最新组合机床液压控制系统设计

【摘要】
液压控制系统在组合机床中有着重要作用，对液压控制系统的设计也是进行组合机床设计的重要组成部分。

做好对液压控制系统的设计，有利于提升组合机床的总体性能，并使液压动力元件有效可靠的运行。

液压系统设计是整个机械设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求、利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，在经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。

本文以组合机床液压控制系统为研究对象，对组合机床驱动动力滑台液压控制系统的体系结构进行了研究，并以组合钻床驱动动力滑台的液压控制为切入点，对如何使组合钻床驱动动力滑台实现液压控制进行了深入研究。

本文对该组合钻床的液压控制系统的设计主要有以下几点内容:
1.根据毕业设计任务书中的要求和已知条件对液压系统进行工况分析；
2.由工况分析的结果经过必要的分析和更正，拟定液压系统原理图；
3.对液压系统各参数进行计算并选择液压元件，再由液压系统原理图将所选择的液
压元件组合成驱动动力滑台的液压控制系统；
4.对液压系统进行分析和验算，确保该系统能够准确可靠地完成毕业设计任务书中
要求的工作循环；
5.绘制该组合机床液压控制系统的正式工作图并编辑相关技术文件。

【关键词】：液压传动、液压泵、液压缸、压力、流向、流量、速度、方向控制阀、系统回路、有效工作压力、有效工作流量。

目录
引言 (3)
1组合机床液压系统的工况分析 (4)
1.1负载分析 (4)
1.2运动分析 (6)
2液压系统主要参数的确定 (7)
3确定液压系统方案和拟定液压系统原理图 (9)
3.1确定液压系统方案 (9)
3.2确定基本回路 (10)
3.3将液压回路综合成液压系统 (12)
4选择液压元件 (13)
4.1液压泵 (13)
4.2阀类元件及辅助元件 (14)
4.3油管 (15)
4.4油箱 (16)
4.5密封件的选择 (16)
5验算液压系统性能 (17)
5.1验算系统压力损失 (17)
5.2验算油液温升 (19)
6绘制液压系统相关图纸 (19)
7参考文献 (20)
8设计总结 (20)
9致谢 (21)
【引言】
组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效率专用机床。

它能完成钻、扩、铰、铣和工件的转位、定位、夹紧、输送等工序，可以用来组成加工自动线。

为了缩短加工的辅助时间，满足各工序的进给速度要求，组合机床液压系统必须具有良好的换接性能与调速特性。

因此它是一种以速度变换为主的液压系统，它的控制系统大多采用机、液、电气相结合的控制方式。

液压传动相对于机械传动来说，是一门新技术。

自1795年制成第一台水压机起，液压技术就进入了工程领域，1906年开始应用于国防战备武器。

第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要发应快和精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服系统。

20世纪60年代以后，由于原子能、空间技术、大型船舰及计算机技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，液压技术相应也得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域中。

在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术得到普遍应用。

近年来液压技术已广泛应用于智能机器人、海洋开发、宇宙航行、地震预测及各种电液伺服系统，使液压技术的应用提高到一个崭新的高度。

目前，液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声和高度集成化等方向发展；同时，减小元件的重量和体积，提高元件寿命，研制新的传动介质以及液压传动系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化设计、微机控制等工作，也日益取得显著成果。

解放前，我国经济落后，液压工业完全是空白。

解放后，我国经济获得迅速发展，液压工业也和其它工业一样，发展很快。

20世纪50年代就开始生产各种通用液压元件。

当前，我国已生产出许多新型和自行设计的系列产品，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电液脉冲马达以及其它新型液压元件等。

但由于过去基础薄弱，所生产的液压元件，在品种与质量等方面和国外先进水平相比，还存在一定差距，我国液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业技术的发展，可以预见，液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业部门中的用应，也将会越来越广泛。

