润滑油冷却器选型计算和流速计算
燃料油换热器计算资料
燃料油换热器计算一、物性参数 M100燃料油物性参数 根据《油品储运设计手册》油品容重修正系数油品密度油品导热系数：油品粘度油品的质量热容：T-55导热油性质：140℃下密度为845kg/m 3 140℃下比热为2.05kJ/kg ·K 149℃下粘度为1.311mPa ·s149℃下导热系数：λ= 0.1134 W/m ·K32015/0025.15m t op op =+=αγγ420441001.5)7.0(102.131097.8---⨯=-⨯⨯-⨯=op γα09748.00025.1/)6000054.01(101.060=⨯-=op λ8884.1)0025.1/()6000081.0403.0(1868.45.060=⨯+⨯=OP C 32060/98.0)20(m t t qu op op =--=αγγ320/00.1mt op =γ6)5060(0355.06601074.8210118----⨯=⨯⨯=eop υ二、计算天津大学版《化工原理》 （一）1500m 3/h1、试算和初选冷却器的规格 （1）计算热负荷燃料油入口温度50℃，经换热器加热至70℃装船。
装船泵额定流量：1500m 3/h热负荷 Q = t C W p h ∆⨯⨯ =1500×980×1.89×20/3600 = 15435 kW （2）导热油的量导热油入口160℃，出口：140℃，则需要导热油的量 m=t Cp Q ∆⨯ = 2005.215435⨯ =376.46kg/s需要的导热油量：376.46×3600/845 = 1603.85m 3/h（2）平均温度差燃料油： 50℃ —— 70 ℃ 导热油： 160℃ —— 140 ℃ 110℃ 70℃ Δtm = 88.50℃ R =1221t t T T -- = 5070140160-- = 1 P =1112t T t t -- = 501105070-- = 0.3333 由R 和P 值，查图 6-15a ，φΔt=0.96Δtm = φΔtΔtm ’ = 0.96×88.50 =84.96 ℃（3）初选换热器规格根据两流体情况，取K 选 = 400 W/ m ·℃故 mt K QS ∆==454m 2选择浮头式换热器（JB/T4717-92）： DN12002管程，计算传热面积 504.3m 2 管长L = 6 m 管径 Φ19×2 换热管数：1452折流挡板间距 B = 300 mm若采用这台换热器，要求过程的总传系数为：mt S QK ∆== 360W/ m ·℃ 2、 核算压降 （1） 管程压强降管程平均通道面积 A i = 0.1290 m 2 u i =i S A V = 1290.036001500⨯ = 3.23m/s Rei =μρdu =61074.8298023.3015.0-⨯⨯⨯ = 573857.87 以管壁粗糙度ε为0.25mm ，则 ε/d = 1525.0 = 0.0167 λ = 0.046所以 ΔP1 = 22u d L ρλ=()223.3980015.06046.02=94063PaΔP2 = 232u ρ = ()223.398032⨯ = 13928Pa Ft = 1.5 Ns = 1 Np =2所以 ΣΔPi = (94063+13928)×1.5×1×2 = 326973 Pa （2） 壳程阻力降ΔP1′= 2)1(2o B c o u N n Ff ρ+管子为正三角排列，取F=0.5n c = 1.1 (n) 1/2 = 1.1 (1452) 1/2 =41.92 取折流挡板间距 h=0.3 mN B =1-hL = 13.06- =19 )(o c O d n D h A -==0.3(1.2-41.92×0.019)=0.1210 m 2oso A V u == 3.68 m/s Reo =μρo o u d =310311.184568.3019.0-⨯⨯⨯ = 45067 >500fo = 5Reo -0.228 = 0.43所以 ΔP1′= 0.5×0.43×41.92×19×268.38452⨯ = 979796 PaΔP2′ = 225.3(2u D h N B ρ-= 268.38452.13.025.3(192⨯⨯- = 326135 Pas s oN