双面钻通卧式组合机床液压系统设计毕业论文.doc

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1、 毕 业 设 计（论文）题 目：双面钻通卧式组合机床液压系统设计 学 院： 机械与运载学院 毕业设计（论文）任务书毕业设计(论文)题目： 双面钻通卧式组合机床液压系统设计。主要内容：1. 液压系统工况图分析。2. 液压系统原理图。3. 液压系统计算与选液压元件。4. 验算液压系统。5. 绘工作图和遍技术文件。主要技术参数：工作循环：工件夹紧左、右动力部件快进左、右动力部件工进左动力部件快退，右动力部件继续工进左动力部件停止，右动力部件快退左右动力部件皆停止，工件松开。工件夹紧力为30000牛，两侧加工切削负载皆为15000牛，动力部件的重量皆为9.8103牛，快进、快退速度为6m/min，快进

2、行程为100mm。工进速度为（201000）mm/min，左动力部件工进行程为50mm，右动力部件工进行程为80mm。往复运动的加速、减速时间为0.2s，滑台为平导轨，静、动摩擦系数分别为0.2和0.1。指导教师： 院长签字： 年月日双面钻通卧式组合机床液压系统设计27摘要2外文摘要3引言5液压系统的设计与计算61.1负载分析61.2件主要参数的确定81.3系统原理图91.4压元件141.5验算液压系统的性能18集成块的设计222.1底座设计222.2下块设计222.3上块设计222.4油孔直径的确定222.5油孔间最小间隙的确定23结论24致谢25参考文献26摘 要 对于设计双面钻通卧式组合

3、机床的液压系统来说，基本任务是使该系统能够高效、稳定、快捷的完成孔加工问题。我主要设了适合本机床工作循环和性能的液压系统，合理选用液压阀并设计安装了管接头的集成块。首先对负载进行分析，确定执行元件（液压缸）的主要技术参数，再算出液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率。根据计算结果和工作循环，选择双泵供油及差动连接回路，用行程阀控制快进转为工进，用行程开关控制工进转为快退及停止。用低压大流量泵控制快进及快退，用高压小流量泵控制工进及定位夹紧。使得系统基本上满足了高效、稳定、快捷的目的。 其次集成块的设计，由于该系统分为左右滑台，且其油路和工作循环相同，所以设计了左滑台系统的集成块，此系统 由 9

4、个阀需装在集成块上。通过分析液压系统和绘制立体图，我认为设计两个块较为合适。上块安装压力表开关等5个阀和通往液压缸的管接头及回油管，下块装4个阀，另设计个底座，与泵的两个压力油口相通。通过双头螺柱把上、下块和底座连接起来，再用螺钉把底座和油箱连接起来。 本设计基本能满足要求，经验算、校核系统性能合格；集成块尺寸合理，孔道布置正确，无干涉、泄露情况。关键词：集成块 液压系统 液压缸 液压阀Abstract The radical mission is to make the system processing holes effectively、steadily and rapidly to d

5、esigning the double-faced drill hydraulic pressure system. The hydraulic system I designed fits the work cycle and capability of this machine tool. I chose the reasonable hydraulic valve and designed to fix the integrate piece of tie-in specially. Firstly, I analyzed the load, ensure the mostly tech

6、nology parameter of executing element (hydraulic jar). Then I calculate the work pressure、flux and power of each work phase of the hydraulic jar. According to the result and work cycle, I chose double-pump to supply oil and differentia to connect the loop. I made sudden progressing to be tardily pro

7、gressing with journey valve and made tardily progressing to be rapid backslide and stopping with journey switch. I controlled sudden progressing and tardily progressing with low-tension bulky flux pump and controlled tardily progressing and orientate clamping with high-tension min flux pump. At last

8、, I made the system satisfied the desire of work effectively、steadily and rapidly. Secondly I designed the integrate piece of right-and-left slipway because the system was carved up to be right-and-left slipway and its oil tanker and work cycle are the same. There are 9 valves should to be fixed ont

