全液壓動臂式塔機起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)發(fā)熱仿真分析

費 燁， 劉 海， 王文浩

（沈陽建筑大學(xué) 機械工程學(xué)院， 遼寧 沈陽 110168）

0 引言

全液壓動臂式塔機液壓系統(tǒng)多為閉式系統(tǒng)， 由于閉式系統(tǒng)沒有較大的油箱進行散熱，系統(tǒng)內(nèi)熱能容易堆積，在重載、連續(xù)工作時很容易出現(xiàn)系統(tǒng)溫升嚴(yán)重的問題，對于塔式起重機來說，液壓油溫不得超過80℃，相對溫升不得大于40℃。較高的油液溫度，會給液壓系統(tǒng)帶來泄漏量增加、容積效率降低、元件老化和執(zhí)行元件失效等一系列不利影響，極大影響塔機工作性能和效率[1]。

本文以某型號全液壓動臂塔機起升機構(gòu)為研究對象，分析工作過程中液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱與散熱。 基于AMESim，搭建塔機工作機構(gòu)液壓系統(tǒng)熱液壓模型，對其發(fā)熱進行仿真研究，為塔機閉式液壓系統(tǒng)的設(shè)計提供理論指導(dǎo)。

1 起升機構(gòu)機液一體化模型的建立

本文研究的動臂塔機的起升機構(gòu)主要由機械裝置和液壓驅(qū)動回路組成。 其中，機械裝置包括鋼絲繩、卷筒、滑輪組和吊鉤， 液壓驅(qū)動回路為變量泵—變量馬達閉式液壓系統(tǒng)。 液壓驅(qū)動回路為工作裝置提供起吊負(fù)載的驅(qū)動力矩。 工作裝置則將液壓回路傳遞出來的力矩轉(zhuǎn)換成起吊重物在垂直方向上運動的力。 圖1 為起升機構(gòu)示意圖，表1 給出了起升機構(gòu)的總體設(shè)計參數(shù)。

表1 起升機構(gòu)總體設(shè)計參數(shù)

圖1 起升機構(gòu)示意圖

1.1 起升機構(gòu)機械模型的建立

利用Solidworks 構(gòu)造塔機起升機構(gòu)以臂架為主的機械部分的三維模型，見圖2，根據(jù)工程圖建立平面直角坐標(biāo)系，以動臂和平衡臂的連接點作為原點，利用三維模型確定動臂重心及各滑輪位置坐標(biāo)， 利用AMESim 平面機械庫中的實體模塊、旋轉(zhuǎn)副模塊、 零力源模塊等搭建臂架結(jié)構(gòu)件模型；利用卷筒、滑輪和鋼絲繩元件搭建起升機構(gòu)工作裝置模型， 并通過關(guān)節(jié)副將機構(gòu)安裝在結(jié)構(gòu)模型的正確位置上，搭建起升機構(gòu)平面機械模型，見圖3。

圖2 起升機構(gòu)簡易三維模型

圖3 起升機構(gòu)機械模型

1.2 起升機構(gòu)液壓驅(qū)動回路模型的建立

本文涉及的全液壓動臂式塔機起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)由兩個力士樂A4VG180 型變量柱塞泵并聯(lián)四個A6VM200型變量柱塞馬達的閉式系統(tǒng)組成，系統(tǒng)采用容積調(diào)速，見圖4，各控制閥塊集成在泵和馬達的內(nèi)部，起升工況時，主泵在柴油機的帶動下，向液壓馬達供油，主泵出油口的高壓油液流入到馬達進油腔， 馬達的出油腔的低壓油液再回流至主泵的進油口，完成油液循環(huán)。當(dāng)起升機構(gòu)吊載下降，液壓系統(tǒng)承受負(fù)值負(fù)載時，閉式系統(tǒng)中的馬達相當(dāng)于泵的作用，負(fù)值轉(zhuǎn)矩通過泵軸傳遞給發(fā)動機，發(fā)動機對負(fù)值轉(zhuǎn)矩形成阻滯作用，進而保證重物的平穩(wěn)下放。與主泵同軸的補油泵用于彌補液壓系統(tǒng)工作中的泄漏流量，維持系統(tǒng)的穩(wěn)定。 高壓溢流閥及壓力切斷閥起到雙重過載保護作用。 起升機構(gòu)液壓驅(qū)動回路主要參數(shù)見表2。

圖4 起升機構(gòu)液壓原理圖

分析該塔機起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中液壓泵、液壓馬達、液壓閥、管路和油箱等液壓元件的產(chǎn)熱和散熱原理，利用AMESim 仿真軟件中熱液壓庫、THCD 庫、Thermal 庫及平面機械庫分別建立該塔機起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中個液壓元件的熱液壓模型。 根據(jù)全液壓動臂式塔機起升機構(gòu)液壓原理圖，將建立好的液壓元件熱液壓模型進行組合，搭建出起升機構(gòu)液壓驅(qū)動回路熱液壓模型。

