閉式液壓系統內部油溫的熱平衡是決定系統工作壽命，甚至能否正常工作的重要因素之一。因而在設計閉式液壓系統時，設計者需要對整個系統的熱平衡進行一個概算，從而對這個系統的溫升有一個評估和判斷，極大的避免了盲目試驗。筆者結合現在的認識，對閉式液壓系統做如下的概略分析，以期拋磚引玉之效。
在設計計算系統熱平衡之前，首先需要確定對于這個系統，最高的內部油溫ｔ２不超過１００℃，在系統工作壓差超過１４Ｍｐａ時，設計ｔ２定為９５℃，油箱溫度ｔ１定位６５℃，系統溫度循環如下圖所示：
系統發熱量：
在閉式液壓系統中，由于局部和沿程壓力損失、內部泄漏及運動部件摩擦力的存在，會導致一部分系統功率損失，這一部分損失的功率會轉化成熱量被系統的油液及元器件所吸收，使系統溫度升高。根據能量守恒定律，系統損失的功率將轉化成熱量，即系統的損失功率為系統的發熱功率。如果設系統的功率為Ｐ，總效率為η＝０．６５～０．７５，系統的總發熱功率為Ｐｔ，則有
Ｐ＝Ｑ△Ｐ（１－η）／６０ （ｋＷ） （１）
式中：Ｑ為主泵的流量，Ｌ／ｍｉｎ；△Ｐ為系統的工作壓差，Ｍｐａ。
系統散熱量：
整個散熱系統可理解分為三級，第一級為補油泵的沖洗散熱，第二級為油散熱器的散熱，第三級為油箱散熱。
閉式系統的大部分熱量是靠補油泵的低溫油液置換沖洗帶走。若不計液壓元件表面散熱，單位時間內，當補油泵的低溫油和系統的高溫油達到熱平衡（溫度計為ｔ）時，系統發熱量等于沖洗散熱量，則散熱功率：
Ｐ＝ＬρＣ△Ｔ／６０（ｋＷ）（２）
式中：Ｌ為補油泵流量，Ｌ／ｍｉｎ。ρ為液壓油密度　０．８５ｋｇ／Ｌ。
Ｃ為液壓油比熱容，ｋＪ／（ｋｇ·°Ｃ），取１．８８。
△Ｔ為低溫油和熱平衡油溫度之差，°Ｃ。△Ｔ＝ｔ－ｔ１
設補油系數為Ｋ＝Ｌ／Ｑ＝０．１５～０．２５。（３）
聯合（１）、（２）和（３）式得△Ｔ＝（４）
由式（４）可知，對于選定的液壓油品、液壓泵和馬達，液壓油密度ρ、液壓油比熱容Ｃ、總效率為η和補油系數Ｋ為定值，系統一級溫升△Ｔ與系統的工作壓差△Ｐ成正比。
在忽略系統泄漏的前提下，系統達到熱平衡的溫度ｔ＝（５）
△Ｔ＝ｔ－ｔ１（６）
由（４）、（５）、（６）和（７）可得：ｔ２＝（１＋Ｋ）ｔ－Ｋｔｌ＝Ｋ△Ｔ＋ｔ。（７）
求出的ｔ２與上文設定值進行比較，也即滿足條件ｔ２≤９５℃。
液壓油散的二級散熱。散熱器所需的散熱功率：
Ｐ＝（ｔ－ｔ３）ＣρＱ／６０，（ｋＷ）（８）
式中：Ｑ為進入油散的回油流量，Ｌ／ｍｉｎ． ｔ３為油散出口油溫，℃液壓油箱的三級散熱。液壓油箱的散熱功率：
Ｐ＝ＫＡ（ｔ１－Ｔ）ｘ１０，（ｋＷ）（９）
式中：Ｋ為油箱散熱系數，與通風條件有關，一般３０～５５Ｗ／ｍ·℃
Ａ為油箱的散熱面積，ｍ。　　Ｔ為環境溫度，℃
從散熱器進入油箱的油液冷卻至油箱溫度ｔ１所需功率近似等于液壓油箱的自然散熱功率，從而保證油箱油溫的基本恒定，即：
Ｐ＝△ＴＣρＱ／６０（１０）
Ｔ＝ｔ３－ｔ１（１１）
結合式（９）、（１０）可得△Ｔ＝ｘ１０，（℃）（１２）
△Ｔ一般為３～７℃，反映了油箱的降溫作用。
結合式（１１）、（１２）可得ｔ３＝ｔ１＋△ｔ（１３）
再由式（８）和（１３），可以計算出散熱器所需的散熱功率Ｐ。
由以上分析可見：
系統一級溫升△Ｔ與系統的工作壓差△Ｐ成正比，與補油系數Ｋ即補油流量成反比。不能簡單地根據油箱油液溫度來推斷系統內部的油液溫度，而必須同時考慮負荷和補油流量才能正確地得出結論。
正確匹配油散很重要，如果二級散熱作用不好，直接導致油箱油液溫度升高，最終反映在系統最高油溫ｔ２的超高上。
在進行閉式液壓系統設計時，如果系統負荷大，使用壓力高，則必須相應加大換熱量，即增加低溫補油量Ｌ（或Ｋ）來置換出系統內更多的高溫油液，并將其通過散熱器進行冷卻，以解決系統的散熱問題。