Работа гидросистемы экскаватора в условиях экстремально высоких температур

В результате ряда преобразований уравнения теплового баланса относительно Т ж , проведенных исследователями для оценки теплового состояния гидросистемы с устройством регулирования температуры рабочей жидкости, был сделан вывод о том, что регулировать температуру рабочей жидкости можно изменением теплового потока, выделяемого гидроприводом (Q ГП ), массой гидропривода и рабочей жидкости (m ГП ), коэффициентом теплопередачи (k ГП ), площадью теплообмена (F ГП ), временем работы гидропривода под нагрузкой (τ). Главным же элементом, обеспечивающим возможность регулирования температуры в широких пределах, является теплообменное устройство (Qm).

T

ж

( Q гп + Q m ) ( ^{( k} гп ■ F гп )

exp

^T ■ ^k гп ■ F гп ^

к m гп ■ с гп ) )

+ T о

где ^сГП - средняя удельная теплоемкость материалов, гидрооборудования и рабочей жидкости; Т 0 - температура окружающей среды.

Разработанная авторами математическая модель для расчета производительности и техникоэкономических показателей гидрофицированных самоходных машин (на примере одноковшового экскаватора четвертой размерной группы) с учетом теплового состояния гидросистемы позволяет установить оптимальный диапазон температуры, соответствующий максимальным значениям производительности. Предлагаемое выполнение многоходового калорифера позволяет создавать устройства с более интенсивным теплоотводом и делает возможным снижение температуры теплоносителя ниже температуры окружающей среды, что увеличивает эффективность калорифера. Для определения температуры рабочей жидкости T ж необходимо известную методику расчета гидропривода дополнить методикой расчета многоходового калорифера. Для этого определим теплоотдачу при ламинарном режиме течения жидкости в трубах, при движении воздуха в канале образованной лентой, а также при массообмене пучков ребристых труб [2, 3, 4]. Теплоотдача при ламинарном режиме течения жидкости в трубах (число Нуссельта при ламинарном режиме течения жидкости в трубах):

Nu г

(

= 1,55 ■ Pe ■ г к

D 1 Y; А ц Л г ³ се

■

- 0,14

l

)

ц к ж Ж )

,

где    Pe _г – число Пекле; D 1 _г – внутренний диаметр трубы; l – длина трубы;

ц - коэффициент динамической вязкости жидкости у стенки; ц - коэффициент динамической сж вязкости жидкости.

Число Пекле:

V ■ D 1

Pe =----г гa ж

,

где V – скорость жидкости в трубе; a – коэффициент температуропроводности жидкости. ж

Коэффициент теплоотдачи при ламинарном режиме течения жидкости в трубах:

Nu ■ Л а = —г—г

1     D 1

г

,

где Nu? - число Нуссельта при ламинарном режиме течения жидкости в трубах; Лг - коэффициент теплопроводности жидкости.

Теплоотдача при движении жидкости в канале:

Nu вг

= 1,55 ■ Pe вг

к

d ^ 3 f ц

■

р

l

)

■

, А - ^0,14 ве

ц к в )

,

где d ^р

– внутренний эквивалентный диаметр канала, образованного лентой.

Число Пекле:

V ■ d

Pe = ~^р , вг a в

где a – коэффициент температуропроводности жидкости. Коэффициент теплоотдачи на внутренний по-в верхности:

Nu • A a = вг в 1 d ^р

.

Теплоотдача при массообмене пучков ребристых труб (число Нуссельта при массообмене пучков ребристых труб):

Nu. = 0,105 • c • c д     zs

•

( D1

s \

л - 0,54

• ( h У ^0,14 • Re⁰-⁷² , _s          ж , s

где cz– поправочный коэффициент, учитывающий влияние числа поперечных рядов (z) в пучке; cs– поправочный коэффициент, учитывающий геометрическое расположение труб в пучке; D2г – наружный диаметр трубы; s – шаг ребер; h – высота ребра; Re – число Рейнольдса при поперечном обтекании ж, s пучков ребристых труб. Коэффициент массоотдачи пучков ребристых труб:

Nu. • D в = ^д

D 2 г

,

где

D 2 г

Nu_д – число Нуссельта при массообмене пучков ребристых труб; D – коэффициент диффузии; – наружный диаметр трубы.

