并流蓄热式竖窑液压系统故障浅析及优化.pdf

２０１５ 年 １０ 月 第 ４３ 卷 第 ２０ 期 机床与液压 ＭＡＣＨＩＮＥ ＴＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳ Ｏｃｔ􀆱 ２０１５ Ｖｏｌ􀆱 ４３ Ｎｏ􀆱 ２０ ＤＯＩ１０．３９６９／ ｊ􀆱 ｉｓｓｎ􀆱 １００１－３８８１􀆱 ２０１５􀆱 ２０􀆱 ０５６ 收稿日期 ２０１４－０７－１９ 作者简介 胡海峰 （１９８４）， 男， 学士， 助理工程师， 主要研究方向为化工机械及工业窑炉。 Ｅ－ｍａｉｌ ｈｕ１２１２２００３＠ １６３􀆱 ｃｏｍ。 并流蓄热式竖窑液压系统故障浅析及优化 胡海峰， 王一方， 李来广 （郑州中能冶金技术有限公司， 河南郑州 ４５００００） 摘要 针对国内某厂煅烧白云石并流蓄热式双膛竖窑液压系统出现的故障， 重点对其生产中出现的系统油液高温现象 进行分析并核算系统散热功率， 给出解决上述问题的方法， 为该类故障处理提供借鉴， 以及对竖窑液压系统优化设计提供 参考。 关键词 并流蓄热式竖窑； 液压系统； 散热核算； 优化设计 中图分类号 ＴＧ３０７ 文献标志码 Ｂ 文章编号 １００１－３８８１ （２０１５） ２０－１６８－５ 并流蓄热式双膛竖窑 （以下简称竖窑） 是用于 煅烧石灰石、 白云石、 菱镁矿等矿石的轻烧窑， 它 以热耗量低、 煅烧产品质量好、 自动化程度高等特 点在世界范围内得到了很大发展。 目前， 我国已从 国外公司引进几十座不同规格的竖窑， 随着引进技 术的不断成熟， 其技术改进并国产化在国内日臻完 善。 文中阐述竖窑技术国产化中存在的液压系统问 题， 并针对具体问题进行分析和处理， 为该类窑炉 技术引进、 技术优化中的设计欠缺和实际生产过程 存在的故障提供借鉴， 避免对生产运行造成较大的 经济损失。 １ 设备概况 该竖窑是我国首例优化设计并成功运用于冶金 行业金属镁生产企业的煅烧白云石轻烧窑， 白云石 矿经过竖窑的高温煅烧获得产品煅白， 煅白是硅热 法炼镁企业的主要原材料， 目前每生产 １ ｔ 镁锭约 需要 ５􀆱 ３ ｔ 煅白， 因此煅白品质的好坏直接影响着 金属镁企业的产量和成本。 然而窑炉的稳定性是保 证煅白品质的关键所在， 直接影响着白云石的烧损 率、 煅白的酌减量和水化活性度。 金属镁生产的还 原过程中对煅白严格要求 ０􀆱 ５％ 以下的酌减量和 ３０％左右的水化活性度， 尤其要求竖窑具备连续稳 定的白云石煅烧环境， 其稳定精准的投料、 出料等 是达到理想煅烧环境的重要环节。 山西省某采用硅 热法炼镁的金属镁企业 ２０１４ 年 ５ 月煅烧白云石竖 窑进入调试阶段， 该窑内设备进出料及料位检测等 均采用液压作为控制动力源， 然而在调试过程中其 液压系统不断升温， 油温甚至超过 １００ ℃， 油品颜 色发黑； 液压系统运行时表压为 ５􀆱 ４ ＭＰａ， 无法达 到工作压力 １１ ＭＰａ， 各液压控制设备均处于无法工 作状态； 部分液压阀台有漏油现象。 