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1、單缸液壓壓力機單缸液壓壓力機SINGLE-CYLINDER HYDRAULIC PRESS摘要本次設計主要內容有：做了液壓壓力機的總體結構設計和液壓系統(tǒng)的設計，選擇了液壓元件的型號，分析了系統(tǒng)的工作原理，設計了液壓缸，完成了液壓缸的總體設計，繪制了壓力機的總體裝配圖，液壓系統(tǒng)圖和液壓缸的裝配圖。關鍵詞：關鍵詞：液壓液壓壓力機，壓力機，液壓缸液壓缸，液壓系統(tǒng)液壓系統(tǒng) DESIGN OF SINGLE-CYLINDER HYDRAULIC PRESSABSTRACTABSTRACTThe main elements of this design are: finish the structural

2、 design of the overall design and hydraulic system of the hydraulic press, and select models of hydraulic components, analysis the working principle, design a hydraulic cylinder and hydraulic cylinder completed overall design, rendering the overall assembly drawing presses, hydraulic system and hydr

3、aulic cylinder map of the assembly drawing.KEYWORDS：Hydraulic Press，Hydraulic cylinder，Hydraulic System，前 言畢業(yè)論文是對畢業(yè)生所學的專業(yè)基礎知識和研究能力、自學能力以及各種綜合能力的檢驗。通過做畢業(yè)論文，可以使學生在綜合能力、治學方法等方面得到鍛煉，使之進一步理解所學專業(yè)知識，擴大知識面。畢業(yè)設計是學生即將完成學業(yè)的最后一個重要環(huán)節(jié)，它既是對學校所學知識的全面總結和綜合應用，又為今后走向社會的實際操作應用鑄就了一個良好的開端。畢業(yè)設計是作者對所學知識理論的檢驗與總結，能夠培養(yǎng)和提高設計者獨

4、立分析問題和解決問題的能力，使學生學習并掌握科學研究、工程設計和撰寫技術報告的基本方法。畢業(yè)論文具有學術論文性質，應能表明作者在科學研究工作中取得的新成果或提出的新見解，是作者的科研能力與學術水平的標志。畢業(yè)論文具有學術論文所共有的一般屬性，應按照學術論文的格式寫作。在畢業(yè)論文的選題與寫作中，要注意適應經濟、社會發(fā)展需要，注意理論結合實際，特別強調對培養(yǎng)學生的創(chuàng)新精神科研能力水平。 本次畢業(yè)設計涉及的知識面有液壓傳動，零件設計，加工工藝，金屬材料，公差配合，CAD 制圖等多方面知識，設計過程中要求具備清晰的設計思路，具體的設計方案和步驟，準確的設計參數(shù)和計算分析。通過畢業(yè)設計，提高、鞏固、擴大

5、了自己所學到的理論知識和技能，提高自己設計計算、制圖、編寫技術文件的能力，培養(yǎng)了我對機械設計獨立分析問題和解決問題的能力，幫助我初步樹立了正確的實際思想，掌握了一定的機械設計方法步驟和思路為以后的學習和設計工作打下良好的基礎。由于本人水平有限，設計中尚有許多不足之處，還望審閱老師給予批評和指正。目錄目錄摘要(中文) .I摘要（英文） .II前 言 .III1 壓力機概述.31.1 壓力機發(fā)展的概況.31.2 壓力機工作原理.41.2.1 壓力機功能簡介 .41.2.2 壓力機的工作原理簡介 .62 液壓機總體結構設計.82.1 壓力機總體設計結構及要求.82.2 立柱的強度計算 .82.3 橫

6、梁的強度計算 .92.4 油箱的設計.93 壓力機的液壓系統(tǒng)設計.103.1 設計參數(shù)和應滿足的條件.103.1.1 設計參數(shù) .103.1.2 設計要求分析 .103.2 工況分析并確定初步液壓缸直徑.103.2.1 負載分析初步確定各工況的負載和速度 .103.2.2 初步確定液壓缸的直徑 .113.3 液壓系統(tǒng)的擬定.123.4 液壓系統(tǒng)的工作原理.143.4.1 液壓缸的工作分析 .143.4.2 液壓系統(tǒng)的特點 .153.5 液壓元件的計算和選擇.163.5.1 液壓缸的計算和選擇 .163.5.2 液壓泵和電動機的選擇 .163.5.3 油箱的選擇 .173.5.4 管路內徑的選擇

7、 .183.5.5 濾油器 .193.5.6 閥類元件的選擇 .203.6 液壓系統(tǒng)主要性能的驗算.214 液壓缸的設計.234.1 基本參數(shù).234.2 缸筒的計算.234.2.1 材料的選擇 .234.2.2 缸筒厚度的計算 .234.2.3 油口直徑的選擇 .244.2.4 缸底厚度的計算與選擇 .254.2.5 中間法蘭的設計 .254.2.6 缸體的技術要求 .274.3 活塞.274.3.1 活塞桿的計算 .274.3.2 活塞的材料及要求 .294.4 活塞桿的設計與計算.294.4.1 活塞桿設計 .294.4.2 活塞桿材料及技術要求 .304.5 導向套的設計與計算.314

8、.6 油口的設計與計算.335 安裝使用與維修.35結論 .36參考文獻 .37致謝 .381 壓力機概述1.1 壓力機發(fā)展的概況壓力機的發(fā)展歷史只有 100 年。壓力機是伴隨著工業(yè)革命的的進行而開始發(fā)展的，蒸汽機的出現(xiàn)開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代，傳統(tǒng)的鍛造工藝和設備逐漸不能滿足當時的要求。因此在 1839 年，第一臺蒸汽錘出現(xiàn)了。此后伴隨著機械制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛件的尺寸也越來越越大，鍛錘做到百噸以上，即笨重又不方便。在 1859-1861 年維也納鐵路工廠就有了第一批用于金屬加工的 7000KN、10000KN 和 12000KN 的液壓機，1884年英國羅切斯特首先使用了鍛造鋼錘用的鍛造液壓機

9、，它與鍛錘相比具有很好的優(yōu)點，因此發(fā)展很快，在 1887-1888 年制造了一系列鍛造液壓機，其中包括一臺 40000KN 的大型水壓機，1893 年建造了當時最大的 12000KN 的鍛造水壓機。在第二次世界大戰(zhàn)后，為了迅速發(fā)展航空業(yè)。美國在 1955 年左右先后制造了兩臺31500KN 和 45000KN 大型模鍛水壓機。近二十年來，世界各國在鍛造操作機與鍛造液壓機聯(lián)動機組，大型模鍛液壓機，擠壓機等各種液壓機方面又有了許多新的發(fā)展，自動測量和自動控制的新技術在液壓機上得到了廣泛的應用，機械化和自動化程度有了很大的提高。再來看一下我國的情況，在解放前，我國屬于半殖民地半封建社會的國家，沒有獨

