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液壓與氣壓傳動課程設計任務書 系 別 機械與汽車工程學院 專 業(yè) 機械制造設計及其自動化 班 級 機制0811 姓 名 嚴 磊 學 號 2010516007 指 導 老 師 鄔國秀  目錄 一、設計題目....................................................3 二、負載分析....................................................3 2.1 負載與運動分析..............................................3 2.2負載動力分析................................................3 2.3負載圖與運動圖的繪制........................................3 三、設計方案擬定................................................5 3.1 液壓系統(tǒng)圖的擬定............................................5 3.2液壓系統(tǒng)原理圖..........................................5 3.3 液壓缸的設計................................................6 四、主要參數(shù)計算....................................................7 4.1 初選液壓缸工作壓力..........................................8 4.2 計算液壓缸主要尺寸..........................................9 4.3 活塞桿穩(wěn)定性校核..........................................9 4.4 計算循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力，流量和功率..................9 五、液壓元件選擇...................................................11 5.1 確定液壓泵的型號及電動機功率...............................11 5.2 選擇閥類元件及輔助元件....................................12 5.3液壓系統(tǒng)原理圖上部分閥類功能.............................. 六、液壓系統(tǒng)性能驗算...........................................13 6.1 驗算系統(tǒng)壓力損失...........................................13 6.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升.........................................15 七、小結.......................................................15 八、參考文獻...................................................16 一、設計題目 題目：設計一臺上料機液壓系統(tǒng)，要求驅(qū)動它的液壓傳動系統(tǒng)完成快速上升→慢速上升→停留→快速下降的工作循環(huán)。其結構示意圖如圖1所示。其垂直上升工作的重力為，滑臺的重量為，快速上升的行程為，其最小速度為;慢速上升行程為，其最小速度為；快速下降行程為，速度要求?；_采用V型導軌，其導軌面的夾角為，滑臺與導軌的最大間隙為，啟動加速與減速時間均為，液壓缸的機械效率（考慮密封阻力）為0.91。 上料機示意圖如下： 圖1 上料機的結構示意圖 二、負載分析 對液壓傳動系統(tǒng)的工況分析就是明確各執(zhí)行元件在工作過程中的速度和負載的變化規(guī)律，也就是進行運動分析和負載分析。 2.1、負載與運動分析 停 留 快 退 快進 慢 進 根據(jù)各執(zhí)行在一個工作循環(huán)內(nèi)各階段的速度，繪制其循環(huán)圖，如下圖所示： 2.2、負載動力分析 動力分析就是研究機器在工作中其執(zhí)行機構的受力情況。 （1）工作負載 （2） 摩擦負載 由于工件為垂直起升，所以垂直作用于導軌的載荷可由其間隙和機構尺寸求得 ,取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1則有 靜摩擦負載 動摩擦負載 （3）慣性負載 慣性負載為運動部件在起動和制動的過程中可按 G---運動部件的重量（N） g---重力加速度， △v---速度變化值（） △t---起動或制動時間（s） 加速 減速 制動 反向加速 反向制動 根據(jù)以上的計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統(tǒng)中應設置平衡回路。因此在對快速向下運動的負載分析時，就不考慮滑臺2的重量。則液壓缸各階段中的負載如表1所示（） 表1 液壓缸各階段中的負載 工 況 計算公式 總負載F/N 缸推力F/N 啟 動 6033.94 6630.70 加 速 6072.02 6672.55 快 上 6016.97 6612.05 減 速 5971.71 6562.32 慢 上 6016.97 6612.05 制 動 6007.18 6601.30 反向加速 84.25 92.58 快 下 16.97 18.65 制 動 -50.31 -55.29 2.3．