《機電一體化畢業(yè)論文設計- 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統(tǒng)1》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機電一體化畢業(yè)論文設計- 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統(tǒng)1（35頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、word 工業(yè)工程職業(yè)技術院 畢 業(yè) 論 文 題 目 設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統(tǒng) 學生 胡 策 眾 指導教師 文 倩 專 業(yè) 機電一體化 班 級 機電093班 學 號 2009 08 01 工業(yè)工程職業(yè)技術學院 摘要 組合機床以其獨特的優(yōu)點在機械設計中占有比擬重要的地位；它以通用部件為根底，根據(jù)工件加工需要，配以少量專用部件組成的一種機床。它具有低本錢、高效率的特點。 本次論文主要以單面多軸鉆孔組合機床為研究對象，根據(jù)主

2、機的用途，主要結構與其工作循環(huán)確定液壓執(zhí)行元件的運動方式、工作圍，并確定液壓執(zhí)行元件的負載和運動速度的大小與其變化圍。根據(jù)這些工況確定液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù)，再依據(jù)液壓設計的根本原理，確定系統(tǒng)類型、泵的選擇和選擇液壓回路，將所選的根本回路組合起來，再檢查系統(tǒng)在工作中還存在的問題進展修改和整理，最后擬出合理的液壓系統(tǒng)原理圖。根據(jù)驗算液壓系統(tǒng)性能，即回路壓力損失驗算和發(fā)熱溫升驗算，并概括液壓系統(tǒng)可能出現(xiàn)的故障和分析。 關鍵詞：組合機床、液壓系統(tǒng)、性能、回路壓力損失、發(fā)熱溫升、系統(tǒng)故障分析與診斷 目 錄 第一章、設計要求與工況分析..

3、...........................................5 ........................................................5 ....................................................5 …………………………………………………………………5 ..................................................5 ……………………………………………………………………5 …………………………………………………………………5 第二

4、章、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)………………………………………………………7 ……………………………………………………………7 ……………………………………………………………7 第三章、確定液壓系統(tǒng)原理圖...........................................11 …………………………………………………………………11 …………………………………………………………………12 第四章、計算和選擇液壓件..............................................13 ……………………………………………13 ……………………………

5、……………13 ……………………………………13 …………………………………………………………………14 …………………………………………………14 ………………………………………………………………14 ………………………………………………………………15 第五章、液壓缸設計根底…………………………………………………………….16 ……………………………………………………………16 ……………………………………………………………16 4mm……………………………………………………………16 …………………………………………………………16 d………………………………………

6、……………………………17 d…………………………………………17 …………………………………………………….17 ……………………………………………………….18 第六章、驗算液壓系統(tǒng)性能……………………………………………………………19 ………………………………………………………………….18 ………………………………………………………….19 …………………………………………………….19 .............................................21 第七章、典型液壓元件的故障分析與診斷……………………………………………23 …………

7、……………………………………23 ………………………………………………28 結論…………………………………………………………………………………….32 參考文獻……………………………………………………………………………….33 致…………………………………………………………………………………….34 第一章 、設計要求與工況分析 要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)。要現(xiàn)的動作順序為：快進→工進→快退→停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力總和Fe=30000N，運動部件總重量G＝1500N；快進展程為20mm，快進與快退速度6m/m

8、in，工進展程為30mm，工進速度為30-120m/min，s，利用平導軌，靜摩擦系數(shù)；動摩擦系數(shù)為。液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件使用液壓缸。 1.2 負載與運動分析 1.2.1工作負載 工作負載即為切削阻力 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 1.2.3各負載 啟動加速階段： 工 進 階 段：N 快進或快退階段： 1.2.4 運動時間 快進 設液壓缸的機械效率 =0.9，得出液壓缸在各階段的負載和推力，如表1所列。 表1 液壓缸在各運動階段的負載 階段 速度V(m/s) 負載(N) 快進 m/s

9、 333 工進 m/s 3111 快進、快退 m/s 333 第二章、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4MPa。 2．2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸〔A1=2A2〕，快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2。 表2按負載選擇工作壓力 負載/KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50

10、 >50 工作壓力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械 小型工程機械建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 表4 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 用補油泵的閉式回路 回油路較復雜的工程機械

11、 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5 按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤ ≥ d/D 表6 按速比要求確定d/D 2/1 2 d/D 注：1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 由于工作進給速度與快速運動速度差異較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式,即活塞桿直徑d與缸筒

12、直徑D呈d D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.6MPa。 快進時液壓缸雖然作差動連接〔即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接〕，但連接收路中不可防止地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取. 由此可計算出 液壓缸缸筒直徑為 mm 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d D，因此活塞桿直徑為d=0.707×109=77mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=

13、40mm，活塞桿直徑為d=28mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。 表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力 p1/MPa 輸入流量 q×10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 2 — 4 — — 加速 1 p1+Δp 4 — — 恒速 1 p1+Δp 0.35 0.23 工進 3 1

