DN2600碟阀液压系统设计
摘要
随着我国工业经济的发展与需要，碟阀在国民生活中应用越来越广泛。蝶阀不仅在石油、煤气、化工、水处理等一般工业上得到广泛应用，而且还应用于热电站的冷却水系统。30年代，美国发明了碟阀，50年代传入日本，到60年代才在日本普遍采用，而在我国推广则是70年代后的事了。碟阀一般有采用电器动力和液压动力的，电器应用的教早，而且大多用在较小的碟阀上。当负载较大时，电器驱动已不能满足使用的需要，所以要采用输出功率较大的动力驱动，而液压驱动正好能满足这方面的需要，这样液压碟阀就被广泛应用在工业生产上。
在控制液体或气体通断中，闸阀与碟阀都被应用其中。但相对闸阀而言碟阀有开闭时间短，操作力矩小，安装空间小和重量轻等特点。所以碟阀正逐步取代闸阀在工业生产中的位置。液压碟阀主要应用在负载较大的工作场合，阀门的直径相对也较大。碟阀的机械结构较简单，主要为阀门、机械臂和驱动机构。
液压部分的设计主要在于液压缸负载力的确定。在通过简单的力分析后，可以计算出两个液压缸的最大负载力。然后，确定液压执行机构和其它元件。通过合理的选件与布局，设计出合理的碟阀系统的液压站部分。
关键词：碟阀；液压；应用；液压站
Abstract
Along with our country industry economy's development and the need, the disc valve applies in the national life is getting more and more widespread. The disc valve not only in the petroleum, the coal gas, the chemical industry, the water treatment and so on the general industry obtains the widespread application, moreover also applies in the heating and power station cooling aqueous system. In the 30s, the US has invented the disc valve, in the 50s spreads to Japan, only then generally uses to the 60s in Japan, but promoted after our country is the 70s's matter. The disc valve has generally uses the electric appliance power and the hydraulic pressure power, the electric appliance application teaches early, moreover mostly uses on the disc valve. When the load is big, the electric appliance actuates not to be able to satisfy the use the need, must therefore use the output big power drive, but the hydraulic pressure actuation happen to can satisfy this aspect the need, such hydraulic pressure small dish valve widely is applied in the industrial production.
In the control liquid or the gas make-and-break, which the gate valve and the disc valve is applied in . But the relative gate valve says the disc valve to have the make and break time to be short, the operation moment of force is small, the installment space is small and weight light and so on characteristics. Therefore the disc valve is substituting for gate valve's in industrial production position gradually. The hydraulic pressure disc valve main application in the load big work situation, valve's diameter is relatively also big. The disc valve's mechanism is simple, mainly for valve, mechanical arm and driving mechanism.
The hydraulic pressure part's design mainly lies in the hydraulic cylinder load strength the determination. After simple strength analysis, may calculate two hydraulic cylinder's most high loading strength. Then, definite hydraulic actuator and other parts. Through reasonable chooses with the layout, designs the reasonable disc valve system's hydraulic pressure station part.
Key word: Disc valve ；Hydraulic pressure ；Application ；Hydraulic station
目 录
1 绪 论 . ....................................................... 1
1.1课题提出的背景与意义 ................................................................................................................... 1
1.2 国内外研究现状、发展动态 ......................................................................................................... 2
1.2.1液压碟阀的发展概况 . .............................................. 2
1.2.2液压碟阀技术的发展动向 . .......................................... 4 2 碟阀液压系统的参数 ........................................... 7
