2.14　液壓系統設計計算舉例

2.14.1　ZS-500型塑料注射成型液壓機液壓系統設計

（1）設計要求

①主機用途及規格如下。

本機用于熱熔性塑料注射成型。一次注射量最大500g。

②要求主機完成的工藝過程如下。

塑料粒從料斗底孔進入注射-預塑加熱筒，螺桿旋轉，將料粒推向前端的注射口，沿途被筒外電加熱器加熱逐漸熔化成黏稠流體，同時螺桿在物料的反作用力作用下后退，觸及行程開關后停止轉動。

合模缸事前將模具閉合鎖緊，然后注射座帶動注射加熱筒前移，直至注射口在模具的澆口窩中貼緊，貼緊力達到設定的數值時，注射缸推動螺桿擠壓熔化的物料注射入模具的型腔，經過保壓、延時冷卻（在此時間螺桿又轉動輸送和加熱新物料），然后開模，頂出制件，完成一個工藝循環。

注射座的動作有每次注射后退回和不退回兩種，由制件的工藝要求決定。

③系統設計技術參數如下。

④系統設計的其他要求如下。

主要包括：注射速度和螺桿轉速要求10級可調，而且可預置；螺桿的注射壓力，以及預塑過程后退的背壓，要能調節；系統要能實現點動、半自動、全自動操作；為確保安全，合模缸在安全門關好后才能動作。

（2）總體規劃、確定液壓執行元件

（3）繪制系統工況圖

①明確工藝循環作用于各執行元件的載荷。

②繪制系統工況圖：按設計要求和注射座固定的注塑工藝過程繪制的工藝循環動作線圖見圖21-2-1a，圖中S_i、φ分別表示行程和轉角，各電氣或液壓發信元件符號的意義見表21-2-20的表注；按表21-2-17的速度參數制作的速度圖見圖21-2-1b，圖中的n_m表示油馬達的轉速，v_i表示液壓缸的行程速度；載荷圖見圖21-2-1c，圖中F_i、τ分別表示力和扭矩。

（4）確定系統工作壓力

據統計資料，公稱注射量250～500g的注塑機，工作壓力范圍為7～21MPa，其中，21MPa占23％，14MPa占40％～57％，故本機液壓系統的工作壓力采用14MPa。

（5）確定液壓執行元件的控制和調速方案

根據設計要求，注射速度和注射螺桿的轉速不僅要可調，還要能夠預選，所以采用液壓有級變速回路。這與確定螺桿旋轉機構驅動元件時所作的選擇取得一致。不過在具體設計時，要使有級變速回路能夠同時滿足注射和螺桿旋轉兩者的調速要求。

（6）草擬液壓系統原理圖

初步擬定的液壓系統圖見圖21-2-2。電液動換向閥26與機動二位四通閥24配合組成安全操作回路，安全門關閉到位壓下閥24和觸動行程開關XK1后控制油才能推動閥26使合模缸動作。單向閥27用以防止注射和保壓時物料通過螺桿螺旋面的作用使螺桿和液壓馬達倒轉。液控單向閥19和16用以保持液流切換后合模缸的鎖模力和注射座壓緊后的貼緊力。閥10-2、22-※和三位四通電磁閥23組成注射、保壓和預塑的壓力控制回路。件號4～14中的泵、閥組成液壓有級變速回路，并為系統空循環卸荷。其余部分是各執行元件的方向控制回路和電液動換向閥的控制油回路。系統動作循環圖表見表21-2-20。

（7）計算執行元件主要參數

（8）計算液壓泵的流量及選擇液壓泵、驗算行程速度或轉速

①計算系統各執行元件最大需用流量：

由表21-2-22可知，系統最大所需流量為Q_max＝Q_g1＝132L/min。

②按有級變速回路的構成原理計算系統大、小泵的排量：

③按q₁、q₂選擇液壓泵：選用PV2R13-76/19型雙聯葉片泵一臺，其技術參數見表21-2-24。

④調速閥的調整流量：組成有級變速回路，調速閥12的調整流量為

Q_T1＝Q_p×40％＝140.4×40％＝56.2L/min

調速閥13的調整流量為

Q_T2＝Q_p×10％＝140.4×10％＝14L/min

⑤計算液壓馬達排量、選擇型號規格：

⑥計算液壓馬達轉速和注射缸注射速度：

從表21-2-26中看出，液壓馬達轉速n₁₀＝93r/min和n₅＝46.5r/min時消耗流量（100％Q_p）和功率最大，但轉速為n₅時節流損失占50％Q_p，系統效率最低，所以，估算電動機功率和驗算系統溫升時按n₅擋轉速計算。同理，注射缸用v₅擋速度計算。