10、立的工業(yè)體系，也根本沒有液壓機的制造工業(yè)，只有一些修配用的小型液壓機。解放后我國迅速建立獨立自主的完整的工業(yè)體系，同時仿造并自行設計各種液壓機，同時也建立了一批這方面的科研隊伍。到了六十年代，我國先后成套設計并制造了一些重型液壓機，其中有 300000KN 的有色金屬模鍛水壓機，120000KN 有色金屬擠壓水壓機等。特別是近十年來，又有了一些新的發(fā)展。比如，設計并制造了一批較先進的鍛造水壓機，并已向國外出口，與此相應的，我國也陸續(xù)制造了各種液壓機的系列及零部件標準。但是，我們也應清楚地意識到我們與發(fā)達國家相比還有很大的差距，還不能滿足國民經濟和國防建設的需要。許多先進的設備和大型機仍需進口，

11、目前應充分發(fā)揮我們的優(yōu)勢，加強我國在這方面的競爭力，這不僅是有助于我們從制造業(yè)大國向制造業(yè)強國的轉變也是國家安全的需要。1.2 壓力機工作原理1.2.1 壓力機功能簡介 壓力機是利用液壓傳動技術進行壓力加工的設備，廣泛用于金屬鍛壓、冷擠壓、粉末冶金以及金屬、橡膠和塑料等成型制品加工的壓力機械，也是最早應用液壓技術的機械之一。與其他壓力機相比，它具有壓力和速度可在大范圍內無極調整，可在任意位置輸出全部功率和保持所需壓力、結構布置靈活，各執(zhí)行結構可很方便地達到所希望的動作配合等優(yōu)點。壓力機有多種型號規(guī)格，其壓制力從幾十噸到上萬噸。按工作介質可分為水壓機和油壓機兩種。用乳化液做介質的液壓機，稱為水壓

12、機，其壓制力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用礦物油型液壓有做介質的液壓機成為油壓機，產生的壓智力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛的應用。圖 1-1 壓力機 圖 12 壓力機基本結構液壓機的類型很多，多為立式,其中四柱式液壓機最為典型，應用也最為廣泛。其基本結構如圖 1-1，圖 12。1.2.2 壓力機的工作原理簡介該機的四根立柱上安裝有驅動上滑塊的液壓缸。液壓機的壓制工藝要求液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行慢速加壓保壓延時快速返回原位停止;并且壓力速度和保壓時間可調節(jié)。工藝循環(huán)圖如圖 1-2 所示。圖 1-3 壓力機工藝循環(huán)圖2 液壓機總體結構設計2.1 壓力機總體設計結構及要求液壓機本體結

13、構設計應考慮以下三個基本原則：1 盡可能地滿足工藝要求，便于操作。2 具有合理的強度與剛度，使用可靠，不易損壞。3 具有很好的經濟性，重量輕，制造維修方便。其中，工藝要求是最主要的影響因素，由于在液壓機上進行的工藝是多種多樣的，因此液壓機的本體結構型式也必然是看，有立柱式單臂式，和框架式，立柱式中又分四柱，雙柱，三柱及多柱等。從工作缸的數(shù)量看，有單缸，雙缸及多缸。 本液壓機采用的結果為三梁四柱式，它由上橫梁下橫梁 四個立柱和螺母組成的一個封閉起來框架?？蚣艹惺苤饕ぷ鬏d荷。工作缸固定在上橫梁相連，活動橫梁以四根立柱為導向，在上下橫梁之間往復運動，活動橫梁下面固定有上工作臺，下工作臺則固定于下橫

14、梁上，立柱之間的距離可根據(jù)下橫梁的尺寸，和工作要求確定，活動橫梁的上下移動距離根據(jù)設計給定的工作行程確定，本次設計給定的工作行程為 500mm，考慮到加工過程中需要安裝夾具等設備，因此確定為 600mm。當高壓液體進入工作缸后，對活塞桿施加很大的壓力。推動活塞桿?；顒訔U與活動橫梁連接在一塊，因此在推動活動橫梁及工作臺向下運動，使兩工作臺間的物體產生塑性變形或保持一定時間的壓力，達到工作要求，實現(xiàn)加工目的。2.2 立柱的強度計算 液壓機的立柱與上下橫梁組成一個封閉的受力框架，偏心加載時，立柱不但受軸向拉力還承受橫向側推力和彎矩，使受力情況惡化，由于多次超靜定問題，在有些液壓機中，如中小型鍛壓，液

15、壓機由于經常受多次快速反復加載及在缷載時能量的突然釋放，都會引起機架劇烈的推動，在立柱的強度計算時，應當考慮到這些因素，因此比較復雜，困難較多。本液壓機采用近似計算來設計立柱的尺寸及校核立柱的強度。 本立柱選用 45 號鋼。b = 600MPa，取安全系數(shù) n=5 則【】 = 600/5 = 120 MPa 每根立柱所受的軸向力為 F= 2*105/4 = 0.5*106 N由 4F/ 2D得624 0.5 103.14120aDMPD56.47mm因此考慮到有些地方需要加工螺紋，因此 D=65mm。2.3 橫梁的強度計算由于橫梁是三個方向上尺寸相差不太多的箱形另件。用材料力學的強度分析方法不

16、能全面的反映它的應力狀況，目前在進行一般的設計計算時，而將許用應力取得最低。按管支梁計算出的橫梁中間，截面的應力值和該處實側值還比較低接近。因此，作為粗略計算，這種方法目前還是可行的，但無法精確計算應力集中區(qū)的應力?？臻g有限單元法的發(fā)展提供了較精確地計算橫梁各部分應力的可能性，如可按板系組合結構來編制計算行程。2.4 油箱的設計油箱體一般用 4mm 左右的鋼板焊接而成，也可鑄造。本油箱由于要兼作液壓元件 安裝臺，可將所用鋼板加厚。選箱底和側壁厚為 10mm，蓋板厚為 12mm根據(jù)容積的要求，及油面高度為箱體高度 80%的條件并考慮到油箱散熱，沉淀雜質的功能。油箱內裝有隔板，將泵的吸油管和回油管

