液压传动和气压传动技术设计说明书

1 液压传动和气压传动 技术设计说明书 1 液压传动的发展 概况 和应用 压传动 的发展 概况 液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 第一个使用液压原理的是 1795 年英国约瑟夫 布拉曼 ( 749在伦敦用水作为工作介质 ,以水压机的形式将其应用于工业上 ,诞生了世界上第一台水压机。 1905 年 他又 将工作介质水改为油 ,进一步得到改善。 第一次世界大战 (1914液压传动广泛应用 ,特别是 1920 年以后 ,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间 ,才开始进入正规的工业生产阶段。 1925 年维克斯 (明了压力平衡式叶片泵 ,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。 20 世纪初康斯坦丁 尼斯克(G能量波动传递所进行的理论及实际研究 ;1910 年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等 )方面的贡献，使这两方面领域 得到了发展。 我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。 60 年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀 、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。 2 压传动在机械行业中的应用 机床工业 磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等 工程机械 挖掘机、装载机、推土机等 汽车工 业 自卸式汽车、平板车、高空作业车等 农业机械 联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等 轻工机械 打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等 冶金机械 电炉控制系统、轧钢机控制系统等 起重运输机械 起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等 矿山机械 开采机、提升机、液压支架等 建筑机械 打桩机、平地机等 船舶港口机械 起货机、锚机、舵机等 铸造机械 砂型压实机、加料机、压铸机等 液压传动装置的应用 静液压传动由于具有无级变速，调速范围宽，可以实现恒扭或恒功率调速，容易实现电控等优 点，在工程机械中具有良好的应用前景。但是在铲土运输机械和起重机械中作为主要传动就用却很少，其主要问题是在于国内液压元件质量差，而国外的液压元件价格又太高，会造成主同成本过高。 90 年代以来，国内已引进了德国林德公司静液压叉车，以及利勃海尔公司静液压推土机的装载机，但在国内市场所占份额很小。从国内工程机械市场的实际出发，本文对静液压传动在国内的推广应用提出探讨性的意见如下： （ 1）静液压传动叉车在发达国家已经被广泛采用，由于国内部分仓库、码头和工厂等使用部门对叉车的机动性能（尤其是低速性能）、噪声已经有较高的要 求，因此这些部门正在成为国内静液压叉车用户。国内叉车和液压元件生产企业应该看到静液压叉车的良好前景，联合研究开发适合我国国情的叉车静液压系统，提供能先进，工作可靠，价格适中的产品。也可以采用与国际静液压元件制造公司联合开发的方式，加快开发的速度。 （ 2）中小型多功能工程机械由于具有挖掘，装载，叉车和起重等多功能，在发达国家已经得到了广泛的应用。随着我国经济建设尤其是城市建设的发展，中小型多功能工程机械也将在我国推广应用，而它们无疑将首先采用静液压传动作为其主要传动装置。国内工程机械企业应该看到中小型多功能工 程机械的发前景，联合国内外静液压元件生产企业共同开展对它们的研究开发，以促进中小型多功能工程机械在我国的发展。 3 （ 3）在国内大型铲土运输和起重机械中，由于配套的静液压与电子控制元件的技术难度大，价格太高，在国内用户中难以接受。因此，在我国暂时不宜将静液压传动研究开发的重点放在与大型铲土运输和起重机械配套上，而应将重点放在上述两类工程机械上。 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。液压系统利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，经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。 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。 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 4）辅助装置 油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等 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 液压传动的优缺点 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、反应快，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的过程中进行调速。 4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、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。 压传动的缺点 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，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，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要求高，因此，液压元件的制造成 5 本高，而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要求，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它传动方式的结合更是前途无量。 4 液压系统工况分析 动分析 绘制动力滑台的工作循环图 载分析 载计算 （ 1）工作负载 工作负载为已知 8000N （ 2）摩擦阻力负载 已知采用平导轨，且静摩擦因数 摩擦因数 ： 静摩擦阻力 9810N=981N 动摩擦阻力 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=s， t=惯性阻力为： u/g t=（ 9810 （ =4004N 6 （ 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 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 压缸各阶段工作负载计算： （ 1）启动时 962/180N （ 2）加速时 / 981+4004） /538N （ 3）快进时 81/090N （ 4）工进时 (28000+981)/2201N （ 5）快退 时 81/090N 7 制 动力滑台负载循环图，速度循环图（见图 1） 1 定液压缸的工作压力 参考课本资料 ,初选液压缸工作压力 0 106 确定缸筒内径 D，活塞杆直径 d A=7276 8 D= 64 4 7 2 7 6 1 0 963 . 1 4A m m m m 按 2348 1993，取 D=100mm d=1 2348 1993，取 d=70 液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 =1002/4 850杆腔面积 （ （ 1002 702） /4 004 塞杆面积 =702/4 846 最低稳定速度验算 最低稳定速度为工进时 u=50mm/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 1 0=000 足最低稳定速度要求。 