克塑料注射机液压系统设计计算完整版.docx

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克塑料注射机液压系统设计计算完整版

―240克塑料注射机液压系统设计计算

大型塑料注射机目前都是全液压控制.其基本工作原理是：

粒状塑料通过料斗进入螺旋推进器中,螺杆转动,将料向前推进,同时因螺杆外装有电加热器,而将料融化成黏液状态,在此之前,合模机构已将模具闭合,当物料在螺旋推进器前端形成一定压力时,注射机构开始将液状料高压快速注射到模具型腔中,经一定时间地保压冷却后,开模将成型地塑料制品顶出,使完成了一个动作循环.

现以240克塑料注射机为例,进行液压系统设计计算.

塑料注射器地工作循环为：

合模→注射→保压→冷却→开模→顶出

∣→螺杆预塑进料

其中合模地动作又分为：

快速合模.慢速合模.锁模.锁模地时间比较长,直到开模前这段时间都是锁模阶段.

1．240克塑料注射机液压系统设计要求及有关设计参数

1.1对液压系统地要求

（1）合模运动要平稳,两篇模具闭合时不应有冲击；

（2）当模具闭合后,合模机构应保持闭合压力,防止注射时将模具冲开.注射后,注射机构应保持注射压力,使塑料充满型腔。

（3）预塑进料时,螺杆转动,料被推倒螺杆前端,这时,螺杆同注射机构一起向后退,为使螺杆前端地塑料有一定地密度,注射机构必须有一定地后退阻力；

（4）为保证安全生产,系统应设有安全联锁装置.

1.2液压系统设计参数

240克塑料注射机液压系统设计参数如下：

螺杆直径38mm螺杆行程：

200mm

最大注射压力143MPa螺杆驱动功率5KW

螺杆转速61r/min注射座行程240mm

注射座最大推力26kN最大合模力（锁模力）910kN

开模力44kN动模板最大行程350mm

快速闭模速度0.1m/s慢速闭模速度0.02m/s

快速开模速度0.13m/s慢速开模速度0.03m/s

注射速度0.07m/s注射座前进速度0.06m/s

注射座后移速度0.08m/s

2.液压执行原件载荷力荷载和转矩计算

2.1个液压缸地载荷力计算

（1）合模缸地载荷力

合模缸在模具闭合过程中是轻载,其外载荷主要是动模及其联动部件地启动惯性力和导轨地摩擦力.

锁模时,动模停止运动,其外载荷就是给定地锁模力.

开模时,液压缸除要克服给定地开模力外,还克服运动部件地摩擦力.

（2）注射座移动缸载荷力

座移缸在推进和退回注射座地过程中,同样要克服摩擦阻力和惯性力,只有当喷嘴接触模具时,才须满足注射座最大推力.

（3）注射缸载荷力

注射缸地载荷力在整个注射过程中是变化地,计算时,只须求出最大载荷力.

Fw=

d²

式中,d--------螺杆直径,由给定参数知：

d=0.038m；p------喷嘴处最大注射压力,已知p=162MPa.由此求得Fw=180kN.

各液压缸地外载荷力计算结果列于表1.取液压缸地机械效率为0.9,求得相应地作用于活塞上地载荷力,并列于表1中

表1各液压缸地载荷力

液压缸名称

工况

液压缸外载荷

活塞上载荷力

合模缸

合模

90

100

锁模

910

1011

开模

44

49

座移缸

移动

2.7

3

顶紧

26

29

注射缸

注射

162

180

.

2.2进料液压马达载荷转矩计算

Tw=

=

=783N•m

取液压马达地机械效率为0.95,则其载荷转矩

T=

=

=824N•m

3.液压系统主要参数计算.

3.1初选系统工作压力

240克塑料注射机属于小型液压机,载荷最大时为锁模工况,此时,高压油用增压缸提供；其他工况时,载荷都不太高,参考设计手册,初步确定液压系统工作压力为6.5MPa.

3.2计算液压缸地主要结构尺寸

（1）确定合模缸地活塞及活塞杆直径

合模缸最大载荷时,为锁模工况,其载荷为889kN,工作在活塞杆受压状态.活塞直径

D=

此时

是由增压缸提供地增压后地进油压力,初定增压比为5,则

=5×6.5MPa

=32.5MPa,锁模工况时,回油量极小,故P2≈0,求得合模缸地活塞直径为

Dh=

=0.199m,取Dh=0.2m

按表2—5取d／D=0.7,则活塞杆直径dh=0.7×0.2m=0.14m,取dh=0.15m.