我方技术人员 到达设备现场后要求相关调试人员采取紧急措施， 由于窑内白云石煅烧温度高且停窑重新点火时间周 期长、 成本高， 故采取降温间隔时间出料的方法， 快速排查故障， 并针对液压系统出现的高温、 低压 现象进行分析处理。 经过缜密的排查和分析， 当天 更换部分液压元件后压力回升至正常工作压力， 然 而运行后系统依旧持续升温， 故从液压系统设计上 分析问题。 经研究， 采取相关整改措施后液压系统 压力稳定且油温正常， 然而由于设计优化的欠缺， 依然存在不必要的能耗。 液压系统具体设计参数见 下表 １。 表 １ 液压系统参数 额定压力１６ ＭＰａ油箱容积２ ０００ Ｌ 额定流量１２０ Ｌ／ ｍｉｎ油品清洁度ＮＡＳ１６３８⁃８ 主电机额定功率３７ ｋＷ电气等级ＤＣ２４ Ｖ 工作介质Ｎ４６工作温度２０～５５ ℃ 由于文中阐述液压系统中存在的具体问题， 故液 压系统原理图全部图纸及资料不予赘述， 只针对文中 涉及部分相关原理图给出简图以探讨和研究。 液压站 原理图见图 １。 图 １ 液压站原理图 液压站主要元件参数见表 ２。 表 ２ 液压站主要元件参数 名称型号主要技术参数 液压泵ＰＦＥ⁃４１０８５⁃１ＤＷ 额定压力 ２１ ＭＰａ， 排量 ８５􀆱 ３ ｍＬ／ ｒ， 容积效率 ηｖ为 ８５％， 总效率为 ８０％， ｎ＝１ ４８０ ｒ／ ｍｉｎ 冷却器ＧＬＣ３⁃５冷却面积为 ５ ｍ２ 循环泵ＣＢ⁃Ｂ４０额定压力 ２􀆱 ５ＭＰａ， 排量 ４０ ｍＬ／ ｒ， 容积效率 ηｖ为 ８５％， ｎ＝１ ４３０ ｒ／ ｍｉｎ 电磁溢流阀Ｓ⁃ＢＳＧ⁃０６⁃２Ｂ３Ａ⁃Ｄ２４⁃Ｎ１⁃５１最高使用压力 ２５ ＭＰａ； 最大流量 ２００ Ｌ／ ｍｉｎ 溢流阀Ｓ⁃ＢＧ⁃０３⁃４０最高使用压力 ２５ ＭＰａ； 最大流量 １００ Ｌ／ ｍｉｎ 蓄能器ＮＸＱ１⁃４０／２０⁃Ｌ公称容积 ４０ Ｌ； 公称压力 ２０ ＭＰａ； 工作温度－１０～７０ ℃ ２ 故障分析 ２􀆱 １ 压力异常分析 液压系统在较高油温的情况下一直处于低压状 态， 到达现场后立即停止液压泵工作并使系统泄压， 同时保持液压循环泵的正常运行， 尽可能地让油箱内 油温下降。 检查所有系统全部管路， 经查找虽有几个 漏油点但漏油量不大， 不构成较大压力损耗， 立即查 找漏油点原因随后更换漏油点 “Ｏ” 型密封圈并紧固 各结合面， 当油温降低至 ４０ ℃左右重新开启液压泵。 开启后运行存在以下现象（１） １ 号液压泵运行平 稳， 调整电磁溢流阀调压手轮但电磁溢流阀前压力 （下文简称阀前压力） 依旧保持 ５􀆱 ４ ＭＰａ 左右， 各管 路并无漏油点， 出油管路油温为常温；（２） 关闭 １ 号液压泵后开启 ２ 号液压泵， 阀前压力依旧处于 ５􀆱 ４ ＭＰａ 左右， 出油管路油温正常；（３） 液压油颜色呈 棕红发黑色， 电磁溢流阀温度上升较快；（４） 调整 溢流阀调压手轮无效；（５） 主回油管路、 溢流阀回 油管路管壁温度正常。 综合上述现象判定液压泵工作 正常， 主回路上部各类阀及油缸无较大内泄现象存 在， 故此处电磁溢流阀故障。 