小型液壓挖掘機熱平衡試驗技術研究

劉興鑫，張少波，韋俊茂

（廣西柳工機械股份有限公司，廣西 柳州 545007）

隨著國內經濟的發展，小型建設項目的增加，小型液壓挖掘機的數量也在逐年的增加。而挖掘機使用工況比較惡劣，由于作業環境差、粉塵大，設計結構上散熱器組尺寸受限等原因，致使挖掘機用柴油機的散熱系統的要求越來越高[1]。一般，散熱系統是按照挖掘機產品的最高允許使用環境溫度進行設計的，在做熱平衡試驗時，往往通過熱平衡折算方法，對挖掘機在最高允許使用環境溫度下的散熱能力進行預估[2]。

本文針對某小型液壓挖掘機在環境溫度較高時，偶爾出現冷卻液溫度過高報警問題，通過對熱平衡試驗數據進行差異分析，分析出原折算方法折算結果偏差大，為從根本上解決高溫問題需對折算方法研究。運用熱交換原理，分析得出環境溫度是影響熱平衡結果的關鍵因子[3]，通過對某小型挖掘機在不同環境溫度下進行熱平衡試驗，得到了熱平衡溫度補償模型，并在另一臺小型挖掘機上驗證該溫度補償模型的正確性。該溫度補償模型的建立提升了熱平衡試驗的一致性，根據溫度補償模型對發動機風扇進行調整，從根本上解決了水溫過高問題。

1 問題的提出

某國產6 t 小型液壓挖掘機在環境溫度較高情況下使用時，偶爾出現冷卻液溫度過高的報警（水溫設計報警溫度為100 ℃），針對該問題，對某6 t 小型挖掘機進行了熱平衡試驗，熱平衡試驗數據如表1。

表1 某小型挖掘機熱平衡數據

參照SAEJ819 標準[4]，熱平衡試驗應在24 ℃環境溫度及以上進行，參照發動機廠商提供的評價指標Te（最高許用溫度）作為衡量標準，以評估散熱器的性能是否滿足要求，判斷標準為Tw≤100 ℃，而產品設計定義該小型挖掘的最高許用環境溫度TNmax為45 ℃，其折算方法為：

式中：Tw為折算最高許用環境溫度下，熱平衡時熱介質入口溫度；Te為當前環境溫度下，熱平衡時實測得的熱介質溫度；TNmax為產品最高許用環境溫度；Tn為環境溫度；

由式（1）可知，采用傳統折算方法時，環境溫度Tn與Te為1∶1 的線性關系，未作額外溫度補償。按發動機制造廠商要求，對于水散進口溫度一般Te≤100 ℃；而液壓油溫按設計值取Te≤85 ℃。

熱平衡試驗條件及折算方法均參照SAE 標準執行。如表1 所示，第一、二組熱平衡數據折算結果滿足設計要求，而第三組試驗數據水溫折算后數據已經不滿足設計要求，且第一組與第三組相差4.1 ℃。隨著環境溫度的升高，水溫折算結果從97.1 ℃提升至100.3 ℃，水溫有跟隨環境溫度升高的趨勢。按該趨勢，隨著環境溫度進一步的提升，按該折算方法折算的水溫應持續提升。熱平衡折算方法應能對散熱能力進行準確的預估，顯然原折算方法不能有效的對熱平衡結果進行預估。在此情況下，如果直接對該小型挖掘機散熱系統進行改善，使水溫在按原折算方法進行折算下滿足設計要求，不能從根本上解決水溫過高的問題。因此，有必要先對熱平衡補償方法進行試驗研究，在建立準確的熱平衡溫度補償模型后，依據該溫度補償模型對小型挖掘機的散熱能力進行預估，再根據最終預估結果對散熱系統進行改善，才能從根本上解決水溫高的問題。

2 熱交換理論

小型液壓挖掘機的散熱系統一般由冷卻液散熱器、液壓油散熱器、冷卻風扇、導風罩、空調散熱器組成，冷卻液及液壓油散熱器安裝形式為并聯安裝，空調散熱器安裝在冷卻液及液壓油散熱器外側，其中冷卻液、液壓油散熱器為板翅式散熱器，如圖1 所示。

圖1 散熱系統的結構

一般將動力系統產生的熱量分為5 個部分，即轉化為有效工的熱量、冷卻水帶走的熱量、排氣帶走的熱量、潤滑油帶走的熱量及其余的損失熱量，其數學表達式：

式中：Qf為燃料燃燒釋放的總熱量；Qe為轉化為有效功的總熱量；Qw為冷卻流體帶走的熱量；Qp為排氣帶走的熱量；Qoil為機油帶走的熱量；Qet為其余熱量損失。

如果以部分帶走的熱量百分比來表示熱平衡的方程式，則式（2）可轉化為[5]：

在小型挖掘機動力系統產生的熱量中，主要依靠Qw對散熱系統進行降溫。根據能量守恒定律，在同一熱負荷情況下，冷卻流體所吸收的熱量Qw等于熱流體所釋放的熱量，當動力系統產生的熱量與散熱系統釋放的熱量維持一定的關系不變時，即達到熱平衡狀態。

根據熱平衡方程式：

式中：Φ為總散熱量；k為散熱器的傳熱系數，W/（m2.℃）；A為 散熱器有效傳熱面積，m2；△T為平均溫差，℃；M1為熱介質的質量流量，：kg/s；M2為冷介質的質量流量，kg/s；Tot1為熱介質出口溫度；Ti1為熱介質入口溫度；Tot2為冷介質出口溫度；Ti2為冷介質入口溫度；η1為熱介質比熱容，kJ/（kg·℃）；η2為冷介質比熱容，kJ/（kg·℃）；ρ1為熱介質密度，q1為熱介質質量流量，L/min；ρ2為冷介質密度，q2為冷介質質量流量，L/min。

