课程设计十六校正压装液压机液压传动系统设计课件

1、液压传动课程设计指导书 前言 液压传动课程设计是整个教学过程中最后一个综合性教学环节，通过课程设计使学生达到：1、了解液压传动系统设计的基本方法和设计要求，培养学生运用所学理论知识解决具体工程技术问题的能力。2、掌握液压传动系统的设计步骤，熟悉设计的有关技术文件，规范设计手册及相关元件的国家标准。3、根据设计任务要求，进行工况分析和确定液压系统的液压元件拟定出液压系统，并对液压系统主要性能作必要的设计计算。一、设计步骤明确液压系统的设计要求液压系统设计与整机设计是紧密联系的，设计步骤的一般流程如图： 执行元件运动与负载分析 确定执行元件主要参数 拟定液压系统原理图 选择液压元件 验标液压系统性

2、能是否通过？绘制工作图，编制技术文件是否符合要求？ 结 束 液 压 CAD否否是是上述步骤的各阶段工作内容，有时需要穿插进行，对某些比较复杂的液压系统，需经过多次反复比较，才能最后确定。二、工况分析液压系统的工况分析是指对液压执行元件进行运动分析和负载分析，目的是查明每个执行元件在各自工作过程中的流量、压力、功率的变化规律，作为拟定液压系统方案，确定系统主要参数（压力和流量）的依据。1、运动分析运动分析是对液压执行元件一个工作循环中各阶段的运动速度变化情况进行分析并话并画出速度循环图。2、负载分析N9565 n把执行元件的各个阶段需克服的负载，用负载位移曲线表示：负载扭矩：M= N9565 n

3、 M负载扭矩nm n转速 rpm 切削力：F= Ft 切削力N D刀具直径mm 静摩擦力：Ffs=（G1+G2）fs Ffs静摩擦力NG1、G2工作台及工件的重量N fs静摩擦系数动摩擦力Ffd=（G1+G2）fd Ffd动摩擦力NN9565 gfd动摩擦系数惯性力Fm=ma=（ ）a g动加速度9.81m/s UtU0 ta执行元件加速度 m/s a= 其中：Ut执行元件末速度 m/s u0执行元件初速度m/sT执行元件加速时间s执行元件在各动作阶段中负载计算：工况油缸负载（N）油缸推力（N）启动F=FfsF=F/m加速F=Ffd+FmF=F/m快进F=FfdF=F/m工进F=Ffd+FtF

4、=F/m快退F=FfdF=F/mm为油缸机械效率，可取m=0.9三、绘制油缸的负载图和速度图根据工况负载绘制出负载图和速度图四、初步确定油缸参数，绘制工况图1、初选油缸的工作压力根据液压设备的类型（见教材表42）初步确定油缸的工作压力。2、计算油缸尺寸（D-d） 4D 4可根据油缸的结构及连接方式计算油缸的面积（参见第四章）、油缸直径D及活塞杆直径d计算出后应按标准予以圆整，然后再计算油缸的面积： A1= A2= 3、油缸各工况的压力、流量、功率的计算-4（1）、工进时油缸需要的流量Qx L/min Qx=AUs10 A 工进时油压作用的面积 cmUs工进时油缸的速度 mm/min-4(2)、

5、快进时油缸需要的流量Q快进 L/min差动连接时:Q快进=(A1-A2) U快进10 A1、A2分别表示油缸活塞腔、活塞杆截面积 cmU快进油缸快进时的速度mm/min(3)、快退时油缸需要的流量Q快退 ,L/min Q快退= A2U快退 U快退油缸退回时的速度, mm/minF+P2A2 A1(4)、工进时油缸的压力 P1x= P2为工进时回油腔的背压,可按下表选取:系 统 类 型背压力:kgf/cm回油路上有节流阀的调速系统25回油路上有背压式调速阀的进给系统515采用辅助泵补油的闭式回路1015F+A2P A1 A2（5）、快进时油缸压力P1= 这里F分别表示快速启动、加速、快速时油缸的

