隨著我國經濟的發展和現代化的建設速度加快，這幾年對小型液壓挖掘機的需求量快速增長，小型挖掘機技術上也日臻成熟、完善，而使用工況比較惡劣，由于工作時間長、任務重、作業環境差、粉塵多、溫度高、維護保養不到位等原因，致使對挖掘機用柴油機的冷卻系統的要求越來越高。液壓油缸廠家

挖掘機的冷卻系統的效能取決于其使用條件和各部件的設計與匹配。為了使冷卻系統和各部件得到合理匹配，本文分析了冷卻系統的結構特征，并從理倫上分析了水溫過高的原因，提出了冷卻系統的具體改造方案，通過對某小型挖掘機冷卻系統的改進，并經過試驗證明方案的目標，采用現場測試方法來對冷卻系統進行一定的改進來達到系統的要求。

1、冷卻系統的結構特征

國產某小型液壓挖掘機總重量4680kg，標準斗容量0.18m3。該機搭載YANMAR發動機，功率27.1kM，扭矩144Nm，排量2.19L。該挖掘機是21世紀初推出的新產品，具有動力性好，生產效率高的特點，但測試實驗中也偶爾出現了發動機水箱溫度偏高(俗稱開鍋)的現象，開始以為是發動機選型的問題，但參考國外其他機型及該發動機的技術資料，通過計算發現該機型的冷卻系統散熱功率完全滿足系統的設計要求。

該機的冷卻系統由發動機水套、水泵、水散熱、風扇、液壓油散熱器，冷卻風道及相應的管路等組成，傳熱介質由水泵驅動，進行強行循環流動。冷卻水流所流過的部件|——水泵、發動機水套、水散熱器、調溫器及管道等，構成了系統的冷卻風道，這是世界上應用Z廣泛的冷卻系統之一。

該機采用發動機冷卻水散熱器(以下簡稱水箱)與液壓油散熱器同軸使用一個吸風式風扇，并前置空調冷凝器?？諝庠诮涍^后備箱的進風口進入挖掘機后，通過液壓油散熱器才進入水箱，導致水箱器散熱器散熱表面與氣流的溫差減??；而兩個散熱器疊加在一起加大了空氣的流動阻力，同時進入水箱散熱器表面的空氣流量和流速都相應的減少。

2、水溫過高的原因分析

影響挖掘機散熱性能的因素主要有散熱器的散熱面積、單位時間內散熱器的通風量和系統和水循環性能。由于風扇、散熱器的散熱面積等部件都是固定不變，所以應從改善系統的結構組成以減少風阻、增大進風量等方面進行改進。

在挖掘機冷卻系統設計時，水箱散熱器的進水溫度，即發動機的出水溫tw1，發動機出廠的隨機文件中都有明確規定，為已知量；散熱器的進氣溫度，即環境氣溫的設計計算值ta1，在設計任務書中，也有明確要求，也是已知量。由此，將散熱器空氣側的溫度效率　　ε定義為：

ε=Δta/( tw1 -ta1)

式中Δta為空氣通過散熱器的溫升，Δta= ta1- ta2。這樣，冷卻風量的計算公式就可寫成

Δta=Q/(3600pacp,a)

式中Q——冷卻系統應散走的總熱量，kJ/h；

pa——空氣的密度，kg/m3；

cp,a——空氣定壓比熱容，kJ/(kg?℃)；

tw1——進入散熱器的水的溫度，℃；

tw2——進入散熱器的空氣溫度，℃。

通過對公司式(2)的觀察，在其他條件不變的情況下，如果能通過改變結構的方法提高冷卻風量qv,a，這樣就能改變Δta。在進氣溫度相同的情況下，隨著冷卻風量qv,a的提高，通過液壓油散熱器后空氣溫度會降低。由此可見，只要進入水箱的空氣溫度降低，在同樣的的條件下，就可以解決開鍋問題。

3、冷卻系統改造方案

散熱器是冷卻系統的重要部件，散熱器與風扇的位置如圖1所示，在不改變發動機、風扇、水箱和液壓油散熱器的情況下，筆者考慮通過以下幾個方面來進行改造。

1)調整風扇葉與水箱之間的相對位置，相對位置的變化必然帶來進入液壓油散熱器風速的變化，通過對測點的風速的測量，確定Z合適的位置。

2)判斷液壓油散熱器與水箱之間是否允許有間隙。兩者之間如果有間隙，從間隙處必然會有空氣進入，那么必然增大通過水箱的進風量。通過實驗測量測點的風速，確定Z合適的間隙的距離。

3)調整空調冷凝器的位置，將其向下調整或是向處移出一定的距離。由于散熱器主要作用面在散熱器的上部，將冷凝器下移或外移，必然會減少風阻，提高進入液壓油散熱器的冷卻風量，對冷卻效果有一定的改善作用。通過實驗量測量的風速，確定冷凝的位置。

4)通過對冷卻系統的部件的改變，比如更換防護罩、風扇葉、皮帶的帶輪，甚至是改變液壓油箱的大小、液壓油散熱器、水箱，這樣可以提高整個冷卻系統的冷卻能力，但也會使整機的成本提高。

當然，我們也可以通過對散熱器進行優化設計，提高它的換熱系數，降低散熱器的風阻，對冷卻風道進行一定的改進，比如改善挖掘機后備箱的布置，減少風道的死區，避免風扇附近出現熱風回流的現象，對冷卻系統的散熱能力提高也有一定的效果。

4、試驗檢驗

試驗在環境溫度30℃左右，發動機轉速2325r/min下進行。試驗時拆下空調冷凝器，圖1右圖為液壓器的正面示意圖。風速儀與液壓油散熱器端面的水平距離為15mm，M點為散熱器中心位置，N點為油散熱器內側邊緣處，H點為油散熱器與水箱縫隙處。

通過數據我們可以清楚地看出，通過對該機的結構改造后，在測點M、N、H處的風速得到了較大提高，說明我們的改造取得了一定的效果。

改進前后水箱和液壓油散熱器的進水(液壓油)溫度試驗數據，由圖2、3可以看出，改進后的新機型，在環境溫度30℃左右工作達到熱平衡時，水箱的進水溫度為80℃，比原機降低9℃；液壓油散熱器的進油溫度為80℃，比原機降低6℃。說明通過對新機型結構上的改進，提高了整個冷卻系統的冷卻能力。在評價冷卻系統的散熱能力的時候，國外發達國家大多采用了ATB這個指標衡量，在發動機出廠的隨機文件中都有ATB的明確標識。所以本文也引用了ATB作為衡量指標，通過查閱該挖掘機型的發動機資料，ATB》=50℃。

ATB計算公式為

ATB=(A-B)+C

式中A為理論上冷卻液的沸騰溫度(A的取值與散熱器水箱蓋允許壓力有關)；B為發動機水箱的進水溫度(在節溫器全開的情況下)；C為在測試時準確的環境溫度。

該挖掘機的水箱壓力蓋允許壓力為0.7atm，此時取A=105℃。原機的ATB=105-89+30=46℃；改造后的ATB=105-80+31=56℃。

改造后冷卻系統的ATB地值增大了10℃；這就等效于在同樣的環境溫度下，配備新冷卻系統的機型其發動機工作溫度峰值比原機型降低10℃。通過調整風扇葉與水箱的相對位置、液壓油散熱器與水箱之間的間隙、空調冷凝器的位置以及更換皮帶的帶輪改進方案的使用，提高了冷卻qv,a，成功的解決了發動機水箱溫度過高的問題。