組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 目錄 1 序言 作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產(chǎn)中應用廣泛。本次課程設計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設計方法和設計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算等。 組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾

2、十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統(tǒng)由于具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調(diào)速范圍大、可無級連讀調(diào)節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。 液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動和回轉運動，如圖1所示，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止?快進?I工進?II工進?死擋鐵停留?快退?原位停止。 圖1 組合機床動力滑臺工作循環(huán)

3、 2 設計的技術要求和設計參數(shù) 工作循環(huán)：快進?工進?快退?停止； 系統(tǒng)設計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.2、fd = 0.1。 表1 設計參數(shù) 參 數(shù) 數(shù) 值 切削阻力（N） 20000 滑臺自重 (N) 10000 快進、快退速度(m/min) 4 工進速度(mm/min) 30-120 最大行程(mm) 250 工進行程(mm) 50 啟動換向時間（s） 0.2 液壓缸機械效率 0.95 3 工況分析 3.1 確定執(zhí)行元件 金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直

4、線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。 3.2 分析系統(tǒng)工況 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。 （1）工作負載FW 工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即 FW=20000N （2）慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.1s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為5m/min，因此慣性

5、負載可表示為 （3）摩擦負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。 靜摩擦阻力 Ffj = fj×N= 動摩擦阻力 Ffd= fd×N =N 根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表2所示。 表2 液壓缸在各工作階段的負載（單位：N） 工況 負載組成 負載值F 液壓缸推力=F/ 起動 = 2000N 2105 N 加速 =+ 1340 N 1411 N 快進 = 1000N 1053N 工進 =+ 21000 N 22105 N 反向起動 = 2000

6、N 2105 N 加速 =+ 1340 N 1411 N 快退 = 1000 N 1053 N 注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。 3.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)表2中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2所示。 F/N 22105 2000 1340 1411 250 350 l/m -1411

7、 -1340 -2000 圖2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖 圖2表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為19111N，其他工況下負載力相對較小。 所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程200mm、工進行程、快退行程mm，工進速度 mm/min。根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3所示。 圖3 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖 3.4 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 3.4.1 初

8、選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為22105N，其它工況時的負載都相對較低，參考第2章表3和表4按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=3.0MPa。 3.4.2 確定液壓缸主要尺寸 由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與

9、缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。 快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。 工進時液壓缸的推力計算公式為 ， 式中：F ——負載力 hm——液壓缸機械效率 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A

10、2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 mm 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×104.06=73.56mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： m2 m2 3.4.3 計算最大流量需求

11、 工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為 q快進 =（A1-A2）×v1=20.08L/min 工作臺在快退過程中所需要的流量為 q快退 =A2×v2=17.92/min 工作臺在工進過程中所需要的流量為 q工進 =A1×v1’=0.95 L/min 其中最大流量為快進流量為25.2L/min。 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表3所示。 表3 各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力F’/N 回油腔壓力P2/MPa 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/L.min-1 輸入功率P/

12、Kw 計算公式 快進 啟動 2015 0 0.86 —— —— P1= q=(A1-A2)v1 P=p1q p2=p1+Δp 加速 1411 1.23 0.73 —— —— 恒速 1053 1.16 0.66 20.08 0.22 工進 22105 0.8 2.7 0.95 0.04 P1=(F’+p2A2)/A1 q=A1v2 P=p1q 快退 起動 2105 0 0.47 —— —— P1=(F’+p2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 加速 1411 0.6 1.59 —— —— 恒速

13、 1053 0.6 1.50 17.92 0.448 把表3中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示。 圖4 液壓系統(tǒng)工況圖 3.5 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 3.5.1 速度控制回路的選擇 工況圖4表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)

14、過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采

15、用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。 3.5.2 換向和速度換接回路的選擇 所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調(diào)整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由25.1 L/min降為0.95 L/min，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換

16、接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。 a.換向回路 b.速度換接回路 圖5 換向和速度切換回路的選擇 3.5.3 壓力控制回路的選擇 由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調(diào)整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。 將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。 為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實

17、現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥10，以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥9起背壓閥的作用。 為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥11。 考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器6。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 在進油路上設有壓力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關控制即可。 圖7 液壓系統(tǒng)原理圖 3

18、.6 液壓元件的選擇 本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。 3.6.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用雙泵供油方式，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之

19、和。 對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： ? （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為20.08 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為： L/min

20、 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.95 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為3.95 L/min。 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，上網(wǎng)或查閱有關樣本，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為33mL/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當泵的轉速=940r/min時，小泵的輸出流量為 qp小=6′940′0.95/1000=5.358 L/min 該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。 大泵的

