УДК 623.437.42

Анализ теплового баланса гидравлического насоса трелевочного трактора

Тимохов Роман Сергеевич – кандидат технических наук, Ухтинский государственный технический университет.

Тимохова Оксана Михайловна – доктор технических наук, Ухтинский государственный технический университет.

Шакирзянов Дмитрий Игоревич – кандидат технических наук, Ухтинский государственный технический университет.

Аннотация: Одной из главных особенностей эксплуатации гидрофицированных лесных машин, в условиях Республики Коми, является их работа при наличии пониженных тепловых режимов. Необходимость обеспечения оптимального теплового режима и состояния основных узлов и агрегатов машины и, особенно, гидравлической системы обусловлена повышенным износом деталей, сокращением их срока службы и, как следствие, необходимости их более частой замены. Гидравлический насос является элементом гидравлической системы, участвующим в общем теплообмене с окружающим воздухом. В статье приведен расчет теплового баланса шестеренного насоса. Установлено, что на величину температурного перепада влияют такие параметры как: действительный расход жидкости, общий КПД насоса, нагрузка, теплофизические свойства материалов из которого выполнен насос и дополнительные источники тепла. Анализ зависимостей изменения теплового потока от температуры рабочей жидкости показывает, что наиболее интенсивное выделение тепла при работе насоса происходит при температуре жидкости, которая находится в пределах –50…0 ºС.

Ключевые слова: гидравлический привод, тепловой режим, рабочая жидкость, гидравлический насос, полезная работа, лесные машины.

Введение.

Тяжёлые погодные условия оказывают значительное влияние на эксплуатацию лесных машин, оснащённых гидравлическим оборудованием. Исследования показали, что 75 процентов парка машин в период от 7 до 9 месяцев в году работают в условиях отрицательных температур, сильных ветров, осадков в виде дождя и снега, а также при сокращенном световом дне.

Пониженный тепловой режим работы гидросистем в условиях Крайнего Севера (Коми республика) является характерной особенностью эксплуатации современных лесных машин. Трудности в обеспечении оптимального теплового режима и состояния основных узлов и агрегатов машины и, особенно, гидравлической системы приводят к повышенному износу деталей, сокращению срока службы и соответственно их более частой замене [1].

Накопленный опыт эксплуатации гидравлических систем позволяет говорить о том, что работоспособность гидросистем находится в прямой зависимости от тепловой нагрузки элементов всей системы [5]. Работа машин, механизмов, узлов и систем в условиях Крайнего Севера, протекает в достаточно тяжёлых эксплуатационных режимах. Вследствие нарушения оптимального теплового режима гидросистемы в температурных пределах окружающего воздуха от 0 до –50 °С происходит увеличение вязкости гидравлической жидкости [6, 7]. Повышение вязкости гидравлического масла вызывает повышенное сопротивление при его движении по трубопроводам и узлам гидросистемы. Например, в процессе пуска гидравлической системы, на веретенном масле АУ, шестеренный насос некоторый промежуток времени либо вообще не может прокачать масло, либо работает в режиме кавитации.

На трелевочный трактор МСН-10 устанавливается шестеренные насосы типа НШ, а именно НШ-10, используемый для управления трактором, а также НШ-32, НШ-50 или НШ-100 (в зависимости от типа), используемые на привод технологического оборудования [4].

Количество теплоты, которое получает каждый участок гидросистемы, во многом зависит от конструкции и размещения и, соответственно, определение этого количества теплоты необходимо для решения проблемы обеспечения оптимального теплового режима элементов гидросистемы.

В существующих гидравлических системах, в условиях низких температур окружающего воздуха, температура рабочей жидкости не поддерживается в оптимальных пределах, в связи с нестабильным тепловым балансом [10]. В основном, нагрев гидравлической жидкости происходит за счет ее дросселирования в регулирующей аппаратуре управления. Кроме того, нагрев гидравлической жидкости происходит также в процессе преодоления сопротивлений в процессе движения по рабочим каналам гидравлических агрегатов и систем. Таким образом, температура гидравлической жидкости находится в зависимости от двух параметров: температура окружающего воздуха, нагруженность гидравлического механизма.

Методы и принципы исследования.

