裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的熱平衡分析與比較

王劍鵬，秦四成，楊立光，石有勝

（1. 吉林大學 機械科學與工程學院，吉林 長春，130022；2. 水利部長春機械研究所，吉林 長春，130012）

裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的熱平衡分析與比較

王劍鵬1，秦四成1，楊立光2，石有勝1

（1. 吉林大學 機械科學與工程學院，吉林 長春，130022；2. 水利部長春機械研究所，吉林 長春，130012）

基于集中參數(shù)法建立裝載機液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳熱仿真模型，并對高速跑車試驗工況進行仿真分析。針對50型輪式裝載機幾種典型作業(yè)方式，對同軸流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)2種配置的裝載機利用傳熱模型分別進行熱平衡仿真計算，并計算2種轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的功率損失。研究結(jié)果表明：仿真與試驗結(jié)果一致，證明模型準確可信。目前裝載機熱平衡工業(yè)性試驗中普遍采用的I形鏟裝循環(huán)工況，并不是裝載機液壓系統(tǒng)最大熱負荷工況。同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在T形作業(yè)中熱平衡溫度與環(huán)境溫差最高為74.3 ℃；流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在V形作業(yè)中熱平衡溫度與環(huán)境溫差最高為62.64 ℃。

轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)；傳熱；仿真；裝載機

液壓傳動技術(shù)因其傳遞功率大、效率高、結(jié)構(gòu)簡單和使用方便等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用于工程機械等領(lǐng)域［1］。但液壓系統(tǒng)工作時，由于存在摩擦、泄露等功率損失，會產(chǎn)生大量熱量，使油溫升高。油溫過高不僅會導致油液的物理、化學性質(zhì)改變，還會導致元器件和系統(tǒng)的可靠性、穩(wěn)定性和壽命大大降低，功率損失增大，燃油消耗率增加［1］。裝載機轉(zhuǎn)向和工作裝置均為液壓傳動，同樣容易出現(xiàn)過熱問題，特別是在夏季環(huán)境溫度較高的情況下。在保證轉(zhuǎn)向和工作性能前提下，減小液壓系統(tǒng)的功率損失，降低液壓系統(tǒng)油溫是裝載機液壓系統(tǒng)的研究重點。目前，在國內(nèi)裝載機上，所應(yīng)用的轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)主要有2種形式，即同軸流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和流量放大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)［2］。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為裝載機的重要組成部分，其性能決定著整機的作業(yè)效率和行駛安全性，因此對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究改進具有重要意義［3］。本文作者以裝載機的2種轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)為研究對象，分別介紹其工作原理并對各自的優(yōu)缺點加以比較；利用集總參數(shù)法建立傳熱模型，與試驗數(shù)據(jù)比較驗證模型精度；針對某50型輪式裝載機幾種典型作業(yè)方式，利用傳熱模型，對2種轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)配置的裝載機分別進行熱平衡仿真計算，根據(jù)仿真結(jié)果對系統(tǒng)和作業(yè)方式進行評價。

1 裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)

圖1 同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematics of coaxial flow amplification steering hydraulic system

同軸流量放大液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由優(yōu)先閥、同軸流量放大器、轉(zhuǎn)向油缸等 3部分組成， 其油路原理圖如圖1所示。本文研究的是TLF1型同軸流量放大轉(zhuǎn)向器，該轉(zhuǎn)向器是一種具有流量放大能力的靜液壓轉(zhuǎn)向元件。同軸流量放大液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有操縱省力、轉(zhuǎn)向靈敏、平穩(wěn)、總體布置方便和系統(tǒng)效率高等優(yōu)點，在目前國內(nèi)50型裝載機上普遍采用。但該系統(tǒng)轉(zhuǎn)向時壓力損失較大，與普通的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比節(jié)能效果并不明顯［4-5］。

流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的油路原理圖如圖2所示，其組成主要包括轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向油缸、流量放大閥等。該型系統(tǒng)的原理是采用小排量的轉(zhuǎn)向器提供先導油源，控制流量放大閥閥芯的開度，實現(xiàn)用小流量控制大流量，用低壓先導壓力控制高壓轉(zhuǎn)向壓力的系統(tǒng)。這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在的主要缺點是裝載機的轉(zhuǎn)向阻力不能完全在轉(zhuǎn)向盤上體現(xiàn)出來、轉(zhuǎn)向特性不穩(wěn)定，有轉(zhuǎn)向滯后、轉(zhuǎn)向發(fā)飄的現(xiàn)象［6］。

圖2 流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)原理圖Fig.2 Schematics of flow amplification steering hydraulic system