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 9 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= =pq p=(F+ (F+ 10 10-3 效面 积1=7850 102=4004 103=3846 10 载N 3266 3000 1633 32744 3266 3000 1633 压 力 量L/23 率 背 压 力 背 压 力 拟定液压系统图 压泵型式的选择 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 10 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的性能，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 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 10 60 ； 其 相 应 的 时 间 之 比(t1+1+表明在一个工作循环中的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 2 (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=10 114），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 2 (4) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，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， 11 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。 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，它发出快退信号，操纵电液换向 阀换向。 图 2 选择的基本回路 12 图 3 整理后的液压系统原理图 13 6 液压元件选择 择液压泵和电机 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 系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为 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 泵的最高压力为 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 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，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为 快退时泵的工作压力为 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。 压泵的流量 由 流量图 4（ b） 可知，在快 进时，最大流量值为 23L 取 K=可计算泵的最大流量 K(vq)23L 工进时，最小流量值为 考虑 溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为 1 L 约 10s）故 小流量泵应取 据以上计算数值，选用公称流量分别为 18L 12L 称压力为 70力的双联叶片泵。 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 p=106（ 1093W 式中 大泵流量， 8 L 10s） 小泵流量， 2L 10s） 14 p 液压泵总效率，取 p = 图 4 (a) 15 （ b） (c) 根据快退阶段所需功率 993W 及双联叶片泵要求的转速，6 型的异步电机。 16 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 序号 元件名称 通过的最大流量q/L/格 型号 额定流量 双联叶片泵 3 16 2 三位五通电液换向阀 70 350000 行程阀 2C10000 调速阀 1 Q 6B 6 5 单向阀 70 I 100B 100 单向阀 100B 100 液控顺序阀 63B 63 背压阀 1 B 10B 10 9 溢流阀 10B 10 10 单向阀 100B 100 1 滤油器 U 80 200 80 2 压力表开关 K 6B 13 单向阀 70 I 100B 100 4 压力继电器 14 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。 17 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 24 L 10s),取允许流速 u=s,则主压力油管 d 用下式计算 d= 334 0 . 5 1 01 . 1 3 1 . 1 3 1 1 . 3 1 05 圆整化，取 d=12 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。 选用 1412 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用 43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 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量 57倍 V=7 =7 30L=210L 18 7 液压系统的性能验算 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=管内径 d=10过流量 = 10s），选用 L 损耗系统用油，考虑最低温度为 15， v=2 s。 断油流类型 利用下式计算出雷诺数 104 10104 10662000 为层流。 程压力损失 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 进油路上 1012 10124105油路上，其流量 10s）（差动液压缸 2, 压力损失为 1012 10124105于是差动液压缸，且 2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 105105 局部压力损失 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失 按下式作经验计算 .0 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 19 2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 M P 6 8 7 7 388 M P 5 6 8 6 8 M P 4 0 0 p M P 5 6 8 6 8 在回油路上，压力损失分别为 M P 6 7 7 7 388 M P 9 100 222 p M 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 M P 8 7 p 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 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 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 20 M P 0 在回油路上总的压力损失为 M P 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 M P 4 4612201 A 此略高于表 7数值。 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 小流量泵的工作压力为 M P 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 M P 0 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 M P 的数值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作压力为 M P 此值是调整液控顺序阀 7的调整压力的主要参考数据。 21 压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。 压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力 4 105量 2L 10s)小流量泵的功率为 p=54 102 440W 式中 p 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=105大流量泵的工作压力 105量 8L 10s)大流量泵的功率 p=102 0W 故双联泵的合计输出功率 440+60W=2040W 效功率 工进时，液压缸的负载 F=32744N，取工进速度 v=10s 输出功率 v=32744 7W 统发热功率 系统总的发热功率 P i 013W 热面积 油箱容积 V=210L，油箱近似散热面积 A 为 A=32 2 2 20 . 0 6 5 1 0 5 2 . 2 9 6V m m 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= K t A=1198（ 23 = 设夏天的室温为 30，则油温为（ 30+ =没有超过最高允许油温（ 50 65）。 22 8 液压系统最新发展状况 外液压系统的发展 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、最普遍的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，有的有传动轴、驱动桥，有的没有，视情 况而定；液压元件主要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。