14、0.79×10-2 1 快退 啟動 2 — 0.50 — — 加速 1 1.40 — — 恒速 1 注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp。 2．快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 第三章、確定液壓系統(tǒng)原理圖 圖2 液壓缸工況圖 3.1選擇根本回路 (1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調

15、速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進展程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79×10-2)44；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(+)/=0.13。這明確在一個工作循環(huán)中的大局部時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平

16、穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。 (3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，應當選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。 (4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大〔1/2=0.07/(0.83×10-3)84〕，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。 (5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已根本解決。即滑臺

17、工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。 將上面選出的液壓根本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了防止機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔〔通孔與不通孔〕加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。

18、當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 第四章、計算和選擇液壓件 4.1.1 計算液壓泵的最大工作壓力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在快退時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差D，如此小流量泵的最高工作壓力估算為 p1+∑?p+D 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總

19、壓力損失∑?p，如此大流量泵的最高工作壓力估算為 +∑?p MPa 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.45×10-3 m3/s ，假如取回路泄漏系數(shù)K，如此兩個泵的總流量 L/min 33 /s m 10 55 . 0 /s m 10 45 . 0 1 . 1 3 3 3 3 1 p = ′ = ′ ′ = 3 - - Kq q 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.79×10-5 m3/s =0.47L/min/min。根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損

20、失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，假如取液壓泵容積效率ηv，如此液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，假如取液壓泵總效率ηp，這時液壓泵的驅動電動機功率為 KW 17 . 1 KW 10 8 . 0 60 10 33 10 70 . 1 3 3 6 p p p = ′ ′ ′ ′ ′ = 3 - h q p P 根據(jù)此數(shù)值查閱產品

21、樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為，額定轉速為940r/min。 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各閥類元件與輔件的實際流量，查閱產品樣本，可選出這些元件的型號與規(guī)格,表6所列為選擇元件的一個方案。 表6 液壓元件規(guī)格與型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量/L/min 額定壓力/MPa 額定壓降?/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 — - (2.5/32) — 2 三位五通電液換向閥 70 35DY—100BY 100 3 行程閥 22C-100BH 100 4 調速

22、閥 <1 Q-6B 6 — 5 單向閥 70 1-100B 100 6 單向閥 1-63B 50 7 背壓閥 <1 B-10B 10 — 8 順序閥 XY-63B 63 9 單向閥 70 1-100B 100 10 單向閥 1-63B 63 11 過濾器 XU-50X200 50 — — 12 壓力表開關 — K-6B — — 13 溢流閥 Y—10B 10 — *注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。

23、 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以與進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表7所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退 L/min 24 . 0 L/min 95 7 . 44 5 . 0 1 2 1 2 = * = = A A q q m/s 10 824 . 0 m/s 10 95 60 10 47 . 0 3 4 3 1 1 2 -3 - -3 5′ = ′ ′ ′

24、 = = A q u s 38 . 1 s 109 . 0 10 150 3 1 = ′ = - t s 1 . 34 s 10 88 . 0 10 30 3 3 2 = ′ ′ = - - t s 46 . 1 s 123 . 0 10 180 3 3 = ′ = - t 由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管徑分別為 為了統(tǒng)

25、一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。 油箱的容量按式估算，其中α為經驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F(xiàn)取α=6，得 第五章、液壓缸設計根底 液壓缸軸向長度取決于負載運行的有效長度〔活塞在缸筒能夠移動的極限距離〕、導向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結形式與其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關系?；钊麑挾取；钊行谐倘Q于主機運動機構的最大行程，=0.02+0.05=0.07m。導向長度， 缸筒長度。 δ=4mm 因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式, 式中： -缸筒壁

26、厚 -實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D-缸筒徑 D=m -缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度〔MPa〕,n為安全系數(shù)，取n=5。 對于P1<16MPa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統(tǒng) 因此滿足要求。 δ1=11mm 1.缸底有孔時： 其中 2.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退； 其中 是桿材料的許用應力，=100 d1 式中 K------擰緊系數(shù)，一般取K=1.25~1.5； F-------缸筒承受的最大負載〔N〕； z-------螺栓個數(shù)； ----螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點〔

27、MPa〕，安全系數(shù) 5.2.5液壓缸穩(wěn)定性計算 液壓缸承受的負載F超過某臨界值時將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核： 式中 nc----------穩(wěn)定性安全系數(shù) ，-4，取nc=3; 由于缸筒固定活塞動，，由桿材料知硬鋼，因此 因此滿足穩(wěn)定性要求。 5.2.6液壓缸緩沖壓力 液壓缸設置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當值超過缸筒、缸底強度計算的時，如此以取代。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為，活塞運動的機械能為。活塞在機械能守恒中運行至終點。 式中：

28、 通過驗算，液壓缸強度和穩(wěn)定性足以滿足要求。 第六章、驗算液壓系統(tǒng)性能 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r′103kg/m3。 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù) 也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)〔2000〕，故可推出：各工況下的

29、進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) 和油液在管道流速 同時代入沿程壓力損失計算公式，并將數(shù)據(jù)代入后，得 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油集合通過

