摘要：為解決某型號汽車起重機散熱效果差的問題，研究其液壓系統(tǒng)原理，根據(jù)主要元件的產(chǎn)熱與散熱特性，建立了液壓系統(tǒng)的熱平衡數(shù)學(xué)模型;基于AMESim軟件建立了汽車起重機在發(fā)動機高速空載狀態(tài)下的熱液壓系統(tǒng)仿真模型，并通過實驗對比散熱器進出口的溫度驗證了仿真模型的準確性;分析了發(fā)動機高速空載工況下4個泵的壓力損失特性.結(jié)果表明：2號泵能量損失最大，約38%，由多路閥和中心回轉(zhuǎn)體的能量損失而產(chǎn)生的熱量是液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱源;3號泵和4號泵的回油產(chǎn)熱也較大，且由于原始設(shè)計中回油沒有經(jīng)過冷卻處理，導(dǎo)致汽車起重機液壓系統(tǒng)整體的散熱效果較差，通過將回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的回油引入散熱器，改進后的多路閥各口出口溫度降低，油箱的出口溫度也明顯降低，提高了液壓系統(tǒng)的散熱效果，改進合理有效，為今后改進汽車起重機液壓系統(tǒng)的熱管理控制策略提供了指導(dǎo).

關(guān)鍵詞：汽車起重機;發(fā)動機高速空載;熱平衡;AMESim;實驗驗證;改進

中圖分類號：TH243文獻標志碼：A

Thermal Characteristics Analysis of a Certain Type of Truck Crane Engine under Highspeed No-load Condition

CHEN Jinshi ZHANG Zhiwei LIU Guannan HE Chunhui YANG Shuwei WEI Xing3

（1. School of Mechanical and Aerospace Engineering，Jilin University，Changchun 130025，China;

2. CRRC Changchun Railway Vehicles Co.，Ltd.，Changchun 13006 China;

3. Vocational Foundation Department，Changchun Vocational Institute of Technology，Changchun 13003 China）

Abstract：In order to solve the problem of poor heat dissipation effect of a certain type of truck crane，the principle of its hydraulic system was studied. According to the heat generation and heat dissipation characteristics of the main components，the mathematical model of heat balance of the hydraulic system was established. Based on the software AMESim，a simulation model of the thermal hydraulic system of the truck crane in the no-load state of the engine was established，and the accuracy of the simulation model was verified by comparing the temperature of the radiator inlet and outlet. The pressure loss characteristics of four pumps under high speed no-load condition were analyzed. The results show that the energy loss of No. 2 pump is the largest，about 38%. The heat generated by the energy loss of the multi-way valve and the center rotating body is the main heat source of the hydraulic system. No. 3 pump and No. 4 pump return oil heat production are also large，but because the original design of the return oil is not cooled，resulting in a poor overall heat dissipation effect of the hydraulic system of the truck crane. By introducing the return oil of the rotary system and the control system into the radiator，the improved multi-way valve outlet temperature is reduced，and the outlet temperature of the oil tank is also significantly reduced，which improves the heat dissipation effect of the hydraulic system. The improvement is reasonable and effective，and provides guidance for improving the thermal management and control strategy of the hydraulic system of the truck crane in the future.

Key words：truck crane;no-load state of the engine;thermal equilibrium;AMESim;experiment verify;improvement

隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，國家基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)的規(guī)模越來越大，起重機行業(yè)發(fā)展迅速.汽車起重機憑借其行駛速度快、作業(yè)性能高、結(jié)構(gòu)簡單、可在吊運和轉(zhuǎn)運間隨時變換及可接通用底盤以適應(yīng)不同的路況行駛條件等優(yōu)勢，受到人們越來越多的關(guān)注[1].目前，國內(nèi)的汽車起重機產(chǎn)業(yè)雖然取得了很大進展，但在產(chǎn)品技術(shù)、性能和能量損失等方面的研究與國外相比仍有一定的差距，導(dǎo)致市場上國外機型仍占據(jù)重要地位[2].為了解決液壓系統(tǒng)熱損耗過多的問題，國內(nèi)研究大多考慮增大散熱面積、增大風扇的轉(zhuǎn)速以及更換油箱和液壓油等方式，但忽略了熱量的源頭問題，且目前國內(nèi)針對汽車起重機熱損耗問題的研究較少.

