某型號(hào)汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)熱特性分析

摘要：為解決某型號(hào)汽車起重機(jī)散熱效果差的問題，研究其液壓系統(tǒng)原理，根據(jù)主要元件的產(chǎn)熱與散熱特性，建立了液壓系統(tǒng)的熱平衡數(shù)學(xué)模型;基于AMESim軟件建立了汽車起重機(jī)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下的熱液壓系統(tǒng)仿真模型，并通過實(shí)驗(yàn)對(duì)比散熱器進(jìn)出口的溫度驗(yàn)證了仿真模型的準(zhǔn)確性;分析了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下4個(gè)泵的壓力損失特性.結(jié)果表明：2號(hào)泵能量損失最大，約38%，由多路閥和中心回轉(zhuǎn)體的能量損失而產(chǎn)生的熱量是液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱源;3號(hào)泵和4號(hào)泵的回油產(chǎn)熱也較大，且由于原始設(shè)計(jì)中回油沒有經(jīng)過冷卻處理，導(dǎo)致汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)整體的散熱效果較差，通過將回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的回油引入散熱器，改進(jìn)后的多路閥各口出口溫度降低，油箱的出口溫度也明顯降低，提高了液壓系統(tǒng)的散熱效果，改進(jìn)合理有效，為今后改進(jìn)汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的熱管理控制策略提供了指導(dǎo).

關(guān)鍵詞：汽車起重機(jī);發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載;熱平衡;AMESim;實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證;改進(jìn)

中圖分類號(hào)：TH243文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Thermal Characteristics Analysis of a Certain Type of Truck Crane Engine under Highspeed No-load Condition

CHEN Jinshi ZHANG Zhiwei LIU Guannan HE Chunhui YANG Shuwei WEI Xing3

（1. School of Mechanical and Aerospace Engineering，Jilin University，Changchun 130025，China;

2. CRRC Changchun Railway Vehicles Co.，Ltd.，Changchun 13006 China;

3. Vocational Foundation Department，Changchun Vocational Institute of Technology，Changchun 13003 China）

Abstract：In order to solve the problem of poor heat dissipation effect of a certain type of truck crane，the principle of its hydraulic system was studied. According to the heat generation and heat dissipation characteristics of the main components，the mathematical model of heat balance of the hydraulic system was established. Based on the software AMESim，a simulation model of the thermal hydraulic system of the truck crane in the no-load state of the engine was established，and the accuracy of the simulation model was verified by comparing the temperature of the radiator inlet and outlet. The pressure loss characteristics of four pumps under high speed no-load condition were analyzed. The results show that the energy loss of No. 2 pump is the largest，about 38%. The heat generated by the energy loss of the multi-way valve and the center rotating body is the main heat source of the hydraulic system. No. 3 pump and No. 4 pump return oil heat production are also large，but because the original design of the return oil is not cooled，resulting in a poor overall heat dissipation effect of the hydraulic system of the truck crane. By introducing the return oil of the rotary system and the control system into the radiator，the improved multi-way valve outlet temperature is reduced，and the outlet temperature of the oil tank is also significantly reduced，which improves the heat dissipation effect of the hydraulic system. The improvement is reasonable and effective，and provides guidance for improving the thermal management and control strategy of the hydraulic system of the truck crane in the future.

Key words：truck crane;no-load state of the engine;thermal equilibrium;AMESim;experiment verify;improvement

隨著我國經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，國家基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的規(guī)模越來越大，起重機(jī)行業(yè)發(fā)展迅速.汽車起重機(jī)憑借其行駛速度快、作業(yè)性能高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可在吊運(yùn)和轉(zhuǎn)運(yùn)間隨時(shí)變換及可接通用底盤以適應(yīng)不同的路況行駛條件等優(yōu)勢(shì)，受到人們?cè)絹碓蕉嗟年P(guān)注[1].目前，國內(nèi)的汽車起重機(jī)產(chǎn)業(yè)雖然取得了很大進(jìn)展，但在產(chǎn)品技術(shù)、性能和能量損失等方面的研究與國外相比仍有一定的差距，導(dǎo)致市場(chǎng)上國外機(jī)型仍占據(jù)重要地位[2].為了解決液壓系統(tǒng)熱損耗過多的問題，國內(nèi)研究大多考慮增大散熱面積、增大風(fēng)扇的轉(zhuǎn)速以及更換油箱和液壓油等方式，但忽略了熱量的源頭問題，且目前國內(nèi)針對(duì)汽車起重機(jī)熱損耗問題的研究較少.

