单面多轴钻孔组合机床液压系统设计毕业设计.doc

毕业设计报告
(2015届)

题 目： 单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
所 属 院 系： 机电与汽车工程学院
摘 要
液压传动是用液体作为介质来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
本设计主要是为设计组合机床动力滑台液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床自动进给，而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。  钻孔组合机床是以系列化，标准化的通用部件为基础，配以少量的专用部件组成的专用机床，适于对产品大批大量，一面或多面同时成组多加工的高效机加工设备，其中液压动力滑台是其重要组成部件。通过本课题设计训练，使我们全面熟悉加工工艺，组合机床液压动力滑台的组成和工作原理。在此基础上，完成给定参数的动力滑台液压系统设计。
关键词 液压系统 组合机床 差动快进
Abstract
Hydraulic transmission is liquid as the medium to transmit energy, hydraulic transmission has the following advantages: easy to obtain large force or torque, power to weight ratio, easy to realize the reciprocating motion, easy to realize a wide range of stepless variable speed, stable motion transfer, realize fast and no impact, compared with the mechanical transmission, easy structure and operation, easy to prevent the overload accident, automatic lubrication, components and long service life, easy to realize the standardization and seriation.
This design is mainly for power hydraulic transmission platform system design of modular machine tool. The application of hydraulic system in machine tool can realize machine tool automatic feed, and can make machine tool movement more balanced, machining accuracy higher, more efficiency, so as to realize machine tool automation. Combination drilling machine series, standardization of the general components as the foundation, special-purpose machine tool with a small number of special components composition, suitable for product mass, one or more at the same time group processing, machine processing equipment, which hydraulic power sliding table is an important group into parts. Through this topic design training, enable us to fully familiar with the process, combination machine tools, hydraulic power sliding table composition and working principle. On this basis, the design of hydraulic system of power slipway to complete a given parameter.
Key words Hydraulic system Combination machine tool Differential fast forward
目 录
前言…………………………………………………………………………………………………5
1.液压系统的技术要求分析………………………………………………………………………6
2.总体方案的论证与拟定…………………………………………………………………………6
3.液压系统原理设计………………………………………………………………………………8
3.1配置执行元件………………………………………………………………………………………8
3.2执行机构的负载分析、运动分析计算……………………………………………………… 9
3.3选择设计参数，绘制执行元件工况图 ……………………………………………………10
3.4制订基本回路方案，绘制液压系统图 ……………………………………………………12
3.5标准液压元件及辅件选型 ………………………………………………………………… 14
3.6验算液压系统的主要性能 ………………………………………………………………… 17
4. 液压装置结构设计……………………………………………………………………………20
5. 设计结果与讨论………………………………………………………………………………23
6. 使用、维护说明………………………………………………………………………………24
7. 结论……………………………………………………………………………………………26
8. 致谢……………………………………………………………………………………………27
9. 参考文献 …………………………………………………………………………………… 28
10.附录……………………………………………………………………………………………30

前 言
毕业设计是学习过程最后阶段的重要实践性环节，其目的是培养学生综合运用所学基础理论、基础知识、基本技能分析和解决实际问题的能力。掌握设计的基本方法和步骤、掌握查阅和使用国家手册规范等技术资料的方法、掌握液压传动系统的设计原理和一般规律，具有工程设计的基础知识和初步的工程设计的能力。
本设计主要是对单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计，单面多轴钻孔机床是一种孔加工组合机床，是以相对独立的通用部件为基础，配以部分专用部件组成的高效率自动化加工设备，其传动系统多采用电气技术和液压传动系统相结合的驱动方式，其控制过程则是典型的顺序控制：既可采用传统的继电器和接触器系统，也可采用PLC构成。机床工作时，可自动完成快进、工进(工退)、快退、停止等程序。单面多轴钻孔组合机床主要由床身、运动滑台、主轴、夹具、液压传动系、冷却系统等组成。所有孔夹具安装在动力头上，由运动滑台驱动完成各种动作，具有通流能力大、响应快、结构简单、密封性好、动作准确可靠、易于集成等突出优点。
液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。 液压传动是以液体作为介质来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。 液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
本设计在液压系统的设计中采用配置执行元件，执行机构的负载分析、运动分析计算,选择设计参数，确定液压系统的工作压力、流量和执行元件主要几何参数，绘制执行元件工况图，制订基本回路方案，绘制液压系统图,标准液压元件及辅件选型,验算液压系统的主要性能,液压装置的总体布局这样的步骤进行设计。而且其中运用了各种换向阀，溢流阀，减压阀等重要液压元件。
通过对本设计的学习可以让我们更好的掌握液压知识。懂得有关液压系统的设计、构造、查略资料等多方面的认识。可以巩固这三年来学习的关于液压以及其他学科的知识，丰富了我们的视野，分析并解决问题的综合能力得到了提高。
1．液压系统的技术要求分析
要求设计一台单面多轴钻孔组合机床，其卧式动力滑台液压系统需实现“快进——工进——快退——原位停止” 的动作循环，工件采用液压定位和夹紧。
主要参数：机床的快进、快退速度为6m/min，工进速度为53mm/min，最大行程为150mm（其中工进行程50mm），最大切削力Ft为30000N，运动部件自重为10000N，导轨为平导轨，静、动摩擦系数为fs=0.2、fd=0.1，启动、制动时间为0.2s。工件所需夹紧力不得超过6000N，最小不低于3000N。
技术要求：低速运动时要求平稳，钻通孔时不能出现前冲现象，功率利用合理。
2. 总体方案的论证与拟定
设计方案：
（1）配置执行元件
（2）执行机构的负载分析、运动分析计算
（3）选择设计参数绘制执行元件工况图。
（4）制订基本回路方案，绘制液压系统图。
（5）标准液压元件及辅件选型。
（6）验算液压系统的主要性能。
（7）液压装置的总体布局。
出三张图：
（1） 液压装置原理图：电磁阀得失电的动作顺序图和明细表
（2） 液压装置集成块图：明细表
（3） 单个集成块机械结构图：尺寸，明细表

