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1、武漢紡織大學08級《液壓與氣壓傳動》課程設計 武漢紡織大學 液壓與氣壓課程設計說明書 課題名稱：某臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)的設計計算 完成期限： 2011年12月11日至 2011年12月18日 院系名稱 機械工程與自動化學院 指導老師 專業(yè)班級 機設085 指導教師職稱 副教授 學生姓名 學號0802721225 目 錄 1. 設計參數(shù)及要求 2 1.1. 設計課題 2 1.2. 原始數(shù)

2、據(jù) 2 1.3. 系統(tǒng)設計要求 2 1.4. 設計內容要求 2 2. 負載分析 3 3. 液壓系統(tǒng)方案設計 5 3.1. 確定液壓泵類型及調速方式 5 3.2. 選用執(zhí)行元件 5 3.3. 快速運動回路和速度換接回路 5 3.4. 換向回路的選擇 5 3.5. 定位夾緊回路的選擇 5 3.6. 動作換接的控制方式選擇 5 3.7. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 5 4. 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 6 4.1. 液壓缸參數(shù)計算 6 4.1.1. 初選液壓缸的工作壓力 6 4.1.2. 確定液壓缸的主要結構尺寸 6 4.1.3. 確定夾緊缸的內徑和活塞直徑 8 4.1.4. 計

3、算夾緊缸的壓力和流量 8 4.1.5. 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 8 4.2. 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率及型號 9 4.2.1. 計算液壓泵的壓力 9 4.2.2. 計算液壓泵的流量 10 4.2.3. 選用液壓泵規(guī)格和型號 10 5. 電動機的選擇 10 6. 液壓元件的選擇 10 6.1. 液壓閥及過濾器的選擇 10 6.2. 油管的選擇 11 6.3. 油箱容積的確定 11 7. 驗算液壓系統(tǒng)性能 11 7.1. 壓力缺失的驗算及泵壓力的調整 11 7.2. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 13 個人小結 15 參考文獻 15

4、 1. 設計參數(shù)及要求 1.1. 設計課題 設計一臺臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)，有三個液壓缸，分別完成鉆削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾緊、松開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作循環(huán)為：定位→夾緊→快進→工進→快退→拔銷松開，如圖1- 1 臥式單面多軸鉆孔機床示意圖所示。 圖1- 1 臥式單面多軸鉆孔機床示意圖 1.2. 原始數(shù)據(jù) 1) 主軸數(shù)及孔徑：主軸6根，孔徑Φ14 mm； 2) 總軸向切削阻力：12400 N； 3) 運動部件重量： 9800 N； 4) 快進、快退速度： 5 m/min; 5) 工進速度：0.0

5、4~0.1 m/min 6) 行程長度：320 mm； 7) 導軌形式及摩擦系數(shù)：平導軌，1.0,2.0==動靜ff； 8) 加速、減速時間：大于0.2秒； 9) 夾緊力：5000~6000 N 10) 夾緊時間：1~2秒； 11) 夾緊液壓缸行程長度：16 mm。 1.3. 系統(tǒng)設計要求 1) 夾緊后在工作中如突然停電時，要保證安全可靠，當主油路壓力瞬時下降時，夾緊缸保持夾緊力； 2) 快進轉工進時要平穩(wěn)可靠； 3) 鉆削時速度平穩(wěn)，不受外載干擾，孔鉆透時不前沖。 1.4. 設計內容要求 根據(jù)原始數(shù)據(jù)和系統(tǒng)設計要求，完成： 1)

6、 根據(jù)設計要求以及附圖，繪制液壓系統(tǒng)原理圖，并完成系統(tǒng)電磁鐵動作順序表。 2) 在圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 的基礎上，若系統(tǒng)油源改為雙泵供油（即一個大泵和一個小泵），重新設計并繪制系統(tǒng)原理圖。 圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 3) 對系統(tǒng)進行設計計算，從而對主要液壓元件進行選型（除液壓缸外），給出液壓元件明細表，包含元件名稱、主要參數(shù)、型號規(guī)格，包含電機選型，液壓缸計算出缸徑、行程等主要參數(shù)。 4) 進行設計驗算（發(fā)熱驗算、壓力損失等）。 5) 設計一個液壓閥塊（油路塊、閥塊），其上安裝至少3-4個液壓元件，可選閥塊方案： ①

7、圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 ，元件3、7、8、9 ② 圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 ，元件3、7、4、5 ③ 圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 ，元件8、10、11、12 ④ 圖1- 2 臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 ，元件12、13、14、15 6) 選取上述閥塊中的一種，要求繪制閥塊的二維設計工程圖，表明加工所需要的信息（材料、公差、粗糙度、技術說明、加工工藝等）。 7) 液壓閥塊的三維建模，驗證鉆孔符合要求。用Pro/E或者SolidWorks等軟件，繪制其三維實體圖。 2. 負載分析 負載分析中，暫不考