30、行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為。假如忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，如此在進油路上總的壓力損失為 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2，可見此值與初算時參考表4選

31、取的背壓值根本相符。 按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此略高于表7數(shù)值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe，如此小流量泵的工作壓力為 此值與估算值根本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數(shù)值根本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 此值是調整液控順序閥7

32、的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 W 4 . 564 W 8 . 0 60 10 9 . 27 10 0588 . 0 60 10 1 . 5 10 99 . 4 3 6 3 6 p 2 p 2 p 1 p 1 p r = ′ ′ ′ + ′ ′ ′ = + = - -

33、 h q p q p P 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 °C 其中傳熱系數(shù)K=15 W/〔m2·°C〕。 設環(huán)境溫T2=25°C，如此熱平衡溫度為 °C 油溫在允許圍，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器 第七章、典型液壓元件的故障分析與診斷 故障現(xiàn)象 原因分析 消除方法 〔一〕泵不輸油 〔1〕電動機軸未轉動 1〕?? 未接通電源 2〕?? 電氣線路與元件故障 檢查電氣

34、并排除故障 〔2〕電動機發(fā)熱跳閘 1〕?? 溢流閥調壓過高，超載荷后悶泵 2〕?? 溢流閥閥芯卡死閥芯中心油孔堵塞或溢流閥阻尼孔堵塞造成超壓不溢流 3〕?? 泵出口單向閥裝反或閥芯卡死而悶泵 4〕?? 電動機故障 1〕?? 調節(jié)溢流閥壓力值 2〕?? 檢修閥悶 3〕?? 檢修單向閥 4〕?? 檢修或更換電動機 〔3〕泵軸或電動機軸上無連接鍵 1〕?? 折斷 2〕?? 漏裝 1〕?? 更換鍵 2〕?? 補裝鍵 〔4〕泵部滑動副卡死 1〕?? 配合間隙太小 2〕?? 零件精度差，裝配質量差，齒輪與軸同軸度偏差太大；柱塞頭部卡死；葉片垂直度差；轉子擺差太大，轉子槽有

35、傷口或葉片有傷痕受力后斷裂而卡死 3〕?? 油液太臟 4〕?? 油溫過高使零件熱變形 5〕?? 泵的吸油腔進入臟物而卡死 1〕?? 拆開檢修，按要求選配間隙 2〕?? 更換零件，重新裝配，使配合間隙達到要求 3〕?? 檢查油質，過濾或更換油液 4〕?? 檢查冷卻器的冷卻效果，檢查油箱油量并加油至油位線 5〕?? 拆開清洗并在吸油口安裝吸油過濾器 電動機轉向不對 1〕?? 電氣線路接錯 2〕?? 泵體上旋向箭頭錯誤 1〕?? 糾正電氣線路 2〕?? 糾正泵體上旋向箭頭 泵軸部折斷 1〕?? 軸質量差 2〕?? 泵滑動副卡死 1〕?? 檢查原因，更換新軸

36、 2〕?? 處理見本表〔一〕1〔4〕 〔1〕油箱油位過低 〔2〕吸油過濾器堵塞 〔3〕泵吸油管上閥門未打開 〔4〕泵或吸油管密封不嚴 〔5〕泵吸油高度超標準且吸油管細長并彎頭太多 〔6〕吸油過濾器過濾精度太高，或通油面積太小 〔7〕油的粘度太高 〔8〕葉片泵葉片未伸出，或卡死 〔9〕葉片泵變量機構動作不靈，使偏心量為零 〔10〕柱塞泵變量機構失靈，如加工精度差，裝配不良，配合間隙太小，泵部摩擦阻力太大，伺服活塞、變量活塞與彈簧芯軸卡死，通向變量機構的個別油道有堵塞以與油液太臟，油溫太高，使零件熱變形等 〔11〕柱塞泵缸體與配油盤之間不密封〔如柱塞泵中心彈簧折斷〕 〔

37、12〕葉片泵配油盤與泵體之間不密封 〔1〕加油至油位線 〔2〕清洗濾芯或更換 〔3〕檢查打開閥門 〔4〕檢查和緊固接頭處，緊固泵蓋螺釘，在泵蓋結合處和接頭連接處涂上油脂，或先向泵吸油口灌油 〔5〕降低吸油高度，更換管子，減少彎頭 〔6〕選擇合的過濾精度，加大濾油器規(guī)格 〔7〕檢查油的粘度，更換適宜的油液，冬季要檢查加熱器的效果 〔8〕拆開清洗，合理選配間隙，檢查油質，過濾或更換油液 〔9〕更換或調整變量機構 〔10〕拆開檢查，修配或更換零件，合理選配間隙；過濾或更換油液；檢查冷卻器效果；檢查油箱的油位并加至油位線 〔11〕更換彈簧 〔12〕拆開清洗重新裝配 〔二〕泵噪

