某型號(hào)汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)熱特性分析

陳晉市，張志偉，劉冠男，何春暉，楊書偉，魏星

（1.吉林大學(xué)機(jī)械與航空航天工程學(xué)院，吉林長(zhǎng)春 130025；2.中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司，吉林長(zhǎng)春 130062；3.長(zhǎng)春職業(yè)技術(shù)學(xué)院職業(yè)基礎(chǔ)部，吉林長(zhǎng)春 130033）

隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，國(guó)家基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的規(guī)模越來越大，起重機(jī)行業(yè)發(fā)展迅速.汽車起重機(jī)憑借其行駛速度快、作業(yè)性能高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可在吊運(yùn)和轉(zhuǎn)運(yùn)間隨時(shí)變換及可接通用底盤以適應(yīng)不同的路況行駛條件等優(yōu)勢(shì)，受到人們?cè)絹碓蕉嗟年P(guān)注［1］.目前，國(guó)內(nèi)的汽車起重機(jī)產(chǎn)業(yè)雖然取得了很大進(jìn)展，但在產(chǎn)品技術(shù)、性能和能量損失等方面的研究與國(guó)外相比仍有一定的差距，導(dǎo)致市場(chǎng)上國(guó)外機(jī)型仍占據(jù)重要地位［2］.為了解決液壓系統(tǒng)熱損耗過多的問題，國(guó)內(nèi)研究大多考慮增大散熱面積、增大風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速以及更換油箱和液壓油等方式，但忽略了熱量的源頭問題，且目前國(guó)內(nèi)針對(duì)汽車起重機(jī)熱損耗問題的研究較少.

現(xiàn)階段，國(guó)外針對(duì)汽車的散熱系統(tǒng)研究較多，工程機(jī)械方面的研究相對(duì)較少［3］.Minav 等人對(duì)驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)進(jìn)行了熱分析，并且在不同的環(huán)境溫度操作條件下，通過測(cè)量驗(yàn)證了與溫度有關(guān)的損耗［4］；Kulkarni 等人通過改變油箱的結(jié)構(gòu)和材料來降低不必要的熱損耗，對(duì)通過降低熱損耗來提高電源效率進(jìn)行了研究和分析［5］；Jamroziak 等人以內(nèi)燃機(jī)為例，對(duì)道路車輛動(dòng)力系統(tǒng)的熱交換進(jìn)行了理論分析，并使用Matlab-Simulink 聯(lián)合仿真，驗(yàn)證了理論模型的準(zhǔn)確性［6］；Konev 等人通過對(duì)液壓制動(dòng)器熱制備方法和熱平衡計(jì)算方法的分析，提出并研究了液壓制動(dòng)器加熱系統(tǒng)，通過建立熱工過程的數(shù)學(xué)模型，確定了傳熱溫度和液壓缸溫度的實(shí)時(shí)變化［7］.

在國(guó)內(nèi)，Guo 等人建立了基于AFT 算法的熱工水力分析方程，對(duì)散熱系統(tǒng)進(jìn)行了穩(wěn)態(tài)熱工水力分析，確定了壓力損失最大的路徑，并利用控制閥上的壓力損失來建立每個(gè)管道連接點(diǎn)所需的流量平衡［8］；王振寶等人分析了裝載機(jī)液壓系統(tǒng)的加熱機(jī)理和傳熱過程，建立了液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的熱平衡模型和產(chǎn)熱優(yōu)化模型，并利用Matlab 軟件對(duì)油溫進(jìn)行了精準(zhǔn)預(yù)測(cè)［9］；吳相斌計(jì)算了鑿巖車液壓驅(qū)動(dòng)單元、油箱和冷卻系統(tǒng)的散熱功率，并針對(duì)散熱問題提出了解決方案［10］；劉文平等人研究了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)主要工作參數(shù)對(duì)液壓油溫度的影響，構(gòu)建了熱平衡數(shù)學(xué)模型和數(shù)值模擬模型，確定了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)部油溫的預(yù)測(cè)方法，彌補(bǔ)了傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)算法能量損失計(jì)算不全的不足［11］；牛宏杰等人分析了滑移裝載機(jī)的液壓系統(tǒng)熱平衡性能，分析了整機(jī)的散熱功率，并提出了優(yōu)化方案［12］；韓孟虎等人分析了柱塞泵的傳熱機(jī)理，并利用AMESim 軟件對(duì)柱塞泵進(jìn)行了溫度仿真計(jì)算［13］；李世民等人通過分析特種車輛隨車起重機(jī)液壓系統(tǒng)在可靠性試驗(yàn)中的熱平衡，得到了系統(tǒng)到達(dá)熱平衡的熱量及時(shí)間變化規(guī)律［14］；王劍鵬等人針對(duì)裝載機(jī)工作過程中的液壓系統(tǒng)過熱問題，確定了過熱原因是液壓油散熱器的布置不合理，并進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)［15］.現(xiàn)階段的熱平衡研究大多數(shù)針對(duì)元件結(jié)構(gòu)及模型分析，對(duì)于汽車起重機(jī)的熱損耗源頭問題的研究相對(duì)較少，因此研究整機(jī)的產(chǎn)熱來源和熱功率特性并加以改進(jìn)具有重要意義.

