三种液压传动系统的设计。

系 部:

专 业: 班 级: 姓 名: 学 号: 指导 老师: 完成 日期:

CB3450-1型转塔车床液压系统设计计算

1. CB3450-1型转塔车床液压系统的任务和性能要求 CB3450-1型转塔车床为程序控制半自动组合式车床.他适合于加工各种盘类,套类零件.他工艺范围广,能进行外圆, 内孔, 外端面,内端面, 锥面, 倒角, 切槽, 切断, 钻孔, 扩孔, 铰孔及成形表面等粗, 半精和精加工.它的加工精度为2级,车削光洁度▽6.要求机床运动平稳,能无级调速,自动化程度,效率高,系统发热少.机床的主要参数如表

新疆工业高等专科学校机械工程系

14-8所示,他能完成表14-9中的所有工作循环.

为了高效率自动地完成上述任务,机床采用机,电,液联合控制.主轴运动采用双速电机和液压离合器,能变换四种转速. 工件的加紧, 主轴制动, 前后刀架及转塔均采取液压传动.

表14-8 机床主要参数 项 目 加工最大棒料直径 直达加工直径 横向最大行程 纵向最大行程 快速进退速度 横向 工进速度 纵向 主要技术参数 40mm 200mm 100mm 60mm 4m/min 8~180mm/min 12~180mm/min 100mm 8mm 4m/min 8~200mm/min 350mm 0.25mm 3~3.5m/’min 8~500mm/min 40~1100r/min(12级) 5~6.5Kw n=400r/min n=800r/min 前 刀 架 (水平) 后刀架 ( 倾斜30°) 转塔刀架 主运动

横向最大行程 让刀最大行程 快速进退速度 切断面速度 纵向最大行程 刀架微抬 快速进退 工进速度 主轴转速范围 主电动机功率 表14-9 机床的工作循环

新疆工业高等专科学校机械工程系

切 外 圆 工 进 钻让 扩刀 快 退 饺 孔 纵 工 进 纵快进 横 横 快 快 镗 退 纵 快 退 进 切 纵横快退 孔 断横工进 面 横快进 纵快进 切内端面 横 纵 快 进 工 横 进 横 快 合成快退 快 进 退 加工成形表面 工 进 快进 快 退

切 横 槽 横工进 快 横快进 进 横 横 快 工 退 纵 快 退 进 纵 快 进 切内沟造 纵 快 进 横 横 工 横 纵 快 退 快 进 快 快 退 退 快 退 让 刀 工 进 快 进 纵 快 退

横 横

快 快

退 纵工进 纵快进 退

纵向快退

退 进 刀 刀

仿形进给

新疆工业高等专科学校机械工程系

图14-2 前刀架液压原理图

2．液压系统原理图的拟定 CB3450—1 型转塔车床液压系统原理图与

第十三章§1CB3463型转塔车床大致相同，只是前刀架的回路有所区别。CB3450—1型转塔车床前刀架液压原理图如图14—2所示。纵进液压缸的控制回路与CB3463型的回路完全相同，仅仅改变了横进液压缸的回路控制。横进液压缸由三位四通电磁阀D2控制进退手动转阀D1可以改变刀架的横向正切和反切。正切外端面或外表面沟槽时，转阀D1在B位置上，电磁阀D4处于断电状态。快进时液压无活塞杆腔进油，此时为快速进给，当压下行程阀D5时，改为工作进给，回油经单向调速阀Q2进和工作进给的速度换接，通过单向调速阀Q2调节工进速度。

3．工作情况分析（1）前后刀架及转塔刀架最大切削力的计算 表14—10列

出了前后刀架及转塔刀架的切削要素和有关参数，并且计算出它们的最大切削力F。前后刀架的最大切削力为切向切削力FZ，根据转塔车床多刀加工和刀具形状复杂的特点，他们的轴向切削力FX和经向切 削力FY分别取 PX=0.5PZ=2940N PY=0.5PZ=2940N

表14—10 切削要素

新疆工业高等专科学校机械工程系

刀架 前 （后） 转塔

刀具 T5 Φ45麻花钻 W18Cr4V V（m/min） 70 S (mm/min) 0.4 t (mm) 8 P (N) FZ=5880 Fqr=9800 工件材料 钢 件 σb= 7.35MPa 钢 件 σb= 7.35 MPa 0.2 （2）前刀架在矩形—V形导轨上滑动，纵向液压缸力的计算 结果如表14—11所示。图14—3是根据计算结果绘制的负载—速度—行程图 。

表14—11

名 称 导轨摩擦力 惯性力 前刀架纵缸力的计算 项 目 启动时 快速时 工进时 启动与停止惯性力 快进时 背压力 快退时 工进时 密封力 加速时 液压缸牵引力 快进时 工进时 反向启动 反向快退 制动时 Fbk= Pbk . π/4D Fbh=Pbh . π/4(D2-d2) Fmi =0.1∑F Fj= Fgq+ Fmq+Fmi+ Fbk Fk= Fmk+ Fmi+Fbk Fh=Fx+ Fmh+ Fmi+ Fbh Fq'= Fgq+ Fmq+ Fmi+F'bk Fk''= Fmk+ Fmi+ F'bk Fq=Fq' '2计 算 公 式 Fmq =3/5Gf+2/5Gf/sinα/2 Fmk=3/5Gf+2/5Gf/sinα/2 Fmh=∑F. f Fgq =Fgz=G./g . ∆V/∆t Fbk= Pbk . π/4(D2-d2) 已 知 数 据 f=0.15; G=980N; α=90º f=0.07 f=0.1; ∑F=8330N 启动 0~4m/min 制动 4~0 m/min ∆t=0.15S 液压缸直径D=70mm 活塞杆直径 d=25mm 快速时背压pbk=0.5 MPa 工进时背压pbk=0.4 MPa 液压缸外负载∑F= Fx+Fm =2940+833 结果（N） 171.4 80 833 44.7 1677.9 1923.3 1342.4 377.3 2271.3 2135.2 5492.7 2516.7 2830.6 2516.7

（3）前刀架横向液压缸力的计算 前刀架横向液压缸除了刀架重量比纵向液压缸重量轻，而且采用燕尾形导轨外，其他参数如导轨摩擦系数，起动，制动时间，背压等均与纵向液压缸相同。它的力的计算结果如表14—12所示。图14—4是根据计算结果绘制的负载—速度—行程图。

