液压系统设计方法.docx
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液压系统设计方法
液压系统设计方法
液压系统是液压机械的一个组成部分，液压系统的设计要同主机的总体设计同时进行。
着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。
液压系统的设计步骤
液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。
一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。
⑴确定液压执行元件的形式；
⑵进行工况分析，确定系统的主要参数；
⑶制定基本方案，拟定液压系统原理图；
⑷选择液压元件；
⑸液压系统的性能验算：
⑹绘制工作图，编制技术文件。
1.明确设计要求
设计要求是进行每项工程设计的依据。
在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。
⑴主机的概况：
用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；
⑵液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；
⑶液压驱动机构的运动形式，运动速度；
⑷各动作机构的载荷大小及其性质；
⑸对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；
⑹自动化程度、操作控制方式的要求；
⑺对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；
⑻对效率、成本等方面的要求。
2.进行工况分析、确定液压系统的主要参数
通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。
液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。
压力决定于外载荷。
流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。
2.1载荷的组成和计算
2.1.1液压缸的载荷组成与计算
图1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。
各有关参数已标注在图上，其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷。
Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。
作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。
⑴工作载荷Fg
常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的
重力、切削力、挤压力等。
这些作用力的方向
如与活塞运动方向相同为负，相反为正。
⑵导轨摩擦载荷Ff
对于平导轨
Ff＝μ（G＋FN）
对于V型导轨
Ff＝μ（G＋FN）/sin（α/2）
式中G——运动部件所受的重力（N）；
FN——外载荷作用于导轨上的
正压力（N）；
μ——摩擦系数，见表2—1；
α——V型导轨的夹角，一般为90°。
表2—1摩擦系数μ
⑶惯性载荷Fa
式中g——重力加速度；
g＝9.81m/s2
Δv——速度变化量（m/s）；
Δt——起动或制动时间（s）。
一般机械Δt＝0.1～0.5s，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。
行走机械一般取Δv/Δt＝0.5～1.5m/s2。
以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷FW。
起动加速时FW＝Fg＋Ff＋Fa
稳态运动时FW＝Fg＋Ff
减速制动时FW＝Fg＋Ff－Fa
工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则Fg＝0。
除外载荷FW外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为
Fm＝（1－ηm）F
式中ηm——液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。
2.1.2液压马达载荷力矩的组成与计算
⑴工作载荷力矩Tg
常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷简的阻力矩等。
⑵轴颈摩擦力矩Tf
Tf＝μGr
式中G——旋转部件施加于轴颈上的径向力（N）；μ——摩擦系数，参考表2—1选用；r——旋转轴的半径（m）。
⑶惯性力矩Ta
式中ε——角加速度（rad/s2）；Δω——角速度变化量（rad/s）；
Δt——起动或制动时间（s）；J——回转部件的转动惯量（kg·m2）。
起动加速时Tw＝Tg＋Tf＋Ta
稳定运行时Tw＝Tg＋Tf
减速制动时Tw＝Tg＋Tf－Ta
计算液压马达载荷转矩T时还要考虑液压马达的机械效率ηm＝0.9～0.98。
根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。
2.2初选系统工作压力
压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。
还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。
在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。
一般来说，对于固定的、尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械、重载设备压力要选得高一些。
具体选择可参考表2—2和表2—3。
注意，高压化是液压系统发展趋势之一，因此压力应选得高一些，以减小系统的体积是可行的。
此外，低压阀已逐渐淘汰，即使是低压系统也应采用高压阀。
A=
2.3计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量
⑴计算液压缸的主要结构尺寸
液压缸主要设计参数见图2。
图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b为活塞杆工作在受拉状态。
活塞杆受压时，
活塞杆受拉时，
式中A1——无杆腔活塞有效作用
面积（m2）；
A2——有杆腔活塞有效作用
面积（m2）；
P1——液压缸工作腔压力（Pa）；
P2——液压缸回油腔压力（Pa），即背压力。
其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表2—4取值。
差动连接时则要另行考虑。
D——活塞直径（m）；
d——活塞杆直径（m）。
一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为
运用上式须事先确定Al与A2的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比φ＝d／D，其比值可按表2—5和表2—6选取。
采用差动连接时，vl/v2＝（D2－d2）/d2。
如要求往返速度相同时，应取d＝0.71D。
对行程与活塞杆直径比l／d＞10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。
当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸
式中A——液压缸有效工作面积（m2）；
qmin——系统最小稳定流量（m3/s），在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。
容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。
vmin——运动机构要求的最小工作速度（m/s）。
如果液压缸的有效工作面积A不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度确定液压缸的结构尺寸。
另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。
液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。
如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。
常用液压缸内径及活塞扦直径见表2－7和表2—8。
⑵计算液压马达的排量
液压马达的排量为
式中T——液压马达的载荷转矩（N·m）；Δp——液压马达的进出口压差（Pa）。
液压马达的排量也应满足最低转速要求
式中qmin——通过液压马达的最小流量；nmin——液压马达工作时的最低转速。
2.4计算液压缸或液压马达所需流量
⑴液压缸工作时所需流量
q＝Av
式中A—液压缸有效作用面积（m2）；v——活寨与缸体的相对速度（m/s）。
⑵液压马达的流量
q＝VMnM
式中VM——液压马达排量（m3/r）；nM——液压马达的转速（r/s）。
2.5绘制液压系统工况图
工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。
