压缩式垃圾车温升验算

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液压设计者、液压书籍 、液压样本往往侧重其调节功能及可靠性，-般不太关注系统效率高低即发热量(无用功转换为热能)，致使很多液压系统的效率极低，甚至有的只有 20%(笔者遇到某公司的卷板机、绗磨机液压系统)，能耗很大，运行在极低的效率下，发热和温升高。-方面引起主机的热变形，影响机械设备的工作品质，另-方面造成很大能源浪费。这与当代社会追求文明、绿色生产和可持续发展极不协调，也不利于液压传动与电传动及其他传动方式的竞争。如卡特公司己发明了电传动的矿车；日本已发明了全电传动的卧式注塑机，据称比液压传动的省电40%。所以液压设计者在设计中应掌握正确的判断发热源、发热验算及系统优化的方法，使设计的液压系统效率高，能耗低。

通过 8t压缩式垃圾车的验算发热过程，找到导致液压系统温升偏高的主要因素，从而进行系统优化的实例介绍，与大家共同分享。

l 液压系统简介如图 1所示，本液压系统由液压泵 8、PVG32负载收稿日期：2012-o9-27作者简介：邓江涛(1975-)，男 ，四川邻水人，大专，现从事工程车辆液压系统设计。

1O反馈多路阀4、背压单向阀 1、压力表 3、举升、锁紧、滑板、刮板、翻桶、推料油路组成。

在装载垃圾时，滑板下行叶刮板旋压 滑板上行 刮板展开为 1个填装工作循环。时间为 16.5s，在这个工作循环中，翻桶油路可以随时工作 ，但不会影响其他动作的速度，即翻桶与滑板、刮板为复合回路。当箱体填装满后进行-次卸料工作：锁紧松开-举升缸举升推料缸伸出 推料缸缩回300mm-举升缸下降。

本液压系统发热量大即工作量大的动作为填装工作循环，其他的不用进行发热验算。

滑板l-单向阀 2-回油管 3-压力表 4-PVG32负载反馈多路阀5-滑板无杆腔管路 6.滑板有杆腔管路 7-压力管路 8-液压泵图 1 液压布管图Hvdraulics Pneumatics＆ Seals/N0.03.201 32 发热验算2.1 液压系统现有数据液压泵流量：Q63L/min；滑板、刮板阀片 P口流量：Q。40L/min；滑板、刮板无杆腔与有杆腔作用面积比：n2；滑板 ：下行时间 hx3.5s，上行时间 th7S；刮板：旋压时间tsy4S，展开时间：tgk2S；滑板、刮板无杆腔管路 ：第 1段： 123 900；第 2段： 12xl 500；第 3段 ：82200；第 4段： 10x530；滑板、刮板有杆腔管路：第 1段： 12x3 900；第 2段 ： 12xl 500；第 3段：8xl 650；第 4段： 10x420；油箱有效容积 85L；散热面积 lm ；液压油为 HM46，环境温度为45℃(南方夏季)，系统最高温度 75cC，查液压油温度粘度表可知：5O℃时运动粘度 v28mm2/s，70℃时运动粘度 v15mm2/s。

2.2 空载滑板下行发热验算空载滑板下行时，发热源共有 6处：①多路阀滑板阀片 B；②有杆腔管路(压力油)；③无杆腔管路(回油)；④多路阀滑板阀片A T；⑤单向阀1；⑥因油泵到多路阀管路短、通径大，故把油泵的内泄漏移到多路阀的溢流阀处-起验算发热。

1)多路阀滑板阀片 B发热验算因本液压系统为复合回路。故须在多路阀滑板、刮板、翻桶阀片 P口前加压力补偿器.这样压力补偿器和换向阀就组合成了调速阀。故多路阀滑板阀片 B就有压力损失：apBIMPa；阀片 P B发热量：p -卸PBQ hx×86O 603 600- .1x40x3.5x860- - 0.56kcal2)有杆腔管路(压力油)发热验算有杆腔管路共 4段组成 ，须累加每段压力损失后进行发热验算。

