毕业设计（论文）-卧式钻孔组合机床液压系统设计全套.doc

全套图纸加扣3012250582卧式钻孔组合机床液压系统设计 学院名称： XXXXXX 专业班级： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： XX 指导教师姓名： XX 指导教师职称： XX 2011 年9 月摘 要组合机床是以大量的通用部件为基础,配以少量的按被加工零件特殊要求而设计的专用部件,以实现对一种或几种零件按预先确定的工序进行加工的高效机床。它既具有专用机床的结构简单、生产率及自动化程度较高的特点,又具有一定的重新调整能力,以适应工件变化的要求，是当今制造业应用很广的一类机床。在明确设计目的的基础上，以卧式钻孔组合机床为对象,依据液压系统设计的基本原理,拟出合理的液压系统图,通过系统主要参数的计算确定了液压元件的规格，并对设计的原理图的优缺点做了简单的概括，验算了液压系统的性能。最后对整个设计过程做了总结，对设计过程中出现的问题、设计的液压系统的不足进行了思考并对未来的工作作了展望。关键词：组合机床、卧式、钻孔、液压系统AbstractThe modular machine tools is a lot of common parts for the foundation, was supported by a small number of special requirements for the processing parts and components for the design, to achieve one or more of the components of the pre-set process for the efficient processing machine. It has a dedicated machine simple structure, productivity and a higher degree of automation features, but also has a re-adjustment ability to adapt to changing requirements of the work piece.In the clear on the basis of the design purpose, Using one-side bore modular machine tool as an object According to hydraulic system design basic principle, Formulates the reasonable schematic diagram, Determined the hydraulic pressure part specification through the system main parameter computation, checking the hydraulic system performance. Finally, the entire design process to do a summary of the design process problems, inadequate design of the hydraulic system had been thinking and future work prospects. Key words：modular machine tool，horizontal type，bore，fluid drive目 录第1章 引言11.1 组合机床简介11.2 主要研究内容41.3 本章小结5第2章 液压系统设计62.1 设计引言62.2 设计要求62.3 负载与运动分析62.4 确定执行元件主要参数82.5 设计液压系统方案和拟定液压系统原理图112.5.1 设计液压系统方案112.5.2 选择基本回路132.5.3选择速度换接回路142.6 计算和选择液压元件162.6.1 液压泵162.6.2 阀类元件及辅助元件172.6.3 油管182.6.4 油箱192.7 本章小结19第3章 验算液压系统性能213.1 验算系统压力损失213.2 验算系统发热与温升24结 论26致 谢27参考文献28附 录30千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行- -全套图纸加扣3012250582第1章 引言1.1 组合机床简介我国的传统的组合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型的箱体类和轴类零件（近年研制的组合机床加工连杆、板件等也占一定份额），完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成型面等。组合机床的分类繁多，有大型组合机床和小型组合机床，有单面、双面、三面、卧式、立式、倾斜式、复合式，还有多工位回转台组合机床等；随着技术的不断是进步，一种新型的组合机床柔性组合机床越来越受人们是亲昧，它应用多位主轴箱、可换主轴箱、编码随行夹具和刀具的自动更换，配以可编程序控制器（PLC）、数字控制（NC）等，能任意改变工作循环控制和驱动系统，并能灵活适应多种加工的可调可变的组合机床。另外，近年来组合机床加工中心、数控组合机床、机床辅机等在组合机床行业中所占份额也越来越大。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。由于通用部件已经标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此，组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。由于组合机床及其自动线是一种技术综合性很高的高技术专用产品，是根据用户特殊要求而设计的，它涉及到加工工艺、刀具、测量、控制、诊断监控、清洗、装配和试漏等技术。我国组合机床及其组合机床自动线总体技术水平比发达国家相对落后，国内所需的一些高水平组合机床及自动线几乎都从国外进口。工艺装备的大量进口势必导致投资规模的扩大，并使产品生产成本提高。因此，市场要求我们不断开发新技术、新工艺、研制新产品，由过去的“刚性”机床结构，向“柔性”化方向发展，满足用户需要，真正成为刚柔兼备的自动化装备。组合机床一般用于加工箱体类或特殊形状的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动，来实现钻孔、扩孔、锪孔、铰孔、镗孔、铣削平面、切削内外螺纹以及加工外圆和端面等。有的组合机床采用车削头夹持工件使之旋转，由刀具作进给运动，也可实现某些回转体类零件(如飞轮、汽车后桥半轴等)的外圆和端面加工。二十世纪70年代以来，随着可转位刀具、密齿铣刀、镗孔尺寸自动检测和刀具自动补偿技术的发展，组合机床的加工精度也有所提高。铣削平面的平面度可达0.05毫米/1000毫米，表面粗糙度可低达2.50.63微米；镗孔精度可达IT76级，孔距精度可达O.03O.02微米。专用机床是随着汽车工业的兴起而发展起来的。在专用机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了组合机床。最早的组合机床是1911年在美国制成的，用于加工汽车零件。初期，各机床制造厂都有各自的通用部件标准。为了提高不同制造厂的通用部件的互换性，便于用户使用和维修，1953年美国福特汽车公司和通用汽车公司与美国机床制造厂协商，确定了组合机床通用部件标准化的原则，即严格规定各部件间的联系尺寸，但对部件结构未作规定。