現(xiàn)階段，國外針對(duì)汽車的散熱系統(tǒng)研究較多，工程機(jī)械方面的研究相對(duì)較少[3].Minav等人對(duì)驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)進(jìn)行了熱分析，并且在不同的環(huán)境溫度操作條件下，通過測(cè)量驗(yàn)證了與溫度有關(guān)的損耗[4];Kulkarni等人通過改變油箱的結(jié)構(gòu)和材料來降低不必要的熱損耗，對(duì)通過降低熱損耗來提高電源效率進(jìn)行了研究和分析[5];Jamroziak等人以內(nèi)燃機(jī)為例，對(duì)道路車輛動(dòng)力系統(tǒng)的熱交換進(jìn)行了理論分析，并使用Matlab-Simulink聯(lián)合仿真，驗(yàn)證了理論模型的準(zhǔn)確性[6];Konev等人通過對(duì)液壓制動(dòng)器熱制備方法和熱平衡計(jì)算方法的分析，提出并研究了液壓制動(dòng)器加熱系統(tǒng)，通過建立熱工過程的數(shù)學(xué)模型，確定了傳熱溫度和液壓缸溫度的實(shí)時(shí)變化[7].

在國內(nèi)，Guo等人建立了基于AFT算法的熱工水力分析方程，對(duì)散熱系統(tǒng)進(jìn)行了穩(wěn)態(tài)熱工水力分析，確定了壓力損失最大的路徑，并利用控制閥上的壓力損失來建立每個(gè)管道連接點(diǎn)所需的流量平衡[8];王振寶等人分析了裝載機(jī)液壓系統(tǒng)的加熱機(jī)理和傳熱過程，建立了液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的熱平衡模型和產(chǎn)熱優(yōu)化模型，并利用Matlab軟件對(duì)油溫進(jìn)行了精準(zhǔn)預(yù)測(cè)[9];吳相斌計(jì)算了鑿巖車液壓驅(qū)動(dòng)單元、油箱和冷卻系統(tǒng)的散熱功率，并針對(duì)散熱問題提出了解決方案[10];劉文平等人研究了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)主要工作參數(shù)對(duì)液壓油溫度的影響，構(gòu)建了熱平衡數(shù)學(xué)模型和數(shù)值模擬模型，確定了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)部油溫的預(yù)測(cè)方法，彌補(bǔ)了傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)算法能量損失計(jì)算不全的不足[11];牛宏杰等人分析了滑移裝載機(jī)的液壓系統(tǒng)熱平衡性能，分析了整機(jī)的散熱功率，并提出了優(yōu)化方案[12];韓孟虎等人分析了柱塞泵的傳熱機(jī)理，并利用AMESim軟件對(duì)柱塞泵進(jìn)行了溫度仿真計(jì)算[13];李世民等人通過分析特種車輛隨車起重機(jī)液壓系統(tǒng)在可靠性試驗(yàn)中的熱平衡，得到了系統(tǒng)到達(dá)熱平衡的熱量及時(shí)間變化規(guī)律[14];王劍鵬等人針對(duì)裝載機(jī)工作過程中的液壓系統(tǒng)過熱問題，確定了過熱原因是液壓油散熱器的布置不合理，并進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)[15].現(xiàn)階段的熱平衡研究大多數(shù)針對(duì)元件結(jié)構(gòu)及模型分析，對(duì)于汽車起重機(jī)的熱損耗源頭問題的研究相對(duì)較少，因此研究整機(jī)的產(chǎn)熱來源和熱功率特性并加以改進(jìn)具有重要意義.

基于以上研究，本文以某一型號(hào)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過熱平衡數(shù)學(xué)模型研究了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下整機(jī)的熱特性，建立了熱液壓系統(tǒng)仿真模型.采用理論分析、動(dòng)態(tài)仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方法，全面分析了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱來源，所提出的結(jié)構(gòu)改進(jìn)有效提高了散熱效果，為今后整機(jī)的散熱改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了參考.

1液壓系統(tǒng)原理

某型號(hào)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，是典型的定量泵負(fù)載敏感系統(tǒng)[16].

汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工作過程中，1號(hào)泵為卷揚(yáng)系統(tǒng)供油;2號(hào)泵在伸縮或者變幅動(dòng)作時(shí)為伸縮和變幅系統(tǒng)供油，當(dāng)起重機(jī)無伸縮和變幅動(dòng)作，且處于卷揚(yáng)狀態(tài)時(shí)，2號(hào)泵提供的壓力油通過合流閥與1號(hào)泵共同為卷揚(yáng)系統(tǒng)供油;3號(hào)泵和4號(hào)泵分別為回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和控制部分提供壓力油[16].在原始設(shè)計(jì)中，1號(hào)泵和2號(hào)泵的回油在合流后流入散熱器中，由于3號(hào)泵和4號(hào)泵使用時(shí)間較短且流量較小，因此回油不流經(jīng)散熱器.

從現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試反饋的數(shù)據(jù)可知，系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下產(chǎn)熱明顯：3號(hào)泵在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載時(shí)能量損失較多，且這部分能量全部轉(zhuǎn)換為熱量，從后文實(shí)驗(yàn)結(jié)果中可以看到3號(hào)泵回油溫度較高;4號(hào)泵的控制系統(tǒng)所需壓力為2 MPa，但從實(shí)際測(cè)試情況來看，在泵高速情況下，控制閥P 口壓力可達(dá)6 MPa，泵口壓力達(dá)到9 MPa，壓力損失太大.而在中、低轉(zhuǎn)速狀態(tài)下，系統(tǒng)產(chǎn)熱并不明顯，所以本文將研究發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的熱能耗特性.

2液壓系統(tǒng)熱平衡分析

為建立整車的液壓系統(tǒng)熱平衡分析數(shù)學(xué)模型，假設(shè)在整個(gè)循環(huán)工況下液壓油的自身屬性保持不變.

2.1循環(huán)工況產(chǎn)熱分析

汽車起重機(jī)在長時(shí)間的循環(huán)工況下，泵和馬達(dá)的機(jī)械損失及容積損失是熱量的重要來源.液壓元器件如中心回轉(zhuǎn)體、回程管路和各類閥的阻性損失，系統(tǒng)摩擦產(chǎn)生的熱量也是系統(tǒng)能量的主要損失.計(jì)算液壓系統(tǒng)內(nèi)流體元件的溫度變化，主要是根據(jù)各個(gè)元件的產(chǎn)熱特征，依據(jù)能量守恒定律，推導(dǎo)它們的產(chǎn)熱量.

2.1.1液壓泵、馬達(dá)的產(chǎn)熱功率

對(duì)于泵和馬達(dá)這樣的容性元件，根據(jù)流體焓的計(jì)算公式和能量守恒定律，得到溫度和壓力的轉(zhuǎn)換公式為[17]：

忽略少部分進(jìn)入泵體的能量，則泵的產(chǎn)熱來源于機(jī)械損失，即為了抵消傳動(dòng)軸上產(chǎn)生的阻力矩而消耗的一些輸入功率，故泵的產(chǎn)熱功率為：

2.1.2液壓閥的產(chǎn)熱功率

通過閥口過流面積的改變，達(dá)到液壓閥對(duì)液壓油壓力、方向和流量的控制.根據(jù)能量守恒定律，產(chǎn)生的液壓閥前后壓降將轉(zhuǎn)化為熱能儲(chǔ)存在油液中，導(dǎo)致油液升溫.故液壓閥的產(chǎn)熱功率公式為[18-18]：

式中：P_fq、P_fh分別為液壓閥阻尼孔前后的壓力，Q_F為通過液壓閥的液壓流量.

2.1.3阻性元件的產(chǎn)熱功率

液壓流體在橫截面不變的管路等阻性元件中流過一定長度時(shí)，會(huì)因附著力而產(chǎn)生壓力損失，且全部轉(zhuǎn)化為熱量，產(chǎn)熱功率為[20]：

式中：L為管路的沿程長度;D為管路直徑.

2.2循環(huán)工況散熱分析

液壓系統(tǒng)的散熱主要是指液壓系統(tǒng)向外部環(huán)境傳遞的熱量.在熱量的傳遞過程中，主要散熱形式包括散熱器、液壓油箱的熱對(duì)流以及管路和閥體等阻性元件的熱輻射三種[20].

2.2.1散熱器

液壓系統(tǒng)主要采用風(fēng)冷式散熱器，散熱器的散熱量為[20]：

式中：T_SO、T_Sl分別為散熱器出口處和入口處溫度.

2.2.2液壓油箱的熱對(duì)流

油箱散熱量的計(jì)算公式如下[20]：

式中：f為液壓油的導(dǎo)熱系數(shù);Nu為努塞爾數(shù)，一般為固定值;A_D為熱傳導(dǎo)換熱面積;d為特征長度;T_Yl、T_YO分別為油箱出口處和入口處溫度.