F p p p)''(21∆+∆=∆∑= (979796+326135)×1.15×1 =1501820.65Pa3、 核算总传热系数 （1）管程对流传热系数 αi Rei = 573857.87797.157009748.0/108884.198.01074.82Pr 66=⨯⨯⨯⨯=-故 αi = 33.08.0Pr Re )(023.0⨯⨯⨯diλ= 33.08.0797.1570)573857.87()015.009748.0(023.0⨯⨯⨯= 68598.59（2）壳程对流传热系数αoAo= =-1(tdo hD 025.0019.01(2.13.0-⨯ = 0.0864m 2uo = 0864.036001604⨯ = 5.16 m/sReo = 310311.184516.5019.0-⨯⨯⨯ =63191.30 7.231134.010311.11005.2Pr 33=⨯⨯⨯==-λμp c故 αo = 0.36 *(λ/do)*Re^0.55 * Pr^(1/3) *0.95 = 95.07.2330.63191019.01134.036.03/155.0⨯⨯⨯⨯=2561.24 （3）确定污垢热阻 Rso = 0.00018 Rsi =0.0009（4）计算总传热系数 经计算idd d d Rsi d bdoRso Ko o o m m O αλα++++=11 =1559.685981915190009.01745190019.000018.024.25611⨯++⨯⨯++ = 00001846.000114.0000004719.000018.00003904.0++++ Ko= 576.84 K 计/K 选 = 576.84/360= 1.60 满足要求，但导热油壳程压降太大。
液压系统温升及散热器选型计算
液压系统温升及散热器选型计算The manuscript was revised on the evening of 2021液压系统温升及散热器选型计算液压系统油液温升计算及冷却器选型摘要: 介绍了液压系统的系统损耗功率及油液温升的计算。
通过对两种冷却器的比较, 提出了正确的选型方法。
关键词: 液压系统; 油液温升; 冷却器; 损耗功率1 前言液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失, 这些能量损失都将转化为热量, 使系统油温升高。
油温的变化将直接影响液压元件的寿命; 油温升高将使油液氧化, 加速油液的变质; 油温过高还严重影响液压油的稳定性, 进而影响液压系统的寿命和传动效率。
为此, 必须对系统进行发热与温升计算, 以便对系统温升加以控制。
下面对液压系统的发热量及温升计算和冷却器的选择予以介绍。
2 系统损耗功率和温升计算损耗功率计算液压系统发热的主要原因是由液压泵和执行器的功率损失以及溢流阀的溢流损失造成的。
其系统的损耗功率即发热功率为:H=P( 1- η)式中:P—系统泵组的总驱动功率;η—系统效率。
η=ηPηCηA其中:ηP—液压泵的效率, 可从产品样本中查到;ηA—液压执行器总效率, 液压缸一般取～;ηC—液压回路的效率。
ηC=Σp1 q1Σp P q P式中:Σp1 q1 —各执行器负载压力和负载流量即输入流量乘积的总和;Σp p q p —各液压泵供油压力和输出流量乘积的总和。
系统的损耗功率即发热功率H 也可按下式估算, 由于热能的损耗总量约占泵组驱动功率的15% ～30%, 因此:H=( 15%～30%) P油液温升计算液压系统中产生的热量H, 由系统中各个散热面散发至空气中, 其中油箱是主要散热面。
因为管道散热面积相对较小, 且与其身的压力损失产生的热量基本平衡, 故一般略去不计。
当只考虑油箱散热时, 其散热量H O 可按下式计算:H O=KAΔt式中:K—散热系数[ W(/ m2·℃) ] , 计算时可选用推荐值: 当通风很差( 空气不循环) 时, K=8[ W/ ( m2·℃) ] ; 通风良好( 空气流速为1m/s 左右) 时, K=14～20[ W(/ m2·℃) ] ; 风扇冷却时,K=20～25[ W(/ m2·℃) ] ; 用循环水冷却时,K=110～175[ W(/ m2·℃) ] 。
润滑油油热力计算
润滑油的定性温度
T1
℃
49.5
15
润滑油的密度
ρ1
