径向柱塞泵毕业设计

1、绪论 这次毕业设计是对所学各课程一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的 训练，对我们三年的大学生活的最后一战中占有重要地位。 本次毕业设计在明确设计要求的前提下，对径向柱塞泵进行了设计分析，主要介绍了 柱塞泵的分类，对其中的某些结构进行了分析和设计，还包括它们的受力分析与计算。还 有对轴的材料选用以及强度校核很关键，该设计中对柱塞泵的优缺点进行了整体的分析、 总结，对今后的发展也进行了展望。 希望能通过这次毕业设计，了解并认识一般液压泵类零件较为具体的整体结构设计， 巩固和加深已学过的技术基础课和专业课的知识， 理论联系实际， 从中锻炼自己分析问题、 解决问题的能力，为今后的工作打下

2、一个良好的基础。 第 1 页 第 1 章柱塞泵的介绍 1.1 柱塞泵总的分类 柱塞泵按柱塞的排列和运动方向不同，可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。而径 向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。 阀配流径向柱塞泵存在故障率高、 效率低等缺点。 国际上 70、80 年代发展的轴配流径向柱塞泵克服了阀配流径向柱塞泵的不足。由于径向 泵结构上的特点，限定了轴配流径向柱塞泵比轴向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。 变量行程短泵的变量是在变量柱塞和限位柱塞作用下，改变定子的偏心距实现的，而定于 的最大偏心距为 59mm（根据排量大小不同），变量行程很短。且变量机构设计为高压 操纵，由控制阀进行控制。故该泵的

3、响应速度快。径向结构设计克服了如轴向柱塞泵滑靴 偏磨的问题。使其抗冲击能力大幅度提高。 1.2 柱塞泵的特点 柱塞泵是靠柱塞在缸体中作往复运动造成密封容积的变化来实现吸油与圧油的液压 泵，与齿轮泵和叶片泵相比，这种泵有许多优点。首先，构成密封容积的零件为圆柱形的 柱塞和缸孔，加工方便，可以得到较高的配合精度，密封性能好，在高压状态下工作仍有 较高的容积效率；第二，只需改变柱塞的工作行程就能改变流量，易于实现变量；第三， 柱塞泵中的主要零件均受压应力作用， 材料强度性能可得到充分利用。 由于柱塞泵压力高， 结构紧凑，效率高，流量调节方便，故用在需要高压、大流量、大功率的系统中和流量需 要调节的场

4、合，如龙门刨床、拉床、液压机、工程机械、矿山冶金机械、船舶上得到广泛 的应用。 随着国家产业结构政策的不断调整，液压工业一跃成为国家重点支持发展的对象，这 主要是由液压易于与机、电控制等实现一体化这一特点所决定。近几年来我国引进的一些 大型设备已越来越多地使用径向柱塞泵，因此着手研究该系列泵以满足国内市场需求已成 必然。径向柱塞泵具有以下几个特点: a) 工作压力高，耐冲击性好。设计采用静压平衡结构，使额定工作压力高达 31.5MPa， 耐冲击性能明显高于轴向柱塞泵。 b) 动态响应快。响应时间为 0. l s 。 c) 运转噪声低。比国产 CY 系列泵低 8-10dB。 第 2 页 d) 使

5、用寿命长。当在 28MPa 压力连续作用下，传动部件额定寿命达 10000h。 e) 产品规格多，呈系列化 。 f )易于实现多种变量控制方式。 采用手动控制变量或用电液比例控制可实现恒流量、恒压力、负载敏感控制，具有电 子、液压技术在不同方面的共同优势，是一种高效节能的液压动力元件。 1.3 柱塞泵的研究现状 从上世纪 80 年代初至今，德国博世(BOSCH)公司一直处于该领域研究、开发及生产的 国际领先地位。 该公司生产的新型径向柱塞泵具有结构简单、 压力高和抗冲击性强等特点， 年产量已达 2 万台。德国 FAG 公司生产的径向柱塞泵压力高，但存在流量小、排量不可变 的缺点。英国 MOOG

