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1、*大学液压与气压传动专业:班级:学生姓名:指导教师:11*1*X*l*1*1*xx*T*T*7*T*7*T*7*Tx*7*T%*X*X*X*X*1*X*X*T*T*T*T*7*T*7*1*l*lx1*7*T*7*T*7%*X*X*X*X*vl*7*T*7*T*T*目录第一章设计原始参数4弟负52.2绘制负载曲线图及速度曲线图6第三章确定液压缸的性能参数73.1 初选液压缸的工作压力73.2 计算液压缸的主要尺寸73.3 活塞杆的稳定性校核93.4 计算液压缸各个阶段的压力93.5 计算液压缸各个阶段的流量103.6 绘制液压系统工况图103.7 液压缸结构组成及主要尺寸的确定113.7.1 液
2、压缸壁厚和外径的计算123.7.2 缸盖厚度的确定133.7.3 液压缸工作行程的确定133.7.4 最小导向长度的确定143.7.5 活塞宽度的确定143.7.6 缸体长度的确定143.8 夹紧缸的设计15第四章液压系统方案设计164.1 油源形式及压力控制164.2 调速回路164.3 换向回路与快速运动回路及换接方式174.5 夹紧回路184.6 组成液压系统原理图184.7 电磁铁动作顺序列表18第五章液压元件的选择205.1 液压泵的确定205.2 阀类元件及辅助元件的选择215.3 油管的选择225.4 油箱容量的确定22第六章验算液压系统的性能23*1*6.2验算系统的温升25总
3、结27参考文献27第一章设计原始参数设计要求：设计一台用成型铳刀在加工件上加工出成型面的专用铳床的液压系统,工作循环：手工上料一一自动夹紧一一工作台快进一一铳削进给一一工作台快退一一夹具松开一一手工卸料等自动循环；二、原始数据：设计参数见下表。其中：工作台液压缸负载力（KN）：FL=48;夹紧液压缸负载力（KN）：Fc=5.8工作台液压缸移动件重力（KN）：G=2.7；夹紧液压缸移动件重力（N）：Gc=70；工作台快进快退速度（mmin）：V1=V3=5.5;夹紧液压缸行程（mm）：Lc=IO工作台工进速度（mmmin）：V2=45;夹紧液压缸运动时间（三）：tc=b工作台液压缸快进行程（mm
4、）：Ll=350;导轨面静摩擦系数：0.2；工作台液压缸工进行程（mm）：L2=80;导轨面动摩擦系数：0.1；工作台启动时间（三）：t=0.5;第二章负载工况分析2.1负载分析液压缸所受外负载F包括三种类型，即：F=FW+Ff+Fa式中此一工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力,在本设计中相为48000N；入一运动部件速度变化时的惯性负载；与一导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，对于平导轨弓可由下式得：Fj=f(G+Frn)式中G一运动部件重力；En一垂直于导轨的工作负载，本设计中为零；/一导轨摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数为0.20,动摩擦系数为0.10。则求得：F
5、f,=fsG=0.202700=540TVFfd=G=0.l02700=270V式中七一静摩擦阻力；时一动摩擦阻力。LGvF=agr式中g一重力加速度；/一加速或减速时间，取0.50；V速度差O在本设计中L27005.5= 50.5 IN卜X9.80.5602.2绘制负载曲线图及速度曲线图根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载，本次设计取液压缸效率Z=O.9见表2-1,并画出如图2-1所示的负载循环图图27负载曲线图、速度曲线图表2-1液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力FwN快进启动F=FfS540600.00加速产二品+乙320.51356.12快进尸=%2
6、70300.00工进工进F=+v4827053633.33快退启动F=FfS540600.00加速尸=盆+死320.51356.12快退尸二心270300.00根据上表可以计算出负载曲线和速度曲线图，如图2-1。第三章确定液压缸的性能参数3.1 初选液压缸的工作压力液压执行元件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。在确定液压执行元件的结构尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。工作压力选得低，执行元件的尺寸则大，整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大,但液压元件的制造精度、密封要求与维护要求将会降低。压力选得愈高，结果则相反。因此执行元件的工作压力的选取将直接关系到液压系统的结构大小、
