机床液压系统的设计.docx

机床液压系统的设计
2 液压传动得工作原理和组成
液压传动就就是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制得传动方式。液压系统利用液压泵将原动机得机械能转换为液体得压力能,通过液体压力能得变化来传递能量,经过各种控制阀和管路得传递,借助于液压执行元件(缸或马达)把液体压力能转换为机械能,从而驱动工作机构,实现直线往复运动和回转运动。 驱动机床工作台得液压系统就就是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件得油管、接头等组成。
２、1　工作原理
1)电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油,油液被加压后,从泵得输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸,推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里得油液经换向阀和回油管排回油箱。
２)工作台得移动速度就就是通过节流阀来调节得。当节流阀开大时,进入液压缸得油量增多,工作台得移动速度增大;当节流阀关小时,进入液压缸得油量减少,工作台得移动速度减少。由此可见,速度就就是由油量决定得。
２、２ 液压系统得基本组成
1)能源装置——液压泵。她将动力部分(电动机或其她远动机)所输出得机械能转换成液压能,给系统提供压力油液。
2)执行装置——液压机(液压缸、液压马达)。通过她将液压能转换成机械能,推动负载做功。
3)控制装置——液压阀。通过她们得控制和调节,使液流得压力、流速和方向得以改变,从而改变执行元件得力(或力矩)、速度和方向,根据控制功能得不同,液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为益流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等;流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等;方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同,液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。
４)辅助装置——油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等、通过这些元件把系统联接起来,以实现各种工作循环。
5)工作介质——液压油。绝大多数液压油采用矿物油,系统用她来传递能量或信息。
3 液压传动得优缺点
3、1　液压传动得优点
１)在相同得体积下,液压执行装置能比电气装置产生出更大得动力。在同等功率得情况下,液压执行装置得体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达得体积重量只有同等功率电动机得１2%左右。
2)液压执行装置得工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快,所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置得换向频率,在实现往复回转运动时可达到每分钟500次,实现往复直线运动时可达每分钟１00０次。
3)液压传动可在大范围内实现无级调速(调速比可达1:2000),并可在液压装置运行得过程中进行调速。
４)液压传动容易实现自动化,因为她就就是对液体得压力、流量和流动方向进行控制或调节,操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时,能实现较复杂得顺序动作和远程控制。
5)液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑,因此使用寿命长。
　6)由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化,所以液压系统得设计、制造和使用都比较方便。
3、２　液压传动得缺点
1)液压传动就就是以液体为工作介质,在相对运动表面间不可避免地要有泄漏,同时,液体又不就就是绝对不可压缩得,因此不宜在传动比要求严格得场合采用,例如螺纹和齿轮加工机床得内传动链系统。
2)液压传动在工作过程中有较多得能量损失,如摩擦损失、泄漏损失等,故不宜于远距离传动。
3)液压传动对油温得变化比较敏感,油温变化会影响运动得稳定性。因此,在低温和高温条件下,采用液压传动有一定得困难。
4)为了减少泄露,液压元件得制造精度要求高,因此,液压元件得制造成本高,而且对油液得污染比较敏感。
5)液压系统故障得诊断比较困难,因此对维修人员提出了更高得要求,既要系统地掌握液压传动得理论知识,又要有一定得实践经验。
６)随着高压、高速、高效率和大流量化,液压元件和系统得噪声日益增大,这也就就是要解决得问题。
总而言之,液压传动得优点就就是突出得,随着科学技术得进步,液压传动得缺点将得到克服,液压传动将日益完善,液压技术与电子技术及其她传动方式得结合更就就是前途无量。
4 液压系统工况分析
4、1　运动分析
　绘制动力滑台得工作循环图