2.1主要参数 . .......................................................... 7 3碟阀系统工作任务及工作过程 ................................... 8
3.1工作任务............................................................................................................................................... 8
3.2工作过程............................................................................................................................................... 8 4碟阀液压系统设计计算 ......................................... 9
4.1液压系统原理图的拟定 ................................................................................................................... 9
4.2液压缸的设计计算 ......................................................................................................................... 10
4.2.1液压缸缸径计算 . ................................................. 10
4.2.2液压缸行程及流量计算 . ........................................... 11
4.2.3液压缸壁厚选择 . ................................................. 11
4.2.4液压缸活塞杆的校和 . ............................................. 11
4.3蓄能器的选择 .................................................................................................................................. 13
4.4液压泵与电动机的选择计算 ....................................................................................................... 14
4.4.1液压泵类型的确定 . ............................................... 14
4.4.2液压泵规格的选择 . ............................................... 15
4.4.3计算液压泵的驱动功率 . ........................................... 15
4.4.4电动机的选择计算 . ............................................... 15
4.5联轴器的选择 .................................................................................................................................. 15
4.6液压控制阀的选择 ......................................................................................................................... 15
4.6.1单向阀的选择 . ................................................... 15
4.6.2溢流阀的选择 . ................................................... 15
4.6.3电磁换向阀的选用 . ............................................... 16
4.6.4液控单向阀的选择 . ............................................... 16
4.6.5单向节流阀的选择 . ............................................... 16
4.6.6压力继电器的选择 . ............................................... 16
4.7液压辅件的选择 . ............................................................................................................................. 16
4.7.1滤油器的选择 . ................................................... 16
4.7.2油箱尺寸的确定 . ................................................. 16
4.7.3冷却器的选择计算 . ............................................... 16
4.7.3压力表选择 . ..................................................... 18
4.7.4液位计选择 . ..................................................... 18
4.7.5压力表开关与截止阀 . ............................................. 18
4.7.6空气滤清器 . ..................................................... 18
4.8管道及管接头的计算选择 . ........................................................................................................... 18
4.8.1吸油管 . ......................................................... 18
4.8.2压油管 . ......................................................... 18
