折弯机液压系统设计.pdf

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1、 -折弯机液压系统设计|摘 要 立式板料折弯机是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。因此，液压传动课程是工科机械类各专业都开设的一门重要课程。它既是一门理论课，也与生产实际有着密切的联系。为了学好这样一门重要课程，除了在教学中系统讲授以外，还应设置课程设计教学环节，使学生理论联系实际，掌握液压传动系统设计的技能和方法。液压传动课程设计的目的主要有以下几点：1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只是，进行液压传动设计实践，是理论知识和生产实践机密结合起来，从

2、而使这些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高学生分析和嫁接生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下良好的基础。3、通过设计，学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行估算方面得到实际训练。?目 录 摘要 1 任务分析-1 技术要求-1 任务分析-1 2 方案的确定-2 运动情况分析-2 2.1.1 变压式节流调速回-2 2.1.2 容积调速回路-2 3 负载与运动分析-3 4 负载图和速度图的绘制 -4 5 液压缸主要参数的确定-5 6 统液压图的

3、拟定-8 7 压元件的选择 -10 液压泵的选择 -10 阀类元件及辅助元-10 油管元件-11 油箱的容积计算-12!油箱的长宽高确 -12 油箱地面倾斜度-13 吸油管和过滤器之间管接头的选-13 过滤器的选取 -13 堵塞的选取-14 空气过滤器的选取-14 液位/温度计的选取-14 8 液压系统性能的运算-15|压力损失和调定压力的确定-15 8.1.1 沿程压力损失-15 8.1.2 局部压力损失-15 8.1.3 压力阀的调定值计算-16 油液温升的计算-16 8.2.1 快进时液压系统的发热量-16 8.2.2 快退时液压缸的发热量-17 8.2.3 压制时液压缸的发热量-17

4、【油箱的设计-17 8.3.1 系统发热量的计算-17 8.3.2 散热量的计算-17 9 参考文献-18 ，(1 任务分析 技术要求 设计制造一台立式板料折弯机，该机压头的上下运动用液压传动，其工作循环为：快速下降、慢速加压（折弯）、快速退回。给定条件为：折弯力 1400000N 滑块重量 17000N 快速空载下降 行程 220mm 速度（1v）min 慢速下压（折弯）行程 24mm 速度（2v）min 快速回程 行程 244mm 速度（3v）min 任务分析;根据滑块重量为 17000N，为了防止滑块受重力下滑，可用液压方式平衡滑块重量，滑块导轨的摩擦力可以忽略不计。设计液压缸的启动、制

5、动时间为2.0t。折弯机滑块上下为直线往复运动，且行程较小（220mm）,故可选单 杆液压缸作执行器,且液压缸的机械效率93.0m。因为板料折弯机的工作循环为快速下降、慢速加压（折弯）、快速回程三个阶段。各个阶段的转换由一个三位四通的电液换向阀控制。当电液换向阀工作在左位时实现快速回程。中位时实现液压泵的卸荷，工作在右位时实现液压泵的快速和工进。其工进速度由一个调速阀来控制。快进和工进之间的转换由行程开关控制。折弯机快速下降时，要求其速度较快，减少空行程时间，液压泵采用全压式供油。其活塞运动行程由一个行程阀来控制。当活塞以恒定的速度移动到一定位置时，行程阀接受到信号，并产生动作，实现由快进到工

6、进的转换。当活塞移动到终止阶段时，压力继电器接受到信号，使电液换向阀换向。由于折弯机压力比较大，所以此时进油腔的压力比较大，所以在由工进到快速回程阶段须要一个预先卸压回路，以防在高压冲击液压元件，并可使油路卸荷平稳。所以在快速回程的油路上可设计一个预先卸压回路，回路的卸荷快慢用一个节流阀来调节，此时换向阀处于中位。当卸压到一定压力大小时，换向阀再换到左位，实现平稳卸荷。为了对油路压力进行监控，在液压泵出口安装一个压力表和溢流阀，同时也对系统起过载保护作用。因为滑块受自身重力作用，滑块要产生下滑运动。所以油路要设计一个液控单向阀，以构成一个平衡回路，产生一定大小的背压力，同时也使工进过程平稳。在

