滑移装载机液压系统热平衡研究与优化分析

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! I-------； 滑移装载机液压系统热平衡研究与优化分析 摘 要：为研究并优化滑移转向装载机液压系统热平衡性能，分析计算了滑移装载机行走液压系 统与工作液压系统的发热功率与整机的散热功率，并针对该系统提出了优化方案。理论分析计算及试 ：验数据的对照分析表明：液压系统热平衡优化方案正确有效，优化后的液压系统热平衡温度满足实际 ；工程作业的要求。 ；、 时 台b敞 守 ：等I 站 南 柚 性 执 脑 徂 沿 敌 、(、，[ -于-- 。

- 。 I装载机在工程机械领域越来越受到广泛关注。但同 3 J-- - k、 I l u 文l网匕I1 7l， ，J日 文小'寸拟 日J锄J I 空间过于狭小，元件及管路布置较为紧凑，从而使得液压系统在运行过程中产生的热量不容易得到 l暖 lHr ITr I 有效的释放，因此在滑移装载机中普遍存在液压系l 统热平衡温度相对较高的现象。特别是在夏季环境 l . . 1温度较高的情况下，使用高压大流量的属具工作 2 I - 1 I I fk l时，液压系统的油温过高会导致液压油的黏度F - -. -.-j 口 f I泼 妇 I士； - 湛 下上 珐 ] I波 谢 l工； I· 广T1n 。 芒件 的储 田 名；命 略 f双 罕 r陴 '便 散 庄 兀 - .. -- -- 5/ 1 l 14 ，lJ，马 H14 I oI-目前，国内外针对滑移装载机液压系统热平衡的研究工作相对较少，因此现阶段对其进行分析研 6 7究并加以改进有着非常重要的意义。本文将以某型 ， ㈠号滑移装载机样机为研究对象，对其液压系统热平 /衡进行分析计算，同时根据计算结论进行优化设 l令I计，并进行试验验证，从而达到提升液压系统热平 l1 滑移装载机液压系统热平衡分析该型号滑移装载机液压系统由静液压闭式行1.串联液压泵 2.合流阀 3.主控阀 4.工作马达 5.行走马达 6.散热器 7.旁通阀 8.液压油箱图1 滑移装载机液压原理图作者简介：牛宏杰(1978-)，男，新疆石河-T-'A.，工程师，本科，研究方向：流体传动与控制。

- 16- l式系统，主要由泵、马达组成，发热形式为泵和马达 Q --泵人口流量，L/min； ! 的功率损失发热，产生的热量主要通过补油泵将冷 J，7 --工作效率，柱塞泵取0.9。 i l 油补进系统置换泵、 马达壳体中的热油予以释放。 2.1.2 马达损失功率 。

对于工作系统而言，液压泵的容积损失和机械损 Hzp：Q：(1-m)/6o (2)失、系统管路空流压力损失、液压阀节流损失及作 式中：巩- 马达发热功率，kw；业过程中溢流损失等几乎全部转化成热能，散热形 p广- 马达入口压力，MPa；式只能依靠整机的散热器进行主动散热。 p厂 马达入口流量，L/rain；整机的散热形式主要有管路散热、液压油箱散 广 工作效率，柱塞马达取0.9。

热及液压油散热器散热。对于管路散热而言，由于 2.2 开式工作系统发热功率计算该机型内部结构的限制，管路基本处于较为封闭的 工作系统由泵、合流阀、主控阀、马达等液压元机舱之内，同时油箱也作为车架的-部分，油箱内 件组成，发热源主要为泵损失发热、背压损失发热侧紧贴高温的发动机机舱，导致油箱仅能通过油箱 及马达损失发热。

外侧进行散热，因此该机型液压系统散热形式主要 2.2.1 工作泵损失功率依靠散热器进行。如图2所示，发动机的冷却水箱 H3p，Q (1-rI )/6o (3)与液压油散热器并联布置，通过发动机直接驱动风 式中：日厂 泵发热功率，kW；扇向并联式散热器进行吹风式冷却，带走液压系统 p厂 泵出口压力，MPa；中的大部分热量。 Q --泵出口流量，L/min；- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - T椎 旆 寐 惜 蛤 虿 确 n RE风向 /、 2.2.2 压力损失发热功率日 r- 水 压力损失发热包括控制元件的通流压力损失 散. 及管路的压力损失。

-1/ L- H4△pQ4/60 (4)油. 式中：日 --发热功率，kW； 日 广-J、> 散- △p--泵出口与马达间的压力差值，MPa；---------------------- Q---泵出口流量，L/min。

图2 滑移装载机散热系统简图 2.2.3 马达损失发热～ - . . - HspsQ5(1- s)/60 (5)g- l7- 2.3 散热器散热功率计算该系统采用板式铝制散热器，以环境温度为30。I测试的散热器性能数据为例，计算该系统散热器在特定工况下的散热功率凰。

