塑料注射機液壓系統設計課程設計塑料注射機液壓系統設計課程設計

塑料注射機液壓系統設計目錄第一章緒論21.1注塑機概述21.2注塑機的原理41.3塑料注射機的工作循環塑料4第二章液壓系統設計52.1對液壓系統的要求52.2液壓系統設計參數5第三章工況分析63.1合摸油缸負載63.2注射座整體移動油缸負載73.3注射油缸負載83.4頂出油缸負載83.5初算驅動油缸所需的功率93.6液壓執行元件載荷力和載荷轉矩計算93.7液壓系統主要參數計算11第四章制定系統方案和擬定液壓系統圖154.1制定系統方案154.2擬定液壓系統圖17第五章液壓缸的設計175.1液壓缸主要尺寸的確定175.2液壓缸的結構設計22第六章液壓元件的選擇256.1液壓泵的選擇256.2電動機功率的確定256.3液壓閥的選擇266.4液壓馬達的選擇266.5油管內徑計算276.6確定油箱的有效容積27第七章液壓系統性能驗算277.1驗算回路中的壓力損失277.2液壓系統發熱溫升計算29第八章液壓站的設計328.1250型注塑機液壓站的設計328.2液壓油箱的設計348.3液壓泵組的結構設計38設計內容設計說明及計算過程備注第一章緒論1.1注塑機概述注塑機又名注射成型機或注射機。它是將熱塑性塑料或熱固性料利用塑料成型模具制成各種形狀的塑料制品的主要成型設備。分為立式、臥式、全電式。注塑機能加熱塑料，對熔融塑料施加高壓，使其射出而充滿模具型腔。注塑機通常由注射系統、合模系統、液壓傳動系統、電氣控制系統、潤滑系統、加熱及冷卻系統、安全監測系統等組成。

塑機具有能一次成型外型復雜、尺寸精確或帶有金屬嵌件的質地密致的塑料制品，被廣泛應用于國防、機電、汽車、交通運輸、建材、包裝、農業、文教衛生及人們日常生活各個領域。注射成型工藝對各種塑料的加工具有良好的適應性，生產能力較高，并易于實現自動化。在塑料工業迅速發展的今天，注塑機不論在數量上或品種上都占有重要地位，從而成為目前塑料機械中增長設計內容設計說明及計算過程備注最快，生產數量最多的機種之一。

我國塑料加工企業星羅其布，遍布全國各地，設備的技術水平參差不齊，大多數加工企業的設備都需要技術改造。這幾年來，我國塑機行業的技術進步十分顯著，尤其是注塑機的技術水平與國外名牌產品的差距大大縮小，在控制水平、產品內部質量和外觀造型等方面均取得顯著改觀。選擇國產設備，以較小的投入，同樣也能生產出與進口設備質量相當的產品。這些為企業的技術改造創造了條件。

要有好的制品，必須要有好的設備。而設備的優良取決于開發者的設計和制作水平。

本論文撰寫了注塑機發展、工作原理、液壓系統設計、液壓元件的選擇、液壓缸的設計、液壓站的設計、幾大模塊，最后在加以驗證液壓系統設計是否有效。

設計內容設計說明及計算過程備注1.2注塑機的工作原理注塑機的工作原理與打針用的注射器相似，它是借助螺桿（或柱塞）的推力，將已塑化好的熔融狀態（即粘流態）的塑料注射入閉合好的模腔內，經固化定型后取得制品的工藝過程。

注射成型是一個循環的過程，每一周期主要包括：定量加料—熔融塑化—施壓注射—充模冷卻—啟模取件。取出塑件后又再閉模，進行下一個循環。

1.3塑料注射機的工作循環塑料注射機的工作循環為：

合模→注射→保壓→冷卻→開模→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

設計內容設計說明及計算過程備注第二章液壓系統設計2.1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，合模機構應保持閉合壓力，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。

2.2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0.1m/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設計內容設計說明及計算過程備注第三章工況分析塑料注射成型機液壓系統的特點是整個動作循環過程中，系統的負載變化和速度變化均變大，在進行工況分析時必須加以考慮。

3.1合摸油缸負載閉摸動作的工況特點是：模具閉合過程中的負載是輕載，速度有慢—快—慢的變化；

模具閉合后的負載為重載，速度為零。

（1）根據合模力確定合模油缸推力由于合模機構形式不同，合模油缸推力的計算方法也就不一樣。250注射機合模機構采用了液壓—機械組合形式。

圖3.1根據連桿機構受力分析可得合模油缸推力為：

設計內容設計說明及計算過程備注P1z=P合/[18.6×(I1/I)+1]試中P1z—合模油缸為保證模具鎖緊所需的油缸推力，牛；

P合—模具鎖緊所需的合模力，牛。

I1/I—有關長度之比，SX—ZY—250注射機合模機構取I1/I=0.8，故為保證模具鎖緊力（1600KN）所需的油缸推力為；

P1z=***-*****/15.9=*****(牛）（2）空行程時油缸推力空行程時油缸推力P1q只需滿足克服摩擦力的要求。根據同類型機臺實測結果，取P1q=0.14P1z則：

