權(quán)鈺云

（中國煤炭科工集團 太原研究院有限公司，山西 太原 030006）

0 引言

掘進機工作環(huán)境中煤塵和巖粉較多，通風(fēng)條件差，油箱的體積受巷道空間的嚴格限制，易導(dǎo)致液壓系統(tǒng)油溫過高。一般情況下，掘進機采取循環(huán)作業(yè)形式，在掘進1～3m后，會停機2～4h，進行支護作業(yè)，液壓系統(tǒng)積累的熱量會在這段時間內(nèi)散發(fā)，使掘進機的油溫不致過高。但在某些情況下，如巷道頂板條件較好、空頂距較大，掘進機超長時間連續(xù)工作時，其液壓系統(tǒng)溫升過快。掘進機的正常工作油溫為35℃～65℃，最高允許油溫為70℃，若循環(huán)油液溫度過高，將導(dǎo)致掘進機整體作業(yè)能力下降。因此在合適的溫度下，保持液壓系統(tǒng)熱平衡，對掘進機的正常運行，各液壓元件的動態(tài)和穩(wěn)態(tài)性能，掘進機的效率、可靠性及穩(wěn)定性都有著重要的作用。

1 掘進機液壓系統(tǒng)組成及能量傳遞過程

液壓系統(tǒng)是掘進機的重要組成部分，除截割頭的旋轉(zhuǎn)外，其它所有動作均由液壓驅(qū)動。掘進機工作時，電動機輸出的機械能通過變量泵轉(zhuǎn)化為液壓能，然后通過先導(dǎo)閥、多路閥控制流量的大小、方向，使其作用于執(zhí)行元件，使液壓能再轉(zhuǎn)化為機械能，實現(xiàn)截割升降、回轉(zhuǎn)、行走、裝載、運輸?shù)雀黜梽幼?，最后通過多路閥流回油箱，完成一個工作循環(huán)。掘進機液壓系統(tǒng)循環(huán)油路如圖1所示。

圖1 掘進機液壓系統(tǒng)的循環(huán)油路Fig.1 Circulating oil path of hydraulic system of excavator

在掘進機作業(yè)時，液壓系統(tǒng)存在多種功率損失，包括液壓泵、液壓馬達和液壓缸的機械損失和容積損失；閥類元件和管路的壓力損失；液壓油的粘性摩擦損失；電動機功率與負載不匹配的損失等。這些損失幾乎全部轉(zhuǎn)化為熱量，這些熱量除一部分散發(fā)到周圍空間外，大部分使系統(tǒng)油溫升高。掘進機液壓系統(tǒng)能量傳遞過程和功率損失如圖2。

2 液壓油油溫過高的原因和危害

2.1 液壓油油溫過高的原因

掘進機液壓系統(tǒng)中功率損失雖然不可避免，但設(shè)計不合理和操作不當也會加劇功率損失，使油溫升高。

圖2 掘進機液壓系統(tǒng)功率損失和能量傳遞過程Fig.2 Power loss and energy transfer process of hydraulic system of excavator

（1）油品選擇不當。液壓油的種類和粘度等級不符合要求或不同牌號的液壓油混用，都會造成油液運動粘度過高或過低。若粘度過高，則運動阻力增加，功率損失增大；若粘度過低，則泄漏增大，兩者都會導(dǎo)致油溫升高。

（2）污染嚴重。巷道環(huán)境惡劣，隨著掘進機工作時間的增加，油液中易混入雜質(zhì)和污物，受污染的油液進入液壓元件的配合間隙中，會破壞配合表面的精度和粗糙度，破壞密封，使泄漏增加，導(dǎo)致油溫升高。另外，雜質(zhì)和污物等通過過濾器時，會被吸附在濾芯上，造成吸油阻力，使能耗均增加，也會導(dǎo)致油溫升高。

