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1.3 方案拟定
1. 3. 1 设计内容
本次设计的主要内容是轴类零件自动校直机液压系统的
设计。其中包括拟定液压系统原理图，液压缸的选择，并进行各部件的强度校核。 1. 3. 2 总体方案拟定
（1） 设计思路：查找资料，了解校直机液压系统的机械结构组成，并对液压系统进行初步设计；再根据参数拟定液压系统工作原理图，计算和选择液压元件；最后由前面计算和原理图画装配图和零件图，写说明书。 1. 3. 2 总体方案拟定：
a. 工作原理 校直机的结构如图1. 1所示。主动回转中心和从动回转中心的顶尖将工件夹持后, 顶尖由调速电机驱动旋转, 通过工件传递到从动回转中心顶尖。同时, 与可动支撑相联的测量装置检测工件表面的全跳动量(T I R ) , 从动回转中心的光电编码器检测工件表面的全跳动量方向。计算机根据这些数据判断工件最大弯曲位置和方向, 发出指令使工件最大弯曲点朝上时工件停止转动, 并结合T I R 幅值及设定的参数计算修正量, 实现对工件的精密校直修正。工件的夹持与放松、可动支撑位的选择、工作台的移动以及冲头的快慢速进给等动作均由P L C 实现控制管理。
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图1. 1 校直原理图
1、主动回转中心 2、固定支撑 3、工件 4、冲头
5、可动支撑及测量装置 6、从动回转中心
b.
工件的测量结构 工件的准确定位与测量是保证校直
机精度的关键。当工件旋转测量时, 顶尖和工件是一起旋转的, 测量传感器所检测的工件表面跳动值是相对于工件两端顶尖孔的跳动量。因此, 顶尖的旋转跳动精度要求很高, 一般≯5μm , 这样才能保证测量的重复精度。其结构如图1. 2所示。
图1. 2 测量结构图
1测量传感器 2机械放大器 3光轴工件4标准齿轮 5齿轮工件
c. 液压控制回路设计 校直机的液压系统是校直修正的动力源, 控制回路如图3所示。泵站采用结构紧凑的油泵电机组, 变量泵可根据工作状况调节设定工作流量和工作压力, 工作噪音低。阀组采用中位卸荷方式换向阀, 校直机在工作间歇时液压系统卸载, 这样就避免了系统发热, 可将油箱做得尽量小些。叠
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加液控单向阀的作用是防止工作间歇或停机后, 油缸活塞不至于因自身重量而滑落。叠加单向调速阀可根据需要设定节流口的开口大小, 实现冲头的快进、工进和快退等动作转换。
图1. 3液压回路
图
1.4进度安排
1、2. 28—3. 18 调研、科技文献翻译、开题报告 2、3. 21—4. 08 总体方案设计
3、4. 11—5. 06 校直机液压系统以及液压元件设计计算 4、5. 09—5. 27 装配图及零件图 5、5. 30—6. 18 零件图、说明书 6、6. 21—6. 25 评审、答辩
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第2章 校直机液压系统设计
2.1 校直机液压系统设计依据和工况分析
2. 1. 1 液压系统设计依据
校直机一般有两类。一类为机械式; 一类为液压式。其中机械式结构复杂，制造周期长，成本高。而液压装置的工作比较平稳，重量轻，惯性小，反应快，易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制结合在一起使用时，能实现复杂的顺序动作和远程控制。另外，液压装置易于实现过载保护。液压元件能自行润滑，因此使用寿命较长。由于液压元件已实现了标准化、系列化、通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。而且用液压传动来实现直线运动远比机械传动简单。参照以上液压传动的优点，因此本设计拟采用液压式压力机。
液压式压力机的机体结构一般常用的有单臂式(开放式) 、柱式等不同种类。工作缸一般有单缸、双缸和多缸等。系统的传统方式一般有液压泵直接传动、液压泵一蓄能器传动和增压器传动等。
本校直机是对轴类零件的校直。总体结构简图如图2. 1：
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图2. 1 总体结构简图
1、操作箱 2、控制箱 3、压头 4、顶尖座 5、主机架
主要技术参数：1：最大加载能力400k N 2：可校直最大轴长300㎜ 3：可校直轴外径 60㎜以下
本液压系统中的执行元件是液压缸，主要实现快进——工进——快退——停止的工作循环。本校直机是轴类零件在加工或热处理过程中不可避免地会产生变形，对其进行校直的。
2. 1. 2 工况分析 （1）运动分析
本系统中压力机对轴校直过程中，要求压力机有快速空程、快速回程等基本动作。压力机的基本工作循环是:快进，减速接近工件，加压工作行程，泄压、快速回程。压力机的工作循环见图2. 2：
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（2） 负载分析
本系统中压力机的负载较大，主缸中的压力随活塞的工作行程而平稳地增加，最后达到最高压力。负载特性接近直线。负载特性见图2. 3所示
图3. 3压力机的负载特性
F m a
F 1
所以本系统拟采用单臂式结构、单缸、液压泵直接传动的方式。
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2.2 液压系统主要参数确定
