液壓馬達中的液壓系統設計要求及相關參數
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液壓系統設計方法  

        液壓系統設計參數

    250克塑料注射機液壓系統設計參數如下:
    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/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         O.lm/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/s
         液壓執行元件載荷力和載荷轉矩計算
         各液壓缸的栽荷力計算
    1)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,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。
    Fw=πrd^2/4
式中d-螺桿直徑,由給定參數知:d= 0.04m;
     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2.7-1,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2.7-1。
2.7-1各液壓缸的載荷力
液壓缸名稱
工況
液壓缸外載荷
FwlkN
活塞上載荷力
F/kN
合模缸
合模
90
100
鎖模
900
1000
開模
49
55
座移缸
移動
2.7
3
頂緊
27
30
注射缸
注射
192
213
         進料火影忍者博人传日语中字載荷轉矩計算
    Tw=Pc/2πn=5*10^3/(2*3.14*60/60) N*m=796N*m
    取液壓馬達的機械效率為0.95,則其載荷轉
T=Tw/ηm=796/0.95N.m= 838N*m
         液壓系統主要參數計算
         初選系統工作壓力
250克塑料注射機屬小型液壓機,載荷最大時為鎖模工況,此時,高壓油田增壓缸提供,其他工況時,載荷都不太高,參考表2-2初步確定系統工作壓力為6.5MPa。
           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lOOOkN,工作在活塞桿受壓狀態?;釗本?/span>
      D={4F/π[p1-p2(1-Φ^2)]}
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P1=5×6.5MPa= 32.5MPa,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
Dh=[4 x100×l0^4/(3.14×32.5×10^6)]=0.198m
Dh=0.2m
按表2—5取d/D=0.7,則活塞桿直徑
    dh=0.7×0.2m=0.14m
  取dh= 0.15m
  為設計簡單加工方便,將增壓缸的缸體與合模缸體做成一體(見圖2.7-1),增壓缸的活塞直徑也0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為5,求得
  dz=√Dh^2/5=0.2^2/5m=0.089m
  取dz= 0.09m
    圖2.7-1合模缸
    2)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流閥,但流量極小,故背壓視為零,則其活塞直徑為
Dy=4F/πp1=0.076m
    取Dy=0.Im
    由給定的設計參數知,注射座往復速比為0.08/0.06 =1.33,查表2-6得d/D= 0.5,則活塞桿直徑為:
    dy=0.5×O.lm= 0.05m
    3)確定注射缸的活塞及活塞桿直徑  當液態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
   Ds=4F/πp=0.204m
取 Ds0.22m
活塞桿的直徑一般與螺桿外徑相同,取ds=0.04m。
         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
q=2πTw/p1ηm= 0.0008m^3/r
         計算液壓執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行元件實際工作壓力,見表2.7-2。
         計算液壓執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,計算出各液壓執行元件實際所需流量,見表2.7-3。
2.7-2液壓執行元件實際工作壓力
    
  執行元件名稱
    
  背壓力P2/MPa
  工作壓力pll MPa
    計算公式
合模行程
    合模缸
    100kN
    0.3
    3.3
鎖模
    增壓缸
    lOOOkN
    6.4
座前進
    3kN
    0.5
    0.76
 
座頂緊
    座移缸
    30kN
    3.8
注射
    注射缸
    213kN
    0.3
    5.9
預塑進料
  液壓馬達
  838Nm
    ’    6O
    艫竽
2.7-3液壓執行元件實際所需流量
    
  執行元件名稱
  運動速度
    結構參數
    流量/( L/s)
    計算公式
慢速合模
    合模缸
    0.02m/s
    Ai= 0.03m2
    0.6
    Q=A1v
快速合模
    0.1 m/s
    3
 
