1、【摘要】液压控制系统在组合机床中有着重要作用，对液压控制系统的设计也是进行组合机床设计的重要组成部分。做好对液压控制系统的设计，有利于提升组合机床的总体性能，并使液压动力元件有效可靠的运行。液压系统设计是整个机械设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求、利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，在经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。本文以组合机床液压控制系统为研究对象，对组合机床驱动动力滑台液压控制系统的体系结构进行了研究，并以组合钻床驱动动力滑台的液压控制为切入点，对如何使组合钻床驱动动力滑台实现液压控制进行了深入研究
2、。本文对该组合钻床的液压控制系统的设计主要有以下几点内容:1. 根据毕业设计任务书中的要求和已知条件对液压系统进行工况分析；2. 由工况分析的结果经过必要的分析和更正，拟定液压系统原理图；3. 对液压系统各参数进行计算并选择液压元件，再由液压系统原理图将所选择的液压元件组合成驱动动力滑台的液压控制系统；4. 对液压系统进行分析和验算，确保该系统能够准确可靠地完成毕业设计任务书中要求的工作循环；5. 绘制该组合机床液压控制系统的正式工作图并编辑相关技术文件。【关键词】 ：液压传动、液压泵、液压缸、压力、流向、流量、速度、方向控制阀、系统回路、有效工作压力、有效工作流量。目 录引言 31 组合机床
3、液压系统的工况分析41.1 负载分析41.2 运动分析62 液压系统主要参数的确定 73 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图 93.1 确定液压系统方案93.2 确定基本回路103.3 将液压回路综合成液压系统124 选择液压元件134.1 液压泵13第 3 页 共 24 页4.2 阀类元件及辅助元件144.3 油管154.4 油箱164.5 密封件的选择165 验算液压系统性能 175.1 验算系统压力损失175.2 验算油液温升196 绘制液压系统相关图纸197 参考文献208 设计总结 209 致谢21【引言】组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效率专用机床。它能完成钻、扩、铰、
4、铣和工件的转位、定位、夹紧、输送等工序，可以用来组成加工自动线。为了缩短加工的辅助时间，满足各工序的进给速度要求，组合机床液压系统必须具有良好的换接性能与调速特性。因此它是一种以速度变换为主的液压系统，它的控制系统大多采用机、液、电气相结合的控制方式。液压传动相对于机械传动来说，是一门新技术。自 1795 年制成第一台水压机起，液压技术就进入了工程领域，1906 年开始应用于国防战备武器。第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要发应快和精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服系统。20 世纪 60 年代以后，由于原子能、空间技术、大型船舰及计算机技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，液压技
5、术相应也得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域中。在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术得到普遍应用。近年来液压技术已广泛应用于智能机器人、海洋开发、宇宙航行、地震预测及各种电液伺服系统，使液压技术的应用提高到一个崭新的高度。目前，液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声和高度集成化等方向发展；同时，减小元件的重量和体积，提高元件寿命，研制新的传动介质以及液压传动系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化设计、微机控制等工作，也日益取得显著成果。 解放前，我国经济落后，液压工业完全是空白。解放后，我国经济获得迅速发展，液压工业也和其它工业一样，发
6、展很快。20 世纪 50 年代就开始生产各种通用液压元件。当前，我国已生产出许多新型和自行设计的系列产品，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电液脉冲马达以及其它新型液压元件等。但由于过去基础薄弱，所生产的液压元件，在品种与质量等方面和国外先进水平相比，还存在一定差距，我国液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业技术的发展，可以预见，液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业部门中的用应，也将会越来越广泛。现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。液压传动控制是工业中经
7、常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。第 5 页 共 24 页液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。液压传动利用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就
8、可以达到一个变换的目的。我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。液压泵依靠容积变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。齿轮泵是最常见的一种液压泵，它通过两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。 液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液压缸和液压马达。液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换称为机械能