8、慮油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮，因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為Ffs，動摩擦力為Ffd，則 而慣性力 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見Error! Reference source not found. 液壓缸各運動階段負載表。 Error! Reference source not found. 液壓缸各運動階段負載表 運動階段

9、 計算公式 總機械負載 定位夾緊 5000 啟動 2063 加速 1471 快進 1032 工進 14084 快退 1032 圖2-1 負載速度圖 a）負載圖 b） 速度圖 根據(jù)負載計算結果和已知的個階段的速度，由于行程是320cm，設定快進時的行程L1=250mm，工進時的行程L2=70，可繪制出負載圖（F-l）和速度圖（v-l），見圖2-1a、b。橫坐標以下為液壓缸活塞前進是的曲線，以下為液壓缸活塞退回的曲線。 3. 液壓系統(tǒng)方案設計 3.1. 確定液壓泵類型及調速方式 參考同類組合機床，由于快進、快退和

10、工進速度相差比較大，為了減少功率損耗，采用限壓式變量葉片泵供油、調速閥進油節(jié)流調速的開式回路，溢流閥作定壓閥。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓閥Pb=0.8Mpa 3.2. 選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)動作循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。 3.3. 快速運動回路和速度換接回路 根據(jù)本設計的運動方式和要求，采用差動連接這種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。根據(jù)設計要求，速度換接要平穩(wěn)可靠，另外是專業(yè)設備，所以可采用行程閥的速度換接回路，若采用電磁閥的速度換接回路，

11、調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。 3.4. 換向回路的選擇 本設計對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以可選擇電磁閥控制的換向回路，為方便連接，選擇三位五通電磁換向閥。 3.5. 定位夾緊回路的選擇 按先定位后夾緊的要求，可選擇單向順序閥的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作壓力，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中設減壓閥減壓，同時還需滿足：夾緊時間可調，在進給回路壓力下降時能保持夾緊力，所以要接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓，換向閥可連接成斷電夾擊方式，也可以采用帶定位的電磁換向閥，以免工作時突然斷電松開。 3.6. 動作換接的控制方式選擇 為

12、了確保夾緊后才能進行切削， 夾緊與進給的順序動作應采用壓力繼電器控制。 當工作進給結束轉為快退時，由于加工零件是通孔，位置精度不高，轉換控制方式可采用行程開關控制。 3.7. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖 圖3- 1臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成圖3- 1臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)原理圖 。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表3- 1 電磁閥動作順序表。 表3- 1 電磁閥動作順序表

13、1Y 2Y 3Y 4Y 定位夾緊 － － － － 快進 ＋ － － － 工進 ＋ － ＋ － 快退 － ＋ ＋ － 拔銷松開 － － － ＋ 4. 液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算 4.1. 液壓缸參數(shù)計算 4.1.1. 初選液壓缸的工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表4- 1 按負載選擇工作壓力表4- 2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力，根據(jù)F=14084N，初定液壓缸工作壓力為p1=30105Pa。 4.1.2. 確定液壓缸的主要結構尺寸 本系統(tǒng)動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活

14、塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接，工進時為防止鉆透時負載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考 表4- 3 執(zhí)行元件背壓力，選此背壓為pb=0.8Mpa。 表4- 1 按負載選擇工作壓力 負載/KN <5 5-10 10-20 20-30 30-50 >50 工作壓力/Mpa <0.8-1 1.5-2 2.5-3 3-4 4-5 ≥5 表4- 2 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機床 農(nóng)業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機械 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機

15、械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/Mpa 0.8-2 3-5 2-8 8-10 10-18 20-32 表4- 3 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/Mpa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2-0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4-0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5-1.5 有補油泵的閉式回路 0.8-1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2-3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 由表4- 1 按負載選擇工作壓力表4- 1 按負載選擇工作壓力可知最大負載為工進階段的負載F=14084N，按此計算A1則 液壓缸直徑

16、 由A1=2A2，可知活塞桿直徑 d=0.707D=0.7078.31=5.87cm 按GB/T2348—1993將所計算的D與d分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得： D=9cm，d=6.3cm。 按標準直徑算出 則液壓缸的實際計算工作壓力為： 則實際選取的工作壓力p=3Mpa滿足要求。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度。若驗算后不能獲得最小的穩(wěn)定速度，還需要相應加大液壓缸的直徑，直至滿足穩(wěn)定速度為止。查產(chǎn)品樣本，調速閥最小穩(wěn)定流量qmin=0.05L/min，因工進速度為最小速度v=0.04m/min，則 本設計中A1=63.6

17、cm2>12.5cm2，滿足最低速度要求 4.1.3. 確定夾緊缸的內徑和活塞直徑 根據(jù)夾緊缸的夾緊力Fp=5000N，選夾緊缸工作壓力P夾=1.5Mpa，可以認為回油壓力為零，則夾緊缸的直徑 根據(jù)表4- 4 按工作壓力選取d/D取d/D=0.5則活塞桿直徑 按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置，圓整后得 D夾=7cm d夾=3.6cm 表4- 4 按工作壓力選取d/D 工作壓力/Mpa ≤5.0 5.0-7.0 ≥7.0 d/D 0.5-0.55 0.62-0.70 0.7 4.1.4.

