卧式双面铣削组合机床液压传动系统设计论文

《液压与气压传动》

课程设计说明书

题目：卧式双面铣削组合机床液压系统

院系： 高等职业学院 专业： 机电一体化 班级： 机电092 姓名： 何进林 指导教师： 徐 巧 日期： 2011年1月1日

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目 录

一：课题意义及要求------------------------------------3 二：设计过程-------------------------------------------4

2.1 工况分析---------------------------------------4 2.2 拟定液压系统工作原理图------------------------4 三：计算和选择液压元件--------------------------------7

3.1 设计步聚---------------------------------------7 3.2 猾台受力分析及计算---------------------------- 8 四：液压缸设计-----------------------------------------11

4.1 液压缸参数计算---------------------------------11 4.2 夹紧缸参数设计---------------------------------14 五：管件设计-------------------------------------------17 六：油箱设计-------------------------------------------17 七：计算液压系统技术性能------------------------------17

7.1 计算系统压力损失-------------------------------18 7.2 验算--------------------------------------------20 八：参考文献--------------------------------------------21

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一. 课题意义

一、设计目的

《液压与气压传动》课程设计是机械工程专业教学中重要的实践性教学环节，也是整个专业教学计划中的重要组成部分，是培养学生运用所学有关理论知识来解决一般gon工程实际问题能力的初步训练。

课程设计过程不仅要全面运用《液压与气压传动》课程有关知识，还要根据具体情况综合运用有关基础课、技术基础课和专业课的知识，深化和扩大知识领域，培养独立工作能力。

通过课程设计，使学生在系统设计方案的拟定、设计计算、工程语言的使用过程中熟悉和有效地使用各类有关技术手册、技术规范和技术资料，并得到设计构思、方案拟定、系统构成、元件选择、结构工艺、综合运算、编写技术文件等方面的综合训练，使之树立正确的设计思想，掌握基本设计方法。

二、设计内容 1．《液压与气压传动》系统图，包括以下内容： 1）《液压与气压传动》系统工作原理图； 2）系统工作特性曲线； 3）系统动作循环表； 4）元、器件规格明细表。 2．设计计算说明书

设计计算说明书用以论证设计方案的正确性，是整个设计的依据。要求设计计算正确，论据充分，条理清晰。运算过程应用三列式缮写，单位量纲统一，采用ISO制，并附上相应图表。具体包括以下内容：

1）绘制工作循环周期图；

2）负载分析，作执行元件负载、速度图；

3）确定执行元件主参数：确定系统最大工作压力，液压缸主要结构尺寸，

计算各液压缸工作阶段流量，压力和功率，作工况图； 4）方案分析、拟定液压系统； 5）选择液压元件； 6）验算液压系统性能；

7）绘制液压系统工作原理图，阐述系统工作原理。 液压传动的基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作为工作介质来实现能量转换和传递动力的。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。 在液压传动中，液压油缸就是一个最简单而又比较完整的液压传动系统，分析它的工作过程，可以清楚的了解液压传动的基本原理.

液压传动系统的组成： 液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。 1）动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是液压传动中的动力部分。

2）执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。

3）控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等。它们的作用是根据需要无级调节液动机 的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控

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制。 4）辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及油箱等，它们同样十分重要。 5）工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换

二. 设计过程

2.1 工况分析

根据加工要求，工件夹紧装置及滑台的快进—工进—快进—停止，工件循环拟定采用液压传动方式来实现，故决定选取油缸做执行机构。

考虑到进给系统传动功率不大，且要求低速稳定性好，以及滑台的速度调节，故拟定选用调速阀，单向阀组成的节流阀调速方式。

为了自动实现上述工作循环并保证滑台的行程在最大行程内（该行程并无过高的精度要求）拟定采用行程开关及电磁换向阀的控制顺序动作

2.2 拟定液压系统工作原理图

图2-1双面铣削组合机床液压原理图

表2.1 动作顺序表

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1 夹紧工件

按下启动按钮，5DT的得电，电磁阀左端接通，电磁阀7切换至左位，主油路的进油路：过滤器4-泵2-—单向阀15—电磁阀14左端—单项节流阀12—液压缸左腔。液压缸右腔回油—单项节流阀13—电磁阀14左端—油箱。液压推动火塞向右移动至5J 2 滑台快速趋近铣削头

1DT,3DT,4DT，5DT得电，电磁阀6接通，在电磁阀6切换至左端主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6左端—二位二通换向阀7—双杆活塞缸左腔。液压缸右腔回油—二位二通换向阀11—电磁阀6左端—油箱。液压缸移动至1J 3 滑台工进

