250克塑料注射機系統(tǒng)設計

1、12液壓系統(tǒng)設計計算實例250克塑料注射祝液壓系統(tǒng)設計計算大型塑料注射機目前都是全液壓控制。其基本工作原理是：粒狀塑料通過料斗進入螺旋推進器中，螺桿轉動，將料向前推進，同時，因螺桿外裝有電加熱器，而將料熔化成粘液狀態(tài)，在此之前，合模機構已將模具閉合，當物料在螺旋推進器前端形成一定壓力時，注射機構開始將液狀料高壓快速注射到模具型腔之中，經一定時間的保壓冷卻后，開模將成型的塑科制品頂出，便完成了一個動作循環(huán)?，F以250克塑料注射機為例，進行液壓系統(tǒng)設計計算。 塑料注射機的工作循環(huán)為： 合模注射保壓冷卻開模頂出 螺桿預塑進料 其中合模的動作又分為：快速合模、慢速合模、鎖模。鎖模的時間較長，直到開模前

2、這段時間都是鎖模階段。1.250克塑料注射機液壓系統(tǒng)設計要求及有關設計參數1.1對液壓系統(tǒng)的要求 合模運動要平穩(wěn)，兩片模具閉合時不應有沖擊； 當模具閉合后，合模機構應保持閉合壓力，防止注射時將模具沖開。注射后，注射機構應保持注射壓力，使塑料充滿型腔； 預塑進料時，螺桿轉動，料被推到螺桿前端，這時，螺桿同注射機構一起向后退，為使螺桿前端的塑料有一定的密度，注射機構必需有一定的后退阻力；為保證安全生產，系統(tǒng)應設有安全聯(lián)鎖裝置。1.2液壓系統(tǒng)設計參數 250克塑料注射機液壓系統(tǒng)設計參數如下： 螺桿直徑 40mm 螺桿行程 200mm 最大注射壓力 153MPa 螺桿驅動功率 5kW 螺桿轉速 60r

3、/min 注射座行程 230mm 注射座最大推力 27kN 最大合模力(鎖模力) 900kN 開模力 49kN 動模板最大行程 350mm 快速閉模速度 0.1m/s 慢速閉模速度 0.02m/s 快速開模速度 0.13m/s 慢速開模速度 0.03m/s 注射速度 0.07m/s 注射座前進速度 0.06m/s 注射座后移速度 0.08m/s2.液壓執(zhí)行元件載荷力和載荷轉矩計算2.1各液壓缸的載荷力計算合模缸的載荷力合模缸在模具閉合過程中是輕載，其外載荷主要是動模及其連動部件的起動慣性力和導軌的摩擦力。 鎖模時，動模停止運動，其外載荷就是給定的鎖模力。 開模時，液壓缸除要克服給定的開模力外，

4、還克服運動部件的摩擦阻力。注射座移動缸的載荷力座移缸在推進和退回注射座的過程中，同樣要克服摩擦阻力和慣性力，只有當噴嘴接觸模具時，才須滿足注射座最大推力。注射缸載荷力注射缸的載荷力在整個注射過程中是變化的，計算時，只須求出最大載荷力。 式中，d螺桿直徑，由給定參數知：d0.04m；p噴嘴處最大注射壓力，已知p153MPa。由此求得Fw192kN。各液壓缸的外載荷力計算結果列于表l。取液壓缸的機械效率為0.9，求得相應的作用于活塞上的載荷力，并列于表1中。2.2進料液壓馬達載荷轉矩計算 取液壓馬達的機械效率為0.95，則其載荷轉矩 3.液壓系統(tǒng)主要參數計算3.1初選系統(tǒng)工作壓力 250克塑料注射