6、推力，P分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。F+P2A1 A2（6）、快退时油缸压力P1P1= F分别表示快速启动、加速、快速时油缸的推力，P1分别表示快速启动、加速、快速时油缸的压力。油缸工作循环中各阶段的压力、流量、功率实际值如下表：工 况负载（N） 油 缸回油腔压力 输入流量 进油腔的压力 输入功率P2 kgf/cm Q L/min P1 kgf/cm N kw计 算公 式快 进（差动）启动P1=（F1+A2P）/（A1-A2）加速Q=（A1-A2）U1恒速N=P1Q/612工 进P1=（F+A2P2）/A1Q=A1U2N=P1Q/612快 退启动P1=（F+P2A1）/A2加速Q

7、=A2U1恒速 N=P1Q/612根据上表绘出油缸工况图，P1 L，QL，NL。五、拟定液压系统1、选择液压回路根据系统的流量、压力查液压传动设计手册选定泵和阀，确定油缸的连接方式及节流调速方式，确定油缸的转换方式。2、组合成液压系统图# 注：液压系统图除在设计说明书中附图外，还应提交一份1 图纸。六、确定油泵的容量及电机功率1、油泵工作压力与流量计算进油路的压力可取P1=3kgf/cm，泵的工作压力Pp=Pmax+P1，其中Pmax泵工作所需的最大油压kgf/cm，泵的流量：Qp=Qmax，Qmax泵工作所需的最大流量，L/min漏油系数，可取=1.1由计算出的Pp、Qp查液压传动设计手册，

8、确定泵的型号。Pp Qp 612p 2、油泵的功率Np采用：Np= 计算出泵的功率，式中Np油泵的功率kw，p油泵的效率一般可取p=0.75，由计算Np查用配套电机。七、其它控制元件的选择1、控制阀#由各元件的最大通油量查液压传动设计手册确定系统中各种阀件的名称及型号，并列表示出，（同时在液压系统1 图内列表）。2、确定油管直径Q吸U吸、吸油管直径 d吸=4.63 式中d吸吸油管内径mm，Q吸吸油管通过的最大流量L/min，U吸吸油管的流速，可取U吸=1 m/sQ压U压（2）、压油管直径，d压= 4.63 d压排油管内径mm，Q压压油管通过最大流量L/min，U压压油管的流速，可取U压=3m/

9、s。油管直径计算后取圆整值，选择确定油管。3、油箱容量油箱的有效容积一般按以下标准选择，当系统为低压系统时取油泵每分钟排出液体的24倍；中、高压系统时取57倍，若为行走机械取为2倍；对工作负载大、长时间连续工作的液压系统，其油箱容积按系统的发热量计算确定。八、液压系统性能验算（略）附： 专用铣床液压系统设计KW一、 设计依据：一台专用铣床的铣头驱动电机的功率N= 7.5 ，铣刀直径D=120mm，转速n=350rpm，工作台重量G1=4000N，工件及夹具重量G2=1500N，工作台行程L=400mm，（快进300mm，工进100mm）快进速度为4.5m/min，工金速度为601000mm/m

10、in，其往复运动和加速（减速）时间t=0.05s，工作台用平导轨，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1。二、 设计任务及要求对执行元件工况分析，确定液压系统，对系统中执行元件作选择计算，对控制元件作出选择说明并绘制液压系统图及系统中主要液压元件配置表，提交设计计算说明书。（不少于3000字）三、 时间安排序号工 作 内 容时间（天）1布置设计任务，借资料，领图及仪器 0.52熟悉设计要求及步骤、程序 0.53工况分析，确定油缸参数、工况图 14拟定液压系统，选择控制元件 15编制设计说明书，绘液压系统图 26小 计 5课题八、校正压装液压机液压传动系统设计一、研究目的学习和掌握液压传