新疆工业高等专科学校机械工程系

图14—3 纵向液压缸负载，速度—行程循环图 图14—4 横向液压缸负载速度—行程 循环图

表14—12 前刀架横缸力的计算

名 称 项 目 启动时 导轨摩擦力 工进时 快速时 计 算 公 式 Fmg=G f Fmk= G f 作用在导轨上除有FZ ，FX ，FY ，F外，尚有FZ ，FX ，FY引起的附加扭矩，这些力在导轨上产生的支反力，将其合成可得：Fmh=∑F.f 惯性力 背压力 工进时 密封力 加速时 快进时 Fbh=Pbh . π/4D2- Fmi =0.1∑F Fj= Fgq+ Fmq+ Fmi+ Fbk Fk= Fmk+ Fmi+ Fbk 快退时 F'bk= Pbk . π/4(D2-d2) 启动与停止 快进时 Fgq =Fgz=G./g . ∆V/∆t Fbk= Pbk . π/4D2 ∆V=4m/min ∆t=0.15s 液压缸直径D=70mm 活塞杆直径 d=30mm 快速时背压Pbk=0.5 MPa 工进时背压Pbk=0.4 MPa ∑F= Fx+Fm=2940+1323 13.5 1923.3 1570 1538.6 426.3 2407.2 2370.2 ∑F=13230N; f=0.1 1323 已 知 数 据 G=294N; f=0.15 f=0.07 结果（N） 44.1 20.6 新疆工业高等专科学校机械工程系

液压缸牵引力 工进时 反向启动 反向快退 制动时 Fh=Fx +Fmh+ Fmi+ Fbh F'q= Fgq+ Fmq+ Fmi+ F'bk F'k= Fmk+ Fmi+ F'bk Fq=F'q 6227.9 2053.9 2016.9 2053.9

（4）后刀架力的计算与前刀架相同（此处从略）

（5）转塔刀架力的计算 转塔刀架包括进给液压缸，转位液压缸，抬起液压缸。转塔进给液压缸力的计算如表14—13所示。图14—5是根据计算结果绘制的负载—速度—行程图。

表14—13 转塔刀架力的计算 名 称 项 目 启动时 导轨摩擦力 工进时 快速时 计 算 公 式 Fmq=G f Fmk= G f 作用在导轨上除有FZ ，FX ，FY ，G外，尚有FZ ，FX ，FY引起的附加扭矩，这些力在导轨上产生的支反力，将其合成可得：Fmh=∑F.f 惯性力 启动与停止 快进时 背压力 快退时 工进时 密封力 液压缸牵引力 加速时 快进时 工进时 反向启动 反向快退 制动时 Fgq =Fgz=G./g . ∆V/∆t Fbk= Pbk . π/4D2 F'bk= Pbk . π/4(D2-d2) Fbh= Pbk . π/4D2- Fmi =0.1∑F Fj= Fgq+ Fmq+ Fmi+ Fbk Fk=Fmk+ Fmi+ Fbk Fh= Fqr + Fmh+ Fmi+ Fbh F'q= Fgq+ Fmq+ Fmi+F'bk F'k= Fmk+ Fmi+ F'bk Fq=F'q 式中Fqr为切削力 快速进退速度2.5~3m/min ∆t=0.25s 液压缸直径D=100mm 活塞杆直径 d=35mm 快速时背压Pbk=0.3 MPa 工进时背压Pbk=0.4 MPa ∑F=Fqr+Fm=9800+833 54 2355 2066.5 3140 1063.3 3935 3634.2 14051.3 3646.5 3345.7 3646.5 f=0.1; ∑F=8330N 833 已 知 数 据 G=2646N; f=0.15; α=90º f=0.07 结果（N） 462.7 215.9

新疆工业高等专科学校机械工程系

图14—5转塔刀架负载速度—行程循环图

转塔刀架的辅助运动力和速度的情况如图14—14所示。为了保证镗孔和精车外圆退刀时刀尖不划伤已加工的表面，用三根压簧使刀台产生0.25mm 为抬量，弹 簧所产生的微抬量力为8134N，为保证加工过程不使刀台转动，估计需压紧力为24500N，因此刀台需总压下力为32634N。转塔抬起部分重量为980N，抬起量为3.0mm，估计抬起量力为4214N。

（6）工件夹紧液压缸，离合器液压缸和制动液压缸力的计算比较简单（此处从略）。

4．液压缸的计算 从以上工作情况分析中我们已经计算出各液压缸的最大出力如果液压泵预选工作压力为196×102Mpa，并且取D≈2d（D为液压缸直径，d为活塞杠直径），就可以分别计算液压缸的尺寸，然后圆为整数，按标准系类尺寸取值，可以得到表14—15 所列得数值。

前刀架纵向液压缸工进时由活塞肝腔排油，此时回油流量最小，为了保证工作运动稳定，必须校验调速阀的最小稳定流量。如表14—8所示，纵向进给的最底工作速度为12 mm/min，那么，它的最小流量Qmin为

新疆工业高等专科学校机械工程系

Qmin=1.2× π/4 (D2-d2) = 1.2×33.6= 40.3 cm2/min

如果取最小稳定流量为40 cm2/min的调速阀即可满足系统要求。 根据已定的液压缸尺寸D，d，工作出力P和给定的运动速度V，计算出所需要的夜压力P和流量Q，然后根据表14—16中的计算结果，绘出压力，流量—行程图（图14—6）。

5．液压泵参数的确定 根据表14—16中计算结果和图14—6压力流量行程图可以看出：Qmax=20.7L/min，Pmax=1.74MPa，如果取系统的压力损失∑∆P为0.098 Mpa则

Pb ≥Pmax + ∑∆P = 1.74+0.098 = 1.84 MPa

圆整后取2MPa

如果考虑泄露和溢流系数K植取1.25，那么，液压泵的流量可取 Qb ≥ K 。Qmax= 1.25×20.7= 25.9 L/min

由于叶片泵比齿轮泵工作平稳，根据计算结果，可以选择公称压力为0.4 MPa，

流量为40L/min的叶片泵YB—40，工作时调整压力为2 Mpa。

因为此系统消耗功率不太大，故没有绘制功率循环图，在计算液压泵电机的工率时，按最大压力和流量计算，即

表14—14 转塔刀架辅助液压缸力的选定 状 态 项目 力（N） 速度（m/min） 时间（s） 压 下 32634 0.3 0.4 抬起 4214 0.15 0.8 转位 4214 2.0 2.0