3.液压系统原理设计
3.1 明确设计要求
要求设计一台单面多轴钻孔组合机床，其卧式动力滑台液压系统需实现“快进——工进——快退——原位停止” 的动作循环，工件采用液压定位和夹紧。
主要参数：机床的快进、快退速度为6m/min，工进速度为53mm/min，最大行程为150mm（其中工进行程50mm），最大切削力Ft为30000N，运动部件自重为10000N，导轨为平导轨，静、动摩擦系数为fs=0.2、fd=0.1，启动、制动时间为0.2s。工件所需夹紧力不得超过6000N，最小不低于3000N。
技术要求：低速运动时要求平稳，钻通孔时不能出现前冲现象，功率利用合理。

3.2 配置执行元件
因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。定位和夹紧控制装置则选用缸筒固定的单活塞杆液压缸作为液压执行元件。
3.3执行机构的负载分析、运动分析计算
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs，动摩擦力为Ffd，则:

静摩擦负载：
动摩擦负载：

惯性负载：

（其中△v表示快进快退速度，△t表示制动时间，G表示运动部件自重）
设液压缸的机械效率
表1 液压缸各运动阶段负载表
运动阶段
计算公式
总机械负载
启动

2222
加速

1677
快进

1111
工进

34444
快退

1111

运动分析：
动力滑台在快速进、退阶段，启动时的外负载是导轨静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；在工进阶段，外负载是工作负载及动摩擦阻力。
根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出工作循环图如图（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度V1=V3=0.1m/s、快进行程L1=150-50=100mm、工进行程L2=50mm、快退行程L3=150mm，工进速度V2=53mm/min。

快进：

工进：

快退：

快进

工进
快退
1-a工作循环图
t1
t2
t3+
F/N
2222
1111
34444
t
1-b 负载循环图
t1
t2
t3
6
6
0.053
m/min
1-c时间速度循环图
t

图1 各运动分析图

3.4液压系统主要参数计算和工况图的编制
3.4.1预选系统设计压力
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载为34444 N时宜取P1=4MPa。
表2按负载选择工作压力
负载/ KN
<5
5-10
10-20
20-30
30-50
>50
工作压力/MPa
< 0.8-1
1.5-2
2.5-3
3-4
4-5
≥5
表3 各种机械常用的系统工作压力
机械类型
机 床
农业机械
小型工程机械建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8-2
3-5
2-8
8-10
10-18
20-32

3.4.2计算液压缸主要结构尺寸
为了满足滑台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2应满足A1=2A2，即活塞杆直径d与液压缸内径D的关系应为d=0.71D。
为防止工进结束时发生前冲，液压缸保持一定的回油背压。取背压值0.6MPa，并取液压缸机械效率，则可算得液压缸无杆腔的有效面积

液压缸内径

按GB/T 2348-1993 将液压缸内径整为D=125mm=12.5cm
因A1=2A2，故活塞杆直径为d = 0.71D = 0.71x125 = 88.75mm
按GB/T 2348-1993 将活塞杆外径整为d = 90mm = 9cm
则液压缸实际有效面积为