停止系统运行， 更换电 磁溢流阀， 更换后压力快速升至 １２ ＭＰａ， 重新调整 电磁溢流阀手轮， 阀前压力设定为系统工作压力 １１ ＭＰａ， 液压系统运行， 竖窑各执行机构工作正常。 ２􀆱 ２ 油温增高分析 液压系统开启在额定工作压力下运行， 油箱内油 温上升， 升温呈现线性波动状态， 且升温很迅速。 经 ９６１第 ２０ 期胡海峰 等 并流蓄热式竖窑液压系统故障浅析及优化 过分析后， 改用电磁溢流阀， 在执行元件液压油需 要较少且蓄能器可以供给时将主泵多余的油液依靠电 磁溢流阀卸荷导入油缸。 运行 ２ ｈ 左右油温在 ６０ ℃ 左右温升开始变慢， 温度波动曲线平缓， 液压站各元 件均正常。 处于观察阶段， 待 ２ ｈ 后观察油箱温度 计， 油温显示 １０２ ℃， 检查现场并迅速停泵， 查看自 控温度记录曲线图， 温度呈现线性增长态势。 经查看 发现以下现象（１） 系统压力稳定， 但泵运行声音 中有较小异常杂音， 油温短时间内一直上升；（２） 出油主油路管道、 回油主油路管道和溢流阀回油管路 的管壁温度均较高； （３） 计算机系统监控记录显示， 主泵进入观察阶段后有停泵重启记录， 重启后冷却水 循环泵运行但电磁水阀 ＹＶ２ 处于关闭状态； （４） 温 度升高超出 ８０ ℃ （此值为现场擅自设定） 时系统未 报警和强制停机， 致使中控操作人员未察觉异常； （５） 整个运行阶段内液压泵一直运行， 溢流阀温度 过高。 初步认为（１） 油温升高是冷却循环问题， 电磁水阀 ＹＶ２ 关闭冷却水无法进入冷却器， 同时循 环泵工作不断将油箱内油液经循环齿轮泵泵出过程产 生一定的热量。（２） 油箱内油液一直经主泵通过单 向阀进入出油主油路和电磁溢流阀， 当窑内执行元件 不动作或需要的供油量小于主油泵的排量时， 有相当 一部分液压油直接经过电磁溢流阀的回油口排入油 箱， 在电磁溢流阀的回油口处大量油液在 １１ ＭＰａ 的 压力下做功产生大量的热量。（３） 溢流阀人为造成 的不当调整， 使经过电磁溢流阀后的液压油中有一部 分油液经过紧随其后的安全溢流阀排回油箱。（４） 产生的热量中大部分经叠加由回流液压油吸收并带回 油箱， 油箱外壁在自然通风状态下散热， 自然散热方 式无法及时冷却大量热量从而导致油温急剧升高。 再 次停泵、 降温、 运行后， 油箱油温升温依旧呈现线性 波动状态， 简化后的观测时间温度对应值见表 ３。 表 ３ 观测的时间温度对应值℃ １５１０１６００１７００１８１０１９００２００５２１００ ４１４９􀆱 ３５７６２􀆱 ４６６􀆱 ８７０􀆱 ６７３ ２２００２３００２３５５０１０００２０００３０００４００ ７４７３􀆱 ６７３􀆱 ８７３７２􀆱 ８７３７２ 由表 ３ 可以看出 运行初期温度上升较快， 升温 速度不断减缓达到一定值并保持在一定范围内， 夜间 环境温度降低对油温冷却有一定的帮助， 运行中温度 反而下降。 液压系统设计正常工作时油温保持在 ２０～ ６０ ℃内， 当温度传感器检测到油温低于 ２５ ℃时开始 启动加热装置加热油液， 当油温高于 ４０ ℃时停止加 热， 油温高于 ５５ ℃时循环冷却器启动， 并于油温低 于 ５０ ℃时停止运行， 油温高于 ６５ ℃和低于 １５ ℃均 系统报警， 并发出紧急故障信号。 