38、聲大 〔1〕吸油過濾器有局部堵塞，吸油阻力大 〔2〕吸油管距油面較近 〔3〕吸油位置太高或油箱液位太低 〔4〕泵和吸油管口密封不嚴 〔5〕油的粘度過高 〔6〕泵的轉速太高〔使用不當〕 〔7〕吸油過濾器通過面積過小 〔8〕非自吸泵的輔助泵供油量不足或有故障 〔9〕油箱上空氣過濾器堵塞 〔10〕泵軸油封失效 〔1〕清洗或更換過濾器 〔2〕適當加長調整吸油管長度或位置 〔3〕降低泵的安裝高度或提高液位高度 〔4〕檢查連接處和結合面的密封，并緊固 〔5〕檢查油質，按要求選用油的粘度 〔6〕控制在最高轉速以下 〔7〕更換通油面積大的濾器 〔8〕修理或更換輔助泵

39、〔9〕清洗或更換空氣過濾器 〔10〕更換 〔1〕油液中溶解一定量的空氣，在工作過程中又生成的氣泡 〔2〕回油渦流強烈生成泡沫 〔3〕管道或泵殼存有空氣 〔4〕吸油管浸入油面的深度不夠 〔1〕在油箱增設隔板，將回油經過隔板消泡后再吸入，油液中加消泡劑 〔2〕吸油管與回油管要隔開一定距離，回油管口要插入油面以下 〔3〕進展空載運轉，排除空氣 〔4〕加長吸油管，往油箱中注油使其液面升高 〔1〕泵軸承磨損嚴重或破損 〔2〕泵部零件破損或磨損 1〕?? 定子環(huán)外表磨損嚴重 2〕?? 齒輪精度低，擺差大 〔1〕拆開清洗，更換 1〕?? 更換定子圈 2〕?? 研配修復

40、或更換 〔1〕困油嚴重產生較大的流量脈動和壓力脈動 1〕?? 卸荷槽設計不佳 2〕?? 加工精度差 〔2〕變量泵變量機構工作不良〔間隙過小，加工精度差，油液太臟等〕 〔3〕雙級葉片泵的壓力分配閥工作不正常?！查g隙過小，加工精度差，油液太臟等〕 1〕?? 改良設計，提高卸荷能力 2〕?? 提高加工精度 〔2〕拆開清洗，修理，重新裝配達到性能要求，過濾或更換油液 〔3〕拆開清洗，修理，重新裝配達到性能要求，過濾或更換油液 〔1〕泵軸與電動機軸同軸度差 〔2〕聯(lián)軸器安裝不良，同軸度差并有松動 〔2〕重新安裝達到技術要求，并用頂絲緊固聯(lián)軸器 〔三〕泵出油量不足

41、 〔1〕泵部滑動零件磨損嚴重 1〕?? 葉片泵配油盤端面磨損嚴重 2〕?? 齒輪端面與測板磨損嚴重 3〕?? 齒輪泵因軸承損壞使泵體孔磨損嚴重 4〕?? 柱塞泵柱塞與缸體孔磨損嚴重 5〕?? 柱塞泵配油盤與缸體端面磨損嚴重 〔1〕拆開清洗，修理和更換 1〕?? 研磨配油盤端面 2〕?? 研磨修理工理或更換 3〕?? 更換軸承并修理 4〕?? 更換柱塞并配研到要求間隙，清洗后重新裝配 5〕?? 研磨兩端面達到要求，清洗后重新裝配 〔2〕泵裝配不良 1〕?? 定子與轉子、柱塞與缸體、齒輪與泵體、齒輪與側板之間的間隙太大 2〕?? 葉片泵、齒輪泵泵蓋上螺釘擰緊力矩不勻或

42、有松動 3〕?? 葉片和轉子反裝 1〕?? 重新裝配，按技術要求選配間隙 2〕?? 重新擰緊螺釘并達到受力均勻 3〕?? 糾正方向重新裝配 〔3〕油的粘度過低〔如用錯油或油溫過高〕 〔3〕更換油液，檢查油溫過高原因，提出降溫措施 參見本表〔二〕1、2。 參見本表〔二〕1、2。 參見本表〔二〕4。 參見本表〔二〕4。 非自吸泵的輔助泵供油量不足或有故障 修理或更換輔助泵 〔四〕壓力不足或壓力升不高 參見本表〔三〕1。 參見本表〔三〕1。 〔1〕電動機輸出功率過小 1〕?? 設計不合理 2〕?? 電動機有故障 〔2〕機械驅動機構輸出功率過小

43、 1〕?? 核算電動機功率，假如不足應更換 2〕?? 檢查電動機并排除故障 〔2〕核算驅動功率并更換驅動機構 造成驅動機構或電動機功率不足 重新計算匹配壓力，流量和功率，使之合理 〔五〕壓力不穩(wěn)定，流量不穩(wěn)定 參見本表〔二〕1、2。 參見本表〔二〕1、2。 個別葉片在轉子槽卡住或伸出困難 過濾或更換油液 〔1〕個別葉片在轉子槽間隙過大，造成高壓油向低壓腔流動 〔2〕個別葉片在轉子槽間隙過小，造成卡住或伸出困難 〔3〕個別柱塞與缸體孔配合間隙過大，造成漏油量大 〔1〕拆開清洗，修配或更換葉片，合理選配間隙 〔2〕修配，使葉片運動靈活 〔3〕修配后使