6、 公司生产的 RKP 泵采用连杆滑靴结构，滑靴和定子接触副利用静压支 撑，而且可以用数字精确控制，RKP 径向柱塞泵在工业、国防、航空领域中广泛应用。RKP 泵的结构如下图所示。 图 1.3-1 RKP 泵结构图 Maryland Metrics生产的JBP系列径向柱塞泵性能可靠，经久耐用，可以保证正常工 作5000小时，当以矿物油为介质时，可正常工作达24个月之久。JBP浆的额定工作压力为 280 bar，最裹工作压力达350bar。瑞士Bieri生产的BRK径向柱塞泵，出奇数3、5和7个活 第 3 页 塞组成，自稚气阀门控制，体积效率高，工作压力最高达1000bar，排量047-6.33

7、cm3 r，转数范围5002000转分。印度卡纳塔克邦POLYHYDRON PVT公司生产的径向柱塞泵 为缸体固定。凸轮轴转动机构。每个单元泵有57个柱塞组成，端面安装，可正反两个方 向转动，输出稳定。 配流轴十字联轴器转子定子滑靴 保持环传动轴变量柱塞柱塞限位柱塞 图1.3-2 一种新型的径向柱塞泵结构简图 国内6070年代发展的轴配流径向柱塞泵，由于配流轴在工作中受力不平衡，转子与 配流轴高压侧磨损严重，造成泄漏大、容积效率低等问题，从而影响压力的提升，压力一 般不超过20MPa。另外由于泵的柱塞与定子为点接触，尺寸较大，液压力和惯性力造成柱 塞与定子间压力过高磨损大，限制了转速的提高。9

8、0年代初，通过国家火炬计划和重点新 产品攻关项目，我国开始着手研究开发新型滑靴式径向柱塞泵，甘肃工业大学的卢垫和太 原重型机械学院的王明智教授采用连杆滑靴式结构、奥氏体一贝氏体合金球墨铸铁材料及 相应的热处理工艺研制的径向柱塞泵，解决了泵的抱轴、发热问题，但存在着制造工艺复 杂，尺寸较大和仍然为轴配流等缺点，影响了其在移动设备上的安装和应用。 第 2 章径向柱塞泵的结构和原理 2.1 径向柱塞泵的基本构成 图 2.1-1 为该径向泵的简明结构图。从图中可以看出泵主要由泵壳 3、排油盖 3、曲 第 4 页 柄 1、前盖 2、后盖 7、柱塞 5、滑履 8、排油单向阀组 9 及轴承 6 组成，前后盖

9、的材料为 ZL104，泵壳及排油盖材料为 HT300，柱塞为 20CrMnTi，主曲轴为 42CrMo。由于几个磨擦 副的存在（柱塞与缸壁、柱塞与滑履、滑履与曲轴），使得这些部位磨损严重，为减小磨 损，组成磨擦副的材料应在硬度上有较大差异，因此，滑履用硬度较小的 QAL9-4 材料， 柱塞缸内壁也有一层铜套（材料 QAL9-4）。 该泵的曲柄连杆机构由偏心凸轮、滑履、柱塞等组成。工作时，电机带动偏心凸轮转 动，使柱塞往复运动，在柱塞中的回程弹簧作用下，柱塞滑履始终贴近曲轴表面，形成密 闭空间，密闭空间的扩大和缩小完成吸、排油。从图中我们还可以看出这种径向柱塞泵在 结构上区别于区别于其他一般径向

10、泵的特点: 图 2.1-1 四联径向泵结构图 1. 曲轴 2.前盖 3.泵壳 4.排油盖 5.柱塞 6.轴承 7.后盖 8.滑履 9.排油单向阀 10.铜套 2.2 径向柱塞泵的基本原理 第 5 页 图2.2-1 径向柱塞泵工作原理图 径向柱塞泵的工作原理如图2.2-1所示,柱塞1径向排列装在缸体2中,缸体由原动机带 动连同柱塞1一起旋转,所以一般称缸体2为转子,柱塞1在离心力的(或在低压油)作用下抵 紧定子4的内壁,当转子按图示方向回转时,由于定子和转子之间有偏心距e,柱塞绕经上半 周时向外伸出,柱塞底部的容积逐渐增大,形成部分真空,因此便经过衬套3(衬套3是压紧 在转子内,并和转子一起回转

11、)上的油孔从配油轴（孔）5和吸油口b吸油;当柱塞转到下半 周时,定子内壁将柱塞向里推,柱塞底部的容积逐渐减小,向配油轴的压油口c压油,当转子 回转一周时,每个柱塞底部的密封容积完成一次吸、压油,转子连续运转,即完成压油和吸 油工作.配油轴固定不动,油液从配油轴上半部的两个孔a流入,从下半部两个油孔d压出, 为了进行配油,配油轴在和衬套3接触的一段加工出上下两个缺口,形成吸油口b和压油口c, 留下的部分形成封油区.封油区的宽度应能封住衬套上的吸压油孔,以防吸油口和压油口 相连通,但尺寸也不能大得太多,以免产生困油现象. 第 3 章柱塞泵参数的选择 第 6 页 3.1 基本性能参数与结构参数 本次