2.2.3阻性元件的熱輻射

管路等阻性元件的輻射散熱量計(jì)算采用較簡(jiǎn)單的模型，輻射散熱量為[20]：

式中：A_F為輻射換熱面積;ε為管路材料黑度;σ為斯忒芬-波爾斯曼常數(shù);T_K、T_H分別為殼體表面溫度和環(huán)境溫度.

對(duì)于起重機(jī)來說，由于其內(nèi)部空間的局限性，管路等阻性元件基本是處于較為封閉的狀態(tài)，并且油箱內(nèi)側(cè)緊挨著發(fā)動(dòng)機(jī)部件，導(dǎo)致油箱的散熱只能靠外側(cè)進(jìn)行，所以起重機(jī)液壓系統(tǒng)主要通過散熱器散熱.

因此，為確定汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱源，需要根據(jù)熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)元件主要參數(shù)及實(shí)際工況等搭建相應(yīng)的AMESim模型.

3AMESim模型搭建

根據(jù)上文的分析可得，汽車起重機(jī)主要的產(chǎn)熱元件有液壓泵、馬達(dá)、多路閥、平衡閥、中心回轉(zhuǎn)體和沿程管路等.多路閥、平衡閥和中心回轉(zhuǎn)體可直接使用熱液壓標(biāo)準(zhǔn)庫中現(xiàn)有的元件;泵、馬達(dá)等部件，機(jī)械標(biāo)準(zhǔn)庫中有對(duì)應(yīng)的元件，故無須搭建模型，直接調(diào)用即可;對(duì)于散熱器和油箱，由于要考慮散熱面積、散熱系數(shù)、液面高度和散熱方式，故采用熱液壓庫和熱庫中的元件建立仿真機(jī)構(gòu).結(jié)合信號(hào)控制庫，整機(jī)系統(tǒng)液壓熱仿真模型如圖2所示.

AMESim液壓熱仿真模型中各個(gè)元件的參數(shù)主要根據(jù)汽車起重機(jī)熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)實(shí)際測(cè)繪及實(shí)際工況來設(shè)定，充分保證模型的準(zhǔn)確性，其中部分關(guān)鍵參數(shù)如表1所示.

其中1號(hào)泵和2號(hào)泵是為系統(tǒng)卷揚(yáng)提供流量的，3號(hào)泵和4號(hào)泵分別為回轉(zhuǎn)和控制油路提供壓力油，散熱器容量足以滿足所有回油流量的需要.

4仿真研究與實(shí)驗(yàn)分析

通過北京波普的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)將布置在液壓系統(tǒng)管路上及重點(diǎn)部位的溫度傳感器和壓力傳感器的模擬信號(hào)轉(zhuǎn)換為數(shù)字信號(hào)送入計(jì)算機(jī)，利用計(jì)算機(jī)軟件對(duì)整個(gè)測(cè)試過程的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行實(shí)時(shí)采集、存儲(chǔ)，然后對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理和分析.根據(jù)汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的實(shí)際情況和分析所需，安裝壓力傳感器和溫度傳感器，以測(cè)試3個(gè)泵負(fù)載反饋進(jìn)出口、平衡閥與主卷馬達(dá)之間以及多路閥的進(jìn)出口壓力及轉(zhuǎn)速信號(hào)和油箱進(jìn)出油口、3個(gè)泵進(jìn)出口以及散熱器的進(jìn)出口溫度信號(hào).結(jié)合整車結(jié)構(gòu)，實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示.

測(cè)點(diǎn)包括：2號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A1和負(fù)載反饋測(cè)點(diǎn)A 3號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A3和負(fù)載反饋測(cè)點(diǎn)A 4號(hào)泵進(jìn)油壓力測(cè)點(diǎn)A5，主卷平衡閥C3測(cè)點(diǎn)A6，平衡閥與馬達(dá)之間測(cè)點(diǎn)A7，主卷馬達(dá)轉(zhuǎn)速傳感器測(cè)點(diǎn)A8;油管回油口溫度測(cè)點(diǎn)B 油箱吸油口溫度測(cè)點(diǎn)B 油箱外側(cè)溫度測(cè)點(diǎn)B 油箱底側(cè)溫度測(cè)點(diǎn)B 散熱器入口溫度測(cè)點(diǎn)B5和出口溫度測(cè)點(diǎn)B6，多路閥B 口溫度測(cè)點(diǎn)B7，A 口溫度測(cè)點(diǎn)B8，P 口溫度測(cè)點(diǎn)B9.溫度傳感器貼在被測(cè)試部分表面，為了保證其溫度不受外界環(huán)境的影響，在每個(gè)溫度傳感器外面加上隔熱材料以消除外界環(huán)境的影響.其中壓力傳感器量程為0～30 MPa，溫度傳感為-20 ℃～100 ℃，各傳感器輸出1～5 V電壓信號(hào)，經(jīng)轉(zhuǎn)換后輸出對(duì)應(yīng)實(shí)驗(yàn)值.