4.8.3回油管 . ......................................................... 19
4.9系统的性能验算 . ............................................................................................................................. 19
4.9.1液压管路压力损失 . ............................................... 19 5 液压站的设计 . ............................................... 22
5.1阀块设计............................................................................................................................................ 22
5.1.1阀块内孔液体流速的确定 . ......................................... 22
5.1.2内孔间距及内孔外壁之间距离的确定 . ............................... 23
5.1.3阀块的内孔加工 . ................................................. 23
5.1.4工艺孔的封堵 . ................................................... 24
5.1.5连接孔的设计 . ................................................... 24
5.1.6阀块材料及加工工艺 . ............................................. 24
5.1.7其它注意事项 . ................................................... 25
5.2液压泵站设计 . ..................................................... 26
5.2.1油箱设计 . ....................................................... 27
5.2.2液压泵组的结构设计 . ............................................. 27 6环保与经济性分析 ............................................ 28 结 论 . ....................................................... 29 致 谢 . ....................................................... 30 参考文献 . ..................................................... 31
1 绪 论
1.1课题提出的背景与意义
在现代的国民经济生产中，碟阀的应用越来越广。30年代，美国发明了碟阀，50年代传入日本，到60年代才在日本普遍采用，而在我国推广则是70年代后的事了。虽然我国碟阀的历史还比较短，但是我国的碟阀发展较为迅速，在生产生活中也逐渐应用开来。在碟阀引进以前闸阀在石油、水处理中应用较为广泛。自在国内推广了碟阀以后，碟阀就迅速被广泛应用。目前世界上一般在DN300毫米以上蝶阀已逐渐代替了闸阀。蝶阀与闸阀相比有开闭时间短，操作力矩小，安装空间小和重量轻的特点。且蝶阀易与各种驱动装置组合，有良好的耐久性和可靠性。
蝶阀结构简单、体积小、重量轻，只由少数几个零件组成。而且只需旋转90°；即可快速启闭，操作简单，同时该阀门具有良好的流体控制特性。
在现代工业生产中，碟阀大多应用在大型水管道或油管道中，碟阀的直径也越来越大。所以，本次设计的目的是为了设计一种2600mm 直径的水管道液压碟阀。此系统中，系统的负载较大，采用双液压缸推动，机械示意图如下：
图1.1液压碟阀机械结构示意图
此种大型碟阀系统的设计是现代碟阀发展的重要部分。碟阀应用的大型化是碟阀发展的方向。应用液压动力驱动碟阀可以弥补其他动力装置动力不足的缺陷。大型碟阀的设计也是我国工业生产的需要，特别是在热电站的冷却水系统。同时，大型碟阀的设计也可以提高我国碟阀在国际上的竞争力。
1.2 国内外研究现状、发展动态
1.2.1液压碟阀的发展概况
应用流体作介质的动力、运动和信号进行控制和传递的技术，包括对流体动力过程和流体流动方式进行控制的技术称为流体传动与控制技术。其物理基础是流体的连续性、可压缩性或不可压缩性，介质的流动性，以及其他的机械、物理、化学和生物特性。由于流体传动与控制技术使用的介质通常为矿物油、生物油、空气、蒸气、合成流体等，传统上称为液压与气动。
液压技术的发展与流体力学的理论研究息息相关。1650年帕斯卡提出帕斯卡原理，即静止液体中的压力传播规律；1686年牛顿揭示了粘性液体的内摩擦定律；18世纪流体力学的两个重要原理——流体连续性方程和伯努利能量方程相继建立，上述理论成为液压技术发展的理论基础。自1795年英国研制世界上第一台水压机起，液压技术开始进入工程应用领域。
19世纪工业上使用的液压传动装置均采用水作为工作介质，由于其密封问题未能得到较好的解决以及电气传动的发展和竞争，曾一度导致液压技术停滞不前。1905年美国人詹涅（Janney ）首次将矿物油代替水作液压介质才使这个问题得到改观。20世纪30年代，由于车辆、航空、舰船等功率传动的推动，相继出现了斜轴式轴向柱塞泵、径向和轴向柱塞马达；1936年Harry Vickers 发明了以先导式控制压力阀为标志的管式系列液压控制元件。二战期间，由于战争的推动，出现了以电液伺服系统为代表的响应快、精度高的液压元件和控制系统，从而使液压技术得到了迅速的发展。
20世纪50年代以后，随着战后各国经济的恢复和发展，生产过程自动化程度的不断提高，液压技术很快转入民用工业，在机床、工程机械、压力机械、船舶机械、冶金机械、农业机械及汽车等行业得到了广泛的应用和发展。同期，德国的亚琛工业大学（TH Aachen ）在仿形刀架方面，美国麻省理工学院(MIT)Blackburn，Lee 及Shearer 等学者在电液伺服阀方面的研究取得了很大的进展（出版了著名的《液压气动控制》一书）。这
些成果及Harry Vickers发明的先导式控制压力阀结构至今仍为全世界采用。
20世纪60年代以后，原子能技术、空间技术、微电子技术等新兴技术的迅速发展，再次将液压技术向前推进，使其成为包括传动、控制、检测在内的一门对现代机械装备技术进步有着重要影响的基础技术，使其在国民经济的各个部门得到了更加广泛的应用。60年代后期出现了板式、叠加式液压阀系列，发展了以比例电磁铁为电气—机械转换元件的电液比例控制技术并广泛应用于工业控制中，提高了电液控制系统的抗污染能力和性价比。70年代出现了插装式系列液压元件。80年代以后，液压技术与现代数学、力学和微电子技术、计算机技术、控制科学等紧密结合，出现了微处理机、电子放大器、传感测量元件和液压控制单元相互集成的机电一体化产品，提高了液压系统的智能化程度和可靠性，并应用了计算机技术开展了对液压元件和系统的动、静态性能数字仿真及结构的辅助设计和制造。