（4）液壓系統(tǒng)設(shè)計不合理。液壓元件選用不合理，元件若不能滿足系統(tǒng)流量要求，會在使用中使閥口流速過高，造成較大的壓力損失；回路中存在多余的元件和管路，會降低系統(tǒng)效率；管路設(shè)計和安裝不合理，會造成壓力損失和沿程壓力損失；油箱設(shè)計不合理，容積小，散熱面積不夠。這些都會導(dǎo)致油溫升高。

（5）冷卻系統(tǒng)工作不良。通常，掘進機采用水冷式冷卻器對液壓系統(tǒng)進行強制冷卻。但當水冷式冷卻器散熱片過臟或水循環(huán)不暢時，會使其傳熱系數(shù)降低，導(dǎo)致油溫升高。

2.2 液壓系統(tǒng)油溫過高的危害

油溫過高，會使油液粘度降低，泄漏增大，運動元件之間的油膜變薄或被破壞，運動阻力增大，磨損加?。幌鹉z密封件變形，提前老化失效，造成泄漏；加速油液氧化變質(zhì)，降低油液使用壽命，并析出瀝青物質(zhì)，堵塞阻尼小孔和閥口，導(dǎo)致壓力閥調(diào)壓失靈、流量閥流量不穩(wěn)定和方向閥卡死不換向；油的空氣分離壓力降低，空氣逸出，產(chǎn)生氣穴，從而導(dǎo)致掘進機工作性能降低。

3 液壓系統(tǒng)熱平衡計算

3.1 液壓系統(tǒng)系統(tǒng)發(fā)熱功率計算

發(fā)熱功率的計算，可采用兩種方法：一種是通過元件的功率損失計算發(fā)熱量，這種方法直接分析發(fā)熱源，可采取針對性措施減少發(fā)熱量；另一種是通過系統(tǒng)的輸入功率和執(zhí)行元件的有效輸出功率來計算發(fā)熱量，這種方法不需要考慮每一個發(fā)熱源，但需要掌握系統(tǒng)工況隨時間變化的特性。

3.1.1 按元件功率損失計算

（1）液壓泵功率損失引起的發(fā)熱功率：H1=P（1-η）。 其中：P—液壓泵的總功率，P=pq/η；η—液壓泵的總效率，一般在0.7～0.85之間，常取0.8；p—液壓泵實際出口壓力；q-液壓泵實際流量。

（2）液壓閥功率損失引起的發(fā)熱功率：H2=p1q1。其中：p1—通過閥的壓力損失，根據(jù)測試數(shù)據(jù)統(tǒng)計，一般取閥口壓降為1.4MPa；q1—流經(jīng)該閥的流量。

資產(chǎn)管理人員在進行學(xué)校資產(chǎn)管理工作的過程當中，需要采集、盤點和校對相關(guān)數(shù)據(jù)等信息。學(xué)校固定資產(chǎn)的管理當中全面引用互聯(lián)網(wǎng)技術(shù)可以對校園當中的資產(chǎn)信息進行全面有效的收集與整理，且資料的準確性非常高，通過將資產(chǎn)的詳細資料信息與整體的系統(tǒng)數(shù)據(jù)進行實時更新，能夠在需要的時候快速準確地完成清查工作，以此有效地避免了錯查、漏查等情況的產(chǎn)生，從而全面提高了各學(xué)校相關(guān)工作人員對于資產(chǎn)管理的準確性。

（3）管路及其他功率損失引起的發(fā)熱功率：H3=（0.03～0.05）P。此項功率損失，包括很多復(fù)雜的因素，由于其值較小，加上管路散熱的關(guān)系，在計算時一般取全部能量的0.03～0.05倍。