3.4.3编制工况图
差动连接快进时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失估取△p=0.6MPa，取快退时的回油压力损失为0.7MPa，而。
快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pj，无杆腔回油压力为 Pb
工作循环
计算公式
负载
进油压力
回油压力
所需流量
输入功率
N
MPa
Pa
/s
W
差动快进

1111
0.73
1.33
0.64
467
工进

34444
3.14
0.7
0.01
31
快退

1111
1.64
0.7
0.6
984
表3液压缸所需的实际流量、压力和功率

`

P
q
p
0
p/MPa

3.14
q/ml/s
0.6
P/w
984
t/s
t1
t2
t3

图2 单面多轴组合机床工况图

3.5制订基本回路方案，绘制液压系统图
1)调速回路 工况图表明，液压系统功率较小，负载为阻力负载且工作中变化小，故采用 调速阀的进油节流调速回路。为防止在孔钻通时负载突然消失引起滑台前冲，回油路设置背压阀。
2）油源型式 工况图表明，系统在快速进、退阶段为低压、大流量的工况且持续时间较短 而工进阶段为高压、小流量的工况且持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量之比约达60， 从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供油或采用限压式变量泵供油。两者各有利弊，现决定采用双联叶片泵供油方案。
3）换向与速度换接回路 系统已选定差动回路作快速回路，同时考虑到工进一快过时回油 流量较大，为保证换向平稳，故选用三位五通。“Y”型中位机能电液动换向阀作主换向阀并实现差动连接。由于本机床工作部件终点的定位精度无特殊要求，故采用行程控制方式即活动挡块压下电气行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电即可实现自动换向和速度换接。
4）压力控制回路 在高压泵出口并联一溢流阀，实现系统的溢流定压；在低压泵出口并联一外控顺序阀. 实现系统高压工作阶段的卸荷。
5）定位夹紧回路 为了保证工件的夹紧力可靠且能单独调节，在该回路上串接减压阀和单向阀；为保证定位到夹紧的顺序动作，采用压力控制方式，即在后动作的夹紧缸进油路上串接单向顺序阀，当定位缸达到顺序阀的调压值时，夹紧缸才动作；为保证工件确已夹紧后滑台液压缸才能动作，在夹紧缸进油口处装一压力继电器。
6）辅助回路 在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力表其开关，以便各压力控制元件的调压和观测。
原理图：

图3 液压原理图
原理分析：
1）定位 液压油从双联液压泵的左泵进入减压阀15，经过单向阀16经过二位四通电磁换向阀的右位进入液压缸21的下腔，进行定位插销动作。回油进过二位四通电磁换向阀的右位流回油箱。
2）夹紧 液压油从双联液压泵的左泵进入减压阀15，经过单向阀16经过二位四通电磁换向阀的右位进入单向顺序阀18进入液压缸22，完成夹紧动作，同时减压阀15达到调定压力关闭保压，使得夹紧动作得以保持。回油进过二位四通电磁换向阀的右位流回油箱。
3）快进 液压油双联液压泵的右泵进入单向阀10，此时1YA得电，经过三位五通电液换向阀的左位进入行程换向阀3，进入液压缸23的右腔，完成快进。同时液压油从液压共23的左腔流入换向阀2经过单向阀6，进过行程换向阀3到达液压缸的右腔完成差动快进。
4）工进 液压油双联液压泵的右泵进入单向阀10，此时1YA得电，经过三位五通电液换向阀的左位进入调速阀4（行程阀3关闭），进入液压缸23的右腔，完成工进。回油进过三位无通电液换向阀的左位流入溢流阀8，顺序阀7流回油箱。
5）快退 此时2YA得电。液压油双联液压泵的右泵进入单向阀10，经过三位五通电液换向阀的右位进入液压缸23的左腔，完成快退动作。回油进过液压缸的右腔流向单向阀5，再进过经过三位五通电液换向阀的右位进入液压缸23的左腔流回油箱。
6)松开、拔销 电磁阀都失电 液压油从双联液压泵的左泵进入减压阀15，经过单向阀16经过二位四通电磁换向阀的左位进入液压缸21的上腔和液压缸22的下腔，完成动作。
7）原位停止

表4 系统的电磁铁和行程阀动作顺序表

工况

电磁铁及行程阀状态
1YA
2YA
3YA
行程阀状态
定位
-
-
+
-
夹紧
-
-
+
-
快进
+
-
+
-
工进
+
-
+
+
快退
-
+
+
±
原位停止
-
-
+
-
松开
-
-
-
-
拔销
-
-
-
-

