液压与气压传动设计计算-单面多轴钻孔组合机床液压系统.doc

1 各专业全套优秀毕业设计图纸 湖北文理学院湖北文理学院 液压与气压传动设计计算说明书液压与气压传动设计计算说明书 题题 目：目： 单面多轴钻孔组合机床液单面多轴钻孔组合机床液 压系统压系统 学生姓名：学生姓名： 学学 号：号： 2012139141 所在院所在院(系系)： 机械与汽车工程学院机械与汽车工程学院 专专 业：业： 汽车服务工程汽车服务工程 班班 级：级： 汽服汽服 1211 班班 指指 导导 教教 师：师： 湖北文理学院课程设计 摘要 2 2 目 录 摘摘 要要 1 1 1 1 设计方案拟定设计方案拟定 2 2 1.11.1 方案分析方案分析2 1.21.2 方案确定方案确定2 2 2 负载分析计算负载分析计算 3 3 2.12.1 压系统的要求压系统的要求3 2.22.2 分析系统工况，确定主要参数分析系统工况，确定主要参数3 2.2.1 确定执行元件 .3 2.2.3 负载图和速度图的绘制 .4 2.2.4 液压缸主要参数的确定 .5 3 3 液压系统原理图的拟定液压系统原理图的拟定 8 8 3.13.1 液压回路的选择液压回路的选择8 3.23.2 流量和方向控制设计流量和方向控制设计8 3.33.3 压力控制设计压力控制设计8 3.43.4 能耗控制设计能耗控制设计8 4 4 液压元件的选择液压元件的选择 1111 4.14.1 液压泵及驱动电机规格选择液压泵及驱动电机规格选择11 4.1.1 大、小泵最高工作压力计算 11 4.1.2 总需供油量 11 4.1.3 电动机的选择 12 4.24.2 阀类元件及辅助元件的选择阀类元件及辅助元件的选择12 4.2.1 阀类元件及辅助元件的选择.12 4.2.2 油管 13 4.2.3 油箱 13 5 5 液压系统性能的验算液压系统性能的验算 1515 5.15.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值验算系统压力损失并确定阀的调整值15 5.25.2 油液温升验算油液温升验算16 6 6 液压系统油箱结构设计液压系统油箱结构设计 1818 6.16.1 容积的确定容积的确定18 6.26.2 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计壁厚、箱顶及箱顶元件的设计19 6.36.3 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计19 6.46.4 箱底、放油塞及支架的设计箱底、放油塞及支架的设计19 6.56.5 油箱内隔板及除气网的设置油箱内隔板及除气网的设置20 参考文献参考文献 2121 致致 谢谢 2222 湖北文理学院课程设计 摘要 3 3 摘 要 现代机械一般多是机械、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， 液压与气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。 湖北文理学院课程设计 设计方案拟定 4 4 1 设计方案拟定 1.1 方案分析 对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液 压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在设计过 程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快 退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。 方案一： 选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快 退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击 可通过在回油路上加背压阀来减少其对加工工件精度的影响。为了减少空间，油 箱采用闭式油箱。由于其工况过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变 量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器， 增加了成本。 方案二： 选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现 快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加 工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的 组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能 源。 为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。 方案三: 选用单杆活塞缸来实现工作环循环所要求的快进、工进运动，对运动方向的 改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调速阀来实现。液压泵选用变量泵， 这种方案就是在快进的时候油液流经阀的速度快，流量大，局部损失大，油液发 热高，使液压液的粘性降低，影响系统的稳定性 。 1.2 方案确定 综合比较方案一、方案二和方案三，从经济成本、以往同类成功机床的例子 和可操作性考虑后，选用方案二。方案二的具体设计过程如下。 湖北文理学院课程设计 设计方案拟定 5 5 2 负载分析计算 2.1 压系统的要求 由于设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工 作循环是：快进工进快退停止，系统参数如下表，动力滑台采用平面导轨， 其静，动摩擦系数分别为 0.2，0.1 往复运动的加减速时间要求不大于 0.2s。 