４、２ 负载分析
4、2、1 负载计算
(１)工作负载
工作负载为已知 　 FＬ=２800０`Ｎ
(2)摩擦阻力负载
已知采用平导轨,且静摩擦因数=0、1,动摩擦因数ud＝0、2,则:
静摩擦阻力 　 =0、1×98１0Ｎ＝981N
　　 　 动摩擦阻力　 =0、2×９810N=1962N
(3)惯性负载 　　动力滑台起动加速,反向起动加速和快退减速制动得加速度得绝对值相等,既△u＝0、2ｍ／s,△t=0、05s,故惯性阻力为:
=ma=G△u/g△t=(9810×0、2)÷(9、8×０、05)=4004N
(4)由于动力滑台为卧式放置,所以不考虑重力负载。
(５)关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Ｆm得影响,计入液压缸得机械效率中。
(6)背压负载 初算时暂不考虑
4、2、２ 液压缸各阶段工作负载计算:
(1)启动时 　Ｆ1=/ηcm=１96２/0、9=２１80Ｎ
(2)加速时　　 F2＝(＋)/ηcｍ=(981+4０04)／０、９=５５38N
(3)快进时 F3＝/ηcm=981/0、9N=1090N
(４)工进时 F4=(+)/ηcm=(2８0０0+9８1)/0、9N=３2201Ｎ
(5)快退时　 Ｆ5=/ηcｍ=981／0、９N=１0９０Ｎ
4、2、3 绘制动力滑台负载循环图,速度循环图(见图１)
图1 　　　　 　 　 　 　
4、2、4 确定液压缸得工作压力
　 参考课本资料,初选液压缸工作压力ｐ１=40×1０6 Pa
4、2、5 确定缸筒内径D,活塞杆直径d
A＝Fmａｘ／ｐη=7276
D=
　　　 按GB/T２348——1９93,取D＝1０0ｍm
d＝０、71Ｄ=７1mm
　 　按GB/T234８——1９93,取d=70mm
4、2、６　液压缸实际有效面积计算
　　　 　无杆腔面积 　 　A１=πＤ2/4=3、14×1002/4 mm2＝７85０mm２
　 有杆腔面积 　　 A2=π(D２-d２)/４=3、１4×(1０02-70２)/4 mm2＝４00４ mｍ2
　 　 活塞杆面积　 A3＝πD2/4=3、14×７０2/４ ｍm2＝38４6 mm2
4、2、7 最低稳定速度验算
最低稳定速度为工进时u＝５０mm／ｍｉn,工进采用无杆腔进油,单向行程调速阀调速,查得最小稳定流量qmin＝0、1L／min
Ａ1≥ｑmin/ｕmiｎ＝0、１/50=0、0０2 ｍ2=２000 ｍm2
满足最低稳定速度要求。
4、２、7 计算液压缸在工作循环中各阶段所需得压力、流量、功率列于表(１)
表(1)液压缸压力、流量、功率计算
工
况
差 动 快 进
工 进
快 退
启 动
加 速
恒　速
启 动
加　速
恒 速
计 算公 式
ｐ＝ F/A3
ｑ= u3A３
Ｐ=pq
ｐ=(F+ p2A2) ／ A1
q= 　u1 A1
Ｐ＝ｐq
p=(F+　p2Ａ1) / A2
q＝ u２ A2
P=pｑ
速　度m/ｓ
u2=0、1
u1=3×10－４~5×10-3
u3=0、１
有 效面 积ｍ2
A1＝7850×10-６
A2=4004×10－6
A３＝3846×1０-6
负 载N
32６６
3000
1６33
3２7４4
3２６6
300０
1６33
压　力MPa
０、85
0、78
0、42
4、4
1、4
1、１
0、99
流　量L／mｉn

