D08-32型捣固车液压系统工作油温过高原因分析及改造方案的探讨.pdf

２０１５ 年 １０ 月 第 ４３ 卷 第 ２０ 期 机床与液压 ＭＡＣＨＩＮＥ ＴＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳ Ｏｃｔ􀆱 ２０１５ Ｖｏｌ􀆱 ４３ Ｎｏ􀆱 ２０ ＤＯＩ１０．３９６９／ ｊ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 １００１－３８８１􀆱 ２０１５􀆱 ２０􀆱 ０６０ 收稿日期 ２０１４－０８－０５ 作者简介 岳丽敏 （１９８０）， 女， 硕士， 讲师， 主要从事机电一体化方面的教学及科研工作。 Ｅ－ｍａｉｌ ２７０８６４１０３＠ ｑｑ􀆱 ｃｏｍ。 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车液压系统工作油温过高原因分析及改造方案的探讨 岳丽敏， 文晓娟， 索小娟 （郑州铁路职业技术学院机电工程系， 河南郑州 ４５００５２） 摘要 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车捣固作业一段时间后容易出现油温过高问题， 尤其在环境温度较高时问题更为突出， 但在检修 过程中又未发现液压元件损坏。 针对这一问题， 对该型捣固车液压系统进行理论分析， 找出油温过高的原因。 针对产生油 液高温的原因， 提出该液压系统的改造方案， 为捣固车检修及大修提供借鉴。 关键词 捣固车； 液压系统； 油温； 改造 中图分类号 Ｖ２１６􀆱 ６３＋１ 文献标志码 Ｂ 文章编号 １００１－３８８１ （２０１５） ２０－１７９－４ Ｄ０８⁃３２ 型捣固车对轨道进行起拨道抄平、 石渣 捣固及道床肩部石渣夯实作业， 以增加轨道的稳定 性， 提高道床的密实度， 保证列车安全运行。 我国拥 有该型捣固车 ３００ 多台， 是保有量最多的大型养路 机械。 Ｄ０８⁃３２ 捣固车的作业走行、 制动及支撑、 起拨 道、 捣固装置升降及横移、 捣固镐夹持、 夯拍器升降 都由静液压系统来完成， 液压系统工作油温的高低直 接影响到液压系统的性能， 而液压系统的性能会直接 影响到该车的作业精度和作业效率。 在与捣固车维修、 操作工作人员交流中， 普遍反 映在夏天旧的 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车在工作 １ ｈ 之后， 液 压系统容易出现高温 （８０ ℃） 报警。 油温过高会产 生以下故障和不良影响（１） 油温升高， 会使油的 黏度降低， 泄漏增大， 泵的容积效率和整个系统的效 率会明显下降。 由于油的黏度降低， 相对运动部位的 油膜会变薄甚至被切破， 摩擦阻力增大， 磨损加剧， 系统发热， 带来更高的温升；（２） 油温过高， 使各 零件热变形， 膨胀系数不同的运动部件之间的间隙变 小而卡死， 引起动作失灵；（３） 油温过高， 会使橡 胶密封件变形老化， 造成泄漏， 进一步发热产生温 升； （４） 油温过高， 加速油液变质， 析出的沥青物 质堵塞阻尼小孔和缝隙式阀口， 导致压力阀调压失 灵、 流量阀流量不稳定、 方向阀卡死不换向、 金属管 路伸长变弯甚至破裂等故障；（５） 温度过高， 油的 空气分离压降低， 油中溶解的空气逸出， 产生气穴， 致使液压系统工作性能降低。 由以上所述原因， 当捣 固车出现高温报警时， 为了防止液压系统出现损失， 影响系统寿命， 工作人员被迫停车， 以使油温降低后 再工作， 这样降低了工作效率， 更主要的是浪费了宝 贵的天窗时间。 