大型工程车辆行走闭式液压驱动系统油温分析

程斐，赵静一，郑龙伟

(燕山大学河北省重型机械流体动力传输与控制重点实验室，先进锻压成型技术与科学

教育部重点实验室(燕山大学)，河北秦皇岛066004)

0 前言

连采设备搬运车是一种主要用于煤矿地面与采矿工作面之间以及工作面与工作面之间连续采煤机快速搬运的特种车辆［1］。其所有动作都采用静液压驱动，具有结构紧凑、承载能力大、工作平稳、操作轻便等优点。其中行走系统采用闭式液压回路，转向、升降和支腿都采用开式负载敏感回路［2－3］。

某厂生产的WC80Y 型煤矿连采设备搬运车在使用过程中出现了行走闭式液压驱动系统油液温度过高现象，测得其减速机壳体温度达到97 ℃，可以推断系统内部油液温度更高，超出了马达持续工作允许的最高温度。因此，本文作者通过对闭式液压系统内部油温特性的理论分析，找出了影响系统内部油温变化的主要因素;通过对该型车辆行走闭式液压驱动系统油温特性的分析计算与检验，找到了系统内油温过高的解决方案。

1 闭式液压系统内油温分析

(1)系统发热量

在闭式液压系统中，由于内部泄漏及运动部件摩擦力的存在，会导致一部分的系统功率损失，这部分损失的功率会转化成热量被系统的油液及元器件所吸收，使系统温度升高。根据能量守恒定律，系统损失的功率将全部转化成热量，即系统的损失功率为系统的发热功率［4］。如果设系统的功率为P，总效率为η，系统的总发热功率为Pt，则有

其中

则

式中:L 为系统的流量，L/min;Δp 为系统的工作压差，MPa。

(2)系统油液吸收的热量

闭式系统的发热量主要通过补油泵补入系统的凉油置换出的热油带走热量。单位时间补入系统的凉油与系统内部热油达到热平衡时所吸收的热量即为系统油液吸热功率。

通常闭式系统的补油流量l 与系统流量L 之间有一个确定的比例关系，即l = KL;式中K 为补油系数，一般在0.15 ～0.25 之间［5］。如果系统补入的凉油(温度为t1)与系统内热油(达到热平衡的油液，温度为t)温差为Δt(Δt =t－ t1)，则补入凉油的吸热功率θ 为

式中:θ 为系统吸热功率，kW;ρ 为液压油密度，kg/L，取0.85;CP为液压油比热容，kJ/(kg·℃)，取2.15。

(3)系统油液散热量

闭式液压系统油液向外界散发的热量，主要由三部分组成:通过冷却器散发的热量、通过液压油箱散发的热量、通过管路及系统其他元器件的表面散热。其中最主要的散热途径通过冷却器散热。影响风冷器散热功率的因素有:油液流量、油液温度与环境温度的温差、空气流量、散热面积、散热系数［6－7］。对某固定型号的风冷器，其油液流量和油液与环境的温差是影响其冷却功率的变量因素。

(4)系统内部油温测算

闭式液压系统的功率损失是系统的热源，补入系统的凉油吸收系统内产生的热量后经泄漏和冲洗阀冲洗流出系统，泄漏和冲洗出的热油通过冷却器、油箱向外界散发热量，重新变成可以补入系统的凉油。系统的油液循环及热量传递过程如图1所示。

图1 系统油液循环及热量传递示意图

在一个热平衡的闭式液压系统中，油液的吸热功率θ 必须与散热功率P't持平，且都必须与系统损失功率(系统产生热量功率Pt)相等，这种状态是闭式液压系统持续常工作的必要条件。也就是说要使闭式液压系统能够持续正常工作必须满足条件

由于系统的生热与吸热平衡，由式(3)、(4)有

即

则

从式(7)可以看出，系统内热油与凉油温度之差与系统的工作压力成正比关系。对于给定的闭式系统，其补油系数K 和总效率η 在正常工作范围内基本不变，液压油密度ρ 与液压油比热容CP取定值，因此热油与凉油温差Δt 主要取决于系统的工作压力，即系统的负荷。从式(8)可以看出闭式系统内油液的绝对温度t 是通过补油泵进入系统的凉油温度t1与系统热油与凉油温差Δt 之和，凉油的温度t1主要由热交换器的散热功率和环境温度决定，该温度一般最高为60 ℃左右［8］。

2 WC80Y 型连采设备搬运车行走闭式液压驱动系统油液温度计算

根据以上理论分析，以WC80Y 连采设备搬运车闭式液压系统出现的油液高温问题为例，给出计算如下:

(1)该车的平板车行走系统应用的闭式泵为萨奥的90R180，其补油泵排量为47 mL/r，动力源车行走系统应用的工闭式泵为MPV046，补油泵排量为13.9 mL/r，则整车的补油系数K 为0.27，Δp 为系统的工作压差，取28 MPa，系统总效率η 取0.6 ～0.65，取η1=0.6，η2=0.65，则Δt1=Δp(1－ η1)/KρCP=22.7 ℃;Δt2= Δp(1－ η2)/KρCP=19.8 ℃，则系统内部温度为t = Δp(1－ η)/KρCP+ t1=79.8 ～82.7 ℃。以上分析与所测量得到的减速机壳体温度97 ℃实际情况并不相符。

(2)按照系统泄漏、冲洗流量来计算系统内部温度。该车应用F12-30 马达，数量为10 个，所选的冲洗阀冲洗流量为2 L/min，则冲洗总流量为20 L/min，泵和马达的容积损失均取5% ～6%，在柴油机额定转速(2 200 r/min)下，系统流量为L =497.2 L/min，泄漏流量为49.7 ～59.7 L/min，则系统的实际的补油系数(由泄漏、冲洗流量计算得出)K=0.14 ～0.16，由此求出Δt = Δp(1－ η)/KρCP=38.3 ～43.8 ℃，系统内部油温为t = Δp(1－ η)/KρCP+t1=98.3 ～113.8 ℃，与实际情况相符。

分析可知，在本系统中单纯按照补油泵排量来计算系统内部温度是不准确的，因为补入系统内部凉油的流量是受系统自身的容积效率和冲洗流量限制的。尤其当系统冲洗流量与补油泵排量不匹配时，补油泵的油液不会全部进入闭式液压系统内部，一部分油液用于泵自身的伺服控制系统，往往还有一部分油液用于其他液压控制系统，多余油液通过补油溢流阀流回油箱。因为补入闭式液压系统的凉油与系统泄漏、冲洗阀冲洗出的热油流量之和是相等的，所以用系统的容积损失流量和冲洗流量之和来计算补入系统的凉油量更为合理。

(3)系统油液温度过高问题解决:查询马达与减速机样本资料得到，马达内部能承受的持续工作温度为70 ℃，减速机为80 ℃，所以本车闭式液压系统内部温度t 应该控制在70 ℃以内，假设油箱温度为60 ℃，反推得到泄漏、补油系数K 应该为0.23 ～0.26，因为系统容积损失是一定的，从而得到冲洗流量为63.53 ～69.51 L/min，除去马达内部已有的冲洗流量，还有50 L/min 的冲洗流量需要冲洗阀来实现。另外，根据热量循环图可知，冲洗出热油流量的增大也同时也需要增加风冷却器的散热功率。对WC80Y型连采设备搬运车行走闭式液压驱动系统的改进中，增设了两个25 L/min 的冲洗阀，同时相应增加风冷却器的算热功率，改进后的系统再次试验，测得闭式系统内温度为67 ℃左右，高温问题得到了解决。

3 结论

(1)在准确计算闭式液压系统内部油温时，用系统的容积损失流量与冲洗流量之和来计算补入系统的凉油流量来确定补油系数更为合理。

(2)工程车辆在进行闭式液压系统设计时，在计算实际补入系统凉油的流量时，除考虑补油泵的排量外，还要保证系统有足够的冲洗能力，系统的补油与冲洗流量的合理匹配是闭式液压系统温度控制的重要影响因素。

［1］赵静一，耿冠杰，陈逢雷，等.80T 连采设备快速搬运车的故障诊断及系统优化［J］.液压与气动，2010(2):49－52.

［2］陈逢雷，赵静一，耿冠杰，等.分体运输平台液压驱动系统分析及其功率匹配［J］.中国工程机械学报，2010(1):77－80.

［3］杨成刚，王华军，赵静一.自行走重型平板运输车悬挂液压系统的改进［J］.冶金设备，2009(4):50－52.

［4］张士勇.闭式液压系统内油温分析［J］.基建优化，2003(8):53－54.

［5］桑月仙，于兰英，王国志.闭式液压系统补油泵研究［J］.机械工程与自动化，2010(6):83－85.

［6］李宏伟.影响40T 支架搬运车液压系统油温的因素［J］.煤矿机械，2011(4):101－103.

［7］张林慧.闭式液压系统油温过高的分析与计算［J］.煤矿机械，2011(11):38－40.

［8］张志友，姚怀新.闭式液压系统内部油温的测算［J］.筑路机械与施工机械化，1999(3):5－6.