高空路灯车整车热平衡试验    肇庆高空路灯车出租, 肇庆高空路灯车租赁, 肇庆高空路灯车多少钱  为了掌握高空路灯车双泵合流液压系统的工作性能，了解动力舱内部热环境以及整机热平衡状态，为研究高空路灯车恶劣工况的适应状态提供参考数据，典型工况下的高空路灯车工作状态进行现场试验。 高空路灯车在不同工况下的整车热平衡状态进行测试，评价高空路灯车散热系统工作性能。为了提高高空路灯车的作业效率，该机采用双泵合流工作液压系统和全液压负荷传感转向系统大幅度降低油耗。当高空路灯车需要转向时，转向泵优先给转向系统供油，多余的油液提供给工作系统。不转向时，当工作装置系统压力达到卸荷阀调定的压力12MPa时，转向泵提供给工作装置的油液经卸荷阀流回油箱，从而提高整机的作业效率。  

      试验用部分设备试验中选取液压油散热器空气入口温度、液压油散热器空气出口温度、冷却液散热器入口温度、冷却液散热器出口温度、传动油散热器空气入口温度、传动油散热器空气出口温等作为测试点安装温度传感器.  V型作业试验现场由于转向系统难以用软件仿真，因此在试验时为了能够同时得到转向系统和工作系统的性能参数，选取V型作业工况进行试验，此工况除了增加了转向部分外其余与I型作业工况完全相同。图6.4为V型作业工况重载模式一个循环工况内发动机工作特性包括油门开度和相应的转速变化曲线。V型铲装作业过程中高空路灯车液压系统压力变化曲线，从图中我们可以看到：由于液压系统具有负荷传感控制转向的定量液压系统，并具有双泵合流功能，但是在实际施工操作中，高空路灯车工作装置负载变化频繁且变化范围较大，而两个定量泵的输出流量始终保持不变，在铲掘和动臂满载举升过程中产生较大的溢流损失，不但造成了功率的浪费，而且会使液压系统温度升高。此外，转向液压系统转向时的压力波动较大，压力损失较大，会产生较多的热量。 1.转斗油缸小腔压力；2.液压系统工作压力；3.转斗油缸大腔压力；4.动臂油缸大腔压力；5.动臂油缸小腔压力；6.左转向油缸压力；7.右转向油缸压力.

     为背压单向阀进行优化后的散热器压力差均在0.3MPa以下，一个循环作业工况内仅在动臂回收开始阶段略高于0.3MPa，因此在背压单向阀压力进行优化后板翅式液压油散热器的压差满足其可靠性的工作要求。 为V型重载模式下各个系统的热特性试验结果，工作一段时间后达到稳定状态时上部吸风口温度为52.2℃，下部吸风口温度为48.3℃；增压空气冷却前、后温度分别为130℃和60℃；液压油和传动油冷却前后的温度均较高，超出了最佳热平衡温度。

    行车工况试验结果空载试验是在工作装置无负载的情况下进行的，表征整车工作系统在无负载干扰下自身的性能，通过该工况的测试，可以了解整机液压系统的原始特性，高速跑作业试验场地。 工况发动机转速高空路灯车高速前进时，工作装置液压系统不工作，压力较低约为1.2MPa，功率损失较小。 高空路灯车在高速跑过程中各个部分压力测试结果，在实现快速转向过程中，转向液压系统内流量较大，两个转向油缸内压力波动较大，产生压力震荡，最高压力峰值达到了11MPa，在实际测试中也出现了剧烈的摆振现象，同时，高空路灯车的转向液压系统由定量齿轮泵驱动，输出流量不会根据负载的变化而变化，较大的流量通过转向系统溢流阀（安全压力为16MPa）高压溢流回油箱，造成较大的压力损失，这些压力损失均转化成热量，使液压油温度升高，比较可知低速转向时转向油缸压力波动较小，因此在实际驾驶过程中尽量避免高速转向操作。此外，尽管在高速行驶时液压系统的流量较大，但是液压油散热器的入口和出口压差均在0.2MPa以下，满足散热器使用过程中可靠性要求。

