1、-目录全套图纸，加 153893706绪论 11计算下油缸的外负载 31.1 工作负载 .41.2 计算摩擦负载 41.3 计算惯性负载 52. 绘制负载图和速度图 63. 确定液压系统参数 83.1 初选液压缸的工作压力 83.2 计算液压缸的尺寸。 .83.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 93.4 绘制液压缸的工况图 94.计算上油缸的外负载 114.1 工作负载 .124.2.计算摩擦负载 124.3 计算惯性负载 135. 绘制负载图和速度图 146. 确定液压系统参数 156.1 初选液压缸的工作压力 156.2.计算液压缸的尺寸。 166.3 计算液压缸在工
2、作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 176.4 绘制液压缸的工况图 177.液压系统图的拟定。 207.1 调整方式的选择 207.2 快速回路和速度换接方式的选择 .207.3 速度换接回路 .207.4 液压系统的组合 208. 选择液压元件 218.1 选择液压泵和电机 218.2 选择阀类元件及辅助元件 .238.3 确定管道尺寸 .238.4 确定油箱容积 249，管路系统压力损失的验算。 24-9.1 压力损失及调定压力的确定 .249.1 沿程压力损失 .249.2 局部压力损失 .259.3 压力阀的调定值 .2610. 系统的发热与温升 26设计小结 27参考文献 28致
3、谢 29- 1 -绪论液压传动的优，缺点及在机床上的应用：液压传动系统中的传动介质是油，油本身的物理特性使液压传动与机械传动，电气传动，气压传动相比，具有以下特点：（1）能方便的实现无级调速，调速范围大。在液压传动中，可以在工作时进行无级调速，调速方便且范围大，可达 100：1200：1。（2）运动传递平稳，均匀。液压传动中的工作介质为液体，是无间隙传动且有吸振的能力，使液压传动工作平稳，均匀，不像机械传动装置，由于加工和装备误差总会存在传动间隙，从而会引起震动和冲击。（3）易于获得很大的力或力矩。液压传动的工作压力较高（可达 350Pa 甚至更高） ，液压缸或液压马达的有效承压面积亦可取得较
4、大，因此可获得很大的力或力矩。（4）单位功率的重量轻，体积小，结构紧凑，反应灵敏。在同等功率的情况下，液压泵或液压马达的重量为一般电机 10%20%，外形尺寸为电机的 15%左右。液压马达的运动惯量不能超过同等功率电机的 10%，启动中等功率的一般电动机需要 1.2 s，而启动同功率的液压马达时间不超过 0.1 s。液压传动反应灵敏，易于平稳的实现频繁的启、停、换向或变速。（5）易于实现自动化。液压传动的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化。当与电气或气压传动传动相配合使用时，更能实现远距离操纵和自动控制。（6）易于实现过载保护，工作可靠。在液压传动中，作为工作介质的油液压力
5、很容易由压力控制元件来控制。只要设法控制油液压力在规定限度就可达到防止过载及避免事故的目的，使工作可靠。（7）自动润滑，元件寿命长。液压元件相对运动的表面因有液压油，能自行润滑，所以使用寿命较长。（8）液压元件易于实现通用化、标准化、系列化，便于设计、制造和推广使用。液压传动的主要缺点：（9）液压传动以液体作为工作介质，在相对运动的表面间无法避免泄露，再加上液体具有微小的压缩性及油管产生弹性变形等原因，使液压传动不能实现严格的定比传动。泄露使液压系统能量损失增加，效率降低；泄露造成油液的浪费，污染周围环境。- 2 -（10）温度对液压系统的工作性能影响较大。液体的黏度和温度有密切关系，当黏度因
6、温度的变化而变化时，将直接影响液压系统的泄漏、液压损失和通过节流的流量等。故一般的液压系统不宜用于高温或低温的条件下。（11）传动效率较低。液压传动在能量转换及传动过程中存在着机械摩擦损失、压力损失和泄露损失，传动效率往往较低。这一缺点，使液压传动在大功率系统中的使用受到限制，也不宜作远距离传动。（12）空气混入液压系统后引起工作不良，如发生振动、爬行、噪声等，因此，必须采取措施防止空气渗入。（13）为了防止泄露以及满足某些性能上的要求，液压元件的制造精度要求高，使成本增加。（14）液压设备故障原因不易查找。液压传动的大部分故障都是由于油液不（15）所造成的，因此要求工作液体清洁、无杂质。液压
7、传动中的工作液体一般为各种矿物油，经过一段时间的使用后会变质，并可能混入铁屑、尘埃等杂物，油液在压力状况下通过液压泵及控制阀的缝隙，分子链被剪断，黏度会逐步下降，因此必须定期换油。液压传动中的各种元件和工作液体都在封闭的油路内工作，故障原因一般较难查找。 总的说来，液压传动的优点较多，随着生产的发展，缺点正在逐步加以克服，因此液压传动有着广阔的发展前途。 本设计根据液压系统的特点，选取机座水压机液压系统设计过程为例，用以阐述其应用与设计过程事项。- 3 -机座水压机的液压系统的设计某厂自制一台机座水压机进行水压试验，要求驱动上的液压完成对两个液压缸的驱动，其工况要求：（1）工作性能和动作循环：
8、该系统由上下两个液压缸的往复运动实现对工件的夹紧，首先有下缸升起起，将工件托起，然后上缸下行将工件夹紧。上下缸的工作循环为快进，慢进，保压，快退，原位停止。（2）动力和运动参数：下缸完成对工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力为 。托板的重量为 。保压时水压系统的压力是 。3495N1260.N5.8N10其快速上升的行程是 速度 工进的行程是 ，速度mm，其快退的行程是 ，速度 。上缸完成对工件夹紧，6ms312s托板的重量为 。保压时水压系统的压力是 。其快速上升的1260. 5.8行程是 速度 工进的行程是 ，速度 ，其快5s06s退的行程是 ，速度 。314（3）自动化程度：采用液压与电