（4）系統(tǒng)總的發(fā)熱功率損失：H=∑Hi=H1+H2+H3。

3.1.2 按系統(tǒng)輸入功率和執(zhí)行元件有效輸出功率計算

當把液壓系統(tǒng)當作能量整體，電動機向液壓泵輸入能量和執(zhí)行元件向外輸出能量的差值即為系統(tǒng)的損失即系統(tǒng)的發(fā)熱量。系統(tǒng)的發(fā)熱功率為：H=Pp-Pe。其中：Pp—液壓泵的輸入功率，Pp=M入n入/9549，M入—電機輸入軸的扭矩；n入—電機輸入軸轉(zhuǎn)速。Pe—執(zhí)行元件的輸出功率，對于液壓缸：Pe=Fv/1000，F(xiàn)—液壓缸的外負載；v—液壓缸的伸縮速度，對于液壓馬達：Pe=Mmnm/9549，Mm—液壓馬達的輸出扭矩；nm—液壓馬達輸出軸轉(zhuǎn)速。掘進機一般為雙聯(lián)泵或三聯(lián)泵，計算時應(yīng)把每臺工作泵的功率都計算在內(nèi)。

3.2 液壓系統(tǒng)散熱功率計算

掘進機液壓系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量，較少一部分向外部輻射，另一部分則由液壓油及裝置本身吸收，當各部分產(chǎn)生的熱量、溫度達到一定數(shù)值，發(fā)熱量和散熱量相平衡，系統(tǒng)即保持一定的溫度不再上升。系統(tǒng)自然散熱主要靠油箱和管路，管路的發(fā)熱小且和散熱基本平衡，通常只計算油箱的散熱。

3.2.1 油箱散熱計算

掘進機油箱的結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 掘進機油箱Fig.3 To dig into a fuel tank

油箱的散熱面積：A箱=A1+A2/2。其中：A箱—油箱總散熱面積；A1—與油直接接觸的散熱面積；A2—與油不直接接觸的散熱面積。因A2表面溫度低，故只取它實際表面的一半作為與油直接接觸的表面。

油箱的散熱功率：H箱=k箱A箱△T。其中：k箱—油箱的傳熱系數(shù)，巷道通風(fēng)很差，取k箱=10；△T—系統(tǒng)溫升△T=T2-T1（T1為環(huán)境溫度，T2為系統(tǒng)達到熱平衡時的溫度）。

3.2.2 冷卻器的散熱功率

掘進機由于巷道空間的限制，增大油箱容積的空間很?。辉龃罄鋮s水量則會在巷道處于底板松軟或下坡的情況下使行走鏈輪打滑，影響掘進機的工作效率，因此必須在冷卻系統(tǒng)采取強制水冷的措施來降低液壓系統(tǒng)溫升。

（1）當掘進機處于長期連續(xù)工作狀態(tài)時，為了保持液壓系統(tǒng)熱平衡狀態(tài)，系統(tǒng)熱量一部分由油箱散發(fā)外，其余全部由水冷卻器散發(fā)，根據(jù)熱平衡公式，水冷卻器散熱功率為：H冷=H-H油。

（2）冷卻器散熱面積：A冷=H冷/（k冷△t）。

式中△t=（t1+t2）/2-（t3+t4）/2，△t—油和水之間的平均溫差；k冷-冷卻器的傳熱系數(shù)；t1—液壓油進口溫度；t2—液壓油出口溫度；t3—冷卻水進口溫度；t4—冷卻水出口溫度。

考慮到水冷卻器工作時中散熱片污染，導(dǎo)致實際散熱面積減少，因此在選擇冷卻器時，一般計算出來的散熱面積增大20%～30%。

（3）冷卻器的冷卻水吸收的熱量應(yīng)等于液壓油釋放的熱量，即 C2Q2ρ2（t4-t3）=C1Q1ρ1（t1-t2）=H冷。 因此需要的冷卻水量 Q2=C1Q1ρ1（t1-t2）/C2ρ2（t4-t3）。 Q1、Q2—油 和 水的流量；C1、C2—油和水的比熱容；ρ1、ρ2—油和水的密度。