9、，从而对外做功。 液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的控制，以满足特定的工作要求。正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统能够完成不同的活动。液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀。按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。 除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。这些元件包括管路和管接头、油箱、过滤器、蓄能器和密封装置。通过以上的各个器件，我们就能够建设出一个液压回路。所谓液压回路就是通过各种液压器件构成的相应的控制回路。根据不同的控制目标，我们能够设计不同的回路，比如压力控制回路、速度控制回路、
10、多缸工作控制回路等。在工业生产中广泛应用的组合机床，其传动及控制系统大部份采用的是液压装置。因此对组合机床液压控制系统的设计也将围绕着对液压动力元件、液压执行元件、液压控制元件、液压辅助元件以及液压回路的选择而进行。1 组合机床液压系统的工况分析1.1 负载分析系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。1）切削负载由机械切削加工方面的知识可知，用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时轴向切削力 Ft(单位为 N)为： Ft=25.5 0.80.6()DsHBS式中：D钻头直径，单位为 mm ；s每转进给量，单位为 mm/r ；HBS铸件硬度。根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速 n 和每转进给量
11、s 按“组合机床设计手册”取：对 13.9mm 的孔： =360 r/min ， =0.147 mm/r ；1n1s对 8.5mm 的孔： =550 r/min ， =0.096 mm/r ；22所以，系统总的切削负载 为：Fq27667.069 N0.80.60.80.61025.391475.92Fq惯性负载5.760.mvNt阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：1209.876nFg静摩擦阻力：.35.2tfsnN动摩擦阻力：0.176.fdnF由此得出液压缸在各工作阶段的负载，如表 1 所列：第 7 页 共 24 页表 1 液压缸在各工作阶段的负载 LF工 况 负载组成 负载
12、值 F（N）启 动 LnsFf235.2加 速 /dmvt184.267快 进 Lnf 117.6工 进 dqF23485.121快 退 Lnf 117.6按表 1 数值绘制的动力滑台负载图 1(a)所示:图 1(a) 组合机床液压缸负载图1.2 运动分析根据工作循环（总行程 ，工进速度 ） ，31250llm1253/minvns绘制动力滑台速度图,如图 1(b)所示：图 1(b) 组合机床液压缸速度图第 9 页 共 24 页2 液压系统主要参数的确定根据表 2、表 3 可知，当组合机床在最大负载约为 24000N 时，取液压系统工作压力 。14pMPa表 2 按负载选择系统工作压力负载/k
13、N 50系统压力/MPa 57表 3 按主机类型选择系统工作压力机 床设备类型磨 床 组合机床 龙门刨床 拉 床农用机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械工作压力 p/(MPa) 0.82.0 35 28 810 1016 2032鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等，液压缸可选用双作用单活塞杆式，并在快进时作差动连接。在此情况下，通常液压缸无杆腔的工作面积 为有杆腔工作面积1A的两倍，即速比 。2A12/A在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压 ，以防止孔钻通时滑台突然前冲。2p在液压缸结构参数尚未确定之前，一般按经验数据估计一个数值。系统背压的一般经验数据为：回油路有调速阀或背压
14、阀的系统取 0.5MPa1.5 MPa ，现取液压缸回油背压推荐值取 0.6MPa。2p快进时，液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按 0.3MPa 考虑。快退时回油腔中也应具有背压，这时 也可按2p0.6MPa 估算。用工进时的负载值计算液压缸面积（取液压缸的机械效率 0.96）：m322 6123485.12.01()0.96(0)LmFAp3212m40.918D0.7.65dDm将直径按 GB/T 23481993(2001)圆整得：； .10.8d由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 2321/47.851ADm322().60d根据上述
15、液压缸两腔的实际有效面积值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表 4 所示，并据此绘出工况图 4(a)所示：表 4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工 况负载 /LFN回油腔压力 2/pMPa进油腔压 力1/输入理论流量 30/()qms输入功率 /PkW计算式启动 235.2 0 0.049 加速 184.267 0.14 快进（差动）恒速 117.610.3pMPa0.0244 0.4186 0.01021(/)LmpF；22A；1()qvPp工进 23485.121 0.6 3.687 0.00654 0.0241(/)LmF；21pA；qv1P启动 235.2
