輪式裝載機液壓系統(tǒng)的散熱器匹配及仿真

張欽國，秦四成，馬潤達，劉宇飛，郗 元

（1.吉林大學 機械科學與工程學院，長春130022；2.吉林大學 汽車工程學院，長春130022）

0 引 言

裝載機液壓系統(tǒng)在工作時會產生大量的熱量，使油溫升高，尤其在炎炎夏日，工作過程中會出現系統(tǒng)油液過熱的問題，致使油液黏度降低，影響其熱穩(wěn)定性并增加了泄漏，致使執(zhí)行機構工作無力、動作緩慢，導致液壓系統(tǒng)的可靠性降低，嚴重時會產生重大安全事故。所以，液壓油散熱器的換熱效率對保證液壓系統(tǒng)工作性能的穩(wěn)定具有重要的作用。針對油液過熱問題，生產廠家主要采用增加水泵流量和增大散熱器容積的方法進行解決，導致了發(fā)動機驅動功率的增加［1］。張毅［1］、王劍鵬等［2］采用試驗方法分析了液壓系統(tǒng)溫度過熱問題的原因，并對空冷散熱器進行了結構改進，散熱效果略有改善，但并未從根本上解決油溫過高的問題。袁哲等［3］采用數值模擬的方法為液力減速器匹配了一款散熱器，散熱效果較好。董軍啟等［4］對板翅換熱器內部平直翅片的傳熱與阻力性能進行了試驗研究。隨著發(fā)動機功率的不斷增加，為了降低液壓油的工作溫度，使用空氣進行冷卻已經不能滿足散熱的需求，繼而取代的是液冷型散熱器。板翅式散熱器結構緊湊，內部流動比較復雜，如果進行試驗研究不但周期長，而且費用高，采用數值模擬的方法，不但速度快，而且能夠節(jié)約試驗成本［5］。

本文以某50型輪式裝載機為研究對象，通過試驗得到典型工況下的油溫變化情況，借助Fluent軟件，通過數值模擬的方法，為其匹配一款合理的散熱器，以解決液壓系統(tǒng)油溫過高的問題。

1 液壓系統(tǒng)熱特性分析

1.1 試驗

目前，市場上的裝載機散熱系統(tǒng)配置的均是風冷型散熱器，各個不同類型的散熱器并排布置，結構如圖1所示。散熱器依靠吹風式風扇進行冷卻，由于發(fā)動機機體、排氣管、消聲器等部件溫度很高，空氣被加熱后溫度較高，影響冷卻效率。同時，冷卻空氣經過冷卻液散熱器后溫度繼續(xù)升高，而且增大了空氣的流動阻力，會使散熱效率進一步降低，致使液壓系統(tǒng)油液溫度較高。

圖1 裝載機散熱系統(tǒng)簡圖Fig.1 Schamatic diagram of loader cooling system

為了了解液壓系統(tǒng)各個部分的溫度，對某50輪式裝載機進行了試驗測試，試驗完全按照《輪胎式裝載機型式試驗大綱》細則進行，試驗部分設備基本參數如下：發(fā)動機型號為WD10G220E12，進氣方式為增壓中冷，排放等級為歐Ⅲ，排量為9.726L，額定功率為162kW，額定轉速為2200 r／min，最大扭矩為860 N·m。液壓油型號為HM－46，比熱容為2100J／（kg·K），導熱系數為0.1345 W／（m·K），流量為1.25kg／s。溫度傳感器型號為KX291AKM16。

由于裝載機鏟土作業(yè)工況消耗的功率最大［2］，所以本次試驗只測試鏟土工況下的油液溫度，試驗環(huán)境溫度為35℃，大氣壓力為102kPa，主要測量液壓油散熱器入口溫度和液壓油散熱器前部的空氣溫度以及液壓油油箱的溫度。通過試驗得到的裝載機在推土工況下各個部位的溫度變化曲線如圖2所示。由圖2（a）的測試結果可知：鏟土工況下液壓油的最高溫度達到了105 ℃，而液壓油正常的工作溫度是35 ℃～85 ℃，所以液壓系統(tǒng)油液溫度嚴重超標；空氣流過發(fā)動機和冷卻液散熱器后溫度達到了65℃以上，對液壓油散熱器的冷卻作用較弱。由圖2（b）可知：液壓油油箱溫度在90 ℃左右，最高溫度約為94℃，溫度超過了液壓系統(tǒng)正常工作的溫度范圍。試驗結果表明：目前的風冷散熱系統(tǒng)已經不能滿足其散熱要求，為了保證裝載機液壓系統(tǒng)在炎熱的夏季能夠正常工作，需要為其配置散熱效率更高的散熱器。

