雙頭組合車床的液壓系統(tǒng)設計含4張CAD圖,組合,車床,液壓,系統(tǒng),設計,cad XXXXXX XXX（設計）任務書 課程名稱： 雙頭組合車床的液壓系統(tǒng)設計 進行日期 20XX年 06 月13 日至 20XX 年 09 月 16 日 學生姓名： 專業(yè)班級： 指導教師： 李 欣 所屬站名： 江蘇省交通技師學院 站 長： 第1頁 課題主要參數(shù)及依據(jù)： 液壓技術是現(xiàn)代機械工程的基本技術構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術要素，應用液壓技術的程度已經(jīng)成為衡量一個國家工業(yè)化水平的重要標志之一，所以正確、合理地提高設計和使用液壓系統(tǒng)，具有十分重要的意義。同時讓同學們學習到的理論知識運用到實踐中，提高實踐能力，使我們的設計更具實用性。 一、課題研究的主要內(nèi)容、目的和意義 本設計為雙頭組合車床液壓系統(tǒng)設計，組合機床是一種工序集中、效率較高的專用機床。通過組合車床液壓系統(tǒng)的設計，可以使學生進一步掌握液壓系統(tǒng)的設計步驟和方法，并使所學知識設計得到更為全面的運用。本設計課題的內(nèi)容分為以下幾個部分： (1) 液壓系統(tǒng)原理圖的設計； (2) 液壓元件的計算與選擇； (3) 裝配圖的設計與計算； 通過對雙頭組合車床的原有液壓系統(tǒng)的分析和了解，結(jié)合已學的液壓方面的知識，對液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)、設計等方面的知識有更進一步的認識和提高。 二、液壓系統(tǒng)的原始數(shù)據(jù)及技術要求 1、原始數(shù)據(jù) (1)最大切削力F=11000N； (2)所移動的總重量為G=16000N； (3)工作進給速度范圍為0.025-1.1m/min； (4)快進快退速度為4m/min。 2、技術要求 (1)系統(tǒng)控制的動作循環(huán)為“快進-工進-快退-停止”； (2)進給速度在規(guī)定范圍內(nèi)，且能實現(xiàn)無級調(diào)速，在低速時有良好穩(wěn)定性； (3)各車削頭的速度能夠單獨調(diào)節(jié)； 三、設計要求 1、設計計算說明書一份； 2、液壓系統(tǒng)原理圖一張；(圖形符號符合GB786.1-93) 3、液壓系統(tǒng)典型零件裝配圖一份； 4、典型零件圖若干； 第2頁 進 度 表 起止日期 內(nèi)容提要 備 注 第1-2周 第3-7周 第8-10周 第11-12周 第13周 收集資料、分析相關材料 制定研究、設計提綱 完成設計初稿、審核 完善設計初稿 終審 準備論文答辯 第3頁 雙頭組合車床的液壓系統(tǒng)設計 Double the hydraulic system design combination lathe 摘要 本文是關于雙頭車床液壓系統(tǒng)設計過程的闡述。主要包括系統(tǒng)方案的確定、液壓集成塊與控制系統(tǒng)的設計和總體布局的設計幾個方面的內(nèi)容。雙頭車床加工時，由于零件較長，擬采用零件固定，刀具旋轉(zhuǎn)和進給的加工方式，其加工動作循環(huán)方式是：快進→工進→快退→停止，同時要求各個車削頭能單獨調(diào)整。顯而易見，采用雙頭車床能使原需多道工序的產(chǎn)品能一次切削完成，使工序簡化，生產(chǎn)效益大大提高。且這種設計所產(chǎn)生的產(chǎn)品對成均勻，精度高。對于雙頭車床的動力執(zhí)行部分，本設計采用液壓伺服機構(gòu)。液壓伺服機構(gòu)較其他機構(gòu)有傳動平穩(wěn)、噪音小、驅(qū)動力大等優(yōu)點，同時也存在漏油、爬行、體積大等缺點。 為了盡量避免液壓系統(tǒng)的上述缺點，系統(tǒng)設計時用集成塊來代替管路，在液壓系統(tǒng)采用液壓閥集成配置，可以顯著減少管路聯(lián)接和接頭，降低系統(tǒng)的復雜性，增強現(xiàn)場添加和更改回路的柔性，具有結(jié)構(gòu)緊湊、安裝維護方便、泄漏少、振動小、利于實現(xiàn)典型液壓系統(tǒng)的集成化和標準化等優(yōu)點。 關鍵詞：雙頭車床? 液壓系統(tǒng) 液壓伺服機構(gòu) Abstract This text is a concerning of hydraulic system of the double-head lathe. In this text ,it primarily includes the determination of hydraulic system? program, the design of the hydraulic manifold block and control system, and the design of the total layout of the contents. When we use the double-head lathe to work the components, because they are relatively long, we plan adopt the way of components fixing, cutting tool revolving and aheading. The circulate pattern of working movement is speeding→aheading→withdrawing→halting. Meanwhile, each turning head is required to adjust solely. Tell its own tale, it can made the produce needed several working procedure formerly cut completely only once , predigest the working procedure and improve the manufacture benefit enormously. And the produce manufactured by the design may be symmetry ,uniformity and high precision. For the drive perform part of the double-head lathe ,the design adopts