礦用車輛抬高箱熱平衡分析

徐 犇，鄭 勇，孫進偉

(1.遼寧能源煤電產業股份有限公司，遼寧 沈陽 110122；2.遼寧煤機裝備制造(集團)有限責任公司，遼寧 沈陽 110122)

0 引言

礦用車輛工作環境惡劣且長時間處于高負載工況，研究人員進行傳動系統匹配工作時，容易忽略與元部件的可靠性。抬高箱的承載能力受機械強度和熱平衡許用功率兩方面的限制，選用抬高箱時必須通過這兩項功率的核算。由于煤礦井下巷道空間有限，使得礦用車輛在設計上對外形尺寸要求非常嚴格，因此減速器大都不配備輔助冷卻裝置，通常礦用車輛的抬高箱采用立式安裝，浸油潤滑的方式，為保證車輛在井下惡劣的環境中不受熱損傷，而且可以長時間連續正常工作，對其進行熱平衡分析研究具有非常意義[1-2]。

1 抬高箱熱功率評估理論

1.1 熱平衡計算

在閉式傳動中，如果產生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使潤滑油稀釋，從而增大摩擦損失，甚至發生膠合。所以必須根據單位時間內的發熱量Ps等于同時間內的散熱量Pe的條件進行熱平衡計算，以保證油溫穩定地處于規定的范圍內[3-5]。

傳動工作中摩擦損耗的功率

Ps=P1(1-η)

(1)

此損耗功率變為熱量后，使傳動裝置溫度升高；傳動因溫差而需要散熱。

式中，P1為抬高箱需要輸入功率，kW；η為抬高箱傳動效率，η=0.978[2]。

產生的熱流量Ps=P1(1-η)。

自然冷卻時，箱體外壁散發到周圍空氣中的熱流量

Pe=kA(t1-t2)

(2)

式中：k為箱體的表面傳熱系數，k=8.15～17.45,W/(m2·℃)；A為傳動裝置散熱面積A=A1+0.5A2；A1為內表面能被潤滑油所飛濺到的面積，而為表面時又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積,m2；A2為表面的補強肋和凸座的表面以及裝在金屬底座或機械框架上的箱殼底面積,m2；t1為油的工作溫度，℃；t2為周圍空氣溫度，20 ℃。

熱平衡條件Pe=Ps

求得既定工作條件下的油溫

(3)

既定條件下，保持正常工作溫度所需要的散熱面積

(4)

1.2 熱功率計算

抬高箱的熱功率大小，實際上是根據熱平衡溫升試驗和效率試驗的數據計算得來。

抬高箱的散熱系數

抬高箱的熱功率

(5)

2 抬高箱熱平衡數值模擬

對抬高箱進行幾何建模，主要分為幾部分，其中抬高箱箱體是靜止的，軸承和箱體相對旋轉有發熱，齒輪對為運動部分，齒輪嚙合產生主要熱量，忽略密封件、軸承等發熱。

圖1 抬高箱平面Fig.1 Plane graph of heightening gearbox

由于該抬高箱結構相對規則，可進行簡化處理，忽略緊固件、油孔、油道等結構，不考慮齒輪嚙合，將模型分為箱體、齒輪油、齒輪對3大部分，簡化為面單元，采用Plate 55單元劃分網格，然后定義材料屬性及邊界條件，具體數值見表1。

表1 抬高箱材料屬性Table 1 Material properties of heightening gearbox

圖2 抬高箱簡化模擬Fig.2 Simplified model of heightening gearbox

齒輪對嚙合使得油池內潤滑油發生粘性剪切，從而摩擦發熱，通過研究該箱的生熱機理，采用CFD數值模擬，同時該抬高箱完全封閉，不存在流量泄漏，大大降低了分析難度。如果系統的凈熱流率為0，即流入系統的熱量加上系統自身產生的熱量等于流出系統的熱量：q流入+q生成-q流出=0，則系統處于熱穩態。在穩態熱分析中任一節點的溫度不隨時間變化。穩態熱平衡方程為(以矩陣形式表示)