7、液压力泵的出油口设计一个单向阀，可防止油压对液压泵的冲击，对泵起到保护作用。2 方案的确定 运动情况分析 由折弯机的工作情况来看，其外负载和工作速度随着时间是不断变化的。所以设计液压回路时必须满足随负载和执行元件的速度不断变化的要求。因此可以选用变压式节流调速回路和容积式调速回路两种方式。2.1.1 变压式节流调速回路 节流调速的工作原理，是通过改变回路中流量控制元件通流面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量来调节其速度。变压式节流调速的工作压力随负载而变，节流阀调节排回油箱的流量，从而对流入液压缸的的流量进行控制。其缺点：液压泵的损失对液压缸的工作速度有很大的影响。其机械特性较软

8、，当负载增大到某值时候，活塞会停止运动，低速时泵承载能力很差，变载下的运动平稳性都比较差，可使用比例阀、伺服阀等来调节其性能，但装置复杂、价格较贵。优点：在主油箱内，节流损失和发热量都比较小，且效率较高。宜在速度高、负载较大，负载变化不大、对平稳性要求不高的场合。2.1.2 容积调速回路 容积调速回路的工作原理是通过改变回路中变量泵或马达的排量来改变执 件的运动速度。优点：在此回路中，液压泵输出的油液直接进入执行元件中，没有溢流损失和节流损失，而且工作压力随负载的变化而变化，因此效率高、发热量小。当加大液压缸的有效工作面积，减小泵的泄露，都可以提高回路的速度刚性。综合以上两种方案的优缺点比较，

9、泵缸开式容积调速回路和变压式节流调回路相比较，其速度刚性和承载能力都比较好，调速范围也比较宽工作效率更高，发热却是最小的。考虑到最大折弯力为 1400000N，故选泵缸开式容积调速回路。3 负载与运动分析 要求设计的板料折弯机实现的工作循环是：快速下降慢速下压(折弯)快速退回。主要性能参数与性能要求如下：折弯力F=1400000N；板料折弯机的滑块重量G=17000N；快速空载下降速度smmv/033.0min/0.2max，工作下压速度smmv/0233.0min/4.12，快速回程速度smmv/043.0min/6.23，板料折弯机快速空载下降行程mmms22.02201,板料折弯机工作下

10、压行程mmms024.0242，板料折弯机快速回程：3s244mm=；启动制动时间st2.0，液压系统执行元件选为液压缸。液压缸采用 V 型密封圈，其机械效率93.0m。由公式mvFmt 式中:m工作部件总质量;v快进或快退速度 ;t运动的加速、减速时间 求得惯性负载 NtvgGtvFm2892.0033.08.917000m下 再求得阻力负载 静摩擦阻力 NFsf3400170002.0 动摩擦阻力 NFfd1700170001.0 表一 液压缸在各工作阶段的负载值 (单位:N)工况 负载组成 负载值 F 推力 F/cm 起动 F=Fsf 3400 3736 加速 F=Ffd+Fm 1989

11、 2186 快进 F=Ffd 1700 1868 工进 F=Ffd+F 1401700 1540330 快退 F=Ffd 1700 1868 注:液压缸的机械效率取93.0m 4 负载图和速度图的绘制 负 载 图 按 上 面 数 据 绘 制，如 下 图 所 示。速 度 图 按 己 知 数 值max=min=s,2=min=s,smmv/043.0min/6.23,mmms22.02201,mmms024.0242,快速回程3s244mm=.(a)(b)图一 板料折弯机液压缸的负载图和速度图 a)负载图 b)速度图.5 液压缸主要参数的确定 由表 11-2 和表 11-3 可知，板料折弯机液压系

