滑移式装载机液压系统散热的设计.doc

滑移式装载机液压系统散热的设计HYDRODYNAMICS&辩YDROSTATICS滑移式装载机液压系统散热的设计胡昌云,王旭永,朱武强(1.上海交通大学机械与动力工程学院,上海20024();2.常林股份有限公司道机研发所,江苏常州213002)摘要从实际应用出发,分析影响液压系统发热的各种因素,阐述滑移式装载机液压系统散热计算和冷却设计,为开式与闭式液压回路共存的液压系统散热计算提供参考,通过实例验证了理论的可用性.关键词液压油;液压系统的发热;冷却中图分类号TH243文献标识码B文章编号10()1_554X(2011)02009803HeatradiatingdesignofhydraulicsystemforskidsteerloaderHUChang-yun,WANGXuyong,ZHUWuqiang滑移装载机是小型多功能工程机械,结构空间紧凑,液压油箱较小,需要增加液压油冷却器对液压油进行强制冷却,所以对滑移式装载机的液压散热系统进行合理设计具有重要意义.1液压油的选择及油箱的容积一般工程机械对液压油的要求是:(1)黏度合适,并具有良好的粘温特性;(2)在工作温度和压力下,具有良好的润滑性,剪切稳定性和耐磨性;(3)具有较好的抗氧化安定性;(4)要具有良好的抗泡性和抗乳化性;(5)良好的防锈蚀性能;(6)在额定压力下压缩率小;(7)燃点,闪点要高,挥发性低;(8)不含水份和其它杂质;(9)对密封材料影响小.工程机械液压系统常用矿油型液压油.在液压系统中,液压泵的种类和设备使用环境温度是选用液压油考虑的主要因素,首先根据泵的种类确定适用的粘度范围,再具体确定液压油的品牌型号.滑移式装载机推荐使用抗磨液压油,表1为不同温度下几种液压泵的用油黏度范围.液压系统液压油箱的容积一般设计为工作泵每分钟排量的57倍,闭式液压系统设计油箱体积应为开式系统补油泵流量及其它辅助泵总流量之和的57倍.由于闭式系统中补油泵和其他辅助泵排量之和要远小于主系统中泵的排量,因此其油箱体积要比同样流量的开式系统的油箱体积小得多,一般98建冠瓤械为开式系统油箱体积的1/31/2,因此闭式系统油箱具有体积小,重量轻等优点.同时闭式系统的油箱设计不同于开式系统,因为其正常工作时油液在管路内循环,不允许有任何杂物及气泡存在,因此油箱内必须设计严格的消泡装置及过滤装置,油箱内的杂物必须经严格沉淀.表1几种液压泵用黏度推荐值5()运动黏度4()运动黏度工作温度/54()4()805404080齿轮泵174()638823681()5150轴向柱塞泵25444098407368i70径向柱塞泵176237I542310360255叶片泵7MPa以上17292544234540737MPa以下314()37545()686()862液压系统散热量计算及冷却器选择液压系统各部分所产生的热量使系统内液压油温升高,当温度达到一定数值,系统散发的热量与产生的热量相同,系统达到平衡温度.液压系统功率损失主要有以下几个因素:(i)液压泵容积效率等造成的功率损失H.;(2)油液收稿日期20101108通讯地址胡昌云,江苏省常州市常林路1()号特种车辆研发所通过阀时局部压力损失造成的功率损失H;(3)管路及其它损失造成的功率损失H,;(4)对于有些设备的液压系统还应考虑液压马达工作时所造成的功率损失H.滑移式装载机的液压系统包括行走转向液压系统(闭式系统)和工作液压系统(开式系统)两部分,它们共用过滤,油箱和散热器,所以在进行系统热平衡计算时需要综合分析计算.如某滑移式装载机行走液压系统采用萨奥柱塞双联泵和力士乐行走马达,额定功率均为35kw,工作液压系统采用瀚德齿轮泵,额定功率为16kW.各部分功率损失可按下式计算:(1)油泵损失功率H.H1N(17/)(1)式中N油泵的输入功率,N:,kW;,Jl.|】油泵的总效率,齿轮泵和马达一般在0.7().85之间,常取0.75;柱塞泵和马达一般在().850.9左右,常取0.88;P液压泵和马达进出口压差,实际计算时可以直接用泵的出油口压力或马达的进油口压力,MPa;泵和马达的的实际流量,L/min.