而在检修捣固车时， 未发现其液压系 统存在故障， 针对这一问题， 现对该型捣固车的液压 系统进行理论分析， 以期找出造成油液高温的原因， 并针对问题找出解决方案。 １ 液压系统工作油温过高原因分析 表 １ 为 Ｄ０８⁃３２ 捣固车液压系统基本参数。 图 １ 是 Ｄ０８⁃３２ 捣固车油泵、 振动油马达回路图， 从该回 路图中可以看出， 该车共有 ２ 个两联泵、 １ 个三联泵 共 ７ 个叶片泵给系统提供液压油。 在这个系统中， 只 有三联泵中 ０１２ 泵出来的油液在油温大于 ４０ ℃时通 过冷却器进行散热。 表 １ 液压系统基本参数 双联泵 三联泵 双联泵 ０１７０３８０１２０１４０３８０３８０１４ 最高工作压力／ ＭＰａ１５１５１２１４１４１５４􀆱 ５ 流量／ （Ｌｍｉｎ －１ ）１００２１７７８３２６．２３２６．２２１７８３．６ 满载功率／ ｋＷ２５５４．２５１５．６７６７６５４．２５６．２７ 供给执 行元件 外侧夹 持缸 捣固振 动马达 夯实振 动马达 起拨道、夹钳、捣固装置 升降、横移、支撑液压 缸及作业行走油马达 捣固振 动马达 内侧夹持 缸大腔 由捣固车相关资料得， 捣固车作业过程中， 外侧 夹持缸间歇工作且当泵出口油压达到 １５ ＭＰａ 时， 泵 ０１７ 卸荷、 捣固振动马达、 夯实振动马达均为间歇工 作， 此 ４ 条液压回路的功率利用率约为 ４０％。 起拨 道、 夹钳、 捣固装置升降、 横移、 支撑液压缸及作业 行走油马达这些执行元件交替间歇工作， 故这一路两 供油泵的功率利用率按 １００％计算。 内侧夹持缸虽为 间歇工作， 但其大腔供油路无卸荷油路， 故此路供油 泵的功率利用率按 １００％计算。 图 １ 油泵、 振动油马达回路 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车是采用高性能叶片泵、 叶片马 达、 摆线马达和液压缸的混合系统， 故除内侧夹持缸 大腔油路外， 其余油路的效率均按 ８０％来考虑。 如 图 ２ 结合图 １ 分析内侧夹持缸大腔油路发现， 在工作 过程中 ０１４ 泵一直处在 ４􀆱 ５ ＭＰａ 的溢流工作状态， 油 泵所消耗的功率全部变成了油的热量， 故此油路的效 率按 ０ 来计算。 图 ２ 内侧夹持缸大腔油路 液压设备的能力损失转化为热释放， 现大致来计 算各液压回路的发热功率 夯实振动回路发热功率 Ｈ０１２＝４０％２０％Ｐ０１２＝１􀆱 ２４８ ｋＷ 捣固振动回路发热功率 Ｈ０３８＝２４０％２０％Ｐ０３８＝８􀆱 ６８ ｋＷ 外侧夹持回路发热功率 Ｈ０１７＝４０％２０％Ｐ０１７＝２ ｋＷ 内侧夹持缸大腔回路发热功率 Ｈ０１４ ＝Ｐ ０１４＝６􀆱 ２７ ｋＷ 作业行走及起拨道等回路发热功率 Ｈ０１４＋０３８＝２０％Ｐ０１４＋０３８＝１５􀆱 ２ ｋＷ 液压系统的总发热功率为 Ｈ总 ＝Ｈ ０１２ ＋Ｈ ０３８ ＋Ｈ ０１７ ＋Ｈ ０１４ ＋Ｈ ０１４＋０３８＝３３􀆱 ４ ｋＷ 液压系统在工作中产生的热量， 有一部分通过管 道和元件的表面散发到空气中， 约占总发热功率的 ０８１机床与液压第 ４３ 卷 ２０％， 大部分通过油箱散发到空气中， 约占总发热功 率的 ８０％。 夯实液压回路中当油温超过 ４０ ℃时， 油液通过 散热器散热。 对于 Ｄ０８⁃３２， 所有泵工作时的流量分 别为 Ｑ总＝ ２ ２１７ ＋ ３２６􀆱 ２ ＋ １００ ＋ ８３􀆱 ６ ＋ ７８ ＝ １ ０２１􀆱 ８ Ｌ／ ｍｉｎ 而 Ｑ散热＝７８ Ｌ／ ｍｉｎ Ｑ散热 Ｑ总 ＝ ７８ １ ０２１􀆱 ８≈７％ 认为夯实液压回路中的发热量也从散热器散掉。 