组合机床常用的通用部件有床身(侧底座)、底座(包括中间底座和立柱底座)、立柱、动力箱、动力滑台、各种工艺切削头等。对于一些按顺序加工的多工位组合机床还具有移动工作台或回转工作台。 动力箱、各种工艺切削头和动力滑台是组合机床完成切削主运动或进给运动的动力部件。其中还有能同时完成切削主运动和进给运动的动力头。而只能完成进给运动的动力部件称为动力滑台。固定在动力箱上的主轴箱是用来布置切削主轴并把动力箱输出轴的旋转运动传递给各主铀的切削刀具，由于各主轴的位置与具体改加工零件有关，因此主轴箱必须根据被加工零件设计不能制造成完全通用的部件，但其中很多零件(例如：主轴、中间轴、齿轮和箱体等)是通用的。床身、支柱、中间底座等是组合机床的支承部件，起着机床的基础骨架作用。组合机床的刚度和部件之间的精度保持性，主要是由这些部件保证。运动的重复定位精度直接影响组合机床的加工精度。除了上述主要部件之外组合机床还有各种控制部件。主要是指挥机床按顺序动作以保证机床按规定的程序进行工作。组合机床的通用部件绝大多数已由机械工业部颁布成国家标准，并按标准所规定的名义尺寸、主参数、互换尺寸等定型，各种通用部件之间有配套关系。组合机床未来的发展将更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构、缩短生产节拍；采用数字控制系统和主轴箱、夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；以及纳入柔性制造系统等。组合机床的主运动由动力头实现，进给运动由动力滑台的运动实现，动力滑台与动力头配套使用，可以对工件完成钻孔、扩孔、铰孔、撞孔、铣平面、拉平面或圆弧、攻丝等孔和平面的多种机械加工工序。动力滑台按驱动方式不同分为液压滑台和机械滑台两种形式。液压动力滑台是利用液压缸将泵站所提供的液压能转变成滑台运动所需要的机械能。它对液压系统的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，效率高，发热少，自动化程度高。液压由于其传动力量大，易于传递及配置，在工业、民用行业应用广泛。在各部件制造中，对密封性、耐久性有很高的技术要求，目前在液压部件制造中已广泛采用滚压工艺，很好的解决了圆度、粗糙度的问题。特别是液压缸制造中广泛应用。液压工具可以解决液压制造各种问题。液压系统的作用为通过改变压强增大作用力。一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。一个液压系统的好坏取决于系统设计的合理性、系统元件性能的的优劣，系统的污染防护和处理，而最后一点尤为重要。近年来我国国内液压技术有很大的提高，不再单纯地使用国外的液压技术进行加工。1.2 主要研究内容液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素，应用液压技术的程度已经成为衡量一个国家工业化水平的重要标志之一，所以正确、合理的提高设计和使用液压系统，具有十分重要的意义。通过对卧式钻孔组合机床的原有液压系统的分析和了解，结合已学的液压方面的知识，对液压系统的结构、设计等方面的知识有更进一步的提高和认识。研究内容分为以下几个部分：1）液压系统原理图的设计；2）液压元件的计算与选择；3）装配图的设计与计算；1.3 本章小结本章主要介绍了组合机床简介、国内外在该方向的研究现状等内容。对文章的写作目的、写作内容进行了整体的介绍，明确了研究的主要内容。第2章 液压系统设计2.1 设计引言液压传动及控制系统设计计算，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能。2.2 设计要求主要研究卧式钻孔组合机床的液压系统，加工对象为变速箱体孔，加工动作循环为：动力滑台快速趋进工件工进I工进II加工结束快退原位停止。液压系统的原始数据：工进I时的轴向阻力为F1=13000N，速度为（8095）mm/min；工进II时轴向阻力为F2=7500N，速度为（3045）mm/min；快进、快退速度为3.2m/min，加减速时间为0.2s；滑台运动部件质量为500Kg，全行程为305mm（快进为200mm，工进I为100mm，工进II为5mm）。滑台导轨采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.15，要求工作性能可靠、平稳，液压缸效率取值0.95。2.3 负载与运动分析（一）外负载 Fg1=Ft1=13000NFg2=Ft2=7500N（二）惯性负载 机床工作部件的总质量m=500kg，取t=0.2sFm=mv/t=5003.2/(600.2)=133.33N (三）阻力负载 机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：Fn=mg=5009.8=4900N 静摩擦阻力 Ffs=fsFn=0.24900=980N Ffd=fdFn=0.154900=735N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表1所示。表2-1液压缸在各工作阶段负载F （单位：N）工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动F=980工进1F=+113735加速F=+mv/t868.33工进2F=+28235快进F=735快退F=735按上表数值绘制负载图如图1a所示。由于v1=v4=3.2m/min、l1=200mm、l2=100mm、l3=5mm、快退行程l4=l1+l2+l3=305mm，工进速度v2=8095mm/min，工进速度v3=3045mm/min，其中v1为快进速度，v4为快退速度，l1为快进行程，l2为工进I行程，l3为工进II行程，由此可绘出速度如图1b所示。a)负载图v/m/minb)速度图图2-1 组合机床液压缸负载图和速度图2.4 确定执行元件主要参数1）根据液压传动课程设计中的表2-2 按负载选择工作压力，组合机床在最大负载约为15000N时液压系统宜取压力p1=3MPa。表2-2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455鉴于动力滑台的要求，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即=A1/A2=2,而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。在加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲。取p2=0.8MPa。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。快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.8MPa估算。表2-3 执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计由工进时的负载值，按公式计算液压缸面积：A2= =13735/0.95(32-0.8)106m2=27.5110-4m2 A1=A2=2A2=55.0310-4m2 D= =0.084m d=0.707D=0.06m将这些直径按GB/T2348-2001圆整成就近标准值得：D=0.09m、d=0.07m由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1=D2/4=63.5910-4m2，A2=(D2-d2)/4=25.1310-4m2。