12、设计的四联径向柱塞泵作为主泵，主要用于行走和凿岩动作。双联泵作为辅泵使 用，主要用于钻具定位。两种泵工作原理相同，结构基本相似，只是参数有所不同。此次 设计的四联径向柱塞泵用到的公式和推导过程，同样也适用于双联泵。 该泵驱动电机转速为 2000r/min，泵的额定排量为 435ml/r，额定压力为 40MPa。 额定压力 (Ma) 40 3q(cm /r) 435 额定排量 额定转速 n min (rpm) 2000r/min 容积效率 机械效率 v 90 m 95 柱塞外径 d(mm) 26 柱塞偏心量 凸轮偏心量 e 2 (mm) 3.5 e 1(mm) 9 凸轮直径 D(mm) 100

13、其液压图形符号如图 3.1-1： 图 3.1-1 四联泵液压符号 第 7 页 3.2 计算柱塞泵所需其它主要参数 1)柱塞横截面积 A A 4 d2 =530.93 mm 2 2)连杆 L L=70.79 mm 3)位移 Sy 当180时 0 S y有最大值 S ymax 2e 1 4)速度 V ds y k Ve 1 2 sin2tsint d t 4 k e 1(sin sin) 2 5)加速度 a a d v k e 1( cost2cos2t) d t 2 e 1 2(coskcos2) 6)排量 q q AZS ymax 与公称排量相比 35.67(cm3/r) q 35.6735

14、35 0.0060.65 3 整台泵的排量为 35.674(cm /r) 7)流量 Q 3Q qn10 (l/min) t 理论流量 实际流量 8)角排量 QQ t v 0.9Q t 第 8 页 kk q () AV Ae 1( 2sin2sin) Ae 1(sin sin2) 42 每个出油口的角排量为各个单柱塞角排量之和： q sinsin2 2 ( i) ii k 9)脉动值 求得 Z3 Z5， Z7 时的排量脉动系数， 同时求得柱塞为偶数时的排量脉动系数， 列于下表： 表格 3.2-1：奇、偶柱塞数排量脉动比较 Z Z 3 5 7 9 15 21 奇数柱塞数 z 偶数柱塞数 q (%)

15、 19.79 4.89 2.51 1.52 0.55 0.28 Z Z 4 6 8 10 14 16 z q (%) 29.29 13.4 7.61 4.89 2.51 1.52 600450 360 50 25 7 300 10 22 2 200180 60 12 7 12 4 0 8 7 0 100 还可以此为依据，做出奇数、偶数角排量脉动率的比较曲线如下： 图 3.2-2奇、偶数柱塞角排量脉动率曲线 由表格中数据可以看出，当偶数柱塞数增加为奇数柱塞数的两倍时，脉动率相同。即 在柱塞数相近的情况下，偶数柱塞泵的脉动率要比奇数柱塞数时大得多，这就是目前单作 用液压泵和马达的设计中，多采用奇数

16、个柱塞的原因。 3.3 曲轴的参数选择 3.3.1. 选择轴的材料并确定许用应力 第 9 页 选用合金钢 42CrMo 材料，该合金钢主要制造各种受冲击、弯曲、重载的重要轴类零 件，如汽轮机主轴、大型电机轴、发动机气缸、工作压力高大型泵的主轴等。查得许用应 力=186R310 Mpa；许用弯曲应力 1 =90 Mpa。 。 表 3.3.1-1 42CrMo 的力学性能 材料热处理试样毛坯尺寸 mm 42CrMo淬火、 回火 表 3.3.1-2 轴的许用弯曲应力 合 金 钢 25 硬度 HB 217 强度极限 b/Mpa 1080 屈服强度 s/Mpa 930 断面收缩 率/% 45 断后伸长

