【畢業(yè)設計】橡膠密煉機液壓系統(tǒng)設計

【畢業(yè)設計】橡膠密煉機液壓系統(tǒng)設計,畢業(yè)設計,橡膠,密煉機,液壓,系統(tǒng),設計 畢業(yè)設計（論文） 內(nèi)容提要 本文主要講述了密煉機液壓系統(tǒng)的設計，其中包括系統(tǒng)參數(shù)的設計、油缸的計算、系統(tǒng)的性能驗算以及系統(tǒng)的使用說明。該系統(tǒng)主要用于密煉機的液力裝置，控制各工作點油缸動作，由于該系統(tǒng)配置有電接點溫度計（WSSX）、壓力繼電器（HED10A20）、電磁閥、溢流閥、安全閥等，因此可對系統(tǒng)的油液溫度、系統(tǒng)壓力等實現(xiàn)遠程監(jiān)控，其結構設計緊湊、操作方便、性能可靠、節(jié)約能源，是密煉機液力裝置的理想配套液壓設備。其主要特點是：當主機超載時，本系統(tǒng)可自動進入浮動狀態(tài)。該系統(tǒng)采用多種措施來實現(xiàn)加料門開、關動作的緩沖，以減少對液壓系統(tǒng)和機械設備的沖擊。 Summary This document talks about the hydraulic system design of the Close Rubber Extrusion Machine, it include the system parameter design、the calculation of the cylinder、the check of the system property and the using application of the system. This system is mainly used for control the cylinder motion at any working point in the hydraulic equipment of the close rubber extrusion machine, for it equipped with the electric connect thermometer (WSSX)、pressure relay (HED10A20)、solenoid valve、relief valve、safety valve and so on, it can far away control the oil temperature、system pressure, and it also has the priority of good structure、convenient operation、reliable property、less energy consuming and so on. The main characteristics is : it can automatic go into the floating state when it over loading; the system employs many measures in order to buffer feed door’s impact. 46 1 引言 1.1 課題提出的背景和意義[8] 我國液壓工業(yè)發(fā)展歷程，大致可分為三個階段，即：20世紀50年代初到60年代初為起步階段；60~70年代為專業(yè)化生產(chǎn)體系成長階段；80~90年代為快速發(fā)展階段。其中，液壓工業(yè)于50年代初從機床行業(yè)生產(chǎn)仿蘇的磨床、拉床、仿形車床等液壓傳動起步，液壓元件由機床廠的液壓車間生產(chǎn)，自產(chǎn)自用。進入60年代后，液壓技術的應用從機床逐漸推廣到農(nóng)業(yè)機械和工程機械等領域，原來附屬于主機廠的液壓車間有的獨立出來，成為液壓件專業(yè)生產(chǎn)廠。到了60年代末、70年代初，隨著生產(chǎn)機械化的發(fā)展，特別是在為第二汽車制造廠等提供高效、自動化設備的帶動下，液壓元件制造業(yè)出現(xiàn)了迅速發(fā)展的局面，一批中小企業(yè)也成為液壓件專業(yè)制造廠。1968年中國液壓元件年產(chǎn)量已接近20萬件；1973年在機床、農(nóng)機、工程機械等行業(yè)，生產(chǎn)液壓件的專業(yè)廠已發(fā)展到100余家，年產(chǎn)量超過100萬件，一個獨立的液壓件制造業(yè)已初步形成。這時，液壓件產(chǎn)品已從仿蘇產(chǎn)品發(fā)展為引進技術與自行設計相結合的產(chǎn)品，壓力向中、高壓發(fā)展，并開發(fā)了電液伺服閥及系統(tǒng)，液壓應用領域進一步擴大。 進入80年代，在國家改革開放的方針指引下，隨著機械工業(yè)的發(fā)展，基礎件滯后于主機的矛盾日益突出，并引起各有關部門的重視。為此，原一機部于1982年組建了通用基礎件工業(yè)局，將原有分散在機床、農(nóng)業(yè)機械、工程機械等行業(yè)歸口的液壓專業(yè)廠，統(tǒng)一劃歸通用基礎件局管理，從而使該行業(yè)在規(guī)劃、投資、引進技術和科研開發(fā)等方面得到基礎件局的指導和支持。從此進入了快速發(fā)展期，先后引進了60余項國外先進技術，其中液壓40余項，經(jīng)消化吸收和技術改造，現(xiàn)均已批量生產(chǎn)，并成為行業(yè)的主導產(chǎn)品。近年來，行業(yè)加大了技術改造力度，1991~1998年國家、地方和企業(yè)自籌資金總投入共約20多億元，其中液壓16億多元。經(jīng)過技術改造和技術攻關，一批主要企業(yè)技術水平進一步提高，工藝裝備得到很大改善，為形成高起點、專業(yè)化、批量生產(chǎn)打下了良好基礎。近幾年，在國家多種所有制共同發(fā)展的方針指引下，不同所有制的中小企業(yè)迅猛崛起，呈現(xiàn)出勃勃生機。隨著國家進一步開放，三資企業(yè)迅速發(fā)展，對提高行業(yè)水平和擴大出口起著重要作用。目前我國已和美國、日本、德國等國著名廠商合資或由外國廠商獨資建立了柱塞泵/馬達、行星減速機、轉向器、液壓控制閥、液壓系統(tǒng)、靜液壓傳動裝置、液壓件鑄造、機械密封、橡塑密封等類產(chǎn)品生產(chǎn)企業(yè)50多家，引進外資2億多美元。 