大坡度支架搬運車液壓系統散熱 分析及改進設計

何景強

(中國煤炭科工集團太原研究院有限公司，山西 太原 030006)

支架搬運車是煤礦井下搬運液壓支架的專用車輛，可以實現液壓支架整體不轉載高效運輸，是目前綜采工作面搬家倒面的主要設備之一。隨著大采高工作面的發展和普及，大坡度巷道越來越多，目前國內的陜西、山西、內蒙、寧夏、山東等部分礦區平均坡度可達8°以上，局部甚至出現最大16°坡的長距離、大坡度巷道條件。由于支架搬運車行走系統、工作系統、轉向系統均采用液壓驅動，當支架搬運車長時間處于爬坡工況時，液壓系統長期處于高壓運行狀態，致使液壓系統發熱量較大，此時若散熱系統不能及時將熱量散出，將導致油溫過高現象。油液溫度過高將使液壓油氧化失效，產生的雜質會阻塞節流孔；油溫增高后，液壓油的黏度降低，系統泄漏增加，元件磨損加劇，縮短元件壽命[1，2]。液壓油持續過熱將導致支架搬運車液壓系統失效，最終降低生產效率甚至生產事故，因此液壓系統散熱性能是大坡度支架搬運車設計的關鍵要素之一。

由于煤礦井下空間條件限制，要求支架搬運車的外形尺寸越小越好，這使得整車布置極為緊湊，發動機機體、排氣管路、廢氣水箱、液壓油箱、液壓高壓管路等熱源相對集中，且散熱器外形尺寸受整車限制，散熱條件極為苛刻。而液壓系統散熱性能與管路的長短、熱源布置、通風量、散熱面積、元件材質、油液參數等諸多因素有關，往往在系統設計之初無法準確計算，僅能通過理論公式或類比經驗進行初步估算，然后經過樣機試驗進行驗證，并根據產品自身的特點進行改進以達到設計要求[3-5]。某型大坡度支架搬運車在樣機試驗時出現液壓系統油溫過高現象，測得其液壓油箱油液溫度最高可達85℃，馬達表面溫度達90℃，可以推斷內部溫度更高，超出了液壓系統持續工作的允許溫度。本文通過對該車散熱系統的理論分析和試驗測試，解決了該車型設計之初的液壓油溫過高的問題。

1 大坡度支架搬運車液壓系統

某型大坡度支架搬運車行走系統采用閉式液壓系統驅動(6輪驅動)。該車液壓系統主要由1個液壓油箱、2個閉式泵、6個行走馬達、4個提升油缸、2個轉向油缸、1個液壓油散熱器和1個散熱齒輪泵等組成。支架搬運車行走液壓系統左右兩側相互對稱，采用了普通的變量泵驅動變量馬達的閉式系統方案。支架搬運車單側行走液壓系統原理如圖1 所示，發動機帶動閉式泵，閉式泵將壓力油傳輸給單側的3個驅動馬達，馬達帶動輪驅減速器，進而驅動車輪行走[1，2]。行走系統的閉式泵帶有齒輪補油泵，利用補油泵可將油箱中的低溫液壓油輸入到主閉式回路的低壓側，通過變量馬達沖洗閥將系統內的高溫液壓油排出，通過液壓系統散熱回路強制將熱油通過風冷散熱器進行強制冷卻后返回油箱，從而降低主回路油液的溫度。

圖1 支架搬運車單側行走系統液壓原理圖

2 閉式液壓系統油液高溫原因分析

為進一步確定液壓系統油液高溫的原因，可通過對實物樣車進行跑合試驗，測試計算散熱系統所需的相關參數，進而確定最優的解決辦法[4-8]。

2.1 閉式液壓系統散熱理論計算

2.1.1 系統發熱量

在支架搬運車閉式液壓系統中，由于內部泄漏及摩擦阻力的存在，導致一部分的系統功率損失轉化成熱量被系統的油液及元器件所吸收，使油液溫度升高。根據能量守恒定律，系統的損失功率為系統的發熱功率。如果設系統的功率為P，總效率為η，系統的總發熱功率為Pt，則有：

Pt=P(1-η)(1)

其中：P=LΔP/60(2)

則由式(1)和式(2)可得：

Pt=LΔP(1-η)/60(3)

