液压课程设计 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计

机械工程学院液压与气动技术课程设计题 目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计专业： 机械设计制造与 自动化班级：1301班姓 名：王鹏飞学 号：学指导教师：蔺国民液压与气动技术课程设计任务书一、主要任务与目标任务：设计一个卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统目标：设计要求滑台实现 快进一工进一快退一停止”工作循环。已知：机床 有主轴11个，其中7个用于钻小的孔，4个用于钻小的孔。刀具材料为高速钢， 工件材料为铸铁，硬度为240HBW,机床工作部件总质量为 m=1000Kg；快进速 度vi、快退速度V2均为S,快进行程长度Li=100mm,工进行程长度为l_2=50mm, 往复运动的加速、减速时间不大于，动力滑台采用平导轨，静摩擦系数fs=,动摩擦系数fd=;液压系统的执行元件为液压缸。、主要内容(1)熟悉设计任务，明确设计及目标。(2)根据设计要求和已学过的设计流程，拟定系统工作原理图(3)计算各元件的参数并验算。(4)元件选型。(5)编制文件，绘制速度、负载图谱。三、工作量要求完成规定的任务，总字数30004000字四、时间要求本课程设计于前完成1负载与运动分析2 负载图和速度图的绘制 13确定液压缸的主要参数 2初选液压缸工作压力 2计算液压缸主要尺寸 2各阶段压力、流量、功率的计算 34液压系统图的拟定 4液压回路的选择 4液压回路的综合 65液压元件的选择 8液压泵的选择 8阀类元件及辅助元件的选择 9油管的选择 9油箱的计算 106液压系统性能的验算 10验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 10快进 10工进 11快退 11油液温升验算 117油箱设计12壁厚、箱顶及箱顶元件的设计 12箱壁、清洗孔、吊耳、液位计设计 13箱底、放油塞及支架设计 13油箱内隔板及除气网设置 131.负载与运动分析负载分析中，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：夹 紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负 载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。1 .切削负载Fw工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床 液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。切削负载（确定切削负载应具备机械切削加工方面的知识）用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时的轴向切削力 Ft（单位为N）为Ft 25.5Ds08（HBW）0.6（81）式中：D钻头直径，单位为 mm；s每转进给量，单位为 mm/r;HBW铸件硬度，HBW=240。根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按 组合机床设计手册”取：对（）的孔：ni=360r/min, s=/r;对（）的孔：n2=550r/min, S2=/r;所以，系统总的切削负载Ft为：R/ Ft=Fg=17907N2 .惯性负载往复运动的加速，减速时间不希望超过，所以取 t为Fm=mAv/At=N=583N3 .阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：Fn=mg=9810N静摩擦阻力：Ftf=fsFn=1962N动摩擦阻力：Ffd=fdFn=981N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率w =,根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表8 1所列。表8-1液压缸在各工作阶段的负载R工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动F Fnfs1962工进FFn fd +Fg18888加速F Fn fd +mv/At1564快退F Ffd981快进F Fnfd981在负载分析中，没有考虑动力滑台上倾翻力矩的作用按表8-1数值绘制的动力滑台负载图如图8-1（a）所示。2负载图和速度图的绘制15641962网根据工作循环（总行程L1+L2=150mm工进速度V2=nisi=n2s2=53mm/min,绘制动力滑台速度图 负载图（如图所示）。5010Q15。 LmmXbss负载图3确定液压系统主要参数确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为32000N时宜取4MPa。表2按负载选择工作压力版/ KN50工作压力/MPa5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/Mpa2352881010182032计算液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞 杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积 A2两倍的形式，即活塞杆直径 d与缸筒直径D呈d =的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压（通过设置背压阀的方式），选取此背压值为 P2=。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接） ，但连接管 路中不可避免地存在着压降 p,且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取 p 。快退 时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值 p2=o工进时液压缸的推力计算公式为F / m AP1 AP2 AP1 (A/2)P2式中：F负载力m 液压缸机械效率A1液压缸无杆腔的有效作用面积A2液压缸有杆腔的有效作用面积p1液压缸无杆腔压力P2 液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为18888A2=m( p1A1=A Ap2)0.96 (4 2 0.6) 2A253. 18 10 4m2o = x i0m2 1064A0. 082m由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系,d=,因此活塞杆直径为d=x =根据GB/T23482001对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液 压缸缸筒直径为 D=90mm ,活塞杆直径为 d=63mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：AiD263.61 104A2_ 22(D3 32.44 44210 m各阶段压力、流量、功率的计算根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表 4所示。表8-2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况Fl/N回油腔 压力P2/MPa进油腔 压力P1/MPa输入理 论流量q/（L/s）输入功 率P/kW计算式快进启动19620-P1Fl/ mA2 p / AiA（差加速1564P1P-q AA2 vl动）恒速981Ppq工进18888P1Fl/ mp2A2 / AqA1V2ppq快 退启动19620-P1Fl/ mP2A1 /A2qA2V3pP1q加速1564-恒速981并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图 2所示。0.2480.93。937 0.3 30.00961：0,056003190.176图2组合机床液压缸工况图4液压系统图的拟定根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。液压回路的选择选用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Ai等于有杆腔面积A2的两倍。