栗君

（上海賽沃特種車輛有限責(zé)任公司，上海 201906）

0 引言

壓縮式垃圾車是市政環(huán)衛(wèi)作業(yè)車輛中比較重要的特種車型，主要用于收集和運輸垃圾。因為生活垃圾的收運過程大多都在居民區(qū)，作業(yè)過程中，噪聲和垃圾散發(fā)出的異味對居民的生活造成一定影響。為了提高作業(yè)效率，減少作業(yè)時間，一些作業(yè)人員會通過提高發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速來增大齒輪泵輸出流量來實現(xiàn)壓縮機(jī)構(gòu)工作效率的提升。

但是，如此操作造成了該車型部分液壓元件（如高壓過濾器）頻繁漏油。通過觀察漏油元器件，發(fā)現(xiàn)其表面上有高溫留下的痕跡，拆開后發(fā)現(xiàn)密封件老化嚴(yán)重。進(jìn)而推斷，造成密封件快速老化的直接原因，是因為液壓油溫度過高。過高的油溫加速了橡膠密封件老化、破損，密封作用降低導(dǎo)致漏油。解決漏油的關(guān)鍵就是解決油溫過高的問題。

1 初步分析液壓油溫度過高的原因

液壓油溫度在正常范圍內(nèi)時，系統(tǒng)運行穩(wěn)定，如果長時間超過允許的正常范圍，高油溫必將對系統(tǒng)產(chǎn)生不利的影響。根據(jù)液壓傳動與控制原理，系統(tǒng)油溫過高的原因主要有以下幾點[1]。

（1）系統(tǒng)壓力太高。

（2）卸荷回路動作不良，當(dāng)系統(tǒng)不需要壓力油時，而油仍在溢流閥的設(shè)定壓力下溢回油箱。

（3）油液冷卻不足。

（4）泵、電機(jī)、閥、油缸及其他元件磨損。

（5）蓄能器容量不足或有故障。

（6）油液臟或供油不足。

（7）油液黏度不對。

（8）油液的阻力過大，如管道的內(nèi)徑和需要的流量不相適應(yīng)或者由于閥規(guī)格過小，能量損失太大。

（9）附近有熱源影響，輻射熱大。

結(jié)合壓縮式垃圾車液壓系統(tǒng)的特點及車輛的使用情況，比較液壓元件發(fā)生漏油前后車輛狀態(tài)的變化，發(fā)現(xiàn)客戶為縮短作業(yè)時間，提高了發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，改變了齒輪泵輸出流量。因此可以初步判斷，故障原因是因為系統(tǒng)流量變大，致使管道內(nèi)油液阻力增大，能量損失嚴(yán)重，引發(fā)油液溫度升高。

2 液壓系統(tǒng)熱功率分析

齒輪泵輸出流量增大，改變了管路里的液壓油的流速，從而引發(fā)沿程阻力損失和局部阻力損失增加[2]。其中，沿程阻力損失是液體在等徑直管內(nèi)流動時因摩擦而產(chǎn)生的壓力損失。管道內(nèi)因油液流動、摩擦而發(fā)生的熱量，大部分通過管道自身散發(fā)，且沿程阻力損失與元件的局部阻力損失相比，多余的熱量可忽略不計[3]。

局部阻力損失是液體流經(jīng)管道的彎頭、接頭、閥口以及突然變化的截面等處時，因流速或流向發(fā)生急劇變化而在局部區(qū)域產(chǎn)生流動阻力所造成的壓力損失。油液通過各種液壓元件的局部阻力損失，一般可從產(chǎn)品樣本中查到，但通常樣本中提供的數(shù)據(jù)是在額定流量Qr下的壓力損失ΔPξ。當(dāng)通過元件的實際流量與其不一致時，可按下式近似計算[4]：

式中ΔPξ——閥組的局部壓力損失，單位Pa

ΔPr——閥組在額定流量Qr下的壓力損失，單位Pa

Q——通過閥組的實際流量，單位m3/s

Qr——閥組的額定流量，單位m3/s

當(dāng)通過閥組的實際流量超過閥組的額定流量時，壓力損失Δpξ與實際流量的平方成正比例關(guān)系。而油液流經(jīng)閥組的功率損失P如下：式中ΔPξ——通過閥組的壓力損失，單位Pa