3.6标准液压元件及辅件选型
3.6.1液压泵及驱动电机计算与选定
(1)液压泵最大工作压力的计算
由工况图和表3可知，液压缸的最高工作压力在工进阶段，即p1=3.14MPa，而压力继电器的调整压力应比液压缸的最高工作压力大0.5MPa。此时缸的输入流量较小，且进油路元件较少，故泵的进油压力损失为0.8MPa。则小流量泵的最高工作压力
= 3.14+0.5+0.8 = 4.44MPa。
大流量泵仅在快进快退时供油，由工况图可知快退时液压缸的工作压里比快进时大，取进油口压力损失为0.4MPa，则大流量泵的工作压力为
=1.64+0.4=2.04MPa

（2）液压泵的流量计算
双泵最小供油量qp按液压缸的最大输入流量q1max=0.64x 进行估算，根据《液压传动系统设计与使用》上的公式（2-32）去泄露系数K = 1.2，双泵最小供油量qp应为

考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量为

小流量泵最小流量qp1 为

大流量泵最小流量qp2为

（3）确定液压泵的规格
根据系统所需流量，拟初选双联液压泵的转速为n1=1000r/min，泵的容积效率，根据《液压传动系统设计与使用》公式（2-37）可算得小流量泵和大流量泵排量分别为

根据以上计算结果查阅产品样本，根据《液压设计手册》软件版选用规格相近的YB1-50/6.3型双联叶片泵，泵的额定压力为，小泵排量V1=6.3mL/r；大泵排量为V2 =50mL/r,泵的额定转速为n=960r/min,容积效率,总效率。倒推算得小泵和大泵的额定流量分别为

双泵流量 为

（4）确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号
由工况图可知最大公率出现在快退阶段，则液压泵快退所需的驱动功率为

查《液压传动系统设计与使用》P107页的表2-13，选用Y系列中规格相近的Y112M-6-B3型卧式三相异步电动机其额定功率2.2kW，转速为940r/min。用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际流量分别为5.33L/min和42.3L/min；双泵总容量为47.63L/min；工进时溢流量为5.33-0.6=4.73L/min,仍能满足系统各工况对流量的要求。

3.6.2液压控制阀和液压辅助元件的选定
首先根据所选择的液压泵规格及系统工况，算出液压缸在各阶段的实际进、出流量，运动速度和持续时间，见表4，以方便选择其他液压辅件。
表5 液压缸的实际进出流量、运动速度和持续时间
工作阶段
流量/(L/min)
速度/(m/s)
时间/s
无杆腔
有杆腔
快进

工进

快退

表6 控制阀及部分辅助元件尺寸规格
序号
名称
通过流量
/(L/min)
额定流量
/(L/min)
额定压力
/MPa
额定压降
/MPa
型号
1
双联叶片泵
-
50/6.3
6.3
-
YB1-50/6.3
2
三位五通电液换向阀
91.89
100
6.3
0.3
35DY-100BY
3
行程阀
91.89
100
6.3
0.3
22C-100BH
4
调速阀
<1
6
6.3
-
Q-6B
5
单向阀
98.89
100
6.3
0.2
I-100B
6
单向阀
44.26
63
6.3
0.2
I-63B
7
顺序阀
42.3
50
6.3
-
X3F-L20F
8
背压阀
<1
10
6.3
-
B-10B
9
溢流阀
4.73
10
6.3
-
Y-10B
10
单向阀
44.26
63
6.3
0.2
I-63B
11
过滤器
47.63
60
6.3
0.5
PMA060FT1H21B5
12
压力表开关
-
-
-
-
K-6B
13
单向阀
98.89
100
6.3
0.2
I-100B
14
压力继电器
-
-
6.3
-
IPD01-Ha6L-Y2
15
减压阀
42.3
63
6.3

J-D10B
16
单向阀
42.3
63
6.3
0.2
I-63B
17
二位四通电磁换向阀
42.3
60
6.3
0.3
4WE650AG24
18
单向顺序阀
42.3
45
6.3
-
RT-03-D
19
压力继电器
-
-
6.3
-
IPD01-Ha6L-Y2
20
压力继电器
-
-
6.3
-
IPD01-Ha6L-Y2

其中，估取夹紧缸无杆腔的面积为40平方厘米，夹紧力大小最大是6000N，取夹紧速度为4dm、min则

所得结果均在额定数值以内，故符合选用减压阀要求。
管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定
油箱容量按《液压传动系统设计与使用》公式（2-41）计算，本系统属于中压系统，但考虑到要将泵组和阀组安装在油箱顶盖上，故取经验系数α=10，根据《液压泵站油箱公称容量系列》得油箱容量为