44、間隙達到要求 參見本表〔二〕4。 參見本表〔二〕4。 非自吸泵的輔助泵有故障 修理或更換輔助泵 〔六〕異常發(fā)熱 〔1〕間隙選配不當〔如柱塞與缸體、葉片與轉子槽、定子與轉子、齒輪與測板等配合間隙過小，造成滑動部件過熱燒傷〕 〔2〕裝配質量差，傳動局部同軸度未達到技術要求，運轉時有別勁現(xiàn)象 〔3〕軸承質量差，或裝配時被打壞，或安裝時未清洗干凈，造成運轉時別勁 〔4〕經過軸承的潤滑油排油口不暢通 1〕?? 回油口螺塞未打開〔未接收子〕 2〕?? 安裝時油道未清洗干凈，有臟物堵住 3〕?? 安裝時回油管彎頭太多或有壓扁現(xiàn)象 〔1〕拆開清洗，測量間隙，重新配研達到規(guī)

45、定間隙 〔2〕拆開清洗，重新裝配，達到技術要求 〔3〕拆開檢查，更換軸承，重新裝配 1〕?? 安裝好回油管 2〕?? 清洗管道 3〕?? 更換管子，減少管頭 〔1〕油液的粘-溫特性差，粘度變化大 〔2〕油中含有大量水分造成潤滑不良 〔3〕油液污染嚴重 〔1〕按規(guī)定選用液壓油 〔2〕更換合格的油液清洗油箱部 〔3〕更換油液 〔1〕泄油管壓扁或堵死 〔2〕泄油管管徑太細，不能滿足排油要求 〔3〕吸油管徑細，吸油阻力大 〔1〕清洗更換 〔2〕更改設計，更換管子 〔3〕加粗管徑、減少彎頭、降低吸油阻力 外界熱源高，散熱條件差 去除外界影響，增設隔熱措施

46、 5.部泄漏大，容積效率過低而發(fā)熱 參見本表〔三〕1。 參見本表〔三〕1。 〔七〕軸封漏油 〔1〕密封件唇口裝反 〔2〕骨架彈簧脫落 1〕?? 軸的倒角不適當，密封唇口翻開，使彈簧脫落 2〕?? 裝軸時不小心，使彈簧脫落 〔3〕密封唇部粘有異物 〔4〕密封唇口通過花鍵軸時被拉傷 〔5〕油封裝斜了 1〕?? 溝槽徑尺寸太小 2〕?? 溝槽倒角過小 〔6〕裝配時造成油封嚴重變形 〔7〕密封唇翻卷 1〕?? 軸倒角太小 2〕?? 軸倒角處太粗糙 〔1〕拆下重新安裝，拆裝時不要損壞唇部假如有變形或損傷應更換 1〕?? 按加工圖紙要求重新加工 2〕?? 重新安

47、裝 〔3〕取下清洗，重新裝配 〔4〕更換后重新安裝 1〕?? 檢查溝槽尺寸，按規(guī)定重新加工 2〕?? 按規(guī)定重新加工 〔6〕檢查溝槽尺寸與倒角 〔7〕檢查軸倒角尺寸和粗糙度，可用砂布打磨倒角處，裝配時在軸倒角處涂上油脂 〔1〕軸加工錯誤 1〕?? 軸頸不適宜，使油封唇口部位磨損，發(fā)熱 2〕?? 軸倒角不合要求，使油封唇口拉傷，彈簧脫落 3〕?? 軸頸外表有車削或磨削痕跡 4〕?? 軸頸外表粗糙使油封唇邊磨損加快 〔2〕溝槽加工錯誤 1〕?? 溝槽尺寸過小，使油封裝斜 2〕?? 溝槽尺寸過大，油從外周漏出 3〕?? 溝槽外表有劃傷或其他缺陷，油從外周漏出 1〕

48、?? 檢查尺寸，換軸。油封處的公差常用h8 2〕?? 重新加工軸的倒角 3〕?? 重新修磨，消除磨削痕跡 4〕?? 重新加工達到圖紙要求 〔2〕更換泵蓋，修配溝槽達到配合要求 油封質量不好，不耐油或對液壓油相容性差，變質、老化、失效造成漏油 更換相適應的油封橡膠件 參見本表〔三〕1。 參見本表〔三〕1。 泄油孔被堵后，泄油壓力增加，造成密封唇口變形太大，接觸面增加，摩擦產生熱老化，使油封失效，引起漏油 清洗油孔，更換油封 泄油困難，泄油壓力增加 適當增大管徑或縮短泄油管長度 泄油管未打開或未接泄油管 打開螺塞接上泄油管 故障現(xiàn)象 原因

