多功能钻机的钻架设计.doc

多功能钻机的钻架设计摘 要：“多功能钻机的钻架设计”选题来源于生产实际现场。具有较强的实际应用价值。该课题能较好的让我拥有机会综合运用大学所学课程加以解决在设计与生产中所遇到的困难，为大学毕业后的工作提供难得的经验。通过该课题设计，可以达到：1、培养正确的设计思想与设计方法，敢于创造革新；2、培养综合、灵活应用所学知识去分析研究和解决工程设计中遇到的一些工程技术问题；3、进一步提高调查研究、设计计算、理论分析、查阅资料及绘制图样等各方面的基本技能。关键词：钻机；钻架；油缸；推进系统Thedesign of Multi-functionaldrillingmachinesdrillframe Abstract：Thedrilling rigsdrillingdesigntopicsfromtheactual productionsite. Hasa strongpractical value. The subject can be let me have the opportunity to make comprehensive use of the university course to resolve the difficulties encountered in the design and production. Throughthesubject ofdesign, Can be achieved 1)todevelopthe rightdesignthinkingand design methods,the courage tocreate innovative; 2) developanintegrated,flexible application ofknowledgeto analyzeand solve engineering problemsencounteredintheengineering design; 3) to further improve the research, design calculations, theoretical analysis, data access anddrawdrawingsand otherbasic skills.Key words：Drilling rig; The drilling frame; Oil cylinder; Propulsion system1 前言1.1 整机特点多功能钻机为新开发的一种专为地下矿藏地表取芯作业而设计，适用于金刚石绳索取芯等多种钻探工艺。其主要部件包括轮式拖车底盘、提供动力的柴油机、驱动液压系统、操控系统、钻架、主卷扬、副卷扬、动力头、动力头给进系统以及下夹持器。多功能钻机的所有功能均为液压驱动，操控精准便捷，取芯作业的效率及安全性大大增加 30 4 。多功能钻机的主要特点为9 19 32 2 ：1)模块化设计，便于拆卸和组装; 2)针对钻探行业具体情况设计，功能实用全面; 3)多功能钻机配备手动变速箱和液压马达，转速在01200之间可无级调速，速度范围宽、扭矩大，有利于以金刚石钻进为主体的多种钻探工艺对转速的选择;4)钻机设计回转器通孔直径117毫米，变换卡套可用于国内或国外标准不同孔径的钻探施工; 5)油缸链条倍速给进系统，给进提升平稳可靠；桅杆油缸起落、可折叠、有移动触地功能，钻架可在090范围内调整开孔角度；整机重心低，稳定性好;6)钻机采用6m长钻杆保证了钻机的高效施工，减少了辅助工作时间，有利于提高钻探效率，减少孔内事故;7)多功能钻机采用全液压驱动，履带行走；动力头采用变量泵、变量马达驱动的闭式回路系统，机械变速、液压无级调速，结构先进简捷; 8)钻架可通过滑架的滑移直接保证于地面紧密接触，大大提高钻机的稳定性;9)液压支腿采用独立控制的液压油缸，方便调整底盘的水平; 10)推进控制可以实现加压钻进、减压钻进、称重、快速提升等工作状态;11)司机室内的操作控制台为工人提供了良好的视野和宽敞舒适的工作环境，维修方便，整体造型美观，体现了人机界面的友好性;12)多功能钻机设计大量选用标准件、通用零部件，如卷扬机、液压系统元件、过滤器、各种弹簧等，使钻机设计的标准化、通用化程度高，有利于钻机组织生产，降低成本，便于管理; 13)多功能钻机仪表齐全，便于实时观察设备运行以及孔内情况 14)多功能钻机配备液压夹持器、液压驱动泥浆泵和泥浆搅拌器，钻探过程不需要任何其他辅助动力; 15)机载柴油机低排放、专业的降噪设计，使多功能钻机施工条件大大改善。