小型液压挖掘机热平衡试验技术研究

刘兴鑫，张少波，韦俊茂

（广西柳工机械股份有限公司，广西 柳州 545007）

随着国内经济的发展，小型建设项目的增加，小型液压挖掘机的数量也在逐年的增加。而挖掘机使用工况比较恶劣，由于作业环境差、粉尘大，设计结构上散热器组尺寸受限等原因，致使挖掘机用柴油机的散热系统的要求越来越高[1]。一般，散热系统是按照挖掘机产品的最高允许使用环境温度进行设计的，在做热平衡试验时，往往通过热平衡折算方法，对挖掘机在最高允许使用环境温度下的散热能力进行预估[2]。

本文针对某小型液压挖掘机在环境温度较高时，偶尔出现冷却液温度过高报警问题，通过对热平衡试验数据进行差异分析，分析出原折算方法折算结果偏差大，为从根本上解决高温问题需对折算方法研究。运用热交换原理，分析得出环境温度是影响热平衡结果的关键因子[3]，通过对某小型挖掘机在不同环境温度下进行热平衡试验，得到了热平衡温度补偿模型，并在另一台小型挖掘机上验证该温度补偿模型的正确性。该温度补偿模型的建立提升了热平衡试验的一致性，根据温度补偿模型对发动机风扇进行调整，从根本上解决了水温过高问题。

1 问题的提出

某国产6 t 小型液压挖掘机在环境温度较高情况下使用时，偶尔出现冷却液温度过高的报警（水温设计报警温度为100 ℃），针对该问题，对某6 t 小型挖掘机进行了热平衡试验，热平衡试验数据如表1。

表1 某小型挖掘机热平衡数据

参照SAEJ819 标准[4]，热平衡试验应在24 ℃环境温度及以上进行，参照发动机厂商提供的评价指标Te（最高许用温度）作为衡量标准，以评估散热器的性能是否满足要求，判断标准为Tw≤100 ℃，而产品设计定义该小型挖掘的最高许用环境温度TNmax为45 ℃，其折算方法为：

式中：Tw为折算最高许用环境温度下，热平衡时热介质入口温度；Te为当前环境温度下，热平衡时实测得的热介质温度；TNmax为产品最高许用环境温度；Tn为环境温度；

由式（1）可知，采用传统折算方法时，环境温度Tn与Te为1∶1 的线性关系，未作额外温度补偿。按发动机制造厂商要求，对于水散进口温度一般Te≤100 ℃；而液压油温按设计值取Te≤85 ℃。

热平衡试验条件及折算方法均参照SAE 标准执行。如表1 所示，第一、二组热平衡数据折算结果满足设计要求，而第三组试验数据水温折算后数据已经不满足设计要求，且第一组与第三组相差4.1 ℃。随着环境温度的升高，水温折算结果从97.1 ℃提升至100.3 ℃，水温有跟随环境温度升高的趋势。按该趋势，随着环境温度进一步的提升，按该折算方法折算的水温应持续提升。热平衡折算方法应能对散热能力进行准确的预估，显然原折算方法不能有效的对热平衡结果进行预估。在此情况下，如果直接对该小型挖掘机散热系统进行改善，使水温在按原折算方法进行折算下满足设计要求，不能从根本上解决水温过高的问题。因此，有必要先对热平衡补偿方法进行试验研究，在建立准确的热平衡温度补偿模型后，依据该温度补偿模型对小型挖掘机的散热能力进行预估，再根据最终预估结果对散热系统进行改善，才能从根本上解决水温高的问题。

2 热交换理论

小型液压挖掘机的散热系统一般由冷却液散热器、液压油散热器、冷却风扇、导风罩、空调散热器组成，冷却液及液压油散热器安装形式为并联安装，空调散热器安装在冷却液及液压油散热器外侧，其中冷却液、液压油散热器为板翅式散热器，如图1 所示。

图1 散热系统的结构

一般将动力系统产生的热量分为5 个部分，即转化为有效工的热量、冷却水带走的热量、排气带走的热量、润滑油带走的热量及其余的损失热量，其数学表达式：

式中：Qf为燃料燃烧释放的总热量；Qe为转化为有效功的总热量；Qw为冷却流体带走的热量；Qp为排气带走的热量；Qoil为机油带走的热量；Qet为其余热量损失。

如果以部分带走的热量百分比来表示热平衡的方程式，则式（2）可转化为[5]：

在小型挖掘机动力系统产生的热量中，主要依靠Qw对散热系统进行降温。根据能量守恒定律，在同一热负荷情况下，冷却流体所吸收的热量Qw等于热流体所释放的热量，当动力系统产生的热量与散热系统释放的热量维持一定的关系不变时，即达到热平衡状态。

根据热平衡方程式：

式中：Φ为总散热量；k为散热器的传热系数，W/（m2.℃）；A为 散热器有效传热面积，m2；△T为平均温差，℃；M1为热介质的质量流量，：kg/s；M2为冷介质的质量流量，kg/s；Tot1为热介质出口温度；Ti1为热介质入口温度；Tot2为冷介质出口温度；Ti2为冷介质入口温度；η1为热介质比热容，kJ/（kg·℃）；η2为冷介质比热容，kJ/（kg·℃）；ρ1为热介质密度，q1为热介质质量流量，L/min；ρ2为冷介质密度，q2为冷介质质量流量，L/min。