16、 0 0.087 加速 184.267 2.48 快退恒速 117.60.60.434 0.2496 0.1081(/)LmpF；22A；3qv1P第 11 页 共 24 页图 4(a)组合机床液压系统工况图3 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图3.1 确定液压系统方案：由于该机床是固定机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图 4(a)知，液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，该液压系统以采用节流调速方式和开式系统为宜。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。最大流量约为最小流量的 64 倍，而快进和快退所需的
17、时间 和工进所需的时间 分别为： 1t 2t316015035lt sv2 6.0.1lt亦即 。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作21/9t为油源显然是不合适的，故采用由大、小两个液压泵供油的油源方案，如图 5 所示：图 5 动力源3.2 确定基本回路：由于不存在负载对系统做功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须有快速运动、换向、调速、速度换接、调压及卸荷等基本回路。1）确定调速回路：系统采用进油节流调速回路（设置调速阀） ，为解决孔钻通时滑台会突然前冲的问题，在回油路上设置了背压阀。2)确定换向、快速运动及速度换接回路:由图 4(a)组
18、合机床液压系统工况图可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由 25.64L/min 降至 0.392L/min,滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制（缓冲制动）速度的换接，以减少液压冲击。当滑台由工进转为快退时，回油路中通过的流量很大 进油路中通过 14.98L/min,回油路中通过 14.98（78.5-28.26）L/min =41.597L/min。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀构成速度换接回路。如图 6 所示：第 13 页 共 24 页图 6 速度换接回路如图 7 所示，在本系统中采用三位五通换向阀实现换向及快进、工进、快退速度换接。当换向阀处在左工位时
19、，液压缸实现差动快进。如图 7 换向回路3)选择调压和卸荷回路：油源中设有溢流阀（见图 5）,由溢流阀调定系统工作压力（由定量泵与溢流阀构成恒压油源） 。由于系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。在双泵供油油源中设有液控顺序阀作卸荷阀，当滑台工进或停止时，低压大流量液压泵可经此阀卸荷。由于高压小流量泵的功率较小，在系统中不再为其单独设置卸荷回路。3.3 将液压回路综合成液压系统：把上述液压回路组合在一起，就可以得到如图 8 所示的经过初步整合的液压系统原理图：图 8 液压系统初步整合原理图1双联叶片泵；1A小流量液压泵； 1B大
20、流量液压泵；2三位五通电液换向阀；3行程阀；4调速阀；5单向阀；6液压缸；7卸荷阀；8背压阀；9溢流阀；10单向阀；11过滤器；12压力表接点；a单向阀；b顺序阀；c单向阀；d压力继电器。经过检查，可以发现，该图所示系统在工作中好存在一些问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，所以对该系统进行如下整合：1)为了解决滑台工进（阀 2 在左位）时进、回油路相互接通，系统无法建立起工作压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀 a，将进、回油路隔断。2)为了解决滑台快进时其回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回路上串接一个液控顺序阀 b。这样，当滑台快进时，因负载较小而系统压
21、力较低，阀 b 关闭，从而阻止了油液返回油箱。3)为了解决机床停止后，因回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，在电液换向阀的回油口增设单向阀 c。4)为了在滑台工进后完成后，系统能自动发出快退信号，在调速阀输出端增设一第 15 页 共 24 页个压力继电器 d。5)将顺序阀 b 和背压阀 8 的位置对调一下，可以将顺序阀 b 与油源处的液控顺序阀 7 合并。经过修改、整合后的液压系统原理图，如图 9 所示：如图 9 整合后的液压系统原理图1双联叶片泵；1A小流量液压泵； 1B大流量液压泵； 2三位五通电液换向阀；3行程阀；4调速阀；5单向阀；6单向阀；7顺序阀；
22、8背压阀；9溢流阀；10单向阀；11过滤器；12压力表接点；13单向阀；14压力继电器。 4 选择液压元件4.1 液压泵：在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为 3.687MPa。假设进油路上的压力损失为 0.8 MPa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为： 13.6870.54.987p MPa大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，假设油路上的压力损失为 0.5MPa（因此时进油不经调速阀，故压力损失减少） ，则大流量液压泵的最高工作压力为：20.43.50934p