在明确了液压系统的设计依据之后，下面确定液压系统的主要参数。确定液压系统的主要参数，这里是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。工作压力可以根据同类型设备所选用的压力级来参照选取。最大流量则由执行元件速度的最大值计算出来。这两者都与执行元件的结构参数(指液压缸的有效工作面积有关。一般的做法是先选定工作压力，求出液压缸的有效工作面积，经过验算、调整，最后确定出最大流量来。
2. 2. 1 系统工作压力的确定
工作压力是确定执行元件结构参数的主要依据。它的大小影响执行元件的尺寸和成本，乃至整个系统的性能。在系统功率一定时，一般选用较高的工作压力，是执行元件和系统的结构紧凑、重量轻、经济性好。
那么按负载选择系统的工作压力。由设计要求，负载为400k N 。按《液压传动》表9. 4中按主机类型选择系统工作压力，初定为30M P 。 2. 2. 2 液压缸参数确定
液压缸内劲D 及活塞杆外径d 尺寸。
液压缸内劲D 和活塞杆外径d 根据液压系统中最大总负载和选取的工作压力来确定。
因本系统的执行元件为单活塞杆液压缸，且以有杆腔为工作腔，见图2. 4所示。
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图2. 4 液压缸结构
简图
则有：
P 1A 1-P 2A 2=F 0 (2-1)
式中： F 0 —— 缸的最大工作力
P 1 —— 缸的工作腔压力
Ｐ２ —— 缸的回油腔背压力
＝ Ａ１
２πＤ
４
—— 无杆腔的有效面积
—— 有杆腔的有效面积
＝ Ａ２
２２
)π(Ｄ－ｄ
４
Ｄ —— 活塞直径或缸内径 ｄ —— 活塞杆直径 缸最大工作力F 0可按以下关系确定:
F 0=
F
ηm
（2-2）
式中：F —— 缸的外负载 ηm =1-∆η —— 缸的机械效率 ∆η —— 缸的机械损失率
按《机械工程手册》表34. 7～16，当活塞密封圈采用O 、U 、X 、Y 型式中一种时，∆η，
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Ｐ２=0，则有：
P 1A 1=F 0
将P 1=30M P a 代入上式得：
A 1=0. 0139㎡=139c m 2
D =
4A 1
π
=13. 3㎝
=0. 7D =9. 3㎝ 活塞杆在受压下工作初取d /D =0. 7即ｄ
当按G B 2348—2001将这些直径圆整成就近标准值时得:
D =140㎜ ｄ=70㎜
可以验证此时能满足活塞最小稳定速度要求。 2. 2. 3 计算在各工作阶段液压缸所需的流量
q 快进=q 工进=q 快退=
πD 2v 快进
4
==
π(14⨯10-2)⨯1. 2
2
πD 2v 工进
π(14⨯10-2)⨯0. 6
2
4
=18. 5=9. 24
πD 2-d 2⨯v 快退
()
4=
=10. 8
π(0. 142-0. 092)⨯1. 2
4
4
2. 2. 4 液压夹紧的设计
本系统中对待校直零件夹紧是用液压系统夹紧的，所以还需对该处的系统进行设计。由上面对液压冲头的设计，在这里也用该液压缸作为夹紧的工具。
由于本系统中的夹紧力要求不是特别大，那么该处的液压缸需要输出的力就不是很大。在对工件的校直中，工件受力都在竖直方向上；而夹紧力在水平方向，夹紧力的需要就更小了。在此处我用经验来确定所需要的夹紧力大小。
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由上，暂时设定夹紧力F =1000N. 为了使夹紧可靠，应该再乘以一安全系数k ，在粗加工时k =2. 5～3, 在精加工时k =1. 5～2。在校直系统中对工件的加工精度要求很高，所以在此处取k =2。
那么，就得到夹紧力： F =2⨯1000=2000N
2.3 液压系统原理图的拟定
2. 3. 1 冲头回路选择与设计
确定供油方式。考虑到该系统在工作时负载较大，速度较低，从保证系统工作能力角度，并参照类似机构供油方式，选用恒功率变量柱塞泵供油。
（1）冲头的快速空程与快速回程回路选择。
在本系统中，要求活塞向左与向右快移速度相同，则两腔面积为2:1。回路选择如图2. 5。
此回路是为了实现压力冲头实现快进与快退。其原理是当快进时，右边的二位三通换向阀的1打开，向液压缸无杆腔进油，使得杆向右移动；左边的换向阀4打开回油。快退时与快进时正好相反。
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回程回程回程
图 2. 5 压 力 机 快 速 空 程 与 快 速 （2） 冲头的减速回路(向工件接近) 选择
此回路一般用在快进速度不高，冲击影响也不大的情况。回路如图2. 6所示。
其工作原理是:快进时缸的下腔排油，经换向阀3和单向阀1流回上腔。压头接触工件后，系统压力升高，单向阀1关阀。回油经顺序阀2回油箱。
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3
图2. 6 压力机的减速
回路
（3） 冲头的预泄压快放油回路选择
预泄压的目的是防止油缸在压制结束进行回程时缸内的压力油突然经刚打开的换向阀骤然放出，造成液压冲击。
图2. 7压力机的预泄压快
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回路选择如上图2. 7。
其工作原理为:油缸工作行程结束，换向阀切换到回程位置，这时油缸上腔通过单向节流阀及换向阀与油箱接通进行卸压，卸压的速度由节流阀控制。在卸压过程中上腔油压作用在顺序阀上，使其打开为油泵卸荷，油缸的活塞不能回程。只有当油缸的上腔油压卸到低于顺序阀的调定压力时，顺序阀关闭，油缸下腔立即上压，充液阀在下腔油压作用下立即打开，于是活塞回程，油缸上腔油液通过打开的充液阀迅速排至充液箱。 2. 3. 2 夹紧系统设计
由前面夹紧系统也用液压系统，此时系统回路设计需要完成：前进——停止——后退的循环。
那么该回路设计图如图2. 8.