р пов

p пов – плотность пара вблизи поверхности пучков ребристых труб, где p – парциальное дав-R • T1

ление воды на поверхности; R – газовая постоянная воды; T ₁ – температура вблизи поверхности пучков ребристых труб. Плотность пара вдали поверхности пучков ребристых труб:

= pвдали ^р вдали    r . t^

,

где T ₂ – температура вдали от поверхности пучков ребристых труб.

Удельный массовый расход воды на поверхности оребрённых труб:

ml = в Ар

пов

—

p .    )• п • D2

вдали г ,

где в — коэффициент массоотдачи пучков ребристых труб.

Тепловой поток на единицу длины:

qi = ml • r где ml – удельный массовый расход воды на поверхности оребрённых труб; r – теплота фазового перехода.

Коэффициент теплоотдачи на наружной поверхности ребрённой трубы:

« 22

ql n-tt -1 )• n-D2 св г

где q – тепловой поток на единицу длины; t – температура стенки трубы; t – температура окружающего l   св воздуха.

Суммарный коэффициент теплоотдачи при обтекании почка оребрённых труб - а = 0 ,1 ⁺ О?

Коэффициент теплоотдачи при обтекании пучка оребрённых труб с учетом теплообмена - « 2^

Коэффициент теплоотдачи при обтекании пучка оребрённых труб с учетом массообмена - « 22 . Коэффициент теплопередачи:

k^{l =}      1

а • di

1 г

ql

+ ¹ • ln

2 • Л

D 2

D 1

V г J

,

+-- а • D 2

2 г

где « 1 - коэффициент теплоотдачи при ламинарном режиме течения жидкости в трубах с учетом теплообмена; « 2 - суммарный коэффициент теплоотдачи при обтекании пучков ребристых труб с учётом тепло-и массообмена.

Линейная плотность теплового потока:

qi = ~ i\ - tB ) •

где k _l – линейный коэффициент теплопередачи.

Температура рабочей жидкости на выходе из калорифера:

t = t .

вых вход

—

qi • l • n • k

G • c жж

,

где t – температура рабочей жидкости на входе в калорифер; n – количество труб в ряду; k – ко-вход личество рядов труб.

Массовый расход рабочей жидкости (масла):

°ж=Q • р , ж где Q – объемная подача насоса; c – теплоемкость рабочей жидкости (масла). ж

Мощность, развиваемая насосом:

N = Q ⋅ ∆p

где Q – объемная подача насоса; ∆ p – суммарные потери давления в многоходовом калорифере.

Необходимо знать коэффициент теплопередачи k ГП через стенку многоходового калорифера, величина которого является функцией многих параметров. Поэтому для того чтобы использовать вышеприведенное уравнение (1), необходимо указанную методику дополнить методикой определения коэффициента теплопередачи.

Рис. 1. Зависимость температуры рабочей жидкости без учета массообмена на входе в многоходовой калорифера от подачи насоса при средней температуре рабочей жидкости

Рис. 2. Зависимость температуры рабочей жидкости с учетом массообмена на выходе из многоходового калорифера от подачи насоса

В результате исследования математической модели получены зависимости теплопроизводительности многоходового калорифера, температуры охлаждаемой жидкости на выходе, мощности насоса от расхода жидкости через калорифер. Расчеты проведены для двух случаев: первый – без орошения поверхности водой, второй – при орошении наружной поверхности калорифера охлаждающей водой (рис. 1–2). Сравнительный анализ показывает, что при орошении поверхности водой температура охлаждаемой жидкости на выходе из теплообменника снижается, а теплопроизводительность увеличивается в зависимости от расхода в 3–4 раза.

Заключение . На основании математической модели, описанной выше, была составлена программа для расчета теплового режима гидропривода и технико-экономических показателей одноковшового экскаватора. Программа позволяет рассчитать температуру рабочей жидкости в гидроприводе в любой момент времени после начала работы машины в зависимости от условий нагружения, климатических условий эксплуатации, а также мощности устройства охлаждения. Также она позволяет рассчитать время цикла и производительность одноковшового экскаватора в зависимости от температуры рабочей жидкости в гидроприводе.

Программа составлена для одноковшового экскаватора, но может быть использована и для расчета технико-экономических показателей других самоходных машин, оснащенных гидроприводом после внесения необходимых уточнений, которые учитывают особенности конструкции конкретной машины.