    高速跑时各个系统的温度变化试验结果，高速跑时液压系统不工作温度较低。由于发动机高速运行，风扇转速较快，所以传动油和发动机冷却液经过散热器后温度变化较大。同时，由于涡轮增压器转速较高，增压后空气温度达到了175℃，冷却后温度高达65℃。由于车速较快，传动系统油温达到了106℃，冷却后温度为93℃。行车时液压油不经散热器直接流回油箱，因此该工况主要通过油箱进行散热，随着时间的推移，由于油箱散热量有限，油温逐渐升高。

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      由于高空路灯车实际作业环境较复杂，仿真模拟很难完全模拟实际的工作环境，因此新型冷却系统的性能进行样机试验很有必要。作业工况在高温地区进行了整机测试，以获取冷却系统系统控制效果和冷却性能，为进行整机热管理匹配和改进提供数据参考。 独立冷却系统控制技术采用国内某企业开发的产品线最完整的发动机热管理智能控制系统，该发动机热管理系统智能控制器具有高频PWM无级调速技术，双闭环控制技术，平滑调节冷却能力，强大的热管理策略配置系统能够实时监控并满足各种热管理的控制需求。 控制器发动机出水温度和液压油热平衡温度等参数进行综合分析，通过ECU输出占空比传递给先导式电液比例溢流阀的PWM控制器，PWM控制器根据占空比控制溢流阀的输入电流，调节电磁力和控制溢流量，从而控制工作系统压力和马达的转速，达到控制风扇转速的目的，继而调节散热器的散热量。  采用独立冷却系统后某款高空路灯车作业时发动机热平衡测试结果，开始阶段发动机冷却液温度较低，冷却液进行小循环，此时控制器控制风扇以较低的转速运行，因此冷却液温度迅速升高，一段时间后冷却液进行大循环，温度上升幅度逐渐变缓，此时风扇仍以较低的转速运转。当冷却液温度超过85℃以后，热管理系统控制器风扇转速进行模糊控制，保证冷却液温度不超过91℃，同时冷却液温度上升过程中没有出现大范围的波动，表明该冷却系统具有较高的可靠性。

     由于在进行散热器的整机匹配过程中进行了冗余设计，只要发动机温度不超标其余各个系统均不会超标。但是，当高空路灯车满载提升大臂时会经常出现憋车现象，导致油温瞬间升高超过温度控制上限，因此在设计控制系统时要考虑到特殊情况。 采用新型热管理系统后液压系统热平衡温度测试结果，可以看出：液压油温度随着作业时间逐渐升高，大约工作40分钟后达到热平衡，热平衡温度约为70℃，满足液压油的最佳工作温度。同时，温度曲线并没有出现大的波动，表明控制策略具有较高的可靠性。 温控独立冷却系统液压油热平衡温度传动系统热平衡测试结果，约工作半个小时候后传动油温度不再升高，在88℃附近波动，温度上升过程中一直存在波动，主要原因是高空路灯车在作业过程中发动机转速变化较大，导致传动系统流量不断变化，产热量和散热量会呈现一定幅度的波动，属于正常现象。

    根据样机测试结果，控制策略进行调整和数据标定，将试验时的环境温度、入口温度和流量等参数作为一维仿真边界条件，第五章建立的仿真模型重新进行仿真，重新计算后得到的仿真结果与本章的试验结果进行比温度差异较小，误差在接受的范围内，验证了仿真模型和控制策略的有效性。但是，由于温度的变化各个散热器的散热量影响非常敏感，因此要想得到独立冷却系统更准确的匹配结果还需要大量的试验数据控制策略进行标定，优化冷却性能。  为了了解新型独立冷却系统的改善效果，将作业工况下新系统的试验结果与原结构试验结果进行了比，比结果。从比结果可以看出，由于作业工况下新冷却系统的风扇转速不再受发动机转速的影响，相同的环境温度下新系统散热量比原系统明显提高，其中液压油散热器的散热量提高最多约为23.8%，新系统总体112满足散热能力要求。

     国Ⅲ排放标准的轮式高空路灯车整车热管理系统进行了实车热平衡试验，得到现有冷却系统散热模块的工作性能。新型温控独立冷却系统进行了样机测试，验证了仿真模型的准确性，得到以下结论：（1）通过整车试验得到了各个热流系统的温度变化，通过分析试验数据发现现有的冷却系统散热效率较低，热平衡温度较高，现有的散热系统不能满足工作的需要。（2）通过样机测试发现采用独立温控冷却系统后，作业工况下散热功率得到较大提高，各个散热系统的热平衡温度得到较大的改善，设计的控制策略满足控制要求。

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