240克塑料注射机液压系统设计计算 完整版.doc

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1、2022年-2023年建筑工程管理行业文档 齐鲁斌创作 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，经一定时间的保压冷却后，开模将成型的塑料制品顶出，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。 塑料注射器的工作循环为： 合模注射保压冷却开模顶出 螺杆预塑进料 其中合模的动作又分为：快速合模、慢速合模、

2、锁模。锁模的时间比较长，直到开模前这段时间都是锁模阶段。 1240克塑料注射机液压系统设计要求及有关设计参数1.1对液压系统的要求（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，为使螺杆前端的塑料有一定的密度，注射机构必须有一定的后退阻力；（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

3、 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/s2.液压执行原件载荷力荷载和转矩计算2.1个液压缸的载荷力计算（1）合模缸的载荷力 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的启动惯性力和导轨的摩擦力。锁模时，动模停止运动，其外载荷

4、就是给定的锁模力。开模时，液压缸除要克服给定的开模力外，还克服运动部件的摩擦力。（2）注射座移动缸载荷力 座移缸在推进和退回注射座的过程中，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 注射缸的载荷力在整个注射过程中是变化的，计算时，只须求出最大载荷力。 Fw=d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。各液压缸的外载荷力计算结果列于表1。取液压缸的机械效率为0.9，求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表1中 表1各液压缸的载荷力液压缸名称工况液压缸外载荷 活塞上

5、载荷力合模缸合模90100锁模9101011开模44 49座移缸移动 2.73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=783Nm 取液压马达的机械效率为0.95，则其载荷转矩 T=824Nm3.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计算液压缸的主要结构尺寸（1）确定合模缸的活塞及活塞杆直径 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

6、是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则=56.5MPa=32.5MPa，锁模工况时，回油量极小，故P20，求得合模缸的活塞直径为 Dh=0.199m,取Dh=0.2m按表25取dD=0.7，则活塞杆直径dh=0.70.2m=0.14m，取dh=0.15m。为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体（见图1），增压缸的活塞直径也为0.2m。其活塞杆直径按增压比为5，求得 Dz=0.089m,取dz=0.09m （2）注射座移动缸的活塞和活塞杆直径 座移动缸最大载荷为其顶紧之时，此时缸的回油量虽经节流阀，但流量极小，故背压视为零，其活塞杆直径为Dh=0.075m,取Dy=0

7、.01m 由给定的设计参数知，注射座往复速比为0.08/0.06=1.33查表26得d/D=0.5,则活塞杆直径为：=0.50.01m=0.05m（3）确定注射缸的活塞及活塞杆直径 当液态塑料充满模具型腔时，注射缸的载荷达到最大值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计算液压马达的排量 液压马达是单向旋转的，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=0.810-3m3/r 3.4计算液压执行元件实际工作压力 按最后确定的

8、液压缸的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100KN0.33.3锁模增压缸1011KN-6.5座前进座移缸3KN0.50.76座顶紧30KN-3.7注射注射缸180KN0.35.89预塑进料液压马达824NM-5.923.5计算液压执行元件实际所需流量 根据最后确定的液压缸的结构尺寸或液压马达的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

9、速合模合模缸0.02 m/sA1=0.03m20.6Q=A1V快速合模0.1 m/s3座前进座移缸0.06m/sA1=0.08m20.48Q=A1V座后退0.08m/sA2=0.06m20.48Q=A2V注射注射缸0.07m/sA1=0.03m22.1Q=A1V顶塑进料液压马达61r/minQ=0.873L/r0.89Q=qn慢速开模合模缸0.03m/sA2=0.014m20.42Q=A2V快速开模0.13m/s1.84制定系统方案和拟定液压系统图（1） 执行机构的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

10、动，从给定的设计参数可知，锁模时所需的力气最大，为910KN。为此设置增压液压缸，得到锁模时的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

11、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型中位机能的电磁换向阀。（6）安全联锁措施本系统为保证安全生产，设置的安全门，太安全门下端装一个行程阀，用来控制合模缸的运作。将行程阀串在控制合模缸换向的液动阀控制油路上，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）液压源的选择 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的保压，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

12、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。去掉重复多余的元件，把控制液压马达的换向阀与泵的卸荷阀合并，使之一阀两用。考虑注射缸同合模缸之间有顺序动作的要求，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克塑料注射机完整的液压系统图，见系统原理图，其动作循环表，见原理图下方表。5.液压元件的选择5.1 液压泵的选择（1）液压泵工作压力的确定 PpP1+P多余的元件，把控制液压马达的换向阀与泵的卸荷阀合并，使之一阀两用。考虑注射缸同合模缸之间有顺序动作的要求，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2

13、40克塑料注射机完整的液压系统图，见图2，其动作循环表，见表4。5.1 液压泵的选择（1）液压泵工作压力的确定 PpP1+P P1是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统，最高工作压力是增压缸锁模时的入口压力，P1=6.5MPa；P是泵到执行元件间总的管路损失。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)液压泵流量的确定 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