9、气配合，实现工作自动循环。根据上述工况要求和对工件的夹紧要求，应采用液压缸为执行元件，液压缸筒固定在机床上，活塞杆与托板相连接由活塞杆的运动实现对工件的夹紧。液压缸无干腔为高压工作腔，这样能得到较大的输出动力，并可得到较低的稳定工作速度，以便满足精加工的要求。1计算下油缸的外负载下油缸的受力情况如图 11 所示。（1） 为托板对液压缸的压力。1G（2） 为工件对液压缸的压力2（3） 为保压时水压系统对液压缸的压力1F- 4 -图 11:下液压缸的受力情况当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 为;F（11）Lfa=+F式中 工作负载；摩擦负载； L惯性负载：a1.1 工作负
10、载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 L121=+GF即 5L12.834906.59.2N下缸上升时的工作负载 为：即 12=+51.2.1.2 计算摩擦负载由于工件为垂直升起，且行程不大，故摩擦力相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即:f0NF- 5 -1.3 计算惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即aFGgtA式中 g重力加速度；加（减）速时度的变化量；v启动或制动时间，一般机床的运动取 0.20.5s，进给运动取t0.10.5s，磨床取 0.010.05s，工作部件较轻或速度较低时取小值加速 a1609.2
11、13.82N85FGgtA减速 a2.0.6.1t制动 a31609.29.7N8.5GgtA反向加速 a4 13.4Ft反向制动 a5439N根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑托板的重量，则液压缸各阶段中的负载如图 1-2 所示。 （ ）m0.91- 6 -表 12 液压缸在各动作阶段的负载工况 计算公式 NF液 压 缸 负 载 NFj0液 压 缸 驱 动 力启动 F=G16096.2 17688.2加速 a1+16129.02 17724.2快上 16096.2 17688.2减速 a2=-F1
12、6083.07 17673.7慢上 16096.2 17688.2制动 a3-G16076.5 17666.5保压 L=+596096.2 655050.8反向加速 a4F45.94 50.48快退 00 0反向制动 a5=-45.94 -50.48注：取液压机械效率 m.912. 绘制负载图和速度图根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表 12 中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F 与 v 图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如ll下：1. 快上=1t20lsv- 7 -2. 慢上 2106.7stl3. 快下325s1tl按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 12
13、中相应负载值，绘制的 Ft 和 vt 图，如图 13 所示。图（1-4）液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。- 8 -3. 确定液压系统参数3.1 初选液压缸的工作压力1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增
14、大，运动部件容易产生振动。2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 。7.0MPa3.2 计算液压缸的尺寸。225F1650.80.936P7Am4431D表 15 液压缸内径系列（JB82666） mm20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 9095 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000按标准取： D=360m根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径： 2140dd192.4
15、3按标准取： 0m则液压缸的有效面积无杆腔的面积：2221 107.46cAD- 9 -有杆腔的面积：22221703.64cmAD表 16 活塞杆外径系列（JB82666） mm10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 4045 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260280 320 360 380 400 420 450 5004. 活塞杆的稳定性校核。因为活塞杆的总行程是 ，而活塞杆的直径为30m200mm。 mm.152ld