kg/m3
查 表
880.3
16
润滑油的比热
cp1
kJ/kg℃
查 表
1.942
17
润滑油的导热系数
k1
W/m℃
查 表
0.127
18
润滑油的粘度
μ1
Pas
查 表
0.0273
19
润滑油的伯朗特数
Pr1
-
417
传热量及水流量
20
传热器效率
η
-
取 用
0.98
润滑油冷油器热力计算书
序
号
名 称
符号
单 位
来 源
数 据
原始数据
1
冷却水进口温度
T’2
℃
给 定
33
2
冷却水出口温度
T”2
℃
给 定
39
3
冷却水工作压力
P2
MPa
给 定
0.5
4
润滑油进口温度
T’1
℃
给 定
60
5
润滑油出口温度
T”1
℃
给 定
45
6
润滑油流量
G1
m3/h
给 定
27
7
润滑油工作压力
P1
MPa
给 定
查 表
1.2
80
壳程压降
Pa
7925.07
81
管程允许压降
pa
<35000
82
壳程允许压降
pa
<35000
0.7
工程机械中风冷器选型
风冷式油冷却器的选型方法选择一款好的风冷散热器有以下几种方法：1.流量计算法 2.发热功率估算法3.功率损耗计算法。
每种方法都有其各自的特点，方法1：最实用的方法-流量计算法A．用于回油管路冷却Q =L*S*ηS =A1/A2B．用于泻油管路或独立冷却回路冷却Q =L*η式中Q 风冷却器的通过量[L/min]L 油泵的吐出量[L/min]S 有效面积比A1油缸无杆腔有效面积A2油缸有杆腔有效面积η 安全系数（1.5 ~ 2），一般取1.8，液压油黏度越大则安全系数越大方法2：最简单的方法-发热功率估算法一般取系统总功率的1/3作为风冷散热器的散热功率。
方法3：最精确的方法-功率损耗计算法测算现有设备的功率损失，利用测量一定时间内油的温升，从而根据油的温升来计算功率损失。
通常用如下方法求得：PV = △T*C油*ρ油*V/t/60[KW]PV 功率损耗[KW]△T 系统的温升[℃]C油当量热容量[KJ/L]，对于矿物油：1.88KJ/KGKρ油油的密度[KG/L]，对于矿物油：0.915KG/LV 油箱容量[L]t 工作时间[min]例：测量某一液压系统在20分钟内油温从20℃上升到45℃，油箱容量为100L。
产生的热功率为：PV = 25*1.88*0.915*100/20/60 = 3.58[KW]然后按系统正常工作的最佳期望油温来计算当量冷却功率：P01= PV / （T1-T2）*η[KW/℃]P01 当量冷却功率T1 期望温度T2 环境温度η 安全系数，一般取1.1假如该系统的最佳期望油温为55℃，当时的环境温度为35℃P01 =3.58*1.1/（55-35）=1.97[KW/℃]最后按当量冷却功率来选择所匹配的风冷散热器。
计算出液压系统单位时间内的热损耗，即系统的发热功率Pv，然后结合你需要的油温期望值T1，对照风冷却器的当量冷却功率P1曲线图，选择与之匹与的型号。
这是普遍使用的计算方法。
润滑油油热力计算
润滑油冷油器热力计算书序号名 称符号 单 位 来 源 数 据原始数据1 冷却水进口温度 T ’2 ℃ 给 定 33 2 冷却水出口温度 T ”2 ℃ 给 定 39 3 冷却水工作压力 P 2 MPa给 定 0.5 4 润滑油进口温度 T ’1 ℃ 给 定 60 5 润滑油出口温度 T ”1 ℃ 给 定 45 6 润滑油流量 G 1 m 3/h 给 定 27 7润滑油工作压力P 1MPa给 定0.7定性温度物性参数计算8 冷却水的定性温度 t 2 ℃ 22333922T T '''++=36 9冷却水的密度ρ2 kg/m 3 查 表 993.6 10 冷却水的比热 cp 2 kJ/kg ℃ 查 表 4.174 11 冷却水的导热系数 k 2 W/m ℃ 查 表 0.6282 12 冷却水的粘度 μ2 Pas 查 表 712.58×10-6 13 冷却水的伯朗特数 Pr 2 - 计算或直接查得4.75414 润滑油的定性温度 T 1 ℃ ()111450.3c T F T T '''''+-=+⨯（60-45） 49.5 15 润滑油的密度 ρ1 kg/m 3 查 表 880.3 16 润滑油的比热 cp 1 kJ/kg ℃ 查 表 1.942 17 润滑油的导热系数 k 1 W/m ℃ 查 表 0.127 18 润滑油的粘度μ1Pas查 