23、MPa由图 4(a)工况图可知，两液压泵应向液压缸提供的最大流量为 25.14L/min，因该系统较简单，取泄漏系数 ，则两个液压泵的实际流量应为：1.LK052.46.397/minpqL若溢流阀的最小稳定溢流量为 3L/min，而工进时输入液压缸的流量为 0.392L/min，则由小流量泵单独供油时，其流量规格最少应为 3.392L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取 PV2R12-6/26 型双联叶片液压泵，其小泵和大泵的排量分别为 6mL/r 和 26mL/r。当液压泵的转速 时940/minpnr该液压泵的理论流量为 30.08 L/min，若取液压泵的容积效
24、率 ，则液压泵的实.v际输出流量为： (62)940./15.27.1/min26.397/inpq LL即所选液压泵的实际流量满足设计要求。且由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 0.934MPa、流量为27.1L/min。取液压泵的总效率 ，则液压泵驱动电动机所需的功率为：0.75p9342.1066pqPkW根据此数值查阅电动机产品样本选取 Y100L6 型电动机，其额定功率 ，额1.5nPkW定转速 。940/minnr4.2 阀类元件及辅助元件：根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格，如表 10 所列：第 1
25、7 页 共 24 页表 10 液压元件和液压辅助元件的型号及规格序号 元件名称估计通过流量/(L/min)额定流量/(L/min)额定压力/MPa额定压降/MPa 型号、规格1 双联叶片泵 (5.1+22) 17.5 PV2R12-6/26Vp=(6+26)mL/r2 三位五通电磁阀 60 80 16 0.5 35DYF3Y-E10B3 行程阀 50 63 16 0.34 调速阀 0.5 0.0750 16 5 单向阀 60 63 16 0.2AXQF-E10B(单向行程调速阀) max10/inqL6 单向阀 25 63 16 0.2AF3-Ea10Bax8/i7 液控顺序阀 25 63 1
26、6 0.3 XF3-E10B8 背压阀 0.5 63 16 YF3-E10B9 溢流阀 5 63 16 YF3-E10B10 单向阀 25 63 16 0.2AF3-Ea10Bmax80/inqL11 滤油器 30 63 16 0.02 XU-J63X8012 压力表开关 16 KF3-E3B3 测点13 单向阀 60 63 16 0.2AF3-Ea10Bmax80/inqL14 压力继电器 14 PF-B8L8 通径此为电动机额定转速 时液压泵输出的实际流量940/minnr4.3 油管：各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压
27、泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如表 11 所列：表 11 液压缸的进、出流量及运动速度快 进 工 进 快 退输入流量/(L/min)112()/)pqA78.5(.8642310.392q127.pq排出流量/(L/min)1()/8.6.478.552qA21()/8.6039278.54A212()/.78.6A运动速度/(m/min)112/()7.08.6)539pvq21/(0.39)78.5vq312/(7.0)8.69vqA由表 11 可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表 11 中的数值，取推荐流速 ，计算
28、得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的3/vms油管内径分别为： 362/()2(4.10)/(10)7.wdqv m3785y液压缸进、出两根油管都选用内径 15mm、外径 18.2mm 的 15 号冷拔无缝钢管。4.4 油箱：取经验数据 ，则油箱估算容积为：772.189.7VqL按 GB 28761981 规定，取最靠近的标准值 。504.5 密封件的选择：液压系统中密封件的作用是防止工作介质的内外泄漏，以及防止灰尘，金属屑等异物侵入液压系统。能实现上述作用的装置称为密封装置，其中起密封作用的关键元件密封元件，简称密封件。系统的内外泄漏均会使液压系统容积效率下降，或达不到第 19 页 共 24
29、页要求的工作压力，甚至使液压系统不能正常工作。外泄漏还会造成工作介质的浪费，污染环境。异物的侵入会加剧液压元件的磨损，或使液压元件堵塞，卡死甚至损坏，造成系统失灵。一般的液压系统对密封件的主要要求是：（1） 在一定的压力，温度范围内具有良好的密封性能；（2） 有相对运动时，因密封件引起的摩擦应尽量小，摩擦系数应尽量稳定；（3） 耐腐蚀、耐摩性能好，不易老化，工作寿命长，磨损后能在一定程度上自动补偿；（4） 结构简单，装拆方便，成本低廉。5 验算液压系统性能5.1 验算系统压力损失：由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，对压力损失的验算按一个
30、工作循环中不同阶段分别进行。1) 快进时：滑台快进时，液压缸差动连接，由表 10 和表 11 可知，进油路上油液通过单向阀10 的流量是 22L/min、通过电液换向阀 2 的流量是 27.1 L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 42.34 L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为：2227.14.0.0.50.0.63863Vp MPa回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是15.242 L/min ，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之差：2p1p222215.