16、故无需对活塞杆的稳定性进行校核。5. 液压缸的最大流量。34107.81061.minlsqVA快 上3412.6.7il慢 上342370.150.64inls快 下3.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率表中 F 为液压缸的驱动力，由表 12 查得。03.4 绘制液压缸的工况图根据表 17，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 15 所示。根据工况图的作用原则设计：（1）通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶- 10 -段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。表 17 各工况所需压力、流量和功率工况 压力 aPM流量 1min
17、qLA功率 PW快上 0.15a 161.l60.97慢上 .a 13.7iqlA.P保压 6.4aMP10nl0W快下 0a 15.64miqlAP由表 1-7 可绘制液压缸的工况图 1-8- 11 -4.计算上油缸的外负载上油缸的受力情况图 19 所示。（1） 为保压时水压系统对液压缸的压力F（2） 为托板对液压缸的压力。G- 12 -图 19 上油缸的受力情况当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 为;F（11）Lfa=+F式中 工作负载；摩擦负载； f惯性负载：a4.1 工作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 L=
18、GF即 5L-.81260.7398.N上缸下降时的工作负载 为：即 =1260.N4.2.计算摩擦负载由于托板为垂直下降，且无导轨与之接触，故摩擦力只是液压缸与活塞杆之间的摩擦相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即:- 13 -f0NF4.3 计算惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即aFGgtA式中 g重力加速度；加（减）速时度的变化量；v启动或制动时间。这里取 0.5st加速 a12601.230.8N98.5FGgtA减速 a2 615.4t制动 a31602.N9.8.5GgtA反向加速 a4 143.97Ft反向制动 a54397根据以上计算，考虑到液
19、压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，则液压缸各阶段中的负载如图 1-2 所示。（ ）m0.91- 14 -表 110 液压缸在各动作阶段的负载工况 计算公式 NF液 压 缸 负 载 NFj0液 压 缸 驱 动 力启动 F=G12601.2 13847.45加速 a1+12570.37 13813.6快上 12601.2 13847.45减速 a2=-F12447.2 13678.3慢上 G12601.2 13847.5制动 a3=-12447.2 13678.3保压 L+F567398.8 623515.2反向加速 a412637.17 13887快退 G1260
20、1.2 13847.5反向制动 a5=-12565.26 -13808注：取液压机械效率 m0.915. 绘制负载图和速度图根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表 12 中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F 与 v 图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如ll下：6. 快上- 15 -=1t50462lsv7. 慢上 21.7s6tl8. 快下3504s1tl按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表 110 中相应负载值，绘制的 Ft 和 vt 图，如图 111 所示。图（1-11）液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。- 16
21、 -6. 确定液压系统参数6.1 初选液压缸的工作压力1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 7.0MPa6.2.计算液压缸的尺寸。225F16235.0
22、.891P70Am43631D表 15 液压缸内径系列（JB82666） mm20 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 9095 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000按标准取： D=360m根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径： 214d136d表 16 活塞杆外径系列（JB82666） - 17 -mm10 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 4045 50 55 60 63
23、 65 70 75 80 85 90 95 100105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260280 320 360 380 400 420 450 500按标准取： d140m则液压缸的有效面积无杆腔的面积：2221 107.836cAD有杆腔的面积：2222 3.64m9. 活塞杆的稳定性校核。因为活塞杆的总行程是 ，而活塞杆的直径为30m200mm。 mm.15ld故无需对活塞杆的稳定性进行校核。10.液压缸的最大流量。34107.81061.minlsqVA快 上3267慢 上432370.150.64inls快 下6.3 计算