虽然现场实际存在 系统控制程序与任务设计书要求不符合等人为非恶意 事件， 但是系统油温过高仍是整个液压系统关键 问题。 原设计要求蓄能器起辅助动力源作用， 液压泵每 运行 ３０ ｍｉｎ 后停泵 １５ ｍｉｎ， 停泵时间内液压系统执 行元件的动力源由蓄能器提供， 然而实际系统配备的 蓄能器在充入 １０ ＭＰａ 氮气后循环过程中最长运行维 持时间仅几分钟， 进行蓄能器校核计算其值与实际接 近， 远偏离设计初衷。 蓄能器维持系统压力时间较 短， 如果为不断满足系统压力则每隔几分钟启动一次 电机， 将使主电机启动过于频繁， 由于电机启动时启 动电流大、 发热量大， 频繁启动会导致电机温升过高 甚至烧毁电机和接触开关等， 因此不予考虑。 蓄能器 容量不足， 长时间运行主油泵， 泵的排出侧为高压， 在溢流阀内部从高压降到接近大气压的低压过程中， 产生与该压力差成正比、 与该时流量大小成正比的热 量， 使液压油的温度上升， 当执行元件不做功时必然 使液压油的温度异常升高， 即液压油流经阀腔的小孔 流道油分子之间的摩擦和扰动， 使油液的一部分机械 能耗散为热能， 导致熵产生与不可逆的功损耗。 下面进行液压站油液冷却验算。 整个液压系统各部分所产生的热量， 在开始时一 部分由运动液压油及装置本体所吸收， 较少一部分向 周围辐射； 当温度达到一定值后， 散热量与发热量相 对平衡， 系统保持一定的温度不再上升。 若只考虑油 液温度上升所吸收的热量和油箱本身所散发的热量 时， 系统温度 Ｔ 随运行循环时间 ｔ 的变化关系如下 Ｔ＝Ｔ０＋ Ｈ／ （ｋＡ）［１－ｅｘｐ（－ｋＡｔ／ ｃｍ）］（１） 式中 Ｈ 为系统的发热功率 （Ｗ）； Ｔ 为油液温度 （Ｋ）； Ｔ０为 环 境 温 度 （ Ｋ）， 当 地 年 最 高 温 度 为 ３１１􀆱 １５ Ｋ； Ａ 为油箱散热面积 （ｍ２）， 该处油箱面积为８ ｍ２； ｃ 为液压油的比热容， 取值 １ ８００ Ｊ／ （ｋｇＫ）； ｍ 为油箱中油液的质量 （ｋｇ）； ｔ 为系统运转时间 （ｓ）； ｋ 为油箱的传热系数 （Ｗ／ （ｍ２Ｋ） ）， 由于 周围通风较差， 文中取 ｋ＝８ Ｗ／ （ｍ２Ｋ）。 当 ｔ→ｔ∞时， 系统的平衡温度为 Ｔｍａｘ ＝Ｔ ０＋Ｈ／ （ｋＡ） （２） 将文中的参数代入式 （１）、（２） 计算出 Ｔｍａｘ的 值远大于设计要求的温度数值， 维持系统正常必须强 ０７１机床与液压第 ４３ 卷 制冷却这部分热量。 ２􀆱 ２􀆱 １ 系统的发热功率 该液压系统中的功率损失主要以热的形式消耗 掉， 依据能量守恒定律进行热量衡算， 可概略认为液 压系统中的功率损失是系统的发热功率 Ｈ， 即液压 泵、 阀、 管路和其他功率损耗的总和。 （１） 液压泵功率损失 Ｈ１ Ｈ１＝Ｐ（１－η） （Ｗ）（３） Ｐ ＝ｐｑ／ η （Ｗ）（４） 式中 Ｐ 为液压泵的输入功率 （Ｗ）； ｐ 为液压泵实际出口压力 （Ｐａ）， 即表压 １１ ＭＰａ； ｑ 为液压泵实际流量 （ｍ３／ ｓ）； η 为液压泵总效率， 为 ８０％。 