49、分析 消除方法 〔一〕活塞桿不能動作 〔1〕油液未進入液壓缸 1〕?? 換向閥未換向 2〕?? 系統(tǒng)未供油 〔2〕雖有油，但沒有壓力 1〕?? 系統(tǒng)有故障，主要是泵或溢流閥有故障 2〕?? 部泄漏嚴重，活塞與活塞桿松脫，密封件損壞嚴重 〔3〕壓力達不到規(guī)定值 1〕?? 密封件老化、失效，密封圈唇口裝反或有破損 2〕?? 活塞環(huán)損壞 3〕?? 系統(tǒng)調定壓力過低 4〕?? 壓力調節(jié)閥有故障 5〕?? 通過調整閥的流量過小，液壓缸泄漏量增大時，流量不足，造成壓力不足 1〕檢查換向閥未換向的原因并排除 2〕檢查液壓泵和主要液壓閥的故障原因并排除 1〕?? 檢查泵或

50、溢流閥的故障原因并排除 2〕?? 緊固活塞與活塞桿并更換密封件 1〕?? 更換密封件，并正確安裝 2〕?? 更換活塞桿 3〕?? 重新調整壓力，直至達到要求值 4〕?? 檢查原因并排除 5〕?? 調整閥的通過流量必須大于液壓缸泄漏量 〔1〕液壓缸結構上的問題 1〕?? 活塞端面與缸筒端面緊貼在一起，工作面積不足，故不能啟動 2〕?? 具有緩沖裝置的缸筒上單向閥回路被活塞堵住 〔2〕活塞桿移動“別勁〞 1〕?? 缸筒與活塞，導向套與活塞桿配合間隙過小 2〕?? 活塞桿與夾布膠木導向套之間的配合間隙過小 3〕?? 液壓缸裝配不良〔如活塞桿、活塞和缸蓋之間同軸度差，液壓

51、缸與工作臺平行度差〕 〔3〕液壓回路引起的原因，主要是液壓缸背壓腔油液未與油箱相通，回油路上的調速閥節(jié)流口調節(jié)過小或連通回油的換向閥未動作 1〕?? 端面上要加一條通油槽，使工作液體迅速流進活塞的工作端面 2〕?? 缸筒的進出油口位置應與活塞端面錯開 1〕?? 檢查配合間隙，并配研到規(guī)定值 2〕?? 檢查配合間隙，修刮導向套孔，達到要求的配合間隙 3〕?? 重新裝配和安裝，不合格零件應更換 檢查原因并消除 〔二〕速度達不到規(guī)定值 〔1〕密封件破損嚴重 〔2〕油的粘度太低 〔3〕油溫過高 〔1〕更換密封件 〔2〕更換適宜粘度的液壓油 〔3〕檢查原因并排除 〔

52、1〕設計錯誤，選用壓力過低 〔2〕工藝和使用錯誤，造成外載比預定值大 〔1〕核算后更換元件，調大工作壓力 〔2〕按設備規(guī)定值使用 3.活塞移動時“別勁〞 〔1〕加精度差，缸筒孔錐度和圓度超差 〔2〕裝配質量差 1〕?? 活塞、活塞桿與缸蓋之間同軸度差 2〕?? 液壓缸與工作臺平行度差 3〕?? 活塞桿與導向套配合間隙過小 檢查零件尺寸，更換無法修復的零件 1〕?? 按要求重新裝配 2〕?? 按照要求重新裝配 3〕?? 檢查配合間隙，修刮導向套孔，達到要求的配合間隙 〔1〕油液過臟 〔2〕防塵圈破損 〔3〕裝配時未清洗干凈或帶入臟物 〔1〕過濾或更換油液

53、〔2〕更換防塵圈 〔3〕拆開清洗，裝配時要注意清潔 〔1〕緩沖調節(jié)閥的節(jié)流口調節(jié)過小，在進入緩沖行程時，活塞可能停止或速度急劇下降 〔2〕固定式緩沖裝置中節(jié)流孔直徑過小 〔3〕缸蓋上固定式緩沖節(jié)流環(huán)與緩沖柱塞之間間隙過小 〔1〕緩沖節(jié)流閥的開口度要調節(jié)適宜，并能起到緩沖作用 〔2〕適當加大節(jié)流孔直徑 〔3〕適當加大間隙 〔1〕缸筒徑加工精度差，外表粗糙，使泄量增大 〔2〕缸壁脹大，當活塞通過增大部位時，泄漏量增大 〔1〕修復或更換缸筒 〔2〕更換缸筒 〔三〕液壓缸產生爬行 1.液壓缸活塞桿運動“別勁〞 參見本表〔二〕3。 參見本表〔二〕3。 〔1〕新