基于以上研究，本文以某一型號(hào)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過熱平衡數(shù)學(xué)模型研究了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下整機(jī)的熱特性，建立了熱液壓系統(tǒng)仿真模型.采用理論分析、動(dòng)態(tài)仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，全面分析了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱來源，所提出的結(jié)構(gòu)改進(jìn)有效提高了散熱效果，為今后整機(jī)的散熱改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了參考.

1 液壓系統(tǒng)原理

某型號(hào)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)原理如圖1 所示，是典型的定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)［16］.

圖1 汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of hydraulic system of truck crane

汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工作過程中，1號(hào)泵為卷揚(yáng)系統(tǒng)供油；2號(hào)泵在伸縮或者變幅動(dòng)作時(shí)為伸縮和變幅系統(tǒng)供油，當(dāng)起重機(jī)無伸縮和變幅動(dòng)作，且處于卷揚(yáng)狀態(tài)時(shí)，2號(hào)泵提供的壓力油通過合流閥與1 號(hào)泵共同為卷揚(yáng)系統(tǒng)供油；3 號(hào)泵和4 號(hào)泵分別為回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和控制部分提供壓力油［16］.在原始設(shè)計(jì)中，1號(hào)泵和2號(hào)泵的回油在合流后流入散熱器中，由于3 號(hào)泵和4 號(hào)泵使用時(shí)間較短且流量較小，因此回油不流經(jīng)散熱器.

從現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試反饋的數(shù)據(jù)可知，系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下產(chǎn)熱明顯：3號(hào)泵在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載時(shí)能量損失較多，且這部分能量全部轉(zhuǎn)換為熱量，從后文實(shí)驗(yàn)結(jié)果中可以看到3 號(hào)泵回油溫度較高；4 號(hào)泵的控制系統(tǒng)所需壓力為2 MPa，但從實(shí)際測(cè)試情況來看，在泵高速情況下，控制閥P 口壓力可達(dá)6 MPa，泵口壓力達(dá)到9 MPa，壓力損失太大.而在中、低轉(zhuǎn)速狀態(tài)下，系統(tǒng)產(chǎn)熱并不明顯，所以本文將研究發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的熱能耗特性.

2 液壓系統(tǒng)熱平衡分析

為建立整車的液壓系統(tǒng)熱平衡分析數(shù)學(xué)模型，假設(shè)在整個(gè)循環(huán)工況下液壓油的自身屬性保持不變.

2.1 循環(huán)工況產(chǎn)熱分析

汽車起重機(jī)在長(zhǎng)時(shí)間的循環(huán)工況下，泵和馬達(dá)的機(jī)械損失及容積損失是熱量的重要來源.液壓元器件如中心回轉(zhuǎn)體、回程管路和各類閥的阻性損失，系統(tǒng)摩擦產(chǎn)生的熱量也是系統(tǒng)能量的主要損失.計(jì)算液壓系統(tǒng)內(nèi)流體元件的溫度變化，主要是根據(jù)各個(gè)元件的產(chǎn)熱特征，依據(jù)能量守恒定律，推導(dǎo)它們的產(chǎn)熱量.

