題的提出

某國產(chǎn)6 t 小型液壓挖掘機在環(huán)境溫度較高情況下使用時，偶爾出現(xiàn)冷卻液溫度過高的報警（水溫設(shè)計報警溫度為100 ℃），針對該問題，對某6 t 小型挖掘機進行了熱平衡試驗，熱平衡試驗數(shù)據(jù)如表1。

表1 某小型挖掘機熱平衡數(shù)據(jù)

參照SAEJ819 標準[4]，熱平衡試驗應(yīng)在24 ℃環(huán)境溫度及以上進行，參照發(fā)動機廠商提供的評價指標Te（最高許用溫度）作為衡量標準，以評估散熱器的性能是否滿足要求，判斷標準為Tw≤100 ℃，而產(chǎn)品設(shè)計定義該小型挖掘的最高許用環(huán)境溫度TNmax為45 ℃，其折算方法為：

式中：Tw為折算最高許用環(huán)境溫度下，熱平衡時熱介質(zhì)入口溫度；Te為當前環(huán)境溫度下，熱平衡時實測得的熱介質(zhì)溫度；TNmax為產(chǎn)品最高許用環(huán)境溫度；Tn為環(huán)境溫度；

由式（1）可知，采用傳統(tǒng)折算方法時，環(huán)境溫度Tn與Te為1∶1 的線性關(guān)系，未作額外溫度補償。按發(fā)動機制造廠商要求，對于水散進口溫度一般Te≤100 ℃；而液壓油溫按設(shè)計值取Te≤85 ℃。

熱平衡試驗條件及折算方法均參照SAE 標準執(zhí)行。如表1 所示，第一、二組熱平衡數(shù)據(jù)折算結(jié)果滿足設(shè)計要求，而第三組試驗數(shù)據(jù)水溫折算后數(shù)據(jù)已經(jīng)不滿足設(shè)計要求，且第一組與第三組相差4.1 ℃。隨著環(huán)境溫度的升高，水溫折算結(jié)果從97.1 ℃提升至100.3 ℃，水溫有跟隨環(huán)境溫度升高的趨勢。按該趨勢，隨著環(huán)境溫度進一步的提升，按該折算方法折算的水溫應(yīng)持續(xù)提升。熱平衡折算方法應(yīng)能對散熱能力進行準確的預(yù)估，顯然原折算方法不能有效的對熱平衡結(jié)果進行預(yù)估。在此情況下，如果直接對該小型挖掘機散熱系統(tǒng)進行改善，使水溫在按原折算方法進行折算下滿足設(shè)計要求，不能從根本上解決水溫過高的問題。因此，有必要先對熱平衡補償方法進行試驗研究，在建立準確的熱平衡溫度補償模型后，依據(jù)該溫度補償模型對小型挖掘機的散熱能力進行預(yù)估，再根據(jù)最終預(yù)估結(jié)果對散熱系統(tǒng)進行改善，才能從根本上解決水溫高的問題。

2 熱交換理論

小型液壓挖掘機的散熱系統(tǒng)一般由冷卻液散熱器、液壓油散熱器、冷卻風(fēng)扇、導(dǎo)風(fēng)罩、空調(diào)散熱器組成，冷卻液及液壓油散熱器安裝形式為并聯(lián)安裝，空調(diào)散熱器安裝在冷卻液及液壓油散熱器外側(cè)，其中冷卻液、液壓油散熱器為板翅式散熱器，如圖1 所示。

圖1 散熱系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)

一般將動力系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量分為5 個部分，即轉(zhuǎn)化為有效工的熱量、冷卻水帶走的熱量、排氣帶走的熱量、潤滑油帶走的熱量及其余的損失熱量，其數(shù)學(xué)表達式：

式中：Qf為燃料燃燒釋放的總熱量；Qe為轉(zhuǎn)化為有效功的總熱量；Qw為冷卻流體帶走的熱量；Qp為排氣帶走的熱量；Qoil為機油帶走的熱量；Qet為其余熱量損失。