54、液壓缸，修理后的液壓缸或設備停機時間過長的缸，缸有氣或液壓缸管道中排氣未排凈 〔2〕缸部形成負壓，從外部吸入空氣 〔3〕從缸到換向閥之間管道的容積比液壓缸容積大得多，液壓缸工作時，這段管道上油液未排完，所以空氣也很難排凈 〔4〕泵吸入空氣〔參見液壓泵故障〕 〔5〕油液中混入空氣〔參見液壓泵故障〕 〔1〕空載大行程往復運動，直到把空氣排完 〔2〕先用油脂封住結合面和接頭處，假如吸空情況有好轉，如此把緊固螺釘和接頭擰緊 〔3〕可在靠近液壓缸的管道中取高處加排氣閥。擰開排氣閥，活塞在全行程情況下運動屢次，把氣排完后再把排氣閥關閉 參見液壓泵故障的消除對策 〔5〕參見液壓泵故障的消除

55、對策 〔四〕緩沖裝置故障 〔1〕緩沖調節(jié)閥的節(jié)流口開口過小 〔2〕緩沖柱塞“別勁〞〔如柱塞頭與緩沖環(huán)間隙太小，活塞傾斜或偏心〕 〔3〕在柱塞頭與緩沖環(huán)之間有臟物 〔4〕固定式緩沖裝置柱塞頭與襯套之間間隙太小 〔1〕將節(jié)流口調節(jié)到適宜位置并緊固 〔2〕拆開清洗適當加大間隙，不合格的零件應更換 〔3〕修去毛刺和清洗干凈 〔4〕適當加大間隙 〔1〕緩沖調節(jié)閥處于全開狀態(tài) 〔2〕慣性能量過大 〔3〕緩沖調節(jié)閥不能調節(jié) 〔4〕單向閥處于全開狀態(tài)或單向閥閥座封閉不嚴 〔5〕活塞上密封件破損，當緩沖腔壓力升高時，工作液體從此腔向工作壓力一側倒流，故活塞不減速 〔6〕柱塞

56、頭或襯套外表上有傷痕 〔7〕鑲在缸蓋上的緩沖環(huán)脫落 〔8〕緩沖柱塞錐面長度和角度不適宜 〔1〕調節(jié)到適宜位置并緊固 〔2〕應設計適宜的緩沖機構 〔3〕修復或更換 〔4〕檢查尺寸，更換錐閥芯或鋼球，更換彈簧，并配研修復 〔5〕更換密封件 〔6〕修復或更換 〔7〕更換新緩沖環(huán) 〔8〕修正 3.緩沖行程段出現(xiàn)“爬行〞 〔1〕加工不良，如缸蓋，活塞端面的垂直度不合要求，在全長上活塞與缸筒間隙不勻，缸蓋與缸筒不同心：缸筒徑與缸蓋中心線偏差大，活塞與螺帽端面垂直度不合要求造成活塞桿撓曲等 〔2〕裝配不良，如緩沖柱塞與緩沖環(huán)相配合的孔有偏心或傾斜等 〔1〕對每個零件均仔細檢查，不

57、合格的零件不準使用 〔2〕重新裝配確保質量 〔五〕有外泄漏 〔1〕液壓缸裝配時端蓋裝偏，活塞桿與缸筒不同心，使活塞桿伸出困難，加速密封件磨損 〔2〕液壓缸與工作臺導軌面平行度差，使活塞伸出困難，加速密封件磨損 〔3〕密封件安裝過失，如密封件劃傷、切斷，密封唇裝反，唇口破損或軸倒角尺寸不對，密封件裝錯或漏裝 〔4〕密封壓蓋未裝好 1〕?? 壓蓋安裝有偏差 2〕?? 緊固螺釘受力不勻 3〕?? 緊固螺釘過長，使壓蓋不能壓緊 〔1〕拆開檢查，重新裝配 〔2〕拆開檢查，重新安裝，并更換密封件 〔3〕更換并重新安裝密封件 1〕重新安裝 2〕重新安裝，擰緊螺釘，使其受力均勻

58、 3〕按螺孔深度合理選配螺釘長度 〔1〕保管期太長，密封件自然老化失效 〔2〕保管不良，變形或損壞 〔3〕膠料性能差，不耐油或膠料與油液相容性差 〔4〕制品質量差，尺寸不對，公差不符合要求 更換 〔1〕活塞桿外表粗糙，活塞桿頭部倒角不符合要求或未倒角 〔2〕溝槽尺寸與精度不符合要求 1〕?? 設計圖紙有錯誤 2〕?? 溝槽尺寸加工不符合標準 3〕?? 溝槽精度差，毛刺多 〔1〕外表粗糙度應為Ra0.2μm，并按要求倒角 〔2〕 1〕?? 按有關標準設計溝槽 2〕?? 檢查尺寸，并修正到要求尺寸 3〕?? 修正并去毛刺 〔1〕用錯了油品 〔2〕油液

59、中滲有其它牌號的油液 更換適宜的油液 〔1〕液壓缸進油口阻力太大 〔2〕周圍環(huán)境溫度太高 〔3〕泵或冷卻器等有故障 〔1〕檢查進油口是否暢通 〔2〕采取隔熱措施 〔3〕檢查原因并排除 〔1〕緊固螺釘松動 〔2〕管接頭松動 〔3〕安裝位置產生移動 〔1〕應定期緊固螺釘 〔2〕應定期緊固接頭 〔3〕應定期緊固安裝螺釘 〔1〕防塵圈老化、失效侵入砂粒切屑等臟物 〔2〕導向套與活塞桿之間的配合太緊，使活動外表產生過熱，造成活塞桿外表鉻層脫落而拉傷 〔1〕清洗更換防塵圈，修復活塞桿外表拉傷處 〔2〕檢查清洗，用刮刀修刮導向套徑，達到配合間隙