新疆工业高等专科学校机械工程系

表14—15 液 压 缸 尺 寸

刀架 前 液压缸 横向 纵向 横向 让刀 进给 转 塔 刀台抬起 刀台转位 工作卡紧 主轴制动 牵引力（KN） 6.3 5.5 6.3 14.1 32.6（压下）/4.2(抬起) 4.2（转位）/0.3（复位） D（mm） 70 70 70 55 100 180 55 160 30 d (mm) 30 25 30 25 35 55(夹杆)/160(抬杆) 25 75 15 π/4D2（cm2） 38.5 38.5 38.5 23.7 78.5 254.3 23.7 201 7.1 π/4(D2-d2) (cm2) 31.4 33.6 31.4 68.9 230.6（压）/53.4（抬） 23.7/19 后 表14—16 P, Q 值 刀架 液压缸 项目 F（N） 2407.2 加速 前 刀 架 刀架 转 塔 刀 架

横向 快进 工进 反向启动 反向快退 制动 加速 纵向 快进 工进 反向启动 反向快退 制动 液压缸 项目 加速 进给 快进 工进 反向启动 反向快退 制动 刀台 转位 压紧 抬起 转位 复位 2135.2 5492.7 2053.9 2016.9 2053.9 2271.3 2135.2 5492.7 2516.7 2830.6 2516.7 A（cm2） 31.4 31.4 31.4 38.5 38.5 38.5 38.5 38.5 38.5 33.6 33.6 33.6 P (MPa) 0.77 0.68 1.74 0.53 0.52 0.53 0.6 0.55 1.42 0.75 0.84 0.75 p (Mpa) 0.5 0.46 1.73 0.53 0.48 0.53 1.43 0.79 1.78 0.15 V(cm/min) 400 18 400 400 18 400 V(cm/min) 250 50 300 30 15 200 200 Q (L/min) 12.5 0.57 15.4 15.4 0.69 13.4 Q (L/min) 20 4 20.7 6.9 0.8 4.7 3.8 P（N） 3935 3634.2 14051.3 3646.5 3345.7 3646.5 32634 4214 4214 A（cm2） 78.5 78.5 78.5 68.9 68.9 68.9 230.6 53.4 23.7 19 294 新疆工业高等专科学校机械工程系

图14-6 压力,流量---行程图 NQbpb 612 取 η= 0.75 则

N

取N为1.02 Kw，转速960r/min

6．液压阀参数的选择 液压阀可按计算结果选择流量和压力，由于机床

1.8425.91.02Kw

6120.75新疆工业高等专科学校机械工程系

结构等原因所致，绝大部分选用20.7L/min的液压阀，这样液压缸快速进退时会稍许增加一些压力损失。所有液压阀均采用板式联接。 7．辅助元件的选择和计算

（1）油管尺寸的计算 假设取油管内允许流速为V= 3m/s，则前刀架管路通径为

d4.61Q20.74.6112.1mm V3

取管径为Φ10×Φ21.5的内油胶管。

转塔刀架进给液压缸管径按下式计算

d4.61Q25.94.6113.5mm V3 取管径为Φ15×Φ18的标准管。

其它油管计算方法与此相同。

（2）油箱容量的选择 由于采用定量泵，效率较底，能量损失较大，容易温升，所以取

Q = 6Qb = 6×25.9= 155.4 L/min

式中： Q —— 油箱容量 Qb ———— 液压泵的流量

8．绘制正式液压系统图 通过计算选定各液压元件后，绘制正式液压系统原理图（图14—7），并在图上标明各液压元件的型号规格，列出液压元件明细表。为了说明动作，为电器系统的设计提供方便，还应列出动作循环表。

新疆工业高等专科学校机械工程系

参考文献:

液压与液力传动 人民交通出版社 颜荣庆 主编

液压与气压传动 机械工业出版社 张群生 主编

液压传动系统 机械工业出版社 官忠范 主编

液压传动 中央广播电视大学 薛祖德 主编

新疆工业高等专科学校

课程设计

卧式钻,镗组合机床的动力滑台

液压系统设计

新疆工业高等专科学校机械工程系

系 部:

专 业: 班 级: 姓 名: 学 号: 指导 老师: 完成 日期:

自制一台卧式钻,镗组合机床的动力滑台,其工况要求:

（1）工作性能和动作循环 动力滑台加工铸铁的箱形零件的孔系,要求孔的加工精度为二级,光洁度▽7(精镗)或▽5(粗镗).工作循环为快进、工进、快退原位停止.

（2）动力和运动参数 轴向最大切削力10000N,工作进给速度要求在0.30×10～18×10m/s范围内无级调节,快进和快退的速度均为V1=0.2m/s.导轨型式为平导轨,静、动摩擦系数:f8=0.2、fd=0.2.往返运动的加速、减速时间为0.3s,快进行程L1为0.2m,工进行程L2为0.2m.

（3）自动化程度 采用液压与电气配合,实现工作自动循环.

根据上述工况要求和动力滑台的结构安排,应采用液压缸为执行元件,有液压缸筒与滑台固结完成工作循环,活塞杆固定在床身上.由于要求快进与快退的速度相等,为减少液压泵的供油量,决定采用差动型液压缸,取液压缸前、后腔的有效工作面积比为2:1,活塞杆较粗,结构上可允许油管通过,进、出油管穿过活塞杆,直接使用硬管与 液压装置或液压泵连接.这样就避免了由于较长软管的弹性变形引起动力滑台在转换中产生“前冲”“后坐”现象.使液压缸无杆腔为高压工作腔,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.