2.1.1 液壓泵、馬達(dá)的產(chǎn)熱功率

對(duì)于泵和馬達(dá)這樣的容性元件，根據(jù)流體焓的計(jì)算公式和能量守恒定律，得到溫度和壓力的轉(zhuǎn)換公式為［17］：

忽略少部分進(jìn)入泵體的能量，則泵的產(chǎn)熱來源于機(jī)械損失，即為了抵消傳動(dòng)軸上產(chǎn)生的阻力矩而消耗的一些輸入功率，故泵的產(chǎn)熱功率為：

2.1.2 液壓閥的產(chǎn)熱功率

通過閥口過流面積的改變，達(dá)到液壓閥對(duì)液壓油壓力、方向和流量的控制.根據(jù)能量守恒定律，產(chǎn)生的液壓閥前后壓降將轉(zhuǎn)化為熱能儲(chǔ)存在油液中，導(dǎo)致油液升溫.故液壓閥的產(chǎn)熱功率公式為［18-19］：

式中：Pfq、Pfh分別為液壓閥阻尼孔前后的壓力，QF為通過液壓閥的液壓流量.

2.1.3 阻性元件的產(chǎn)熱功率

液壓流體在橫截面不變的管路等阻性元件中流過一定長(zhǎng)度時(shí)，會(huì)因附著力而產(chǎn)生壓力損失，且全部轉(zhuǎn)化為熱量，產(chǎn)熱功率為［20］：

式中：L為管路的沿程長(zhǎng)度；D為管路直徑.

2.2 循環(huán)工況散熱分析

液壓系統(tǒng)的散熱主要是指液壓系統(tǒng)向外部環(huán)境傳遞的熱量.在熱量的傳遞過程中，主要散熱形式包括散熱器、液壓油箱的熱對(duì)流以及管路和閥體等阻性元件的熱輻射三種［20］.

2.2.1 散熱器

液壓系統(tǒng)主要采用風(fēng)冷式散熱器，散熱器的散熱量為［20］：

式中：TSO、TSI分別為散熱器出口處和入口處溫度.

2.2.2 液壓油箱的熱對(duì)流

油箱散熱量的計(jì)算公式如下［20］：

式中：f為液壓油的導(dǎo)熱系數(shù)；Nu為努塞爾數(shù)，一般為固定值；AD為熱傳導(dǎo)換熱面積；d為特征長(zhǎng)度；TYI、TYO分別為油箱出口處和入口處溫度.

2.2.3 阻性元件的熱輻射

管路等阻性元件的輻射散熱量計(jì)算采用較簡(jiǎn)單的模型，輻射散熱量為［20］：

式中：AF為輻射換熱面積；ε為管路材料黑度；σ為斯忒芬-波爾斯曼常數(shù)；TK、TH分別為殼體表面溫度和環(huán)境溫度.

對(duì)于起重機(jī)來說，由于其內(nèi)部空間的局限性，管路等阻性元件基本是處于較為封閉的狀態(tài)，并且油箱內(nèi)側(cè)緊挨著發(fā)動(dòng)機(jī)部件，導(dǎo)致油箱的散熱只能靠外側(cè)進(jìn)行，所以起重機(jī)液壓系統(tǒng)主要通過散熱器散熱.

因此，為確定汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱源，需要根據(jù)熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)元件主要參數(shù)及實(shí)際工況等搭建相應(yīng)的AMESim模型.

3 AMESim模型搭建

根據(jù)上文的分析可得，汽車起重機(jī)主要的產(chǎn)熱元件有液壓泵、馬達(dá)、多路閥、平衡閥、中心回轉(zhuǎn)體和沿程管路等.多路閥、平衡閥和中心回轉(zhuǎn)體可直接使用熱液壓標(biāo)準(zhǔn)庫中現(xiàn)有的元件；泵、馬達(dá)等部件，機(jī)械標(biāo)準(zhǔn)庫中有對(duì)應(yīng)的元件，故無須搭建模型，直接調(diào)用即可；對(duì)于散熱器和油箱，由于要考慮散熱面積、散熱系數(shù)、液面高度和散熱方式，故采用熱液壓庫和熱庫中的元件建立仿真機(jī)構(gòu).結(jié)合信號(hào)控制庫，整機(jī)系統(tǒng)液壓熱仿真模型如圖2所示.

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下液壓系統(tǒng)熱仿真模型Fig.2 Thermal simulation model of hydraulic system under high speed no-load condition

AMESim 液壓熱仿真模型中各個(gè)元件的參數(shù)主要根據(jù)汽車起重機(jī)熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)實(shí)際測(cè)繪及實(shí)際工況來設(shè)定，充分保證模型的準(zhǔn)確性，其中部分關(guān)鍵參數(shù)如表1所示.

