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1、对于掘进机的工作机构而言，减速器是最复杂、制造精度要求最高的部件。除一般 对减速器的要求之外，在选择确定减速器的结构时，值得注意的问题有以下几点：1.纵轴式截割头的转速一般为2065r/min，横轴式的在45100rpm之间，而截 割电动机的转速约为1470rpm，按此传动比进行传动系统设计，通常采用24级减速。 传动系统的设计应使靠近输出轴的传动级具有较大的传动比，这样可以降低传动装置的 其它高速级的平均载荷。2外伸缩悬臂的纵轴式工作机构，由于减速器与电动机、联轴器一起整体装入伸 缩沿架中，这就要求传动装置体积小、结构紧凑，并满足一定的强度要求和减速比要 求。因此，这种工作机构的传动控置多采
2、用行星齿轮传动，以满足上-5-述要求。因此，本次设计选用2K-H型传动行星减速器，并采用两级减速。3选用行星齿轮传动应设均载机构。对于采用三个行星齿轮的结论，中心轮浮动 均载效果好。即中心轮在三个行星轮间可自由地调节径向位移，使几个行星轮的载荷趋 于均匀。4在工作机构截割过程中，电动机过载以至堵转现象是经常发生的。这将造成掘 进机严重的故障。为此，减速器的设计应从两个方面考虑来解决这一问题：(1) 减速器的强度能够满足电动机的最大转矩和动载荷，即使电动机过载以至堵 转，减速器也不至于出现故障。保证减速器无故障工作，给使用带来很大方便。为克服 冲击载荷在减速器的输入轴装弹性联轴器是有益的；(2)
3、若减速轴强度不能满足电动机的最大转矩，必须设过载保护装置如安全销、压 紧弹簧、液压或摩擦联轴器等。采用压紧弹簧不仅能保护过载、而且还使截割头卸装方 便。旋紧螺栓，便可使轴与截割头轮毂相连。若采用安全销，更换必须方便。1 .行量齿轮传动设计计算1.1 计算总传动比牛& 31 38H2 472 .根据表14-5-3知，需选用两级NGW型行星齿轮减速传动方案。1.2分配传动比用角标1表示高速级参数，2表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则I )计算参数EE AB222式中 A Cs2 d2Kc1k 1 kH 1 zN2zw2 2Cs1 d1Kc2k2kH 2zN1zw1 1
4、B dB2d biCs行星轮数目；Kc载荷分布系数；Kh 接触强度的载荷分布系数。K动载系数；Zw.齿面工作硬化系数。k1 kH 1 ZN2k 2 也 2Zn1取 Csi Cs2 zw1zw2 ,Kc#c2,贝【J E AB2 1.92查图14-5-7得7.331.38 ) 212 4.297.32)高速级计算配齿计算7.3距可能达到的传动比查表14-5-3选择行星轮数目，取 Cs3，由于iAx极限值较远，所以可不检验邻接条件。确定各轮齿数-b7 I AX“AC Cs查表c=3 4则 Za 14ZB c CsZa 88扣 BZa)37为改善啮合质量，提高承载能力，考虑角变位，则由图14-5-4
5、,得tac26 tcb1830按接触强度初算A-C传动的中心距和模数输入转矩9550 p 9550 些。ni 14751035.932N m设截荷不均匀系数kc 1.15在一对A C传动中，太阳轮传递的转矩397.1 Nm齿数比Zc3614 25714-13-62HRC (太阳轮)1350N /mm2太阳轮和行星轮材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度60 和 56 58HRC (行星轮)，取 1 1500N/mm2 , Hp 0.9 1取齿宽系数a0.5，载荷系数k二2.4则中心距为KTaAa(u1)3YH127.6N m模数5,104ZaZc取 m= 5.5则A C传动未变位时的中心距m