現(xiàn)階段，國外針對汽車的散熱系統(tǒng)研究較多，工程機械方面的研究相對較少[3].Minav等人對驅(qū)動液壓系統(tǒng)進行了熱分析，并且在不同的環(huán)境溫度操作條件下，通過測量驗證了與溫度有關(guān)的損耗[4];Kulkarni等人通過改變油箱的結(jié)構(gòu)和材料來降低不必要的熱損耗，對通過降低熱損耗來提高電源效率進行了研究和分析[5];Jamroziak等人以內(nèi)燃機為例，對道路車輛動力系統(tǒng)的熱交換進行了理論分析，并使用Matlab-Simulink聯(lián)合仿真，驗證了理論模型的準確性[6];Konev等人通過對液壓制動器熱制備方法和熱平衡計算方法的分析，提出并研究了液壓制動器加熱系統(tǒng)，通過建立熱工過程的數(shù)學(xué)模型，確定了傳熱溫度和液壓缸溫度的實時變化[7].

在國內(nèi)，Guo等人建立了基于AFT算法的熱工水力分析方程，對散熱系統(tǒng)進行了穩(wěn)態(tài)熱工水力分析，確定了壓力損失最大的路徑，并利用控制閥上的壓力損失來建立每個管道連接點所需的流量平衡[8];王振寶等人分析了裝載機液壓系統(tǒng)的加熱機理和傳熱過程，建立了液壓傳動系統(tǒng)的熱平衡模型和產(chǎn)熱優(yōu)化模型，并利用Matlab軟件對油溫進行了精準預(yù)測[9];吳相斌計算了鑿巖車液壓驅(qū)動單元、油箱和冷卻系統(tǒng)的散熱功率，并針對散熱問題提出了解決方案[10];劉文平等人研究了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)主要工作參數(shù)對液壓油溫度的影響，構(gòu)建了熱平衡數(shù)學(xué)模型和數(shù)值模擬模型，確定了閉式液壓系統(tǒng)內(nèi)部油溫的預(yù)測方法，彌補了傳統(tǒng)經(jīng)驗算法能量損失計算不全的不足[11];牛宏杰等人分析了滑移裝載機的液壓系統(tǒng)熱平衡性能，分析了整機的散熱功率，并提出了優(yōu)化方案[12];韓孟虎等人分析了柱塞泵的傳熱機理，并利用AMESim軟件對柱塞泵進行了溫度仿真計算[13];李世民等人通過分析特種車輛隨車起重機液壓系統(tǒng)在可靠性試驗中的熱平衡，得到了系統(tǒng)到達熱平衡的熱量及時間變化規(guī)律[14];王劍鵬等人針對裝載機工作過程中的液壓系統(tǒng)過熱問題，確定了過熱原因是液壓油散熱器的布置不合理，并進行了優(yōu)化改進[15].現(xiàn)階段的熱平衡研究大多數(shù)針對元件結(jié)構(gòu)及模型分析，對于汽車起重機的熱損耗源頭問題的研究相對較少，因此研究整機的產(chǎn)熱來源和熱功率特性并加以改進具有重要意義.

基于以上研究，本文以某一型號汽車起重機的液壓系統(tǒng)為研究對象，通過熱平衡數(shù)學(xué)模型研究了發(fā)動機高速空載狀態(tài)下整機的熱特性，建立了熱液壓系統(tǒng)仿真模型.采用理論分析、動態(tài)仿真和實驗驗證相結(jié)合的方法，全面分析了發(fā)動機高速空載工況下汽車起重機液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱來源，所提出的結(jié)構(gòu)改進有效提高了散熱效果，為今后整機的散熱改進設(shè)計提供了參考.