表1 液壓系統(tǒng)熱仿真模型主要參數(shù)Table 1 Main parameters of thermal simulation model of hydraulic system

其中1號(hào)泵和2號(hào)泵是為系統(tǒng)卷揚(yáng)提供流量的，3 號(hào)泵和4 號(hào)泵分別為回轉(zhuǎn)和控制油路提供壓力油，散熱器容量足以滿足所有回油流量的需要.

4 仿真研究與實(shí)驗(yàn)分析

通過北京波普的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)將布置在液壓系統(tǒng)管路上及重點(diǎn)部位的溫度傳感器和壓力傳感器的模擬信號(hào)轉(zhuǎn)換為數(shù)字信號(hào)送入計(jì)算機(jī)，利用計(jì)算機(jī)軟件對(duì)整個(gè)測(cè)試過程的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行實(shí)時(shí)采集、存儲(chǔ)，然后對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理和分析.根據(jù)汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的實(shí)際情況和分析所需，安裝壓力傳感器和溫度傳感器，以測(cè)試3 個(gè)泵負(fù)載反饋進(jìn)出口、平衡閥與主卷馬達(dá)之間以及多路閥的進(jìn)出口壓力及轉(zhuǎn)速信號(hào)和油箱進(jìn)出油口、3 個(gè)泵進(jìn)出口以及散熱器的進(jìn)出口溫度信號(hào).結(jié)合整車結(jié)構(gòu)，實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示.

圖3 液壓系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)布置圖Fig.3 Hydraulic system test layout

測(cè)點(diǎn)包括：2 號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A1 和負(fù)載反饋測(cè)點(diǎn)A2，3 號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A3 和負(fù)載反饋測(cè)點(diǎn)A4，4 號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A5，主卷平衡閥C3 測(cè)點(diǎn)A6，平衡閥與馬達(dá)之間測(cè)點(diǎn)A7，主卷馬達(dá)轉(zhuǎn)速傳感器測(cè)點(diǎn)A8；油管回油口溫度測(cè)點(diǎn)B1，油箱吸油口溫度測(cè)點(diǎn)B2，油箱外側(cè)溫度測(cè)點(diǎn)B3，油箱底側(cè)溫度測(cè)點(diǎn)B4，散熱器入口溫度測(cè)點(diǎn)B5 和出口溫度測(cè)點(diǎn)B6，多路閥B 口溫度測(cè)點(diǎn)B7，A 口溫度測(cè)點(diǎn)B8，P 口溫度測(cè)點(diǎn)B9.溫度傳感器貼在被測(cè)試部分表面，為了保證其溫度不受外界環(huán)境的影響，在每個(gè)溫度傳感器外面加上隔熱材料以消除外界環(huán)境的影響.其中壓力傳感器量程為0～30 MPa，溫度傳感為-20 ℃～100 ℃，各傳感器輸出1～5 V電壓信號(hào)，經(jīng)轉(zhuǎn)換后輸出對(duì)應(yīng)實(shí)驗(yàn)值.

4.1 仿真模型驗(yàn)證

圖4為一個(gè)工作周期內(nèi)液壓泵的轉(zhuǎn)速變化情況.由圖可以看出：汽車起重機(jī)在空載的0～50 s內(nèi)，液壓泵開始供油，流量流經(jīng)多路閥后進(jìn)入系統(tǒng)，一直持續(xù)供油直到液壓泵轉(zhuǎn)速達(dá)到最大；高速持續(xù)了1 000 s后，液壓泵轉(zhuǎn)速開始逐漸下降.在每個(gè)轉(zhuǎn)速狀態(tài)下維持6 min 左右，一直到怠速，整個(gè)過程中采集液壓系統(tǒng)各點(diǎn)的壓力和溫度參數(shù).

圖4 液壓泵轉(zhuǎn)速實(shí)驗(yàn)測(cè)試圖Fig.4 Hydraulic pump speed test diagram

液壓系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載情況下四個(gè)泵的能量損失情況如圖5 所示.其中2 號(hào)泵能量損失最大，約為38%.圖6 為發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下2 號(hào)泵各部分能量損失情況.由圖可以看出，在上車多路閥上損失的功率最大，占32%，這部分能量損失主要是由分流閥引起的.主要原因是液壓系統(tǒng)工作時(shí)要合理分配流量，流量頻繁通過分流閥導(dǎo)致能量損失較大.2號(hào)泵出口至上車多路閥入口能量損失次之，占30%，這部分能量損失主要是由中心回轉(zhuǎn)體及管路引起的，它們的沿程損失也較大，損失全部轉(zhuǎn)換為熱量，導(dǎo)致系統(tǒng)產(chǎn)熱增多.