经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D和d的值，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。 表2-4 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动9800.22加速868.33p1+p0.39恒速735p1+p0.470.350.23工进1工进21373582350.250.161.610.960.3310-20.2110-20.0140.008快退启动9800.25加速868.330.280.82恒速7350.360.930.320.42注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5MPa。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。2.5 设计液压系统方案和拟定液压系统原理图2.5.1 设计液压系统方案 由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，这台机床液压系统的功率小，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循环为宜。现采用进油路节流调速回路，为解决孔钻通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。 快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为 : =(60*200/3.2*1000+60*305/3.2*1000)s=9.47s =（60*100/1000*0.09+60*5/1000*0.04）=74.2s亦即是/8.0。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适合的，而宜采用大，小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案（图2-2a）.图2a)图2b)图2c)a)液压源 b)换向回路 c)速度换接回路图2-2 油源及液压回路的选择2.5.2 选择基本回路由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡制动回路。但必须具有快速运动，换向、速度换接以及调压，卸荷等回路。1. 选择快速运动和换向回路中小型组合机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据组合机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定的要求，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。容积节流调速回路采用压力补偿型变量泵供油，用流量控制阀调节进入或流出液压缸的流量来调节其运动速度，并使变量泵的输油量自动地与液压缸所需流量相适应。这种调速回路没有溢流损失、效率较高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进，快退换向回路应采用图(2-2b)所示的形式。2. 选择速度换接回路当滑台快进转为工进时，输入液压缸的流量由11.21L/min降至0.3L/min,滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击（见图2-2c）。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大-进油路中通过13.02L/min,回油路中通过13.02*(78.54/40.06)L/min=26.492L/min。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的点也换向阀式换接回路（见图2-2b）。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。3. 选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀（见图2-2a），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无需另外再设置调压回路。而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即时滑台卡主，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。在图2-2a中所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压，大流量液压泵都可经此阀卸荷。由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压，小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。2.5.3 将液压回路综合成液压系统 把上面现出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张液压系统原理图（不包括点画线圆框内的元件）。将此图自习检查一遍，可以发现，该图所示系统的工作中还存在问题。为了防止干扰，简化系统并使其功能更加完善，必须对系统进行如下修正：1） 为了解决防滑台工进时图中进，回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换回回路中串接一个单向阀，将进，回油路隔断。2） 为了解决滑台快进时回油路接通邮箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀。这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀关闭，便组织了油液返回油箱。3） 为了解决机床停止工作后回路中的油液流向油箱，导致空气进入系统，影响回台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀。4） 为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器。5） 若将顺序阀和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。经过修改，整理后的液压系统原理如图3所示。14131211109876543211- 双叶片液压泵 2-三位五通电液阀 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-压力表节接点 13-单向阀 14-压力继电器图2-3 整理后的液压系统原理框图2.6 计算和选择液压元件2.6.1 液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.25MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa，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Pp1=(3.25+0.8+0.5)MPa=4.55Mpa。