2.2 分析系统工况，确定主要参数 2.2.1 确定执行元件 由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：240mm,其属于短行 程，故选用执行元件为：液压缸。(其具体的参数在后面经计算后再确定) 2.2.2 分析系统工况 工作负载 fa=22000 惯性负载 7 1000583 60 0.2 v fmmn t 阻力负载 静摩擦阻力0.2 500 9.8980 fs fn 动摩擦阻力0.1 500 9.8490 fd fn 由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表 21 所示： 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 6 6 表 2-1 液压缸在各工作阶段的负载 （单位：n） 注:1 液压缸的机械效率通常取 0.90.95,此处取 0.9。 2 不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。参考资料1 2.2.3 负载图和速度图的绘制 负载图按上面表中数值绘制,如图 11。速度图按已知数值 , 、，快退行程和工 13 3.5/ minvvm 1 210smm 2 100smm 312 310sssmm 进速度等的绘制，如图 12，v2=0.030m/min 2 v 图 2.1 负载图 图 2.2 速度图 2.2.4 液压缸主要参数的确定 a 初选系统工作压力 工况负载组成负载值 f 推力/ m ff 起动 fs ff9801089 加速 fdm fff672746 快进 fd ff490544 工进 fd fffa2249024988 快退 fd ff490544 p/mpa,q(l/min),p/kw v(m/min) 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 7 7 由资料2中表 11-2 可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最大负载 为 25000n 时，可以取 34mpa，参考资料1中表 42.45 中推荐液压系统的公 称压力，取=3.5mpa。 1 p 1 p b 确定液压缸型式、规格及尺寸 由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快进、快退速度要求相等，从降 低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗可以通油 的有利条件，沿用活塞杆固定，缸体随滑台运动的常用典型安装形式。 由于快进、快退的速度相等，故可以知，推出液压缸特征： 2dd 。钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压，以防孔被钻通时突然 12 2aa 2 p t f 消失而造成滑台突然前冲而设置的回油腔背压 0.8mpa。快进时液压缸虽作差动联 接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取p 。快退时回油腔中是有背压的，这时可按 0.6mpa 估算。可以算出0.5pmpa 2 p 工作腔需要的工作面积 1 a 由工进时的推力式（53）得： 11221112 2 m fa pa pa pap 故有 622 2 11 0.8 24988 103.50.0081 22 m pf apmm ； 1 44 0.0081 3.14101.6damm 0.7070.707 101.671.8ddmm 根据资料1表 42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表 42.43（液压缸 活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得;d=100mm,d=70mm。由 此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 2242 1 43.14 100478.5 10adm 222242 2 / 43.1410070440 10addm 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 c 计算最大流量需求： 44 max12max 78.05 1040 103.5/600.450 /0.5 /qaavl sl s 此流量较为适中，可以接受。 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 8 8 根据以上 d 与 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率 值，如表 2-2 所示。 表 22 液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值 工况计算公式 推力 /fn 回油腔 压力 2 p mpa 进油腔 压力 1 p mpa 输入 流量 1 /minq l 输入 功率 /p kw 起 动 108900.283_ 加 速 7461.2130.713_ 快 进 恒 速 1212 pfapaa 121 ()qaa v 1 pp q 21 ppp 5441.120.6613.480.148 工进 1221 pfp aa , 1 2 qav 1 pp q 249880.83.590.240.014 起 动 108900.272 加 速 7460.61.36 快 退 恒 速 1212 pfp aa 2 3 qa v 1 pp q 5440.61.31140.306 并根据此绘出工况图如图 23 图 2.3 组合机液压缸工况 p/mpa,q(l/min),p/kw 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 9 9 3 液压系统原理图的拟定 3.1 液压回路的选择 钻削负载为阻力负载，在钻入铸件表面及钻通孔时的开始和结束时间存在先 后等因素影响下，负载存在突变的可能。