1、液压传动课程设计课题名称卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统设计专业班级 16机制升本学生姓名 刘申学 号 51601111031指导教师 沈武群机械与车辆工程学院二一七年 五 月 二 十 日目 录任务书引 言 1第一章 明确液压系统的设计要求 2第二章 负载与运动分析 2第三章 负载图和速度图的绘制 3第四章 确定液压系统主要参数 54.1 确定液压缸工作压力 54.2 计算液压缸主要结构参数 54.3 绘制液压缸工况图 7第五章 液压系统方案设计 75.1 选用执行元件 85.2 速度控制回路的选择 85.3 选择快速运动和换向回路 95.4 速度换接回路的选择 95.5 选择调压和
2、卸荷回路 95.6 组成液压系统原理图 105.7 系统图的原理 11第六章 液压元件的选择 126.1 确定液压泵的规格和电动机功率 136.2 确定其它元件及辅件 14第七章 液压系统性能验算 167.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 167.2 油液温升验算 18设计小结 20参考文献 210引 言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局
3、和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 1第一章 明确液压系统的设计要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。已知参数：切削负载 ,机床工作部件总质量 ，快进、快退速度均为NFL30kg950m，工进速度 范围内可无级调节。滑台最大行
4、程min/5. in/102其中工进行程 ，往复运动加、减速时间 ，滑台采用平导轨，45s2.其摩擦系数 ，动摩擦系数 。滑台要求完成“快进工进快退.fs 1.fd停止”的工作循环。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。第二章 负载与运动分析负载分析中，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：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况
5、而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即 NF30t（2）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为 ，则fF静摩擦阻力 ， 动摩擦阻力 NFfs18629302. Nfd9310.（3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。因此惯性负载可表示为NtvF42.35.0/65.9/m如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率 ，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个
6、工况下所受到96.0w的负载力和液压缸所需推力情况，如表 1所示。2表 1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）第三章 负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度 、快进行程m/in5.31v、工进行程 、快退行程 ，工进速m25041L02L403L度 。/in2v快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进时间： s73.2605.vt1工进时间： 9t2L快退时间： s34.605.vt31工况 负载组成 负载值 NF/推力 NFW/启动 fsF18
7、62 1939.58加速 mfd1366.42 1423.35快进 fd931 969.79工进 tfdF30931 32219.79反向启动 fs1862 1939.58加速 mfd1366.42 1423.35快退 fdF931 969.793根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1(b),速度循环图如图 1（c) 所示。b)c)图 1 速度负载循环图a)工作循环图 b）速度图 c)负载图4第四章 确定液压系统主要参数4.1 确定液压缸工作压力由表 2 和表 3 可知，组合机床液压系统在最大负载约为 31000 N 时宜取。MP41表 2 按负载选择工作压力负
8、载 / KN 50工作压力/MPa 0.81 1.52 2.53 34 45 5表 3 各种机械常用的系统工作压力机 床机械类型磨床 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液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械工作压力/MPa0.82 35 28 810 1018 20324.2 计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液
9、压缸设计成无杆腔工作面积 是有杆腔工作面积 两倍的，即1A2A，而活塞杆直径 d与缸筒直径 D成 d = 0.707D的关系。2/1A工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为 p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降 ，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，p估算时取 0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。2p5由工进时得负载值由公式计算液压缸面积，2421m2 m105.36.04
10、9.31PFA24287A液压缸缸筒直径为D3.15由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为 d=0.707105.3=74.45mm，根据 GB/T23482001 对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为 D=110mm，活塞杆直径为 d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 2421103.954mDA2 7d工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 in64.2v121Lq快 进工作台在快退过程中所需要的流量为 mi.32A快 退工作台在工进过程中所需要的流量为 in95.0
11、vq21L工 进根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表 4 所示。表 4 各工况下的主要参数值工况推力/NF回油腔压 力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率 P/Kw计算公式启动 1939.58 0 0.39 加速 1423.55 1.23 0.73 快进恒速 969.79 1.14 0.64 27.64 0.2952121/ApFvqP1p26工况推力/NF回油腔压 力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率 P/Kw计算公式工进32219.790.6 3.6 0.95 0.05
12、7121ApFvqP1起动 1939.58 0 0.43 加速 1423.55 1.59 快退恒速 969.790.61.49 24.62 0.6121p3vAq14.3 绘制液压缸工况图据表 4 可绘制出液压缸的工况图，如图所示。7第五章 液压系统方案设计根据组合机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。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。5.1 选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且
13、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。5.2 速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻孔加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻
