液压传动设计

液压传动设计

一． 设计目的

液压传动课程设计是在学习完液压传动课程之后进行的一个重要的教学环节，它是在教师指导下由学生独立完成的。学生通过课程设计对所学内容能够灵活掌握，融会贯通，并获得综合运用所学知识进行液压系统设计的基本能力。通过课程设计，学生应达到以下目的： 1. 巩固和深化已学的液压传动的理论知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤； 2. 锻炼机制制图、结构设计和工程运算的能力；

3. 熟练液压缸的结构设计以及液压元件的选择方法；

4. 学会使用有关国家标准、液压手册及产品样本等有关技术资料。 二．设计内容及要求

0. 设计内容：

（1）某厂要设计专用弯管机，加工钢、不锈钢、紫铜管等，要求完成的工作循环为：快进—工进—快退—停止，且运动平稳。根据实测确定最大推力为10kN, 快进及快退的

速度为1m/min,工进速度为0.5m/min,工程行程为0.2 m,试设计该液压系统。

设计要求：设计1号图1~2张；说明书15页以上（设计图纸内容：油缸，油箱，原理图，阀块等）

三．液压系统工况及设计要求，绘制液压系统草图。 工作简图

原理图

液压缸设计

一．

液压缸设计

1. 液压缸简介：

液压缸是工程机械实现机构运动的动力源。它将液压能转变为机构所需的机械能，大多数是以直线运动形式获得力和位移的。液压缸若按用途和结构形式来分类，其种类繁多。若按压力等级来区分，工程机械上常用的仅为两大类：即中低压液压缸和高压液压缸。液压缸的压力等级大小由密封机构和液压缸本身的材质、壁厚及加工工艺等决定，这些已在设计制造时确定。对用户来说最关注的是液压缸的工作状况，即有无内外泄漏现象，能否达到最大容积效率及工作寿命等等。实际应用中液压缸失效形式往往表现为内泄漏和外泄漏，而这些与液压缸中的密封件及其装配工艺等有关。

2. 液压缸设计应注意的问题

液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面，经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。所以，在设计液压缸时，必需注意以下几点：

（1） 尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好

的稳定性。

（2） 考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和

排气装置，系统中需有相应的措施，但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。 （3） 正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位。只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩。定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。

（4） 液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到

结构简单、紧凑，加工、装配和维修方便。 （5） 在保证能满足运动行程和负载力的条件下，应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。 （6） 要保证密封可靠，防尘良好。液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如

泄漏严重，不仅降低液压缸的工作效率，甚至会使其不能正常工作（如满足不了负载力和运动速度的要求等）。良好的防尘措施，有助于提高液压缸的工作寿命。

总之，液压缸的设计内容不是一成不变的，根据具体的情况有些设计内容可不做或少做，也可增大一些新的内容。设计步骤可能要经过多次反复修改，才能得到正确、合理的设计结果。在设计液压缸时，正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。在选择液压缸的类型时，要从机械设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发，同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间和具体位置。 如：机器的往返直线运动直接采用液压缸来实现是最简单又方便的。对于要求往返运动速度一致的场合，可采用双活塞杆式液压缸；若有快速返回的要求，则宜用单活塞杆式液压缸，并可考虑用差动连接。行程较长时，可采用柱塞缸，以减少加工的困难；行程较长但负载不大时，也可采用一些传动装置来扩大行程。往复摆动运动既可用摆动式液压缸，也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。

3. 工作台液压缸 工况分析：

平面磨床往复远动液压系统，由于工作情况与最大最小速度，因采用无级调速在液压泵出油口安排调速阀，节流阀放在回油路上实现回油背压换向阀使用三位四通。

二．液压缸的主要尺寸参数确定 1. 液压缸工作压力的确定 （1）工作负载的计算

R= R t + R f ± R m

本设计中R W =10000N，R G =0N, R f =500 N, R m =0N 解得：R=R t +R W +R G +R m =10500N,

式中，R W ——液压缸轴线方向上的外作用力（N ）； R G ——液压缸轴线方向上的重力（N ）； R f ——运动部件的摩擦力（N ）； R m ——运动部件的惯性力（N ）； R —— 液压缸的工作负载（N ）。 （2）液压缸工作压力的确定

按工作负载选定工作压力（表3-1）

初选2.5Mpa

2. 活塞式液压缸内径及活塞杆直径确定 （1）内径计算

（a ）本进给液压缸按双杆腔工作时计算 本设计中P 2=0，故可按下面式子计算： (m) R=10500N,初选P 1=2.5Mpa。 可求出：D=0.0751m 由表3-4圆整得D=80mm； 式中，D ——液压缸内径（m ）； R ——液压缸工作负载（N ）； P 1——液压缸工作系统压力（Pa ）；

P 2——液压缸回油腔压力，即背压力（Pa ）； ηm ——液压缸机械效率，一般取ηm =0.95。

缸体内径算出后，应按表3-4标准的液压缸内径系列规定值圆整

表3-4 液压缸内径系列（JB2183---77）

(2)活塞杆直径的确定

（a ）按速比要求确定活塞杆直径 (m)

d----- 活塞直径（m ）

D ——缸体内径（m ）

ϕ——液压缸往返工作速度之比。

速度ϕ的确定：ϕ=

ν2ν1

，ν2为快进速度，ν1为工进速度，求得ϕ=2。

D=80mm可解出d=56.57mm，

按表3-7可圆整为d=55mm

按表3-8进行验证，可知D=100mm，d=55mm满足要求。

表3-7 活塞直径系列（JB------77）

表 3-8 活塞杆与液压缸内径的关系

3．液压缸的推力和流量计算

（1）液压缸的推力计算

当液压缸的基本参确定后即可用下式算出实际工作推力：

P=P A(N)

