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(xiàn)液壓支架整體不轉(zhuǎn)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(fā)展和普及，大坡度巷道越來越多，目前國內(nèi)的陜西、山西、內(nèi)蒙、寧夏、山東等部分礦區(qū)平均坡度可達8°以上，局部甚至出現(xiàn)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(tǒng)、工作系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)均采用液壓驅(qū)動，當支架搬運車長時間處于爬坡工況時，液壓系統(tǒng)長期處于高壓運行狀態(tài)，致使液壓系統(tǒng)發(fā)熱量較大，此時若散熱系統(tǒng)不能及時將熱量散出，將導致油溫過高現(xiàn)象。油液溫度過高將使液壓油氧化失效，產(chǎn)生的雜質(zhì)會阻塞節(jié)流孔；油溫增高后，液壓油的黏度降低，系統(tǒng)泄漏增加，元件磨損加劇，縮短元件壽命[1，2]。液壓油持續(xù)過熱將導致支架搬運車液壓系統(tǒng)失效，最終降低生產(chǎn)效率甚至生產(chǎn)事故，因此液壓系統(tǒng)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(fā)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(tǒng)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(zhì)、油液參數(shù)等諸多因素有關，往往在系統(tǒng)設計之初無法準確計算，僅能通過理論公式或類比經(jīng)驗進行初步估算，然后經(jīng)過樣機試驗進行驗證，并根據(jù)產(chǎn)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(xiàn)液壓系統(tǒng)油溫過高現(xiàn)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(nèi)部溫度更高，超出了液壓系統(tǒng)持續(xù)工作的允許溫度。本文通過對該車散熱系統(tǒng)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(tǒng)

某型大坡度支架搬運車行走系統(tǒng)采用閉式液壓系統(tǒng)驅(qū)動(6輪驅(qū)動)。該車液壓系統(tǒng)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(zhuǎn)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(tǒng)左右兩側(cè)相互對稱，采用了普通的變量泵驅(qū)動變量馬達的閉式系統(tǒng)方案。支架搬運車單側(cè)行走液壓系統(tǒng)原理如圖1 所示，發(fā)動機帶動閉式泵，閉式泵將壓力油傳輸給單側(cè)的3個驅(qū)動馬達，馬達帶動輪驅(qū)減速器，進而驅(qū)動車輪行走[1，2]。行走系統(tǒng)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(cè)，通過變量馬達沖洗閥將系統(tǒng)內(nèi)的高溫液壓油排出，通過液壓系統(tǒng)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(cè)行走系統(tǒng)液壓原理圖

2 閉式液壓系統(tǒng)油液高溫原因分析

為進一步確定液壓系統(tǒng)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(tǒng)所需的相關參數(shù)，進而確定最優(yōu)的解決辦法[4-8]。

2.1 閉式液壓系統(tǒng)散熱理論計算

2.1.1 系統(tǒng)發(fā)熱量

在支架搬運車閉式液壓系統(tǒng)中，由于內(nèi)部泄漏及摩擦阻力的存在，導致一部分的系統(tǒng)功率損失轉(zhuǎn)化成熱量被系統(tǒng)的油液及元器件所吸收，使油液溫度升高。根據(jù)能量守恒定律，系統(tǒng)的損失功率為系統(tǒng)的發(fā)熱功率。如果設系統(tǒng)的功率為P，總效率為η，系統(tǒng)的總發(fā)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(tǒng)的流量，L/min；Δp為系統(tǒng)的工作壓差，MPa。

2.1.2 系統(tǒng)油液吸熱量

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

θ=KLρCPΔt/60(4)

式中：θ為系統(tǒng)吸熱功率，kW；K為補油系數(shù)；L為系統(tǒng)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(tǒng)內(nèi)的凉油與系統(tǒng)內(nèi)熱油的溫差。