P1q=0.14×*****=*****（牛）SX—ZY—250注射機閉模速度較小，因此慣性力很小，可忽略。

（3）啟模時油缸推力啟模時油缸推力P2z需滿足啟模力和克服油缸摩擦力的要求，即：

P2z=P啟+T=*****+0.1×*****=*****（牛）3.2注射座整體移動油缸負載注射座整體移動過程中，油缸推力P3q只需滿足克服各種摩擦力的要求，而當噴嘴接觸模具澆口時，則必須保持注射座油缸最大推力P3z為40KN，以使注射成型過程正常進行。根據類比，取P3q=0.23P3z則P3q=0.23X*****=9200（牛）。

設計內容設計說明及計算過程備注3.3注射油缸負載注射過程中，負載是變化的，當熔融塑料注人模腔時，注射壓力由零逐漸沿AB上升，模腔注滿時壓力由B急速上升到C點，當冷卻時塑料收縮，壓力降低，為防止收縮需補縮保壓，其壓力為DE曲線如下：

圖3.2根據最大注射壓力和螺桿直徑，可確定注射缸的最大推力為：

P4z=1/4兀d2螺P注=206.6（KN）保壓過程中油缸負載一般要比注射過程油缸負載小，其值隨制品形狀，塑料品種以及成型工藝條件不同而異。

3.4頂出油缸負載頂出油缸的最大推力P5z需滿足制品頂出力和克服油缸摩擦力的要求，即：

設計內容設計說明及計算過程備注P5z=P頂+T=36+0.1×36=39.6（KN）3.5初算驅動油缸所需的功率根據上述工況分析可知，在注射過程中，系統所需的功率為最大，N=(Pmax×V/n)×10-3試中N—驅動油缸所需的功率，千瓦；

Pmax—最大的負載，牛V—在最大負載時的工作速度，米/秒；

n—包括油泵在內的驅動裝置總效率。

N=(Pmax×V/n)×10-3=206.6×103×25×10-3×10-3/0.8=6.5（KW）3.6液壓執行元件載荷力和載荷轉矩計算3.6.1各液壓缸的載荷力計算（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。

設計內容設計說明及計算過程備注（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。

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l。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3-1中。

表2-1各液壓缸的載荷力液壓缸名稱工況液壓缸外載荷/kN活塞上的載荷力合模缸合模90100鎖模9001000開模4955座移缸移動2.73預緊2730注射缸注射1922133.6.2進料液壓馬達載荷轉矩計算設計內容設計說明及計算過程備注取液壓馬達的機械效率為0.95，則其載荷轉矩3.7液壓系統主要參數計算3.7.1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，初步確定系統工作壓力為6.5MPa。

3.7.2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1000kN，工作在活塞桿受壓狀態。活塞直徑此時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，取設計內容設計說明及計算過程備注取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1)，增壓缸的活塞直徑也為0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為5，求得，取⑵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，則其活塞直徑為取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，則活塞桿直徑為：

⑶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，回油量極小；

故背壓力可以忽略不計，這樣設計內容設計說明及計算過程備注取活塞桿的直徑一般與螺桿外徑相同，取。

3.7.3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3.7.4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3-2。

表3-2液壓執行元件實際工作壓力工況執行元件名稱載荷背壓力工作壓力合模行程合模缸1000.33.3鎖模增壓缸1000—6.4設計內容設計說明及計算過程備注座前進座移缸30.50.76座頂緊30—3.8注射注射缸2130.35.9預塑進料液壓馬達838—6.03.7.5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:執行元件名稱:合模缸慢速合模運動速度結構參數流量0.6計算公式快速合模運動速度結構參數流量3.0計算公式執行元件名稱:座移缸座前進運動速度結構參數流量0.48計算公式設計內容設計說明及計算過程備注座后退運動速度結構參數流量0.48計算公式執行元件名稱:注射缸注射運動速度結構參數流量2.7計算公式執行元件名稱:液壓馬達預塑進料運動速度結構參數流量計算公式第四章制定系統方案和擬定液壓系統圖4.1制定系統方案⑴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。