表0.027319 润滑油的伯朗特数 Pr 1 -1111000p C k μ417传热量及水流量20 传热器效率 η - 取 用0.98 21 设计传热量 Q 0 W ()1111110003600G Cp T T η'''⨯⨯-⨯ρ188413 22 冷却水流量G 2kg/h()022*********Q Cp T T '''⨯-⨯27083.8有效平均温差23 逆流平均温差△T N ℃ ()()ln tt t t ∆-∆∆∆小小大大16.0824 温差校正系数参数φP R查表()()2212T T T T '''''--()()1122T T T T ''''''--0.9825 有效平均温差△T N℃ φ△T N 15.76管程换热系数26 试选传热系数 k 0 W/m ℃ 查 表 280 27 初选传热面积F 0 m 2 0018841328015.76m Q k t ∆=÷÷43 28管子外径 d 0 m0.016 管子内径 d i m ()0211000d -⨯0.014 29 管子长度 l m 换热管标准长度3500 30 总管子数 N t - 00F d l π256 31 管程流通截面a 2m 2224t N di π⎛⎫ ⎪⎝⎭ 0.019732 管程流速 ω2 m/s22227083.83600993.60.01973600G a ρ=⨯⨯⨯ 0.38433 管程雷诺数 Re 2 -2262993.60.3840.014712.5810i d ρωμ-⨯⨯=⨯ 7496.1334 管程换热系数 h 2 W/m ℃0.80.42110.80.40.023Re Pr 0.62820.0237496 4.7540.014ik d =⨯⨯⨯2423.18初选结构35 管排列方式 - - 正三角形36 管间距S m 1.25x 0d 0.020 37 管束中心处一排数管 Nc -1.1Nt18 38 管束处沿与壳体间距 e m 02e d =0.032 39 壳体内径 Ds m0(1)2S Nc d -+0.450 40 长径比 - - l/Ds 7.8 41 弓形折流板弓高 h m 0.25Ds0.113 42 折流板间距 Bm Ds /40.195 43 折流板数Bn()11B -17壳程换热系数44 壳程流通截面 α1 m 2()101s a BD d s =-0.0175545 壳程流速 ω1 m/s 1127360036000.01755G a =⨯0.42746 壳程量流速 W 1 kg/m 2s 1868.40.427=⨯1ρω370.847 壳程当量直径 d e m2222000.452560.0162560.016s t t D N d N d --⨯=⨯ 0.0334 48 壳程雷诺数Re f101370.80.03340.0273W d μ⨯=453.6549切去弓形面积所占比例f Ta a查 图 25%50 壳程传热因子 j s 查 图 10 51 管外壁温度t ’wf℃假 定5252 壁温下润滑油的粘度 μw1 Pas 查 表 0.025453 粘度修正系数 φ10.140.14110.02540.0273w μμ⎛⎫⎛⎫= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭0.9954 壳程换热系数 h 1 W/m ℃0.140.61/3100.23Re Pr kd ⎛⎫ ⎪⎝⎭w μμ530传热系数55 冷却水侧污垢热阻 r 2 m 2℃/W 查 表 0.000172 56 润滑油侧污垢热阻 r 1 m 2℃/W 查 表 0.000172 57 管壁热阻rm 2℃/W查 表0．0000558 总传热热阻 r ∑ m 2℃/W00121211i i d d r r r h d h d ++++ 0.00029759 传热系数 K i W/m ℃ 21r336 60 传热系数比值大K i /K 01.2管壁温度61 管外壁热流密度 q 1 W/m 2℃00t Q N d l π4185.662 管外壁温度 t w1 ℃11111t q r h ⎛⎫-+ ⎪⎝⎭51.463 误差校核wt ∆℃ 11w wt t '- 0.6管壳程压降64 壁温下冷却水的粘度 μw2Pa s查 表 0.025965 管程粘度修正系数 φ20.1422w