大排量斜盘式轴向柱塞泵

1、目录第1章 绪论第2章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 第3章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析4.1 柱塞受力分析4.1.14.1.24.1.34.1.44.1.54.1.63.1 柱塞运动学分析3.1.1柱塞行程 s3.1.2柱塞运动速度 v3.1.3柱塞运动加速度 a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1脉动频率3.3.2脉动率第4章 柱塞受力分析与设计柱塞底部的液压力 Pb 柱塞惯性力 Pg 离心反力 Pl 斜盘反力 N柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 Pl和P2 摩擦力 p1f 和 P2f4.

2、2 柱塞设计柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计423柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章 滑靴受力分析与设计分离力 Pf 压紧力 Py 力平衡方程式5.1 滑靴受力分析5.2 滑靴设计5.2.15.2.2剩余压紧力法 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1滑靴结构型式5.3.2结构尺寸设计第6章 配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1压紧力 Py6.1.2分离力 Pf6.1.3力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1过度区设计6.2.2配油盘主要尺寸确定6.2.3验算比压P、比功pv第7章 缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1压紧力矩 My7

3、.1.2分离力矩 Mf7.1.3力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定731通油孔分布圆半径Rf '和面积F7.3.2 缸体内、外直径 D、D2的确定7.3.3 缸体高度 H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件， 斜盘式轴向柱塞泵是靠柱 塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式 液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱 塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高 压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配

4、油盘与 缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止 推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比 径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方 便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。关键词 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system ，The inclined dish type and axial pump with a pilla

5、r is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contentsof cavity to realize the oil of inhaling with line up oily ，Is a capacity type liquid to press the pump.Fill to pillar to pumpfor the inclined dish type stalk the pillar f

6、ill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills isit sufferthe one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high p

7、ressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The provi

8、nce went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft isgood, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fil

9、ls to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crockbody第 1 章 绪论近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用 日益广泛。 轴向柱塞泵主要有结构紧凑， 单位功率体积小， 重量轻，压力高， 变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精 度要求高，成本高等。轴向柱

10、塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向 柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长斜轴式轴向柱塞泵采用了驱 动盘结构， 使柱塞缸体不承受侧向力， 所以，缸体对配油盘的倾复可能性小， 有利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大，可是，结构复杂，工 艺性差，需要使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制， 成本高。斜盘式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运 动副均采用了一静压支承， 省去了大容量止推轴承， 具有结构紧凑， 零件少， 工艺性好，成本低，体积小，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展， 并且由于轴向泵比径向泵结

11、构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实 现无级变量，体积小，重量轻，维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他 泵在技术经济指标上占很大优势，所以，斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和 发展，其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降 低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞 在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。是容积式液 压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，加工方 便，配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外

12、周的大轴 承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸 体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。但对于通轴式的传 动轴穿过斜盘取消了大轴承， 径向载荷由传动轴支撑， 并且重量轻、 体积小、 零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而 转动轴径大。柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高压柱塞泵常 采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要；配油盘设计的好坏也直接影 响泵的效率和寿命。斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、 起重运输、 冶金 、航空、 船 舶等都种领域，在航空中普遍用于飞机液压系统，操纵系统及航空发动机燃 油系统

13、中，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业 的高压重载液压系统中，更是得到广泛应用。第二章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和 动力分析就可以用统一的方程式来描述。斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（ 2-1 ）。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴 低面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸 体（xoy面）存在一倾斜角丫，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果 缸体按图示n方向旋转，在180°360°范围内，柱塞由下死点（对应180°位置） 开

14、始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至死点（对应0°位置）止。在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔内，这是吸油 过程。随着缸体继续旋转，在0°180°范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开 始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。在这个过程中柱塞 腔，1- 柱塞 2- 缸体 3- 配油盘 4- 传动轴 5- 斜盘6- 滑靴 7- 回程盘 8- 中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。这就是排油过程。由此可 见，缸体每转一周，各个柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸体不断旋转， 泵便连续地吸油和排

15、油。2.2斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数1.排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量qb是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即不计容积损失时，泵理论流量Qib为式中dz 柱塞外径dz=24mm ；Fz 柱塞横截面积 Fzd；0.024 = 452.4mm2 ；44Smax 柱塞最大行程 ；Z 柱塞数 取Z=7；nb 传动轴转速 nb =1500r/min ；从图可知，柱塞最大行程为式中Df 柱塞分布圆直径Df = 74mm ；斜盘倾斜角取=18 ； 所以，泵的理论流量是 泵的实际输出流量 泵容积效率为泵的机械效率为mb =90%所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，第三章斜盘式轴向柱塞泵