现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。

液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。

液压传动控制是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。

因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。

液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。

液压传动利
用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。

从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。

所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。

我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。

液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。

液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。

液压泵依靠容积变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。

齿轮泵是最常见的一种液压泵，它通过两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。

其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。

液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液压缸和液压马达。

液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换称为机械能，从而对外做功。

液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的控制，以满足特定的工作要求。

正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统能够完成不同的活动。

液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀。

按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。

除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。

这些元件包括管路和管接头、油箱、过滤器、蓄能器和密封装置。

通过以上的各个器件，我们就能够建设出一个液压回路。

所谓液压回路就是通过各种液压器件构成的相应的控制回路。

根据不同的控制目标，我们能够设计不同的回路，比如压力控制回路、速度控制回路、多缸工作控制回路等。

在工业生产中广泛应用的组合机床，其传动及控制系统大部份采用的是液压装置。

因此对组合机床液压控制系统的设计也将围绕着对液压动力元件、液压执行元件、液压控制元件、液压辅助元件以及液压回路的选择而进行。

1 组合机床液压系统的工况分析
1.1负载分析
系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。

1）切削负载
由机械切削加工方面的知识可知，用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时轴向切削力Ft(单位为N)为：
Ft=25.50.80.6()Ds HBS
式中：D —钻头直径，单位为mm ；
s —每转进给量，单位为mm/r ； HBS —铸件硬度。

根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n 和每转进给量s 按“组合机床设计手册”取：
对φ13.9mm 的孔：1n =360 r/min ，1s =0.147 mm/r ； 对φ8.5mm 的孔：2n =550 r/min ，2s =0.096 mm/r ； 所以，系统总的切削负载Fq 为：
0.80.60.80.61025.513.90.147260225.58.50.096260Fq =⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯＝27667.069 N 惯性负载
5
12066.667600.15
m v F m N t ∆==⨯=∆⨯ 阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为： 1209.81176n F m g N ==⨯= 静摩擦阻力：
0.21176235.2tf s n F f F N ==⨯= 动摩擦阻力：
0.11176
117.
f d d n F f F N ==⨯= 由此得出液压缸在各工作阶段的负载，如表1所列：
表1 液压缸在各工作阶段的负载
L
F
按表1数值绘制的动力滑台负载图1(a)所示:
图1(a) 组合机床液压缸负载图1.2运动分析
根据工作循环（总行程
312150
l l l mm
=+=，工进速度
1112253/min
v n s n s mm
==≈），绘制动力滑台速度图,如图1(b)所示：
图1(b)组合机床液压缸速度图
2 液压系统主要参数的确定
根据表2、表3可知，当组合机床在最大负载约为24000N 时，取液压系统工作压力14p MPa =。

表3按主机类型选择系统工作压力
鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等，液压缸可选用双作用单活塞杆式，并在快进时作差动连接。

在此情况下，通常液压缸无杆腔的工作面积1A 为有杆腔工作面积2A 的两倍，即速比12/2A A ϕ==。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压2p ，以防止孔钻通时滑台突然前冲。

在液压缸结构参数尚未确定之前，一般按经验数据估计一个数值。

系统背压的一般经验数据为：回油路有调速阀或背压阀的系统取0.5MPa ～1.5 MPa ，现取液压缸回油背压推荐值取2p ＝0.6MPa 。

快进时，液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3MPa 考虑。

快退时回油腔中也应具有背压，这时2p 也可按0.6MPa 估算。

用工进时的负载值计算液压缸面积（取液压缸的机械效率m η=0.96）：
32
26
1223485.121 3.30610()
0.96(420.6)10
L
m F A m p p ηϕ-=
=
=⨯-⨯⨯-⨯ 321222 6.61210A A A m ϕ-===⨯ 0.0918D m =
=
0.7070.065d D m ==
将直径按GB/T 2348－1993(2001)圆整得：
0.10D m = ； 0.08d m =
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：
2321/47.8510A D m π-==⨯ 22322()/4 2.82610A D d m π-=-=⨯
根据上述液压缸两腔的实际有效面积值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表4所示，并据此绘出工况图4(a)所示：
表4液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
图4(a)组合机床液压系统工况图
3 确定液压系统方案和拟定液压系统原理图
3.1确定液压系统方案：
由于该机床是固定机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图4(a)知，液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，该液压系统以采用节流调速方式和开式系统为宜。