4.1仿真模型驗(yàn)證

圖4為一個(gè)工作周期內(nèi)液壓泵的轉(zhuǎn)速變化情況.由圖可以看出：汽車起重機(jī)在空載的0～50 s內(nèi)，液壓泵開始供油，流量流經(jīng)多路閥后進(jìn)入系統(tǒng)，一直持續(xù)供油直到液壓泵轉(zhuǎn)速達(dá)到最大;高速持續(xù)了1 000 s 后，液壓泵轉(zhuǎn)速開始逐漸下降.在每個(gè)轉(zhuǎn)速狀態(tài)下維持6 min左右，一直到怠速，整個(gè)過程中采集液壓系統(tǒng)各點(diǎn)的壓力和溫度參數(shù).

液壓系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載情況下四個(gè)泵的能量損失情況如圖5所示.其中2號(hào)泵能量損失最大，約為38%.圖6為發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下2號(hào)泵各部分能量損失情況.由圖可以看出，在上車多路閥上損失的功率最大，占32%，這部分能量損失主要是由分流閥引起的.主要原因是液壓系統(tǒng)工作時(shí)要合理分配流量，流量頻繁通過分流閥導(dǎo)致能量損失較大.2號(hào)泵出口至上車多路閥入口能量損失次之，占30%，這部分能量損失主要是由中心回轉(zhuǎn)體及管路引起的，它們的沿程損失也較大，損失全部轉(zhuǎn)換為熱量，導(dǎo)致系統(tǒng)產(chǎn)熱增多.

同時(shí)，在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，實(shí)驗(yàn)樣機(jī)液壓系統(tǒng)一個(gè)周期內(nèi)散熱器進(jìn)、出口溫度特性曲線如圖7 所示.

從圖7曲線中可以看出：散熱器進(jìn)出口溫度在前1 250 s逐漸上升，以后溫度逐漸下降，主要是因?yàn)橐簤罕棉D(zhuǎn)速降低后產(chǎn)熱減少.在前1 250 s散熱器進(jìn)出口溫度差呈逐漸上升趨勢(shì)，最大溫差幅度約為7℃，此后溫差幅度逐漸減小.2 400 s之后，散熱器進(jìn)出口溫度基本相同，原因主要是轉(zhuǎn)速降低后，3號(hào)泵和4號(hào)泵的回油產(chǎn)熱量占大部分，但是回油并沒有進(jìn)行冷卻處理，導(dǎo)致散熱器散熱效果變差，在后文的實(shí)驗(yàn)分析中有詳細(xì)介紹.

對(duì)比圖8的運(yùn)用AMESim軟件對(duì)散熱器進(jìn)出口溫度所做的仿真曲線，可得散熱器進(jìn)出口溫度特性與實(shí)際溫度特性形狀相似、趨勢(shì)相近，具有高度一致性，結(jié)合圖15和圖16的對(duì)比分析，可得仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本相符，即仿真模型準(zhǔn)確可靠.但在對(duì)應(yīng)的具體數(shù)值上仍有不同：實(shí)驗(yàn)過程中散熱器的進(jìn)出口溫度波動(dòng)較大，入口處溫度值略大于仿真結(jié)果.主要原因是仿真模型中對(duì)管路等元件的屬性設(shè)置比較固定，而且無法將變化的環(huán)境溫度和管路沿程損失準(zhǔn)確地包含在內(nèi)，與實(shí)際情況存在差異.

總體來說，仿真模型能夠較好地體現(xiàn)液壓系統(tǒng)的熱特性，仿真過程完整復(fù)現(xiàn)了實(shí)驗(yàn)的發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況，仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果具有高度一致性，可以用來對(duì)汽車起重機(jī)的液壓系統(tǒng)熱特性進(jìn)行研究與改進(jìn).

接下來研究3號(hào)泵和4號(hào)泵的壓力損失情況.