图2. 8 夹紧系统回路图
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2.3 液压系统原理图的综合
液压回路的综合是把以上所选出的各种回路画在一起，
就可以得到以下液压系统原理图如图9。
阀类元件的选择。根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表2. 9所示:
图2. 9 液压系统的原理图
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2.4 计算和选择液压元件
2. 4. 1选择液压泵
1 计算液压泵的工作压力
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为:
P p =P 1+∑∆P
式中：P p —— 液压泵最大工作压力 P 1 —— 执行元件最大工作压力
∑∆P —— 进油管路的压力损失，初算时简单系统取0. 2～0. 5M P a ，复杂系统取0. 5～1. 5M P a ，此处取0. 5M P a 。 则有：
P p =P 1+∑∆P =(30+0. 5)=30. 5 M P a
上式计算所得的P p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力P n 应满足P n ≥(1. 25～1. 6) P p 。中低压系统取小值，高压系统取大值。在此处取
P n =1. 25P p =31. 5M P a 。
2 泵的流量的确定 液压泵的最大流量应为:
q p ≥K (∑q )max
式中： q p —— 液压泵的最大流量
K —— 系统泄漏系数，一般取
K =l. 1～1. 3，现取K =1. 2
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(∑q )max —— 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加上溢流阀的最小溢流量2～3L /m i n 则有：
q p =1. 2⨯18. 5 L /m i n =22. 2 L /m i n
选择液压泵的规格。根据以上算得的P p 和q p 再查阅《液压元件及选用》，现选用Z B N 型柱塞泵，该泵基本参数为:每转排量为30m l /r ，泵的额定压力P p 为32M p a ，电动机转速n 为1000r /m i n ，容积效率为0. 94，总效率为0. 8。
3与液压泵匹配的电动机的选定
首先分别计算出快速空载时所需功率与最大工进时所需功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。
首先计算快速空载时所需功率，快速空载时的外负载为0N ，进油路的压力损失定为0. 5M P a ，由下式:
P p =P 1+∑∆P
可得：
P p =0. 5 M P a
再将密封装置引起的摩擦力考虑在内，则:
F 封=F 外载+∆ηm
式中：F 封 —— 密封装置引起的摩擦力 F 外载 —— 油缸外负载的最大值
∆ηm —— 油缸的机械损失率，此处取为0. 04
(N ) 所以 F 封=400⨯1000⨯0. 04=16000
可得空载快速时油泵输出压力
P 空载为：
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P 空载=
F 封A 1-A 2
+P p =
16000
⨯104+5⨯105=28. 02⨯10５P a 空载快速时所需电动机功率P 1为： P 1=
P 空载+q 空载
η
=
28. 02⨯18. 5
=1. 08(ＫＷ) （η为泵的总效率）
60⨯10⨯0. 8
工进时所需电动机功率P 2为： P 2=
P 工作+P 工作
η
=
30⨯9. 2
=5. 75(KW )
60⨯0. 8
由上面计算所得电动机输出压力P 和功率的最大值选择电机。查阅电动机产品样本手册，选用F A N U C 系列交流伺服电动机，其额定功率为7K W ，额定转速为1000r /m i n ，效率为0. 91。 2. 4. 2液压辅件的计算与选择
（1）确定管道尺寸
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以重新计算如表1
： 表1液压缸的进出流量
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根据这些数值，当油液在压力管中流速取4m /m i n 时，按下式:
d =
4Q
πV
算得和液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径。 式中：d —— 油管内径 Q —— 管内流量 V —— 管中油液的流速 则有：
4⨯37⨯106
d 1==14. 01㎜
π⨯4⨯103⨯604⨯18. 5⨯106
d 2==9. 9㎜
π⨯4⨯103⨯60
由上面计算所得直径取最大值选取胶管的内径。查阅《机械设计手册》取胶管参数为：
内径d =16㎜ 外径D =26㎜
（2）确定油箱容量
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液压系统散热主要依靠油箱，油箱大，散热快，但占地面积大；油箱小，则油温较高。本系统为中压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的6～12倍来确定。现选用250L 的油箱。
最后选择的液
压元件如表2。
表2 液压系统的液压元件
2.5液压系统性能验算
在绘制液压系统装配管路图后，可进行压力损失验算。由于该液压系统
较简单，该项验算从略。
系统温升的验算。在整个工作循环中，工进阶段所占用时间最长。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
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当v =60cm /min 时，q =0. 85，则：
p 输入=
30⨯12. 06
=7. 09K W
60⨯0. 85
π
4
⨯0. 162⨯0. 6=12. 06L /m i n ，总效率为
p 输出=Fv =400⨯103⨯1. 5⨯10-2⨯10-3=6KW
此时功率损失:
∆P =p 输入-p 输出=7. 09-6=1. 09KW
此时，假设油箱三个边的尺寸比例在1:1:1到1:2:3之间，油平面高度是油箱高度的80%，且油箱通风情况良好时，油液温升△T 的计算式可以用输入热量∆P 和油箱有效容积V 近似地表示成∆T =
∆P
V 2
⨯103。
将以上数值代入，得:
∆T =
1. 09⨯103
250
2
=27. 47︒C
由《液压传动》知，一般机床液压系统去∆T ≤25～30︒C 。一般低中、压系统正常工作油温为30～55︒C ，最高不允许超过70︒C 。由此可知，该系统的温升符合温升条件。
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┊ 第3章 系统的误差分析 3.1 误差的基本概念与分类 误差是测得值与被测量的真值之间的差，可表示为: 误差=测得值－真值 测量误差可用绝对误差表示，也可用相对误差表示。某量值的绝对误差定义为该量的给出值(包括测得值、实验值、标称值、示值、计算近似值等要研究和给出的非真值) 与其客观真值之差。相对误差定义为: 相对误差=误差÷真值 此外，还有一种引用误差，它是简化的和实用方便的相对误差。所谓引用误差是指仪器示值的绝对误差与测量范围上限值或量程之比值。通常用百 分数表示。 根据误差的特性，人们将误差划分为系统误差、随机误差和粗大误差。下面就简略加以介绍。 3. 1. 1 系统误差 定义:在同一条件下，绝对值和符号保持不变，或在条件改变时，按一定规律变化的误差称为系统误差。
所谓一定规律的意思是:这种误差可以归结为某一个因素或某几个因素的函数，这种函数一般可用解析公式、曲线或数表来表达。
实验或测量条件一经确定，系统误差就获得一个客观上的恒定值。改变实验条件，例如依次改变温度，就能够发现系统