6、sac (ZaZc) 137.5mm按预取中心啮合角，可取A C传动中心距变动系数1cosyAc (ZaZc) (-1) 1.132cos ac则中心距a a ac yAcm 143.7mm取实际中心距（圆整值）a 143.5mm,ACa aAc配 1.0909 m, a accos 能 A? cos 0.903553）计算A C传动的实际中心距变动系数和啮合角AC25.3714）计算A C传动的变位系数inv ac invXac （ Za Zc） Ac1.12052tg由图14 1 4校核，Zac, Xac在许用区内，可用由图14 1 4分配变位系数，得Xa 0.4905Xc X acXa
7、0.635）计算C B传动中心距变动系数B传动的未变位时的中心距acB143mmmaCB 206)计算C- B传动变位系数因为acB 20，所以Xcb 0Xb Xcb X 0.63 7）对验算A C传动的接触强度和弯曲强度a.中心轮分度圆名义切向力FtAFtA2000T8969.1 NdA取使用系数Ka 2.25 , kv1.1 , Zh 2.0 , Ze 1898 N/mm20.8 , Z 1.0 , Zd 1.0831.06n/mm2H1 Zr kAkvkH kH zHzEzz (J因为H1 H1 所以安全b.变曲强度校核中心轮检算2KTiF1YFalYsalYbdiin式中：K3.56
8、, YFai 2.28 , Ysai 1.75 , Y 0.8F1 2.28 1.75 0.8-240.66N/mm277 14 5.5 5.5合格行星轮检算2Kt2 YFa2YsalYF2 bd2m式中 K3.56 , YFa2 2.1 , Ysai 1.75 , Y0.8F22 3.56 345316777 14 5.5 5.52.1 1.75 0.8=221.69N/mm2F2 F2 合格C.根据接触强度计算来确定内啮轮材料根据14. 1.80的公式得Ftu1 ,dib ukAkvkH kHaZCCZH limz N ZL zvz RzWzx2856.84 N / mm式中：Zn 接触强
9、度计算的寿命系数，Zn 1.1Zl 润滑剂系数，Zl 1.0 ；Zv速度系数，Zv1.0 ；Zr 粗糙度系数，Zr 1.0 ；Zw一工作硬化系数，Zw1.0 ；乙一接触强度计算的尺寸系数，Zx 1.06因此，根据Hlim，选用40Cr,进行长时间气体氮化，表面硬度达5255HRC即可。 8）低速级计算低速级输入转矩T2 Ti ii =7395.8Nm传动比i2 4.259计算过程同高速级（略）现只将设计结果列举如下：齿轮材料、热处理及齿面硬度同高速级。主要参数为：Za27，Zc30，Zb 88， a* 16mm，m 5.5mm，xa 0.497Xc 0.2169 Xb 0.63 aAc 24
10、35 58，acB 24 15 49截割减速机具体结构图如图1所示。图1截割减速机液压系统设计掘进机液压系统设计的主要内容是元件的选择与系统设计。一个合理的液压 系统， 在技术上应满足机构的运动速度、动作配合和传动功率的要求，在使用上要保证安全可 靠，操作简便，维修容易，在经济上应力求传动效率高，元件容易制造或购置。为此， 在设计掘进机液压系统以前，首先应明确掘进机的负载特性，工况及使用要求，收集各 种掘进机的液压系统，并分析各自的特点及存在的问题，运用已掌握的液压元件、基本 回路和液压系统的知识，拟定出也有资系统的方案，然后进行液压系统的计算，选择和 设计所用元件。通过方案的分析和比较，确定
11、出一种最佳的液压系统方案。设计依据掘进机液压系统的设计依据包括：1掘进机的结构总体布置和工作原理，如机器结构图，各部分的布置、作业方式、作业和循 环等， 这些对液压系统的元件选择、计算及安装是十分重要的。2 掘进机的主要技术参数如负载的大小和变化规律，工作速度的大小和变化范围，生产率等，它们是确定液 压系统功率及选择泵的执行元件的依据。3 .主要技术要求如调速范围，运动平稳性，系统允许温度、效率、自动化程度，以及安全保护要求 等。4 .液压系统的工作环境如温度、湿度、振动、冲击、污染、以及防爆等，特别要考虑潮湿。煤尘污染和降 爆。5 .其它要求对液压系统元件及系统的外形尺寸、重量、经济性等要求