1.2 适用领域多功能钻机主要用于斜、直孔钻进，适用于地质、冶金、煤炭、核工业、水文等行业，是以金刚石和硬质合金钻进为主的岩芯钻探设备。多功能钻机是一种可金刚石绳索取芯等多种钻探工艺的多用途的钻机。而钻架更是为钻头钻杆加压钻进、减压钻进、称重、快速提升、倾倒等动作提供定位的载体。32 31通过调研比较，初定多功能钻机的主要技术指标如下：1)额定回转扭矩6350 N.m。2)回转速度0300r/min。3)提升力220 kN。4)推进力110 kN. 推进行程 3780mm5)主卷扬机单绳提升力 120 kN6)进角度4590由于多功能钻机主要用于野外矿山作业，作业环境恶劣，在机构设计要留有安全余量，故钻架的设计需考虑钻架受力分析及最小截面积与长度计算；而动力头的推进提升运动采用油缸链条倍速给进系统，钻架的倾倒斜孔钻凿的钻架角度变化由变幅油缸完成、钻架.通过滑架的滑移直接保证于地面紧密接触的补偿油缸完成。而油缸行程与活塞杆面积计算优化为设计的关键，在钻架的结构中，不仅需钻架结构设计，更要推进系统结构设计；而油缸链条倍速给进系统结构设计更是需要多重考虑，既要分析油缸链条倍速给进原理，还要考虑补偿机构行程分析 4 31 32 16 。2 钻架的结构及其受力2.1 钻架的结构钻架由动力头、下桅杆、上桅杆、鹅头、主卷扬机、副卷扬机、举升油缸、补偿油缸、 推进油缸组成 7 。2.1.1 下桅杆的结构 下桅杆由钢组成，即密度=7.8 10 kg/m，下桅杆的横截面(AA)为300300的矩形。如下图： 图1 下桅杆横截面图Fig 1 The lower mast section下桅杆的横截面的厚度(H)为8 mm（810m），而由于转架的原始数据可知上桅杆的长度(L)为6000 mm （即6 m），故由此可得下桅杆的横截面的面积2 : S = A H 2 + （ A - 2H ） H 2 (1) = 0.3810-2 + 0.284810-2 = 4.8 10- + 4.544 10- = 9.34410- m故下桅杆的体积 V = S L (2)= 9.34410-6 = 56.064 10- m由于=7.8 10 kg/m，所以下桅杆的质量为 ：M = V (3)= 437.2992 kg 438 kg 故下桅杆所受的重力为 G = M g (4)= 4285.53216 N 4286 N其受力图如下： G= 4286 N图2 下桅杆受力图 Fig 2 Down mast diagram其技术参数如下：2边长B|mm: 300；允许偏差/mm: 2.40；壁厚t/mm: 8.0；理论重量M/(kg/m): 71.6；截面面积A/cm2: 91.2；惯性矩Ix=Iy/cm4: 12801；惯性半径rx=ry/cm: 11.8；截面模数Wx=Wy/cm3: 853；扭转常数|It/cm4: 20312；扭转常数|Ct/cm3: 12932.1.2 上桅杆的结构 上桅杆与下桅杆相同也由钢组成，即密度=7.8 10 kg/m，上桅杆的横截面(BC)为 8060的矩形。如下图： 图3 上桅杆支撑柱的横截面Fig 3 The mast support column cross section上桅杆的横截面的厚度(H)为4 mm（410m），而由于转架的原始数据可知下桅杆的长度(L)为3386 mm （即3.386 m），故由此可得上桅杆支撑柱的横截面的面积 :S = B H 2 + （ C - 2H ） H 2 (5) = 0.08410-2 + 0.052410-2 = 0.64 10- + 0.416 10- = 1.05610- m故上桅杆支撑柱的体积 V = 4 S L (6)= 4 1.05610- 3.386= 14 .302464 10- mM = V = 7.8 14 .302464 Kg = 111.5592 Kg 上桅杆4根支撑柱的重力G1 = Mg (7)= 111.5592 9.8 N =1093.286 N1094 N 而上桅杆的横梁与斜梁的横截面的面积 S = S 支撑柱 = 1.05610- m长度 L = L横梁 + L斜梁 = 7.706 m 7.8 m体积 V = S L = 8.23 10- m质量 M = V = 64.194 Kg 65 Kg则上桅杆的横梁与斜梁的重力G2 = Mg =637 N故上桅杆的重力 G上桅杆 = G1 + G2 = 1731 N故上桅杆的受力如下图： G = 1731 N图4 上桅杆受力图Fig 4 The mast and diagram其技术参数如下 2 ：边长/mm|H: 80边长/mm|B: 60允许偏差/mm: 0.70壁厚t/mm: 3.0理论重量M/(kg/m): 6.129截面面积A/cm2: 7.808惯性矩/cm4|Ix: 70.042惯性矩/cm4|Iy: 44.886惯性半径/cm|rx: 2.995惯性半径/cm|ry: 2.397截面模数cm3|Wx: 17.510截面模数cm3|Wy: 14.962扭转常数|It/cm4: 88.111扭转常数|Ct/cm3: 24.1433 推进系统的选择3.1 方案选择2方案一 ：油缸 - 钢绳推进优点： 1）钢绳具有弹性； 2）钢绳具有较高的强度和韧度；3）钢绳可根据不同的使用环境进行表面处理； 4）钢绳的绳芯可用来增加钢绳的弹性和韧性，润滑钢丝，减轻摩擦，提高寿命； 5）油缸可提供较大的推力，杆的伸缩距离较长 ；6）中心距的限制不算大 ；7）油缸具有结构简单，输出力大，性能稳定可靠，使用维护方便，应用范围广泛，功率比较大。缺点： 1）钢绳易磨损；2）钢绳的寿命不长； 3）承受不起重载； 4）油缸无法提供较快的速度。方案二 ：油缸 链条推进优点： 1）链条可以在两轴中心距较远的情况下传递运动和动力；2）能在低速、重载和高温的条件下及灰土飞扬的不良情况下工作； 3）它能保证准确的平均传动比，传动功率较高，且作用在轴和轴承上的力较小；4）传动功率较高； 5）与带传动相比，其无弹性滑动和打滑，需要张紧力小； 6）油缸可提供较大的推力； 7）与齿轮相比，其制造、安装精度要求较低。缺点： 1）其传动平稳性较差； 2）链传动一般只用于平行轴间传动，且瞬时传动比易波动，传动噪音大； 3）链节是刚性，因而存在运动不均匀性； 4）链条磨损后，使得节距变大，造成脱落现象； 5）安装和维修的要求较高； 6）油缸无法提供较快的速度。方案三 ：马达 链条推进优点： 1）可在低速、重载和高温等不良环境下工作； 2）可保证准确的平均传动比，传动功率大，且作用在轴和轴承上的力较小；3）其无弹性滑动和打滑，需要张紧力小； 4）马达可提供较大的扭矩； 5）可以在两轴中心距较远的情况下传递运动和动力； 6）马达可提供较快的速度。缺点： 1）马达无法提供较大的推力； 2）传动平稳性较差； 3）一般只用于平行轴间传动，且瞬时传动比易波动，传动噪音大； 4）链节是刚性，因而存在运动不均匀性； 5）链条磨损后，使得节距变大，造成脱落现象； 6）安装和维修的要求较高。方案四 ：油缸直接推进优点：油缸结构简单、输出力大、性能稳定可靠、使用维护方便、应用广泛、功率比较大。缺点：不能在较远的距离进行推动，无法提供较快的运动速度。通过上面四种方案的思考，由于多功能钻机是一个既运用在矿山，又可以运用在城市的多用途的钻机。它需要较大的推力，能在低速、重载和高温的条件下及灰土飞扬的不良情况下工作，故选择方案二 ：油缸 链条推进系统。3.2 油缸链条推进系统的详细分析油缸链条推进系统可以分为两个阶段：推动油缸下移（即动力头上移）和推动油缸上移（即动力头下移）。已知M动力头 =320 Kg，故G= mg =3.136 KN.3.2.1 推动油缸下移（即动力头上移）1）动力头受力（已知F提升力= 220 KN ） F提升力= 220 KN G动力头= 3.136 KN.（可忽略） G钻杆 + F 阻图5 动力头受力图Fig 5 Diagram of the power head即 F提升力 = G钻杆 + F 阻2）上端链条系统 在此状态下上端链条系统处于松弛状态，可忽略不计，此系统中传动比i=1 松边 紧边 松边 图6 上端链条系统的链条状态Fig6 The top of the chain of the chain system state3）由动力头至顶端链轮链条处于松边状态，而此运动状态下可近似看成匀速状态，即a 0，故F拉1= F提升。 