1.3 機液一體化熱液壓模型的建立

起升機構(gòu)熱液壓回路中， 馬達輸出的轉(zhuǎn)矩要經(jīng)過減速器的減速后才能傳遞給起升卷筒， 以獲得較低的轉(zhuǎn)速和較大的轉(zhuǎn)矩。 本文涉及的全液壓動臂式塔機起升機構(gòu)中采用四個減速器作為第一級減速器， 其具體型號為ED2255， 減速比為20.4， 第二級減速器小齒輪的齒數(shù)為23，卷筒外緣齒圈齒數(shù)為170。 因此采用兩個RN001A 減速器元件將機械模型和熱液壓模型進行連接， 模擬二級減速， 將機械模型作為液壓回路輸入， 代替?zhèn)鹘y(tǒng)信號輸入，完成機液一體化模型的搭建，見圖5。

圖5 起升機構(gòu)機液一體化仿真模型

2 液壓系統(tǒng)熱模型的驗證

動臂起重機起升機構(gòu)工作主要包括8 個階段， 分別是加速起升、勻速起升、減速起升至停止、懸停制動、加速下降、勻速下降、減速下降至停止和停止待機。 本文設(shè)置的起升機構(gòu)工況是起重量為100t，臂長為35m，臂架幅度為46°，起升機構(gòu)滑輪組為2 倍率。 起重機帶載加速起升10s，勻速起升115s，減速起升至停止5s，帶載懸停制動90s，加速下降5s，勻速下降115s，減速下降至停止10s，帶載懸停制動90s 為一個工作循環(huán)。 連續(xù)進行5 個工作循環(huán)。 下文均已此工況為背景，進行仿真計算。

2.1 起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱計算

液壓系統(tǒng)的壓力損失轉(zhuǎn)化為熱能，使油液溫度升高，在起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中， 主要的壓力損失元件有液壓泵和馬達、液壓閥和管路，下文將從這幾個方面分別進行產(chǎn)熱和散熱計算[2]。

（1）液壓泵和馬達產(chǎn)熱。 液壓泵和馬達在工作過程終不可避免存在機械損失和容積損失，損失的能量最終都以熱量的形式散發(fā)出去，使油液溫度升高。泵和馬達的發(fā)熱功率為：

P產(chǎn)=（1-ηvηm）p1q1（1）式中：P產(chǎn)—泵和馬達的產(chǎn)熱功率 （kW）；ηm—泵和馬達的機械效率；ηv—泵和馬達的容積效率；p1—泵和馬達的工作壓力，（MPa）；q1—泵和馬達的工作流量（L/min）。

起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中， 主泵的轉(zhuǎn)速為2100r/min，排量為180mL/r，機械效率取0.9，容積效率取0.95。 泵和馬達的總產(chǎn)熱功率相等， 由于流量和壓力在不同工作階段數(shù)值不同，分段計算后求得平均產(chǎn)熱功率，均為P產(chǎn)1=P產(chǎn)2=32.16kW。 內(nèi)置補油泵輸出流量為168L/min， 補油壓力2.5 MPa，機械效率和容積效率均取0.95，經(jīng)過計算補油泵的總產(chǎn)熱功率P產(chǎn)3=0.683kW。

（2） 液壓閥產(chǎn)熱。 起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中，主要產(chǎn)熱液壓閥為補油溢流閥和液壓沖洗閥，其產(chǎn)熱功率為：

本文涉及的全液壓動臂式塔機液壓系統(tǒng)采用#46 號液壓油，根據(jù)經(jīng)驗公式，額定工況下變量馬達閉式系統(tǒng)的沖洗閥流量為：

2.2 起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)散熱計算

（1） 油箱散熱。 本文涉及的全液壓動臂式塔機液壓系統(tǒng)共用一個油箱，油箱的散熱功率為：

起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)中管路長10m， 采用32mm 外徑的無縫鋼管，壁厚為5mm，換熱系數(shù)為15[W/（m2·K）]，經(jīng)過計算，管路的散熱功率為P散4=0.0151△TkW。

（4） 液壓沖洗閥散熱。 在閉式液壓系統(tǒng)中，液壓沖洗閥的通過流量會帶走大部分熱量， 損失的流量通過補油泵補入，替換為低溫油液，完成閉式系統(tǒng)與油箱之間的熱量循環(huán)，對液壓系統(tǒng)溫升起到一定的抑制作用[4]，沖洗閥散熱功率為：

熱力學(xué)中，Q=cm△T，可得△T=Q/cm，帶入式（10），得到式（11），其中c—油液的比熱容[取1.8kJ/（kg·℃）]；m—油液的質(zhì)量，密度取850kg/m3，經(jīng)計算液壓系統(tǒng)中油液質(zhì)量為636.5kg。

計算時長s 為2200s，帶入式（12）中，可得總熱量為76234.1kJ，根據(jù)△T=Q/cm，可得油液溫升為△T=66.54℃，系統(tǒng)溫度為86.54℃， 仿真的到的溫升83.3℃， 誤差為3.47%，在誤差允許范圍內(nèi)，故起升機構(gòu)機液一體化仿真熱液壓模型是正確的。