         制定系統方案和擬定液壓系統圖
制定系統方案    
    1)執行機構的確定  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。  
    2)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??燜僭碩?,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。
3)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,而對速度平穩性無過高要求,故采用旁路節流調速方式。
4)注射缸動作回路  注射缸運動速度也較快,平穩性要求不高,故也采用旁路節流調速方式。由于預塑時有背壓要求,在無桿腔出口處串聯背壓閥。
5)注射座移動缸動作回路  注射座移動缸,采用回油節流調速回路。工藝要求其不工作時,處于浮動狀態,故采用Y型中位機能的電磁換向閥。
6)安全聯鎖措施  本系統為保證安全生產,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。
7)液壓源的選擇  該液壓系統在整個工作循環中需油量變化較大,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。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,提高系統效率。
         擬定液壓系統圖
    液壓執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??悸親⑸涓淄夏8字溆興承蚨韉囊?,兩回路接合部串聯單向順序閥。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圖,見圖2.7-2其動作循環表,見表2.7-4。
    表2.7-4電磁鐵動作表
    圖2.7-2 250克塑料注射機液壓系統原理圖
注:各元件名稱見表2.7-5。
2.7.5液壓元件的選擇
2.7.5.1液壓泵的選擇
  (1)液壓泵工作壓力的確定
    pP≥p1ΣΔp
p1是液壓執行元件的最高工作壓力,對于本系統.最高壓力是增壓缸鎖模時的人口壓力,
    P1= 6.4MPa
ΣΔp是泵到執行元件間總的管路損失。由系統圖可見,從泵到增壓缸之間串接有一個單向閥和一個換向閥,取ΣΔp= 0.5MPa。
    液壓泵工作壓力為
    pP= (6.4+0.5) MPa=6.9MPa
    (2)液壓泵流量的確定
    QP≥K(∑Qmax
由工況圖看出,系統最大流量發生在快速合模工況,EQ x=3L/s。取泄漏系數K為1.2,求得液壓泵流量:
    QP= 3.6L/s (216L/min)
選用YYB-BC171/48B型雙聯葉片泵,當壓力為7MPa時,大泵流量為157.3L/min,小泵流量為44.1L/min。
2.7.5.2  電動機功率的確定
    注射機在整個動作循環中,系統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,大小泵出油匯合推動注射缸前進。
    前面的計算已知,小泵供油壓力為pPI=6. 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=(5.9+0.5)MPa=6.4MPa,取泵的總效率ηp= 0.8,泵的總驅動功率為
    P = PPIQl+ pP2Q2)/ηp
    = 27.313kW
    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= 27. 313×100/125kW= 21.85kW
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。
2.7.5.3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。所選閥的規格型號見表2.7-5。
2.7-5  250克塑料注射機液壓閥名細表
序號
  