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┊ 误差随着温度而变化的规律，这是用物理方法发现系统误差的措施。实质上，在多种实验条件中，系统误差就是这些实验条件因素的函数，是随着实验条件的改变而变化的误差，但 是其变化具有确定的规律性。 由于各项研究工作都具有阶段性，我们对误差的研究也不例外。因此，对于较重要的系统误差研究得比较透彻，规律性掌握得比较好；而对于次要的系统误差，或者需要花费更高代价和时间研究的暂时为次要矛盾的系统误差，可能掌握得不好或者未掌握其规律性，于是从对系统误差掌握的程度又可分为己定系统误差和未定系统误差两种。 (l ) 己定系统误差误差的方向己知，绝对值己知，若其数值为ε，则ε本身带有符号。 (2) 未定系统误差误差的方向未知，绝对值未知，通常可以估计其界限为e 。 按误差出现规律可分为不变系统误差和变化系统误差。 (l ) 不变系统误差误差绝对值和符号为固定的。 (2) 变化系统误差误差绝对值和符号是变化的，如线性、周期性、复杂规律性等。 3. 1. 2 随机误差
定义:在同一条件下，绝对值和符号以不可预定方式变化着的误差称为随机误差。
由于随机误差的变化不可预先确定，因此，这类误差也不能修正，而仅仅只能估计罢了。以后将会看到，随机误差是具有统计(或概率) 规律的误差。
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┊ 3. 1. 3 粗大误差 定义:超出在规定条件下预期的误差，或称“寄生误差”。 含有粗大误差的测得值会明显地歪曲客观现象，故含有粗大误差的测得值称之为坏值或异常值。要采用的测量结果不应含有粗大误差，即所有的异常值都应当剔除不要。所以，在作误差分析时，要估计的误差通常只有系统误差和随机误差两大类。 3. 1. 4 误差的相互转化 值得注意的是，误差的性质是可以在一定的条件下相互转化的。对某项具体误差，在此条件下为系统误差，而在另一条件下可能为随机误差，反之亦然。 掌握误差转化的特点，可将系统误差转化为随机误差，用数据统计处理方法减少误差的影响，或将随机误差转化为系统误差，用修正的方法减少其影响。在实际的科学实验与测量中，人们常利用这些特点来减小实验结果的误差。 3.2 误差的合成 当系统工作过程中存在各种不同性质的多项系统误差与随机误差时，应该将它们进行综合，以求得最后结果的总误差，
并用极限误差或标准差表示。
3. 2. 1 按极限误差合成
设有r 个单项已定系统误差，误差值为∆1，∆2，„„，∆r ，有s 个单项未定系统误差，极限误差为e 1，e 2，„„，e s ，有q
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┊ 个单项随机误差，极限误差为δ1，δ2，„„，δq ，为计算方便，设各个误差的传递系数均为1，则总的极限误差为： ⎛e i ∆总=∑∆t ±t ∑ i =1i =1⎝t i r s q ⎫⎛δi ⎪+⎪∑ i =1⎝t i ⎭2⎫⎪⎪+R （3-1） ⎭2式中: R —— 各个误差间的协方差之和 3. 2. 2 按标准差合成 设有s 个单项未定系统误差，标准差为∆1，∆2，„„，∆s ，有q 个单项随机误差，标准差为δ1，δ2，„„，δq ，相应的传递系数为1，则总的标准差为: δ总=∑u t =1s 2t +∑δt +R (3-2) 2t =1q 式中：R —— 各个误差间的协方差之和 3.3 本校直系统中误差的计算 在校直系统中，在假设校直数学模型正确的前提下，即不考虑校直算法带来的误差。系统校直的误差主要来源于两方面，一是测试系统的测量误差; 二是电控系统的误差。在此我们就对测量系统误差进行阐述。 在测试系统中，对轴类零件校直精度影响最大的分别是对
轴弯曲数据进行测量的传感器及其放大电路和对压头压下量进行测量的传感器及其放大电路。现分别估算如下:
(l ) 对钻杆弯曲数据的测量的误差
此处采用的是D O M －Z Y 型激光测距仪，具有很高的测试精度和稳定性。技术参数如下:量程0～30m ，精度士2m m ，工作温
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┊ 度-10o C ～50o C ，存储温度-40o C ～70O o C ，电源D C 9V ～30V 。据此，初步取其测量的误差C 1为2m m 。根据系统工作要求，在y 轴和z 轴方向各需一个传感器，则初步估算其产生的误差如下: 己知钻杆弯曲挠度l 满足: l =y 2+z 2 式中: l ——钻杆弯曲挠度 y ——y 轴坐标值 z ——z 轴坐标值 根据式 ∆y =∂f ∂f ∂f ∆x 1+∆x 2+„„+∆x n ，可得: ∂x 1∂x 2∂x n ∆l =y z ∆y +∆z （3-3） l l 已知 ∆y =∆x =2㎜，l ≤50㎜, 则： ∆l =y +z ⨯2 l 可得∆l 的最大值为: ∆l max =22mm ≈2. 8mm (2) 对压头压下量测量的误差 此处采用E D S 型无磨损套筒棒式直线位移传感器。技术指标如下:测量范围O ～400m m ，线性度＋/－0. 2%，温度范围－
40o C ～+85o C 。在此主要取其线性误差C 2为0. 8m m 。
根据式（3-1），忽略未定系统误差和随机误差，综合系统误差为:
C 总=C 1+C 2
代入己知数据得:
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┊ C 总 2㎜+0. 8㎜=2. 8m m
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┊ 第4章 总 结 自动校直机的液压系统是一个复杂的课题。本次设计只是对其中的液压部分进行了一些探讨。主要的结论如下: 1. 对校直机的机械结构进行了简单设计，并设计了压力机的液压系统。初步确定了液压缸的尺寸，拟定了液压系统的原理图；根据系统工作负载情况对液压系统的元件进行了选择。 2. 对初步形成的控制方案进行了系统误差分析，估算了系统的校直误差。 3. 根据本次设计的要求绘制了轴类校直机装配图、液压冲头组件图、液压系统原理图等，来说明本次设计的合理性。 本设计只是针对自动液压校直机液压系统做了一些基础性的工作，这其中还有一些问题有待进一步探讨，如在测试轴类零件弯曲数据时，零件表面的锈和泥无疑会对测量的数据产生影响。可以考虑在测量装置前加一个除锈的装置，这样会获得较好的效果。另外，在计算校直误差时，理想化地忽略了校直算法带来的误差。其实，由于所选校直模型和钻杆的实际弯曲情况存在一定的距离，误差的产生不可避免。 本次设计是对以前学习的知识进行了整理归纳，将其怎么
应用到实际中。是对自己大学四年学习生活的检验。在用C A D 制图软件制图中，也学习到了许多以前都没有学过的知识。对制图要求有了更进一步的了解。
总之，通过本次设计我认识到自己不足之处，以后会加以改正。它对我以后的工作和学习都有巨大的帮助。
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┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 参考文献 [1] 姜继海，宋锦春，高常识主编. 《液压与气压传动》 第2版. 高等教育出版社 [2] 吕烨，王丽凤主编. 《机械工程材料》， 高等教育出版社 [3] 王文斌等. 《机械设计手册》. 第4版 机械工业出版社 [4] 沈鸿主编. 《机械工程手册》. 北京. 机械工业出版社, 1982
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┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
1.3 方案拟定
1. 3. 1 设计内容
本次设计的主要内容是轴类零件自动校直机液压系统的
设计。其中包括拟定液压系统原理图，液压缸的选择，并进行各部件的强度校核。 1. 3. 2 总体方案拟定
（1） 设计思路：查找资料，了解校直机液压系统的机械结构组成，并对液压系统进行初步设计；再根据参数拟定液压系统工作原理图，计算和选择液压元件；最后由前面计算和原理图画装配图和零件图，写说明书。 1. 3. 2 总体方案拟定：
a. 工作原理 校直机的结构如图1. 1所示。主动回转中心和从动回转中心的顶尖将工件夹持后, 顶尖由调速电机驱动旋转, 通过工件传递到从动回转中心顶尖。同时, 与可动支撑相联的测量装置检测工件表面的全跳动量(T I R ) , 从动回转中心的光电编码器检测工件表面的全跳动量方向。计算机根据这些数据判断工件最大弯曲位置和方向, 发出指令使工件最大弯曲点朝上时工件停止转动, 并结合T I R 幅值及设定的参数计算修正量, 实现对工件的精密校直修正。工件的夹持与放松、可动支撑位的选择、工作台的移动以及冲头的快慢速进给等动作均由P L C 实现控制管理。
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图1. 1 校直原理图
1、主动回转中心 2、固定支撑 3、工件 4、冲头
5、可动支撑及测量装置 6、从动回转中心
b.