我国的碟阀制造与应用起步较晚，直到上世纪70年代碟阀才在国内得到应用。在碟阀应用的初期阶段，其优点并没有完全显示出来。一直都是闸阀在石油、煤气、化工、水处理等一般工业上应用，随着碟阀的应用与发展，碟阀逐渐取代了闸阀在这些工业中的应用。目前世界上一般在DN300毫米以上蝶阀已逐渐代替了闸阀。
碟阀根据其密封可分为橡胶密封蝶阀和金属密封碟阀。橡胶密封碟阀的缺点是作节流使用时，由于使用不当会产生气蚀，使橡胶座剥落、损伤等情况发生。为此，现在国际上又开发金属密封蝶阀，气蚀区减小，近几年我国也开发了金属密封蝶阀，在日本近年来还开发耐气蚀、低振动、低噪声的梳齿形蝶阀。一般密封座的寿命在正常情况下，橡胶15年-20年，金属的80年-90年。
蝶阀的开度与流量之间的关系，基本上呈线性比例变化。如果用于控制流量，其流量特性与配管的流阻也有密切关系，如两条管道安装阀门口径、形式等全相同，而管道损失系数不同，阀门的流量差别也会很大。
如果阀门处于节流幅度较大状态，阀板的背面容易发生气蚀，有损坏阀门的可能，一般均在15°外使用。
蝶阀处于中开度时，阀体与蝶板前端形成的开口形状以阀轴为中心，两侧形成完成不同的状态，一侧的蝶板前端顺流水方向而动，另一侧逆流水方向而动，因此，一侧阀体与阀板形成似喷嘴形开口，另一侧类似节流孔形开口，喷嘴侧比节流侧流速快的多，而节流侧阀门下面会产生负压，往往会出现橡胶密封件脱落。
蝶阀操作力矩，因开度及阀门启闭方向不同其值各异，卧式蝶阀，特别是大口径阀，由于水深，阀轴上、下水头差所产生的力矩也不容忽视。另外，阀门进口侧装置弯头时，形成偏流，力矩会有增加。阀门处于中间开度时，由于水流动力矩起作用，操作机构需要自锁。
所以在国内，金属密封碟阀在石油、煤气、化工、水处理等一般工业上应用较为广泛。并逐步朝大型化与自动化发展。
1.2.2液压碟阀技术的发展动向
21世纪将是信息化、网络化、知识化和全球化的世纪，信息技术、生命科学、生物技术和纳米技术等新科技的日益发展将对液压传动与控制技术的研究、设计理念和方法、对各类液压产品的结构和工艺、对其应用领域以及企业的经营管理模式产生深刻影响并带来革命性变化。液压传动与控制将呈现以下的发展趋势[57]：
(1) 继续和信息、数字、智能及网络技术相结合
随着信息技术的迅速发展，实用性的加强，低成本、智能化和网络化，以及在工程控制方面的日益增长的技术需求，液压传动与控制、通信和信息技术之间必然产生越来越紧密的结合。液压传动与控制技术将随数字化、智能化和无线网络的发展而发展。
(2) 小型化和集成化
随着纳米技术和微电子机械系统(MEMS)的发展以及在信息/通信、生物制药和生物仪器等领域应用的不断扩大、流体传动和控制技术的小型化向接近厘米、毫米、微米甚至纳米方向发展，其应用领域如：MEMS 、SOC 、生化仪器等微机械、微流体系统。
(3) 极端环境下的应用环境
在深海，太空失重，深层地下，核反应堆及其他环境，如超高压，超强磁场，超高/低温，对流体传动与控制都是很大的挑战。
(4) 更加严格的环保标准
随着环保标准的提升，为了更好地为环保工业服务，要求液压技术提高原材料、元件、系统及功能所采用的标准。
(5) 生物医疗器械和设备的开发
为提高健康水平和满足老龄化社会的需要，生物医疗器械和设备的需求以及协助残障人士和老年人的人造器官和系统，服务机器人等的需求越来越多。
(6) 仿生学流体技术的开发
通过对生物多样性和生物进化过程的学习，人类能够对仿生的或生物模拟的流体技术和系统进行发面和开发来模拟大自然。
总之，在社会和工程需求的强力推动及机械、电气传动与控制的挑战下，液压传动与控制技术将依托机械制造，材料工程、微电子及计算机、数学、力学及控制科学，不断发挥自身优势，满足客观需求，变得更为绿色化、机械电子一体化、模块化、智能化和网络化，将自身推向新的水平。
碟阀技术的发展趋势，普遍向高效率、自动化、大型化和节能化方向发展。力图采用新技术，开创新局面。关于液压技术本身，也有高速化、稳定性、耐用性、节能、节材、低噪音等技术课题。
在许多亚太国家中，由于受本国的阀门设计制造水平的局限以及传统教科书的影响，对碟阀的偏见仍很大。而与此同时，欧美的先进发达工业国家却正在大力推广并积极使用碟阀。道理很简单，碟阀已今非昔比。三偏心碟阀 其适用范围已可以耐压高达 25 磅级，耐温低至 -196 ℃，高温达 700 ℃，密封达到 0 泄漏，调控比高达 100:1 以上。也就是说，在各种严酷、关键的过程控制管线上，不论是关阀还是调控阀，只要选型得当，现在都可以放心得使用碟阀，而且成本低廉。
蝶阀的卓越性能与其自身不断地偏心、演变、发展密切相关。为满足各种工况要求，蝶阀先后经历了从同心向单偏心、双偏心和三偏心的演变。碟阀的演变过程及三偏心碟阀的发展和应用简单介绍如下： 同心蝶阀，该种蝶阀的结构特征为阀杆轴心、蝶板中心和本体中心在同一位置上。结构简单、制造方便。常见的衬胶蝶阀即属于此类。缺点是由于蝶板与阀座始终处于挤压、刮擦状态、阻距大、磨损快。为克服挤压、刮擦，保证密封性能，阀座基本上采用橡胶或聚四氟乙烯等弹性材料，但也因而在使用上受到温度的限制。这就是为什么传统上人认为蝶阀不耐高温的原因。这也是简单的管道中使用的碟阀。
单偏心蝶阀为解决同心蝶阀的蝶板与阀座的挤压问题。由此产生了单偏心蝶阀，其结构特征为阀杆轴心偏离了蝶板中心从而使蝶板上下端不再成为回转轴心，分散、减轻了蝶板上下端与阀座的过度挤压。但由于单偏心构造在阀门的整个开关过程中蝶板与阀座的刮擦现象并未消失。在应用范围上和同心蝶阀大同小异，故采用不多。
随后，为解决单偏心碟阀的问题，在单偏心蝶阀的基础上进一步改良成型的就是目前应用最广泛的双偏心蝶阀。其结构特征为在阀杆轴心既偏离蝶板中心也偏离本体心。
双偏心的效果使阀门被开启后蝶板能迅即脱离阀座，大幅度地消除了蝶板与阀座的不必要的过度挤压、刮擦现象。减轻了开启阻距，降低了磨损，提高了阀座寿命。刮擦的大幅度降低同时还使得双偏心蝶阀也可以采用金属阀座，提高了蝶阀在高温领域的应用。但因为其密封原理属位置密封构造，即蝶板与阀座的密封面为线接触。通过蝶板挤压阀座所造成的弹性变形产生密封效果，故对关闭位置要求很高（特别是金属阀座），承压能力低，这就是为什么传统上人们认为蝶阀不耐高压、泄漏量大的原因。
要耐高温，必须使用硬密封，但泄漏量大；要零泄漏必须使用软密封，却不耐高
温。为克服双偏心蝶阀这一矛盾又对蝶阀进行了第三次偏心。其结构特征为在双偏心的阀杆轴心位置偏心的同时使蝶板密封面的圆锥型轴线偏斜于本体圆柱轴线。也就是说，经过第三次偏心后，蝶板的密封断面不再是真圆而是椭圆，其密封面形状也因此而不对称，一边倾斜于本体中心线另一边则平行于本体中心线。这第三次偏心的最大特点就是从根本上改变了密封构造，不再是位置密封而是扭力密封，即不是依靠阀座的弹性变形而是完全依靠阀座的接触面压来达到密封效果。因此一举解决了金属阀座零泄漏这一难题，并因接触面压与介质压力是成正比的，耐高压高温也迎刃而解。三偏心碟阀自问世以来，为满足日益严酷的工况要求，其本身也经历着自我完善和不断发展的过程。即便最基本的零泄漏，理论上三偏心碟阀都可以做到。
综上所述，三偏心蝶阀作为阀门最新科技的结晶，扬各种阀门之长避各种阀门之