14、/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电动机功率的确定注射机在整个动作循环中，系统的压力和流量都是变化的，所需功率变化较大，为满足整个工作循环的要求，按较大功率段来确定电动机功率。从工况图看出，快速注射工况系统的压力和流量均较大。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2.6234DYM-B32H-T2 三位四通电液换向阀3.3634DYY-B32H-T3 三位四通电磁换向阀0.5034DY-B10H-T4 三位四通电液换向阀3.3634DYO-B32H-T5

15、二位四通电磁换向阀0.7424DYO-B20H-T6 二位四通电磁换向阀0.5024DO-B10H-T7 溢流阀0.74TF-B20C8溢流阀2.62TF-B20C9 溢流阀2.62TF-B20C10 单向阀0.74DF-B20K11 液控单向阀3.36AY-Ha32B12 单向阀0.50DF-B10K13 单向阀2.62DF-B32K14 节流阀0.65LF-B10C15 调速阀0.70QF-B10C16 调速阀1.70QF-B20C17 单向顺序阀0.74XDIF-B20F18 单向顺序阀2.70XDIF-B32F19 行程滑阀2300油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为： =求得沿

16、程压力损失为：p=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的管路局部压力损失p,以及通过控制阀的局部压力损失p。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的局部压力损失。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的额定流量为50L/min，额定压力损失为0.4MPa。电液换向阀2的额定流量为190L/min，额定压力损失0.3MPa。单向顺序阀18的额定流量为150L/min，额定压力损失0.2MPa.通过各阀的局部压力损失之和为P3.1=0.444.1/502+0.3(157.3+44.1)

17、/1902+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的额定流量为250L/min，额定压力损失为0.2MPa。通过各阀的局部压力损失之和为：p3.2=0.2(157.3/250)2 +0.34+0.23=0.65MPa由以上计算结果可求的快速注射时，小泵到注射缸之间总的压力损失为p1 =（0.03+0.88）MPa=0.91MPa大泵到注射缸之间总的压力损失为p2 =（0.03+0.65）MPa=0.68MPa由计算结果看，大小泵的实际出口压力距泵的额定压力还有一定的压

18、力裕度，所选泵时适合的。另外要说明的一点是：在整个注射过程中，注射压力是不断变化的，注射缸的进口压力也随之由小到大变化，当注射压力达到最大时，注射缸活塞的运动速度也将近似等于零，此时管道的压力损失随流量的减小而减小。缸的实际出口压力要比以上计算值小一些。综合考虑各工矿的需要，确定系统的最高工作压力为6.9MPa，也就是溢流阀7的调定压力。6.2 压力系统发热温升计算（1）计算发热功率 液压系统的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的平均输入功率。Pr=具体的pi,qi,ti值见表7。这样，可算得双泵平均输入功率Pr=15.3Kw.

19、 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 泵的总效率：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

20、 + - 3.90.3 6.2 1系统总输出功率求系统的总输出有效功率：Pc =由前面给定参数及计算结果可知：合模缸的外载荷为90kN，行程0.35m；注射缸的外载荷为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（1.81050.35+1.621050.2+510315）=2.8kW总的发热功率为：Phr=（15.3-2.8）kW=12.5kW(2)计算散热功率 前面初步求得油箱的有效容积为1m3 ，按V=0.8abh求的油箱各边之积：abh=1/0.8m3 =1.25m3 取a为1.25

21、m，b、h分别为1m。求得油箱散热的有效容积面积为：A t =1.8h（a+b）+1.5ab=（1.81（1.25+1）+1.51.25）m2 =5.9m2油箱的sabre功率为：Phc=K1AtT式中 K1油箱散热系数，查表51，K1取16W/（m2）； T油温与环境温度之差，取T=35。 Phc =165.935kW=3.3kWPhr =12.3kW由此可见，油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管路散热时极小的，需要另设冷却器。（3）冷却器所需冷却面积的计算 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）；平均温度（）；=取油进入冷却器的温度T=60，油流出冷

22、却器的温度T=50，冷却水入口温t=25,冷却水出口温度t=30。则： = =27.5所需冷却器的散热面积为： A =2.8考虑到冷却长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30%，实际选用冷却器散热面积为: A =1.32.8 = 3.6注意： 系统设计的方案不是唯一的，关键要进行方案论证，从中选择较为合理的方案。同一方案，设计者不同，也可以设计出不同的结果，例如系统压力的选择、执行元件的选择、阀类元件的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.20072. 李新德. 液压与气动技术. 北京：中国商业出版社，20063.

23、雷天觉. 液压工程手册. 北京：机械工业出版社，19904. 俞启荣. 液压传动. 北京：机械工业出版社，19905. 左健民. 液压与气动传动. 北京：机械工业出版社，1998总结一周的液压课程设计马上就要结束了，这次的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，要在短短的一周时间内把自己所学的知识应用于实际中并取得预期的效果，这是对我们每个人所学知识的检验，也是对我们学习态度的考验，虽然在搞设计的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，因为这是一次难得的提升自己学习能力的机会，作为机制专业的在校学生课程设计就是我们最好的实践机会。通过这次设计，学以致用，把所学的知识融入到实际操作中，使我对知识的认知能力的到了提升。在此，感谢张福老师的认真指导和学校给我们的实践机会，希望在以后的学习中能有更多这样的机会。