17、隔開，側板裝有油位計和注油口，其中油位計和注油口應距離較近。似便于注油者的觀察。油箱蓋板上裝有空氣濾消器。以防止泵在吸油時，空氣中的雜質微粒進入油液中，泵和電機安裝在板上并固定。吸油管路和回油管路隔開，吸油腔與回油腔用濾網隔開，過濾系統(tǒng)回油。油箱側管應設置清掃窗孔，在油箱清洗時打開，便于擦試，油箱內部。油箱底部距地面有一定距離，且有 1：30 的斜度，卸油口設在最底處，以便在換油時將舊油全部排出，隔板底部開一缸口，以便在換舊油液時，從缷油口排出。 油箱密封要好，防止油箱滲漏到箱外，避免外界粉塵物侵入箱內。油箱內壁涂耐油的防銹漆。3 壓力機的液壓系統(tǒng)設計液壓系統(tǒng)是液壓壓力機的動力控制系統(tǒng)，液壓系

18、統(tǒng)設計的先進性、合理性是液壓壓力機技術先進性的重要標志，也是液壓壓力機運行穩(wěn)定性、可靠性的關鍵。一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即能源裝置、執(zhí)行元件、調節(jié)控制元件、輔助元件和液壓油。1.能源裝置。它是將電機輸入的機械能轉換為油液的壓力能（壓力和流量）輸出的能量轉換裝置，一般最常見的形式是液壓泵。2.執(zhí)行元件。它是將油液的壓力能轉換成直線式或回轉式機械能輸出的能量轉換裝置，一般做直線運動的是液壓缸，做回轉運動的是液壓馬達。3.調節(jié)控制元件。它是控制液壓系統(tǒng)中油液的流量、壓力和流動方向的裝置，包括方向控制閥、壓力控制閥、流量控制閥、比例閥和邏輯閥。這些元件是保證系統(tǒng)正常工作不可缺少的組成部分。4

19、.輔助元件。是除上述三項以外的其它裝置，如油箱、濾油器、蓄能器、油管等，這些元件對保證液壓系統(tǒng)的可靠、穩(wěn)定持久的工作，有重大作用。3.1 設計參數(shù)和應滿足的條件3.1.1 設計參數(shù)（1） 壓力：F=200KN（2） 行程：500MM（3） 速度：工進 10MM/S 快進 100MM/S3.1.2 設計要求分析結合生產實際，考慮多方面原因，得出以下應滿足的條件：（1） 要產生大的壓制力（200KN） 。（2） 要有良好的密封性。壓力機在工作過程中有保壓延時的要求，要求不會因為泄露而降低工作的壓制力，達不到工作要求。（3） 結構盡量簡單，合理選擇使成本盡量降低。（4） 盡量避免零件加工過程中及設備

20、使用中污染環(huán)境的因素。3.2 工況分析并確定初步液壓缸直徑3.2.1 負載分析初步確定各工況的負載和速度液壓缸負載主要包括：壓制力摩擦阻力慣性阻力重力密封阻力和背壓阻力的等。（1） 壓制力：根據(jù)油缸和活塞桿的連接形式可知：F=200KN（2） 摩擦阻力重力：由于液壓缸的摩擦阻力和重力相對于壓制力很小，故可忽略不計。（3） 慣性阻力：由于液壓缸工作運動時速度很小，不屬于快速往復運動型，故慣性阻力可忽略不計（4） 密封阻力和背壓阻力：將密封阻力考慮在液壓缸的機械效率中去，取液壓缸的機械效率為 0.9背壓阻力是液壓缸回油路上的阻力，初算時可不考慮，其數(shù)值在系統(tǒng)確定后才能定下來。（5） 由于液壓缸的工

21、況階段在壓制階段，因此其快退時的速度的范圍沒有限制，所以在設計過程中主要考慮壓制階段。這里液壓缸的負載圖速度圖也不再列出。3.2.2 初步確定液壓缸的直徑（1）液壓缸的內徑和活塞桿的內徑初選系統(tǒng)壓力 P=20Mpa由于液壓缸的機械效率為 n=0.9，所以 FL =222KNF9 . 0200由于 FL =P1S得 S=11.110-3（M3）1PFLMpaKN20222因為缸的橫截面積 S=24D所以 D=CM=11.89cmS4231014. 3101 .114查機械手冊根據(jù)國標 GB2348-1993,取標準直徑 D=110MM根據(jù)下表 3-1：表表 3-13-1公稱壓力/Mpa1012.

22、5-20201.331.4622取速比=2查機械設計手冊可知 d=D=0.707D1代入計算并取標準直得 d=70mm根據(jù)已取得的缸徑和活塞桿直徑，計算液壓缸的實際有效面積，無桿腔面積 A1和有桿腔的面積 A2分別為：A1 =9498.5mm2，A2=5652mm23.3 液壓系統(tǒng)的擬定（1）調壓回路： （2）液壓缸換向回路：綜合考慮各個支路的情況，設置了一個壓力繼電器 1XJ，三個擋鐵行程開關XK1、XK2、 XK3，其中壓力繼電器 1XJ 控制整個系統(tǒng)的壓力，當液壓缸工作壓力達到預定值時，壓力繼電器 1XJ 發(fā)出電氣控制信號，電磁鐵 2DT 斷電，電液換向閥 6 復中位，液壓缸進回液腔封閉

23、，液壓系統(tǒng)卸荷。合成后的液壓系統(tǒng)如圖 3-2 所示： 圖 3-2 單缸液壓壓力機液壓系統(tǒng)原理圖1主液壓泵 ； 2定量泵 ；3、4溢流閥 ；5遠程調壓閥 ；6電液換向閥 ；7壓力表 ；8電磁換向閥；9液控單向閥 ；10順序閥 ；11卸荷閥（帶阻尼孔） ；12壓力繼電器 ；13單向閥 ；14充液閥 ；15充液箱 ；16液壓缸； 17滑塊；18擋鐵。3.4 液壓系統(tǒng)的工作原理3.4.1 液壓缸的工作分析液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行慢速加壓保壓延時快速返回原位停止，現(xiàn)對各個狀態(tài)進行分析。1)快速下行電磁鐵 2DT 和 3DT 通電，電液換向閥 6 和電磁換向閥 8 均換至右工位，后者使液控單向閥 9

24、打開。此時液壓缸進回液路區(qū)暢通。進油路：主液壓泵 1 電液換向閥 6 單向閥 13 液壓缸 18 上（無桿）腔；回油路：液壓缸 18 下（有桿）腔 液控單向閥 9 電液換向閥 6 油箱。此時液壓缸滑塊 16 因自重而快速下降，主液壓泵 1 全部流量尚不能滿足快速要求的流量，液壓缸 18 上腔形成局部真空，呈泵工況，油箱（置于液壓缸頂部）中油液在大氣壓力下經液控充液閥（液控單向閥）14 充入，避免了上述不利現(xiàn)象產生。2)慢速接近工件和逐步加壓擋鐵 17 壓下行程開關 XK2 時，電磁鐵 3DT 斷電，電磁換向閥 8 處于常態(tài)（圖示位置） ，液控單向閥 9 關閉，閥芯緊閉。進油路：主液壓泵 1 電