16、运动学及流量品质分析泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使 柱塞轴线上一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产 生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均 匀，是有利的。3.1柱塞运动学分析柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞 与缸体做相对运动是的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主 要零件受力状况的基础。柱塞行程s下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。若斜盘倾角为丫，柱塞分布圆半径为Rf，缸体或柱塞旋转角为a，并以柱塞腔容

17、积最大时的上死点位置0为0 ，则对应于任一旋转角a时，图3-1柱塞运动分析 所以柱塞行程s为(3-1 )s 二 htg 二 Rf (1 - cos： )tg当a =1800时，可得最大行程Smax为将式(3-1 )对时间微分可得柱塞运动速度V为dsv =dt詈齐巳tg sn(3-2)当:=90°及2700时，sin；: h，1，可得最大运动加速度Vmax为式中为缸体旋转角速度， =- t柱塞运动加速度a将式（3-2）对时间微分可得柱塞运动加速度a为dv a 二dtdv da da dt二 Rf 2tg cos：(3-3)当-0°及180°时，cos二1，可得最大运

18、动加速度amax为3.2滑靴运动分析研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，也即滑靴中心 在斜盘平面xo'y'内的运动规律（如图），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、 短轴分别为2Rf2 37长轴2b -0 = 77.38mmcosY cos18°短轴2a=2Rf -2 37 =74mm设柱塞在缸体平面上A点坐标那么A点在斜盘平面 xo'y'的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 Rh = x2 y2 二 Rf、1 tg2 cos2:极角 J - arctg （cos cos ：）滑靴在斜盘平面xo'y'内的运动角速度k为由上式可见

19、，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当a =1、-时，最2 2大（在短轴位置）为当:=0、二时，7最小（在长轴位置）为由结构可知，滑靴中心绕点旋转一周（2二）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此其平均旋转角速度等于缸体角速度，即3.3瞬时流量及脉动品质分析柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 2 2 2式中Fz为柱塞截面积，Fzdz（0.024） = 452.4mm。44柱塞数为Z=7,柱塞角距为n -=，位于排油区地柱塞数为 Zo,那么Z 7参与排油的各个柱塞瞬时流量为泵的瞬时流量为Zo -1= FzRf tgsin 比 sin(：ZZ二）nsinZ(3-4)由上式可以看出，泵的瞬时流量

20、与缸体转角 对于奇数（Z=7）排油区的柱塞数为Zo:-有关，也与柱塞数有关。JI JT当0时，取ZoZ Z - 1=4，由式（3-4 ）可知瞬时流量为时，取z。Z -1w3，由式（3-4）可得瞬时流量当:=0、时，可得瞬时流量的最小值为Z Z当、时，可得瞬时流量的最大值为2Z 2Z奇数柱塞泵瞬时流量规律见图图3-3奇数柱塞泵定义脉动率、=竝 Qlmn = 0.0025QtpTT式中 Qtp为平均流量，可由瞬时流量公式在£周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为脉动频率因为奇数柱塞泵，所以 f =2Z n = 2 7 1500r/mi n =21000脉动率因为奇数柱塞泵，所以根

21、据计算值，将脉动率e与柱塞Z画成下图的曲线图3-4脉动率e与柱塞数Z关系曲线由以上分析可知：（1）随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵，流量脉动率 都下降。（2）相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动 率。第四章柱塞受力分析与设计柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。 单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油、 半周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。4.1柱塞受力分析图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。图4-1柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：柱塞底部的液压力Pb柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Pb为式中Pb为泵的排油压力。柱塞惯性力Pg柱塞相对缸

22、体往复直线运动时，有直线加速度a,则柱塞轴向惯性力Pg为式中m、GZ为柱塞和滑靴的总质量和总重量惯性力Pg方向与加速度a方向相反，随缸体旋转角a按余弦规律变化。当 a =00和1800时，惯性力最大值为离心反力Pi柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有向心加速度ai，产生的离心反力P通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。其值为GZ2P = mZalRfg斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头轴向力P与作用于柱塞底部的液压力Pb及其他轴向力相平衡。而径向力 T 则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产 生倾倒力矩。柱塞与柱塞腔壁之间的接触力R和P2该力是接触应力P1和P2产