⑵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。

設計內容設計說明及計算過程備注其運動方向由電液換向閥直接控制。快速運動時，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，而對速度平穩性無過高要求，故采用旁路節流調速方式。

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。

⑸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。

⑹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。

⑺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

設計內容設計說明及計算過程備注4.2擬定液壓系統圖圖2注塑機液壓系統原理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。考慮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，其動作循環表，見附錄一。

第五章液壓缸的設計5.1液壓缸主要尺寸的確定液壓缸壁厚和外經的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。

液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。

設計內容設計說明及計算過程備注從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。

液壓缸的內徑D與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算式中——液壓缸壁厚(m)；

D——液壓缸內徑(m)；

——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍；

——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管。則：

取在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選設計內容設計說明及計算過程備注取，必要時按上式進行校核。

液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外經為為同理夾緊與定位液壓缸的壁厚與外徑為：

缸體外徑夾緊與定位液壓缸的壁厚與外徑為：，2）液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱液壓系統設計簡明手冊P12表2-6中的系列尺寸來選取標準值。

液壓缸工作行程選夾緊與定位液壓缸選3)缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。

無孔時設計內容設計說明及計算過程備注有孔時式中t——缸蓋有效厚度(m)；

——缸蓋止口內徑(m)；

——缸蓋孔的直徑(m)。

液壓缸：

無孔時取t=20mm有孔時取t’=50mm夾緊與定位液壓缸：

無孔時取t=17mm有孔時：

取t’=35mm4)最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度（如下圖2所示）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。

對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：

式中L——液壓缸的最大行程；

設計內容設計說明及計算過程備注D——液壓缸的內徑。

活塞的寬度B一般取B=(0.6~10)D；

缸蓋滑動支承面的長度，根據液壓缸內徑D而定；

當D80mm時，取；

當D80mm時，取。

為保證最小導向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即液壓缸：

最小導向長度：，取H=72mm活塞寬度：B=0.8D=64mm缸蓋滑動支承面長度：

設計內容設計說明及計算過程備注隔套長度：

夾緊與定位液壓缸：

最小導向長度：

，取H=47mm活塞寬度：

B=0.8D=50.4mm，取B=50mm缸蓋滑動支承面長度：

隔套長度：

5)缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的20~30倍。

液壓缸：

缸體內部長度夾緊與定位液壓缸：

缸體內部長度5.2液壓缸的結構設計液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。

設計內容設計說明及計算過程備注1)缸體與缸蓋的連接形式缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。

本次設計中采用外半環連接，如下圖3所示：

圖3缸體與缸蓋外半環連接方式優點：結構較簡單；

加工裝配方便缺點：外型尺寸大；

缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚2)活塞桿與活塞的連接結構參閱液壓系統設計簡明手冊P15表2-8，采用組合式結構中的螺紋連接。如下圖4所示：

圖4活塞桿與活塞螺紋連接方式特點：

設計內容設計說明及計算過程備注1）結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。

2）活塞桿導向部分的結構（1）活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；

而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。

在本次設計中，采用導向套導向的結構形式，其特點為：

（1）導向套與活塞桿接觸支承導向，磨損后便于更換，導向套也可用耐磨材料。

（2）蓋與桿的密封常采用Y形、V形密封裝置。密封可靠適用于中高壓液壓缸。

2）防塵方式常用J形或三角形防塵裝置。活塞及活塞桿處密封圈的選用活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。

在本次設計中采用O形密封圈。

設計內容設計說明及計算過程備注第六章液壓元件的選擇6.1液壓泵的選擇⑴液壓泵工作壓力的確定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入口壓力，；

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。

液壓泵工作壓力為⑵液壓泵流量的確定由工況圖看出，系統最大流量發生在快速合模工況，。取泄漏系數為1.2，求得液壓泵流量選用YYB-BCl71/48B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。

6.2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。

設計內容設計說明及計算過程備注從工況圖看出，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，考慮大泵到注射缸之間的管路損失，大泵供油壓力應為，取泵的總效率，泵的總驅動功率為考慮到注射

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。

6.3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附錄二。

6.4液壓馬達的選擇在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。其理論排量為0.873L/r，額定壓力為20MPa，額定轉速為8～l00r/min，最高轉矩為3057N·m，機械設計內容設計說明及計算過程備注效率大于0.90。

6.5油管內徑計算本系統管路較為復雜，取其主要幾條(其余略)，有關參數及計算結果列于附錄三。

6.6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4—3取a＝5，算得有效容積為：V＝5×0.2m3＝1m3第七章液壓系統性能驗算7.1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。