速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系 统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低， 但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性 和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、 限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻链加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化 不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间， 存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方 式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案， 所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清楚地看到， 在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间t1和工进所需的时间t2有t2=20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系t1统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液 压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图 3所示。图3双泵供油油源选择快速运动和换向回路根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速 运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀 相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小 也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用 价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向 阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由L/S降L/S,可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联 了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块 加压力继电器的行程终点转换控制。a.换向回路b.速度换接回路图4换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路, 溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定 背压值Pb=。液压回路的综合选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如 控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液 压系统，即组成如图 5所示的液压系统图。1 一双联叶片液压泵；2三位五通电液阔;6单向阀；7顺序阀；8一背压阀;3行程阀；4调速阀；5单向阀;9溢流阀；10单向阀；ll过滤器;12一压力表接点；13单向阀；14一压力继电器。系统图的原理1 .快进快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁 1YA通电，由泵输出地压力油经 2三位五通 换向阀的左侧，这时的主油路为：进油路：泵 一向阀10一三位五通换向阀 2 （1YA得电）一行程阀3一液压缸左腔。回油路：液压缸右腔一三位五通换向阀2 （1YA得电）一单向阀6一行程阀3一液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量 泵输出最大流量。2 .工进减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀 4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量 泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 一 向阀10一三位五通换向阀 2 （1YA得电）一调速阀 4一调速阀15一液 压缸左腔。回油路：液压缸右腔-二位五通换向阀2f背压阀8f液控顺序阀7f油箱。3 .快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀 2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流 量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 - 向阀10f三位五通换向阀 2 (2YA得电)-液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀5f三位五通换向阀 2 (右位)-油箱。4 .原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使 2YA断电，换向阀处于 中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。5液压元件的选择确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和 快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都 向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工 作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路， 选取进油路上的总压力损失p 0.8MPa,同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为，则小流量泵的最高工作压力可估算为pp1 (3.5 0.8 0.5)MPa 4.8MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为，则大流量泵的最高工作压力为：pp2 (0.319 0.5)MPa 0.819MPa(2)计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为L/min,若整个回路中总的泄漏系数Kl=,则液压油源所需提供的总流量为：qD 1.05 17.04L/min 17.892L/min p工作进给时，液压缸所需流量约为s,但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量L/s,故小流量泵的供油量最少应为So据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R12 626型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r,大泵的排量为26mL/r,若取液压泵的容积效率m=,则当泵的转速np=940r/min时，液压泵的实际输出流量为qD (6 26) 940 0.9/1000L/min 27.1L/min p由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为、流量为min。取泵的总效率0.75 ,则液压泵驱动电动机所需的功率为:PpQpp0.819 27.160 0.750.8 kW根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率 Pn 1.5kW,额定转速 nn960r/min o确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 6所列。表6液压元件规格及型号序号元件名称通过的最 大流里 q/L/min规格型号额定流量 qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降?Pn/MPa1双联叶片泵一PV2R12-12323716/14一2三位五通电 液换向阀5035DYF3Y- E10B80163行程阀60AXQF- E10B63164调速阀1AXQF- E10B616一5单向阀60AXQF- E10B63166单向阀25AF3-Ea10B63167液控顺序阀22XF3E10B63168背压阀YF3- E10B6316一9溢流阀YF3- E10B6316一10单向阀22AF3-Ea10B631611滤油器30XU-63 X 80-J63一12压力表开关一KF3-E3B 3 测点一16一13单向阀60AF3-Fa10B10014压力继电器一PF- B8L一0一*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及 进入和流出液压缸的流量，与原定数彳1不同，重新计算的结果如表7所列。