[K]{T}={Q}

(6)

式中，[K]為傳導矩陣，包含導熱系數、對流系數及輻射率和形狀系數；{T}為節點溫度向量；{Q}為節點熱流率向量，包含熱生成。

圖3為抬高箱數值模擬溫度分布，箱體外壁最高溫度為79 ℃，潤滑油最高溫度為101 ℃，附著在齒輪對上，可以看出主要發熱源是齒輪對嚙合。

圖3 抬高箱數值模擬溫度分布Fig.3 Temperature distribution of heightening gearbox based on numerical simulation

3 抬高箱熱平衡試驗

抬高箱熱平衡試驗方案如圖4所示，主要由驅動單元、加載單元、控制單元、齒輪傳動安裝/固定工裝以及輔助部分組成。該方案采取“背對背”布置形式，同時選用了電能回饋節能技術，即動力和負載均采用電機，能量在直流母線之間循環，負載電機產生的電能通過變頻器直接反饋到驅動電機。具有環保、節能等優點。

圖4 試驗方案及測點布置Fig.4 Test scheme and measuring point layout

試驗系統數據由轉速轉矩傳感器、溫度傳感器、噪聲傳感器等多種傳感器采集。測功機通過轉速轉矩傳感器采集陪試抬高箱與被試抬高箱輸入和輸出軸的轉速轉矩，得到抬高箱的傳動效率，從而驗證抬高箱的熱功率損失。溫度傳感器安裝位置分別在陪試抬高箱與被試抬高箱輸入軸和輸出軸軸承處，以及連接盤及電機法蘭連接處。在抬高箱運行過程中，通過MDR測試儀對各測點溫度數據進行采集。試驗系統電機輸入參數設置見表2。

表2 試驗參數設置Table 2 Test parameter setting

通過溫度傳感器連續采集各個被測點的溫度數據，繪制溫度隨時間變化的關系曲線，得出試驗系統各測試點的溫升變化。被試箱與陪試箱在最大扭矩條件下溫升變化曲線如圖5所示，二者的溫度增長趨勢基本吻合，且相差不大。試驗系統中被試箱與陪試箱的溫度值隨著時間的增長，快速上升到一定溫度后，隨著時間變化緩慢增長，溫升曲線沒有劇烈突變，抬高箱油升變化較為合理。

圖5 最大扭矩條件下試驗溫度變化Fig.5 Test temperature change under maximum torque condition

如圖5所示，主試機與陪試機在不同工況下的溫升變化，穩定溫度相差不大，增長趨勢大致相同。不同工況下，抬高箱的穩定溫度不同。如圖6所示，空載下測試點的穩定溫度最小為76 ℃，加載到100%時測試點的穩定溫度最大為120 ℃。這是因為加載到100%時，輸入軸轉速高，在潤滑油粘度和高轉速的共同作用下，通過飛濺的損失大，生成的熱量增大，溫升比較快，穩定溫度高，與理論分析一致。

圖6 不同工況下抬高箱外壁溫度Fig.6 Temperature of outer wall of heightening gearbox under different working conditions

通過數值模擬理論結果和試驗結果的對比，穩定溫度基本相同，且增長趨勢趨于一致，說明該數值方法可以合理反映抬高箱的溫升過程。

4 結論

(1)通過熱平衡計算得出抬高箱所需散熱面積，對其模型簡化后，采用數值方法對其溫度分布進行分析，揭示了抬高箱熱生成和熱平衡規律。

(2)設計合理的熱平衡試驗方案，通過對抬高箱箱體布置溫度傳感器，得出其真實溫度分布，試驗和仿真結果對比分析表明，該車輛的熱平衡數值模擬方法可近似合理地反映抬高箱實際熱平衡狀態。

(3)建立的數值模擬模型采用了簡化結構，計算結果與實際產生一定的偏差，在進一步研究中需要將模型細化，提高模擬計算精度；在熱平衡計算中采用經驗公式，沒有考慮到復雜工況以及不同負載情況下的熱平衡問題，需進一步深入研究。