如果以部分帶走的熱量百分比來表示熱平衡的方程式，則式（2）可轉(zhuǎn)化為[5]：

在小型挖掘機動力系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量中，主要依靠Qw對散熱系統(tǒng)進行降溫。根據(jù)能量守恒定律，在同一熱負荷情況下，冷卻流體所吸收的熱量Qw等于熱流體所釋放的熱量，當動力系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量與散熱系統(tǒng)釋放的熱量維持一定的關(guān)系不變時，即達到熱平衡狀態(tài)。

根據(jù)熱平衡方程式：

式中：Φ為總散熱量；k為散熱器的傳熱系數(shù)，W/（m2.℃）；A為 散熱器有效傳熱面積，m2；△T為平均溫差，℃；M1為熱介質(zhì)的質(zhì)量流量，：kg/s；M2為冷介質(zhì)的質(zhì)量流量，kg/s；Tot1為熱介質(zhì)出口溫度；Ti1為熱介質(zhì)入口溫度；Tot2為冷介質(zhì)出口溫度；Ti2為冷介質(zhì)入口溫度；η1為熱介質(zhì)比熱容，kJ/（kg·℃）；η2為冷介質(zhì)比熱容，kJ/（kg·℃）；ρ1為熱介質(zhì)密度，q1為熱介質(zhì)質(zhì)量流量，L/min；ρ2為冷介質(zhì)密度，q2為冷介質(zhì)質(zhì)量流量，L/min。

由式（4）中可知，由于傳熱面積A 由散熱器迎風(fēng)截面積及二次換熱面積決定，而傳熱系數(shù)U 由冷、熱介質(zhì)熱導(dǎo)率由散熱器材料性質(zhì)決定，傳熱面積與傳熱系數(shù)在散熱器組結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)及散熱器材質(zhì)選定后基本為定值。因此，影響散熱系統(tǒng)熱平衡的關(guān)鍵參數(shù)為平均溫差△T，該散熱系統(tǒng)為錯流式換熱，可采用對數(shù)平均溫差[6-7]表示：

式中：△Tmax為△T1和△T2之中的大者；△Tmin為△T1和△T2之中的小者；

在小型挖掘機散熱系統(tǒng)中，發(fā)動機冷卻液和液壓油是熱介質(zhì)，空氣是冷介質(zhì)。由式（4）可知，在同一熱負荷的情況下，冷介質(zhì)空氣的密度、比熱容等物理特性直接影響其溫升特性，從而影響散熱系統(tǒng)的對數(shù)平均溫差，最終影總散熱量Φ，在圖2 為空氣密度、比熱容隨環(huán)境溫度的變化。

由圖2 可知，空氣的比熱容在熱平衡試驗環(huán)境溫度范圍內(nèi)基本為定值，而空氣密度則隨環(huán)境溫度的升高變小，所以在單位時間內(nèi)通過散熱器迎風(fēng)面空氣流量M2將減小；而空氣比熱容在環(huán)境溫度小于TNmax時，基本為定值，當熱負荷Φ保持不變時，空氣的溫升會升高。由式（6）可知，當散熱系統(tǒng)達到熱平衡狀態(tài)后，應(yīng)達到對數(shù)平均溫差△T，所以空氣溫升的變化將進一步影響熱介質(zhì)入口溫度Ti1，即導(dǎo)致熱平衡時水溫的升高。

圖2 空氣的物理特性[7]

3 熱平衡試驗

從上述熱交換理論分析得知，對于固定的散熱系統(tǒng)及熱負荷，環(huán)境溫度變化會導(dǎo)致Ti1變化，進而引起熱平衡結(jié)果變化，因此，環(huán)境溫度是影響熱平衡結(jié)果的關(guān)鍵因子。為找到熱平衡與環(huán)境溫度的關(guān)系，從而修正熱平衡折算方法，在不同環(huán)境溫度下對某6 t 小型液壓挖掘機進行熱平衡試驗。按測試標準，在環(huán)境溫度大于24 ℃情況下，挖掘機在無霧、無雨、且環(huán)境風(fēng)速小于6 m·s-1的天氣情況下進行熱平衡試驗，連續(xù)采集各測點溫度的時域信號，各測點連續(xù)20 min 內(nèi)溫升均不超過0.5 ℃，視為達到熱平衡狀態(tài)，并取達到熱平衡狀態(tài)時各溫度測點的最大值作為熱平衡數(shù)據(jù)。在表2 為各溫度傳感器的布置，各溫度的熱平衡實測過程見圖3。

