卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计

1、液压与气压传动课程设十说明书设计题目: 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计姓名（学号）：专业班级：指导老师：院系名称：时 间：2015年7月合肥工业大学课程设计任务书错误！未定义书签。 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 液压传动课程设计教学大纲4 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 设计基本要求： 5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 1.1基本结构与动作顺序5 HYPERLINK l bookmark12 o Curr

2、ent Document 1.2主要性能参数5 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 工况分析5 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 拟定液压系统原理图6 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 3.1确定供油方式6 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 3.2调速方式的选择7 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 3.3速度换接方式的选择7 HYPERLINK l

3、bookmark24 o Current Document 3.4液压系统原理图7 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 液压系统的计算和选择液压元件7 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 4.1液压缸主要尺寸的确定7 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 4.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格9 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 4.3液压阀的选择10 HYPERLINK l bookmark36 o

4、 Current Document 4.4确定管道尺寸10 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 4.5液压油箱容积的确定10 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 液压系统的参数计算11 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 5.1液压系统的参数计算11 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 5.2确定液压缸的主要结构尺寸11 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document

5、5.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率12 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 5.4液压泵的参数计算12 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 5.5电动机的选择13 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 其它尺寸的确定14 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 6.1油管的选择14 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 6.2油箱容积的确定14 HYP

6、ERLINK l bookmark60 o Current Document 验算液压系统性能15 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 7.1压力损失的验算及泵压力的调整15 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 7.2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整15 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 7.3液压系统的发热和温升验算17 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 课程设计总结18 HYPERLI

7、NK l bookmark70 o Current Document 教材及参考书18设计 题目卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计成绩主 要 内 容单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退一一停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力 为24000N；滑台移动部件总质量为510kg；力口、减速时间为0.2s； 采用平导轨，静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1,；快进行程为 200mm，工进行程为100mm,快进与快退速度相等，均为3.5m / min,工进速度为3040mm / min。工作时要求运动平稳，且可随 时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。指导教师意见签

8、名：200年 月 日液压传动课程设计教学大纲一、课程性质与任务（一）课程性质液压传动课程设计是学生学习液压与气压传动课程后进行的一个十分重要的实践 性环节。（二）课程任务培养学生综合运用液压与气压传动课程的理论知识和生产实际知识分析、解决工程实际 问题的能力，以进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。通过设计基本技能的训练，使学生掌握液压与气压传动系统设计的一般方法和步骤，为 以后的毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的基础。二、课程基本要求（一）掌握液压与气动系统设计的基本方法和步骤；（二）能查阅和液压与气动有关的国家标准、规范、手册、图册等技术资料；（三）掌握液压与气动元件的结构、工作原

9、理与性能，并能合理地选用；（三）掌握液压与气动典型基本回路的工作原理与特点，并能合理地应用；（四）能正确地绘制和阅读液压与气动系统图；（五）能根据液压与气动系统图和各个元件的标准设计液压与气动系统的集成块；三、课程内容（一）基本内容：1、设计液压与气动系统的工作原理图；2、设计并绘制液压与气动系统的集成块；（二）基本要求：1、掌握对液压与气动系统的集成块设计2、能根据液压与气动系统图和各个元件的标准设计液压与气动系统的集成块；（三）设计工作量：1、液压与气动系统、集成块装配图各一张，2XA12、液压与气动系统、集成块设计说明书一份，5000字。四、课程与其它课程的关系本课程为专业基础课，为以后

10、的毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的基础。液压传动课程设计说明书设计基本要求：11基本结构与动作顺序卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构 等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循 环如下：工件输送至工作台一自动定位一夹紧一动力滑台快进一工进一 快退.夹紧松开一定位退回f 工件送出。(其中工作输送系统不考虑)12主要性能参数1轴向切削力Ft=24000N；2滑台移动部件质量m=510kg；3.加减速时间t=0.2s；4静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨；快进行程l1=200mm；工进行程l2=100mm,工进速度

11、3050mm/min，快 进与快退速度均为3.5m/min；工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环 时互不干扰，夹紧可调并能保证。工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.1所示，然后计算 各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所受外负载F包括三种类型，即F=Fw + F + FafF为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，W在本例中为30000N；Fa-运动部件速度变化时的惯性负载；F-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，f对于平导轨可出下式求得Ff=f (G+F )RnG运动部件动力；F -垂直于导轨的工作负