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0.032m，快速時通過流量2.7L/s；

選用20號機械系統損耗油，正常運轉后油的運動粘度ν＝27mm2/s，油的密度ρ＝918kg/m3。

設計內容設計說明及計算過程備注油在管路中的實際流速為油在管路中呈紊流流動狀態，其沿程阻力系數為：

求得沿程壓力損失為：

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Δp2，以及通過控制閥的局部壓力損失Δp3。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及單向順序閥18。

單向順序伺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設計內容設計說明及計算過程備注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∑p1＝(0.03＋0.88)MPa＝0.91MPa大泵到注射缸之間總的壓力損失為∑p2＝(0.03＋0.65)MPa＝0.68MPa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。

7.2液壓系統發熱溫升計算⑴計算發熱功率液壓系統的功率損失全部轉化為熱量。

發熱功率計算如下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。

具體的pi、qi、ti值見附錄四。這樣，可算得雙泵平均輸入功率Pr＝12kW。

設計內容設計說明及計算過程備注系統總輸出功率求系統的輸出有效功率：

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

總的發熱功率為：

Phr＝(15.3－3)kW＝12.3kW⑵計算散熱功率前面初步求得油箱的有效容積為1m3，按V＝0.8abh求得油箱各邊之積：

a·b·h＝1/0.8m3＝1.25m3取a為1.25m，b、h分別為1m。求得油箱散熱面積為：

At＝1.8h(a＋b)＋1.5ab＝(1.8×l×(1.25＋1)＋1.5×1.25)m2＝5.9m2油箱的散熱功率為：

Phc＝K1AtΔT式中K1——油箱散熱系數，查表5—1，K1取16W/(m2·℃)；

ΔT——油溫與環境溫度之差，取ΔT＝35℃。

Phc＝16×5.9×35kW＝3.3kW＜Phr＝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。

⑶冷卻器所需冷卻面積的計算冷卻面積為：

設計內容設計說明及計算過程備注式中K——傳熱系數，用管式冷卻器時，取K＝116W／(m2．·℃)；

Δtm—平均溫升(℃)；

取油進入冷卻器的溫度T1＝60℃，油流出冷卻器的溫度T2＝50℃，冷卻水入口溫度tl＝25℃，冷卻水出口溫度t2＝30℃。則：

℃所需冷卻器的散熱面積為：

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＝1.3×2.8m2＝3.6m2注意；

系統設計的方案不是唯一的，關鍵要進行方案論證，從中選擇較為合理的方案。同一個方案，設計者不同，也可以設計出不同的結果，例如系統壓力的選擇、執行元件的選擇、閥類元件的選擇等等都可能不同。

設計內容設計說明及計算過程備注附：系統工況圖第八章液壓站的設計8.1250型注塑機液壓站的設計液壓站是由液壓油箱、液壓泵裝置及液壓控制裝置三大部分組成。液壓油箱裝有空氣濾清器、濾油器、液面指示器和清洗孔等。液壓泵裝置包括不同類型的液壓泵、驅動電機及其它們之間的聯軸器等。液壓控制裝置是指組成液壓系統的各閥類元件及其聯接體。

機床液壓站的結構型式有分散式和集中式兩種類型。

（1）集中式，這種型式將機床液壓系統的供油裝置、控制調節裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。這種結構的優點是安裝維修方便，液壓裝置的振動、發熱都與機床隔開，缺點是液壓站增加了占地面積。

（2）分散式，這種型式將機床液壓系統的供油裝設計內容設計說明及計算過程備注置、控制調節裝置分散在機床的各處。例如，利用機床床身或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調節裝置放在便于操作的地方。這種結構的優點是結構緊湊，泄漏油易回收，節省占地面積，但安裝維修不方便。同時供油裝置的振動、液壓油的發熱都將對機床的工作精度產生不良影響，故較少采用，一般非標設備不推薦使用。

液壓站的結構布置，液壓站上各部件、元件的布置要均勻，便于裝配、調試、使用與維護，適當注意外形整齊和美觀；

液壓控制裝置在液壓油箱上的安放位置應便于壓力閥、流量閥的調節，應便于電磁閥的手動調整和裝拆，應便于壓力表與壓力表開關的觀察和調整。

在液壓站結構總成設計中還應特別注意污染控制、泄漏控制、液壓沖擊控制、振動與噪聲控制等。

液壓動力源（即液壓泵組）是多種元、附件組合而成的整體，是為一個或幾個系統存放一定清潔度的工作介質，并輸出一定壓力、流量的液體動力，兼作整體式液壓站安放液壓控制裝置基座的整體裝置。

