大型工程車輛行走閉式液壓驅動系統油溫分析

程斐，趙靜一，鄭龍偉

(燕山大學河北省重型機械流體動力傳輸與控制重點實驗室，先進鍛壓成型技術與科學

教育部重點實驗室(燕山大學)，河北秦皇島066004)

0 前言

連采設備搬運車是一種主要用于煤礦地面與采礦工作面之間以及工作面與工作面之間連續采煤機快速搬運的特種車輛［1］。其所有動作都采用靜液壓驅動，具有結構緊湊、承載能力大、工作平穩、操作輕便等優點。其中行走系統采用閉式液壓回路，轉向、升降和支腿都采用開式負載敏感回路［2－3］。

某廠生產的WC80Y 型煤礦連采設備搬運車在使用過程中出現了行走閉式液壓驅動系統油液溫度過高現象，測得其減速機殼體溫度達到97 ℃，可以推斷系統內部油液溫度更高，超出了馬達持續工作允許的最高溫度。因此，本文作者通過對閉式液壓系統內部油溫特性的理論分析，找出了影響系統內部油溫變化的主要因素;通過對該型車輛行走閉式液壓驅動系統油溫特性的分析計算與檢驗，找到了系統內油溫過高的解決方案。

1 閉式液壓系統內油溫分析

(1)系統發熱量

在閉式液壓系統中，由于內部泄漏及運動部件摩擦力的存在，會導致一部分的系統功率損失，這部分損失的功率會轉化成熱量被系統的油液及元器件所吸收，使系統溫度升高。根據能量守恒定律，系統損失的功率將全部轉化成熱量，即系統的損失功率為系統的發熱功率［4］。如果設系統的功率為P，總效率為η，系統的總發熱功率為Pt，則有

其中

則

式中:L 為系統的流量，L/min;Δp 為系統的工作壓差，MPa。

(2)系統油液吸收的熱量

閉式系統的發熱量主要通過補油泵補入系統的涼油置換出的熱油帶走熱量。單位時間補入系統的涼油與系統內部熱油達到熱平衡時所吸收的熱量即為系統油液吸熱功率。

通常閉式系統的補油流量l 與系統流量L 之間有一個確定的比例關系，即l = KL;式中K 為補油系數，一般在0.15 ～0.25 之間［5］。如果系統補入的涼油(溫度為t1)與系統內熱油(達到熱平衡的油液，溫度為t)溫差為Δt(Δt =t－ t1)，則補入涼油的吸熱功率θ 為

式中:θ 為系統吸熱功率，kW;ρ 為液壓油密度，kg/L，取0.85;CP為液壓油比熱容，kJ/(kg·℃)，取2.15。

(3)系統油液散熱量

閉式液壓系統油液向外界散發的熱量，主要由三部分組成:通過冷卻器散發的熱量、通過液壓油箱散發的熱量、通過管路及系統其他元器件的表面散熱。其中最主要的散熱途徑通過冷卻器散熱。影響風冷器散熱功率的因素有:油液流量、油液溫度與環境溫度的溫差、空氣流量、散熱面積、散熱系數［6－7］。對某固定型號的風冷器，其油液流量和油液與環境的溫差是影響其冷卻功率的變量因素。

(4)系統內部油溫測算

閉式液壓系統的功率損失是系統的熱源，補入系統的涼油吸收系統內產生的熱量后經泄漏和沖洗閥沖洗流出系統，泄漏和沖洗出的熱油通過冷卻器、油箱向外界散發熱量，重新變成可以補入系統的涼油。系統的油液循環及熱量傳遞過程如圖1所示。

圖1 系統油液循環及熱量傳遞示意圖

在一個熱平衡的閉式液壓系統中，油液的吸熱功率θ 必須與散熱功率P't持平，且都必須與系統損失功率(系統產生熱量功率Pt)相等，這種狀態是閉式液壓系統持續常工作的必要條件。也就是說要使閉式液壓系統能夠持續正常工作必須滿足條件

由于系統的生熱與吸熱平衡，由式(3)、(4)有

即

則

從式(7)可以看出，系統內熱油與涼油溫度之差與系統的工作壓力成正比關系。對于給定的閉式系統，其補油系數K 和總效率η 在正常工作范圍內基本不變，液壓油密度ρ 與液壓油比熱容CP取定值，因此熱油與涼油溫差Δt 主要取決于系統的工作壓力，即系統的負荷。從式(8)可以看出閉式系統內油液的絕對溫度t 是通過補油泵進入系統的涼油溫度t1與系統熱油與涼油溫差Δt 之和，涼油的溫度t1主要由熱交換器的散熱功率和環境溫度決定，該溫度一般最高為60 ℃左右［8］。

2 WC80Y 型連采設備搬運車行走閉式液壓驅動系統油液溫度計算

根據以上理論分析，以WC80Y 連采設備搬運車閉式液壓系統出現的油液高溫問題為例，給出計算如下:

