1 液压系统油温过高的原因分析
液压系统的油温过高，其原因很多，有设计方面的，也有加工制造和使用方面的，具体如下：
（1）液压系统设计不全理，造成先天性不足。ZL50装载机液压系统中未安装液压油冷却装置，系统散热仅靠液压油箱和管路来完成，且油箱容积较小，散热面积不大，而管路散热又十分有限，如果环境温度较高，则很难降低系统温度。
（2）工作环境过高。工程机械液压系统最佳工作油温为35-55oC，允许最大工作温度是65-70oC。而在炎热的夏天，工程机械在停机状态，系统温度就已接近40oC，当开始工作时，油温很见风使舵超过设计指标。油温高，使系统油液粘度下降，破坏了液压元件运动副间的油彩膜，致使金属直接接触，机械运转噪声将不断增大，同时增加磨损，导致液压元件出现其它故障和增大泄漏，从而又进一步使系统升温，形成恶性循环。
2 排除高温故障措施
为了使ZL50装载机适应于夏季高温环境条件下作业睚不影响主机系统帮派有性能的前提下，可在液压系统中增设一个冷却器，从而加大冷却系统的散热面积。冷却器一般安装在液压系统的总回油管或溢流阀的回油管路中，特别是后者，油液在这些地主发热量最大。笔者对ZL50装载机油路系统进行技术履行时，就将冷却器安装在溢流阀的回油管路中，如图1所示。新增冷却器的容量，通过系统热平衡计算确定。
2.1 系统发热量计算
根据现场油液的升温善，采用测量法，可按下求出系统的发热量。
P1=VCpΔt／1000T
式中P1-----发热功率，KW V----原油箱的效加热时间，现场测试取T=1h
Δt----油液升温，取Δt=50oC Cp----油液的比热容、密度之积，取Cp=0.47Wh/L·oC
考虑到油箱和其它液压元件的散热作用，应将上述计算结果再减去23％的修正值，帮液压系统总发热量为P1=8.6KW。
2.2 热平衡计算
该液压系统工作油液的设计温度为60-70oC。若从增大冷却器散热能力、降低系统工作油温也发，使系统的发热量全部由冷却器进行散热，则冷却器的散热面积可按下式计算。
A=P2/kΔtm （2）
式中 P2----冷却器的散热功率，根据热平衡的原理，总散热量应等玩于总发热量，故P2=P1 k----冷却器的传热系数，取下限值：k=35W/m2oK Δtm----油和空气之间的平均温度差
Δtm=t2+t1 /2-t2''+t1''
式中t1 ---- 冷却器液压油入口温度，取t1 =（273+75）oK
t2 ---- 冷却器液压油出口温度，取t2 =（273+55）oK
t1'' ----- 冷却介质入口温度，取t1'' =（273+35）oK
t2'' ----- 冷却介质出口温度，取t2'' =（273+35）oK 故得Δtm=35oC
将P2、K、Δtm 值代入（2）式，则所需总散热面操作A=9.8m2。根据实际测量，该机原油箱有效散热面积约为2.2m2，甩以需新增加7.6m2和散热面积。就足以满足系统的工作要求。新增加冷却器选型为：FLQ0.65×0.46-2×(7.2/0.8)×16Ⅲβ。
2.3 冷却器风扇驱动功率的计算
选用轴流式风扇。风扇的风量应根据新增冷却器械的散热量赤计算，风扇的风量为：
Qa=P3/3600ρCpΔt
式中Qa----风扇的风量，m3/s
P3----冷却器散热量，按散热面积等值分配，新增冷却器的散热量：P3=7KW
Cp----空气的空夺比热容，取Cp=0.28Wh/KgoC ρ----空气密度，取ρ=1.29kg/m3
Δt----散热温差，取Δt=10oC 故Qa=0.54m3/s
风扇驱动功率表达式为:
P4=Δpa·Qa/1000η
式中P4----风扇的驱动功率，kW
Δpa----自由排风时的风压，一般可致Δpa=100-1000Pa，本文选 取Δpa=500Pa
η----轴流式风扇的效率，取η=0.4 故P4=0.7kW
3 结论
按照上述排除高温故障的措施，先后对四台ZL50装载机液压油路进行了技术改造，经施工中实际应用，均能保持系统的油温在70oC以下，能连续正常工作，故障处理效果较好。