挖掘機液壓獨立散熱系統的負載特性研究

王緒通 牛東東 王青 李闖闖

摘要：大型挖掘機的散熱系統通常采用獨立散熱的方式，獨立散熱方式可根據散熱需求動態調整功率消耗，能明顯降低給整車帶來的負載。掌握液壓獨立散熱系統穩態負載特性，能為整機功率匹配、節能控制提供基本依據。通過理論建模、實車理論數據代入計算、實驗測試，對比了理論計算和實測結果，驗證了液壓獨立散熱系統穩態模型的有效性、準確性。

關鍵詞：液壓獨立散熱；穩態模型；負載扭矩

0? ?引言

功率匹配是液壓挖掘機設計過程中極為關鍵的環節，這關系到整車的使用經濟性，對產品的核心競爭力起到決定性作用。實現系統精確匹配，需要研究各個系統的負載特性。散熱系統是整機除液壓系統外，功率消耗最多的系統，一般功率消耗可達20%～30%。過去對散熱系統功耗的計算，常常是基于風扇特性進行估算，誤差相對較大。為了避免該弊端，采用液壓式驅動時，需要綜合考慮液壓特性和風扇特性進行系統性的計算。

1? ?液壓獨立散熱系統組成及功用

液壓獨立散熱系統由散熱泵、散熱閥組、散熱馬達、散熱風扇、散熱器組成，主要目的是實現對液壓油、發動機冷卻液、渦輪增壓氣體的散熱，同時也兼顧空調冷媒和柴油的散熱。

散熱泵與發動機直接連接，與發動機的輸出軸保持相同轉速，形成的液壓油流量通過散熱閥組后，流向散熱馬達。散熱馬達在液壓油流量的驅動下產生旋轉，并帶動散熱風扇形成空氣流動，流動的空氣再吹過散熱器實現降溫。散熱風扇在旋轉產生空氣流動的同時，也會受到空氣的反作用力，這一反作用力最終會傳導致發動機的輸出軸上，形成液壓獨立散熱系統的負載扭矩。液壓獨立散熱的系統原理圖如圖1所示。

為了能以較低的功耗實現充分的散熱，需要對液壓獨立散熱系統進行動態調整，如控制系統會對其進行閉環控制、半閉環控制等，所以控制系統會實時采集液壓油溫、發動機冷卻液溫度、渦輪增壓氣體溫度，通過運算實時控制散熱泵的功率輸出。液壓油、發動機冷卻液、渦輪增壓氣體的溫度的變化都較為平順，所在控制系統在調節時無需快速大幅調整，也不用考慮液壓獨立散熱系統本身的響應性。

1.1? ?散熱泵

目前市場上常用的液壓獨立散熱的散熱泵，以壓力控制、流量控制兩種方式為主。采用流量控制的液壓獨立散熱系統較簡單，只需要控制系統發出散熱泵的排量控制指令即可，液壓零部件和回路沒有壓力和流量之間的交互調節。較之不同的是，采用壓力控制的散熱泵排量會受回路壓力的影響，這有助于發動機轉速大幅變化時排量的自動調節，其使用也更加廣泛[1]。壓力控制式散熱泵原理如圖2所示。

采用壓力控制的散熱泵集成了柱塞泵、斜盤調節器、控制閥、電磁比例溢流閥，在回路控制上溢流閥的溢流部分流量會推動控制閥，最終減小柱塞泵的流量，使溢流流量動態調節至最低。當改變電磁比例溢流閥的控制電流時，溢流壓力、柱塞泵流量、散熱泵輸出功率形成聯動調節，實現對散熱泵的輸出功率控制。

1.2? ?散熱閥組

散熱閥組用于控制散熱馬達的旋轉方向。在液壓獨立散熱系統中，選用的散熱馬達可以改變進油液的方向，相應的散熱馬達的旋轉方向也跟隨進油方向做出調整。這一設計的作用是，當散熱器上灰塵較多時，可以改變風向，對散熱器除塵。

1.3? ?散熱馬達

散熱馬達的作用是將液壓油流量轉化為軸的旋轉。在不考慮馬達本身的效率特性時，可以將其視作一個標準的線性元件。在液壓側，以流量作為輸入并反饋壓力，在旋轉側，以轉速作為輸出并接收扭矩反饋。

1.4? ?散熱風扇

散熱風扇與散熱馬達直接連接，以保持同樣的轉速，并輸出一定的風速。相應的風扇會受到反作用力，并轉化為扭矩體現在馬達的旋轉軸上。根據風扇特性，在某個固定轉速下，風扇因反作用力所形成的扭矩是某個固定值，且這一扭矩與風扇轉速的平方成正比。

2? ?液壓獨立散熱系統的穩態模型

為了清晰掌握了解液壓獨立散熱系統的整體的負載、能耗情況，需要識別能量傳遞環節的各種狀態量以及各狀態量之間的相互關系，建立液壓獨立散熱系統的穩態模型。通過模型，可以確定在不同的轉速、散熱泵溢流壓力設定下的液壓獨立散熱系統的負載扭矩特性。散熱獨立散熱系統能量傳遞如圖3所示。