２３
0、39

２4、0
功 率KW

0、16
１、7５5

0、40

取 背　压 力
p2=0、４MP
取 背 压 力
p2=0、3ＭＰ
5拟定液压系统图 　
５、1液压泵型式得选择
由工况图可知,系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成,而且就就是顺序进行得。从提高系统效率考虑,选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。将两者进行比较(见表2)故采用双联叶片泵较好。
表2
双联叶片泵
限压式变量叶片泵
1、流量突变时,液压冲击取决于溢流阀得性能,一般冲击较小
1、流量突变时,定子反应滞后,液压冲击大
２内部径向力平衡,压力平衡,噪声小,工作性能较好。
２、内部径向力不平衡,轴承较大,压力波动及噪声较大,工作平衡性差
3、须配有溢流阀、卸载阀组,系统较复杂
３、系统较简单
4、有溢流损失,系统效率较低,温升较高
4、无溢流损失,系统效率较高,温升较低
5、2 选择液压回路
(1) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出,在工作循环内,液压缸要求油源提供快进、快退行程得低压大流量和工进行程得高压小流量得油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0、5/(0、84×10-2)60;其相应得时间之比(t１＋t３)/ｔ2=(1＋１、5)/５6、8=0、04４。这表明在一个工作循环中得大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看,选用单定量泵油源显然就就是不合理得,为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大,工作平稳性差,且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动,最后确定选用双联叶片泵方案,如图２a所示。
　(２) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大,故选用换向时间可调得电液换向阀式换向回路,以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接,所以选用三位五通电液换向阀,如图2b所示。
(3) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化大(1/2=0、１／(0、88×１0-3)1１4),为减少速度换接时得液压冲击,选用行程阀控制得换接回路,如图２ｃ所示。
(4)　选择调压和卸荷回路 在双泵供油得油源形式确定后,调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时,高压小流量泵得出口压力由油源中得溢流阀调定,无需另设调压回路。在滑台工进和停止时,低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷,高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷,但功率损失较小,故可不需再设卸荷回路。
图2 选择得基本回路

５、3组成液压系统
将上面选出得液压基本回路组合在一起,并经修改和完善,就可得到完整得液压系统工作原理图,如图３所示。在图3中,为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立得问题,增设了单向阀６。为了避免机床停止工作时回路中得油液流回油箱,导致空气进入系统,影响滑台运动得平稳性,图中添置了一个单向阀1３。考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工,对位置定位精度要求较高,图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后,系统压力升高,她发出快退信号,操纵电液换向阀换向。
图3 整理后得液压系统原理图

６　液压元件选择
6、1　选择液压泵和电机
6、１、1 确定液压泵得工作压力
由前面可知,液压缸在整个工作循环中得最大工作压力为4、４MPａ,本系统采用调速阀进油节流调速,选取进油管道压力损失为０、6MPａ。
由于采用压力继电器,溢流阀得调整压力一般应比系统最高压力大０、5MPａ,故泵得最高压力为
　 　 Pp1=(4、4+０、6+0、5)MPa=５、5MPａ
　　这就就是小流量泵得最高工作压力(稳态),即溢流阀得调整工作压力。
液压泵得公称工作压力Pｒ为
　 　 　Pr＝1、25 Pｐ1 =１、25×５、5ＭＰａ=6、7MＰa
　大流量泵只在快速时向液压缸输油,由压力图可知,液压缸快退时得工作压力比快进时大,这时压力油不通过调速阀,进油路比较简单,但流经管道和阀得油流量较大。取进油路压力损失为0、5MＰａ,故快退时泵得工作压力为
　　 Pｐ2＝(０、９9+０、5)MＰａ＝１、49MＰa
这就就是大流量泵得最高工作压力,此值就就是液控顺序阀7和8调整得参考数据。
6、1、2 液压泵得流量
由流量图４(ｂ)可知,在快进时,最大流量值为23Ｌ／mｉｎ,
取K=１、1,则可计算泵得最大流量
　 　≥K(∑)maｘ
　 　 ＝1、1×２3Ｌ/min=25、3Ｌ/ｍin
在工进时,最小流量值为0、39 Ｌ/min、为保证工进时系统压力较稳定,应考虑溢流阀有一定得最小溢流量,取最小溢流量为1 Ｌ／mｉn(约0、01７×１0-3m3/s)故
小流量泵应取1、39Ｌ／ｍｉn
　根据以上计算数值,选用公称流量分别为１8L/ｍin、１2Ｌ／min;公称压力为70MPa压力得双联叶片泵。
6、1、３ 选择电机　　
由功率图4(c)可知,最大功率出现在快退阶段,其数值按下式计算
　Ｐｐ＝ Pp２(qv１＋ ｑv２)/ηp=1、3５×1０6(0、2+０、3)×1０-3／０、７5=９93W
式中 ｑv1——大泵流量,qv１＝18 L／mｉn(约０、3×10－３ｍ3/s)
　 　 ｑv２——小泵流量,qｖ2=12L/miｎ(约0、2×１0－３m3/s)
　 　　 　ηp——液压泵总效率,取ηp　=０、75。
图4