液壓動力源一般由液壓泵組、油箱組件、控溫組件、過濾組件和蓄能器組件等5個相對獨立的部分組成。

液壓動力源裝置按液壓泵組布置方式的分為：上置式液壓動力源、非上置式液壓動力源、柜式液壓動力源。上置式液壓動力源，泵組布置在油箱之上的上置式液壓動力源，當電動機臥式安裝，液壓泵置于油箱之上時，稱為臥式液壓動力源。當電動機立式安裝，液壓泵置于油箱之內時，稱為立式液壓動力源。上置式液壓動力源占設計內容設計說明及計算過程備注地面積小，結構緊湊，液壓泵置于油箱內的立式安裝動力源，噪聲低且便于收集漏油。這種結構在中、小功率液壓站被廣泛使用。當采用臥式動力源時，由于液壓泵置于油箱之上，必須注意各類液壓泵的吸油高度，以防止液壓泵進油口處產生過大的真空度，造成吸空或氣穴現象。葉片泵的吸油高度≤500mm.8.2液壓油箱的設計8.2.1油箱的作用：

存儲液壓油液、散發油液熱量、逸出空氣、沉淀雜質、分離水分和安裝元件。

8.2.2油箱的分類油箱通常可分為整體式油箱、兩用油箱和獨立油箱三類。

整體式油箱是指在液壓系統或機器的構件內形成的油箱。

兩用油箱是指液壓油與機器中的其他目的用油的公用油箱。

8.2.3油箱的容量油箱的總容量包括油液容量和空氣容量。油液容量是指油箱中油液最多時，即液面在液位計的上刻線時的油液體積。在最高液面以上要留出等于油液容量的10％～15％的空氣容量，以便形成油液的自由表面，容納熱膨脹和泡沫，促進空設計內容設計說明及計算過程備注氣分離，容納停機或檢修時靠自重流回油箱的油液。

油箱的容量通常可按式-液壓泵的總額定流量（L/min）；

-與系統壓力有關的經驗系數：低壓系統=2～4，中低壓系統=5～7，高壓系統=10～128.2.4油箱的設計（1）箱頂、通氣器（空氣過濾器）、注油口油箱的箱頂結構取決于它上面安裝的元件。例如，如果液壓泵布置在油箱內部液面以下，則箱頂應為或應有可拆卸的蓋。箱蓋及管子引出口之類的所有開口都要妥為密封。箱頂上安裝液壓泵組時，頂板的厚度應為側板厚度的四倍，以免產生振動。液壓泵組與箱頂之間應設置隔振墊。為了便于布置和維修，有時采用裝在箱頂上的回油過濾器。

箱頂上一般要設置通氣器（空氣過濾器）、注油口，通氣器通常為附帶注油口的結構，取下通氣帽可以注油，放回通氣帽即成通氣過濾器。

（2）箱壁、清洗孔、吊耳（環）、液位計對于鋼板焊接的油箱，用來構成油箱體的中碳鋼的最小厚度。箱頂上安裝液壓泵組時，側板厚度應適當加大。

當箱頂與箱壁之間為不可拆連接時，應在箱壁上至少設置一個清洗孔。清洗孔的數量和位置應便于用手清理油箱所有內表面。清洗口法蘭蓋板應該能由1個人拆裝。法蘭蓋板應配有可以重復使用的彈性密封件。

為了便于誘降的搬運，應在油箱四角的箱壁上方焊接吊耳（也稱吊環）。吊耳有圓柱形和鉤設計內容設計說明及計算過程備注形兩種。

液位計通常為帶有溫度計的結構。液位計一般設在油箱外壁上，并近靠注油口，以便注油時觀測液面。液位計的下刻線至少應比吸油過濾器或吸油管口上緣高出75mm，以防止吸入空氣。液位計的上刻線對應著油液的容量。液位計與油箱的連接處有密封措施。

（3）箱底、放油塞、支角應在油箱底部最低點設置放油塞（≧M18×1.5），以便油箱清洗和油液更換。為此，箱底應朝向清洗孔和放油塞傾斜，傾斜坡度通常為1/25～1/20；

這樣可以促使沉積物（油泥或水）聚集到油箱中的最低點。

為了便于放油和搬運，應該把郵箱架起來，油箱底至少離開地面150mm。油箱應設有支腳，支腳可以單獨制作后焊接在箱底邊緣上，也可以通過適當增加兩側壁高度，以使其經彎曲加工后兼作油箱支腳。支腳應該有足夠大的面積，以便可以用墊片或契鐵來調平。

（4）隔板、除氣網為了延長油液在油箱中逗留的

隔板的安裝型式為了有助于油液中的氣泡浮出液面，可在油箱內設置除氣網，除氣網用網眼直徑0.5mm