實際流量
( L/s)
選用規格
1
三位四通電液
換向閥
2.62
34DYM-B32H-T
2
三位四通電液
換向閥
3.36
34DYY-B32H-T
3
三位四通電磁
換向閥
0.50
34DY-B10H-T
4
三位四通電液
換向閥
3.36
34DYO-B32H-T
5
二位四通電磁
換向閥
<0.74
24DYO-B20H-T
6
二位四通電磁
換向閥
< 0.50
24DO-B10H-T
7
溢流閥
0.74
YF-B20C
8
溢流閥
2.62
YF-B20C
9
溢流閥
2.62
YF-B20C
10
單向閥
0.74
DF-B20K
11
液控單向閥
3.36
AY-Ha32B
12
單向閥
0.50
DF-B10K
13
單向閥
2.62
DF-B32K
14
節流閥
0.65
LF-B10C
15
調速閥
<0.70
QF-B10C
16
調速閥
<1. 70
QF-B20C
17
單向順序閥
0.74
XDIF-B20F
18
單向順序閥
2.70  ;
XDIF-B32F
19
行程滑閥
<0.50
24G10B
2.7.5.4液壓馬達的選擇
    在7.3.3節已求得液壓馬達的排量為0,8L/r,正常工作時,輸出轉矩769N-m,系統工作壓力為7MPa。
選SZM0.9雙斜盤軸向柱塞式液壓馬達。其理論排量0.873L/r,額定壓力20MPa,額定轉速為8~100r/min,最高轉矩3057N-m,機械效率大于90%。
2.7.5.5油管內徑計算
    本系統管路較為復雜,取其主要幾條(其余略),按式:d=  ;計算,有關參數及計算結果列于表2.7-6。
2.7-6主要管路內徑
管路名稱
通過流量/(L/s)
允許流速/(m/s)
管路內徑/m
實際取值/m
大泵吸油管
2.62
0.85
0.063
0.065
小泵吸油管
0.735
1
0.031
0.032
大泵排油管
2.62
4.5
0.027
0.032
小泵排油管
0.735
4.5
0.014
0.015
雙泵并聯后管路
3.36
4.5
0.031
0.032
注射缸進油管路
2.66
4.5
0.028
0.032
2.7.5.6確定油箱的有效容積
    按下式來初步確定油箱的有效容積
    V= aQv
    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油的體積為0.2m3。參照表
2.4-3取a=5,算得有效容積為
V=5×0.2m^3= lm^3
2.7.6.1驗算回路中的壓力損失
    本系統較為復雜,有多個液壓執行元件動作回路,其中環節較多,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。
    (1)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20號機械系統損耗油,正常運轉后油的運動粘v= 27mm^2/s,油的密度10=918kg/rr13。
  油在管路中的實際流速為
v=Q/(πd/4)3.36m/s
Revd/ν=3981>2300
    油在管路中呈紊流流動狀態,其沿程阻力系數為:
    λ=0.3164/Re^0.25
    按式△p1=λρv^2/2d求得沿程壓力損失為:
        Δp1=0.03MPa
(2)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Δp2,以及通過控制閥的局部壓力損失Ap3。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2.7-2,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l8。
    單向順序閥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0.3MPa。單向順序閥18的額定流量為150L/min,額定壓力損失0.2MPa。
    通過各閥的局部壓力損失之和為
  △p3.1=0.88MPa
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250L/min,額定壓力損失為0.2MPa。
    通過各閥的局部壓力損失之和為:
      △P3.2=0.65MPa
    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
    ΔP1= (0.03+0.88) MPa=0.91MPa
    大泵到注射缸之間總的壓力損失為
    ΔP2=(0.03+0.65)  MPa= 0.68MPa
    小泵出口壓力:
    pPl= (5.9十0.91)MPa= 6.81MPa
    大泵出口壓力:
    pP2= (5.9+0.68) MPa=6.58MPa
    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,確定系統的最高工作壓力為6.8MPa,也就是溢流閥7的調定壓力。
2.7.6.2液壓系統發熱溫升計算    、
    1)計算發熱功率  液壓系統的功率損失全部轉化為熱量。按2.5.2.1節中Ph,=Pr - Pe計算其發熱功率
    Phr= Pr -Pc
    對本系統來說,Pr是整個工作循環中雙泵的平均輸入功率。
    Pr=1/Tt ΣpiQiti/ηPi
具體的Pi、Q.、f.值見表2.7-7。這樣,可算得雙泵平均輸入功率Pr= 12kW。
2.7-7各工況雙泵輸入功率
工況
泵工作狀態
出口壓力/MPa
總輸入功率
lkW
工作時間
s
說明
小泵
大泵
小泵
大泵
慢速合模
+
3.68
0.3
6
1
小泵額定流量
QPl=0.74L/s
大泵額定流量
QP2=2.62L/s
泵的總效率:
正常工作時
ηp=0.8
卸荷時
ηp=0.3
快速合模
+
+
4
4.16
17.3
2
增壓鎖模
+
6.8
0.3
8.9
0.5
注射
+
6.8
6.58
27.8
3
保壓
+
6.8
0.3
8.9
16
進料
+
6.8
6.3
26.9
15
冷卻
+
6.8
0.3
8.9
15
快速開模
+
+
4.2
4.4
18.3
1.5
慢速開模
+
3.9
0.3
6.2
1
注:表中十表示正常工作,一表示卸荷。
系統總輸出功率
求系統的輸出有效功率:
  Pc=1/Tt[ΣFwiSi+ΣTwjωjtj]
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。
Pc=1/5*(1.4×10^5×0.35 +1.92×l0^5×0.2+5×10^3×15) kW
  = 3kW
  總的發熱功率為:
    Phr=(15.3 -3)kW= 12.3kW
  2)計算散熱功率前面初步求得油箱的有效容積為m^3,按V =0.8abh求得油箱各邊之積:
    A*b*n=1/0.8m^3 =l.25m^3
  取a為1.25m,b、h分別為1m。
  求得油箱散熱面積為:
  At= 1.8h(ab)+1.5ab
    =5. 9m^2
  油箱的散熱功率為:
    Phc=KtAtΔT
式中  Kt——油箱散熱系數,查表2-12,Ki取16W/ (m^2C);
     ΔT——油溫與環境溫度之差,取Δ=35°C。
      Phc =16×5.9×35kW=12.3kW
    由此可見,油箱的散熱遠遠滿足不了系統散熱的要求,管路散熱是極小的,需要另設冷卻器。
    (3)冷卻器所需冷卻面積的計算
    冷卻面積為:
    A= (Phr-Phc)/KΔtm
式中K——傳熱系數,用管式冷卻器時,取K=116W/ (m^2*℃);
    