12、统在最大负载约为 154KN 时工作压力130PMPa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到缸下行时，滑块自重采用液压方式平衡，则可计算出液压缸无杆腔的有效面积，取液压缸的机械效率cm=。61max1103091.01540330pFAcm=2m 液压缸内径：mmmpFADcm27027.0103091.01540330461max1 按 GB/T2348-2001，取标准值D=320mm=32cm 根据快速下降与快速上升进的速度比确定活塞杆直径 d:cmdDV35.15d3.22026DV222快下快上 取标准值 d=16cm=160mm 则：无杆腔实际有效面积222132803.844AD

13、cm 有杆腔实际有效面积2222222.603)1632(4)(4cmdDA 液压缸壁厚和外径的计算：液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指液压缸缸筒结构中最薄处德厚度。一般计算可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。按照课题所给参数，此液压缸系统应当属于中低压系统，如果按照薄壁来计算，所得壁厚往往很小，就是强度满足不了要求，在切削加工中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死活漏油。因此一般不做计算，按经验去 30mm，液压缸缸筒材料为无缝钢管，可用公式 2DPy 式中：-液压缸壁厚（m）；D-液压缸内径（m）；Py-实验压力，一般取最大工作压力的（）倍（MPa）；-缸筒材料的许用应力

14、。无缝钢管为 100-110MPa；验证可得液压缸壁厚，故取 35mm。液压缸工作行程确定 由课题所给行程参数220+24=244mm。并根据GB2349-80液压缸活塞行程参数系列可得，最大行程 L=250mm。缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖，起有效厚度 t 暗战强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时 t33.40y2PD 有孔时 t)(433.00222dDDPDy 式中：t-缸盖有效厚度（m）D2-缸盖止口内径（m）d0-缸盖孔的直径（m）最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H 称之为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初

15、始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对于一般液压缸，最小导向长度 H 应满足以下条件：H220DL 式中：L-液压缸的最大行程；D 液压缸的内径。由课题参数计算的 所以取最小导向长度 H=180mm 缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞行程一活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不应大于内径的 20-30 倍。液压缸在工作循环中各阶段的压力和流量计算见表。表 各阶段的压力和流量 工作阶段 计算公式 负载 F/N 工作腔压力p/Pa 输入流量/minL 快速下降 启动 11mcmFPA;111qv A 0 0 _ 等速

16、 1868 25538 工作下压（折弯）21cmFPA;221qv A 1540330 0 快启32cmFPA;332qv A 3736 68100 _ 速回程 动 等速 1868 0082610 制动 2087 610 _ 液压缸在工作循环中各阶段的功率计算见表 表 工作循环中各阶段的功率 快 速下降 启动 10P 恒速 WqpP4101106.160255383111 工 作下压（折弯）KWwqpP23692368268104.112210700003222 快 速回程 启动 KWqpP66.10108.156680003333 恒速 KWqpP5.43105.101340003444 制

17、动 635550.073 10101.5 107409.57.41Pp qWKW 根据以上分析与计算数据处理可绘出液压缸的工况图：图 液压缸的工况图 6 系统液压图的拟定 考虑到液压机工作时所需功率较大，故采用容积调速方式；（1）为满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油，即在快速下降的时候，液压泵以全流量供油。当转化成慢速加压压制时，泵的流量减小，最后流量为 0；（2）当液压缸反向回程时，泵的流量恢复为全流量供油。液压缸的运动方向采用三位四通 Y 型电磁换向阀和二位二通电磁换向阀控制。停机时三位四通换向阀处于中位，使液压泵卸荷；（3）为了防止压力头在下降过程中因自重而出现速度失控的现象

18、，在液压缸有杆腔回路上设置一个单向阀；（4）为了压制时保压，在无杆腔进油路上和有杆腔回油路上设置一个液控单向阀；（5）液压缸下降过程中压力头由于自重使下降速度越来越快，在三位四通换向阀处于右位时，回油路口应设置一个溢流阀作背压阀使回油路有压力而不至于使速度失控；（6）为了使系统工作时压力恒定，在泵的出口设置一个溢流阀，来调定系统压力。由于本机采用接近开关控制，利用接近开关来切换换向阀的开与关以实行自动控制；（7）为使液压缸在压制时不至于压力过大，设置一个压力继电器，利用压力继电器控制最大压力，当压力达到调定压力时，压力继电器发出电信号，控制电磁阀实现保压；综上的折弯机液压系统原理如下图：工作程

