工程机械冷却系热状态校核方法研究

李文跃，苗 龙，朱浩月

工程机械用发动机功率普遍较高，其冷却系统的冷却功率及耗功占比也远高于普通乘用车。一个散热量大、功耗小、工作可靠的冷却系，对于保证整机工作热状态及整机可靠性、实现工程机械节能等意义重大。关于冷却系统的正向设计，相关探讨的文章［1-3］已经很多，而对于既成的工程机械而言，对其进行冷却系统热状态校核的文章及技术资料则较少。如何形成一种可行、可靠的冷却系统热校核方法，缩短研发周期及成本，保证工程机械产品的快速换代升级，则有现实意义，实用价值大。本文以某型旋挖钻机为研究对象，针对其冷却系统的热状态校核做了详细研究，以形成针对大多数工程机械均适用的热校核方法，用以指导工程机械产品的设计、改型。

旋挖钻机一个循环工况由钻孔、提拉、甩土及下放等过程组成，循环工况复杂。对各个工况均进行分析将大大增加技术难度且价值不大，本文对作业时间占比达90%以上且整机耗功占比最大的钻孔工况进行了详细的热分析及热校核，可满足旋挖钻机冷却系热状态校核的需要。对于本次热校核，整机工作环境温度为45℃，发动机冷却水流量392L/min，进气量28.6kg/min，液压油流量624L/min。校核目标参数：发动机冷却水温度≤95℃，发动机进气相对环境温度温升≤25℃，液压油最高温度≤85℃。

1 热源部件产热分析

1.1 压气机出气温度计算

对于配有增压器的发动机，一般在其后配置中冷器。中冷器作为冷却系统的散热部件，对发动机进气进行冷却降温，以提升进气密度，提升发动机升功率。通过压气机的空气则需作为热源项进行计算，一般视中冷器内空气的流动传热过程为开式循环，则只要进行增压器出气温度的计算分析即可。本文研究的旋挖钻机配备一台离心式叶轮压气机，对其工作过程作热力学分析。取涡轮中的工质为研究对象，则其为开口系；对于处于稳定工况的压气机，视流动为定常流动。

对于稳定流动开口系，其能量方程［4］为

式中 q——1kg工质在系统中的吸热量，J/kg；

Δh——出进口比焓差，J/kg；

Δz——出进口高度差，m；

wi——1kg工质在系统中所作的功，J/kg。鉴于压气机内工质流速高，在涡轮内部滞留时间短，忽略机壳对外的传热，则可视空气的流动过程为绝热，则q=0；而对于工程机械用柴油机增压器，出进口动能差及势能差忽略，则。故（1）式变形为

式中 wc——1kg工质在压气机中耗功，J/kg；

h2——出口比焓，J/kg；

h1——进口比焓，J/kg。

压气机效率指压缩前气体状态相同、压缩后气体压力也相同的情况下，可逆绝热压缩时压气机所需功与不可逆绝热压缩时所需功之比［4］

式中 ηc，s——压气机绝热内效率，无量纲；

wc，s—— 可逆绝热压缩过程压气机1kg工质耗功，J/kg；

w＇c—— 实际绝热压缩过程压气机1kg工质耗功，J/kg；

h2，s—— 可逆绝热压缩过程压气机出口比焓值，J/kg；

h1——压气机进口比焓值，J/kg；

h2＇—— 实际绝热压缩过程压气机出口比焓值，J/kg。

因焓值为状态量，h=f（p，T），视工质为理想气体，且比热容为定值，则焓值之比等于温度之比，而对于绝热过程，初终态温度关系［4］为

式中 T2——终态温度，K；

T1——初态温度，K；

p2——终态压力，Pa；

p1——初态压力，Pa；

K——空气绝热压缩指数，无量纲。

将（4）带入（3）并作整理，得到增压器出口温度T2的表达式为

对于本文的研究对象，压气机空气压缩比为2.68，理想气体绝热指数取1.4，压气机效率为0.81，得到压气机出口温度随环境温度变化的关系为T2=1.4T1，见图1。故在环境温度45℃下，对应压气机出口温度为214℃。