12、载，事例中为零Rnf-导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2,动摩擦系数0.1。求得:FfS=0.2X11000N=2200NFfa=0.1X11000N=1100N上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。Fa=(G/g) X (v/At)g-重力加速度；t-加速度或减速度，一般At=0。010.5sv-At时间内的速度变化量。在本例中Fa= (11000/9.8)X(4.5/0.1X60) =842N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载(见表1.1),并画出 如图1.1所示的负载循环图Fa=(G/g) X(Av/At)图1.1速度和负载循环图表1.1工作阶段所受的外负载工作循环

13、外负载F (N)工作循环外负载F (N)启动、加速F=Ffs+Fa3042工进F二Ffs+Fw31100快进F=Ffa1100快退F=Ffa1100拟定液压系统原理图31确定供油方式该机床在工作进给时负载不是很大，速度较低。在快进、快退时负载较小,速度较高。现采用定量泵和溢流阀共有。32调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速 阀。根据钻削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特 点，决定采用单向调速阀回油路调速。33速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程比较 方便，阀的安装也比较容易，但速度换接平

14、稳性差。若要提高系统换接的平稳性, 则可改用行程阀切换的速度换接回路。3.4液压系统原理图液压系统的计算和选择液压元件4.1液压缸主要尺寸的确定4.1.1工作压力p的确定。工作压力p可确定根据负载大小及机器的类型来初步确定，表1.1取液压缸 工作压力为4MPa。4.1.2计算液压缸内径D和活塞杆直径do有负载图知最大负载F为31100N,按表1.2可取P2为0.5Mpa, cm为0.95, 考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上数据代入式可得dm3. 14 x p x 105 x n x 1 - -2 1 - (d/D)2 p4 x 31100=105mm3. 14 x 40 x 1

15、05 x 0. 95 x 1 一 1 一 (0. 7)2 40根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=110mm；活塞杆直 径d,按d/D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=80mm。按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作 压力应低于进给液压缸的工作压力，先去夹紧缸的工作压力为3.5MPa，回油背 压力为零，n为0.95，可得4 x 4 x 3000D= =33.9mmD= 3. 14 x 35 x 105 x 0. 95按表2.1及2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为40mm及28mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由

16、式可得q 0.05 x 105A-i 二cm2=25 cm2vmin本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸由杆腔的实际面积，即 TOC o 1-5 h z 兀兀A二(D2 一 d2) = x (112 一 82) cm2=45 cm244可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。4.1.3计算在各工作阶段液压缸所需的流量兀兀q 快进二d 2v=x (8 x 10-2)2 x 5=22.6X 10-3 m3/min=22.6L/min4 快进 4兀兀q 工进二一D2V= x 0.112 X 0.1=0.95 X 10-3 ms/min=0.95L/min4 进工

17、4兀兀q 快退二一(D 2 一 d 2)= x (0.112 - 0. 082) x 4.5=20X4快退 410-3m3/min=20L/minq 夹二叟 D 2v = x 0. 042 x 20 x 10-3 x 60 = 1.51 X 10-3m3/min =1.51L/min 4 夹夹 44.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格4.2.1泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为Pp=P1+EpPP液压泵最大工作压力；P1执行元件最大工作压力Ep进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa，复杂系 统取0.51.5MPa，本题取0.5

18、MPa。pP=p1+EP= (4+0.5) =4.5MPa上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段 出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的 寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn(1.251.6) Pp。中低压系统取小 值，高压系统取大值。在本题中Pn=1.3 Pp=5.85MPa。4.2.2泵的流量确定液压泵的最大流量应为q 三KL(Eq)minpq 液压泵的最大流量；pEq) min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流 阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23L/ min；KL系统泄露系数，一般取KL=1.11.

19、3，现取KL=1.2q 三KL(Eq)min=1.2X45L/min=54L/minp4.2.3选择液压泵的规格根据以上算得的q和q，再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片pp泵，该泵的基本参数为：每转排量16mL/r，泵的额定压力6.3MPa,电动机转速 1450r/min，容积效率0.85，总效率0.7。4.3液压阀的选择本液压系统可米用力士乐系统或GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选 用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀。根据 所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的 液压元件如表所示：液压元件明细表序号元件名称通过流

20、量/L min-1型号1过滤器24XU-B32X1002定量叶片泵24YBX-163压力表KF3-EA10B4三位四通电磁阀2034EF30-E10B5二位三通电磁阀2023EF3B-E10B6单向调速阀20AQF3-E10B7先导溢流阀9.4YF3-10BC8压力表KF3-EA10B9单向阀9.4AF3-EA10B4.4确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允 许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管的允许流 速取u=4m/s，内径d为|45d=4.6=4.6=15.4mmv4若系统主油路流量按快退时取q=20L/min,则可算