1液壓系統(tǒng)原理

某型號汽車起重機的液壓系統(tǒng)原理如圖1所示，是典型的定量泵負載敏感系統(tǒng)[16].

汽車起重機發(fā)動機高速空載工作過程中，1號泵為卷揚系統(tǒng)供油;2號泵在伸縮或者變幅動作時為伸縮和變幅系統(tǒng)供油，當起重機無伸縮和變幅動作，且處于卷揚狀態(tài)時，2號泵提供的壓力油通過合流閥與1號泵共同為卷揚系統(tǒng)供油;3號泵和4號泵分別為回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和控制部分提供壓力油[16].在原始設(shè)計中，1號泵和2號泵的回油在合流后流入散熱器中，由于3號泵和4號泵使用時間較短且流量較小，因此回油不流經(jīng)散熱器.

從現(xiàn)場測試反饋的數(shù)據(jù)可知，系統(tǒng)在發(fā)動機高速空載狀態(tài)下產(chǎn)熱明顯：3號泵在發(fā)動機高速空載時能量損失較多，且這部分能量全部轉(zhuǎn)換為熱量，從后文實驗結(jié)果中可以看到3號泵回油溫度較高;4號泵的控制系統(tǒng)所需壓力為2 MPa，但從實際測試情況來看，在泵高速情況下，控制閥P 口壓力可達6 MPa，泵口壓力達到9 MPa，壓力損失太大.而在中、低轉(zhuǎn)速狀態(tài)下，系統(tǒng)產(chǎn)熱并不明顯，所以本文將研究發(fā)動機高速空載狀態(tài)下汽車起重機液壓系統(tǒng)的熱能耗特性.

2液壓系統(tǒng)熱平衡分析

為建立整車的液壓系統(tǒng)熱平衡分析數(shù)學(xué)模型，假設(shè)在整個循環(huán)工況下液壓油的自身屬性保持不變.

2.1循環(huán)工況產(chǎn)熱分析

汽車起重機在長時間的循環(huán)工況下，泵和馬達的機械損失及容積損失是熱量的重要來源.液壓元器件如中心回轉(zhuǎn)體、回程管路和各類閥的阻性損失，系統(tǒng)摩擦產(chǎn)生的熱量也是系統(tǒng)能量的主要損失.計算液壓系統(tǒng)內(nèi)流體元件的溫度變化，主要是根據(jù)各個元件的產(chǎn)熱特征，依據(jù)能量守恒定律，推導(dǎo)它們的產(chǎn)熱量.

2.1.1液壓泵、馬達的產(chǎn)熱功率

對于泵和馬達這樣的容性元件，根據(jù)流體焓的計算公式和能量守恒定律，得到溫度和壓力的轉(zhuǎn)換公式為[17]：

忽略少部分進入泵體的能量，則泵的產(chǎn)熱來源于機械損失，即為了抵消傳動軸上產(chǎn)生的阻力矩而消耗的一些輸入功率，故泵的產(chǎn)熱功率為：

2.1.2液壓閥的產(chǎn)熱功率

通過閥口過流面積的改變，達到液壓閥對液壓油壓力、方向和流量的控制.根據(jù)能量守恒定律，產(chǎn)生的液壓閥前后壓降將轉(zhuǎn)化為熱能儲存在油液中，導(dǎo)致油液升溫.故液壓閥的產(chǎn)熱功率公式為[18-18]：

式中：P_fq、P_fh分別為液壓閥阻尼孔前后的壓力，Q_F為通過液壓閥的液壓流量.

2.1.3阻性元件的產(chǎn)熱功率

液壓流體在橫截面不變的管路等阻性元件中流過一定長度時，會因附著力而產(chǎn)生壓力損失，且全部轉(zhuǎn)化為熱量，產(chǎn)熱功率為[20]：

式中：L為管路的沿程長度;D為管路直徑.