hydraulic pressure servo mechanism. When compared to other institutions,it has many advances such as driving calmly, small noise, drive power greatcontemporary, it exists several shortcomings such as leaking oil,creeping big vulume. In order to avoid the above shortcomings as far as possible,during the design of hydraulic system .I use the hydraulic manifold block to replace the oil tube.So that it can use less oil tube and tube joint, decrease complexity of the system, increase the flexibility of appending and altering the system on the spot, tight the system,install and uphold handily, littler seeping oil, lower vibration, and help for accomplish the integration and standardization of the characteristic hydraulic system. Keywords:? Double-head lathe；Hydraulic system；Hydraulic servo 目 錄 引 言 1 第一章 制定基本方案及繪制液壓系統(tǒng)原理圖 5 1.1確定對液壓系統(tǒng)的工作要求 5 1.1.1 執(zhí)行機構(gòu) 5 1.1.2 方向回路 5 1.1.3 調(diào)速回路 6 1.2擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 7 第二章 計算和選擇液壓元件 11 2.1原始數(shù)據(jù) 11 2.2工作負載及慣性負載計算 11 2.2.1密封阻力的計算 12 2.2.2導軌摩擦阻力的計算 ..12 2.2.3回油背壓造成的阻力計算 13 2.2.4確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸和工作壓力 14 2.3油泵的計算 18 2.3.1確定油泵的實際工作壓力，選擇油泵 18 2.3.2確定液壓泵電機的功率 19 第三章 液壓元件計算與選擇 20 3.1選擇控制元件 20 3.2油管的計算和選擇 22 3.3管接頭的選擇 24 3.4油箱的設計 24 3.5液壓油的選擇 27 第四章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 27 4.1計算液壓缸各運動階段的進、排油量 28 4.1.2驗算進給油路在快進、工進和快退時的壓力損失 28 4.1.3計算液壓泵各運動階段的輸出壓力 32 4.1.4計算回路效率 34 4.1.5驗算系統(tǒng)溫升 34 結(jié) 論 35 致 謝 36 參考文獻: 37 引 言 隨著電子信息技術的發(fā)展，世界機床業(yè)已進入了以數(shù)字化制造技術為核心的機電一體化時代，其中數(shù)控機床就是代表產(chǎn)品之一。數(shù)控機床是制造業(yè)的加工母機和國民經(jīng)濟的重要基礎。它為國民經(jīng)濟各個部門提供裝備和手段，具有無限放大的經(jīng)濟與社會效應。目前，歐、美、日等工業(yè)化國家已先后完成了數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)化進程，而中國從20世紀80年代開始起步，仍處于發(fā)展階段。 可以預見，未來普通機床的市場份額將不斷下滑, 數(shù)控機床的消費會逐漸擴大。國外公司在中國數(shù)控系統(tǒng)銷量中的80％以上是普及型數(shù)控系統(tǒng)。如果我們能在普及型數(shù)控系統(tǒng)產(chǎn)品快速產(chǎn)業(yè)化上取得突破，中國數(shù)控系統(tǒng)產(chǎn)業(yè)就有望從根本上實現(xiàn)戰(zhàn)略反擊。 在這樣一個大背景下，我們的選擇設計了數(shù)控車床的液壓系統(tǒng)，以提高生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量和降低工人勞動強度。通過本次設計培養(yǎng)綜合運用基礎知識和專業(yè)知識，解決工程實際問題的能力，使工程繪圖、數(shù)據(jù)處理、外文文獻閱讀、程序編制、使用手冊等基本技能及能力得到訓練和提高。此外，力求完成設計的同時，熟悉國內(nèi)外數(shù)控技術及數(shù)控機床的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢,增強對如何發(fā)展民族數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)的認識和使命感。 1、 液壓傳動的組成 （1）液壓泵：把機械能轉(zhuǎn)換為液體壓力能的元件。 （2）執(zhí)行元件：把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能的元件。如液壓缸、液壓馬達等。 （3）控制元件：通過對液壓的壓力、流量和方向的控制來實現(xiàn)對執(zhí)行元件的運動速度、方向、作用力等控制，也用于實現(xiàn)過載保護程序控制等，其中包括壓力控制閥、流量閥、方向控制閥等。 （4）輔助元件：以上組成部分以外的其他元件，如接頭油箱、管道、濾油器、冷卻器、加熱器等。 隨著工業(yè)的發(fā)展，機械化、自動化程度的日益提高，對液壓元件及液壓裝置的標準化、集成化、微型化提出了更高的要求。于是出現(xiàn)了由液壓系統(tǒng)組成的液壓站。液壓站不僅滿足了日益發(fā)展數(shù)控機床、組合機床自動線及一般專用組合機床對液壓系統(tǒng)的要求，而且適用于小批單件生產(chǎn)的非標準設備。 2、 液壓傳動的優(yōu)缺點 液壓系統(tǒng)以液壓液作為工作介質(zhì)，而液體不可以壓縮的特性使液壓系統(tǒng)運動的平穩(wěn)性得到保證。