當系統(tǒng)達到熱平衡時，系統(tǒng)的發(fā)熱量等于散熱量，由于油箱容積受限，油箱散發(fā)的熱量遠遠小于系統(tǒng)的發(fā)熱量，若只考慮冷卻器所散發(fā)的熱量時，系統(tǒng)的溫度T隨運行時間 t的變換關(guān)系為：T=T1+H冷/k冷A冷[1-exp（-k冷A冷t/C1m）]，當時間 t→t∞時，系統(tǒng)的平衡溫度為 T=T1+H冷/k冷A冷，m—油液的質(zhì)量。

4 仿真

利用SimulationX對增加了冷卻器的掘進機液壓系統(tǒng)溫度進行仿真，針對掘進機行走機構(gòu)、刮板機構(gòu)和裝載機構(gòu)共同動作工況進行計算，此時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率最大。 按巷道溫度為20℃，液壓油比熱容 C=1675J/（kg·℃），油液質(zhì)量m=900kg，冷卻器需要散發(fā)的熱量H冷=55kW。

設(shè)定冷卻器的散熱面積為12m2，傳熱系數(shù)為130W/（m2·℃）時液壓系統(tǒng)的熱量變化曲線和熱量變化率曲線如圖4、5所示。

圖4 液壓系統(tǒng)熱量Fig.4 Hydraulic system heat

圖5 液壓系統(tǒng)熱量變化率Fig.5 Heat change rate in hydraulic system

圖4顯示隨著系統(tǒng)趨于熱平衡狀態(tài)，系統(tǒng)的發(fā)熱量隨時間線性增加，在熱平衡狀態(tài)時趨于恒定；圖5顯示系統(tǒng)熱量的變化率與時間呈線性遞減變化，達到熱平衡狀態(tài)時，變化率趨向于零。

設(shè)定冷卻器傳熱系數(shù)為130W/（m2·℃），散熱面積分別為10m2、12m2、14m2時液壓系統(tǒng)的溫度變化曲線如圖6所示。

圖6 不同散熱面積下系統(tǒng)的溫度Fig.6 Temperature of the system under different heat dissipation areas

由圖6可以看出，當冷卻器的傳熱系數(shù)不變，散熱面積越大，熱平衡溫度越低；隨著散熱面積的增大，溫度的響應(yīng)時間減小。

設(shè)定冷卻器的散熱面積為12m2，傳熱系數(shù)別為100W/（m2·℃）、130W/（m2·℃）、160W/（m2·℃） 時液壓系統(tǒng)的溫度變化曲線如圖7所示。

由圖7可以看出，當冷卻器的散熱面積不變，傳熱系數(shù)越大，熱平衡溫度越低；隨著傳熱系數(shù)的增大，溫度的響應(yīng)時間減小。

圖7 不同傳熱系數(shù)下系統(tǒng)的溫度Fig.7 Temperature of the system at different heat transfer coefficients

5 結(jié)束語

從掘進機液壓系統(tǒng)溫升原因和危害以及熱平衡分析中可知，為盡可能地減小溫升，達到熱平衡狀態(tài)，在掘進機整機結(jié)構(gòu)允許的情況下，應(yīng)盡可能增大油箱的散熱面積，合理的選擇冷卻器和冷卻水量等。通過仿真分析可知，提高冷卻器的散熱面積和傳熱系數(shù)均可使系統(tǒng)溫度的穩(wěn)態(tài)值減小，響應(yīng)時間縮短。以EBZ260W型掘進機為例，綜合考慮冷卻器的安裝空間和傳熱系數(shù)，合理選擇散熱面積為 12m2，傳熱系數(shù)為 130W/（m2·℃）水的冷卻器，液壓系統(tǒng)溫度隨著時間線性增加，在80min達到熱平衡溫度，約為55℃，系統(tǒng)擁有較好的動態(tài)和穩(wěn)態(tài)特性，能夠滿足實際的使用需求。

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