液壓課程設計

1、 機械工程學院液壓與氣動技術課程設計題 目： 臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 專 業(yè)： 機械設計制造與自動化 班 級： 1301班 姓 名： 王鵬飛 學 號： 1304061033 指導教師： 藺國民 2015.12.15液壓與氣動技術課程設計任務書一、主要任務與目標任務：設計一個臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)目標：設計要求滑臺實現(xiàn)“快進工進快退停止”工作循環(huán)。已知：機床有主軸11個，其中7個用于鉆13.9mm的孔，4個用于鉆8.5mm的孔。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBW，機床工作部件總質(zhì)量為m=1000Kg；快進速度v1、快退速度v2均為5.5m/S，快進行程長

2、度L1=100mm，工進行程長度為L2=50mm，往復運動的加速、減速時間不大于0.157S，動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1；液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件為液壓缸。二、主要內(nèi)容（1）熟悉設計任務，明確設計及目標。（2）根據(jù)設計要求和已學過的設計流程，擬定系統(tǒng)工作原理圖。（3）計算各元件的參數(shù)并驗算。（4）元件選型。（5）編制文件，繪制速度、負載圖譜。三、工作量要求完成規(guī)定的任務，總字數(shù)30004000字。四、時間要求本課程設計于2015.12.18前完成目 錄 1 負載與運動分析 1 2 負載圖和速度圖的繪制 1 3 確定液壓缸的主要參數(shù) 2 3.1初選液壓

3、缸工作壓力 2 3.2 計算液壓缸主要尺寸 2 3.3 各階段壓力、流量、功率的計算 3 4 液壓系統(tǒng)圖的擬定 4 4.1 液壓回路的選擇 4 4.2 液壓回路的綜合 6 5 液壓元件的選擇 8 5.1 液壓泵的選擇 8 5.2 閥類元件及輔助元件的選擇 9 5.3 油管的選擇 9 5.4 油箱的計算 10 6 液壓系統(tǒng)性能的驗算 10 6.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 10 6.1.1快進 10 6.1.2工進 11 6.1.3 快退 11 6.2 油液溫升驗算 11 7油箱設計 12 7.1 壁厚、箱頂及箱頂元件的設計 12 7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位計設計 13 7.3

4、 箱底、放油塞及支架設計 13 7.4 油箱內(nèi)隔板及除氣網(wǎng)設置 13 1. 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。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. 切削負載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。切削負載(確定切削負載應具備機械切削加工方面的知識)用高速鋼鉆頭(

5、單個)鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft(單位為N)為 (81)式中：D鉆頭直徑，單位為mm； s每轉(zhuǎn)進給量，單位為mmr； HBW鑄件硬度,HBW=240。根據(jù)組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進給量s按“組合機床設計手冊”?。簩?3.9mm的孔：n1=360rmin，s l=0.147mmr；對8.5mm的孔：n2=550rmin，s 2=0.096mmr；所以，系統(tǒng)總的切削負載Ft為：Ft=7x25.5x13.9x0.1470.8x2400.6+4x25.5x8.5x0.0960.8x2400.6=17907N令Ft=Fg=17907N2慣性負載往復運動的加速，減速時間不希望超過0.157

6、s ，所以取為0.157SFm=mv/t=1000x5.5/(60x0.157)N=583N 3阻力負載機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為：Fn=mg=9810N靜摩擦阻力：Ftf=fsFn=0.2x9810N=1962N動摩擦阻力：Ffd=fdFn=0.1x9810N=981N如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據(jù)上述負載力計算結(jié)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由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表所列。表81 液壓缸在各工作階段的負載R工況負載組成負載值F工況負載組成負載值F啟動1962工進+Fg加速+mv/t156

7、4快退981快進981注：在負載分析中，沒有考慮動力滑臺上傾翻力矩的作用按表8-1數(shù)值繪制的動力滑臺負載圖如圖8-1(a)所示。2 負載圖和速度圖的繪制根據(jù)工作循環(huán)(總行程L1+L2=150mm工進速度V2=n1s1=n2s2=53mm/min,繪制動力滑臺速度圖,負載圖（如圖所示）。3確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)3.1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為32000N時宜取4MPa。表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床

8、農(nóng)業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/Mpa0.823528810101820323.2計算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

9、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=0.6MPa?？爝M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0.3MPa。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 液壓缸機械效率 A1液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2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A2=26.59×10-

10、4m2 A1= 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=0.707×0.087=0.06m，根據(jù)GB/T23482001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=90mm，活塞桿直徑為d=63mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：3.3 各階段壓力、流量、功率的計算根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)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4所示。表8-2 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載FL/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入理論流量q/(L/s

11、)輸入功率P/kW計算式快進(差動)啟動196200.66-加速15640.526-恒速9810.3300.2840.0937工進188880.63.500.00560.0196快退啟動196200.63-加速15640.60.53-恒速9810.3190.1760.056并據(jù)表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。圖2 組合機床液壓缸工況圖4 液壓系統(tǒng)圖的擬定根據(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

12、能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。4.1 液壓回路的選擇 4.1.1選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)運動循環(huán)要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。4.1.2速度控制回路的選擇 工況圖表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)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(jié)構(gòu)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

13、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，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間有=20因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長

14、時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結(jié)構(gòu)復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如圖3所示。圖3 雙泵供油油源4.1.3選擇快速運動和換向回路 根據(jù)本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。即快進時，由大小泵同時供

15、油，液壓缸實現(xiàn)差動連接。 本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。4.1.4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(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由0.5485 L/S降0