3 液壓系統(tǒng)發(fā)熱仿真分析

3.1 起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)熱分析

對起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)發(fā)熱仿真， 得到各元件的產(chǎn)熱曲線，選取單個元件產(chǎn)熱曲線進行分析，圖6 為主泵產(chǎn)熱曲線、圖7 為液壓馬達產(chǎn)熱曲線、圖8 為補油溢流閥產(chǎn)熱曲線、圖9 液壓沖洗閥產(chǎn)熱曲線。

圖6 主泵產(chǎn)熱曲線

圖7 液壓馬達產(chǎn)熱曲線

圖8 補油溢流閥產(chǎn)熱曲線

圖9 液壓沖洗閥產(chǎn)熱曲線

從仿真結(jié)果可以看出，各液壓元件中，主泵的產(chǎn)熱量最大，每個主泵平均產(chǎn)熱功率為15.6kW，每個馬達平均產(chǎn)熱功率為7.86kW， 每個補油溢流閥平均產(chǎn)熱功率為2.85kW，每個液壓沖洗閥平均產(chǎn)熱功率為0.87kW，管路產(chǎn)熱功率為總產(chǎn)熱功率的0.03 倍，即2.18kW，與各元件產(chǎn)熱功率計算值一致。

因此主泵和馬達的產(chǎn)熱功率最大， 對液壓系統(tǒng)溫升的影響最大，其次是補油溢流閥、液壓沖洗閥和管路。 但是主泵和馬達產(chǎn)熱是由于機械損失和容積損失造成的，不可避免，只能從其余元件入手進行分析，來減少系統(tǒng)的產(chǎn)熱，增加系統(tǒng)的散熱能力，從而降低系統(tǒng)的溫升[5]。

3.2 油箱及管徑變化對系統(tǒng)溫升的影響

從油箱內(nèi)油液液面高度及油箱散熱面積兩個方面考慮油箱變化對液壓系統(tǒng)溫升影響， 將油箱內(nèi)液面高度由600mm 改為700mm，得到液面高度更改前后系統(tǒng)溫度對比曲線，見圖10。 通過油箱外側(cè)焊接散熱板的方式使油箱散熱面積為由6.272m2增大10m2至得到系統(tǒng)溫度對比曲線，見圖11。

圖10 油箱液面高度溫升對比曲線

圖11 油箱散熱面積溫升對比曲線

由曲線可知， 增加油箱內(nèi)部液面高度可以有效降低液壓系統(tǒng)的溫度， 液面高度從600mm 增加至700mm，系統(tǒng)溫度下降7℃。 因此在塔機液壓系統(tǒng)工作過程中，要定期檢測油箱液位高度，保持油液充足，避免由于油液不足造成的溫升過高。受到塔機安裝空間和油箱體積的限制，油箱液位的提高是有限的， 不能夠單純增大液面高度使液壓系統(tǒng)工作在合適溫度。油箱散熱面積從6.272m2增加至10m2，液壓系統(tǒng)溫度僅降低2.4℃，因此通過增加筋板，不改變油箱本身容積的方式來進行散熱效果并不理想。

分析管徑變化對系統(tǒng)溫升的影響其更換為40mm 外徑的鋼管，運行仿真，得到管徑變化前后系統(tǒng)溫度對比曲線，見圖12。 由曲線可知，管路直徑增大后，系統(tǒng)溫度僅下降1.44℃，由此可見，通過增大管徑的方式降低液壓系統(tǒng)溫度的方式效果也不理想， 只能在管路布置中盡量避免直角彎管和管接頭的使用，以此降低發(fā)熱量。

圖12 管徑變化溫升對比曲線

3.3 載荷變化對系統(tǒng)溫升的影響

分析載荷變化對系統(tǒng)的影響， 分別將載荷設(shè)置為100t、85t 和50t，其他參數(shù)保持不變，運行仿真，得到載荷變化前后的液壓系統(tǒng)溫度曲線，見圖13。 由曲線可知，三種不同載荷在五個各種循環(huán)后的系統(tǒng)溫度分別為83.3℃、72.1℃和55.4℃，負(fù)載越大，系統(tǒng)壓力越大，泄露越嚴(yán)重，溫升越高。 因此該塔機吊載100t 時最多只能進行四次工作循環(huán)。

圖13 起重量變化溫升對比曲線

4 結(jié)論

基于AMESim 軟件建立了國產(chǎn)某型全液壓動臂塔機起升機構(gòu)機液一體化熱液壓仿真模型， 據(jù)此對起升機構(gòu)液壓系統(tǒng)發(fā)熱進行了仿真研究，結(jié)果表明：

充足的冷液壓油有利于沖洗散熱，延緩系統(tǒng)溫升；增加油箱散熱面積及增加管路直徑散熱效果并不理想。 因此要定期檢測油箱液位高度，保持油液充足。

塔機在大載荷工況下要嚴(yán)格控制連續(xù)工作的時間，達到規(guī)定時間后進行停機冷卻， 待液壓系統(tǒng)溫度降低到許可溫度后繼續(xù)工作。

液壓泵與液壓馬達的產(chǎn)熱非常大，且無法避免，應(yīng)對其采取專門的散熱措施，從而提高工作效率，延長使用壽命。