工件的测量结构 工件的准确定位与测量是保证校直
机精度的关键。当工件旋转测量时, 顶尖和工件是一起旋转的, 测量传感器所检测的工件表面跳动值是相对于工件两端顶尖孔的跳动量。因此, 顶尖的旋转跳动精度要求很高, 一般≯5μm , 这样才能保证测量的重复精度。其结构如图1. 2所示。
图1. 2 测量结构图
1测量传感器 2机械放大器 3光轴工件4标准齿轮 5齿轮工件
c. 液压控制回路设计 校直机的液压系统是校直修正的动力源, 控制回路如图3所示。泵站采用结构紧凑的油泵电机组, 变量泵可根据工作状况调节设定工作流量和工作压力, 工作噪音低。阀组采用中位卸荷方式换向阀, 校直机在工作间歇时液压系统卸载, 这样就避免了系统发热, 可将油箱做得尽量小些。叠
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加液控单向阀的作用是防止工作间歇或停机后, 油缸活塞不至于因自身重量而滑落。叠加单向调速阀可根据需要设定节流口的开口大小, 实现冲头的快进、工进和快退等动作转换。
图1. 3液压回路
图
1.4进度安排
1、2. 28—3. 18 调研、科技文献翻译、开题报告 2、3. 21—4. 08 总体方案设计
3、4. 11—5. 06 校直机液压系统以及液压元件设计计算 4、5. 09—5. 27 装配图及零件图 5、5. 30—6. 18 零件图、说明书 6、6. 21—6. 25 评审、答辩
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第2章 校直机液压系统设计
2.1 校直机液压系统设计依据和工况分析
2. 1. 1 液压系统设计依据
校直机一般有两类。一类为机械式; 一类为液压式。其中机械式结构复杂，制造周期长，成本高。而液压装置的工作比较平稳，重量轻，惯性小，反应快，易于实现快速启动、制动和频繁的换向。液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制结合在一起使用时，能实现复杂的顺序动作和远程控制。另外，液压装置易于实现过载保护。液压元件能自行润滑，因此使用寿命较长。由于液压元件已实现了标准化、系列化、通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。而且用液压传动来实现直线运动远比机械传动简单。参照以上液压传动的优点，因此本设计拟采用液压式压力机。
液压式压力机的机体结构一般常用的有单臂式(开放式) 、柱式等不同种类。工作缸一般有单缸、双缸和多缸等。系统的传统方式一般有液压泵直接传动、液压泵一蓄能器传动和增压器传动等。
本校直机是对轴类零件的校直。总体结构简图如图2. 1：
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图2. 1 总体结构简图
1、操作箱 2、控制箱 3、压头 4、顶尖座 5、主机架
主要技术参数：1：最大加载能力400k N 2：可校直最大轴长300㎜ 3：可校直轴外径 60㎜以下
本液压系统中的执行元件是液压缸，主要实现快进——工进——快退——停止的工作循环。本校直机是轴类零件在加工或热处理过程中不可避免地会产生变形，对其进行校直的。
2. 1. 2 工况分析 （1）运动分析
本系统中压力机对轴校直过程中，要求压力机有快速空程、快速回程等基本动作。压力机的基本工作循环是:快进，减速接近工件，加压工作行程，泄压、快速回程。压力机的工作循环见图2. 2：
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（2） 负载分析
本系统中压力机的负载较大，主缸中的压力随活塞的工作行程而平稳地增加，最后达到最高压力。负载特性接近直线。负载特性见图2. 3所示
图3. 3压力机的负载特性
F m a
F 1
所以本系统拟采用单臂式结构、单缸、液压泵直接传动的方式。
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2.2 液压系统主要参数确定
在明确了液压系统的设计依据之后，下面确定液压系统的主要参数。确定液压系统的主要参数，这里是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。工作压力可以根据同类型设备所选用的压力级来参照选取。最大流量则由执行元件速度的最大值计算出来。这两者都与执行元件的结构参数(指液压缸的有效工作面积有关。一般的做法是先选定工作压力，求出液压缸的有效工作面积，经过验算、调整，最后确定出最大流量来。
2. 2. 1 系统工作压力的确定
工作压力是确定执行元件结构参数的主要依据。它的大小影响执行元件的尺寸和成本，乃至整个系统的性能。在系统功率一定时，一般选用较高的工作压力，是执行元件和系统的结构紧凑、重量轻、经济性好。
那么按负载选择系统的工作压力。由设计要求，负载为400k N 。按《液压传动》表9. 4中按主机类型选择系统工作压力，初定为30M P 。 2. 2. 2 液压缸参数确定
液压缸内劲D 及活塞杆外径d 尺寸。
液压缸内劲D 和活塞杆外径d 根据液压系统中最大总负载和选取的工作压力来确定。
因本系统的执行元件为单活塞杆液压缸，且以有杆腔为工作腔，见图2. 4所示。
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图2. 4 液压缸结构
简图
则有：
P 1A 1-P 2A 2=F 0 (2-1)
式中： F 0 —— 缸的最大工作力
P 1 —— 缸的工作腔压力
Ｐ２ —— 缸的回油腔背压力
＝ Ａ１
２πＤ
４
—— 无杆腔的有效面积
—— 有杆腔的有效面积
＝ Ａ２
２２
)π(Ｄ－ｄ
４
Ｄ —— 活塞直径或缸内径 ｄ —— 活塞杆直径 缸最大工作力F 0可按以下关系确定:
F 0=
F
ηm
（2-2）
式中：F —— 缸的外负载 ηm =1-∆η —— 缸的机械效率 ∆η —— 缸的机械损失率
按《机械工程手册》表34. 7～16，当活塞密封圈采用O 、U 、X 、Y 型式中一种时，∆η，
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Ｐ２=0，则有：
P 1A 1=F 0
将P 1=30M P a 代入上式得：
A 1=0. 0139㎡=139c m 2
D =
4A 1
π
=13. 3㎝
=0. 7D =9. 3㎝ 活塞杆在受压下工作初取d /D =0. 7即ｄ
当按G B 2348—2001将这些直径圆整成就近标准值时得:
D =140㎜ ｄ=70㎜