μμ⎛⎫ ⎪⎝⎭1.00266 管程摩擦系数 ξ1 查 图 0.03567 管子沿程压降iP ∆Pa22122ln 2i i W d ξρφ⎛⎫⎛⎫⎛⎫ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭ 1121.768 回弯压降Pr ∆ Pa221242n ωρ⎛⎫ ⎪⎝⎭58669 进出口管处质量流速 2N W kg/m 2s取 用175070 进出口管处压降2n P ∆ Pa222 1.52N W ρ⎛⎫⨯ ⎪⎝⎭2311.671 管程结垢校正系数 2d φ1.4 72 管程压降2P ∆ Pa()22Pr Pi d Pn φ∆+∆+∆4702.3873 当量直径dem 220s t s t D N d D N d-+0.033474 雷诺数1Re11W deμ453.6575 壳程摩擦系数0ξ查 图 0.4076 管束压降 0P ∆Pa()201112s B D n W de ξρφ+⎡⎤⎛⎫ ⎪⎢⎥⎝⎭⎣⎦589477 管咀处质量流速1n Wkg/m 2s 查 式100078 进出口管处压降1Pn ∆Pa2111.52N W ρ⨯ 852.2779 壳程结垢修正系数 0dφ 查 表1.2 80 壳程压降 1P ∆Pa 00i i N P P φ∆+∆7925.07 81 管程允许压降 pa <35000 82 壳程允许压降pa<35000。
冷却器的冷却能力计算
冷却器的冷却能力计算
冷却器的冷却能力取决于其制冷剂的种类、制冷量、进出口温度差等因素。
以常见的制冷剂R134a为例，其冷却能力可由
以下公式计算：
Q=mcΔT
其中，Q为冷却量，单位为W或BTU/h；m为制冷剂的质量
流量，单位为kg/s或lb/h；c为制冷剂的比热容，单位为
J/(kg·℃)或BTU/(lb·℉)；ΔT为进出口温度差，单位为℃或℉。
例如，如果一台冷却器使用R134a作为制冷剂，制冷量为
0.5kg/s，进出口温度差为10℃，则其冷却能力为：
Q=0.5×33.71×10=168.55W
换算成BTU/h，则为：
Q=168.55/0.293=574.21BTU/h
这意味着该冷却器可以每小时冷却掉574.21BTU的热量。
需
注意的是，不同制冷剂的冷却能力计算公式可能会有所不同。
液压油箱,冷却器,加热器计算
介质 飞马二号 液压油 46#液压油 32#液压油 矿物油
油的密度 ρ=0.92 ρ=0.8-0.9 ρ=0.875 ρ=0.87 ρ=0.97
油比热容 1870
C=1608-2094 C=1850 C=1850 C=1880
p>6.3MPa 6～12
润滑系统 25～30
先数系》中R10数系选择。 2.5、4.0、6.3、10
散热系数 k
W/(m2*℃) 400
散热面积 A≈PC/(T*k)
m2 85.94
油比热容 C=1608-2094 J/（kg.℃）
1880 油的密度 ρ=0.9
kg/L 0.9
散热面积 A≈PC/(T*k)/η
m2 3.06 冷却介质出口温度 t2 ℃ 36
系数 η=0.8-0.9
0.90
水的流量
16、25、40、63、100 、250、315、400、500、630、800、1000 500、3150、4000、5000、6300、8000、
10000
短管及局部收缩处 ≤10
系统压力p＜2.5MPa时，取v=2m/s,当 机械，当P＞21MPa时，取v≤5～6m/s
T1 ℃ 95
冷却水量
油的流量 Q
L/min 160 水的流量
Qs=C*ρ*ΔT/(Cs*ρs*Δt)
m3/h 14.50
风冷却器散热面积
系统发热量 PL=P/3 kw 550
液压油温度 T1+T2 ℃ 60
风冷却器功率
油液体积 V=Q*a L 400
期望温降 t1-t2 ℃ 10
油箱散热量 PT kw 0
P>17.5MPA 4
说明：对于压力管，当压力高、流量大管路短时取大值，反之取小值；当系统压力p＜2.5MPa时，取v=2m/s,当 P=2.5～14MPa时，取v=3～4m/s，当p＞14MPa时，取v≤5m/s；对于行走机械，当P＞21MPa时，取v≤5～6m/s
冷却器循环水流速标准(一)
冷却器循环水流速标准(一)
冷却器循环水流速标准
介绍
冷却器循环水流速是一个关键的参数，它直接影响了冷却效果和