F拉1 F提升 图7 松边链条受力图 Fig 7 Loose side chain diagram4）顶端链轮（因为此系统中链轮只改变力 的方向不传递力矩，故Fe0，即 F松边F紧边)，故 F支撑1= F拉1 + F拉2 n1 F支撑1 F拉1 F拉2图8 顶端链轮受力图Fig 8 Diagram of the top sprocket5）由于顶端链轮至中间上链轮段链条处于紧边状态 F拉2 F拉3图9 紧边链条受力图Fig 9 Diagram of tight side chain即 F拉2= F拉36）中间上链轮，即 F推（上）= F拉3 + F拉4 F拉3 F拉4 n 2 F推（上） 图10 中间上链轮受力图Fig 10 Intermediate sprocket diagram7）油缸（因为推动油缸下移，而F提升力 F推进力，而推动油缸需要双向运动，故选取单活塞杆缸） 图11 油缸状态图Fig 11 The state diagram of the fuel tank而此运动状态下力为MAX，故此状态为工作过程（无杆腔油压为P1有杆腔油压为P2），故选取无杆腔进油，有杆腔出油，而 F输出=P1A1 P2A2 (8) =（P1 P2）D/4 - P2d/4，而由于出油腔的P2十分小，近似可忽略不记，即P20。故F1= P1A1 = P1D/4，而 F1 F推 = = F拉3 + F拉4 2F提升力 = 2 220 KN =440 KN ，因为 P1 = 20 MPa ,则 F1= P1D/4，得D=0.028即D=0.1674m170 mm ，故选取缸筒内径 D =180 mm。3.2.2 推动油缸上移（即动力头下移）1）动力头受力（已知F推进力= 110 KN ） F阻 G动力头= 3.136 KN.（可忽略） F推进力= 110 KN G钻杆图12 动力头受力图Fig 12 Diagram of the power head即 F 阻 =F推进力 +G2）下端链条系统 在此状态下上端链条系统处于松弛状态，可忽略不计，此系统中传动比i=1；此运动状态下可近似看成匀速状态，即a 0；系统中链轮只改变力的方向不传递力矩，故Fe0，即F松边F紧边 松边 松边紧边 图13 下端链条系统的链条状态Fig13 The bottom of the chains state of chain3）由动力头至底端链轮链条处于松边状态 F推进力 F 1图14 松边链条受力图Fig 14 Loose side chain diagram即 F 1 = F推进力4）底端链轮 F2 F1 F支图15 底端链轮受力图Fig 15 Diagram in the bottom of the sprocket故 F支 = F1+ F25）由底端链轮至中间下链轮段链条处于紧边状态 F3 F2图16 紧边链条受力图Fig 16 Diagram of tight side chain即 F3 = F26）中下链轮 F拉（下） F4 F3图17 中下链轮受力图Fig 17 Diagram of the lower sprocket即 F拉（下）= F3 + F4 7）油缸（因为在此状态下F提升力 F推进力，故此状态看作空回过程，选取有杆腔进油，无杆腔出油，而F输出=P2A2 P1A1 = P2/4（D - d）- P1D/4 ，而出油腔（即无杆腔）为出油故此时P1十分小，近似忽略不记，即P10。）故 F2 = P2/4（D - d）,而 F2 F拉（下）= F3 + F4 2F推进力 = 2 110 KN =220 KN，又因为 P1 = 20 MPa ,即F2 = P2/4（D - d），带入数据计算得：D - d 0.01401 ，得d0.0184 d 136 mm ，故选活塞杆直径d = 125 mm。3.2.3 油缸链条倍速给进系统由于推进系统中的油缸链条倍速给进系统，油缸的速度为V时，则动力头的推进速度则为 2V，即油缸的运动距离为S，动力头的运动距离为2S，动力头的运动距离 = 推进行程，即 2S = 3780 mm S = 1890 mm，即油缸运动距离为 1890 mm。 通过F提升力= 220 KN 和 F推进力= 110 KN，在前面已求出D 170 mm，故选取180 mm的缸筒内径，而缸的杆d 136 mm 。 由缸径180 mm（耳环连接）可确定 L1=89 mm ；L2=107 mm ；L3=480+S ；L4=588+S；L=85 mm ；=219 mm ；H1=24 mm ；d1= 70 mm ；M1= M422 ；M2= M763 ；Rb= 8080 2 ； 由=219 mm 单侧壁厚 = 39/2 mm =19.5 mm。 由S =1890 mm可知，L4=588+1890 = 2478 mm ，此为安装距，即油缸杆未伸出时。 当油缸杆伸出时，则长度 L8= L4 + S = 4368 mm。