李文躍，苗 龍，朱浩月

工程機械用發(fā)動機功率普遍較高，其冷卻系統(tǒng)的冷卻功率及耗功占比也遠高于普通乘用車。一個散熱量大、功耗小、工作可靠的冷卻系，對于保證整機工作熱狀態(tài)及整機可靠性、實現(xiàn)工程機械節(jié)能等意義重大。關(guān)于冷卻系統(tǒng)的正向設(shè)計，相關(guān)探討的文章［1-3］已經(jīng)很多，而對于既成的工程機械而言，對其進行冷卻系統(tǒng)熱狀態(tài)校核的文章及技術(shù)資料則較少。如何形成一種可行、可靠的冷卻系統(tǒng)熱校核方法，縮短研發(fā)周期及成本，保證工程機械產(chǎn)品的快速換代升級，則有現(xiàn)實意義，實用價值大。本文以某型旋挖鉆機為研究對象，針對其冷卻系統(tǒng)的熱狀態(tài)校核做了詳細研究，以形成針對大多數(shù)工程機械均適用的熱校核方法，用以指導工程機械產(chǎn)品的設(shè)計、改型。

旋挖鉆機一個循環(huán)工況由鉆孔、提拉、甩土及下放等過程組成，循環(huán)工況復雜。對各個工況均進行分析將大大增加技術(shù)難度且價值不大，本文對作業(yè)時間占比達90%以上且整機耗功占比最大的鉆孔工況進行了詳細的熱分析及熱校核，可滿足旋挖鉆機冷卻系熱狀態(tài)校核的需要。對于本次熱校核，整機工作環(huán)境溫度為45℃，發(fā)動機冷卻水流量392L/min，進氣量28.6kg/min，液壓油流量624L/min。校核目標參數(shù)：發(fā)動機冷卻水溫度≤95℃，發(fā)動機進氣相對環(huán)境溫度溫升≤25℃，液壓油最高溫度≤85℃。

1 熱源部件產(chǎn)熱分析

1.1 壓氣機出氣溫度計算

對于配有增壓器的發(fā)動機，一般在其后配置中冷器。中冷器作為冷卻系統(tǒng)的散熱部件，對發(fā)動機進氣進行冷卻降溫，以提升進氣密度，提升發(fā)動機升功率。通過壓氣機的空氣則需作為熱源項進行計算，一般視中冷器內(nèi)空氣的流動傳熱過程為開式循環(huán)，則只要進行增壓器出氣溫度的計算分析即可。本文研究的旋挖鉆機配備一臺離心式葉輪壓氣機，對其工作過程作熱力學分析。取渦輪中的工質(zhì)為研究對象，則其為開口系；對于處于穩(wěn)定工況的壓氣機，視流動為定常流動。

對于穩(wěn)定流動開口系，其能量方程［4］為

式中 q——1kg工質(zhì)在系統(tǒng)中的吸熱量，J/kg；

Δh——出進口比焓差，J/kg；

Δz——出進口高度差，m；

wi——1kg工質(zhì)在系統(tǒng)中所作的功，J/kg。鑒于壓氣機內(nèi)工質(zhì)流速高，在渦輪內(nèi)部滯留時間短，忽略機殼對外的傳熱，則可視空氣的流動過程為絕熱，則q=0；而對于工程機械用柴油機增壓器，出進口動能差及勢能差忽略，則。故（1）式變形為

式中 wc——1kg工質(zhì)在壓氣機中耗功，J/kg；

h2——出口比焓，J/kg；

h1——進口比焓，J/kg。

壓氣機效率指壓縮前氣體狀態(tài)相同、壓縮后氣體壓力也相同的情況下，可逆絕熱壓縮時壓氣機所需功與不可逆絕熱壓縮時所需功之比［4］

式中 ηc，s——壓氣機絕熱內(nèi)效率，無量綱；

wc，s—— 可逆絕熱壓縮過程壓氣機1kg工質(zhì)耗功，J/kg；

w＇c—— 實際絕熱壓縮過程壓氣機1kg工質(zhì)耗功，J/kg；

h2，s—— 可逆絕熱壓縮過程壓氣機出口比焓值，J/kg；

h1——壓氣機進口比焓值，J/kg；

h2＇—— 實際絕熱壓縮過程壓氣機出口比焓值，J/kg。

因焓值為狀態(tài)量，h=f（p，T），視工質(zhì)為理想氣體，且比熱容為定值，則焓值之比等于溫度之比，而對于絕熱過程，初終態(tài)溫度關(guān)系［4］為

式中 T2——終態(tài)溫度，K；

T1——初態(tài)溫度，K；

p2——終態(tài)壓力，Pa；

p1——初態(tài)壓力，Pa；

K——空氣絕熱壓縮指數(shù)，無量綱。

將（4）帶入（3）并作整理，得到增壓器出口溫度T2的表達式為

對于本文的研究對象，壓氣機空氣壓縮比為2.68，理想氣體絕熱指數(shù)取1.4，壓氣機效率為0.81，得到壓氣機出口溫度隨環(huán)境溫度變化的關(guān)系為T2=1.4T1，見圖1。故在環(huán)境溫度45℃下，對應(yīng)壓氣機出口溫度為214℃。