故环境温度为 ４０ ℃需要油箱散热的发热功率为 Ｈ′总＝ ［（Ｈ总 － Ｈ ０１２） （１ － ７％）］ ８０％ ＝ ２３􀆱 ８５ ｋＷ 由 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车的相关资料可知， 液压油箱 的质量约为油液质量的 １／３， 油箱材料的当量热容量 约为液压油热容量的 １／３， 这样油箱材料升温所吸收 的发热功率约为油液升温吸收发热功率的 １／９。 故使 油液升温吸收的发热功率约为油箱散热的发热功率的 ９０％。 使油箱内油液升温的发热功率为 Ｈ″总 ＝ Ｈ′ 总 ９０％ ＝ ２１􀆱 ４７ ｋＷ 当只考虑油液温度上升所吸收的热量和油箱本身 所散发的热量时， 系统的温度随运转时间的变化关 系为 ΔＴ ＝ Ｔ － Ｔ０＝ Ｈ″总 ｋ′Ａ １ － ｅ －ｋ′Ａｔ ｃρＶ [] 式中 ΔＴ 为油液温升 （℃）； Ｔ 为油液温度 （℃）； Ｔ０为环境温度 （℃） （环境温度按 ４０ ℃算）； ｋ′为油箱的散热系数 ［Ｗ／ （ｍ２℃） ］， 对 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车 ｋ′＝１６ Ｗ／ （ｍ２℃）； Ａ 为油箱的散热面积 （ｍ２）， 对 Ｄ０８⁃３２ 型捣固 车为 Ａ＝７ ｍ２； ｃ 为油液的比热容 ［Ｊ／ （ｋｇ℃） ］， 对 Ｄ０８⁃ ３２ 型捣固车为 ｃ＝１ ８８０ Ｊ／ （ｋｇ℃）； ρ 为油液的密度 （ｋｇ／ Ｌ）， 对 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车 为 ρ＝０􀆱 ９１５ ｋｇ／ Ｌ； Ｖ 为油液的体积 （Ｌ）， 对 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车 Ｖ＝ １ ２５０ Ｌ； ｔ 为液压系统的工作时间 （ｓ）； Ｈ″总为发热功率 （Ｗ）。 ΔＴ ＝ Ｔ － Ｔ０＝ Ｈ″总 ｋ′Ａ ［１ － ｅ －ｋ′Ａｔ ｃρＶ ］ 故 ΔＴ ＝ ２１􀆱 ４７ １０３ １６ ７ ［１ － ｅ －１６７ｔ １ ８８００􀆱 ９１５１ ２５０］ ＝ １９１􀆱 ７［１ － ｅ －０􀆱 ０００ ０５２ｔ］ 分析表 ２ 发现 当环境温度为 ２０ ℃， 大约 ７ ２００ ｓ （１２０ ｍｉｎ） 时， 温升达到 ６０ ℃， 即实际油温达到 ８０ ℃。 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车在调试、 检验时， 环境温度 约为 ２０ ℃， 故 ８０ ℃油温报警问题没有暴露出来。 当 在夏天作用， 环境温度为 ４０ ℃ 时， ４ ５００ ｓ （即 ７５ ｍｉｎ） 时， 温升达到 ４０ ℃， 即实际油温就达到 ８０ ℃， 出现油温报警， 使得捣固车不能正常作业。 表 ２ 工作时间与温升的关系表 ｔ／ ｓΔＴ／ ℃ｔ／ ｓΔＴ／ ℃ ３００３．０３ ９００３５．２ ６００５．９４ ２００３７．６ ９００８．８４ ５００４０．０ １ ２００１１．６４ ８００４２．３ １ ５００１４．４５ １００４４．７ １ ８００１７．１５ ４００４６．９ ２ １００１９．８５ ７００４９．２ ２ ４００２２．５６ ０００５１．４ ２ ７００２５．１６ ３００５３．６ ３ ０００２７．７６ ６００５５．７ ３ ３００３０．２６ ９００５７．８ ３ ６００３２．７７ ２００５９．９ ２ 改造方案探究 液压系统温升过高的原因是系统效率低和系统散 热不充分， 故改造方案有两大类 提高系统效率或加 强散热。 方案一 提高系统效率 分析液压系统， 其中内侧夹持缸大腔油路效率最 低， 油泵 ０１４ 所消耗的功率全部变成了油的热量， 在 高温季节， 这是个不小的温升因素。 