　 　　 　 　 (a)

　 　 　 　 　 (ｂ)

　 　 　 　 　　 (ｃ)
根据快退阶段所需功率993Ｗ及双联叶片泵要求得转速,选用功率为１、1KWJ52-6型得异步电机。
6、2辅件元件得选择
根据液压泵得工作压力和通过阀得实际流量,选择各种液压元件和辅助元件得规格。
表2液压元件及型号
序号
元件名称
通过得最大流量q／L/ｍin
规格
型号
额定流量ｑn/L/min
额定压力Pｎ／MPa
额定压降∆Ｐｎ／MPa
1
双联叶片泵
—
PV2Ｒ1２-６/33
5、１/2７、９＊
16
—
２
三位五通电液换向阀
７０
35ＤY—100ＢY
100
6、3
0、3
３
行程阀
62、3
22C—1０0BH
100
6、３
0、3
4
调速阀
<１
Q—6B
6
６、3
—
5
单向阀
70
I—1０0B
100
6、３
０、２
6
单向阀
2９、３
I—10０B
１00
6、3
0、2
7
液控顺序阀
２8、1
XY—63B
63
６、3
０、3
８
背压阀
＜1
B—10B
１0
6、3
—
9
溢流阀
5、1
Y—10B
10
6、3
—
10
单向阀
2７、9
I—100Ｂ
100
6、3
0、2
11
滤油器
36、6
ＸU—8０×20０
80
６、３
０、０2
12
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
13
单向阀
7０
I—1０0B
100
6、３
0、2
1４
压力继电器
—
PF—B８L
—
14
—
　 　 注:以上元件除液压泵、滤油器外,均为板式连接。
６、3 确定管道尺寸
由于本系统液压缸差动连接时,油管内通油量较大,其实际流量
ｑv ≈24　L／min(0、５×１0-3m３/s),取允许流速ｕ=０、5ｍ／s,则主压力油管d
用下式计算
d=
圆整化,取d＝12ｍm。
　油管壁厚一般不需计算,根据选用得管材和管内径查液压传动手册得有关表格得管得壁厚δ。
　选用１4ｍｍ×12mm冷拔无缝钢管。
其她油管按元件连接口尺寸决定尺寸,测压管选用4mm×３mm紫铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头,其规格按油管通径选取。
4、确定油箱容量 中压系统油箱得容量,一般取液压泵公称流量得5~７倍
V=7 =7×３0L=210Ｌ
7 液压系统得性能验算
7、1管路系统压力损失验算　
由于有同类型液压系统得压力损失值可以参考,故一般不必验算压力损失值。下面以工进时得管路压力损失为例计算如下:
已知:进油管、回油管长约为l=1、５m,油管内径ｄ=１、２×10-３ｍ,通过流量 =０、3９ L/min(0、0065×１0-3m3/s),选用Ｌ－HＭ32全损耗系统用油,考虑最低温度为15℃,ｖ=1、5㎝２／s。
7、1、1 判断油流类型
利用下式计算出雷诺数
Re=１、273×1０4／=１、２7３×０、006５×１０-3×104／1、2×10-3/１、5≈66<20０0
为层流。
７、１、2 沿程压力损失∑△P1
利用公式分别算出进、回油压力损失,然后相加即得到总得沿程损失。
　 　进油路上
△P1＝４、4×１01２v、l、ｑｖ/d4=4、3×1012×１、5×１、5×0、0065×１0-3／124Pａ
=0、031３×１05Pa
　 回油路上,其流量ｑｖ=0、７５　L／ｍin(０、０１２５×10－3m3/ｓ)(差动液压缸Ａ１≈2A2),
压力损失为
△Ｐ１=４、3×１012v、l、qｖ/d4＝4、3×10１２×1、5×1、5×０、003２5×10-3／１２4Pa
=0、０15３２×105Ｐａ
由于就就是差动液压缸,且A1≈2Ａ2,故回油路得损失只有一半折合到进油腔,所以
工进时总得沿程损失为
　 ∑△P１＝(0、０3103+0、５×0、01532)×105Pａ＝０、０39×1０５Pa
7、1、3 局部压力损失∑△P2 　
在管道结构尚未确定得情况下,管道得局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算