9、o the integrate piece. Designing two integrate pieces is reasonable in my opinion through analyzing the hydraulic pressure system and drawing the solid chart. 5 valves as switch of pressure cabin and the tie-in of tube leading to hydraulic jar besides tubes of returning oil should be fixed on the up

10、per integrate piece, 4 valves should be fixed on the nether one. A pedestal should also be designed and connected with the two pressure oil meatuses. The two integrate pieces and the pedestal could be connected with double-edged bolts, the pedestal and the gasoline tank could also be connected with

11、bolts. This design could satisfy the desires and its capability of checking is up to grade according to the computations; the size of the integrate piece is reasonable and the collocation of hole path is correct, there is no situation of interference and leak. Key words: integrate piece, hydraulic s

12、ystem, hydraulic jar, hydraulic valve. 引 言组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高校、专用、自动化程度较高的机床，其动力滑台是组合机床的通用部件，上面安装着各种旋转刀具，常用液压装置驱动滑台按一定的动作循环完成进给运动。我设计的为双面钻通卧式组合机床是有两个动力滑台组成，其工作目的在于合理高效率对在、孔进行加工。孔加工在现代化生产中显的尤为重要，如大型机床床身孔加工、精密仪表的孔加工、液压集成块的孔加工、汽车工业等。可见孔加工是工艺过程中的重要环节。在设计过程中，经上学期沈阳第一机床厂进行的参观了各种液压元件及机床外形、并实践练习，了解了各种机床的液

13、压系统的大概情况。再查阅资料，及时通过对当前我国液压技术水平的了解，经过比较后采用集成块的配置方式，选用板式的液压元件。在郭老师的指导下，我按期完成了设计任务。由于自己水平有限及资料不多，难免有些错误和不足，欢迎各位老师批评与指正。 1.液压系统的设计与计算1.1负载分析负载分析中，在不考虑回油的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。机床上经常使用的平导轨水平放置时，摩擦阻力计算公式是 Ff=fFn （1）式中 FN作用在导轨上的法向力； f导轨摩擦系数。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力、导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重

14、力，设导轨的静摩擦力为Ffs， 动摩擦力为Ffd，由式（1）可得 Ffs=fsFn=0.29.8103N=1960N Ffd=fdFn=0.19.8103N=980N惯性力Fm指运动部件在启动或制动过程中的惯性力，其计算公式如下： （2）式中 m运动部件质量；a 运动部件的加速度； 启动或制动前后的速度差；t启动或制动时间。由式（2）可得 =如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率m=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1。 表1 液压缸各工作阶段负载表 运动阶段 计算公式 总机械负载F(N) 启动 F=fs/m 2063 加速 F=(fd+Fm

15、)/m 1558 快进 F=fd/m 1032 工进 F=(Ft+Ffd)/ m 16821 快退 F=Ffd/m 1032根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出左滑台负载图(F-L)和速度图(V-L)，见图1。 图1 负载速度图a）负载图 b）速度图 1.2执行元件主要参数的确定1.2.1初选液压缸的压力查机械零件设计手册，初定液压缸的工作压力 为P1=4106Pa。1.2.2确定液压缸的主要结构尺寸（1）工作压力的确定 工作压力P可根据负载大小及机器类型来初步确定。现参阅机械零件设计手册，取液压缸工作压力为 3Mpa。（2） 计算液压缸内径D和活塞杆直径d由于机床的快进、快退速度相等

16、，故宜采用缸体固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积 A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1=2A2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中加背压，按液压与气压传动表8-3，初选背压PB=8105Pa。 由表1可知最大负载为工进阶段的负载F=16821N，按此计算则 A1=F/（P1-0.5Pb）=46.72液压缸直径由A1=2A2，可知活塞杆直径d=0.707D=0.7077=5.44按GB-2348-80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元件。圆整后，得 D=8 d=5.6按标准直径算出 A1=D2/4=82/4=50.32 A2=（