流量、速度快进工进快退输入流里/(L/min )A0pqa aA A263.61 27.163.61 32.4455.3q1 0.336q qp 27.1排出流量/(L/min )A2q1q2A见44 55.3 28.2 63.61A2 cliq2A0.336 32.4463.610.171Aq1q2A227.1 63.6132.4453.14运动速度/(L/min )qpViA1 A227.1 10v2 A0.336 10v 曳3 A227.1 1063.61 32.448.6963.610.05332.448.35表7各工况实际运动速度、时间和流量由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。有表7中的数据，取油液的流速 v=3m/s,算得液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径 分别为,c S c ,55.3 106/60d 2 12 /3mm 19.77mmV v33 103,八 127.1 106/60d 23mm 13.85mm33 103这两根油管都按 GB/T 2351-2005选用内径 15mm ,外径 18mm的冷拔无缝钢管。油箱计算油箱的容量按式 V 咻估算，其中“为经验系数，取 炉7,得V= qp=按JB/T 7938-1999规定，取最靠近的标准值 V=200L6验算液压系统性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能估算阀类元件的 压力损失。快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10的流量是22L/min、电液换向阀2的流量是min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 min通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，总压降为22 o27.1 o55.3)pv 0.2 (一)2 0.5 ()2 0.3 ()2MPa 0.31 MPa638063在回油路上，油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量是min,然后与液压泵的供油合并，通过行程阀 3进入无杆腔。有杆腔压力 P2与无杆腔压力p1之差为 cl 28.2 20 ,28.2、2-,55.3、2r-p p2p10.5()0.2 ()0.3(-) MPa806363工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2的流量为min、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀 4处的压力损失为。在回油路上，油液通过电液换向阀2的流量为min ,经液控顺序阀7的流量为(+22) =min ,返回油箱，在背压阀 8处的压力损失为。忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在液压缸回油腔的压力P2为sl /0.17p2 10.5 (7 80可见此值略大于原估计值。即222.17 2-)0.6 0.3 (一)2MPa 0.637MPa63故可按表8-2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力Pi,Pi3.81MPa此略高于表8-2数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Pe=,则溢流阀9的调压Ppi应为Pp1A p1 p1 pe 3.81 0.5(0.5)2 0.5800.5 4.75MPa快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10的流量为量为min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀的流量为min返回油箱。在进油路上总的总压降为22L/min、电液换向阀2的流5、电液换向阀2和单向阀1322 o27.1 opv1 0.2 ()2 0.5 ()2MPa 0.082MPa6380此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的总压降为53.14 253.14 253.14 2pv2 0.2 ()2 0.5 ()2 0.3 ()2MPa 0.576MPa638063此值与表7的数值基本相符，故不必重算。快退时液压泵的工作压力为pp p1pv1 (0.53 0.082)MPa 0.612MPa此值是调整液控顺序阀 7的调整压力的主要参考数据。验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占95%,所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率peFv218888 0.053 10 60kW 0.0167kW这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7的流量为22L/min,有表8-2查得该阀在额定流量 qn=,故此阀在工进时的压力损失q2 222 2ppn(q2)2 0.3 (一)2 0.037MPaq163小液压泵工进时的工作压力Ppi = ,流量q1=min,所以俩个液压泵的总输入功率为pPpQiPq24.75 10 而10 3 0.037 106 22 10 3 60kW 0.5564kW液压系统的发热功率为P PpPe(0 5564 0. 0167)kW 0. 540kW油箱的散热面积为A 6.53233223 V2 6.5 3 200 10 3m2 2.22m2查表8-18得油箱的散热系数t KA 103K=9W,则油液温升为0.5403103 C 27. 0 C9 2.22油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。7油箱设计壁厚、箱顶及箱顶元件的设计采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为 3mm,并采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：顶壁厚15mm,并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。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250mm,过流量应大于40L/min。另外，由于要将液压泵安装在油 箱的顶部，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。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，在法兰盖板中配以可重复使用的弹性密封件。法兰盖板的结构尺寸根据油箱的外形尺寸按标准选取，具体尺寸见法 兰盖板的零件结构图，此处不再着详细的叙述。为了便于油箱的搬运，在油箱 的四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳的结构尺寸参考同类规格的油箱选取。在油箱的箱体另一重要装置即是液位计了，通过液位计我们可以随时了解油 箱中的油量，同时选择带温度计的液位计，我们还可以检测油箱中油液的温度， 以保证机械系统的最佳供油。将它设计在靠近注油孔的附近以便在注油时观察 油箱内的油量。箱底、放油塞及支架的设计在油箱的底设置放油塞，可以方便油箱的清洗和换油，所以将放油塞设置在 油箱底倾斜的最低处。同时，为了更好地促使油箱内的沉积物聚积到油箱的最 低点，油箱的倾斜坡度应为：1/251/20。在油箱的底部，为了便于放油和搬 运方便，在底部设置支脚，支脚距地面的距离为 150mm,并设置加强筋以增加 其刚度，19在支脚设地脚螺钉用的固定。油箱内隔板及除气网的设置为了延长油液在油箱中的逗留时间， 促进油液在油箱中的环流，促使更多的 油液参与系统中的循环，以更好地发挥油箱的散热、除气、沉积的作用，在油 箱中的上下板上设置隔板，其隔板的高度为油箱内油液高度的2/3以上。并在下板的下部开缺口，以便吸油侧的沉积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。油箱隔板在油箱中为了使油液中的气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网， 其网眼的直径可用网眼直径为的金属网制成， 并倾斜1030布置。在油箱内回油管与吸油管分布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁的45 斜口，以便于油液沿箱壁环流。油管管口应在油液液面以下，其入口应高于底面 23倍管径，但不应小于20mm,避免空气或沉积物的吸入或混入。对泄油管 由于其中通过的流量一般较小，为防止泄油阻力，不应插入到液面以下。另外 在油箱的表面的通孔处，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱顶20mm的凸台，以免维修时箱顶的污物落入油箱。