3.7验算液压系统性能
（1）验算系统压力损失
按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d=18mm，进、回油管道长度均为l=2m；取油液运动粘度v=，油液密度。由表5查得工作循环中进、回油管道中通过的最大流量q=98.89L/min,发生在快退阶段，由此计算的液流雷诺数小于临界雷诺数,故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为层流。

将适用于层流的沿程阻力系数和管道中的液体流速代入《液压传动系统设计与使用》的沿程压力损失计算公式（2-50）得

在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失常按以下经验公式计算

各工况下的阀类元件的局部压力损失按公式（2-52）计算，即

根据以上三式子计算出的各工况下的进回油管道的沿程、局部和阀类压力元件损失见表6
表7 压力损失表
管道
压力损失/Pa
工况
快进
工进
快退
进油管道

1.105
0.00696
0.545

0.111
0.000696
0.0545

2.101
5
0.460

3.241
5
1.0596
出由管道

0.484
0.00348
1.1584

0.0484
0.000348
0.11584

0.665
6
4.85

1.197
6
6.1242
将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求的总的压力损失。例如在快进工况下总的压力损失为

其余工况以此类推。尽管上述计算结果与估取值不同，但不使系统工作压力超过能达到的最高压力。
（2）液压泵工作压力的估算
小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力p1加上进油路上的压力损失Δp1及压力继电器比缸工作腔压力所大压力值Δp2，即

此值即为溢流阀9的调整压力时的主要参考依据。
大流量泵在快退时的工作压力最高，其数值为

此值为调整顺序阀7的调整压力时的主要参考依据。
(3)估算系统效率发热和温升
由表5可看到，快速进退仅占工作循环持续时间的2%，而工作进给达98%，所以系统效率，发热和温升可概括用工进时的数值来代表。
1） 计算系统效率
根据《液压传动系统设计与使用》公式（2-54）可算得工进阶段的回路效率

其中，大流量泵的工作压力Pp2就是此泵通过顺序阀7卸荷时所产生的压力损失和节流损失造成的，因此，其数值为

前已取双联液压泵的总效率=0.8，现取液压缸的总效率，则按《液压传动系统设计与使用》公式（2-53）可算得本液压系统的效率

可见工进时的液压系统效率极低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。
工进工况液压泵的输入功率为

2)计算系统发热功率
根据《液压传动系统设计与使用》发热系统计算公式（2-57）可算得工进阶段的发热功率

计算系统散热功率
前已初步求得油箱有效面积为500L=0.5m³，按《液压传动系统设计与使用》公式（2-61）即V=0.8abh求得油箱个边之积为

去油箱三边之比为a:b:c=1:1:1,则算得a=b=h=0.854m
按《液压传动系统设计与使用》公式（2-62）算得油箱散热面积为

由《液压传动系统设计与使用》公式（2-58）知油箱的散热功率为

取油箱散热系数K=15W/(),油温与环境温差取.算得

可见油箱散热能够满足液压系统的散热要求，不需加其他散热装置。

4. 液压装置结构设计及单个集成块制图
液压装置的结构类型有很多种，有管式的，无管式的等等，本设计采用集成块式的方法制作油路块完成液压装置的结构设计。

4.1集成块原理图的设计
要求：
（1）将液压原理图中的公用油路集中引至系统图的一边
（2）根据执行元件的动作功能及需要将系统分解为若干单元回路。各单元回路用点划线画出轮廓，并在其中标明以下内容。
l 每一单元回路上具体安装的控制阀及数目；
l 是否再用过渡板或专用阀；
l 各阀之间的油路联系情况和测压点数量及位置；
所画图形如下图：

图4 集成块原理图
选择其中的一个中间集成块，画出三维立体图，再转换为二维图
4.2集成块的设计
选择单个集成块（中间集成块1）
如下图：

L O P 图5中间集成块1
（1） 明确公用油道数目
本设计所选油道为泄油道L和主油路P，所以为两个。
表8
元件名称
型号
数量
减压阀
J-D10B
1
溢流阀
Y-10B
1
单向阀
I-63B
1

（2） 查《液压设计手册》软件版，得出元件各个安装面尺寸图

减压阀安装面 溢流阀安装面

单向阀安装面
图6 各种阀的安装面
主油路P孔的大小可由《液压传动系统设计与使用》公式（2-47）算得

泄油路L孔的大小可由经验算得d=10mm。
形式如下：

L
O
P

图7 各油路位置简图
用三维软件可画的如下图形