短，必将越来越受到广大用户和设计人员的重视。特别是在大口径方面、以其零泄漏的优势、在关断阀上、正在不断地取代粗大的闸阀和球阀、同样、以其优异的调控机能、在调控阀上、也正在不断地取代笨重的截止阀。所以，未来碟阀的发展方向是朝着耐高温、无泄漏、成本低的方向发展。
液压技术与碟阀的结合，必将扩大液压技术与碟阀技术的应用范围。在未来的工业生产中液压碟阀比将应用越来越广泛。
2 碟阀液压系统的参数
2.1主要参数
最大负载力矩：1.2x 105N M 机械力臂：R=0. 5m
油缸单程动作(开阀或关阀时间) ：30~60s 油缸压杆稳定安全系数：≥3.5 动作要求：采用蓄能器开、关阀 蓄能器容量要求：满足2个单行程 液压泵要求：能在3min 内完成蓄能器冲液
3碟阀系统工作任务及工作过程
3.1工作任务
本次毕业设计的题目为DN2600碟阀的液压系统设计, 实现碟阀的开启与关闭动作。完成碟阀的开启与关闭都是采用蓄能器供液，液压缸速度的调节是通过调节节流阀来实现的。当系统压力较低时，电动机启动实现补压。当阀门开启到一定位置时，要能实现保持这一状态不变。系统要工作稳定、安全、可靠、节能、环保。
3.2工作过程
碟阀由液压钢通过耳环连接起来，液压缸的伸出与缩会使碟阀能绕某一固定轴转动。从而实现碟阀的开启与关闭。
4碟阀液压系统设计计算
本次毕业设计的液压系统设计是一个双缸单回路系统，系统相对简单，液压站采用下置式液压站。为使液压站节省空间，设计中多采用叠加式控制阀，并将大多数阀装配在一个集成块上，这样使液压站结构比较紧凑，同时也简化了设计方案。
4.1液压系统原理图的拟定
根据系统参数及要求，初步确定系统原理图如下：
图4.1. 碟阀液压系统原理图
4.2液压缸的设计计算
4.2.1液压缸缸径计算 1．缸径计算
如图1.1执行液压缸的机械机构简图，图中可以得到阀门在开关过程中最短的作
用力臂为：
L =2/2⨯R =2/2⨯0. 5=0. 3536m
式中R 为机械力臂。
两个液压缸的作用力臂相同，所以可知所需油缸总推力为： F =M /L =1. 2⨯105/0. 3536=3. 395⨯105N 式中，M ——最大负载力矩； L ——最短的作用力臂。
初选系统工作压力P =16MPa ，由《机械设计手册》表23.6-58取 ϕ=1. 46
得出d =0. 56D 。 又有
M =p ⋅⎡⎢π
⎣4
D 2+π(
D 2-d 2
4)⎤⎥⎦
⋅L ⋅η 式中，M ——最大负载力矩； p ——系统工作压力； D ——液压缸缸筒内径； D ——液压缸活塞秆直径； L ——最短的作用力臂；
η——液压缸的机械效率，取η=0.95。 代入数据计算得D=130.1mm。取D=140mm. 由d =0. 56D =78. 4mm, 取d=80mm。 2．缸径验算
在系统工作压力下产生的实际力为F 实=p ⋅⎡⎢π
D 2π4
+(
D 2-d 2
⎣4)⎤⎥⎦
⋅η (4.1)
π⎡π
=16⨯106⨯⎢⨯1402+⨯1402-802
4⎣4
=3. 916⨯105N
(
)⎤⎥⨯0. 95⨯10
⎦
-6
4.2.2液压缸行程及流量计算
阀门从关闭状态运动到完全开启状态或者由开启状态运动到关闭状态的过程中，液压缸所走过的行程为L '=
1
⨯2=0. 707m ， 2
取液压缸的行程为L =710mm。 液压缸最大速度为：v =
L 710==23. 67mm/s t 30
式中t —阀门开启或关闭的最短时间。
缸的最大流量为：
Q max =
π
(2D
4
2
-d 2v
)
=25761. 06⨯10-6⨯23. 67⨯10-3 =6. 1⨯10-4m 3/s =36. 6L /min
所以选取系统流量为Q =36. 6L/min。 4.2.3液压缸壁厚选择
本液压缸为工程用液压缸，压力P ≤16MPa ，由《机械设计手册》表31-8选取内径为140mm 的工程液压缸外径为D '=168mm 。材料为45#钢（无缝钢管）。 所以D=140mm, δ=
D '-D 168-140
==14mm 。 22
4.2.4液压缸活塞杆的校和
1. 按强度条件验算活塞杆直径d （l ≤10d 时） 活塞杆材料为45#钢， d ≥
4F m a x
(4.2)
πσp
式中， d —— 活塞杆直径 m ； F max ———液压缸的最大推力 N ； σp ——活塞杆材料的许用应力 Pa ； σp =
σs
S
;
σs 为材料的屈服极限 Pa; 安全系数取S ≥1.4。
45#缸的屈服极限为355MPa, 取S =3.5，得 σp =又有
355
=101. 43MPa 3. 5
F m a x = =
π
4
D 2⋅P
π
4
=2. 463⨯105N
⨯1402⨯10-6⨯16⨯106
4⨯2. 463⨯105
从而得到d '≥=0. 0556=55. 6mm ， 6
π⨯101. 43⨯10
d ≥d '，所以所选的活塞杆直径安全。
2. 活塞杆的压杆稳定性验算 实心活塞杆K =
J d
==80/4mm=20mm=0.02m A 4
式中，K —— 活塞杆的回转半径 m ； J —— 活塞杆截面的转动惯量 m 4， 实心活塞杆J =
πd 4
64
A —— 活塞杆截面积， 实心活塞杆A =比较
π2
d 4
l
与m n K
其中，l —— 活塞杆的计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端点和液压缸
安装点间的距离 m ，l =1. 96m;
m —— 柔性系数，45#缸的m 值为85；
n —— 末端条件系数，在《机械设计手册》表23.6-63中查得n =1；
从而得到所以
l 1. 96
==98，m n =85； K 0. 02
l
≥m n ，可按欧拉公式计算临界载荷P K ，此时 K
n π2EJ
P K =
l 2
式中 P K —— 活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷 N ；
n —— 末端条件系数，见《机械设计手册》表23.6-63； E —— 活塞杆材料的弹性模量，对于钢，取为E =2. 1⨯1011Pa ； J —— 活塞杆截面的转动惯量 m 4， 实心活塞杆 J =
πd 4
64
d —— 活塞杆直径 m ；
l —— 活塞杆的计算长度，即活塞杆在最大伸出时，活塞杆端点和液压缸安装点间的距离 m ，l =1. 96m;
1⨯π⨯2. 1⨯10⨯
2
11
π⨯0. 084
N =1084814N
所以P K =系统安全系数为 S '=
1. 96
2
F K 1084814
==4. 4 F m a x 246300
得出S '≥S =3. 5，所以，所选活塞杆直径安全。
4.3蓄能器的选择
因为阀门的开启与关闭均采用蓄能器驱动, 蓄能器的容积也要求足够大，所以采用容量大，适于蓄能的气囊式蓄能器。
液压缸完成一次开启和关闭动作所需液压油体积为：
V =2⨯=
π
4
⨯2D 2-d 2⋅L
()
π
2
=36. 6⨯10-3m 3=36. 6L
⨯2⨯0. 142-0. 082⨯0. 71m 3
()
蓄能器做为动力源使用，其容量的计算公式如下： V 0=
V p 1/p
⎛x ⎝
1⎫0⎪n ⎭12n
1-(p 1-p )
(4.3)
式中 V 0 —— 所需蓄能器的容积 m 3；
p 0 —— 充气压力Pa ，按0. 9p 1>p 0>0. 25p 2充气； V x —— 蓄能器的工作容积 m 3 ；