在工業(yè)的許多領域，液壓系統(tǒng)的應用越來越廣泛。其優(yōu)點和缺點有以下幾個方面： （1）?在相同的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更多的動力。在相等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，功率密度大，結(jié)構(gòu)緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的20%左右。 （2）?液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕，慣性小，反應快，液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動，制動和頻繁的換向。 （3）?液壓裝置能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速（調(diào)速范圍可達2000），它還可以在運行的過程中進行調(diào)速。 （4）?液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，它對液體壓力、流量或流動方向易于進行調(diào)速或控制。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結(jié)合起來使用時，整個傳動裝置能夠?qū)崿F(xiàn)很復雜的順序動作，也能方便的實現(xiàn)遠程控制。 （5）?液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在堵轉(zhuǎn)狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。 （6）?由于液壓元件已經(jīng)實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設計、制造和使用都比較方便。 （7）?用液壓傳動實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單，這一點在本設計中體現(xiàn)的比較出色。 但液壓傳動也存在著一些缺點： （1）?液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失，泄漏損失等），長距離傳動時更是如此。 （2）?液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不能在很高或很低的溫度條件下工作。 （3）?為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上要求較高，因此它的造價較貴，而且對工作介質(zhì)的污染比較敏感。液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。 總的來說，液壓傳動的優(yōu)點是主要的，而它們的缺點通過技術的進步和多年的不懈努力，已得到了很大的改善。 3、 液壓技術的應用及其發(fā)展趨勢 （1）國內(nèi)液壓技術的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 我國液壓產(chǎn)品有一定生產(chǎn)能力和技術水平的生產(chǎn)科研體系。尤其是近十年來基礎產(chǎn)品工業(yè)得到國家支持，裝備水平有所提高，目前已能生產(chǎn)品種規(guī)格齊全的產(chǎn)品。近年來，我國液壓氣動密封行業(yè)堅持技術進步，加快新產(chǎn)品開發(fā)，取得良好成效，涌現(xiàn)出一批各具特色的高新技術產(chǎn)品。。 但取得的這些成果和目前國內(nèi)需求和國外先進水平相比較還有好大差距。包括產(chǎn)品趨同化，構(gòu)成不合理，性能低，可靠性差，創(chuàng)新和自我開發(fā)能力弱，自行設計水平低。具體表現(xiàn)在產(chǎn)品水平，產(chǎn)品體系與市場需求存在較大的結(jié)構(gòu)性矛盾。因此，在眾多低檔產(chǎn)品壓價競爭的同時，不得不讓出一塊巨大的市場給國外產(chǎn)品。這表明，在市場豐富多樣的需求面前，第一.國內(nèi)企業(yè)必修依靠科技進步，不斷調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)；第二.適應國際傳動技術產(chǎn)品工業(yè)向國際化發(fā)展趨向，對現(xiàn)有國內(nèi)企業(yè)進行改組，合并。是企業(yè)開發(fā)能力，裝備能力，管理水平和服務水平不斷提高，以保持一定競爭能力;第三.不斷提高企業(yè)產(chǎn)品的開發(fā)能力和創(chuàng)新能力，加強產(chǎn)學研結(jié)合，充分利用高等院校的科研開發(fā)人力資源，發(fā)展由自主產(chǎn)權(quán)的產(chǎn)品和技術；第四.完善質(zhì)保體系，不斷提高產(chǎn)品質(zhì)量及可靠性，計劃地進行技術改造.設備更新，挺高產(chǎn)品知名度，創(chuàng)立品牌。 （2）液壓技術及產(chǎn)品發(fā)展方向 （1）節(jié)省能耗，提高效率，采用液壓傳動與控制系統(tǒng)的節(jié)能技術 （2）重視環(huán)保，提高電液壓自動控制系統(tǒng)性能，開發(fā)水壓傳動與控制技術，大力開發(fā)水壓系統(tǒng)和元件，擴大其應用領域 （3）先進設計技術，如計算機輔助設計與實驗，仿真技術。。 4、 液壓技術在本課題中的具體應用 加工壓縮機拖車上一根長軸兩端軸頸時，如果我們采用傳統(tǒng)的車削加工思路，即一端夾緊，另一端用頂針頂住，車削完一端后卸下重新?lián)Q向一夾一頂加工另外一端軸頸，那么，由于長軸零件自身剛度不足，加工精度很難得到保證，而且上述加工流程務必會降低加工效率。因此，國內(nèi)外設計人員提出了許多可行的方案。其中，本課題中的雙頭車床方案表現(xiàn)出了相對的優(yōu)勢。雙頭車床加工時，由于零件較長，擬采用零件固定，刀具旋轉(zhuǎn)和進給的加工方式，其加工動作循環(huán)方式是：快進→工進→快退→停止，同時要求各個車削頭能單獨調(diào)整。