2 裝載機液壓系統(tǒng)傳熱模型

2.1 傳熱理論

如果固體內(nèi)部的導熱熱阻和其表面的換熱熱阻相比是很小的話，任何時刻固體中的溫度在空間上是均勻的，可以認為整個固體在同一瞬間均處于同一溫度下，這種忽略物體內(nèi)部導熱熱阻的簡化分析方法稱為集中參數(shù)法［7］。利用集總參數(shù)法解決傳熱問題時，畢渥數(shù)Bi必須滿足下列條件：

式中：V為固體體積；A為固體表面積；h為對流換熱系數(shù)；k為導熱系數(shù)。

當 Bi≤0.1時，物體中最大與最小的過余溫度之差小于5%，對于一般工程計算，精度已經(jīng)足夠精確。

基于集中參數(shù)模型，液壓元件可以看作含有一定容積的液壓容腔，將液壓容腔內(nèi)的油液作為流動節(jié)點，將容性元件的外壁作為傳熱表面節(jié)點。流動節(jié)點反映油液的熱運動，傳熱表面節(jié)點描述傳導、對流和輻射3種傳熱方式的熱運動。應(yīng)用集中參數(shù)模型建立液壓系統(tǒng)RC網(wǎng)絡(luò)傳熱模型。

2.2 液壓元件和管路傳熱計算

裝載機液壓系統(tǒng)傳熱部件主要包括：液壓泵、液壓閥、液壓油缸、液壓管路、液壓油箱和液壓油散熱器。由于液壓元件的外壁一般為導熱系數(shù)比較高的金屬材料，而且厚度相對較小，可以忽略外壁的導熱熱阻。為計算方便，將裝載機的液壓油缸，簡化為1個無桿腔節(jié)點和1個有桿腔節(jié)點。

將裝載機液壓系統(tǒng)分為18個流動節(jié)點和5個傳熱表面節(jié)點，每個節(jié)點內(nèi)溫度被假設(shè)為一致的。對于每個節(jié)點，根據(jù)能量守恒定律可以得到如下公式［8-13］：

式中：T為節(jié)點溫度； T∞為環(huán)境溫度；R為熱阻；W為節(jié)點對外界做功量；m為質(zhì)量；cv為比定容熱容；下標i和j代表節(jié)點；下標t+1和t為當前和先前的時間步長；tΔ為時間步長。

由于液壓系統(tǒng)中液壓油采用強制循環(huán)方式，所以液壓油與管路的換熱主要是強制對流換熱。根據(jù)流動的性質(zhì)， 可分別采用管內(nèi)層流或湍流換熱實驗關(guān)聯(lián)式進行計算。

管槽內(nèi)層流采用Sieder-Tate關(guān)聯(lián)式：

管槽內(nèi)湍流應(yīng)用Dittus-Boelter關(guān)聯(lián)式：

式中：Nu為努塞爾數(shù)；Re為雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)，是動量擴散能力與熱量擴散能力的一種量度；l為管路長度；d為管路直徑；η為動力黏度；下標f和w分別表示流體的定性溫度為流體平均溫度和壁面溫度。

液壓元件和管路外側(cè)強制對流關(guān)聯(lián)式：

液壓油散熱器的傳熱采用傳熱單元數(shù)法，其傳熱量為式中：ε為散熱器的效能；（cqminm）為散熱器兩側(cè)冷、熱流體中熱容小的流體熱容；t3和t4分別為熱、冷流體的入口溫度。

2.3 高速跑車試驗工況

針對裝載機生產(chǎn)廠家在產(chǎn)品工業(yè)性試驗中普遍采用的高速跑車試驗工況，對建立的裝載機液壓系統(tǒng)模型利用Matlab進行瞬態(tài)溫度仿真，并將仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)進行比較， 驗證模型精度。模型中所需的壓力和流量等參數(shù)均通過試驗測量而得。

圖3所示為液壓油散熱器進出口油溫。由圖3可見：液壓油散熱器油溫計算值和試驗值比較一致。在高速跑車試驗工況中，環(huán)境溫度為31.8 ℃，液壓油散熱器進口初始油溫為56.4 ℃，出口初始油溫為55.3 ℃，進出口油溫差為1.1 ℃；散熱器前端空氣初始溫度為40.0 ℃，散熱器后端空氣初始溫度為48.5 ℃，前后端空氣溫差為8.5 ℃。跑車1 h后，計算和試驗值都顯示系統(tǒng)達到熱平衡。此時液壓油散熱器進口油溫為62.5 ℃，出口油溫為60.4 ℃，進出口油溫差為2.1 ℃；散熱器前端空氣溫度為40.6 ℃，散熱器后端空氣溫度為52.8 ℃，前后端空氣溫差為12.2 ℃。