按本章前几节设计步骤,分步计算如下:

Ft-3

-3

一、 计算外负载

动力滑台受力情况如图9-12所

FsFfFgv新疆工业高等专科学校机械工程系

1.切削阻力为已知

Ft=12010N 导轨摩擦阻力

2.导轨摩擦阻力由动力滑台颠复力矩产生的,本题忽略颠复力矩的影响. 图 9-12动力滑台受力分析简图

静摩擦阻力

Fts=fsFg=0.2×12010N=24020N 动摩擦阻力

Ffd=fdFg=0.1×12010=12010N 3.惯性阻力

(1)动力滑台快速时惯性阻力Fm动力滑台启动加速、反响启动加速和 快退减速制动的加速度相等,△V=0.2m/s,△t=0.3s,故惯性阻力为

FmFggt120100.21631N

9.80.3(2.动力滑台工进时惯性阻力F′m动力滑台由工进转换到制动是减速,取=15×10-3m/s ，t =0.3s,故惯性阻力为

1201018103123N Fmgt9.80.3'Fg4.重力

由于动力滑台为卧式放置,所以负载不考虑重力.

关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fs的影响,计入液压缸的机械效率中.

根据以上分析,计算各工况负载列表9-10.本机床动力滑台所受负载迹为液压缸所受负载.

表9-10 液压缸在各动作阶段的负载

工 况 计算公式 液压缸负载F 液压缸驱动力 (N) 启 动 加 速 快 进 F=fsFg F=fdFg+Fm F=fdFg 4010 3362 2001 F0=F∕ŋm (N) 4447 3513 2223 新疆工业高等专科学校机械工程系

工 进 制 动 快 退 制 动 F=Ft+fdFg F=fdFg―Fω F=fdFg F=fdFg―F ′14001 1878 2001 640 14223 2086 2223 711 注: 取液压缸机械效率ŋm=0.9.

二，绘制负载图和速度图

根据已给的快进 ，快退，工进的行程和速度，配合表9—10中相应负载的数值，可绘制液压港的F—l与υ—l图，或近似计算快进、工进、快退的时间如下：

快进

2001031s V×10-3 工进 t110.2l1

图9—13液压缸负载图和速度图

（a）F—t图 (b)υ—t图

工进所需最长时间t2max为

t2max工进所需最短时间t2min为

l21min200103667s 30.3010新疆工业高等专科学校机械工程系

l220010311s 31810 t2min快退

2max4001032s t330.2l3配合表9—10中相应负载的数值，可绘制F—t、υ—t图，见图9—13所示。

三、确定液压系统参数 1. 初选液压缸的工作压力

关于组合机床液压系统的工作压力，一般为（30～50）×105Pa(参照表9—3)。初选液压缸工作压力P1=45×105Pa。为防止钻铜孔时动力滑台发生前冲，液压缸回油腔应有背压，背压P2=6×105Pa。假定决进、快退回油压力损失⊿P2=5×105Pа .

2. 计算液压缸尺寸

由于液压缸前，后腔有效面积之比为2:1，则得液压缸无杆腔有效工作面积A1为

A1FO1422333.8104m2 16(P1P2)(45)10522取 A1=33.8×10-4㎡ 故液压缸内径D为

D4A1433.81046.6102m

按表9-4取标准值D=7×102m。示. . 按式（4-7）计算活塞杆直径d为

d=0.7D≈5×10-2m(标准值径) 液压缸尺寸取标准值之后的有效工作面积： 无杆腔面积

3.14(7102)233.5104m2 A144有杆腔面积

A2活塞杆面积

D24(D2d2)18.8104m2

新疆工业高等专科学校机械工程系

A3=A1-A2=15.7×10-4㎡

3.计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、力量和功率。见表9—11，表中F0为液压缸的驱动力，由表9—10查得。

4，绘制液压缸的工况图

根据表9—11，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图。如图9—14所示。

表9—11 各工况所需压力、流量和功率

液 压 缸 工 况 启动 快 Q=A3υ1 P=P1Q 计 算 公 式 F0 (N) 4447 P2 (10Pa) ⊿P2=0 ⊿P2=5 ⊿P2=5 5P1 (105Pa) 22.6 18.3 11.8 Q (10-3㎡/s) 0.3 (24L/min) P (W) P1F0P A3 0.427×103 进 加速 快进 3513 2223 工 进 P1F0P2 A12 14223 6 0.07 42 (4.2L/min) 0.254×103 Q=A1υ2 P=P1Q 启动 加速 快 快退进 制动 FP102P2 A2Q=A1υ2 P=P1Q 4447 2086 2223 5 640 P2=0 21 18.5 0.21 11.7 (0.024L/min) 3.7 0.47×103 注:去工进时的最大速度υ2=20×10-3m/s

新疆工业高等专科学校机械工程系

(a)流量图 (b)压力图

(c)功率图

图9－14 液压缸工况图

四,似定液压系统原理图 1,调速方式的选择

钻、镗组合机床工作时，要求低速运动平稳性好；速度负载特性好，由图9—14可知，液压缸快速和工进时功率都较小，负载变化也较小，因此采用调速阀的进油节流调速回路。为防止工作负载突然消失（钻通孔）引起前冲现象，在回油路上加背压阀。

2.快速回路和速度换接方式的选择

本题已选用差动型液压缸（A1=2A2）实现“快、慢、快”的回路，即采用快进和快退速度相等的差动回路作为快速回路。由于快进转为工进时有平稳性要求，故决定采用行程阀来实现，而工进转快退则利用压力继电器来实现。

综上所述，本系统的主要液压回路为进油节流调速回路与差动回路。为实现这两种回路的要求，可以有多种不同形式的进油节流调速回路与差动回路的组合。下面对图9—15所示（a）、（b）、（c）和（d）四种回路进行分析比较。

新疆工业高等专科学校机械工程系

(a) (b)

新疆工业高等专科学校机械工程系

(c) (d)

图9—15 液压回路图

其中，(a)图所示回路是利用两个二位三通电磁换向阀代替（b）、(c)图中的一个三位五通电磁换向阀。二位换向阀通道简单，压力损失小，而且(a)图比（b）、(c)图少用一个液压顺序阀。

413p31DT1112832DT965p271014p1p2

p1p4p31152

图9-16钻，镗组合机床液压系统图

表9—13 系统工作循环表

电磁铁 动作循环 快 进 工作给进 快 退 停止（或中途停止） 五、选择液压元件，

1DT + + － － 2DT － － ＋ － 行程阀 / 压下 / / 压力继电器 － ＋（工进终了） － － 新疆工业高等专科学校机械工程系

1. 选择液压泵和电机

（1）确定液压泵的工作压力，由图9—14（b）和表9—11可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为42×105本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管路压力损失为8×105Pa，由于采用压力继电器，溢流法的调整压力一般应比系统高压力大5×105Pa故泵的最高工作压力为