静液压元件的泵 (主要是变量泵 )、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，主要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，电气系统出了故障根本就不能工作，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主要的配套件之一。主要电器元件除传统的元件外，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的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的主机制造企业美国的卡特彼勒 (凯斯 (日本的小松 (瑞典的沃尔沃 (世界上这些大型的工程机械主机制造企业，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，一些中小工程机械企业就更是如此，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的主机产品作好，减少配套件完全由主机企业自己来承担的风险，而配套件企业作得更强更大，有能力迅速提高配套 件的质量、技术水平，同时能为主机企业提供更多的新产品，这样更容易促进主机产品的发展。国外工程机械主机企业从 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，增幅是相当大的。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 23 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主要配套件企业都有 50 年，甚至 100 年以上的发展历史，企业的规模都相对较大，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的企业，德国的弗罗伊登贝克 (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的要求。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企业，美国的康明斯 (动机制造公司，成立于 1919 年，也几乎有近 100 年的历史。 0 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 放标准，甚至可以达到欧 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 (主要是液压件、密封件及液压附件等 )制造企业，美国的派克 (司，成立于 1918 年，也有近 100年历史，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企业，德国的博士力士乐公司，已有 200 多年的历史，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。还有世界上最大的传动部件制造企业，德国的 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 (司等，都有50 年以上，甚至 100 年以上的悠久历史，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要求。 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，为今后制造业的发展，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，特别是中小企业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的工作负担，实现现代化设计模式的转变以及 24 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 远程液压传动系统设计的新模式。基于 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，只要客户端具备上网功能 (即安装了 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单方便，提高了工作效率。客户端启动 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。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。这两种模式的主要区别在于：用户选择前者时，只要在一开始提交设计的任务要求、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成，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。如果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的用户使用。用户便可按照所选工作模式的流程来完成设计工作。 25 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正确和牢固等，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，首先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置空气过滤器，防止污物和水分的侵入。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）对压力控制元件的调整，一般首先调整系统压力控制阀 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的压力控制阀。主油路液压泵的安全溢流阀的调整压力一般要大于执行元件所需工作压 力的 10%快速运动液压泵的压力阀，其调整压力一般大于所需压力10%如果用卸荷压力供给控制油路和润滑油路时，力继电器的调整压力一般应低于供油压力 11）流量控制阀要从小流量调到大流量，并且应逐步调整。同步运动执行元件的流量控制阀应同时调整，要保证运动的平稳性。 卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统 课程设计 26 解：根据液压系统的设计方法进行设计 一、 负载分析 1 工作负载 我们需要设计的 卧式单面多轴钻孔组合机床 所使用 的钻头的材料为高速钢，以加工工件材料为铸铁，硬度为 切削原理可知，高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力 N 计）与钻头直径 D（以 ）、每转进给量 S（以mm/r 计）和铸件硬度 间的经验计算公式为 据组合机床加工特点，钻孔时的主轴转速 n 和每转进给量 S 可选用下列数值： 对 孔来说： 60r/1=r 对 孔来说： 50r/2=r 因此有： 14 (2 =30468N )( 0 0()( =382N 静摩擦阻力： F s=9000N=1800N 静摩擦阻力： F d=9000N=900N 由此可得出液压缸在各工作阶段的负载值如下表所示： 液压缸各工作阶段的负载值 注：由于密封 阻力占总力的约10%左右，故取缸的机械效率 = 二、 负载图与速度图的绘制 工况 负载组成 负载值 F/N 推力 F/N 启动 F=800 2000 加速 F= F d+F 1282 1422 快进 F= F d 900 1000 工进 F= 31368 34853 快退 F=00 27 负载图按上表中的数值绘制：如图所示。 速度图按已知数值 v1=m/1=802=40退行程 2=120绘制，如下图所示，其中 主轴转速及每转进给量求出： V2=3mm/、 液压缸主要参数的确定 由液压缸各工作阶段的负载值表可知，该组合机床液压系统的最大负载约为 35000N，参考有关资料，宜选择工作压力 鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，固这里的液压缸可选用单杆活塞式，并在快进时采用差动连接。在这种情况下液压缸无杆腔工作面积 为有杆工作面积 2 倍，即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 的关系为d= 钻孔加工中，液压缸回油路上必须有背压 防钻孔通时滑台突然前冲，一般取其值为 进时液压缸作差动连接，但由于油管中 有压力降 28 p 存在，有杆腔的压力大于无杆腔，计算时取 p=退时回油腔中有背压，这时 可按 算。 工进时：1A) 1=221 =510)2840(348537=14A =d=国家标准将这些直径圆整成标准值可得： D=11d=8此可得液压缸两腔的实际有效面积 校验，活塞杆强度和稳定性均符合要求。 根据上述 D 与 d 的值，可估算液压缸在各工作阶段的压力、流量和功率，如下表所示，并根据此图绘出工况图，如下图所示。 工 况 负载 F