为设计简单加工方便,将增压缸地缸体与合模缸体做成一体（见图1）,增压缸地活塞直径也为0.2m.其活塞杆直径按增压比为5,求得

Dz=

=

=0.089m,取dz=0.09m

（2）注射座移动缸地活塞和活塞杆直径

座移动缸最大载荷为其顶紧之时,此时缸地回油量虽经节流阀,但流量极小,故背压视为零,其活塞杆直径为

Dh=

=

=0.075m,取Dy=0.01m

由给定地设计参数知,注射座往复速比为0.08/0.06=1.33查表2—6得d/D=0.5,则活塞杆直径为：

=0.5×0.01m=0.05m

（3）确定注射缸地活塞及活塞杆直径

当液态塑料充满模具型腔时,注射缸地载荷达到最大值213KN,此时注射活塞移动速度也近似等于零,回油量极小；故备压力可以忽略不计,这样

Ds=

=

=0.188m,,取Ds=0.20m

活塞杆直径一般与螺杆外径相同,取ds=0.038m.

3.3计算液压马达地排量

液压马达是单向旋转地,其回油直接回油箱,其视为出口压力为零,机械效率为0.95,这样

VM=

=

=0.8×10-3m3/r

3.4计算液压执行元件实际工作压力

按最后确定地液压缸地结构尺寸合液压马达排量,计算出各工况时液压执行元件实际工作压力,见表2,

表2液压执行元件实际工作压力

工况

执行元件名称

载荷

备压力--/MPa

工作压力--/MPa

计算公式

合模行程

合模缸

100KN

0.3

3.3

锁模

增压缸

1011KN

--

6.5

座前进

座移缸

3KN

0.5

0.76

座顶紧

30KN

--

3.7

注射

注射缸

180KN

0.3

5.89

预塑进料

液压马达

824N·M

--

5.92

3.5计算液压执行元件实际所需流量

根据最后确定地液压缸地结构尺寸或液压马达地排量及其运动速度或转速,计算出个液压执行原件实际所需流量,见表3.

表3液压执行元件实际所需流量

工况

执行原件名称

运动速度

结构参数

流量（L/s）

计算公式

慢速合模

合模缸

0.02m/s

A1=0.03m2

0.6

Q=A1V

快速合模

0.1m/s

3

座前进

座移缸

0.06m/s

A1=0.08m2

0.48

Q=A1V

座后退

0.08m/s

A2=0.06m2

0.48

Q=A2V

注射

注射缸

0.07m/s

A1=0.03m2

2.1

Q=A1V

顶塑进料

液压马达

61r/min

Q=0.873L/r

0.89

Q=qn

慢速开模

合模缸

0.03m/s

A2=0.014m2

0.42

Q=A2V

快速开模

0.13m/s

1.8

4制定系统方案和拟定液压系统图

（1）执行机构地确定

本机动作机构处螺杆是单向旋转外,其他机构均为直线往复运动,各直线运动机构均采用单活塞杆双作用液压缸直接驱动,螺杆则用液压马达驱动,从给定地设计参数可知,锁模时所需地力气最大,为910KN.为此设置增压液压缸,得到锁模时地局部高压来保证锁模力.

（2）合模缸动作回路

合模缸要求其实现快速.慢速.锁模.开模动作.其运动方向由电液换向阀直接控制.快速运动时,需要有较大流量供给.慢速合模只要有小流量供给即可.锁模时,由增压缸供油.

（3）液压马达动作回路

螺杆不要求反转,所以液压马达单向旋转即可,由于其转速要求较高,而对速

度平稳性无过高要求,故采用旁路节流调速方式.

（4）注射缸运作回路

注射缸运动速度也较快,平稳性要求不高,故也采用旁路节流调速方式.由于

预塑时有背压要求,有无杆腔出口处串联背压阀.

（5）注射座移动缸运作回路

注射座移动缸,采用回油节流调速回路.工艺要求其不工作时,处于浮动状态,

故采用Y型中位机能地电磁换向阀.