17、率5/% 12 B 800 1000 1 270 330 0 130 150 1 75 90 3.3.2 确定输入端直径 按扭转强度估算轴输入直径由 表 3.3.2-1 常用材料的值和 A 值 轴的材料 Mpa A 取 A=110 则: Q235 15-25 149-126 35 20-35 135-112 45 25-45 126-103 42CrMo 35-55 112-97 d =A 3 P/ N A 为由轴的材料和承载情况确定的常数 P 为轴的传递功率，根据要求 P=2.5KW N 为轴的转速 N=2000r/min， 则 d= A 3 P/ N =46.9mm 考虑有键槽，将直径增大

18、 5则： d =46.9 (1+5)mm=49.245mm 其输入端轴直径选用为 50mm 3.3.3 曲轴在零件上的定位 第 10 页 1、由于是曲轴，偏心轮与轴直接做成一体，所以不需要考虑偏心轮的定位，第三段 设计为曲轴偏心轴主体 。 （后面就不在有计算偏心轮、偏心腔体的相关数据） 图 3.3.3-1曲轴零件的定位方式 2、第一段即外伸端直径 d=49.245 mm ，其长度取 50 mm。 第二、四段为轴承与轴采用基孔制配合，推力滚子轴承采用 2213（旧号 3613） ， 查机械设计手册如下： 表 3.3.3-2调心滚子轴承外形尺寸 轴承代 号 22313 W33 21313CC 22

19、313 W33 d 65 65 65 65 65 尺寸/mm D 120 120 140 140 140 B 31 31 33 48 48 rmin 1.5 1.5 2.1 2.1 2.1 安装尺寸/mm d a 74 74 77 77 77 D amax 111 111 128 128 128 rmax 1.5 1.5 2.1 2.1 2.1 第 11 页 图 3.3.3-1推力滚子轴承的外形尺寸简图 3、求得总长： L=l1+l2+l3+l4=110+77+140+62=389 mm 3.3.4 曲轴的受力分析、强度校核 （1） 求支反力 曲轴上共有三段同样的凸轮轴。为安全起见，取受力最大

20、的情况进行分析，由于三 段凸轮偏心方向互成120，则每段上的 i 0 0 T （以下简称 T）和 N （以下简称 N）的合ii P 力 的作用方向也互成120，即如图 3.3.4-1 的情况。 第 12 页 图 3.3.4-1曲轴受力简图 下面，是分别对水平面内和竖直平面内进行受力分析，求出的支反力，并填入表格中 表格 3.3.4-2; 曲轴受力情况 受力点1 0 0 0 0 0 0 2 108 -8306.3 -14386.8 16612.5 0 0 0 3 157 49 0 39856.8 39856.8 -407.0 -704.9 814.0 4 202 94 45 34517.0 -1

21、9928.3 39856.8 -780.8 441.2 896.8 5 247 139 90 45 -34517.0 -19928.3 39856.8 398.7 690.6 794.7 6 295 187 138 93 48 8306.3 14386.8 16612.5 0 0 0 单位 l(1.I) l(2.I) mm mm mm mm l(3.I) l(4.I) l(5.I) mm N N R(I) x R(I) y R(I) N N m N m N m M(I) x M(I) y M(I) 第 13 页 MN(I) 668.5668.5668.5668.5668.5668.5Nm （说

22、明：l为量作用点之间的距离，R 为支反力，M 为弯矩，MN 为扭矩） A ： 水平面受力分析 图 3.3.4-3 水平面受力图 各力对 2 点取矩： M (2)x 0 ； R 3x l(2.3)R 4x l(2.4)R 5x l(2.5)R 6x l(2.6) 0 ； R 6x R 3x l(2.3)R 4x l(2.4)R 5x l(2.5) l(2.6) 8306.3(N) 各力对 6 点取矩 M (6)x 0 ； R 5x l(5.6)R 4x l(4.6)R 3x l(3.6)R 2x l(2.6) 0； R 2x R 5x l(5.6)R 4x l(4.6)R 3x l(3.6) l

23、(2.6) =8306.3（N） 第 14 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 B： 竖直平面受力分析 图 3.3.4-4 竖直面受力图 各力为 2 点取矩： M (2)Y 0 ； R 3y l(2.3)R 4y l(2.4)R 5y l(2.5)R 6y l(2.6) l(2.6) 0 ； R R 3y l(2.3)R 4y l(2.4)R 5y l(2.5) 6y l(2.6) 14386.8(N) 各力对 6 点取矩： M (6)Y 0 ； R 5y l(5.6)R 4y l(4.6)R 3y l(3.6)R 2y l(2.6) 0 ； 代入数据得： 39856.8138(19928