21、輸出流量為 qp大=33*940*0.95/1000=29.469 L/min 雙泵供油的實際輸出流量為 該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。 表4 液壓泵參數(shù) 元件名稱 估計流量 規(guī)格 額定流量 額定壓力MPa 型號 雙聯(lián)葉片泵 — (5.1+27.9) 最高工作壓力為21 MPa PV2R12—6/33 3．電機的選擇 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為209MPa，流量為34.827L/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y112M-6型電動機，其額定功率，額定轉速

22、 3.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇 圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。 1．閥類元件的選擇 根據(jù)上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。 溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口

23、處的順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥9的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術參數(shù)。 表5 閥類元件的選擇 序號 元件名稱 估計流量 規(guī)格型號 1 三位五通電磁閥 66/82 35D-100B 2 行程閥 49.5/61.5 22C-63BH 3 調(diào)速閥 <1 AQF3-10B 4 單向閥 66/82 AF3-Ea10B 5 單向閥8 16.5/20.5 I-25B 6 背壓閥9 0.475/0.6 F

24、BF3-6B 7 溢流閥 4.13/5 YF-10B 8 單向閥11 66/82 I-100B 9 單向閥3 27.92/34.7 I-63B 10 單向閥4 5.1/5.1 I-10B 11 順序閥 28.4/35.2 XY-63B 3.6.3 油管的選擇 圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表8所示。 表8 液壓缸的進、出油流量和運動速度 流

25、量、速度 快進 工進 快退 輸入流量 排出流量 運動速度 根據(jù)表8中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： ，取標準值20mm； ，取標準值15mm。 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。 3.6.4 油箱的設計 1．油箱長寬高的確定 油箱

26、的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。 油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標準估算，取時，求得其容積為 按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=250L。 依據(jù) 如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。 對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要

27、安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為： 長為： 寬為： 高為： 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。 3.7 液壓系統(tǒng)性能的驗算 本例所設計系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速起動、制動需求，而且設計中已考慮了防沖擊可調(diào)節(jié)環(huán)節(jié)及相關防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統(tǒng)的壓力損失，并對系統(tǒng)油液的溫升進行驗算。 7.1管路系統(tǒng)壓力損失驗算 由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下

28、： 已知：進油管、回油管長約為l=1.5m，油管內(nèi)徑d=1.5×10-3m，通過流量 =0.95 L／min（0.0158×10-3m3／s），選用L－HM32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15℃，v=1.5㎝2／s。 7.1.1 判斷油流類型 利用下式計算出雷諾數(shù) Re=1.273×104／=1.273×0.0158×10-3×104／1.5×10-3/1.5≈160<2000 為層流。 7.1.2 沿程壓力損失∑△P1 利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。 進油路上 △P1=4.4×1012vqv／d4=4.3×1012×1

29、.5×1.5×0.0158×10-3／124Pa =0.076×105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 L／min（0.0125×10-3m3／s）（差動液壓缸A1≈2A2）, 壓力損失為 △P1=4.3×1012vqv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa =0.01532×105Pa 由于是差動液壓缸，且A1≈2A2，故回油路的損失只有一半折合到進油腔，所以 工進時總的沿程損失為 ∑△P1=（0.076+0.5×0.01532）×105Pa=0.0837×105Pa 3.7.2 油液溫升驗算 液壓傳動系統(tǒng)在工作

30、時，有壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失所消耗的能量多數(shù)轉化為熱能，使油溫升高，導致油的粘度下降、油液變質(zhì)、機器零件變形等，影響正常工作。為此，必須控制溫升ΔT在允許的范圍內(nèi)，如一般機床DT = 25 ~ 30 ℃；數(shù)控機床DT ≤ 25 ℃；粗加工機械、工程機械和機車車輛DT= 35 ～ 40 ℃。 液壓系統(tǒng)的功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，單位時間的發(fā)熱量f（kW）可表示為 式中 —— 系統(tǒng)的輸入功率（即泵的輸入功率）（kW）； —— 系統(tǒng)的輸出功率（即液壓缸的輸出功率）（kW）。 若在一個工作循環(huán)中有幾個工作階段，則可根據(jù)各階段的發(fā)熱量求出系統(tǒng)的平均發(fā)熱量 對于本次設計的組合機床液壓系統(tǒng)，其工進過程在整個工作循環(huán)中所占時間比例為 因此系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的發(fā)熱情況來計算。 工進時液壓缸的有效功率（即系統(tǒng)輸出功率）為 這時大流量泵通過順序閥10卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩泵的總輸出功率（即系統(tǒng)輸入功率）為： 由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 即可得油液溫升近似值： ⊿T=Ф/（hA）=0.386/（9*10-3*6.5*10-2*2502/3）=15.6°C 溫升小于普通機床允許的溫升范圍，因此液壓系統(tǒng)中不需設置冷卻器。 專心---專注---專業(yè)