負載圖和速度圖的繪制 按照前面的負載分析結果及已知的速度要求、行程限制等，繪制出負載圖及速度圖如圖2所示。 三、設計方案擬定 3.1．液壓系統(tǒng)圖的擬定 液壓系統(tǒng)圖的擬定，主要是考慮以下幾個方面的問題： (1) 供油方式 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需的流量較小，因此從提高系統(tǒng)的效率，節(jié)省能源的角度考慮，采用單個定量泵的供油方式顯然是不適合的，宜選用雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源。 (2) 調(diào)速回路 由工況可知可知，該系統(tǒng)在慢速時速度需要調(diào)節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度需要調(diào)節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，所以采用調(diào)速閥的回油節(jié)流調(diào)速回路。 (3) 速度換接回路 由于快上和滿上之間速度需要換接，但對換接到位置要求不高，所以采用由行程開關發(fā)訊控制二位二通電磁閥來實現(xiàn)速度的換接。 (4) 平衡及鎖緊 為防止在上端停留時重物下落和在停留期間內(nèi)保持重物的位置，特在液壓缸的下腔(無桿腔)進油路上設置了液控單向閥；另一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響，設置了一單向背壓閥。 （5）本液壓系統(tǒng)的換向采用三位四通Y型中位機能的電磁換向閥，下圖 為擬定的液壓系統(tǒng)原理圖。 3.2 液壓系統(tǒng)原理圖： 3.3． 液壓缸的設計 3．1液壓缸的分類機組成 液壓缸按其結構形式，可以分為活塞缸、柱塞缸、和擺動缸三類?；钊缀椭麆倢崿F(xiàn)往復運動，輸出推力和速度。擺動缸則能實現(xiàn)小于的往復擺動，輸出轉(zhuǎn)矩和角速度。液壓缸除單個使用外，還可以幾個組合起來和其他機構組合起來，在特殊場合使用，已實現(xiàn)特殊的功能。 液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置，以及排氣裝置五個部分。 3．2液壓缸的主要參數(shù)設計（后續(xù)計算） 3．3液壓缸的結構設計 1）缸體與缸蓋的連接形式 常用的連接方式法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內(nèi)半環(huán)連接，其形式與工作壓力、缸體材料、工作條件有關。 2）活塞桿與活塞的連接結構 常見的連接形式有：整體式結構和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。 3）活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵、鎖緊裝置等。 4）活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據(jù)密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。常見的密封圈類型：O型圈，O型圈加擋圈，高底唇Y型圈，Y型圈，奧米加型等。 5）液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質(zhì)量大，運動速度較高，則在達到行程終點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋產(chǎn)生機械碰撞。為防止此現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝置有環(huán)狀間隙節(jié)流緩沖裝置，三角槽式節(jié)流緩沖裝置，可調(diào)緩沖裝置。 6）液壓缸排氣裝置 對于速度穩(wěn)定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣裝置。 3．4液壓缸設計需要注意的事項 1）盡量使液壓缸有不同情況下有不同情況，活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負載。 2）考慮到液壓缸有不同行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題，缸內(nèi)如無緩沖裝置和排氣裝置，系統(tǒng)中需有相應措施。 3）根據(jù)主機的工作要求和結構設計要求，正確確定液壓缸的安裝、固定方式，但液壓缸只能一端定位。 4）液壓缸各部分的結構需根據(jù)推薦結構形式和設計標準比較，盡可能做到簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。 3．5液壓缸主要零件的材料和技術要求 1）缸體 材料---灰鑄鐵: HT200,HT350;鑄鋼：ZG25,ZG45 粗糙度---液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為 技術要求：a內(nèi)徑用H8-H9的配合 b缸體與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度 2）活塞 材料---灰鑄鐵：HT150,HT200 粗糙度---活塞外圓柱粗糙度 技術要求：活塞外徑用橡膠密封即可取f7~f9的配合，內(nèi)孔與活塞桿的配合可取H8。 