2.1.3 系統(tǒng)油液所需的散熱量

支架搬運車閉式液壓系統(tǒng)散發(fā)的熱量，主要包括三部分：液壓油散熱器散發(fā)的熱量、液壓油箱表面散發(fā)的熱量、通過管路及系統(tǒng)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(shù)熱量通過風冷器散出，閉式系統(tǒng)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(tǒng)內(nèi)的凉油與系統(tǒng)內(nèi)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(tǒng)中，閉式液壓系統(tǒng)持續(xù)常工作的必要條件是：油液的吸熱功率與散熱功率、系統(tǒng)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(qū)動系統(tǒng)油溫的測算

根據(jù)前文理論分析，以該型大坡度支架搬運車閉式系統(tǒng)出現(xiàn)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(chǎn)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(jīng)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(tǒng)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(fā)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(fā)動機內(nèi)外循環(huán)水溫的相關數(shù)據(jù)，以便于后面散熱系統(tǒng)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(huán)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(shù)據(jù)見表1。

圖2 額定載重下測試車輛現(xiàn)場

圈數(shù)進油口溫度/℃出油口溫度/℃溫差/℃油箱油液溫度/℃內(nèi)循環(huán)水溫/℃外循環(huán)水溫/℃51015206068758552586674810911617078847980828260646465

注：測試時外界環(huán)境溫度25℃，風力≤3級，無持續(xù)風向。考慮油液高溫會損壞液壓系統(tǒng)，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(shù)據(jù)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(nèi)，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(tǒng)出現(xiàn)高溫，與實際情況相符。從跑合試驗可以看出，發(fā)動機水循環(huán)散熱器散熱功率滿足系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)的熱平衡溫度，而液壓泵和液壓馬達內(nèi)部的溫度是高于系統(tǒng)熱平衡溫度的，增大沖洗流量可降低泵或馬達的內(nèi)部溫度，但補油壓力的大小直接影響系統(tǒng)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(diào)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(tǒng)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(jù)參考文獻[9]的補油量計算方法可知，該車閉式系統(tǒng)補油量設計合理。已知該車的單側(cè)驅(qū)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(jīng)現(xiàn)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(tǒng)中已設計有油箱強制冷卻循環(huán)系統(tǒng)(如圖1液壓原理圖所示)。對比其他同類車型匹配經(jīng)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(jié)構(gòu)示意圖

該型支架搬運車車散熱器組成結(jié)構(gòu)如圖3所示，其液壓油散熱器布置在發(fā)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(jīng)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(huán)境溫度的溫差、空氣流量、散熱面積、散熱系數(shù)。對該車型的閉式系統(tǒng)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(shù)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(fā)動機軸承載荷限制，且增大吸風功率會降低發(fā)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(shù)據(jù)見表2。

表2 通過散熱器的風速測試數(shù)據(jù) 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。空擋位踩油門到底，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2000r/min。

由表2通過散熱器的風速測試數(shù)據(jù)可知，靠近散熱器下半部風速較大，上部風速相對較小。經(jīng)過對原車分析可知，由于煤礦井下用車的防護需求，發(fā)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(fā)動機及旋轉(zhuǎn)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(nèi)串聯(lián)一個副散熱器(如圖4所示)，同時在發(fā)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(fā)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(jù)樣機所測試的數(shù)據(jù)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(jīng)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(tǒng)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(huán)境溫度為28℃的條件下，液壓油箱溫度可穩(wěn)定在65℃，馬達表面溫度穩(wěn)定在72℃，滿足設計使用要求，液壓系統(tǒng)油溫高的問題得到了解決，樣車經(jīng)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(jié) 論

1)在閉式系統(tǒng)設計時，應根據(jù)系統(tǒng)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(tǒng)時可采用試驗方法獲得相關數(shù)據(jù)來估算系統(tǒng)的相關參數(shù)。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(tǒng)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(jù)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(fā)動機艙時，在滿足其他設計要求的前提下，應優(yōu)先分散熱源。液壓系統(tǒng)發(fā)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(nèi)部增加強制通風管道，以增大散熱面積。