专用钻床液压系统-课程设计专属

机械工程课程设计说书

设计题目

指导教师： XXX 设计者： XXX XXX XXX 系 别： 机械工程学院 班 级： 机自XXX班 学 号： XXXX、XXXX、XXXX

XXXXXXXXXXXXXX大学

I

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液压课程设计任务书

（一）设计课题

设计一台卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统，有三个液压缸，分别完成钻削（快进、工进、快退）、夹紧工件（夹紧、松开）、工件定位（定位、拔销）。其工作循环为：定位 夹紧 快进 工进 快退 拔销松开，如1图所示：

（二）原始数据

1.主轴数及孔径：主轴6根，孔径Ø14mm; 2.总轴向切削阻力：12400N 3.运动部件重量：9800N 4.快进、快退速度：5m/min; 5.工进速度：0.04~~0.1m/min 6.行程长度：320mm

7.导轨形式及摩擦系数：平导轨，f静0.2,f动0.1 8.加速、减速时间：大于0.2秒 9.夹紧力：5000~~6000N 10.夹紧时间：1~2秒

11.夹紧液压缸行程长度：16mm

（三）系统设计要求

1.夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时，夹紧缸保持夹紧力；

2.快进转工进时要平稳可靠

3.钻削是速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲

（四）最后提交内容（电子稿和打印稿各一份）

1.设计说明书各一份

2.系统原理图一份，含电磁铁动作顺序表，主要元件明细表 3.液压阀块二维CAD零件图（A3，比例1：1或者1：2） 4.液压阀块三位实体图

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5.可选部分，包含液压阀块，阀块安装件的三维实体图

III

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目录

液压课程设计任务书···················································································I 1工况分析································································································1 1.1动作要求分析 ·················································································· 1 1.2设计要求及工况分析··············································································1 1.3负载图和速度图的绘制········································································· 1 2液压系统方案设计····················································································2 2.1确定液压泵类型及调速方式·····································································2 2.2选用执行元件······················································································2 2.3快速运动回路和速度换接回路··································································2 2.4换向回路的选择···················································································2 2.5定位夹紧回路的选择·············································································2 2.6动作换接的控制方式选择······································································· 2 2.7液压基本回路的组成·············································································3 3液压系统的参数计算···············································································4 3.1液压缸参数计算···················································································4 3.1.1初选液压缸的工作压力······································································4 3.1.2计算液压缸主要尺寸·········································································4 3.1.3确定夹紧缸的内径和活塞直径······························································6 3.1.4计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率·········································6 3.2确定液压泵的规格和电动机功率及型号························································7 3.2.1计算液压泵的压力············································································7 3.2.2．计算液压泵的流量···········································································7 3.2.3．选用液压泵规格和型号······································································7 4液压原件的选择·······················································································8 4.1液压阀及过滤器的选择 ·········································································8 4.2油管的选择 ·······················································································8 4.3油箱容积的确定···················································································8 5验算液压系统性能····················································································9 5.1压力损失的验算及泵压力的调整·······························································9 5.1.1工进时的压力损失验算和泵的压力调整···················································9 5.1.2快退时的压力损失验算······································································9 5.2液压系统的热和温升验算·····································································11 5.2.1系统发热量的计算··········································································11 5.2.2系统温升的验算·············································································11 6总结 ································································································12 7参考文献 ·····························································································12

IV

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1、工况分析

1.1动作要求分析

根据主机动作要求画出动作循环图如图1-1

定位夹紧 快进 工进 快退 拔销松开 图1-1 动作循环图

1.2负载分析

负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静压力为Ffs，动摩擦力为Ffd，则

Ffs=fsFN=0.2×9800N=1960N Ffd=fdFN=0.1×9800N=980N 而惯性力 Fm=mvGv98005/60N=417N tgt9.80.2m=0.95，