由式（4）中可知，由于传热面积A 由散热器迎风截面积及二次换热面积决定，而传热系数U 由冷、热介质热导率由散热器材料性质决定，传热面积与传热系数在散热器组结构尺寸参数及散热器材质选定后基本为定值。因此，影响散热系统热平衡的关键参数为平均温差△T，该散热系统为错流式换热，可采用对数平均温差[6-7]表示：

式中：△Tmax为△T1和△T2之中的大者；△Tmin为△T1和△T2之中的小者；

在小型挖掘机散热系统中，发动机冷却液和液压油是热介质，空气是冷介质。由式（4）可知，在同一热负荷的情况下，冷介质空气的密度、比热容等物理特性直接影响其温升特性，从而影响散热系统的对数平均温差，最终影总散热量Φ，在图2 为空气密度、比热容随环境温度的变化。

由图2 可知，空气的比热容在热平衡试验环境温度范围内基本为定值，而空气密度则随环境温度的升高变小，所以在单位时间内通过散热器迎风面空气流量M2将减小；而空气比热容在环境温度小于TNmax时，基本为定值，当热负荷Φ保持不变时，空气的温升会升高。由式（6）可知，当散热系统达到热平衡状态后，应达到对数平均温差△T，所以空气温升的变化将进一步影响热介质入口温度Ti1，即导致热平衡时水温的升高。

图2 空气的物理特性[7]

3 热平衡试验

从上述热交换理论分析得知，对于固定的散热系统及热负荷，环境温度变化会导致Ti1变化，进而引起热平衡结果变化，因此，环境温度是影响热平衡结果的关键因子。为找到热平衡与环境温度的关系，从而修正热平衡折算方法，在不同环境温度下对某6 t 小型液压挖掘机进行热平衡试验。按测试标准，在环境温度大于24 ℃情况下，挖掘机在无雾、无雨、且环境风速小于6 m·s-1的天气情况下进行热平衡试验，连续采集各测点温度的时域信号，各测点连续20 min 内温升均不超过0.5 ℃，视为达到热平衡状态，并取达到热平衡状态时各温度测点的最大值作为热平衡数据。在表2 为各温度传感器的布置，各温度的热平衡实测过程见图3。

表2 温度传感器测点

图3 各温度的热平衡过程曲线

如图4 所示，在环境温度为24.5 ℃～35.1 ℃时，对某6 t 小型挖掘机进行热平衡试验，通过数据（共11 组）分析可知整机达到热平衡状态后，水散入口温度、液压油箱底部油温随环境温度的升高而呈线性的升高，验证了对于固定的散热系统及热负荷，环境温度是影响热平衡结果的关键因子。

图4 各温度随环境温度Tn 变化

4 补偿模型

由图4 可知，在24.5 ℃～35.1 ℃环境温度范围内，水散入口温度、液压油箱底部油温均随环境温度的升高而升高，变化趋势一致，且与环境温度呈线性变化关系。因此，可得到Tw与Tn关系，即热平衡温度补偿模型，如表3 所示：

表3 Tn≥24 ℃时，Tw 与Tn 关系

图5 为分别采用原折算方法与温度补偿模型对水散入口温度的热平衡结果对比，可知温度补偿折算方法在24.5℃～35.1℃环境温度范围内，具有较好的一致性，水散入口温度，最大值为105.4 ℃，最小值为104.7 ℃，偏差为0.7 ℃；而原折算方法，偏差为4.5 ℃，表明使用温度补偿折算模型进行折算的热平衡结果一致性得到明显提高；同时从折算结果得知，原散热系统不满足散热需求。

图5 某小型挖掘机不同折算方法的水散入口温度Tw 对比

为了验证温度补偿模型的正确性、通用性，以相同的试验方法，当环境温度为24.3 ℃～33.9 ℃时，在某8 t 小型挖掘机上进行了8 次热平衡试验，结果如图6 所示，水散进口温度、液压油箱底部油温与环境温度的关系与某6 t 挖掘机结果一致，验证了温度补偿模型的一致性。图7 为分别采用原折算方法与温度补偿方法水散入口温度、液压油箱底部油温的热平衡结果对比，如水散入口温度经过温度补偿模型折算后，偏差由4.5 ℃降低为0.9 ℃，与某6 t 小型挖掘机测试结果相互验证，进一步说明了温度补偿模型的正确性。

图6 各温度随环境温度Tn 变化

图7 某小型挖掘机不同折算方法的水散入口温度Te 对比

从上述分析可知，原热平衡折算方法不能对小型挖掘机热平衡结果进行准确的预估；而温度补偿模型在提升热平衡折算结果一致性的同时，对热平衡试验进行准确预估。后续通过调整风扇转速，提升进风量等方法使该小型挖掘机热平衡试验结果满足设计要求，后续未出现过水温告警问题。

5 结论

运用热交换原理，识别出环境温度是影响热平衡试验结果的关键因子。

通过热平衡试验，得到小型挖掘机热平衡温度补偿模型，同时验证该补偿方法的一致性、正确性。

通过建立温度补偿模型，不同环境温度下的水温热平衡结果偏差由4.5 ℃降低为0.7 ℃，提高了热平衡试验结果的一致性，为工程应用提供试验依据。