3.2.4 滚子链的设计由Pca= PKA KZ/ KP （9）可推出 Fca = FKA KZ/ KP，而F即为2F提升力= 440 KN ，而KA选择：由于主动机属于中等冲击，从动机属于严重冲击，因此KA选取2.1；而多排链系数 KP的选取：因为此滚子链为三排链的缘故，所以KP= 2.5；由于链轮齿数过小运动不平稳，过大易于跳齿和脱链，一般链齿在17114之间，由图9-13可知，Z=25时KZ =1；则 Fca = FKA KZ/ KP = 12.1/2.5440 =369.6 KN,由机械设计手册可知：抗拉载荷（三排）为 373.7 KN，故选取ISO 24A的滚子链，其节距P为38.1 mm，滚子直径 d1 max为22.23 mm ，内节内宽b1 min为25.22 mm，销轴直径d2 max 为11.11 mm，内链板高度h2 max 为36.2 mm，排距Pt为45.44 mm 2。3.2.5 滚子链链轮的确定21) 由分度圆直径 d = P/Sin（180/ Z）= 38.1/0.125 304 mm2) 齿顶圆直径 da min = d + P(1-1.6/Z) d1 = 317.4316317.5 mm da max = d + 1.25P d1 = 329.395 329.4 mm3) 齿根圆直径 df = d - d1 281.8 mm4) 齿高 ha min = 0.5（P- d1）= 7.935 mm ha max = 0.625P 0.5 d1 + 0.8P/ Z = 13.9167 mm5) 齿侧凸缘直径 dg = P cot（180/ Z）- 1.04 h2 0.76 =263.185 mm6) 齿宽 因为节距 P 12.7（三排），则bf1= 0.93 b1 =23.45 mm7）齿侧倒角 ba公称 =0.13P =4.953 mm8）齿侧半径 r x公称 = P = 38.1 mm9）齿全宽 bfm = (m -1)Pt + bf1 = 2 45.44 + 23.45 = 114.33 mm10）中心距 a0 = （3050）P = 11431905 mm11）链节数 X 0 = 2a0/P +(Z1 + Z2)/2 + (Z2 - Z1/2)P/ a0 =851253.2.6 顶端链轮支撑轴的确定因为其受力，即F支撑1= F拉1+F拉2 = 2N， F提升力= 440N F支撑1 F拉1 F拉2图18 支撑轴受力图Fig 18 Diagram of support shaft又轴所承受力十分大，故选用材料为45#钢，而应力= F/S （10）在一般设计中应力一般取45 MPa 。0.440106/ S = 45106 S = 9.7810-3 m = /4D D = 0.125 D= 112 mm。故所有支撑轴均选取直径D为112 mm。3.2.7 链轮的直径判定 顶端链轮的直径 ：因为其直径D 推进油缸 = 219 mm ，通过CAD画图可推出直径 D 259 mm，故选取顶端链轮分度圆直径为280 mm； 中间上链轮 ：通过CAD图可知，中心没有偏移，需在其边缘留出69 mm的距离来安装固定链轮的装置，则中间上链轮直径 D=220 mm； 中间下链轮D和底端链轮d设为相等，即D +d = 290 mm,得D = d =145 mm。4 补偿油缸系统的选择因为补偿油缸是为了使钻杆与地面紧密接触，它是通过滑架使钻杆移动，而它往下运动时是有杆腔进油，无杆腔出油，向下的推力应为5吨，即F下推力 = 5109.8 = 49 KN。(S按照1000 mm，P计算用20 MPa)往上运动时， F上升力 = G1 +G2 = 6017 N = PSS =3 cm= R R = 0.977 cm 1 cm = 10 mm，按照直径为80 mm考虑； 而下推时 ，F下推力 = PS = 20106/4（D- d）4910 N D- d 3.1210-3 d 57.27 mm.由杆径80 mm的耳环连接可确定 L1=50，L2 =75，L3=300 + S，L4 = 347 + S， L7 = 40，L= 45，=102，H1 =18，d1 =40，M1=221.5，M2 =331.5，Rb=4545，通过=102（此为包括壁厚的直径）单侧壁厚 = 11 mm，通过M2 =331.5（此为不包括壁厚的杆径）包括壁厚的杆径 =55 mm 2 。