如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦里的影响，并设液压缸的机械效率η

则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1-1

表1-1 液压缸各运动阶段负载表 运动阶段 定位夹紧 快 进 工进 快退 启动 加速 快进 计算公式 ━ F=Ffs/ηF=Ffd/ηF= Ffd/ηm m 总机械负载F/N 5000 2063 1471 1032 m F=(Ffd+Fm)/ ηm F=(Ft+ Ffd)/ ηm 14084 1032 1.3负载图和速度图的绘制 根据负载计算结果和已知的各个阶段的速度，由于行程是320mm，设定快进时的行程L1=250mm，工进时的行程L2=70mm。可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1-2a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。

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a)负载图 图1-2 负载速度图 b)速度图

2、液压系统方案设计

2.1确定液压泵类型及调速方式

参考同类组合机床，由于快进、快退和工进速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用限压式变量叶片泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8Mpa。

2.2选用执行元件

因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。由于结构上的原因和为了有较大的有效工作面积，定位缸和夹紧缸也采用单杆活塞液压缸。

2.3快速运动回路和速度换接回路

根据运动方式和要求，采用差动连接快速运动回路来实现快速运动。根据设计要求，速度换接要平稳可靠，另外是专业设备，所以可采用行程阀的速度换接回路。若采用电磁阀的速度换接回路，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。

2.4换向回路的选择

由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，在换向方面无特殊要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路。为方便连接，选择三位五通电磁换向阀。

2.5定位夹紧回路的选择

按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作压力，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中设减压阀减压，同时还需满足；夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。换向阀可连接成断电夹击方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电松开。

2.6动作换接的控制方式选择

为了确保夹紧后才能进行切削，夹紧与进给的顺序动作应采用压力继电器控制。当工作进给结束转为快退时，由于加工零件是通孔，位置精度不高，转换控制方式可采用行程开关控制。

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2.7液压基本回路的组成

将已选择的液压回路，组成符合设计要求的液压系统并绘制液压系统原理图。此原理图除应用了回路原有的原件外，又增加了液控顺序阀6和单向阀等，其目的是防止回路间干扰及连锁反映。从原理图中进行简要分析：

1）工件定位夹紧： （1）先定位

压力油→减压阀8→单向阀9→电磁换向阀10→定位缸18无杆腔 定位缸18有杆腔→电磁换向阀10→油箱 （2）再夹紧 工件定位后，压力油压力升高到单向顺序阀开启的压力，单向顺序阀开启。 压力油→单向顺序阀11→单向调速阀12→夹紧缸17无杆腔 夹紧缸17有杆腔→电磁换向阀10→油箱

2）快进：2YA通电，电磁换向阀3左位工作，由于系统压力低，液控顺序阀6关闭，液压缸有杆腔的回油只能经换向阀3、单向阀5和泵流量合流经单向行程调速阀4中的行程阀进入无杆腔而实现差动快进，显然不增加阀6，那么液压缸回油通过阀7回油箱而不能实现差动。

叶片泵1→单向阀2→电磁换向阀3→单向行程调速阀4→主液压缸19（差动连接） 3）工进：4YA通电，切断差动油路。快进行程到位，挡铁压下行程开关，切断快进油路，4YA通电，切断差动油路，快进转工进，系统压力升高，液控顺序阀6被打开，回油腔油液经液控顺序阀6和背压阀7流回油箱，此时，单向阀5关闭，将进、回油路隔开，使液压缸实现工进。