1.2 國內(nèi)外研究開發(fā)水平和發(fā)展趨勢[8] 1.2.1 國內(nèi)外開發(fā)水平 (1) 基本概況 經(jīng)過40多年的努力，我國液壓行業(yè)已形成了一個門類比較齊全，有一定生產(chǎn)能力和技術水平的工業(yè)體系。據(jù)1995年全國第三次工業(yè)普查統(tǒng)計，我國液壓工業(yè)鄉(xiāng)及鄉(xiāng)以上年銷售收入在100萬元以上的國營、村辦、私營、合作經(jīng)營、個體、“三資”等企業(yè)約有700余家，其中液壓700家。按1996年國際同行業(yè)統(tǒng)計，我國液壓行業(yè)總產(chǎn)值23.48億元，占世界第6位。 (2) 當前供需概況 ??? 通過技術引進，自主開發(fā)和技術改造，高壓柱塞泵、齒輪泵、葉片泵、通用液壓閥門、油缸和各類密封件第一大批產(chǎn)品的技術水平有了明顯的提高，并可穩(wěn)定的批量生產(chǎn)，為各類主機提高產(chǎn)品水平提供了保證。另外，在液壓元件和系統(tǒng)的CAD、污染控制、比例伺服技術等方面也取得一定成果，并已用于生產(chǎn)。目前，液壓產(chǎn)品總計約有1200個品種、10000多個規(guī)格。已基本能適應各類主機產(chǎn)品的一般需要，為重大成套裝備的品種配套率也可達60%以上，并開始有少量出口。 　 ??? 1998年國產(chǎn)液壓件產(chǎn)量480萬件，銷售額約28億元；密封件產(chǎn)量約8億件，銷售額約10億元。據(jù)中國液壓氣動密封件工業(yè)協(xié)會1998年年報統(tǒng)計，液壓產(chǎn)品產(chǎn)銷率為97 .5%，密封為98.7%。這充分反映了產(chǎn)銷基本銜接。 我國液壓業(yè)雖取得了很大的進步，但與主機發(fā)展需求，以及和世界先進水平相比，還存在不少差距，主要反映在產(chǎn)品品種、性能和可靠性等方面。以液壓產(chǎn)品為例，產(chǎn)品品種只有國外的1/3，壽命為國外的1/2。為了滿足重點主機、進口主機以及重大技術裝備的需要，每年都有大量的液壓、氣動和密封產(chǎn)品進口。據(jù)海關統(tǒng)計及有關資料分析，1998年液壓、氣動和密封件產(chǎn)品的進口額約2億美元，其中液壓約1.4億美元，氣動近0.3億美元，密封約0.3億美元，比1997年稍有下降。按金額計，目前進口產(chǎn)品的國內(nèi)市場占有率約為30%。1998年國內(nèi)市場液壓件需求總量約600萬件，銷售總額近40億元；氣動件需求總量約500萬件，銷售總額7億多元；密封件需求總量約11億件，銷售總額約13億元。 由于液壓傳動具有體積小、操作靈活、輸出功率大等優(yōu)點；也可用簡單的管路連接代替復雜的機械傳動，因而在收割機和插秧機中得到了廣泛關注和大量應用。 隨著農(nóng)業(yè)機械化的推廣與普及，農(nóng)機研究部門、主機生產(chǎn)廠家和農(nóng)戶對液壓系統(tǒng)的認識程度也在不斷的提高，他們不僅要求產(chǎn)品有低廉的價格，更要求有較高的品質、可靠的使用性能；作為農(nóng)業(yè)機械推廣重點之一的聯(lián)合收割機、插秧機，其液壓系統(tǒng)的配置通過液壓件生產(chǎn)廠家近幾年的探索與努力，在功能、可靠性、合理性等方面已取得了較大的突破。集成、復合、大通徑、多功能。 已成為新一代農(nóng)機液壓件的開發(fā)熱點。結構上的集成化便于安裝布置；性能上的復合為用戶提供了很大方便；通道的大而暢更有利于減少發(fā)熱與能耗；產(chǎn)品的多功能與農(nóng)業(yè)機械的發(fā)展與開創(chuàng)緊密相連。作為液壓件，曾經(jīng)困擾著農(nóng)業(yè)機械的應用與發(fā)展，劣質液壓元件、配置不合理的液壓系統(tǒng)曾一度充斥著農(nóng)機市場。由此這也成為了液壓件生產(chǎn)廠家的一個攻關課題。通過多年的探索與研究，農(nóng)機液壓件的整體配套水平已取得了一個飛躍，并逐步接近了發(fā)達國家水平。比如說，帶有復合功能的手控、電控的操縱系統(tǒng)替代了功能單一的分配閥，而且性能、功效在不斷升級；此外，行走系統(tǒng)采用了靜液壓無級變速器（HST），大大提高了操縱性能與工作效率。 　　因此，我們必須按照客觀規(guī)律去辦事，不能守舊，一定要有創(chuàng)新，要有突破，相信，液壓技術在農(nóng)機上的應用將更普及一定會達到發(fā)達國家水平。 液壓系統(tǒng)結構緊湊、重量輕、體積小、壓力高、自吸性能好。 在液壓系統(tǒng)的設計中，不但要實現(xiàn)其拖動與調(diào)節(jié)功能，還要 盡可能地利用能量，達到高效、可靠運行的目的。液壓系統(tǒng)的功率 損失會使系統(tǒng)的總效率下降、油溫升高、油液變質，導致液壓設備發(fā)生故障。因此，設計液壓系統(tǒng)時必須多途徑地考慮降低系統(tǒng)的 功率損失。 目前普遍使用著的定量泵節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)，其效率較低(<0.385)， 這是因為定量泵與油缸的效率分別為85%與95%左右，方向閥及管路等損失約為5%左右。所以，即使不進行流量控制，也有25%的功率損失。加上節(jié)流調(diào)速，至少有一半以上的浪費。此外，還有泄漏及其它的壓力損失和容積損失，這些損失均會轉化為熱能導致 液壓油溫升。所以，定量泵加節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)只能用于小流量系統(tǒng)。為了提高效率減少溫升，應采用高效節(jié)能回路，上表為幾種回路功率損失比較。另外，液壓系統(tǒng)的效率還取決于負載。同一種回路，當負載流量QL與泵的最大流量Qm 比值大時回路的效率高。例如可采用手動伺服變量、壓力控 制變量、壓力補償變量、流量補償變量、速度傳感功率限制變 量、力矩限制器功率限制變量等多種形式，力求達到負載流量Q L與泵的流量的匹配。 1.2.2 今后發(fā)展走勢 （1）影響發(fā)展的主要因素 ① 企業(yè)產(chǎn)品開發(fā)能力不強，技術開發(fā)的水平和速度不能完全滿足先進主機產(chǎn)品、重大技術裝備和進口設備的配套和維修需要。 ② 不少企業(yè)的制造工藝、裝備水平和管理水平都較落后，加上質量意識不強，導致產(chǎn)品性能水平低、質量不穩(wěn)定、可靠性差，服務不及時，缺乏使用戶滿意和信賴的名牌產(chǎn)品。 ③ 行業(yè)內(nèi)生產(chǎn)專業(yè)化程度低，力量分散，低水平重復嚴重，地區(qū)和企業(yè)之間產(chǎn)品趨同，盲目競爭，相互壓價，使企業(yè)效益下降，資金缺乏、周轉困難，產(chǎn)品開發(fā)和技術改造投入不足，嚴重地制約了行業(yè)整體水平的提高以及競爭實力的增強。 ④ 國內(nèi)市場國際化程度日益提高，國外公司紛紛進入中國市場參與競爭，加上國內(nèi)私營、合作經(jīng)營、個體、三資等企業(yè)的崛起，給國有企業(yè)造成愈來愈大的沖擊。 （2）發(fā)展走勢 隨著社會主義市場經(jīng)濟的不斷深化，液壓產(chǎn)品的市場供求關系發(fā)生較大變化，長期來以“短缺”為特征的賣方市場已基本成為以“結構性過?！睘樘卣鞯馁I方市場所取代。從總體能力看，已處于供大于求的態(tài)勢，特別是一般低檔次液壓件，普遍供過于求；而主機急需的技術含量高的高參數(shù)、高附加值的高檔產(chǎn)品，又不能滿足市場需要，只能依賴于進口。在我國加入WTO后，其沖擊有可能更大。因此，“十五”期間行業(yè)產(chǎn)值的增長，決不能依賴于量的增長，而應針對行業(yè)自身的結構性矛盾，加大力度，調(diào)整產(chǎn)業(yè)結構和產(chǎn)品結構，也就是應依靠質的提高，促進產(chǎn)品技術升級，以適應和拉動市場需求，求得更大的發(fā)展。 在工業(yè)生產(chǎn)的各個部門都應用液壓傳動技術。例如，工程機械、礦山機械、壓力機械和航空工業(yè)中采用液壓傳動，機床上的傳動系統(tǒng)也采用液壓傳動。 液壓傳動所采用的工作介質為液壓油或其它合成液體，氣壓傳動所采用的工作介質為壓縮空氣。 1.3 課題研究目標 液壓元件將向高性能、高質量、高可靠性、系統(tǒng)成套方向發(fā)展；向低能耗、低噪聲、低振動、無泄漏以及污染控制、應用水基介質等適應環(huán)保要求方向發(fā)展；開發(fā)高集成化高功率密度、智能化、機電一體化以及輕小型微型液壓元件；積極采用新工藝、新材料和電子、傳感等高新技術。 液壓技術正向高壓、高速、大功率、高效、低噪聲、高性能、高度集成化、模塊化、智能化的方向發(fā)展。同時，新型液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機輔助測試、計算機直接控制、計算機實時控制技術、機電一體化技術、計算機仿真和優(yōu)化設計技術、可靠性技術，以及污染控制技術等方面也是當前液壓傳動及控制技術發(fā)展和研究的方向；氣壓傳動技術在科技飛速發(fā)展的當今世界發(fā)展將更加迅速。隨著工業(yè)的發(fā)展，氣動技術的應用領域已從汽車、采礦、鋼鐵、機械工業(yè)等行業(yè)迅速擴展到化工、輕工、食品、軍事工業(yè)等各行各業(yè)。氣動技術已發(fā)展成包含傳動、控制與檢測在內(nèi)的自動化技術。由于工業(yè)自動化技術的發(fā)展，氣動控制技術以提高系統(tǒng)可靠性，降低總成本為目標。研究和開發(fā)系統(tǒng)控制技術和機、電、液、氣綜合技術。顯然，氣動元件當前發(fā)展的特點和研究方向主要是節(jié)能化、小型化、輕量化、位置控制的高精度化，以及與電子學相結合的綜合控制技術。 液壓與氣壓傳動是研究利用有壓流體(壓力油或壓縮空氣)作為傳動介質來實現(xiàn)各種機械的傳動和自動控制的學科。液壓傳動與氣壓傳動實現(xiàn)傳動和控制的方法基本相同，它們都是利用各種元件組成需要的控制回路，再由若干回路組成能夠完成一定控制功能的傳動系統(tǒng)來完成能量的傳遞、轉換與控制。 2 液壓系統(tǒng)的要求[9] 本液壓系統(tǒng)應用于橡膠廠煉提煉橡膠,具體要求如下： （1）加料門油缸運動要平穩(wěn),不能很大有的沖擊載荷 （2）當主機超載時，本系統(tǒng)可自動進入浮動狀態(tài)； （3）本液壓系統(tǒng)采用多種措施來實現(xiàn)加料門開、關動作的緩沖，以減少對液壓系 和機械設備的沖擊。 （4）本液壓系統(tǒng)控制各工作點油缸的動作。 （5）對系統(tǒng)的油液溫度、系統(tǒng)壓力等實現(xiàn)遠程監(jiān)控，系統(tǒng)結構設計緊湊、操作方便 性能可靠。 （6）為保證安全生產(chǎn),系統(tǒng)設有安全聯(lián)鎖裝置,停電安全聯(lián)鎖裝置。 3 液壓原理和主要技術參數(shù) 本液壓系統(tǒng)配置有電接點溫度計（WSSX）、壓力繼電器（HED10A20）、電磁閥、溢流閥、安全閥等，可對系統(tǒng)的油液溫度、系統(tǒng)壓力等實現(xiàn)遠程監(jiān)控，系統(tǒng)結構設計緊湊、操作方便、性能可靠、節(jié)約能源，是密煉機液力裝置的理想配套液壓設備。 (1) 雙聯(lián)葉片油泵：型號—PV2R13-10/52-FRAAB，排量—10/52ml/rev額定壓力—31.5Mpa，系統(tǒng)設定壓力小流泵—10Mpa，大流量油泵為—8 Mpa。 (2) 電機：型號—Y180M-4-B35(50HZ、AC380V)，供應商—南陽電機， 功率—18.5Kw，轉速—1470r/Min，防護等級—IP54。 (3) 電磁鐵電壓：DC24V。 (4)　工作介質：抗磨液壓油L-HM46 ，(建議用美孚油　ISOVG46) 工作介質污染度等級:　 NAS8級　 (5) 油箱容積：500L (6) 液壓系統(tǒng)壓力范圍：5-10M 4液壓系統(tǒng)方案的設計 4.1 確定工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設備和類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間和經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況,工作壓力低,勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸,對某些設備來說,尺寸要受到限制,從材料消耗角度看也不經(jīng)濟;反之壓力選得太高,對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇參考表4.1[5] 表4.1 按載荷選擇工作壓力 載荷/KN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50 工作壓力/MPa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ≥5 所以本系統(tǒng)的工作壓力5~10MPa, 4.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 該液壓系統(tǒng)包括旋轉油缸、轉子密封油缸、加料門油缸、銷鎖油缸、液壓系統(tǒng)壓力保護、油箱部分電氣控制等幾個部分。其完整液壓系統(tǒng)圖4.2 圖4.2 液壓原理圖動力部分 圖4.3 液壓系統(tǒng)圖的執(zhí)行部分 其動作循環(huán)狀況見下表4.4 表4.4 加料機構電磁鐵動作 電 磁 鐵 工 步 YV3 YV2 備　注 啟始位置 - - 加料門打開 + - 加料門關閉 - + 不失電 表4.5 鎖緊、卸料機構電磁鐵動作 電磁鐵 工步 YV8 YV9 YV6 YV7 YV4 YV5 備注 啟始位置 - - - - - + - 卸料門快速關閉 + - + - - - - 卸料門慢速關閉 + - - - - - - 鎖緊機構鎖緊 + - - - + - - 機構鎖緊后，煉膠 - - - - - - - 鎖緊機構松開 - + - + - + - 卸料門快速打開 - + - + - - - 續(xù)：表4.5 鎖緊、卸料機構電磁鐵動作 卸料門慢速打開 - + - - - - - - 停電鎖緊機構松開 - - - - - <> - 停電卸料門打開 - - - <> - - - 5液壓缸的計算 5.1銷鎖油缸和旋轉油缸的設計計算說明 5.1.1 液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定[16] 根據(jù)技術條件：確定液壓缸徑和桿徑及行程為： 缸徑D=Φ160mm，桿徑d=Φ63mm 由此計算出液壓系統(tǒng)工作壓力為： P= （5.1） =（4×169×103）/（π×（1602-632）） =10MPa 式中F為鎖緊力，F(xiàn)=169KN 5.1.2 缸筒壁厚計算[5] 根據(jù)機械設計手冊，在此液壓系統(tǒng)中，3.2≤D/δ＜16，故缸筒壁厚應用中等壁厚計算公式，此時： δ= +C （5.2） ψ：強度系數(shù)，對無縫鋼管，ψ=1 C：用來圓整壁厚數(shù) Py:液壓缸內(nèi)最高工作壓力。Py=10MPa D：缸筒內(nèi)徑 [σ]= [σs]/2.5=150/2.5=60MPa δ=10×160/(2.3×60-3×10)+C=17mm 故油缸缸筒外圓取D1=194mm. 5.1.3 缸筒強度校核 根據(jù)SL41-93，缸體合成應力按下式計算： σzh1=≤[σ] （5.3） 式中：[σ]=60MPa σz1：縱向應力：σz1==17MPa (5.4) σh1：環(huán)向應力：σh1==70.5 MPa (5.5) P：工作壓力，P=10MPa D：油缸缸徑，D=Φ160mm d：油缸桿徑，d=Φ63mm δ：缸筒壁厚，δ=17mm 終計算，σzh1==53.2 MPa <60 MPa 即: σzh1< [σ],符合要求. 5.1.4 活塞桿長度和缸筒長度計算 根據(jù)設計要求的行程，來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為800mm，故油缸的活塞桿的長度為920mm，缸筒的長度為1027mm。 5.1.5 活塞桿強度計算 活塞桿受拉力最危險截面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面，（取截面直徑較少值）其應力計算如下 ： σn=≤[σ] （5.6） 式中σ為拉應力：σ= (5.7) τ為剪應力：τ= (5.8) 上面兩公式中，K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取K=1.25 K1:螺紋內(nèi)摩擦系數(shù),一般取K1=0.12 d1：活塞桿危險截面處直徑，d1=60mm d0：螺紋外徑，d0=61mm [σ]：60MPa 則：σ=35.3MPa τ=15.3MPa 得: σn=50.3MPa 所以: σn< [σ],符合工況要求。 5.1.6 下蓋聯(lián)接螺釘強度校核計算 螺釘聯(lián)接采用高強度螺釘M20×80(GB/T70.1-2000)聯(lián)接,兩端數(shù)量均為24件，螺釘精度等級為10.9級，其強度校核，按照公式（5.7）、（5.8）。 拉應力：σ==184.8 MPa 剪應力：τ==83.92 MPa K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取K=1.25 K1: 螺紋摩擦系數(shù),一般取K1=0.12 d1：螺紋內(nèi)徑，d1=16.752mm d0：螺紋外徑，d0=20mm Z：24 σs螺釘材料屈服強度，σs≥900Mpa(10.9級) [σ]= [σs]/2=450Mpa 得：σn=≈235.12MPa<[σ] 符合工況要求 5.1.7 活塞桿柔度校核計算 活塞桿細比計算如下： λ=≤[λ] （5.9） 此處：L為折算長度，導向套中心至吊頭尺寸，約920mm 活塞桿直徑d=63mm, [λ]活塞桿許用細長比，按規(guī)定拉力桿此處[λ]≤100。 計算得λ=4×920/63=59＜[λ]， 故滿足要求。 