14、头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间 和工1t进所需的时间 分别为2t svllt .705.46015.20631 8svlt 901.0562 由于 因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个7.1/2t定量泵作为整个系统的油源，这样的设计显然是不合理的。而宜采用大、小两
15、个液压泵自动两级并联供油的油源方式，如图 3所示。图 3 双泵供油油源5.3 选择快速运动和换向回路 系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源方式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进、快退换向回路应采用如图 4a所示形式。5.4 速度换接回路的选择由工况图可知，当滑台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由27.64L/min降 0.95 L/min，可选行程阀来进行速度换接，以减少液压冲击（如图 4b）。由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过24.62L/min，回油路中通过 。为了保min26.5in7.403.9562.4L证换向平稳起见，宜采
16、用换向时间可调的电液换向阀换接回路（如图 4a）。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。a.换向回路 b.速度换接回路图 4 液压回路的选择95.5 选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀，调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡主，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。在图 4a 所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此卸荷阀。有于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基
17、本解决，就不需要再设置卸荷回路。5.6 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，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 5 所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动快进工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 5 所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表 5 电磁铁的动作顺序表1YA 2YA 3YA 行程阀快进 +
18、工进 + + +快退 + 停止 10图 5 液压系统图5.7 系统图的原理1.快进快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁 1YA通电，由泵输出的压力油经 2三位五通换向阀的右侧，这时的主油路为：进油路：泵过滤器 11单向阀 10三位五通换向阀 2（1YA 得电）行程阀 3液压缸右腔。回油路：液压缸左腔三位五通换向阀 2（1YA 得电）单向阀 6行程阀3液压缸右腔。2.工进行程开关使 3YA通电，二位二通换向阀将通路切断,其主油路为：进油路：泵过滤器 11单向阀 10三位五通换向阀 2（1YA 得电）调速阀 4液压缸右腔。回油路：液压缸左腔三位五通换向阀 2背压阀 8顺序阀 7油箱。3.快退滑台停留
19、时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁 1YA、3YA 断电，112YA通电，这时三位五通换向阀 2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵过滤器 11单向阀 10三位五通换向阀 2（2YA 得电）液压缸左腔。回油路：液压缸右腔单向阀 5三位五通换向阀 2（右位）油箱。4.原位停止当滑台退回到原位时，时间继电器发出信号，使 2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向 2直接回油箱，泵在低压下卸荷。12第六章 液压元件的选择6.1 确定液压泵的规格和电动机功率本设计所使用液压元件
20、均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失 ，MPap8.0为使压力继电器能可靠地工作，取其调
21、整压力高出系统最大工作压力 0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为 MPaPp 9.45.086.31 大流量液压泵在快进和快退运动时才向液压缸供油，由图 4可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为： PaPp 9.15.04912（2）计算总流量表 3 表明，在整个工作循环过程中，因系统较简单，取泄漏系数 ,05.1LK则两个液压泵的实际流量应为： min02.9in64.2705.1LLqp工作进给时，输入液压缸流量约为 0.95 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量 3 L/min，故小液压泵的供油量最少应
22、为 3.95L/min。据据以上压力和流量的数值查阅产品样本，因此选取 PV2R126/26 型双联叶片泵，其中小泵的排量为 6mL/r，大泵的排量为 26mL/r，当泵的转速=940r/min时该液压泵的理论流量为 30.08L/min，若取液压泵的容积效率pn=0.9，液压泵的实际输出流量为v13min1.27.5min109.426 LLqp ）（由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 1.99MPa、流量为 。取泵的总效率 ，则液压泵驱动电动机所需的功率为：min/1.27L7.pkWqPp 20.15.0691根据上述功率计算数据查阅电动机产品样本，选取 Y100L-6
23、型电动机，其额定功率 ，额定转速 。kWn5.1min4rn6.2 确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 6 所列。表 6 液压元件规格及型号规格序号 元件名称通过的最大流量/(L/min)型号 额定流量/(L/min)额定压力/MPa额定压降/MPa1 双联叶片泵 PV2R12-6/26 (5.1+22) 17.5 2 三位五通电液换向阀60 35DYF3YE10B 80 16 0.53 行程阀 50 AXQFE10B 63 16 0.34 调速阀 0.5 AXQFE10B 6 16 5
24、 单向阀 60 AXQFE10B 63 16 0.26 单向阀 25 AF3-Ea10B 63 16 0.27 液控顺序阀 25 XF3E10B 63 16 0.38 背压阀 0.6 YF3E10B 63 16 9 溢流阀 5.1 YF3E10B 63 16 10 单向阀 22 AF3-Ea10B 63 16 0.211 滤油器 30 XU6380-J 63 0.0212 压力表开关 KF3-E3B 3 测点 16 13 单向阀 60 AF3-Fa10B 100 16 0.21414 压力继电器 PFB8L 10 *注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。(2) 确定油管在选定了
25、液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表 7所列。表 7 各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度 快进 工进 快退输入流量/(L/min） 24.517.03.9521Aqp 95.01q1.271pq排出流量/(L/min） 14.203.957412Aq5.0397.4.12Aq52.7403.912Aq运动速度/(L/min） 4.57.03.95121Aqvp 1.0395.12Aqv05.6741.23Aqv由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，取油液在压力管中流速