但从工况图 2.3 中可知功率较小，故工 作进给采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式。 由于液压系统选用了节流节流调速的方式和为了更好的散热，系统中油液的 循环选项取是开式的。 3.2 流量和方向控制设计 快进、工进采用与调节器速阀并联的两位二通阀换接实现。 差动液压缸实现快进时，需要能利用回流的差动回路配合，故选用三位五通 阀实现通断、换向、差动连接等功能。 由于流量及功率均较小，控制阀均用普通滑阀式结构。另外尚需要采用单向 阀配合控制油流方向。 3.3 压力控制设计 系统工作压力由溢流阀控制调节。 负载阻力在钻削过程中的突变，特别是加工完毕后负载突然消失，采用附有 压差补偿控制的调速阀，而不用节流阀，再在回流路上附加可调背压阀，就可使 工作速度稳定和避免发生前冲现象。 3.4 能耗控制设计 在流量、方向和压力液压系统关键参数决定后，还要考虑能耗控制，用尽量 少的能量来实现控制，以达到节能的目的和降低生产成本的目的。 由工况图知： maxmin 26.93 0.178151.3qq 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 10 10 (快进所花时间) 111 210 603.5 10003.6ts vss (工进所花时间) 222 60 1000.030 1000200tsvss （快退所花时间） 333 60 3103.5 10005.3tsvss 213 200 3.65.322.5ttt 数据表明： 即，这表明在一个工作循环中的大部分时 21 200/3.656tt 间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵 油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。此系统 大部分时间在高压小流量下工作显然采用单定量泵溢流动力源，长时大流量溢流 会造成能量大量损失，是不可取的。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作 平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶 片泵方案， 。故在此采用双泵供油动力源，有得于降低度能耗，有利于生产成本。 如图 3.1-a 所示。 （a）油源 （b）换向回路 （c）速度换接回路 图 3.1 液压回路的选择元件 为了防止快进转工进时速差变化太大，达倍而产生压1 23.5 0.030117v v 力冲击，选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两 种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用 换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差 动连接，所以选用三位五通电液换向阀，选用电液控制型，以利于按要求调节换 向过和的时间，防止压力冲击。如图 3.1-b 所示。 切换速度用的二位二通阀先用行程式开关控制型。如图 3.1-c 所示。 背压阀选用可调的，以备根据工作需要调节。 为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单 向阀 a。 为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题， 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 11 11 必须在回油路上串接一个液控顺序阀 8，这里作背压阀。以阻止油液在快进阶段 返回油箱。 为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响 滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀 11。 考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高， 图中增设了一个压力继电器 15。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快 退信号，操纵电液换向阀换向。 在进油路上设有压力表开关和压力表。钻孔行程终点定位精度不高，采用行 行程开关控制即可。 综合以上设计和优化后可给出 3.2 液压系统原理图： 13 14 图 3.2 液压系统原理图 湖北文理学院课程设计 负载分析计算 12 12 4 4 液压元件的选择液压元件的选择 4.1 液压泵及驱动电机规格选择 4.1.1 大、小泵最高工作压力计算 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 3.59mpa，由表 11-4 得，进油路 压力损失的范围为 0.51.5mpa，取进油路上的压力损失为 0.8mpa，压力继电器 调整压力高出系统工作压力之值为 0.5mpa 则小泵的最大工作压力为 1 3.590.80.54.89 p pmpampa 大泵快退时液压缸的工作压力比快进大，取进油路上的压力损失为 0.5mpa, 则大流量的最高工作压力为 2 0.5 1.311.81 p pmpampa 4.1.2 总需供油量 两个泵应向液压缸提供最大的流量为 14l/min,若回路中的泄露按液压缸输入 流量的 10%计算，则两缸的总流量为： 1.1 14min15.4min p qll 工进进给时需流量为),但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流量0.5minl ,故小流量泵的供油量最少应为。 