p 1 —— 系统最低压力 Pa ，在此系统中p 1=5⨯106Pa ； p 2 —— 系统最高压力 Pa ，在此系统中p 2=16⨯106Pa ；
n —— 指数；等温时取n =1 ；绝热时取n =1. 4 ；蓄能器工作循环在3min 以上，按等温条件计算，其余均按绝热条件计算。所以n =1. 4。
由于0. 9p 1=0. 9⨯5⨯106Pa =4. 5⨯106Pa ； 0. 25p 2=0. 25⨯16⨯106=4⨯106Pa ； 所以取p 0=4. 25⨯106Pa 。
将上述数字代入蓄能器容量的计算公式中有：
V 0=
36. 6⨯(5/4. 25)1-(5/16)
11. 4
11. 4
=72. 8⨯10-3m 3
=72. 8L
查《机械设计手册》中蓄能器产品，选取的蓄能器为两个NXQ1-L40/31.5-H型气囊式蓄能器。
4.4液压泵与电动机的选择计算
4.4.1液压泵类型的确定
由于系统工作压力较高，所以采用输出压力高的柱塞泵。工作压力为16MPa 。
4.4.2液压泵规格的选择
选取25SCY14-1B 柱塞泵，其理论排量为25ml/r,额定压力为31.5MPa, 额定转速为1460r/min,容积效率≥92%。所以可以算出泵的理论排为
Q 理=25⨯10-3⨯1460=36. 5L/min； 实际排量为
Q 实=25⨯10-3⨯1460⨯0. 92=33. 58L/min，可以满足在3min 内完成冲液要求。 4.4.3计算液压泵的驱动功率 P p =
pQ 理论
η
16⨯106⨯36. 5⨯10-3/60
==12. 02KW
0. 81
4.4.4电动机的选择计算
因为Y 系列电动机体积小、重量轻、耗电少、效率高、噪声低、维修方便，所以选用此系列的电动机。
电动机的功率P r =
P p
η联轴器
=
12. 02
KW =12. 15KW 0. 99
因此，选用Y160L-4B35型三相异步电动机，功率为15KW ，转速为1460r/min。 4.5联轴器的选择
由于弹性联轴器可以补偿泵与电动机的同轴度误差，可传递的转矩大、转速高，所以配合电机轴的直径和泵轴直径，选用LH3型弹性柱销联轴器。 4.6液压控制阀的选择
液压控制阀的选择是以系统的最高压力和通过阀的实际流量以及阀的操纵和安装方式为依据的。 4.6.1单向阀的选择
泵出口连接一单向阀，此单向阀选用S10A1型单向阀。管式连接，公称通径为10mm, 工作压力为31.5MPa ，额定流量为50L/min。 4.6.2溢流阀的选择
溢流阀选用DBDS6P10形溢流阀，板式安装，调节方式为带保护罩的调节螺栓，最
大调节压力为31.5MPa ，最大流量50L/min。
4.6.3电磁换向阀的选用
换向阀选用4WE6J60/W220-50型湿式电磁换向阀，公称通径6mm ，有复位弹簧，
Y 型中位机能，工作压力31.5MPa, 额定流量60L/min。
4.6.4液控单向阀的选择
液控单向阀选用Z2S640叠加液控单向阀，公称通径为6mm ，工作压力31.5MPa,
最大流量60L/min。
4.6.5单向节流阀的选择
单向节流阀选择Z2FS6-40/S1叠加式双单向节流阀，工作压力31.5MPa, 公称通径
6mm, 回油节流。
4.6.6压力继电器的选择
压力继电器为HED40A10/35型压力继电器。
4.7液压辅件的选择
4.7.1滤油器的选择
滤油器的功能是清除液压系统工作介质中的固体污染物，使工作介质保持清洁，延
长元器件的使用寿命，保证液压元件工作性能可靠。
回油过滤器选择YLH-63x10型回油过滤器，公称通径27mm ，公称流量为63L/min,
过滤精度10μm ，公称压力1.6MPa 。
4.7.2油箱尺寸的确定
已知系统中油液的最大流量为36.6L/min。一般情况下，选取油箱的容积为系统最
大流量的5-7倍 ，取V =6Q =6⨯36. 6L =219. 6L ，又系统中含有蓄能器，综合各方面
因素，取油箱尺寸为800⨯750⨯500mm ，容量为300L ，有效容积为240L 。
4.7.3冷却器的选择计算
系统发热计算如下：
液压泵功率损失H 1，
1-η⎫⎪=12. 02⨯(H 1=P p ⎛1-0. 81)=2. 284KW ⎝⎭
单向阀损失功率H 2，
H 2=∆pQ =0. 05⨯106⨯36. 6⨯10-3/60=30. 5W
三位四通电磁换向阀损失功率H 3，
H 3=∆pQ =0. 3⨯106⨯36. 6⨯10-3/60=183W
单向节流阀功率损失H 4，
H 4=∆pQ =0. 12⨯106⨯36. 6⨯10-3/60=73. 2W
双液控单向阀功率损失H 5，
H 5=∆pQ =0. 15⨯106⨯36. 6⨯10-3/60=91. 5W
溢流阀功率损失H 6，
H 6=P p Q ⨯10%=16⨯106⨯36. 6⨯10-3/60⨯0. 1=0. 976KW
管路及其它损失H 6，
H 7=(0. 03~0. 05)P p =0. 04⨯12=0. 48KW
系统总发热量为
H =H 1+H 2+H 3+H 4+H 5+H 6+H 7
=2. 284+0. 0305+0. 183+0. 0732+0. 0915+0. 976+0. 48
=4. 118KW
计算油箱总散热量：
油箱的散热面积为 A =1. 8h (a +b )+1. 5ab
式中 h —— 油箱高 (m) , h=0.5m；
a —— 油箱长 (m) , a=0.8m；
b —— 油箱宽 (m) , b=0.75m；
代入数据得
A =1. 8⨯0. 5⨯(0. 8+0. 75)+1. 5⨯0. 8⨯0. 75
=2. 295m
不油箱的散热为
P hc =KA ∆T =8⨯2. 295⨯30=0. 55KW
所以冷却器的总换热量为
P 冷=H -P hc =4.118-0.55KW=3.568KW。
2
采用风冷，所需冷却器冷却能力为
3. 568⨯860/30=102. 3Kcal /h ︒C
选取AH0608LT-CA220型冷却器，其冷却能力能满足要求。
4.7.3压力表选择
压力表为G60CBM-F-250-MP-10型压力表，量程为0-25MPa 。
4.7.4液位计选择
液位计为YWZ-160T 型液位计，工作温度为-20℃—100℃，并带有温度计。
4.7.5压力表开关与截止阀
压力表开关为KF-L8/14E型压力表开关，截止阀为YJZQ-H40N 型。
4.7.6空气滤清器
空气滤清器为HS-1163型，过滤精度为400μm。
4.8管道及管接头的计算选择
4.8.1吸油管 内径d ≥Q mm ， v
式中 Q —— 吸油流速，Q =0. 604⨯10-3m 3/s；
v ——管中液压油流速，对于吸油管v ≤1~2 m/s，在这里取v =1. 5m/s。
6. 04⨯10-4
代入数据得d ≥mm =22. 7 mm ，取d =24mm, 1. 5
壁厚δ=2 mm ，所以管道内径为24mm, 外径为28mm ，壁厚为2mm 的无缝钢管。
管接头为M33x2卡套式管接头。
4.8.2压油管 内径d ≥Q max mm ， v
式中 Q max ——系统供油最大流量，Q max =6. 1⨯10-4m 3/s；
v ——液压油流动速度，一般取v =6m/s。 6. 1⨯10-4
代入数据得d ≥1130⨯mm =11. 4mm 6
选择管内径为15mm ，外径为18mm ，管壁厚为1.5mm 的无缝钢管。管接头为