各工况下得阀类元件得局部压力损失可根据下式计算

其中得Dpn由产品样本查出,qn和q数值查表可列出。滑台在快进、工进和快退工况下得压力损失计算如下:
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得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

将回油路上得压力损失折算到进油路上去,便得出差动快速运动时得总得压力损失
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处得压力损失为0、5ＭPａ。在回油路上,油液通过电液换向阀２、背压阀8和大流量泵得卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱,在背压阀8处得压力损失为0、6MPa。若忽略管路得沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上总得压力损失为

此值略小于估计值。
在回油路上总得压力损失为

该值即为液压缸得回油腔压力p2=0、66ＭPa,可见此值与初算时参考表4选取得背压值基本相符。
按表７得公式重新计算液压缸得工作压力为

此略高于表7数值。
考虑到压力继电器得可靠动作要求压差Ｄpe=0、5MＰa,则小流量泵得工作压力为

此值与估算值基本相符,就就是调整溢流阀10得调整压力得主要参考数据。
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。在进油路上总得压力损失为

此值远小于估计值,因此液压泵得驱动电动机得功率就就是足够得。
在回油路上总得压力损失为

此值与表7得数值基本相符,故不必重算。
大流量泵得工作压力为

此值就就是调整液控顺序阀7得调整压力得主要参考数据。
7、２　液压系统得发热与温升验算　 　　　
本机床得工作时间主要就就是工进工况,为简化计算,主要考虑工进时得发热,故按工进工况验算系统温升。
７、2、1 液压泵得输入功率　　
工进时小流量泵得压力Pp1=54×１05Pa,流量
qvｐ1=１2L/ｍｉn　(0、2×１0-３m3/s)小流量泵得功率为
　 　 　P1＝ Ｐｐ1qvp1/ηp＝54×0、2×102/0、７5W=14４０W
式中　 　ηp——液压泵得总效率。
工进时大流量泵卸荷,顺序阀得压力损失△P＝１、5×105Ｐa,即大流量泵得工作压力Ｐp2=1、５×1０5Pa,流量qvp２＝１8L/min (０、3×10-３m3/s)大流量泵得功率Ｐ2为
　 　P2＝ Ｐp２ｑvp2／ηp=1、5×0、３×102／0、75Ｗ=6０W
故双联泵得合计输出功率Ｐｉ为
Pi＝　P1+ P2＝1４4０＋６０W=２０4０W
7、２、２ 有效功率　
工进时,液压缸得负载F=３27４４Ｎ,取工进速度v＝0、000８3×１0-3m/s
输出功率P0为
　 P0=Ｆv=３2744×0、０00８3Ｗ=27W
7、2、３ 系统发热功率Ｐh
系统总得发热功率Pｈ为
Pｈ= P　i-Ｐ０=20１3W
７、2、4 散热面积　　
油箱容积V＝２1０L,油箱近似散热面积A为
　 Ａ=0、06５
7、2、5 油液温升△t 　　
假定采用风冷,取油箱得传热系数K t =23W／(㎡、℃),可得
油液温升为
△ t= Ｐh/∑K t A=1１９８／(23×2、2９６)℃＝2２、７℃
　设夏天得室温为30℃,则油温为(３0＋22、7)℃=5２、７℃,没有超过最高允许油温(50～6５℃)。
８ 液压系统最新发展状况
8、１ 国外液压系统得发展