2.2循環(huán)工況散熱分析

液壓系統(tǒng)的散熱主要是指液壓系統(tǒng)向外部環(huán)境傳遞的熱量.在熱量的傳遞過程中，主要散熱形式包括散熱器、液壓油箱的熱對流以及管路和閥體等阻性元件的熱輻射三種[20].

2.2.1散熱器

液壓系統(tǒng)主要采用風冷式散熱器，散熱器的散熱量為[20]：

式中：T_SO、T_Sl分別為散熱器出口處和入口處溫度.

2.2.2液壓油箱的熱對流

油箱散熱量的計算公式如下[20]：

式中：f為液壓油的導(dǎo)熱系數(shù);Nu為努塞爾數(shù)，一般為固定值;A_D為熱傳導(dǎo)換熱面積;d為特征長度;T_Yl、T_YO分別為油箱出口處和入口處溫度.

2.2.3阻性元件的熱輻射

管路等阻性元件的輻射散熱量計算采用較簡單的模型，輻射散熱量為[20]：

式中：A_F為輻射換熱面積;ε為管路材料黑度;σ為斯忒芬-波爾斯曼常數(shù);T_K、T_H分別為殼體表面溫度和環(huán)境溫度.

對于起重機來說，由于其內(nèi)部空間的局限性，管路等阻性元件基本是處于較為封閉的狀態(tài)，并且油箱內(nèi)側(cè)緊挨著發(fā)動機部件，導(dǎo)致油箱的散熱只能靠外側(cè)進行，所以起重機液壓系統(tǒng)主要通過散熱器散熱.

因此，為確定汽車起重機發(fā)動機高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)的主要產(chǎn)熱源，需要根據(jù)熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)元件主要參數(shù)及實際工況等搭建相應(yīng)的AMESim模型.

3AMESim模型搭建

根據(jù)上文的分析可得，汽車起重機主要的產(chǎn)熱元件有液壓泵、馬達、多路閥、平衡閥、中心回轉(zhuǎn)體和沿程管路等.多路閥、平衡閥和中心回轉(zhuǎn)體可直接使用熱液壓標準庫中現(xiàn)有的元件;泵、馬達等部件，機械標準庫中有對應(yīng)的元件，故無須搭建模型，直接調(diào)用即可;對于散熱器和油箱，由于要考慮散熱面積、散熱系數(shù)、液面高度和散熱方式，故采用熱液壓庫和熱庫中的元件建立仿真機構(gòu).結(jié)合信號控制庫，整機系統(tǒng)液壓熱仿真模型如圖2所示.

AMESim液壓熱仿真模型中各個元件的參數(shù)主要根據(jù)汽車起重機熱液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)實際測繪及實際工況來設(shè)定，充分保證模型的準確性，其中部分關(guān)鍵參數(shù)如表1所示.

其中1號泵和2號泵是為系統(tǒng)卷揚提供流量的，3號泵和4號泵分別為回轉(zhuǎn)和控制油路提供壓力油，散熱器容量足以滿足所有回油流量的需要.

4仿真研究與實驗分析

通過北京波普的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)將布置在液壓系統(tǒng)管路上及重點部位的溫度傳感器和壓力傳感器的模擬信號轉(zhuǎn)換為數(shù)字信號送入計算機，利用計算機軟件對整個測試過程的實驗數(shù)據(jù)進行實時采集、存儲，然后對實驗數(shù)據(jù)進行處理和分析.根據(jù)汽車起重機液壓系統(tǒng)的實際情況和分析所需，安裝壓力傳感器和溫度傳感器，以測試3個泵負載反饋進出口、平衡閥與主卷馬達之間以及多路閥的進出口壓力及轉(zhuǎn)速信號和油箱進出油口、3個泵進出口以及散熱器的進出口溫度信號.結(jié)合整車結(jié)構(gòu)，實驗測點布置如圖3所示.