圖1 壓氣機出口溫度隨環(huán)境溫度變化規(guī)律

1.2 發(fā)動機產(chǎn)熱

發(fā)動機缸內(nèi)燃燒熱量一般分4部分，除去推動活塞作功、尾氣排熱及機體輻射等雜項，剩余熱量全部由冷卻系循環(huán)水帶出并排向大氣環(huán)境，經(jīng)由風扇強制冷卻散出車外。發(fā)動機產(chǎn)熱一般根據(jù)工況由發(fā)動機廠家提供，本文不作闡述。本文所研究的旋挖鉆機，其發(fā)動機在熱校核工況下的產(chǎn)熱量為108kW。

1.3 液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱計算

對于液壓系統(tǒng)，產(chǎn)熱主要由液壓泵、液壓馬達的功率損失，液壓閥的壓力損失及液壓管路的流動損失造成。

液壓泵產(chǎn)熱量計算，按下式

式中 P1——液壓泵產(chǎn)熱功率，W；

P——液壓泵輸入功率，W；

η ——液壓泵效率，無量綱。

液壓馬達產(chǎn)熱量計算方法與液壓泵相同。

液壓閥產(chǎn)熱量計算，按下式

式中 P——液壓閥產(chǎn)熱量，W；

Δp——液壓閥壓力損失，Pa；

q——液壓油流量，L/min。

液壓管路產(chǎn)熱量計算方法與液壓閥相同。其中，壓力損失計算如下［5］

式中 Δp——液壓管路壓力損失，Pa；

λ——沿程阻力系數(shù)，無量綱；

L——液壓管沿程長度，m；

d ——液壓管內(nèi)徑，m；

ρ ——液壓油密度，kg/m3；

v ——液壓油平均流速，m/s；

ζ ——局部阻力系數(shù)，無量綱。

計算環(huán)境溫度45℃，主泵總輸入功率257.6kW，總流量624L/min下旋挖鉆機鉆孔工況液壓系統(tǒng)各部件產(chǎn)熱量，見表1。

表1 液壓系統(tǒng)各部件產(chǎn)熱量

由計算結(jié)果，可得在熱校核目標工況下，液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱量為103.1kW。

2 動力艙阻力系數(shù)分析

冷卻風扇工作點是由已匹配風扇的靜壓—流量曲線與動力艙阻力曲線的交點而指定的。風扇性能一般由生產(chǎn)商提供，這里主要研究動力艙阻力特性而避開由風扇三維模型帶來的誤差而導致風扇工況點尋找失真。對旋挖鉆機動力艙內(nèi)空氣流動情況進行有限元分析，計算動力艙總阻力及散熱器總成阻力，與準確的風扇靜壓-流量性能曲線進行匹配以找出工況點，為冷卻系統(tǒng)熱校核提供邊界條件。

2.1 網(wǎng)格劃分及參數(shù)設(shè)置

在Hypermesh中對動力艙模型進行面網(wǎng)格劃分，因50mm以下的細小部件對流場影響很小，故予以刪除簡化。在Fluent-meshing中進行進一步的體網(wǎng)格劃分，最終生成的四面體體網(wǎng)格數(shù)目為1620萬，網(wǎng)格平均長寬比3.5，歪斜率48.9，見圖2。

圖2 動力艙流場有限元模型

湍流模型設(shè)置為使用廣泛的Realizable k-ε模型；工作介質(zhì)按不可壓縮理想氣體處理；外流場邊界設(shè)置為壓力出口，地面及各零部件邊壁設(shè)置為壁面，風扇流體區(qū)域設(shè)置成旋轉(zhuǎn)流體區(qū)。散熱器芯體按多孔介質(zhì)模型處理。以水散熱器為例進行闡述：水散熱器芯體尺寸為1200mm×1358mm×120mm，根據(jù)散熱器阻力試驗數(shù)據(jù)得到旋挖鉆機水散熱器風阻特性，見圖3；由最小二乘法擬合成二次多項式=171.36v+52.35v2，比對式（9）中系數(shù)，得到水散熱器風側(cè)主流方向上黏性阻力系數(shù)大小為8787589，慣性阻力系數(shù)大小為104.67；對于垂直方向，由于空氣并不流通，故兩系數(shù)分別增大至1000倍。由相同方法可計算中冷器及液壓油散熱器多孔介質(zhì)設(shè)置參數(shù)，最終，各散熱器設(shè)置參數(shù)見表2。

圖3 水散熱器阻力特性曲線

式中 Δp—— 由試驗測得的散熱器外側(cè)阻力，Pa；

D——散熱器外側(cè)流動方向厚度，m；

μ —— 散熱器進口溫度下的空氣動力粘度，kg/（m·s）；

ρ—— 散熱器進口溫度下的空氣密度，kg/

m3；

v——散熱器外側(cè)空氣流速，m/s；

1/α——黏性阻力系數(shù)，m-2；

C2——慣性阻力系數(shù)，m-1。

表2 多孔介質(zhì)設(shè)置參數(shù)