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況4個(gè)泵能量損失情況Fig.5 Power loss of 4 pumps in high speed no-load condition

圖6 發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況2號(hào)泵能量損失Fig.6 Power loss of No.2 pump under high speed no-load condition

同時(shí)，在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，實(shí)驗(yàn)樣機(jī)液壓系統(tǒng)一個(gè)周期內(nèi)散熱器進(jìn)、出口溫度特性曲線如圖7所示.

圖7 散熱器進(jìn)出口溫度特性曲線Fig.7 Radiator inlet and outlet temperature characteristic curve

從圖7 曲線中可以看出：散熱器進(jìn)出口溫度在前1 250 s逐漸上升，以后溫度逐漸下降，主要是因?yàn)橐簤罕棉D(zhuǎn)速降低后產(chǎn)熱減少.在前1 250 s 散熱器進(jìn)出口溫度差呈逐漸上升趨勢(shì)，最大溫差幅度約為7 ℃，此后溫差幅度逐漸減小.2 400 s 之后，散熱器進(jìn)出口溫度基本相同，原因主要是轉(zhuǎn)速降低后，3 號(hào)泵和4 號(hào)泵的回油產(chǎn)熱量占大部分，但是回油并沒有進(jìn)行冷卻處理，導(dǎo)致散熱器散熱效果變差，在后文的實(shí)驗(yàn)分析中有詳細(xì)介紹.

對(duì)比圖8 的運(yùn)用AMESim 軟件對(duì)散熱器進(jìn)出口溫度所做的仿真曲線，可得散熱器進(jìn)出口溫度特性與實(shí)際溫度特性形狀相似、趨勢(shì)相近，具有高度一致性，結(jié)合圖15 和圖16 的對(duì)比分析，可得仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相符，即仿真模型準(zhǔn)確可靠.但在對(duì)應(yīng)的具體數(shù)值上仍有不同：實(shí)驗(yàn)過程中散熱器的進(jìn)出口溫度波動(dòng)較大，入口處溫度值略大于仿真結(jié)果.主要原因是仿真模型中對(duì)管路等元件的屬性設(shè)置比較固定，而且無法將變化的環(huán)境溫度和管路沿程損失準(zhǔn)確地包含在內(nèi)，與實(shí)際情況存在差異.

圖8 散熱器進(jìn)出口仿真溫度Fig.8 Simulated temperature of radiator inlet and outlet

總體來說，仿真模型能夠較好地體現(xiàn)液壓系統(tǒng)的熱特性，仿真過程完整復(fù)現(xiàn)了實(shí)驗(yàn)的發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果具有高度一致性，可以用來對(duì)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)熱特性進(jìn)行研究與改進(jìn).

接下來研究3號(hào)泵和4號(hào)泵的壓力損失情況.

4.2 壓力特性實(shí)驗(yàn)分析

圖9及圖10分別為3號(hào)泵和4號(hào)泵的壓力-時(shí)間特性曲線.從圖9 可以看出：3 號(hào)泵出口壓力最高達(dá)5.8 MPa，3 號(hào)泵至下車多路閥出口之間壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.2 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)壓力損失為0.76 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)壓力損失為1.1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.7 MPa，這個(gè)壓力損失太大，這部分損失主要是由下車多路閥引起的.下車多路閥出口至回轉(zhuǎn)閥入口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.1 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min 時(shí)壓力損失為0.5 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時(shí)壓力損失為0.8 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.2 MPa.回轉(zhuǎn)閥入口與出口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.48 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min 時(shí)壓力損失為0.8 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時(shí)壓力損失為1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.4 MPa，這個(gè)壓力損失也太大.從圖10可以看出：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速大約為1 800 r/min 時(shí)測(cè)試4號(hào)泵的壓力損失情況，出口的壓力也基本穩(wěn)定在6.3 MPa左右，前后壓力損失太大.

