随着我国经济的发展和现代化的建设速度加快，这几年对小型液压挖掘机的需求量快速增长，小型挖掘机技术上也日臻成熟、完善，而使用工况比较恶劣，由于工作时间长、任务重、作业环境差、粉尘多、温度高、维护保养不到位等原因，致使对挖掘机用柴油机的冷却系统的要求越来越高。
挖掘机的冷却系统的效能取决于其使用条件和各部件的设计与匹配。为了使冷却系统和各部件得到合理匹配，本文分析了冷却系统的结构特征，并从理伦上分析了水温过高的原因，提出了冷却系统的具体改造方案，通过对某小型挖掘机冷却系统的改进，并经过试验证明方案的目标，采用现场测试方法来对冷却系统进行一定的改进来达到系统的要求。
1、冷却系统的结构特征
国产某小型液压挖掘机总重量4680kg，标准斗容量0.18m3。该机搭载YANMAR发动机，功率27.1kM，最大扭矩144Nm，排量2.19L。该挖掘机是21世纪初推出的新产品，具有动力性好，生产效率高的特点，但测试实验中也偶尔出现了发动机水箱温度偏高（俗称开锅）的现象，开始以为是发动机选型的问题，但参考国外其他机型及该发动机的技术资料，通过计算发现该机型的冷却系统散热功率完全满足系统的设计要求。
该机的冷却系统由发动机水套、水泵、水散热、风扇、液压油散热器，冷却风道及相应的管路等组成，传热介质由水泵驱动，进行强行循环流动。冷却水流所流过的部件|——水泵、发动机水套、水散热器、调温器及管道等，构成了系统的冷却风道，这是世界上应用最广泛的冷却系统之一。
该机采用发动机冷却水散热器（以下简称水箱）与液压油散热器同轴使用一个吸风式风扇，并前置空调冷凝器。空气在经过后备箱的进风口进入挖掘机后，通过液压油散热器才进入水箱，导致水箱器散热器散热表面与气流的温差减小；而两个散热器叠加在一起加大了空气的流动阻力，同时进入水箱散热器表面的空气流量和流速都相应的减少。
2、水温过高的原因分析
影响挖掘机散热性能的因素主要有散热器的散热面积、单位时间内散热器的通风量和系统和水循环性能。由于风扇、散热器的散热面积等部件都是固定不变，所以应从改善系统的结构组成以减少风阻、增大进风量等方面进行改进。
在挖掘机冷却系统设计时，水箱散热器的进水温度，即发动机的最高出水温tw1，发动机出厂的随机文件中都有明确规定，为已知量；散热器的进气温度，即环境气温的设计计算值ta1，在设计任务书中，也有明确要求，也是已知量。由此，将散热器空气侧的温度效率 ε定义为：
ε=Δta/( tw1 -ta1)
式中Δta为空气通过散热器的温升，Δta= ta1- ta2。这样，冷却风量的计算公式就可写成
Δta=Q/(3600pacp,a)
式中Q——冷却系统应散走的总热量，kJ/h；
pa——空气的密度，kg/m3；
cp,a——空气定压比热容，kJ/(kg•℃)；
tw1——进入散热器的水的温度，℃；
tw2——进入散热器的空气温度，℃。
通过对公司式（2）的观察，在其他条件不变的情况下，如果能通过改变结构的方法提
高冷却风量qv,a，这样就能改变Δta。在进气温度相同的情况下，随着冷却风量qv,a的提高，通过液压油散热器后空气温度会降低。由此可见，只要进入水箱的空气温度降低，在同样的的条件下，就可以解决开锅问题。
3、冷却系统改造方案
散热器是冷却系统的重要部件，散热器与风扇的位置如图1所示，在不改变发动机、风扇、水箱和液压油散热器的情况下，笔者考虑通过以下几个方面来进行改造。
1）调整风扇叶与水箱之间的相对位置，相对位置的变化必然带来进入液压油散热器风速的变化，通过对测点的风速的测量，确定最合适的位置。
2）判断液压油散热器与水箱之间是否允许有间隙。两者之间如果有间隙，从间隙处必然会有空气进入，那么必然增大通过水箱的进风量。通过实验测量测点的风速，确定最合适的间隙的距离。
3）调整空调冷凝器的位置，将其向下调整或是向处移出一定的距离。由于散热器主要作用面在散热器的上部，将冷凝器下移或外移，必然会减少风阻，提高进入液压油散热器的冷却风量，对冷却效果有一定的改善作用。通过实验量测量的风速，确定冷凝的位置。
4）通过对冷却系统的部件的改变，比如更换防护罩、风扇叶、皮带的带轮，甚至是改变液压油箱的大小、液压油散热器、水箱，这样可以提高整个冷却系统的冷却能力，但也会使整机的成本提高。
当然，我们也可以通过对散热器进行优化设计，提高它的换热系数，降低散热器的风阻，对冷却风道进行一定的改进，比如改善挖掘机后备箱的布置，减少风道的死区，避免风扇附近出现热风回流的现象，对冷却系统的散热能力提高也有一定的效果。
4、试验检验
试验在环境温度30℃左右，发动机最高转速2325r/min下进行。试验时拆下空调冷凝器，图1右图为液压器的正面示意图。风速仪与液压油散热器端面的水平距离为15mm，M点为散热器中心位置，N点为油散热器内侧边缘处，H点为油散热器与水箱缝隙处，试验数据见表1。
通过表1的数据我们可以清楚地看出，通过对该机的结构改造后，在测点M、N、H处的风速得到了较大提高，说明我们的改造取得了一定的效果。
图2、3改进前后水箱和液压油散热器的进水（液压油）温度试验数据，由图2、3可以看出，改进后的新机型，在环境温度30℃左右工作达到热平衡时，水箱的进水温度为80℃，比原机降低9℃；液压油散热器的进油温度为80℃，比原机降低6℃。说明通过对新机型结构上的改进，提高了整个冷却系统的冷却能力。在评价冷却系统的散热能力的时候，国外发达国家大多采用了ATB这个指标衡量，在发动机出厂的随机文件中都有ATB的明确标识。所以本文也引用了ATB作为衡量指标，通过查阅该挖掘机型的发动机资料，ATB》=50℃。
ATB计算公式为
ATB=（A-B）+C
式中A为理论上冷却液的沸腾温度（A的取值与散热器水箱盖允许压力有关）；B为发动机水箱的进水温度（在节温器全开的情况下）；C为在测试时准确的环境温度。
该挖掘机的水箱压力盖允许压力为0.7atm，此时取A=105℃。从图2中可以知道，原机的ATB=105-89+30=46℃；改造后的ATB=105-80+31=56℃。
改造后冷却系统的ATB地值增大了10℃；这就等效于在同样的环境温度下，配备新冷却系统的机型其发动机工作温度峰值比原机型降低10℃。通过调整风扇叶与水箱的相对位置、液压油散热器与水箱之间的间隙、空调冷凝器的位置以及更换皮带的带轮改进方案的使用，提高了冷却qv,a，成功的解决了发动机水箱温度过高的问题。