从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。

最大流量约为最小流量的64倍，而快进和快退所需的时间1t 和工进所需的时间2t 分别为：
31113601006015035100051000
l l t s v v ⨯⨯=
+=+=⨯⨯ 222605056.60.0531000
l t s v ⨯===⨯
亦即21/19t t ≈。

因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，故采用由大、小两个液压泵供油的油源方案，如图5所示：
图5动力源
3.2确定基本回路：
由于不存在负载对系统做功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。

但必须有快速运动、换向、调速、速度换接、调压及卸荷等基本回路。

1）确定调速回路：
系统采用进油节流调速回路（设置调速阀），为解决孔钻通时滑台会突然前冲的问题，在回油路上设置了背压阀。

2)确定换向、快速运动及速度换接回路:
由图4(a)组合机床液压系统工况图可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由25.64L/min降至0.392L/min,滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制（缓冲制动）速度的换接，以减少液压冲击。

当滑台由工进转为快退时，回油路中通过的流量很大 进油路中通过14.98L/min,回油路中通过14.98×（78.5-28.26）L/min =41.597L/min。

为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀构成速度换接回路。

如图6所示：
图6速度换接回路
如图7所示，在本系统中采用三位五通换向阀实现换向及快进、工进、快退速度换接。

当换向阀处在左工位时，液压缸实现差动快进。

如图7换向回路
3)选择调压和卸荷回路：
油源中设有溢流阀（见图5）,由溢流阀调定系统工作压力（由定量泵与溢流阀构成恒压油源）。

由于系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。

在双泵供油油源中设有液控顺序阀作卸荷阀，当滑台工进或停止时，低压大流量液压泵可经此阀卸荷。

由于高压小流量泵的功率较小，在系统中不再为其单独设置卸荷回路。

3.3将液压回路综合成液压系统：
把上述液压回路组合在一起，就可以得到如图8所示的经过初步整合的液压系统原理图：
图8液压系统初步整合原理图
1―双联叶片泵；1A―小流量液压泵；1B―大流量液压泵；2―三位五通电液换向阀；3―行程阀；4―调速阀；5―单向阀；6―液压缸；7―卸荷阀；8―背压阀；9―溢流阀；10―单向阀；11―过滤器；12―压力表接点；
a―单向阀；b―顺序阀；c―单向阀；d―压力继电器。

经过检查，可以发现，该图所示系统在工作中好存在一些问题。

为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，所以对该系统进行如下整合：
1)为了解决滑台工进（阀2在左位）时进、回油路相互接通，系统无法建立起工作压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀a，将进、回油路隔断。

2)为了解决滑台快进时其回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回路上串接一个液控顺序阀b。

这样，当滑台快进时，因负载较小而系统压力较低，
阀b关闭，从而阻止了油液返回油箱。

3)为了解决机床停止后，因回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，在电液换向阀的回油口增设单向阀c。

4)为了在滑台工进后完成后，系统能自动发出快退信号，在调速阀输出端增设一个压力继电器d。

5)将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，可以将顺序阀b与油源处的液控顺序阀7合并。

经过修改、整合后的液压系统原理图，如图9所示：
如图9整合后的液压系统原理图
1―双联叶片泵；1A―小流量液压泵；1B―大流量液压泵；2―三位五通电液换向阀；3―行程阀；4―调速阀；5―单向阀；6―单向阀；7―顺序阀；8―背压阀；9―溢流阀；10―单向阀；11―过滤器；12―压力表接点；13―单向阀；14―压力继电器。

4 选择液压元件
4.1 液压泵：
在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为 3.687MPa 。