3）活塞桿 材料---實心：35鋼，45鋼；空心：35鋼，45鋼無縫鋼管 粗糙度---桿外圓柱粗糙度為 技術要求：a調(diào)質(zhì)20～25HRC b活塞與導向套用的配合，與活塞的連接可用 4）缸蓋 材料---35鋼，45鋼；作導向時用（耐磨）鑄鐵 粗糙度---導向表面粗糙度為 技術要求：同軸度不大于 5）導向套 材料---青銅，球墨鑄鐵 粗糙度---導向表面粗糙度為 技術要求：a導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%~80% b外徑D內(nèi)孔的同軸度不大于內(nèi)孔公差之半 四、主要參數(shù)的計算 液壓缸工作壓力主要根據(jù)運動循環(huán)各階段的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮一下因素： （1）各類設備的不同特點和使用場合 （2）考慮經(jīng)濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重，壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的制造精度，密封性能要求高。 4.1．初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)分析此設備的負載不大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為2.0MPa。 4.2．計算液壓缸的主要尺寸 式中； F---液壓缸上的外負載 p---液壓缸的有效工作壓力 A---所求液壓缸有有效工作面積 按標準?。? 根據(jù)快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： 按標準取。 則液壓缸的有效作用面積為： 無桿腔面積 有桿腔面積 4.3．活塞桿穩(wěn)定性校核 因為活塞桿總行程為，而活塞桿直徑為，,需進行穩(wěn)定性校核，由材料力學中的有關公式，根據(jù)該液壓缸一端支承一端鉸接取末端系數(shù)，活塞桿材料用普通碳鋼則：材料強度實驗值，系數(shù)，柔性系數(shù)， ，因為 ，所以有其臨界載荷 取其安全系數(shù)時 所以，滿足穩(wěn)定性條件。 4.4．計算循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力，流量和功率 （1）求液壓缸的最大流量 （2）繪制工況圖 工作循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力、流量和功率如表2所示。 表2 液壓缸各工作階段的壓力流量和功率 工 況 壓力 流量 功率 快 上 1.93 8.42 270.84 慢 上 1.93 1.50 48.25 快 下 0.0065 8.67 0.94 由表2可繪制出液壓缸的工況圖，如圖3所示： 五、液壓元件的選用 5.1確定液壓泵的型號及電動機功率 液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為，由于該系統(tǒng)比較簡單，所以取其壓力損失，所以液壓泵的工作壓力為 兩個液壓泵同時向系統(tǒng)供油時，若回路中泄漏按10％計算，則兩個泵的總流量應為，由于溢流閥最小穩(wěn)定流量為，而工進時液壓缸所需流量為，所以。高壓泵的輸出流量不得少于。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產(chǎn)品目錄，選用型的雙聯(lián)片泵，其額定壓力為，容積效率，總效率，所以驅(qū)動該泵的電動機的功率可由泵的工作壓力（）和輸出流量（當電動機轉(zhuǎn)速為）求出 查電動機產(chǎn)品目錄，擬定選用電動機的型號為Y90S-6,功率為750W，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。 5.2選擇閥類元件及輔助元件 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格如下 序 號 名 稱 通過流量 型號及規(guī)格 1 濾油器 11.47 XLX-06-80 2 雙聯(lián)葉片泵 9.75 YB1-6.3/6.3 3 單向閥 4.875 I-10B 4 外控順序閥 4.875 XY-B10B 5 溢流閥 3.375 PB-10B 6 三位四通電磁換向閥 9.75 7 單向順序閥 11.57 XI-B10B 8 液控單向閥 11.57 IY-25B 9 二位二通電磁換向閥 8.21 10 單向調(diào)速閥 9.75 QI-10B 11 壓力表 Y—100T 12 壓力表開關 K-3B 13 電動機 Y90S-6 油管：油管內(nèi)徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算。在本題中采用內(nèi)徑為8mm，外徑為10mm的紫銅管 油箱：油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計算，取其體積 ,即V=70L 3.單向閥 I-10B 《液壓元件產(chǎn)品樣本》 上海立新液壓件廠 P150 技術規(guī)格： 型號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 壓力損失（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） I-10B 0.5 63 <2 8 外形尺寸P151 4. 