17、D2-d2）=（82-5.62）=25.62按最低工进速度演算液压缸尺寸，查机械零件设计手册，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，因工进速度v=0.02为最小速度，则 A1qmin/vmin=0.05103/0.021022=252A1=502252因此，满足最低的速度要求。1.2.3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，按pb=8105Pa代入，快进时背压按pb=5105Pa代入，计算公式和计算结果列于表2中。表2 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作压力负载进油压力

18、回油压力所需流量输入功率F（N） Pj（Pa） Pn L/min P（kw）差动快进10329.410514.410514.80.232工进1682137.510581050.1-5.030.006-0.314快退103213.9105510515.360.3561.3拟订液压系统原理图1.3.1选择液压基本回路（1）确定调速方式及供油形式在液压缸的初步计算前已确定了采用高速阀的进口节流调速，因此相应采用开式循环系统。开式系统可适应多种工况，泵可以向多个液压执行元件供油，散热方便。开式系统的缺点是抗污染能力差，而且油箱较大。这种高速回路具有较好的低速稳定性和速度负载特性。由表2可知液压系统的工

19、作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。显然采用单个定量泵供油功率损失较大，系统效率低，而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理，其中双泵源的结构简单、噪声小、寿命长、成本低。经比较选用双泵供油形式更为合适。（2）快速运动回路和速度换接回路根据此机床的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大、小泵同时供油，液压缸实现差动连接。工进时由小流量泵单独供油，使活塞慢速移动。这种回路的效率较高，且能实现比最大工进速度大得多的快速运动，在机床上得到了广泛的应用。采用用行程阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用电磁阀相比，速度换接过程比较平稳，换

20、接点位置较易控制（换接精度高）；缺点是行程阀的安装位置不能任意布置，管路连接较为复杂。这种回路在机床液压系统中较为常见。另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动回路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。见图1（3）换向回路的选择本系统中，液压缸采用差动连接，滑台在由停止转为快进、工进完毕转为快退等换向中，速度变化较大。并且本系统对换向的平稳性没有严格的要求，由于电液换向阀价格比较贵，结构比较复杂，因此选用电磁换向阀的换向回路。由于液压缸采用了差动连接，电磁换向阀宜用三位五通电磁阀。为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位机能为O型。快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且又

21、不允许经背压阀流回油箱，故须在换向阀处，在进、回路连通的油路上增加一单向阀，在背压阀前加一液控顺序阀，其控制油与进入换向阀的压力油相连通，于是，快进时，液压缸的回油被液控顺序阀切断（快进时油路中为低压，液控顺序阀打不开），只有经单向阀与进油汇合，转为工进后（行程阀断路），系统压力升高，液控顺序阀才打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时单向阀将回路切断，确保系统形成高压，以便液压缸正常工作。见图2（4）压力控制回路高压泵设一电磁溢流阀调压，低压泵设一卸荷阀调压。工进时只有高压小流量泵供油，大泵可卸荷。见图3（5） 定位、夹紧系统的减压顺序回路因定位、夹紧系统的液压缸的工作面积、行程均不大，

22、完全可由小泵对其单独供油。为了保证工件的定位夹紧安全可靠，其换向阀采用带定位装置的电磁阀。加紧压力比系统压力低，且要求既稳定又可调，故采用减压阀减压，减压阀后设置一单向阀，这可增加加紧的可靠性和安全性。先定位后夹紧的顺序动作可由顺序阀来完成。为了使松开工件不受顺序阀的影响，使单向阀与顺序阀并联。见图4（6）行程终点的控制由于机床加工通孔，工作部件对终点的位置精度要求不高，可采用行程开关控制。 图1 图2 图3 图41.3.2组成液压系统将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图5所示的液压系统原理图。为便于观察和调整压力，在液压泵的出口处设置测压点，并设置多点压力表

23、开关。这样只需一个压力表即能观测各点的压力。 图5表3 电磁铁动作顺序表工作循环 1Y 2Y 3Y 4Y 5Y 6Y 7Y 工件夹紧 左右滑台快进 左右滑台工进 左滑台快退、 右滑台工进 左滑台停止、 右滑台快退 左右滑台皆停止 工件松开 泵卸荷 1.4 选择液压元件1.4.1液压泵的选择先根据设计要求和系统工况确定泵的类型，然后确定泵的主要参数，即压力和流量。确定泵的的最大工作压力Pp PpP1p （3）式中p1执行元件的最高工作压力；p执行元件进油路上压力损失。由表3可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路压力损失p=5105Pa，则液压泵调节工作压力 Pp=p1+p=（37.5+5）1