假设进油路上的压力损失为0.8 MPa ，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa ，则小流量液压泵的最大工作压力应为：
1 3.6870.80.5 4.987p p MPa =++=
大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，假设油路上的压力损失为0.5MPa （因此时进油不经调速阀，故压力损失减少），则大流量液压泵的最高工作压力为：
20.4340.50.934p p MPa =+=
由图4(a)工况图可知，两液压泵应向液压缸提供的最大流量为25.14L/min ，因该系统较简单，取泄漏系数 1.05L K =，则两个液压泵的实际流量应为：
1.0525.1426.397/min p q L =⨯=
若溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min ，而工进时输入液压缸的流量为0.392L/min ，则由小流量泵单独供油时，其流量规格最少应为3.392L/min 。

根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r 和26mL/r 。

当液压泵的转速940/min p n r =时该液压泵的理论流量为30.08 L/min ，若取液压泵的容积效率0.9v η=，则液压泵的实际输出流量为：
(626)9400.9/1000 5.12227.1/min 26.397/min
p q L L =+⨯⨯=+=>
即所选液压泵的实际流量满足设计要求。

且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0.934MPa 、流量为27.1L/min 。

取液压泵的总效率0.75p η=，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
0.93427.1
0.6600.75
p p
p
p q P kW η⨯=
=
≈⨯
根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L －6型电动机，其额定功率 1.5n P kW =，额定转速940/min n n r =。

4.2 阀类元件及辅助元件：
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格，如表10所列：
表10 液压元件和液压辅助元件的型号及规格
4.3 油管：
各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。

由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以
要重新计算，如表11所列：
表11液压缸的进、出流量及运动速度
由表11可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。

根据表11中的数值，取推荐流速3/
v m s
=，计算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为：
2217.31
w
d mm
===
2213.85
y
d mm
===
液压缸进、出两根油管都选用内径φ15mm、外径φ18.2mm的15号冷拔无缝钢管。

4.4 油箱：
取经验数据7
α=，则油箱估算容积为：
727.1189.7
V
V q L
α
==⨯=
按GB 2876―1981规定，取最靠近的标准值250
V L
=。

4.5 密封件的选择：
液压系统中密封件的作用是防止工作介质的内外泄漏，以及防止灰尘，金属屑等异物侵入液压系统。

能实现上述作用的装置称为密封装置，其中起密封作用的关键元件密封元件，简称密封件。

系统的内外泄漏均会使液压系统容积效率下降，或达不到要求的
工作压力，甚至使液压系统不能正常工作。

外泄漏还会造成工作介质的浪费，污染环境。

异物的侵入会加剧液压元件的磨损，或使液压元件堵塞，卡死甚至损坏，造成系统失灵。

一般的液压系统对密封件的主要要求是：
（1） 在一定的压力，温度范围内具有良好的密封性能；
（2） 有相对运动时，因密封件引起的摩擦应尽量小，摩擦系数应尽量稳定； （3） 耐腐蚀、耐摩性能好，不易老化，工作寿命长，磨损后能在一定程度上自动
补偿；
（4） 结构简单，装拆方便，成本低廉。

5 验算液压系统性能
5.1 验算系统压力损失：
由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算
阀类元件的压力损失，对压力损失的验算按一个工作循环中不同阶段分别进行。

1) 快进时：
滑台快进时，液压缸差动连接，由表10和表11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27.1 L/min ，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量42.34 L/min 通过行程阀3并进入无杆腔。

因此进油路上的总压降为：
222
2227.142.340.20.50.30.22638063V p MPa ⎛⎫⎛⎫⎛⎫
∑∆=⨯+⨯+⨯= ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭
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 15.242 L/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2p 与无杆腔压力1p 之差：
222
2115.24215.24242.340.50.20.30.165806363p p p MPa ⎛⎫⎛⎫⎛⎫
∆=-=⨯+⨯+⨯= ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭
此值小于设计估计值0.3MPa ，符合要求。

