240克塑料注射机液压系统设计计算 完整版Word文件下载.docx

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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

取液压马达的机械效率为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

是由增压缸提供的增压后的进油压力，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，求得合模缸的活塞直径为

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=0.01m

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=

=0.8×

10-3m3/r

3.4计算液压执行元件实际工作压力

按最后确定的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

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

100KN

0.3

3.3

增压缸

1011KN

--

6.5

座前进

3KN

0.5

0.76

座顶紧

30KN

3.7

180KN

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

执行原件名称

运动速度

结构参数

流量（L/s）

慢速合模

0.02m/s

A1=0.03m2

0.6

Q=A1V

快速合模

0.1m/s

0.06m/s

A1=0.08m2

0.48

座后退

0.08m/s

A2=0.06m2

Q=A2V

0.07m/s

2.1

顶塑进料

61r/min

Q=0.873L/r

0.89

Q=qn

慢速开模

0.03m/s

A2=0.014m2

0.42

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

Pp≥P1+∑△P

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，见图2，其动作循环

表，见表4。

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-BC171/48B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

2.62

34DYM-B32H-T

2

3.36

34DYY-B32H-T

三位四通电磁换向阀

0.50

34DY-B10H-T

4

34DYO-B32H-T

5

二位四通电磁换向阀

<

0.74

24DYO-B20H-T

6

24DO-B10H-T

7

溢流阀

TF-B20C

8

溢流阀

9

10

单向阀

DF-B20K

11

液控单向阀

AY-Ha32B

12

DF-B10K

13

DF-B32K

14

节流阀

0.65

LF-B10C

15

调速阀

0.70

QF-B10C

16

1.70

QF-B20C

17

单向顺序阀

XDIF-B20F

18

2.70

XDIF-B32F

19

行程滑阀

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。

前面的计算已知，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，取泵的总效

率，泵的总驱动功率为

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，液压泵的驱动

功率均小于或近于此值。

差产品样本，

选用18KW的电动机。

5.3液压阀的选择

选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。

本系统工作压力在7MPa左右，所以液压阀都选用中、高压阀。

所选阀的规格型号见表5。

5.4液压马达的选择

在3.3节已求得液压马达的排量为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

允许流速

/（m/s）

管路内径

/m

实际取值

大泵吸油管

0.85

0.063

0.065

小泵吸油管

0.735

0.031

0.032

4.5

0.027

0.014

0.015

双泵并联

后管路

注射缸进

油管路

2.66

0.028

5.6确定邮箱的有效容积

按下式来初步确定油箱的有效容积

V=aqv

已知所选泵的总流量为201.4L/min，这样，液压泵每分钟排除压力油的体积

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验算回路中的压力损失

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，管路损失较大的药算注射缸动作回路，故主要验算由泵到注射缸这段管路的损失。

（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的压力损失。

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，正常运转后油的运动粘度v=27mm2/s，油的密度ρ=918kg/m³

油在管路中的实际流速为

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的管路局部压力损失Δp

以及通过控制阀的局部压力损失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

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：

Δp3.2=[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

Σp1=（0.03+0.88）MPa=0.91MPa

大泵到注射缸之间总的压力损失为

Σp2=（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.

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

+

-

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

+

4

4.16

17.3

2

增压锁模

6.8

8.9

0.5

注射

6.58

27.2

3

保压

16

进料

6.8.

6.3

26.9

15

冷却

4.2

4.4

18.3

1.5

3.9

0.3

6.2

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（1.8×

105×

0.35+1.62×

0.2+5×

103×

15）=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：

a·

b·

h=1/0.8m3=1.25m3

取a为1.25m，b、h分别为1m。

求得油箱散热的有效容积面积为：

At=1.8h（a+b）+1.5ab=（1.8×

1×

（1.25+1）+1.5×

1.25）m2=5.9m2

油箱的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

Δ

—平均温度（℃）；

取油进入冷却器的温度T

=60℃，油流出冷却器的温度T

=50℃，冷却水入口温t

=25℃,冷却水出口温度t

=30℃。

则：

Δ

=

—

=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=1.3ⅹ2.8

=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.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：

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。

仅供个人用于学习、研究；

不得用于商业用途。

Forpersonaluseonlyinstudyandresearch;

notforcommercialuse.

Nurfü

rdenpersö

nlichenfü

rStudien,Forschung,zukommerziellenZweckenverwendetwerden.

Pourl'

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tudeetlarechercheuniquementà

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