图1 压气机出口温度随环境温度变化规律

1.2 发动机产热

发动机缸内燃烧热量一般分4部分，除去推动活塞作功、尾气排热及机体辐射等杂项，剩余热量全部由冷却系循环水带出并排向大气环境，经由风扇强制冷却散出车外。发动机产热一般根据工况由发动机厂家提供，本文不作阐述。本文所研究的旋挖钻机，其发动机在热校核工况下的产热量为108kW。

1.3 液压系统产热计算

对于液压系统，产热主要由液压泵、液压马达的功率损失，液压阀的压力损失及液压管路的流动损失造成。

液压泵产热量计算，按下式

式中 P1——液压泵产热功率，W；

P——液压泵输入功率，W；

η ——液压泵效率，无量纲。

液压马达产热量计算方法与液压泵相同。

液压阀产热量计算，按下式

式中 P——液压阀产热量，W；

Δp——液压阀压力损失，Pa；

q——液压油流量，L/min。

液压管路产热量计算方法与液压阀相同。其中，压力损失计算如下［5］

式中 Δp——液压管路压力损失，Pa；

λ——沿程阻力系数，无量纲；

L——液压管沿程长度，m；

d ——液压管内径，m；

ρ ——液压油密度，kg/m3；

v ——液压油平均流速，m/s；

ζ ——局部阻力系数，无量纲。

计算环境温度45℃，主泵总输入功率257.6kW，总流量624L/min下旋挖钻机钻孔工况液压系统各部件产热量，见表1。

表1 液压系统各部件产热量

由计算结果，可得在热校核目标工况下，液压系统产热量为103.1kW。

2 动力舱阻力系数分析

冷却风扇工作点是由已匹配风扇的静压—流量曲线与动力舱阻力曲线的交点而指定的。风扇性能一般由生产商提供，这里主要研究动力舱阻力特性而避开由风扇三维模型带来的误差而导致风扇工况点寻找失真。对旋挖钻机动力舱内空气流动情况进行有限元分析，计算动力舱总阻力及散热器总成阻力，与准确的风扇静压-流量性能曲线进行匹配以找出工况点，为冷却系统热校核提供边界条件。

2.1 网格划分及参数设置

在Hypermesh中对动力舱模型进行面网格划分，因50mm以下的细小部件对流场影响很小，故予以删除简化。在Fluent-meshing中进行进一步的体网格划分，最终生成的四面体体网格数目为1620万，网格平均长宽比3.5，歪斜率48.9，见图2。

图2 动力舱流场有限元模型

湍流模型设置为使用广泛的Realizable k-ε模型；工作介质按不可压缩理想气体处理；外流场边界设置为压力出口，地面及各零部件边壁设置为壁面，风扇流体区域设置成旋转流体区。散热器芯体按多孔介质模型处理。以水散热器为例进行阐述：水散热器芯体尺寸为1200mm×1358mm×120mm，根据散热器阻力试验数据得到旋挖钻机水散热器风阻特性，见图3；由最小二乘法拟合成二次多项式=171.36v+52.35v2，比对式（9）中系数，得到水散热器风侧主流方向上黏性阻力系数大小为8787589，惯性阻力系数大小为104.67；对于垂直方向，由于空气并不流通，故两系数分别增大至1000倍。由相同方法可计算中冷器及液压油散热器多孔介质设置参数，最终，各散热器设置参数见表2。

图3 水散热器阻力特性曲线

式中 Δp—— 由试验测得的散热器外侧阻力，Pa；

D——散热器外侧流动方向厚度，m；

μ —— 散热器进口温度下的空气动力粘度，kg/（m·s）；

ρ—— 散热器进口温度下的空气密度，kg/

m3；

v——散热器外侧空气流速，m/s；

1/α——黏性阻力系数，m-2；

C2——惯性阻力系数，m-1。

表2 多孔介质设置参数

2.2 仿真结果分析

将风扇转速从400r/min变化至2200r/min，步长间隔300r/min，计算动力舱总阻力及散热器阻力，与整机匹配风扇在1530r/min下的风扇静压-流量性能曲线一起绘制成图，见图4。