圖3 液壓油散熱器進出口油溫Fig.3 Oil temperature of import and export of hydraulic oil cooler

圖4所示為油箱內(nèi)液壓油油溫。由圖4可見：液壓油初始溫度為56.0 ℃，液壓油箱內(nèi)油溫在62.32 ℃時系統(tǒng)達到平衡，此后液壓油箱內(nèi)油溫略有下降是由于環(huán)境溫度下降。經(jīng)仿真結(jié)果和試驗結(jié)果比較，模型的準確度滿足工程設(shè)計需要。

圖4 油箱內(nèi)液壓油油溫Fig.4 Oil temperature in hydraulic oil tank

3 多種作業(yè)方式轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)熱平衡仿真

3.1 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)熱平衡仿真分析

裝載機的作業(yè)方式主要有I形作業(yè)法、L形作業(yè)法、V形作業(yè)法和T形作業(yè)法。針對這4種作業(yè)方式，考慮轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率損失情況，進行溫度仿真計算，預(yù)測液壓系統(tǒng)油溫。

圖5所示為同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)油溫。由圖5可見：I形鏟裝循環(huán)試驗工況是主機廠家普遍采用的工業(yè)性試驗工況，雖然在4種作業(yè)工況中，作業(yè)周期時間最短，但由于缺少轉(zhuǎn)向動作，熱平衡溫度最低。V，L和T形3種作業(yè)工況的鏟裝作業(yè)時間與I形鏟裝循環(huán)試驗工況相同；V和L形作業(yè)工況熱平衡溫度很接近；T形作業(yè)工況轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)單獨轉(zhuǎn)向時間為最長，功率損失大，熱平衡溫度最高。

圖6所示為流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)油溫。由圖6可見：裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)在仿真時間約 60 min后，系統(tǒng)生熱功率等于散熱功率，液壓系統(tǒng)達到熱平衡。配置流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在3種工況下液壓油箱內(nèi)油溫都沒有超過100 ℃。由于V形作業(yè)方式1個工作循環(huán)時間最短，相同時間內(nèi)完成的工作循環(huán)次數(shù)最多，相應(yīng)功率損失大，熱平衡溫度最高。

圖5 同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)油溫Fig.5 Oil temperature within tank of coaxial flow amplifying steering hydraulic system

圖6 流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油箱內(nèi)油溫Fig.6 Oil temperature within tank of flow amplifying steering hydraulic system

表1所示為各個作業(yè)方式液壓系統(tǒng)熱平衡時的油溫。由表1可以看出：雖然配置同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在I形作業(yè)方式中液壓系統(tǒng)熱平衡溫度沒有超過85 ℃，滿足液壓油允許工作溫度范圍，但其他3種作業(yè)方式下系統(tǒng)平衡溫度都超過90 ℃，T形作業(yè)方式甚至超過100 ℃，無法滿足裝載機正常工作要求。配置流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的裝載機也存在相同的問題。

由于I形鏟裝循環(huán)試驗工況不是2種裝載機液壓系統(tǒng)配置的最大熱負荷工況，所以只依靠I形鏟裝循環(huán)熱平衡試驗結(jié)果設(shè)計液壓油散熱器散熱功率，會造成液壓系統(tǒng)散熱能力過低，工作中油溫過高，無法滿足實際工作需要。針對不同配置液壓系統(tǒng)，要采用不同作業(yè)方式的熱平衡試驗驗證。

表1 液壓系統(tǒng)熱平衡油溫Table 1 Oil temperature of heat balance of hydraulic system ℃

與同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)相比，流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)油溫升高幅度較小，最高平衡油溫低11.66 ℃，且發(fā)生在不同的作業(yè)方式下。

3.2 液壓系統(tǒng)散熱分析

裝載機液壓系統(tǒng)的散熱主要依靠液壓油散熱器和油箱，以及其余液壓元件和管路的散熱［14-16］。環(huán)境溫度31.3℃時，裝載機在I形作業(yè)，V形作業(yè)、L形作業(yè)和T形作業(yè)工況中，液壓系統(tǒng)處于熱平衡狀態(tài)時的散熱功率，見表2。