24、.3)48(19928.3)93 R 2Y 187 14386.8(N) （2）求弯矩、扭矩. A： 水平面弯矩： M 1x 0 ； M 2x 0 ； M 3x R 2x l(2.3) 407.0(Nm) M 4x R 2x l(2.4)R 3x l(3.4)780.8(NM) ； M 5x R 2x l(2.5)R 3x l(3.5)R 4x l(4.5)398.7(Nm) ； M 6x R 2x l(2.6)R 3x l(3.6)R 4x l(4.6)R 5x l(5.6)=0 ； 由此，可作出水平面弯矩图： 第 15 页 ； 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 图 3.3.4-5 水平面

25、弯矩图 通过计算可得，弯矩为零的4点与 1 点的距离为 231mm。 B： 竖直平面弯矩： M 1Y 0 ； M 2Y 0 ； M 3Y R 2Y l(2.3) 704.9(Nm) ； M R 2Y l(2.4)R 3Y l(3.4)441.2(Nm) ； 4Y M 5Y R 2Y l(2.5)R 3Y l(3.5)R 4Y l(4.5)690.6(Nm) ； M 6Y R 2Y l(2.6)R 3Y l(3.6)R 4Y l(4.6)R 5Y l(5.6)0 ； 由此可作竖直平面弯矩图： 图 3.3.4-6 竖直平面弯矩图 由计算可知道：弯矩图中弯矩为零的3点距 1 点的距离为 184 mm

26、 C：合成弯矩： 22M MM M 0M 0 33x3y 814.0(Nm) ； 1；2； M 4 M 4x 2M 4y 2 896.0(Nm) M 5 M 5x 2M 5y 2 797.4(Nm) ； 第 16 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 M 6 0 ； M 3 M 3x 20 631.3(Nm) ； M 4 M 4Y 20 602.1(Nm) 由此，可作出合成弯矩图： 图 3.3.4-7 合成弯矩图 D ： 扭矩 图 3.3.4-8 曲轴受扭图 MN1 为电机输入扭矩： N MN1= 9550 n (Nm) 其中 N PQ t / m 103(KW) 又 Q t q t n10

27、6/60 （m3/s） MN1159 pq t 103 所以 m (Nm) 将 P=40MPa, q 3 t 435cm /r ， m 0.95 ，n2000r/min 第 17 页 代入得 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 40435103 MN1159 0.95 668.5(Nm) MN 2 MN 1 668.5(Nm) D MN 3 MN 1 T 3 2 而 T 3 0 所以 MN 3 MN 1 668.5(Nm) 同理 4 由此，可以作扭矩图 MN MN 5 MN 6 668.5(Nm) 图 3.3.4-9扭矩图 且由以上数据算出: eJ 86.57Mpa90Mpa， 故曲轴的强度足

28、够。 3.4 柱塞的尺寸设计、强度校核 3.4.1 柱塞的尺寸设计 超高压轴向柱塞泵的排量V的计算公式： V d2SZ d2eZ 22 其中： d 为柱塞泵的直径； S 为柱塞泵的行程； Z 为柱塞泵数； e 为偏心 量。 当d较大时，会使偏心轮所承受的力增加很快，但d值过小也会带来加工工 艺性差和压杆不稳定等问题。当 S 值较大时，将使偏心轮所承受的交变扭矩应 力增加。综合考虑上述两个参数，确定： d =26mm， S =2e1=18mm 第 18 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 图 3.4.1-1柱塞外形尺寸简图 3.4.2 柱塞的强度校核 1）比压校核 P426.7 2max5.

29、22(N/mm2) d26 柱塞与柱塞缸之间的最大比压： P c 300kgf /cm2 29.4MPa29.4(N/mm2) P cmax 所以 2）比功校核 因为 P cmax P c 满足强度条件。 P cvmax P cmax V max 10.82MPa/(m/s) 2P cv 600kgf /cm s 58.8MPa/(m/s) 由 PP cv 所以cvmax 满足强度条件 3.5 键的设计和强度校核 键是一种用来连接轴上的传动件，本次设计起到了传递扭矩的作用，连接时 必须在轴上加工键槽，键的一部分被安装在轴上的键槽内，另一凸出部分则接上 联轴器，这样轴与电动机就可连接在一起转动。