25、液換向閥 6 單向閥 13 液壓缸 18 上腔；回油路：液壓缸 18 下腔 順序閥 10 電液換向閥 6 油箱。順序閥 10 使下腔建立起背壓，滑塊靠自重不能下降，主液壓泵 1 供給的壓力油使之下行。這時上腔壓力升高，充液閥（液控單向閥）14 關閉，活塞速度降低。當滑塊慢速接觸工件時，阻力（負載）急劇增加，主液壓泵 1 工作壓力急劇升高，排量自動減小，液壓缸活塞速度進一步降低，以極慢的速度對工件加壓。3)保壓延時當液壓缸 18 工作壓力達到預定值時，壓力繼電器 12 發(fā)出電氣控制信號，電磁鐵2DT 斷電，電液換向閥 6 復中位，液壓缸進回液腔封閉，主液壓泵 1 經電液換向閥 6 中位卸荷。保壓

26、時間可由壓力繼電器 12 控制的時間繼電器調節(jié)。4)快速回程保壓結束后，時間繼電器發(fā)出信號使電磁鐵 2DT 斷電，1DT 通電，電液換向閥 6 切至左位，同時進油路控制油液使充液閥（液控單向閥）14 打開，為液壓缸 18 退回做好準備。這時：進油路：主液壓泵 1 電液換向閥 6 液控單向閥 9 液壓缸 18 下腔；回油路：液壓缸 18 上腔 充液閥（液控單向閥）14 油箱。需要說明的是，電液換向閥 6 切至左位時，液壓缸 18 還未泄壓時，上腔壓力很高，卸荷閥 11（帶阻尼孔）呈開放狀態(tài)，主液壓泵 1 的輸出油液經此閥阻尼孔回油箱，這時主液壓泵 1 工作壓力較低，不足以使液壓缸回程，但可使充液

27、閥（液控單向閥）14開啟，使液壓缸 18 上腔泄壓；當液壓缸上腔壓力降到定值時，卸荷閥 11 關閉，此時主液壓泵 1 才開始向液壓缸 18 下腔供液，液壓缸快速回程。5)停止液壓缸位于其反向行程末端時，擋鐵下壓行程開關 XK1，電磁鐵 1DT 斷電，電液換向閥 6 處于中位，液壓缸被鎖而停止。主液壓泵 1 此時處于卸荷狀態(tài)。在使用中，可隨時手動控制 1DT 斷電，使液壓缸隨時處于停止狀態(tài)。其工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表如表 3-1 所示。表 3-1 單缸液壓壓力機工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表換向滑閥工作狀態(tài)電磁鐵動態(tài)狀態(tài)動作名稱信號來源電液換向閥 6電磁換向閥 81DT2DT3DT快速下行2DT

28、和 3DT 通電右位右位+慢速加壓擋鐵行程開關 XK2，3DT 斷電，4DT 通電右位常態(tài)+保壓延時壓力繼電器 12 發(fā)出信號，2DT 斷電中位快速回程壓力繼電器 12 發(fā)出信號，1DT 通電左位+單缸液壓缸停止行程開關 XK1 發(fā)出信號，1DT 斷電中位3.4.2 液壓系統(tǒng)的特點液壓系統(tǒng)有如下特點：（1）此液壓系統(tǒng)使用了高壓大流量恒功率變量泵供液，既符合工作要求，又能充分發(fā)揮機器的效益。（2）利用液壓缸活塞快速下降使液壓缸自動充液，減少對液壓泵的流量要求。（3）液壓缸利用單向閥保壓，為減少工藝轉換過程的液壓沖擊，設置了泄壓回路。（4）采用專用液壓泵提供壓力控制油液?？刂茐毫Υ笮∮梢缌鏖y 3

29、調定。3.5 液壓元件的計算和選擇3.5.1 液壓缸的計算和選擇前面已算出缸的活塞直徑 D=110mm，活塞桿的直徑 d=70mm3.5.2 液壓泵和電動機的選擇（1）選擇液壓泵前面選擇液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力為 20Mpa，因此根據(jù)機械手冊中提供的公式計算泵的額定壓力Pb=（1.251.6）P=（1.251.6）20Mpa=2532Mpa因此泵的額定壓力可取為 Pb=31.5 Mpa（2）系統(tǒng)流量的計算液壓缸在工作時所需流量為 Q= A1U=9498.5mm106010-6=5.7L/minA1無桿腔的面積U液壓缸的工進速度取泄露系數(shù)為 1.2Q=KQ=1.25.7 L/min=6.84 L/mi

30、n（3）泵的選擇A.恒功率變量泵先取電動機的轉速為 1500r/min則要求泵的幾何流量為qB=4.56ml/r1500Q1500r/min6.84L/min又因為系統(tǒng)要求壓力高且可變流量，故選用柱塞式恒功率變量泵查機械設計手冊選用泵的型號為 10YCY14-1B，斜盤式軸向柱塞泵，排量為 10mL/r ,轉速 1500r/minB.輔助泵輔助泵 2 為低壓小流量定量泵，提供壓力控制油液，一般的液壓泵均可滿足。選取泵的型號為 YB1-2.5 ，YB1 定量葉片泵，排量為 2.5mL/r ，轉速 1450r/min（4）電動機的選擇泵的輸入功率為P= =9.844 + 0.476 60npq8

31、. 0601010103 . 614508 . 0601010105 .3115006666= 10.32（KW）查機械設計手冊得電動機的型號為 Y160M-4其輸出功率為 11kw 轉速為 1460r/min3.5.3 油箱的選擇油箱的作用是提供給液壓系統(tǒng)足夠的油液（儲存油液）此外還起著散發(fā)油中的雜質等作用。有時候還兼作液壓元件的安裝臺。 按油箱內液面是否和大氣相通，油箱可分為開式油箱和加壓油箱開式油箱中的液面與大氣相通，液面壓力等于大氣壓力。開式油箱又可分為整體式和分離式不兩種。 整體式油箱與詩詞主機連作一體，結構緊湊但結構復雜，維修不方便，散熱性不好，還會由于油溫過高使鄰近的構件產生變形