5、機屬小型液壓機，載荷最大時為鎖模工況，此時，高壓油用增壓缸提供；其他工況時，載荷都不太高，參考設計手冊，初步確定系統(tǒng)工作壓力為6.5MPa。3.2計算液壓缸的主要結構尺寸確定合模缸的活塞及活塞桿直徑合模缸最大載荷時，為鎖模工況，其載荷力為1000kN，工作在活塞桿受壓狀態(tài)?；钊睆?此時p1是由增壓缸提供的增壓后的進油壓力，初定增壓比為5，則p15×6.5MPa32.5MPa，鎖模工況時，回油流量極小，故p20，求得合模缸的活塞直徑為 ，取Dh0.2m。按表25取d/D0.7，則活塞桿直徑dh0.7×0.2m0.14m，取dh0.15m。 為設計簡單加工方便，將增壓缸的缸體

6、與合模缸體做成一體(見圖1)，增壓缸的活塞直徑也為0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為5，求得 ，取dz0.09m。)注射座移動缸的活塞和活塞桿直徑座移動缸最大載荷為其頂緊之時，此時缸的回油流量雖經節(jié)流閥，但流量極小，故背壓視為零，則其活塞直徑為，取Dy0.1m 由給定的設計參數知，注射座往復速比為0.080.061.33，查表26得d/D0.5，則活塞桿直徑為： dy0.5×0.1m0.05m確定注射缸的活塞及活塞桿直徑當液態(tài)塑料充滿模具型腔時，注射缸的載荷達到最大值213kN，此時注射缸活塞移動速度也近似等于零，回油量極??；故背壓力可以忽略不計，這樣，取Ds0.22m；活塞桿的直徑一

7、般與螺桿外徑相同，取ds0.04m。3.3計算液壓馬達的排量液壓馬達是單向旋轉的，其回油直接回油箱，視其出口壓力為零，機械效率為0.95，這樣 3.4計算液壓執(zhí)行元件實際工作壓力按最后確定的液壓缸的結構尺寸和液壓馬達排量，計算出各工況時液壓執(zhí)行元件實際工作壓力，見表2。3.5計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量根據最后確定的液壓缸的結構尺寸或液壓馬達的排量及其運動速度或轉速，計算出各液壓執(zhí)行元件實際所需流量，見表3。4.制定系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)圖4.1制定系統(tǒng)方案執(zhí)行機構的確定 本機動作機構除螺桿是單向旋轉外，其他機構均為直線往復運動。各直線運動機構均采用單活塞桿雙作用液壓缸直接驅動，螺桿則用液壓馬

8、達驅動。從給定的設計參數可知，鎖模時所需的力最大，為900kN。為此設置增壓液壓缸，得到鎖模時的局部高壓來保證鎖模力。合模缸動作回路 合模缸要求其實現快速、慢速、鎖模，開模動作。其運動方向由電液換向閥直接控制。快速運動時，需要有較大流量供給。慢速合模只要有小流量供給即可。鎖模時，由增壓缸供油。液壓馬達動作回路 螺桿不要求反轉，所以液壓馬達單向旋轉即可，由于其轉速要求較高，而對速度平穩(wěn)性無過高要求，故采用旁路節(jié)流調速方式。注射缸動作回路 注射缸運動速度也較快，平穩(wěn)性要求不高，故也采用旁路節(jié)流調速方式。由于預塑時有背壓要求，在無桿腔出口處串聯(lián)背壓閥。注射座移動缸動作回路 注射座移動缸，采用回油節(jié)流

9、調速回路。工藝要求其不工作時，處于浮動狀態(tài)，故采用Y型中位機能的電磁換向閥。安全聯(lián)鎖措施本系統(tǒng)為保證安全生產，設置了安全門，在安全門下端裝一個行程閥，用來控制合模缸的動作。將行程閥串在控制合模缸換向的液動閥控制油路上，安全門沒有關閉時，行程閥沒被壓下，液動換向閥不能進控制油，電液換向閥不能換向，合模缸也不能合模。只有操作者離開，將安全門關閉，壓下行程閥，合模缸才能合模，從而保障了人身安全。液壓源的選擇該液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)中需油量變化較大，另外，閉模和注射后又要求有較長時間的保壓，所以選用雙泵供油系統(tǒng)。液壓缸快速動作時，雙泵同時供油，慢速動作或保壓時由小泵單獨供油，這樣可減少功率損失，提高系