23、生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小 于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞轴线的径向 力T和离心力P引起的接触应力pi和P2可以看成是连续直线分布的应力。摩擦力Pif和P2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力 Pf为图6-2柱塞腔内压力变化 选带卸荷的非对称配油盘根据式边1总*计算出j=152 二 20在泵的结构尺寸确定后，取决于吸排有压力差的大小。在实际工况条件下, 泵排油压力常随负载改变而变化。要避免在新工况条件下的压力冲击，应改 变压缩角厶：1和上以适应压力差的变化。简单的方法是在过渡区开设减振 槽。图6-3非对称配油盘此时，过渡区压缩角，按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所

24、必须的体积压 缩量的50%计算；而减振槽按余下地50%计算。coar =1 _(12Vo兀 d；RftgYPb 一 p0Ey柱塞腔接通减振槽过程中，减振槽两端的压力差Up是变化的。开始p=0, 完全接通后巾二Pb - Po，取近似平均压力差为1 p，则通过减振槽的单位时间流量为而油液通过减振槽的单位时间是二，则©把上式带入Qo式中可得减振槽的设计尺寸为经多次验算得d0 = 2mml0 = 12mm减振槽有多种形式，如等截面的沟槽，也有变截面的三角槽622配油盘主要尺寸确定1. 配油窗尺寸配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径Df配油窗口包角%，在吸排油窗口包角相等时，取为避

25、免吸油不足，配油窗口流速应满足式中Qib泵理论流量；F2配油窗面积，f20（r2 - r2 ）2V0许用吸入流速，Vo =23m/s由此可得2. 封油带尺寸设内封油带宽度为bi,外封油带宽度为b2.考虑到外封油带处于大半径，在加上离心力的作用，泄流量比内封油带泄 流量大，取bi略大于b2,即当配油盘受力平衡时，可得计算出的结果经多次调整得到的为R i=40.5 R 2=37 R 3=27 R 4=12.5验算比压p、比功pv为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦， 配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如下图中D5, C6。辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起

26、卸荷作用。配油盘的总支承面积F为图6-4配油盘主要尺寸确定式中 F i辅助支承面通油槽面积；Fi=KB( R-RO =8汉10(55 -45) = 800mm2( K 为通油槽个数，取 K=8mm B为通油槽宽度，取B=10mmF 2、F3吸、排油窗口面积。配油盘比压p为式中=Py 配油盘剩余压紧力P t 中心弹簧压紧力在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而 磨损，应验算pv值，即n7式中Vp为平均切线速度，Vp (D4 D) (25 1101.48m/s第七章缸体受力分析与设计7.1 缸体的稳定性在工作过的配油盘表面常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与

27、配油盘间摩擦损失增大，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下 降，而影响到泵的寿命。缸体是一个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了 可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒。下面就缸体受到的主要力矩进行稳定 性分析。压紧力矩M液压泵工作时，由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角：变化，压紧力Py及合力作用点也随：变化，其相应合力矩 M也要随转角变化。因为选用九柱塞泵，排油区可能有四个或五个柱塞。下图是五个柱塞排油 时柱塞位置。为了便于分析，把每个柱塞的压紧力看成是单位为1的集中载荷。图7-1压紧力合力作用点位置总压紧力矩为分离力矩M因为分离力由三个部分组成，在内、外封油带上的压力分布是按对数规律分布的

28、。可认为内、外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线宀、ri均匀分布的。弧线的包角仍为 %，弧线的半径，如图所示，分别图7-2分离力合力作用点从数学可知，弧线重心矩为由此可得外，内封油带分离力臂为排油窗的油压力是均布的，因此其分离力合力作用点可用求排油窗扇行面积重心来求得。数学上环扇面积重心矩为由此可得排油窗分离力力臂oh3为分离力总合力作用点C3可用力平衡式求得，即Pf2oh1 Pf2oh2 Pf3oh3得oc2Pf总分离力矩 Mf 二 PfOg =67 10.2 = 684N m力矩平衡方程设压紧力矩My与分离力矩Mf之比为力矩系数， 叫yM f则力矩平衡方程为M y = M f缸体稳定性与