2.2 仿真結(jié)果分析

將風扇轉(zhuǎn)速從400r/min變化至2200r/min，步長間隔300r/min，計算動力艙總阻力及散熱器阻力，與整機匹配風扇在1530r/min下的風扇靜壓-流量性能曲線一起繪制成圖，見圖4。

圖4 動力艙風量匹配曲線圖

由圖可知，隨著風道風量增加，動力艙總阻力及散熱器總成阻力均增加，且增速越來越大。對兩條阻力曲線，使用最小二乘法擬合成二次多項式，并求一階倒數(shù)，得到兩阻力增幅函數(shù)，比較后可得出：散熱器阻力隨風量增加而增加的幅度小于動力艙內(nèi)其余部件風阻的增幅，那么減小系統(tǒng)各部件空氣阻力，可以有效使匹配工況點右移，在風扇相同轉(zhuǎn)速下，提高冷卻風量。由圖可得，在匹配工況下，動力艙總阻力為1285.7Pa，散熱器總成阻力為726.4Pa，則旋挖鉆機機艙阻力按式（10）計算，為559.3Pa。最后由式（11）得到旋挖鉆機阻力系數(shù)為：0.435。

式中 Δpc——動力艙機艙阻力，Pa；

Δp——動力艙總阻力，Pa；

Δpr——散熱器總成阻力，Pa。

式中 α——動力艙阻力系數(shù)，無量綱。

3 冷卻系熱平衡仿真分析

將整機的散熱器總成、冷卻風扇、風道阻力等抽象為獨立的模塊，按實際動力艙中冷卻空氣的流動方向進行連接，建立一維模型，其3D示意圖見圖5。

圖5 冷卻系一維模型3D示意圖

根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速及傳動速比，設(shè)置風扇轉(zhuǎn)速1530r/min；動力艙有效阻力系數(shù)0.435；散熱器流量根據(jù)整機在鉆孔工況下指定的各流量給定；水散熱器及液壓油散熱器的循環(huán)模式設(shè)置為閉式，給定散熱功率分別為108kW、103.1kW，中冷器因其進口溫度一般恒定，其循環(huán)模式設(shè)置為開式，給定進口溫度為214℃；環(huán)境溫度設(shè)置為考核溫度45℃，進行一維仿真求解。計算結(jié)果及整機熱校核目標列入表3。

表3 熱校核結(jié)果

仿真計算結(jié)果顯示：水散熱器及液壓油散熱器的散熱效果良好，保證了各自工質(zhì)的要求溫度在允許范圍內(nèi)；中冷器可滿足使用需要，但設(shè)計散熱量偏大，有一定程度的過冷卻現(xiàn)象，建議后期做進一步的優(yōu)化?？傮w上來說，本方案合理可行，滿足整機的冷卻要求。

4 裝機驗證

在樣車上進行整機熱平衡試驗［6，7］，試驗結(jié)果及仿真結(jié)果對比情況見表4。

表4 試驗與仿真數(shù)據(jù)對比

誤差分析：由于仿真計算本身各零部件參數(shù)都較理想，與真實物理情況存在一定的偏差；試驗采集數(shù)據(jù)時整機處于熱平衡狀態(tài)，但難免存在采集數(shù)據(jù)波動情況；實車冷卻模塊會存在一定程度的漏風及熱風回流現(xiàn)象。這些原因都導致試驗與仿真結(jié)果存在偏差，但從整體上來看，兩者吻合度較好，各數(shù)據(jù)結(jié)果均在8%以內(nèi)，說明本仿真分析的方法可較準確地模擬旋挖鉆機真實作業(yè)過程中冷卻系統(tǒng)的熱狀態(tài)，驗證了一維三維聯(lián)合仿真結(jié)果的準確性及本仿真分析方法的可行性。

由于本文研究的熱校核方法具有通用性，故方法可應(yīng)用于絕大多數(shù)工程機械。

5 結(jié)論

（1）通過一維三維聯(lián)合仿真分析的方法對某型旋挖鉆機進行了熱校核分析：經(jīng)計算，該冷卻系統(tǒng)方案可滿足整機散熱需求，結(jié)果在裝機熱平衡試驗中得到了驗證。

（1）通過研究旋挖鉆機熱狀態(tài)校核問題，本文形成了一種可行且實用的熱校核分析方法：首先計算冷卻系各熱源部件散熱量；利用三維流場分析軟件確定目標車輛動力艙阻力系數(shù)以作為一維分析軟件的輸入條件；最后通過一維仿真計算的方式得到考核工況下整機冷卻系統(tǒng)熱平衡狀態(tài)參數(shù)，以考核工程機械整機冷卻系統(tǒng)水平。此法可大幅減小整機冷卻系研發(fā)成本，縮短研發(fā)周期，所得阻力系數(shù)等參數(shù)對同類型及相近產(chǎn)品的研發(fā)亦具有一定借鑒價值。

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［3］ 宋鑫，田春娟. 某大件牽引車冷卻系統(tǒng)設(shè)計［J］. 汽車實用技術(shù)，2016，9：78-79.

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［6］ GB/T 12542-2009. 汽車熱平衡能力道路試驗方法［S］.

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