圖2 鏟土工況試驗結果Fig.2 Test result of shoveling

1.2 散熱器的熱計算

板翅式散熱器結構緊湊，換熱效率高，結構布置靈活，故為液壓系統(tǒng)匹配液冷型板翅式散熱器，液壓油流道內部通過增加翅片來提高換熱效率，具體結構如圖3所示，翅片各項參數如下：翅片內高y＝3.2mm；翅片寬度s＝3.5mm；翅片厚度δ＝0.2mm；翅片內距x＝3.3mm；有效長度Le＝250mm；隔板厚度為0.4mm；有效寬度B＝150 mm。

圖3 翅片結構示意圖Fig.3 Structure diagram of fins

散熱器內部冷、熱流體設計成逆流的冷卻方式，采用對數平均溫差法對散熱器進行熱計算，根據圖2的試驗結果，所需匹配的散熱器的最大散熱功率和最大散熱面積為［4］：

式 中：Q 為 散 熱 量；A 為 散 熱 面 積；C 為 液 壓 油 的比熱；m 為液壓油的質量流率；Δt 為散熱器入口和出口的液壓油溫差；K 為翅片側換熱系數；Δtm為對數平均溫差。

匹配的該散熱器的總板翅層數為：

2 數值模擬

2.1 物理模型

根據匹配計算結果，設計的散熱器實體結構如圖4（a）所示，芯部共有9層板翅，同時為了提高換熱效率，冷卻液和油液采用逆流的流動形式。目前，板翅式散熱器芯體主要采用平直型翅片和鋸齒形翅片，平直翅片對流體的阻力較小，但換熱效率不及鋸齒翅片，在同時滿足散熱要求的前提下應優(yōu)先選用平直翅片。為了給散熱器匹配合適的翅片結構，本文對兩種翅片結構分別進行了數值仿真，通過仿真結果確定采用何種形式。同時，由于冷卻液流道寬度較大，為了保證冷卻液在流動空間內的流量分配均勻，在冷卻液入口處增加了導流片以保證流動均勻性，導流片的角度用α表示，具體結構如圖4（b）所示。

圖4 物理模型Fig.4 Physical model

由于整體結構比較復雜，翅片數量太多，在現有計算機上無法對整體進行仿真，因此為了能夠精確地對不同翅片的換熱效果進行評估，只能對周期單元模型進行模擬，選用冷卻液和油液的一半流動區(qū)域進行模擬，其中寬度方向取一個周期，長度方向取實際流動長度，并對模型做了簡化處理，最后的計算模型如圖5所示。

圖5 計算模型Fig.5 Computational model

2.2 控制方程和求解方法

散熱器內部流體的流動和換熱遵循質量守恒、動量守恒、能量守恒三大定律，固體的導熱遵循拉普拉斯導熱定律，基本控制方程如下［5－6］：

式中：S 為動量方程源相；Γ 為廣義擴散系數；φ為廣義變量；T 為固體的溫度。

對周期單元計算模型采用六面體結構網格進行劃分，在流體和固體的交界面劃分邊界層。為了保證計算精度，進行了網格的無關性檢驗，最后選取單元體模型網格為105萬（鋸齒翅片）和94萬（平直翅片）作為研究對象。入口導流結構計算模型采用四面體和六面體的混合網格劃分，最后確定網格數量為113萬。

仿真邊界條件設置如下：將液壓油入口和冷卻液入口設置為速度入口；出口均設置為壓力出口；上下表面設置為對稱邊界，左右表面設置為周期邊界，固體材料選為鋁合金。選用標準湍流模型，內部為不可壓縮穩(wěn)態(tài)求解，選擇二階迎風差分格式和Simple求解算法［7］。

2.3 仿真結果

為了比較兩種不同翅片結構的散熱效果，在相同邊界條件下進行仿真對比，液壓油入口流速均為0.5m／s，入口溫度為105℃；冷卻液入口速度為0.8m／s，入口溫度為50℃，仿真結果如圖6所示。由圖6可知：冷、熱流體逆向流動，兩種不同翅片結構的散熱單元溫度變化趨勢相同，液壓油沿著流動方向溫度逐漸降低，通過翅片和中間的隔板實現冷、熱流體間的流－固耦合傳熱，緊鄰翅片區(qū)域流體的溫度明顯低于其他區(qū)域，表明翅片的擾流作用和散熱效果非常明顯；冷卻液沿著流動方向溫度逐漸升高，但變化不明顯。鋸齒翅片單元出口溫度為78℃，溫度下降了27℃，滿足裝載機正常工作時液壓油的溫度要求。平直翅片單元出口液壓油溫度為90℃，只降低了15℃，不能滿足工作需要。仿真結果表明鋸齒翅片的換熱效率比平直翅片要高，為了保證液壓系統(tǒng)正常工作，故油道內部選擇鋸齒翅片。

