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1、目 录摘要ABSTRACT 绪论21. 设计的技术要求和设计参数32. 工况分析42.1确定执行元件42.2分析系统工况42.3负载循环图和速度循环图的绘制53. 确定系统主要参数73.1初选液压缸工作压力73.2确定液压缸主要尺寸73.3计算最大流量需求84. 拟定液压系统原理图104.1速度控制回路的选择104.2换向和速度换接回路的选择104.3油源的选择和能耗控制114.4压力控制回路的选择125. 液压元件的选择145.1确定液压泵和电机规格145.2阀类元件和辅助元件的选择155.3油管的选择175.4油箱的设计186. 液压系统性能的验算216.1验算系统压力损失并确定压力阀的调
2、整值216.2油液温升验算23总结24参考文献25致谢26绪论作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍钻镗组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的设计的技术要求和设计参数、工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择和确定辅助装置、液压系统的性能验算以及液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件等。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方
3、式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：原位停止快进工进死挡铁停留快退原位停止。图1 组合机床动力滑台工作循环1 设计的
4、技术要求和设计参数工作循环：快进工进快退停止；系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。表1 设计参数参 数数 值切削阻力（N）17000滑台自重 (N)29000快进、快退速度(m/min)5.75工进速度(mm/min)20120最大行程(mm)524工进行程(mm)159启动换向时间（s）0.05液压缸机械效率0.92 工况分析2.1确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。2.2分析系统工况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
5、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FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，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2）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。已知启动换向时间为0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为5.75m/min，因此惯性负载3）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。静摩擦阻力 动摩擦阻力 根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如
6、表2所示。表2 液压缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力起动5800N6444N加速8458N9398N快进2900N3222N工进19900N22111N反向起动5800N6444N加速8458N9398N快退2900N3222N注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。2.3负载循环图和速度循环图的绘制图2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为22111N，其他工况下负载力相对较小。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、工进行程、快退行程、工进速度
7、。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图3所示。图3组合机床动力滑台液压系统的速度循环图3 确定系统主要参数3.1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为22111N，其它工况时的负载都相对较低，参考表11-2按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力。3.2确定液压缸主要尺寸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
8、安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。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。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，估算时取。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值。工进时液压缸的推力计算公式为式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积
9、 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可液压缸缸筒直径为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=0.707104.06=73.6mm，根据GB/T23481993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：3.3计算最大流量需求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工作台在快退过程中所需要的流量为工作台在工进过程中所需要的流量为 其中最大流量为快进流量为28.87
10、L/min。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3所示。表3 各工况下的主要参数值工况推力/N回油腔压力/MPa进油腔压力/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动644401.73加速93982.822.32恒速32221.591.0928.870.52工进221110.82.70.191.140.00860.0513快退起动644401.44加速93980.63.37恒速32220.61.9925.760.85把表3中计算结果绘制成工况图，如图4所示。4 拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分
11、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。4.1 速度控制回路的选择工况图4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
12、阀的容积节流调速。钻镗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。4.2 换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻镗床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用
13、Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由28.87L/min降为0.191.14 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图5 换向和速度切换回路的选择4.3 油源的选择和能耗控制表3表明，本设计多轴钻镗床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，
14、若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。在图4工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比qmax/qmin=28.87/0.1928.87/1.14=25.32151.95，而快进和快退所需的时间与工进所需的时间分别为：上述数据表明，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，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度
15、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。如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量28.87L/min，假设忽略油路中的所有压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时: P=1.0910628.8710-3/60=0.52Kw工进时:P=pqmax=2.710628.8710-3/60=1.30Kw快退时: P=1.9910625.7610-3/60=0.85Kw如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在
16、工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时 P=0.810628.8710-3/60=0.52Kw工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此P=pqmax=2.71030.19/602.71031.14/60=0.00860.0513Kw快退时 P=1.9910625.7610-3/60=0.85Kw除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图6所示。图6 双泵供油油源4.4 压力控制回路的选
17、择由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀的作用。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀11。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度