它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。
⑴压力循环图——（p—t）图
通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成（p—t）图。
⑵流量循环图——（q—t）图
根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成（q—t）图。
若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。
⑶功率循环图——（P—t）图
绘出压力循环图和总流量循环图后，根据P＝pq，即可绘出系统的功率循环图。
3.制定基本方案和绘制液压系统图
3.1制定基本方案
⑴制定调速方案
液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。
方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。
对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。
对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。
速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现；相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。
节流调速一般采用定量泵供油，配以溢流阀，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。
此种调速方式结构简单。
由于这种系统必须用溢流阀溢流恒压，有节流损失和溢流损失，故效率低，发热量大，用于功率不大的场合。
容积调速是靠改变变量泵或变量马达的排量来达到调速的目的。
其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。
但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。
此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。
容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，流量控制阀是泵的负载，使泵的供油量与需油量相适应。
此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。
节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。
进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负值负载的场合，旁路节流多用于高速。
调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。
节流调速一般采用开式循环形式。
在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。
开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。
容积调速大多采用闭式循环形式。
闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。
其结构紧凑，但散热条件差。
⑵制定压力控制方案
液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。
在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。
需要无级连续地调节压力时，可用比例溢流阀。
在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。
液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。
在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。
⑶制定顺序动作方案
主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。
工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动多路换向阀控制。
加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制接续的动作。
行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。
另外还有时间控制、压力控制等。
例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。
压力控制多用在带有液压夹具的机床，挤压机、压力机等场合。
当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。
⑷选择液压动力源
液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。
节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。
容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。
为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。
对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。
对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。
油液的净化装置是液压源中不可缺少的。
一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。
为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。
根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。
3.2绘制液压系统原理图
整机的液压系统原理图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。
各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。
注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。
要尽量减少能量损失环节，提高系统的工作效率。
为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。
大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主机连续工作。
各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。
对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。
系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。
4.液压元件的选择与专用件设计
4.1液压泵的选择
⑴确定液压泵的最大工作压力pP
pP≥p1＋∑Δp
式中p1——液压缸或液压马达最大工作压力；
∑Δp——从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。
∑Δp的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：
管路简单、流速不大的，取∑Δp＝（0.2～0.5）MPa；管路复杂，进口有调速阀的，取∑Δp＝（0.5～1.5）MPa。
回油背压应折算到进油路。
⑵确定液压泵的流量qP
多个液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为
qP≥K（∑qmax）
式中K——系统泄漏系数，一般取K＝1.1～1.3；
∑qmax——同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（q—t）图上查得。
对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5×10－4m3／s。
系统使用蓄能器作辅助动力源时
式中K——系统泄漏系数，一般取K＝1.2；
Tt——液压设备工作周期（s）；
Vi——每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量（m3）；
Z——液压缸或液压马达的个数。
⑶）选择液压泵的规格根据以上求得的pP和qP值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或手册中选择相应的液压泵。
为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25％～60％。
⑷确定液压泵的驱动功率
在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（p－t）、（q－t）图变化较平缓，则