3minl 3.5minl 据据以上压力和流量的数值，上网查 yuken 日本油研 pv2r 型双联叶片泵， 选取 pv2r126/26 型双联叶片泵，其小泵的排量为，大泵的排量为 6ml r ，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min 时，液压泵26ml r v p n 的实际输出流量为： 6339400.9 1000min32.994min p qll 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作为 1.81 mpa 湖北文理学院课程设计 液压元件的选择 13 13 流量为。取泵的总效率=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率27.1minl p 为： 1.81 27.1 1.09 60 0.75 pp p p q pkwkw 4.1.3 电动机的选择 根据此数值，查资料4中表 939，选取 y90l6 型电动机，其额定功率 =1.1kw，额定转速=910r/min。 n p n n 4.2 阀类元件及辅助元件的选择 4.2.1 阀类元件及辅助元件的选择 表 41 阀类元件及辅助元件的选择 规格序号元件名称估计通进 阀的流量 1 / minl 额定流量 1 / minl 额定压力 mpa 型号 1 双联叶片 泵 (5.1+22) 查得只知 最高压力 为：16 mpa pv2r126/26 =(6+26)ml/r vp 2 三位五通 电液阀 50801635dy-100by 3 行程阀 60631622c-100bh 4 调速阀 0.5616q-6b 5 单向阀 606316i-100b 6 单向阀 256316i-63b 7 液控单向 阀 226316ydf63b 8 背压阀 0.36316b-10b 9 溢流阀 5.16316y-10b 10 压力表开 关 k-6b 湖北文理学院课程设计 液压元件的选择 14 14 11 单向阀 226316i-100b 12 单向阀 606316i-63b 13 顺序阀 32636.3xy-63b 14 过滤器 36506.3xu-50 200 4.2.2 油管 各元件间边接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管见分晓 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、 出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如下表 4-2 所示。表中的数值说明， 液压缸快进、快退的速度与、与设计相近。这表明上边所选液压泵的型号、 1 v 3 v 规格是合适的。 表 42 液压缸的进、出流量和运动速度 流量、速度快进工进快退 输入流量 1 / minl 1112p qaqaa 78.5 27.178.540 55.28 1 0.24q 1 27.1 p qq 排出流量 1 / minl 2211 qa qa 40 55.2878.5 28.17 2211 qa qa 40 0.5 78.5 0.25 2112 qaqa 27.1 78.5 40 53.18 运动速度 1 / minm 112p vqaa 27.1 1078.540 3.21 211 vqa 0.24 10 78.5 0.030 312 vqa 32.994 10 25.12 3.62 根据表 42 中数值，当油液在压力管中流速取 5m/min 时，按资料2中 7-9 算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： 63 2254.54 103.145 106019.04 q dmmmm v 取标准值 18mm 63 2232.994 103.145 106015.28 q dmmmm v 湖北文理学院课程设计 液压元件的选择 15 15 取标准值 15mm 这两根油管都根据资料1表 42.7133 选用公称通径为和的无缝钢2218 管。 4.2.3 油箱 油箱容积按式 78 估算，取时，求得其容积为 7 7 27.1189.7 p vqll 按 jb/t79381999 规定，取标准值 v=250l。 湖北文理学院课程设计 液压系统性能的验算 16 16 湖北文理学院课程设计 液压系统性能的验算 17 第 17 页 共 24 页 5 液压系统性能的验算 本系统属压力不高的中低压范围，无迅速起动、制动需求，设计中已考虑了 防冲击可调节环节及相关防冲措施；故不必进行冲击验算。这里仅验算系统压力 损失并确定压力阀的调整值和油液温升验算。 5.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故 只能先按书上式 346 估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上 管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微， 可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 快进 滑台快进时，液压缸差动连接，由表 41 和表 42 可知，进油路上油液通 过单向阀 12 的流量是 22l/min,通过电流换向阀 2 的流量是 27.1l/min,然后与液 压缸有杆腔的回油汇合，以流量 55.28l/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此 进油路上的总压降为： 222 2227.155.28 0.20.50.30.312 638063 v pmpampa 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是 21.94l/min,然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快 进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。 2 p 1 p 222 21 28.1728.1755.28 0.50.20.30.333 806363 pppmpampa 此值小于原估值 0.5mpa，所以是偏安全的。 