式中，P ——液压缸的工作压力（Pa ）；

A ——活塞有效工作面积；

可求出P=12566N （2）液压缸的流量计算

当液压缸基本尺寸确定后，即可用下式来计算其所需的工作流量：

Q=Av

式中，v ——液压缸（活塞缸）工作速度； A ——-液压缸有效工作面积。

本设计中v=0.5m/min，A=

πD 4

2

,D=80mm代人上式可求出：Q=2.31L ／min

4. 活塞杆直径验算

按强度条件验算活塞杆的直径，

（1） 活塞杆直径校核。

当活塞杆长度L ≤10d 时，按下式进行验算：

d ≥

m ），

式中，P ——活塞杆推力（N ）；

L ——活塞杆长度（m ）；

[σ]——活塞杆材料的许用应力；[σ]=σs ／n

； σs ——材料屈服极限（Pa ）N ——安全系数，n ≥1.4

P=12566N，σs =355Mpa，n=2，可解得：d=9.49mm＜55 mm ，故满足要求。

5. 液压缸长度及壁厚的确定

（1）液压缸的长度一般由工作行程长度来确定，但还要注意制造工艺性和经济性，一般应取l ’

（a ）薄壁液压缸（δ／D ≤1/10）

一般，低压系统用的液压缸都是薄壁缸，缸壁可用下式计算： δ≥

P p D 2[σ

]

（m ）

式中，δ——缸壁厚度（m ） P p ——试验压力（Pa ）

当额定压力P n ≤16Mpa 时，P p =P n ×150%； 在本设计中P n 查表得P n = P 1=2.5MPa

D ——液压缸内径（m ）

，[σ]=σb ／n ； [σ]——缸体材料的许用应力（Pa ）σb ——材料的抗拉强度

N ——安全系数，一般可取n=5 。

在本设计中，查液压设计手册得45号钢σb =600MPa,代人上式可求得δ=1.25mm。为

了在设计和选材中方便，我们可以按表3-13工程机械用标准液压缸外径（JB1068-67）

选取δ=7.5mm。

6. 液压缸外径的计算 D 0=D+2δ（mm ）

液压缸外径按标准JB1068-67系列选取参考表3-13可得D 0=95mm

7. 液压缸底和缸盖的计算

液压缸底和液压盖，在中低压系统中一般是根据结构需要进行设计，不进行强度计算的，但在高压系统中一般都要进行强度计算，其计算方法如下： （1） 缸底厚度计算

选用平行缸底，采用无油孔的缸底 h=0.433D 2

cm ） 其中，D 2=70mm，[σ]=120Mpa

式中，p ——缸内最大工作压力（×105pa ） 解得：h=4.375mm，取h=8mm。

（2） 缸盖厚度计算

本液压缸的盖采用整体法兰缸盖 式中，D 2——螺钉孔分布圆直径（cm ）

D 1——法兰根部直径（cm ）

[σ]——许用应力（105Pa ）

P ——液压缸受力和（N ）

由前面计算可知：P=12566N，D 2=170mm,可取D 1=132mm, [σ]=120Mpa.代入上式可解得： h=14.95mm取整：h=15mm。

（3） 缸体连接强度计算

采用螺栓连接方式，其强度计算如下：

拉应力：σ=

4K P

2

πd 1Z

式中： P ——液压缸最大推力；

d 1——螺纹内径；

(⨯105Pa) ；

Z ——螺纹数目，为4；

K ——拧紧螺纹系数，一般取K=1.25～1.5

由上面计算可知；P=12566N, d 1=16mm，代入上式可得出σ=234.36MPa。 合成应力：σn ≈1.3σ=304.68Mpa

许用应力：[σ]=σs /n=320Mpa σs ——螺栓材料屈服极限；

n ——安全系数，一般取n=1.2~2.5 螺栓用8.8号钢，σs =640Mpa；n 取2 因为σn ≦[σ]所以满足要求。

8. 液压缸进出油口尺寸的确定（略） 9. 液压缸参数的综合。

三. 液压缸结构设计

1. 液压缸体与缸盖的连接结构

（1）最小导向长度的确定。

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。

2. 缸筒与缸盖的密封

为保证缸筒与缸盖之间的静密封性能，除选择合理的静配合间隙、合适的O 型圈外，最好在O 型圈的受挤压侧装配尼龙背村，这样可提高密封圈的承受能力，增加法兰螺栓或缸盖钉的预紧力，防止工作因振动产生松动，导致静密封件损坏。

（1） 活塞杆与缸盖导向套内孔的密封

① 活塞杆与缸盖导向套的间隙达不到原设计要求。因长期使用，导向部分磨损失圆、拉伤、间隙增大或间隙油膜密封破坏等是造成活塞杆漏油的主要因素。在此状态下，即使换上新的密封件，仍会产生液压油从活塞杆处外泄露的症状。

② 装配的所有密封件其材质均符合标准。Y 形、V 形、U 形、Yx 形密封件其外观质

量不的有凹凸、杂质、气泡、划伤和毛刺飞边等缺陷，防尘圈装入活塞杆时不得啃伤，否则应更换新件。

③ 活塞杆表面镀鉻层不得有脱落或严重凹凸不平处，活塞杆弯曲变形量应符合设计

要求：即活塞杆表面直线度为1000mm 内小于0.3mm ，可用仪器测量检查。施工现场检查时，可用未装密封件的缸盖导向套涂液压油装入活塞杆上，然后全行程往复滑动和转动，手感无间隙为合适。 （2） 缸盖与活塞杆装配

装配前应用汽油或清洗油（严禁用柴油或煤油）清洗所有装配件，并将缸盖内外环槽的残留物用绸布或无毛的棉布擦干净后，方可装入密封件，并应在密封件和导向套的接触表面上涂液压油（严禁干装配）。缸盖装入活塞杆时最好采用工装从水平方向或垂直方向进行装配，在保证二者同心后，才用硬木棒打入。有条件时也可加工一导向锥套，然后用螺母旋入或用硬木打入，这样既保护了油封表面，又保证缸盖顺利装入缸筒内。