圖6 溫度分布云圖Fig.6 Temperature contour

為了研究冷卻液的溫度對散熱效果的影響，分別對冷卻液溫度為50℃和60℃的兩種情況進行了仿真分析，冷卻液流度為0.8m／s，液壓油入口溫度為105 ℃，液壓油不同速度下的散熱效果如圖7所示。由圖7 可知：冷卻液溫度為50 ℃時，隨著液壓油流速的增加，沿程溫差逐漸減小，減小的速率逐漸變慢，為了保證散熱功率的要求，流速不要超過1 m／s；冷卻液溫度為60 ℃時，變化規(guī)律與50 ℃的一致，為了保證散熱功率的要求，流速不要超過0.75m／s；液壓油流速越高，冷卻液溫度對散熱效率的影響越小。

圖7 散熱特性曲線Fig.7 Heat dissipation characteristic curve

為了保證匹配的散熱器工作的可靠性，需要對其進行耐壓特性核算。由于平直翅片不能滿足散熱需求，故只對鋸齒翅片計算模型進行核算。同時，散熱器內部流量最大時內部壓強最高，故只對鏟土工況下液壓油流量最大時進行核算，入口溫度為105 ℃，仿真結果如圖8所示。由圖8可知：散熱器內部液壓油一側入口處壓強最高，為319kPa，由于鋸齒翅片的擾流作用使得壓強沿流動方向梯度變小，出口處由于連接液壓油油箱，所以壓強較低（約為127kPa），沿程壓降為192 kPa；冷卻液一側壓強較低，壓強變化較小。周期單元內部最大壓強小于《板翅式換熱器技術條件》中規(guī)定的液壓試驗值1.6 MPa，所以為裝載機液壓系統(tǒng)匹配的板翅式散熱器可靠性符合規(guī)定要求。

圖8 壓強分布云圖Fig.8 Pressure contour

2.4 流動均勻性分析

流體的不均勻流動會使換熱效率降低，流動阻力加大，因此流體的不均勻分配是個不容忽視的問題。流動的均勻性主要與入口的結構有關，合理的入口結構能夠使流量分配均勻，達到最佳散熱效果。許多學者已經對板翅式散熱器內部的流動均勻性和導流片的結構進行了試驗研究［8－9］，但對冷卻液的流動均勻性的研究較少，故本文對冷卻液的流動均勻性進行了仿真研究。散熱器的冷卻液采用定量泵驅動，固定流量約為4.2m3／h。為了評估流量分配的均勻程度，引入流量分配均勻性系數的表達式［9－11］：

式中：U 為均勻系數，其值越小，均勻性越好；n為通道數；qi為第i通道的質量流率；q為n 個通道的平均質量流率。

每兩層板翅之間的流動區(qū)域被導流片劃分成6個流動區(qū)間，導流片的角度對流量分配有著至關重要的影響，導流片的角度α 與均勻系數U 的關系曲線如圖9所示。從圖9可知：均勻系數隨著角度的增大先減小后增大，大致呈二次函數關系，當導流片的角度為45°時，均勻系數最小，此時各層之間冷卻液的流動均勻性最好，各層冷卻液流量差別最小，換熱效率最高。導流片角度為45°時的速度和壓強仿真結果如圖10所示。由圖10（a）可以看出：冷卻液流經導流片后，速度有所降低，不同流道內流動速度相同，速度矢量密度相同，表明各個流道流量分配均勻，導流片的分流效果較好。由圖10（b）可以看出：入口處各個流道內壓強變化較大，經過導流片后各個流道內壓強分布趨于相同，導流片的分流效果較好，使得各個流道內冷卻液流動均勻，達到最佳散熱效果。

圖9 不同角度下的均勻系數Fig.9 Uniformity coefficient of different angles

圖10 入口處仿真結果Fig.10 Simulation result at entrance

3 結 論

（1）通過對裝載機在鏟土工況下液壓系統(tǒng)的熱特性試驗，發(fā)現液壓系統(tǒng)油溫過高，為液壓系統(tǒng)匹配了一款散熱效率更高的液冷型板翅式散熱器。

（2）基于三維流場理論，采用數值模擬的方法對單元體內不同翅片的散熱效率進行了仿真，仿真結果表明：鋸齒翅片散熱效率更高，故為散熱器匹配鋸齒翅片。

（3）散熱器內部最大壓強為319kPa，滿足可靠性要求。導流片角度為45°時導流效果最佳，流動均勻性最好。仿真結果對裝載機散熱系統(tǒng)的設計和結構優(yōu)化具有指導意義。

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