24、05Pa=42.5105Pa因此泵的额定压力可取 Pr1.2542.5105Pa=53105Pa由表3可知，工进时所需的最大流量是5.03L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，加之减压阀工作时的正常泄出（一般为0.5-0.8L/min），则小流量泵的流量应为qp1（1.15.032.50.5）L/min=（18.4-8.5）L/min=9.9 L/min快进快退时，液压缸所需的最大流量是15.36 L/min，则泵总流量为qp=1.215.36 L/min=18.4 L/min即大流量泵的流量为qpqp=（18.4-8.5）L/min根据上面计算的压力和流量，查机械零件设计手册表3

25、0-59选用YB1-10/10型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MPa。1.4.2电动机的选择本系统为双联泵供油系统。泵的流量为 q=（1010-3/60）m3/s=0.16710-3 m3/s差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，泵1向系统供油，泵2卸载。下面分别计算三个阶段电动机所需的电动机功率P。（1） 差动快进时，泵2的出口压力油经单向阀8后与泵1汇合，然后经单向阀18，三位五通阀3，行程阀5进入液压缸大腔，大腔的压力p1=pj=9.4105Pa，泵2出口到泵1出口的压力损失p2=1.5105Pa。查机械零件设计手册表30-1泵总的1=2=0.6效率，则可计算出泵1的出口压

26、力 Pp！=（9.4+4.5）105Pa=13.9 105Pa泵2的出口压力为 Pp2=（13.9+1.5）105Pa=15.4 105Pa则电动机的功率为 P1=Pp1q1/1Pp2q2/2=814W（2）工进则电动机的功率为 P2= Pp1q1/1Pp2q2/2=1201W（3）快退时则电动机的功率为 P3= Pp1q1/1Pp2q2/2=997W综合比较，工进时所需功率最大。查机械零件设计手册表40-1选取Y100L-6异步电动机，功率为1.5KW。额定转速为940r/min。1.4.3选择液压阀根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。（1）三位五通

27、电磁阀：最大通过流量40L/min,所受压力为42.5105Pa。查表液压传动设计手册表7-157选用35E-63B型号电磁换向阀，额定压力为6.3Mpa，额定流量83L/min。（2）单向阀：最大通过流量20L/min，所受压力为42.5105Pa。查表选用型号DF-B10K1单向阀。（3）单向行程调速阀： 查机械设计手册表37-421选用QCI-63型号单向行程调速阀。额定压力为6.3MPa,额定流量63L/min.（4）液控顺序阀：最大通过流量2.5L/min左右，所受压力为42.5105Pa,额定流量20L/min。（5）背压阀： 最大通过流量10L/min，所受压力为低压。查表机械零

28、件设计手册32-26选用X3F-B10F型号顺序阀。调压范围3-7Mpa，额定流量20L/min。（6）单向阀： 最大通过流量10L/min,所受压力为低压。查表机械设计手册32-51选用DF-B10K1型号单向阀。（7）卸荷阀：最大通过流量10L/min,所受压力为42.5105Pa。查表机械零件设计手册32-26选用X4F-B10F型号液控顺序阀。调压范围3-7Mpa,额定流量20L/min。（8）电磁溢流阀：最大通过流量10L/min,所受压力为42.5105Pa。查表机械零件设计手册32-11选用YE12-HD10B型号电磁溢流阀。调范围0.7-7Mpa，额定流量20L/min。（9）