21、得油管内径d=10.3mm。 综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可按上式计算 (q=24L/min、v=1.5m/s),现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内 径d为28mm。4.5液压油箱容积的确定本题为中压液压系统，液压油箱有效容积按泵的流量的57倍来确定，现 选用容量为400L的油箱。液压系统的参数计算51液压系统的参数计算5.1.1.初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为pi =40* I05 Pa52确定液压缸的主要结构尺寸本例要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杠式液压 缸。快进时采用差动联接，并取无杆腔有效面积

22、A1等于有杆腔有效面积A2的两 倍，即A1 =2 A2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选背压pb=8X105 Pa。由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=25789N,按此计算Ai则F =25789叮2人 40 x105 -2x8x105 m 2 = 7.16 x10-3 m2 = 71.6cm2由A1=2 A2可知活塞杆直径d=0.707D=0.707*9.55cm=6.75cm按GB/T23481993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得D=10cm d=7cm按标准直径算出102 cm 2 = 78.5

23、cm24cm2 cm2 = 40.0cm2A2 = 4（D2 -d2）=十102-72）按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量qminqmin=0.05L/min，因工进速度qmin.5 X103cm2=10cm20.05 x102本例Ai=6.36cm210cm2，满足最低速度的要求。53计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作 过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按pb=8 X105Pa代入，快退 时背压按pb=5 X105 Pa代入计算公式和计算结果列于下表中。表51液压缸所需的实际流量、

24、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力pj回油压力pb所需流量输入功率PNPapbL/minkW差动快进F + APAP =2-j A - A1 2q = v（A 一 A ）1 2P = p qj5266.5 x10511.5 X10513.50.146工进F + p AP =b_2-jA1q = Av1P = pqj2578936.9 x1058 X1050.3140.019快退F + p A P =jA2q = A v2P = p qj52611.1X1055 X105140.26654液压泵的参数计算由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失3 = 5X105Pa，压力继电

25、器可靠动作需要压力差为5X105Pa，则液压泵最高 工作压力可按式算出p = p +EAp + 5 x105 = (36.9+5 + 5) x105 Pa = 46.9 x105 Pap 1因此泵的额定压力可取pr n 1.25X 46.9x 105 Pa=59x 105 Pa。由表二可知，工进时所需要流量最小是0.32L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min,则小流量泵的流量应为J工(小回4 +沁/min - 285L/min ,快进快退时液压缸所需的最大流量是14L/min,则泵的总流量为即大流量泵的流量q -1.1 x 14L/min = 15.4L/min即大流量泵的流量pq

26、q -q = (15.4-2.85)L/min = 12.55L/minp 2pp1。根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵, 该泵额定压力为6.3MPa，额定转速960r/min。55电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量q = (4 x 10-3 / 60)m3 / s = 0.0667 x10-3 m3 / s 大泵流量q广(12x10-3/60) m3/ s=2 x10-3 m3/s。差动快进、快退时两个泵同时向系统供 油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动 机功率p。551差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油

27、经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单 向阀2,三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力P1 = Pj = 6.5X108Pa，查样 本可知，小泵的出口压力损失Ap1 = 4.5x 105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损 失Ap2 =1.5x 105Pa。于是计算可得小泵的出口压力Pp1 =11x105Pa (总效率 “ 1=0.5)，大泵出 口压力 Pp2 =12.5X105Pa (总效率2 =0.5)。电动机效率1x101x105 x 0.0667 x10-30512.5 x105 x 0.2 x10-305)W = 646.74W552工进考虑到调速阀所需最小压力差Ap1 = 5x105Pa

28、。压力继电器可靠动作需要压 力差A p 2 = 5 x105 Pa。因此工进时小泵的出口压力（小泵PP1 = P1 +AP1 +AP2 = 46-9 X105 Pa。而大泵的卸载压力取 Pp2 = 2 X105 Pa（小泵的总效率U =0.565，大泵的总效率1 =0.3）。电动机功率p q p qp = pp q p qp = pl 1 + p 222 耳 耳1 2=687W46.9 x 105 x 0.0667 x10-30.5652 x 105 x 0.2 x10-3)W0.3553快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力pp1 =14.5x105Pa （总效率U =0.5） 大泵出口压力

29、卩卩2 =16x105Pa （总效率1 =0.5）。电动机功率p q p q,14.5 x105 x 0.0667 x10-3 16 x105 x 0.2 x10-3p p1 1 += （+）W2 耳 耳0.50.511 2821W综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-6异步电动机。表5.2 Y90L-6异步电动机主要参数表功率KW额定转速r/min电流A效率净重kg1.19103.1573.525其它尺寸的确定61油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输 入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通 油量最大，其实