可以验证此时能满足活塞最小稳定速度要求。 2. 2. 3 计算在各工作阶段液压缸所需的流量
q 快进=q 工进=q 快退=
πD 2v 快进
4
==
π(14⨯10-2)⨯1. 2
2
πD 2v 工进
π(14⨯10-2)⨯0. 6
2
4
=18. 5=9. 24
πD 2-d 2⨯v 快退
()
4=
=10. 8
π(0. 142-0. 092)⨯1. 2
4
4
2. 2. 4 液压夹紧的设计
本系统中对待校直零件夹紧是用液压系统夹紧的，所以还需对该处的系统进行设计。由上面对液压冲头的设计，在这里也用该液压缸作为夹紧的工具。
由于本系统中的夹紧力要求不是特别大，那么该处的液压缸需要输出的力就不是很大。在对工件的校直中，工件受力都在竖直方向上；而夹紧力在水平方向，夹紧力的需要就更小了。在此处我用经验来确定所需要的夹紧力大小。
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由上，暂时设定夹紧力F =1000N. 为了使夹紧可靠，应该再乘以一安全系数k ，在粗加工时k =2. 5～3, 在精加工时k =1. 5～2。在校直系统中对工件的加工精度要求很高，所以在此处取k =2。
那么，就得到夹紧力： F =2⨯1000=2000N
2.3 液压系统原理图的拟定
2. 3. 1 冲头回路选择与设计
确定供油方式。考虑到该系统在工作时负载较大，速度较低，从保证系统工作能力角度，并参照类似机构供油方式，选用恒功率变量柱塞泵供油。
（1）冲头的快速空程与快速回程回路选择。
在本系统中，要求活塞向左与向右快移速度相同，则两腔面积为2:1。回路选择如图2. 5。
此回路是为了实现压力冲头实现快进与快退。其原理是当快进时，右边的二位三通换向阀的1打开，向液压缸无杆腔进油，使得杆向右移动；左边的换向阀4打开回油。快退时与快进时正好相反。
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回程回程回程
图 2. 5 压 力 机 快 速 空 程 与 快 速 （2） 冲头的减速回路(向工件接近) 选择
此回路一般用在快进速度不高，冲击影响也不大的情况。回路如图2. 6所示。
其工作原理是:快进时缸的下腔排油，经换向阀3和单向阀1流回上腔。压头接触工件后，系统压力升高，单向阀1关阀。回油经顺序阀2回油箱。
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3
图2. 6 压力机的减速
回路
（3） 冲头的预泄压快放油回路选择
预泄压的目的是防止油缸在压制结束进行回程时缸内的压力油突然经刚打开的换向阀骤然放出，造成液压冲击。
图2. 7压力机的预泄压快
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回路选择如上图2. 7。
其工作原理为:油缸工作行程结束，换向阀切换到回程位置，这时油缸上腔通过单向节流阀及换向阀与油箱接通进行卸压，卸压的速度由节流阀控制。在卸压过程中上腔油压作用在顺序阀上，使其打开为油泵卸荷，油缸的活塞不能回程。只有当油缸的上腔油压卸到低于顺序阀的调定压力时，顺序阀关闭，油缸下腔立即上压，充液阀在下腔油压作用下立即打开，于是活塞回程，油缸上腔油液通过打开的充液阀迅速排至充液箱。 2. 3. 2 夹紧系统设计
由前面夹紧系统也用液压系统，此时系统回路设计需要完成：前进——停止——后退的循环。
那么该回路设计图如图2. 8.
图2. 8 夹紧系统回路图
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2.3 液压系统原理图的综合
液压回路的综合是把以上所选出的各种回路画在一起，
就可以得到以下液压系统原理图如图9。
阀类元件的选择。根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表2. 9所示:
图2. 9 液压系统的原理图
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2.4 计算和选择液压元件
2. 4. 1选择液压泵
1 计算液压泵的工作压力
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为:
P p =P 1+∑∆P
式中：P p —— 液压泵最大工作压力 P 1 —— 执行元件最大工作压力
∑∆P —— 进油管路的压力损失，初算时简单系统取0. 2～0. 5M P a ，复杂系统取0. 5～1. 5M P a ，此处取0. 5M P a 。 则有：
P p =P 1+∑∆P =(30+0. 5)=30. 5 M P a
上式计算所得的P p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力P n 应满足P n ≥(1. 25～1. 6) P p 。中低压系统取小值，高压系统取大值。在此处取
P n =1. 25P p =31. 5M P a 。
2 泵的流量的确定 液压泵的最大流量应为:
q p ≥K (∑q )max
式中： q p —— 液压泵的最大流量
K —— 系统泄漏系数，一般取
K =l. 1～1. 3，现取K =1. 2
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(∑q )max —— 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加上溢流阀的最小溢流量2～3L /m i n 则有：
q p =1. 2⨯18. 5 L /m i n =22. 2 L /m i n
选择液压泵的规格。根据以上算得的P p 和q p 再查阅《液压元件及选用》，现选用Z B N 型柱塞泵，该泵基本参数为:每转排量为30m l /r ，泵的额定压力P p 为32M p a ，电动机转速n 为1000r /m i n ，容积效率为0. 94，总效率为0. 8。
3与液压泵匹配的电动机的选定
首先分别计算出快速空载时所需功率与最大工进时所需功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。
首先计算快速空载时所需功率，快速空载时的外负载为0N ，进油路的压力损失定为0. 5M P a ，由下式:
P p =P 1+∑∆P
可得：
P p =0. 5 M P a
再将密封装置引起的摩擦力考虑在内，则:
F 封=F 外载+∆ηm
式中：F 封 —— 密封装置引起的摩擦力 F 外载 —— 油缸外负载的最大值
∆ηm —— 油缸的机械损失率，此处取为0. 04