30、键的种类很多， 常用的有普通平 键、半圆键、钩头楔键三种而本次运用的是普通平键。 根据轴的d=50 查机械手册 表 3.5.1 普通平键（GB/T1096-79）键槽（GB/T1095-2003） 键的公称直径 轴径d 键槽深 轴轮毂 b（h9）h(h11)L (h14) r小于 t t 1 第 19 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 大于 38 44 50 至 44 50 58 12 14 16 8 9 10 28-140 36-160 45-180 5.0 5.5 6.0 3.3 3.8 4.3 0.4-0.6 根据实际情况综合考虑： 泵的曲轴所用的键为：14100，GB1096-2

31、003 由键联接强度校核公式为： 其中： p 2000T p dkl T 键所传递的扭矩 Nm; d 轴的直径， mm; l键的工作长度，对于圆头平键l Lb; L为键的公称长度， b为键宽， mm; k键与轮毂的接触高度， mm; p许用挤压应力， MPa 。 查表可得： k=9-5.5=3.5 b=14mm d=50mm L=100-14=86mm T=668.5Nm 所以： 查表可得：对于刚对刚的动联接，在不受冲击的情况下： p=50MP a 所以 pp 满足强度条件。 3.6泵体的设计 在曲轴左边有泵体的前盖宽度为 51mm，又因左边曲轴装配轴承处总长 77， 即露在前盖外面的曲轴长度

32、 l1为 l1 =77-51=16mm 而曲轴总长 389mm，而曲轴左端端面到右边后盖端面 l2=389+128=517mm 第 20 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 1）前盖的外形尺寸设计如下图： 图 3.6-1 前盖 2）轴承套、后盖的外形尺寸设计如下图： 图 3.6-2 轴承套图 3.6-3后盖 第 21 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 3.7泵的容积计算 往复轴径柱塞泵的柱塞移动距离S称为行程，柱塞的面积A,泵缸直径为 D，则活塞每往复一次的理论排液体积V为 V 4 D2L AL=37584 mm 3 再假设柱塞泵的往复的次数为n，则柱塞泵的理论流量为 q Vt Vn

33、 =63.07(l/min) 60 由于存在活塞泵和泵缸之间的泄露以及阀与压水阀滞后泵的动作所导致倒 流，每分钟所损失的液体体积q vl ，故往复的实际流量q V q vt q vl ，引入容积效 率： v q v则柱塞泵的实际流量q v q vt ，求 q vt 1 C S p 2u n 查液压气动设计计算图表得=0.9390% qv=0.963.07=56.763 l/min 第 22 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 结论 通过对径向柱塞泵所存在的缺陷，有针对性地提出了解决方案，有效地提高 了径向柱塞泵的性能和工作寿命。本设计介绍了四联径向柱塞泵的总体结构设 计，完成了各种构件的设

34、计， 并对其进行了受力分析和强度校核。同时建立了泵 的工作模型，详细阐述了其运动学和动力学原理。四联径向柱塞泵是一种全液压 凿岩车上的卧式主泵，完成行走和凿岩工作。相比轴向泵对材料的工艺要求高， 而且抗污染能力差，径向泵适用于高压力、 大流量的液压系统中，而且不需要变 量，所以该泵正日趋广泛的被应用于我国煤矿井下生产。 正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰 富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情， 作为泵产品的技术发展亦是如此。以 屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题， 必须从电机结构开始，单局限于泵本身是没 有办法实现的；解决泵的噪声问题， 除解决泵的流态和振动外，同时

35、需要解决电 机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸 如泄漏保护、过载保护等措施； 提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等 等。这些无一不说明要发展泵技术水平， 必须从配套的电机、控制技术等方面同 时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。 第 23 页 四川信息职业技术学院毕业设计说明书 设计小结 本次毕业设计虽然经历短暂，但是它浓缩了大学三年学习的全过程，体现了 我们对所学知识的掌握和领悟程度。由于我们是第一次进行整体性地设计，不可 避免地碰到了许多困难，有时甚至会感到无法下手。无论碰到什么样的困难， 我 都没有退缩，凭借着一股求知的热情， 再加上曾艳玲指导老师的帮助，通过指导 老师的耐心指导和查阅资料解决了一个又一个的难题， 最终圆满地完成了本次设 计。通过本次毕业设计， 使我在各个方面都有了很大的提高，具体地表现在以下 几个方面： 1.对大学三年所学到的东西进行了归纳总结，找到了各种学科之间的交叉 点，同时构成了一