4.2壓力特性實(shí)驗(yàn)分析

圖9及圖10分別為3號(hào)泵和4號(hào)泵的壓力-時(shí)間特性曲線.從圖9可以看出：3號(hào)泵出口壓力最高達(dá)5.8 MPa，3號(hào)泵至下車多路閥出口之間壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.2 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)壓力損失為0.76 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時(shí)壓力損失為1.1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.7 MPa，這個(gè)壓力損失太大，這部分損失主要是由下車多路閥引起的.下車多路閥出口至回轉(zhuǎn)閥入口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.1 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)壓力損失為0.5 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)壓力損失為0.8 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.2 MPa.回轉(zhuǎn)閥人口與出口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.48 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)壓力損失為0.8 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時(shí)壓力損失為1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.4 MPa，這個(gè)壓力損失也太大.從圖10可以看出：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速大約為1 800 r/min時(shí)測(cè)試4號(hào)泵的壓力損失情況，出口的壓力也基本穩(wěn)定在6.3 MPa左右，前后壓力損失太大.

5熱特性問題改進(jìn)

根據(jù)上文分析可得：汽車起重機(jī)在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，3號(hào)泵前后壓力損失較大，且回油溫度較高，但目前的系統(tǒng)中并沒有對(duì)回轉(zhuǎn)閥的回油進(jìn)行冷卻.雖然4號(hào)泵流量不大，但由于管路很長，造成回油壓力損失過大.因此建議將3號(hào)泵所供能的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和4號(hào)泵供能的控制系統(tǒng)回油引入散熱器，提高液壓系統(tǒng)的散熱效果.改進(jìn)后的AMESim仿真模型如圖11所示.

5.1多路閥的溫度仿真分析

仿真模擬汽車起重機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載時(shí)多路閥各口的溫度變化特性，仿真條件同上，對(duì)比改進(jìn)前后多路閥各口的溫度狀況，仿真曲線如圖12～圖14所示.

由圖12～圖14可以看出，汽車起重機(jī)在仿真運(yùn)行過程中，改進(jìn)后的多路閥B口最高溫度由65 ℃降為58 ℃，P 口最高溫度由66 ℃降為58 ℃，A 口最高溫度由68 ℃降為62 ℃，散熱效果明顯提高.

5.2油箱進(jìn)出口溫度實(shí)驗(yàn)分析

為了使結(jié)果更具有可靠性，在實(shí)驗(yàn)樣機(jī)中將3 號(hào)泵與4號(hào)泵的回油管合流接入散熱器中，利用溫度傳感器采集到的油箱出口改進(jìn)前后的溫度數(shù)據(jù)曲線，如圖15所示.與圖16油箱溫度仿真曲線進(jìn)行比較，分析結(jié)構(gòu)改進(jìn)是否合理有效.

通過對(duì)比圖15和圖16發(fā)現(xiàn)，油箱的仿真溫度特性與實(shí)際溫度值具有高度一致性，誤差很小.油箱的出口溫度明顯降低，即將3號(hào)泵與4號(hào)泵的回油管合流接入散熱器中的改進(jìn)是合理有效的.

綜合以上分析可以看出，在發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載工況下，2號(hào)泵的能量損失最大，3號(hào)泵多路閥的壓力損失和4號(hào)泵回油長管路的沿程損失是造成后期散熱器散熱效果降低的主要原因.考慮整車結(jié)構(gòu)與布置的影響，將3號(hào)泵與4號(hào)泵的回油管路合流接入散熱器中，提高散熱效果.結(jié)合實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，改進(jìn)后的散熱效果明顯提高，與仿真分析結(jié)果一致.

6結(jié)論

本文依據(jù)理論、實(shí)驗(yàn)、仿真三者結(jié)合的研究方法，分析了發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載下汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的熱功率特性，并提出了改進(jìn)方案，得到以下結(jié)論：

1）建立了汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)熱平衡數(shù)學(xué)模型.運(yùn)用AMESim軟件建立了汽車起重機(jī)熱特性仿真模型，仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的高度一致性驗(yàn)證了模型的正確性.

2）實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析結(jié)果表明：發(fā)動(dòng)機(jī)高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)2號(hào)泵能量損失最大;3號(hào)泵和4號(hào)泵的回油沒有冷卻過程，導(dǎo)致散熱器散熱效果降低.

3）本文提出了將3號(hào)泵和4號(hào)泵的回油合流接入散熱器的改進(jìn)方式.改進(jìn)前后的液壓元件熱特性仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)比表明：該改進(jìn)方式提高了散熱效果.這為今后汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)或其他工程機(jī)械的熱特性改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了參考和指導(dǎo).

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