(1)該車的平板車行走系統應用的閉式泵為薩奧的90R180，其補油泵排量為47 mL/r，動力源車行走系統應用的工閉式泵為MPV046，補油泵排量為13.9 mL/r，則整車的補油系數K 為0.27，Δp 為系統的工作壓差，取28 MPa，系統總效率η 取0.6 ～0.65，取η1=0.6，η2=0.65，則Δt1=Δp(1－ η1)/KρCP=22.7 ℃;Δt2= Δp(1－ η2)/KρCP=19.8 ℃，則系統內部溫度為t = Δp(1－ η)/KρCP+ t1=79.8 ～82.7 ℃。以上分析與所測量得到的減速機殼體溫度97 ℃實際情況并不相符。

(2)按照系統泄漏、沖洗流量來計算系統內部溫度。該車應用F12-30 馬達，數量為10 個，所選的沖洗閥沖洗流量為2 L/min，則沖洗總流量為20 L/min，泵和馬達的容積損失均取5% ～6%，在柴油機額定轉速(2 200 r/min)下，系統流量為L =497.2 L/min，泄漏流量為49.7 ～59.7 L/min，則系統的實際的補油系數(由泄漏、沖洗流量計算得出)K=0.14 ～0.16，由此求出Δt = Δp(1－ η)/KρCP=38.3 ～43.8 ℃，系統內部油溫為t = Δp(1－ η)/KρCP+t1=98.3 ～113.8 ℃，與實際情況相符。

分析可知，在本系統中單純按照補油泵排量來計算系統內部溫度是不準確的，因為補入系統內部涼油的流量是受系統自身的容積效率和沖洗流量限制的。尤其當系統沖洗流量與補油泵排量不匹配時，補油泵的油液不會全部進入閉式液壓系統內部，一部分油液用于泵自身的伺服控制系統，往往還有一部分油液用于其他液壓控制系統，多余油液通過補油溢流閥流回油箱。因為補入閉式液壓系統的涼油與系統泄漏、沖洗閥沖洗出的熱油流量之和是相等的，所以用系統的容積損失流量和沖洗流量之和來計算補入系統的涼油量更為合理。

(3)系統油液溫度過高問題解決:查詢馬達與減速機樣本資料得到，馬達內部能承受的持續工作溫度為70 ℃，減速機為80 ℃，所以本車閉式液壓系統內部溫度t 應該控制在70 ℃以內，假設油箱溫度為60 ℃，反推得到泄漏、補油系數K 應該為0.23 ～0.26，因為系統容積損失是一定的，從而得到沖洗流量為63.53 ～69.51 L/min，除去馬達內部已有的沖洗流量，還有50 L/min 的沖洗流量需要沖洗閥來實現。另外，根據熱量循環圖可知，沖洗出熱油流量的增大也同時也需要增加風冷卻器的散熱功率。對WC80Y型連采設備搬運車行走閉式液壓驅動系統的改進中，增設了兩個25 L/min 的沖洗閥，同時相應增加風冷卻器的算熱功率，改進后的系統再次試驗，測得閉式系統內溫度為67 ℃左右，高溫問題得到了解決。

3 結論

(1)在準確計算閉式液壓系統內部油溫時，用系統的容積損失流量與沖洗流量之和來計算補入系統的涼油流量來確定補油系數更為合理。

(2)工程車輛在進行閉式液壓系統設計時，在計算實際補入系統涼油的流量時，除考慮補油泵的排量外，還要保證系統有足夠的沖洗能力，系統的補油與沖洗流量的合理匹配是閉式液壓系統溫度控制的重要影響因素。

［1］趙靜一，耿冠杰，陳逢雷，等.80T 連采設備快速搬運車的故障診斷及系統優化［J］.液壓與氣動，2010(2):49－52.

［2］陳逢雷，趙靜一，耿冠杰，等.分體運輸平臺液壓驅動系統分析及其功率匹配［J］.中國工程機械學報，2010(1):77－80.

［3］楊成剛，王華軍，趙靜一.自行走重型平板運輸車懸掛液壓系統的改進［J］.冶金設備，2009(4):50－52.

［4］張士勇.閉式液壓系統內油溫分析［J］.基建優化，2003(8):53－54.

［5］桑月仙，于蘭英，王國志.閉式液壓系統補油泵研究［J］.機械工程與自動化，2010(6):83－85.

［6］李宏偉.影響40T 支架搬運車液壓系統油溫的因素［J］.煤礦機械，2011(4):101－103.

［7］張林慧.閉式液壓系統油溫過高的分析與計算［J］.煤礦機械，2011(11):38－40.

［8］張志友，姚懷新.閉式液壓系統內部油溫的測算［J］.筑路機械與施工機械化，1999(3):5－6.