机床液压系统的设计

2 液压传动的工作原理和组成
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。

液压系统运用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能, 通过液体压力能的变化来传递能量, 通过各种控制阀和管路的传递, 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。

驱动机床工作台的液压系统是由油箱、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的油管、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,从泵的输出口输入管路。

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。

液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。

2)工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。

当节流阀开大时, 进入液压缸的油量增多, 工作台的移动速度增大；当节流阀关小时, 进入液压缸的油量减少, 工作台的移动速度减少。

由此可见, 速度是由油量决定的。

2.2 液压系统的基本组成
1）能源装置——液压泵。

它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的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）。

通过它将液压能转换成机械能, 推动负载做功。

3）控制装置——液压阀。

通过它们的控制和调节, 使液流的压力、流速和
方向得以改变, 从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向, 根据控制功能的不同, 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；流量控制阀涉及节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀涉及单向阀、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, 系统用它来传递能量或信息。

3 液压传动的优缺陷
3.1 液压传动的优点
1）在相同的体积下, 液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。

在同等功率的情况下, 液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。

液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。

2）液压执行装置的工作比较平稳。

由于液压执行装置重量轻、惯性小、反映快, 所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。

液压装置的换向频率, 在实现往复回转运动时可达成每分钟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: 2023）, 并可在液压装置运营的过程中进行调速。

4）液压传动容易实现自动化, 由于它是对液体的压力、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,
能实现较复杂的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, 所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。

3.2 液压传动的缺陷
1)液压传动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, 液体又不是绝对不可压缩的, 因此不宜在传动比规定严格的场合采用,
例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。

2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失, 如摩擦损失、泄漏损失等, 故不宜于远距离传动。

3）液压传动对油温的变化比较敏感, 油温变化会影响运动的稳定性。

因此, 在低温和高温条件下, 采用液压传动有一定的困难。

4）为了减少泄露, 液压元件的制造精度规定高, 因此, 液压元件的制导致本高, 并且对油液的污染比较敏感。

5）液压系统故障的诊断比较困难, 因此对维修人员提出了更高的规定, 既要系统地掌握液压传动的理论知识, 又要有一定的实践经验。

6）随着高压、高速、高效率和大流量化, 液压元件和系统的噪声日益增大, 这也是要解决的问题。

总而言之, 液压传动的优点是突出的, 随着科学技术的进步, 液压传动的缺陷将得到克服, 液压传动将日益完善, 液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前程无量。

4 液压系统工况分析
4.1 运动分析
绘制动力滑台的工作循环图
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F L=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:
F=0.1×9810N=981N
静摩擦阻力uj
动摩擦阻力ud
F=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的加速度的绝对值相等, 既△u=0.2m/s, △t=0.05s, 故惯性阻力为:
F=ma=G△u/g△t=（9810×0.2）÷（9.8×0.05）=4004N
a
（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的影响, 计入液压缸的机械效率中。

（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:
F/ηcm=1962/0.9=2180N
（1）启动时F1=uj
（2）加速时F2=（ud
F+a F）/ηcm=（981+4004）/0.9=5538N （3）快进时 F3=ud
F/ηcm=981/0.9N=1090N
（4）工进时 F4=(q F+ud
F)/ηcm=(28000+981)/0.9N=32201N
（5）快退时F5=ud
F/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 拟定液压缸的工作压力
参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=40×106 Pa
4.2.5 拟定缸筒内径D, 活塞杆直径d
A=Fmax／pη=7276
D96mm
==
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≥q min/u min=0.1/50=0.002 m2=2023 mm2
满足最低稳定速度规定。

4.2.7 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（1）
表（1）液压缸压力、流量、功率计算
5拟定液压系统图
5.1液压泵型式的选择
由工况图可知, 系统循环重要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成, 并
且是顺序进行的。

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
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, 液压缸规定油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。

最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2) 60；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。

这表白在一个工作循环中的大部分时间都处在高压小流量工作。

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是不合理的, 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, 最后拟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的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）, 为减少速度换接时的液压冲击, 选用行程阀控制的换接回路, 如图2c所示。

(4) 选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式拟定后, 调压和卸荷问题都已基本解决。

即滑台工进时, 高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定, 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 选择的基本回路
5.3组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起, 并经修改和完善, 就可得到完整的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的问题, 增设了单向阀6。

为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱, 导致空气进入系统, 影响滑台运动的平稳性, 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, 对位置定位精度规定较高, 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, 它发出快退信号, 操纵电液换向阀换向。