PP1=(42+8+5)×105=55×105Pa

这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流法的调整工作压力。 Pn=1.25PP1=1.25×55×105Pa≈68.8×105Pa

大流量泵只只在快速时向液压缸输油，由图9—14(b)可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这是压力油不通过调速阀，进油路较简单，但流经管道合法的有流量较大，取进油路压力损失为5×105Pa,故快退时，甭的最高工作压力为

PPN=(11.7+5)×105=16.7×105Pa

这是大流量泵的最高工作压力，此职是液控顺序阀7和8（见图9—16）调整时的参考数据。

（2）液压泵的流量 由图9—14(a)可知，最大流量在快进时，其值为0.4×10-3m3/s(24L/min).按式（9—13）计算液压泵的最大流量，取K=1.15，得

Q=1.15×0.4×10-3=4.6×10-3m3/s(276L/min)

最小流量在工进时，其值为0.7×10-3 m3/s(42L/min)，为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为0.17×10-3 m3/s（约1 L/min）故小流量泵应取0.094×10-3 m3/s（约5.62 L/min）。

根据一上计算数值，选用公称流量分别为0.15×10-3 m3/s、0.1×10-3 m3/s；公称压力为68.8×105Pa的双联叶片泵。

（3）选择电动机 由图9—14（c）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按式（9—17）计算

PPPPa(Q1Q2)p16.7105(0.10.15)103566W

0.75式中: Q—大泵流量,Q=0.15×10-3 m/s（9L/min）； Q—小泵流量, Q=0.1×10-3 m/s（6L/min） ηP—液压泵总效率，取ηP=075。

根据快退阶段所需功率566W几双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1×103W的标

新疆工业高等专科学校机械工程系

准型号电机

2.元，辅件的选择

根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。由于当前液压行业正在更新各种液压元件，即将生产新高压规格的远见，以取代中、低压液压元件。为此本列题中只列出系统所用远见的名称和技术数据，型号从略（见表9—14）。

3.确定管道尺寸

由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量Q ≈0.5×10-3m3/s(30L/min)，取允许流速υ=0.5 m/s，则住压力油管d用式（9—21）计算

d0.51051.131.1311.3105m （11.3㎜） 54QQ圆整化取d=12㎜。

油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚δ。

选用14×12㎜，10号冷拔无缝钢管。

其他进油管、回油管和吸油管，按元件连接口尺寸决定油管尺寸，测压管选用4×3㎜柴铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。

表9-14所选液压元件的说明

编元件名称 号 1 2 3 4 5 6 叶片泵 叶片泵 三位五通电磁换向阀 单向行程调速阀 溢流阀 背压阀 实际通过流量Q≈4.62 P=63;Q=25；卸荷压力P＜1.5 7 8 液动顺序阀 实际通过流量Q=9（作卸荷阀用） 液动顺序阀 P=3～63;Q=25; 卸荷压力P＜1.5; P=26.8+(5～8) P=26.8 技术数据P—105Pa Q—10-3/60m3/s 双联；P=70;Q=6; 双联；P=70;Q=9; P=63;Q=25; P=63;Q=25;Qmin=0.03;⊿Р=2～3 P=63;Pmin≤4；Q=10卸荷压力P＜1.5 P=63;Q=10背压压力P=6～5; 调整压力 (P×105Pa) P=56.6 P=26.8 新疆工业高等专科学校机械工程系

实际通过流量Q≈4.62 9 10 11 12 13 14 15 单向阀 单向阀 单向阀 单向阀 压力继电器 压力表开关 滤油器 公称流量0.42（≈25L/min） 注；以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。 4.确定油箱容量

中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量Qn的5～7倍，故取油箱容积V为 V=7Qn=7×15×10-3=105×10-3m3(105L)

六、管路系统压力损失的验算

由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为列计算如下：

已知：进油管、回油管长均为L=1.5m，油管内径d=12×10-3m，通过流量Q=0.077×10-3m3/s,选用20号机械油，考虑最低工作温度为15℃，υ=1.5cm2/s.

1. 判断油流类型，利用式（9—24） Re故为层流。

2. 沿程压力损失∑⊿Р1

利用式(9—25)分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。进油路上 P14.31012P=63;Q=25；⊿Р≤2；实际通过流量Q=15 P=63;Q=10；⊿Р≤2；实际通过流量Q=9 P=63;Q=25；⊿Р≤2；实际通过流量Q≈15 P=63;Q=25；⊿Р≤2；实际通过流量Q≈30 P=10～63;反向区间压力调整范围为5～8 P=63；测量6点压力值；实测4压力值 WU-25×180J型；公称通径15×10-3m 1.273Q1.2730.710410455200 3d12101.5lQd41.51.50.0710354.3100.410Pa 41212回油路上，其流量Q=0.0385×10-3m3/s(差动液压缸A1≈2A2),压力损失为

P14.31012lQd41.51.50.03851034.3100.2105Pa 41212新疆工业高等专科学校机械工程系

由于差动液压缸，且A1≈2A2,故回油路的压力损失只有一半折合到进油腔。所以工进时总的沿程损失为

∑⊿Р1=（0.4＋0.5×0.2）×105Pa=0.5×105Pa 局部压力损失∑⊿Р2

由于采用集成块式的液压装置，故只考虑阀类元件和集成内油路的压力损失。 为计算方便，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列表9—15如下：

表9—15发的流量和压力损失

编号 1 2 3 4 5 单向阀9 三位五通电磁换向阀3 单向行程调速阀4 液动顺序阀8 液动顺序阀8 名称 实际通流量 Q×10-3∕60m3/s 4.62 4.62 4.62 2.31 2.31 公称流量 Q×10-3∕60m3/s 25 25 25 25 10 工程压力损失 ⊿Pn×105Pa 2 2 5 1.5(卸荷时压力损失) 6 利用式(9-26)，计算各阀局部压力损失值和∑⊿Рv如下：