32、。而分離式油箱和主機分開，單獨設置一個油箱，克服了上述缺點，因此得到了廣泛應用，加力和壓縮氣體（以防止氣體溶解于油液中可用隔膜式將氣體與油隔開）或者用彈簧或重物使密封油箱液面上增加一定的壓力，以提高泵的吸油口壓力，防止泵產生吸空現(xiàn)象。 本系統(tǒng)中，由于油箱要作液壓元件的安裝臺，故選用開式油箱中的分離式。油箱容積的大小，要考慮液壓系統(tǒng)工作時應保一定的油液量，而液壓系統(tǒng)不工作時，系統(tǒng)中的油箱主部油流回油箱中，應不超過油箱高度的 50%，并且能散發(fā)出一定的熱量，使油溫不超過允許值。 （1）上油箱的選擇上油箱是在壓力機快速下行時充液，因此其所需的容積最大為當活塞桿完全伸出時所供的油液體積，雖然是由兩個油

33、路同時供液，但由于由泵所提供的量比較少，可忽略不計。所以所需的油箱體積為V= A1L=9498.5mm2500mm=4.75LL為活塞桿的導程 A1同前（2）下油箱的選擇液壓箱的容積最小應為泵的流量的一倍或更大些，一般為 5-7 倍，這比采用熱變換的實際效果更好。泵的排量為QB=nqB=1500r/min10ml/r1000=15L查機械設計手冊得油箱的計算公式為V=（57）QB=75100LL15)75(此系統(tǒng)取 V=100L由于壓力機為非長時間使用機器。對于泵站電動機的冷卻直接采用空冷。(3)油箱的設計由于前面計算出下油箱的容積為 100L，因此長、寬、高取為800mm400mm400mm

34、。上油箱容積為 6.3L,形狀為圓柱形，下面接一倒立圓臺形圓柱直徑取為 200mm，高度為 200mm，下面凸臺直徑為 133mm，高度為 40mm。3.5.4 管路內徑的選擇管道是連接液壓元件，輸出液壓油的裝置，管系元件選擇得當與否，對液壓系統(tǒng)工作可靠性，安裝合理性，維修方便都有影響。油管和管接頭可選用標準件，其選擇原則是應使管中流速不要太高（使之為層流）盡量使整個系統(tǒng)中的油管縮短，以便減小壓力損失提高系統(tǒng)效率，管材的選擇應根據(jù)壓力的高低，與泵閥等元件直接連接的管接頭，其管徑可根據(jù)所選泵閥來決定，選擇管道時，應盡可能使油流的能量損失小些，為此應有足夠的通油面積光滑的管壁最短的長度，及可能避免

35、彎半徑過小，和截面密度。（1）油管的選用和計算 常用的油箱有鋼管銅管，尼龍管，塑料管，橡膠軟管等多種它們應根據(jù)元件的安裝位置，使用環(huán)境和工作壓力進行選擇。 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐和剛性都較好，但裝配中不能任意彎曲，常用于裝配方便的壓力管道處，中高壓系統(tǒng)用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)中用焊接鋼管。 尼龍管是一種新型的乳白色透明管，受壓能力因材料而異，自 25*105 80*105Pa不等。目前大都在低壓管路中使用。尼龍管加熱后便于彎曲成行，擴口冷卻后又可固定成形有著廣泛用途。 橡膠管適用于兩個相對運動件之間的連接，分高壓和低壓兩種。高壓橡膠軟管由夾有幾幾層鋼絲編織的耐油橡膠制成，鋼絲層好越多

36、耐壓越高。 本系統(tǒng)中，主機到油箱之間的管道選用鋼管（無縫鋼管）吸油管和回油管選用鋼管，泵輸出管道選用高壓橡膠軟管，目的是為了避負在液壓元件中存過多的管道彎曲和管接頭。（2）油管尺寸的計算正確選用管的規(guī)格尺寸，對確保高效率的傳動具有重要的意義，壓力管路中流速應控制在 4.5m/s 以下對液壓驅動部件的工作壓力能比 6 m/s 的流速有明顯的提高，發(fā)熱量也會下降。查機械設計手冊得管路內徑的計算公式為d1130VQV12m/s;吸油管V36m/s;壓油管，壓力高時取大值V1.52.5m/s;回油路Q通過該油路的液體流量，單位為 L/s回油路和壓油路的油液來自泵的供液所以Q=1510-360=2.51

37、0-4所以其直徑為吸油管為：d1130=17.87mmsmsmm/1/105.24壓油路為：d1130=7.99mmsmsmm/5/105 . 24壓油路為：d1130=12.63mmsmsmm/2/105 . 24根據(jù)機械設計手冊表 2082，取公稱通徑 d=20mm,外徑 28mm。3.5.5 濾油器1 液壓油的過濾要求 在液壓系統(tǒng)中，由于工作油液中的雜質（包括從系統(tǒng)外部進入的臟物顆粒和系統(tǒng)中液元件的磨損微粒）進入液壓系統(tǒng)。容易引起液壓件工作表面的破壞，而使液壓元件的壽命大大縮短。為了保證液壓系統(tǒng)的正常工作，提高液壓元件的壽命，進入液壓系統(tǒng)中的工作液體必須濾油器過濾。濾油器的選取及安裝1）

38、 濾油器的選取原則 過濾精度應能滿足液壓系統(tǒng)的要求 過濾能力應能滿足液壓系統(tǒng)的要求 濾芯及外殼應有足夠的強度，不致固油的壓力而破壞有良好的抗腐蝕性容易清洗和更換濾芯對濾油器過濾能力的要求，應結合濾油器在液壓系統(tǒng)中的安裝位置來考慮，如濾油器的安裝在液壓泵的吸油泵路上其過濾能力應為泵流量的兩倍以上。 不同的液壓系統(tǒng)，以濾油器過濾精度的要求不同。本系統(tǒng)選用為 WU-40180 其工作壓力為 31.5MPa 流量 40L/min.過濾精度為 180um 由本液壓系統(tǒng)中泵的過濾精度要求所決定，把它安裝在油泵的吸油管上，這種安裝方式能保證液壓系統(tǒng)中的有設備不受雜質的影響，但增大了吸油阻力。不過由于液壓機為

39、非頻繁使用，且使用時間不長，再加上濾油器流量足夠大，所以不易使濾油器堵塞就不易使泵工作條件息化，濾油器安裝以后，可以定期取出清洗。3.5.6 閥類元件的選擇根據(jù)系統(tǒng)的最高壓力和最大流量查機械設計手冊選用各類閥型號如下表 3-2 液壓元件表規(guī)格序號元件名稱通過閥的最大流量Q（L/min）型號額定流量（L/min）額定壓力Mpa1斜盤式軸向柱塞泵10YCY14-1B15202葉片泵YB1-2.52.5203溢流閥2.5DBDA10P10/20120204先導式溢流閥15DBW10A200205遠程調壓閥15YTF3-E10B40206三位四通電液換向閥15WEH1040207壓力表K-10B8二位

