图1为本文所研究的装载机工作装置液压系统的原理图, 该系统采用双泵合流优先转向和先导控制的液压系统, 通过控制多路阀的换向实现铲斗翻转(铲装)→ 动臂提升锁紧(运输)→ 铲斗前倾(卸载)→ 动臂下降。转斗油缸上的平衡阀起限压保护作用, 能有效防止液压元件因液压系统压力过高而受损。单向阀的作用是从油箱补油。

图1

Fig.1

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	图1 工作装置液压系统原理图Fig.1 Working device hydraulic system schematic diagram

1.2.1 液压系统产热量计算

液压系统的功率损失包括液压泵、液压缸、各种阀、沿程管路的功率损失, 以及与管路等的摩擦产生的热量。摩擦产生的热量导致液压油温度升高, 计算液压系统内流体温度变化主要依据是能量守恒定律, 根据液压系统各个元件的产热机理, 分别推导它们的产热量。

对于容性元件, 根据能量守恒定律和流体焓的定义, 得到温度与压力的转化关系为^[9]:

dTdt=1Cpm∑m·inhin-h+Q·-W·+TαVdpdt(1)

式中:T为控制体内部流体的温度; m为控制体内流体的质量; C_p为流体的比热; h为控制体的焓值; m·in为流入控制体的流体质量流量; h_in为输入控制体内流体的焓值; Q·为流体换热功率; W·为流体的热流密度; α 为流体的体积膨胀系数; V为元件内部的容积; p为压力。

dpdt=B1ρVdmdt-ρdVdt+αdTdt(2)

式中: ρ为流体密度; B为体积弹性模量。

泵的效率损失全部转化为热量^[10], 产热功率为:

Pp=1-ηvηmηvηmpoqp(3)

式中: Pp为液压泵损失的功率; ηv为泵的容积效率; ηm为泵的机械效率; po为泵出口的压力; qp为泵出口的流量:

qp=nqηv(4)

式中: n为泵的转速; q为泵的理论排量。

流体通过管路等阻性元件的压力损失全部转化为热量, 产热功率为:

Pg=(λldρv22+ξρv22)qg(5)

式中: qg为通过管路流体的流量;ξ为沿程阻力系数;v为流体的流速; l为管路的长度; λ 为阻力损失系数; d为管路直径。

液压缸的输入功率一部分用于提升重物做功, 一部分用于给液压油提供回油压力, 其余的全部转化为热量, 故液压缸的产热功率计算公式为:

Pc=∑i=1nΔpqcηc-F·vc(6)

式中:Δ p为液压缸入口和出口的压力差; qc为通过液压缸的流量; ηc为液压缸的机械效率; F为液压缸活塞杆受的外力; vc为活塞杆的速度。

1.2.2 液压系统散热量计算

液压系统主要采用风冷式散热器, 散热器的散热量为:

Φr=Cp·m·in·Δt(7)

式中: Δt为散热器入口和出口处液压油的温差。

液压油箱的散热量是对流、传导和辐射的总和, 其中油箱的对流换热量为:

Φd=k·A·Δtm(8)

式中:k为油箱与外界空气的对流换热系数; A为油箱的散热面积; Δ t_m为油箱内表面与外表面的对数平均温差。

管路的对流换热过程与油箱类似, 辐射换热量的计算采用较简单的模型, 辐射换热量为^[11]:

Φf=εσATi4-Tj4(9)

式中:ε 为壳体材料黑度; σ 为斯忒芬-波尔斯曼常数; T_i为壳体表面温度; T_j为环境温度。

通过ADAMS和AMESim两个软件的联合仿真, 将工作装置与液压系统的相互作用进行耦合, 更能反映系统实际的工作状态^[12]。根据装载机工作装置的实际尺寸, 建立虚拟样机模型, 如图2所示。装载机工作装置虚拟样机模型由动臂油缸、动臂、转斗油缸、摇臂、连杆、铲斗等组成。装载机一个周期作业过程工作装置所受的载荷有插入阻力、翻斗阻力、物料的重力和自身的重力。由于I型铲装作业周期最短, 产生的热量最多, 因此本文仅对I型作业方式进行分析, 其他作业方式的分析方法类同。

图2

Fig.2

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	图2 工作装置虚拟样机模型Fig.2 Virtual prototype model of working device

对样机模型添加转动副(Revolute)和移动副(Translational), 施加载荷包括收斗阻力和物料重力。用STEP函数定义动臂缸和转斗缸的动作。

为了简化热液压系统, 对仿真过程作如下假设:①忽略各个元件内部泄露造成的影响; ②由于整个工作过程不涉及到转向, 因此整个仿真过程均为双泵合流, 所以为了建模方便, 将工作泵和转向泵合为一个液压泵, 只在转向泵卸荷工况改变泵的流量即可; ③油液的属性在仿真过程中保持恒定; ④铲斗插入过程中铲斗受力变化较复杂难以模拟, 而且此工作过程中液压缸均不动作, 液压系统卸荷过程中, 产热量较少, 因此仿真过程不包括铲掘工况。

结合文献^{[13, 14, 15]}, 采用AMESim软件搭建的热液压系统模型如图3所示。该模型主要由驱动模块、热液压模块、冷却模块和散热模块组成。模型中各个元件的仿真参数如表1所示。

图3

Fig.3

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	图3 AMESim热液压系统仿真模型Fig.3 AMESim heat hydraulic system simulation model