19、序 YA1 YA2 YA3 快进+-+工进+-快退-+-停止-电磁铁动作顺序表 折弯机液压系统原理 1-变量泵 2-溢流阀 3-压力表及其开关 4-三位四通电液换向阀 5-单向顺序阀 6-液控单向阀 7-行程阀 8-调速阀 9-单向阀 10-过滤器 11-液压缸 12-压力继电器 7 液压元件的选择 液压泵的选择 由液压缸的工况图，可以看出液压缸的最高工作压力出现在加压压制阶段时MPaP07.211，此时液压缸的输入流量极小，且进油路元件较少故泵到液压缸 的 进 油 压 力 损 失 估 计 取 为0.5PMPa。所 以 泵 的 最 高 工 作 压 力MPaPp57.2107.215.0。液压泵

20、的最大供油量pq按液压缸最大输入流量（min）计算，取泄漏系数 K=,则min/66.1766.1601.1Lqp。根据以上计算结果查阅 机械设计手册 表，选用规格为 A7V 型斜轴式轴向柱塞泵，其额定压力 P=35MPa，排量为 100mL/r,额定转速为 2100r/min。由于液压缸在保压时输入功率最大，这时液压缸的工作压力为+=，流量为min/66.12342.1121.1L,取泵的总效率0.85则液压泵的驱动电机所要的功率为KWqpPpp3.5285.06066.12357.2160，根据此数据按 JB/T9619-1999，选取 Y225M-9 型电动机，其额定功率kwP60，额定

21、转速 2100r/min,按所选电动机的转速和液压泵的排量，液压泵最大理论流量min/210/100min/2100LrLrVnqt，大于计算所需的流量min，满足使用要求。阀类元件及辅助元件 根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量可选出这些液压元件的型号及规格，结果见表。表 液压元件的型号及规格 序号 元件名称 额定压力/Pa 额定流量ml/r 型号及规格 说明 1 变量泵 35 100 A7V 额定转速 2100r/min驱动电机功率为 35KW 2 溢流阀 调压32 160 YF3-*-20B-C 通径 20mm 3 行程阀-YF3-*-20B-C 4 三

22、位四通换向阀 28 160 WEH10G 通径 10mm 5 单项顺序阀 最大工作压力32MPa 160 HCT06L1 max160/minqL(单向行程调速阀)6 节流阀-FBG-3-125-10 7 单向阀 开启 最大 200 S20A220 通径 20mm 8 压力继电器 25 HED20 9 调速阀 2FRM10-21 油管元件 各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算，由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进出流量已与已定数值不同，所以重新计算如表，表中数值说明液压缸压制、快退速度2v,3v与设计要求相近，这表明所选液压泵的型号，规

23、格是适宜的。表 液压缸在各个阶段的进出流量 由表中数值可知，当油液在压力管中速度取 5m/s 时，按教材 P177 式(7-9)流 量速度 快进 压制 快退 输 入流 量L/min 1112()/()pqAqAA=5.1952.6038.80366.1238.803 42.1121q 8.1561pqq 排 出流 量L/min 6.1478.8035.1952.603/)(1122AqAq 4.848.80342.1122.603/)(1122AqAq 9.2082.6038.1562.603/)(1122AqAq 运 动速 度m/min 7.210)2.6038.803(1066.123)(

24、4321/1AAqvp 4.1108.8031042.112/43112Aqv 6.2102.603108.156/43213Aqv 2qdv算得，液压缸进油路油管内径mm8.28605105.19523-进d；液压缸回油路管内径15.5mm605108.5623-回d；这两根油管选用参照液压系统设计简明手册，进油管的外径 D=42mm，内径 d=36mm，回油路管的外径 D=20mm，内径 d=16mm。油箱的容积计算 容量V(单位为 L)计算按教材式(7-8):PVq，由于液压机是高压系统，11。所以油箱的容量LqVp26.136066.12311而=。按 JB/T7938-1999规定容