结合上文已知参数可计算 ｑ ＝ １􀆱 ７８８１０ －３ ｍ３／ ｓ， 计算步骤不予赘述。 将上述参数代入式 （３）、（４） 计算出 Ｈ１＝４ ９１８ Ｗ。 （２） 溢流阀功率损失 Ｈ２ 电磁溢流阀的电磁阀一直处于关闭状态， 如果整 个系统液压缸无动作时全部液压油经过溢流阀阀腔的 小孔流道返回油箱， 其功率损失最大， 即电磁溢流阀 全损耗功 Ｈ′ Ｈ′＝ｐ′ｑ′ （Ｗ）（５） 由于返回油量 ｑ′为液压泵实际排出流量 ｑ， 电磁 溢流阀的调整压力 ｐ′为表压 ｐ， 故代入式 （５） 计算 出 Ｈ′＝１９ ６７３ Ｗ。 竖窑整个循环周期为 ２ 个窑膛的分 别燃烧和分别蓄热过程， 液压系统在竖窑的一个工作 循环周期 ３０ ｍｉｎ 内发生 ２ 个周期的工作过程， 其每 一个周期中的总流量约为 １２９ Ｌ （该计算过程文中不 赘述）。 实际运行中油液是不断经过电磁溢流阀换向 进入主油路， 假定每一个周期中的总流量是均匀地进 入系统， 可粗略知道系统有用功 Ｈ″， 即 Ｈ″＝ｐ″ｑ″ （Ｗ）（６） ｑ″ ＝Ｑ″／ ｔ″ （ｍ３／ ｓ）（７） 式中 ｐ″为液压系统压力 （Ｗ）， 即主油路表压 １１ ＭＰａ； ｑ″为进入主回油油路的液压油流量 （ｍ３／ ｓ）。 将上述参数代入式 （６）、 （７） 计算出 Ｈ″＝１ ５７７ Ｗ。 Ｈ２＝ Ｈ′－Ｈ″ ＝１８ ０９６ Ｗ（８） （３） 管路和其他功率损失 Ｈ３ 由于该项损耗包括的因素较多， 加上管路的散热 关系， 其取泵输入功率的 ０􀆱 ０５ 倍， 即 Ｈ３＝ ０􀆱 ０５Ｐ＝ １ ２３０ Ｗ。 系统的发热功率损失为 Ｈ＝ Ｈ１ ＋Ｈ ２ ＋Ｈ ３＝２４ ２４４ Ｗ （９） ２􀆱 ２􀆱 ２ 冷却器校核 遵守能量守恒定律， 体系能量的变化等于与外界 环境交换的净能量， 那么系统的发热功率损失 Ｈ 将 以与外界环境的热辐射、 热传导形式消耗。 由于整个 液压站涉及的因素较多且其因素影响较小， 可忽略考 虑， 故文中假设系统的发热功率损失全部以油箱散热 和液压站冷却器强制冷却的方式消耗。 由上述式 （１）、 （２） 可知， 系统温度 Ｔ 随运行循环时间 ｔ 的变 化而变化， 油箱内油液温度也是一个变量， 换热计算 是一个繁复的过程， 便于由原始设计要求校核冷却器 的换热流量。 由于油箱油温高于 ６５ ℃为系统报警温 度， 则该温度为系统最高允许平衡温度 Ｔｍａｘ， 那么代 入上述式 （２） 计算可知油箱允许最大散热功率为 １ ７２８ Ｗ， 冷却器强制冷却带走的总热流量 Ｈ冷＝ ２２ ５１６ Ｗ。 冷却器的选择主要是根据交换热流量， 确 定换热面积和冷却水量， 如下 Ａ冷≥Ｈ冷／ （ｋ′ΔＴ）（１０） ΔＴ＝（Ｔ１ ＋ Ｔ ２） ／２－（Ｔ′１ ＋Ｔ′ ２） ／２ （１１） 式中 Ａ冷为冷却器散热面积 （ｍ２）； ｋ′为 冷却器传热系数 （Ｗ／ （ｍ２Ｋ） ）， 原系 统选用多管式冷却器取值 ｋ＝１１６ Ｗ／ （ｍ２Ｋ）； ΔＴ 为液压油与水之间平均温度 （Ｋ）； Ｔ１为 液 压 油 进 入 冷 却 器 温 度 （ Ｋ）， 取 值 ３３８􀆱 １５ Ｋ； Ｔ２为 液 压 油 流 出 冷 却 器 温 度 （ Ｋ）， 取 值 ３１３􀆱 １５ Ｋ； Ｔ′１为循环水进入冷却器温度 （ Ｋ）， 取值 ３０１􀆱 １５ Ｋ； Ｔ′２为循环水流出冷却器温度 （ Ｋ）， 取值 ３１３􀆱 １５ Ｋ。 