10、統(tǒng)效率。4.2擬定液壓系統(tǒng)圖 液壓執(zhí)行元件以及各基本回路確定之后，把它們有機地組合在一起。去掉重復多余的元件，把控制液壓馬達的換向閥與泵的卸荷閥合并，使之一閥兩用。考慮注射缸同合模缸之間有順序動作的要求，兩回路接合部串聯(lián)單向順序閥。再加上其他一些輔助元件便構成了250克塑料注射機完整的液壓系統(tǒng)圖，見圖2，其動作循環(huán)表，見表4。5.液壓元件的選擇5.1液壓泵的選擇 液壓泵工作壓力的確定 pPplppl是液壓執(zhí)行元件的最高工作壓力，對于本系統(tǒng)，最高壓力是增壓缸鎖模時的入口壓力，pl6.4MPa；p是泵到執(zhí)行元件間總的管路損失。由系統(tǒng)圖可見，從泵到增壓缸之間串接有一個單向閥和一個換向閥，取p0.5M

11、Pa。液壓泵工作壓力為 pP(6.40.5)MPa6.9MPa 液壓泵流量的確定 qPK(qmax)由工況圖看出，系統(tǒng)最大流量發(fā)生在快速合模工況，qmax3L/s。取泄漏系數K為1.2，求得液壓泵流量 qP3.6L/s (216L/min)選用YYB-BCl71/48B型雙聯(lián)葉片泵，當壓力為7 MPa時，大泵流量為157.3L/min，小泵流量為44.1L/min。5.2電動機功率的確定注射機在整個動作循環(huán)中，系統(tǒng)的壓力和流量都是變化的，所需功率變化較大，為滿足整個工作循環(huán)的需要，按較大功率段來確定電動機功率。 從工況圖看出，快速注射工況系統(tǒng)的壓力和流量均較大。此時，大小泵同時參加工作，小泵排

12、油除保證鎖模壓力外，還通過順序閥將壓力油供給注射缸，大小泵出油匯合推動注射缸前進。 前面的計算已知，小泵供油壓力為pP16.9MPa，考慮大泵到注射缸之間的管路損失，大泵供油壓力應為pP2(5.90.5)MPa6.4MPa，取泵的總效率P0.8，泵的總驅動功率為 27.313 kW 考慮到注射時間較短，不過3s，而電動機一般允許短時間超載25%，這樣電動機功率還可降低一些。P27.313×100/12521.85 kW 驗算其他工況時，液壓泵的驅動功率均小于或近于此值。查產品樣本，選用22kW的電動機。5.3液壓閥的選擇 選擇液壓閥主要根據閥的工作壓力和通過閥的流量。本系統(tǒng)工作壓力在

13、7MPa左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。所選閥的規(guī)格型號見表5。5.4液壓馬達的選擇 在3.3節(jié)已求得液壓馬達的排量為0.8Lr，正常工作時，輸出轉矩769N.m，系統(tǒng)工作壓力為7MPa。選SZM0.9雙斜盤軸向柱塞式液壓馬達。其理論排量為0.873L/r，額定壓力為20 MPa，額定轉速為8l00r/min，最高轉矩為3057N·m，機械效率大于0.90。5.5油管內徑計算 本系統(tǒng)管路較為復雜，取其主要幾條(其余略)，有關參數及計算結果列于表6。 5.6確定油箱的有效容積 按下式來初步確定油箱的有效容積 VaqV已知所選泵的總流量為201.4L/min，這樣，液壓泵每分鐘排出壓力