12、。掘进机工作空间狭窄， 机器的外形尺寸受到严格限制，在选择元件时必须给予重视。巷道掘进机在井下存在大量煤尘、岩粉和污水的恶劣条件下工作，地质条件复杂多 变、工作空间很小，掘进机的调动困难，掘进工作的衔接对掘进机效率影响很大，所有 这些因素，都对掘进机的工作适应性和可靠性提出了较高的要求，因此，掘进机的液压 系统应满足以下要求：(1)液压系统的工作可靠性要高；(2)要有灵敏的过载保护装置，以防止掘进机的液压元件的损坏；(3)要能适应负载变化大的要求，过载能力强，同时易于无级调速；(4)传动功率要大，结构紧凑，重量轻；(5)控制方式简便集中，便于使用，维护和检查。工况分析及载荷计算工况分析包括绘制
13、负载、速度和功率变化规律的分析图表，掘进机的液压系统是一个包括多个执行元件的复杂系统，各执行元件的工作顺序和作业时间，充-15分地利用原动机功率。执行元件上的外负载包括工作负载，摩擦负载和惯性负载三部分。 对于液压缸，外负载为Fc F Ft Fi式中：F一工作负载；Ff摩擦负载；E惯性负载。对于液压马达，外负载为MeM M tM i式中：M工作负载扭矩；Mf摩擦阻力矩；Mi 惯性力矩液压系统用油的选定造成液压系统故障的原因，70%以上是由于液压油问题造成的。因此，必须正确选 择液压油的类型。根据掘进机的工作环境，所用液压油，必须是适合于高压系统的油 类，要选用具有耐磨耗性、抗氧化性、润滑性等特
14、性良好的油类。根据上述要求，本掘 进机选用液压油类型为YB - N68抗压抗磨润滑油。其性能指 标如下：运动粘度：3743mm2/s(50 )凝点：w 25C粘度指数:90拟定液压系统液压传功系统的性能固然与所选元件密切相关，但这些元件按照什么方式组合具有 很大灵活性，同样的元件如果组合方式不同，就可能得到完全不同的使用 效果。因此， 液压系统工作原理图的拟定是系统设计中很重要的一步。它表示系统的组成和工作原理的，也是选择液压元件，计算系统功率和最后确定液压泵规 格的依 据。1 .初选系统压力同样功率条件下，若系统压力选得低，则流量大；反之，压力高则流量小。；可 见，系统压力的大小，直接影响液
15、压元件的尺寸、型号、系统的重量、效率及 制造、安 装工艺要求等。适当地提高系统压力，对减小系统尺寸和重量是有利的，但对元件的制 造精度，密封性、抗污染能力及强度要求提高了。因此，必须合理 地选样系统压力。根据实际情况，本掘进机液压系统压力初选为822MPa。2 .拟定主回路初选系统的压力后，就可以根据掘进机的负载及速度的性质和其它要求拟定主回 路。它包括确定执行元件类型，确定回路调速方式和液压泵的类型，选择回 路工作液体 的循环方式等。(1)执行元件类型选择执行元件有液压缸和液压马达两种。对于掘进机来说，常用油缸实现往复运 动，如 掘进机的支撑与推进机构，以及悬臂的回转机构，装载和转运机构的升
16、降、行走装置的 张紧机构等，用液压马达实现连续旋转运动，如行走机构，装载和转 运机构等。综上所述，本掘进机油缸采用双作用单活塞式油缸，这些中高压油缸一股无 定型产 品，应根据要求参照典型结构进行设计。因为内曲线马达结构紧凑体积小，输出扭矩 大，低速稳定性好，而齿轮油马达的结构简单，维护方便，耐冲击性好，所以本掘进机 采用这两种油马达。(2)确定调速方式液压系统调速方式分为容积调速、节流调速及两种合成的联合调速。掘进机选择调速方案要考虑的因素很多，一般可根据以下几个原则：a根据压力，速度和负载变化的特点选择压力高、功率大的可选容积调速，反之选节流调速。要求达到微小的低速时，应选 节流调速，负载变