5.2 加料門油缸和轉子密封油缸設計說明 5.2.1 液壓油缸的缸徑、桿徑和工作壓力確定 根據(jù)設計要求確定液壓缸徑和桿徑及行程為： 缸徑D=Φ63mm，桿徑d=Φ35mm 由此計算出液壓系統(tǒng)工作壓力為： P= =（4×21.5×103）/（π×（632-352））=10MPa 式中F為加料力，F(xiàn)=21.5KN 5.2.2 缸筒壁厚計算[5] 根據(jù)機械設計手冊，在此液壓系統(tǒng)中，D/δ≥16，故液壓缸缸筒壁厚應按薄壁筒計算公式，此時： δ （5.10） Py—試驗壓力 工作壓力小于16MPa時,Py=1.5P D—液壓缸內(nèi)徑 --液壓缸缸體材料許用應力 = （5.11） --液壓缸缸體材料抗拉強度 n—安全系數(shù) 對于無縫鋼管來說, =100~110Mpa 由以上的公式得δ=6.5 故油缸缸筒外圓取D1=76mm. 5.2.3 缸筒強度校核 根據(jù)公式（5.3）得： σzh1=≤[σ] 式中：[σ]=100MPa σz1：縱向應力：σz1==9 MPa σh1：環(huán)向應力：σh1==23MPa P：工作壓力，P=10MPa D：油缸缸徑，D=Φ63mm d：油缸桿徑，d=Φ135mm D1：缸筒中心直徑，DI=Φ76mm δ：缸筒壁厚，δ=6.5mm 終計算，σzh1==32.5MPa <100 MPa 即: σzh1< [σ],符合要求. 5.2.4 活塞桿長度與缸筒長度計算 根據(jù)設計要求的行程，來設計活塞桿的長度；本油缸的行程為400mm，故油缸的活塞桿的長度為320mm，缸筒的長度為527mm。 5.2.5 活塞桿強度計算 活塞桿受拉力最危險截面是兩端連接螺紋的退刀槽橫截面，（取截面直徑較少值）其應力按公式（5.4）、（5.5）、（5.6）計算： σn=≤[σ] 式中σ為拉應力：σ= τ為剪應力：τ= 上面兩公式中，K：螺紋擰緊系數(shù)，此處取K=1.25 K1:螺紋內(nèi)摩擦系數(shù),一般取K1=0.12 d1：活塞桿危險截面處直徑，d1=52mm d0：螺紋外徑，d0=46mm [σ]：120MPa 則：σ=4×1.25×21500/π×522=58.1MPa τ=0.12×1.25×21500×46/0.2×523=28.4MPa 得: σn=36.2MPa 所以: σn< [σ],符合工況要求. 5.2.6 活塞桿柔度校核計算[16] 根據(jù)機械設計手冊，活塞桿按公式（5.9）計算如下： λ=≤[λ] 此處：L為折算長度，導向套中心至吊頭尺寸，約400mm 活塞桿直徑d=35mm, [λ]活塞桿許用細長比， [λ]≤200。 計算得λ=4×400/35=46＜[λ] 故滿足要求。 6 液壓元件的選擇和專用件的設計 6.1 液壓泵的選擇和泵的參數(shù)的計算 6.1.1 液壓泵的工作壓力的確定 + (6.1) --是執(zhí)行元件的最高工作壓力,對于本系統(tǒng)的最高工作壓力是銷鎖油缸的入口壓力 --是從液壓泵出口液壓缸之間的管路損失。管路復雜，進口有調(diào)速閥，則取=1Mpa。 6.1.2 確定液壓泵的流量 多液壓缸同時工作時，而且系統(tǒng)使用蓄能器鋪助動力源時，則液壓泵輸出流量公式應為 ≥ (6.2) 其中 K-系統(tǒng)泄露系數(shù)，取K=1.2 Tt-液壓系統(tǒng)工作周期 Vi-每個液壓缸的工作周期中的總耗油 z-液壓缸的個數(shù) 銷鎖油缸的最大流量 (6.3) =60.101=60 加料門油缸的最大流量 =60.140.0031=26 根據(jù)以上可知: =60 大泵流量 =80%=48 小泵流量 =20%=12 大泵排量 =37 小泵排量 =8.1 =0.9L/s 按照泵的排量 和、的值來選擇液壓泵 6.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格[7] 根據(jù)以上求的泵的排量、和、的值，按系統(tǒng)中給定的液壓泵的形式，從《機械設計手冊》第四卷得雙聯(lián)葉片油泵：型號—PV2R13-10/52-FRAAB，排量—10/52ml/rev額定壓力—31.5MPa，系統(tǒng)設定壓力小流泵—10Mpa，大流量油泵為—8 Mpa。 6.2 電動機的選擇 液壓缸在整個循環(huán)運動中，系統(tǒng)的壓力和流量都是變化的。所需功率變化較大，為滿足整個工作循環(huán)的需要，需按大功率段來確定電動機的功率。 從液壓原理圖可以看出，快速運動時系統(tǒng)的壓力和流量都較大，這時，大小泵同時參加工作，小泵排油壓力和流量均較大。此時，大小泵同時參與工作小泵排油除保證鎖緊力外，還通過順序閥將壓力油供給加料門油缸。 前面的計算已知，小泵供油壓力為=6.9 MPa,考慮大泵到銷鎖油缸路損失，大泵供油壓力應為=6. 4Mpa 取泵的總效率=0.8，泵的總驅動功率為： P= (6-4) =17KW 考慮安全系數(shù),故取18KW;查《機械設計手冊》電機參數(shù)表得： 電機型號—Y180M-4-B35(50Hz、AC380V)[5] 功率--18.5KW 轉速--1470r/min 防護等級--IP54[5] 6.3 液壓控制閥的選擇 選擇液壓閥主要根據(jù)閥的工作壓力和通過閥的流量。本系統(tǒng)工作壓力在9Mpa左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。液壓閥的作用是控制液壓系統(tǒng)的油流方向、壓力和流量，從而控制整個液壓系統(tǒng)。系統(tǒng)的工作壓力，執(zhí)行機構的動作順序，工作部件的運動速度、方向，以及變換頻率，輸出力和力矩等。 在液壓系統(tǒng)中，液壓閥的選擇是非常重要的?？梢允瓜到y(tǒng)的設計合理，性能優(yōu)良，安裝簡便，維修容易，并保證系正常工作的重要條件。不但要按系統(tǒng)功需要選擇各種類型的液壓控制閥，還需要考慮額定壓力，通過流量，安裝形式，動作方式，性能特點因素。 6.3.1 根據(jù)液壓閥額定壓力來選擇 選擇的液壓閥應使系統(tǒng)壓力適當?shù)陀诋a(chǎn)品標明的額定值。對液壓閥流量的選擇，可以按照產(chǎn)品標明的公稱流量為依據(jù)，根據(jù)產(chǎn)品有關流量曲線來確定。 6.3.2 液壓閥的安裝方式的選擇 是指液壓閥與系統(tǒng)的管路或其他閥的進出油口的連接方式，一般有三種，螺紋連接方式，板式連接方式，法蘭連接方式。安裝方式的選擇要根據(jù)液壓閥的規(guī)格大小，以及系統(tǒng)的簡繁及布置特點來確定。 