4.62212.312154.62P210()210()51.5()68.210Pa v2525225255取油流通过集成块时的压力损失 ⊿РJ=0.3×105 Pa 故工进时总的局部压力损失为

∑⊿Р2=（8.2+0.3）×105=8.5×105 Pa 所以 ∑⊿Р=（0.5+8.5）×105 =9×105 Pa

这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为5×105 Pa），可作为溢流阀调整压力的参考数据。其压力调整值P为 P=∑⊿P+P1+∑⊿P+5×105Pa 式中；P1—液压缸工进时克服外负载所需压力。

P1=F0/A1=15556N/38.5×10-4㎡=40.4×105 Pa

所以 P=(40.4+9+5) ×105 Pa=54.4×105 Pa

这个值比估算的溢流阀调整压力值56.6×105 Pa稍小。因此主油路上的元件和油管直径均可

新疆工业高等专科学校机械工程系

不便。

应该指出，本系统液压缸快退时，由于流量大和液压缸前后腔压力折算的影响，此时管路系统总的压力损失比工进时要大。若工进时外负载较小，则其溢流阀的调整压力就有可能要按快退时所需压力调定。

七、液压系统的发热与温升验算

从图9—13知，本机床的工作时间主要是工进工况。为简化计算，主要考虑工进是的发热，故按工进工况验算系统温升。

1. 液压泵的输入功率

工进时小流量泵的压力Pυ=56.6×105 Pa ，流量QP1=0.1×10-3m3/s，小流量泵功率为 P1式中：ηP—液压泵的总效率。

工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失⊿P=1.5×105 Pa，大流量泵的工作压力PP2=1.5×105 Pa，流量QP2=0.15×10-3m3/s，大流量泵功率P2为 P2 故双联泵的合计输入功率Pi为

Pi=P1+P2=750+26=766W

2.有效功率

工进时，液压缸的负载F=14001N（见表9-10），取工进速度υ=1.65×10-3m/s（0.1m/min），输出功率P0为

P0=Fυ=14001×0.00165=23.4W

3.系统发热功率Ph 系统总的发热功率Ph为

Ph=Pi—P0≈760W

4.散热面积

油箱容积V=105l（105×10-3m3），油箱近似散热面积A为 A=0.065V2=0.065

5.油液温升⊿T

假定采用风冷，取油箱的散热系数CT=23W/m2℃,利用式（9-31）可得油液温升为

PP1QP1P560.1102750W

0.75PP1QP1P1.40.1510226W

0.75新疆工业高等专科学校机械工程系

Ph76019.8C

CTA231.447T设夏天的室温为30℃，则油温为30+19.8=49.8℃，设有超过最高允许油温（50～70℃）。

加工垂直孔和水平孔的专用组合

机床液压系统设计

设计一台加工垂直孔（有数个圆柱孔和圆锥孔）和水平孔（不通孔）的专用组合机床，主机的工况要求：

1. 工作性能和动作循环

立制动力滑台所加工的孔，光洁度和尺寸精度要求较高，换向精度要求也较高，故在滑台行程终点加死挡块停留。为了满足扩锥孔的进给量要求而设计第Ⅱ次慢速工进。其动作循环为快进，第Ⅰ工进，第Ⅱ工进，死档块停留，快退至原位停止。

2. 运动和动力参数（表6-16）

表 6-16

切削力R（公斤力） 移动件重 G（公斤滑台名称 立置滑台 卧置滑台 速度V（米/分） 快速 Ⅰ工进 Ⅱ工进 快进 行程 S （毫米） 1工Ⅰ工进 Ⅱ工进 Ⅱ工启动制动时间⊿t 力） 进 进 快退 1210 255 745 2500 4.6 0.046 0.03 210 36 320 7 0.026 164 50 10 255 203 0.2 0.1

立置滑台宽为320毫米，采用平导轨。卧置滑台宽为200毫米，采用平面和V型（α=90°）导轨组合方式，静摩擦系数U=0.2，动摩擦时U=0.1。

新疆工业高等专科学校机械工程系

3. 自动化程度 工 况 启动加速 Ⅰ工进 Ⅱ工进 反响启动 公 式 FjmaGVgt计 算 FjFa22500(4.60) 9.810.260结果P（公斤力） 195 12100 745 98 PhΙ=RΙ=1210 PhΠ=RΠ=745 PjFaGVgt PhI=RI=12100 PhII=RII=745 PJFa2500(4.60) 9.810.260采用液压与电气配合，实现工作自动循环。为提高生产效率，要求二滑台同时实现工作循环，但要防止相互干扰。

一，确定外负载，作工况循环图

立制动力力滑台外负载计算见表6-17，切削负载图，速度循环图见图6-32，外负载循环图见图6-33。

卧置动力滑台外负载计算见表6-18，切削负载图，速度循环图见图6-34，外负载循环图见图6-35。

表6-17

新疆工业高等专科学校机械工程系

G(0V) gt制动 PjiFaPjiFa22500(04.6) 9.810.260-195 注：1.立置动力滑台的运动部件重量用钢通过滑座顶端的话轮富副重锤平衡，故不计静止状态重量的作用

力；

2.导轨的磨檫力和滑轮副的磨檫咯去不计；

3.第Ⅱ工进的速度很低，故不考虏制动过程的惯性力。

表6-18

工 况 启动加速 快 进 工 进 返向启动 快 退 PjFdFau.公式 GRNGV agtsin2计 算 320132070 PjFdFa0.2129.810.160sin45结果P（公斤力） 115 PhFduGRN asin23201PhFd0.11sin452  39 294 115 6.4 31.6 PhΙ=RΙ=294 PhI= Fd+R=39+255 320132070 PjFdFa0.212sin459.810.160PjFdFau.GRNGVagt sin2 PhΙ=RΙ=6.4 3201PhFd0.112sin45 制 动 PjFdFau.GRNGV agtsin2320132070 PjFdFa0.2129.810.160sin45新疆工业高等专科学校机械工程系

Kgfm/min启动快进I工进II工进Kgf启动快进I工进II工进1210速度循环图（v-s）745切削负载图（R-S）0209242255S1950981951210745209242255(mm)制动4.6P制动快退反向启动退快退反向启动V退Kgfm/min 图6-32 立置滑台切削负载，速度循环图 图 6-33 立置动力滑台外负载循