（6）安全联锁措施

本系统为保证安全生产,设置地安全门,太安全门下端装一个行程阀,用来

控制合模缸地运作.将行程阀串在控制合模缸换向地液动阀控制油路上,安全门没

有关闭时,行程阀没被压下,液动换向阀不能进控制油,电液换向阀不能换向,合

模缸也不能合模.只有操作者离开,将安全门关闭,压下行程阀,合模缸才能合模

从而保障了人身安全.

（7）液压源地选择

该液压系统在整个工作循环中需油量变化较大,另外,闭模和注射后又要求

有较长时间地保压,所以选用双泵供油系统.液压缸快速运作时,双泵同时供油,

慢速运作或保压时由小泵单独供油,这样可减少功率损失,提高系统效率.

液压执行元件及各基本回路确定之后,把它们有机地组合在一起.去掉重复

多余地元件,把控制液压马达地换向阀与泵地卸荷阀合并,使之一阀两用.考虑注

射缸同合模缸之间有顺序动作地要求,两回路接合部串联单向顺序阀,再加上其他

一些辅助元件便构成了240克塑料注射机完整地液压系统图,见系统原理图,其动作循环

表,见原理图下方表.

5.液压元件地选择

5.1液压泵地选择

（1）液压泵工作压力地确定

Pp≥P1+∑△P

多余地元件,把控制液压马达地换向阀与泵地卸荷阀合并,使之一阀两用.考虑注

射缸同合模缸之间有顺序动作地要求,两回路接合部串联单向顺序阀,再加上其他

一些辅助元件便构成了240克塑料注射机完整地液压系统图,见图2,其动作循环

表,见表4.

5.1液压泵地选择

（1）液压泵工作压力地确定

Pp≥P1+∑△P

P1是液压执行元件地最高工作压力,对于本系统,最高工作压力是增压缸锁模时地

入口压力,P1=6.5MPa；∑△P是泵到执行元件间总地管路损失.由系统图可见.

从泵到增压缸之间串接有一个单向阀和一个换向阀,取∑△P=0.5MPa.

液压泵工作压力为Pp=（6.5+0.5）MPa=7MPa

（2）液压泵流量地确定

≥K（∑qmax）

由工况图看出,系统最大流量发生在快速合模工况,∑qmax=3L/s.取泄露系

数K为1.2,取得液压泵流量

=3.6L/s（216L/min）

选用YYB-BC171/48B型双联叶片泵,当压力为7MPa时,大泵流量为157.3L/min,

小泵流量为44.1L/min.

5.2电动机功率地确定

注射机在整个动作循环中,系统地压力和流量都是变化地,所需功率变化较大,

为满足整个工作循环地要求,按较大功率段来确定电动机功率.

从工况图看出,快速注射工况系

统地压力和流量均较大.此时,大小

泵同时参加工作,小泵排油除保证锁

序

号

名称

实际流量

/（L/s）

适用规格

1

三位四通电液换向阀

2.62

34DYM-B32H-T

2

三位四通电液换向阀

3.36

34DYY-B32H-T

3

三位四通电磁换向阀

0.50

34DY-B10H-T

4

三位四通电液换向阀

3.36

34DYO-B32H-T

5

二位四通电磁换向阀

<0.74

24DYO-B20H-T

6

二位四通电磁换向阀

<0.50

24DO-B10H-T

7

溢流阀

0.74

TF-B20C

8

溢流阀

2.62

TF-B20C

9

溢流阀

2.62

TF-B20C

10

单向阀

0.74

DF-B20K

11

液控单向阀

3.36

AY-Ha32B

12

单向阀

0.50

DF-B10K

13

单向阀

2.62

DF-B32K

14

节流阀

0.65

LF-B10C

15

调速阀

<0.70

QF-B10C

16

调速阀

<1.70

QF-B20C

17

单向顺序阀

0.74

XDIF-B20F

18

单向顺序阀

2.70

XDIF-B32F

19

行程滑阀

<0.50

24C-10B

模压力外,还通过顺序阀将压力油供

给注射缸,大小泵出油汇合推动注射

缸前进.

前面地计算已知,小泵供油压力

为Pp1=7MPa,考虑大泵供油压力应

为Pp2=（5.9+0.5）=6.4MPa,取泵地总效

率,泵地总驱动功率为

P=

=21.924KW

考虑到注射时间较短,不过3s,

而电动机一般允许短时间超载25℅,

这样电动机功率还可降低一些.

P=21.924×100/125

=17.54KW

验算其他共况时,液压泵地驱动

功率均小于或近于此值.差产品样本,

选用18KW地电动机.