图4 动力舱风量匹配曲线图

由图可知，随着风道风量增加，动力舱总阻力及散热器总成阻力均增加，且增速越来越大。对两条阻力曲线，使用最小二乘法拟合成二次多项式，并求一阶倒数，得到两阻力增幅函数，比较后可得出：散热器阻力随风量增加而增加的幅度小于动力舱内其余部件风阻的增幅，那么减小系统各部件空气阻力，可以有效使匹配工况点右移，在风扇相同转速下，提高冷却风量。由图可得，在匹配工况下，动力舱总阻力为1285.7Pa，散热器总成阻力为726.4Pa，则旋挖钻机机舱阻力按式（10）计算，为559.3Pa。最后由式（11）得到旋挖钻机阻力系数为：0.435。

式中 Δpc——动力舱机舱阻力，Pa；

Δp——动力舱总阻力，Pa；

Δpr——散热器总成阻力，Pa。

式中 α——动力舱阻力系数，无量纲。

3 冷却系热平衡仿真分析

将整机的散热器总成、冷却风扇、风道阻力等抽象为独立的模块，按实际动力舱中冷却空气的流动方向进行连接，建立一维模型，其3D示意图见图5。

图5 冷却系一维模型3D示意图

根据发动机转速及传动速比，设置风扇转速1530r/min；动力舱有效阻力系数0.435；散热器流量根据整机在钻孔工况下指定的各流量给定；水散热器及液压油散热器的循环模式设置为闭式，给定散热功率分别为108kW、103.1kW，中冷器因其进口温度一般恒定，其循环模式设置为开式，给定进口温度为214℃；环境温度设置为考核温度45℃，进行一维仿真求解。计算结果及整机热校核目标列入表3。

表3 热校核结果

仿真计算结果显示：水散热器及液压油散热器的散热效果良好，保证了各自工质的要求温度在允许范围内；中冷器可满足使用需要，但设计散热量偏大，有一定程度的过冷却现象，建议后期做进一步的优化。总体上来说，本方案合理可行，满足整机的冷却要求。

4 装机验证

在样车上进行整机热平衡试验［6，7］，试验结果及仿真结果对比情况见表4。

表4 试验与仿真数据对比

误差分析：由于仿真计算本身各零部件参数都较理想，与真实物理情况存在一定的偏差；试验采集数据时整机处于热平衡状态，但难免存在采集数据波动情况；实车冷却模块会存在一定程度的漏风及热风回流现象。这些原因都导致试验与仿真结果存在偏差，但从整体上来看，两者吻合度较好，各数据结果均在8%以内，说明本仿真分析的方法可较准确地模拟旋挖钻机真实作业过程中冷却系统的热状态，验证了一维三维联合仿真结果的准确性及本仿真分析方法的可行性。

由于本文研究的热校核方法具有通用性，故方法可应用于绝大多数工程机械。

5 结论

（1）通过一维三维联合仿真分析的方法对某型旋挖钻机进行了热校核分析：经计算，该冷却系统方案可满足整机散热需求，结果在装机热平衡试验中得到了验证。

（1）通过研究旋挖钻机热状态校核问题，本文形成了一种可行且实用的热校核分析方法：首先计算冷却系各热源部件散热量；利用三维流场分析软件确定目标车辆动力舱阻力系数以作为一维分析软件的输入条件；最后通过一维仿真计算的方式得到考核工况下整机冷却系统热平衡状态参数，以考核工程机械整机冷却系统水平。此法可大幅减小整机冷却系研发成本，缩短研发周期，所得阻力系数等参数对同类型及相近产品的研发亦具有一定借鉴价值。

［1］ 赖焕萍. 汽车冷却系统的设计及匹配试验［J］. 装备制造技术，2012，8：196-199.

［2］ 黄锦洋. 汽车冷却系统设计方法研究［C］. 2013中国汽车工程学会年会论文集：49-52.

［3］ 宋鑫，田春娟. 某大件牵引车冷却系统设计［J］. 汽车实用技术，2016，9：78-79.

［4］ 沈维道，童钧耕. 工程热力学［M］. 北京：高等教育出版社，2007.

［5］ 王剑鹏，秦四成，田中笑.50型轮式装载机液压系统热平衡分析与验证［J］.工程机械，2008，39（9）：54-57.

［6］ GB/T 12542-2009. 汽车热平衡能力道路试验方法［S］.

［7］ GB/T 12534-1990. 汽车道路试验方法通则［S］.