因第 2段与第 1段通径、流量相同，故把第 2段与第 1段合并为第 1段，长度为 5 400，计算第 l段压力损失 ：速度：Vxyl-.P-： ：5.89m/ (1) 603.14x6雷诺数：R 三 2 524(2 300<2 524<4000临界区) (2)沿程阻力系数：A0.002 5Re。

l0.002 5x2 524 0.0339沿程阻力 ：△ -A-0.033 9× × 0.22MPa850x5.892(3)式中 A--管道面积。单位为 m ；管道直径，单位为 m；- - 管道长度，单位为m；p--液压油密度，单位为 kg/m。。

计算第 3段与第 4段时须注意：管路从第 2段开始 1分为 2，如图 1所示 ，故流量按 Qp/2即 20L/min来计算。雷诺数不同，沿程阻力系数公式也不同。第 3段与第 4段的计算方法同上，这里省略。

沿程阻力 ：△py3O.13MPa△Dxy40.01MPa有杆腔管路压力损失：△p ap 1△p妒△p0.220.1 30.O 1O.36MPa有杆腔管路发热量：p - 鱼vxy- 60x3 600- .-0- - -.. .3. .6. . .x. - -4- -0- -x- - -3， . ...5. . .x. - 8- - -6- -0- - - - 603 6000.20kc3)无杆腔管路(回油)发热验算因第 2段与第 1段通径、流量相同，故把第 2段与第 1段合并为第 1段，长度为 5400，计算第 1段压力损失。无杆腔流量：QxwnQp8OLImin。压力损失计算方法同上，这里省略。

沿程阻力 ：△lp 11.OOMPa△lp 30.79MPa0.06MPa无杆腔管路压力损失：△p apxw1△p 3ap1.000.790.061.85MPa无杆腔管路发热量：液压 气动 与密 封/2013年 第 03期P -Apxw Q x860- - 60x3 600- .. .1. ..-8- -5. - -x- - -8. .0. x- -3- -.-5- -x. . .8. 6- - -0- - - 。 60x3 600 0.20keal4)多路阀滑板阀片A.÷T发热验算多路阀滑板阀片 A-÷T流量为 Qx，80L/min。滑板阀片 P口流量为40L/rain，对应阀芯型号为 C型，查样本的主阀芯最大行程时PVB的压降图2可知：阀片A-T压力损失：△lpAT1.8MPa阀片 A T发热量：P -垒巳 Q 墨-v(-叮)- 60x3 660- ：墨 墨 三： 墨- - 60x3 600 2.00kca16o5O高 40莩3o20100QA甩/L·rain-。

图 2 主阀芯最大行程时 PVB的压降5)单向阀 l发热验算单向阀 1的流量 为滑板无杆腔的流量与多路阀的溢流阀溢流量 Qxvlf之和。

Q Q 8063-.40103L/min单向阀 1通径为 20，弹簧型号为 5型，查样本 ：流量、压降图3可知：Q/L·rain-图3 单向阀流量、压降单向阀压力损失：△pja0.65MPa单向阀发热量：卸12： -0.65103-3.58606036000.94keal6)多路阀的溢流阀发热验算多路阀溢流阀压力损失：APxyf/'(卸 apA T卸 )△pBAp2×(1.851.80.65)1O.369.96MPa溢流阀发热量：P . ：-APxw Q-thxX860603 600- ..9- - .. 9. .6. . .x. .2 3- - -x. .3. . ...5. .x. . -8- -6- - -0- - - 60x3 600 3.19kcM综上所述，空载滑板下行发热量：(pB) y ( ) dxf yH 0.560.22。0620.943.19 8.95kc2.3 空载滑板上行发热验算空载滑板上行时，发热源也共有6处：①多路阀滑板阀片 A；②有杆腔管路(回油)；③无杆腔管路(压力油)；④多路阀滑板阀片B T；⑤单向阀1；⑥因油泵到多路阀管路短、通径大，故把油泵的内泄漏移到多路阀的溢流阀处-起验算损失发热。