14、油的體積為0.2m3。參照表43取a5，算得有效容積為 V5×0.2m31 m36.液壓系統(tǒng)性能驗算6.1驗算回路中的壓力損失 本系統(tǒng)較為復雜，有多個液壓執(zhí)行元件動作回路，其中環(huán)節(jié)較多，管路損失較大的要算注射缸動作回路，故主要驗算由泵到注射缸這段管路的損失。沿程壓力損失沿程壓力損失，主要是注射缸快速注射時進油管路的壓力損失。此管路長 5m，管內徑0.032m，快速時通過流量2.7L/s；選用20號機械系統(tǒng)損耗油，正常運轉后油的運動粘度27mm2/s，油的密度918kg/m3。油在管路中的實際流速為 油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數為： 求得沿程壓力損失為： 局部壓力損失 局部

15、壓力損失包括通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失p2，以及通過控制閥的局部壓力損失p3。其中管路局部壓力損失相對來說小得多，故主要計算通過控制閥的局部壓力損失。 參看圖2，從小泵出口到注射缸進油口，要經過順序閥17，電液換向閥2及單向順序閥18。 單向順序伺17的額定流量為50L/min，額定壓力損失為0.4MPa。電液換向閥2的額定流量為190L/min，額定壓力損失0.3 MPa。單向順序閥18的額定流量為150L/min，額定壓力損失0.2 MPa。通過各閥的局部壓力損失之和為 從大泵出油口到注射缸進油口要經過單向閥13，電液換向閥2和單向順序閥18。單向閥13的額定流量為250

16、L/min，額定壓力損失為0.2 MPa。通過各閥的局部壓力損失之和為： 由以上計算結果可求得快速注射時，小泵到注射缸之間總的壓力損失為 p1(0.030.88)MPa0.91MPa 大泵到注射缸之間總的壓力損失為 p 2(0.030.65)MPa0.68MPa由計算結果看，大小泵的實際出口壓力距泵的額定壓力還有一定的壓力裕度，所選泵是適合的。 另外要說明的一點是：在整個注射過程中，注射壓力是不斷變化的，注射缸的進口壓力也隨之由小到大變化，當注射壓力達到最大時，注射缸活塞的運動速度也將近似等于零，此時管路的壓力損失隨流量的減小而減少。泵的實際出口壓力要比以上計算值小一些。 綜合考慮各工況的需要

17、，確定系統(tǒng)的最高工作壓力為6.8MPa，也就是溢流閥7的調定壓力。6.2液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升計算 計算發(fā)熱功率 液壓系統(tǒng)的功率損失全部轉化為熱量。 發(fā)熱功率計算如下 PhrPrPc 對本系統(tǒng)來說，Pr是整個工作循環(huán)中雙泵的平均輸入功率。具體的pi、qi、ti值見表7。這樣，可算得雙泵平均輸入功率Pr12kW。系統(tǒng)總輸出功率求系統(tǒng)的輸出有效功率： 由前面給定參數及計算結果可知：合模缸的外載荷為90kN，行程0.35m；注射缸的外載荷為192kN，行程0.2m；預塑螺桿有效功率5kW，工作時間15s；開模時外載荷近同合模，行程也相同。注射機輸出有效功率主要是以上這些。 總的發(fā)熱功率為： Phr(15.

18、33)kW12.3kW 計算散熱功率 前面初步求得油箱的有效容積為1m3，按V0.8abh求得油箱各邊之積： a·b·h1/0.8m31.25m3 取a為1.25m，b、h分別為1m。求得油箱散熱面積為： At1.8h(ab)1.5ab (1.8×l×(1.251) 1.5×1.25)m2 5.9m2 油箱的散熱功率為： PhcK1AtT式中 K1油箱散熱系數，查表51，K1取16W/(m2·)； T油溫與環(huán)境溫度之差，取T35。 Phc16×5.9×35kW3.3kWPhr12.3kW由此可見，油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，管路散熱是極小的，需要另設冷卻器。 冷卻器所需冷卻面積的計算 冷卻面積為： 式中 K傳