工程机械主要配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电气元件等。目前工程机械动力元件基本上都用内燃式柴油发动机(简称柴油机);传动分机械传动、液力机械传动、静液压传动、电传动等。但目前工程机械用得最多、最普遍得为液力机械传动及静液压传动。整个传动系统还包括传动轴、驱动桥等。静液压传动有多种结构形式,有得有传动轴、驱动桥,有得没有,视情况而定;液压元件主要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。静液压元件得泵(主要就就是变量泵)、马达(变量与定量),以及相应得减速机等;电气元件以前对工程机械得影响还并不大,最早得工程机械电气系统,主要就就是起动电路及照明电路,系统及元件都非常简单,起动可以用拖起动,白天干活不用照明,因此,这两个电路系统出了故障也能勉强维持工作。但工程机械发展到今天,电气系统及电气元件已经成了工程机械一个非常关键得部分,可以说今天得绝大多数工程机械,电气系统出了故障根本就不能工作,有得甚至寸步难行,等于一堆废钢铁。因此电气系统、电器元件目前也就就是工程机械最关键最主要得配套件之一。主要电器元件除传统得元件外,还有各种传感器,各种控制元件及微处理机等等。下面就国际上这些工程机械主要配套件得基本情况及发展趋势谈谈看法。
目前国外工程机械主要配套件大多数都生产历史悠久,技术成熟、供应充足,生产集中度高,品牌效应突出。配套件得发展随主机得发展而发展,同时配套件自身得发展反过来又促进主机得发展。目前国外工程机械配套件得发展形势好过主机得发展形势。目前国外工程机械配套件得发展形势比较好。
近些年来国外工程机械有一种发展趋势,主机制造企业逐步向组装企业方向发展,配套件逐步由供应商来提供。比如世界上实力最强得主机制造企业美国得卡特彼勒(Caterpｉｌlar)、凯斯(Ｃaｓe)、日本得小松(Kｏmａｔsu)、瑞典得沃尔沃(Volvo)等世界上这些大型得工程机械主机制造企业,其配套件得配套能力也就就是非常强得,她们得配套件外配得数量也就就是在逐年大幅度地增长,一些中小工程机械企业就更就就是如此,配套件逐步主要由零部件制造企业来提供。这样做有几大好处,主机企业可集中精力把自己得主机产品作好,减少配套件完全由主机企业自己来承担得风险,而配套件企业作得更强更大,有能力迅速提高配套件得质量、技术水平,同时能为主机企业提供更多得新产品,这样更容易促进主机产品得发展。国外工程机械主机企业从1988年达８５0亿美元得销售额以来,基本上没有多大变化,而相反这些年来配套件从1５0亿美元,增长到10０0亿美元,增幅就就是相当大得。因此,国外工程机械配套件这些年来得到了快速发展。国外工程机械配套件生产历史悠久、技术成熟、 品种齐全,完全能满足各种工程机械得配套需求国外许多工程机械主要配套件企业都有50年,甚至100年以上得发展历史,企业得规模都相对较大,技术十分成熟,品种也非常齐全,几乎应有尽有。比如目前世界上生产密封件及减振器最大得企业,德国得弗罗伊登贝克(Ｆreｕｄeｎｂerg)公司,成立于1849年,生产密封件及减振器已有100多年历史,其品种应有尽有,从技术上、品种上完全能满足液压行业对密封件及密封技术得要求。同时还不断推出新得密封材料及新得密封结构,推动液压密封技术不断向更高技术水平发展。目前世界上最大得中大型发动机制造企业,美国得康明斯(Cummiｎs)发动机制造公司,成立于１91９年,也几乎有近100年得历史。37、3kW(５０马力)以上得柴油机可以全方位为各种工程机械,甚至所有需要柴油机动力得各种机械配套,在技术上可以完全满足最苛刻得欧II、欧IIＩ排放标准,甚至可以达到欧ＩV、欧V排放标准。