25、积取标准值LV1700。油箱的长宽高确定 因为油箱的宽、高、长的比例范围是 1：12：23，此处选择比例是 1：2由此可算出油箱的宽、长、高大约分别是800mm,1400mm,1600mm。并选择 开式油箱中的分离式油箱设计。其优点是维修调试方便，减少了液压油的温升和液压泵的振动对机械工作性能的影响；其缺点是占地面积较大。由于系统比较简单，回路较短，各种元件较少，所以预估回路中各种元件和管道所占的油液体积为。因为推杆总行程为 244mm，选取缸的内腔长度为 360mm。忽略推杆所占的体积，则液压缸的体积为：4331803.8 10360 100.028928.9vA LmL缸 当液压缸中油液注

26、满时，此时油箱中的液体体积达到最小为：L16708.0-9.28-1700min油V 则油箱中油液的高度为：cm75)140160/(10001670H1 由此可以得出油液体下降高度很小，因此选取隔板的高度为75cm,并选用两块隔板。此分离式油箱采用普通钢板焊接而成，参照书上取钢板的厚度为：t=4mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为200mm。故可知，油箱的总长总宽总高为：长为：mm160842160021tll 宽为：mm14084214002w1tw 高为：mm10084220080022001thh 油箱地面倾斜度 为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜度为：

27、1 吸油管和过滤器之间管接头的选择 在此选用卡套式软管接头 查机械设计手册 4表66 得其连接尺寸如下表：表 单位：mm 公称压力 MPa 管子 内径 0d mm D0 minL 卡套式管接头0d 公称尺寸 极限偏差 G(25)22 25 38 22 过滤器的选取 由过滤器的流量至少是泵流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的倍。故有：min/392min/5.28.1565.2qLLq泵入过滤器 查中国机械设计大典表7 得，先取通用型 WU 系列网式吸油中过滤器：表 堵塞的选取 考虑到钢板厚度只有 4mm，加工螺纹孔不能太大，查中国机械设计大典表178 选取外六角螺塞作为堵塞，详细尺寸见下

28、表：表 d d1 D e S L h b1 b R C 重量Kg 基本尺寸 极限偏差 型号 通径 mm 公称流量/minL 过滤精度 m WU-400*180F 65 400 180 12 1.25M 22 15 13 00.24 4 12 3 3 1 空气过滤器的选取 按照空气过滤器的流量至少为液压泵额定流量2 倍的原则，即：min/6.313min/8.1562q2LLqp过滤器 选用 EF 系列液压空气过滤器，参照机械设计手册表得，将其主要参数列于下表：表 参数 型号 过滤注油口径 mm 注 油流量 L/min 空 气流量 L/min 油 过滤 面积 L/min 1H mm 2H mm

29、1D mm 2D mm 3D mm 四只螺钉均布 mm 空气进滤精度 mm 油过滤精度 m E2F-50 32 32 350 270 154 58 66 82 96 M614 125 注：油过滤精度可以根据用户的要求是可调的。液位/温度计的选取 选取 YWZ 系列液位液温计，参照机械设计手册表选用 YWZ-150T 型。考虑到钢板的刚度，将其按在偏左边的地方。8 液压系统性能的运算 压力损失和调定压力的确定 由上述计算可知，工进时油液流动速度较小，通过的流量为 min,主要压力损失 为 阀 件 两 端 的 压 降 可 以 省 略 不 计。快 进 时 液 压 杆 的 速 度smAqvp/54.1

30、108.8031066.123/4311，此 时 油 液 在 进 油 管 的 速 度smAqvp/2.460102525.01066.123/623 8.1.1 沿程压力损失 沿程压力损失首先要判断管中的流动状态，此系统采用 N32 号液压油，室温为020 C时421.0 10/ms，所以有 23201512100.1/10362.4/43vdRe，油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数05.01512/75/75eR，若取进油和回油的管路长均为2m，油液的密度为3890/Kg m，则进油路上的沿程压力损失为 Pavdlp4242108.212.428901036205.02/1。8.1.

