李文躍，苗 龍，朱浩月

工程機械用發(fā)動機功率普遍較高，其冷卻系統(tǒng)的冷卻功率及耗功占比也遠高于普通乘用車。一個散熱量大、功耗小、工作可靠的冷卻系，對于保證整機工作熱狀態(tài)及整機可靠性、實現(xiàn)工程機械節(jié)能等意義重大。關(guān)于冷卻系統(tǒng)的正向設(shè)計，相關(guān)探討的文章［1-3］已經(jīng)很多，而對于既成的工程機械而言，對其進行冷卻系統(tǒng)熱狀態(tài)校核的文章及技術(shù)資料則較少。如何形成一種可行、可靠的冷卻系統(tǒng)熱校核方法，縮短研發(fā)周期及成本，保證工程機械產(chǎn)品的快速換代升級，則有現(xiàn)實意義，實用價值大。本文以某型旋挖鉆機為研究對象，針對其冷卻系統(tǒng)的熱狀態(tài)校核做了詳細研究，以形成針對大多數(shù)工程機械均適用的熱校核方法，用以指導(dǎo)工程機械產(chǎn)品的設(shè)計、改型。

旋挖鉆機一個循環(huán)工況由鉆孔、提拉、甩土及下放等過程組成，循環(huán)工況復(fù)雜。對各個工況均進行分析將大大增加技術(shù)難度且價值不大，本文對作業(yè)時間占比達90%以上且整機耗功占比最大的鉆孔工況進行了詳細的熱分析及熱校核，可滿足旋挖鉆機冷卻系熱狀態(tài)校核的需要。對于本次熱校核，整機工作環(huán)境溫度為45℃，發(fā)動機冷卻水流量392L/min，進氣量28.6kg/min，液壓油流量624L/min。校核目標參數(shù)：發(fā)動機冷卻水溫度≤95℃，發(fā)動機進氣相對環(huán)境溫度溫升≤25℃，液壓油最高溫度≤85℃。

1 熱源部件產(chǎn)熱分析

1.1 壓氣機出氣溫度計算

對于配有增壓器的發(fā)動機，一般在其后配置中冷器。中冷器作為冷卻系統(tǒng)的散熱部件，對發(fā)動機進氣進行冷卻降溫，以提升進氣密度，提升發(fā)動機升功率。通過壓氣機的空氣則需作為熱源項進行計算，一般視中冷器內(nèi)空氣的流動傳熱過程為開式循環(huán)，則只要進行增壓器出氣溫度的計算分析即可。本文研究的旋挖鉆機配備一臺離心式葉輪壓氣機，對其工作過程作熱力學(xué)分析。取渦輪中的工質(zhì)為研究對象，則其為開口系；對于處于穩(wěn)定工況的壓氣機，視流動為定常流動。

對于穩(wěn)定流動開口系，其能量方程［4］為

式中 q——1kg工質(zhì)在系統(tǒng)中的吸熱量，J/kg；

Δh——出進口比焓差，J/kg；

Δz——出進口高度差，m；

wi——1kg工質(zhì)在系統(tǒng)中所作的功，J/kg。鑒于壓氣機內(nèi)工質(zhì)流速高，在渦輪內(nèi)部滯留時間短，忽略機殼對外的傳熱，則可視空氣的流動過程為絕熱，則q=0；而對于工程機械用柴油機增壓器，出進口動能差及勢能差忽略，則。故（1）式變形為