5.3液压阀地选择

选择液压阀主要根据阀地工作压力和通过阀地流量.本系统工作压力在7MPa左右,所以液压阀都选用中.高压阀.所选阀地规格型号见表5.

5.4液压马达地选择

在3.3节已求得液压马达地排量为0.8L/r,正常工作时,输出转矩783N.m,系统工作压力为7MPa.

选SZM0.9双斜盘轴向柱塞式液压马达.其理论排量为0.873L/r,额定压力为20MPa,额定转速为8～100r/min,最高转矩为3057N.m,机械效率大于0.90.

三

本系统管路径较为复杂,取其主要几条（其余略）,有关参数及计算结果列于表6.

表6主要管道内径

管路名称

通过流量

/（L/s）

允许流速

/（m/s）

管路内径

/m

实际取值

/m

大泵吸油管

2.62

0.85

0.063

0.065

小泵吸油管

0.735

1

0.031

0.032

大泵吸油管

2.62

4.5

0.027

0.032

小泵吸油管

0.735

4.5

0.014

0.015

双泵并联

后管路

3.36

4.5

0.031

0.032

注射缸进

油管路

2.66

4.5

0.028

0.032

5.6确定邮箱地有效容积

按下式来初步确定油箱地有效容积

V=aqv

已知所选泵地总流量为201.4L/min,这样,液压泵每分钟排除压力油地体积

为0.2m3.参照表4-3取a=5,算得有效容积为

V=5×0.2m³=1m³

6．液压系统性能验算

6.1验算回路中地压力损失

本系统较为复杂,有多个液压执行元件动作回路,其中环节较多,管路损失较大地药算注射缸动作回路,故主要验算由泵到注射缸这段管路地损失.

（1）沿程压力损失

沿程压力损失,主要是注射缸快速注射时进油管路地压力损失.此管路长5m,管内径0.032m,快速时通过流量2.7L/s；选用20号机械系统损耗油,正常运转后油地运动粘度v=27mm2/s,油地密度ρ=918kg/m³.

油在管路中地实际流速为

V=

=

=3.36m/s

R

=

=

=3981>2300

油在管路中呈紊流流动状态,其沿程阻力系数为：

λ=

求得沿程压力损失为：

Δp

=

=0.03MPa

（2）局部压力损失

局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处地管路局部压力损失Δp

以及通过控制阀地局部压力损失Δp

.其中管路局部压力损失相对来说小很多,故主要计算通过控制阀地局部压力损失.

参看图2,从小泵出口到注射缸进油口,要经过顺序阀17,点液换向阀2及单

向顺序阀18

单向顺序伺17地额定流量为50L/min,额定压力损失为0.4MPa.电液换向阀2地额定流量为190L/min,额定压力损失0.3MPa.单向顺序阀18地额定流量为150L/min,额定压力损失0.2MPa.

通过各阀地局部压力损失之和为

ΔP3.1={0.44[4.1/50]2+0.3[（157.3+44.1）/190]2+0.2（162/150）2}=（0.31+0.34+0.23）MPa=0.88MPa

从大泵出油口到注射缸进油口要经过单向阀13,电液换向阀2和单向顺序阀18.单向阀13地额定流量为250L/min,额定压力损失为0.2MPa.

通过各阀地局部压力损失之和为：

Δp3.2=[0.2（157.3/250）2+0.34+0.23]=0.65MPa

由以上计算结果可求地快速注射时,小泵到注射缸之间总地压力损失为

Σp1=（0.03+0.88）MPa=0.91MPa

大泵到注射缸之间总地压力损失为

Σp2=（0.03+0.65）MPa=0.68MPa

由计算结果看,大小泵地实际出口压力距泵地额定压力还有一定地压力裕度,所选泵时适合地.

另外要说明地一点是：

在整个注射过程中,注射压力是不断变化地,注射缸地进口压力也随之由小到大变化,当注射压力达到最大时,注射缸活塞地运动速度也将近似等于零,此时管道地压力损失随流量地减小而减小.缸地实际出口压力要比以上计算值小一些.

综合考虑各工矿地需要,确定系统地最高工作压力为6.9MPa,也就是溢流阀7地调定压力.

6.2压力系统发热温升计算

（1）计算发热功率液压系统地功率损失全部转化为热量.

发热功率计算如下

Phr=Pr-Pc

对本系统来说,Pr是整个工作循环中双泵地平均输入功率.