(N ) 所以 F 封=400⨯1000⨯0. 04=16000
可得空载快速时油泵输出压力
P 空载为：
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P 空载=
F 封A 1-A 2
+P p =
16000
⨯104+5⨯105=28. 02⨯10５P a 空载快速时所需电动机功率P 1为： P 1=
P 空载+q 空载
η
=
28. 02⨯18. 5
=1. 08(ＫＷ) （η为泵的总效率）
60⨯10⨯0. 8
工进时所需电动机功率P 2为： P 2=
P 工作+P 工作
η
=
30⨯9. 2
=5. 75(KW )
60⨯0. 8
由上面计算所得电动机输出压力P 和功率的最大值选择电机。查阅电动机产品样本手册，选用F A N U C 系列交流伺服电动机，其额定功率为7K W ，额定转速为1000r /m i n ，效率为0. 91。 2. 4. 2液压辅件的计算与选择
（1）确定管道尺寸
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以重新计算如表1
： 表1液压缸的进出流量
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根据这些数值，当油液在压力管中流速取4m /m i n 时，按下式:
d =
4Q
πV
算得和液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径。 式中：d —— 油管内径 Q —— 管内流量 V —— 管中油液的流速 则有：
4⨯37⨯106
d 1==14. 01㎜
π⨯4⨯103⨯604⨯18. 5⨯106
d 2==9. 9㎜
π⨯4⨯103⨯60
由上面计算所得直径取最大值选取胶管的内径。查阅《机械设计手册》取胶管参数为：
内径d =16㎜ 外径D =26㎜
（2）确定油箱容量
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液压系统散热主要依靠油箱，油箱大，散热快，但占地面积大；油箱小，则油温较高。本系统为中压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的6～12倍来确定。现选用250L 的油箱。
最后选择的液
压元件如表2。
表2 液压系统的液压元件
2.5液压系统性能验算
在绘制液压系统装配管路图后，可进行压力损失验算。由于该液压系统
较简单，该项验算从略。
系统温升的验算。在整个工作循环中，工进阶段所占用时间最长。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
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当v =60cm /min 时，q =0. 85，则：
p 输入=
30⨯12. 06
=7. 09K W
60⨯0. 85
π
4
⨯0. 162⨯0. 6=12. 06L /m i n ，总效率为
p 输出=Fv =400⨯103⨯1. 5⨯10-2⨯10-3=6KW
此时功率损失:
∆P =p 输入-p 输出=7. 09-6=1. 09KW
此时，假设油箱三个边的尺寸比例在1:1:1到1:2:3之间，油平面高度是油箱高度的80%，且油箱通风情况良好时，油液温升△T 的计算式可以用输入热量∆P 和油箱有效容积V 近似地表示成∆T =
∆P
V 2
⨯103。
将以上数值代入，得:
∆T =
1. 09⨯103
250
2
=27. 47︒C
由《液压传动》知，一般机床液压系统去∆T ≤25～30︒C 。一般低中、压系统正常工作油温为30～55︒C ，最高不允许超过70︒C 。由此可知，该系统的温升符合温升条件。
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┊ 第3章 系统的误差分析 3.1 误差的基本概念与分类 误差是测得值与被测量的真值之间的差，可表示为: 误差=测得值－真值 测量误差可用绝对误差表示，也可用相对误差表示。某量值的绝对误差定义为该量的给出值(包括测得值、实验值、标称值、示值、计算近似值等要研究和给出的非真值) 与其客观真值之差。相对误差定义为: 相对误差=误差÷真值 此外，还有一种引用误差，它是简化的和实用方便的相对误差。所谓引用误差是指仪器示值的绝对误差与测量范围上限值或量程之比值。通常用百 分数表示。 根据误差的特性，人们将误差划分为系统误差、随机误差和粗大误差。下面就简略加以介绍。 3. 1. 1 系统误差 定义:在同一条件下，绝对值和符号保持不变，或在条件改变时，按一定规律变化的误差称为系统误差。
所谓一定规律的意思是:这种误差可以归结为某一个因素或某几个因素的函数，这种函数一般可用解析公式、曲线或数表来表达。
实验或测量条件一经确定，系统误差就获得一个客观上的恒定值。改变实验条件，例如依次改变温度，就能够发现系统
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┊ 误差随着温度而变化的规律，这是用物理方法发现系统误差的措施。实质上，在多种实验条件中，系统误差就是这些实验条件因素的函数，是随着实验条件的改变而变化的误差，但 是其变化具有确定的规律性。 由于各项研究工作都具有阶段性，我们对误差的研究也不例外。因此，对于较重要的系统误差研究得比较透彻，规律性掌握得比较好；而对于次要的系统误差，或者需要花费更高代价和时间研究的暂时为次要矛盾的系统误差，可能掌握得不好或者未掌握其规律性，于是从对系统误差掌握的程度又可分为己定系统误差和未定系统误差两种。 (l ) 己定系统误差误差的方向己知，绝对值己知，若其数值为ε，则ε本身带有符号。 (2) 未定系统误差误差的方向未知，绝对值未知，通常可以估计其界限为e 。 按误差出现规律可分为不变系统误差和变化系统误差。 (l ) 不变系统误差误差绝对值和符号为固定的。 (2) 变化系统误差误差绝对值和符号是变化的，如线性、周期性、复杂规律性等。 3. 1. 2 随机误差
定义:在同一条件下，绝对值和符号以不可预定方式变化着的误差称为随机误差。
由于随机误差的变化不可预先确定，因此，这类误差也不能修正，而仅仅只能估计罢了。以后将会看到，随机误差是具有统计(或概率) 规律的误差。