外控順序閥 XY-B10B 《液壓元件產(chǎn)品樣本》 上海立新液壓件廠 P30 技術規(guī)格： 型號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） 閥徑（mm） XY-B10B 1.5 3～25 8 12 外形尺寸構P31 5.溢流閥 PB-10B 《液壓元件產(chǎn)品樣本》 上海立新液壓件廠 P9 技術規(guī)格： 型號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） 閥徑（mm） PB-10B 1.5 3～25 8 12 外形尺寸P10 6 三位四通電磁換向閥 P80 型號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 壓力損失（㎏/㎜） 泄漏（ml /min） 接口尺寸（mm） 3.5 63 <2.5 <2.5 8 外形尺寸P87 7 單向順序閥 XI-B10B P25 技術規(guī)格： 型 號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） 閥徑（mm） XI-B10B 1.5 3～25 8 12 外形尺寸P26 8液控單向閥 IY-25B P153 技術規(guī)格： 型 號 重量（㎏） 壓力（㎏/㎜） 壓力損失（㎏/㎜） 控制壓力（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） IY-25B 2.2 63 <2 約小于主壓力30% 12 外形尺寸P154 9 二位二通電磁換向閥 P67 技術規(guī)格： 型 號 壓力（㎏/㎜） 壓力損失（㎏/㎜） 泄漏（ml /min） 接口尺寸（mm） 閥徑（mm） 63 <1 <15 8 12 外形尺寸P68 10單向調(diào)速閥 QI-10B P52 技術規(guī)格： 型 號 工作壓力（㎏/㎜） 經(jīng)節(jié)流閥壓力損失（㎏/㎜） 經(jīng)單向閥壓力損失（㎏/㎜） 接口尺寸（mm） QI-10B 5～63 <3 <2 8 外形尺寸 P53 11 壓力表Y—100T Y 彈簧壓力表 100 壓力表直徑mm T 徑向有邊 12壓力表開關 K-3B 13電動機 Y90S-6 額定功率 轉(zhuǎn)速 電流 效率 功率因數(shù) 轉(zhuǎn)動慣量 質(zhì)量 0.75 kw 910r/min 2.25A 72.5 0.70 0.029 23kg 《機械設計通用手冊》 張展 5.3液壓系統(tǒng)原理圖上部分閥類功能 1.溢流閥結構原理及應用 （1）結構原理： 圖1是DBD型直動式溢流閥的結構原理圖。進油口的壓力油通過阻尼活塞作用在其底部，形成了一個與彈簧力相抗衡的液壓力。當此液壓力小于調(diào)壓彈簧的彈簧力時，錐閥關閉，此閥不起調(diào)壓作用。隨著進油口壓力的不斷提高。當液壓力大于彈簧力時，錐閥開啟，多余的油液溢回油箱，使進油口壓力穩(wěn)定在調(diào)定值上。 直動式溢流閥結構原理圖 （2）應用： 1）起安全閥作用（防止液壓系統(tǒng)過載）溢流閥起安全閥作用時，是為了限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，以保證系統(tǒng)的安全 2）起溢流閥作用（維持液壓系統(tǒng)壓力恒定）在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，溢流閥在正常工作時為常開，通過溢流將多余油液排回油箱而維持液壓系統(tǒng)壓力基本恒定。 3）使液壓系統(tǒng)卸荷 先導式溢流閥的遠程控制口通油箱，就可以利用溢流閥使系統(tǒng)卸荷。 4）遠程調(diào)壓 在先導式溢流閥的遠程控制口上接遠程調(diào)壓閥，能實現(xiàn)遠程調(diào)壓。 2.順序閥 （1）結構原理：按工作原理和結構，順序閥分直動式和先導式兩類；按壓力控制方式， 順序閥有內(nèi)控和外控之分。 在順序閥中裝有單向閥，能通過反向液流的復合閥稱為單向順序閥。一般說來，這種閥使用較多。 順序閥原理圖 （2）應用：順序閥的基本功能是控制多個執(zhí)行元件的順序動作，根據(jù)其功能的不同， 分別稱為順序閥、背壓閥、卸荷閥和平衡閥。 3.調(diào)速閥 （1）結構原理： 調(diào)速閥是進行了壓力補償?shù)墓?jié)流閥。它由定差減壓閥和節(jié)流閥串聯(lián)而成。 ?。?）應用：　節(jié)流閥前、后的壓力分別引到減壓閥閥芯右、左兩端，當負載壓力增大，于是作用在減壓閥芯左端的液壓力增大閥芯右移，減壓口加大，壓降減小，從而使節(jié)流閥的壓差（p2-p3）保持不變；反之亦然。這樣就是調(diào)速閥的流量恒定不變（不受負載影響）。 　　調(diào)速閥也可以設計成先節(jié)流后減壓的結構。 4.雙作用葉片泵 ?。?）結構原理及功用：　單作用：葉片是鑲嵌在槽里的，可以自由滑動，當旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生時，葉片在離心作用下甩到泵殼上，葉片泵是容積泵，相鄰的兩個葉片運動到下邊時與泵殼和轉(zhuǎn)子封閉的容積最小，在上邊時最大，當轉(zhuǎn)子順時針轉(zhuǎn)動時，相鄰兩葉片經(jīng)歷從最下邊到最上邊的過程就是容積增大過程，所以吸油（從第四象限到第二象限）；從最上到最下是容積減小過程，所以壓油（從第二到第四象限）。 　　雙作用：當電機帶動轉(zhuǎn)子沿轉(zhuǎn)動時，葉片在離心力和葉片底部壓力油的雙重作用下向外伸出，其頂部緊貼在定子內(nèi)表面上。