式中：L為系統的流量，L/min；Δp為系統的工作壓差，MPa。

2.1.2 系統油液吸熱量

閉式系統的發熱量主要通過補油泵補入系統的涼油置換出的熱油帶走熱量。單位時間補入系統的涼油與系統內部熱油達到熱平衡時所吸收的熱量即為系統油液吸熱功率。

θ=KLρCPΔt/60(4)

式中：θ為系統吸熱功率，kW；K為補油系數；L為系統流量，L/min；ρ為液壓油密度，取0.85kg/L；CP為液壓油比熱容，取2.15kJ/ (kg·℃)；Δt為補入系統內的凉油與系統內熱油的溫差。

2.1.3 系統油液所需的散熱量

支架搬運車閉式液壓系統散發的熱量，主要包括三部分：液壓油散熱器散發的熱量、液壓油箱表面散發的熱量、通過管路及系統其他元器件的表面散熱。由于大坡度支架搬運車采用風冷器強制散熱，絕大多數熱量通過風冷器散出，閉式系統熱油通過沖洗閥置換出來的熱油先通過散熱器降溫后返回油箱，因此可認為補入系統內的凉油與系統內熱油的溫差即為液壓油散熱器進出油口的溫差。在一個熱平衡的閉式液壓系統中，閉式液壓系統持續常工作的必要條件是：油液的吸熱功率與散熱功率、系統損失功率持平，即θ=Pt，則有：

LΔP(1-η)/60=KLρCPΔt/60(5)

可得 Δt=ΔP(1-η)/KρCP(6)

2.2 支架搬運車閉式行走驅動系統油溫的測算

根據前文理論分析，以該型大坡度支架搬運車閉式系統出現的油液高溫問題為例，給出計算如下：該車閉式泵采用兩個德國力士樂公司生產的A4VG125斜盤式柱塞泵，查詢樣本可知，單個閉式泵排量為125mL/r，補油泵排量為39.8mL/r，經查選型樣本和對樣機的測試，可得出：ΔP=38MPa，η=0.68，K=0.32，ρ=0.85，CP=2.15，計算可得Δt=20.8℃。因此該車型液壓風冷器的進入口和出油口溫差至少達到20.8℃，才可滿足該車的散熱需求。

為進一步確定原車散熱系統的散熱能力，對該型大坡度支架搬運車樣機進行測試，主要測試液壓油散熱器的進油口、出油口溫差情況，因液壓油散熱器布置在發動機冷卻水散熱器前端，液壓油散熱器對冷卻水散熱器影響較大，因此本次測試亦記錄了發動機內外循環水溫的相關數據，以便于后面散熱系統改進參考。具體測試方法為：將車輛裝載至額定載荷，找一段環形試車場地(每圈700m)，駕駛車輛以滿載最大車速接近勻速跑合(如圖2所示)，記錄每一圈的溫升情況，測試數據見表1。

圖2 額定載重下測試車輛現場

圈數進油口溫度/℃出油口溫度/℃溫差/℃油箱油液溫度/℃內循環水溫/℃外循環水溫/℃51015206068758552586674810911617078847980828260646465

注：測試時外界環境溫度25℃，風力≤3級，無持續風向?？紤]油液高溫會損壞液壓系統，本次測試目的僅測試散熱器溫差，因此測試20圈后停止測試。

由表1測試數據可知，該車型所選液壓油散熱器進出口油液溫差在8～11℃范圍內，不滿足前文通過計算所獲得的溫差20.8℃的最低散熱需求，因此導致液壓系統出現高溫，與實際情況相符。從跑合試驗可以看出，發動機水循環散熱器散熱功率滿足系統散熱需求，且溫升較慢，接近熱平衡。

3 支架搬運車閉式液壓散熱系統的改進

在實際的工作中，散熱器及油箱的散熱功率決定了系統的熱平衡溫度，而液壓泵和液壓馬達內部的溫度是高于系統熱平衡溫度的，增大沖洗流量可降低泵或馬達的內部溫度，但補油壓力的大小直接影響系統控制油壓力，從而決定主泵是否可以正常工作，不可以為了增大沖洗量而故意調低補油溢流壓力。沖洗流量的選擇需要兼顧兩方面的要求，其一不可以影響泵的補油壓力，其二將馬達殼體溫度控制在合適的范圍。當兩者無法兼顧時，首先確保系統的補油壓力正常，然后通過增大散熱器功率等方法來降低殼體溫度[8]。