Q——通過閥組的實際流量，單位m3/s

將式（1）代入式（2）中，得：

從式（3）可以看出，當(dāng)通過閥組的實際流量超過閥組的額定流量時，油液流經(jīng)閥組的功率損失與其實際流量的三次方以及壓力差成正比例關(guān)系。實際流量越大，損失越多。

3 故障車輛壓縮機(jī)構(gòu)油溫升高分析

壓縮式垃圾車的壓縮機(jī)構(gòu)承擔(dān)了該車輛最繁重的裝載作業(yè)任務(wù)。在實際使用中，液壓油發(fā)熱主要發(fā)生在這個環(huán)節(jié)。為能更好地掌握不同工況對液壓系統(tǒng)造成的影響，在壓縮機(jī)構(gòu)工作時，通過使用HYDROTECHNIK 的測試系統(tǒng)，對上述原理涉及的回路進(jìn)行數(shù)據(jù)收集，再通過對圖形化的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析、比較，能夠更直觀地發(fā)現(xiàn)問題。

根據(jù)壓縮機(jī)構(gòu)部分的原理圖（圖1），在刮板油缸和升降板油缸的有桿腔和無桿腔油路上，分別加裝壓力傳感器，測量油缸端的壓力變化。在控制閥組的進(jìn)油管路上加裝流量傳感器和溫度傳感器，測量流入控制閥組的液壓油流量和溫度。

圖1 壓縮機(jī)構(gòu)部分的液壓原理圖

首次測量，旨在收集齒輪泵輸出流量發(fā)生變化前后，油缸端壓力以及液壓油流量和溫度的數(shù)據(jù)。環(huán)境溫度18℃；車輛作業(yè)狀態(tài)為空載運行，在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min 和1 600 r/min 兩種狀態(tài)下，分別測量壓力、流量和溫度。

由圖2可知，空載運行下，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)整至1 000 r/min 時，齒輪泵的理論輸出流量為：

Q1=齒輪泵排量×轉(zhuǎn)速×齒輪泵效率

該齒輪泵的排量為0.04 L/r，齒輪泵效率為0.9，則該齒輪泵的輸出流量為36.0 L/min。循環(huán)作業(yè)時，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在900～1 000 r/min 擺動。

由圖3可知，空載狀態(tài)下，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)整至1 600 r/min，齒輪泵的理論輸出流量Q2為57.60 L/min。循環(huán)作業(yè)時，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1 350～1 600 r/min 擺動。兩種工況下的數(shù)據(jù)對比如表1所示。

表1 兩種工況下的數(shù)據(jù)比較

再結(jié)合圖2和圖3可以看出，同一工況下，刮板打開和升降板下降過程中，閥組進(jìn)油量?。还伟彘]合和升降板上升過程中，閥組進(jìn)油量大。兩種工況下，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速越高，流入控制閥組的流量越大，通過閥組流回油箱的回油量也越大。

圖2 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min 時的測量數(shù)據(jù)

圖3 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 600 r/min 時的測量數(shù)據(jù)

已知測量中的刮板油缸無桿腔與有桿腔的容積比為1.80，升降板油缸無桿腔與有桿腔的容積比為1.57。原控制閥組的額定流量為40.00 L/min。那么在不考慮閥及油缸可能存在的泄漏情況下，根據(jù)圖2及圖3中所測量的閥組進(jìn)油流量，可以推算出經(jīng)過控制閥組的回油流量（表2）。

根據(jù)表2，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，刮板閉合和升降板上升動作時，回油量均不超過閥組的額定流量。而刮板打開和升降板下降動作時，回油量超過閥組的額定流量。當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速提升至1 600 r/min 后，流入和流出閥組的實際流量都將超過閥組的額定流量，相較轉(zhuǎn)速為1 000 r/min 的工況，局部阻力損失、功率損失增加，損失的能量轉(zhuǎn)化為熱能。而持續(xù)作業(yè)，產(chǎn)生的熱量得不到及時消散，故而在被液壓油吸收后，油溫呈階梯性升高。