26、3m/，按式（ 2-30）算得与液压v缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： mvqd 04.19610324.5126取标准值 18mm； 85.30.736取标准值 15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为 和1的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采m1515用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。(3) 油箱的设计油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法
27、计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱容积按式 ，取经验数据 时，求得其容积为pqV7Lp.189.2按 JB/T79381999 规定，取最靠近的标准值 V=200L。第七章 液压系统性能验算 7.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式 估算阀类元件的压力损失，待设计好管121/App路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表 6和表 7可知，进油路
28、上油液通过单向阀 10的流量是 22L/min，通过电液换向阀 2的流量是 27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 51.24L/min通过行程阀 3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 MPaMPapv 28.019.057.24. 624.5176322 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2和单向阀 6的流量都是 28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 p2与无杆腔压力 p1之差。16MPaMPap274.019.02.46. 6324.51
29、.0631.8.5221 此值小于原估计值 0.5MPa（见表 4），所以是偏安全的。工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 2的流量为 0.95L/min，在调速阀 4处的压力损失为 0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀 2的流量是0.45L/min，在背压阀 8处的压力损失为 0.6MPa，通过顺序阀 7的流量为（0.45+22）L/min=22.45L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为 为2pMPaap 6.06345.2.045.022 可见此值略大于原估计值 0.6MPa。故可按表 4中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 ，即1PaApF 42.3103.957.60/3 6
30、44121 此值略低于表 4中数值。考虑到压力继电器可靠动作需要压差 ，故溢流阀 9的调压Mape5.应为Ap1MPapPe 4208.09.4211 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 10的流量为 22L/min，通过换向阀 2的流量为 27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2和单向阀 13的流量都是 57.52L/min。因此进油路上总压降为MPaapv 08.801.275.632.01 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为aap 592.06352.7.802.75.632.7.02 此值与表 4的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液
31、压泵的工作压力17应为pMPapvp 672.1082.59.11 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7的调压应大于 1.672MPa。7.2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升 在允许的范围内，如一T般机床 ；数控机床 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆C0325C025。4液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量 （kW）可表示为P12式中 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）；P1 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（ kW）。
32、2工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达 92%，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况计算。为简便起见，采用上述“系统的发热功率计算方法之二”来进行计算。 %69.21.79021t工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 kWkFPve 5.6.32这时大流量泵通过顺序阀 7卸荷，小流量泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀 7的流量为 ，由表 5查该阀在额定流量 时的min/2Lq min/63Lqn压力损失 ，故此阀在工进时的压力损失Mapn3.0MPan 07.6/23.0/2小液压泵工进时的工作压力 ,流量 ，所以两个Pap41i/15液压泵的总输入功率为18kWkWpqPp501
33、. 1075. 10623642. 321由此得液压系统的发热量为 kPep 496.由此可算出油箱的散热面积为 223332 .105.6. mVA即可得油液温升近似值为 CKPT0033 8.42.9410温升值没有超出允许范围，因此液压系统中不需设置冷却器。19设 计 小 结液压传动课程设计是液压传动学习当中的非常重要的一个环节，本次课程设计时间两周，虽然我们每天都忙到很晚，但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是挺多的。让我感受最深的是，做任何事都必须耐心，细致。在设计过程中培养了我的综合运用液压课程知识及其他课程理论知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在课
34、程设计过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验。通过本次课程设计，我学会了很多关于专业方面的知识，了解了设计的本质，这次设计综合运用液压设计及其他先修课的知识，既学习了新的知识又复习了以前的知识，可以说本次设计是我们把理论知识用于实际中的一次实践。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的
35、实际动手能力和独立思考的能力。在实习在前我对液压回路的了解很少，对其液压元件的工作原理更是所知甚少。现在设计基本完成了，我对液压系统也有了进一步的了解，学到了设计一个液压回路的基本方法和步骤。课程设计过程中，许多计算有时不免令我们感到有些心烦意乱，看得出我们的计算能力是多么的弱，很简单的计算我们也要用计算器。我们从中可以看到理论知识掌握不扎实的问题，看到了自己在平时学习中没有注意的问题。学习是一个不断发现问题和不断解决问题的过程，出现问题是很正常的。学会发现问题然后解决问题，就学到了新的知识。在学校这样一个大群体里面，沟通自然是为人的基本，如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会，在实习设计当中依靠与被依靠对我的感触很大。在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。20参 考 文 献1 王积伟，章宏甲，黄谊主编.液压与气压传动.第 2版.北京:机械工业出版社，2005（2017.1 重印）2 孔庆华.液压系统设计指导.哈尔滨:哈尔滨工业出版社，2012.11（2016.7 重印）3 韩泽光，郝瑞琴，毕新胜主编.机械设计课程设计. 北京:北京航空航天大学出版社，2013.94 雷天觉.新编液压工程手册. 北京:北京理工大学出版社，1998.12
