【文章內容簡介】 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，還克服運動部件的摩 擦阻力。 （ 2）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。 （ 3）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。 pdFW 24?? 式中， d—— 螺桿直徑，由給定參數(shù)知： d＝ ； p—— 噴嘴處最大注射壓力，已知 p＝ 153MPa。由此求得 Fw＝ 192kN。 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 ，求得相應的作用于 活塞上的載荷力，并列于表 21 中。 表 21 各液壓缸的載荷力 液壓缸名稱 工況 液壓缸外載荷 wF /kN 活塞上的載荷力 kNF/ 合模缸 合模 90 100 鎖模 1600 1800 開模 49 55 12 座移缸 移動 3 預緊 27 30 注射缸 注射 192 213 進料液壓馬達載荷轉矩計算 mNnPT cW ???? ??? 79660/ 10523? 取液壓馬達的機械效率為 ，則其載荷轉矩 mNTTmW ???? 8 96? 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)計算 初選系統(tǒng)工作壓力 塑料注射機屬小型液壓機，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 。 計算液壓缸的主要結構尺寸 （ 1）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 900kN， 考慮 20%的超載因素， 工作在活塞桿受壓狀態(tài)。活塞直徑 ： pFD ?4? 此時是由 液 壓缸提供的增壓后的進油壓力，鎖模工況時，回油流量極小，故 p2≈ 0，求得合模缸的活塞直徑為 mmDh 45 1090 54 ??? ???? ，取 Dh＝ 。 按表 25 取 d/D＝ ，則活塞桿直徑 dh＝ ＝ ，取 dh＝ 。 ⑵注射座移動缸的活塞和活塞桿直徑 13 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 mmpFD y 10344 641??? ???? ?? ，取 Dy＝ 由給定的設計參數(shù)知，注射座往復速比為 ／ ＝ ，查表 2— 6 得 d/D＝ ，則活塞桿直徑為： dy＝ ＝ ⑶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，回油量極小；故背壓力可以忽略不計，這樣 mmpFD s 2 0 6 41??? ???? ?? ，取 Ds＝ ； 活塞桿的直徑一般與螺桿外徑相同，取 ds＝ 。 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 ，這樣 rmrmp TV mWM /????? ???? ?? 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 22。 表 22 液壓執(zhí)行元件實際工作壓力 工況 執(zhí)行元件名稱 載荷 背壓力MPaP/2 工作壓力MPap /1 鎖模 合模缸 1600kN — 座前進 座移缸 3kN 座頂緊 30kN — 注射 注射缸 213 14 kN 預塑進料 液壓馬達 838mN? — 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。 工況 執(zhí)行元件名稱 運動速度 結構參數(shù) 流量 /（ /Ls） 計算公式 慢速合模 合模缸 sm/ 21 mA ? 1Q Av? 快速合模 sm/ 3 座前進 座移缸 sm/ 21 ? 1Q Av? 座后退 sm/ 22 ? 2Q Av? 注射 注射缸 sm/ 21 ? 1Q Av? 預塑進料 液壓馬達 min/60r /q L r? Q qn? 慢速開模 合模缸 sm/ 22 ? 2Q Av? 快速開模 sm/ 制定系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)圖 制定系統(tǒng)方案 ⑴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 15 均采用單活塞桿雙作用液壓缸直接驅動，螺桿則用液壓馬達驅動。從給定的設計參數(shù)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。 ⑵合模缸動作回路 合模缸要求其實現(xiàn)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?？焖龠\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。 ⑶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。 ⑷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。 ⑸注射座移動缸動作回路 注射座移動缸，采用回油節(jié)流調速回路。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。 ⑹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。 ⑺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，提高系統(tǒng)效率。 16 擬定液壓系統(tǒng)圖 圖 2 注塑機液壓系統(tǒng)原理圖 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?？紤]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 24。 表 24 電磁鐵動作表 17 液壓元件的選擇 液壓泵的選擇 ⑴液壓泵工作壓力的確定 pP≥ pl＋∑Δ p pl 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， pl＝ ；∑Δ 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∑Δ p＝ 。 液壓泵工作壓力為 pP＝ (＋ )MPa＝ ⑵液壓泵流量的確定 qP≥ K(∑ qmax) 由工況圖看出，系統(tǒng)最大流量發(fā)生在快速合模工況，∑ qmax＝ 3L/s。取泄漏系數(shù) K為 ，求得液壓泵流量 qP＝ (216L/min) 選用 YYBBCl71/48B 型雙聯(lián)葉片泵，當壓力為 7 MPa 時，大泵流量為 ，小泵流量為 。 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 18 匯合推動注射缸前進。 前面的計算已知，小泵供油壓力為 pP1＝ ，考慮大泵到注射缸之間的管路損失，大泵供油壓力應為 pP2＝ (＋ )MPa＝ ，取泵的總效率η P＝ ，泵的總驅動功率為 PPP qpqpP ? 2211 ?? ＝ 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。 P＝ 100/125 ＝ 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。 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 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 25。 表 25 塑料注射機液壓閥名細表 序號 名稱 實際流量/( / )Ls 選用規(guī)格 1 三位四通電液換向閥 34DYMB32HT 2 三位四通電液換向閥 34DYYB32HT 3 三位四通電液換向閥 34DYB10HT 4 三位四通電液換向閥 34DYOB32HT 5 二位四通電液換向 ? 24DYOB32HT 19 閥 6 二位四通電液換向閥 ? 24DOH10HT 7 溢流閥 YFB20C 8 溢流閥 YFB20C 9 溢流閥 YFB20C 10 單向閥 DFB20K 11 液控單向閥 AYH32B 12 單向閥 DFB10K 13 單向閥 DFB32K 14 節(jié)流閥 LFB10C 15 調速閥 ? QFB10C 16 調速閥 ? QFB20C 17 單向順序閥 XDIFB20F 18 單向順序閥 XDIFB32F 19 行程 滑閥 ? 24C10B 液壓馬達的選擇 在 節(jié)已求得液壓馬達的排量為 ／ r，正常工作時，輸出轉矩 ，系統(tǒng)工作壓力為 7MPa。 選 雙斜盤軸向柱塞式液壓馬達。其理論排量為 ，額定壓力為 20 MPa，額定轉速為 8～ l00r/min，最高轉矩為 3057N m，機械效率大于 。 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(shù)及計算結果列于表 26。 表 26 主要管路內徑 管路名稱 通過流量 /( / )Ls 允許流速 /( / )ms 管路內徑 /m 實際取值 /m 泵吸油管 20 泵排油管 注射缸進油管路 確定油箱的有效容積 按下式來初步確 定油箱的有效容積： V＝ aqV 已知所選泵的總流量為，這樣，液壓泵每分鐘排出壓力油的體積為 。參照表 4— 3 取 a＝ 5，算得有效容積為： V＝ 5 ＝ 1 m3 液壓系統(tǒng)性能驗算 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。 ⑴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 ，快速時通過流量 ；選用 20 號機械系統(tǒng)損耗油，正常運轉后油的運動粘度ν＝ 27mm2/s，油的密度ρ＝ 918kg/m3。 油在管路中的實際流速為 smdqv / 3 232 ?? ??????? 2 3 0 03 9 8 11027 0 3 6 ?????? ??vdR e 油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)為： eR?? 求得沿程壓力損失為： MPap 3 9 8 1 9 1 1 6 21 ???? ????? ⑵局部壓力損失 局部壓力損失包括通 過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失Δ p2，以及通過控制閥的局部壓力損失Δ p3。其中管路局部壓力損失相對來說小得多，故主要計算通 21 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