    Δt——平均溫升,Δtm= (Ti+ T2)/2(ti+ t2)/2
    取油進入冷卻器的溫度t=60,油流出冷卻器的溫度t2=50,冷卻水入口溫度t1=25,冷卻水出口溫度t2=30°C。則:
    △tm=27.5℃
    所需冷卻器的散熱面積為:
     A=2.8m^2
    考慮到冷卻器長期使用時,設備腐蝕和油垢,水垢對傳熱的影響,冷卻面積應比計算值大30%,實際選用冷卻器散熱面積為:
    A=1.3×2.8m^2=3.6m^2

2.7液壓系統設計計算實例——250克塑料注射機液壓系統設計計算
    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,在此之前,合?;掛呀>弒蘸?,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、把成型的塑料制品頂出,便完成了一個動作循環。
    現以250克塑料注射機為例,進行流壓系統設計計算。
    塑料注射機的工作循環為:
合模一>注射一>保壓一>冷卻一>開模一>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,直到開模前這段時間都是鎖模階段。
2.7.1 250克塑料注射機液壓系統設計要求及有關設計參數
2.7.1.1對液壓系統的要求
    1)合模運動要平穩,兩片模具閉合時不應有沖擊;
    2)當模具閉合后,合?;褂Ρ3直蘸涎沽?,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:
    3)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:
    4)為保證安全生產,系統應設有安全聯鎖裝置。
第2章  液壓系統設計方法  19
2.7.1.2液壓系統設計參數
    250克塑料注射機液壓系統設計參數如下:
    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/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         O.lm/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/s
2.7.2液壓執行元件載荷力和載荷轉矩計算
2.7.2.1各液壓缸的栽荷力計算
    1)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,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。
    Fw=πrd^2/4
式中d-螺桿直徑,由給定參數知:d= 0.04m;
     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2.7-1,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2.7-1。
2.7-1各液壓缸的載荷力
液壓缸名稱
工況
液壓缸外載荷
FwlkN
活塞上載荷力
F/kN
合模缸
合模
90
100
鎖模
900
1000
開模
49
55
座移缸
移動
2.7
3
頂緊
27
30
注射缸
注射
192
213
2.7.2.2進料液壓馬達載荷轉矩計算
    Tw=Pc/2πn=5*10^3/(2*3.14*60/60) N*m=796N*m
    取液壓馬達的機械效率為0.95,則其載荷轉
T=Tw/ηm=796/0.95N.m= 838N*m
2.7.3液壓系統主要參數計算
2.7.3.1初選系統工作壓力
250克塑料注射機屬小型液壓機,載荷最大時為鎖模工況,此時,高壓油田增壓缸提供,其他工況時,載荷都不太高,參考表2-2初步確定系統工作壓力為6.5MPa。
2.7.3.2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lOOOkN,工作在活塞桿受壓狀態?;釗本?/span>
      D={4F/π[p1-p2(1-Φ^2)]}
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P1=5×6.5MPa= 32.5MPa,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
Dh=[4 x100×l0^4/(3.14×32.5×10^6)]=0.198m
Dh=0.2m
按表2—5取d/D=0.7,則活塞桿直徑
    dh=0.7×0.2m=0.14m
  取dh= 0.15m
  為設計簡單加工方便,將增壓缸的缸體與合模缸體做成一體(見圖2.7-1),增壓缸的活塞直徑也0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為5,求得
  dz=√Dh^2/5=0.2^2/5m=0.089m
  取dz= 0.09m
    圖2.7-1合模缸
    2)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流閥,但流量極小,故背壓視為零,則其活塞直徑為
Dy=4F/πp1=0.076m
    取Dy=0.Im
    由給定的設計參數知,注射座往復速比為0.08/0.06 =1.33,查表2-6得d/D= 0.5,則活塞桿直徑為:
    dy=0.5×O.lm= 0.05m
    3)確定注射缸的活塞及活塞桿直徑  當液態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
   Ds=4F/πp=0.204m
取 Ds0.22m
活塞桿的直徑一般與螺桿外徑相同,取ds=0.04m。
2.7.3.3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
q=2πTw/p1ηm= 0.0008m^3/r
2.7.3.4計算液壓執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行元件實際工作壓力,見表2.7-2。
2.7.3.5計算液壓執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,計算出各液壓執行元件實際所需流量,見表2.7-3。
2.7-2液壓執行元件實際工作壓力
    
