液压系统设计计算实例——250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，而将料熔化成粘液状态，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之中，经一定时间的保压冷却后，开模将成型的塑科制品顶出，便完成了一个动作循环。

现以250克塑料注射机为例，进行液压系统设计计算。

塑料注射机的工作循环为：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、锁模。

锁模的时间较长，直到开模前这段时间都是锁模阶段。

1.250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⑴合模运动要平稳，两片模具闭合时不应有冲击；⑵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；⑶预塑进料时，螺杆转动，料被推到螺杆前端，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，注射机构必需有一定的后退阻力；⑷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250克塑料注射机液压系统设计参数如下：螺杆直径40mm 螺杆行程200mm最大注射压力153MPa 螺杆驱动功率5kW螺杆转速60r/min 注射座行程230mm注射座最大推力27kN 最大合模力(锁模力) 900kN开模力49kN 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.液压执行元件载荷力和载荷转矩计算2.1各液压缸的载荷力计算⑴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连动部件的起动惯性力和导轨的摩擦力。

锁模时，动模停止运动，其外载荷就是给定的锁模力。

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阻力。

⑵注射座移动缸的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。

⑶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。

p d F W 24π=式中，d ——螺杆直径，由给定参数知：d ＝0.04m ；p ——喷嘴处最大注射压力，已知p ＝153MPa 。

由此求得F w ＝192kN 。

各液压缸的外载荷力计算结果列于表l 。

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。

2.2进料液压马达载荷转矩计算m N n P T c W ⋅=⨯⨯⨯==79660/6014.3210523π 取液压马达的机械效率为0.95，则其载荷转矩 m N T T mW⋅===83895.0796η 3.液压系统主要参数计算 3.1初选系统工作压力250克塑料注射机属小型液压机，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，初步确定系统工作压力为6.5MPa 。

3.2计算液压缸的主要结构尺寸 ⑴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，其载荷力为1000kN ，工作在活塞杆受压状态。

活塞直径 [])1(4221ϕπ--=p p FD此时p 1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p 1＝5×6.5MPa ＝32.5MPa ，锁模工况时，回油流量极小，故p 2≈0，求得合模缸的活塞直径为m m D h 198.0105.3214.310100464=⨯⨯⨯⨯=，取D h ＝0.2m 。

按表2—5取d /D ＝0.7，则活塞杆直径d h ＝0.7×0.2m ＝0.14m ，取d h ＝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 m D d h z 089.052.0522===，取d z ＝0.09m 。

⑵)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，此时缸的回油流量虽经节流阀，但流量极小，故背压视为零，则其活塞直径为m m p F D y 076.0105.610344641=⨯⨯⨯⨯==ππ，取D y ＝0.1m 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：d y ＝0.5×0.1m ＝0.05m⑶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 ，此时注射缸活塞移动速度也近似等于零，回油量极小；故背压力可以忽略不计，这样m m p FD s 204.0105.6103.2144641=⨯⨯⨯⨯==ππ，取D s ＝0.22m ；活塞杆的直径一般与螺杆外径相同，取d s ＝0.04m 。

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，视其出口压力为零，机械效率为0.95，这样r m r m p T V m W M /108.0/95.010*******.32233351-⨯=⨯⨯⨯⨯==ηπ3.4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和液压马达排量，计算出各工况时液压执行元件实际工作压力，见表2。

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，计算出各液压执行元件实际所需流量，见表3。

4.制定系统方案和拟定液压系统图4.1制定系统方案 ⑴执行机构的确定本机动作机构除螺杆是单向旋转外，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，锁模时所需的力最大，为900kN 。

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。

⑵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。

⑶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。

⑷注射缸动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，在无杆腔出口处串联背压阀。

⑸注射座移动缸动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。

⑹安全联锁措施本系统为保证安全生产，设置了安全门，在安全门下端装一个行程阀，用来控制合模缸的动作。

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。

⑺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。

液压缸快速动作时，双泵同时供油，慢速动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。

4.2拟定液压系统图液压执行元件以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250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.液压元件的选择5.1液压泵的选择⑴液压泵工作压力的确定p P ≥p l ＋∑Δpp l 是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统，最高压力是增压缸锁模时的入口压力，p l ＝6.4MPa ；∑Δp 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∑Δp ＝0.5MPa 。

液压泵工作压力为 p P ＝(6.4＋0.5)MPa ＝6.9MPa ⑵液压泵流量的确定 q P ≥K (∑q max )由工况图看出，系统最大流量发生在快速合模工况，∑q max ＝3L/s 。

取泄漏系数K 为1.2，求得液压泵流量 q P ＝3.6L/s (216L/min) 选用YYB-BCl71/48B 型双联叶片泵，当压力为7 MPa 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需要，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p P1＝6.9MPa，考虑大泵到注射缸之间的管路损失，大泵供油压力应为p P2＝(5.9＋0.5)MPa＝6.4MPa，取泵的总效率ηP＝0.8，泵的总驱动功率为P PPqpqpPη2 21 1+=＝27.313 kW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＝27.313×100/125＝21.85 kW验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于或近于此值。

查产品样本，选用22kW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769N.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20 MPa，额定转速为8～l00r/min，最高转矩为3057N·m，机械效率大于0.90。

5.5油管内径计算本系统管路较为复杂，取其主要几条(其余略)，有关参数及计算结果列于表6。

5.6确定油箱的有效容积按下式来初步确定油箱的有效容积 V ＝aq V已知所选泵的总流量为201.4L/min ， 这样，液压泵每分钟排出压力油的体积 为0.2m3。

参照表4—3取a ＝5，算得 有效容积为V ＝5×0.2m 3＝1 m 36.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，管路损失较大的要算注射缸动作回路，故主要验算由泵到注射缸这段管路的损失。