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液压系统热特性建模方法与仿真技术的研究现状与展望-论文
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液压系统热特性建模方法与仿真技术的研究现状与展望
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3秒自动关闭窗口液压挖掘机散热系统匹配分析-中国散热器网
液压挖掘机散热系统匹配分析
时间： 10:25:00
来源：中国散热器网
添加人：admin
　　中国工程机械学报液压挖掘机散热系统匹配分析柏莹、黎苏、任小体2（1.河北工业大学能源与环境工程学院，天津.合肥亿福自动化科技有限公司，安徽合肥230601）散热系统达到最大化效率匹配，洋细分析了影响散热系统的关键因素，并运用不同散热器模型的比较分析来确定各散热系统的优劣以及柴油机特性对散热效果的影响；采取试验数据与经验计算相结合的方法来验证模型方案的正确性，最终提出散热系统匹配的评价标准。　　近年来我国经济快速增长。在基础设施建设的推动下，挖掘机作为重型工程机械的代表用途广泛。欧委会在2011年1月，率先对非道路机械功率范围在130560kW间的柴油发动机实施EB阶段排放标准，国内也即将全面执行该排放标准。目前，新型挖掘机动力系统已开始进行三阶段及混合动力的研发。据统计，在工程机械设备的发动机故障中，有50%左右来自于散热系统与发动机的匹配问题。挖掘机具有使用工况比较恶劣（常在高温、高寒或高海拔地区使用）、需露天长时间连续作业、进气灰尘量大等特点，随着技术的拓展，对于挖掘机的设计已逐渐走向环保、节能、精细化与智能化，产品升级对其散热系统是个考验，因此有价值的数据分析可对挖掘机的设计提供一个合理导向。　　9发动机散热系统作为案例，采用系统分析与数据推导相结合的方式，详细液压挖掘机散热系统包括循环水散热、液压油散热、空空中冷散热等，主要部件有：水泵，节温器，发动机进、出水管，副水箱，中冷进、排气管，空调冷凝器，水散热器，液压油散热器，中冷散热器；同时配有发动机补水管、发动机通气管。各部件位置分布如所示。　　1挖掘机散热系统散热效能影响因素1.1发动机特性目前挖掘机用发动机多为恒功率控制模式，间歇性达到功率峰值。铲斗在强力挖掘H模式下（由于时常会遇到大石块、树根等），会出现短暂的峰值载荷，根据发动机性能曲线，发动机掉速以达到大扭矩输出。挖掘机进行强力挖掘作业时，功率消耗明显增加，据统计，此时发动机冷却系统所需带走的热量将占其燃料燃烧总发热量的28%30%，对整机散热系统是一个大的考验。　　挖掘机散热系统采用吸风式风扇，它直接与发动机曲轴相连，驱动比接近1：，因此发动机掉速程度将直接影响其吸风量与散热效果。对于2条特性相似的发动机性能曲线，在同样的扭矩变化范围内，若掉速区间较小，则发动机储备性能较优越，挖掘机在工作时较为稳定。为2条相似的发动机特性曲线，相同扭矩变化区域为（M2―Mi），特性曲线1的掉速范围（一）超过了优化后特性曲线2的掉速范围（一）。反映到发动机与散热系统的匹配参数时，为满足散热量需求，必须匹配更适合的发动机性能曲线，才能使系统具备更好的抗过载能力。对于掉速范围更小的特性曲线，与其相对应的冷却风扇在掉速过程中的功率降幅也随之减小，此时的冷却风扇将为掉速中的散热系统提供更为充足的冷却风量，使得整个散热系统的散热能力得到定程度的改善。　　1.2温度因素夏季室外温度较高，发动机高负荷运转所需的散热量加大；冬季室外温度较低，机油阻力变大，高寒地区多安装低温冷启动装置以保证发动机正常启动。　　发动机运转时，与高温燃气接触的零件热负荷大，如果冷却不适当，将会使柴油机过冷或过热。过热会导致机油变质和烧损，失去润滑性能，加剧零件的摩擦和磨损，充气系数下降，整机的综合性能全面恶化；过冷会使燃烧不良，热损失和摩擦损失增加。另外，散热损失加剧会降低整机经济性能。　　以某款散热器为例，改善前，其夏季热平衡指标超标，散热器仓空间狭小；中冷达标，水温、油温超出允许值。对其进行改善后，水散、中冷、油冷均达标。改善对比参数见表1.表i散热性能改善参数表Tab.改善情况风扇直径/mm风量/率耗S噪音值摈A）改善前改善后经过参数比较可知，改善后风扇直径加大而增加了总风量，满足了散热效果，但这是以额外的功率消耗与高噪音为代价的。