M22x1.5卡套式管接头。
4.8.3回油管 管内径d ≥Q 回mm v
式中 Q 回—— 回油流量，按供油流量选取 m 3/s；
v —— 回油流速，一般v ≤1. 5~2. 5m/s，选择v =2m/s。
代入数据得
6. 1⨯10-4
d ≥1130⨯=19. 7mm 2
选择回油管内径为24mm, 外径28mm, 壁厚为2mm 的无缝钢管。管接头为M33x2
卡套式管接头。
4.9系统的性能验算
4.9.1液压管路压力损失
一. 管道液流状态的判别
雷诺数Re =
(4.4)
式中，γ为油液的运动粘度，取70mm 2/s；
1. 泵出口 vd γ=4Q πd γ
4Q 4⨯33. 58⨯10-3
R e == πd γπ⨯15⨯10-3⨯60⨯70⨯10-6
0 =679
故泵出口油液为层流。
2. 主油路
Re =4Q
πd γ=4⨯36. 6⨯10-3
π⨯15⨯60⨯70⨯10-6
=740
故系统管道中压力油为层流。
3. 回油路
Re =4Q 4⨯36. 6⨯10-3
πd γ=π⨯24⨯60⨯70⨯10-6
=468
所以，回油为层流。
二. 沿程压力损失
计算公式为
l =∑λl ρv 2
∆P d ⋅2
式中，l —— 管道长度；
d —— 管道内径；
v —— 液流平均流速；
ρ——液压油密度。
1. 泵出口到单向阀距离非常近，所以这段管道的压力损失可以忽略不计。
2. 从蓄能器到液压缸，其中管长l =1.6m;
管径d =15mm ；
液流平均流速为
v =Q
A
=36. 6⨯10-3
4⨯60⨯(15⨯10-3)2
=3. 45m /s
沿程阻力系数为λ=64
R =64=0. 086
e 740
则可得管道中压力损失为
∆p l =λ⋅l v 2
d ⋅2⋅ρ
(4.5)
辽宁科技大学本科生毕业设计
第21页
1. 63. 452
=0. 086⨯⨯⨯900 -3215⨯10
=0.49MPa
三. 局部压力损失 计算公式为∆p r =∑ζρv 2
2Pa
其中，ζ——局部阻力系数；
1. 系统有90︒弯头5个
ζ=1. 09
900⨯3. 452
∆p r 1=1. 09⨯5⨯ 2
=0.29MPa
2. 三通管接头1个
ζ=0. 2
900⨯3. 452
∆p r 2=0. 2⨯ 2
=0.001MPa
3. 阀压力损失
∆p r 3=0. 3+0. 12+0. 15
=0.57MPa
故总的局部压力损失为
∆p r =∆p r 1+∆p r 2+∆p r 3
= 0.29+0.001+0.57
= 0.861MPa
4. 管路总压力损失为
∆p =∆p l +∆p r
= 0.49+0.861
= 1.35MPa
故蓄能器的调定压力为 p =∆p +16=17. 35M P a
5 液压站的设计
液压装置根据总体配置方式分为分散配置型和集中配置型。分散配置型液压装置是将液压系统的泵及驱动电机、执行器、控制阀和辅助元件按照机器的布局、工作特性和操纵机构等分散安装在主机的适当位置上，液压系统各个组成元件通过管道逐一连接起来。这种安放方式节省空间，但元件布置零乱、维护复杂，主要用于结构安装空间受限的移动式机械设备上，如行走机械等。集中装配型液压装置通常将系统的执行机构安放在主机上，而将液压泵及其驱动电机、控制阀、辅助元件等独立安装在主机之外，即为所谓的液压站。液压站的优点是具有整齐美观的外形，便于安装和维护，便于采集和检测电液信号以利于自动化控制，同时可以隔离液压系统振动、发热等对主机精度的影响。
5.1阀块设计
阀块设计就是将液压系统中所有的板式阀、压力表等液压元件用“整体管路”组合。阀块的大小一般需要根据液压系统的工作压力、流量和液压元件的数量及其结构的空间位置等因素来确定。在设计时保证阀块体上元件数量适中，元件太多则阀块体积大，设计制造困难；元件太少则集成意义不大，造成材料的浪费。
5.1.1阀块内孔液体流速的确定
由流体力学知识可知：流体在流动中的沿程损失和局部损失均和流速有关。为了减少阀块内的压力损失，阀块的内孔中流体的流速不应过高或过低。若阀块内孔流体的流速过高，在变径和拐角处，由于扩展流、收缩流、二次流等因素，引起压差急剧变化，从而产生气蚀和噪声，引起振动和冲击，破坏元件，降低系统的使用寿命。若阀块内孔流速过低，则势必增大孔径，即造成阀块体积过大，性价比降低。
阀块内孔液体流速的计算公式为：
v =q A (5.1)
式中：q ——通过阀块内孔过流断面流量，L /min ；
A ——阀块内孔过流断面的面积，mm 2。
根据经验和有关液压设计手册相关推荐，参照液压管道中油管的允许流速，阀块内孔中液体的流速一般控制在如下范围之内：
吸油孔：v ≤0. 5~1. 5m/s；
压力油孔：v ≤3~6m/s；
回油孔：v ≤1. 5~2. 5m/s。
5.1.2内孔间距及内孔外壁之间距离的确定
阀块内孔之间的距离δ1及孔与外壁之间的距离δ2，二者均要满足液压系统的强度要求，其计算公式为：
δ1(或δ2) =pd (5.2) [σ]
式中： p ——阀块内压力油的最大工作压力，MPa ；
d ——孔的内径，mm ；
[σ]——阀块材料的许用应力，MPa ，一般按照[σ]=σB n 来计算，σB 为材料的强度极限应力，n 为安全系数，参照液压系统中钢管的安全系数，油孔在最大工作压力低于7MPa 时，n 取8；最高工作压力为7～17.5MPa 时，n 取6；最高工作压力大于17.5MPa 时，n 取4。
通油孔之间的最小壁厚的推荐值一般不小于5mm 。当系统压力高过6.3MPa 的时候，或孔间壁厚较小时，应进行强度校核，以防止孔壁在使用中被击穿。
5.1.3阀块的内孔加工
1. 阀块的内孔加工一般为钻削加工为主，且大多为细长孔。由于在加工细长孔时钻头可能存在偏移及钻头的刚性，在实际设计中孔与孔之间的距离至少大于实际计算值0.5mm 。
2. 由于阀块的安装外表面受到工作环境的影响而产生锈蚀，在实际设计中，孔与外壁之间的距离一般大于计算值2mm 以上。
3. 在钻深孔时，为了防止钻头损坏或钻孔过程中产生偏移，设计时孔深与孔径之比应小于10，最大不超过25，必要时采用两边钻孔。
4. 阀块通常设计成长方体，为便于加工和安装，过流通道一般应垂直于表面，尽量避免加工斜孔。但是在不可避免的情况下，可以开斜孔。注意：斜孔会加大断面的密封尺寸，故倾斜角度不宜过大，以防止密封圈产生泄漏。
5. 相交孔的断流面积必须大于或等于其中一个孔的截面积，以减少由于局部节流造成的能量损失。
5.1.4工艺孔的封堵
为了构成阀块内部油孔的交叉，有时需要开工艺孔。油路构成以后，需要对工艺孔进行封堵。封堵有螺塞、焊接和球涨等三种方法。螺塞封堵式将螺塞旋入螺纹孔内，多用于需要打开或改接测压等元件的工艺孔的封堵。焊接封堵是将短圆柱周边牢固焊接在封堵处，对于小于5mm 的工艺孔可以省略短圆柱而直接焊接封堵，多用于靠近阀块边壁的交叉孔的封堵。球涨封堵是将钢球以足够的过盈压入孔中，多用于直径小于10mm 工艺孔的封堵。封堵用螺塞、圆柱和钢球均不得凸出阀块的壁面，焊接封堵后应将焊接处磨平，封堵后的密封质量以不漏油为准。
设计时尽量使用明堵（螺塞和组合密封圈）。焊堵因质量难以控制且易积存赃物应尽量避免使用。
5.1.5连接孔的设计
固定液压阀的定位销的孔径和螺钉孔的公称直径，应与所选用的液压阀的定位销直径及配合要求与紧固螺钉的螺纹规格一致。
单个阀块固定或者多个阀块叠加固定均可以通过螺栓固定，连接螺栓的强度计算如下：