大流量液压泵在快进，快速运动时才向液压缸输油，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为Pp2=(1.7+0.5)=MPa=2.2Mpa。两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为25.66L/min,因系统较简单，取泄露指数=1.05,则2个液压泵的实际流量为： =1.05*13.47L/min=14.1435L/min。由于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0.26L/min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为3.2L/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，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速=940r/min时该液压泵的理论流量为31.96L/min，若取液压泵的容积效率=0.9，则液压泵的实际输出流量为： =(6+26)*940*0.9/1000L/min=27.1L/min。由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力位2.2MPa，流量为27.1L/min。取液压泵的总效率p=0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为:P= =2.2*27.1/60*0.75=1.2KW根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L6型电动机，其额定功率Pn=1.5KW，额定转速Nn=940r/min。2.6.2 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见表5。表中序号与图3的元件标号相同。表2-5 元件的型号及规格2.6.3 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，所以重新计算如表6所示。由上表可以看出，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6中数值，按表7取油液在压油管的流速V=3m/s,液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为：d=2*=2* mm =19.71mm；d=2* mm =13.85mm这两根油管都按GB/T23512005选用内径15mm，外径18mm的冷拔无缝钢管。表2-6 液压缸的进出流量快 进工 进（总）快 退输入流量/L=()/(-)=50.21=0.265=25.6输出流量/L=()/=25.6=()/=0.13=()/=50.20运动速度/L=/(-)=5.59=/=0.025=/=5.96表2-7 允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 2.6.4 油箱油箱容积估算，取经验数据=7，故其容积为：V=7*25.6L=179.2L按照GB/T79381999规定，取最靠近的标准值V=200L。2.7 本章小结1.系统采用了“双联液压泵-调速阀-被压阀”式调速回路。它保证液压缸稳定的低速运动，较好的速度刚性和较大的调速范围。回油路上加被压阀防止空气进入系统，并能使滑台承受负向负载。2.系统采用了双叶片液压泵和液压缸差动链接两项措施来实现块进，可得到较大的快进速度，且能量利用也比较合理。滑台停止运动时，采用了单向阀，被压阀，溢流阀等来使液压泵在低压时卸荷，既减少能量损失，又控制油路保持一定的压力，以保证下一工作循环的顺利启动。3.系统采用了行程阀和顺序阀等实现快进与工进的换接，不仅简化了油路和电路，而且使动作可靠，转换的位置精度也比较高，由于速度比较低，采用了阀体切换和调速阀串联回路，既保证了必要的转换精度，又使油路的布局比较简单，灵活。定位准确，重复精度高。4.采用了电液阀来切换主油路，使滑台的换向更加平稳，冲击和噪声小。同时，电液换向阀的五通结构使滑台进和退时分别从两条油路回油，这样滑台快退时，系统没有被压，也减少了压力损失。总之，这个液压系统设计比较合理，它使用的元件不多，但却能完成较为复杂的半自动工作循环，且性能良好。第3章 验算液压系统性能3.1 验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。(1) 判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=60L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数639101102060106044433e=-pnpnudqdR也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2) 计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的Dpn由产品样本查出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。重新计算液压缸的工作压力为考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。3.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失MPa0514.0MPa631.263.022nn2p=D=D=qqppp液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率Pr =506.4 W液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率由此可计算出系统的发热功率为()W7.4787.274.506cr=-=-=PPH按式计算工进时系统中的油液温升，即T = 14C其中传热系数K=15 W/（m2C）。设环境温T2=25C，则热平衡温度为T1 = T2 + T 55 C油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。结 论制造业是一个国家或地区经济发展的重要支柱，其发展水平标志着该国家或地区的经济实力、科技水平、生活水准和国防实力。而制造业的生产能力主要取决于制造装备机床的先进程度。本课题开发研制的卧式钻孔组合机床的液压系统，用于加工变速箱体孔。在开发过程中，针对加工过程中存在的难点进行了攻关。在钻床的设计上采取了一系列的措施，保证了被加工孔的加工精度。主要完成了以下工作：设计的卧式钻孔组合机床液压系统，保证了加工孔的生产质量，提高了加工效率，且该机床夹具调整灵活，降低了生产成本，缩短了生产制造周期。本课题基于使设计出的组合机床液压系统简单、使用方便、效率高、质量好提出的要求，合适地确定机床工序集中程度，合理地选择组合机床的通用部件，设计的液压系统原理图和液压元件的选择是本次设计的主要内容。具体的工作就是通过负载和运动分析，得出执行元件参数，设计出系统原理图，合理选用液压元件。当然，本项课题还有许多值得完善的地方，比如设计过程中很多公式和数据均由查阅资料所得，与生产实际必然有冲突的地方，但这些问题通过改进设计、完善工艺、现场的不断实践、总结，