HcHA AT'CmAT/60CpQAT/60 (6)式中： 散热器自身散热系数；A--散热器迎风面积，mmz；△ --气-油温差，℃； 液压油比热容，2 000 J/(kg·℃)；质量流量，kg/min；液压油密度，kg/L；p--流量，L/min；△ 散热器进出口温差，( )。

根据上述分析计算得到散热器散热功率略高于液压系统发热率 1.16 kW，但考虑到系统其他部分的背压等压力损失发热、发动机热辐射及风扇进风区(发动机机舱)温度远高于环境温度等因素，该液压系统热平衡需要进行-定程度的优化，以保证该机型液压系统效率及整机性能能够适应实际作、I 需要。

3 热平衡优化分析热平衡的优化主要从发热功率的减少与散热功率的增加两方面进行分析，综合考虑改善液压系统的热平衡性能。

3.1 减小发热功率根据式(1)～式(5)的发热功率可见，该液压系统的主要发热源分为泵、马达的效率损失发热与液压元件及管路损失发热两种，但其中泵、马达的功率损失发热主要撒于泵、马达自身的性能，改进空间较小，而对式(4)研究发现，该工作系统的压力损失高达 3.0 MPa，发热功率达6 kW。通过进-步测试发现，压力损失主要出现在图1中合流阀与之后的管路上，为此将该阀进行优化设计，并适当优化管路通径及管路布局，使得系统的压力损失降至2.5 MPa，代入式(3)与式(4)中得到系统的总发热功率降至 16.5 kW。

3.2 提高散热性能- 18～ 由式(6)可见，散热器散热性能主要由散热系数与迎风面积决定，提高散热系数与迎风面积均可有效提高散热器性能。

为提高散热系数，根据该机型的内部结构及布局，对散热器内部的翅片形式、翅片高度等参数进行优化处理，并在此基础之上将散热器高度增大55mm以达到增加迎风面积的目的，以全面提高散热器散热性能。改进之后，在同种工况下进行测试得到散热器进出口温差升高至7.8℃，代入式(6)得到散热器散热功率升至20.9 kW。说明该散热器理论上基本满足样机液压系统的热平衡要求。

4 试验验证与分析根据上述分析计算以后，系统热平衡状态得到有效改善，为验证改善的程度，特进行热平衡样机试验。根据研究需要，分别在液压系统的油散进出口布置热电偶传感器，量程 0-200℃，测量精度0.1℃，传感器安装如图3所示，同时在散热器进出口附近布置流量传感器及压力传感器，以测量系统的压力、流量值与理论计算值是否-致。

图 3 热平衡试验温度测点布置测试工况：环境温度30 cC，持续进行铣刨路面作业，铣刨深度60 mm，发动机额定转速，如图4所示，分别测量改进前后的系统热平衡温度，温度采样频率5 Hz。

在同-种作业工况下，系统未改进之前，样机温度数据如图5所示，液压系统温度在开始铣刨作业后快速上升，在稳定作业 1 h后基本达到热平衡状态，液压系统温度基本稳定，取热平衡后 1 000个，.、- 越赠图 4 铣刨路面作业热平衡试验时间/s图5 改进前液压系统热平衡试验曲线温度值得到散热器入口温度平均值为 89.5℃，出口温度平均值约为80.0℃，系统热平衡基本能满足实际作业要求，但温度已经较高，系统的性能和效率均有-定程度的降低，同时为了满足更加恶劣的作业工况，需要对系统进行相应的优化，以改进系统热平衡状态。

对液压系统进行减小压力损失改进和对散热系统散热器增大迎风面积改进之后 ，重新进行测试，试验数据如图6所示，系统稳定运行 1 h后基本达到热平衡状态，取热平衡后 1 000个温度值得到散热器人口温度均值约为79.0℃，出口温度平均值约为 68.0 oC。

通过两组试验数据对比发现，经改进后的系统同等作业工况下散热器进口平均温度降低约 1Oc，整体热平衡状态明显改善，与理论分析计算结果趋势基本相同，仅是具体温度值有较小的差距，主要是由于计算初始数据与实际整机的运行环境对系- - ，赵赠图 6 改进之后液压系统热平衡曲线统影响程度不同造成的。理论计算与试验结果共同表明：改进方案基本可行，改进后的液压系统热平衡基本满足实际作业要求。

5 结束语(1)通过对滑移装载机液压系统发热形式与散热形式的分析，总结出系统热平衡状态影响参数，为今后分析与研究滑移装载机的热平衡提供了理论依据。

(2)通过理论分析对液压系统的热平衡提出优化方案，并通过实际试验验证了改善效果，理论与实际相结合的方法可供滑移装载机液压系统或其他工程机械热平衡设计与优化参考。