σ1=F ≤[σ] nS
式中： σ1——单个螺栓承受的拉应力，MPa ；
F ——阀块间最大压力表面产生的推力，N ；
S ——连接螺栓的最小横截面积, mm 2；
[σ]——螺栓材料的许用应力，MPa 。
根据强度来确定合适的螺栓孔直径。
5.1.6阀块材料及加工工艺
a. 阀块的材料可以选用HT250、球墨铸铁、Q235—A （A3钢）、35号钢、20号钢或者铝合金。原则上球墨铸铁较好，因为其加工性能较好，尤其对深孔加工更加有利。在选用国产的球墨铸铁时候，阀块的厚度不宜过大，因为随着厚度的增加，内部组织疏松的倾向较大，在高压油的作用下易发生渗漏。德国生产一种专门用于阀块的改性球墨铸铁（GGG 、GG ），这种铸铁既使厚度较大，内部仍有较好材质，加工性能较好。
目前国内制造阀块多采用钢材，高压系统多采用20钢和35钢锻件，一般情况下采用A3钢即可。对于采用气割从板材上裁制阀块材料时，应考虑该处金属组织的变化，应该留下足够的加工余量，最好将阀块的毛坯进行锻造后再进行机加工。
对于行走机械等要求降低重量的场合下，阀块可以采用铝合金材料，设计时注意强度设计。
b. 阀块的安装面要与液压元件连接，而且保证不漏油，所以安装表面有公差要求。安装面的平面度为5～7级。阀块上安装阀、法兰的表面粗糙度应达到Ra ＝0.8，至少为Ra ＝1.6，其余表面达到Ra ＝3.2。阀块上O 形圈沟槽表面粗糙度Ra ＝3.2，沟槽的尺寸及公差大小根据O 形圈的规格来确定，防止安装时O 形圈受力不均而导致高压油泄漏。阀块加工完毕后，表面可以采用镀锌或者镀铬，防止表面生锈。
5.1.7其它注意事项
对于重量在30Kg 以上的阀块，要设置起吊螺钉孔。
螺钉孔的最小螺纹深度为1.5D(D为螺钉公称直径) 。对于铸铁材料的安装面，固定螺钉孔螺纹最小旋入深度为1.25D 。螺钉孔总深度为2D+6mm。
本系统的阀块立体图如下：
图5.1阀块立体图
5.2液压泵站设计
压泵站是为一个或者几个系统存放一定清洁度的工作介质，并输出一定压力、流量的液体动力，兼做整体式液压站安放液压控制装置基座的整体装置，是多种元件、附件组成的整体。液压泵站一般有液压泵组、油箱组件、温控组件、过滤器组件和蓄能器组件等5个相对独立的部分组成。在本系统中，蓄能器是作为动力元件来使用的，不是传统意义上的蓄能元件，而是起到动力元件的作用，其安装位置位于工作主机旁边。液压泵站总体结构为下置式，这种下置式泵站由于液压泵位于油箱液面以下，故能使液压泵具有较好的吸入性能。
5.2.1油箱设计
油箱是液压泵站中的主要部件，起到存储油液、散发油液热量、逸出空气、沉淀杂质和分离水分等作用。油箱采用矩形结构的独立油箱，油箱壁还可以通过对流和辐射起到散热的作用。在设计油箱时注意以下几点：
1. 箱顶和箱壁采用可拆卸连接，在箱壁内侧四周焊接上角钢，箱顶放置在角钢上，并通过螺钉实现箱顶和箱壁的连接，箱顶和角钢之间由密封垫密封。
2. 为了减少和防止污染物侵入油箱，可以将通气孔设在油箱的侧壁，通气孔采用带有注油口的结构，取下通气帽可以注油。
3. 液位计设在油箱的外壁上。液位计的下刻度线至少比吸油管口高75mm ，以防止吸入空气；上刻度线对应着油液的容量。
4. 油箱底朝向放油管道倾斜，坡度常为1/25～1/20。
5. 为了更好地发挥油箱的散热、除气、沉淀等功能，在油箱中设置隔板。隔板与油箱内表面采用焊接方式连接，加工时主要保证焊缝满焊，不应留下无法清理的藏污纳垢的缝隙。
6. 油泵的吸油管和系统的回油管分别进入由隔板隔开的吸油区和回油区，管端应加工成朝向箱壁的45°斜口。为防止吸油管吸入空气和箱底沉积物，管口上缘至少要低于最低液面75mm ，管口下缘至少离箱底最高点50mm 。恒压变量泵的泄油管道单独回油箱，且油管在油液液面以上终结。
7. 油箱的箱顶、壁、底板及隔板材料为Q235-A 钢板，通过焊接得到油箱。焊接后的油箱须彻底清理以便清除所有的泥土、切屑、毛刺和氧化皮。内部采用喷丸处理，油箱外部采用喷塑处理，防止表面生锈。
5.2.2液压泵组的结构设计
液压泵组是指液压泵及驱动泵的原动机、连轴器及传动底座组件。主泵用的柱塞泵通过带非金属弹性元件的弹性联轴器与相配合的电动机联结。液压泵通过钟型罩联结在电动机上：液压泵上的轴端法兰与钟型罩联结，钟型罩再与带法兰的电动机连接，依靠钟型罩上的止口保证液压泵与电动机的同轴度。在安装柱塞泵的时候，柱塞泵的壳体泄漏油口应朝上，以保证工作时泵壳体中始终充满油液。为降低泵组工作的振动和噪声，在泵的吸油管中装设橡胶补偿接管，泄油管中靠近泵的一段用软管。
6 环保与经济性分析
节能与环保是当今世界各种技术发展的趋势。在现代机械的设计中，我们不得不考虑这两个方面。碟阀做为现代工业生产中不可或缺的一种机械，在石油、煤气、化工和水处理方面应用广泛。并逐渐取代了闸阀。与闸阀相比，碟阀具有结构简单、体积小、重量轻，只由少数几个零件组成。而且只需旋转90°即可快速启闭，操作简单的特点。所以相对使用碟阀来说，其经济性相当可观。
在驱动方面，液压驱动与电机驱动相比，在同等体积下，液压装置能产生更大的动力。这样在大型碟阀的驱动中，液压驱动必定比电机驱动更经济。
在环保方面，对液压缸采用严格的密封，可以减少泄漏油的产生，不易污染周围的介质。在机械工作过程中，由于动作较平稳，速度不是很快，所以，在运动过程中不易产生噪声污染。
综上所述，液压碟阀在生产和应用上都是经济和环保的一种机械。
结 论
在液压碟阀的设计过程中，我上网查阅了大量关于这个方面的知识，对各种碟阀其性能以及碟阀这一行业有了一定的了解。在设计的同时，我充分利用了图书馆的资源，翻阅了多本液压方面的设计手册，对液压系统的设计过程有了深刻的认识。并且更加熟练的掌握了CAD 、CAXA 软件的使用。在此基础上，针对自身的学习，在学习研究、对相关产品部分改进的基础上设计了液压碟阀的液压系统部分。
在设计之初，对整个液压系统的设计只是表层的了解，并不懂得实际操作中的重重困难。在边学习边设计的过程中，让我学到了很多课本上少有的知识。我们的设计不仅要保证实现功能上的要求，也要保证布局美观、整洁，并要考虑现场的实际情况。所以，在完成这次设计的过程中遇到很多自己意想不到的错误，在改正这些错误的同时我又收获了很多。
我认为毕业设计不仅是对我们四年学业的一个总结与验收，更是对我们在实际中灵活应用所学知识的一种培养。这不仅对我们以后的工作有利，对于我们以后的深造也起到了莫大的帮助作用。让我们在以后的各个岗位上能更好的发挥自己，表现自己打下了坚实的基础
致 谢
首先，感谢母校在这四年来对我的教导和栽培，也感谢我的老师和同学们。从3月份月初到现在三个多月的时间里，在张新宇老师的指导下我完成了这份毕业设计。在设计的过程中，我遇到过很多问题，也出现过很多错误，在老师的认真指导和同学的帮助下，我顺利的解决了这些难题也改正了自己的错误。在自己的努力下顺利完成了这次的毕业设计。
在设计结束之际，我对在整个设计阶段中给我指点的张新宇老师和姚瑶老师表示感谢。张老师的每周两次的例会给了我很多指点，也对我的进度进行了严格的审查和督促。姚老师一丝不苟的工作态度使得我能够高标准的完成自己的毕业设计。同时，也向给予我帮助的同学表示感谢，他们和我一起讨论难点、商量进度，对我的设计的完成起到了很大作用。
再次向指导我的张老师和姚老师表示感谢，也感谢我的同学！
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