叶片泵1→单向阀2→电磁换向阀3→单向行程调速阀4→主液压缸19无杆腔 主液压缸19有杆腔→电磁换向阀3→液控顺序阀6→背压阀7→油箱

4）快退：3YA通电，工进结束后，液压缸碰上死挡铁，压力升高到压力继电器调定压力，压力继电器发出信息，2YA断电，3YA、4YA通电。

叶片泵→单向阀4→电磁换向阀3→主液压缸有杆腔 主液压缸无杆腔→单向行程阀4→电磁换向阀3→油箱

主液压缸无杆腔快退到位碰行程开关，行程开关发信息，下步工件拔销松夹。 5）拔销松夹：1YA通电

液压油→减压阀8单向阀9→电磁阀10→定位缸18和夹紧缸17的有杆腔 定位缸18无杆腔→电磁阀10→油箱

夹紧缸16无杆腔→单向调速阀12的单向阀→单向顺序阀11的单向阀→电磁阀10→油箱 工件松夹后发出信息，操作人员取出工件。

6）系统组成后，应合理安排几个测压点，这些测压点通过压力表开关与压力表相接，可分别观察各点的压力，用于检查和调试液压系统。

系统原理图如下

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图2-1 卧式单面多轴钻孔机床液压系统原理图

表2-1 电磁铁动作顺序表

定位夹紧 快进 工进 快退 拔销松开 1Y - - - - + 2Y - + + - - 3Y - - - + - 4Y - - + + - 3、液压系统的参数计算

3.1液压缸参数计算

3.1.1初选液压缸的工作压力

所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表3-1和表3-2，根据F=14084N初选液压缸的工作压力p1=3MPa。 3.1.2计算液压缸主要尺寸

鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止钻透时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表3-3选此背压为p2=0.6Mpa。

表3-1 按负载选择工作压力

负载/ KN 工作压力/MPa

4

<5 <0.8~1 5~10 1.5~2 10~20 2.5~3 20~30 3~4 30~50 4~5 >50 ≥5 武汉纺织大学课程设计

表3-2各种机械常用的系统工作压力

机 床 磨床 机械类型 组合机床 龙门刨床 拉床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 10~18 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 20~32 工作压力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10

表3-3执行元件背压力

系统类型 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 回油路较短且直接回油

由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=14084N，按此计算A1则 A1=

背压力/MPa 0.2~0.5 0.4~0.6 0.5~1.5 0.8~1.5 1.2~3 可忽略不计 F14084m2=5.42103m2=54.2cm2 11p1pb301058105224A1π454.2cm8.31cm π液压缸直径D=

由A1=2A2可知活塞杆直径 d=0.707D=0.707×8.31cm=5.87cm

按GB/T2348-1993将所计算的D与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 D=9cm d=6.3cm

按标准直径算出

A1=

4D2492cm263.6cm2

A24(D2d2)4(926.32)cm232.4cm2

则液压缸的实际计算工作压力为：

PF140846Pa2.2110Pa2.21MPa 4A163.610则实际选取的工作压力P=3MPa满足要求。 按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。若验算后不能获得最小的稳定速度是，还需要响应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。查产品样本，调速阀最小稳定流量

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qmin0.05L/min，因工进速度v =0.1m/min由课本式（8-11）

qmin0.0510322A1cm12.5cm 2vmin0.0410本例A1=63.6cm2>12.5cm2，满足最低速度要求。 3.1.3确定夹紧缸的内径和活塞直径

根据夹紧缸的夹紧力F夹=5000N，选夹紧缸工作压力P夹=1.5MPa可以认为回油压力为零，则夹紧缸的直径

D夹4FP夹45000m0.065m6.5cm

3.141.5106根据表3-4取d/D=0.5则活塞杆直径

d夹0.5D0.56.5cm3.25cm

按GB/T2348-1993将所计算的D与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

D夹=7cm d夹=3.6cm

表3-4按工作压力选取d/D

工作压力/MPa d/D ≤5.0 0.5~0.55 5.0~7.0 0.62~0.70 ≥7.0 0.7

3.1.4计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率 根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸的工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时的背压按pb810Pa代人，快退时的背压按pb=5×10Pa代入计算公式和计算结果列于表3-5中

表3-5 液压缸所需要的实际流量、压力和功率

工作循环 计算公式 负载F N 进油压力 Pa pj5

5回油压力 Pb Pa 所需流量 Lmin输入功率 KW p定位夹紧 FA1qA1vPpqpj5000 13105 0 1.85 0.040 FpA2A1A2差动快进 qvA1A2Ppjq1032 8.5105 13.5105 15.6 0.221 6