測點包括：2號泵進油壓力測點A1和負載反饋測點A 3號泵進油壓力測點A3和負載反饋測點A 4號泵進油壓力測點A5，主卷平衡閥C3測點A6，平衡閥與馬達之間測點A7，主卷馬達轉(zhuǎn)速傳感器測點A8;油管回油口溫度測點B 油箱吸油口溫度測點B 油箱外側(cè)溫度測點B 油箱底側(cè)溫度測點B 散熱器入口溫度測點B5和出口溫度測點B6，多路閥B 口溫度測點B7，A 口溫度測點B8，P 口溫度測點B9.溫度傳感器貼在被測試部分表面，為了保證其溫度不受外界環(huán)境的影響，在每個溫度傳感器外面加上隔熱材料以消除外界環(huán)境的影響.其中壓力傳感器量程為0～30 MPa，溫度傳感為-20 ℃～100 ℃，各傳感器輸出1～5 V電壓信號，經(jīng)轉(zhuǎn)換后輸出對應(yīng)實驗值.

4.1仿真模型驗證

圖4為一個工作周期內(nèi)液壓泵的轉(zhuǎn)速變化情況.由圖可以看出：汽車起重機在空載的0～50 s內(nèi)，液壓泵開始供油，流量流經(jīng)多路閥后進入系統(tǒng)，一直持續(xù)供油直到液壓泵轉(zhuǎn)速達到最大;高速持續(xù)了1 000 s 后，液壓泵轉(zhuǎn)速開始逐漸下降.在每個轉(zhuǎn)速狀態(tài)下維持6 min左右，一直到怠速，整個過程中采集液壓系統(tǒng)各點的壓力和溫度參數(shù).

液壓系統(tǒng)在發(fā)動機高速空載情況下四個泵的能量損失情況如圖5所示.其中2號泵能量損失最大，約為38%.圖6為發(fā)動機高速空載工況下2號泵各部分能量損失情況.由圖可以看出，在上車多路閥上損失的功率最大，占32%，這部分能量損失主要是由分流閥引起的.主要原因是液壓系統(tǒng)工作時要合理分配流量，流量頻繁通過分流閥導(dǎo)致能量損失較大.2號泵出口至上車多路閥入口能量損失次之，占30%，這部分能量損失主要是由中心回轉(zhuǎn)體及管路引起的，它們的沿程損失也較大，損失全部轉(zhuǎn)換為熱量，導(dǎo)致系統(tǒng)產(chǎn)熱增多.

同時，在發(fā)動機高速空載工況下，實驗樣機液壓系統(tǒng)一個周期內(nèi)散熱器進、出口溫度特性曲線如圖7 所示.

從圖7曲線中可以看出：散熱器進出口溫度在前1 250 s逐漸上升，以后溫度逐漸下降，主要是因為液壓泵轉(zhuǎn)速降低后產(chǎn)熱減少.在前1 250 s散熱器進出口溫度差呈逐漸上升趨勢，最大溫差幅度約為7℃，此后溫差幅度逐漸減小.2 400 s之后，散熱器進出口溫度基本相同，原因主要是轉(zhuǎn)速降低后，3號泵和4號泵的回油產(chǎn)熱量占大部分，但是回油并沒有進行冷卻處理，導(dǎo)致散熱器散熱效果變差，在后文的實驗分析中有詳細介紹.

對比圖8的運用AMESim軟件對散熱器進出口溫度所做的仿真曲線，可得散熱器進出口溫度特性與實際溫度特性形狀相似、趨勢相近，具有高度一致性，結(jié)合圖15和圖16的對比分析，可得仿真與實驗結(jié)果基本相符，即仿真模型準確可靠.但在對應(yīng)的具體數(shù)值上仍有不同：實驗過程中散熱器的進出口溫度波動較大，入口處溫度值略大于仿真結(jié)果.主要原因是仿真模型中對管路等元件的屬性設(shè)置比較固定，而且無法將變化的環(huán)境溫度和管路沿程損失準確地包含在內(nèi)，與實際情況存在差異.