24、液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率表中 F 为液压缸的驱动力，由表 12 查得。06.4 绘制液压缸的工况图根据表 17，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 15 所示。根据工况图的作用原则设计：- 18 -（1） 通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。表 17 各工况所需压力、流量和功率工况 压力 aPM流量 1minqLA功率 PW快上 0.15a 161.l60.97慢上 .a 13.7iqlA.P保压 6.4aMP10nl0W快下 0a 15.64miqlAP由表 1-7 可绘制液压缸的
25、工况图 1-9- 19 - 20 -7.液压系统图的拟定。液压系统图的拟订，主要是考虑以下几个主要方面的问题：7.1 调整方式的选择供油方式 从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需的流量较小因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的 供油方式显然是不适合的 ，宜选用双联定量叶片泵作为油源。7.2 快速回路和速度换接方式的选择调速回路 由工况图可知，该系统在 慢速时速度需要调节，考虑到速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回路。7.3 速度换接回路速度换接回路 由于快上和 慢上之间速度需要
26、换接，但对换接的 位置要求不高，所以采用行程开关发讯二位二通电磁阀来实现速度的换接。7.4 液压系统的组合平衡及锁紧 为防止在下端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的 位置，特在液压缸的下腔（无干腔）进油路上设置液控单向阀;令一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响。设置了一单向阀。本液压系统的换向采用三位四通 O 型中位机能的电磁换向阀，下图为拟定的液压系统原理图，- 21 -1-油箱 2-二位二通 3-益流阀 4-三位四通电液换向阀 5-二位三通电液换向阀 6-节流阀 7-上缸缸 8-液控单向阀 9-下油缸 10-减压阀 11-压力表 12-单向阀 13-泵 14-电机 15-滤油器8
27、. 选择液压元件8.1 选择液压泵和电机（1）确定液压泵的工作压力。液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。由于水压机执行元件运动过程中需要最大压力，可按下式计算：液压缸的工作压力为1pPA(17) - 22 -式中 P 执行元件在稳定工况下的最高工作压力1进油路沿程的局部损失。按经验数据选取：简单管路的节流调速系统取 =（25）P10 Pa；复杂管路，进油路采用调速阀系统，取 =（515）510 Pa.，并 参考同类系统选取。由图 15 和表 17 可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为6.4 。由于该系统结构比较简单,且又因为该执行机构是在运动行程终了aMP是停止时才会出现最高
28、压力的情况.故泵的最高压力也就是执行机构所需的最高压力 1p6.4aP此系统中的两个液压缸同时供油 ,若回路中的泄漏按 计算则泵的流10%量应为:73.180.63Lmin由于溢流阀的最小定流量为 .而工进时两缸所需的流量为.所以高压泵的输出流量不得少于 。74.3Lmin74i根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用 YB1-63 型的双联叶片泵，其额定压力为 6.3MP,容积效率 所以驱动该泵的 电动机的 功率可由泵P0.5的 工作压力 和输出流量(当电动机转速为 )6.4MP120rmin求出。8012.581.6Lminpq3pp.4.W1605.1.6K07查电机产品目录，拟定选用电
29、动机的型号为 Y160L-4额定转速为 1200r/min, 额定功率 15KW- 23 -8.2 选择阀类元件及辅助元件根据系统的工作压力和通过各个阀元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表 9-5（国内新开发的，接口尺寸为国际标准的 CE 系列）和表 96（国内开发 接口尺寸）为国际标准的推广使用的叠加阀）所示。序号 名称 通过流量 maxLinq型号及规格1 过滤器 120 ZL2 双作用定泵 81.6 YB1-633 单向阀 40 CIT10-35-504 溢流阀 680 3CS-H10BVY-39F5 减压阀 400 DR10DP1-10/25YM6 三位四通换向阀 8O