式中 wc——1kg工質(zhì)在壓氣機中耗功，J/kg；

h2——出口比焓，J/kg；

h1——進口比焓，J/kg。

壓氣機效率指壓縮前氣體狀態(tài)相同、壓縮后氣體壓力也相同的情況下，可逆絕熱壓縮時壓氣機所需功與不可逆絕熱壓縮時所需功之比［4］

式中 ηc，s——壓氣機絕熱內(nèi)效率，無量綱；

wc，s—— 可逆絕熱壓縮過程壓氣機1kg工質(zhì)耗功，J/kg；

w＇c—— 實際絕熱壓縮過程壓氣機1kg工質(zhì)耗功，J/kg；

h2，s—— 可逆絕熱壓縮過程壓氣機出口比焓值，J/kg；

h1——壓氣機進口比焓值，J/kg；

h2＇—— 實際絕熱壓縮過程壓氣機出口比焓值，J/kg。

因焓值為狀態(tài)量，h=f（p，T），視工質(zhì)為理想氣體，且比熱容為定值，則焓值之比等于溫度之比，而對于絕熱過程，初終態(tài)溫度關(guān)系［4］為

式中 T2——終態(tài)溫度，K；

T1——初態(tài)溫度，K；

p2——終態(tài)壓力，Pa；

p1——初態(tài)壓力，Pa；

K——空氣絕熱壓縮指數(shù)，無量綱。

將（4）帶入（3）并作整理，得到增壓器出口溫度T2的表達式為

對于本文的研究對象，壓氣機空氣壓縮比為2.68，理想氣體絕熱指數(shù)取1.4，壓氣機效率為0.81，得到壓氣機出口溫度隨環(huán)境溫度變化的關(guān)系為T2=1.4T1，見圖1。故在環(huán)境溫度45℃下，對應(yīng)壓氣機出口溫度為214℃。

圖1 壓氣機出口溫度隨環(huán)境溫度變化規(guī)律

1.2 發(fā)動機產(chǎn)熱

發(fā)動機缸內(nèi)燃燒熱量一般分4部分，除去推動活塞作功、尾氣排熱及機體輻射等雜項，剩余熱量全部由冷卻系循環(huán)水帶出并排向大氣環(huán)境，經(jīng)由風(fēng)扇強制冷卻散出車外。發(fā)動機產(chǎn)熱一般根據(jù)工況由發(fā)動機廠家提供，本文不作闡述。本文所研究的旋挖鉆機，其發(fā)動機在熱校核工況下的產(chǎn)熱量為108kW。

1.3 液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱計算

對于液壓系統(tǒng)，產(chǎn)熱主要由液壓泵、液壓馬達的功率損失，液壓閥的壓力損失及液壓管路的流動損失造成。

液壓泵產(chǎn)熱量計算，按下式

式中 P1——液壓泵產(chǎn)熱功率，W；

P——液壓泵輸入功率，W；

η ——液壓泵效率，無量綱。

液壓馬達產(chǎn)熱量計算方法與液壓泵相同。

液壓閥產(chǎn)熱量計算，按下式

式中 P——液壓閥產(chǎn)熱量，W；

Δp——液壓閥壓力損失，Pa；

q——液壓油流量，L/min。

液壓管路產(chǎn)熱量計算方法與液壓閥相同。其中，壓力損失計算如下［5］

式中 Δp——液壓管路壓力損失，Pa；

λ——沿程阻力系數(shù)，無量綱；

L——液壓管沿程長度，m；

d ——液壓管內(nèi)徑，m；

ρ ——液壓油密度，kg/m3；

v ——液壓油平均流速，m/s；

ζ ——局部阻力系數(shù)，無量綱。

計算環(huán)境溫度45℃，主泵總輸入功率257.6kW，總流量624L/min下旋挖鉆機鉆孔工況液壓系統(tǒng)各部件產(chǎn)熱量，見表1。

表1 液壓系統(tǒng)各部件產(chǎn)熱量

由計算結(jié)果，可得在熱校核目標工況下，液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱量為103.1kW。

2 動力艙阻力系數(shù)分析

冷卻風(fēng)扇工作點是由已匹配風(fēng)扇的靜壓—流量曲線與動力艙阻力曲線的交點而指定的。風(fēng)扇性能一般由生產(chǎn)商提供，這里主要研究動力艙阻力特性而避開由風(fēng)扇三維模型帶來的誤差而導(dǎo)致風(fēng)扇工況點尋找失真。對旋挖鉆機動力艙內(nèi)空氣流動情況進行有限元分析，計算動力艙總阻力及散熱器總成阻力，與準確的風(fēng)扇靜壓-流量性能曲線進行匹配以找出工況點，為冷卻系統(tǒng)熱校核提供邊界條件。