2) 工进时：
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.392L/min ，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa ；油液在回路上通过换向阀2的流量是0.14 L/min ，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa ，通过顺序阀7的流量为（0.14+22）L/min ＝22.14 L/min ，
折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为：
222
0.3920.1422.1428.260.50.50.50.60.30.7380806378.5V p MPa ⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫
∑∆=⨯++⨯++⨯⨯=⎢⎥ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭
⎢⎥⎣⎦
液压缸回油腔的压力2p 为：
22
20.1422.140.50.60.30.6378063p MPa ⎛⎫⎛⎫
=⨯++⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
此值略大于原估计值。

重新计算工进时液压缸进油腔压力1p ，即：
64
22146
1
23485.121
0.6371028.26100.69 3.9278.51010am
F p A p MPa A η--++⨯⨯⨯=
==⨯⨯
考虑到压力继电器可靠动作需要压差0.5e p MPa ∆=，故工进时溢流阀9的调压值y p 应为：
2
110.3923.920.50.50.5 4.9280y e p p p p MPa ⎛⎫
>+∑∆+∆=+⨯++= ⎪⎝⎭
3)快退时：
快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min 、通过换向阀2的流量为27.1 L/min ；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是75.28 L/min 。

因此进油路上总压降为：
22
12227.10.20.50.0826380V p MPa ⎛⎫⎛⎫
∑∆=⨯+⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
此值小于原估计值，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。

回油路上总压降为：
222
2
75.2875.2875.280.20.50.20.1014638063V p MPa ⎛⎫⎛⎫⎛⎫∑∆=⨯+⨯+⨯= ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭
所以，快退时液压泵的工作压力p p 应为：
1120.4340.0820.10140.6174p V V p p p p MPa =+∑∆+∑∆=++=
因此大流量液压泵卸荷时顺序阀7的调定压力应大于0.6174MPa 。

5.2 验算油液温升：
工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95﹪,所以系统发热和油液温升应按工进时的工况来计算。

工进时液压缸的有效功率为：
223485.1210.0499
0.0260
e P Fv kW ⨯==
=
这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油 。

大流量液压泵通过顺序阀7的流量为222/min q L =，故此阀在工进时的压力损失为：
2
2
2220.30.03763n n q p p MPa q ⎛⎫⎛⎫
∆=∆=⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
小液压泵工进时的工作压力1 4.92p p MPa =，流量1 5.1/min q L =，所以两个液压泵的总输入功率为：
6363112
5.1224.9210100.0371********.57570.75
p p p
p q pq P kW η--⨯⨯⨯+⨯⨯⨯+∆=
=
=
液压系统的发热功率为：
0.57570.020.5557p e P P P kW ∆=-=-=
为使温升不超过允许的()030T T C ∆∆=值，可按下式计算油箱的最小有效容积：
2
min 10
100.074V m --== 油箱总容积：
21.25 1.250.0740.092592.5189.7a V V m L L ==⨯==<
所以该系统不必设置冷却器。

6 绘制液压系统相关图纸
绘制的液压系统的相关图纸，包括组合机床液压缸负载图、组合机床液压缸速度图、组合机床液压系统工况图、动力源、速度换接回路、换向回路、液压系统初步整合原理图和整合后的液压系统原理图等，另附于本文之后。

7 参考文献
主要参考资料：
1．明仁雄主编液压传动与气压传动北京：国防工业出版社2003
2．雷天觉主编新编液压工程手册北京：北京理工大学出版社1998
3．机械设计手册编委会机械设计手册北京：机械工业出版社2004
8 设计总结
随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。

经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。

在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。

毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。

通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。

自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。

通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。

总之，在整个毕业设计的过程中确实觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。

最后终于做完了真有种如释重负的感觉。

此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到了真正会用的时候才是真的学会了。

在此要感谢我的指导教授XX雄教授对我悉心的指导，感谢教授给我的帮助。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向教授请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。

在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。

而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。

虽然本次毕业设计工作告一段落，但是我觉得在设计过程中所学到的东西才是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。