洗掃車清掃液壓系統熱平衡研究

王永照1 張劍寒2 楊斌3 胡利年3

1.甘肅省建筑機械工程實驗室有限公司 甘肅蘭州 730050

2.武漢理工大學 湖北武漢 430070

3.甘肅建投重工科技有限公司 甘肅蘭州 730000

1 前言

近年來，以洗掃車和掃路車為代表的市政保潔環衛車輛正逐漸取代人工清掃，成為城市路面清潔的主力[1]。液壓傳動因其易于控制調節，運轉平穩，易于安裝維修等優點在洗掃車專用器械上廣泛應用。然而，在洗掃車持續工作的工況下，液壓系統中存在的摩擦及壓力損失持續轉化成熱量，累積的熱量會造成液壓油溫度上升，長時間的高溫會引發液壓系統運行失常等問題。

筆者通過分析液壓系統中各部件的產熱和散熱情況，以降低液壓系統的平衡溫度為目的，采用降低產熱源的功率，增大系統散熱功率的方法，對部件的選型進行優化分析[2]，從溫度控制方面，為洗掃車液壓系統部件選型提供參考。

2 理論分析

2.1 洗掃車液壓系統

清掃液壓系統的工作原理如圖1所示。

2.2 液壓系統能量損失分析

洗掃車清掃液壓系統工作時內部能量損失主要有運動部件的功率損失、油液泄流帶來的能量損失和系統內部的壓損等。

圖1 清掃液壓回路原理圖

2.2.1 管路及附件的功率損失

液壓油壓力損失按產生原理可分成兩種：局部壓力損失和沿程壓力損失。

局部壓力損失采用以下公式計算：

式中，ρ為流體密度，kg/m3；υ為流體速度，m/s；ξ為局部阻力系數。

局部阻力系數一般由實驗測得，則回路中局部阻力損失之和為：

計算沿程阻力損失時，通過臨界雷諾數來判斷流體狀態。對于圓形管道，計算式為：

式中，v為管道內的平均流速，m/s；d為管道內徑，m；γ為流體的運動黏度，m2/s。

經計算，管道當中油液為層流狀態,故沿程壓力損失由下式可得：

綜上，回路中的總壓力損失為：

管路中壓力損失全部轉化為熱量，則產熱功率為：Pw=?pq。

2.2.2 液壓泵的功率損失

洗掃車油泵選用了齒輪泵，齒輪泵在運轉過程中存在機械損失和容積損失。

齒輪泵的功率損失計算式為[4]：

式中，Pe為齒輪泵總功率損失，W；ηv為齒輪泵容積效率；ηm為 齒輪泵機械效率；P為齒輪泵排油壓力，Pa；q為齒輪泵流量，m3/s。

2.3 液壓系統散熱分析

2.3.1 液壓系統散熱計算

在工業應用中，有一種傳熱情況普遍存在，如圖2所示，壁面兩側熱量流動包括對流換熱和熱傳導，熱力學中將這一流程稱作傳熱過程[5]。

圖2 傳熱過程示意圖

洗掃車清掃液壓系統中的熱量傳遞過程如圖3所示。

圖3 液壓系統中的熱量傳遞

2.3.1.1 油箱散熱

油箱散熱的主要方式為與外界環境的自然對流換熱和輻射換熱，自然對流換熱的散熱量計算式為：

式中，kw為液壓油箱傳熱系數，W/(m2·K)；A為液壓油箱散熱表面積，m2。

2.3.1.2 液壓管路散熱

液壓管路散熱量的計算式為：

式中，h為管路的傳熱系數，W/(m2·K)；d為管路的直徑，m；l為管路長度，m。

查機械設計手冊，管路的傳熱系數取為3 0 W/（m2·K），計算得QS=9?T。

2.3.1.3 閥體、油泵和液壓馬達的散熱

閥體、油泵及液壓馬達等元件的散熱量計算可簡化為以下公式：