40、四通電磁換向閥2.524DF3B60169液控單向閥15SV10602010順序閥9HG03B122502011卸荷閥15HY-10d10402012壓力繼電器HED2013單向閥15S10P2302014充液閥56.52SV1060203.6 液壓系統(tǒng)主要性能的驗算液壓系統(tǒng)性能的驗算包括壓力損失驗算、系統(tǒng)溫升驗算等，但其都應根據(jù)系統(tǒng)的結構、管路的長度及布置等進行，由于系統(tǒng)以及整個裝置的整體布置未定，這里省略。(1)由于此處選用恒功率液壓泵，因此泵的輸入功率不變，近似為電動機的輸出功率，電動機的輸出功率為 11kW。由于壓力機做功時只有在下行和上行時，且時間非常短，絕大多數(shù)時間處于保壓狀態(tài)，而

41、此時不做功，因此可認為總的發(fā)熱功率即是泵的輸入功率。(2)計算散熱功率前面初步求的油箱的有效容積為 130L，按 V=0.8abh，求的求的油箱各邊之積： abh=0.1625m38 . 0101303油箱的散熱面積為：A=1.8h（a+b）+1.5ab=1.8 0.4 （0.4+0.8）+1.5 0.8 0.4m2=1.344m2油箱的散熱功率為： TAKPtthc式中 油箱的散熱系數(shù)，查表 43.4-2，取 16W/(m2)tKtKC 油溫與環(huán)境之差，取=35TTC=161.34435kW=0.75264hcP可見油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，管道散熱是極小的，需要另設冷卻器。(3

42、)冷卻器所需冷卻面積的計算冷卻面積為： A=mhctKPP式中 K傳熱系數(shù)，用管式冷卻器時，取 K=116W/()；C2m平均溫升，=。mtmt2tt22121TT進油進入冷卻器的溫度 T1=60,油流出冷卻器的溫度 T2=50,冷卻水入口溫度CCt1=25冷卻水出口的溫度 t2=30。則：CC=27.5mt2302525060CC所需冷卻器的散熱面積為：A=m2=3.2 m25 .2711610)75. 011(3考慮到冷卻器長期使用時設備腐蝕和油垢，水垢對傳熱的影響，冷卻面積應比計算值大 30，實際選用冷卻器散熱面積為：A=1.33.2 m2=4.68 m2由于系統(tǒng)的具體結構尚未確定，因此

43、系統(tǒng)的壓力損失和功率損失不便于驗算，因此此處簡略。4 液壓缸的設計4.1 基本參數(shù)工作載荷 F=200kN液壓缸內徑 D=110mm活塞桿的直徑 d=70mm工作壓力為 P=20MPa4.2 缸筒的計算4.2.1 材料的選擇根據(jù)工作要求選用 45 號鋼，其=610MPa，安全系數(shù)為 n=5b=122MPapnb5610MPa4.2.2 缸筒厚度的計算（1）根據(jù)材料的強度極限的下列計算公式FDDp224代入數(shù)據(jù)的3622102001012211. 0211. 04計算的=4.56mm由于08. 004. 0D因此必須滿足按薄壁筒計算的最小壁厚即=9.02mmpMAXDP2661012221101

44、020所以 D 110+9.02 2mm 128.04mm取標準值的外徑 AL=133mm（2）缸筒厚度驗算 為避免發(fā)生塑性 變型額定壓力滿足 Pn (0.350.42)P P =2.3slg(D/D) 式中 s = 600-650 MPaP = 109MPa P(0.350.42)*109 =38.15-45.78 MPa 滿足要求缸筒徑向變形量D 應滿足D = D*PT(D21+D2/ D21- D2)-r/E 式中 PT - 缸筒耐壓試驗壓力 PT = 31.25 MPaE 彈性模量 E = 2.06 *105 r 泊松比 為 0.3 D = 250 *31.25/2.06*105(13

45、32 +1102/1332-1102 +0.3) = 0.68 mm缸筒的爆裂壓力 PEPE = 2.3 b lg(D/D) = 2.3* 700 lg(133/110) = 132.7MpaPT = 31.25 滿足要求圖 3-1 缸筒4.2.3 油口直徑的選擇油口直徑的選用按照油管的內徑選取，前面已計算得出內徑為 20mm，因此油口的直徑也為 20mm。油口離最近一段的距離不可太近，以防止與導向套產生干涉，且在總體圖中與頂梁干涉，同時不可太遠，防止在活塞桿下行到最下端時，活塞將油口堵住，阻礙油的進出，因此 L=60mm。4.2.4 缸底厚度的計算與選擇（1）缸底厚度應滿足的條件為：pzPy

46、D433. 01其中計算處的壁厚，此處取 110mmzDPy 試驗壓力，Py=1.2P=1.2 25MPa。所以=23.62mm661101221030110433. 0（2）缸筒端都焊接處的強度計算。缸筒與后端蓋用焊接，其焊縫應力為 = 4F/(D12-d12) * 10-6式中 F液壓缸 最大推力 F= 200 * 103 ND1 缸筒的外徑 D1 = 133 mm d1焊縫底徑 取 d1 = 115 mm 焊縫效率 取 = 0.8 = 4*200*103/(0.1332-0.1152) = 179.2MPa d1/2圖 3-2焊條型號取 E 5016 開型 藥皮類型紙氫鉀型 b = 49

47、0 MPa 民、取安全系數(shù) n = 2 則 =b / n = 245 MPa故焊縫合格可靠4.2.5 中間法蘭的設計筒的兩端分別和缸蓋和缸底相連，構成密閉的壓力腔，為便于液壓缸安裝特在缸筒的外壁焊接一法蘭，以便于安裝。（1） 法蘭尺寸的計算中間法蘭的厚度的計算由于中間法蘭的受力比較復雜，必須借助計算機才可有效地求出，因此本次設計可根據(jù)經驗選取一定值，選用厚度為 35mm螺紋直徑的選擇由于液壓缸受力為 200kn，因此根據(jù)螺紋的強度要求可知危險截面處的拉應力為2146dKF切應力為3112 . 0ddKFK合成應力為： 3 . 1322n式中 F1液壓缸的工作載荷 d螺栓直徑 材料的需用應力，選