环

RKgfVm/min启动7255速度循环图（v-s）图

快进工进pKgf启动294快进工进切削负载图（R-S）0.0260164204mmS0739115164S204(mm)7制停制停快退反向启动PKgf退快退反向启动m/minV退图6-34 卧置动力滑台切削负载，速度循环图 图6-35 卧置动力滑台外负载循环图

二，计算油缸尺寸和所需流量

（1）动力滑台油缸的主要尺寸

由表6-17，6-18和负载循环图得知，滑台最大外负载P立=25公斤力/厘米㎡。卧置滑台的外负载较小，取P

卧

=16公斤力/厘米㎡。由于油缸都是差动联接，故

新疆工业高等专科学校机械工程系

A2=1/2A1。油缸采用O形密封圈，运动时⊿Pm =1.5公斤力/厘米㎡。采用回油路调速时，被压力取P2=5公斤力/厘米㎡，由式6-10及6-13得 P1A1-P2A2=P+⊿Pm A1 A1（P1-P2/2-⊿Pm）=P

∴ D立1.12P立12101.128.51厘米

P25251.5PPm122同理得：

D卧1.122945.54厘米

5161.52取D立=85.1毫米；D卧=55.4毫米。

所以d立=0.7D立=0.7×85.1=59.57毫米，取d立60毫米。 d卧=0.7×55.4=38.78毫米，取d卧=40毫米。 （二）动力滑台油缸所需流量

计算油缸主要尺寸后，根据各工作阶段速度一行程循环图便可算得各工作阶段所需流量。立置滑台油缸的流量见表6-19，卧置的见表6-20。 表6-19

工 况 计 算 式 结果（升/分） 备 注 快 进 Q进40d立2 14.1 31472V快46 50 0.2 0.14 14.1 差动联接 Ⅰ工进 Q31485120046 150Ⅱ工进 Q3.148.5120.03 1150快 退 Q3.14(8.51272)4.6 退50表6-20

工 况 计 算 式 无活塞杆腔进油 同 止 有活塞杆腔进油 结果（升/分） 备 注 新疆工业高等专科学校机械工程系

快 进 Qd2卧V3.14426 6 进快5050工 进 Q3.145.5420.026 0.05 I50快 退 Q3.14(5.54242)6 5.54 退50差动联接 无活塞杆腔进油 有活塞杆腔进油 验算立置动力滑台是否能满足最小稳定速度的要求：

由式6-15得知，A应大于或等于Qmin/Vmin。在此取调速阀最小稳定流量为50毫升/分，代入该式得

Qmin5016.7厘米2 Vmin3又 A

4D2Q3.148.51256.8厘米2 由此 Am

Vm4 验算说明能满足油缸最小稳定速度要求。

卧置的验算从略。

三，确定液压系统方案，拟定液压系统图

(一)调速方案

由工况要求所知，执行元件采用油缸实现往复运动：组合机床进给功率较小，同时为了增加进给运动的平稳性，因此采用回油路节流调速方案。为保证切削过程速度稳定，选用调速阀调速。

（二）换向，换节方式

本机床的动力滑台在调整时，需停在任意位置上，故采用三位五通换向阀进行换向。当动力滑台由差动快进换接为工进时，与调速阀并联的二为二通电磁阀关闭，泵压升高，使液控顺序阀逐渐打开，使差动油路断开，油缸回油经调速阀，三位五通电磁阀和液控顺序阀流回油箱。这样可使速度换接平稳。采用回路见图6-36，6-37。

（一） 泵源的选择

工况特点是快速时低压大流量，时间短；工进是中压升秒度小流量，时间长。目前多数采用双联定量叶片泵（图6-38a，b）或限压式变量叶片泵（图6-38c），仅在功率较小时，才用定量泵（图3-38d）。为了减少功率损失，可选用限压式变量叶片泵，快速时全流量供油，

新疆工业高等专科学校机械工程系

工进时限压变量，与油缸所需流量相适应。

快进工进快退

电磁铁 快进 工进 快退 1DT + + - 2DT + - + 3DT - - +

图6-36 卧置滑台液压回路 回路

进快退进快工I进工II电磁铁 快进 Ⅰ工进 Ⅱ工进 快退 1DT + + + - 2DT + - - + 3DT + + - + 4DT - - - + 图6-37 立置滑台液压

新疆工业高等专科学校机械工程系

a)b)c)d) 图6-38 泵源选择

(四)液压系统的组合

立置与卧置滑台的负载不同，速度要求也不同，要保证同时动作，又不相互干扰，两回路组合时，在各自进油油路上串接一个节流阀，变量泵的调节流量应大于两个动力滑台同时快进时通过两个节流阀的流量。

测压点布置在泵源出口和节流阀后，便于调整油泵和液控顺序阀的压力。

本机床液压系统，过滤精度要求不高，故在泵进口处安装网式滤油器即可。

（五）绘制液压系统图

根据上述所选回路液压系统，并绘制液压系统图（如图6-39）。图中附有油缸的工作循环图和电磁铁动作表。

新疆工业高等专科学校机械工程系

快进工进快进工进11工进快退快退KT-10B2DT6DT22D-25B7DTQT-10B1-25B1DT35D-25B3DT22D-25B35D-25B2DTQT-10B22D-25B1-25B1DT3DTp3p1p3YBP-25p1P3p2K-6B

立置滑台电磁铁动作循序表 卧置滑台电磁铁动作循序表

工 况 快 进 Ⅰ工进 Ⅱ工进 停 留 快 退 原 位 4DT + + + + - - 5DT - - - - + - 6DT + - - - + - 7DT + + - - + + 工 况 快 进 工 进 停 留 快 退 原 位 1DT + + + - - 2DT + - - + - 3DT - - - + -