1DT,4DT，5DT得电，电磁阀6左端接通；主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6左端—调速阀8—双杆活塞缸左腔。液压缸右腔回油—二位二通换向阀11—电磁阀6左端—油箱。液压缸移动至2J 4 滑台快速离开铣削头

1DT,3DT,4DT，5DT得电，电磁阀6接通，在电磁阀6切换至左端主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6左端—二位二通换向阀7—双杆活塞缸左腔。液压缸右腔回油—二位二通换向阀11—电磁阀6左端—油箱。 5 滑台停止夹松

6DT得电，电磁阀14右端通电，主油路的进油路：过滤器4—泵2—单向阀15—电磁阀14右端—单向节流阀13—液压缸右腔。液压缸左腔回油—单向节流

5

阀12—电磁阀14右端—油箱。滑台松开工件 6 夹紧工件

5DT的得电，电磁阀左端接通，电磁阀7切换至左位，主油路的进油路：过滤器4-泵2-—单向阀15—电磁阀14左端—单项节流阀12—液压缸左腔。液压缸右腔回油—单项节流阀13—电磁阀14左端—油箱。液压推动火塞向右移动至5J

7 滑台反向快进铣头

2DT,3DT，4DT,5DT得电，电磁阀6接通，在电磁阀6切换至右端主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6右端—电磁换向阀7—双杆活塞缸右腔。液压缸左腔回油—二位二通换向阀7—三位四通电磁阀6右端—油箱。液压缸移动至3J

8 滑台反向工进

2DT,3DT，4DT，5DT得电，电磁阀6右端接通；主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6右端—调速阀11—双杆活塞缸右腔。液压缸左腔回油—二位二通电磁阀7-三位四通电磁阀6右端-油箱液压缸移动至4J 9 滑台反向快离铣头

2DT,3DT,4DT,5DT得电，电磁阀6接通，在电磁阀3切换至右端主油路进油路：过滤器4—泵2—电磁阀6右端—二位二通电磁阀11—双杆活塞缸右腔。液压缸左腔回油—二位二通电磁阀7—电磁阀6右端—油箱。 10 滑台停止夹松

6DT得电，电磁阀14右端通电，主油路的进油路：过滤器4—泵2—单向阀15—电磁阀14右端—单向节流阀13—液压缸右腔。液压缸左腔回油—单向节流阀12—电磁阀14右端—油箱。滑台松开工件 11 卸荷

1DT,2DT,5DT,6DT断电，阀6阀14处于中立，泵2卸载

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三 计算和选择液压元件

3.1 设计步骤

3.1.1 铣刀选择

工件材料：灰铸铁HBS=190，铣刀类型：端面铣刀，刀具材料：高速钢（不用切削液）

铣刀参数；查[1] p9-105公式 V=查[1] 表9.4-8得

CV=23 qv=0.2 x0=0.1 yv=0.4

CVD0qvTapafawzmxvyvuvpvkv（3-1）

uv=0.1 pv=0.1 m=0.15 kv=1.0

查表[1] 9.4-1得：af=0.12mm/z

查[1] 表 9.2-11得：铣刀直径：铣刀直径：D=250mm Z=26

aw=ap=4.7mm代入公式（3-1）

V=

232500.21.0=37.78m/min

4.70.10.120.44.70.1260.12400.153.1.2 铣刀转速计算 查[2]p53 n=

1000v (3-2) D1000v100037.78==30.08r/min D400代入（3-2）计算：n=3.1.3 铣削力计算

查[1] 表P9-109公式得：Fz=查[1] 表9.4-10

CFapfaffFawfzdnfqf0wxyukfz（3-3）

CF= 294 XF=1.0 YF= 0.65 UF=0.83 WF=0 QF=0.83

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又Z=26 ap=aw=4.7mm af=0.12mm kfv=1.0 n=30.08r/min 代入公式（3-3）得：

2944.71.00.120.654.70.83261.0=467.61N Fz=0.8325030.08铣削力FZ与FH的关系： 逆铣:

FHFZ =1.0-1.2 顺铣：

FHFZ=0.8-0.9

逆铣时，取

FH1=1.1；顺铣时，取FZFH2FZ=0.8

FH1=1.1467.61=514.37N FH2=0.8467.61=374.09N 铣削力Fv与Fz的关系： 逆铣

FVFZ=0.2-0.3 顺铣

FV1FVFZ=0.75-0.80

FV2FZ=0.775

逆铣时，取

FZ=0.25 顺铣时，取

Fv1=0.25467.61=116.90N FV2=0.775467.61=362.40N

3.2 滑台受力分析及其计算

a, 运动部件滑台和夹具及工件的最大总和质量M=700(kg)

b, 液压动力滑台为矩凹槽平导轨,静摩擦系数f1=0.27；动摩擦系数f2=0.18 c, 运动过程速度切换的加、减速度时间t=0.05(s)。 滑台受力情况。见 图3-1

图3-1 滑台受力分析

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系统功能设计： （1） 工况分析

摩擦力Ffs=f1Mg=0.2 4000=800N Ffd=f2Mg=0.14000=400N 工进，工退时所需推动

FI退=fd（Mg-FV1）=0.1（4000-116.90）=388.31（逆铣） F工进=fd(Mg+FV2)=0.1 (4000+362.40)=436.24（顺铣）

4.1=5466.67N  V1= V2

0.05603.5V、=4666.67 = M=4000=4666.67N FF快进工进0.0560t60

F快退=M

Vt60=4000

、、=4666.67N F工进F工退惯性力Fm=m

v4000*4/60==54.432N t9.8*0.5工作台液压缸外负载计算结果见表3-1，设液压缸的机械效率为m=0.95

表3-1液压缸各运动阶段负载表 工况 计算公式 启动 F=fs/m F=（Ffd+Fm）/m F=Ffd/m 液压缸负载（N） 842.1 加速 478.34 快进 421.05 工进 F=（Fw+Ffd）/m 快退 F=Ffd/m 13052.63 421.05 9

根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见下图所示，横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为活塞缸退回时的曲线。

13.52.63 842.1

478.34 421.05 0

150 421.05 350 842.1 l/mm mmin4 1 80~300mm/min 0

150 350 l/mm -4

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图3-2 液压缸F-l图 v-l图和F-t图

根据

3-2所示，可知：V2=V5=0.12*26*30.08=93.85mm/min恰好满足设计要

求工作时运动速度范围80-300mm/min

四、液压缸的设计

4.1 液压缸参数计算

由前面的计算知，液压缸的最大负载为工进阶段的负载F=13052.63N，当

=0.95时，液压缸的推动F/=13739.61N

查[2]p188，表8-1，初定液压缸的工作压力为P1 =3MPa

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4.1.1 确定液压缸的主要结构尺寸，初选油缸的工作压力

表4-1 按负载选择工作压力

负载/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力<0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 /Mpa 表4-2 各种机械常用的系统工作压力（背压）

机 床 农业机械 磨床 组合龙门拉床 小型工程机械 机床 刨床 机械类型 建筑机械 液压凿岩机 工作压力0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 /MPa

查[3] p127，见表4-1，可选双杆活塞缸，活塞固定，缸移动即两缸的工作面积相等，在端面加工时，液压缸回路油上必须有背压Pb，为防止在铣削时滑台突然前冲，有表4-2，可取Pb=0.5MPa

根据活塞受力平衡得：查[4]p24 公式：P1 A=PbA+FMAX∴A=47.47cm2

A=(D2d2)/4取d=D/2

∴D=110mm d=77.78mm

按GB/T2348-1993将所计算的D与d值分别圆整到相似的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得：

D=110MM d=80MM

∴液压缸的实际有效面积为

A1=A2=A=(1102-802)=4476.77mm=44.8CM2

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当活塞缸自然稳定状态下仅承受轴向载荷时，活塞杆直径按简单拉压强度计算：

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液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 20~32  （4-1）

查[2]p52 d=

4F （4-2）

取110MPa 代入（4-2）得： d=413052.63=0.0123m=12.3mm 611010（4-3）

查[2]p52 PyD2∵Py=1.5P1=1.53.0=4.5MPa

4.5106110103代入公式（4-3）=0.225mm

2110106取整4mm

由于活塞杆是固定的，所以活塞杆强度和稳定性符合要求。

根据上述假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率（见表4-1），并绘出其工况图（图4-1）

图4-1 液压缸工作缸工况图

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表4-1 液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率 工 负载F(N) 回油腔进油腔输入流况 压力量Q 压力p2(L) P1 min（mpa） (MPa) 启动 842.1N 0 0.187 - 顺 加速 478.34N 0.5 0.605 - 快进 421.05N 0.5 0.593 17.92 铣 工进 13052.63N 0.5 3.39 0.17 输入公计算公式 率 P(W) FP2 A- - 122.6 p1Q=AV1=A1V3 Q=AV2,P=P1Q 2.8 快进 逆 铣 421.05 0.5 0 0.5 0.5 0.5 0.5 0.593 0.187 1.60 0.593 3.39 0.593 6.51 - - 7.6 0.17 7.6 122.6 - FAP2P1 - A143.1 4.02 Q=AV=AV 46143.1 Q=AV5,P=P1Q 启动 842.1N 加速 478.34N 快进 421.05N 工进 13052.63N 快退 421.05N 注A=16.8cm=16.8*104m V1= V3 =3.5m/min ， V4= V6=4.1m/min