1)多路阀滑板阀片 P-÷A发热验算计算过程同 2.2中 1)，只是滑板上行 t7s变化了。

A压力损失：△pⅡAIMPa；阀片 A发热量：： -lx40x7-x86060x3600：1.15kcal2)有杆腔管路(回油)发热验算当滑板上行时，有杆腔排油，流量为Q/n即20L/rain；根据 2.2中2)有杆腔管路发热验算计算数据可知：当有杆腔排油，流量为 20L/min时，有杆腔管路压力损失及发热量很小.完全可以忽略。

3)无杆腔管路(压力油)发热验算滑板无杆腔管路与有杆腔管路配置基本-样，只是第 3段与第 4段的长度变化-点点，故无杆腔管路(压力油)的压力损失与2.2中 2)有杆腔管路(压力油)发热验算的压力损失可以认为相同。即：ap ap 0.36MPaHydraulics Pneumatics& Seals，NO.03.2013D - QpthX860-60x3600- .0.36x407x860- - 面广-0.41kcM4)多路阀滑板阀片B T发热验算多路阀滑板阀片 B-T流量为滑板液压缸有杆腔的排油，即 20L/min。查 PVG32样本，主阀芯最大行程时PVB的压降由图2可知：阀片 B-T压力损失：B.叮0.2MPa阀片 B-T发热量 ：p - △p (Q/nt)860 v( )- - - - - --0- - -..2. . x- -2- - -0- -- - -7. .. . -8- -6- -0- - - - 60x3 600 0.1 lkcal5)单向阀 1发热验算单向阀 1的流量 p 为滑板有杆腔的流量与多路阀的溢流阀溢流量 Q 之和。

Q Q Q f2063-4043L/min查样本：流量、压降由图 3可知：单向阀压力损失：△p 0.55MPa单向阀发热量：p - △p，oxfQ x86O- - 顽广--o.55×43×7×860-- - 0.66kcal6)多路阀的溢流阀发热验算多路阀溢流阀压力损失：sylf(ap。y ap dxf)/nAp △p (0.20.55)/210.361.74MPa溢流阀发热量：P - 鱼- 60x3 6001.74×23×7×86060x3600 1.1lkcal综上所述，空载滑板上行发热量：Ph。Pv( A) sy Pv(B ) 。 尸v vⅡ 1.150.410.110.661.113.44kcal2.4 空载刮板旋压发热验算因刮板的无杆腔与有杆腔的作用面积比、管路配置及长度都与滑板相同，故刮板旋压发热量是空载滑板上行发热量的 hs倍。

空载刮板旋压发热量：尸vhtft 3.11x4/71.78kcal2.5 空载刮板展开发热验算因刮板的无杆腔与有杆腔的作用面积比、管路配置及长度都与滑板相同，故刮板展开发热量是空载滑板下行发热量的tdth倍。

空载刮板旋压发热量：Pc， hx hx 8.95x2/3.55.1 lkcal综上所述，在装载垃圾时，1个填装工作循环的发热量：尸vlIxPvgy尸vh。尸vgk 8.951.783.1 15.1 1 18.95kcal3 油温达到规定温度时间验算滑板、刮板管道散热面积为：A 2.1m ；油箱散热面积为：Alm2。

