第39卷 第3期吉林大学学报(工学版)
Vol.39 No.32009年5月
Journal o f Jilin U niv ersity (Engineering and T echnolo gy Edition)
M ay 2009
收稿日期:2007-10-18.
基金项目：东北老工业基地振兴项目(发改办工业[2004]1488号).
作者简介：王剑鹏(1977-)，男，博士研究生.研究方向：工程车辆节能技术.E -mail:w jp_163@yahoo 通信作者：秦四成(1962-)，男，教授，博士生导师.研究方向：工程车辆系统动力学.E -mail:qsc925@hotmail 王剑鹏，秦四成，赵克利
(吉林大学机械科学与工程学院，长春130022)
摘 要：为解决某50型轮式装载机夏天工作中液压系统过热问题，测量了该装载机液压系统在各个工况下的压力和温度。通过分析测试数据，确定了系统过热的原因是系统中液压油散热器的布置不合理，通过散热器的液压油流量小，致使散热器散热功率无法达到设计要求。根据系统油温过高的原因，重新设计液压油散热器在回油路中的布置。经过试验证明，改进后的散热器散热功率符合设计指标，各系统工作正常。 关键词：液力传动与控制；装载机；功率损失；热平衡；液压系统
中图分类号:T H 137.9 文献标识码:A 文章编号:1671-5497(2009)03-0652-05
Thermal balance of hydraulic system of a 50type wheel loader
WA NG Jian -peng,QIN S-i cheng ,ZH AO Ke -li
(Col lege of M echanical Science and E ng ineer ing ,J ilin Uni vers ity ,Changchun 130022,China)
Abstract:Pressures and temper atures in the hy draulic system of the 50type w heel loader w ere measured under different oper ating conditions to solve the overheating problem of the loader w orking in summer.T hro ug h the analy sis o f the ex perimental data it w as found that the system overheating results from the w rong location of the hydraulic oil cooler,and the hydr aulie oil flow rate
thro ug h the coo ler is insufficient to pr ovide a dissipating pow er of the co oler required by the hy draulic system.Tests of the lo ader after the rearrangement of the oil coo ler in the return circuit show ed that the dissipating pow er of the relocated co oler confor ms to the desig n tar get,and the total system operates no rmally.
Key words:turn and control of fluid;loader;pow er loss;therm al balance;hydraulic system 为了解决装载机夏季工作时因液压系统油温升高而出现过热的问题，有些厂家把装载机冷却系统的冷却能力设计得较强，尤其是风扇功率较大(7~8kW)，这样必然造成冬季环境温度较低时，装载机起动后还需经过15~20min 甚至更长时间的预热，才能使水温和油温达到较理想的范围。为此又消耗掉大量的有效功率。国外针对车辆散热系统已有比较深入的研究，但关于工程机
械方面的相关报道不多[1-2]
。
装载机液压系统工作时由于存在不可避免的功率损失，会产生大量热量，使油温升高。小功率装载机由于系统功率损失较小，通常利用液压油箱来散热。但对于较大功率装载机，系统的功率损失较大，液压油箱的容积和表面积受空间、结构、重量的制约又不能过大，无法满足系统的散热要求，所以在液压系统中设置液压油散热器来进
第3期王剑鹏，等:50型轮式装载机液压系统的热平衡
行强制散热。作为装载机液压系统的重要组成部分 液压油的工作温度一般在35~85 内较合适，油温过高不仅会导致油液的物理化学性质改变，还会导致液压元器件和液压系统的可靠性、稳定性、寿命大大降低。油液每升温15 会使其使用寿命约降低90%[3-5]。
有些厂家采取更换散热器来增大散热面积，但效果不明显。本研究对装载机液压系统进行大量的试验数据测试，计算液压系统各部分的压力损失情况和散热情况。从系统产生热量的根源入手，分析导致油温高的原因，力求从系统本身减少热量的产生，并给出可行的解决方案。
1 液压系统热特性分析
本文选取的研究对象 某50型轮式装载机在设计时也根据液压系统的散热要求配置了液
压油散热器，但夏天工作时，液压油温还会超过100 ，使工作无力，且不能连续作业。该装载机的液压油散热器和发动机冷却水散热器紧靠布置为两层，通过一个吹风式风扇冷却，冷却风先扫过发动机等部件，然后通过风扇、水散热器、油散热器，如图1