由于补偿油缸运动路程S =1000 mm，则安装距离 L4 = 347 + S =1347 mm，即为油缸位伸出时的长度，而当杆全部伸出时，长度L8 = L4 +S =2347 mm。其中当S=500mm即杆刚伸出时是补偿油缸使钻架与地面紧密接触；而当S=5001000mm时是补偿油缸使钻架降入凹陷下地面的工作区域。 故补偿油缸是钻架上下运动的动力源头，如果没有补偿油缸，多功能钻机便等价于丧失了工作的能力。5 举升油缸系统的选择5.1 举升油缸的判断5.1.1 举升油缸受力分析多功能钻机的钻架受力如下图： 此点为固定点 1731 N 4286 N 举升力 图19 钻架受力图 Fig19 Diagram of drilling frame故竖直举升力F通过固定点的力矩平衡等式：F(1.83 -1.252) = 1731(1.6925 +6-1.252)+4286（3-1.252）得： F = 32.249 KN 1830 1252 1252 695 1830 图20 转架的部分距离 Fig 20 Part of the distance of the drilling frame 1830 1252 X 695 图21 相似三角形图 Fig 21 The picture of the similar triangles通过相似三角形准则，得： 1252/1830 = X /695 X =475 则 = tan-1（695 /1830） = 20.8 F竖 F举升 进油 图22 举升力的分解图 图23 油缸简图 Fig 22 Exploded view of lifting force Fig 23 Diagram of fuel tank故F举升 = F竖 / COS = 34.49 KN 34 KN由于 P = 20 MPa F举升 = PS （11） S = 1.710-3 m，则 R = S = 17 cm， 得R = 2.327 cm 2.3 cm = 23 mm，故D =2R =46 mm，所以选取油缸直径 D = 90 mm； 通过机械设计手册查得，缸径=90mm的耳环连接工程用液压缸尺寸如下：L1=50 mm ；L2=66 mm ；L3=305+S ；L4=357+S；L5=260+S；L6=312+S；L7=50 mm；L=45 mm ；=114 mm ；H1=18 mm ；d1= 40 mm ；M1= M221.5 ；M2= M362 ；M3=M331.5；Rb=4545 2； 由=114 mm，缸径 =90 mm 单侧壁厚= 12 mm；通过M2 = M362，得杆粗为36 + 122 = 60 mm；由L4=357+S和L1=50 mm，通过耳环连接的标准图可知：顶端销孔与底端销孔均为 d1= 40 mm，顶端圆的半径为 45 mm，则油缸（未伸出）全长L= L4+2R = 357 + 90 = 447 mm。通过CAD图可知 S= 846 mm L4 = 357+S =357+846 = 1203 mm（此为安装距离，即杆未伸出）；当油缸全部伸出时，L8= L4 + S = 1203 +846 =2049mm 2。 由CAD图可知，油缸在倾斜处占空间太大故将水平时油缸改为垂直于地面，通过图上可知 L8= L4 + S = 1884 mm = 1203 + S S = 681 mm。5.2 举升油缸与钻架的连接座通过图形可知：d2= d1 = 40 mm ；R1= R = 45 mm ；L2= 75 - 22.5 = 52.5 mm。 L2 L2 d2 R1图24 连接座尺寸Fig 24 The size of connecting seat5.3 举升油缸与地面相接触的底座 由缸径=90mm的耳环连接工程用液压缸得参数可推出，固定底座其孔径d1= d1 =40 mm；而底座厚度h 10 mm，故选择 16 mm。 故R = 45 mm ,h = 16 mm ,d = 45 mm ,L = 55+16 = 71 mm ,L1 = 55 mm. 50+16=66 L d L1 R H图25 底座的尺寸Fig 25 The size of the base6 结论通过多功能钻机的钻架设计，能较好的让我拥有机会综合运用大学所学课程加以解决在设计与生产中所遇到的困难，为大学毕业后的工作提供难得的经验。通过该课题设计，可以1）培养了我的正确的设计思想与设计方法，使我敢于创造革新；2）使我综合、灵活应用所学知识去分析研究和解决工程设计中遇到的一些工程技术问题；3）进一步提高我的调查研究、设计计算、理论分析、查阅资料及绘制图样等各方面的基本技能34。 