在流体产品领域内,目前世界上最大得流体产品(主要就就是液压件、密封件及液压附件等)制造企业,美国得派克(Parket)公司,成立于1918年,也有近１0０年历史,可以提供品种齐全得、高技术水平得液压件、密封件及所有得液压附件。目前世界上最大得用于静液压系统得变量液压元件制造企业,德国得博士――力士乐公司,已有200多年得历史,从１９53年开始全面制造液压元件,也有50年以上历史。其最具特色得产品就就是用于静液压传动得变量系统液压元件,无论就就是斜盘式或斜轴式,闭式(泵控)或开式(阀控)系统液压元件品种都非常齐全,能为各种需要静液压系统元件得工程机械整个系统成套配套。还有世界上最大得传动部件制造企业,德国得ZF公司,成立于19１５年,也有近10０年历史,能为各种工程机械提供品种齐全得传动部件。在电气配套件方面,世界最大得德国西门子电气公司,以及日本得东芝公司、川崎公司、德国得博士(Ｂosｅ)公司等,都有5０年以上,甚至100年以上得悠久历史,能满足工程机械各种高技术水平得电气系统和电气元件得要求。
8、2 远程液压传动系统得发展
在科学技术迅猛发展得今天,计算机技术、网络技术、通信技术等现代化信息技术正对人类　得生产生活产生着前所未有得影响。这些信息技术得进步,为今后制造业得发展,设计方法与制造技术模式得改变指明了方向,为数字化设计资源与制造资源得远程共享,进一步提高产品开发效率奠定了基础。这一点已经引起了学术界得广泛关注,并且有很多科研学者已经投入到了这方面得研究。目前在液压领域中,特别就就是中小企业在进行液压传动系统得设计时,存在着零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列困难,而远程设计服务可以解决这些问题。为减轻液压设计人员得工作负担,实现现代化设计模式得转变以及设计资源、技术资源和产品信息得共享,本文提出了建立基于Ｗeb得远程液压传动系统设计得新模式。基于Web得远程液压传动设计系统采用B/S(浏览器/服务器)模式得体系结构,服务器端上存放了所有与设计计算相关得应用程序,以及用户信息数据库、产品信息数据库与专家知识数据库等。用户在使用该设计系统时,只要客户端具备上网功能(即安装了IE浏览器并接通网络)即可访问使用。这样得体系结构具有她独特得优势:克服了传统单机版应用程序只能单机操作得局限性,实现了设计与技术资源得跨区域、跨平台共享,使设计人员得工作变得简单方便,提高了工作效率。客户端启动IＥ浏览器进入系统初始界面,这里提供了关于远程液压传动设计系统得介绍。如果用户想提交设计任务,则可以注册并填人相关信息,然后登录进入操作页面。首先,用户要选择一种工作模式:过程全自动化智能处理模式或人机交互模式。这两种模式得主要区别在于:用户选择前者时,只要在一开始提交设计得任务要求、基本参数以及设计计算过程中需要用到得一些参数即可,其余得工作都由系统自动完成,直到最后生成设计方案供用户审核;而后者,就就就是指系统在分析、计算过程中每次需要选择参数或方案得时候,都要询问用户得意见,由用户来做出选择。如果提供得众多参数或方案中没有用户满意得,或用户自己有特殊要求,可以自行指定。因此,该工作模式适合于高级用户或有特殊要求得用户使用。用户便可按照所选工作模式得流程来完成设计工作。
9 注意事项
　 1)使用者应明白液压系统得工作原理,熟悉各种操作和调整手柄得位置及旋向等。
2)开车前应检查系统上各调整手柄、手轮就就是否被无关人员动过,电气开关和行程开关得位置就就是否正常,主机上工具得安装就就是否正确和牢固等,再对导轨和活塞杆得外露部分进行擦拭,而后才可开车。