16、.0084 L/S，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4所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。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(zhuǎn)換控制。 a.換向回路 b.速度換接回路圖4 換向和速度切換回路的選擇參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調(diào)速閥進油節(jié)流閥調(diào)速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩(wěn)性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.6MPa。4.2 液壓回路的綜合選定調(diào)速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的

17、元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統(tǒng)，即組成如圖5所示的液壓系統(tǒng)圖。1雙聯(lián)葉片液壓泵；2三位五通電液闊；3行程閥；4調(diào)速閥；5單向閥； 6單向閥；7順序閥；8背壓閥；9溢流閥；10單向閥；ll過濾器； 12壓力表接點；13單向閥；l4壓力繼電器。系統(tǒng)圖的原理1 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經(jīng)2三位五通換向閥的左側(cè)，這時的主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）行程閥3液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2（1YA得電）單向閥6行程閥3液壓缸左腔。由

18、此形成液壓缸兩腔連通，實現(xiàn)差動快進，由于快進負載壓力小，系統(tǒng)壓力低，變量泵輸出最大流量。2工進 減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經(jīng)調(diào)速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調(diào)速閥15的開口相適應，故進給量大小由調(diào)速閥15調(diào)節(jié)，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調(diào)速閥4調(diào)速閥15液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪蝗晃逋〒Q向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。3.快退滑臺停留時間結(jié)束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑

19、臺返回時的負載小，系統(tǒng)壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（2YA得電）液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄粏蜗蜷y5三位五通換向閥2（右位）油箱。4.原位停止當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經(jīng)換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。5 液壓元件的選擇5.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率（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

20、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

21、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17.04 L/min，若整個回路中總的泄漏系數(shù)KL=1.05，則液壓油源所需提供的總流量為： 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.0056L/s，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量0.05 L/s，故小流量泵的供油量最少應為0.0556L/s。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，因此選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為26mL/r，若取液壓泵的容積效率nv=0.9，則當泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵

22、工作壓力為0.819MPa、流量為27.1r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： kW根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。5.2 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表6所列。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵PV2R12-12/323716/142三位五通電液換向閥5035DYF3YE10B8016< 0.53行程閥60AXQFE10B

23、6316< 0.34調(diào)速閥<1AXQFE10B6165單向閥60AXQFE10B63160.26單向閥25AF3-Ea10B63160.27液控順序閥22XF3E10B63160.38背壓閥0.3YF3E10B63169溢流閥5.1YF3E10B631610單向閥22AF3-Ea10B6316< 0.0211濾油器30XU63×80-J63< 0.0212壓力表開關KF3-E3B 3測點1613單向閥60AF3-Fa10B1006.30.214壓力繼電器PFB8L0*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。5.3 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實

24、際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表7所列。流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min）排出流量/(L/min）運動速度/(L/min）表7各工況實際運動速度、時間和流量由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 有表7中的數(shù)據(jù)，取油液的流速v=3m/s，算得液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 這兩根油管都按GB/T 2351-2005選用內(nèi)徑，外徑的冷拔無縫鋼管。5.4 油箱計算油箱的容量按式,V=qp估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，取=7，得V=qp=727.1=189.7L 按JB/T 7938-1999規(guī)定

25、，取最靠近的標準值V=200L6 驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能估算閥類元件的壓力損失。6.1.1快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10的流量是22L/min、電液換向閥2的流量是27.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量55.3L/min通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，總壓降為MPa 在回油路上，油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量是28.2L/min，然后與液壓泵的供油合并，通過行程閥3進入無桿腔。有桿腔壓力P2與無桿腔壓力p1之差為0.333MPa 6.1.2工

26、進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2的流量為0.336L/min、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2的流量為0.171L/min，經(jīng)液控順序閥7的流量為（0.17+22）=22.17L/min，返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在液壓缸回油腔的壓力P2為可見此值略大于原估計值0.6MPa。故可按表8-2中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即 此略高于表8-2數(shù)值?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則溢流閥9的調(diào)壓Pp1應為6.1.3快退滑臺

27、快退時，在進油路上，油液通過單向閥10的流量為22L/min、電液換向閥2的流量為27.1L/min進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13的流量為53.14L/min返回油箱。在進油路上總的總壓降為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的總壓降為 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。快退時液壓泵的工作壓力為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。6.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥7卸荷，

28、小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序閥7的流量為22L/min，有表8-2查得該閥在額定流量qn=0.3MPa，故此閥在工進時的壓力損失 小液壓泵工進時的工作壓力pp1=4.75MPa，流量q1=5.1L/min，所以倆個液壓泵的總輸入功率為 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 油箱的散熱面積為 查表8-18得油箱的散熱系數(shù)K=9W,則油液溫升為 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。7油箱設計7.1 壁厚、箱頂及箱頂元件的設計采取鋼板焊接而成，故取油箱的壁厚為3mm，并采用將液壓泵安裝在油箱的上表面的方式，故上表面應比其壁要厚，同時為避免產(chǎn)生振動，則頂扳的厚度應為壁厚的4倍以上，所以?。篸頂壁厚15mm，并在液壓泵與箱頂之間設置隔振墊。在箱頂設置回油管、泄油管、吸油管、通氣器并附帶注油口，即取下通氣帽時便可以進行注油，當放回通氣帽地就構(gòu)成通氣過濾器，其注油過濾器的濾網(wǎng)的網(wǎng)眼小于250mm，過流量應大于40L/min。另外，由于要將液壓泵安裝在油箱的頂部，