張偉,賈福音,董孟娟
( 中國礦業大學安全工程學院,江蘇徐州221008)
液壓系統以液壓油為工作介質來實現能量轉換。對一個液壓系統來說,油液不可避免地產生壓力損失、容積損失和機械損失等,而這些損失都基本上轉化為熱能;特別是大功率閉式回路的工程機械在長時間工作時,由于油液在系統內封閉循環,得不到良好的冷卻,油液溫升更為明顯。因此,科學地進行系統設計,以使油液迅速達到熱平衡,這對液壓系統保持良好的工作特性具有不可低估的作用。作者主要針對某礦井用機械裝置液壓系統溫升大的問題進行研究。
引起液壓系統溫升過高的原因有兩方面:系統效率低和散熱強度不足。導致系統效率低的原因有:液壓系統壓力和體積損失大,系統元件效率低,液壓油選擇不合理,管路長度和彎曲冗余。導致散熱強度不足的原因主要是散熱方式選擇不合理。
解決液壓系統的溫升超限問題,可采取兩種方法,即提高系統的總效率和加強液壓系統散熱強度。而前者需要對液壓系統進行較大的變動,還要對裝備的結構進行改造,不適用于此研究課題。
為解決現有設備液壓系統的溫升大的問題,采用加裝散熱裝置的方式。通常在液壓系統中可通過加裝散熱器對油溫進行控制,散熱器分為空冷和水冷兩種,考慮降溫效果,決定采用水冷散熱降低液壓系統溫升。
系統熱能對時間的微分等于瞬時發熱功率與散熱功率之差,即:


將式(2)、(3)代入式(1)有:

式(4)移項并積分得:

液壓系統工作初始時刻,時間t =0,系統熱量Q=0,代入上式得H發=C。
故液壓系統達到熱平衡時有:

其函數圖形如圖1 所示。

圖1 液壓系統熱量變化曲線
由圖看出平衡時系統能量趨于穩定,此時:

未增設散熱器前,由測量法計算系統總發熱功率:

式中:V 為原油箱有效容積;
t 為測試時間;
CP為油液的體積熱容;
ΔT 為油液溫升。
工程機械最高允許工作溫度為65 ~70 ℃,綜合對費用及散熱效果的考慮,選擇對該裝置加裝水冷散熱器。
由上面分析,液壓系統達到熱平衡時,H發=H散。
假設條件:液壓系統中管路的散熱量較油箱和散熱器可忽略。
此時散熱器的面積計算公式:

由式(5)、(7)推出散熱器散熱面積計算公式:

式中:A1、A2,k1、k2分別表示油箱和散熱器的散熱面積和散熱系數。
ΔT 是變量,定義為允許的最大溫升。在對系統匹配散熱器時,針對不同系統允許的最大溫升代入數值,針對散熱器的散熱面積進行匹配計算。
以某礦井用機械裝置液壓系統為例,正常工作時其4 個馬達同時工作30 min,其油箱溫度變化見表1。

表1 液壓系統溫度測量值
實驗時環境溫度為0 ℃,實驗值顯示系統工作30 min,系統溫度趨于穩定,ΔT1=40 ℃。實測油箱面積并考慮油箱的自然通風條件,按環境溫度為40℃、最高允許溫度70 ℃取ΔT2=30 ℃,仿真時油箱散熱系數k1=10,散熱器的散熱系數k2=150;油液的體積熱容CP=0.47 kWh/(L·℃);油箱體積770 L,長×寬×高:1.2 m×1.0 m×0.8 m。

圖2 液壓系統能量變化曲線
假定不考慮液壓系統管路的散熱,令k·A =k1·A1+k2·A2,系統正常工作時能量變化曲線見圖2。
圖2 顯示系統正常工作15 min 時,液壓系統能量趨于定值38 992 kJ。H發= H散,系統發熱量和散熱量相等。
此時進行散熱面積的計算:將測量值代入式(6)并加上20%的修正系數,得正常工作時系統發熱功率:H發=24 kW,由式(8)計算匹配的散熱面積:A2=5 m2。
按上面計算結果,為該裝置增加散熱器,在此之前利用MATLAB 對系統溫度變化進行仿真,結果見圖3—4。

圖3 系統能量變化速率曲線

圖4 系統溫度變化曲線
圖3 顯示隨著系統趨向熱平衡狀態,系統溫度變化速率與時間線性相關,呈減小變化,系統達到熱平衡時,變化率趨向于零。圖4 顯示增加散熱器后,系統正常工作時,其溫度將隨時間線性增加,平衡時溫度小于70 ℃,滿足設計要求。可以按照計算數值增設散熱器。
對散熱器散熱面積的計算,常用的理論計算方法需要知道系統的輸入、輸出功率,系統壓力、流量,流經閥和管路的壓差等參數,適合于設備出場前的散熱匹配。而對于已經投入使用的設備,文中提到的方法將更有效:
(1)由測量法計算系統發熱功率H發;
(2)系統達到熱平衡時有H發= H散,由A2=計算需要的散熱器散熱面積。
此方法由實驗測得系統溫升,計算出熱平衡時系統的發熱功率,基于熱平衡理論,推導出計算公式,根據允許的系統最大溫升ΔT,求解匹配的散熱器散熱面積。適合為液壓設備特別是液壓系統較為復雜的設備匹配散熱器。
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