29、 '有很重要关系， '偏大偏小都可以造成缸体倾倒偏磨，直接影响泵输出油液压力大约有1015%脉动。因此，Z=9=1.07 1.2取 =1.147.2 缸体径向力矩和径向支承上面分析了由轴向的压紧力和分离力引起的压紧力矩和分离力矩，通过选 择力矩系数使得缸体轴向稳定。但仅此是不够的，因此缸体还受到径向力作 用，如果没有可靠的径向约束，缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面将分析缸体 所受径向力和缸体稳定性的影响及缸体径向支承形式。径向力及径向力矩从柱塞受力分析知道，在排油区的柱塞，由于受斜盘约束受有径向力T的作用，对缸体产生以H为支点的倾倒力矩。即式中li为任一柱塞球头中心至 H点的距离。

30、如图图7-3径向合力产生的倾倒力矩柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩 Mt为= 18.34 (112.8 2 117.36 2 121.92 2 131.04 2 126.48)= 20.29 103 N m7 +1当7厂二4个柱塞处于排油区时，径向合力最大。若忽略柱塞惯性力、摩 擦力等因素的影响，则柱塞最大径向合力为对于柱塞数Z=9的柱塞泵，有 z= 0.25Rftg =0.25 37 tg18 = 3mm式中忌一径向合力作用点运动弧长在 Z轴上的投影长度。综上所述，要保证缸体不因径向力作用产生倾倒，必须根据径向力大小及 作用点变动情况选择可靠的径向支承。安装位置应使支承轴承平面中心与传 动轴的交

31、点重合于柱塞球头与传动轴的交点722 缸体径向力支承型式选用缸体外支承在柱塞径向合力中心位置上设置一缸体外径大轴承，如图图7-4缸体外支承型式缸体传动的径向力全部由缸体外径轴承支承。这种形式的主要优点是传动轴只起传扭作用，不承受弯矩，因而轴和轴承 的设计条件可以大大改善。同时，缸体支承刚度高，多次装配重复性好。由于径向轴承外径大，造成泵的外径尺寸也大，重量增加，径向支承还限 制了泵转速的提高。缸体中心的传动轴尺寸较小，缸体结构设计更紧凑。柱塞分布圆直径较小, 柱塞数较少(常取Z=7)，斜盘倾角较大(Ymax=18°2O0 )。由前面分析可知，缸体倾倒造成偏磨的原因是因为配油盘不动，缸

32、体倾倒 后改变了原接触面的相对位置。如果缸体发生倾倒时，配油盘能自动相应变 化，保持接触面良好的贴合关系，即配油盘具有自位性，无疑可以避免缸体 偏磨和泄漏。为此从结构上采取措施，出现了浮动配油盘、浮动缸体和球面 配油盘等多种装置，解决了缸体偏磨等问题。7.3 缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径Rf和面积Fa为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径 R；与配油窗口分布圆半径rf相等。即式中R2、R3为配油盘窗口内、外半径。通油孔面积近似计算如下图7-5柱塞腔通油孔尺寸式中 I：. 通油孔直径，I：. ：“dZ =24mmb_ 通油孔宽度，b_ ： 0.5dZ =0.5 24 = 12mm。

33、732缸体内、外直径D、D2的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各 处壁厚一致，壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算 图7-5缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算式中dw为厚壁筒外径，dw二dZ J： =24 16 = 40mm。缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为式中 E 缸体材料弹性系数 E =110 109N /m2 ；丿材料波桑系数，对青铜材料 J = 0.32 0.35 ；-允许变形量，一般钢质缸体取 ：、辽0.0065mm，青铜则取二.：乞 0.0048mm。当壁厚确定后，可依次定出 D、D27.3.3 缸体高度H如上图中可确定缸体高度 H为式中I。柱塞最短留孔长度；Smax 柱塞最大行程；13 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量最短；14 缸底厚度，一般取 I4 =(0.4 0.6)dz =0.5 24=12mm结论四年的大学生活即将结束，在这四年里我学会了不少的东西，无论在学习 上、生活中、思想上都有很大的转变，从一开始带着父母的殷切希望，怀着 充实自我，掌握一技之长，为以后找工作，实现自己的人生价值的目标作努 力，到最后考研进一步接触社会，学到一些从理论上学不到东西，增加了许 多经验，这一切的成果都离不开众多可敬师长谆谆教导、不厌其烦的