一種裝載機(jī)液壓散熱校核與改善思路

楊文斌

（廣東富華工程裝備制造有限公司，廣東 江門(mén) 529700）

液壓系統(tǒng)是裝載機(jī)系統(tǒng)組成的關(guān)鍵部分，由于能量傳遞效率不可能達(dá)到100%，閥及管道壓力損失、機(jī)械傳遞損失等都會(huì)不可避免地導(dǎo)致發(fā)熱。液壓油溫過(guò)高會(huì)加速密封件老化和液壓元件磨損，當(dāng)液壓油溫持續(xù)高于90℃時(shí)將嚴(yán)重影響液壓系統(tǒng)可靠性。為保證液壓系統(tǒng)性能，控制液壓油溫重要。一般情況下裝載機(jī)液壓油溫需控制在50～85℃之間?，F(xiàn)就某50 型裝載機(jī)現(xiàn)有熱平衡試驗(yàn)結(jié)果分析其可靠性，并通過(guò)計(jì)算校核進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn)。

1 現(xiàn)有狀態(tài)熱平衡試驗(yàn)及結(jié)果分析

高速行駛熱平衡及試驗(yàn)條件：使該機(jī)器發(fā)動(dòng)機(jī)保持最大油門(mén)狀態(tài)，檔位處于最大（該機(jī)型為第4 擋位發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速2 200r/min），行駛路面為普通水泥路面，裝載5t 負(fù)載。在如圖1 所示的場(chǎng)地中持續(xù)高速行駛，直至液壓油溫達(dá)到平衡，并記錄下試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

V 形鏟裝熱平衡及試驗(yàn)條件：在如圖2 所示的場(chǎng)地中進(jìn)行V 形鏟裝試驗(yàn)，工作周期45S，并記錄試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

試驗(yàn)結(jié)果：高速行駛熱平衡測(cè)試結(jié)果如圖3所示，平衡溫度53℃。

圖3 高速行駛熱平衡測(cè)試數(shù)據(jù)

根據(jù)熱平衡轉(zhuǎn)換公式：T平=T測(cè)+（45-T環(huán)），其中T平為平衡溫度（換算得到）；T測(cè)為實(shí)測(cè)溫度；T環(huán)為環(huán)境溫度。將參數(shù)帶入可得T平=78.7℃＜85℃，故高速行駛液壓油熱平衡滿足要求。

V 形鏟裝熱平衡測(cè)試結(jié)果如圖4 所示，散熱器進(jìn)油溫度達(dá)到82℃以上，考慮到環(huán)境溫度較低，暫停測(cè)試，則T平=102℃＞85℃。

圖4 V形鏟裝熱平衡測(cè)試

換算后鏟裝散熱器入口熱平衡達(dá)102℃，嚴(yán)重高于正常溫度要求。為此需要進(jìn)行液壓系統(tǒng)發(fā)熱功率與散熱器散熱功率驗(yàn)算，并制定改進(jìn)方案。

2 功率損失計(jì)算

液壓系統(tǒng)發(fā)熱主要原因在于液壓泵功率損失、閥功率損失（多路閥、流量放大閥、卸荷閥等）、液壓管路功率損失等。

2.1 液壓泵的輸出功率及功率損失

式中P1——液壓泵損失功率；

Pb——液壓泵的輸出功率；

η1η2——液壓泵的總效率；

P——液壓泵實(shí)際工作壓力；

Q——液壓泵輸出流量。

如圖5 所示為該機(jī)型一個(gè)鏟裝周期泵壓力變化曲線，因是雙泵合流系統(tǒng)，且轉(zhuǎn)向泵卸荷壓力為150bar，在此壓力以上按工作泵單泵流量計(jì)算；該機(jī)型為全液壓制動(dòng)系統(tǒng)，需將制動(dòng)泵同時(shí)列入計(jì)算，鏟裝過(guò)程中油門(mén)不松開(kāi)，可視為恒流量。整理后各泵工作壓力等級(jí)及占比見(jiàn)表1。

表1 各泵工作參數(shù)及壓力等級(jí)占比

圖5 一個(gè)鏟裝周期泵壓力曲線

將表1 參數(shù)代入式（1）、式（2），可得P1=10kW，Pb=48.94kW。

2.2 液壓閥功率損失

裝載機(jī)液壓閥主要包括多路閥、流量放大閥等。液壓閥功率損失按式（3)計(jì)算

式中P2——液壓閥功率損失；

ΔPv——多路閥內(nèi)部壓力損失；

ΔPL——流量放大閥壓力損失；

ΔPh——荷閥合流壓力損失；

Qh——合流流量；

Qz——轉(zhuǎn)向泵流量。結(jié)合表1 相關(guān)參數(shù)計(jì)算得：P2=7.64kW，ΔPv=9bar，ΔPL=4bar，ΔPh=5bar。