式中，ki為液壓元件的傳熱系數，W/(m2·K)；Ai為液壓元件的表面散熱面積，m2；

2.3.1.4 系統輻射換熱驗算

液壓系統內總輻射換熱量計算式為：

式中，εv為壁面發射率，A為各部件散熱表面積之和，m2；T1為壁面溫度；T2為環境溫度。

2.3.2 液壓系統熱平衡計算

功率損失法常用于估算液壓系統的平衡油溫[6]。為研究極端情況，環境溫度設定為45℃，系統溫度達到平衡時，總產熱與總散熱功率相等，計算得?T=44℃，此時系統的溫度為99℃，遠超過標準規定的80℃。

3 基于AMESim熱力學模型建立

本文中利用AMESim對清掃液壓系統進行熱力學仿真[7]。搭建模型如圖4所示。

圖4 液壓系統模型

兩個液壓馬達的連接關系為串聯，閥體組合控制左右盤刷馬達轉動，且仿真模擬工況為全掃工況，左右盤刷馬達以相同轉速轉動。

仿真模型中的液壓油箱、液壓油泵模型的輸入參數如表1、2所示。

表1 液壓油箱模型參數設置

表2 液壓油泵模型參數設置

3.1 加裝散熱器仿真分析

首先對不加裝散熱器時的液壓系統進行仿真，初始的油溫與環境溫度均為45℃，然后依據仿真結果加裝合適的散熱器到系統中，再次仿真以驗證散熱器效果。

3.2 液壓油泵和馬達的匹配分析

根據齒輪泵系列排量可確定清掃液壓系統內可選流量為20 L/min，32 L/min，40 L/min，50 L/min，64 L/min，由流量可以匹配液壓馬達的型號，使得盤刷的工作轉速保持在規定范圍。仿真分析不同排量的齒輪泵對清掃液壓系統的熱平衡影響時，散熱器的散熱功率保持不變，液壓油初始油溫及環境溫度設置為45℃。

3.3 液壓油箱選型分析

為研究油箱容積對系統散熱的影響，在保持油箱的高度和液位高度不變的情況下，設置的油箱各項參數如表3所示。

表3 油箱參數設置

4 仿真結果

依據建立起來的AMESim模型，從產熱部件和傳熱散熱部件兩個方面進行優化分析，以降低液壓系統對散熱器的功率需求[8-9]。

4.1 散熱器布置仿真分析

洗掃車夏季持續工作時，環境溫度將達到45℃，仿真時長設定為25 000 s。

油溫的變化曲線如圖5所示。初始的油溫均為45℃，油箱內液壓油的溫度將最終穩定在102℃，與理論計算油溫99℃基本一致，驗證了模型準確性。

圖5 油溫變化曲線

如圖6所示，持續工作約3 980 s時，油箱內油液的溫度將達到限制80℃，此時對系統內各個部件的產熱及散熱情況進行分析。

圖6 油箱內液壓油溫仿真

圖7 產熱部件功率曲線

各部件的產熱功率隨時間變化如圖7所示，當液壓油溫度上升至80℃，即持續工作時間為3 980 s時，可得到油泵等主要產熱部件的產熱功率，計算得此時液壓系統的總產熱功率為：P產=1 907 W。

圖8 散熱部件功率曲線

各部件的散熱功率隨時間變化如圖8所示，當液壓油溫度上升至80℃，可得到各部件散熱功率。計算得此時各部件的散熱總功率為P散=944.5 W，其中油箱散熱功率為349 W，則產熱與散熱的功率差為：?P=P產-P=962.5 W。

因此，為了使系統中油液溫度維持在80℃以下，加裝散熱功率為962.5 W的散熱器，根據洗掃車實車布置，散熱器安裝在油箱回油口前，仿真模型如圖9所示。啟動仿真，油液溫度變化如圖10所示。

