方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响。设置了单向阀。本液压系统的换向采用三位四通型中位机能的电磁换向阀，下图为拟定的液压系统原理图，油箱二位二通益流阀三位四通电液换向阀二位三通电液换向阀节流阀上缸缸液控单向阀下油缸减压阀压力表单向阀泵电机滤油器选择液压元件选择液压泵和电机确定液压泵的工作压力。液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。由于水压机执行元件运动过程中需要最大压力，可按下式计算液压缸的工作压力为式中执行元件在稳定工况下的最高工作压力进油路沿程的局部损失。按经验数据选取简单管路的节流调速系统取复杂管路，进油路采用调速阀系统，取，并参考同类系统选取。由图和表可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为。由于该系统结构比较简单,且又因为该执行机构是在运动行程终了是停止时才会出现最高压力的情况故泵的最高压力也就是执行机构所需的最高压力此系统中的两个液压缸同时供油,若回路中的泄漏按计算则泵的流量应为由于溢流阀的最小定流量为而工进时两缸所需的流量为所以高压泵的输出流量不得少于。根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用型的双联叶片泵，其额定压力为,容积效率η所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力和输出流量当电动机转速为求出。η查电机产品目录，拟定选用电动机的型号为额定转速为,额定功率选择阀类元件及辅助元件根据系统的工作压力和通过各个阀元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表国内新开发的，接口尺寸为国际标准的系列和表国内开发接口尺寸为国际标准的推广使用的叠加阀所示。序号名称通过流量型号及规格过滤器双作用定泵单向阀溢流阀减压阀三位四通换向阀两位三通换向阀节流阀液控单向阀二位二通换向阀压力表压力开关电动机确定管道尺寸油管油管内径般可参观所接元件接口尺寸确定，也可以按管路中允许流速计算。在本设计中，出油口内径为,外径为的钢管。确定油箱容积油箱油箱容积根据泵的流量计算，取其体积，即，管路系统压力损失的验算。压力损失及调定压力的确定根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为,通过的流量为,数值与设计中相比较小，主要压力损失为调速阀两端的压降此时功率损失最大而在上缸快下与下缸快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算，而下缸快上与上缸快上相比，上缸快上时的流量与压力较大所以必须以上缸快下时为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供有流量的变化，其快下时液压缸的速度为此时油液在进油管中的流速为。沿程压力损失首先要判断别管中的流态，设系统采用液压油。室温为时，，所以有，管中为层流，则阻力损失系数，若取进。回油管的长度均为，油液的密度为，则其进油路上的沿程压力损失为局部压力损失局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，般取沿程压力损失的而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为和，则当通过阀的流量为时的阀的压力损失，式为因为所选阀的额定流量均大于设计中每个阀的最大流量,所以通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。同理，快上时回油路上的流量则回油路管中的流速由此可计算出层流由此回油路上的沿程压力损失为。总的压力损失由上面的计算所得可求出原设，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定系统中压力阀的调定值。压力阀的调定值双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足快进的要求，保证双泵同时向系统供油，因而卸荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力所以卸荷阀的调定压力应取为宜。溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力，所以取溢流阀调定压力为系统的发热与温升根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为η慢上时电动机输入功率为η而其快上时其有用功率为慢上时的有效功率为故快上时的功率损失为大于其他时候缸的功率损失，现在以较大的值来校核其热平衡，求发热温升。设油箱的三边长在范围内，则散热面积为，假设通风良好，取所以油液的温升为室温为，热平衡温度为，没有超过允许的范围。设计小结经过几周的再学习，成功的完成了液压卧式钻机座水压机的液压系统及相关元件的设计，通过本课题的设计，我对液压设计的整各过程有了较全面的理解。经过选择液压元件，对液压系统的特点和液压在现在社会的影响和适用范围有了较深的了解，基本掌握了液压机床元件选用方法经过系统流程的分析，基本上搞清了程序的结构与格式等有了进步认识。通过本设计的实践，真切体会到理论必须和实践相结合。教材中所学到许多内容在实践中得到了印证，但在具体操作中出现了些意想不到的问题，但组装方案确定后，加工程序也经过多次调试，修改才能完成了试加工，看到加工出合格的零件，我对我所学的专业更加充满信心。参考文献卢光贤，王立伦机床液压传动与控制西安西北工业大学出版社，章宏甲，周邦俊金属切屑机床液压传动南京江苏科学技术出版社，大连工学院机械教研室金属切屑机床液压传动北京科学出版社，市川常雄液压技术基本理论鸡西煤矿机械厂，译北京科学出版社,上海第二工业大学液压教研室液压传动与控制版上海上海科学出版社何存兴，张铁华主编液压传动与气压传动武汉华中科技大学出版社，林建亚，何存兴主编液压元件北京机械工业出版社，贾铭新主编。液压传动与控制北京国防工业出版社，官忠范主编液压传动系统北京机械工业出版社，李壮云，葛宜远主编液压元件与系统北京机械工业出版社，慢进，保压，快退，原位停止。动力和运动参数下缸完成对工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力为。托板的重量为。保压时水压系统的压力是。其快速上升的行程是速度工进的行程是，速度，其快退的行程是，速度。上缸完成对工件夹紧，托板的重量为。保压时水压系统的压力是。其快速上升的行程是速度工进的行程是，速度，其快退的行程是，速度。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对工件的夹紧要求，应采用液压缸为执行元件，液压缸筒固定在机床上，活塞杆与托板相连接由活塞杆的运动实现对工件的夹紧。液压缸无干腔为高压工作腔，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。计算下油缸的外负载下油缸的受力情况如图所示。为托板对液压缸的压力。为工件对液压缸的压力为保压时水压系统对液压缸的压力图下液压缸的受力情况当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载为式中工作负载摩擦负载惯性负载工作负载工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。般工作负载是时间的函即下缸上升时的工作负载为即计算摩擦负载由于工件为垂直升起，且行程不大，故摩擦力相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即计算惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即式中重力加速度加减速时度的变化量启动或制动时间，般机床的运动取，进给运动取，磨床取，工作部件较轻或速度较低时取小值加速减速制动反向加速反向制动根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑托板的重量，则液压缸各阶段中的负载如图所示。η表液压缸在各动作阶段的负载工况计算公式液压缸负载液压缸驱动力启动加速快上减速慢上制动保压反向加速快退反向制动注取液压机械效率η绘制负载图和速度图根据已给的快进工进快退的行程和速度配合表中相应的负载数值，可绘制液压缸的与图，或近似计算快上慢上快下的时间如下快上慢上快下按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表中相应负载值，绘制的和图，如图所示。图液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。确定液压系统参数初选液压缸的工作压力液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵缸阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增反向加速快退反向制动注取液压机械效率η绘制负载图和速度图根据已给的快进工进快退的行程和速度配合表中相应的负载数值，可绘制液压缸的与图，或近似计算快上慢上快下的时间如下快上慢上快下按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表中相应负载值，绘制的和图，如图所示。图液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