由式（4）中可知，由于傳熱面積A 由散熱器迎風截面積及二次換熱面積決定，而傳熱系數U 由冷、熱介質熱導率由散熱器材料性質決定，傳熱面積與傳熱系數在散熱器組結構尺寸參數及散熱器材質選定后基本為定值。因此，影響散熱系統熱平衡的關鍵參數為平均溫差△T，該散熱系統為錯流式換熱，可采用對數平均溫差[6-7]表示：

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

在小型挖掘機散熱系統中，發動機冷卻液和液壓油是熱介質，空氣是冷介質。由式（4）可知，在同一熱負荷的情況下，冷介質空氣的密度、比熱容等物理特性直接影響其溫升特性，從而影響散熱系統的對數平均溫差，最終影總散熱量Φ，在圖2 為空氣密度、比熱容隨環境溫度的變化。

由圖2 可知，空氣的比熱容在熱平衡試驗環境溫度范圍內基本為定值，而空氣密度則隨環境溫度的升高變小，所以在單位時間內通過散熱器迎風面空氣流量M2將減??；而空氣比熱容在環境溫度小于TNmax時，基本為定值，當熱負荷Φ保持不變時，空氣的溫升會升高。由式（6）可知，當散熱系統達到熱平衡狀態后，應達到對數平均溫差△T，所以空氣溫升的變化將進一步影響熱介質入口溫度Ti1，即導致熱平衡時水溫的升高。

圖2 空氣的物理特性[7]

3 熱平衡試驗

從上述熱交換理論分析得知，對于固定的散熱系統及熱負荷，環境溫度變化會導致Ti1變化，進而引起熱平衡結果變化，因此，環境溫度是影響熱平衡結果的關鍵因子。為找到熱平衡與環境溫度的關系，從而修正熱平衡折算方法，在不同環境溫度下對某6 t 小型液壓挖掘機進行熱平衡試驗。按測試標準，在環境溫度大于24 ℃情況下，挖掘機在無霧、無雨、且環境風速小于6 m·s-1的天氣情況下進行熱平衡試驗，連續采集各測點溫度的時域信號，各測點連續20 min 內溫升均不超過0.5 ℃，視為達到熱平衡狀態，并取達到熱平衡狀態時各溫度測點的最大值作為熱平衡數據。在表2 為各溫度傳感器的布置，各溫度的熱平衡實測過程見圖3。

表2 溫度傳感器測點

圖3 各溫度的熱平衡過程曲線

如圖4 所示，在環境溫度為24.5 ℃～35.1 ℃時，對某6 t 小型挖掘機進行熱平衡試驗，通過數據（共11 組）分析可知整機達到熱平衡狀態后，水散入口溫度、液壓油箱底部油溫隨環境溫度的升高而呈線性的升高，驗證了對于固定的散熱系統及熱負荷，環境溫度是影響熱平衡結果的關鍵因子。

圖4 各溫度隨環境溫度Tn 變化

4 補償模型

由圖4 可知，在24.5 ℃～35.1 ℃環境溫度范圍內，水散入口溫度、液壓油箱底部油溫均隨環境溫度的升高而升高，變化趨勢一致，且與環境溫度呈線性變化關系。因此，可得到Tw與Tn關系，即熱平衡溫度補償模型，如表3 所示：

表3 Tn≥24 ℃時，Tw 與Tn 關系

圖5 為分別采用原折算方法與溫度補償模型對水散入口溫度的熱平衡結果對比，可知溫度補償折算方法在24.5℃～35.1℃環境溫度范圍內，具有較好的一致性，水散入口溫度，最大值為105.4 ℃，最小值為104.7 ℃，偏差為0.7 ℃；而原折算方法，偏差為4.5 ℃，表明使用溫度補償折算模型進行折算的熱平衡結果一致性得到明顯提高；同時從折算結果得知，原散熱系統不滿足散熱需求。

圖5 某小型挖掘機不同折算方法的水散入口溫度Tw 對比

為了驗證溫度補償模型的正確性、通用性，以相同的試驗方法，當環境溫度為24.3 ℃～33.9 ℃時，在某8 t 小型挖掘機上進行了8 次熱平衡試驗，結果如圖6 所示，水散進口溫度、液壓油箱底部油溫與環境溫度的關系與某6 t 挖掘機結果一致，驗證了溫度補償模型的一致性。圖7 為分別采用原折算方法與溫度補償方法水散入口溫度、液壓油箱底部油溫的熱平衡結果對比，如水散入口溫度經過溫度補償模型折算后，偏差由4.5 ℃降低為0.9 ℃，與某6 t 小型挖掘機測試結果相互驗證，進一步說明了溫度補償模型的正確性。

圖6 各溫度隨環境溫度Tn 變化

圖7 某小型挖掘機不同折算方法的水散入口溫度Te 對比

從上述分析可知，原熱平衡折算方法不能對小型挖掘機熱平衡結果進行準確的預估；而溫度補償模型在提升熱平衡折算結果一致性的同時，對熱平衡試驗進行準確預估。后續通過調整風扇轉速，提升進風量等方法使該小型挖掘機熱平衡試驗結果滿足設計要求，后續未出現過水溫告警問題。

5 結論

運用熱交換原理，識別出環境溫度是影響熱平衡試驗結果的關鍵因子。

通過熱平衡試驗，得到小型挖掘機熱平衡溫度補償模型，同時驗證該補償方法的一致性、正確性。

通過建立溫度補償模型，不同環境溫度下的水溫熱平衡結果偏差由4.5 ℃降低為0.7 ℃，提高了熱平衡試驗結果的一致性，為工程應用提供試驗依據。