顯而易見，采用雙頭車床能使原需多道工序的產(chǎn)品能一次切削完成，使工序簡化，生產(chǎn)效益大大提高，比原先提高一倍以上，且這種設計所產(chǎn)生的產(chǎn)品對成均勻，精度高?？傊?，我們相信采用雙頭車床加工長軸零件，加工精度和效率都會得到顯著的改善，雙頭車床在機械加工中必將開辟更加廣闊的前景。 通過這次畢業(yè)設計，可以達到以下目的：1，培養(yǎng)綜合運用專業(yè)基礎知識和專業(yè)技能來解決工程實際問題的能力；2，強化工程實踐能力和意識,提高本人綜合素質(zhì)和創(chuàng)新能力；3，使本人受到從事本專業(yè)工程技術和科學研究工作的基本訓練,提高工程繪圖、計算、數(shù)據(jù)處理、外文資料文獻閱讀、使用計算機、使用文獻資和手冊、文字表達等各方面的能力；4，培養(yǎng)正確的設計思想和工程經(jīng)濟觀點，理論聯(lián)系實際的工作作風，嚴肅認真的科學態(tài)度以及積極向上的團隊合作精神。 第一章 制定基本方案及繪制液壓系統(tǒng)原理圖 1.1確定對液壓系統(tǒng)的工作要求 雙頭車床，加工壓縮機拖車上一根長軸兩端的軸頸。由于零件較長，擬采用零件固定，刀具旋轉(zhuǎn)和進給的加工方式。其加工動作循環(huán)是快進→工進→快退→停止。同時要求各個車削頭能單獨調(diào)整。其最大切削力在導軌中心線方向估計為11000N，所要移動的總重量估計為16000N，工作進給要求能在0.025～1.1m/min范圍內(nèi)進行無級調(diào)速，快進、快退速度一致，為4m/min，試設計該液壓傳動系統(tǒng)。圖1.1為該機床的外形示意圖。 圖1.1 雙頭車床外形示意圖 1.1.1 執(zhí)行機構(gòu) 根據(jù)加工要求，刀具旋轉(zhuǎn)由機械傳動來實現(xiàn)；主軸頭沿導軌中心線方向的“快進→工進→快退→停止”工作循環(huán)擬采用液壓傳動方式來實現(xiàn)，故擬選定液壓缸作執(zhí)行機構(gòu)。 1.1.2 方向回路 液壓缸的工作循環(huán)運動采用三位五通O型電磁換向閥，其工作原理是利用閥心在閥體中的相對運動，使液流的通路接通、關斷，或變換流動方向，從而使執(zhí)行元件啟動、停止或變換運動方向。它能使執(zhí)行元件正反運動時可以得到不同的回油方式并在任何一位置上停止運動。 為了自動實現(xiàn)上述工作循環(huán)，并保證零件有一定的加工長度(該長度并無過高的精度要求，擬采用行程開關及電磁換向閥實現(xiàn)順序動作。 1.1.3 調(diào)速回路 液壓傳動系統(tǒng)中的速度控制回路的分類：調(diào)節(jié)液壓執(zhí)行元件的速度的調(diào)速回路；使之獲得快速運動的快速運動回路；和工作進給速度以及工作進給速度之間的速度換接回路等。 調(diào)速的目的：調(diào)速是為了滿足液壓執(zhí)行元件對工作速度的要求。在不考慮液壓油的壓縮性和泄漏的情況下，液壓缸的運動速度為: v= 液壓馬達的轉(zhuǎn)速為： Q——輸入液壓執(zhí)行元件的流量 A——液壓缸的有效面積 ——液壓馬達的排量 由此可知，通過改變輸入液壓執(zhí)行元件的流量Q或液壓缸的有效面積A（或液壓馬達的排量）均可以達到改變速度的目的，但改變液壓缸的工作面積是困難的，因此，只能用改變進入液壓執(zhí)行元件的流量或改變變量液壓馬達的排量的方法來調(diào)速。由此產(chǎn)生了兩種調(diào)速方法——節(jié)流調(diào)速和容積調(diào)速，而同時用變量泵和流量閥來達到調(diào)速目的的又稱為容積節(jié)流調(diào)速。 a. 節(jié)流調(diào)速回路 節(jié)流調(diào)速回路的工作原理是通過改變回路中流量控制元件（節(jié)流閥和調(diào)速閥）通流截面的大小來控制流入執(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量，以調(diào)節(jié)其運動速度。根據(jù)流量閥在回路中的位置不同，分為進油節(jié)流調(diào)速、回油節(jié)流調(diào)速和旁路節(jié)流調(diào)速三種回路。前兩種調(diào)速回路由于在工作中回路的供油壓力不隨負載變化而變化，故又稱為定壓式節(jié)流調(diào)速回路；而旁路節(jié)流調(diào)速回路中，由于回路的供油壓力隨負載的變化而變化，故又稱為變壓式節(jié)流調(diào)速回路。 b.容積調(diào)速回路 容積調(diào)速回路是用改變泵或馬達的排量來實現(xiàn)調(diào)速的。主要優(yōu)點是沒有節(jié)流損失和溢流損失，因而效率高，油液溫升小，適用于高速、大功率調(diào)速系統(tǒng)。缺點是變量泵和變量馬達的結(jié)構(gòu)復雜，成本高。 c.容積節(jié)流調(diào)速回路 容積節(jié)流調(diào)速回路采用壓力補償型變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)進入或流出液壓缸的流量來調(diào)節(jié)其運動速度，并使變量泵的輸油量自動地與液壓缸所需流量相適應。這種調(diào)速回路沒有溢流損失，效率較高，速度穩(wěn)定性比容積調(diào)速回路好，常用在速度范圍大、中小功率場合，例如組合機床的進給系統(tǒng)等。 考慮到車削進給系統(tǒng)傳動功率不大，且要求低速穩(wěn)定性好，粗加工時負載有較大變化，故液壓缸的工作循環(huán)運動擬選用調(diào)速閥、變量泵組成的容積節(jié)流調(diào)速方式。 1.2擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 該系統(tǒng)同時驅(qū)動兩個車削頭，且動作循環(huán)完全相同。為了保證快速進、退速度相等，并減小液壓泵的流量規(guī)格，擬選用差動連接回路。 差動缸基本原理，如圖1.2所示：單桿活塞缸的左右腔同時接通壓力油稱為差動連接，此缸為差動液壓缸。差動液壓缸左、右腔壓力相等，但左右腔有效面積不相等。因此，活塞向右運動，差動連接時因回油液進入左腔，從而提高活塞運動速度。 對于差動缸而言，D=d 。 圖1.2 液壓缸結(jié)構(gòu)簡圖 在行程控制中，由快進轉(zhuǎn)工進時，采用機動滑閥。使速度轉(zhuǎn)換平穩(wěn)，且工作安全可靠。工進終了時。壓下電器行程開關返回。快退到終點，壓下電器行程開關，運動停止。 