總體來說，仿真模型能夠較好地體現(xiàn)液壓系統(tǒng)的熱特性，仿真過程完整復(fù)現(xiàn)了實驗的發(fā)動機高速空載工況，仿真結(jié)果與實驗結(jié)果具有高度一致性，可以用來對汽車起重機的液壓系統(tǒng)熱特性進行研究與改進.

接下來研究3號泵和4號泵的壓力損失情況.

4.2壓力特性實驗分析

圖9及圖10分別為3號泵和4號泵的壓力-時間特性曲線.從圖9可以看出：3號泵出口壓力最高達5.8 MPa，3號泵至下車多路閥出口之間壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.2 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時壓力損失為0.76 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min 時壓力損失為1.1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.7 MPa，這個壓力損失太大，這部分損失主要是由下車多路閥引起的.下車多路閥出口至回轉(zhuǎn)閥入口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.1 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時壓力損失為0.5 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時壓力損失為0.8 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.2 MPa.回轉(zhuǎn)閥人口與出口之間的壓力損失在泵低速（880 r/min）情況下為0.48 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時壓力損失為0.8 MPa，在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min時壓力損失為1 MPa，在高速（2 250 r/min）情況下為1.4 MPa，這個壓力損失也太大.從圖10可以看出：發(fā)動機轉(zhuǎn)速大約為1 800 r/min時測試4號泵的壓力損失情況，出口的壓力也基本穩(wěn)定在6.3 MPa左右，前后壓力損失太大.

5熱特性問題改進

根據(jù)上文分析可得：汽車起重機在發(fā)動機高速空載工況下，3號泵前后壓力損失較大，且回油溫度較高，但目前的系統(tǒng)中并沒有對回轉(zhuǎn)閥的回油進行冷卻.雖然4號泵流量不大，但由于管路很長，造成回油壓力損失過大.因此建議將3號泵所供能的回轉(zhuǎn)系統(tǒng)和4號泵供能的控制系統(tǒng)回油引入散熱器，提高液壓系統(tǒng)的散熱效果.改進后的AMESim仿真模型如圖11所示.

5.1多路閥的溫度仿真分析

仿真模擬汽車起重機發(fā)動機高速空載時多路閥各口的溫度變化特性，仿真條件同上，對比改進前后多路閥各口的溫度狀況，仿真曲線如圖12～圖14所示.

由圖12～圖14可以看出，汽車起重機在仿真運行過程中，改進后的多路閥B口最高溫度由65 ℃降為58 ℃，P 口最高溫度由66 ℃降為58 ℃，A 口最高溫度由68 ℃降為62 ℃，散熱效果明顯提高.

5.2油箱進出口溫度實驗分析

為了使結(jié)果更具有可靠性，在實驗樣機中將3 號泵與4號泵的回油管合流接入散熱器中，利用溫度傳感器采集到的油箱出口改進前后的溫度數(shù)據(jù)曲線，如圖15所示.與圖16油箱溫度仿真曲線進行比較，分析結(jié)構(gòu)改進是否合理有效.

通過對比圖15和圖16發(fā)現(xiàn)，油箱的仿真溫度特性與實際溫度值具有高度一致性，誤差很小.油箱的出口溫度明顯降低，即將3號泵與4號泵的回油管合流接入散熱器中的改進是合理有效的.

綜合以上分析可以看出，在發(fā)動機高速空載工況下，2號泵的能量損失最大，3號泵多路閥的壓力損失和4號泵回油長管路的沿程損失是造成后期散熱器散熱效果降低的主要原因.考慮整車結(jié)構(gòu)與布置的影響，將3號泵與4號泵的回油管路合流接入散熱器中，提高散熱效果.結(jié)合實驗結(jié)果可以看出，改進后的散熱效果明顯提高，與仿真分析結(jié)果一致.