表2 液壓系統(tǒng)熱平衡時散熱功率Table 2 Cooling power of heat balance of hydraulic systemkW

3.3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率損失分析

圖7所示為同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)壓力。由圖7可見：裝載機最大油門快速打方向盤從左極限位置到右極限位置再到左極限位置，轉(zhuǎn)向泵出口與轉(zhuǎn)向器P口（優(yōu)先閥CF）的壓力損失很小，而轉(zhuǎn)向器P口到轉(zhuǎn)向油缸內(nèi)的壓力損失很大保持在5 MPa左右。工作裝置液壓系統(tǒng)此時沒有工作，工作系統(tǒng)壓力很小，所以，經(jīng)EF口合流到工作系統(tǒng)壓力損失約為10 MPa，功率損失較大。

圖8所示為流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)壓力。 由圖8可見：裝載機最大油門快速轉(zhuǎn)向時沖右極限位置到左極限位置再到右極限位置轉(zhuǎn)向時流量放大閥的壓力損失不到1 MPa。

圖8 流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)壓力Fig.8 Amplifying steering hydraulic system pressure

國內(nèi)裝載機液壓泵基本都使用定量齒輪泵，液壓泵通過皮帶與發(fā)動機曲軸相連，當發(fā)動機的轉(zhuǎn)速一定時，泵的流量基本不變。雖然采用雙泵合流系統(tǒng)，減小一部分功率損失，但因系統(tǒng)不能根據(jù)負載的需要而調(diào)節(jié)流量輸出，仍然導致系統(tǒng)的能量利用率較低。當發(fā)動機的轉(zhuǎn)速提高時，泵的供油流量會隨著轉(zhuǎn)速的提高而增加，雙泵合流液壓系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向系統(tǒng)合流到工作系統(tǒng)中流量通過多路閥回流，從而造成較大的能量損失。特別是在發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)模式下慢速轉(zhuǎn)向時，此時轉(zhuǎn)向泵出口壓力由轉(zhuǎn)向負載決定，通過優(yōu)先閥合流的壓力油越多，溢流損失越大，溫升越高。

對裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)進行功率損失計算，見表3，相比同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)，流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機單獨轉(zhuǎn)向動作中節(jié)能 58.8%，復(fù)合動作節(jié)能15.3%。

表3 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)功率損失Table 3 Power loss of steering hydraulic system kW

4 結(jié)論

1） 裝載機工業(yè)性試驗中普遍采用的I形鏟裝循環(huán)工況，由于工作中缺少轉(zhuǎn)向動作，并不是裝載機液壓系統(tǒng)最大熱負荷工況。

2） 同軸流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在 T形作業(yè)工況中，液壓系統(tǒng)熱平衡溫度最高對這種配置的裝載機要按照T形作業(yè)方式進行熱平衡試驗驗證。流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)裝載機在V形作業(yè)工況中，液壓系統(tǒng)熱平衡溫度最高，配置流量放大轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)的裝載機要按照V形作業(yè)方式進行熱平衡試驗驗證。

［1］ 秦四成. 國內(nèi)裝載機技術(shù)進步的思考［J］. 工程機械， 2010，41（5）： 48-50. QIN Sicheng. Consideration on domestic loader technical progress［J］. Construction Machinery and Equipment， 2010，41（5）： 48-50.

［2］ 郭慶新， 靳喬， 李清華. 裝載機兩種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的比較［J］. 工程機械與維修， 2010（7）： 168-169. GUO Qingxin， JIN Qiao， LI Qinghua. The comparison of two kinds of steering system of loader［J］. Construction Machinery & Maintenance， 2010（7）： 168-169.

［3］ 王同建， 陳晉市， 趙鋒， 等. 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機液聯(lián)合仿真及試驗［J］. 吉林大學學報（工學版）， 2013， 43（3）： 652-656. WANG Tongjian， CHEN Jinshi， ZHAO Feng， et al. Mechanicalhydraulic co-simulation and experiment of full hydraulic steering systems［J］. Journal of Jilin University （Engineering and Technology Edition）， 2013， 43（3）： 652-656.

［4］ 金青. 同軸流量放大液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動態(tài)特性參數(shù)化建模與仿真研究［J］. 常州工學院學報， 2008， 21（2）： 12-16. JIN Qing. Parametric modeling and dynamic simulating for coaxial flow amplifier and hydraulic steering system［J］. Journal of Changzhou Institute of Technology， 2008， 21（2）： 12-16.

［5］ 李錦， 宋德朝， 劉金龍. TLF型同軸流量放大轉(zhuǎn)向器的工作原理及故障排除［J］. 拖拉機與農(nóng)用運輸車， 2007， 34（1）： 94-95. LI Jin， SONG Dechao， LIU Jinlong. Operation principle for model TLF coaxial flow amplifying steering and its trouble removal［J］. Tractor & Farm Transporter， 2007， 34（1）： 94-95.