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 仿真模型参数设置 Table 1 Parameters setting of simulation model 工作泵排量/(ml· r-1) 100 转向泵排量/(ml· r-1) 80 泵的容积效率 0.92 泵的机械效率 0.95 多路阀额定流量/(L· min-1) 320 动臂油缸直径/mm 160 转斗油缸直径/mm 180 环境温度/℃ 30 对流换热系数/(W· m-2· K-1) 15 液压油黏温系数 0.0427 液压油密度/(kg· m-3) 850 管路直径/mm 50 壳体发射率 0.22 风扇直径/mm 790 散热器长度/mm 800 散热器高度/mm 220 散热器厚度/mm 60

表1 仿真模型参数设置 Table 1 Parameters setting of simulation model

图4为一个工作周期内通过动臂油缸和转斗油缸的流量变化情况。从图4中可以看出:在0~2 s, 在铲斗开始翻转瞬间, 液压泵开始供油, 流量经过多路阀后流入转斗油缸, 由于翻转阻力及物料重力作用, 液压油流量逐渐增大, 当增大到约3 kg/s时转斗油缸开始运动, 到2 s时翻转完毕; 2~8 s为动臂举升阶段, 转斗油缸闭锁, 平衡阀保压, 内部流量为0, 此时液压油全部流经动臂油缸, 流量约为1.9 kg/s; 8~9 s为卸料阶段, 动臂油缸闭锁, 铲斗油缸动作, 最大流量为4 kg/s; 9~12 s为动臂回收阶段, 此时转向系统和工作系统的液压油合流, 实现动臂的快速下落。

图4

Fig.4

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	图4 不同工况下油缸的流量Fig.4 Flow rate of cylinder under different working conditions

液压系统工作过程中各个元件的产热特性如图5所示, 其中阀的产热量所占的比例最大, 约为40%, 主要原因是工作装置液压系统工作时频繁换向导致溢流损失较大, 同时多路阀阀口的流动阻力也较大, 压力损失全部转化成热量, 导致系统产热量较多; 液压泵和执行元件的产热量次之, 分别占总产热量的23%和20%; 管路的产热量最少, 占17%。

图5

Fig.5

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	图5 液压系统元件的产热量百分比Fig.5 Thermal production power percentage of hydraulic system

图6为一个工作周期内液压系统液压油冷却前、后的温度变化。从图6中可以看出:冷却前液压油温度变化较小, 约为76 ℃, 表明液压系统的产热功率维持在恒定状态; 冷却后油温波动较大, 在收斗阶段温度较高, 表明此工况下散热器的散热效率较低, 主要原因是皮带风扇转速较低, 导致通过散热器的风量较少的缘故。举升阶段温度保持稳定, 约为66 ℃。动臂回收阶段温度有所升高, 主要是因为此工况下液压油流量较大, 大量的油液通过与散热器并联的节流阀, 未经过散热器进行冷却。

图6

Fig.6

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	图6 液压油冷却前、后的温度Fig.6 Temperature of the hydraulic oil before and after cooling

图7为散热器的散热功率。从图7中可以看出:开始阶段散热器的散热功率较小, 主要原因是发动机转速较低, 液压系统的流量较小, 同时风扇转速也较低。动臂举升阶段散热器的散热功率逐渐增加, 主要原因是发动转速较高, 油液流量加大, 同时风扇转速较高。卸料和动臂回收阶段散热功率略有降低。

图7

Fig.7

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	图7 散热器散热功率变化曲线Fig.7 Heat transfer power curve of radiator

图8为不同环境温度下油箱内液压油热平衡温度变化曲线。从图8中可以看出:仿真时间经过500 s后油箱内油温基本达到稳定。在不同的环境温度下, 热平衡温度变化较大, 环境温度越高, 热平衡温度越高。环境温度每升高10 ℃, 热平衡温度提高约5 ℃。从仿真结果可以看出, 该液压系统的散热效果欠佳, 导致系统热平衡温度较高。

图8

Fig.8

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	图8 不同环境温度下的热平衡温度Fig.8 Thermal equilibrium temperature under different ambient temperature

为了提高冷却系统的散热效率, 降低液压系统的热平衡温度, 继而提高液压系统的工作效率, 对冷却系统结构进行了改进, 改进后的AMESim仿真模型如图9所示, 图中虚线框内为先导式溢流阀。

图9

Fig.9

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	图9 改进后的冷却系统模型Fig.9 Improved cooling system model

将原来的机械式驱动风扇改为液压马达驱动, 由电控系统控制先导式溢流阀实现流量调节, 风扇转速不受发动机转速变化的影响, 风扇能够独立安装, 根据液压系统内液压油冷却后温度的高低调节风扇转速以达到系统最佳散热效果, 同时降低了噪声、节约了能耗。将与散热器并联的节流阀也改为由温度控制流量的变化, 根据温度的高低调节通过散热器的流量, 当温度较高时则增大通过散热器的流量, 减小通过温控节流阀的流量。

图10为环境温度为30 ℃下, 液压系统冷却结构改进前、后的热平衡温度的对比。从仿真结果可以看出, 改进后液压系统的热平衡温度由70 ℃降为65 ℃, 散热效果明显提高。

图10

Fig.10

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	图10 不同结构下液压系统的热平衡温度Fig.10 Thermal equilibrium temperature of hydraulic system under different structure