處于四段同心圓弧上的四個葉片分別與轉(zhuǎn)子外表面、定子內(nèi)表面及兩個配流盤組成四個密封工作油腔。這些油腔隨著轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動，密封工作油腔產(chǎn)生由小到大或由大到小的變化，可以通過配流盤的吸油窗口（與吸油口相連）或排油窗口（與排油口相連）將油液吸入或壓出。 　　在轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)過程中，每個工作油腔完成兩次吸油和壓油，所以稱為雙作用式葉片泵，由于高低壓腔相互對稱對稱，軸受力平衡，為卸荷式。 5.濾油器 （1）結構原理：過濾油的儀器。按濾芯的材料和結構形式，濾油器可分為網(wǎng)式、線隙式，紙質(zhì)濾芯式、燒結式濾油器及磁性濾油器等。按濾油器安放的位置不同，還可以分為吸濾器，壓濾器和回油濾油器，考慮到泵的自吸性能，吸油濾油器多為粗濾器。 變換閥心在閥體內(nèi)的相對工作位置，使閥體各油口連通或斷開，從而控制液壓執(zhí)行元件（如液壓桿、液壓馬達）的換向或啟停。 （2）應用：電磁換向閥：利用電磁鐵的通、斷電而直接推動閥芯來控制油口的連通狀態(tài)。電磁換向閥起先導作用，它可以改變控制液流的方向，從而改變液動換向閥的位置。由于操縱液動換向閥的液壓推力可以很大，所以主閥可以做得很大，允許有較大的流量通過。這樣用較小的電磁鐵就能控制較大的液流。 六、液壓系統(tǒng)的性能驗算 6.1． 壓力損失及調(diào)定壓力的確定 根據(jù)計算慢上時管道內(nèi)的油液流動速度約,通過的流量為,數(shù)值較小，主要壓力損失為調(diào)速閥兩端的壓降；此時功率損失最大；而在快下時滑臺及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統(tǒng)工作壓力很低，所以不必驗算，因而必須以快進位依據(jù)來計算卸荷和溢流閥的調(diào)定壓力，由于供油流量的變化，其快上時液壓缸的速度為 此時油液在進油液在進油管的流速為 1 沿程壓力損失 首先要判別管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用N32液壓油。室溫為20度時，所以有： ， 管中為層流，則阻力損失系數(shù)，若取進、回油管長度均為2m，油液的密度為 ，則其進油路上的沿程壓力損失為 ⑵ 局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為和，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失 因為GE系列10mm通經(jīng)的閥的額定流量為63L/min，疊加閥10mm通經(jīng)系列的額定流量為40L/min，而在本例中通過每一個閥的最大流量僅為9.75L/min，所以通過整個閥的壓力損失很小，且可以忽略不計。 同理，快上時回油路上的流量，則回油路油管中的流速。由此可計算出 (層流)，所以回油路上的沿程壓力損失為 ： ⑶總壓力損失 由上面的計算所得可求出 原設，這與計算結果略有差異，應用計算出的結果來確定系統(tǒng)中壓力閥的調(diào)定值。 ⑷壓力閥的調(diào)定值 雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應該滿足快進的要求，保證雙泵同向系統(tǒng)供油，因而卸荷閥的調(diào)定值應略大于快進時泵的供油壓力 所以卸荷閥的調(diào)壓壓力應取2.6Mpa為宜。 溢流閥的調(diào)定壓力應大于卸荷閥調(diào)定壓力0.3-0.5Mpa，所以取溢流閥調(diào)定壓力為3.0Mpa 背壓閥的調(diào)定壓力以平衡滑臺自重為根據(jù)，即 ，取。 6.2.驗算系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 根據(jù)以上的計算可知，在快上時電動機的輸入功率為；慢上時的電動機輸入功率為；而快上時其有用功率為；滿上時的有用功率為；所以慢上時的功率損失為276.75W略大于快上時的功率損失249.7W，現(xiàn)以較大的值來校核其熱平衡，求出發(fā)熱溫升。 設油箱的三個邊長在1：1：1~1：2：3范圍內(nèi)，則散熱面積為，假設通風良好，取，所以油液的溫升為。 室溫為，熱平衡溫度為，沒有超出允許范圍。 七、小結 在鄔老師的指導下，經(jīng)過一周的努力，我的《液壓與氣壓傳動》課程設計總算有了成果。通過此次課程設計，我再一次系統(tǒng)性的學習了《液壓與氣壓傳動》的相關知識，受益匪淺。 課程設計我們已經(jīng)做過很多次了，通過這次課程設計，讓我們每一個人都再一次體驗了課程設計的基本模式和相關流程。這次課程設計中，我向往常一樣根據(jù)老師所給的題目去構思，收集整理設計中所需要的資料。因為臨近研究生入學考試，我不得不抓緊每一秒，以騰出更多的時間復習備考。收集完資料，我便開始爭分奪秒的演算相關數(shù)據(jù)，和在參考書上尋找相關資料。這個艱辛的過程使我真正的嘗試到了設計工作的的辛酸。 課程設計時一個實踐的過程，它使我們更好的將理論知識與實際設計相結合，真正做到了理論聯(lián)系實際，并且學會了如何綜合運用做學過的知識。這也算是溫習所學知識，使知識點牢固于心。同時，在設計過程中，我的word輸入、排版技巧，手工制圖水平也有所提高。 八、參考文獻 【1】左健民.液壓與氣壓傳動 北京：機械工業(yè)出版社 2007.5 【2】楊培元 朱福元.液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 北京：機械工業(yè)出版社1999.12