图3 整理后的液压系统原理图
6 液压元件选择
6.1 选择液压泵和电机
6.1.1 拟定液压泵的工作压力
由前面可知, 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 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, 溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa, 故泵的最高压力为
Pp 1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa
这是小流量泵的最高工作压力（稳态）, 即溢流阀的调整工作压力。

液压泵的公称工作压力Pr 为
Pr=1.25 Pp 1 =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, 液压缸快退时的工作压力比快进时大, 这时压力油不通过调速阀, 进油路比较简朴, 但流经管道和阀的油流量较大。

取进油路压力损失为0.5MPa, 故快退时泵的工作压力为 Pp 2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa
这是大流量泵的最高工作压力, 此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。

6.1.2 液压泵的流量
由流量图4（b ）可知, 在快进时, 最大流量值为23L ／min, 取K=1.1, 则可计算泵的最大流量
vp
q ≥K(∑v q )max
vp q =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的最小溢流量, 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压力的双联叶片泵。

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（q v1+ q v2）／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及双联叶片泵规定的转速, 选用功率为1.1KWJ52－6型的异步电机。

6.2辅件元件的选择
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量, 选择各种液压元件和辅助元件的规格。

表2液压元件及型号
注: 以上元件除液压泵、滤油器外, 均为板式连接。

6.3 拟定管道尺寸
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 q v ≈24 L ／min(0.5×10-3m 3／s),取允许流速u=0.5m ／s,则主压力油管d 用下式计算
311.310m -===⨯
圆整化, 取d=12mm 。

油管壁厚一般不需计算, 根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚δ。

选用14m m ×12mm 冷拔无缝钢管。

其它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、拟定油箱容量中压系统油箱的容量, 一般取液压泵公称流量的5～7倍
V=7v q=7×30L=210L
7 液压系统的性能验算
7.1管路系统压力损失验算
由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考, 故一般不必验算压力损失值。

下面以工进时的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
运用下式计算出雷诺数
Re=1.273v q×104／dv=1.273×0.0065×10-3×104／1.2×10-3/1.5≈66<2023为层流。

7.1.2 沿程压力损失∑△P1
运用公式分别算出进、回油压力损失, 然后相加即得到总的沿程损失。

进油路上
△P
=4.4×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065×10-3／124Pa
1
=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
△P 1=4.3×1012v.l.qv ／d 4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa
=0.01532×105Pa
由于是差动液压缸, 且A1≈2A2, 故回油路的损失只有一半折合到进油腔, 所以
工进时总的沿程损失为
∑△P 1=（0.03103+0.5×0.01532）×105Pa=0.039×105Pa
7.1.3 局部压力损失∑△P 2
在管道结构尚未拟定的情况下, 管道的局部压力损失∆p ζ常按下式作经验计算
l
ζ1.0p p ∆=∆
各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算
2
n n v ⎪
⎪⎭⎫
⎝⎛∆=∆q q p p
其中的pn 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
MPa 05688.0MPa 1060103.62105478.0105478.063
8
8
li =⨯⨯⨯⨯=⨯=∆--∑q p
MPa 005688.0MPa 05688.01.01.0li
ζi
=⨯=∆=∆∑∑p
p
MPa 1647.0MPa 1003.623.0100333.01009.272.02
22vi =⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=∆∑p
()MPa
2273.0MPa 1647.0005688.005688.0vi
ζi
li
i
=++=∆+∆+∆=∆∑∑∑∑p
p p p
在回油路上, 压力损失分别为
MPa
02675.0MPa 1060103.29105478.0105478.063
8
8
lo =⨯⨯⨯⨯=⨯=∆--∑q p MPa 002675.0MPa 02675.01.01.0lo ζo
=⨯=∆=∆∑∑p p
MPa 1594.0MPa 1003.623.01003.292.01003.293.02
22vo =⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=∆∑p
()MPa
1888.0MPa 1594.0002675.002675.0vo ζo
lo
o
=++=∆+∆+∆=∆∑∑∑∑p p
p p
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
MPa 5.0MPa 5.01005.03.02
vi i =⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡+⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=∆=∆∑∑p p
此值略小于估计值。

在回油路上总的压力损失为
MPa 66.0MPa 639.2724.03.06.010024.03.02
2vo o =⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯++⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=∆=∆∑∑p p
该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa, 可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。

按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为
MPa 99.3MPa 101095107.441066.0349426
44
612201=⨯⨯⨯⨯⨯+=+=--A A p F p 此略高于表7数值。