31、45.44.0.0.0.30.16586MPa此值小于设计估计值 0.3MPa ，符合要求。2) 工进时：工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为 0.392L/min ，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa ；油液在回路上通过换向阀 2 的流量是 0.14 L/min ，在背压阀8 处的压力损失为 0.6MPa ，通过顺序阀 7 的流量为（0.14+22）L/min 22.14 L/min ，折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为： 2220.390.14.148.65.5.6030.73885Vp MPa 液压缸回油腔的压力 为：2p2220.14.145.6030.6
32、378Pa此值略大于原估计值。重新计算工进时液压缸进油腔压力 ，即：1p6421 413485.20.3728.10693.92amFpA MPa 考虑到压力继电器可靠动作需要压差 ，故工进时溢流阀 9 的调压值 应.epMPa yp为： 2110.393.925.504.28yep Pa3)快退时：快退时，油液在进油路上通过单向阀 10 的流量为 22L/min 、通过换向阀 2 的流量为 27.1 L/min ；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13 的流量都是75.28 L/min 。因此进油路上总压降为： 221 7.10.0.50.863VpMPa此值小于原估计值，
33、所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为： 222275.875.875.80.0.0.0.146363Vp MPa所以，快退时液压泵的工作压力 应为：p第 21 页 共 24 页1120.43.820.14.67pVpMPa因此大流量液压泵卸荷时顺序阀 7 的调定压力应大于 0.6174MPa 。5.2 验算油液温升：工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达 95,所以系统发热和油液温升应按工进时的工况来计算。工进时液压缸的有效功率为： 23485.120.49.026ePFv kW这时大流量液压泵经顺序阀 7 卸荷，小流量泵在高压下供油 。大流量液压泵通过顺序阀 7 的流量为
34、，故此阀在工进时的压力损失为：2/minqL220.3.0376npMPa小液压泵工进时的工作压力 ，流量 ，所以两个液压泵14.9p15./minqL的总输入功率为： 6363125.24.90.070.57pqP kW 液压系统的发热功率为： 0.57.2057pePk为使温升不超过允许的 值，可按下式计算油箱的最小有效容积：3TC33 2min 52910100.74Vm油箱总容积： 2.25.74.95.189.7a L所以该系统不必设置冷却器。6 绘制液压系统相关图纸绘制的液压系统的相关图纸，包括组合机床液压缸负载图、组合机床液压缸速度图、组合机床液压系统工况图、动力源、速度换接回路
35、、换向回路、液压系统初步整合原理图和整合后的液压系统原理图等，另附于本文之后。7 参考文献主要参考资料：1明仁雄主编 液压传动与气压传动 北京：国防工业出版社 20032雷天觉主编 新编液压工程手册 北京：北京理工大学出版社 19983机械设计手册编委会 机械设计手册 北京：机械工业出版社 20048 设计总结随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白
36、了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。 总之，在整个毕业设计的过程中确实觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了真有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发
37、现是两回事，所以我认为只有到了真正会用的时候才是真的学会了。 在此要感谢我的指导教授 XX 雄教授对我悉心的指导，感谢教授给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向教授请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然本次毕业设计工作告一段落，第 23 页 共 24 页但是我觉得在设计过程中所学到的东西才是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。9 致谢本次毕业设计得到导师XX雄教授的悉心指导，明教授严谨的治学作风、渊博的学识，认真踏实的工作态度，给我留下了深刻的印象。在我学习和进行论文设计过程中，时刻受到明教授的教诲、鼓励和关怀，使我受益非浅。在课题的研究、论文的撰写、设计方案的确定等方面，明教授始终给予了极大的帮助。在XX教授的悉心指导和帮助下，才使得本次毕业设计基本按题目要求完成任务，谨此向XX教授表示深深的谢意和敬意，也同时感谢各位同学的帮助和支持。最后要感谢我的父母多年来在我的求学道路中给予我始终如一的关心、帮助和支持，在此学业完成之际，向含辛茹苦的父母表示由衷的谢意和崇高的敬意。刘春雨二八年五月十九日