（3） 活塞密封件装配

装配前必须检查导向环的背衬是否磨损，偌磨损应更换，这样导向环可保证活塞与缸筒内孔间有正常间隙。导向环也称磨损环，常有锡青铜、聚四氟乙烯、尼龙1010、MC 尼龙及聚甲醛等具有耐油、耐磨、耐热且摩擦系数小的材料制成。非金属材料导向环的切口宽度随导向部分直径的增大而增加，一定要留有膨胀量，以防止在高温工作时出现严重拉缸现象，导致缸筒报废。

活塞内孔与活塞杆头部的配合间隙一般较小，偌间隙过大时，应更换或选配活塞进行装配。活塞头部的卡键连接处应能转动灵活，无轴向间隙。采用螺纹连接的要有足够的预紧力矩，并用开口销、锁簧或径向紧固螺钉锁住，但开口销及紧固螺钉外伸部分不应过长，以免与缸底作缓冲作用的内孔部分产生碰撞而导致使用过程中出现拉缸或活塞头脱落等严重故障。

（4） 缸筒与活塞杆总成装配

装配好的活塞、活塞杆、缸盖及密封件组成一个整体总成后，如何使活塞头部能正确，安全无损地装入清洗干净的缸筒内是保证液压缸工作不内泄的重要环节。不同的活塞结构和缸盖连接方式，其装配工艺不同。

① 法兰连接的缸筒。当缸筒内孔端部倒角处无啃碰伤，活塞表面已上液压油，并且

缸筒内孔与活塞同心时，即可以装入活塞组件。缸盖静密封处切口的背衬应涂润

滑脂或工业凡士林，并保证背衬不弹出脱位，要规定力矩并均匀对称地紧固缸盖连接螺栓。

② 内卡键连接的缸盖。装配时必须将缸筒内表面卡键填平，为保证缸筒内圆表面不卡阻，活塞密封件不损害，常用两种方法：

③ 工厂内作业或有条件的情况下，应加工3块卡环，用其填平卡键槽，待活塞及缸

盖导向套装入缸筒内后，再将3快卡环取出，然后装入卡键。需待缸盖导向套复位后再装上定位挡圈、卡环等件。

④ 在施工现场或无加工条件的情况下，可剪切一条石棉（用橡皮板吧！—录者注）

板条（与卡键等宽），用其填平卡键槽，其余同上述方法。此方法快和方便，且能保证装配质量。

⑤ 内螺纹连接的缸盖。由于缸筒端面内孔的内螺纹易对密封件造成损坏，故装配时

必须加工一薄壁开口导向套，用其固定于活塞头部，使活塞能顺利装入缸筒内，既保护了密封件，也提高了装配质量。

液压缸如下图：

油箱容量与结构的设计

1. 油箱有效容积的确定

已知液压泵选用低压CB-B10, 其输入功率N=0.51KW，额定流量为

Q=10L/min，油箱应存储液压装置所需要的液压油，液压油的储存量与液压泵的流量有直接的关系，在一般情况下，油箱有效容积可以用经验公式确定：

V1=KQ

由于系统为一低系统，故K=3.6。则V 1=36L

油箱有效容积的确定后，还需要根据油温升高的允许值，进行油箱容积的验算。

2. 邮箱容积的验算

油路系统的功率损失是造成油路系统发热的主要原因，当液压油的温度升高

后，会引起油液粘度的下降，从而导致液压元件性能变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却，以保证液压系统的正常工作，系统的总发热率H=N(1-η)

系统的总效率η=90%

计算得H=0.51KW

油路系统的散热，主要靠油箱表面散热； 油箱的散热功率HO=KA △t ……（1）

假设油箱的散热系数是在通风良好的选取。即为K=16×10

-3

估算油箱的散热面积A=006V12/3=0.26m

液压系统的热平衡条件：

及其在长期连续工作条件下，应保持系统的热度平衡，其热度平衡式为：

H-H0=…(2)