該車所選泵與馬達的容積損失取為5%～6%，根據參考文獻[9]的補油量計算方法可知，該車閉式系統補油量設計合理。已知該車的單側驅動回路的沖洗流量為20L/min，其沖洗流量為補油量的24.8%(力士樂廠家推薦范圍20%～40%)[10]。經現場測試，在不改變散熱器和油箱的散熱功率前提下，僅增大沖洗流量并不能解決油溫過高問題，因為增大沖洗流量的同時依然需要增大散熱器或油箱的散熱功率，且該車液壓系統中已設計有油箱強制冷卻循環系統(如圖1液壓原理圖所示)。對比其他同類車型匹配經驗可知，增大散熱器和油箱的散熱功率是解決本問題的最佳途徑。

圖3 散熱器結構示意圖

該型支架搬運車車散熱器組成結構如圖3所示，其液壓油散熱器布置在發動機冷卻水散熱器前端，冷卻水散熱器后面布置風扇吸風散熱。由于液壓油散熱器布置在前面，通過液壓油散熱器的空氣經加熱后進入冷卻水散熱器，因此油散的改動影響著水散的散熱效率。影響散熱器散熱功率的因素有：油液流量、油液溫度與環境溫度的溫差、空氣流量、散熱面積、散熱系數。對該車型的閉式系統而言，在散熱器材料不變的情況下，增大散熱功率只能從空氣流量、散熱面積兩個變量入手。由于該車型整機總體設計參數已定，散熱器外形尺寸受總體布置空間尺寸限制，風扇的吸風功率和尺寸受發動機軸承載荷限制，且增大吸風功率會降低發動機有效輸出功率，因此只能沿進風方向增大散熱面積，但該方向尺寸的增加必然減小空氣流速，因此筆者采用風速儀對原散熱器平面上平均分布的20個點進行測試，具體測試數據見表2。

表2 通過散熱器的風速測試數據 m/s

測試方法：風速儀緊貼散熱器前斷面，平均分布取20個測點?？論跷徊扔烷T到底，發動機轉速為2000r/min。

由表2通過散熱器的風速測試數據可知，靠近散熱器下半部風速較大，上部風速相對較小。經過對原車分析可知，由于煤礦井下用車的防護需求，發動機頂部安裝有較為封閉的覆蓋件，避免井下巷道有落物毀壞發動機及旋轉的風扇，而車輛底部無防護需求，因此機架底部設計為敞開式，通風效果較好。因此可在散熱器下半部面積范圍內串聯一個副散熱器(如圖4所示)，同時在發動機風扇附近頂部覆蓋件上增開百葉窗式透氣孔，既可以防護落物損壞發動機，同時可增大通風量，確保副散熱器的增加對后面的冷卻水散熱器的散熱效率影響最小，在滿足使用要求的前提下，將通風口設計到最大，副散熱器的散熱功率可根據樣機所測試的數據進行量化設計。由于影響散熱器散熱功率因素較多，無法精確計算，可通過理論計算加經驗估算方法進行設計，再通過試驗測試來確定其散熱功率是否滿足系統要求，副散熱器芯部迎風面越大越好，芯部厚度越薄越好。增加副散熱器后整車散熱功率增大約10.86%。樣機改造完成后進行測試，在環境溫度為28℃的條件下，液壓油箱溫度可穩定在65℃，馬達表面溫度穩定在72℃，滿足設計使用要求，液壓系統油溫高的問題得到了解決，樣車經三個月的煤礦井下試用，效果良好。

圖4 增加副散熱器照片

4 結 論

1)在閉式系統設計時，應根據系統散熱條件合理匹配補油泵排量與沖洗流量，在初次設計該類系統時可采用試驗方法獲得相關數據來估算系統的相關參數。補油泵與沖洗流量匹配合理的前提下，散熱器的散熱功率是影響閉式系統的散熱的關鍵因素。散熱器的設計應充分考慮整車布置對空氣流量的影響，盡量使迎風面上的各點風速接近，必要時可根據風速分布設計異形散熱器。

2)設計重載大坡度支架搬運車發動機艙時，在滿足其他設計要求的前提下，應優先分散熱源。液壓系統發熱量較大時，液壓油箱布置應遠離其他熱源，當油箱容量較大時，可考慮油箱內部增加強制通風管道，以增大散熱面積。