  執行元件名稱
    
  背壓力P2/MPa
  工作壓力pll MPa
    計算公式
合模行程
    合模缸
    100kN
    0.3
    3.3
鎖模
    增壓缸
    lOOOkN
    6.4
座前進
    3kN
    0.5
    0.76
鱸三警
座頂緊
    座移缸
    30kN
    3.8
注射
    注射缸
    213kN
    0.3
    5.9
預塑進料
  液壓馬達
  838Nm
    ’    6O
    艫竽
2.7-3液壓執行元件實際所需流量
    
  執行元件名稱
  運動速度
    結構參數
    流量/( L/s)
    計算公式
慢速合模
    合模缸
    0.02m/s
    Ai= 0.03m2
    0.6
    Q=A1v
快速合模
    0.1 m/s
    3
2.7.4制定系統方案和擬定液壓系統圖
2.7.4.1制定系統方案    
    1)執行機構的確定  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。  
    2)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??燜僭碩?,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。
3)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,而對速度平穩性無過高要求,故采用旁路節流調速方式。
4)注射缸動作回路  注射缸運動速度也較快,平穩性要求不高,故也采用旁路節流調速方式。由于預塑時有背壓要求,在無桿腔出口處串聯背壓閥。
5)注射座移動缸動作回路  注射座移動缸,采用回油節流調速回路。工藝要求其不工作時,處于浮動狀態,故采用Y型中位機能的電磁換向閥。
6)安全聯鎖措施  本系統為保證安全生產,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。
7)液壓源的選擇  該液壓系統在整個工作循環中需油量變化較大,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。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,提高系統效率。
2.7.4.2擬定液壓系統圖
    液壓執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??悸親⑸涓淄夏8字溆興承蚨韉囊?,兩回路接合部串聯單向順序閥。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圖,見圖2.7-2其動作循環表,見表2.7-4。
    表2.7-4電磁鐵動作表
    圖2.7-2 250克塑料注射機液壓系統原理圖
注:各元件名稱見表2.7-5。
2.7.5液壓元件的選擇
2.7.5.1液壓泵的選擇
  (1)液壓泵工作壓力的確定
    pP≥p1ΣΔp
p1是液壓執行元件的最高工作壓力,對于本系統.最高壓力是增壓缸鎖模時的人口壓力,
    P1= 6.4MPa
ΣΔp是泵到執行元件間總的管路損失。由系統圖可見,從泵到增壓缸之間串接有一個單向閥和一個換向閥,取ΣΔp= 0.5MPa。
    液壓泵工作壓力為
    pP= (6.4+0.5) MPa=6.9MPa
    (2)液壓泵流量的確定
    QP≥K(∑Qmax
由工況圖看出,系統最大流量發生在快速合模工況,EQ x=3L/s。取泄漏系數K為1.2,求得液壓泵流量:
    QP= 3.6L/s (216L/min)
選用YYB-BC171/48B型雙聯葉片泵,當壓力為7MPa時,大泵流量為157.3L/min,小泵流量為44.1L/min。
2.7.5.2  電動機功率的確定
    注射機在整個動作循環中,系統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,大小泵出油匯合推動注射缸前進。
    前面的計算已知,小泵供油壓力為pPI=6. 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=(5.9+0.5)MPa=6.4MPa,取泵的總效率ηp= 0.8,泵的總驅動功率為
    P = PPIQl+ pP2Q2)/ηp
    = 27.313kW
    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= 27. 313×100/125kW= 21.85kW
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。
2.7.5.3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。所選閥的規格型號見表2.7-5。
2.7-5  250克塑料注射機液壓閥名細表
序號
  