18、計算夾緊缸的壓力和流量 進油腔壓力p1 P1=F夾/A夾=5000/（3.14/4*72） 流量Q Q=v夾A夾=16/2*3.14/4*6.32 4.1.5. 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓工作過程各階段的壓力、流量、功率，在計算工進時背壓按Pb=8105Pa代入，快退時背壓按Pb=5105Pa代入計算公式和計算結果列入表4-5中 表4- 5液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力pj 回油壓力pb

19、 所需流量 輸入功率P N Pa Pa L/min kW 定位夾緊 5000 13105 0 1.85 0.040 差動快進 1032 8.5105 13.5105 15.6 0.221 工進 14084 26.2105 8105 0.32 0.014 快退 1032 13105 5105 16.2 0.351 注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 pj，無桿腔回油，壓力為pb 4.2. 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率

20、及型號 4.2.1. 計算液壓泵的壓力 由表3-5可知工進階段液壓缸的工作壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為0.5Mpa，則液壓泵最高工作壓力可按課本式（8-5）算出 因此泵的額定壓力可取 表4- 6進油路壓力損失經(jīng)驗值 系統(tǒng)結構情況 總壓力損失△p/Mpa 一般節(jié)流調速及管路簡單的系統(tǒng) 0.2-0.5 進油路有調速閥及管路復雜的系統(tǒng) 0.5-1.5 4.2.2. 計算液壓泵的流量 由表4- 5液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率可知，工進時所需流量最小是0.32L/min，設溢流閥最小流量為2.5L/min，則泵的流量應為：

21、 快進快退時液壓缸所需的最大流量是16.2L/min，則泵的總流量為： 4.2.3. 選用液壓泵規(guī)格和型號 根據(jù)上面計算的壓力和流量，查閱相關手冊，選用YBX-25型限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：排量 O～25ml/r，額定壓力 6.3MPa，額定轉速600-1500r/min 1，驅動功率 4KW,容積效率0.8-0.95(此處選0.9)，總效率n=0.7～0.85（此處選0.8）. 5. 電動機的選擇 由表4- 5液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可按此階段估算電動機功率。由于表中壓力值不包括有泵到液壓缸這段管路的壓力損失，在快退時

22、這段管路的壓力損失若取△P=6105，液壓泵總效率η=0.8，則電機功率P為： 查閱電動機樣本，選用Y90S-4電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1400r/min。 因該電動機驅動液壓泵是時，泵的實際最大輸出流量為2514000.8/1000=28 L/min>19.44L/min，所以滿足要求。 6. 液壓元件的選擇 6.1. 液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本設計中所有閥的額定壓力都為63105Pa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，

23、所有元件的規(guī)格想好列于表6- 1 液壓元件明細表中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器，表中序號與原理圖中的序號一致。 表6- 1 液壓元件明細表 序號 元件名稱 最大通過流量 L/min 型號 1 變量葉片泵 25 YBX-25 2 過濾器 50 XU-B50-100 3 三位五通電磁閥 50 35D1-63BY 4 單向閥 50 I-63B 5 調速閥 0.50 Q-10B 6 行程閥 50 DCG-2B2-02G-50/100 7 單向閥 25 I-63B 8 液控順序閥 <0.5 XY-25

24、B 9 背壓閥 0.25 B-10B 10 減壓閥 25 J-63B 11 單向閥 25 I-63B 12 二位四通電磁閥 25 24E2-63B 13 單向順序閥 25 XI-B63B 14 單向節(jié)流閥 25 LI-25B 15 壓力繼電器 DP1-63B 16、17、18 液壓缸 19 電動機 Y90S-4 20 溢流閥 25

25、Y-63B 6.2. 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出得最大流量來計算，由于系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達32L/min，則液壓缸的進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管。 6.3. 油箱容積的確定 中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5—7倍，本設計取7倍，故油箱容積為 V=（725）L=175L 7. 驗算液壓系統(tǒng)性能 7.1. 壓力缺失的驗算及泵壓力的調整 由于定位、夾緊回路在夾緊