基于前文分析的散熱泵、散熱馬達、散熱風扇的特點，可以將系統整體模型分為兩部分進行討論，分別是散熱馬達-風扇模型、散熱泵模型。前文結論也指出在進行動態控制時，無需考慮系統本身的響應性，在模型建立時僅考慮其穩態模型即可。

2.1? ?散熱馬達-風扇的穩態模型

在能量傳遞環節中，馬達通過排量來影響各狀態之間的傳遞關系，其中包括流量→速度、扭矩→壓力。風扇的固有特性參數為扭矩系數，其影響的傳遞關系為轉速→扭矩。散熱馬達和風扇的參數、變量定義如表1所示。

歸納上述參數和變量，并確定轉速計算公式如下：

（1）

式中：Nm為轉速，Q為流量，Dm為排量。

扭矩計算為：

Tm=RfT·N2m? ? ? ? ? ? ? ? （2）

式中：Tm為扭矩，RfT為扭矩系數。

壓力計算公式如下：

（3）

本部分模型的輸入是流量，輸出是壓力，將風扇和馬達的參數作為模型參數，實現了系統負載側的模型創建。

2.2? ?散熱泵穩態模型

首先確定散熱泵在能量傳遞時所起的作用，包括轉速→流量、排量→流量、壓力→扭矩、壓力→排量，這里面影響傳遞關系的參數為溢流壓力、最大排量?？偨Y散熱泵的參數、變量定義如表2所示。

當系統管路中的壓力沒有達到溢流壓力時，散熱泵不受影響而以最大排量輸出，此時排量Dp=Dmax。

輸出流量為：

（4）

將散熱馬達-風扇模型代入，得到系統管路壓力為：

（5）

輸出扭矩為：

（6）

當系統管路壓力達到散熱泵的溢流壓力時，其排量因受溢流流量影響而向較小值調節，可認為在達到平衡時的理想狀態為完全沒有溢流流量。此時管路中壓力為：P=Pmax。

將散熱馬達-風扇模型代入，得到輸出流量為：

（7）

輸出扭矩為：

（8）

本部分在討論散熱泵模型時，也代入了散熱馬達-風扇模型，實現系統完整模型的創建。系統以散熱泵轉速作為輸入、扭矩作為輸出，將散熱泵、散熱馬達、散熱風扇的參數作為模型參數，能夠獲得不同轉速時散熱系統向發動機施加的負載。

模型表明，系統在壓力達到散熱泵溢流壓力點時出現了趨勢變化。通過散熱泵原理分析可知，改變電磁比例溢流閥的電流，可以改變溢流壓力，進而能夠改變系統負載特性，實現散熱系統功耗的調節。

3? ?某液壓獨立散熱系統的研究

某款挖掘機采用了液壓獨立散熱系統，散熱泵采用壓力控制方式。通過產品資料獲取散熱泵、散熱馬達、散熱風扇的參數，如表3所示。

3.1? ?基于模型的計算

將表3的參數代入模型，其中Pmax在參數范圍內分別取2MPa、5MPa、10MPa、15MPa、20MPa、24.5MPa，進行理論計算，獲取該液壓獨立散熱系統的轉速-扭矩關系，如圖4所示。

理論計算表明，該系統的趨勢變化點均處于1300r/min以下。由于該車型的飛輪和散熱泵的連接軸之間存在1.5的速比，因此當發動機轉速高于870r/min時，該系統的負載扭矩與轉速呈負相關。

這一特征與直聯風扇的負載特性有明顯的區別，也從側面說明建模的必要性。同時這一區間也正是該系統負載可控區域，且挖掘機工作轉速一般都處于1000r/min以上，這也表明該系統能夠在整機工作轉速范圍內實現負載調節。

3.2? ?基于實驗的驗證

為了驗證模型的準確性，對該車型的液壓獨立散熱系統進行了實際的數據測試。

設置散熱泵溢流壓力為24.5MPa，在750～1800r/min范圍內選取9個點作為發動機的轉速。分別測定各轉速下發動機扭矩百分比、摩擦扭矩，并對發電機等其他負載扭矩標定，再通過速比進行轉速和扭矩換算，得出不同散熱泵轉速下的散熱系統負載扭矩。

具體計算方式如下：

扭矩=（扭矩百分比-摩擦扭矩）×參考扭矩/速比

轉速=發動機轉速×速比

數據對比顯示，理論扭矩較實測扭矩最大誤差為6.9%，平均誤差為4.9%，兩者之間的對比曲線如圖5所示。

4? ?結束語

過去對散熱系統功耗的計算，常常是基于風扇特性進行估算，誤差相對較大。本文通過理論建模、實車理論數據代入計算、實驗測試，對比了理論計算和實測結果，驗證了液壓獨立散熱系統穩態模型的有效性、準確性。

對液壓獨立散熱系統進行建模計算，相較于之前的粗略估算法，計算結果準確度高，趨勢更加明確。在進行建模時，應詳細考慮系統各零部件特性，明確系統的參數、狀態變量以及各狀態變量對系統的影響方式，進行系統性建模。

參考文獻

[1] 李縣軍，石立京，史繼江.大型液壓挖掘機獨立散熱系統控

制方式對比[J].工程機械與維修，2020（1）：40-41.