7、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。工作压力可根据最大负载参考表3-1选取，也可根据设备的类型参考表3-2选取。表3T不同负载条件下的工作压力负载F/N50000工作压力/MPa0.8-11.5-22.5-33445N57表3-2常用液压设备工作压力设备类型机床农业机械小型工程机械液压机挖掘机重型机械启重机械磨床车、铳、刨床组合机床拉床、龙门刨床工作压力/MPa0.8224351010-1520-32结合表31和32。查液压系统设计简明手册,初选液压缸的设计压力P=5MPa.3.2 计算液压缸的主要尺寸为了满足工作台进退速度相等，并减小液压泵的流量，今将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差
8、动连接，则液压缸无杆腔的有效面积4与42应满足4=2Az（即液压缸内径D和活塞杆直径d间应满足：D=2do）为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。由液压系统设计简明手册,也可参照下表3-3,暂取背压为0.6MPa,并取液压缸机械效率%,t=0.9,则可计算出液压缸无杆腔的有效面积。表3-3液压系统中背压力的经验数据系统类型背压/MPa中、低压系统(08MPa)简单系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的节流调速系统0.50.8回油路带背压阀0.5L5采用带补油泵的闭式回路0.81.5中、高压系统(816MPa)同上比中、低压系统高(50-100)%高压系统(163
9、2MPa)如锻压机械系统初算时背压可忽略不计A=-p-7-=竺叫=114.1IxlO-4(,)-%)0.90(5.0-y)106液压缸内径：按GB/T2348-1993,如下表3-4所示表3-4液压缸气缸内径参数值840125(280)10501403201263160(360)16801804002090200(450)2510022050032110250取标准值D=125mm=12.5cm；按GB/T2348-1993,选取活塞杆直径，具体数值可参照表3-5。表3-5活塞杆直径的参数值4205616052263180625702008288022010329025012361002801
10、44011032016451253601850140故活塞杆直径为J=D2=125288.38mm取d=90mm.则液压缸的实际有效面积为A1竽122.71/)A,=(D2-J2)=j(12.52-92)59.10(Cm2)A=Ai-A2=63.62(CTH2)3.3 活塞杆的稳定性校核活塞杆受轴向压缩负载时,它所承受的力尸不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载反，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。FK的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比/d10且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。/J=43090=4.7710无需对活塞
11、杆的稳定性进行校核。3.4 计算液压缸各个阶段的压力差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力D；其差值估取.P=鸟一R=0.5MPa,并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时aP=O;另外，工作进给时候的背压力P2=OSMPa，取快退时的回油腔压力为0.5MPa.液压缸的快进压力= 0.512MRZFm+A2p2700.9+59.101040.5x1061-A2(122.7159.10)xlOT液压缸工进压力Pi:进= 466MPa江十&2482700.9+59.10xl(4x0.6xl()6122.71IO-4液压缸的快退压力= 1.089MPaF%+a2-270/0.9+122.
12、71X104X0.5X1059.101043.5 计算液压缸各个阶段的流量液压缸的快进流量=(A-)v=(122.71-59.10)5.510t103=34.99L/min液压缸的工进流量gI进=Ay2=122.71X0.045104103=0.55Lmin液压缸的快退流量%wa=4H=59.105.5104103=32.51L/min液压缸工作腔压力的计算3.6 绘制液压系统工况图根据以上计算液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率结果可列出表3-60表3-6液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率工作阶段计算公式负载F(N)回油腔压力Pz(MPa)工作腔压力Pi(MPa)输入流量q(Lmi
13、n)输入功率N(W)快进启动%+2p540-0.094一-加速q=AY;,N=p、q320.511.0210.521恒速2701.0120.51234.99298.58工进A=1q=AlV2N=plq482700.64.6600.5542.72快退启动%+P2APLA2q=AlVlN=plq5400.102加速320.510.51.098恒速2700.51.08932.51590.06根据以上计算结果表3-6可以绘制出如下图3-1。所示的工况图)fl-三加4.6634.99298j580.0940.521 /0.51242.72T551.089 350/ 430L/mmT098010232.5