26、后的流量幾乎為零，所以管路系統(tǒng)的壓力損失主要應在工作臺液壓缸回路中進行計算。 7.1.1. 工進時的壓力缺失驗算和小流量泵壓力的調整 工進時管路中的流量僅為0.32L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上僅考慮調速閥和背壓閥的壓力損失，一般取調速閥的壓力損失△p1=5105Pa，背壓閥的壓力損失△p2=8105，則工進時總的壓力損失為： Pp=26.2105+5105+8105 Pa=39.2105 即泵的調定壓力應按此壓力調整。 7.1.2. 快退時的壓力損失驗算 因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快

27、進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以\便確定泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=1510-3m，通過的流量為進油路 回油路 液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由手冊查出此時油的運動粘度=1.5st=1.5cm2/s，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 確定油流的流動狀態(tài) 式中 v—平均流速（m/s） d—油管內徑（m） —油的運動粘度（cm2/s） q—通過的流量（m3/s） 則進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的

28、雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 沿程壓力損失 沿程壓力損失，由文獻【1】式（1—37）可算出進油路和回油路的壓力損失。 在進油路上，流速，則壓力損失為 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=4.72m/s，則壓力損失為 局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按文獻【1】（1-39）計算，結果列于表7- 1閥類元件局部壓力損失中。 表7- 1閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過的流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥4 63 50 2 1.26

29、 三位五通電磁閥3 63 25/50 4 0.63/2.52 注：快退時通過三位五通閥的兩邊流量不同，壓力損失也不同。 若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為 ，則進油路和回油路總的壓力損失為 查表4- 5液壓缸所需要的實際流量、壓力和功率知快退時液壓缸負載F=1032N；則快退時液壓缸的工作壓力為 快退時泵的工作壓力為 從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 7.2. 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工件階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的

30、發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 當v=0.04m/min時 =A1υ=63.610-40.04 =2.5410-4m3/min=0.254 L/min 此時泵的效率為0.1，取泵的出口壓力損失為10 105，則有 此時的功率損失為 當v=0.1m/min時 =0.64L/min 總效率η=0.7 則 可見在工進速度較低時，功率損失為527.5W，發(fā)熱量最大，即為系統(tǒng)的發(fā)熱功率 系統(tǒng)溫升的驗算 已知油箱的容積V=140L=14010-3m3，則按文獻【1】式（8-12）油箱近似散熱面積A為 假定通風良好

31、，取油箱散熱系數(shù)，則按文獻【1】式（8-11）可得油液溫升為 設環(huán)境溫度，則熱平面溫度為 所以油箱散熱可達要求。 個人小結 經(jīng)過將一周的時間，基本完成了本次的課程設計----- 某臥式單面多軸鉆孔機床液壓系統(tǒng)的設計計算 。論文行文至此，已基本完成。 本設計研究主要完成了如下工作： 對臥式單面多軸鉆孔機床的液壓傳動系統(tǒng)進行了分析計算，包括負載分析、系統(tǒng)設計方案、相關參數(shù)計算、元件選擇并驗算了系統(tǒng)性能。 由于時間倉促，及本人理論知識、實踐經(jīng)驗和認識局限，該設計難免存在許多的不足之處，有待于改進和完善。 本設計的一些不足與缺陷如下： 1) 模仿課本相關例題進行設計，

32、雖基本完成某臥式單面多空鉆孔機床液壓系統(tǒng)的設計計算，但設計缺乏自我創(chuàng)新，這表明理論的缺乏，分析實際問題能力不足。 2) 對相關參數(shù)如系統(tǒng)沿程壓力及局部壓力損失等，忽略不計。使得設計只是大體完成了學習，而沒有能夠真正從專業(yè)人員角度考慮。 總結設計過程中的經(jīng)驗和教訓，有幾點體會： 1) 要深入學習proe、 ANSYS等專業(yè)繪圖分析軟件，這樣可以輔助設計，大大提高效率。 2) 要準備充分，在系統(tǒng)分析、設計階段要做的盡可能詳細、全面，以免在后階段返工，浪費人力、物力、財力。 在這次的課程設計即將完成之際，我非常感謝本組成員及我的指導老師——肖志權老師，從講授課程到本次設計的完成，肖老師始終給予我們細致耐心地指導和鼓勵，才讓我們的設計順利完成。肖老師嚴謹?shù)慕虒W態(tài)度、踏實的工作作風深深地感染和激勵著我。在此我要向我的指導老師表達我最真摯的感謝。 參考文獻 [1] 許福玲、陳堯明. 液壓與氣壓傳動（第三版）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007 [2] 成大先. 機械設計手冊（第五版）[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2008 [3] 鄧星鐘. 機電傳動控制 （第四版） [M]. 武漢：華中科技大學出版社，2006.10 [4] 楊嘯、倪建成、張東寧. 液壓閥塊的設計要點 [J].維普資訊（鍛壓機械）l999.2:33-35 15