30、O *1DG-102A-TRD-CH-N47 两位三通换向阀 8O8 节流阀 400 MG30G1.2/29 液控单向阀 284 4CT(1-10-(D-B-210 二位二通换向阀 8.21 22EF-E10B11 压力表 Y-100T12 压力开关 KF3-E3B13 电动机 Y160L-48.3 确定管道尺寸油管：油管内径一般可参观所接元件接口尺寸确定，也可以按管路中允许流速计算。在 本设计中，出油口内径为 30mm,外径为 36mm 的钢管。- 24 -8.4 确定油箱容积油箱：油箱容积根据泵的流量计算，取其体积 ，即 pV=57q=572L9，管路系统压力损失的验算。9.1 压力损失及
31、调定压力的确定根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为 ,通过的流量为1.2ms,数值与设计中相比较小，主要压力损失为调速阀两端的压降；此48.9Lmin时功率损失最大；而在上缸快下与下缸快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算，而下缸快上与上缸快上相比，上缸快上时的流量与压力较大所以必须以上缸快下时为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供有流量的变化，其快下时液压缸的速度为；3p417.ms0.12sms6018qA此时油液在进油管中的流速为； 。 3p1.s.73s5.149.1 沿程压力损失首先要判断别管中的流态，设系统采用 液压油。室温为 时，N320
32、2C，所以有：42=1.0sm，管中为层流，则阻力341.701.560edR损失系数 ，若取进。回油管的长度均为 2m，油液的e56密度为 ，则其进油路上的沿程压力损失为 ；389kg- 25 -2 23aa1l28900.140.1d.7PM9.2 局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的 10%；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为 和 ，则nqnp当通过阀的流量为 时的阀的压力损失 ，式（1-48）为 :qp2vnq因为所选阀的额定流量均大于设计中每个阀的 最大流量,所
33、以通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。同理，快上时回油路上的流量: 21273.0.617.8Lmin50.6inqA则回油路管中的流速;:36=50.6s.24由此可计算出：(层流)341.21.030edR由此回油路上的沿程压力损失为 e750。2 23aa1l89.10.1d.PM（3）总的压力损失 由上面的计算所得可求出： 2 aa1 7.36p+0.21.0.208APP 原设 ，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定系统a=0.4M中压力阀的调定值。- 26 -9.3 压力阀的调定值双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足快进的要求，保证双泵同时向系统供油，因而卸荷阀的调定值
34、应略大于快进时泵的供油压力:1 aa0.1420.34MPP所以卸荷阀的调定压力应取 为宜。a溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力 ，所以取溢流a.5阀调定压力为 3.0 10. 系统的发热与温升 根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为：33Pqp=0.47.60.753.8W1慢上时电动机输入功率为；63P1qp.26.W而其快上时其有用功率为:6310.47.0.75；慢上时的有效功率为 75.5W 故快上时的功率损失为大于其他时候缸的功率损失，现在以较大的值来校核其热平衡，求发热温升。设油箱的三边长在 范围内，则散热面积为：:1:22 233A0.650.654.8Vm，假设通风
35、良好，取320h1KW.C所以油液的温升为： 03H.765t 4A.8室温为 ，热平衡温度为 ，没有超过允许的范围。 02C002C65- 27 -设计小结经过几周的再学习，成功的完成了液压卧式钻、机座水压机的液压系统及相关元件的设计，通过本课题的设计，我对液压设计的整各过程有了较全面的理解。经过选择液压元件，对液压系统的特点和液压在现在社会的影响和适用范围有了较深的了解，基本掌握了液压机床元件选用方法；经过系统流程的分析，基本上搞清了程序的结构与格式等有了进一步认识。通过本设计的实践，真切体会到理论必须和实践相结合。教材中所学到许多内容在实践中得到了印证，但在具体操作中出现了一些意想不到的
36、问题，但组装方案确定后，加工程序也经过多次调试，修改才能完成了试加工，看到加工出合格的零件，我对我所学的专业更加充满信心。- 28 -参考文献【1】 卢光贤，王立伦 . 机床液压传动与控制. 西安：西北工业大学出版社，2006.7.【2】 章宏甲，周邦俊 . 金属切屑机床液压传动. 南京：江苏科学技术出版社，1980.【3】大连工学院机械教研室. 金属切屑机床液压传动. 北京：科学出版社，1974【4】市川常雄. 液压技术基本理论【M】. 鸡西煤矿机械厂，译 北京：科学出版社,1974.【5】上海第二工业大学液压教研室.液压传动与控制【M】.2 版.上海：上海科学出版社.【6】何存兴，张铁华主编. 液压传动与气压传动.武汉：华中科技大学出版社，2000【7】林建亚，何存兴主编. 液压元件. 北京机械工业出版社，1988【8】贾铭新主编。 液压传动与控制. 北京： 国防工业出版社，2001【9】官忠范主编. 液压传动系统. 北京. 机械工业出版社，1998【10】李壮云，葛宜远主编. 液压元件与系统. 北京：机械工业出版社，1999