48、用 Q235，查機械設計手冊的 = n 一般取 2 ns =225MPa ns K螺紋的預緊力系數(shù)因此選用 36mm 的螺紋圖 3-3 中間法蘭焊接強度的計算： 根據(jù)機械零件設計手冊發(fā)蘭焊接強度要滿足： max2Fal max36266.7 100.6 520 1020.380.28Falaamm 0.28amm其中：3max66.7 10FN3.14 0.1210.38ldmm 60.60.6 520 10取整,即一般焊接即可滿足發(fā)蘭要求0.3amm4.2.6 缸體的技術要求 缸體的內徑采用 H8 配合，由于活塞選用橡膠密封圈密封，因此，Ra 值為 0.10.4，并經過研磨。m 缸筒的圓度公

49、差等級選為按 10 級精度選取， ，圓柱度公差值應按 8 級精度選取。 缸體斷面的垂直度公差應按 7 級精度選取。 為防止腐蝕和提高壽命，缸體內表面應鍍以厚度為 3040的鎘層，鍍后經行拋m光。4.3 活塞4.3.1 活塞桿的計算（1） 活塞的寬度活塞的寬度一般為活塞外徑的 0.61.0 倍，但也要根據(jù)密封件的型式和數(shù)量及導向長度確定。圖 3-5 活塞（2） 密封圈的選擇圖 3-4 孔用密封圈壓力機對于密封性的要求很高，由于系統(tǒng)的壓力較高，要求密封性能好，耐磨性好，使用時間較長，故選用孔用型密封圈。選用密封圈的規(guī)格為xYD=110mm，H=14mm，H1=12.5mm，材料：聚氨酯4.活塞內側

50、與活塞桿之間的密封屬于靜密封，查手冊（根據(jù) GB3452.192）取 O 形密封圈尺寸為：，密封圈材料為 J 晴橡膠。mm5.62mm702dD，（3）具體尺寸的選擇由于缸體的內徑 D1 為 110mm，由于活塞與缸之間有一定的空隙，應控制在 1mm 左右此處取為 1mm，所以活塞的外徑 D=109mm。所以活塞寬度約為 L=65.4109mm，所以 L 取為 80mm。d2，d1 和 L2 的尺寸由密封圈確定，本次設計選用 Yx 型密封圈，因此查表的其尺寸d2=98mmd1=108mmL2=16mml1=5mmL114mmD 的尺寸根據(jù)活塞桿確定。4.3.2 活塞的材料及要求（1）液壓缸活塞

51、的常用材料為灰鑄鐵、耐磨鑄鐵，此處選用 HT300（2）活塞的技術要求活塞外徑對內徑的徑向跳動公差值按 7 級精度選取。外徑的圓柱度公差按 10 級精度公差選取。4.4 活塞桿的設計與計算4.4.1 活塞桿設計（1）由前面的計算可知，活塞桿的直徑為 d=70mm（2）活塞桿的具體長度的確定根據(jù)裝配圖上零件的尺寸和行程，經過設計畫圖，初步選取總長度為 800mm。d1 處與活塞接觸，由于此處受力不大，但考慮到尺寸取太小時結構不合理，可取為 40mm，此時要檢驗軸肩處能否承受工作載荷?；钊麠U與活塞肩部表面的壓應力為 2c22d0.002d12PDCP 為系統(tǒng)最高壓力，取 25Mpa。D 為液壓缸的

52、內徑，為 110mm。d 為活塞桿與軸肩接觸處的直徑，為 70mm。d1 為活塞桿與活塞接觸處的直徑，為 40mm。C 為活塞與活塞桿接觸處的倒角，此處為 1mm。為需用強度，為 120Mpa。 105.77Mpa62c2225 10110700.02400.02 經檢驗滿足強度要求。（3）活塞桿與活塞的連接形式有多種，一般用螺紋連接，如活塞設計圖中所示，但考慮到本設計中其受力較小，僅在返回行程中受活塞桿和中間滑塊的重力，因此可用卡環(huán)固定，使結構更加簡單合理，且可以增加滑塊的行程，現(xiàn)將結構設計如下圖，其中具體尺寸為L1=5mmL2 的尺寸可根據(jù)卡環(huán)的寬度確定，卡環(huán)的寬度定為 4mm，因此 L2

53、=4mm溝槽的深度同樣根據(jù)卡環(huán)和機械強度確定，因此溝槽處直徑為 36mm。與活塞接觸處的長度與活塞長度相同以保證卡環(huán)能卡進且卡環(huán)固定后不晃動，因此其長度取為 70mm活塞桿的右端為輸出端，為使中間滑塊受力更加均勻，此處選擇與球頭分離的結構以便于連接一個大直徑的球頭，并通過螺紋把它們連接起來，查機械設計手冊選用M64 的螺紋連接，配合長度可取為 25mm。螺紋退刀槽寬度取為 3mm，直徑取為 60mm。圖 3-6 活塞桿4.4.2 活塞桿材料及技術要求取活塞桿的形式為：實心活塞桿，材料為 45 號鋼?；钊麠U的技術要求：活塞桿的熱處理：措加工后調質到硬度為 229285HB，活塞桿 d 和 d1

54、的圓度公差按 10 級精度選取?；钊麠U的圓柱度公差應按 8 級精度選取?；钊麠U d 對 d1 的徑向跳動公差值應為 0.01mm。 斷面 T 的垂直度公差，則應按 7 級精度選取?；钊麠U上的螺紋，一般應按 6 級精度加工?；钊麠U上表面的粗糙度為 Ra0.63m，并且鍍鉻，鍍層厚度約為 0.05mm，鍍后拋 光。4.5 導向套的設計與計算導向套在活塞往復運動中啟導向支承作用，導向套的性能的好壞對液壓缸的性能有很大的影響。（1）最小導向長度及中隔圈長度的確定當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H ，如圖所示圖 3-7 導向長度一般情況， 最小導向長度應滿足下

55、面要求： 202LDH 式中：L 最大工作行程 D 缸筒內徑H導向長度即 50011080202Hmm因此導向套的長度為 A=80 2-80=80mm。所以選用 A 為 100mm。（2）密封圈的選擇導向套與活塞桿的配合為動配合，為防止油液的泄露，選用密封性能好一點的密封圈，因此選用軸用 Yx 型密封圈由于活塞桿的直徑為 70mm，因此查手冊（根據(jù)JB/ZQ4265圖 3-8 軸用密封圈86）選擇，密封圈 代號：Yx 形密封圈 d70（d =70、H =14、H1 =12.5）材料：聚氨酯3； （3）防塵圈的選擇為防止外界塵埃進入系統(tǒng)選用一定的防塵圈，本次選用 J 型圈，防塵圈代號：J 形防塵