快進轉(zhuǎn)工進后，因系統(tǒng)壓力升高，遙控順序閥打開，回油經(jīng)背壓閥回油箱，系統(tǒng)不再為差動連接。此處放置背壓閥使工進時運動平穩(wěn)，且因系統(tǒng)壓力升高，變量泵自動減少輸出流量。 兩個車削頭可分別進行調(diào)節(jié)。要調(diào)整一個時，另一個應停止，三位五通閥處中位即可。分別調(diào)節(jié)兩個調(diào)速閥，可得到不同進給速度；同時，可使兩車削頭有較高的同步精度。由此擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖1.3所示。 圖1.3 雙頭車床液壓系統(tǒng)工作原理圖 根據(jù)設計的要求列出電磁鐵動作順序表1.1和表1.2。 表1.1 機床電磁鐵動作順序示意表 元 件 左液壓缸 1YA 2YA 行程閥 靜止 - — — — — 快 進 + — — 工 進 + — + 快 退 — + + 表1.2 機床電磁鐵動作順序示意表 元 件 右液壓缸 3YA 4YA 行程閥 不 動 - — - — — — 快 進 + — — 工 進 + — + 快 退 — + + 注：兩車削頭可分別調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)一個時，另一個應停止，三位五通閥處于中位即可。 第二章 計算和選擇液壓元件 2.1原始數(shù)據(jù) 1． 導軌中心線方向最大切削力：11000N； 2． 運動部件重量：16000N； 3． 快進、快退速度：4m/min； 4． 工進速度：0.025～1.1m/min； 2.2工作負載及慣性負載計算 計算液壓缸的總機械載荷， 根據(jù)機構(gòu)的工作情況，液壓缸受力如圖1.4所示，其在不同階段的總機械載荷可參照式(10.4)-(10.7)計算。 圖1.4 液壓缸受力圖 根據(jù)題意，工作負載：11000 = w F N 油缸所要移動負載總重量：16000 = G N 根據(jù)題意選取工進時速度的最大變化量：025 . 0 = D v m/s，根據(jù)具體情況選?。? . 5 0 = D t s(其范圍通常在0.01- 0.5s)，則慣性力為： 163 25 . 0 025 . 0 81 . 9 16000 = × = D D × = t v g G F a （N） 2.2.1密封阻力的計算 液壓缸的密封阻力通常折算為克服密封阻力所需的等效壓力乘以液壓缸的進油腔的有效作用面積。若選取中壓液壓缸，且密封結(jié)構(gòu)為Y型密封，效壓力取MPa，液壓缸的進油腔的有效作用面積初估值為mm，則密封力為： 啟動時：（N） 運動時：（N） 2.2.2導軌摩擦阻力的計算 若該機床材料選用鑄鐵對鑄鐵，其結(jié)構(gòu)受力情況如圖1.5，根據(jù)機床切削原理，一般情況下，，由題意知，11000 = = w x F F N，則由于切削力所產(chǎn)生的與重力方向相一致的分力36667 3 . 0 11000 = = z F N，選取摩擦系數(shù)，V型導軌的夾角，則導軌的摩擦力為： N f F G f F G F z z f 5266 45 sin 1 . 0 ) 2 36667 16000 ( 1 . 0 ) 2 36667 16000 ( 2 sin ) 2 ( ) 2 ( = + + ′ + = × + + × + = o a 圖1.5 導軌結(jié)構(gòu)受力示意圖 2.2.3回油背壓造成的阻力計算 回油背壓，一般為 0.3-0.5MPa，取回油背壓MPa，考慮兩邊差動比為2，且已知液壓缸進油腔的活塞面積mm，取有桿腔活塞面積mm，將上述值代入公式得： （N） 分析液壓缸各工作階段中受力情況，得知在工進階段受力最大，作用在活塞上的總載荷 18429 1200 5266 800 163 11000 = + + + + = + + + + = b f s a w F F F F F F （N） 這是液壓缸回油路上的阻力。初計算時，可不考慮，其數(shù)值待系統(tǒng)確定后 才能定下來。 根據(jù)上述分析，可計算出液壓缸各動作階段中的負載。計算公式及數(shù)值見表1.3所示： 工 況 算 公 式 液 壓 缸 的 負 載 加速階段 快進階段 工進階段 快退階段 表2 2.2.4確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸和工作壓力 (1)確定進給液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿直徑 根據(jù)經(jīng)驗確定系統(tǒng)工作壓力，選取p=3MPa，則工作腔的有效工作面積和活塞直徑分別為： 2 6 1 m 00184 . 0 10 3 18429 = ′ = = p F A m 023 . 0 00184 . 0 4 4 1 = ′ = = p p A D 因為液壓缸的差動比為2，所以活塞桿直徑為 m 016 . 0 023 . 0 7 . 0 2 = ′ = = D d 根據(jù)液壓技術行業(yè)標準，選取標準直徑 則液壓缸實際計算工作壓力為 Pa 10 89 . 2 09 . 0 18429 4 4 6 2 2 ′ = ′ ′ = = p p D F p 實際選取的工作壓力為 Pa 10 9 . 2 6 ′ = p 由于左右兩個切削頭工作時需做低速進給運動，在確定油缸活塞面積之后，還必須按最低進繪速度驗算油缸尺寸。即應保證油缸有效工作面積為： 式中：—流量閥最小穩(wěn)定流量，在此取調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量為50ml/min；—活塞最低進繪速度，本題給定為20mm/min； 根據(jù)上面確定的液壓缸直徑，油缸有效工作面積為： 驗算說明活塞面積能滿足最小穩(wěn)定速度要求。 (2)液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指缸體結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 當缸體壁厚與內(nèi)徑之比小于0.1時，稱為薄壁缸體，薄壁缸體的壁厚按材料力學中計算公式： (m) 式中：缸體壁厚（m） P液壓缸的最大工作壓力（） D缸體內(nèi)徑（m） 缸體材料的許用應力（） 鑄鋼：=（10001100） 鍛鋼：=（1000 1200） 選用鑄鋼作為缸體材料： 在中低壓機床液壓系統(tǒng)中，缸體壁厚的強度是次要的，缸體壁厚一般由結(jié)構(gòu)，工藝上的需要而定，只有在壓力較高和直徑較大時，才由必要校核缸體最薄處的壁厚強度。 