14、1590.06图37工况图3.7 液压缸结构组成及主要尺寸的确定液压缸由缸体组件（缸筒、端盖等）、活塞组件（活塞、活塞杆等）、密封件和连接件等基本部分组成。此外，一般液压缸还设有缓冲装置和排气装置。在进行液压缸设计时应根据工作压力、运动速度、工作条件、加工工艺及装拆检修等方面的要求综合考虑液压缸的各部分结构。1、缸体组件缸体组件包括缸筒、端盖及其连接件。缸体组件的连接形式常见的缸体组件的连接形式分为：法兰式结构、螺纹式连接、半环式连接、拉杆式连接及焊接式连接。本设计采用半环式连接。半环式连接具有结构简单，加工装配方便的优点。2、活塞组件活塞组件由活塞、活塞杆和连接件等组成。活塞的连接形式活塞的
15、连接形式分为：整体式，焊接式，锥销式，螺纹式，半环式。本设计采用螺纹连接。螺纹连接结构简单，再组合机床与工程机械中的液压缸中使用较多。3、密封装置密封装置主要用来防止液压油的泄漏。液压缸因为是依靠密闭油液容积的变化来传递动力和速度的，故密封装置的优劣，将直接影响液压缸的工作性能。密封装置常见分类有以下几种：间隙密封、活塞环密封、密封圈密封。密封圈密封是液压系统中应用最广泛的一种密封形式，本设计采用了，。形，V形等密封圈。4、缓冲装置当液压缸拖动质量较大的部件作快速往复运动时，运动部件具有很大的动能，这样，当活塞运动到液压缸的终端时，会与端盖发生机械碰撞，产生很大的冲击和噪声，会引起液压缸的损坏
16、。故一般应在液压缸内设置缓冲装置，或在液压系统中设置缓冲回路。缓冲的一般原理是：当活塞快速运动到接近缸盖时，通过节流的方法增大了回油路阻力，使液压缸的排油腔产生足够的缓冲压力，活塞因运动受阻而减速，从而避免与缸盖快速相撞。液压缸的缓冲装置常见分类：圆柱形环隙式，圆锥形环隙式，可变节流槽式可调节流孔式。本设计采用可调节流缓冲装置。5、排气装置液压系统往往会混入空气，使系统工作不稳定，产生振动、噪音及工作部件爬行和前冲等现象，严重时会使系统不能正常工作。因此，设计液压缸时必须考虑排除空气。在液压系统安装时或停止工作后又重新起动时，必须把液压系统中的空气排出去。本次设计液压缸不设专门的排气装置，而是
17、将油口布置在缸筒两端的最高处,这样也能使空气随油液排往油箱，再从油面逸出；3.7.1 液压缸壁厚和外径的计算液压的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。一般分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。本设计采用薄壁圆筒。其计算公式PvD2式中：B液压缸壁厚（mm）;D液压缸内径（mm）；Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）;缸筒材料的许用应力。在这用高强度铸铁，其值为：b=60Mpa.PyD2 =4.66x1.5x1252x60=7.2810-3w = 7.28在本次设计中取缸体壁的厚度为IOmmo则缸体的外径为D1=D+2=125+210=145三z3.7.2 缸盖厚度的确定一般液压缸
18、多位平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面的两式（在材料的选用上同液压缸缸体）进行计算:无孔时:t 0.433D = 0.433 145l5466721.4360有孔时:P、DL1.54.66145o.ont 0.433D.：=0.433145J=34.80/wnJ(D2-J0)Y60x(145-90)式中：t缸盖有效厚度;D2缸盖止口内径;do缸盖孔的直径。3.7.3 液压缸工作行程的确定在机床加工的过程中，液压缸的工作行程等于快进行程与工进行程之和。根据已知条件可以确定出液压缸的工作行程。L=350+80=430mmo参考液压缸活塞行程参数系列（GB2349-80）如下表37,本次设计取
19、液压缸的工作行程L=450mm0表3-7活塞杆行程取值参照I255080100125160200250320400500630800100O125016002000250032004000II406390IlO140180220280360450550700III24026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400注：活塞杆的行程参数依I、II、11I次序，优先选用。3.7.4 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缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸
20、的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。按下式：7-+=22.5+62.5=85mm202式中：L液压缸的最大行程;D液压缸的内径。最小导向长度图3-2液压缸的导向长度3.7.5 活塞宽度的确定活塞的宽度B一般取：(0.61.0)D；取3=(0.61.0)D=(0.6-1.0)125=75-l25mm在本次的设计中取活塞的宽度为100mm。3.7.6 缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。本次设计取液压缸的缸体长度L=450+100=550帆帆3.