2.1 網(wǎng)格劃分及參數(shù)設(shè)置

在Hypermesh中對動力艙模型進行面網(wǎng)格劃分，因50mm以下的細小部件對流場影響很小，故予以刪除簡化。在Fluent-meshing中進行進一步的體網(wǎng)格劃分，最終生成的四面體體網(wǎng)格數(shù)目為1620萬，網(wǎng)格平均長寬比3.5，歪斜率48.9，見圖2。

圖2 動力艙流場有限元模型

湍流模型設(shè)置為使用廣泛的Realizable k-ε模型；工作介質(zhì)按不可壓縮理想氣體處理；外流場邊界設(shè)置為壓力出口，地面及各零部件邊壁設(shè)置為壁面，風(fēng)扇流體區(qū)域設(shè)置成旋轉(zhuǎn)流體區(qū)。散熱器芯體按多孔介質(zhì)模型處理。以水散熱器為例進行闡述：水散熱器芯體尺寸為1200mm×1358mm×120mm，根據(jù)散熱器阻力試驗數(shù)據(jù)得到旋挖鉆機水散熱器風(fēng)阻特性，見圖3；由最小二乘法擬合成二次多項式=171.36v+52.35v2，比對式（9）中系數(shù)，得到水散熱器風(fēng)側(cè)主流方向上黏性阻力系數(shù)大小為8787589，慣性阻力系數(shù)大小為104.67；對于垂直方向，由于空氣并不流通，故兩系數(shù)分別增大至1000倍。由相同方法可計算中冷器及液壓油散熱器多孔介質(zhì)設(shè)置參數(shù)，最終，各散熱器設(shè)置參數(shù)見表2。

圖3 水散熱器阻力特性曲線

式中 Δp—— 由試驗測得的散熱器外側(cè)阻力，Pa；

D——散熱器外側(cè)流動方向厚度，m；

μ —— 散熱器進口溫度下的空氣動力粘度，kg/（m·s）；

ρ—— 散熱器進口溫度下的空氣密度，kg/

m3；

v——散熱器外側(cè)空氣流速，m/s；

1/α——黏性阻力系數(shù)，m-2；

C2——慣性阻力系數(shù)，m-1。

表2 多孔介質(zhì)設(shè)置參數(shù)

2.2 仿真結(jié)果分析

將風(fēng)扇轉(zhuǎn)速從400r/min變化至2200r/min，步長間隔300r/min，計算動力艙總阻力及散熱器阻力，與整機匹配風(fēng)扇在1530r/min下的風(fēng)扇靜壓-流量性能曲線一起繪制成圖，見圖4。

圖4 動力艙風(fēng)量匹配曲線圖

由圖可知，隨著風(fēng)道風(fēng)量增加，動力艙總阻力及散熱器總成阻力均增加，且增速越來越大。對兩條阻力曲線，使用最小二乘法擬合成二次多項式，并求一階倒數(shù)，得到兩阻力增幅函數(shù)，比較后可得出：散熱器阻力隨風(fēng)量增加而增加的幅度小于動力艙內(nèi)其余部件風(fēng)阻的增幅，那么減小系統(tǒng)各部件空氣阻力，可以有效使匹配工況點右移，在風(fēng)扇相同轉(zhuǎn)速下，提高冷卻風(fēng)量。由圖可得，在匹配工況下，動力艙總阻力為1285.7Pa，散熱器總成阻力為726.4Pa，則旋挖鉆機機艙阻力按式（10）計算，為559.3Pa。最后由式（11）得到旋挖鉆機阻力系數(shù)為：0.435。