将上述参数代入式 （１０）、（１１） 计算出 Ａ冷＝ １０􀆱 ５ ｍ２， 由于其工作过程中铁锈和油污的存在， 选 型时数值应增大 １􀆱 ２ 倍。 假设工作中冷却器吸收的热 流量等于液压油放出的热流量， 那么必须保证有一定 的介质流量来满足， 即 Ｈ冷 ＝（Ｔ １ － Ｔ ２）ｃＱρ＝（Ｔ′１ ＋Ｔ′ ２）ｃ′Ｑ′ρ （１２） 式中 ｃ、 ｃ′分别为液压油及冷却水的比热容， ｃ ＝ １ ８００ Ｊ／ （ｋｇＫ）， ｃ′＝４ １８６􀆱 ８ Ｊ／ （ｋｇＫ） Ｑ、 Ｑ′分别为循环液压油及冷却水的流量 （ｍ３／ ｓ）； ρ、 ρ′ 分 别 为 液 压 油 及 水 的 密 度， ρ ≈ ９００ ｋｇ／ ｍ３， ρ′≈１ ０００ ｋｇ／ ｍ３。 将上述参数代入式 （１０）、 （１１） 分别计算出 Ｑ＝ ５􀆱 ５６１０ －４ ｍ３／ ｓ 和 Ｑ′＝ ４􀆱 ４８１０ －４ ｍ３／ ｓ。 现场实际进 １７１第 ２０ 期胡海峰 等 并流蓄热式竖窑液压系统故障浅析及优化 入冷却器的供水流量 Ｑ水和进入冷却器的液压油流量 即循环泵的实际排量 Ｑ油 Ｑ水＝ｖπＤ２／４（１３） 式中 ｖ 为引入冷却器进口水管道内的流速， １􀆱 ５ ｍ／ ｓ； Ｄ 为引入冷却器进口水管道的内径， ０􀆱 ０１５ ｍ。 根据式 （１３） 并结合上文已知参数可计算 Ｑ水＝ ２􀆱 ６５１０ －４ ｍ３／ ｓ， Ｑ油＝８􀆱 １１０ －４ ｍ３／ ｓ， 可以看出循环 泵的排量满足设计要求， 冷却器的实际冷却供水流量 远远小于设计要求换热所需的流量。 ３ 油温降低措施及处理方法 随着系统运行， 冷却器无法冷却主油泵一直工作 时油箱中的热量， 大量热量积聚于油箱油液中， 势必 使油温不断攀升， 并趋于发热量与散热量的相对平 衡。 每当油箱与外界散热达到超过报警温度下的热平 衡， 系统的持续升温导致如油液黏度降低、 执行速度 变快等不正常现象的发生。 文中暂且不研究冷却水水 温带走热量给液压站油箱油液热量交换过程的关系， 只针对此工程出现现象概略说明。 考虑尽量维持原系 统设计， 分析后将电磁溢流阀作为开启主泵前的卸 荷， 电磁溢流阀可以在执行元件液压油需要较少且蓄 能器可以供给时将主泵多余的油液依靠电磁溢流阀卸 荷直接导入油箱， 由于该时间内泵至溢流阀间的压力 几乎为大气压， 则产生热量极小。 除去主油泵的有用 功， 可认为该循环周期中阀内部不产生热功率损失。 参见上述知作为主要热源的阀将减少大幅热量， 由公 式 （６） 可知， 当压力几乎为零时， 阀的损失功也几 乎为零， 则依靠电磁溢流阀的电磁阀换向系统总的功 率损失即为 ６ １４８ Ｗ。 