31、2 局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的 10%，而通过液压阀的局部压力损失则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失分别为rrqq和，则当通过阀的流量为 q 时的阀的压力损失rq，由2()rrqppq 算得MPap3.0)16066.123(5.02小于原估算值,所以是安全的。同理快进时回油路上的流量min/8.928.8032.60366.1231212LAAqq则回油 管路中的速度smv/34.2102925.060108.92623；由此可以计算出 6.678100.1/102

32、934.2/43vdRe （2320,所 以 为 层 流）;11.06.678/75/75eR,所 以 回 油 路 上 的 沿 程 压 力 损 失 为Pavdlp4242105.1834.228901029211.02/2。由上面的计算所得求出：总的压力损失p 1221AppA=MPa361.019.08.8032.603218.0 这与估算值有差异，应该计算出结果来确定系统中的压力阀的调定值。8.1.3 压力阀的调定值计算 由于液压泵的流量大，在工进泵要卸荷，则在系统中卸荷阀的调定值应该满足 快 进 时 要 求，因 此 卸 荷 阀 的 调 定 值 应 大 于 快 进 时 的 供 油 压 力M

33、PapAFpp28.2361.08.803330.1540，所以卸荷阀的调定压力值应该取为好。溢流阀的调定压力值应大于卸荷阀的调定压力值，所以取溢流阀的调定压力 值 为。背 压 阀 的 调 定 压 力 以 平 衡 板 料 折 变 机 的 自 重，即MPaAp32.0102.603/109.1F44背 油液温升的计算 在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和油液温升可用一个循环的情况来计算。8.2.1 快进时液压系统的发热量 快进时液压缸的有效功率为：KWFvP0623.0w3.62033.018680 泵的输出功率为：KWpqPi94.085.060/101868

34、255383 因此快进液压系统的发热量为：KWPPHoii8777.00623.094.0 8.2.2 快退时液压缸的发热量 快退时液压缸的有效功率为：WFvP95.80043.018680 泵的输出功率WpqPi5.10485.060/108.15610034.036 快退时液压系统的发热量为：KWwPPHoii0236.06.2395.805.104 8.2.3 压制时液压缸的发热量 压制时液压缸的有效功率为：018702200.01222442.6422.44264PFvWKW 泵的输出功率为：6325.57 1057.9 10/6029029.4729.029470.85ipqPWKW

35、 因此压制时液压系统的发热量为：029.0294722.442646.58683iiHPPKWKW 总的发热量为KWHi4636.756.60236.088.0 按教材式（112）求出油液温升近似值 CT7.531700065.015104636.7323 温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。油箱的设计 由前面计算得出油箱的容积为 1700L。8.3.1 系统发热量的计算 在液压系统中，损失都变成热量散发出来。发热量已在油温验算时计算出，所以 H=KW 8.3.2 散热量的计算 当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率H 全部由油箱来考虑。这时油箱散热面

36、积 A 的计算公式为tKHA 式中：A油箱的散热面积（2m）H油箱需要的散热功率（W）t油温（一般以55 C考虑）与周围环境温度的温差 K散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时 K=89；良好时 K=15；风扇强行冷却时 K=2023；强迫水冷时 K=110175。所以油箱散热面积 A 为：2318.87.5317104636.7mtKHA 9 参考文献 1 黄谊，章宏甲液压传动 M北京：机械工业出版社，2006 2 张利平液压传动系统及设计 M北京：化学工业出版社，2005 3 雷天觉新编液压工程手册 M北京：北京理工大学出版社，1998 4 路甬祥液压气动技术手册 M北京：机械工业出版社，2002 5 成大先机械设计手册 M北京：化学工业出版社，2002 6 王春行液压控制系统 M北京：机械工业出版社，2002 7 李状云液压元件与系统 M北京：机械工业出版社，2002 8 朱新才液压与气动技术.重庆：重庆大学出版社，9 张利平.液压气动系统设计手册.北京：机械工业出版社，【10