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负载F 工作循环 计算公式 N pjFpbA2A1进油压力 回油压力 Pb Pa 所需流量 输入功率 Pa Lmin KW 工进 qA1vPpjq14084 26.2105 8105 0.32 0.014 pjFpbA1A2快退 qA2vPpjq1032 13105 5105 16.2 0.351 注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失p2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为

5105pa，而pbpjp

pj，无杆腔回油，液压为pb

3.2 确定液压泵的规格和电动机功率及型号

3.2.1．计算液压泵的压力

由表3-5可知工进阶段液压缸的工作压缸工作压力最大，若取进油路总压力损

p5105pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5105pa，则液压泵最高工作压力可

按课本式（8-5）算出ppp1p510(26.255)10pa36.210pa 因此泵的额定压力可取pr1.2536.210pa45.2510pa

3.2.2．计算液压泵的流量 液压泵的最大流量q泵应为 q泵>K(∑q)max

式中：(∑q)max----同时动作各液压缸所需流量之和的最大值 K----系统的泄露系数，一般取K=1.1～1.3，现取K=1.2。

由表2-6可知快退时液压缸所需的最大流量是16.2L/min由于各阶段为分时工作，所以 (∑q)max=16.2L/min

q泵=K(∑q)max=1.2×16.2L/min=19.44L/min 3.2.3．选用液压泵规格和型号

根据P额、q泵值查阅有关手册，选用YBX-20型限压式变量叶片泵。该泵的基本参数为：排量0-20L/min,额定压力P额=6.3MPa,电动机转速范围0-1450r/min,容积效率ηc=0.9,总效率η=0.7

3.2.4．确定电动机功率及型号

由表2-6可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可按此阶段估算电动机功率，由于表中压力值不包括由泵到液压缸这段管路的压力损失，在快退时这段管路的压力损失若取

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△P=0.5MPa,液压泵总效率η=0.7，则电机功率P电为：

P电p泵q泵1810520103857W

0.760查阅电动机样本，选用Y90S-4电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为1500r/min.

4、液压原件的选择

4.1液压阀及过滤器的选择

根据液压阀在液压系统中的最高工作压力与通过该阀的最高流量，可选出这些元件的型号及规格，本题中所有阀的额定压力都为6310pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为

510L/min,25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表4中，过滤器按液

压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器，表中序号与系统原理图中的序号一致。

表4-1 液压元件明细表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 20 元件名称 限压式变量叶片泵 单向阀 三位五通电磁阀 单向行程调速阀 单向阀 液控顺序阀 背压阀 减压阀 单向阀 二位四通电磁换向阀 单向顺序阀阀 单向调速阀 压力继电器 溢流阀 过滤器 压力开关表 电机 最大通过流量/Lmin 20 20 40 40 20 0.16 0.16 20 20 20 20 20 20 40 1型号 YBX-20 I-25B 35D1-63BY UCF1G-03 I-25B XY-25B B-10B JF3-C10B I-10B 24D1-63BH AXF3-C-B MK-10G DP1-63B Y-25B XU-B40×100 K-6B Y90S-4 4.2油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进出油管按输入、输出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快件快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。

4.3油箱容积的确定

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中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5～7倍，本题取7本倍，故油箱容积为

V720L140L

5验算液压系统性能

5.1压力损失的验算及泵压力的调整

由于定位、夹紧回路在夹紧后的流量几乎为零，所以管路系统的压力损失主要应在工作台液压缸回路中进行计算。

5.1.1工进时的压力损失验算和泵的压力调整

工进时管路中的流量仅为0.32L/min因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计，这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失p1510pa,回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力p1加上进油路压差p1，并考虑压力继电器动作需要，则

5ppp1p15105pa(26.255)105pa36.2105pa

即泵的调定压力应按此压力调整。 5.1.2快退时的压力损失验算

因快退时，液压缸无缸腔的回油量是进油量的2倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失。

已知：快退时进油管和回油管长度均为l1.8m，油管直径d1510m，通过的流量为进油路q120L/min0.3310m333/s，回油路q 2=40L/min=0.67×10-3m3/s，压