2.3 液壓管路功率損失

式中P3——液壓管路損失功率；

ΔPg——管路中的壓差，取平均值2.8bar。

計(jì)算得P3=1.85kW。

液壓油缸等功率損失產(chǎn)生的熱量基本通過(guò)缸體表面?zhèn)鬟f到空氣中，加上液壓油箱及主閥等表面被動(dòng)散熱，油缸發(fā)熱量可忽略不計(jì)。綜上，液壓系統(tǒng)理論功率損失為Ps=P1+P2+P3=19.49kW。

散熱器設(shè)計(jì)散熱功率20kW，允許油液流量100L/min，理論上不會(huì)出現(xiàn)液壓油溫過(guò)高的現(xiàn)象，因此需要從液壓系統(tǒng)管路布置尋找原因。

如圖6 所示，該機(jī)型設(shè)計(jì)為旁路節(jié)流回油形式，即工作裝置多路閥和轉(zhuǎn)向流量放大閥回油合流至后分兩路，一路經(jīng)過(guò)散熱器后回油箱，一路經(jīng)阻尼直接回油箱，且液壓油箱高位放置。

圖6 液壓油箱及散熱器位置示意圖

按計(jì)算，散熱器通流能力100L/min，則通過(guò)節(jié)流孔直接回油箱的流量為296L/min，計(jì)算得薄壁小孔直徑為22mm，實(shí)際設(shè)計(jì)為18mm，但在試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)實(shí)際流經(jīng)散熱器的流量達(dá)不到設(shè)計(jì)值，由此導(dǎo)致散熱功率不足引起過(guò)熱現(xiàn)象。

3 改進(jìn)方案設(shè)計(jì)

經(jīng)過(guò)散熱器流量小是造成液壓油高溫的根本原因，在實(shí)際工作中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速經(jīng)常變化，致使泵實(shí)際流量也在變化，而節(jié)流孔是按照最大流量設(shè)計(jì)的，小流量時(shí)大部分油液直接通過(guò)小孔回油箱，因此要解決油液過(guò)熱問(wèn)題首先應(yīng)解決流入液壓散熱器流量太小的問(wèn)題。將節(jié)流孔設(shè)計(jì)為背壓?jiǎn)蜗蜷y形式，原理圖如圖7 所示，小流量回油時(shí)由于單向閥前建立壓力較小，無(wú)法將其打開(kāi)，所有流量均流經(jīng)散熱器，并以該流量值下額定的散熱功率對(duì)液壓油降溫；大流量時(shí)單向閥前建立的壓力較大并將其打開(kāi)，則一部分流經(jīng)散熱器，一部分通過(guò)單向閥直接回油箱。

圖7 改進(jìn)后回油原理圖

此方案需要注意單向閥的選型，除了合適的通流直徑外還需確定合適的開(kāi)啟壓力，若開(kāi)啟壓力過(guò)低則會(huì)提前開(kāi)啟，改善效果不明顯，若開(kāi)啟壓力過(guò)高則在散熱器入口端壓力太高，影響散熱器使用壽命，按散熱器設(shè)計(jì)，入口壓力不得超過(guò)2MPa。通過(guò)選型計(jì)算，最終選定通徑為?23mm，全開(kāi)啟壓力3bar 的單向閥。

4 改進(jìn)后熱平衡驗(yàn)證

按改進(jìn)后的原理圖整改后，按照同樣的方法進(jìn)行V 形鏟裝試驗(yàn)，分別記錄散熱器進(jìn)油口壓力、散熱器進(jìn)油口平衡溫度，整理數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。

表2 改進(jìn)后測(cè)試數(shù)據(jù)

試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，將節(jié)流孔設(shè)計(jì)為單向閥的改進(jìn)是有明顯效果的。對(duì)于小流量或流量變化區(qū)間較小的場(chǎng)景，節(jié)流孔形式的旁路也是有效果的，但對(duì)于流量大且變化區(qū)間大的場(chǎng)景節(jié)流孔則效果不佳，特別是液壓油箱布置高于液壓散熱器的時(shí)候，液壓油自重加上散熱器本身的壓損和沿途管路壓損，以及變化區(qū)間較大的流量，導(dǎo)致節(jié)流孔前后壓差變化也大，按常規(guī)計(jì)算節(jié)流孔通徑的方式顯然不太適用，因此對(duì)于類似的布置利用背壓?jiǎn)蜗蜷y是較好的選擇。

5 結(jié)語(yǔ)

提高散熱器散熱效率只是改善熱平衡溫度的手段眾多手段的一種，在設(shè)計(jì)中工程師應(yīng)多從提高系統(tǒng)總體工作效率的角度出發(fā)，比如選擇合適的液壓元件，避免油路塊等出現(xiàn)大角度拐角等，盡量地降低壓損，從而提高系統(tǒng)工作效率，減少發(fā)熱量。