圖9 3號(hào)泵壓力-時(shí)間特性曲線Fig.9 Pressure-time characteristic curve of No.3 pump

圖10 4號(hào)泵壓力-時(shí)間特性曲線Fig.10 Pressure-time characteristic curve of No.4 pump

5 熱特性問題改進(jìn)

根據(jù)上文分析可得：汽車起重機(jī)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，3 號(hào)泵前后壓力損失較大，且回油溫度較高，但目前的系統(tǒng)中并沒有對(duì)回轉(zhuǎn)閥的回油進(jìn)行冷卻.雖然4 號(hào)泵流量不大，但由于管路很長(zhǎng)，造成回油壓力損失過大.因此建議將3 號(hào)泵所供能的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和4 號(hào)泵供能的控制系統(tǒng)回油引入散熱器，提高液壓系統(tǒng)的散熱效果.改進(jìn)后的AMESim 仿真模型如圖11所示.

圖11 改進(jìn)后的仿真模型Fig.11 The improved simulation model

5.1 多路閥的溫度仿真分析

仿真模擬汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載時(shí)多路閥各口的溫度變化特性，仿真條件同上，對(duì)比改進(jìn)前后多路閥各口的溫度狀況，仿真曲線如圖12～圖14所示.

由圖12～圖14 可以看出，汽車起重機(jī)在仿真運(yùn)行過程中，改進(jìn)后的多路閥B 口最高溫度由65 ℃降為58 ℃，P口最高溫度由66 ℃降為58 ℃，A口最高溫度由68 ℃降為62 ℃，散熱效果明顯提高.

圖12 多路閥B口改進(jìn)前后溫度曲線Fig.12 Multi-way valve B-port temperature before and after improvement

圖13 多路閥P口改進(jìn)前后溫度曲線Fig.13 Multi-way valve P-port temperature before and after improvement

圖14 多路閥A口改進(jìn)前后溫度曲線Fig.14 Multi-way valve A-port temperature before and after improvement

5.2 油箱進(jìn)出口溫度實(shí)驗(yàn)分析

為了使結(jié)果更具有可靠性，在實(shí)驗(yàn)樣機(jī)中將3號(hào)泵與4 號(hào)泵的回油管合流接入散熱器中，利用溫度傳感器采集到的油箱出口改進(jìn)前后的溫度數(shù)據(jù)曲線，如圖15 所示.與圖16 油箱溫度仿真曲線進(jìn)行比較，分析結(jié)構(gòu)改進(jìn)是否合理有效.

圖15 油箱出口改進(jìn)前后的溫度實(shí)驗(yàn)曲線Fig.15 Temperature test curve of oil tank outlet before and after improvement

圖16 油箱出口改進(jìn)前后的溫度仿真曲線Fig.16 Temperature simulation curve of oil tank outlet before and after improvement

通過對(duì)比圖15和圖16發(fā)現(xiàn)，油箱的仿真溫度特性與實(shí)際溫度值具有高度一致性，誤差很小.油箱的出口溫度明顯降低，即將3號(hào)泵與4號(hào)泵的回油管合流接入散熱器中的改進(jìn)是合理有效的.

綜合以上分析可以看出，在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，2 號(hào)泵的能量損失最大，3 號(hào)泵多路閥的壓力損失和4 號(hào)泵回油長(zhǎng)管路的沿程損失是造成后期散熱器散熱效果降低的主要原因.考慮整車結(jié)構(gòu)與布置的影響，將3號(hào)泵與4號(hào)泵的回油管路合流接入散熱器中，提高散熱效果.結(jié)合實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，改進(jìn)后的散熱效果明顯提高，與仿真分析結(jié)果一致.

6 結(jié)論

本文依據(jù)理論、實(shí)驗(yàn)、仿真三者結(jié)合的研究方法，分析了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的熱功率特性，并提出了改進(jìn)方案，得到以下結(jié)論：

1）建立了汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)熱平衡數(shù)學(xué)模型.運(yùn)用AMESim 軟件建立了汽車起重機(jī)熱特性仿真模型，仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的高度一致性驗(yàn)證了模型的正確性.

2）實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析結(jié)果表明：發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)2 號(hào)泵能量損失最大；3 號(hào)泵和4 號(hào)泵的回油沒有冷卻過程，導(dǎo)致散熱器散熱效果降低.

3）本文提出了將3 號(hào)泵和4 號(hào)泵的回油合流接入散熱器的改進(jìn)方式.改進(jìn)前后的液壓元件熱特性仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比表明:該改進(jìn)方式提高了散熱效果.這為今后汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)或其他工程機(jī)械的熱特性改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了參考和指導(dǎo).