使我明白机械设计中知识的应用很重要；而经验的应用在设计中有着广泛的用途，在许多无法准确判断的部件中，只能通过你的经验来做出粗歩的判断，在后面的设计中逐步完善。参考文献1张学谦.农业机械设计手册M.北京:中国农业科学技术出版社1990:12.2成大先.机械设计手册单行本D.液压传动.哈尔滨:化学工业出版社.20043王积伟.液压传动2版N.北京:机械工业出版社.2006:12-30.4吴军主.液压系统设计简明手册Y.北京:国防工业出版社.1995:38-50.5杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册H.北京:机械工业出版社.1995:10.6王积伟，章宏甲，黄谊.南京:液压传动第2版J.机械工业出版社.2007:67.7管萍，张风池.北京:中国机械设计手册K.2001:1898甘肃机械工业学院学报W.2000.9郭华.上海:液压升降结构计算与分析M.2001:245-278.10阳宪惠.现场总线技术及应用D.北京:清华大学出版社.1999:26911阎士杰，刘北，孙金根.北京:液压传动分析F.基础自动化.1999:26-4512RobertL.Norton.DesignofMachinery.AnIntroductiontoSynthesisandAnalysisofMechanisms andMechinesNewYork：McGraw-Hill.2001.13BurkhardCowes.Computer-aidedLecturesandExercisesGraphicalAnalysisandSynthesisinMechanismTheory.ProceedingsofthelthWorldCongressinMechanismandMachineScience.April1.2004:12-1514陈在平，赵相宾.液压元件及选用G.北京:机械工业出版社.2002:79-8915杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册Q.北京:机械工业出版社.2003:69-7816左健民.液压与气压传动P.北京:机械工业出版社.2005:8-1517张燕宾.变频调速应用实践O.北京:机械工业出版社.2002:2618刘延俊.液压与气动传动B.北京:机械工业出版社.2000:3519樊锦波.车抗移动式液压举升机的设计计算G.上海:机床与液压.2002:49.；20液气压传动与控制L.重庆:重庆大学出版社第2版.高等学校教材.2004:3821雷天觉.新编液压工程手册K.北京:北京理工大学出版社.1998:7322 何存兴,张铁华. 液压传动与气压传动M.武汉:华中科技大学出版社,2003:98-11623 王太辰. 中国机械设计大典M.南昌:江西科技出版社,2002:259-26724 陈统坚. 机械工程英语.北京:机械工业出版社,1999.4：88-9925 成大先. 机械设计图册.北京:化学工业出版社,2001：596-60126 吴宗泽. 机械设计师手册M.北京:机械工业出版社,2002:147-18527 沈鸿. 机械工程手册M.北京:机械工业出版社,1999:180-19128 许菊若. 机械设计M.北京:化学工业出版社,2004:119-20629 张志文.起重机设计手册M.中国铁道出版社,1998.2.30 冶金矿山设计参考资料编写组. 冶金矿山设计参考资料下册.冶金出版社.197431 杜庆华等著.材料力学. 高等教育出版社.195832 北京有色冶金设计院合编.金属矿山设备设计. 冶金工业出版社.197733 电机工程手册编辑委员会编.机械工程手册. 冶金工业出版社.1972、198034 李世忠主编.钻探工艺学. 北京地质出版社.196225吨水平定向钻机推进机构设计250t单梁桥式起重机小车运行机构设计450t门式起重机金属结构设计JS750混凝土搅拌机结构设计PLC控制的翻转机械手的设计PLC控制的移置机械手的设计S11-M-10010-0.4型变压器的设计及制造工艺SYYZ792铜连铸连轧机（轧机部分）液压系统设计X5040升降台铣床数控改造（横向）ZL50轮式装载机工作装置及其液压系统设计安装支架的冲压工艺及模具设计背负式小型机动除草机设计步进电机驱动