洗掃車清掃液壓系統(tǒng)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(huán)衛(wèi)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(jié)，運轉平穩(wěn)，易于安裝維修等優(yōu)點在洗掃車專用器械上廣泛應用。然而，在洗掃車持續(xù)工作的工況下，液壓系統(tǒng)中存在的摩擦及壓力損失持續(xù)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(fā)液壓系統(tǒng)運行失常等問題。

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

2 理論分析

2.1 洗掃車液壓系統(tǒng)

清掃液壓系統(tǒng)的工作原理如圖1所示。

2.2 液壓系統(tǒng)能量損失分析

洗掃車清掃液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(shù)。

局部阻力系數(shù)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(shù)來判斷流體狀態(tài)。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(tài),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(tǒng)散熱分析

2.3.1 液壓系統(tǒng)散熱計算

在工業(yè)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(tǒng)中的熱量傳遞過程如圖3所示。

圖3 液壓系統(tǒng)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(huán)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(shù)，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(shù)，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(shù)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(shù)，W/(m2·K)；Ai為液壓元件的表面散熱面積，m2；

2.3.1.4 系統(tǒng)輻射換熱驗算

液壓系統(tǒng)內總輻射換熱量計算式為：

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

2.3.2 液壓系統(tǒng)熱平衡計算

功率損失法常用于估算液壓系統(tǒng)的平衡油溫[6]。為研究極端情況，環(huán)境溫度設定為45℃，系統(tǒng)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(tǒng)的溫度為99℃，遠超過標準規(guī)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(tǒng)進行熱力學仿真[7]。搭建模型如圖4所示。

圖4 液壓系統(tǒng)模型

兩個液壓馬達的連接關系為串聯(lián)，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?yún)?shù)如表1、2所示。

表1 液壓油箱模型參數(shù)設置

表2 液壓油泵模型參數(shù)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(tǒng)進行仿真，初始的油溫與環(huán)境溫度均為45℃，然后依據(jù)仿真結果加裝合適的散熱器到系統(tǒng)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(jù)齒輪泵系列排量可確定清掃液壓系統(tǒng)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(guī)定范圍。仿真分析不同排量的齒輪泵對清掃液壓系統(tǒng)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(huán)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(tǒng)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(shù)如表3所示。

表3 油箱參數(shù)設置

4 仿真結果

依據(jù)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(yōu)化分析，以降低液壓系統(tǒng)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(xù)工作時，環(huán)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(wěn)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(xù)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(tǒng)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(xù)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(tǒng)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(tǒng)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(jù)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(tǒng)配置此功率的散熱器，可滿足整個液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)溫度影響較大，從平衡溫度上看，液壓泵的排量越大，系統(tǒng)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(tǒng)的總產熱功率增大，使油溫升高。洗掃車清掃液壓系統(tǒng)與舉升液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)其他部件參數(shù)不變的情況下，仿真結果如圖12所示。

圖12 油箱容積對系統(tǒng)溫度影響曲線

從系統(tǒng)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(tǒng)平衡溫度下降3～4℃，產生的降溫效果不明顯，根據(jù)仿真數(shù)據(jù)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(tǒng)，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(tǒng)總散熱功率的影響較小，導致溫度未發(fā)生明顯下降。洗掃車夏季持續(xù)工作時，油箱外界環(huán)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(tǒng)中循環(huán)的油量增加也會減緩系統(tǒng)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(xù)工作的時間約為3 h。按照清掃液壓系統(tǒng)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(xù)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(tǒng)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(tǒng)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(jù)計算公式可知管路的產熱量與管內的流速有關，當系統(tǒng)內流量一定時，流速僅與管徑有關。根據(jù)液壓管路相關標準，常用的管路規(guī)格如表4所示。

表4 管徑規(guī)格及公稱直徑

對以上不同規(guī)格的液壓管路進行仿真分析，參數(shù)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(tǒng)溫度變化曲線

如圖15所示，其中DN8為洗掃車清掃液壓系統(tǒng)選用的管徑規(guī)格。選用的管徑規(guī)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(tǒng)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(tǒng)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(huán)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(tǒng)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(tǒng)平衡溫度的影響變弱，若繼續(xù)增大管徑，系統(tǒng)平衡溫度將不再發(fā)生明顯變化。根據(jù)以上分析作出洗掃車液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(xiàn)對選用DN8與DN10管路時，系統(tǒng)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(fā)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(guī)格的管徑對液壓閥產熱功率影響較小，因為系統(tǒng)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(tài)基本不變，所以閥體的產熱功率不發(fā)生明顯變化。如圖17d所示，當系統(tǒng)穩(wěn)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(tǒng)部件的散熱功率與油液的溫度相關，為保證液壓系統(tǒng)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(tǒng)中加裝散熱功率為500 W的散熱器后，得到系統(tǒng)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(guī)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(tǒng)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(tǒng)而言，更換較大規(guī)格的管路將有效降低系統(tǒng)的產熱功率，所需裝配散熱器功率更小，更加節(jié)能。

5 結語

運用AMESim建立的熱力學模型，對液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(yōu)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(guī)格對散熱功率以及對溫升速度的影響。得出更換較大規(guī)格的管路將有效降低系統(tǒng)產熱功率，更加節(jié)能的結論。