6結(jié)論

本文依據(jù)理論、實驗、仿真三者結(jié)合的研究方法，分析了發(fā)動機高速空載下汽車起重機液壓系統(tǒng)的熱功率特性，并提出了改進方案，得到以下結(jié)論：

1）建立了汽車起重機液壓系統(tǒng)熱平衡數(shù)學(xué)模型.運用AMESim軟件建立了汽車起重機熱特性仿真模型，仿真與實驗結(jié)果的高度一致性驗證了模型的正確性.

2）實驗數(shù)據(jù)分析結(jié)果表明：發(fā)動機高速空載狀態(tài)下液壓系統(tǒng)2號泵能量損失最大;3號泵和4號泵的回油沒有冷卻過程，導(dǎo)致散熱器散熱效果降低.

3）本文提出了將3號泵和4號泵的回油合流接入散熱器的改進方式.改進前后的液壓元件熱特性仿真數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)的對比表明：該改進方式提高了散熱效果.這為今后汽車起重機液壓系統(tǒng)或其他工程機械的熱特性改進設(shè)計提供了參考和指導(dǎo).

參考文獻

[1]鄭紅，吳國銳.輪式起重機國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢淺析[J].煤礦機械，2010，31（8）：12-14.

ZHENG H，WU G R. Wheeled cranes and development trend analysis of status quo at home and abroad [J] . Coal Mine Machinery，2010，31（8）：12-14.（In Chinese）

[2]王慶遠，唐紅美.汽車起重機發(fā)展趨勢淺析[J].工程機械文摘，2012（2）：48-50.

WANG Q Y，TANG H M. Analysis on the development trend of truck crane [J]. Construction Machinery Digest，2012（2）：48-50.（In Chinese）

[3]王劍鵬，秦四成，趙克利.50型輪式裝載機液壓系統(tǒng)的熱平衡[J].吉林大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版），2009，39（3）：652-656.

WANG J P，QIN S C，ZHAO K L. Thermal balance of hydraulic system of a 50 type wheel loader [J]. Journal of Jilin University （Engineering and Technology Edition），2009，39 （3）：652-656.（In Chinese）

[4] MINAV T，PAPINI L，JARF A，et al. Direct Driven Hydraulics：what can possibly go wrong-A thermal analysis [C]//2016 XXII International Conference on Electrical Machines （ICEM）. Lausanne，Switzerland ：IEEE，2016：1618-1624.

[5] KULKARNI A，BALLAL Y，BAGI S. Enhancement of the performance of hydraulic power pack by increasing heat dissipation—A review[J]. International Journal of Trend in Research and Developmen（t IJTRD），2015，2（5）：361-364.

[6] JAMROZIAK K，KWASNIOWSKI S，KOSOBUDZKI M，et al. Analysis of heat exchange in the powertrain of a road vehicle with a retarder [J].EksploatacjaiNiezawodnosc —Maintenance and Reliability，2019，21（4）：577-584.

[7] KONEV V，POLOVNIKOV E，KRUT O，et al. Investigation and development of the thermal preparation system of the trail builder machinery hydraulic actuator[J].IOP Conference Series：Materials Science and Engineering，2017，221：012001.

[8] GUO B，DELL'ORCO G，LILIANA T，et al. Thermal - hydraulic analysis of ITER component cooling water system loop 2B[J].Journal of Fusion Energy，2016，35（2）：335-340.

[9]王振寶，秦四成，馬潤達.裝載機液力變速器系統(tǒng)工作熱特性[J].吉林大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版），2016，46（4）：1136-1141.

WANG Z B，QIN S C，MA R D. Thermal characteristic analysis in hydraulic transmission system of wheel loader[J] . Journal of Jilin University（Engineering and Technology Edition），2016，46（4）：1136-1141.（In Chinese）

[10]吳相斌.液壓鑿巖臺車油箱改造及熱平衡計算分析[J].隧道建設(shè)，201 34（7）：703-706.

