1 液壓系統(tǒng)油溫過高的原因分析
　　液壓系統(tǒng)的油溫過高，其原因很多，有設計方面的，也有加工制造和使用方面的，具體如下：
　?。?）液壓系統(tǒng)設計不全理，造成先天性不足。ZL50裝載機液壓系統(tǒng)中未安裝液壓油冷卻裝置，系統(tǒng)散熱僅靠液壓油箱和管路來完成，且油箱容積較小，散熱面積不大，而管路散熱又十分有限，如果環(huán)境溫度較高，則很難降低系統(tǒng)溫度。
　　（2）工作環(huán)境過高。工程機械液壓系統(tǒng)最佳工作油溫為35-55oC，允許最大工作溫度是65-70oC。而在炎熱的夏天，工程機械在停機狀態(tài)，系統(tǒng)溫度就已接近40oC，當開始工作時，油溫很見風使舵超過設計指標。油溫高，使系統(tǒng)油液粘度下降，破壞了液壓元件運動副間的油彩膜，致使金屬直接接觸，機械運轉噪聲將不斷增大，同時增加磨損，導致液壓元件出現(xiàn)其它故障和增大泄漏，從而又進一步使系統(tǒng)升溫，形成惡性循環(huán)。
　　2 排除高溫故障措施
　　為了使ZL50裝載機適應于夏季高溫環(huán)境條件下作業(yè)睚不影響主機系統(tǒng)幫派有性能的前提下，可在液壓系統(tǒng)中增設一個冷卻器，從而加大冷卻系統(tǒng)的散熱面積。冷卻器一般安裝在液壓系統(tǒng)的總回油管或溢流閥的回油管路中，特別是后者，油液在這些地主發(fā)熱量最大。筆者對ZL50裝載機油路系統(tǒng)進行技術履行時，就將冷卻器安裝在溢流閥的回油管路中，新增冷卻器的容量，通過系統(tǒng)熱平衡計算確定。
　　2.1 系統(tǒng)發(fā)熱量計算
　　根據(jù)現(xiàn)場油液的升溫善，采用測量法，可按下求出系統(tǒng)的發(fā)熱量。
　　P1=VCpΔt／1000T
式中P1-----發(fā)熱功率，KW V----原油箱的效加熱時間，現(xiàn)場測試取T=1h
Δt----油液升溫，取Δt=50oC Cp----油液的比熱容、密度之積，取Cp=0.47Wh/L?oC
考慮到油箱和其它液壓元件的散熱作用，應將上述計算結果再減去23％的修正值，幫液壓系統(tǒng)總發(fā)熱量為P1=8.6KW。
　　2.2 熱平衡計算
　　該液壓系統(tǒng)工作油液的設計溫度為60-70oC。若從增大冷卻器散熱能力、降低系統(tǒng)工作油溫也發(fā)，使系統(tǒng)的發(fā)熱量全部由冷卻器進行散熱，則冷卻器的散熱面積可按下式計算。
A=P2/kΔtm （2）
式中 P2----冷卻器的散熱功率，根據(jù)熱平衡的原理，總散熱量應等玩于總發(fā)熱量，故P2=P1 k----冷卻器的傳熱系數(shù)，取下限值：k=35W/m2oK Δtm----油和空氣之間的平均溫度差
Δtm=t2+t1 /2-t2‘‘+t1‘‘
式中t1 ---- 冷卻器液壓油入口溫度，取t1 =（273+75）oK
t2 ---- 冷卻器液壓油出口溫度，取t2 =（273+55）oK
t1‘‘ ----- 冷卻介質入口溫度，取t1‘‘ =（273+35）oK
t2‘‘ ----- 冷卻介質出口溫度，取t2‘‘ =（273+35）oK 故得Δtm=35oC
將P2、K、Δtm 值代入（2）式，則所需總散熱面操作A=9.8m2。根據(jù)實際測量，該機原油箱有效散熱面積約為2.2m2，甩以需新增加7.6m2和散熱面積。就足以滿足系統(tǒng)的工作要求。新增加冷卻器選型為：FLQ0.65×0.46-2×(7.2/0.8)×16Ⅲβ。
　　2.3 冷卻器風扇驅動功率的計算
　　選用軸流式風扇。風扇的風量應根據(jù)新增冷卻器械的散熱量赤計算，風扇的風量為：
Qa=P3/3600ρCpΔt
式中Qa----風扇的風量，m3/s
P3----冷卻器散熱量，按散熱面積等值分配，新增冷卻器的散熱量：P3=7KW
Cp----空氣的空奪比熱容，取Cp=0.28Wh/KgoC ρ----空氣密度，取ρ=1.29kg/m3
Δt----散熱溫差，取Δt=10oC 故Qa=0.54m3/s
風扇驅動功率表達式為:
P4=Δpa?Qa/1000η
式中P4----風扇的驅動功率，kW
Δpa----自由排風時的風壓，一般可致Δpa=100-1000Pa，本文選 取Δpa=500Pa
η----軸流式風扇的效率，取η=0.4 故P4=0.7kW
　　3 結論
　　按照上述排除高溫故障的措施，先后對四臺ZL50裝載機液壓油路進行了技術改造，經(jīng)施工中實際應用，均能保持系統(tǒng)的油溫在70oC以下，能連續(xù)正常工作，故障處理效果較好。