實際流量
( L/s)
選用規格
1
三位四通電液
換向閥
2.62
34DYM-B32H-T
2
三位四通電液
換向閥
3.36
34DYY-B32H-T
3
三位四通電磁
換向閥
0.50
34DY-B10H-T
4
三位四通電液
換向閥
3.36
34DYO-B32H-T
5
二位四通電磁
換向閥
<0.74
24DYO-B20H-T
6
二位四通電磁
換向閥
< 0.50
24DO-B10H-T
7
溢流閥
0.74
YF-B20C
8
溢流閥
2.62
YF-B20C
9
溢流閥
2.62
YF-B20C
10
單向閥
0.74
DF-B20K
11
液控單向閥
3.36
AY-Ha32B
12
單向閥
0.50
DF-B10K
13
單向閥
2.62
DF-B32K
14
節流閥
0.65
LF-B10C
15
調速閥
<0.70
QF-B10C
16
調速閥
<1. 70
QF-B20C
17
單向順序閥
0.74
XDIF-B20F
18
單向順序閥
2.70  ;
XDIF-B32F
19
行程滑閥
<0.50
24G10B
2.7.5.4液壓馬達的選擇
    在7.3.3節已求得液壓馬達的排量為0,8L/r,正常工作時,輸出轉矩769N-m,系統工作壓力為7MPa。
選SZM0.9雙斜盤軸向柱塞式液壓馬達。其理論排量0.873L/r,額定壓力20MPa,額定轉速為8~100r/min,最高轉矩3057N-m,機械效率大于90%。
2.7.5.5油管內徑計算
    本系統管路較為復雜,取其主要幾條(其余略),按式:d=  ;計算,有關參數及計算結果列于表2.7-6。
2.7-6主要管路內徑
管路名稱
通過流量/(L/s)
允許流速/(m/s)
管路內徑/m
實際取值/m
大泵吸油管
2.62
0.85
0.063
0.065
小泵吸油管
0.735
1
0.031
0.032
大泵排油管
2.62
4.5
0.027
0.032
小泵排油管
0.735
4.5
0.014
0.015
雙泵并聯后管路
3.36
4.5
0.031
0.032
注射缸進油管路
2.66
4.5
0.028
0.032
2.7.5.6確定油箱的有效容積
    按下式來初步確定油箱的有效容積
    V= aQv
    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油的體積為0.2m3。參照表
2.4-3取a=5,算得有效容積為
V=5×0.2m^3= lm^3
2.7.6.1驗算回路中的壓力損失
    本系統較為復雜,有多個液壓執行元件動作回路,其中環節較多,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。
    (1)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20號機械系統損耗油,正常運轉后油的運動粘v= 27mm^2/s,油的密度10=918kg/rr13。
  油在管路中的實際流速為
v=Q/(πd/4)3.36m/s
Revd/ν=3981>2300
    油在管路中呈紊流流動狀態,其沿程阻力系數為:
    λ=0.3164/Re^0.25
    按式△p1=λρv^2/2d求得沿程壓力損失為:
        Δp1=0.03MPa
(2)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Δp2,以及通過控制閥的局部壓力損失Ap3。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2.7-2,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l8。
    單向順序閥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0.3MPa。單向順序閥18的額定流量為150L/min,額定壓力損失0.2MPa。
    通過各閥的局部壓力損失之和為
  △p3.1=0.88MPa
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250L/min,額定壓力損失為0.2MPa。