11、动系统的设计计算方法，培养独立设计能力，为毕业设计打下基础。重点掌握以下知识点：1) 液压传动系统计算和选型；2) 液压传动系统原理设计；3) 绘制液压传动系统原理图二、设计参数在压装时的速度（工作速度）为5mm/s，快下和快回速度相同为42mm/s，工作压力为120KN。三、设计要求及完成过程要求：设计一台校正压装液压机，要求工作循环是快速下行慢速加压快速返回并停止。本课题工作量：1) 项目调研和方案选取；2) 系统参数计算和说明书；3) 原理图设计A1；4) 元件选型；课题研究过程如下：1) 每人结合自己的研究过程，提交课题一份研究报告，研究报告不得雷同；2) 报告完成后，组长组织成员对所

12、有报告进行评议，并打分；3) 导师对每名学生的研究报告进行品议，并打分；4) 一份汇总研究报告和汇报PPT，完成后，向答辩委员会提交申请；5) 组织答辩，并打分。四、提交形式1) 个人研究报告；2) 汇总研究报告；3) 汇报PPT。2 设计的技术要求和设计参数工作循环：快进工进快退停止；系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。表1 设计参数参 数数 值工作压力（KN） 120 运动部件总重 (N)10000快进、快退速度(mm/s)42工进速度(mm/s)5最大行程(mm)800工进行程(mm)300启动换向时间（s）0.03液压

13、缸机械效率0.93 工况分析3.1 确定执行元件校正压装液压机的工作特点要求液压系统完成的是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。3.2 分析系统工况 （1）工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于压装液压机液压系统来说，沿液压缸轴线方向的工作压力即为工作负载，即FW=120KN（2）摩擦负载摩擦负载分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力 Ffs = fsG=N动摩擦阻力 Ffd= fdG=（3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为0.03s，工作台最大移动速

14、度，即快进、快退速度为42mm/s，因此惯性负载可表示为（4）背压负载选择为=12000N （估算）根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表2所示。表2 工作循环各阶段推力 工况推力组成启动 N加速 N快进 N工进N反向启动 N反向加速 N快退 N3.3 负载循环图和速度循环图的绘制 3.4 确定系统主要参数3.4.1 初选液压缸工作压力所设计的运动部件在工进时负载最大，其值为136667N，其它工况时的负载都相对较低，按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=20MPa。3.4.2 确定液压缸主要尺寸采用

15、单杆双作用液压缸的差动连接方式。缸体固定，活塞杆带动压头砧木运动。液压缸缸筒直径为根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=0.7D=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：无杆腔面积： mm2有杆腔面积： mm2活塞杆面积： mm23.4.3 计算最大流量需求运动部件在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为 L/min工进过程中所需要的流量为 L/min快退过程中所需要的流量为 L/min 其中最大流量为快进流量为10.09 L/min。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计

16、算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表3所示表3 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动4444 01.56P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速4889 2.221.72恒速 33331.671.179.690.16工进 1366670.817.672.360.695P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动222200.87P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速26670.62.88恒速11110.62.2710.090.383.5

17、 拟定液压系统原理图 根据压装液压机液压系统的设计任务和工况分析，所设计液压机对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该液压机要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。3.5.1 速度控制回路的选择所设计压装液压机液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该液压机的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，

18、即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。压装过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。3.5.2 换向和速度换接回路的选择所设计校正压装液压机液压系统选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由9.69 L/min降为2.36 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图所示。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制液压缸活塞的行程，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。图3

19、.5.3 油源的选择和能耗控制本设计液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况。在图4工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。考虑到二者流量相差不是太大，又能节约成本，所以采用单个的变量泵，虽有一定的功率损失，但综合考虑是比较经济的。泵 3.5.4 压力控制回路的选择 由于采用双泵供油回路，故采用顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要

20、的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。 为了解决活塞快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀的作用。 为了避免液压机停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响砧木运动的平稳性，图中添置了一个单向阀11。考虑到这台液压机对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器6。当砧木碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，行程终点定位采用行行程开关控制系统图。3.6 液压元件的选择3.6.1 选择液压泵和电机3.6.1.