29、减压阀： 最大通过流量10L/min,所受压力为42.5105Pa。查表机械零件设计手册32-17选用JF-B10G型号减压阀。调压范围3-7Mpa额定流量20L/min。（10）单向阀： 最大通过流量10L/min，所受压力小于42.5105Pa。查表机械设计手册32-17选用DF-B10K1型号单向阀。（11）二位五通电磁阀； 最大通过流量10L/min左右，所受压力小于42.5105Pa。查表机械设计手册32-321选用4WE5C600/OF型号的湿式电磁换向阀。额定电流15L/min。（12）单向顺流阀： 最大流量大于10L/min,所受压力为2Mpa左右。查机械零件设计手册表2-30

30、选X2F-B10F型号单向顺流阀。调围1-3Mpa,定流量20min。（13）压力继电器： 查机械零件设计手册表32-157选用型号HED20A20/63的弹簧管式压力继电器。开启压力为0.2-40.6Mpa。（14）过滤器： 最大流量40L/min左右，所受压力小于105pa。查表机械零件设计手册表35-2选用型号WU-40180J型号的过滤器。公称通经20mm,额定流量40min。（15）压力表开关： 所受最大压力为42.5105pa,测力点3个。查机械零件设计手册表7-211选用型号K3-B压力表开关。额定压力6.3Mpa。（16）单向阀: 最大通过流量20L/min,所受压力为42.5

31、105pa。查表机械设计手册32-51选用型号DF-B10K1单向阀，开启压力为0.35105Pa,额定压力为34.5Mpa,额定流量30L/min。1.4.4油管的选择液压泵进出口油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压泵油管的选择根据泵的口径选取。泵吸油口径为Z3/4。根据机械零件设计手册表33-1选284mm的15号冷拔无缝钢管。泵开油口径为Z1/4。根据机械零件设计手册表33-1选143mm的15号冷拔无缝钢管。2.液压缸进出油管的选择根据液压缸输入、排出的最大流量选取。由于本系统有行程阀，因此选用橡胶软管为好。查机械零件设计手册表37-9选胶管内径为16mm,公称

32、通径15mm的A型扣压式胶管接头，接头体螺母D=M271.5。1.4.5油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压系统额定流量的5-7倍。本例取6倍，因本系统有两个泵，故油箱容积为V=（6220）L=240L1.5验算液压系统的性能1.5.1压力损失的验算及泵压力的调整（1）工进时的压力损失验算及泵压力的调整工进时管路中的流量小，流速也小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失p1=5105Pa,泵1的调整压力应等于工期进时液压缸的工作压力P1加上进油路压差，则：PP=P1+P1=（37.5+5）105Pa=42.5105Pa即泵1的溢流阀10

33、按此压力调整。（2）快进时的压力损失验算及泵2卸在压力的高调整。 因快退时，液压缸无杆腔的回油路是进油路的两倍，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压力损失，以便确定泵2的卸载压力。 已知：油管直径d=1610-3，通过的流量进油路最大为qL=20L/min=0.33310-3m3/s，回油路最大为qL=40L/min=0.66710-3m3/s。液压系统选用N32号液压油，考虑到最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.52/s，油的密度=900Kg/m3，液压系统元件采用集成块式的配置形式。估算进油管长度分别为L1=2.2m，L2=1.8m。1

34、）确定油液的流动状态由液压与气压传动式（1-30）经单位换算为 式中 v平均流速（m/s） d油管内径（m） 油的运动粘度（2/s） q通过的流量（m3/s）则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为 Re2=由上可知，进油路中的流动是层流。2）沿程压力损失由液压与气压传动式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速v=在回油路上，流速为进油路流速的两倍v=3.76m/s则压力损失为 3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块油路的压力损失。 表4 阀类元件局部压力损失 元件名称 额定流量qn（L/min）实际通过的流 量q（L/min）额定

35、压力损失pn105（Pa）实际压力损失 （Pa）单向阀 18 30 20 2 0.89单向阀8 30 10 2 0.252三位五通阀3 63 20/40 4 0.4/1.6行程阀 63 20 2 0.4若取集成块进油路的压力损失Pj1=0.3105Pa回油路压力损失为Pj2=0.5105Pa则进油路和回油路总的压力损失为p1=p1pPj1=（0.79+0.890.220.4+0.4+0.3）105=3105Pap2=p2pPj2=（1.3+1.6+0.5）105Pa=3.4105Pa查表1知快退时液压缸负载F=1032N，则快退时液压缸的工作压力为P1=（FP2A1）A2=（1032+3.41