Верхний предел температуры рабочей жидкости зависит от температуры окружающей среды, интенсивности работы гидропривода, компоновки гидравлической системы, ёмкости баков и рабочих цилиндров. Обычно, при положительной температуре окружающего воздуха, после запуска и нагружения системы через 0,5…1,5 часа устанавливается температура равная 40…80 °С [8,9].

Одним из элементов гидравлической системы, участвующим в общем теплообмене с окружающим воздухом, является гидравлический насос.

Условно примем, что при данной температуре окружающего воздуха и рабочей жидкости в период запуска и прогрева системы за элементарный промежуток времени d поддерживается постоянная величина перепада давления между напорной и сливной магистралями и постоянный расход. Тогда тепловой баланс гидравлического насоса определится дифференциальным уравнением:

, (1)

где – количество тепла, выделяемое при работе насоса в единицу времени; – количество тепла, получаемое корпусом насоса через стыкующиеся детали; – количество тепла, получаемое корпусом насоса с помощью излучения от узлов Д.В.С.; – количество тепла, идущее на нагрев рабочей жидкости; – количество тепла, рассеиваемое с поверхности насоса в окружающую среду.

Из этого уравнения мы видим, что в период запуска и прогрева элементы гидравлической системы могут получать дополнительные тепловые потоки посредством теплопроводности и излучения от более нагретых узлов двигателя внутреннего сгорания.

Основное количество полученного тепла можно оценить по формуле:

, (2)

где – производная мощность, приложенная к валу насоса; – выходная или полезная мощность насоса; – единица времени; – полный КПД насоса.

Для теплового потока Ф в единицу времени  можно записать:

. (3)

Дополнительное тепло, поступившее от соприкасающихся с насосом деталей двигателя, имеющего более высокую температуру, определится из следующей формулы:

, (4)

где – коэффициент теплопроводности детали с большей температурой; – средняя разность температур соприкасающихся деталей; – радиусы кольцевой поверхности соприкосновения насоса и двигателя.

Дополнительный тепловой поток, получаемый насосом путём излучения, определяется с помощью следующего выражения:

, (5)

где – коэффициент излучения; – степень черноты тела; – температура блока двигателя; – температура корпуса насоса.

Количество тепла, которое идёт на нагрев жидкости определяем по формуле, предложенной Осиповым В. Г.:

, (6)

где – тепловой поток; – объёмная масса жидкости; – удельная теплоёмкость жидкости; – начальная температура жидкости и температура жидкости через некоторый промежуток времени.

Разницу средних температур на входе и выходе из насоса можно записать в виде выражения:

, (7)

где – температура жидкости на входе из насоса и входе в него.

После подстановок и преобразований получим:

. (8)

Количество теплоты, передаваемой от стенок шестеренного насоса в газообразную среду определяется согласно закону охлаждения по следующей формуле:

, (9)

где S – тепловыделяющая поверхность насоса; – температура окружающего воздуха; K – коэффициент теплопередачи от корпуса насоса в окружающее пространство.

Коэффициент теплопередачи от гидравлического насоса к газовой среде равен [2]:

, (10)

где – коэффициент теплоотдачи от жидкости к стенкам насоса; – коэффициент теплоотдачи от корпуса насоса к газовой среде; – толщина стенок насоса; – коэффициент теплопроводности материала насоса.

Значение коэффициентов и изменяются в широком диапазоне в зависимости от вида рабочей жидкости, характера и скорости её движения, а также от температуры рабочей жидкости, стенок насоса и окружающего воздуха.

Условно примем, что гидравлический насос является цилиндрической протяжённой стенкой, тогда с учётом формы насоса, коэффициент теплопередачи определится следующей зависимостью:

, (11)

где L – длина корпуса насоса; – внутренний и внешний диаметр корпуса насоса.

Коэффициент теплоотдачи , находится из уравнения вида:

. (12)

Это уравнение, выведенное Зиндером и Тайтом [3], справедливо только для ламинарного режима течения жидкости.

Коэффициент теплопередачи для цилиндрического тела можно вычислить применив формулу Гольдштейна:

. (13)

Для решения дифференциального уравнения (1) обозначим:

, (14)

здесь – в соответствии с уравнением (8);

; (15)

здесь в соответствии с уравнением (9);

; (16)

. ₍₁₇₎

После подстановок и преобразований получаем:

, (18)

или

. (19)

 

После интегрирования, время нагрева жидкости до заданной температуры определяется из выражения (19):

, (20)

или

, (21)

и

. (22)

Откуда найдём величину температурного перепада:

, (23)

где – температура масла при = 0.