當缸體壁厚與內(nèi)徑D之比值大于0.1時，稱為厚壁缸體，通常按中第二強度理論計算厚壁缸體的壁厚： 因此缸體壁厚應不小于1.5mm，又因為該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核。 缸體的外徑為： (3)液壓缸工作行程的確定 液壓缸的工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定。以液壓左滑臺為例，用表3液壓缸活塞參數(shù)（GB2349-80）做參考。 表1.4活塞桿直徑系列（GB/T2348-80）(mm)： Ⅰ 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 Ⅱ 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 Ⅲ 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 2.3油泵的計算 2.3.1確定油泵的實際工作壓力，選擇油泵 對于調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)，管路的局部壓力損失一般取，在系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)布局未定之前，可用局部損失代替總的壓力損失，現(xiàn)選取總的壓力損失，則液壓泵的實際計算工作壓力 當液壓缸左右兩個切削頭快進時，所需的最大流量之和為 按照常規(guī)選取液壓系統(tǒng)的泄露系數(shù)(The Coefficient of the Leakage)，則液壓泵的流量為： 根據(jù)求得的液壓泵的流量和壓力，又要求泵變量，選取YBN-40M型葉片泵 2.3.2確定液壓泵電機的功率 因該系統(tǒng)選用變量泵，所以應算出空載快速、最大工進時所需的功率，按兩者的最大值選取電機的功率。 最大工進：此時所需的最大流量為 選取液壓泵的總效率為：h=0.8，則工進時所需的液壓泵的最大功率為： 快速空載：此時，液壓缸承受以下載荷 慣性力：) N ( 543 2 . 0 60 / 4 81 . 9 16000 = × = × = t v g G F a D D 密封阻力： 導軌摩擦力： ) N ( 1928 45 sin 1 . 0 2 16000 1 . 0 2 16000 2 sin 2 2 = ° ′ + ′ = × + × = a f G f G F f 空載條件下的總負載：) N ( 1726 1028 155 543 = + + = + + = f s a e F F F F 選取空載快速條件下的系統(tǒng)壓力損失，則空載快速條件下液壓泵的輸出壓力為： ) Pa ( 10 29 . 1 10 5 . 0 063 . 0 1726 4 4 6 6 2 2 ′ = ′ + ′ ′ = + × = p D p el e ep p d F p 空載快速時液壓泵所需的最大功率為： 故應按最大工進時所需功率選取電機。 第三章 液壓元件計算與選擇 3.1選擇控制元件 控制元件的規(guī)格應根據(jù)系統(tǒng)最高工作壓力和通過該閥的最大流量，在標準元件的產(chǎn)品樣本中選取。 方向閥：按， 選35D—25B（滑閥機能O型）； 單向閥：按， 選I－25B； 調(diào)速閥：按工進最大流量，工作壓力 選Q－10B 背壓閥：調(diào)至，流量為 選B－10； 順序閥：調(diào)至大于，保證快進時不打開。 選X－B10B 行程閥：按， 選22C－25B； 根據(jù)所擬訂的液壓系統(tǒng)圖，計算或分析通過各元件的最大流量和最高工作壓力，選擇液壓元件的規(guī)格。查閱《液壓系統(tǒng)的計算與結(jié)構(gòu)設計》，選取的元件規(guī)格如表1.5所示： 表1.5 元件規(guī)格表： 序號 元件名稱 流量（L/min） 壓力 （0.1Mpa） 選用規(guī)格 1 單向變量葉片泵 27.5 43 YBN-40M 2 三位五通電磁閥 12.5 43 35D-25B(滑閥機能O型) 3 單向行程調(diào)速閥 25 33 QCI-25B 4 單 向 閥 25 33 I-25 5 背 壓 閥 7.6 33 B-10B 6 順 序 閥 7.6 33 X-B10B 7 壓 力 表 開 關 K-1 8 壓 力 表 Y-60 9 濾 油 器 XU-25*80J 3.2油管的計算和選擇 (1)管道的種類選擇 液壓系統(tǒng)中使用的油管有鋼管、紫銅管、尼龍管、塑料管和橡膠管等，須依其按照位置、工作條件和工作壓力來正確選用。本系統(tǒng)選擇冷拔鋼管。 (2)管道的內(nèi)徑的確定 管內(nèi)徑尺寸一般可參照元件接口尺寸而定，也可以按管路允許流速進行計算。按照下式計算： （3.25） 式中Q-通過管道的最大流量（m3/s） V-管道內(nèi)液流的允許流速（m/s），吸油管取0.5-1.5m/s，高壓管取2.5-5m/s（壓力高的取大值，低的取小值，如壓力在6Mpa以上的取5m/s，在3-6Mpa之間的取4m/s，在3Mpa以下的取2.5-3m/s；管道短時取大值；油液粘度大時取小值）回油管取1.5-2.5m/s，短管及局部收縮處取5-7m/s d-管道內(nèi)徑（mm） 由流體力學知識得知，提高流速會使壓力損失增大，減小流速勢必增加管道內(nèi)徑及其輔件的體積和質(zhì)量。同時流速與液體沖擊密切相關，流速增大，沖擊壓力也增大。 另外，管內(nèi)液流速度與元件、回路的正常工作也有密切關系，如液壓泵吸油管路上的壓力降低即流速不能太大，否則會造成泵的氣穴現(xiàn)象；回油管路的壓力損失過大會產(chǎn)生高的背壓，影響元件正常工作性能，因此，在設計液壓系統(tǒng)管路時，要限制流速。選擇油管時，內(nèi)徑不宜過大，以免使液壓裝置不緊湊，但也不能過大，以免使管內(nèi)液體流速過大，壓力損失增大以及產(chǎn)生振動和噪聲。 在強度保證的情況下，盡量選用薄壁管。薄壁管易彎，規(guī)格較多，連接容易。 查JB827-66鋼管公稱通徑、外徑、壁厚、連接螺紋及推薦流量表。 在液壓泵的出口，按流量，查表取管路通徑為；在液壓泵的入口，選擇較粗的管道，選取管徑為；其余油管按流量，查表取。 3.3管接頭的選擇 管接頭是油管之間、油管與液壓件之間的可拆式連接件。在選擇管接頭時，必須使它具有足夠的通油能力和較小的壓力損失，同時做到裝卸方便，連接牢固，密封可靠，外形美觀。 