通过计算行走泵功率损失为H=3512=4.2kW,行走马达的功率损失取值与泵相同,为4.2kW;工作泵功率损失为H=1625=4kW.如果在一个工作循环中有个工序,则可依据各个工序的发热量求出总平均发热量H,i=7lH=N(卜(2)一1式中丁_工作循环周期;工序工作时间.计算工作装置油缸发热功率H,=165=0.8kW.所以液压系统动力元件及工作元件总发热功率为13.2kW.(2)液压油通过阀孔时的功率损失H,其中以泵的全部流量流经溢流阀返回油箱所产生的热量最大.H!=(3)式中P溢流阀的调整压力,MPa;Q一流经溢流阀回油箱的流量,L/min.如果计算其他阀的发热量,则上式中的P为该阀的压降,Q为流经该阀的流量.综合计算流经各类阀时的功率损失H=4.5kW.(3)液压管路及其他损失造成的系统功率损失H3该项包括很多复杂的因素,由于其值较小及液压管路自身的散热,所以在进行计算的时候常予以忽略,一般可取全部能量的35,即H3=(0.03().05)N(4)也可以根据压降P和流量Q代人(3)式进行计算,计算时必需考虑相应管路的散热.系统总的功率损失为上述各项功率损失之和,即H总_H=H1+H2+H3+=17.7kW(5)液压系统产生的热量由各部件的散热面散发到空气中,其中液压油箱和散热器为主要散热面.因为管道的散热面积相对较小,且与其自身压力损失产生的热量相平衡,故一般忽略不计.只考虑油箱散热时,其散热功率H可按下式进行计算H,=KAxt=1680W(6)式中A油箱散热面积,根据设计取值A=0.065.=2.4m2:f系统温升,即系统达到热平衡时油温与周边环境的温差,一般液压油需用温度为65,环境温度3();K传热系数,w/(m?),计算时可选用下列推荐值:通风很差(空气不循环)时,K=81():通风良好(空气流速为1m/s左右)HYDRODYNAMICS&张$黪0STATICS时,K1420;风扇冷却时,K=2025;用循环水冷却时,K=110175.当系统产生的热量等于其散发出去的热量时,系统达到热平衡,有=(7)当油箱结构尺寸确定后,一般取油箱内充液体积是液压油箱有效容积的0.8倍,则其散热面积的近似计算式为A=0.065(8)由式(7),(8)得At:=(9)0.065K式中卜系统温升,;H.系统总功率损失,W;K传热系数,w/m2?;油箱的有效容积,L.闭式液压系统由于液压油大部分是在泵和马达之间循环,泵和马达泄漏的油量进入冷却系统进行冷却,因泄漏造成的损失油液通过补油泵补充,所以进行系统热平衡计算时,需要将补油泵补人系统油量能带走的热量与闭式系统的发热量平衡,同时将油温控制在允许范围内.闭式液压系统由于补油泵的工作形成的热交换功率可按下式计算H换=1.6710一pnqC(TT1)=10.3kW(10)式中液压油密度,900kg/m3;补油泵转速,1500r/rain;q补油泵排量,23cm3/r;液压油比热容,2kJ/kg.;T2系统泄漏到冷却系统内的液压油平均温度,一般取值65;T1补进闭式系统液压油的平均温度,一般取值55.同上,闭式系统主系统总的功率损失为100建琵缸械H主H=H主1+H主2+H主3+=8.4kW一1(11)H换>H主,则闭式系统能够建立起热平衡,否则需要加大补油回路中补油泵的流量,重新进行热平衡计算.对于滑移装载机这样同时具有闭式系统和开式系统的工程设备,其总的功率损失H总为H总=H开+H闭(12)由上述计算可以看出,液压油箱散热功率远小于系统发热功率,所以系统需要加入液压油散热器,散热功率为17.71.68=16.02(kw).如果设备液压油箱的散热功率H0<H,系统必须设置冷却器,冷却器的冷却功率为一H0.3风扇的选择与安装风扇的选择影响到液压系统的冷却效果,主要是确定风扇外径,风扇转速和功率.根据空气动力学原理,风扇排风量与转速成正比,消耗功率与转速三次方成线性关系,所以在满足散热量要求的前提下,应当尽量降低风扇的转速,一般采用大直径低转速风扇.选择风扇直径和转速要考虑风扇叶尖的圆周线速度,卡特彼勒推荐风扇叶尖的圆周线速度可在6076.2m/s之间,我国工程机械风扇叶尖的圆周线速度一般要求为67.880.6m/s.另外,风扇与冷却器之间安装的相对位