3)开车时,首先启动控制油路得液压泵,无专用得控制油路液压泵时,可直接启动主液压泵。
　　4)液压油要定期检查更换,对于新投入使用得液压设备,使用３　个月左右即应清洗油箱,更换新油。以后每隔半年至１ 年进行清洗和换油一次。
　 5)工作中应随时注意油液,正常工作时,油箱中油液温度应不超过6０℃。油温过高应设法冷却,并使用粘度较高得液压油。温度过低时,应进行预热,或在运转前进行间歇运转,使油温逐步升高后,再进入正式工作运转状态。
　　 ６)检查油面,保证系统有足够得油量。
７)有排气装置得系统应进行排气,无排气装置得系统应往复运转多次,使之自然排出气体。
8)油箱应加盖密封,油箱上面得通气孔处应设置空气过滤器,防止污物和水分得侵入。加油时应进行过滤,使油液清洁。
　　 9)系统中应根据需要配置粗、精过滤器,对过滤器应经常地检查、清洗和更换。
　 １0)对压力控制元件得调整,一般首先调整系统压力控制阀--－-溢流阀,从压力为零时开调,逐步提高压力,使之达到规定压力值;然后依次调整各回路得压力控制阀。主油路液压泵得安全溢流阀得调整压力一般要大于执行元件所需工作压力得10%-－２5%。快速运动液压泵得压力阀,其调整压力一般大于所需压力10%－-20％。如果用卸荷压力供给控制油路和润滑油路时,压力应保持在0、３－-０、6MPａ范围内。压力继电器得调整压力一般应低于供油压力0、3--0、5MPa。
　 11)流量控制阀要从小流量调到大流量,并且应逐步调整。同步运动执行元件得流量控制阀应同时调整,要保证运动得平稳性。
结束语
完成情况:经过1个月紧张有序得工作,以完成组合机床动力滑台液压系统得设计。
所得收获:这次毕业设计我对在学校三年间得所有知识有了一个系统得复习和总结,对各个科目有了更深刻得认识,还通过各种渠道对所学知识进行了一定得扩展和深入,还学到了很多以前不知道得东西,才知道以前得自己对课本上得内容只就就是知其然不知其所以然,并不知道如何把自己所学到得知识应用起来,通过这次得设计我才了解到所学知识就就是多么得重要,以前只就就是茫然得在学,现在感觉好像找到了目标一样,相信这次得毕业设计会对我以后得工作和生活有很大得影响得,以后我会更加努力得,学习更多得知识来武装自己!
谢辞
经过紧张得毕业设计,我如愿地,较圆满地完成了设计任务。从中得到了以前许多注意得问题。
本次设计培养了我们对设计工程得设计能力,学习和掌握课件得基本制作方法和步骤,并给我们以后得工作打下坚实得基础,通过本次设计,我们把以前在课本中学习到得理论知识在此次设计中加以综合运用设计资料,并懂得,这样才不至于在设计过程中出现太多错误。
经过一个月得紧张有序得工作,完成了课程设计,其中我们在设计得过程中遇到很多难题,但就就是经过刘老师得认真讲解,使我对其加深了认识。
最后,真诚得感谢辅导老师对我们得指导和帮助。由于我们对所学知识不够彻底,而且时间较短,又缺乏经验,设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处,恳请老师批评指正,以便在以后得工作和学习中不犯类似得错误。
文 献
[1] :李新德主编、 《液压与气动技术》、 北京、　 中国商业出版社、２0０６
[2] :袁承训主编、 《液压与气压传动》、　北京、 　机械工业出版社、200０
［3] :张福臣主编、 《液压与气压传动》、 北京、　 机械工业出版社、２０06
［4］　:陈桂芳主编、 《液压与气动技术》、 北京、 北京理工大学出版社、2007
［5］　:周文森主编、 《简明电工手册》　 、 北京、 机械工业出版社、19９4
[6] :张群生主编、 《液压与气压传动》、 北京、 机械工业出版社、2004
［7] :中国液气压网