管接頭包括四種：卡套式、焊接式、薄壁擴口式管接頭和鋼絲編織膠管接頭。 (1)卡套式管接頭適用于油、氣為介質(zhì)的管路系統(tǒng)，適用的壓力范圍有二級：中壓級（Z）160kgf/cm2、高壓級（G）320kgf/cm2。 特點：結(jié)構(gòu)先進，性能良好，重量輕，體積小，使用方便，不用焊接等一系列優(yōu)點。但卡套式管接頭要求配用冷拔鋼管，且卡套式制造精度要求很高。 (2)焊接式管接頭適用于油為介質(zhì)的管路系統(tǒng)。工作壓力≤320kgf/cm2，工作溫度為-25℃—+80℃。 特點：具有結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，密封性能好等優(yōu)點，但缺點是安裝時焊接量大，要求焊接質(zhì)量高，且裝拆不便。 (3)薄壁式擴口式管接頭適用于中低壓油壓管路系統(tǒng)，對于水和氣壓管路系統(tǒng)亦可適用，最大工作壓力取決于管材和管徑，規(guī)定為35—160kgf/cm2。 特點：具有結(jié)構(gòu)先進，性能良好，體積小，加工方便，成本低和使用簡單等優(yōu)點，因此在飛機、汽車、機床等行業(yè)中廣泛采用。 綜上考慮，決定選用卡套式管接頭。 3.4油箱的設計 (1)油箱容積的確定 油箱在液壓系統(tǒng)中的主要功用是： a.貯存供系統(tǒng)循環(huán)所需的油液； b.散發(fā)系統(tǒng)工作時所產(chǎn)生的熱量； c.釋出混在油液中的氣體； d.為系統(tǒng)中元件的安裝提供位置。 所以合理確定油箱容量是保證液壓系統(tǒng)正常工作的重要條件，油箱有整體式、分離式油箱；開式油箱、閉式油箱；上置式油箱、下置式油箱、旁置式油箱等之分。 根據(jù)經(jīng)驗公式： 有效容積 V0=αQ 其中V0—油箱容量，單位為L Q—液壓泵的額定流量l/min α—經(jīng)驗系數(shù)，其數(shù)值大體如下：低壓系統(tǒng)α=2-4；中高壓系統(tǒng)α=5-10。 對于行走機械或經(jīng)常間斷工作的設備，其系數(shù)可取較小值，對安裝空間允許的固定設備，其系數(shù)可取較大值。 本系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，按經(jīng)驗，油箱的容積一般取泵流量的3～5倍。 即～～～ 可選擇YX-100型油箱。 (1) 油箱結(jié)構(gòu)的合理設計 a.為了防止灰塵或其他污物落入油箱內(nèi)，油箱應采用密封結(jié)構(gòu)，但不允許完全密封，要保持油箱內(nèi)外的氣壓相等，并可讓油中析出的氣體排出。因此，必須在油箱上設置能透氣的空氣過濾器?？諝膺^濾器常設計成既能過濾空氣又能加油的結(jié)構(gòu)，經(jīng)查閱選?。盒涂諝膺^濾器。 b.液壓泵的吸油管上應安裝過濾精度為80或100um的網(wǎng)式或線隙式濾油器。選擇濾油器的主要依據(jù)是：過濾精度、通油能力、工作壓力、允許壓降等。如果工作管道上下宜過高的工作阻力，或者過濾器不宜在高壓下工作，則安裝在回油管路上。這種安裝方法不能直接防止液壓機件中侵入雜質(zhì)，僅僅是經(jīng)常的清除系統(tǒng)中的雜質(zhì)，它要求回油路中有一定的壓力。本系統(tǒng)安裝在液壓泵吸油管路上，用于保護液壓泵不使較大顆粒雜質(zhì)進入。要求過濾器有很大的通流能力（要大于液壓泵流量的兩倍）和較小的壓力損失（不大于0.01-0.02Mpa）。一般都采用過濾精度較低的網(wǎng)式過濾器。經(jīng)查閱選?。篨U-25×80J型濾油器。濾油器與箱底間的距離應不小于20mm。管接頭和液壓泵本身必須嚴密密封，防止空氣吸入泵內(nèi)。吸油管和回油管應插入最低油面以下，防止吸油時卷吸空氣或因流入油箱的油流攪動油面，而致使油中混如氣泡。回油管末端距離底部距離不應小于三倍管徑。泄漏管不宜插入油中，以免增大元件泄漏腔處的背壓和將空氣混入油中。 c.為了加長油箱內(nèi)油流的路程，吸油管和回油管的距離應盡量遠些，兩管之間最好用隔板隔開，以增加油液流動的距離，提高散熱效果，并使油液有足夠長 時間去分離空氣、沉淀污物和浮釋氣泡。隔板的高度大約為最低油面高度的2/3或加一層網(wǎng)式金屬濾網(wǎng)和防止油箱底部脹物泛起。 d.為了便于排放污油，油箱底宜作成傾斜形，且與地面保持一定距離。放油塞應放在油箱最底處。油箱結(jié)構(gòu)還應考慮能夠方便地拆裝濾油器和清洗內(nèi)部，其側(cè)壁應開有足夠大的清洗孔。 e.用鋼板焊接的油箱壁厚，一般為2～4mm。壁厚小于2mm時焊接較困難。容積較小的油箱壁厚可取2～2.5mm；容量為100～300L時壁厚，可采用3mm;大于300L時，可采用4mm。企圖用增加壁厚的辦法來增加油箱的剛度是不合理的。對于大型油箱或箱蓋需要支承液壓泵裝置時，可用型鋼來加強油箱的強度和剛度。 f 油箱應有液位計。經(jīng)查閱選?。篩WZ-80型液位計。油箱中如需要安裝熱交換裝置時，必須在結(jié)構(gòu)上考慮其安裝位置。為了便于測量油溫，可在油箱上裝設溫度計。 此外，油箱內(nèi)壁應涂耐油防銹涂料。 從有利于散熱角度出發(fā)，在油箱容積一定的條件下，其散熱面積越大越好。油箱的容積必須保證在設備停止時，系統(tǒng)中油液在自重作用下，能全部返回油箱。為了能很好地分離空氣和沉淀雜質(zhì)，油箱容積通常取每分鐘流量的5-7倍。 焊接油箱的鋼板厚度可經(jīng)驗選取，側(cè)板厚度取3mm，箱體部分（包括前、下、后面）的厚度取3mm，蓋板由于承受電機及集成塊管道的重量取為10mm。 吸油管與濾油器相連，為有利循環(huán)將其與油箱水平放置，回油管要防止雜質(zhì)和空氣進入系統(tǒng)，要將管口放到液面下，離箱底至少300mm，管口切成45度斜面，面向箱內(nèi)壁安裝。 3.5液壓油的選擇 對液壓油的要求：a、粘度較高 b、防銹性能好 c、抗氧化性能好 d、抗乳化性能好 e、抗泡性好 f、潤滑性好 g、凝固點低 h、含有盡量少的雜質(zhì) 本設計選用20號機械油，40℃，運動粘度為28.8-35.2cst 液壓油是液壓傳動及控制的工作介質(zhì)，其最重要的要求是粘度，它是液壓系統(tǒng)工作的必要條件。因此選擇液壓油的主要依據(jù)是粘度。此外還有一些因素，如使用溫度，環(huán)境污染是否嚴重，應選擇廉價常換的油等。