说明整机散热系统的优劣不能以故障排除的角度来体现，而应有更完善的体系评价指标。　　1.3运行模式挖掘机运行模式在H模式10档和S模式8档时处于正常工作模式，发动机转速较高，风扇在高转速状态下可以满足基本的散热性能。由于风扇的流量正比于转速RPM；风扇静压头正比于RPM的平方；风扇功率消耗正比于RPM的3次方；风扇噪音值与RPM的对数成正比，当操作模式处于怠速或较低转速时，风扇吸风量将明显下降，随着热量在机体内部不断累积，整机散热性能将大大降低。因此，对于大型液压挖掘机，由于液压油所负担的工作载荷调节能力过重，为有效降低液压油温度，往往采用独立油散的布置来提高整机散热性能。　　2国内挖掘机市场所用发动机对散热系统的要求欧美发动机机型稳健、性能稳定、更注重发动机的机械动力性能，其耐用性、对恶劣工况的适应液压油散热器ng水散热器性较强，与同类吨位机型相比体积偏大，油耗一般偏高。因此，在设计中需关注持续工作状态及环境高温对其散热的影响。　　曰系机型精细化程度较高，比较节能环保，油耗较低，小巧精致。但发动机使用时大多随机附带了固定的配置（如散热器、风扇、消音器等），导致系统适应性较差，匹配范围较窄，当系统匹配出现高温现象时不易更换，一定程度上影响了系统散热效能的更改。尤其对于三阶段排放标准发动机，曰系机型在国内适应性稍弱，对油品的要求较高。因此，在设计中需关注发动机匹配的适应性。　　3具体案例分析9发动机散热系统设计选型作为案例作以下比较：（1）针对目前三阶段排放标准的推进，研究三阶段与二阶段发动机散热系统效能差别；（2）针对目前主流机型散热器排列方式，研究串并联与全并联方式散热系统效能差别。　　通过散热器仿真模型，对散热系统及其工况进行模拟，在相同的试验环境条件下，选用相同材质的散热器芯子，实施了以下4种比较方案：：6BTAA5.9（二阶段发动机）全并联散热器模型（左中右并联普通）。　　（二阶段发动机）全并联散热器模型（左中右并联加厚）。　　（二阶段发动机）串并联散热器模型7（三阶段发动机）全并联散热器模型通过比较，最终找到试验模型的最佳散热器-风扇匹配点。　　散热器模型条件为散热器内芯，其形式、芯体尺寸等见及表2.采用MRate换热器选型软件使模型与风扇配合，初始参数的设定需保证油散出口温度低于80°C、水散出口温度低于95°C、中冷出气温度控制在45°C.水散、油散、中冷各初始参数均采用挖掘机H模式10档作业下的实测参数。　　方案I为左中右全并联模型。左侧为中冷，中间为水散，右侧为油散，3组散热器的高度与厚度保持不变，仅改变长度以实现散热要求，配合直径为720mm风扇方案n为左中右加厚全并联模型。模型结构与方案1形式完全相同，仅其厚度大于方案I模型厚度。　　方案I为串并联模型。左侧为水散，右侧为油散，中冷器与冷却风优先接触；水散与油散平行并联组合后与中冷器前后串联布置。在组合连接中，被中冷器挡住部分的散热效率受到影响，未挡住部分仍然与外界冷却风直接接触，但整体换热面积变大。　　方案F为全并联模型。为匹配三阶段发动机的散热器设备，其主体结构与方案I相同。左侧中冷，中间为水散，右侧为油散。由于三阶段发动机的散热系统要求更高的散热能力，因此，匹配直径为760mm风扇。　　中冷器水散热器液散压热油器榧模型匹配输出结果见表2.为降低无谓的功率消耗，希望尽量减少风扇功率，然而较高的静压可以提高散热器总体散热效果。因此，为了达到最佳的匹配效果，在坐标轴中迭加了风扇性能曲线与散热器性能曲线，如所示的交点A，在风量19000kg/h、静压525Pa附近时，风扇与散热器相互协调达到最佳。在4种方案的选型中，均选用了最佳点参数作为初始条件，保证了整体方案的优越性。　　根据表2的运行结果，为验证数据的可靠性，提取方案I中各参数，采用查图及公式计算的方法，进行对比验算。　　根据康明斯发动机技术参数中提供的冷却量、水泵流量图，代入散热量公式可算得发动机本体散热能力（水散）为：散热量少（BTU/min）=额定负荷散热量少a（BTU/min）X实际功率/额定功率X按照经验公式计算发动机本体散热能力（水散）为：燃料低热值，kcal/g；为额定功率，kW；为燃方案散热器芯体尺寸（长X高X厚）/流量L/介质侧温降/冷风侧温升/平均温差散热功风扇直风扇风量/（mmXmmXmm）min0CCA，/率/kW径/mm（kg表
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