考虑到压力继电器的可靠动作规定压差pe=0.5MPa, 则小流量泵的工作压力
为
MPa 99.45.05.099.3e i 11p =++=∆+∆+=∑p p p p
此值与估算值基本相符, 是调整溢流阀10的调整压力的重要参考数据。

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
MPa 048.0MPa 100333.01009.272.02
2vi i =⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=∆=∆∑∑p p
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
MPa 343.0MPa 100702.0100703.0100702.02
22vo o =⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=∆=∆∑∑p p
此值与表7的数值基本相符, 故不必重算。

大流量泵的工作压力为
MPa 48.1048.043.112p =+=∆+=∑i p p p
此值是调整液控顺序阀7的调整压力的重要参考数据。

7.2 液压系统的发热与温升验算
本机床的工作时间重要是工进工况, 为简化计算, 重要考虑工进时的发热, 故按工进工况验算系统温升。

7.2.1 液压泵的输入功率
工进时小流量泵的压力Pp1=54×105Pa, 流量 q vp1=12L ／min (0.2×10-3m 3／s)小流量泵的功率为
P 1= P p1q vp1／ηp =54×0.2×102／0.75W=1440W 式中 ηp ——液压泵的总效率。

工进时大流量泵卸荷, 顺序阀的压力损失△P=1.5×105Pa, 即大流量泵的工
作压力Pp2=1.5×105Pa, 流量qvp2=18L／min (0.3×10-3m3／s)大流量泵的功率P2为
P2= P p2q vp2／ηp=1.5×0.3×102／0.75W=60W
故双联泵的合计输出功率P i为
P i= P1+ P2=1440+60W=2040W
7.2.2 有效功率
工进时, 液压缸的负载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P h
系统总的发热功率Ph为
Ph= P i－P0=2023W
7.2.4 散热面积
油箱容积V=210L, 油箱近似散热面积A为
22
==
0.065 2.296m
7.2.5 油液温升△t
假定采用风冷, 取油箱的传热系数K t =23W／(㎡.℃),可得
油液温升为
△t= P h／∑K t A=1198／（23×2.296）℃=22.7℃
设夏天的室温为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 国外液压系统的发展
工程机械重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、最普遍的为液力机械传动及静液压传动。

整个传动系统还涉及传动轴、驱动桥等。

静液压传动有多种结构形式, 有的有传动轴、驱动桥, 有的没有, 视情况而定；液压元件重要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。

静液压元件的泵(重要是变量泵)、马达(变量与定量), 以及相应的减速机等；电气元件以前对工程机械的影响还并不大, 最早的工程机械电气系统, 重要是起动电路及照明电路, 系统及元件都非常简朴, 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的部分, 可以说今天的绝大多数工程机械, 电气系统出了故障主线就不能工作, 有的甚至寸步难行, 等于一堆废钢铁。

因此电气系统、电器元件目前也是工程机械最关键最重要的配套件之一。

重要电器元件除传统的元件外, 尚有各种传感器, 各种控制元件及微解决机等等。

下面就国际上这些工程机械重要配套件的基本情况及发展趋势谈谈见解。

目前国外工程机械重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。

配套件的发展随主机的发展而发展, 同时配套件自身的发展反过来又促进主机的发展。

目前国外工程机械配套件的发展形势好过主机的发展形势。

目前国外工程机械配套件的发展形势比较好。

近些年来国外工程机械有一种发展趋势, 主机制造公司逐步向组装公司方向发展, 配套件逐步由供应商来提供。

比如世界上实力最强的主机制造公司美国的卡特彼勒(Caterpillar)、凯斯(Case)、日本的小松(Komatsu)、瑞典的沃尔沃(Volvo)等世界上这些大型的工程机械主机制造公司, 其配套件的配套能力也是非常强的, 它们的配套件外配的数量也是在逐年大幅度地增长, 一些中小工程机械公司就更是如此, 配套件逐步重要由零部件制造公司来提供。

这样做有几大好处, 主机公司可集中精力把自己的主机产品作好, 减少配套件完全由主机公司自己来承担的风险, 而配套件公司作得更强更大, 有能力迅速提高配套件的质量、技术水平, 同时能为主机公司提供更多的新产品, 这样更容易促进主机产品的发展。

国外工程机械主机公司从1988年达850亿美元的销售额以来, 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, 增幅是相称大的。