所示。
图1 50型轮式装载机散热系统简图Fig.1 The cooling system of 50type wheel loader
1.1 试验系统组成及方法
本次试验在某50型轮式装载机液压系统上进行部分压力、温度测试，寻并确定发热源，最后计算出装载机液压系统的发热量和散热量。
结合装载机实际应用中各工况条件及使用中出现高温问题的特定情况，具体确定的主要模拟工况为:
高速行驶：发动机处于最大油门、挡位设在最高挡位;
高频率铲土：保证试验样机铲装频率在23s 左右一次;
智能防盗窗推土作业：使试验样机铲斗中有相当数量的
物料，铲斗在地面推着物料行驶，并保证试验样机
在行驶中轮胎有一定的滑转，每次行驶距离不少于50m 或5min 。能量传送器
为了使试验结果真实可靠，试验中不对装载机进行大的改动，装载机为真实工作状态。试验流程：利用热电阻传感器将温度感应传给温度巡检仪，温度巡检仪将数据记录下传给计算机，并整理存为数据库Access 的形式。利用压力传感器将数据传给手持式测量仪，手持式测量仪将数据导入计算机H MGWIN 软件中。1.2 测试条件
环境温度30~40 ，大气相对湿度74%，大气压力为0.102M Pa 。从装载机启动到达到稳定工作状态后，测试液压系统中D32多路阀进出口压力、转向油缸无杆腔压力、液压油散热器进出口油温度、液压油箱油温、液压油散热器后空气温度、环境温度。
2 液压系统试验结果
2.1 铲土工况试验
铲土工况中转向系统空载，只有工作液压系
统工作。系统工作压力如图2所示,D32多路阀进口压力大约每隔23s 呈规律变化，这段时间正是铲土工况的一个工作循环。试验中实测液压油箱油温最大值为105.3 ，油箱与环境温差最大值为72.3 ，如图3所示，随着系统压力的增大，系统功率损失变大，系统发热量变大，液压油散热器进油口油温上升，反之油温相应下降。铲土工况液压油温超温现象突出，装载机工作100min 油箱油温就已经超过100 ，随着工作时间的增
加，油温继续上升。在三个工况中铲土工况的液压油温最高，超温最严重。
图2 铲土工况压力Fig.2 The pressure of shoveing
2.2 推土工况试验
推土工况试验的系统压力、温度变化如图4、图5所示，试验中D32多路阀进口压力、转向油
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排屑装置
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图3 铲土工况压力-油温曲线Fig.3 Relationship of the pressure and oil
temperature of shoveling
缸无杆腔压力随工作循环规律变化。当铲斗、动臂油缸不动作时，多路阀进出口压力差即为多路阀压力损失。推土工况试验中实测油箱油温最大值为85.20 ，油箱与环境温差最大值为57.20 ,
液压系统处于热平衡状态。
图4 推土工况压力Fig.4 The pressure of
pushing
图5 推土工况压力-油温曲线Fig.5 Relationship of the pressure and oil
temperature of pushing
2.3 高速行驶工况试验
高速行驶工况试验的系统压力变化如图6所示。试验中转向油缸无杆腔压力随着工作循环规律变化。由于工作液压系统基本不工作,D32多路阀进出口压力变化不大，维持在小于1MPa 水
平上，多路阀进出口压力差即为多路阀压力损失。
实测油箱油温最大值为81.10 ，油箱与环境温差最大值为51.80 。在油箱油温超过75 后，液压系统处于热平衡状态。此后油液温度随着环境温度缓慢上升，如图7所示。
图6 高速行驶工况压力
Fig.6 The pressure of high speed running
图7 各工况液压油箱油温
Fig.7 The oil temperature of hydraulic oil tank
3 液压系统过热现象分析
装载机液压系统油温高主要是由于系统本身的功率损失造成的。发热热源主要来自动力系统(泵)的功率损失、执行元件(液压缸)的功率损失与管路的沿程、局部压力损失和液压阀的压力损失。
装载机液压系统主要依靠液压油散热器、各种管路、液压阀和液压油箱散热。为将液压油温控制在35~85 ，还需安装必要的散热装置或采
用其他散热措施。
液压系统中液压油散热器设计散热功率23kW，从理论上讲不应该出现系统过热问题。但在三个试验工况中，只有高速行驶、推土两个工况系统油温 85 ，铲土工况中油温一度达到105.3 ，此后停车降温，如果装载机继续工作，油温会进一步上升，参见图7。
装载机液压系统过热主要是因为设计过程中假设各系统状态都为理想状态，各种泵、风扇、传
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第3期王剑鹏，等:50型轮式装载机液压系统的热平衡
动系统和液压系统等都考虑为高效率工作状态，各工作介质的流量与温度都达到设计要求，这些假设条件与装载机的实际工作条件存在较大差异。在装载机设计完成后，散热器、风扇和泵等部件及其布置都已经固定，由于各种外部因素的影响，装载机散热系统中冷却风、冷却水、机油、液压油等的体积流量和温度及其分布状况与设计理想情况不符，从而使系统的散热量与设计值相差较大，引起系统过热。