6.3.3 液壓閥的控制方式的選擇 液壓閥的控制方式一般有四種，有手動控制，機械控制，液壓控制，電氣控制。根據(jù)系統(tǒng)的操縱需要和電氣系統(tǒng)的配置能力進行選擇。 6.3.4 液壓閥的結構形式的選擇[10～11] 液壓閥的結構方式分為：管式結構，板式結構。一般按照系統(tǒng)的工作需要來確定液壓閥的結構形式 根據(jù)以上的要求來選擇液壓控制閥，所選的液壓閥能滿足工作的需要。所以本液壓系統(tǒng)所選的液壓閥有中、高壓閥。具體規(guī)格型號和名稱見表6-1 表6-1 液壓控制閥 序號 代 號 名稱及規(guī)格 材料 數(shù)量 1 Q11F-16P-25 不銹鋼截止閥 成品 2 2 DBDW10B-1-50X/10UG24NZ5L 電磁溢流閥 成品 1 3 S20P1.0 S型單向閥 成品 1 4 S10P1.0 S型單向閥 成品 1 5 XJF-32/10 蓄能器截止閥 成品 1 續(xù)：表6-1 液壓控制閥 6 DRV16-1-10/2 單向節(jié)流閥 成品 1 7 S6A1.0/2 S型單向閥 成品 1 18 ZDR6DP2-30/7.5YM 疊加式減壓閥 成品 1 9 Z1S6P-1-30/ 疊加式單向閥 成品 1 10 4WE10J3X/CG24NZ5L 電磁換向閥 成品 1 11 ZDR10DP2-30/7.5YM 疊加式減壓閥 成品 1 12 Z2FS16-30/S2 疊加式雙單向節(jié)流閥 成品 2 13 4WEH16Y50/OF6AG24NETS2Z5L/B08 電液換向閥 成品 1 14 Z2FS16-30/S2 疊加式雙單向節(jié)流閥 成品 2 15 DR20-5-5X/10YM 先導式減壓閥 成品 2 16 DR20-5-5X/10Y 先導式減壓閥 成品 1 17 4WEH16E50/6AG24NETS2Z5L/B08 電液換向閥 成品 1 18 4WE10E3X/CG24NZ5L 電磁換向閥 成品 1 19 DB20-2-5X/315 溢流閥 成品 2 20 S20P1.0/ 單向閥 成品 1 21 Z2FS10-20/ 疊加式雙單向節(jié)流閥 成品 1 22 溢流閥 成品 1 23 QJH-6WL 高壓球閥DN6 成品 3 6.4 其他液壓元件的選擇[7] 6.4.1 壓力繼電器的選擇 能夠自動感到壓力變化，但壓力達到預定壓力時，可以自動將電路進行通斷的儀表。壓力預定值是根據(jù)壓力控制要求，預先在壓力校驗臺還是調(diào)定的點觸點動作的壓力值。根據(jù)要求查《機械設計手冊》得： HED10A20/35L24/2 壓力繼電器 6.4.2 壓力表 由液壓系統(tǒng)的壓力來選擇壓力表，查《機械設計手冊》得： YN100-Ⅲ-0-16Mpa 壓力表 YN100-Ⅲ-0-25Mpa 壓力表 6.4.3 測壓軟管和測壓排氣接頭 根據(jù)系統(tǒng)的壓力來選擇測壓軟管和測壓排氣接頭，查《機械設計手冊》得： HF測壓軟管的有關參數(shù)：公稱通經(jīng)3.0mm,最大動態(tài)壓力40Mpa，適用溫度~2。軟管通徑2.9 mm，最大靜大壓力64Mpa，化學性能，耐酸性溶劑。 HFH2-P2-3-P-1.000 測壓軟管 公稱通徑3.0mm， 最大壓力40Mpa PT-3 測壓排氣接頭 6.4.4 液位液溫計，空氣濾清器和直回式回油過濾器的選擇 依據(jù)液壓系統(tǒng)的壓力和流量，系統(tǒng)的發(fā)熱量來選擇，由《機械設計手冊》得： 直回式回油過濾器 RFA-250*20FY 液位液溫計 YWZ-200TA 液位液溫計 WSSX-411，-40～80°C 空氣濾清器 QUQ2-20*1.0 6.5 蓄能器的設計計算 根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中的功用，確定類型和主要參數(shù)。 在本液壓系統(tǒng)中，液壓缸在短時間內(nèi)快速運動，由蓄能器來補充供油，則計算公式為：△V=∑K- A--液壓缸有效作用面積 L—液壓缸的行程 K—油液損失系數(shù)，一般取K=1.2 --液壓泵流量△V=15.32L t--動作時間 由以上公式得△V=15.32L 考慮安全系數(shù)和其他方面△V取20L,查《機械設計手冊》得： NXQ1-L40/31.5 蓄能器Φ219[16] 6.6 確定油箱的有效容積 初步確定油箱的有效容積,跟據(jù)經(jīng)驗公式來確定油箱的容量, V= (6.6) 式中--液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積 --經(jīng)驗系數(shù) 已知所選泵的總流量為78.962L/min,這樣,液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為78.962L,查表6.3 表6.3 -經(jīng)驗系數(shù) 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓系統(tǒng) 冶金系統(tǒng) 1～2 2～4 5～7 6～12 10 得=5 故V==5×0.078962=0.4 6.7 管道尺寸的確定 6.7.1 非橡膠管道的選擇 （1） 管道內(nèi)徑的計算 本系統(tǒng)管路很復雜，取其中主要的幾條來計算，按照公式： d≥1130 (6.7) --液體流量 --流速，對于吸油管v=1~2m/s,一般取1m/s以下，對于壓油管v≤3~ 6m/s,對于回油管v≤1.5~2.5m/s。 再按照公式d= (6-8) 算出管道內(nèi)徑： --液體流量 --流速 表6.4 計算數(shù)值 管路名稱 通過流量/(L/s) 允許流速/(m/s) 管道內(nèi)徑/m 實際取值/m 大泵吸油管 2.5 0.8 0.0621 0.065 續(xù)：表6.4 計算數(shù)值 小泵吸油胳 0.635 0.9 0.0302 0.034 大泵排油管 2.56 4 0.027 0.034 小泵排油管 0.625 4 0.013 0.018 查《機械設計手冊》得：Φ18×2、Φ34×3、Φ65×4[16] 6.7.2 膠管的選擇 根據(jù)工作壓力和按公式得管子的內(nèi)徑選擇膠管的尺寸規(guī)格。