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的配套需求国外许多工程机械重要配套件公司都有50年, 甚至12023以上的发展历史, 公司的规模都相对较大, 技术十提成熟, 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的公司, 德国的弗罗伊登贝克(Freudenberg)公司, 成立于1849年, 生产密封件及减振器已有100数年历史, 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的规定。

同时还不断推出新的密封材料及新的密封结构, 推动液压密封技术不断向更高技术水平发展。

目前世界上最大的中大型发动机制造公司, 美国的康明斯(Cummins)发动机制造公司, 成立于192023, 也几乎有近12023的历史。

37.3kW(50马力)以上的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的各种机械配套, 在技术上可以完全满足最苛刻的欧
II、欧III排放标准, 甚至可以达成欧IV、欧V排放标准。

在流体产品领域内, 目前世界上最大的流体产品(重要是液压件、密封件及液压附件等)制造公司, 美国的派克(Parket)公司, 成立于192023, 也有近12023历史, 可以提供品种齐全的、高技术水平的液压件、密封件及所有的液压附件。

目前世界上最大的用于静液压系统的变量液压元件制造公司, 德国的博士――力士乐公司, 已有200数年的历史, 从1953年开始全面制造液压元件, 也有50年以上历史。

其最具特色的产品是用于静液压传动的变量系统液压元件, 无论是斜盘式或斜轴式, 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的工程机械整个系统成套配套。

尚有世界上最大的传动部件制造公司, 德国的ZF公司, 成立于192023, 也有近12023历史, 能为各种工程机械提供品种齐全的传动部件。

在电气配套件方面, 世界最大的德国西门子电气公司, 以及日本的东芝公司、川崎公司、德国的博士(Bose)公司等, 都有50年以上, 甚至12023以上的悠久历史, 能满足工程机械各种高技术水平的电气系统和电气元件的规定。

8.2 远程液压传动系统的发展
在科学技术迅猛发展的今天, 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的生产生活产生着前所未有的影响。

这些信息技术的进步, 为此后制造业的发展, 设计方法与制造技术模式的改变指明了方向, 为数字化设计资源与制造资源的远程共享, 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的广泛关注, 并且有很多科研学者已经投入到了这方面的研究。

目前在液压领域中, 特别是中小公司在进行液压传动系统的设计时, 存在着零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺少等一系列困难, 而远程设计服务可以解决这些问题。

为减轻液压设计人员的工作承担, 实现现代化设计模式的转变以及设计资源、技术资源和产品信息的共享, 本文提出了建立基于Web 的远程液压传动系统设计的新模式。

基于Web的远程液压传动设计系统采用B ／S(浏览器／服务器)模式的体系结构, 服务器端上存放了所有与设计计算相关的应用程序, 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, 只要客户端具有上网功能(即安装了IE浏览器并接通网络)即可访问使用。

这样的体系结构具有它独特的优势: 克服了传统单机版应用程序只能单机操作的局限性, 实现了设计与技术资源的跨区域、跨平台共享,
使设计人员的工作变得简朴方便, 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的介绍。

假如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。

一方面, 用户要选择一种工作模式: 过程全自动化智能解决模式或人机交互模式。

这两种模式的重要区别在于: 用户选择前者时, 只要在一开始提交设计的任务规定、基本参数以及设计计算过程中需要用到的一些参数即可, 其余的工作都由系统自动完毕, 直到最后生成设计方案供用户审核；而后者, 就是指系统在分析、计算过程中每次需要选择参数或方案的时候, 都要询问用户的意见, 由用户来做出选择。

假如提供的众多参数或方案中没有用户满意的, 或用户自己有特殊规定, 可以自行指定。

因此, 该工作模式适合于高级用户或有特殊规定的用户使用。

用户便可按照所选工作模式的流程来完毕设计工作。

9 注意事项
1）使用者应明白液压系统的工作原理, 熟悉各种操作和调整手柄的位置及旋向等。

2）开车前应检查系统上各调整手柄、手轮是否被无关人员动过, 电气开关和行程开关的位置是否正常, 主机上工具的安装是否对的和牢固等, 再对导轨和活塞杆的外露部分进行擦拭, 而后才可开车。

3）开车时, 一方面启动控制油路的液压泵, 无专用的控制油路液压泵时, 可直接启动主液压泵。

4）液压油要定期检查更换, 对于新投入使用的液压设备, 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, 并使用粘度较高的液压油。

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, 保证系统有足够的油量。

7）有排气装置的系统应进行排气, 无排气装置的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, 油箱上面的通气孔处应设立空气过滤器, 防止污物和。