56、圈=56，d1 =710.6、D1 =780.6mm、H =10mm（允許公差-0.5） 、1dh=5mm（允許公差-0.3）,材料：聚氨酯橡膠。圖 3-9 防塵圈（4）導向套的具體設計 3-10 導向套 總體長度 L=100mmD 處于液壓缸的內徑接觸，因此 D=110mm。D2 處安裝 Yx 型密封圈，因此根據(jù)密封圈的要求 D2=82mmD1 處的尺寸不能大于 110mm 不能比密封圈的尺寸小，因此 D1 可取為 90mmL3 的尺寸根據(jù)密封圈確定，因此 L3=16mm。L1 的尺寸根據(jù)總長度確定，L1=35mm。d 處于活塞桿配合，活塞桿的直徑為 70mm，他與活塞桿的直徑距離為接近 1

57、mm，此處取 0.8mm，因此 d=71.6mm。d1 處安裝支撐環(huán)，因此 d1=80mm。L4 為支撐環(huán)的長度，L4=15mm。導向套安裝兩個支撐環(huán)，為了便于設計和制造，兩處選用相同的尺寸。D3 的尺寸根據(jù) J 型防塵圈的尺寸確定，由于安裝防塵圈的空的直徑為 93mm，故D3=100mm。4.6 油口的設計與計算（1）油口的主要尺寸在機械設計手冊中都有明確的規(guī)定，由前面計算可知，油路的直徑選用 20mm，因此查機械手冊可取 d 處的螺紋直徑為 20mm，加工的螺紋為20 1.5,螺紋精度等級為 6H。其他尺寸如下D=32.0mm，此處的厚度 b 為 2mm，表面粗糙度為 3.2。mk=2.4

58、mm，傾斜角度為 15 度l 處的厚度為 1mm，角度為 45 度。圖 3-11 油口整個油口的直徑 L 可取為 50mm。（2）技術要求：B 與 k 相交處的圓中心線相對于螺紋 d 的中心線的垂直度為為 0.2，同心度為0.1。D 圓底部的表面粗糙度應為 3.2mk 處斜面的表面粗糙度為 3.2m錐面上，不得有縱向的或螺紋形的刀痕，允許有小于 1.6環(huán)形刀痕。m5 安裝使用與維修 主機的四根立柱安裝在下橫梁上固定起來，下橫梁用地腳螺栓固定在混凝土上，安裝時，要注意思使立柱的軸線相對于水平面的垂直度不低于 0.08mm（見第一巻）立柱上安裝有橫梁，安裝時要注意，用水平儀來測量是否處于水平位置，

59、棟梁為板狀 液壓機安裝在穩(wěn)固的基礎上，環(huán)境應干燥，空氣中無腐蝕性氣體，機器應有足夠的空間，便于操作和維修保養(yǎng)。 主體安裝時一般采用精度為 0.1/1000 mm 的水平儀度在油缸的側面或油缸的端面上，水平儀找到1 格即可，不符時，加墊鐵片調正。 壓力機采用優(yōu)質中等精度的粘度的礦物油，油內不要含雜質以免進入油缸后損壞油缸及油塞，影響壓力機的準確性。 壓制前，可根據(jù)工件的最大屈服強度，合理的選擇壓制范圍。 壓制過程中，如油泵突然停止工作，應立即將所加之負載缷掉。使油壓降低，檢查后重新開動油泵，進行壓制，不要在高壓下起動油泵或檢查事故原因。壓制暫停時，應停轉油泵，以避免無故磨損和耗電。壓制時，如果電

60、器發(fā)生故障，啟動或停止按鈕不起作用時，應立即切斷電源，使壓力機停止工作。要經常保持機器的清洗衛(wèi)生，壓制后要用棉紗擦試干凈。以防生銹，腐蝕。定期更換液壓用油，所用油應選過慮，再灌入機器油箱中，在灌入液壓油之前，應通過清掃窗口，把油箱底部排出沉淀雜質清洗干凈。結論 畢業(yè)設計是對大學生所學知識的一次綜合運用與檢驗，是對學生進行工程師基本訓練的重要一節(jié)，具有很重要的意義與地位。它是大學生走向工作崗位的最后一課，也是非常重要的一課。它不僅是四年來的所學理論知識的綜合運用，而且提高和培養(yǎng)了個人的創(chuàng)造力，我們從中獲得的設計經驗，為今后走向社會發(fā)揮專業(yè)知識提供了可靠的保障。同時它是鍛煉自己檢測自身能力的最好方

61、法。本次設計題目是單缸液壓壓力機，是基于四年所學知識，并在侯老師精心指導下完成的，通過這次畢業(yè)設計，我對四年所學的理論知識進行系統(tǒng)的整理，實現(xiàn)了理論與實踐相結合，并在實踐中加深了對理論知識的理解。同時再次提高自己獨立思考問題，分析問題，解決問題的能力，掌握了查閱各種資料手冊進行設計的方法。這期間侯老師傾注了極大熱情和精力，使我在設計中遇到的問題得到了及時解決。兩個月的畢業(yè)設計已經結束了，在理論知識和實踐相結合的同時認識到自己知識結構的缺陷，這使我更加堅定了終身學習的決心，由于缺乏實際設計經驗，設計中難免存在錯誤與不足，希望各位老師和同學批評指正。 參考文獻1 成大先機械設計手冊（第四版第二、三

62、卷）北京：化學工業(yè)出版社，2002.12 徐灝機械設計手冊（第四、五卷） 北京：機械工業(yè)出版社，1991.9.3 成大先，機械設計手冊單行本液壓傳動.化學工業(yè)出版社,2004.2.4 姜繼海.液壓與氣壓傳動.北京：高等教育出版社.2002.1.5 許賢良，王傳禮.液壓與氣壓傳動.北京：國防工業(yè)出版社.2002.1.6 濮良貴，紀名剛.機械設計6 版.北京：高等教育出版社，1996.7陸玉. 機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社.2006.12.8 徐灝機械設計手冊（第二版第五卷） 北京：機械工業(yè)出版社，2006.9.9江洪.sorlidWorks 2006 基礎教程-2 版. 北京：機械工業(yè)出版社，2006.1. 10 許賢良，王傳禮.液壓傳動系統(tǒng).北京：國防工業(yè)出版社.2008.5.11雷天覺.液壓氣動手冊.北京：機械工業(yè)出版社.1990.12 Espisito. anthony. Fluid Power with applications. prentice-Hall, Englewood cliff,N.J,1980.13Ivantysyn.M,Hydrostatische.Pump and Motoren.Wuerzburg:Vogel Bacherlag.1983