高壓膠管的工作壓力對不正常使用的情況下可提高20%；對于使用頻繁，經(jīng)常扭變的要降低40%。膠管在使用及設計中應主要下列事項： （1）膠管的彎曲半徑不宜過小，一般不應小于320，膠管與管接頭聯(lián)接處應留有一段直的部分，此段長不應小于管外徑的兩倍。 （2）膠管的長度應考慮到膠管在通入壓力油后，長度方向將發(fā)生收縮變形，一般收縮是取3%~4%，膠管安裝時避免處于拉緊狀態(tài)。 （3）膠管安裝是應保證不發(fā)生扭轉變形，為便于安裝，可沿管長涂以色紋，以便檢查。 （4） 膠管的接頭軸線，應盡量放置在運動的平面內(nèi)，避免兩端互相運動時膠管受 （5）膠管應避免與機械上的尖角部分想接觸和摩擦，以免管子損壞。 7 液壓系統(tǒng)性能驗算 7.1 驗算回路中的壓力損失 本系統(tǒng)較為復雜，有多個液壓缸執(zhí)行元件動作回路，其中環(huán)節(jié)較多，管路損失較大的要算快速運動回路，故主要驗算由泵到液壓缸這段管路的損失 7.1.1 沿程壓力損失 沿程壓力損失，主要是液壓缸快速運動時進油管路的損失。此管路長為5m，管內(nèi)徑0.034速運動時通過的流量為2.7L/s，正常運轉后的粘度為= 27 ，油的密度為=918Kg/ 油在管路的實際流速===2.93m/s Re===3702＞2300 油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)為： = (7.1) 根據(jù)公式=求得沿程壓力損失為: ==0.023MPa 7.1.2 局部壓力損失 局部壓力損失包括通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失，以及通過控制閥的局部壓力損失。其中管路局部壓力損失相對來說小得多，故主要考慮通過控制閥的局部壓力損失。 從系統(tǒng)圖中可以看出,從大泵的出口到油缸的進油口,要經(jīng)過單向閥、電磁換向閥、單向調(diào)速閥、溢流閥。 單向閥的額定流量為50L/min,額定壓力損失0.3MPa, 電磁換向閥的額定流量為150L/min,額定壓力損失為0.2MPa, 單向調(diào)速閥的額定流量為160L/min,額定壓力損失為0.3MPa。溢流閥的額定流量為120L/min,額定壓力損失為0.2MPa。 通過各閥的局部壓力損失之和： =0.65 MPa 從小泵出油口到油缸進油口也要經(jīng)過單向閥、電磁換向閥、單向調(diào)速閥、溢流閥。 向閥的額定流量為50L/min,額定壓力損失0.3MPa, 電磁換向閥的額定流量150L/min,額定壓力損失為0.2MPa, 單向調(diào)速閥的額定流量為160L/min,額定壓力損0.3MPa。溢流閥的額定流量為120L/min,額定壓力損失為0.2MPa 通過各閥的損失之和為: =0.76Mpa 以上計算結果是大小是同時工作的,所經(jīng)過的管道都是一樣的。則大小泵是同時工作的,所以大小泵到油缸之間總的壓力損失為: =0.023+0.76=0.783MP 7.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升的計算 7.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉化為熱量，使油溫升高。液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式： （1）液壓泵的功率損失 (7.2) 式中--工作循環(huán)周期（s）； z—投入工作液壓泵的臺數(shù)； --液壓泵的輸入功率（W）； --各臺液壓泵的總效率； --第I臺泵工作時間（s）； （2）壓執(zhí)行元件的功率損失 (7.3) 式中 M—液壓執(zhí)行元件的數(shù)量； --液壓執(zhí)行元件的輸入功率（W）； --液壓執(zhí)行元件的輸入效率； --第j個執(zhí)行元件工作時間（s）； （3）溢流閥的功率損失 (7.4) 式中 --溢流閥的調(diào)整壓力（MPa）； --經(jīng)過溢流閥回油箱的流量（）。 （4）油液流經(jīng)閥或管道的功率損失 (7.5) 式中 --通過閥或管路的壓力損失（MPa）； --通過閥或管路的流量（）。 由以上各種損失構成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 (7.6) 該公式適用于回路比較簡單的液壓系統(tǒng)，對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，一一計算較麻煩，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率 =- (7.7) 式中是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，是輸出的有效功率。 對于本系統(tǒng)來說, 就是正個工作循環(huán)中的雙泵的平均輸入功率 ==13.3KW (7.8) 式中是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，是輸出的有效功率。 ==3KW (7.9) 式中 --工作周期（s）； z、n、m—分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量； 、、--第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率； --第i臺泵工作時間（s）； 、--液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程（N·m）。 總的發(fā)熱功率按照公式(7.7) =-=13.3-3=10.3KW 7.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率 液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且要考慮管道的散熱功率時，也應考慮管路表面散熱。 (7.10) =1.932+0.5 =2.432KW 式中 --油箱的散熱系數(shù) --管路的散熱系數(shù) 、--分別為油箱、和管道的散熱面積 --油溫與環(huán)境溫度之差 油箱散熱系數(shù)見表7.1 表7.1油箱散熱系數(shù) （W/℃） 冷卻條件 通風條件很差 8～9 通風條件良好 15～17 用風扇冷卻 23 循環(huán)水強制冷卻 110～170 管道的散熱系數(shù)見表7.2 表7.2 管道的散熱系數(shù) （W/℃） 風速 / 管道外徑/m 0.01 0.05 0.1 0 8 6 5 1 25 14 10 5 69 40 23 則計算出的，油溫會不斷升高，這時，最大溫差,根據(jù)公式(7.10) 環(huán)境溫度為，則油溫。當油箱的散熱面積不能再加大，或加大一些無濟于事時，需要安裝冷卻器。 7.2.3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量 在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出以后，可依據(jù)散熱的要求拉確定油箱的容量。 油箱的散熱面積,根據(jù)公式(7.10) 油箱的主要設計參數(shù)如下圖，一般油面的高度為油箱高h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不接觸的表面算半散熱面，油箱的有效容積和散熱面積分別為 V=0.8abh=0.4 a=0.5, b=1,h=1 =1.8h(a+b)+1.5ab=1.8×1(0.5+1)+1.5×0.5×1=3.45㎡ 油箱的散熱功率為 式中 --油箱散熱系數(shù),查表得16W/℃ --油溫與環(huán)境溫度之差,取=35℃ =16×3.45×35=1.932KW＜=10.3KW 由此可見,油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求,管路散熱是極小的。如按要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間尺寸的限制，則應當縮小油箱尺寸，則需要另設冷卻器。 7.2.4 冷卻器所需冷卻面積的計算 冷卻面積 A= (7.11) 式中K—冷卻器的散熱系數(shù)，用管式冷卻器時，去K=116W/（W/℃） --平均溫升 = (7.12) 、--液壓油入口和出口溫度 、--冷卻水或風的入口和出口溫度 取油進入冷卻器的溫度=60℃，油流出冷卻器的溫度=50℃，冷卻水入口溫度=25℃，冷卻水出口溫度=30℃。則： =℃ 所需冷卻面積為： A===2.2 考慮到冷卻器長期使用時，設備腐蝕油垢。水垢對散熱的影響，冷卻面積應比計算面積大30﹪，實際選用冷卻器散熱面積為： A=1.3×2.2=2.9㎡ 查《機械設計手冊》并圓整得 A=3㎡ 8 設計液壓裝置 8.1 液壓裝置總體布局 液壓系統(tǒng)總體布局有集中式、分散式。本液壓系統(tǒng)選用分散式結構，該結構是將液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調(diào)節(jié)裝置分別安裝在設備上適當?shù)牡胤?。機床、工程機械等可移動設備一般采用該種結構。 8.2 液壓閥的配置形式 液壓閥的配置形式有兩種：板式配置、集成式配置。板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯(lián)接油管而將各閥按系統(tǒng)圖接通。這種配置可根據(jù)需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。目前液壓系統(tǒng)大多數(shù)采用集成式。它將液壓閥件安裝在集成塊上，集成塊一方面起安裝底板作用，另一方面起內(nèi)部油路作用。這種配置結構緊湊、安裝方便。本液壓站即采用該種配置方式。 8.3 集成塊的設計 8.3.1 塊體結構 集成快的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體結構為長方體或正方體。 對于較簡單的液壓系統(tǒng),其閥件較少,可安裝在同一個集成快。如果液壓系統(tǒng)復雜,控制閥較多,就要采取多個集成快疊積的形式。 相互疊積的集成塊,上下面一般為疊積接合面,鉆有公共壓力油孔P,公共回油孔T,泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的螺栓孔. P孔,液壓泵輸出的壓力油經(jīng)調(diào)壓后進入公用壓力油孔P,作為供給各單元回路壓力油的公用油源。 T孔，各單元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。 L孔，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公用泄漏油孔流回油箱。 集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。塊體內(nèi)部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。 8.3.2 集成塊結構尺寸的確定 外形尺寸要滿足閥件的安裝、孔道布置及其他工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔精良在同一水平面或是同一豎直面上。對于復雜的液壓系統(tǒng)，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。 各通油孔的內(nèi)徑要滿足允許流速的要求，具體參照本章4.4節(jié)確定孔徑。一般來說，與閥直接相通的孔徑應等于所裝閥的油孔通徑。 油孔之間的壁厚不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統(tǒng)，不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應更大些。 8.4 繪制正式工作圖 液壓系統(tǒng)確定以后，要正規(guī)繪制出液壓系統(tǒng)圖。除元件符號表示的原理