v2v5vf=0.094m/m

4.2 夹紧缸参数的设计

（1）液压缸直径及活塞杆直径设计

参数取p1=3MPa P2=0.5MPa 最小夹紧力N=2800N

222D2-P2(D2)2800 d2442 取d2 D2p1∴D20.036M 查GB/T2348-1993取D2=40mm， d2=32mm

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∴A2=

D4222d2

 =4.54cm

（2）活塞杆直径按简单拉压强度计算：

查[4]p15 d=

4F （4-1）

取110MPa

代入公式（4-1）得：d 42800=0.01m=10mm 611010已求得d=12mm故满足要求。 查[4]p15PyD2 （4-2）

∵Py=1.5P1=1.5  3=4.5MPa

4.5106100103代入公式（4-2）得：=0.002mm

2110106 取=3mm

由以上校核知液压缸及活塞杆的强度均满足要求的选择 取压力损失0.5MPa,

由液压的工况图可知液压缸的最高工作压力出现在快进上p=1.6Mpa ∴泵的最大工作压力

P泵=1.6+0.5=2.1MPa 液压缸最大流量为6.51L/min

∴泵的总流量为：Q泵=1.1  7.6=8.3L/min

查[5]p87 选择：YB1-6.3型单级叶片泵能满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为6.3Mpa，公称排量V=6.3mL/min 额定转速为

n=1450r/min.估计泵的容积效率为v=0.85，当选用n=1400r/min的驱动电动机时，泵的流量为

qp=Vnv=6.3*1400*0.85=7.41L/min由工况图可知，最大功率出现在逆铣的快进，快退阶段，查[5] p87取泵的总效率为b=0.75则 P=

ppqqb1.031067.4103==169.38w

0.756015

查[5]p175表1-99 选用电机型号：Y90s-4型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min额定功率为1.1KW

根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可算出液压缸在各阶段实际进出流量，运动速度和持续时间（见表4-2），从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定 基础。

表4-2 液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间 工作流量速度（m/s） 时间（s） 阶段 （L/min） 快 L1(1.050.8)/2==0.035t顺 进6.5 133.56.510V1V=qp/A==0. 418.61060铣 min 05 工 0.17 L20.80.17103tV=qp/A==0.==8.5min 进 24V20.09418.61060002 快 V1=qp/A==0.05 t3t1=0.035min 进 6.5 快 7.6 L1(1.050.8)/27.6103==0.03mtV=qp/A==0.4逆 退 44.1V418.61060 铣 068 in 工 0.17 t5t2=8.5min 0.17103V=/A==0.qp退 18.610460002 快 7.6 退 V=qp/A=0.068 t6t4=0.03min （3）液压控制阀和部分液压辅助元件

根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分元件的最大流量，查[5]所选择的元件型号规格如表4-3所示

表4-3 铣床在液压系统中控制阀和部分元件的型号规格 序号 名称 通过流量 额定流量 压力损失 型号规格 （L/min） （L/min） 1 过滤器 7.6 16 0.2 XU-B16*100 2 二位二7.6 15 0.1 D4WE5Y6.0/A 通换向阀 3 三位四7.6 15 0.2 4WE5E6.0/A 通电磁阀 4 溢流阀 7.6 15 0.2 D型直动式溢流阀 16

5 6 7 8 9 单项阀 7.6 压力蓄- 电器 单向节 7.6 流阀 三位四7.6 通电磁阀 调速阀 6.5 15 0.3-4 10 15 0.2 - 0.2 0.2 S10P0 DP-40B SRCG03 4WE5E6.0/A 10 0.5 2FRM5 五、 管件的设计

由表4-3知油管的实际最大流量为7.6L/min,查[5]表5-2 可取油管的允许流量为4m/min

查[4]p17（1-10）可算出油管的管径d

4q47.6103 d===6.4mm

v460可取内径为10mm，外径为18mm

根据推荐可选10号无缝钢管，查[6]p352 可得钢管的抗拉强度为412MPa安全系数n=8

查[4]p17（1-11）对管子进行校核：

pdn2.11106(1822)10380.0005m0.5mm 62b241210所选的管子管厚安全。 其他油管，可直接按所连接的液压元，辅件的接口尺寸决定其管径大小。

