闭式液压系统热平衡计算

闭式液压系统内部油温的热平衡是决定系统工作寿命，甚至能否正常工作的重要因素之一。因而在设计闭式液压系统时，设计者需要对整个系统的热平衡进行一个概算，从而对这个系统的温升有一个评估和判断，极大的避免了盲目试验。笔者结合现在的认识，对闭式液压系统做如下的概略分析，以期抛砖引玉之效。

在设计计算系统热平衡之前，首先需要确定对于这个系统，最高的内部油温ｔ２不超过１００℃，在系统工作压差超过１４Ｍｐａ时，设计ｔ２定为９５℃，油箱温度ｔ１定位６５℃，系统温度循环如下图所示：

系统发热量：

在闭式液压系统中，由于局部和沿程压力损失、内部泄漏及运动部件摩擦力的存在，会导致一部分系统功率损失，这一部分损失的功率会转化成热量被系统的油液及元器件所吸收，使系统温度升高。根据能量守恒定律，系统损失的功率将转化成热量，即系统的损失功率为系统的发热功率。如果设系统的功率为Ｐ，总效率为η＝０．６５～０．７５，系统的总发热功率为Ｐｔ，则有

Ｐ＝Ｑ△Ｐ（１－η）／６０（ｋＷ）（１）

式中：Ｑ为主泵的流量，Ｌ／ｍｉｎ；△Ｐ为系统的工作压差，Ｍｐａ。

系统散热量：

整个散热系统可理解分为三级，第一级为补油泵的冲洗散热，第二级为油散热器的散热，第三级为油箱散热。

补油泵的一级冲洗散热。闭式系统的大部分热量是靠补油泵的低温油液置换冲洗带走。若不计液压元件表面散热，单位时间内，当补油泵的低温油和系统的高温油达到热平衡（温度计为ｔ）时，系统发热量等于冲洗散热量，则散热功率：

Ｐ＝ＬρＣ△Ｔ／６０（ｋＷ）（２）

式中：Ｌ为补油泵流量，Ｌ／ｍｉｎ。ρ为液压油密度０．８５ｋｇ／Ｌ。

Ｃ为液压油比热容，ｋＪ／（ｋｇ·°Ｃ），取１．８８。

△Ｔ为低温油和热平衡油温度之差，°Ｃ。△Ｔ＝ｔ－ｔ１

设补油系数为Ｋ＝Ｌ／Ｑ＝０．１５～０．２５。（３）

联合（１）、（２）和（３）式得△Ｔ＝（４）

由式（４）可知，对于选定的液压油品、液压泵和马达，液压油密度ρ、液压油比热容Ｃ、总效率为η和补油系数Ｋ为定值，系统一级温升△Ｔ与系统的工作压差△Ｐ成正比。

在忽略系统泄漏的前提下，系统达到热平衡的温度ｔ＝（５）

△Ｔ＝ｔ－ｔ１（６）

由（４）、（５）、（６）和（７）可得：ｔ２＝（１＋Ｋ）ｔ－Ｋｔｌ＝Ｋ△Ｔ＋ｔ。（７）求出的ｔ２与上文设定值进行比较，也即满足条件ｔ２≤９５℃。

液压油散的二级散热。散热器所需的散热功率：

Ｐ＝（ｔ－ｔ３）ＣρＱ／６０，（ｋＷ）（８）

式中：Ｑ为进入油散的回油流量，Ｌ／ｍｉｎ．ｔ３为油散出口油温，℃液压油箱的三级散热。液压油箱的散热功率：

Ｐ＝ＫＡ（ｔ１－Ｔ）ｘ１０，（ｋＷ）（９）

式中：Ｋ为油箱散热系数，与通风条件有关，一般３０～５５Ｗ／ｍ·℃

Ａ为油箱的散热面积，ｍ。Ｔ为环境温度，℃

从散热器进入油箱的油液冷却至油箱温度ｔ１所需功率近似等于液压油箱的自然散热功率，从而保证油箱油温的基本恒定，即：

Ｐ＝△ＴＣρＱ／６０（１０）

Ｔ＝ｔ３－ｔ１（１１）

结合式（９）、（１０）可得△Ｔ＝ｘ１０，（℃）（１２）

△Ｔ一般为３～７℃，反映了油箱的降温作用。

结合式（１１）、（１２）可得ｔ３＝ｔ１＋△ｔ（１３）

再由式（８）和（１３），可以计算出散热器所需的散热功率Ｐ。

由以上分析可见：

系统一级温升△Ｔ与系统的工作压差△Ｐ成正比，与补油系数Ｋ即补油流量成反比。不能简单地根据油箱油液温度来推断系统内部的油液温度，而必须同时考虑负荷和补油流量才能正确地得出结论。

正确匹配油散很重要，如果二级散热作用不好，直接导致油箱油液温度升高，最终反映在系统最高油温ｔ２的超高上。

在进行闭式液压系统设计时，如果系统负荷大，使用压力高，则必须相应加大换热量，即增加低温补油量Ｌ（或Ｋ）来置换出系统内更多的高温油液，并将其通过散热器进行冷却，以解决系统的散热问题。