表2 通過控制閥組的回油量的估算

比較2 組測試曲線，可以直觀地發(fā)現(xiàn)，齒輪泵輸出流量是系統(tǒng)的主動因素，油缸端壓力（空載狀態(tài)下）和油液溫度為被動因素。當(dāng)流經(jīng)控制閥組的流量增加時，不僅引起油缸管路里的壓力變化，還影響了油液的溫度變化趨勢。即在車輛空載運行下，流量增加，使得油缸端的回油背壓升高，同時加劇油溫快速升高。

4 實踐論證

超過額定流量的液壓系統(tǒng)，壓力損失嚴(yán)重，功率損失增加，導(dǎo)致油液溫度升高。長期運行下，會對液壓元件造成不同程度的損害。顯然，原有控制閥組的額定流量已經(jīng)不能滿足流量增大的工況，不僅原有控制閥組成為系統(tǒng)的瓶頸，而且原有管路也略顯不足。

考慮壓縮式垃圾車的發(fā)展，在排除油溫過高故障的同時，應(yīng)提高液壓系統(tǒng)的性能。據(jù)此，對液壓系統(tǒng)做出了如下的調(diào)整，來降低沿程阻力損失和局部阻力損失。

（1）提高液壓系統(tǒng)控制閥組的額定流量，并根據(jù)不同車型，有針對性的改進(jìn)。對于小噸位車型，由于結(jié)構(gòu)相對緊湊，不適用多路閥。故而在原板式疊加閥的基礎(chǔ)上，最大限度擴(kuò)大底板上油路的通徑，由原來的Φ6.0 mm 擴(kuò)大到Φ7.6 mm；額定流量由40.00 L/min 提高到約60.00 L/min。對于中高噸位的車型，結(jié)構(gòu)空間相對寬松，可以選用多路閥，用多路閥取代原板式疊加閥，額定流量可以由40.00 L/min 提高到100.00 L/min。

（2）閥組的額定流量提升后，管路通徑也需做適當(dāng)調(diào)整。增大吸油、壓油和回油管道內(nèi)徑，以及刮板和升降板油缸的無桿腔、有桿腔連接的管路內(nèi)徑，盡量在原有基礎(chǔ)上，提升一個規(guī)格。

在對壓縮機(jī)構(gòu)的液壓系統(tǒng)進(jìn)行上述調(diào)整后，借助HYDROTECHNIK 的測試系統(tǒng)對同型號非同一輛壓縮式垃圾車進(jìn)行再一次測量，旨在檢驗上述措施對系統(tǒng)的影響。測量前做了一定調(diào)整，流量測量由進(jìn)油量測量改為回油量測量，環(huán)境溫度20℃，空載運行。

在收集到的其中一組數(shù)據(jù)中（圖4），發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速在1 500～1 700 r/min 擺動，經(jīng)控制閥組回油的流量，最大可以達(dá)到90.00 L/min。在測試的300.00 s 里，包含了近23 次壓縮機(jī)構(gòu)循環(huán)，每次循環(huán)平均用時為300.00/23 ≈13.04 s；觀察到溫度變化約為ΔT=37.0-34.0=3.0℃。

圖4 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 500～1 700 r/min 時的測量數(shù)據(jù)

綜上，比較前后2 次發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在1 600 r/min 的測量情況，增大管道及閥組的通徑后，大大減小了油路中的阻力。即便是在刮板打開和升降板下降的運動過程中，油缸無桿腔回油背壓均有所減小，有桿腔進(jìn)油壓力也隨之減小，壓力環(huán)境得到改善。

另一方面，管道及閥組的通徑增大，沿程阻力損失和局部阻力損失大大降低。系統(tǒng)本身產(chǎn)生的熱量較之前大幅減少，油溫快速升高的趨勢得到緩解。

5 結(jié)束語

通過上述分析，液壓系統(tǒng)中流量增大，超過元件本身額定流量時，會造成系統(tǒng)壓力損失增加和液壓油溫度升高。這符合前文所述“油液的阻力過大，如：管道的內(nèi)徑和需要的流量不相適應(yīng)或者由于閥規(guī)格過小，能量損失太大”。故而，系統(tǒng)中流量變化時，液壓元件應(yīng)做適當(dāng)調(diào)整，避免實際流量與額定流量不匹配時，造成油溫升高的不利影響。