有（1）（2）式解得温升△t=H=13℃

3.油箱的结构设计

进行油箱的结构设计时，首先要考虑的是油箱的刚度，七尺要考虑便于换

和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置，油箱的结构应该尽量简单，以利于密封

和降低造价。

（1） 油箱体。油箱体一般由A3钢板焊接而成，取钢板厚度3-6MM ，箱体大

者取大值。油箱地面与基础面的距离一般为150-200MM ，油箱下部焊接

底脚，其厚度为油箱侧壁厚度的2-3倍，中小型油箱箱体侧壁为整块钢板，

大型油箱在隔板垂直的一个侧壁是常常开清洗孔，以便于清洗油箱。

（2） 油箱底部。油箱底部一般为倾斜状，以便于排油，底部最低出有排油口，

要注意排油口与基础面的距离一般不得小于150MM 。

（3） 油箱隔板。为了使吸油区和压油区分开，便于回油中杂质的沉淀，油箱中

常设计隔板的位置，一般使吸油区的容积为油箱的容积的1/2-1/3，隔板

的高度，约为最低油面的1/2（或油液面的3/4）。隔板的厚度等于或稍大

于油箱侧壁的厚度。

（4） 油箱盖。油箱盖多用铸铁或钢板两种材料制造，在油箱盖上应考虑有下列

通孔：吸油管孔、回油管孔、通大气口、测温口、带有滤油网的注油口，

以及安装液压集成装置的安装孔。

4. 油箱的防噪音问题

防噪音问题是现代化机械装备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音

源以泵站为首，因此，进行油箱设计时，应从下列几方面着手减轻噪音：

（1） 箱体及箱盖的材质，在条件允许的情况下，用铸铁代替钢板，以利于吸震；

（2） 箱体与箱盖间增加防振橡皮垫；

（3） 用底脚螺栓将油箱牢固地固定在其基础上；

（4） 吸油去与回油区之间增设一层60-100目的金属网，以便于分离回油区油

液中的气泡；

（5） 油泵排油口用橡皮胶软管与阀类元件相连接；

（6） 回油管的管接头振动噪音较大时，改变回油管直径或增设一条回油管，使

每个回油管接头的通路减少。

5. 其他应注意事项

（1）吸油管端部的滤油器与油箱地面距离不小于20mm, 在条件允许的时，油箱

盖的吸油管孔应 比滤油器的直径稍大，以便对于滤油器进行清洗与更换；

（2） 吸油管，回油管都应插入最低油面以下，管端一般倾斜45度，并使斜面

面向着油箱侧壁，管口与箱底。侧壁的距离均小于管径的3倍，滤油管一般不插

入油中。

（3） 大型油箱的箱体与箱盖应有加强筋，以保证刚度。

（4） 油箱内部因涂耐油防锈漆。

2

油箱如图：

一． 阀板的设计 确定各类控制阀和集成块连接装置的设计

在我们设计的系统中，因为元件数量不多，压力也不高。压力小于6.3，采用阀板式的

转配发难也是很合适的。它具有设计简单，制造方便 ，安装与维修简单，投产快的特点，

因此选用的是阀板。

设计阀板组合部件的时，一般注意以下几点：

(1) 阀板的最大几何尺寸一般不能过大，按经验在500*500的面积之内是合适的。面积

过大，则重量与尺寸太大。阀板的加工与安装会出现困难。

(2) 阀板一般会分为两层，后层为固定管接头用，前层为固定液压元件与加工连通管道

用。两板的结合面与元件的安装面应该磨削平整，连接，紧固螺钉的数量与分布应

该根据板受到的液压力的大小来决定，做到分布合理。阀板工作时不漏油。

阀板必须有一定的厚度，以保证必要的螺钉深度。前板的厚度一般在20-----40之间。

后板在25---30之间。如果有单向阀可适当加厚。

板内的的通油腔道之间必须保持一定的距离。高和底的通油道之间的密封宽度不能

小于5mm. 当必须使用交叉通道时。可选择其中的一根作为外界通道。由后板处接(3) (4)

出，再用管子连接。板内槽的深宽比约在1.2—0.8之间。

(5) 应留出管接头的安装位置。接头之间应留出扳手的空间。

由于加工深孔比较困难。为了方便。我们把阀板设计成了刨分式。大概的图形如下图所示

1——阀； 2——上阀板；3——下阀板

分式阀板由上下。两块阀板组成。阀类元件用螺钉固定在上阀板上。上阀板上铣有矩

形槽。槽在与在阀板接触的一面上。其作用是代替油管。把需要的油口连接起来。槽的宽度

大于或等于直孔的直径，槽的深度按通油面积与油管截面积等于来决定。槽与槽之间有足够

的间隙，以便安装螺钉。进出出油的管接头可安在下阀板的背面或侧面。在设计要注意，互

不联系的油口所对应的油槽不能相通。

阀板的材料选择

刨分式阀板的材料采用强度较好的铸铁，例如

否则刚度不足。 HT20—40, 每块阀板的厚度不小于300mm,

二．确定各类控制阀

系统的工作压为2.5MPa ，油泵额定最高压力为2.52.5MPa. ，所以选取或等于2.5MPa

的各种元件，气流量按实际情况分别选取。

目前中低压的液压元件，多按6.3MPa 系列的元件选取，又知道系统的最大流量10L / min

所以选取：

溢流阀的型号：Y2---HL 。换向阀：二位二通换向阀22E----B10H, 三位四通换向阀：34E---BH

调速阀：QDFT —B8—Y 1

确定液压泵规格和电动机功率及型号

1 确定液压泵规格

（1） 确定理论流量：

液压缸的最大流量：Q=A 1V=1cm 2⨯8 m /min=5 .024／min

(2)

考虑到泄露流量和溢流阀的溢流量，可以取液压泵流量为系统最大流量的

1.1------1.3 倍；现取1.2倍值计算，则有 确定液压泵流量：

Q 泵=1.2Q=6.03 L /min

采用低压齿轮泵，则可选取CB —B60型的供油泵。其额定流量为10L / min ,

额定压力为2.5MPa, 额定转速为1450 r/ min , η≥94%, 驱动功率0.51kw

(3) 确定电动机功率机型号：

N=PQ/ 612η

带入计算的 N =25×10／612×0.90=0.454kw

现取电动机型号为Y C100L—4, 额定功率为1.1kw.

由于我国现行经济体制的条件所确定，即目前在市场上没有规格尺寸齐全的弯头作商品销售。但大多数的中小安装企业未具备有加工厂预定全部的弯头。为此在施工现场与厂矿企业管道设备维修中，不避免的将有大量的管道要求弯制，同时随着全面质量管理工作的深入，工程上的需要。对弯管质量提出了一定的要求，即（如何达到GBJ235-82工业管道工程施工及验收规范）金属管道篇所要求），作为弯道机具的生产厂家，理所当然对此有足够的关心。本文拟从实践和理论两方面略述我们提高弯道质量的看法与各位从事弯道施工的工程技术人员，工人师傅们商讨：

（一） 引起弯管质量下降的主要原因分析：

1

2 前条已经讲过，弯管材料外侧受拉，内侧受压，中性轴所在的位置则与弯管的方式

不同而不同，在顶晚工作中，中性轴处于离外壁约1/3处，在旋弯式工作时，中性轴处于离外壁2/3处，因此薄壁弯道弯曲应选用旋弯式为最好。

3 弯胎的精度也是影响弯管质量的因素之一，我们在弯胎制造时，除规格尺寸要求控

制在一定的公差范围内，同时也要求用户在使用时根据弯制管径选择相应的弯胎。

纯弯曲时， 管子在外力作用下，其中性层外侧管壁拉应力作用而减薄，内侧受压应力作用而增厚，合力N1和 N2 使管子横截面发生变化：

4 管材本身的可弯曲性能与表面腐蚀情况，亦可能影响到弯管的质量。现场施工时，

操作者也要了解被加工的材料。加工性能和对表面腐蚀情况作出的决断。

设计小结

这次设计让我更好地理解了书上的知识，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。

在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决。自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。同时也让我明白了自己的不足之处，以后可以有针对性地补充自己的知识体系。为以后的工作积累了经验，增强了信心。