粘度要適當，若粘度過小會使泄漏加大，甚至引起氣蝕或使葉片甩不出去，影響葉片泵的正常工作。 一般選用其粘度（20-30）×10-6m2/s（50℃）的液壓油。 第四章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 液壓系統(tǒng)驗算主要是驗算液壓缸在運動階段中的壓力損失。驗算后如與原估算值相差較大要進行修改。壓力損失算出后，可確定液壓泵各運動階段的輸出壓力及某些元件的調(diào)整壓力。 4.1計算液壓缸各運動階段的進、排油量 為了計算壓力損失，首先應算出液壓缸各運動階段的進油量和排油量。如不計流量損失，各運動階段的進、排油量如表5所示： 運動速度 進油量 排油量 快進階段 工進階段 快退階段 4.1.2驗算進給油路在快進、工進和快退時的壓力損失 (1)驗算快進時的壓力損失 管路長度：進出油管均為2m(泵至閥2的距離很短，可省略不計) 管內(nèi)徑：8mm 油液最低粘度： a.沿程損失 進油路沿程損失 流量：進油路上有較長的一段（閥2→液壓缸）為，現(xiàn)按此值計算。 流態(tài)：可用雷諾數(shù)判斷 <2300 流態(tài)為層流 差動油路沿程損失 流量：液壓缸至閥4段的流量為25，閥4至液壓缸無桿腔的流量為。 流態(tài)：仍為層流 液壓缸至閥4段的沿程損失 折算到進油路的壓力損失為： 閥4至液壓缸大腔段沿程損失值同，但要進行折算： 快進時的沿程損失為： 快進時的沿程損失為： b.閥件局部損失 快進時，油流經(jīng)過元件是：進油：泵→閥2→閥3→液壓缸大腔；回油：液壓缸小腔→閥2→閥4→閥3→液壓缸大腔（差動）。 閥件局部損失可按照下式計算： （3.30） 快進時油流經(jīng)過的閥件局部損失計算如下（差動油路上閥的壓力損失要折算）： 快進的總損失 (2)驗證工進時的驗證壓力損失 工進時，進油路中的流量很小（0.13L/min）,回油路中的流量就更小。所以沿程損失和通過閥件的損失都很小，可忽略不計 。 一般?。? 工進時的總損失為： 快退時壓力損失的驗算方法與以上算法基本相同，故不再列列式驗算。各運動階段壓力損失數(shù)值經(jīng)計算見表1.6所示： 表1.6液 壓 回 路 各 運 動 階 段 壓 力 損 失 數(shù) 值 表 運 動 階 段 損 失 值（Pa） 快 進 時 工 進 時 快 退 時 損 失 類 別 沿 程 損 失 忽略不計 閥 件 局 部 損 失 三位五通電磁閥2 —— 單向行程調(diào)速閥3 （行程閥） —— —— 單向行程調(diào)速閥3 （調(diào)速閥） —— —— 單向行程調(diào)速閥3 （單向閥） —— —— 單 向 閥 4 —— —— 背 壓 閥 5 —— —— 總 損 失 4.1.3計算液壓泵各運動階段的輸出壓力 計算公式及計算數(shù)值如表1.7所示： 表1.7液 壓 泵 在 各 運 動 階 段 輸 出 壓 力 數(shù) 值 表 計 算 公 式 液壓泵輸出壓力（Pa） 快 進 時 工 進 時 快 退 時 液壓泵在各階段的輸出壓力，是變量泵和順序閥調(diào)壓時的參考數(shù)據(jù)，調(diào)壓時 應做到： 如圖1.6所示，為變量泵調(diào)壓示意圖： 圖1.6 變量泵調(diào)壓示意圖 4.1.4計算回路效率 在工作循環(huán)中，工進占的時間較長，所以回路效率按工進時計算。 工進時回路效率雖然不高，但是如果選用雙聯(lián)定量泵，工作中就有溢流損失，回路效率要比此值低。 4.1.5驗算系統(tǒng)溫升 液壓系統(tǒng)發(fā)熱原因，是系統(tǒng)中的功率損失所引起。發(fā)出的熱量從系統(tǒng)中各散熱面散發(fā)到空氣中去，其中油箱是主要散熱面，一般在計算溫升時只考慮油箱的散熱。由于本系統(tǒng)的功率小，又采用變量葉片泵，效率高，發(fā)熱少，所取油箱容積又較大，故溫升是沒有問題的，這種情況一般可不進行溫升驗算。 結(jié) 論 根據(jù)設計計算結(jié)果，設計出了一臺可實現(xiàn)工作循環(huán)的組合機床，畫出了該液壓系統(tǒng)的原理圖，滿足了系統(tǒng)設計的要求。分析出了系統(tǒng)在各個動作循環(huán)中系統(tǒng)中的油液流動方向和元件的工作情況。然后，對該系統(tǒng)設計進行了性能驗算?？紤]到系統(tǒng)的節(jié)能問題，我們在設計中，采用了容積調(diào)速回路和蓄能器，可以提高效率，降低能耗。淡在設計該系統(tǒng)中我們有些問題沒有考慮到，如液壓泵的噪聲，在本設計中沒有很好的解決液壓泵的噪聲問題，但在實際工作過程中可以再液壓泵的出口處安裝消聲器，這樣可以減少噪聲；對換向閥進行控制，也可以采用PLC來實現(xiàn)對換向閥的控制。 傳統(tǒng)液壓系統(tǒng)的設計主要考慮系統(tǒng)的工作能力、可靠性及成本，不太注意系統(tǒng)的效率，致使系統(tǒng)的效率大多維持在50％左右，造成能量損耗過大，因此就存在極大的節(jié)能空問。 節(jié)能主要是通過降低能量損耗來實現(xiàn)的，液壓系統(tǒng)的能量損耗主要包括各種不作用于執(zhí)行器的壓力損耗、流量損耗和原動機損耗等。因此，設計液壓系統(tǒng)時必須多途徑地考慮降低系統(tǒng)的功率損失。 致 謝 通過這三個月的畢業(yè)設計，我們圓滿的完成了對液壓系統(tǒng)的設計。在這段時間里，我們按照設計要求、結(jié)合所學的理論知識，認證的分析、計算。從中我們收獲了很多知識，同時也培養(yǎng)來我們收集信息和解決問題的能力。 首先，要感謝父母的養(yǎng)育之恩，沒有你們辛勤的勞動就沒有我們順利完成學業(yè)的今天。其次，要感謝 老師對我們的細心指導，你嚴謹細致和一絲不茍的作風一直是我們工作、學習中的榜樣，你經(jīng)常教導我們遇到問題先自己解決，自己解決不了的小組討論，討論還得不到結(jié)果的再向老師請教。這大大提高了我們獨立解決問題的能力，發(fā)揮了團隊合作的精神。在此，我們向 老師表示我們最誠摯的協(xié)議；感謝學校圖書館為我們提供了大量的書籍，供我們查閱資料；感謝幫助過我們的老師和同學們。在設計的過程中，還借鑒了有關專家、學者的大量技術資料、文獻，在此，一并致謝。 最后，要感謝學校培養(yǎng)了我們，忠心祝愿江蘇大學繼續(xù)教育學院明天更美好！ 參考文獻: [1] 成大先，機械設計手冊 （第五卷）.北京： 化學工業(yè)出版社 （第三版），2004. 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