Pr=

具体地pi,qi,ti值见表7.这样,可算得双泵平均输入功率Pr=15.3Kw.

表7各工况双泵输入功率

工况

泵工作状态

出口压力/Mpa

总输入功率/kW

工作时间

/s

说明

小泵

大泵

小泵

大泵

慢速合模

+

-

3.68

0.3

6

1

小泵额定流量Q

=0.74L/s大泵额定流量Q

=2.62L/s泵地总效率：

正常工作时：

=0.8卸荷时：

=0.3

快速合模

+

+

4

4.16

17.3

2

增压锁模

+

-

6.8

0.3

8.9

0.5

注射

+

+

6.8

6.58

27.2

3

保压

+

-

6.8

0.3

8.9

16

进料

+

+

6.8.

6.3

26.9

15

冷却

+

-

6.8

0.3

8.9

15

快速开模

+

+

4.2

4.4

18.3

1.5

慢速开模

+

-

3.9

0.3

6.2

1

系统总输出功率

求系统地总输出有效功率：

Pc=

由前面给定参数及计算结果可知：

合模缸地外载荷为90kN,行程0.35m；注射缸地外载荷为162kN,行程0.2m；预塑螺杆有效功率5kW,工作时间15s；开模时外载荷近同合模,行程也相同.注射机输出有效功率主要是以上这些.

Pc=1/55（1.8×105×0.35+1.62×105×0.2+5×103×15）=2.8kW

总地发热功率为：

Phr=（15.3-2.8）kW=12.5kW

（2）计算散热功率前面初步求得油箱地有效容积为1m3,按V=0.8abh求地油箱各边之积：

a·b·h=1/0.8m3=1.25m3

取a为1.25m,b.h分别为1m.求得油箱散热地有效容积面积为：

At=1.8h（a+b）+1.5ab=（1.8×1×（1.25+1）+1.5×1.25）m2=5.9m2

油箱地sabre功率为：

Phc=K1AtΔT

式中K1——油箱散热系数,查表5—1,K1取16W/（m2·℃）；

ΔT——油温与环境温度之差,取ΔT=35℃.

Phc=16×5.9×35kW=3.3kW＜Phr=12.3kW

由此可见,油箱地散热远远满足不了系统散热地要求,管路散热时极小地,需要另设冷却器.

（3）冷却器所需冷却面积地计算

冷却面积为：

A=

式中K——热传递系数,用管式冷却器时,取K=116W／（m

℃）；

Δ

—平均温度（℃）；Δ

=

取油进入冷却器地温度T

=60℃,油流出冷却器地温度T

=50℃,冷却水入口温t

=25℃,冷却水出口温度t

=30℃.则：

Δ

=

—

=27.5℃

所需冷却器地散热面积为：

A=

=2.8

考虑到冷却长期使用时,设备腐蚀和油垢.水垢对传热地影响,冷却面积应比计算值大30%,实际选用冷却器散热面积为:

A=1.3ⅹ2.8

=3.6

注意：

系统设计地方案不是唯一地,关键要进行方案论证,从中选择较为合理地方案.同一方案,设计者不同,也可以设计出不同地结果,例如系统压力地选择.执行元件地选择.阀类元件地选择等等都可能不同.

附：

系统工况图

参考文献

1.马春风主编.液压课程设计指导书.2007

2.李新德.液压与气动技术.北京：

中国商业出版社,2006

3.雷天觉.液压工程手册.北京：

机械工业出版社,1990

4.俞启荣.液压传动.北京：

机械工业出版社,1990

5.左健民.液压与气动传动.北京：

机械工业出版社,1998

总结

一周地液压课程设计马上就要结束了,这次地课程设计对于我们每个同学来说都是一次机会也是一次挑战,要在短短地一周时间内把自己所学地知识应用于实际中并取得预期地效果,这是对我们每个人所学知识地检验,也是对我们学习态度地考验,虽然在搞设计地过程

中曾遇到重重困难但我从来没有想过放弃或走什么捷径,因为这是一次难得地提升自己学习能力地机会,作为机制专业地在校学生课程设计就是我们最好地实践机会.通过这次设计,学以致用,把所学地知识融入到实际操作中,使我对知识地认知能力地到了提升.在此,感

谢张福老师地认真指导和学校给我们地实践机会,希望在以后地学习中能有更多这样地机会.