力系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15°C，由手册查出此时油的运动粘度

3油的密度900kg/m，液压系统元件采用集成块式的配置形式。 1.5st1.5cm2/s，

（1）确定油的流动状态，按式（1-30）经单位换算为：

Revd1041.2732q104 d式中v—平均速度(m/s)

d—油管内径（m）—油的运动粘度（cm2/s）

q—通过的流量（m3/s）则进油路中流量的雷诺数为

1.27320.331034Re1101872300 315101.5回油路中液流的雷诺数为

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1.27320.671034Re2103742300 315101.5由上可知，进回油路中的流动都是层流。

（2）沿程压力损失p，由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速

vp14q140.3310m/s1.87m/s则压力损失为d23.141521063

64lv2641.89001.8725Pa0.6510Pa 3Re1d218715102

在回油路上，流速为进油路上的两倍，即v3.74m/s，则压力损失为

p2641.89003742Pa1.3105Pa 337415102（3）局部压力损失 由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按课本式（1-39）计算，结果列于表5-1中。

表5-1阀内元件局部压力损失 额定流量元件名称 实际通过的额定压力损失实际压力损失qn/Lmin1 流量q/Lmin1 25 63 63 20 20/40 40 pn/(105pa) 2 4 4 p/(105pa) 1.28 0.4/1.61 1.61 单向阀2 三位五通电磁阀3 单向行程调速阀4

注：快退时进过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。

若取集成块进油路的压力损失pj10.310pa，回油路压力损失Δpj1=0.3×105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为：

5p1p1ppj1(0.651.280.40.3)105pa2.63105pap2p1ppj2(1.31.611.610.5)105pa5105pa1-1知快退时液压缸负载F=1032N；则快退时液压缸的工作压力为

查表

p1(FP2A1)/A2(1032510563.6104)/32.4104pa13105pa按

式（8-5）可算出快退时泵的工作压力为

ppp1p1101052.63105pa12.63105pa

从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且

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比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。

5.2液压系统的发热和温升验算

5.2.1系统发热量的计算

在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，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，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别速度计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。

当v=0.04m／min时

qA1v63.61040.04m3/min0.254103m3/min

此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.62MPa，则有

P输入36.21050.254103153W

600.14102W9.3W 60此时的功率损失为 P输出Fv14084PP输入P输出1539.3143.7W

当v=0.1m／min时，q=0.64×10m3/min总效率η=0.7 则P输入36.21050.64103551W

600.71010223.5W 6055123.5527.5W-3

P输出Fv14084PP输入P输出可见在工进速度低时，功率损失为527.5W，发热量最大。即为系统的发热功率Φ。

5.2.2系统温升的验算

已知油箱容积V140L14010m3，则按式（8-12）油箱近似散热面积A为

3A0.0653V20.06531402m21.75m2

假定通风良好，取油箱散热系数CT1510kW/mC，则利用课本式（8-11）

32527.510323.3C 可得油液温升为TCTA151031.51设环境温度T225C,则热平衡温度为

T1T2T25C23.3C48.3CT155C

所以油箱散热可达要求。

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6、总结

通过这段时间的设计，认识到自己的很多不足，自己知识的很多盲点和漏洞，知识和实践的差距，所以说通过这次设计我深刻的认识到理论联系实际的能力还急需提高。 在这个过程中，遇到了一些困难，但是通过和同学的讨论和资料查找还是解决了这些难题，随着问题的解决，学习的热情高涨。

本次设计涉及了液压传动的大部分知识还有就是CAD作图和word文档的处理。也使我们很好的将课本上的知识与实际结合起来，收获颇多，特别是收集资料和信息的能力，这也是我们大学期间一次难得机会，总之是获益匪浅。

7、参考文献

[1] 许福玲、陈尧明.液压与气压传动（第三版）[M].北京：机械工业出版社，2007 [2] 成大先.机械设计手册（第五版）[M].北京：化学工业出版社，2008

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