    通過各閥的局部壓力損失之和為:
      △P3.2=0.65MPa
    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
    ΔP1= (0.03+0.88) MPa=0.91MPa
    大泵到注射缸之間總的壓力損失為
    ΔP2=(0.03+0.65)  MPa= 0.68MPa
    小泵出口壓力:
    pPl= (5.9十0.91)MPa= 6.81MPa
    大泵出口壓力:
    pP2= (5.9+0.68) MPa=6.58MPa
    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,確定系統的最高工作壓力為6.8MPa,也就是溢流閥7的調定壓力。
2.7.6.2液壓系統發熱溫升計算    、
    1)計算發熱功率  液壓系統的功率損失全部轉化為熱量。按2.5.2.1節中Ph,=Pr - Pe計算其發熱功率
    Phr= Pr -Pc
    對本系統來說,Pr是整個工作循環中雙泵的平均輸入功率。
    Pr=1/Tt ΣpiQiti/ηPi
具體的Pi、Q.、f.值見表2.7-7。這樣,可算得雙泵平均輸入功率Pr= 12kW。
2.7-7各工況雙泵輸入功率
工況
泵工作狀態
出口壓力/MPa
總輸入功率
lkW
工作時間
s
說明
小泵
大泵
小泵
大泵
慢速合模
+
3.68
0.3
6
1
小泵額定流量
QPl=0.74L/s
大泵額定流量
QP2=2.62L/s
泵的總效率:
正常工作時
ηp=0.8
卸荷時
ηp=0.3
快速合模
+
+
4
4.16
17.3
2
增壓鎖模
+
6.8
0.3
8.9
0.5
注射
+
6.8
6.58
27.8
3
保壓
+
6.8
0.3
8.9
16
進料
+
6.8
6.3
26.9
15
冷卻
+
6.8
0.3
8.9
15
快速開模
+
+
4.2
4.4
18.3
1.5
慢速開模
+
3.9
0.3
6.2
1
注:表中十表示正常工作,一表示卸荷。
系統總輸出功率
求系統的輸出有效功率:
  Pc=1/Tt[ΣFwiSi+ΣTwjωjtj]
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。
Pc=1/5*(1.4×10^5×0.35 +1.92×l0^5×0.2+5×10^3×15) kW
  = 3kW
  總的發熱功率為:
    Phr=(15.3 -3)kW= 12.3kW
  2)計算散熱功率前面初步求得油箱的有效容積為m^3,按V =0.8abh求得油箱各邊之積:
    A*b*n=1/0.8m^3 =l.25m^3
  取a為1.25m,b、h分別為1m。
  求得油箱散熱面積為:
  At= 1.8h(ab)+1.5ab
    =5. 9m^2
  油箱的散熱功率為:
    Phc=KtAtΔT
式中  Kt——油箱散熱系數,查表2-12,Ki取16W/ (m^2C);
     ΔT——油溫與環境溫度之差,取Δ=35°C。
      Phc =16×5.9×35kW=12.3kW
    由此可見,油箱的散熱遠遠滿足不了系統散熱的要求,管路散熱是極小的,需要另設冷卻器。
    (3)冷卻器所需冷卻面積的計算
    冷卻面積為:
    A= (Phr-Phc)/KΔtm
式中K——傳熱系數,用管式冷卻器時,取K=116W/ (m^2*℃);
    
    Δt——平均溫升,Δtm= (Ti+ T2)/2(ti+ t2)/2
    取油進入冷卻器的溫度t=60,油流出冷卻器的溫度t2=50,冷卻水入口溫度t1=25,冷卻水出口溫度t2=30°C。則:
    △tm=27.5℃
    所需冷卻器的散熱面積為:
     A=2.8m^2
    考慮到冷卻器長期使用時,設備腐蝕和油垢,水垢對傳熱的影響,冷卻面積應比計算值大30%,實際選用冷卻器散熱面積為:
    A=1.3×2.8m^2=3.6m^2


本文標題:液壓馬達中的液壓系統設計要求及相關參數


分類:液壓行業知識
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