17、化较大，只影响速度的稳定性，如要求速度的稳定性较高，在选择调 速方法时应例时考虑速度稳定的方法；选择调速方法时，还应考虑负载的变化是恒功 率，还是恒扭矩的特性。b根据工作条件选择要特别注意液压系统的振动、噪音和发热等造成的一些不良影响，节流调速会导致 油液的严重发热，在这种情况下，即使功率不大也要考虑选用容积调速。c根据成本费用选择由于掘进机各部分的动作比较多，负载特性也不一样。所以液压系统较复杂，另 外，对于多泵系统，也可根据各执行元件的工作顺序来获得不同的速度。(3)油泵型式的选择。油泵的选择除了考虑其压力能否满足要求外，还应考虑效率，质量及外型尺寸，污 染敏感性，自吸能力，调节特性，噪声
18、以及成本和维修方便等因素。因为低压系统不易 污染环境，污物对其影响也不大，比高压系统的维修最小，工作较可靠，使用寿命长。 因此，本掘进机采用齿轮泵的低压系统。(4)回路循环方式选择倔进机的工作条件是煤尘和岩粉较多，通风条件差，机器的体积受工作面空间的严 格限制。由于掘进机液压系统多为泵一缸系统和泵一马达组成的混合系统，油泵向二个 以上的执行元件供液的组合系统，所以本掘进机的液压系统采用开式系统。3 .操纵控制回路的拟定根据掘进机的性能和各基本回路的作用，拟定出满足换向，调压，平衡，锁紧，缓 冲，制动以及安全保护等要求的操纵回路。掘进机液压系统中油缸数量较多，宜采用多路换向阀进行集中控制。截割机
19、构和铲 板为悬臂结构，为使工作平稳，无冲击振动，需采用只有背压的平衡回路。工作机构的 伸缩，升降、水平回转和转载机的升降以及铲板升降等都用双作用油缸，由此应采用换 向阀的换向回路，液压驱动行走机构的左右履带使用带分流阀的同步回路，当油箱体积 因受空间限制无法增大时，需设冷却装置。4液压系统的拟定把主回路及操纵控制回路组合起来，即构成了液压系统，但是在组合过程中，必须考虑回路之间的相互联系和匹配问题，防止系统中的冲击和发热、系统短期不工作时的 卸载、油缸的选择和过滤以及监测仪表的配备等问题。只有这样，才能设计出经济、合 理的液压系统根据上面掘进机液压系统设计的基本方法，设计了 EBZ160掘进机
20、液压系 统，其工作原理如图2所示。? j大 工 IEBZ160掘进机液压系统原理图EBZ160掘进机除截割机构用电动机驱动之外，其余装运、行走等机构都采用液压传 动。泵站由一台55KW 电动机带动一台CBZ2050/2040/2032三联泵 和一台 CBZ2063/2050双联泵。这两台泵分别向液压系统中的单联阀ZL15E- YW , ZL20E- YW , ZL20E - YW - J,双联阀 ZL20E - YT YT 和七联阀 ZL15Ei -0T 04T 04T 0T - 0T 04T 04T供油。油箱容量为500L，装有过滤器和冷却器等 辅助装置，以保证液压系统工作安全可靠。(1)装
21、运机构液压系统装运机构液压控制装置由星轮马达、驱动中间输送机的第一运输机马达和控制铲板 上下摆动的油缸组成。(2)行走机构由图可见，双联泵右侧泵和三联泵右侧泵输出的高压油都通往双联换向阀ZL20E - YT YT,当该换向阀部处于中间位置时，高压油以溢流阀回油箱；当该阀处于右侧位 或左侧位时，高压油通过单向阀顶开油马达的弹簧制动闸，由高压油驱动行走机构的左 右驱动马达，使掘进机行进，当掘进机停止行走时，弹簧张力使油马达的转子转动，防 止掘进机下滑。(3)悬臂升降、回转及推进油缸三联泵中间的油泵输出的高压油通往七联阀换向阀1，当其处于中间位置时，截割机构升降油缸不动作。当该阀处于右侧位置时，高压
22、油进入油缸的下腔，截割 机构向上摆动，当该阀处于左侧位置时，高压油进入油缸上腔，油缸向下摆动，为了实 现摆动过程中的平稳运动，在截割油缸前部安装了安全平衡阀。当七联阀换向阀2处于中间位置时，回转油缸不动，当换向阀处于主或右侧位置 时，高压油进入水平回转油缸的下腔和下腔，截割头实现左右摆动。当七联阀换向阀3处于中间位置时，截割头伸缩油缸不动，当换向阀处于右侧位置 时，高压油进入油缸下腔，油缸伸出，当处于左侧位置时，油缸缩回。(4)起重油缸当七联阀换向阀5处于中间位置时，后支撑油缸不动，当换向阀处于右侧位置时， 两个后支撑油缸下腔进入高压油液，两个油缸活塞杆同时伸出，掘进机后 部被抬起，行 走机构