新疆工业高等专科学校机械工程系

6-39 液压系统图

表6-21

工况 油缸压力计算式 外负载Ph（公斤力） 压力值P （公斤力/厘米） 2速 度 V P1 时间 T 行程S 缸 流 量 Q 缸 功 率 N 0.10 说明 ∑⊿P2 =（⊿P1+⊿ P3+2⊿P2）.（12.7/25）2∑⊿P2 ⊿Pm P2 Ph+⊿Pm A1= 快进 P1A1-P2A2 P1=P2-∑⊿P2 0 1.9 1210 6.8 4.9 4.6 2.81 209 14.1 9 1工进 P1=Ph/A1+⊿Pm + A2/A1P2 5 25 36 0.2 0.01 0.046 47.3 0.004 2工进 同上 745 1.5 1.5 5 17 0.03 17 9 0.14 ∑⊿P2=(⊿P1+P2+⊿2快退 ·(⊿Pm+∑⊿P) 0 P1=Ph/A2+A1/A2 2 4.6 3.4 0.14 1.5 7 255 14.1 快进 Ph+⊿PmA1= P1 A1- P2A2 P1= P2-∑⊿P2 39 294 0.5 1.64 7.3 6.8 7 164 6 0.07 P3). (7.5/25) 工进 P1= Ph/A1+⊿Pm +A2/A1 P2 0.5 5 16.8 7 2

50 0.05 0.002 ⊿P2=P2=⊿P1 . (13.4/25) 2

20.026 98 快退 P1=Ph/A1+ A1/A2 .(⊿Pm+∑⊿P2) 39 0.06 0.5 7.5 2

2.04 204 5054 注：1.立置滑台油缸

A2=11.2厘米；

2

A1=56.7厘米，A2=28.3厘米；卧置滑台油缸A1=23.74厘米，

2.快进时为差动联接，回油腔至进油腔的油路上各阀实际通过流量时压力损失

之和为∑⊿P2，其中公称流量下各阀压力损失；三位五通⊿P1=1.5公斤力/厘米，单向阀⊿P3=2公斤力/厘米；差动时回油腔压力为P2=P1+∑⊿P2；

2

2

新疆工业高等专科学校机械工程系

3.工进时，回油腔压力P2只计调速阀的压力损失⊿P4=5公斤力/厘米； 4.启动制动阶段的过程很难确定，故不另外计算，油缸动作时最底摩擦阻力的

压力取⊿Pm=1.5公斤力/厘米。

2

2

计算两动力滑台油缸各工作阶段实际所需压力，流量和功率（见表6-21），并作出工况图（见图6-40）。

四，选定液压元件

（一）选择油泵

由上述计算和工况循环图可知，油缸工作压力最高点是立置滑台油缸I工进阶段。此时，P1=25公斤力/厘米2，泵最高压力应是P

泵

≥P1+⊿P1。

⊿P1为泵至油缸的进油压力损失，由液压系统图6-39所示。由于进油路中元件较少，可取

⊿P1=5公斤力/厘米故 P

P1(kgf/cm2)快进 4.9 10 17 20 25 30泵

2

=30公斤力/厘米2

I工进II工进死挡铁停留快退010 20 30 40 50 60 70 80 90 100t(s)a）立置滑台p-t 工况图新疆工业高等专科学校机械工程系

P2(kgf/cm2)快进 6.4 10 16.2 20 25 30快退010 20 30 40 50 60 70 80 90 100t(s)b)卧置滑台油缸p-t 工况图Q(l/min) 10 20 30010 20 30 40 50 60 70 80 90 100t(s)c)两油缸Q-t 工况图

图6-40 p-t ,Q-t 工况图

泵最大流量是两滑台油缸同时快进时流量之和，考虑总泄露量，则 Q=K(Q立+QW卧)=1.21（14.1+6）=24.32升/分 取泵流量Q=25升/分

由产品样本中查得限压式叶片变量泵规格为YBP-25。 （二）选择电动机

由表6-21计算可知，油缸最大驱动功率在快退工作阶段。此时，卧置 滑台油缸在快退时压力为7.5公斤力/厘米2，又计入进由路上节流阀，换向阀的压力损失

约7～10公斤力/厘米2，若取P泵=15公斤力/厘米2，厕电动机功率

新疆工业高等专科学校机械工程系

N=P泵Q/612η=15×25/612×0.7=0.9千瓦 选用电动机N=1.1千瓦，n=960转/分。 (三) 选择控制阀

根据回路中最高压力和最大通过流量选取控制阀。选用控制阀公称压力均为63公斤

力/厘米2，流量均为25升/分（仅调速阀取（Q－10B），具体规格型号，见压力系统 图6－39。

（四）确定油管尺寸

设油泵吸油管流速V=1.0米/秒；泵出油管流速V=2米/秒；压油管流速V=3.54米/秒。

油泵吸油管管径 d4.6油泵出油管管径

d4.62515.816 选用18×16毫米铜管 2.1Q254.621.922 选用28×24毫米铜管 V1.1立置滑台油缸差动连接油管管径

d4.62Q214.14.613 选用14×12毫米铜管 V3.5卧置滑台油缸差动连接油管管径

d4.627.69.6 选用12×10毫米铜管 3.5为便于选购，立置滑台油缸连接管道，均选用12×10毫米铜管，卧置滑台油缸连接管道，均选用12×10毫米铜管。 控制油管及测油管，均选用4×3毫米铜管。

管接头选用中低压口薄管式，其规格按油管通径选取。

(五)确定油箱容量

油箱有效容积 V》（5～7）Q

新疆工业高等专科学校机械工程系

取 V=6×Q=7×25=175升 油箱有效容积取150升。

五．确定压力阀调速值及系统的验算

（一）液控顺序阀调整值

图6－39所示，两滑台油缸油快进差动连接换接工进时，均用液控顺序阀，调整压力值

应大于快进压力而少于工进压力。为避免压力干扰，取相同的换接压力值。查表6－21，两油缸换接压力相比较，可在6.8～16.8公斤力/厘米2范围内选择。为保证顺序阀工作靠性，取液控顺序阀的调整压力为12公斤力/厘米2。

（二）限压式变量叶片泵的压力调整值

由选定油泵可知，泵的调整压力P泵为30公斤力/厘米2。 由于本系统的功率小，又采用了限压变量泵，效率高，所取油箱容量又较大，故不必进行系统温升的验算

新疆工业高等专科学校机械工程系

参考文献：

液压与液力传动 人民交通出版社 颜荣庆 主编

液压与气压传动 机械工业出版社 张群生 主编 液压传动系统 机械工业出版社 官忠范 主编 液压传动 央广播电视大学 薛祖德 上海科学技术出版社

主编 中