能耗。
冷却器循环水流速标准是为了保证冷却器的正常运行和最佳效
果而制定的指导性要求。
主要内容
以下是冷却器循环水流速标准的要点：
•流速范围：根据冷却器的类型和规格，循环水的流速应在合理范围内。
一般来说，较大型的冷却器对应的循环水流速要相对较高，而小型冷却器则较低。
流速过高会增加能耗，而过低则可能影响
冷却效果。
•流速调整：冷却器循环水流速应根据实际需要进行调整。
冷却器的运行状态、环境温度等因素都可能导致流速的波动，因此需要
定期检查和调整。
一般来说，流速过低时可以增加泵的功率或调
整泵的转速，而流速过高时可以减小泵的功率或转速。
•流速监测：为了确保冷却器的正常运行，流速应得到实时监测和记录。
可以使用流量计等设备进行监测，并将监测数据与标准进
行比对。
如发现流速偏离标准范围，需要及时采取相应的措施进
行调整。
•其他因素：除了流速标准外，还应考虑其他因素对冷却器的影响。
例如，循环水的温度、冷却介质的性质等都可能对冷却效果产生
影响，需要综合考虑并进行相应的调整和控制。
结论
冷却器循环水流速标准是保证冷却器正常运行和最佳效果的重要
指导性要求。
合理控制循环水的流速，不仅可以提高冷却效果，还可
以降低能耗。
因此，在设计、安装和使用冷却器时，应充分注意并遵
守流速标准，定期检查和调整流速，确保冷却器的持续高效运行。
油箱及冷却器蓄能器等的设计计算
油箱的设计要点油箱油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀杂质等作用。
油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。
开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。
开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。
闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定压力的惰性气体，充气压力可达0.05MPa。
如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。
矩形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。
2.1 油箱的设计要点图10为油箱简图。
设计油箱时应考虑如下几点。
1）油箱必须有足够大的容积。
一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。
2）吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。
管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。
吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。
回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。
3）吸油管和回油管之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。
隔板高度为液面高度的2/3～3/4。
图10 油箱1—液位计；2—吸油管；3—空气过滤器；4—回油管；5—侧板；6—入孔盖；7—放油塞；8—地脚；9—隔板；10—底板；11—吸油过滤器；12—盖板；4）为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个空气过滤器来完成。
为便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。
对于不易开盖的油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。
5）油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运、放油和散热。
冷却器计算
P主=16kW T油入=48（O C）
P循环=0kW T油出=42（O C）
T水入=32（O C）
T水出=33.7（O C）