36、0550.310-4）/25.610-4Pa=10.7105Pa则快进时泵的工作压力为Pp=P1P1=（10.7105+3105）Pa=13.7105Pa因此,泵2卸载阀9的调整压力应大于13.7105Pa.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,能满足要求.1.5.2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P1=1201W工进时液压缸的输入功率P2=FV=（168211/60）W=2

37、88.35W系统总的发热功率为 =2（P1- P2）=2（1201-288.35）W=1825.3W已知：油箱容积V=240L=0.24m3按液压与气压传动式（8-19）油箱近似散热面积A为 假定通风良好，取油箱散热系数G=1510-3KW/（）则利用液压与气压传动式（8-18）可得油液温升为 设环境温度T2=20，则热平衡温度为 T1=T2T=2048.5=68.5T1=80所以油箱散热基本可达到要求。 2. 集成块设计 我设计的是左滑台的液压系集成块 由于本系统元件较多，比较复杂，若设计一个集成块比较困难，也比较复杂，且不易加工。因此，设计两个集成块，一个底座与油箱连接。2.1底座设计底座

38、上下不装液压阀。在底座右侧装两个焊接式管接头与液压泵的两个压力油口相连，在底座上打3个孔，一个孔是公共回油孔0通油箱。另两个是P1孔与P2孔分别与泵的两个压力油口相连。另在底座上设计四个螺钉孔，以便把底座固定在油箱上。2.2下块设计 下块安四个液压件：单向阀8，单向阀18，卸荷阀9和电磁溢流阀10。把四个阀放在同一个水平面上以简化油路，使集成块尺寸减小。2.3上块 上块安装5个阀。正面安三个五通阀3和单向阀4；右面安压力表开关和液控顺序阀6；后面装背压阀7；左面装两个管接头分别接液压缸和行程阀。2.4油孔直径的确定 直接与阀相通的孔，块体上的孔径应等于阀的油孔直径，如单向阀的油孔直径为10mm

39、，则集成块上与该阀相通的孔也应为10mm。公共压力油和回油孔根据经验和流量由机械设计手册表功3-1选10mm孔。不直接与阀相通工艺孔，应用螺塞堵死。与油管接头相连接的油孔，其孔径与相应的阀口直径相通，孔口按管接头螺纹尺寸钻孔并攻丝。2.5油孔间最小间隙的确定 若相邻的油孔间的距离太近，则在油液压力作用下可能造成油道串通，致使集成块报废。由于本系统压力不高，属于中压系统，根据经验确定各通油孔道间的最小间隔尺寸为5mm。 结 论 通过各位老师的指导、检查，我完成了双面钻通卧式组合机床液压系统的设计。经翻阅资料参考各类组合钻床的液压原理图，并结合了现在的实际情况，拟订了此机床液压原理图，后又经过老师

40、纠正和我自己的修改。最终确定了液压系统，我认为此系统能够能满足所要求的工况。在阀块的设计方面，由于资料的欠缺，国内现有设计方法的限制。设计出来的阀块只是一部分且互换性较差，不能够用于其他系统。在各位老师的指导下，我所设计的阀块由两部分块组成，且阀块大小适中，通过底座连接在油箱上，能满足要求。由于资料有限、水平和经验的局限，我设计的内容本身还会有很多的缺点和不足，希望老师能给与指正。致 谢随着历时半年的毕业设计的即将结束，我的大学生活也将划上完满的句号。在这四年里，我所学到的不仅仅是书本上的东西，重要的是懂得了怎样做人，为步入社会打好了很好的基础。这都要感谢悉心照顾我知道我的老师们。在做设计期间，我尽了自己最大的努力，把四年来我所学到的知识综合的运用起来，虽然不是很完善但是基本上完成了设计。通过这次设计我不仅仅对液压方面的知