圖9 散熱器模型及安裝位置

圖10 加裝散熱器油液溫度變化

仿真結果表明，油箱內油液溫度降至80℃以下，因此，為液壓系統配置此功率的散熱器，可滿足整個液壓系統的散熱需求。

4.2 液壓油泵和馬達的匹配分析仿真結果

圖11 不同排量下系統溫度變化曲線

如圖11所示，其中排量為20 ml/r的液壓泵為洗掃車采用的油泵，在散熱器作用下，其平衡溫度維持在8 0℃以下，如果采用更大排量的油泵，則需要加大散熱器的散熱功率。泵的排量對系統溫度影響較大，從平衡溫度上看，液壓泵的排量越大，系統內的平衡油溫越高，這是因為油泵排量增大會導致流入管路中液壓油的流速和壓力增大，這將導致管路中的沿程阻力損失和流經閥體時的壓力損失增加，使得系統的總產熱功率增大，使油溫升高。洗掃車清掃液壓系統與舉升液壓系統共用一個液壓泵，考慮到洗掃車罐體舉升過程的時間要求，泵的排量不宜過小，否則會導致舉升時間過長，影響洗掃車的正常工作。從降低液壓系統平衡油溫的角度看，泵宜取較小排量。在實際的油泵選型中，應綜合考量以上兩個因素。

4.3 液壓油箱選型分析仿真結果

在保持液壓系統其他部件參數不變的情況下，仿真結果如圖12所示。

圖12 油箱容積對系統溫度影響曲線

從系統的平衡油溫上看，隨著油箱容積擴大，達到平衡時的溫度降低，油箱容積增大50L，系統平衡溫度下降3～4℃，產生的降溫效果不明顯，根據仿真數據探究油箱散熱功率與油液溫度的關系。

圖13 油箱散熱功率與溫度關系曲線

如圖13所示，隨著油液的溫度上升，散熱功率逐漸增大，并且油箱體積越大，散熱功率隨著液壓油溫度上升增長越快，表明油箱體積對散熱功率影響較大。對于清掃液壓系統，增大油箱體積并沒有明顯降低平衡溫度，若加裝散熱器，使得液壓油的溫度保持在8 0℃以下，此時的溫差對不同容積油箱的散熱功率影響不明顯。在油溫為70℃時，三種油箱之間的散熱功率差約為50 W，對系統總散熱功率的影響較小，導致溫度未發生明顯下降。洗掃車夏季持續工作時，油箱外界環境溫度可達45℃，油液與外界的溫度差僅為25～35℃，較小溫度差使得增大油箱體積的降溫效果不明顯。

如圖12所示，增加油箱體積，不僅加大了油箱散熱的表面積，系統中循環的油量增加也會減緩系統溫度上升速度。在洗掃車實際工作時，由于水箱的容積有限，洗掃車可連續工作的時間約為3 h。按照清掃液壓系統工作3 h，自然冷卻1 h的工況分析采用不同油箱能達到的最高油溫。

圖14 運行工況下液壓油溫度曲線

從圖14可以看出，較大容積的油箱內液壓油溫度上升較緩慢，洗掃車連續工作3 h后，液壓油溫度尚未到達平衡溫度，此時90 L油箱與200 L油箱的溫差約10℃。在系統停止運行的過程中，較大容積的油箱內液壓油溫度下降緩慢。在此運行工況下，系統中油溫的波動變化較小。

4.4 液壓管路的選型分析仿真結果

液壓管路的產熱與局部和沿程壓力損失有關，根據計算公式可知管路的產熱量與管內的流速有關，當系統內流量一定時，流速僅與管徑有關。根據液壓管路相關標準，常用的管路規格如表4所示。