六、 油箱

查[4]p18 公式1-12 取￡=6，按式算的液压系统中的邮箱容量为 V=￡q=6*7.6=45.6L

七、 计算液压系统技术性能

由于本系统的油管布局尚未确定，故只能估算阀类元件的压力损失。 估算时，首先确定管道内液体流动状态，然后根据公式计算各种工况下的压力损失，现取进，回油管的长为l=2mm，油液运动黏度去v=1 104m2/s油

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的密度取0.9174103kg/m3

判断流量状态

在逆铣时的，快进快退时回油量最大q=7.6L/min，此时的油液雷诺数

VD查[7]p175 Re（7-1）

vVD4q47.6103代入公式（7-1）得：Re=506.6 vdv60101031104也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺2000，故可推出：各工况下的

进，回油路中的油液的流动状态全为层流。

7.1计算系统的压力损失

将层流动状态沿程阻力系数 7575dv= Re4q和油液在管道内流速 v4qd2

同时代人沿程压力损失计算公式得：

475vl4750.91741031*1042910 p10.87 q qq4342d23.14(10*10)可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是有层流流动所决定的。 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p0.1p1

q 即pvpn

qn2 计算各工况下的阀类元件的局部压力损失

液压系统在快进，工进和快退工况下的压力损失计算如下： 7.1.1 快进

7.6103106=0.11MPa pli=0.87 10q=0.87 10 6099 pi0.1*pli=0.1 0.11MPa=0.011MPa

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227.67.6pvi=0.20.1

1515 =0.101MPa

p=p+ilip+pvi

=0.11+0.011+0.101

=0.323MPa

在回油路上，压力损失分别为

7.6103pli=0.87 10q=0.87 10 60106=0.11MPa

99 pi0.1pli=0.011MPa

6.57.6=0.5 p0.2 vi1015 =0.262MPa

22p=p+0lip+pvi

=0.11+0.011+0.262

=0.482MPa

p=p+pi0

=0.323+0.482 =0.805MPa

此值与上面计算的数值基本相符，故不必重算

7.1.2 工进

油液通过电磁阀3，调速阀8，调速阀9进入液压缸，在回路上，油液通过单向阀5，电磁阀3.若忽略管道的沿程损失和局部损失，则进油路上的总压力损失为

7.66.5 pi=pvi=0.2 0.5

1510 =0.262MPa

在回油路中的压力损失为 p0=7.1.3 快退

由于快进时与快退时的输入流量相同且快进快退所用的液压器件相同所以快退时的进油路上的压力损失即为快进时回油路上的压力损失

22pvi=0.262MPa

19

pi=p0快进=0.482MPa

回油路压力损失即为快进时进油路上的压力损失0.323MPa 此值与上面计算的数值基本相符，故不必重算 7.1.4 确定系统调整压力

根据上述计算可知：液压泵即溢流阀的调整压力快进阶段系统工作和压力损失和即为

pp1.63+0.323=1.953MPa

7.2 验算

有表1-1可知道在工进时占用时间最长，所以只需验算工进时的发热与温升

在工进时，根据公试 查[8]p175 cpqpqp11p （7-2）

可算出工进阶段回路效率

0.171.42=0.02

2.047.6前面已取液压泵效率0.75和液压缸总的效率0.85即可估算出本液压系统效率为

代入公式（7-2） c=0.75+0.02+0.85=0.013

足见工进时液压系统效率很低，这主要是溢流阀损失和节流阀损失的 根据系统发热量计算公式可算出工进阶段发热功率为 查[9]p182 H=NPI(1-) （7-3）

1.9531067.610310.013=329.84W 代入公式（7-3）得：H=NPI(1-)=

600.75 查[9]p87 tH0.065KV32 （7-4）

取散热系数K=15W/m.c算出系统系统温升为 代入公式（7-4）t329.840.0651545.632=27度

次温升没有超过需用范围t=350c因此不需采用冷却器

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八、参考文献

1.雷天觉.液压工程手册.北京 机械工业出版社， 1990 2.李登万.液压与气压传动.江苏 东南大学出版社，2004 3.张利平.液压站设计与使用.北京 海洋出版社，2004

4.李胜海.液压机构及其组合.北京 清华大学出版社， 1992

5.许福玲，陈尧明.液压与气压传动，机械工业出版社，2002

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