21、1 确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17.67MPa，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 Pp1=（17.67+0.6+0.5）MPa=18.77MPa 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 Pp1 =1.2518.77MPa=23.46MPa 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，进油路比较简单，但流经管

22、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 Pp2=（2.27+0.5）MPa=2.77MPa 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。3.1.1.2液压泵的流量 由流量图4（b）可知，在快进时，最大流量值为10.09Lmin,取K=1.2，则可计算泵的最大流量 K()max =1.210.09Lmin=12.11Lmin在工进时，最小流量值为2.36 Lmin.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3 Lmin,故选择NB系列直齿共轭内啮合齿轮泵型号排量(L/R)功率(KW)转速(R/MIN)压力(

23、mpa)NB2G10F107144025 3.6.1.3 选择电机 由功率图4（c）可知，最大功率出现在工进阶段，其数值按下式计算 Pp= Pp1* qv2p=18.7710314.4（0.75*60）=6.004 KW式中 qv2小泵流量，qv2=14.4Lmin p液压泵总效率，取p =0.75。图 故选择Y系列132M-4小型异步电动机 3.1.1.4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液压元件及型号序号元件名称通过的最大流量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/MPa1齿轮泵NB2G10

24、F14.4*252三位五通电磁换向阀2835DY36BY366.30.33行程阀25.3JCA6-10256.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀28.8I36B366.30.26单向阀14.4I36B366.30.27背压阀1B10B106.38溢流阀14.4YD6B20109单向阀14.4I36B366.30.210滤油器28.8XU40200406.30.0211单向阀28.8I36B366.30.212压力继电器D50518D35 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。2过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计

25、组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型XU系列线隙式吸油过滤器，参数如表6所示。表6 通用型XU系列线隙式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDXUA40200-J2040200M272198783空气滤清器的选择 按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表7所示。表7 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-32259661007945

26、395163M4100.04125注：液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。3.6.3 油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表8所示。表8 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按

27、照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。3.6.4 油箱的设计 1油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=150L。 依据 如果取

28、油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=945mm，宽=630mm，高为=315mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。3各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上

29、泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得： 液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。3.7 液压系统性能的验算本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。7 液压系统的性能验算3.7.1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

30、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=2m，油管内径d=20mm，通过流量密度为870kg/m，选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，v=12s。7.1.1 判断油流类型 利用下式计算出雷诺数Q为29.39L Re=此为层流。V=4q/=1.56代入沿程阻力公式3.7.1.2沿程阻力损失 3.7.1.3 局部压力损失P2 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的Dpn由产品样本查出，qn和q数值查表可列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算结果如下表快进（mpa）工进

31、（mpa）快退（mpa）进油路0.0250.0020.0120.00250.00020.00120.660.50.1440.69350.50.1572回油路0.01290.00010.0240.001290.000010.00240.1210.60.430.1350.60.4560.7620.8060.389根据需要把回油路上的压力损失按公式（1）折算到进油路上求总压力损失计算结果如上表最后一行。 （1）3.72.1 系统效率计算 在一个工作周期中，大部分时间在工进工况，因此系统效率以工进时的的效率代替系统的总效率。计算系统效率 取齿轮泵的总效率为=0.8，液压的总效率为=0.9，按下式计算总

32、功率=0.1152系统发热与温升计算和系统效率计算同样原因，也只考虑工进阶段首先，计算工进时液压泵的输入效率即P1= Pp1qvp1p=5.52kw其次，工进时产生的热流量Q=(1-)=4.48KW最后，采用循环水冷却，取取油箱的传热系数K t =23W(.),可得油液温升为. 本系统温升较小符合要求。3.8 液压系统最新发展状况3.8.1 国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

33、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、

34、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(Ca

35、terpillar)、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

36、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(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(Cummins)发动机制造公司，成立于1919年，也几乎有近100年的历史。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，甚至可以达到欧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(主要是液压件、密封件及液压附件等)制造企业，美国的派克(Parket)公司，成立于1918年，也有近100年历史，可以提供品种齐全的、高技术水平的液压件、密封件及所有的液压附件。目前世