厂家设计的工作液压系统回油管路油液经过多路阀后由一个三通分成两路：一路直接回油箱，管路内径为16mm；另一路流经液压油散热器回油箱，管路内径为25mm，见图8
。
图8 工作液压系统回油路原理图
Fig.8 The principle of return circuit of hydraulic system
图8中,q 为系统总回油量，其中不经过液压油散热器直接回油箱的流量为q 1，经过散热器的流量为q 2。t 1为散热器进口油温,t 2为散热器出
口油温,t 为油箱油温,t h 为环境温度。油箱油液的热量Q =cm(t -t h )，直接回油箱的油液热量Q 1=cm 1(t 1-t h )，经过散热器的油液热量Q 2=cm 2(t 2-t h )，有如下关系:Q =Q 1+Q 2。得出:cm(t -t h )=cm 1(t 1-t h )+cm 2(t 2-t h )，而m = qt，化简为
(t 1-t h )q 1+(t 2-t h )q 2=(t-t h )q (1)式中: 为液压油密度;q 为流量;t 为时间;c 为液压油比热。 已知:
q 1+q 2=q
(2)
铲土工况系统流量为0.0055mm 3/s，液压油散热器进口油温最大值为105.3 时，出口温度为95.3 ，液压油箱油液温度为104.4 ，环境温度为32.9 。联立方程(1)、(2)，得
q 1=0.005mm 3
/s q 2=0.0005m m 3/s
液压油散热器散热功率
N =c q t
(3)
式中: t 为液压油散热器进出口油温差。如图9所示，随着液压油散热器进油口油温的升高，液压油散热器的散热功率变大。经计算铲土工况通过液压油散热器的流量约占总回油量的1/11，约为20L/min，而散热器设计流量最大值为90L/min 。液压油温与环境温度相差72.30 时，散热器散热功率仅为9.5kW，远小于液压油散热器设计散热功率(23kW)。铲土工况中液压油温上升趋势验证了计算结果。
图9 液压油散热器功率-进口油温
Fig.9 Relationship of the power and oil temperature
bef ore cooler of shoveling
导致液压油温过高的原因是：虽然液压油散热器设计散热功率为23kW，大于系统的功率损
鼠尾粟失，但散热器的布置导致通过散热器的液压油流
量过小，致使液压油散热器的散热能力低、散热功率没有达到设计值，液压系统过热。
4 改进方案及其验证
4.1 改进方案
本机的液压油散热器并联在主回油路中，参见图8。在油温最高的铲土工况中，计算通过液压油散热器的流量约占总流量的1/11。当液压油与环境温度相差70 时，液压油散热器的散热功率加上其余各元件的散热不能完全将系统产生的热量散掉，说明这种布置方式不合理。液压油散热器应串联安装在主回油路中或在溢流管路中，因为这时的油液温度较高，冷却效果好。液压泵输出的压力油直接进入液压系统，已经发热的回油和溢流阀溢出的热油一起通过液压油散热器进行冷却。并联的安全阀用来保护液压油散热器，当不需要冷却时将截止阀打开，参见图10。另外，还要考虑选用节能液压泵。使系统产生热量损失并使油温升高的主要根源之一就是液
压泵，所以选用节能液压泵非常重要。装载机上
使用的液压工作泵大多都是国产齿轮泵，进口变
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图10 改进后的散热器布置方式改进前后对比
Fig.10 The improved disposal of hydraulic oil cooler 量柱塞泵的高价格在目前低价位的装载机销售市
场很难打开销路。国产齿轮泵的效率比变量柱塞泵低得多，其损失的部分能量转化成液压系统的热量。
4.2 试验验证
结合装载机工作实际，保证液压油温 85 时，液压系统处于热平衡，计算分析铲土工况中液压油散热器的工作参数应如表1所示。
表1 改进液压油散热器理论参数Table1 Theoretical result of the hydraulic oil cooler
液压油温 85
液压系统损失功率20.748kW
液压系统散热功率
(不包括散热器)
2.092kW
液压油散热器进出口平均温差7.5
瓶胚检测机
液压油散热器功率18.656kW
液压油散热器流量81.03L/min 根据改进方案，重新设计液压油散热器的布置方式，改进布置方式的装载机热平衡试验结果表明，在环境温度为40 、发动机标定功率工况下进行铲土作业，连续工作2h，液压油温始终没有超过80 。此时散热器的散热功率为18.656 kW，满足液压系统的散热要求。液压油散热器进出口温度也都在合理的范围内，见表2。
表2 铲土工况下改进的液压油散热器测试值
Table2 Test result of the hydraulic oil cooler
液压油箱油温 78.6
液压油散热器进油口油温81.8
液压油散热器出油口油温74.7
液压油散热器液压油流量77.58L/min
液压油散热器散热功率16.908kW 计算系统损失功率时，各液压件和液压管路损失效率取最大值，计算值大于实际损失，液压油散热器计算值偏大属正常。
5 结束语
通过对装载机液压系统的热特性试验，到了液压油温过高的原因，即装载机的液压油散热器在液压回油管路中的布置不合理，通过改变液压油散热器的布置，并采取以上提出的其他改进措施，基本解决了该型装载机液压油温过高的问题，为装载机温控系统的研究提供了借鉴。
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