21、8 夹紧缸的设计为保证拔销松开时液压缸平稳运行，在夹紧液压缸回油路中装有单向节流阀，初选液压缸的压力为2.0MPa。背压力马=4x10)4。夹紧液压缸的最大负载为6=5800N,按此计算”则1=m2=3.222xl0-3加2=32.22ctP2-P2b20105-4105液压缸直径2 =口二禺。二64所取活塞杆直径d2=0.5D2=0.56.41cm=3.2cm按GB/T2348-1993将计算的D和d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得D2=63mm；J2=32mm按标准的直径算出A1=-D.2=-6.31cm231.17cw244A22=(D22-J22)=(6.3
22、2-3.22)cm223.13cm2按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样板，调速阀最小稳定流量%疝二lLmM因快进最小速度，夹紧缸的行程s=0.015mz min =06/min (1/60)则有A,l-2min=O?cm2=1.667c7112%.610-满足最低速度的要求。第四章液压系统方案设计根据铳床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。4.1 油源形式及压力控制通过工况图数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工
23、作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。最后确定选用限压式变量泵的供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图41图4-1限压式变量泵供油回路4.2 调速回路机床加工零件时，有正向加工和反向加工两种工作状态，故选用单向调速阀的回油节流调速回路（见图42）。由于已选用节流调速回路，故系统必然为开式循环图4-2调速回路4.3 换向回路与快速运动回路及换接方式本次的设计是利用三位四通换向阀实现的液压缸差动连接回路,如图4-3和图4.4以及图4-6。在这种回路中，当
24、三位四通电磁阀4位于左位和阀5得电在右位工作时，液压缸差动连接作快进运动，当阀5失电处于左位时，差动连接即被切除，液压缸回油经过调速阀，实现工进，阀4切换至右位后，缸快退。这种连接方式，可在不增加液压泵流量的情况下提高液压执行元件的运动速度，但是，泵的流量和有杆腔排的流量合在一起流过的阀和管路应按合成流量来选择，否则会使压力损失过大，泵的供油压力过大，致使泵的部分压力油从溢流阀溢回油箱而达不到差动快进的目的。图4-3换向回路本系统采用电磁阀的快慢速换接回路,它的特点是结构简单、调节行程比较方便,阀的安装比较容易，但速度换接平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，在一些实际的设计中，往往也可采用行
25、程阀切换的速度换接回路。4.4 辅助回路辅助回路在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁;出口设一单向阀以保护液压泵，在该单向阀与液压泵之间设一压力表及其开关，以使溢流阀调压和观测。图4-5液压辅助回路4.5 夹紧回路用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。4.6 组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路,如控制油路、润滑油路、测
26、压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图4-6所示的液压系统图。4.7 电磁铁动作顺序列表下表4-1表示了电磁铁的动作顺序列表（注“+”代表电磁铁得电电磁铁失电。）表4-1电磁铁动作顺序列表IYA2YA3YA4YA夹紧快进+工进+快退+松开+图4-6液压原理图第五章液压元件的选择5.1液压泵的确定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=Pi+p式中Pp一液压泵为最大工作压力；P一执行元件最大工作压力；Z一进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5复杂系统取0.51.5乙，本系统取05g.p=P+Z=4.660.5=5.1GM
27、Pa上述计算所得的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，考虑到一定压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力PP应满足pz(L251.6)P,公式。中低压系统取小值，高压系统取最大值。pp=1.255.16MPa=6A5MPa快进时流量最大，其值为34.99Lmin,若取系统泄漏系数K=Ll,则泵的总流量qp=34.99L/min=38.489L/min选择液压泵的规格。根据以上计算和%的结果，再查阅液压设计手册现在选取：YBX-D50限压式变量泵能满足上述估算得出的压力和流量要求：该泵的额定压力为IOMPa,每转公称排量V=50mLr,液
28、压泵额定转速为n=1450rmin现估取泵的容积效率nv=0.88,当选用额定转速为1400r/min的电动机进行驱动时，泵的流量为4=匕Xz=AlXVX/1000=1400500.881000=61.6Lmin大于38.489Lmin0能满足使用要求。由工况图31可知，最大功率出现在快退阶段，查表1-13取泵的总效率为= 0.72 则= 0.82(ZW)NJ089l()631.32l(6p0.7260选用的电动机型号：由国标JB/T10391-2008查得，Y90S-4型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400rmin,额定功率为l.lkw05.2 阀类元件及辅助元件的选择本液压系