式中pP——液压泵的最大工作压力（Pa）；qP——液压泵的流量（m3/s）；
ηP——液压泵的总效率，参考表4—1选择。
限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算。
一般情况下，可取pP＝0.8pPmax，qP＝qn，则
式中pPmax——液压泵的最大工作压力（Pa）；qn——液压泵的额定流量（m3/s）。
在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即（p－t）、（q－t）曲线起伏变化较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率
式中t1、t2、…、tn——个循环中每一动作阶段内所需的时间（s）；
Pl、P2、…、Pn——一个循环中每一动作阶段内所需的功率（W）。
按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内。
电动机允许的短时间超载量一般为25％。
4.2液压阀的选择
⑴阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。
溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑其最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。
控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20％以内的短时间过流量。
⑵阀的型式，按安装和操作方式选择。
4.3蓄能器的选择
根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。
⑴液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为
ΔV＝∑AiliK－qPt
式中A——液压缸有效作用面积（m2）；l——液压缸行程（m）；
K——油液损失系数，一般取K＝1.2；qP——液压泵流量（m3/s）；
t——动作时间（s）。
⑵作应急能源，其有效工作容积为：
ΔV＝∑AiliK
式中∑Aili—要求应急动作液压缸总的工作容积（m3）。
有效工作容积算出后，根据有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能要求，即可确定所需蓄能器。
4.4管道尺寸的确定
⑴管道内径计算
式中q——通过管道内的流量（m3/s）；v—管内允许流速（m/s），见表4—2。
计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。
⑵管道壁厚δ的计算
式中p——管道内最高工作压力（Pa）；d——管道内径（m）；
[σ]——管道材料的许用应力（Pa），[σ]＝σb/n
σb——管道材料的抗拉强度（Pa）；
n——安全系数，对钢管来说，p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa，取n＝6；p＞17.5MPa时，取n＝4。
4.5油箱容量的确定
初设计时，先按下式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。
油箱容量的经验公式为
V＝aqV
式中，qV——液压泵每分钟排出
压力油的容积（m3）；a——经验系数，见表4—3。
在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。
5.液压系统性能验算
液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。
对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。
根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。
5.1液压系统压力损失
压力损失包括管路的沿程损失Δp1，管路的局部压力损失Δp2和阀类元件的局部损失Δp3，总的压力损失为
Δp＝Δp1＋Δp2＋Δp3
，
，
式中l——管道的长度（m）；d——管道内径（m）；v——液流平均速度（v/s）；
ρ——油密度（kg/m3）；λ——沿程阻力系数；
ζ——局部阻力系数。
λ、ζ的具体值可参考液压流体力学有关内容。
qn——阀的额定流量（m3／s）；q——通过阀的实际流量（m3／s）；
Δpn——阀的额定压力损失（Pa），可从产品样本中查到。
对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的Δp比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。
系统的调整压力
pT≥pl＋Δp
式中pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力。
5.2液压系统的发热温升计算
5.2.1计算液压系统的发热功率
液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。
液压系统的功率损失主要有以下几种形式：
⑴液压泵的功率损失
式中Tt——工作循环周期（s）；z——投入工作液压泵的台数；
Pri——液压泵的输入功率（W）；ηPi——各台液压泵的总效率；
ti——第i台泵工作时间（s）。
⑵液压执行元件的功率损失
式中M——液压执行元件的数量；Prj——液压执行元件的输人功率（W）；
ηj——液压执行元件的效率；tj——第j个执行元件工作时间（s）。
⑶溢流阀的功率损失
Ph3＝pyqy
式中py——溢流阀的调整压力（Pa）；qy——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）。
（4）油液流经阀或管路的功率损失
Ph4＝Δpq
式中Δp——通过阀或管路的压力损失（Pa）；q——通过阀或管路的流量（m3/s）。
由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率
Phr＝Phl＋Ph2＋Ph3＋Ph4
上式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率
Phr＝Pr—Pc
式中Pr是液压系统的总输入功率，Pc是输出的有效功率。
式中Tt——工作周期（s）；
z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
pi、qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率；
ti——第i台泵工作时间（s）；
TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N·m、rad/s、s）；
FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N、m）。
5.2.2计算液压系统的散热功率
液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。
Phc＝（K1Al＋K2A2）ΔT
式中K1——油箱散热系数，见表5—1；
K2——管路散热系数，见表5—2；
Al、A2——分别为油箱、管道的散热面积（m2）；
ΔT——油温与环境温度之差（℃）。
若系统达到热平衡，则Phr＝Phc，油温
不再升高，此时，最大温差
环境温度为T0，则油温T＝T0＋ΔT。
如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油温见表5—3），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，则需要装设冷却器。
冷却器的散热面积为
式中，K——冷却器的散热系数，见液压设计手册有关散热器的散热系数；
Δtm—平均温升（℃）；
T1、T2——液压油入口和出口温度；tl、t2——冷却水或风的入口和出口温度。
5.2.3根据散热要求计算油箱容量
最大温差AT是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。
当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量。
由ΔT公式可得油箱的散热面积为
如不考虑管路的散热，上式可简化为
油箱主要设计参数如图3所示。
一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为
V＝0.8abh
Al＝1.8h（a＋b）＋1.5ab
若Al求出，再根据结构要求确定a、b、h的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。
如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施。
5.3计算液压系统冲击压力
压力冲击是由于管道液流速度急剧改变或管道液流方向急剧改变而形成的。
例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。
它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏；对
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