［6］ 王桂民. 50型裝載機轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)節(jié)能探討［J］. 工程機械與維修， 2010（10）： 168-170. WANG Guimin. Energy saving in 50 type loader steering hydraulic system［J］. Construction Machinery & Maintenance，2010（10）： 168-170.

［7］ 楊世銘， 陶文銓. 傳熱學［M］. 4版. 北京： 高等教育出版社，2006： 162-171， 371-376. YANG Shiming， TAO Wenquan. Heat transfer［M］. 4th ed. Beijing： Higher Education Press， 2006： 162-171， 371-376.

［8］ SCOTT T C， UPHOLD J. Thermal modeling of power steering system performance［C］// SAE， 2009： 1039-1044.

［9］ ANKUR KUMAR， JYESHTHARAJ B JOSHI， ARUN K NAYA K. A review on the thermal hydraulic characteristics of the air-cooled heat exchangers in forced convection［J］. Sadhana， 2015， 40（3）： 673-755.

［10］ SCOTT T C， JOSHI D S. Engine cooling module sizing using combined 1-dimensional and CFD modeling tools［C］// SAE，2009： 1079-1098.

［11］ SHEN K， LI F， NI J. 1D/3D coupling calculation analysis on bus cooling system［J］. Energy & Power Engineering， 2014， 14（6）：550-556.

［12］ PARK S H， ALAM K， JEONG Y M， et al. Modeling and simulation of hydraulic system for a wheel loader using AMESim［C］// ICROS-SICE International Joint Conference 2009. Fukuoka， Japan： Fukuoka International Congress Center， 2009：2991-2996.

［13］ YANG S Y， KWON S K， JIN S M.Hydraulic simulation and remote control system of field robot［C］// Control， Automation，Robotics and Vision. Hanoi， Vietnam， 2008： 2303-2308.

［14］ 王劍鵬， 秦四成. 裝載機液壓系統(tǒng)性能與能耗分析［J］. 建筑機械， 2014（5）： 114-118. WANG Jianpeng， QIN Sicheng. Research on performance and power loss of hydraulic system for wheel loader［J］. Construction Machinery， 2014（5）： 114-118.

［15］ 王劍鵬， 秦四成， 田中笑. 50型輪式裝載機液壓系統(tǒng)熱平衡分析與驗證［J］. 工程機械， 2008， 39（9）： 54-57. WANG Jianpeng， QIN Sicheng. TIAN Zhongxiao. Analysis and verification for heat balance of hydraulic system of a model 50 wheel loader［J］. Construction Machinery and Equipment， 2008，39（9）： 54-57.

［16］ 王劍鵬， 秦四成， 楊立光， 等. 裝載機液壓系統(tǒng)的傳熱仿真分析［J］. 吉林大學學報（工學版）， 2016， 46（1）： 153-158. WANG Jianpeng， QIN Sicheng， YANG Liguang， et al. The simulation analysis of heat transfer in hydraulic system of the loader［J］. Journal of Jilin University （Engineering and Technology Edition）， 2016， 46（1）： 153-158.

（編輯 楊幼平）

Analysis and comparison for thermal balance of steering hydraulic system of loader

WANG Jianpeng1， QIN Sicheng1， YANG Liguang2， SHI Yousheng1

（1. College of Mechanical Science and Engineering， Jilin University， Changchun 130022， China；2. Changchun Research Institute of Mechanical Engineering of Water Resources Ministry， Changchun 130012， China）

Based on the lumped parameter method to establish simulation model of heat transfer in the loader full hydraulic steering system，high-speed car test conditions were simulated. For several typical mode of operation，the thermal balance simulation of two kinds of steering hydraulic system was done by using heat transfer model. The loss of two hydraulic steering systems was compared. The results show that the results validated the simulation model is accurately credible. At present， the I-shaped shovel loading cycle is widely used in the thermal balance industrial test of loader， which is not the maximum heat load condition of the hydraulic system of loader. The thermal balance temperature and the ambient temperature difference of the coaxial flow amplifying steering hydraulic system loader in the T-shaped operation is 74.3 ℃； the thermal balance temperature and the ambient temperature difference between the flow amplification and steering hydraulic system loader in the V-shaped operation is 62.64 ℃.

steering hydraulic system； heat transfer； simulation； loader

TH243

A

1672-7207（2016）05-1527-06

10.11817/j.issn.1672-7207.2016.05.011

2015-05-20；

2015-07-26

（Foundation item）：國家科技支撐計劃項目（2013BAF07B04） （Project（2013BAF07B04） supported by the National Key Technology Support Program of China）

秦四成，教授，博士生導師，從事工程車輛節(jié)能控制研究；E-mail： qsc925@hotmail.com