23、后部履带离开地面，当换向阀处于左侧位置时，活塞杆缩回，履带着地。(5)喷雾泵油马达的控制三联泵左侧油泵输出的高压油经单联阀ZL15E - YW，由其控制驱动喷雾的马达 运转，向内喷雾喷嘴提供高压水。(6)系统压力的调节由图可见，每个换向阀组成都装有溢流阀，以便调节该阀向供油油泵输出压力，以 适应掘进巷道的条件变化。需要调压时，先将溢阀保护罩卸下，再将死头螺母卸下，用 六万扳手调节螺栓，若往里拧入，则压力升高，若反方向调节螺栓，则压力下降。19掘进机的稳定性分析与计算稳定性是指掘进机在规定方向行走和工作时不发生翻倒或侧滑的能力。它不仅关系 到行走和工作的安全、机器的生产率，而且还直接影响截齿、机
24、械联接与传动元件、以 及电气元件和液压元件的寿命，是评价悬臂式掘进机使用性能的一项重要指标，只有具 有良好的稳定性，才能保证机器性能的充分发挥。1 行走时的静态稳定性计算(1)极限倾翻角掘进机在上山、下山、横向倾斜停留及行走时的极限倾翻角由下式确定:11 tg (a/h)12 tg (b/h)13 tg (e/h)式中i一上山(坡)极限倾翻角；2 一下山(坡)极限倾翻角；3横向极限倾翻角；a.掘进机重心至履带后轮轴心线距离；b-掘进机重心至履带前轮轴心线距离；e-掘进机重心至履带边缘的距离；h掘进机重心离地高度。取 a 1.47m, b 1.15 , e 1.3m, h 0.911 m11 t
25、g (a/h)58.2贝 U 2 tg 1(b/h)57.63 tg (e/h)=55.0(2)下滑临界坡度角在掘进机发生倾翻之前，若履带板与巷道底板附着力不足，则可能导致机器下滑或 靠帮，履带板与巷道底板的附着力为：Fi G cos式中Fi -履带板与巷道底板的附着力；-履带板与底板的附着系数：G 掘进机的重力；巷道坡度角。取=1.0，G4 105N ,16则 Fi Geos =3.85 10 N使机器产生下滑的力是与底板平行的重力分力，即 5F2 Geos 1.1 10 N若二力平衡，即R二F2可求得下滑的临界坡度角1 arctg 45为保证掘进机在坡道上停留及行走的稳定性，机器的极限倾翻
26、角和下滑临界坡度均 要大于机器设计的适应坡度。2截割时的静态稳定性计算掘进机截割时的静态稳定性是按照回转机构和推进机构在截割头上产生的力分析掘 进机稳定性的方法。掘进机截割煤岩的的受力如图3所示。图3掘进机截割时受力分析a）纵向截割b）横向截割c）轴向钻进（I）纵向截割（上下截割）当截割头向上截割时（图3a）,极限倾翻力矩为：M fi Rai d根据液压缸压力计算和机器外形尺寸，并考虑平衡阀1/4的压力损失,得 Rai 1.58 105 Md 1.345m则 Mfi Rai d2.13 105N m加机器自重产生的稳定力矩为：5Mi G（b c） 9.78 10 N m当截割头向下截割时，极限
27、倾翻力矩为M t2 Ra2 （a b c d g）根据液压缸压力计算和机器外形尺寸，并考虑平衡阀1/4的压力损失,得 Ra21 105N ,d 1.345m则 Mf2 Ra2(a b c d g) 7.97 105N m这时的稳定力矩为M2 G (a g) 13 10 N m式中Rai, Ra2一分别为截割头向上、向下截割时的阻力，其值取为：大小与截割头纵向进给力相等，方向相反；C-履带前轮釉心线至铲板前缘的距离；e-铲板前缘至截割头载荷中心的水平 距离。显然，两种情况下的稳定条件为，Mi M nM2 M f2由上分析可知：Ml M 2，M fl M f2。显然，机器向下截割时稳定性不及 向上