60、 結論 本篇論文主要根據(jù)論文要求進展目錄分析、參數(shù)計算、原理圖繪畫、故障分析。主要目的是提高即將畢業(yè)的學生分析問題，并自己解決問題的綜合能力。 完本錢本篇論文是學生在學完<<液壓技術與應用>>、《機械設計》、CAD軟件等課程后進展一個綜合實踐獨立完成論文要求的過程，完本錢篇論文首先要了解本篇論文題目的要求，通過分析目的要求，逐步逐層的解決問題以求達到論文設計要求。論文設計關鍵要進展目錄編排即要有個輪廓，一個規(guī)劃。在參數(shù)計算的過程中，我們要根據(jù)題目提供的數(shù)據(jù)進展分析，利用有關論文提供的參數(shù)按要求全部計算出來，以求真實性、理論性；數(shù)據(jù)分析

61、、計算即提高我們的計算能力，又提高我們的思維能力；而原理圖繪畫，主要是通過我們學過的CAD軟件來完成，這樣一來讓我們再次學習并掌握軟件繪畫技巧。故障分析如此是要求我們了解并掌握論文設計容可能出現(xiàn)的問題，只有掌握液壓系統(tǒng)可能出現(xiàn)的故障，才能到時候與時的處理液壓系統(tǒng)出現(xiàn)的故障問題；這就做到了分析問題解決問題的能力，實現(xiàn)了理論指導實踐，實踐反應并證明理論的可靠性。雖然完成整篇論文時間長，且復雜，但通過一定的時間去努力，還是順利的完成了，從中讓我明白做任何事，堅持不懈、集思廣益很關鍵，只有在學習中、努力中、進步中自己才是充實的，才是快樂的。

62、 參考文獻 （1） 雷天覺. 新編液壓工程手冊. ：理工大學，1998. （2） 中國機械工程學會中國機械設計大典編委會.壯云主編.中國機械設計大典第5卷機械控制系統(tǒng)設計.：科學技術，2002. （3） 日本液壓氣動協(xié)會.液壓氣動手冊.：機械工業(yè)，1984. （4） 黎啟柏.液壓元件手冊.：冶金工業(yè)，機械工業(yè)，2000. （5） 章宏甲.金屬切削機床液壓傳動.：科學技術，1984. （6） 何存興，鐵華.液壓傳動與氣壓傳動.：華中科技大學，2000. （7） 王寶和.流動傳動與控制.：國防科技大學，2001. （8） 繼海.液壓傳動.：工業(yè)大學，1997.

63、 （9） 明仁雄.王會雄.液壓與氣壓傳動，：國防工業(yè)大學，2003. （10） 盧光賢.機床液壓傳動與控制.：西北工業(yè)大學，1993. （11） 磊等.實用液壓技術300題.：機械工業(yè)，1998. （12） 官忠.液壓傳動系統(tǒng).：機械工業(yè)，1998. （13） 壯云，宜遠.液壓元件與系統(tǒng).：機械工業(yè)，2000. （14） H.E.梅里特著，燕慶譯.液壓控制系統(tǒng).：科學，1976. 致 通過近四個月的時間終于將本篇論文寫好，在這篇論文的過程中遇到了各種各樣的困難和障礙，都在同學和教師的幫助下寫好的。本論文在

64、編寫過程中，得到了指導教師的輔導，非常感教師不厭其煩的進展論文的修改和改良。感這篇論文所涉與到的各位學者。本文引用了數(shù)位學者的研究文獻，如果沒有各位學者的研究成果的幫助和啟發(fā)，我將很難完本錢篇論文的寫作。感我的同學和朋友，在我寫論文的過程中給予我了很多有關液壓系統(tǒng)素材，還在論文的撰寫和排版的過程中提供熱情的幫助和良好的意見。 此外，還通過跟不少寫本篇論文的同學相互交流寫作思路和一起收集有關本篇論文資料等，從中領悟到了一些道理。他們不但幫我如何運用所提供的參數(shù)進展合理計算，還為我反復修改了論文提綱和論文草稿，他們給我提供了許多簡便性計算方法以與從一些實際工作中得到的經驗、技巧等，是他們讓我明確寫作的要點、方向，也是他們在學習和工作中給予莫大的幫助，幫助我順利的完本錢次論文，在此我由衷的感他們熱情的幫助！同時也衷心祝愿母校蓬勃開展！ 此致 敬禮 評 語 指導教師〔簽字〕 辯論小組意見 辯論委員會 負 責 人〔簽字〕 成績 院系〔蓋章〕 20 年 月 日 35 / 35