工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为 0.5l/min，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5mpa；油液在回油路上通过电液换向阀的流量是 0.24l/min， 在液控单向阀 7 处的流量为 22+0.24=22.24l/min,在背压阀 8 处的压力损失为为 湖北文理学院课程设计 液压系统性能的验算 18 18 0.5mpa。因此这时液压缸回油腔的压力为： 2 p 22 2 0.2522.24 0.50.50.30.537 8063 pmpampa 因为 0.537mpa 小于原估计值 0.8mpa，故可按照表 11-6 中公式重新计算工进 时液压缸进腔压力，即： 1 p 64 22 46 1 249880.537 1040 10 13.46 78.5 1010 fp a pmpampa a 与表中的 3.59mpa 相近。 考虑到压力继电器可靠动作需要压差。故溢流阀的调压为： 0.5 e pmpa 2 11e 0.5 3.460.50.50.54.46 80 ppppmpampa 溢流 快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀 12 的流量为 22l/min，通过电液换向阀 2 的流量为 27.1l/min；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 11 的 流量都是 57.52l/min。因为进油路上总压降为： 22 1 2227.1 0.20.50.082 6380 v pmpampa 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降为： 222 2 53.1853.1853.18 0.20.50.20.506 638063 v pmpampa 故快退时液压泵的最大工作压力应为 p p 11 1.360.0821.442 pv pppmpampa 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7 的调压应大于 1.442 mpa。 5.2 油液温升验算 工进在整个工作循环中所占比 2 123 200 0.957495.74% 3.62005.3 t ttt 因此系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。 湖北文理学院课程设计 液压系统性能的验算 19 19 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 3 22490 0.030 0.0112 1060 o pfvkwkw 这时大流量泵通过顺序阀 13 卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总 输出功率（即系统输入功率）为： 1122 pqpq pppp p i 2 6363 3 32325.1 0.3 10104.46 1010 636060 0.75 10 0.5233 kw kw 由此得液压系统的发热量为 0.52330.01120.5121 iio hppkwkw 按书上 112 求出油液温升近似值 3 2 3 0.5121 10 12.8 250 tcc 温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。 湖北文理学院课程设计 液压系统油箱结构设计 20 20 6 液压系统油箱结构设计液压系统油箱结构设计 6.1 容积的确定 油箱的体积为：（此处取 0.8 参照资料2给出的值。 ） 0.8 v v 容量 250 312.5 0.80.8 v vl 容量 =0.3125 3 m 且选择开式油箱，考虑到油箱的整体美观大方,将其设计成为带支撑脚的长方体 形油箱。所以其长、宽、高尺寸均按国家规格选取，其外形图如图 6 所示。 液 位 计 注油器 清 洗 孔 个固定孔 离地 间隙 图 6.1 油箱外形图 根据有关手册及资料初步确定其外形尺寸为如表 7-1 所示： 表 6.1 油箱的轮廓参数 工作 容量 工作 容积 b1b21l12l21hd2 最小 壁厚 250l46l620mm570mm1010mm912mm670mm14mm3mm 湖北文理学院课程设计 液压系统油箱结构设计 21 21 6.2 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计 由表中数据分析可采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为：，并采3mm 用将液压泵安装在油箱的上表面的方式，故上表面应比其壁要厚，同时为避免产 生振动，则顶扳的厚度应为壁厚的 4 倍以上，所以取： ，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。55 315mm 顶 在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口，即取下通气帽 时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器的滤网的 网眼小于，过流量应大于 40l/min。另外，由于要将液压泵安装在油箱的 250 m 顶部，为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部的各螺纹孔均采用盲孔形式，其具 体结构见油箱的结构图。 6.3 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计 在此次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆的连接方式，由于油箱的体积也相对 不大，采用在油箱壁上开设一个清洗孔，