28、截割 时。为了使两种工况的稳定性程度接近，在整体布置时应使机器重心位 于履带中心稍偏 前，即a bo根据以上计算，合格。(2)横向截割(左右截割)掘进机横向截割时，最不利的状况是截割头位于最高位置，这时机器的受力如图 3b所示。其极限倾翻力矩Mp为：M p Rbf根据液压缸压力计算和机器外形尺寸，并考虑平衡阀1/4的压力损失，得 Rb0.83 105N则 Mp3.71 105N m式中Rb一截割头横向截割时的阻力，取其大小与横向送给力相等方向相反；f -截割 头最高位置时载荷中心距底板的高度。这时，机器的稳定力矩为：M3 Ge 5.2 105N m掘进机横向截割时的稳定条件：M 3 M p根据
29、以上计算，合格实际上，由于截割头载荷中心在纵向方向距机器重心较远，加上机器与底板的附着力较小，所以不会出现横向倾翻，只能造成机器的水平横向摆动的不稳定状况。 这将使截割头产生让刀现象，造成横向进刀困难以至无法实观。(3)轴向钻进截割头轴向钻进时的受力如图3c所示极限倾翻力矩为：M f 3 Re h2稳定力矩为：显然，这时的稳定条件为：Re GM 4 M f3式中Re截割头的推进阻力，若靠行走机构推进，取其为行走机构的牵引力，如果靠伸缩机构推进，取为伸缩油缸的推力；h2一截割头摆动中心至底板的距离。行走机构得牵引力为2X105N，伸缩油缸得推力为2.46X 105N取 Re 2.46 105N则
30、 Mf3 Re h2 3.77 105N mM4G a5.8 105N m根据以上计算，合格由上分析可知，作用在掘进机上的外力，对掘进机可能产生两种力矩：一种是使掘 进机产生倾翻趋势的倾翻力矩；另一种是使掘进机趋于稳定的稳定力矩。稳定力矩Mw与倾翻力距Mf之比，称为稳定比，即当K1时，机器稳定；当K V 1时，掘进机倾翻；当K= 1时，掘进机处于将要 倾翻而又未倾翻的临界状态。对本掘进机，取K二1.3。因此，可保证掘 进机在截割过 程中有很好的稳定性。a纵向截割（上下截割）当截割头向上截割时K4.6Mf1当截割头向下截割时K卫殳1.6Mf 2b.横向截割（左右截割）1.4c.轴向钻进.16Mf
31、3根据计算可知，EBZ160掘进机有很好的稳定性。掘进机行走速度及牵引力计算掘进机行走速度的计算1）当两泵同时供油时v=n 电* （ q泵/q马）*i减*Z*b节*耳泵* n马 v-行走速度（m/min） n电-电机转速1470r/minq泵泵的额定排量（50+63） =113mL/Sq马马达的额定排量（300x2） =600mL/Si减减速机减速比67.34Z-传动轮齿数10.5b-链条节距190mmn泵泵的容积效率0.94-1n马马达的容积效率0.951则 V=8.2-7.3 （m/mi n）2）当单泵供油时v=n电*（q泵/q马）*i减*Z*b节*耳泵* n马v-行走速度（m/min）n
32、电电机转速1470r/minq泵-泵的额定排量63mL/Sq马马达的额定排量（300x2） =600mL/S i减-减速机减速比67.34Z-传动轮齿数10.5b-链条节距190mmn泵泵的容积效率0.94-1n马马达的容积效率0.951则 V=4.57-4.08 （m/mi n）掘进机牵引力的计算单马达提供牵引力为F=T液* n机*i减儿=P*q* n 马/2 n = 16*300*0.98/2*3.14=749N.m i减-减速机减速比67.34n机-减速机机械效率0.9 8L 力臂 0.407m则 F= 121447N2F=2*121447=242894N25-截割头伸缩油缸计算-27 -1.校合活塞杆直径：Fris106F 液压缸的最大推力（或拉力） s材料的屈服强度ns 一安全系数ns 2 4d -活塞杆直径此时，考虑掘进机下16 坡，取贝 U d 61.4mm d* 80 61.4合格(N)(MPa)(n)52.63 10 N , ns 4 , s 355MPa2 .校合缸筒体壁厚:/D 0.08 0.3 时PmaxD2.3 3PmaPm ax最大允许压力（mPa）口一缸筒材料的许用应力（mPa） -ns 一缸筒材料的屈服强度(mPa)n安全系数n 1.5-2.5取 pmax20mPa, 250 , D 0.1255mm,13.5 5合格