故可将油泵 ０１４ 泵换为恒压变量泵， 可大大降低功率消耗。 但是油泵 ０１４ 与泵 ０３８ （见图 １ 元件 ５） 为双联泵， 改造起来 难度较大， 需在专业人员参与下进行。 方案二 加强散热 （１） 增加进入冷却器的油液流量 （图 ３）。 因为 油泵 ０１４ 所耗的功率全部变成了油的热量且其流量为 ８３􀆱 ６ Ｌ／ ｍｉｎ， 可将此热油直接接入已有的冷却器， 增 加进入冷却器的流量， 从而收到了良好的散热效果， 如图 ３ 所示。 通过计算， 冷却器散热功率将增大 ８􀆱 ５ ｋＷ， 有效实现液压系统散热。 需要油箱散热的功率 降低为原来的６０％， 这样即使在４０ ℃的环境高温下， １８１第 ２０ 期岳丽敏 等 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车液压系统工作油温过高原因分析及改造方案的探讨 １２０ ｍｉｎ 的正常作业时间内也不会出现 ８０ ℃的高温报 警。 这一方案需增加一些管路和分流块进行。 图 ３ 增加进入冷却器的油液流量 （２） 更换大流量冷却器及增加进入冷却器的油 液流量 （图 ４）。 分析回路发现， ２ 个捣固振动回路 流量较大， 流量为 Ｑ＝ ２２１７＝ ４３４ Ｌ／ ｍｉｎ。 且其油液 通过振动马达后流回油箱， 故可将冷却器换成大流量 冷却器， 同时将冷却油液从振动马达回路引入冷却 器， 这样冷却流量将占总流量的Ｑ 散 Ｑ总 ＝ ４３４＋７８ １０２１􀆱 ８ ＝ ５０％， 故实现有效散热。 这一方案需要更换大流量冷却器， 增加一些管路和分流块进行， 成本较方案一较高， 但 散热效果好。 图 ４ 更换大流量冷却器及增加进入冷却器的油液流量 ３ 结束语 通过分析 Ｄ０８⁃３２ 型捣固车液压系统发现 该型 捣固车液压系统发热功率较大， 但冷却流量只有 ７８ Ｌ／ ｍｉｎ， 只占总流量的 ７％， 故该捣固车长工作时间时 易出现高温现象。 液压油油温过高， 危害严重， 文中提 出了几种改造方案， 供捣固车检修及大修时借鉴。 参考文献 ［１］ 傅文智，毛必显．抄平起拨道捣固车［Ｍ］．北京中国铁 道出版社，２０１０７５－８４． ［２］ 王洁，赵晶．液压元件［Ｍ］．北京机械工业出版社，２０１３ ２３８－２４２． ［３］ 张群生．液压与气压传动［Ｍ］．北京机械工业出版社， ２００６． ［４］ 刘新德．袖珍液压气动手册［Ｍ］．北京机械工业出版 社，２００４． ［５］ 液压传动与气压传动［Ｍ］．武汉华中科技大学出版社， ２０００． ［６］ 刘延俊．液压系统使用与维修［Ｍ］．北京化学工业出版 社，２００８． （上接第 １７８ 页） ２ 不停车胀胎车夹具的特点 此设计的有益效果如下（１） 实现了在车床不 停车情况下更换装夹工件， 有效提高了工作效率； （２） 装夹定位精度高， 工件夹持牢固， 车削稳定可 靠； （３） 结构紧凑， 便于安装和调节夹持力度， 工 件装夹方便快捷；（４） 减少了对车床的频繁起动， 降低了设备的磨损程度， 延长了设备的使用寿命。 参考文献 ［１］ ＧＲＡＮＴ Ｈｉｒａｍ Ｅ．夹具－非标准夹紧装置［Ｍ］．北京机械 工业出版社，１９７５． ［２］ 成大先．机械设计手册［Ｍ］．北京化学工业出版社， ２００２． ［３］ 藤森洋三．机构设计实用构思图册［Ｍ］．贺相，译．北京 机械工业出版社，１９９０． ［４］ 黄平．常用机械零件及机构图册［Ｍ］．北京化学工业出 版社，２００２． ［５］ ＳＣＬＡＴＥＲ Ｎｅｉｌ，ＣＨＩＲＯＮＩＳ Ｎｉｃｈｏｌａｓ Ｐ．机械设计实用机 构与装置图册［Ｍ］．邹平，译．北京机械工业出版社， ２００７． ２８１机床与液压第 ４３ 卷