液压传动设计

一． 设计目的

液压传动课程设计是在学习完液压传动课程之后进行的一个重要的教学环节，它是在教师指导下由学生独立完成的。学生通过课程设计对所学内容能够灵活掌握，融会贯通，并获得综合运用所学知识进行液压系统设计的基本能力。通过课程设计，学生应达到以下目的： 1. 巩固和深化已学的液压传动的理论知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤； 2. 锻炼机制制图、结构设计和工程运算的能力；

3. 熟练液压缸的结构设计以及液压元件的选择方法；

4. 学会使用有关国家标准、液压手册及产品样本等有关技术资料。 二．设计内容及要求

0. 设计内容：

（1）某厂要设计专用弯管机，加工钢、不锈钢、紫铜管等，要求完成的工作循环为：快进—工进—快退—停止，且运动平稳。根据实测确定最大推力为10kN, 快进及快退的

速度为1m/min,工进速度为0.5m/min,工程行程为0.2 m,试设计该液压系统。

设计要求：设计1号图1~2张；说明书15页以上（设计图纸内容：油缸，油箱，原理图，阀块等）

三．液压系统工况及设计要求，绘制液压系统草图。 工作简图

原理图

液压缸设计

一．

液压缸设计

1. 液压缸简介：

液压缸是工程机械实现机构运动的动力源。它将液压能转变为机构所需的机械能，大多数是以直线运动形式获得力和位移的。液压缸若按用途和结构形式来分类，其种类繁多。若按压力等级来区分，工程机械上常用的仅为两大类：即中低压液压缸和高压液压缸。液压缸的压力等级大小由密封机构和液压缸本身的材质、壁厚及加工工艺等决定，这些已在设计制造时确定。对用户来说最关注的是液压缸的工作状况，即有无内外泄漏现象，能否达到最大容积效率及工作寿命等等。实际应用中液压缸失效形式往往表现为内泄漏和外泄漏，而这些与液压缸中的密封件及其装配工艺等有关。

2. 液压缸设计应注意的问题

液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面，经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。所以，在设计液压缸时，必需注意以下几点：

（1） 尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好

的稳定性。

（2） 考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲装置和

排气装置，系统中需有相应的措施，但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。 （3） 正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位。只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。如冲击载荷使活塞杆压缩。定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。

（4） 液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到

结构简单、紧凑，加工、装配和维修方便。 （5） 在保证能满足运动行程和负载力的条件下，应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。 （6） 要保证密封可靠，防尘良好。液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如

泄漏严重，不仅降低液压缸的工作效率，甚至会使其不能正常工作（如满足不了负载力和运动速度的要求等）。良好的防尘措施，有助于提高液压缸的工作寿命。

总之，液压缸的设计内容不是一成不变的，根据具体的情况有些设计内容可不做或少做，也可增大一些新的内容。设计步骤可能要经过多次反复修改，才能得到正确、合理的设计结果。在设计液压缸时，正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。在选择液压缸的类型时，要从机械设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发，同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间和具体位置。 如：机器的往返直线运动直接采用液压缸来实现是最简单又方便的。对于要求往返运动速度一致的场合，可采用双活塞杆式液压缸；若有快速返回的要求，则宜用单活塞杆式液压缸，并可考虑用差动连接。行程较长时，可采用柱塞缸，以减少加工的困难；行程较长但负载不大时，也可采用一些传动装置来扩大行程。往复摆动运动既可用摆动式液压缸，也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。

3. 工作台液压缸 工况分析：

平面磨床往复远动液压系统，由于工作情况与最大最小速度，因采用无级调速在液压泵出油口安排调速阀，节流阀放在回油路上实现回油背压换向阀使用三位四通。

二．液压缸的主要尺寸参数确定 1. 液压缸工作压力的确定 （1）工作负载的计算

R= R t + R f ± R m

本设计中R W =10000N，R G =0N, R f =500 N, R m =0N 解得：R=R t +R W +R G +R m =10500N,

式中，R W ——液压缸轴线方向上的外作用力（N ）； R G ——液压缸轴线方向上的重力（N ）； R f ——运动部件的摩擦力（N ）； R m ——运动部件的惯性力（N ）； R —— 液压缸的工作负载（N ）。 （2）液压缸工作压力的确定

按工作负载选定工作压力（表3-1）

初选2.5Mpa

2. 活塞式液压缸内径及活塞杆直径确定 （1）内径计算

（a ）本进给液压缸按双杆腔工作时计算 本设计中P 2=0，故可按下面式子计算： (m) R=10500N,初选P 1=2.5Mpa。 可求出：D=0.0751m 由表3-4圆整得D=80mm； 式中，D ——液压缸内径（m ）； R ——液压缸工作负载（N ）； P 1——液压缸工作系统压力（Pa ）；

P 2——液压缸回油腔压力，即背压力（Pa ）； ηm ——液压缸机械效率，一般取ηm =0.95。

缸体内径算出后，应按表3-4标准的液压缸内径系列规定值圆整

表3-4 液压缸内径系列（JB2183---77）

(2)活塞杆直径的确定

（a ）按速比要求确定活塞杆直径 (m)

d----- 活塞直径（m ）

D ——缸体内径（m ）

ϕ——液压缸往返工作速度之比。

速度ϕ的确定：ϕ=

ν2ν1

，ν2为快进速度，ν1为工进速度，求得ϕ=2。

D=80mm可解出d=56.57mm，

按表3-7可圆整为d=55mm

按表3-8进行验证，可知D=100mm，d=55mm满足要求。

表3-7 活塞直径系列（JB------77）

表 3-8 活塞杆与液压缸内径的关系

3．液压缸的推力和流量计算

（1）液压缸的推力计算

当液压缸的基本参确定后即可用下式算出实际工作推力：

P=P A(N)