传热系数K=400(Kcal/m2h O C)
Q=106(L/min)
C比热=0.45(Kcal/Kg O C) Hr<H油泵可以比实际温度高一些输送流量
H r=13760千卡/小时H油=15455千卡/小时
Q水=168L/min t m=12.0（O C）
换热面积F= 3.2m2＊输入变量符号：
＊P主－主泵发热功率（kw）
＊P循环－循环泵发热功率（kw）
＊Q－循环泵流量（升/小时）
＊T1－油流入温度（°C）
＊T2－油流出温度（°C）
＊T3－水流入温度（°C）
＊T4－水流出温度（°C）
＊k－传热系数（冷却器）
多管式：350～400，取K=350
翅管式：＞400，取K=400
板式：K=320～710(HLP/HFD)双流层取K= K≥1000(HFC ) 双流层取K=10
K≥1400(HFA ) 双流层取K=14 Hr－损耗热量（千卡）
H油－热平衡热量（千卡）
Q水－散热需水量（升/小时）
t m－对数公差（°C）
F－换热面积（m3）
C－比热容(KJ/Kg°C)：
矿油型液压油(HLP)：1.88 △t=36Hr/Q(另一水乙二醇(HFC)：3.35 △t=17.2Hr/Q
磷酸酯(HFD)：1.34 △t=36Hr/Q
水：4.18 △t=14Hr/Q水(Q
1cal=4.1868J。
冷却器计算公式
空气流量Q(进气压力下) 气冷却器热交换量 进气温度T1
出气温度T2 气冷却器热交换量P 气冷却器热交换量P
油冷传热系数K 冷却风进口温度T3(环境温度) 气冷却器换热面积A 冷却风出口温度T4 气和冷却风之间的平均温差△ｔ 气冷却器换热面积A 进排风温差 冷却风量的计算 空气比热容C 空气密度ρ(标准大气压下,20℃) 冷却风量的计算 风压 风机功率计算 风扇效率 风机功率计算 油侧经济质量流速 油侧经济流速 油侧压力损失 油冷高度 油侧单根通道截面积 油侧通道总面积 油侧冷却面积 油侧通道数 油侧通道间隔 翅片间隔 总油侧单条翅片长度未压缩 总油侧单条翅片长度已压缩 每根通道长度
0.454197352 50
6.053268765 0.01 125
0.00025 0.00826
33.04 10 3.6
36.29854143 9.608437438 0.290812271 0.134518124
0.588715476
单位 kcal/(kg.℃) kg/m3 l／ｍｉｎ ℃
℃
kcal/h kw kcal/(m2.h.℃) ℃ ℃ ℃ m2 kcal/(kg.℃) kg/m3 m3／ｍｉｎ ℃ ℃ kcal/h kw kcal/(m2.h.℃) ℃ ℃ ℃ m2 ℃ kcal/(kg.℃) kg/m3 m3／h Pa
数值
0.51
900 99 85
57.6
7477661496 15.32014876 0.2427
1.18
24 85 45 16495.8336 19.18566364
168 35 45 21.64042561 4.537317679 10 0.24
流速、流量、轴功率、换热器计算、蒸汽等常用公式与数据
4.01 10.00 10.00
1.00 10.00 热介质 11.10 100.00
4.19 70.00
1.00 21.00
1.00
热量计算:
Kg/h ℃
KJ/Kg·℃ ℃
J/Kg J/Kg J/Kg
Q冷= Q冷= Q冷= Ws1= Ws1= Ws1=
Kg/s ℃
KJ/Kg·℃ ℃
W F
已知
1 X0
X1
蒸发量: X进(w/w): X出(w/w): 进料量 出料量:
出料量: X进(w/w): X出(w/w): 蒸发量: 进料量:
10.00 T/h 40.0% 70.0% 23.33 T/h 13.33 T/h
15.00 T/h 35.0% 70.0% 15.00 T/h 30.00 T/h
无相变 无要求 有相变
显热法 焓差法 潜热法 显热法 焓差法 潜热法
Ws*C*(t2-t1) Ws*(h2-h1) Ws*C*(t2-t1)+W*r
无相变 无要求 有相变
线胀系数:×10-4cm/(m·℃)
T
Q235A
100 12.20
150 12.60
158 12.66
200 13.00
220 13.09
cm
L：计算管长
m
α：管道线胀系数
cm/(m·℃)
t2：管内介质温度
℃