WU X B. Reform of hydraulic oil tank of rock-drilling jumbo and analysis on its heat balance[J] . Tunnel Construction，201 34 （7）：703-706.（In Chinese）

[11]劉文平，王林濤，姜兆亮.閉式液壓系統(tǒng)油溫分析及補油量確定[J].中南大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），201 44（9）：3658-3664.

LIU W P，WANG L T，JIANG Z L.Oil temperature analysis and determination of slippage pump discharge of closed hydraulic system[J]. Journal of Central South University（Science and Technology），201 44（9）：3658-3664.（In Chinese）

[12]牛宏杰，李盛龍，唐斌，等.滑移裝載機液壓系統(tǒng)熱平衡研究與優(yōu)化分析[J].工程機械，201 44（1）：16-19.

NIU H J，LI S L，TANG B，et al. Research and optimization analysis on heat balance of hydraulic system for skid steer loaders[J] . Construction Machinery and Equipment，201 44（1）：16-19 .（In Chinese）

[13]韓孟虎，曹克強，胡良謀，等.基于AMESim的柱塞泵熱力學(xué)模型及仿真[J].機床與液壓，201 40（1）：136-138.

HAN M H，CAO K Q，HU L M，et al. Thermal model and simulation on hydraulic piston pump based on AMESim[J] . Machine Tool amp; Hydraulics ，201 40（1）：136-138.（In Chinese）

[14]李世民，賈宇飛，陳運興，等.某型隨車起重機液壓系統(tǒng)高原適應(yīng)性試驗熱平衡分析[J].裝甲兵工程學(xué)院學(xué)報，2015，29（1）：48-50.

LI S M，JIA Y F，CHEN Y X，et al. Thermal balance analysis of hydraulic system on a certain crane in the plateau adaptability test [J] . Journal of Academy of Armored Force Engineering，2015，29 （1）：48-50.（In Chinese）

[15]王劍鵬，秦四成，楊立光，等.裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的熱平衡分析與比較[J].中南大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2016，47（5）：1527- 1532.

WANG J P，QIN S C，YANG L G，et al. Analysis and comparison for thermal balance of steering hydraulic system of loader[J] . Journal of Central South University（Scienceand Technology），2016，47（5）：1527-1532.（In Chinese）

[16]鄧永建.汽車起重機液壓系統(tǒng)熱平衡的仿真與實驗研究[D].長春：吉林大學(xué)，2011.

DENG Y J. The simulation and experimental study on heat balance of truck crane hydraulic system[ D] . Changchun：Jilin University，2011.（In Chinese）

[17]李永林，曹克強，徐浩軍，等.基于Dymola的液壓系統(tǒng)熱力學(xué)模塊化建模與仿真[J].系統(tǒng)仿真學(xué)報，2010，22（9）：2043-2047.

LI Y L，CAO K Q，XU H J，et al. Thermal-hydraulic modeling and simulation of hydraulic system based on Dymola[J] . Journal of System Simulation，2010，22（9）：2043-2047.（In Chinese）

[18]成大先.機械設(shè)計手冊：第5卷[M].第6版.北京：機械工業(yè)出版社，2017：22-43.

CHENG D X. Mechanical design manual：Volume 5[M]. 6th ed. Beijing：China Machine Press，2017：22-43.（In Chinese）

[19]吳仁智，葉振齊，薛志飛，等.大型拖拉機液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)熱平衡研究[J].中國工程機械學(xué)報，2019，17（1）：52-56.

WU R Z，YE Z Q，XUE Z F，et al. Research on heat balance of large tractor hydraulic steering system[J].Chinese Journal of Construction Machinery，2019，17（1）：52-56.（In Chinese）

[20]張欽國，秦四成，馬潤達，等.裝載機工作裝置液壓系統(tǒng)熱特性[J].吉林大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版），2016，46（3）：811-817.

ZHANG Q G，QIN S C，MA R D，et al. Hydraulic system thermal characteristics of loader working device[J] . Journal of Jilin University（Engineering and Technology Edition），2016，46（3）：811- 817.（In Chinese）