事实上无法做到电磁溢流阀的 电磁阀达到理想中的泄压， 假定实现 ６０％ （该数值 在流量动作时间表中完全可以实现） 的理想泄压， 那么功率损失即为 Ｈ阀＝４０％ Ｈ２＝７ ２３８ Ｗ， 此时的系 统功率总损失为 Ｈ＝１３ ３８６ Ｗ， 需要冷却器强制冷却 带走的总热功率 Ｈ冷＝ １１ ６５８ Ｗ， 代入上文相关公式 计算出此时原配套冷却器在不改变原供水量时循环水 可吸收 １３ ３１４ Ｗ 的热功率。 校核该冷却器吸收总热 功率 Ｈ冷需要的换热器面积， 计算 Ａ冷＝ ５􀆱 ４３ ｍ２， 选 型面积应为 １􀆱 ２ 倍的计算面积， 则原设计 ５􀆱 ０ ｍ２的 换热面积明显不能满足冷却要求。 供水量满足而换热 面积不足， 同样会导致一部分冷却器无法带走的热量 回油箱散热， 依然使油液缓慢升温， 渐渐高于警戒油 温， 与上文实际观测数值趋势基本吻合。 综上所述， 采用快速、 低成本方法实现满足原设 计要求的可靠降温。 首先合理调整系统执行液压缸控 制方案， 依据合理的控制方案来达到电磁溢流阀的电 磁阀及时换向， 在此基础上增加冷却器换热面积保证 系统运行油温始终在设定警戒线以下， 即 增加一台 换热面积为 ２ ｍ２的小型多管式冷却器或增加 ２ ｍ２换 热面积的蛇形管来换热达到原设计任务书的要求。 该 企业最终采用循环泵冷却油出口至油箱入口间增加 ２ ｍ２换热面积的立式管壳式换热器， 并更换前期高温 运行时的变质液压油， 运行中油液温度保持在 ６５ ℃ 以内， 系统稳定。 ４ 结论 对于以液压系统为其执行动力源的较高自动化程 度设备， 保证其可靠的运行状态、 维持液压系统正常 运行是设备正常运行的首要任务， 保证执行元件在设 计任务书要求的温度、 动作速度下运行， 设计时除遵 循相关设计规范和规定外还应考虑 （１） 合理规划液压系统设计任务中的循环周期 内系统流量－动作－时间表， 并以此为参照来合理选 型蓄能器、 泵、 冷却器等。 遇到蓄能器有效工作容积 不能满足工作要求时， 可以采取适当调整生产工序等 措施修正。 （２） 冷却器的选型必须结合系统的发热功率， 使液压系统中冷却器散热面积、 冷却水量以及油冷却 的循环油量 ３ 个条件都适当满足设计要求。 （３） 液压系统的控制应严格吻合设计任务书要 求。 由于大型设备的液压系统往往分支和管路较多， 合理制定工作制度， 避免因人为因素导致的系统不正 常现象， 关键部位适当布置监控点和检查点， 时时监 督， 定期维护。 参考文献 ［１］ 初建民，高士林．冶金石灰生产技术手册［Ｍ］．北京冶 金工业出版社，２００９． ［２］ 成大先．机械设计手册第 ５ 卷［Ｍ］．５ 版．北京化学工 业出版社，２００８． ［３］ 陈敏衡，丛德滋，方图南，等．化工原理［Ｍ］．３ 版．北京 化学工业出版社，２００６． ［４］ 嵇光国，吕淑华．液压系统故障诊断与排除［Ｍ］．北京 海洋出版社，１９９２． ［５］ 手嶋力．液压机构［Ｍ］．徐之梦，翁翎，译．北京机械工业 出版社，２０１０． ［６］ 榆次油研液压有限公司．液压阀（样本）． ［７］ 雷天觉．新编液压工程手册［Ｍ］．北京北京理工大学出 版社，１９９８． ［８］ 朱自强，徐汛．化工热力学［Ｍ］．２ 版．北京化学工业出 版社，１９９１． ２７１机床与液压第 ４３ 卷