油箱与管道 1个工作循环的散热量为：Pvh。kA AT/2xtx860 16x3.1xl5x16.5/3 600x8603kcal (4)液压油从环境温度到本系统规定最高温度所需循环次数：PⅣ 5)- -pxCxVxAT- 尸v- k- ..8. .7- -6- -- -0. . .. 4.7- - -x- -0- . ...1. .- -3- -0- - - - 18.95-377.4次 (6)液压油随温度上升则粘度下降，从而压力损失减少，即发热量减少。则所需时间：等 ×堡盟21.55x1.4313液压 气动 与密 封/2013年 第 03期3lmin式中 K--油箱散热系数，取 16W/(m ·oC)；A--散热面积。单位为 m2：△ 油温与环境温度之差，单位为℃； 工作时间，单位为 s；尸，--液压油达到规定温度所需热量，单位为kcal；p--液压油密度，单位为kg/m ；C--液压油的比热，单位为 kcal/kgC：- - 液压油容积，单位为 m 。

4 时间判断及系统优化液压油从环境温度升到本系统规定最高温度所需循环时间 31min满足不了本压缩式垃圾车实际应用 ，因箱体需 120次填装循环才能装满，当液压油温度达到75℃就要停机自然冷却，时间所需 120min。

故须判断导致液压系统温升偏高的主要因素 ，从而进行系统优化。

4.1 温升偏高的主要因素分析每个动作的发热量可知：导致本液压系统发热量最大的动作为空载滑板下行与空载刮板展开。发热量是由压力损失与流量决定。减小多路阀的溢流阀溢流量；压力损失最大4处为：无杆腔回油管路、多路阀阀片回油、单向阀及多路阀的溢流阀，而多路阀的溢流阀压力损失主要是由无杆腔回油管路、多路阀阀片回油、单向阀的压力损失决定的，故需降低这 3处的压力损失。

4.2 系统优化1)改变系统流量本系统为定量液压泵，通过原来的 1段电子加速更改为 2段电子加速可改变液压泵的转速，从而改变液压系统的流量，即翻桶回路不工作时，液压系统流量由原来 63L/rain更改为 50L/min，只有当翻桶回路工作即进行复合回路时，液压系统流量才为 63L/min，这样，多路阀的溢流量就很小了。

2)无杆腔回油管路优化无杆腔回油管路的压力损失由长度及通径共同决定。而长度改变不了.故须加大无杆腔回油管路的通径。更改后的滑板、刮板无杆腔管路：第 1段： 14x3 900；第 2段： 16xl 500；第 3段： 1lx2 200；第 4段： 12x530。

143)多路阀阀片优化PVG32多路阀为比例方向阀，阀芯有 2种型式供选择：等侧流量阀芯、不等侧流量阀芯。它们的应用场合不相同，等侧流量阀芯-般运用于马达回路；不等侧流量阀芯-般运用于油缸回路，因无杆腔与有杆腔的作用面积比不同，当有杆腔进油、无杆腔回油时，如选用等侧流量阀芯则阀芯回油背压极大。

故滑板、刮板的阀芯更改为不等侧流量阀芯，A侧流量 65L/min，B侧流量 40L/min。压力损失 △p 由1.8MPa降为 1MPa，关键是多路阀的溢流阀压力损失降低量与 △p 成 2倍关系 (无杆腔与有杆腔作用面积比)。这样多路阀阀片与多路阀的溢流阀发热量大大降低。

4)单向阀优化单向阀型号 5型改为 2型，滑板下行、刮板展开时单向阀压力损失将由0.65MPa降至0.15MPa。

5 结论通过4.2中2)、4.2中 3)及 4.2中4)系统优化后 ，液压油从环境温度 45℃升到本系统规定最高75℃的时间延长至 45min，满足本车工作要求；通过 4.2全部系统优化后则时间延长至 70rain。

液压设计者在设计液压系统往往为了省事，初学者又往往不知道从何下手及对液压系统效率认识不足，导致我国液压系统效率低的现状，建议液压设计者在设计时注意以下几点：(1)查液压元件流量压力降、马达压力内泄漏、液压泵压力容积效率曲线；(2)液压缸无杆腔管路的通径-般比有杆腔管路的通径大-号；(3)发热量进行累加；(4)判断影响发热的主要因素进行系统优化。