式中 Δpc——動力艙機艙阻力，Pa；

Δp——動力艙總阻力，Pa；

Δpr——散熱器總成阻力，Pa。

式中 α——動力艙阻力系數(shù)，無量綱。

3 冷卻系熱平衡仿真分析

將整機的散熱器總成、冷卻風(fēng)扇、風(fēng)道阻力等抽象為獨立的模塊，按實際動力艙中冷卻空氣的流動方向進行連接，建立一維模型，其3D示意圖見圖5。

圖5 冷卻系一維模型3D示意圖

根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速及傳動速比，設(shè)置風(fēng)扇轉(zhuǎn)速1530r/min；動力艙有效阻力系數(shù)0.435；散熱器流量根據(jù)整機在鉆孔工況下指定的各流量給定；水散熱器及液壓油散熱器的循環(huán)模式設(shè)置為閉式，給定散熱功率分別為108kW、103.1kW，中冷器因其進口溫度一般恒定，其循環(huán)模式設(shè)置為開式，給定進口溫度為214℃；環(huán)境溫度設(shè)置為考核溫度45℃，進行一維仿真求解。計算結(jié)果及整機熱校核目標列入表3。

表3 熱校核結(jié)果

仿真計算結(jié)果顯示：水散熱器及液壓油散熱器的散熱效果良好，保證了各自工質(zhì)的要求溫度在允許范圍內(nèi)；中冷器可滿足使用需要，但設(shè)計散熱量偏大，有一定程度的過冷卻現(xiàn)象，建議后期做進一步的優(yōu)化?？傮w上來說，本方案合理可行，滿足整機的冷卻要求。

4 裝機驗證

在樣車上進行整機熱平衡試驗［6，7］，試驗結(jié)果及仿真結(jié)果對比情況見表4。

表4 試驗與仿真數(shù)據(jù)對比

誤差分析：由于仿真計算本身各零部件參數(shù)都較理想，與真實物理情況存在一定的偏差；試驗采集數(shù)據(jù)時整機處于熱平衡狀態(tài)，但難免存在采集數(shù)據(jù)波動情況；實車冷卻模塊會存在一定程度的漏風(fēng)及熱風(fēng)回流現(xiàn)象。這些原因都導(dǎo)致試驗與仿真結(jié)果存在偏差，但從整體上來看，兩者吻合度較好，各數(shù)據(jù)結(jié)果均在8%以內(nèi)，說明本仿真分析的方法可較準確地模擬旋挖鉆機真實作業(yè)過程中冷卻系統(tǒng)的熱狀態(tài)，驗證了一維三維聯(lián)合仿真結(jié)果的準確性及本仿真分析方法的可行性。

由于本文研究的熱校核方法具有通用性，故方法可應(yīng)用于絕大多數(shù)工程機械。

5 結(jié)論

（1）通過一維三維聯(lián)合仿真分析的方法對某型旋挖鉆機進行了熱校核分析：經(jīng)計算，該冷卻系統(tǒng)方案可滿足整機散熱需求，結(jié)果在裝機熱平衡試驗中得到了驗證。

（1）通過研究旋挖鉆機熱狀態(tài)校核問題，本文形成了一種可行且實用的熱校核分析方法：首先計算冷卻系各熱源部件散熱量；利用三維流場分析軟件確定目標車輛動力艙阻力系數(shù)以作為一維分析軟件的輸入條件；最后通過一維仿真計算的方式得到考核工況下整機冷卻系統(tǒng)熱平衡狀態(tài)參數(shù)，以考核工程機械整機冷卻系統(tǒng)水平。此法可大幅減小整機冷卻系研發(fā)成本，縮短研發(fā)周期，所得阻力系數(shù)等參數(shù)對同類型及相近產(chǎn)品的研發(fā)亦具有一定借鑒價值。

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［6］ GB/T 12542-2009. 汽車熱平衡能力道路試驗方法［S］.

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