式中，P ——液压缸的工作压力（Pa ）；

A ——活塞有效工作面积；

可求出P=12566N （2）液压缸的流量计算

当液压缸基本尺寸确定后，即可用下式来计算其所需的工作流量：

Q=Av

式中，v ——液压缸（活塞缸）工作速度； A ——-液压缸有效工作面积。

本设计中v=0.5m/min，A=

πD 4

2

,D=80mm代人上式可求出：Q=2.31L ／min

4. 活塞杆直径验算

按强度条件验算活塞杆的直径，

（1） 活塞杆直径校核。

当活塞杆长度L ≤10d 时，按下式进行验算：

d ≥

m ），

式中，P ——活塞杆推力（N ）；

L ——活塞杆长度（m ）；

[σ]——活塞杆材料的许用应力；[σ]=σs ／n

； σs ——材料屈服极限（Pa ）N ——安全系数，n ≥1.4

P=12566N，σs =355Mpa，n=2，可解得：d=9.49mm＜55 mm ，故满足要求。

5. 液压缸长度及壁厚的确定

（1）液压缸的长度一般由工作行程长度来确定，但还要注意制造工艺性和经济性，一般应取l ’

（a ）薄壁液压缸（δ／D ≤1/10）

一般，低压系统用的液压缸都是薄壁缸，缸壁可用下式计算： δ≥

P p D 2[σ

]

（m ）

式中，δ——缸壁厚度（m ） P p ——试验压力（Pa ）

当额定压力P n ≤16Mpa 时，P p =P n ×150%； 在本设计中P n 查表得P n = P 1=2.5MPa

D ——液压缸内径（m ）

，[σ]=σb ／n ； [σ]——缸体材料的许用应力（Pa ）σb ——材料的抗拉强度

N ——安全系数，一般可取n=5 。

在本设计中，查液压设计手册得45号钢σb =600MPa,代人上式可求得δ=1.25mm。为

了在设计和选材中方便，我们可以按表3-13工程机械用标准液压缸外径（JB1068-67）

选取δ=7.5mm。

6. 液压缸外径的计算 D 0=D+2δ（mm ）

液压缸外径按标准JB1068-67系列选取参考表3-13可得D 0=95mm

7. 液压缸底和缸盖的计算

液压缸底和液压盖，在中低压系统中一般是根据结构需要进行设计，不进行强度计算的，但在高压系统中一般都要进行强度计算，其计算方法如下： （1） 缸底厚度计算

选用平行缸底，采用无油孔的缸底 h=0.433D 2

cm ） 其中，D 2=70mm，[σ]=120Mpa

式中，p ——缸内最大工作压力（×105pa ） 解得：h=4.375mm，取h=8mm。

（2） 缸盖厚度计算

本液压缸的盖采用整体法兰缸盖 式中，D 2——螺钉孔分布圆直径（cm ）

D 1——法兰根部直径（cm ）

[σ]——许用应力（105Pa ）

P ——液压缸受力和（N ）

由前面计算可知：P=12566N，D 2=170mm,可取D 1=132mm, [σ]=120Mpa.代入上式可解得： h=14.95mm取整：h=15mm。

（3） 缸体连接强度计算

采用螺栓连接方式，其强度计算如下：

拉应力：σ=

4K P

2

πd 1Z

式中： P ——液压缸最大推力；

d 1——螺纹内径；

(⨯105Pa) ；

Z ——螺纹数目，为4；

K ——拧紧螺纹系数，一般取K=1.25～1.5

由上面计算可知；P=12566N, d 1=16mm，代入上式可得出σ=234.36MPa。 合成应力：σn ≈1.3σ=304.68Mpa

许用应力：[σ]=σs /n=320Mpa σs ——螺栓材料屈服极限；

n ——安全系数，一般取n=1.2~2.5 螺栓用8.8号钢，σs =640Mpa；n 取2 因为σn ≦[σ]所以满足要求。

8. 液压缸进出油口尺寸的确定（略） 9. 液压缸参数的综合。

三. 液压缸结构设计

1. 液压缸体与缸盖的连接结构

（1）最小导向长度的确定。

当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。

2. 缸筒与缸盖的密封

为保证缸筒与缸盖之间的静密封性能，除选择合理的静配合间隙、合适的O 型圈外，最好在O 型圈的受挤压侧装配尼龙背村，这样可提高密封圈的承受能力，增加法兰螺栓或缸盖钉的预紧力，防止工作因振动产生松动，导致静密封件损坏。

（1） 活塞杆与缸盖导向套内孔的密封

① 活塞杆与缸盖导向套的间隙达不到原设计要求。因长期使用，导向部分磨损失圆、拉伤、间隙增大或间隙油膜密封破坏等是造成活塞杆漏油的主要因素。在此状态下，即使换上新的密封件，仍会产生液压油从活塞杆处外泄露的症状。

② 装配的所有密封件其材质均符合标准。Y 形、V 形、U 形、Yx 形密封件其外观质

量不的有凹凸、杂质、气泡、划伤和毛刺飞边等缺陷，防尘圈装入活塞杆时不得啃伤，否则应更换新件。

③ 活塞杆表面镀鉻层不得有脱落或严重凹凸不平处，活塞杆弯曲变形量应符合设计

要求：即活塞杆表面直线度为1000mm 内小于0.3mm ，可用仪器测量检查。施工现场检查时，可用未装密封件的缸盖导向套涂液压油装入活塞杆上，然后全行程往复滑动和转动，手感无间隙为合适。 （2） 缸盖与活塞杆装配

装配前应用汽油或清洗油（严禁用柴油或煤油）清洗所有装配件，并将缸盖内外环槽的残留物用绸布或无毛的棉布擦干净后，方可装入密封件，并应在密封件和导向套的接触表面上涂液压油（严禁干装配）。缸盖装入活塞杆时最好采用工装从水平方向或垂直方向进行装配，在保证二者同心后，才用硬木棒打入。有条件时也可加工一导向锥套，然后用螺母旋入或用硬木打入，这样既保护了油封表面，又保证缸盖顺利装入缸筒内。