表2 溫度傳感器測點

圖3 各溫度的熱平衡過程曲線

如圖4 所示，在環(huán)境溫度為24.5 ℃～35.1 ℃時，對某6 t 小型挖掘機進行熱平衡試驗，通過數(shù)據(jù)（共11 組）分析可知整機達到熱平衡狀態(tài)后，水散入口溫度、液壓油箱底部油溫隨環(huán)境溫度的升高而呈線性的升高，驗證了對于固定的散熱系統(tǒng)及熱負荷，環(huán)境溫度是影響熱平衡結(jié)果的關(guān)鍵因子。

圖4 各溫度隨環(huán)境溫度Tn 變化

4 補償模型

由圖4 可知，在24.5 ℃～35.1 ℃環(huán)境溫度范圍內(nèi)，水散入口溫度、液壓油箱底部油溫均隨環(huán)境溫度的升高而升高，變化趨勢一致，且與環(huán)境溫度呈線性變化關(guān)系。因此，可得到Tw與Tn關(guān)系，即熱平衡溫度補償模型，如表3 所示：

表3 Tn≥24 ℃時，Tw 與Tn 關(guān)系

圖5 為分別采用原折算方法與溫度補償模型對水散入口溫度的熱平衡結(jié)果對比，可知溫度補償折算方法在24.5℃～35.1℃環(huán)境溫度范圍內(nèi)，具有較好的一致性，水散入口溫度，最大值為105.4 ℃，最小值為104.7 ℃，偏差為0.7 ℃；而原折算方法，偏差為4.5 ℃，表明使用溫度補償折算模型進行折算的熱平衡結(jié)果一致性得到明顯提高；同時從折算結(jié)果得知，原散熱系統(tǒng)不滿足散熱需求。

圖5 某小型挖掘機不同折算方法的水散入口溫度Tw 對比

為了驗證溫度補償模型的正確性、通用性，以相同的試驗方法，當環(huán)境溫度為24.3 ℃～33.9 ℃時，在某8 t 小型挖掘機上進行了8 次熱平衡試驗，結(jié)果如圖6 所示，水散進口溫度、液壓油箱底部油溫與環(huán)境溫度的關(guān)系與某6 t 挖掘機結(jié)果一致，驗證了溫度補償模型的一致性。圖7 為分別采用原折算方法與溫度補償方法水散入口溫度、液壓油箱底部油溫的熱平衡結(jié)果對比，如水散入口溫度經(jīng)過溫度補償模型折算后，偏差由4.5 ℃降低為0.9 ℃，與某6 t 小型挖掘機測試結(jié)果相互驗證，進一步說明了溫度補償模型的正確性。

圖6 各溫度隨環(huán)境溫度Tn 變化

圖7 某小型挖掘機不同折算方法的水散入口溫度Te 對比

從上述分析可知，原熱平衡折算方法不能對小型挖掘機熱平衡結(jié)果進行準確的預(yù)估；而溫度補償模型在提升熱平衡折算結(jié)果一致性的同時，對熱平衡試驗進行準確預(yù)估。后續(xù)通過調(diào)整風(fēng)扇轉(zhuǎn)速，提升進風(fēng)量等方法使該小型挖掘機熱平衡試驗結(jié)果滿足設(shè)計要求，后續(xù)未出現(xiàn)過水溫告警問題。

5 結(jié)論

運用熱交換原理，識別出環(huán)境溫度是影響熱平衡試驗結(jié)果的關(guān)鍵因子。

通過熱平衡試驗，得到小型挖掘機熱平衡溫度補償模型，同時驗證該補償方法的一致性、正確性。

通過建立溫度補償模型，不同環(huán)境溫度下的水溫熱平衡結(jié)果偏差由4.5 ℃降低為0.7 ℃，提高了熱平衡試驗結(jié)果的一致性，為工程應(yīng)用提供試驗依據(jù)。