t1：管道安装温度
℃
输入：
t1=
0
t2=
240
α=
13.18
L=
100
计算结果：
ΔL=
31.632
cm
进料量: X进(w/w): X出(w/w): 蒸发量 出料量:
冷却器计算公式
空气流量Q(进气压力下) 气冷却器热交换量 进气温度T1
出气温度T2 气冷却器热交换量P 气冷却器热交换量P
油冷传热系数K 冷却风进口温度T3(环境温度) 气冷却器换热面积A 冷却风出口温度T4 气和冷却风之间的平均温差△ｔ 气冷却器换热面积A 进排风温差 冷却风量的计算 空气比热容C 空气密度ρ(标准大气压下,20℃) 冷却风量的计算 风压 风机功率计算 风扇效率 风机功率计算 油侧经济质量流速 油侧经济流速 油侧压力损失 油冷高度 油侧单根通道截面积 油侧通道总面积 油侧冷却面积 油侧通道数 油侧通道间隔 翅片间隔 总油侧单条翅片长度未压缩 总油侧单条翅片长度已压缩 每根通道长度
项目
项目 润滑油比热容C(常压下)32＃
润滑油密度ρ(常压下)
润滑油流量Q
进油温度T1 油冷却器热交换量
出油温度T2ຫໍສະໝຸດ 油冷却器热交换量P 油冷却器热交换量P
油冷传热系数K 冷却风进口温度T3(环境温度) 油冷却器换热面积A 冷却风出口温度T4 油和冷却风之间的平均温差△ｔ 油冷却器换热面积A 空气比热容C(标准大气压下,20℃)
0.454197352 50
6.053268765 0.01 125
0.00025 0.00826
33.04 10 3.6
36.29854143 9.608437438 0.290812271 0.134518124
0.588715476
单位 kcal/(kg.℃) kg/m3 l／ｍｉｎ ℃
℃
kcal/h kw kcal/(m2.h.℃) ℃ ℃ ℃ m2 kcal/(kg.℃) kg/m3 m3／ｍｉｎ ℃ ℃ kcal/h kw kcal/(m2.h.℃) ℃ ℃ ℃ m2 ℃ kcal/(kg.℃) kg/m3 m3／h Pa
液压系统温升及散热器选型计算
液压系统温升及散热器选型计算液压系统油液温升计算及冷却器选型摘要: 介绍了液压系统的系统损耗功率及油液温升的计算。
通过对两种冷却器的比较, 提出了正确的选型方法。
关键词: 液压系统; 油液温升; 冷却器; 损耗功率1 前言液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失, 这些能量损失都将转化为热量, 使系统油温升高。
油温的变化将直接影响液压元件的寿命; 油温升高将使油液氧化, 加速油液的变质; 油温过高还严重影响液压油的稳定性, 进而影响液压系统的寿命和传动效率。
为此, 必须对系统进行发热与温升计算, 以便对系统温升加以控制。
下面对液压系统的发热量及温升计算和冷却器的选择予以介绍。
2 系统损耗功率和温升计算2.1 损耗功率计算液压系统发热的主要原因是由液压泵和执行器的功率损失以及溢流阀的溢流损失造成的。
其系统的损耗功率即发热功率为:H=P( 1- η)式中:P—系统泵组的总驱动功率;η—系统效率。
η=ηPηCηA其中:ηP—液压泵的效率, 可从产品样本中查到;ηA—液压执行器总效率, 液压缸一般取0.9～0.95;ηC—液压回路的效率。
ηC=Σp1 q1Σp P q P式中:Σp1 q1 —各执行器负载压力和负载流量即输入流量乘积的总和;Σp p q p —各液压泵供油压力和输出流量乘积的总和。
系统的损耗功率即发热功率H 也可按下式估算, 由于热能的损耗总量约占泵组驱动功率的15% ～30%, 因此:H=( 15%～30%) P2.2 油液温升计算液压系统中产生的热量H, 由系统中各个散热面散发至空气中, 其中油箱是主要散热面。
因为管道散热面积相对较小, 且与其身的压力损失产生的热量基本平衡, 故一般略去不计。
当只考虑油箱散热时, 其散热量H O 可按下式计算:H O=KAΔt式中:K—散热系数[ W(/ m2·℃) ] , 计算时可选用推荐值: 当通风很差( 空气不循环) 时, K=8[ W/( m2·℃) ] ; 通风良好( 空气流速为1m/s 左右) 时, K=14～20[ W(/ m2·℃) ] ; 风扇冷却时,K=20～25[ W(/ m2·℃) ] ; 用循环水冷却时,K=110～175[ W(/ m2·℃) ] 。