（3） 活塞密封件装配

装配前必须检查导向环的背衬是否磨损，偌磨损应更换，这样导向环可保证活塞与缸筒内孔间有正常间隙。导向环也称磨损环，常有锡青铜、聚四氟乙烯、尼龙1010、MC 尼龙及聚甲醛等具有耐油、耐磨、耐热且摩擦系数小的材料制成。非金属材料导向环的切口宽度随导向部分直径的增大而增加，一定要留有膨胀量，以防止在高温工作时出现严重拉缸现象，导致缸筒报废。

活塞内孔与活塞杆头部的配合间隙一般较小，偌间隙过大时，应更换或选配活塞进行装配。活塞头部的卡键连接处应能转动灵活，无轴向间隙。采用螺纹连接的要有足够的预紧力矩，并用开口销、锁簧或径向紧固螺钉锁住，但开口销及紧固螺钉外伸部分不应过长，以免与缸底作缓冲作用的内孔部分产生碰撞而导致使用过程中出现拉缸或活塞头脱落等严重故障。

（4） 缸筒与活塞杆总成装配

装配好的活塞、活塞杆、缸盖及密封件组成一个整体总成后，如何使活塞头部能正确，安全无损地装入清洗干净的缸筒内是保证液压缸工作不内泄的重要环节。不同的活塞结构和缸盖连接方式，其装配工艺不同。

① 法兰连接的缸筒。当缸筒内孔端部倒角处无啃碰伤，活塞表面已上液压油，并且

缸筒内孔与活塞同心时，即可以装入活塞组件。缸盖静密封处切口的背衬应涂润

滑脂或工业凡士林，并保证背衬不弹出脱位，要规定力矩并均匀对称地紧固缸盖连接螺栓。

② 内卡键连接的缸盖。装配时必须将缸筒内表面卡键填平，为保证缸筒内圆表面不卡阻，活塞密封件不损害，常用两种方法：

③ 工厂内作业或有条件的情况下，应加工3块卡环，用其填平卡键槽，待活塞及缸

盖导向套装入缸筒内后，再将3快卡环取出，然后装入卡键。需待缸盖导向套复位后再装上定位挡圈、卡环等件。

④ 在施工现场或无加工条件的情况下，可剪切一条石棉（用橡皮板吧！—录者注）

板条（与卡键等宽），用其填平卡键槽，其余同上述方法。此方法快和方便，且能保证装配质量。

⑤ 内螺纹连接的缸盖。由于缸筒端面内孔的内螺纹易对密封件造成损坏，故装配时

必须加工一薄壁开口导向套，用其固定于活塞头部，使活塞能顺利装入缸筒内，既保护了密封件，也提高了装配质量。

液压缸如下图：

油箱容量与结构的设计

1. 油箱有效容积的确定

已知液压泵选用低压CB-B10, 其输入功率N=0.51KW，额定流量为

Q=10L/min，油箱应存储液压装置所需要的液压油，液压油的储存量与液压泵的流量有直接的关系，在一般情况下，油箱有效容积可以用经验公式确定：

V1=KQ

由于系统为一低系统，故K=3.6。则V 1=36L

油箱有效容积的确定后，还需要根据油温升高的允许值，进行油箱容积的验算。

2. 邮箱容积的验算

油路系统的功率损失是造成油路系统发热的主要原因，当液压油的温度升高

后，会引起油液粘度的下降，从而导致液压元件性能变化，寿命降低以及液压油老化。因此，液压油必须在油箱中得到冷却，以保证液压系统的正常工作，系统的总发热率H=N(1-η)

系统的总效率η=90%

计算得H=0.51KW

油路系统的散热，主要靠油箱表面散热； 油箱的散热功率HO=KA △t ……（1）

假设油箱的散热系数是在通风良好的选取。即为K=16×10

-3

估算油箱的散热面积A=006V12/3=0.26m

液压系统的热平衡条件：

及其在长期连续工作条件下，应保持系统的热度平衡，其热度平衡式为：

H-H0=…(2)