29、统可采用力士乐系统或GE系列的阀。本系统的液压方案选择上均采用GE系列阀(单向调速阀采用榆次系列)。根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量，可选用这些元件的型号及规格(见下表5-1)表5T液压元件表序号名称额定流量(LZmin)额定压力(Mpa)额定压降(Mpa)型号规格1滤油器4031.5-ZU-H4010S2液压泵5010YBX-D503压力表开关16KF3-E1B4三位四通换向阀80160.334DF3O-E16B5二位三通换向阀80160.223DF3-E16B6单向调速阀106160.3QDFrB20C7减压阀6316JF3-E10B8压力表开关16KF3-E1B9单向
30、阀40160.2AF3-EalOBIO二位四通换向阀25160.224DF3-E6B11压力继电器10DPi-100B12单向节流阀25160.2ALF3-E6B13单向阀4016Vl=A-A2_34.99x10-3(122.71-59.10)1045.5工进=0.55。2=于。Ai59.102=().55122.71=0.26V2=Ai0.55x103-122.71x104=0.045快退=32.51Qi=-AiA2I122.7132.51X59.10=67.50V3=32.51IO-359.10104a5.5(1)、这里的输入流量是指泵输出给液压缸的流量。(2)、工进时流量可由调速阀调整，
31、所以依旧保留原先计算结果。(3)、验算结果表明，快进、快退的速度比要求的速度大，但系统允许。(4)、已知该系统中进、回油管的内径均为15mm,本次设计取液压缸的进油管和回油管的管道长均为2m。根据前面的设计本次选用L-HL32液压油，油的最低温度为15,查得15时该液压油的运动粘度u=150csf=L5cs,油的密度p=920kg/病G6.1压力损失的验算一、快进时的压力损失。1)进油路的压力损失。快进时液压缸为差动连接，液压缸的进油流量为液压泵出口的流量与液压系统的回油量的总和。首先通过计算判断进油管路中油液的流态，即计算雷诺数，本例选光滑金属管。d467.50-1.51041510360=
32、 636.61 2300因此管道中的流动状态为层流，可下按式计算进油管路的沿程压力损失M=吗&SU=3.20x103通过进油管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失ZpnZ%=0.121=0.1x3.20xl05Pa=O.32xl05Pa查液压设计简明手册产品样品知换向阀的压力各处的局部压力损失ap2=0.5Mpa.总的压力损失ZA/7=Wi+Ml+M2=3.20105+0.32105+5105=0.852MPa2)回油路的压力损失同理可判断快进时回油路中的流动状态是层流，回油管路的流量由表6.1可知为2=32.51L/min,则其沿程压力损失：a8l()6M81061.510-
33、432.5121o5-lo.pol=l=7l=l.54l/2/154通过回油管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失Zp2M2=0IXM=OiXI54l05Pa=O.l54l5RZ查液压设计简明手册产品样品知换向阀的压力各处的局部压力损失ap22=0.3Mpa.p2l=2l+72l+p三22=(l.54+0.l54+3)l05=0.47MPa二、工进时的压力损失首先通过计算判断进油管路中油液的流态，即计算雷诺数，本例选光滑金属管。= 5.1872=0.5Mpa.总的压力损失21=212=1+7=2=(0.026+0.003+5)1(Pa=O.503MPa2)回油路的压力损失同理可
34、判断快进时回油路中的流动状态是层流，回油管路的流量由表6.1可知为02=0.261/min,则其沿程压力损失：通过进油管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失期221=0.17i=0.1x0.013105Pa=O.001x105Pa查液压设计简明手册产品样品知换向阀的压力各处的局部压力损失pM2=0.6MPa21=p2l+221+即门2=(0013+0.001+6)xl(RZ=O.601MPa6.2验算系统的温升在整个工作循环中，工进所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于液压泵在流量不同时，效率相差极大，因此在本次的设计计算
35、中选取工进速度进行温升的验算，。当v=0.045mmin时q=-D2v=-02520.045=0.552X103M/min=0.5521/min44此时泵的效率为0.1。泵的出口压力为4.66MPa时有则有4.66 0.55201x60=0.429ZWCL,C-0.045l(X)c/minCCC八”fll=Fv=48270-10=0.036W此时的功率损失为P=0.393KwT=XlO3=0.393/160rXlO3=9.945V2满足了许用温升要求。总结通过的课程设计让我知道了设计液压系统的整个过程，收获很多，同时在这个过程中也发现很多问题，通过查书和同组同学讨论解决了一些问题，同时发现自己
36、知识的欠缺，也知道了团队合作的重要性。课程设计收获很多，对课本知识有了进一步的巩固，并把知识运用到实际的设计。设计回路虽然简单，但其过程让我学到了许多课本上所没有的知识，让我对液压的设计有了一定的了解，对实际液压系统的工作原理及过程有了更深的认识，从而对理论知识运用到实际操作。经过同组成员之间的讨论及努力最终任务完成。参考文献口杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册M.北京：机械工业出版社，20152屈圭编.液压与气压传动IxI.北京：机械工业出版社，20143张群生.液压与气压传动M.北京：机械工业出版社，20124李鄂民.液压与气压传动M.北京：机械工业出版社，20095张德明.液压平衡回路应用实例分析J.液压气动与密封，2007,(6)6章宏甲.金属钻削机床液压传动M.江苏.江苏科学技术出版社,20127数字化手册编委会.液压设计手册IMl.北京：机械工业出版社，20048周士昌.液压系统设计图集M.北京：机械工业出版社，2004