30、际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min,则液压缸进、出油管 直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。62油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，本设计取6倍，故油 箱容积为V (7 x16) L 112 L验算液压系统性能71压力损失的验算及泵压力的调整7.1.1.压力损失的验算及泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.314L/min,因此流速很小，所以沿程压力损失 和局部损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失 广5%105Pa，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于 工进时液压缸的工作压力Pi加上

31、进油路压差Api，并考虑压力继电器动作需要， 则p = p + Ap + 5 x105 Pa = （36.9+5 + 5） x105 Pa = 46.9 x105 Pap11即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。72快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要 大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸 载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径d=15x10-3m,通 过的流量为进油路q1=16L/min=0.267 x10-3m3，回油路q2 =32L/min=0.534x1

32、0-3m3 / s。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5cm2/s，油的密度P= 900kg /m，液压系统元件采用集成块式的配置形式。、式中 v平均流速（m/s）d油管内径（m）v 油的运动粘度（cm2/ s ）q通过的流量（m3/ s ）则进油路中液流的雷诺数为Re1.2732 x Re1.2732 x 0.267 x 10-315 x 10-3 x 1.5x 104 沁 151 2300回油路中液流的雷诺数为Re21.2732 Re21.2732 x 0.534 x 10-315 x 10-3 x1.5x104 沁 3

33、02 2300由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失ZApx由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。4q4x0.267x10-3.v =1 m / s 沁 1.51m / s在进油路上，流速 兀d2314x152 x 10-6则压力损失为ZAp64 l pvZAp64 l pv2Re d 2164 xl.8 x 900 xl.512151x15 x10-3 x 2Pa 0.52 x 105 Pa在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s，则压力损失为Ap Ap 0.5 x105 Paj 2，则进油路和回油路总的压力损失为ZAp -僅丄少-64“8x900 x

34、竺 Pa -1.04x105Pa 九2 Re d 2302 x15 x10-3 x 21（3）局部压力损失由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式（1-39）计算，结果列 于下表部分阀类元件局部压力损失元件名称额定流量q / L - min-1n实际通过 流量q / L - min-1额定压力 损失Ap / (x105 Pa)n实际压力 损失Ap / (x105 Pa)E单向阀2251620.82三位五通电磁阀6316/3240.26/1.03二位二通电磁阀633241.03单向阀251220.46若去集成块进油路的压力损失AP1 = 0

35、.3 x105 Pa，回油路压力损失为ZAp =ZAp +ZAp + Ap (0.52 + 0.82+0.26+0.46+0.3) x105 Pa 2.36 x105 Pa1尢 1E j1ZAp ZAp +ZAp + Ap (1.04+1.03+1.03 + 0.5) x105 Pa 3.6 x105 Pa2MEj 2查表一得快退时液压缸负载F=526N；则快退时液压缸的工作压力为p 二(F + EAp A )/A 二(526 + 3.6x 105 x78.5x 10-4)/40 xlO-4Pa1 2 1 2p = 8.38 x 105 Pai按式(8-5)可算出快退时泵的工作压力为p = p

36、 +EAp = (8.38x105 + 2.36 x105)Pa = 10.74 x105 Pap11因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于1074X105Pa从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损 失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要 求。73液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工 进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算P = 687W1工进时液压缸的输出功率P = Fv = (25789 x 0.05 / 60)W = 21.5W 2系统总的

37、发热功率为：0 = P P = (687 21.5)W = 665.5W1 2已知油箱容积V=112L二112x10-3m3，则按式(8-12)油箱近似散热面积A为A = 0.0653V2 = 0.06531 = 1.51m2假定通风良好，取油箱散热系数Ct =15 x 10-3kW /(m2 & C),则利用式(8-11)可得油液温升为CA665.5 xCA665.5 x10-315 x10-3 x1.51u 29.4C设环境温度T2=25 C,则热平衡温度为T =T +AT = 25C + 294C = 54.4C T = 55C1 2 1所以油箱散热基本可达要求。课程设计总结教材及参考书杨培元朱福元主编液压系统设计简明手册第1版，北京机械工业出版社，1994曾亿山主编液压与气压传动第1版，合肥 合肥工业大学出版社,2008左健民主编液压与气压传动第2版，北京 机械工业出版社,2001姜继海主编液压与气压传动第1版，北京 高等教育出版社,2002上海市业余工业大学编著液压传动与传动，上海上海科学技术工业出版社，1981路甬祥主编液压气动技术手册第1版，北京 机械工业出版社,20017 雷天觉主编新编液压工程手册北京理工大学出版社19988徐灏主编 机械设计手册 第5卷（第2版）北京 机械工业出版社,2001