18、要求较高，图中增设了一个压力继电器6。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图7 液压系统原理图5 液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，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。5.1确定液压泵和电机规格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，根据图4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
19、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，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，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：2) 计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工
20、作阶段，为28.87L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：工作进给时，液压缸所需流量约为0.191.14 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.194.14 L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，小泵的输出
21、流量为该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。表4 液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵(5.1+22)最高工作压力为21 MPaPV2R126/263) 电机的选择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2.05MPa，流量为27.072L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功 根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速。5.2 阀类元件和辅助元件的选择图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅
22、助元件。1)阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图7中溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此
23、采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表5 阀类元件的选择序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/265.1/22*162三位五通电液换向阀5035DYE10B80160.53行程阀60AXQF-E10B63160.34调速阀1AXQF-E10B0.0750165单向阀60AXQF-E10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀22YF3E10B63160.38背压阀 0.3YF3E10B63169溢流阀 5.1
24、YF3E10B631610单向阀 26AF3-Ea10B63160.211滤油器 30XU6380-J36160.0212压力表开关KF3-E3B13单向阀60AF3-Ea10B63160.214压力继电器HED1KA/10102)过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表6所示。表6 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU100100-J321001001533）空气滤
25、清器的选择按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表7所示。表7 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-32321410512010050475964M580.2791255.3 油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重
26、新进行计算，如表8所示。表8 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，取标准值18mm；，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mm和mm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。5.4油箱的设计1)油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作
27、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。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。依据如果取油箱内长、宽、高比例为3：2：1，可得长为：，宽，高为。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为
28、：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。2)隔板尺寸的确定为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的，根据上述计算结果，隔板的高度应为：隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。3)各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得： 液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸
29、，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。6 液压系统性能的验算6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管道布置尚未具体确定，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，待设计好管路布局图后，加上管路的延程损失和布局损失即可。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。1)快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表7和表8可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.072L/min，然后与液压缸
30、有杆腔的回油汇合，以流量51.23L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为： 此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，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24.14L/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与无杆腔压力之差。 此值小于原估计值0.5MPa(见表3)，所以是安全的。2)攻进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油
31、箱，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.24+22）=22.24L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为：可见，此值略小于原估计值0.8MPa。故可按表3中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即此值与表3中数值 2.67 MPa相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压应为：3)快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为此值与表7的数值基
32、本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。6.2油液温升验算由于工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率由此可计算出系统的发热功率为 按式计算工进时系统中的油液温升，即油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。验算完毕总 结这次课程设计花了8天左右时间，通过自己设计、计算、验算、修改等完成了这次钻镗两用组合机床液压系统课程设计。通过这段时间的设计，认识到自己的很多不足和很多知识存在盲点和漏洞以及与实践的差距。按照课程设计任务书要求完成液压系统原理图
33、、液压缸装配图。本次课程设计，巩固和充实以前所学的专业知识，以及对其他专业知识的结合。最后达到自己能够独立查阅相关资料，设计出一整套液压系统的能力和设计类似系统的设计思路。 本文通过对“组合机床动力运动”的工况和工作要求的分析，应用液压技术实现组合机床动力运动的工作要求。液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压油。通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作和完成各种设备不同的动作需要。所以像我们这样的大学生学习和亲手设计一个简单的液压系统是非常有意义的。如在设计油箱时在结合自己的设计和查阅资料最终按JB/T7938-1999规定，取
34、标准值V=250L的容量，算出油箱基本的总长为1113mm、总宽为744mm、总高为544mm。本次设计涉及了液压传动大部分知识和一些其他专业知识，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的机会，也为我们以后做毕业设计积累了经验，总之是受益匪浅。参考文献1 王积伟. 液压传动. 机械工业出版社，20062 成大先. 机械设计手册第五分册. 机械工业出版社，20103 张利平. 液压站设计与使用. 海洋出版社，20044 陈启松. 液压传动雨控制手册M. 上海：上海科技技术出版社，20065 马文星. 液压传动理论与设计M. 北京：化学工业出版社，20046 周士昌. 液压系统设计图集M. 北京：机械工业出版社，2003致谢感谢张老师在本次课程设计期间给予我的帮助和指导，张老师以严谨的教学作风、丰富渊博的知识、敏锐的学术思维、精益求精的工作态度以及侮人不倦的师者风范是我终生学习的楷模。通过这次课程设计我对专业知识又有了新的认识，但由于知识的有限在设计方面还有很多的不足，希望张老师能原谅。