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┊ 3. 1. 3 粗大误差 定义:超出在规定条件下预期的误差，或称“寄生误差”。 含有粗大误差的测得值会明显地歪曲客观现象，故含有粗大误差的测得值称之为坏值或异常值。要采用的测量结果不应含有粗大误差，即所有的异常值都应当剔除不要。所以，在作误差分析时，要估计的误差通常只有系统误差和随机误差两大类。 3. 1. 4 误差的相互转化 值得注意的是，误差的性质是可以在一定的条件下相互转化的。对某项具体误差，在此条件下为系统误差，而在另一条件下可能为随机误差，反之亦然。 掌握误差转化的特点，可将系统误差转化为随机误差，用数据统计处理方法减少误差的影响，或将随机误差转化为系统误差，用修正的方法减少其影响。在实际的科学实验与测量中，人们常利用这些特点来减小实验结果的误差。 3.2 误差的合成 当系统工作过程中存在各种不同性质的多项系统误差与随机误差时，应该将它们进行综合，以求得最后结果的总误差，
并用极限误差或标准差表示。
3. 2. 1 按极限误差合成
设有r 个单项已定系统误差，误差值为∆1，∆2，„„，∆r ，有s 个单项未定系统误差，极限误差为e 1，e 2，„„，e s ，有q
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┊ 个单项随机误差，极限误差为δ1，δ2，„„，δq ，为计算方便，设各个误差的传递系数均为1，则总的极限误差为： ⎛e i ∆总=∑∆t ±t ∑ i =1i =1⎝t i r s q ⎫⎛δi ⎪+⎪∑ i =1⎝t i ⎭2⎫⎪⎪+R （3-1） ⎭2式中: R —— 各个误差间的协方差之和 3. 2. 2 按标准差合成 设有s 个单项未定系统误差，标准差为∆1，∆2，„„，∆s ，有q 个单项随机误差，标准差为δ1，δ2，„„，δq ，相应的传递系数为1，则总的标准差为: δ总=∑u t =1s 2t +∑δt +R (3-2) 2t =1q 式中：R —— 各个误差间的协方差之和 3.3 本校直系统中误差的计算 在校直系统中，在假设校直数学模型正确的前提下，即不考虑校直算法带来的误差。系统校直的误差主要来源于两方面，一是测试系统的测量误差; 二是电控系统的误差。在此我们就对测量系统误差进行阐述。 在测试系统中，对轴类零件校直精度影响最大的分别是对
轴弯曲数据进行测量的传感器及其放大电路和对压头压下量进行测量的传感器及其放大电路。现分别估算如下:
(l ) 对钻杆弯曲数据的测量的误差
此处采用的是D O M －Z Y 型激光测距仪，具有很高的测试精度和稳定性。技术参数如下:量程0～30m ，精度士2m m ，工作温
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┊ 度-10o C ～50o C ，存储温度-40o C ～70O o C ，电源D C 9V ～30V 。据此，初步取其测量的误差C 1为2m m 。根据系统工作要求，在y 轴和z 轴方向各需一个传感器，则初步估算其产生的误差如下: 己知钻杆弯曲挠度l 满足: l =y 2+z 2 式中: l ——钻杆弯曲挠度 y ——y 轴坐标值 z ——z 轴坐标值 根据式 ∆y =∂f ∂f ∂f ∆x 1+∆x 2+„„+∆x n ，可得: ∂x 1∂x 2∂x n ∆l =y z ∆y +∆z （3-3） l l 已知 ∆y =∆x =2㎜，l ≤50㎜, 则： ∆l =y +z ⨯2 l 可得∆l 的最大值为: ∆l max =22mm ≈2. 8mm (2) 对压头压下量测量的误差 此处采用E D S 型无磨损套筒棒式直线位移传感器。技术指标如下:测量范围O ～400m m ，线性度＋/－0. 2%，温度范围－
40o C ～+85o C 。在此主要取其线性误差C 2为0. 8m m 。
根据式（3-1），忽略未定系统误差和随机误差，综合系统误差为:
C 总=C 1+C 2
代入己知数据得:
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┊ C 总 2㎜+0. 8㎜=2. 8m m
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┊ 第4章 总 结 自动校直机的液压系统是一个复杂的课题。本次设计只是对其中的液压部分进行了一些探讨。主要的结论如下: 1. 对校直机的机械结构进行了简单设计，并设计了压力机的液压系统。初步确定了液压缸的尺寸，拟定了液压系统的原理图；根据系统工作负载情况对液压系统的元件进行了选择。 2. 对初步形成的控制方案进行了系统误差分析，估算了系统的校直误差。 3. 根据本次设计的要求绘制了轴类校直机装配图、液压冲头组件图、液压系统原理图等，来说明本次设计的合理性。 本设计只是针对自动液压校直机液压系统做了一些基础性的工作，这其中还有一些问题有待进一步探讨，如在测试轴类零件弯曲数据时，零件表面的锈和泥无疑会对测量的数据产生影响。可以考虑在测量装置前加一个除锈的装置，这样会获得较好的效果。另外，在计算校直误差时，理想化地忽略了校直算法带来的误差。其实，由于所选校直模型和钻杆的实际弯曲情况存在一定的距离，误差的产生不可避免。 本次设计是对以前学习的知识进行了整理归纳，将其怎么
应用到实际中。是对自己大学四年学习生活的检验。在用C A D 制图软件制图中，也学习到了许多以前都没有学过的知识。对制图要求有了更进一步的了解。
总之，通过本次设计我认识到自己不足之处，以后会加以改正。它对我以后的工作和学习都有巨大的帮助。
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 致 谢 首先衷心地感谢我的指导老师李晓明老师，感谢他在这次设计过程中给与我的指导和教诲。李老师敏锐的洞察力、严谨治学的作风、精益求精的态度以及高尚的品格使我深受教益，并将受益终身。在设计期间，承蒙李老师在各方面给予的热心帮助和亲切关怀，使我顺利地完成了毕业设计，在此，对李老师的悉心指导表示最诚挚的谢意。 我还要感谢在大学期间教给我知识的所有老师。是他们四年来细心传授的各方面的知识和教诲，才使得我得毕业设计能够顺利完成。 徐发，韩跃龙等同学在我完成毕业设计期间为我创造了便利条件，给予我很大帮助，使我的设计能够顺利完成，在此一并致以衷心的感谢。
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 参考文献 [1] 姜继海，宋锦春，高常识主编. 《液压与气压传动》 第2版. 高等教育出版社 [2] 吕烨，王丽凤主编. 《机械工程材料》， 高等教育出版社 [3] 王文斌等. 《机械设计手册》. 第4版 机械工业出版社 [4] 沈鸿主编. 《机械工程手册》. 北京. 机械工业出版社, 1982
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