表4 管徑規格及公稱直徑

對以上不同規格的液壓管路進行仿真分析，參數設置時，以管路的直徑作為變量，觀察平衡時的溫度變化情況。

圖15 不同管徑下系統溫度變化曲線

如圖15所示，其中DN8為洗掃車清掃液壓系統選用的管徑規格。選用的管徑規格越小，油液的平衡溫度越高，從產熱方面看，在流量不變的情況下，管徑越小，管道中油液油的流速越高，管道產生的沿程及局部阻力損失越大，產熱功率越高。此外，系統內閥體的產熱原理與管道局部阻力損失產熱相同，因此閥體的產熱量也將增大。由于管道是液壓系統自身散熱的主要部件，因此從管道的散熱方面看，管徑越大，管壁與外界環境的換熱面積越大，管道自身散熱的功率越大。綜合以上兩點可知、大管徑的管路有利于降低系統的平衡油溫，從圖中DN6、DN8的平衡溫度可知，減小管徑對平衡溫度有著較大的影響；從DN10、DN15、DN20管徑的平衡溫度可知，當管徑增大到某個尺寸時，管徑對系統平衡溫度的影響變弱，若繼續增大管徑，系統平衡溫度將不再發生明顯變化。根據以上分析作出洗掃車液壓系統平衡油溫與管徑變化的關系曲線，如圖16所示。

圖16 管徑與平衡溫度關系圖

從圖16中可以看出，如果將洗掃車上DN8的管路更換為DN10，系統平衡溫度下降約20℃，即采用更小功率的散熱器即可使油液的平衡溫度保持在80℃以下。在洗掃車液壓管路實車布置中，由于油箱與液壓馬達之間距離較長，所以管路常平鋪在副車架與垃圾罐之間，空間狹小，不宜采用較大管徑的管路，此外使用大管徑管路也會帶來成本上升的問題。綜合以上因素，選用DN10的管路將有效降低散熱器的功率，現對選用DN8與DN10管路時，系統產熱功率進行對比分析。

如圖17a、b所示，管徑更換為DN10后，液壓油泵和液壓馬達的產熱功率均發生較明顯的變化，這是由于油液進入管路時的壓力降低，在油泵的流量一定時，增大管徑使得油泵的負載減小，降低了輸出功率。并且壓力降低使得油液的泄流量減小，容積效率提高，泄流生熱量減小。通過管路進入液壓馬達的液壓油壓力降低，所產生的壓力損失減小，同時液壓馬達的泄流量減小，導致產熱功率降低。如圖17c所示，采用不同規格的管徑對液壓閥產熱功率影響較小，因為系統內油液的流量保持恒定，單位時間內進入閥體的油量一定，閥體內部油液的流速及流動狀態基本不變，所以閥體的產熱功率不發生明顯變化。如圖17d所示，當系統穩定時，DN10管路的產熱功率相對于DN8下降了約200W，通過管道的流量一定，大管徑管路中油液的流速和壓力較低，管路中產生的阻力損失較小，使得產熱功率較小。

圖17 主要部件產熱功率對比

系統部件的散熱功率與油液的溫度相關，為保證液壓系統的油溫維持在80℃以下，選用管徑型號為DN10的管路可采用功率更小的散熱器，在DN10管路系統中加裝散熱功率為500 W的散熱器后，得到系統的溫度變化曲線如圖18所示。

圖18 平衡溫度對比圖

將管路規格更換為DN10后，并降低散熱器散熱功率至500 W后，仿真得到的系統平衡油溫與DN8管路平衡油溫基本一致，表明對于16 t洗掃車清掃液壓系統而言，更換較大規格的管路將有效降低系統的產熱功率，所需裝配散熱器功率更小，更加節能。

5 結語

運用AMESim建立的熱力學模型，對液壓系統進行仿真，仿真結果表明在不加裝散熱器的情況下，油液平衡溫度將超過80℃，與理論分析計算結果一致。在此基礎上匹配散熱器，使得液壓系統平衡溫度保持在80℃以下，驗證了選取散熱器的適用性。

分析了油泵和液壓馬達的匹配關系產熱功率的影響，并結合洗掃車實際情況，對部件選型進行分析，仿真結果表明對于傳熱散熱部件，優化以及時著重考慮增加其散熱功率，分析了增加液壓油箱容積已經更換管路規格對散熱功率以及對溫升速度的影響。得出更換較大規格的管路將有效降低系統產熱功率，更加節能的結論。