有（1）（2）式解得温升△t=H=13℃

3.油箱的结构设计

进行油箱的结构设计时，首先要考虑的是油箱的刚度，七尺要考虑便于换

和清洗油箱以及安装和拆卸油泵装置，油箱的结构应该尽量简单，以利于密封

和降低造价。

（1） 油箱体。油箱体一般由A3钢板焊接而成，取钢板厚度3-6MM ，箱体大

者取大值。油箱地面与基础面的距离一般为150-200MM ，油箱下部焊接

底脚，其厚度为油箱侧壁厚度的2-3倍，中小型油箱箱体侧壁为整块钢板，

大型油箱在隔板垂直的一个侧壁是常常开清洗孔，以便于清洗油箱。

（2） 油箱底部。油箱底部一般为倾斜状，以便于排油，底部最低出有排油口，

要注意排油口与基础面的距离一般不得小于150MM 。

（3） 油箱隔板。为了使吸油区和压油区分开，便于回油中杂质的沉淀，油箱中

常设计隔板的位置，一般使吸油区的容积为油箱的容积的1/2-1/3，隔板

的高度，约为最低油面的1/2（或油液面的3/4）。隔板的厚度等于或稍大

于油箱侧壁的厚度。

（4） 油箱盖。油箱盖多用铸铁或钢板两种材料制造，在油箱盖上应考虑有下列

通孔：吸油管孔、回油管孔、通大气口、测温口、带有滤油网的注油口，

以及安装液压集成装置的安装孔。

4. 油箱的防噪音问题

防噪音问题是现代化机械装备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音

源以泵站为首，因此，进行油箱设计时，应从下列几方面着手减轻噪音：

（1） 箱体及箱盖的材质，在条件允许的情况下，用铸铁代替钢板，以利于吸震；

（2） 箱体与箱盖间增加防振橡皮垫；

（3） 用底脚螺栓将油箱牢固地固定在其基础上；

（4） 吸油去与回油区之间增设一层60-100目的金属网，以便于分离回油区油

液中的气泡；

（5） 油泵排油口用橡皮胶软管与阀类元件相连接；

（6） 回油管的管接头振动噪音较大时，改变回油管直径或增设一条回油管，使

每个回油管接头的通路减少。

5. 其他应注意事项

（1）吸油管端部的滤油器与油箱地面距离不小于20mm, 在条件允许的时，油箱

盖的吸油管孔应 比滤油器的直径稍大，以便对于滤油器进行清洗与更换；

（2） 吸油管，回油管都应插入最低油面以下，管端一般倾斜45度，并使斜面

面向着油箱侧壁，管口与箱底。侧壁的距离均小于管径的3倍，滤油管一般不插

入油中。

（3） 大型油箱的箱体与箱盖应有加强筋，以保证刚度。

（4） 油箱内部因涂耐油防锈漆。

2

油箱如图：

一． 阀板的设计 确定各类控制阀和集成块连接装置的设计

在我们设计的系统中，因为元件数量不多，压力也不高。压力小于6.3，采用阀板式的

转配发难也是很合适的。它具有设计简单，制造方便 ，安装与维修简单，投产快的特点，

因此选用的是阀板。

设计阀板组合部件的时，一般注意以下几点：

(1) 阀板的最大几何尺寸一般不能过大，按经验在500*500的面积之内是合适的。面积

过大，则重量与尺寸太大。阀板的加工与安装会出现困难。

(2) 阀板一般会分为两层，后层为固定管接头用，前层为固定液压元件与加工连通管道

用。两板的结合面与元件的安装面应该磨削平整，连接，紧固螺钉的数量与分布应

该根据板受到的液压力的大小来决定，做到分布合理。阀板工作时不漏油。

阀板必须有一定的厚度，以保证必要的螺钉深度。前板的厚度一般在20-----40之间。

后板在25---30之间。如果有单向阀可适当加厚。

板内的的通油腔道之间必须保持一定的距离。高和底的通油道之间的密封宽度不能

小于5mm. 当必须使用交叉通道时。可选择其中的一根作为外界通道。由后板处接(3) (4)

出，再用管子连接。板内槽的深宽比约在1.2—0.8之间。

(5) 应留出管接头的安装位置。接头之间应留出扳手的空间。

由于加工深孔比较困难。为了方便。我们把阀板设计成了刨分式。大概的图形如下图所示

1——阀； 2——上阀板；3——下阀板

分式阀板由上下。两块阀板组成。阀类元件用螺钉固定在上阀板上。上阀板上铣有矩

形槽。槽在与在阀板接触的一面上。其作用是代替油管。把需要的油口连接起来。槽的宽度

大于或等于直孔的直径，槽的深度按通油面积与油管截面积等于来决定。槽与槽之间有足够

的间隙，以便安装螺钉。进出出油的管接头可安在下阀板的背面或侧面。在设计要注意，互

不联系的油口所对应的油槽不能相通。

阀板的材料选择

刨分式阀板的材料采用强度较好的铸铁，例如

否则刚度不足。 HT20—40, 每块阀板的厚度不小于300mm,

二．确定各类控制阀

系统的工作压为2.5MPa ，油泵额定最高压力为2.52.5MPa. ，所以选取或等于2.5MPa

的各种元件，气流量按实际情况分别选取。

目前中低压的液压元件，多按6.3MPa 系列的元件选取，又知道系统的最大流量10L / min

所以选取：

溢流阀的型号：Y2---HL 。换向阀：二位二通换向阀22E----B10H, 三位四通换向阀：34E---BH

调速阀：QDFT —B8—Y 1

确定液压泵规格和电动机功率及型号

1 确定液压泵规格

（1） 确定理论流量：

液压缸的最大流量：Q=A 1V=1cm 2⨯8 m /min=5 .024／min

(2)

考虑到泄露流量和溢流阀的溢流量，可以取液压泵流量为系统最大流量的

1.1------1.3 倍；现取1.2倍值计算，则有 确定液压泵流量：

Q 泵=1.2Q=6.03 L /min

采用低压齿轮泵，则可选取CB —B60型的供油泵。其额定流量为10L / min ,

额定压力为2.5MPa, 额定转速为1450 r/ min , η≥94%, 驱动功率0.51kw

(3) 确定电动机功率机型号：

N=PQ/ 612η

带入计算的 N =25×10／612×0.90=0.454kw

现取电动机型号为Y C100L—4, 额定功率为1.1kw.

由于我国现行经济体制的条件所确定，即目前在市场上没有规格尺寸齐全的弯头作商品销售。但大多数的中小安装企业未具备有加工厂预定全部的弯头。为此在施工现场与厂矿企业管道设备维修中，不避免的将有大量的管道要求弯制，同时随着全面质量管理工作的深入，工程上的需要。对弯管质量提出了一定的要求，即（如何达到GBJ235-82工业管道工程施工及验收规范）金属管道篇所要求），作为弯道机具的生产厂家，理所当然对此有足够的关心。本文拟从实践和理论两方面略述我们提高弯道质量的看法与各位从事弯道施工的工程技术人员，工人师傅们商讨：

（一） 引起弯管质量下降的主要原因分析：

1

2 前条已经讲过，弯管材料外侧受拉，内侧受压，中性轴所在的位置则与弯管的方式

不同而不同，在顶晚工作中，中性轴处于离外壁约1/3处，在旋弯式工作时，中性轴处于离外壁2/3处，因此薄壁弯道弯曲应选用旋弯式为最好。

3 弯胎的精度也是影响弯管质量的因素之一，我们在弯胎制造时，除规格尺寸要求控

制在一定的公差范围内，同时也要求用户在使用时根据弯制管径选择相应的弯胎。

纯弯曲时， 管子在外力作用下，其中性层外侧管壁拉应力作用而减薄，内侧受压应力作用而增厚，合力N1和 N2 使管子横截面发生变化：

4 管材本身的可弯曲性能与表面腐蚀情况，亦可能影响到弯管的质量。现场施工时，

操作者也要了解被加工的材料。加工性能和对表面腐蚀情况作出的决断。

设计小结

这次设计让我更好地理解了书上的知识，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。

在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决。自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。同时也让我明白了自己的不足之处，以后可以有针对性地补充自己的知识体系。为以后的工作积累了经验，增强了信心。