Анализируя формулу (23) можно сказать, что на величину температурного перепада влияют такие параметры, как действительный расход жидкости Q_ф, общий КПД насоса, нагрузка Р, теплофизические свойства материалов из которого выполнен насос и гидравлической жидкости, дополнительные источники тепла  и  , которые в скрытой форме входят в формулу (23).

Так как  , то уравнение (21) примет вид:

. (24)

Зная значения установившейся температуры масла в гидросистеме, можно определить количество полученного рабочей жидкостью тепла в единицу времени, а это даёт нам возможность оценить влияние температуры окружающего воздуха, на изменение теплового потока при движении жидкости по системе и выявить участки, где интенсивность теплоотдачи наибольшая.

Преобразовав равенство (21) получаем:

. (25)

Логарифмируя выражение (23), получим:

. (26)

Для определения теплового потока z при известной установившейся температуре T заменим k_H выражением  и преобразовав уравнение (23) находим:

. (27)

Заключение.

Анализ зависимостей изменения теплового потока Ф от температуры рабочей жидкости, рассчитанных по формуле (27), показывает, что наиболее интенсивное выделение тепла при работе насоса происходит при температуре жидкости, которая находится в пределах от –50 до 0 ºС. Интенсивность выделения тепла имеет тесную связь с подведённой мощностью к валу насоса N_под. Формируемая энергия расходуется на трение механических частей, а также на преодоление вязкостного и инерционного сопротивлений жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, каналах насоса.

Список литературы

1. Тимохов, Р.С. Повышение работоспособности гидравлических систем лесных машин в зимних условиях эксплуатации: на примере Республики Коми : специальность 05.21.01 «Технология и машины лесозаготовок и лесного хозяйства» : автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук / Тимохов Роман Сергеевич ; Поволжский государственный технологический университет. — Йошкар-Ола, 2018. — 232 c. — Текст : непосредственный.
2. Буренин, В.В. Новые конструкции силовых гидроцилиндров / В.В. Буренин // Приводная техника. – 1999. – № 3–4. – С. 58–61.
3. Коробочкин, Б.Л. Динамика гидравлических систем станков / Б.Л. Коробочкин. – М. : Машиностроение, 1976. – 240 с.
4. Тимохов, Р. С. Методика проведения эксплуатационных испытаний гидравлических систем тракторов / Тимохов Р. С., Бурмистров В. А. // Международный журнал прикладных и фундаментальных исследований. – 2015. - № 8 (часть 5). – С. 855 – 858.
5. Пархомчук, А. А. О надёжности гидропривода лесных машин / А. А. Пархомчук . – 2016. – № 2(8). – С. 165-166.
6. Попиков, П. И. Экспериментальные исследования динамики гидропривода механизма подъема лесного манипулятора / Научный журнал КубГАУ. – 2012. – № 75 (01).
7. Павлов, А. И. Теоретические исследования динамических свойств элементов гидропривода лесных машин при диагностировании в функциональном режиме / А. И. Павлов, И. А. Полянин, П. Ю. Лощенов // Вестник МарГТУ. – 2012. – №1. – С. 44-52.
8. Тарбеев, А.А. Метод диагностирования гидроприводов транспортно-технологических машин / А.И. Павлов, А.А. Тарбеев // Вестник Поволжского государственного технологического университета. Сер.: Материалы. Конструкция. Технологии. – 2017. -№ 3. – С.87-94.
9. Тарбеев, А.А. Методика определения остаточного ресурса рукавов высокого давления/А.А. Тарбеев, А.И. Павлов //Современные наукоемкие технологии. – 2018. - № 5. – С. 158- 162.
10. Попиков, П. И. Основные направления совершенствования гидропривода технологического оборудования и рабочих органов лесных машин / П. И. Попиков // 70 лет кафедре механизации лесного хозяйства и проектирования машин Воронежского государственной лесотехнической академии : межвузовский сборник научных трудов / Федеральное агентство по образованию, Воронежская государственная лесотехническая академия; ответственный редактор: И. М. Бартенев. – Воронеж : Воронежская государственная лесотехническая академия, 2007. – С. 58-65.