（9）計算工作循環系統的流量、工作壓力和循環周期時間并繪制系統的流量、壓力循環圖

系統的流量和工作壓力的計算見表21-2-27的第1～4欄；工作周期的計算見表21-2-27的第5～7欄。系統的流量、壓力循環圖見圖21-2-3和圖21-2-4。

（10）選擇控制元件

流經換向閥26的最大流量是合模缸快速啟模時的排油流量：

流經換向閥25的最大流量是頂出缸回程時的排油流量：

換向閥11的最大通過流量是Q_p1＋Q_p2的40％，即56.2L/min，選用公稱流量為30L/min的二位四通換向閥，將其四個通路分成兩組并聯成為二通換向閥（圖21-2-2），通流能力便增加一倍，滿足56L/min的需要。

本系統選擇的主要控制元件的型號、規格見表21-2-28。因為有的閥的壓力規格沒有14MPa這個壓力級，故選用時向較高的壓力擋選取。

（11）計算系統工作循環的輸入功率、繪制功率循環圖并選擇電動機

系統工作循環主系統輸入功率的計算見表21-2-27的第8～10欄。根據第10欄的數據繪制的功率循環圖見圖21-2-5。在工作循環中鎖模階段所用的功率是最大的，為P_max＝36.8kW，但持續時間短，不能按它選擇電動機。按表21-2-27第11欄和第7欄的數據求出工作循環周期所需的電動機等值功率為

而 　　

此比值過大，也不能按等值功率選擇電動機，應按最大功率除以系數k選取，系數k＝1.5～2，本機取k＝1.7，求得電動機的功率為

選取Y180L-4型電動機，額定功率22kW。

電液動換向閥控制油系統的工作壓力為p_k＝1.5MPa，流量為Q_k＝20L/min，泵的效率為η＝0.84，所需電動機的功率為

選取Y802-4型電動機、額定功率0.75kW。

（12）液壓輔件

①計算油箱容積：油箱有效容積V₀按三個泵每分鐘流量之和的4倍計算，即

本機的機身是由鋼板焊成的箱體，可以利用它兼作油箱。油箱部分的長、寬、高尺寸為a×b×c＝2.5m×1.1m×0.32m，油面高度為

油面高與油箱高之比為

②計算油管直徑、選擇管子：系統上一般管路的通徑按所連接元件的通徑選取，現只計算主系統兩泵流量匯合的管子，取管內許用流速為v_p＝4m/s，管的內徑為

按標準規格選取管子為ф32mm×3mm，材料為20鋼，供貨狀態為冷加工/軟（R），σ_b＝451MPa，安全系數n＝6，驗算管子的壁厚為

壁厚的選取值大于驗算值。

（13）驗算系統性能

①驗算系統壓力損失。

a.系統中最長的管路，泵至注射缸管路的壓力損失：兩泵匯流段的管子，內徑d＝0.027m，長l₃＝6.8m，通過流量Q_p1＋Q_p2＝140.4L/min＝0.00234m³/s，工作介質為YA-N32普通液壓油，工作溫度下的黏度ν＝27.5mm²/s，密度ρ＝900kg/m³，管內流速為

雷諾數為

因3000＜Re＜10⁵，故沿程阻力系數為，則沿程壓力損失為

泵出口至匯流點的管長小，沿程壓力損失不計。

額定流量下有關閥的局部壓力損失：單向閥和液控單向閥為0.2MPa；電液動換向閥為0.3MPa。管接頭、彎頭、相貫孔等的局部壓力損失很小，不計。

按此，雙泵輸出最大流量時，大泵到注射缸的局部壓力損失為

式中Δp的下標是該閥在系統圖中的編號，帶（　）者是表示該閥處在回油路，其壓力損失是折算到進油路上的損失，即。φ₃為注射缸的速比，φ₃＝1。式中各閥的額定流量及使用流量見表21-2-28。

故大泵出口至注射缸的總壓力損失為

b.合模缸快速啟模時的壓力損失：通至合模缸的匯流管的內徑與前者相同，但管長為l₁＝3.8m，系統兩泵輸出最大流量，匯流管的沿程壓力損失為

大泵出口至合模缸的局部壓力損失為

φ₁為合模缸的速比，φ₁＝1.46。

快速啟模時大泵至合模缸的總的壓力損失為

以上算得的∑Δp₁、∑Δp₃值與表21-2-27中所列的對應值很接近，因此，無需更正表中參數。

②驗算系統溫升。

a.系統的發熱功率：主系統的發熱功率為

P_H1＝P－P_e（kW）

式中　P——工作循環輸入主系統的平均功率，；

P_e——執行元件的平均有效功率，。

從表21-2-27的第7、12、13欄中查得∑t、∑E₁、∑E₂值代入，得

控制油系統的輸入功率為0.6kW，該功率幾乎全部轉變為發熱功率P_H2，所以系統的總發熱功率為

P_H＝P_H1＋P_H2＝7.65＋0.6＝8.25kW

b.驗算溫升：油箱的散熱面積為

系統的熱量全部由A_S散發時，在平衡狀態下油液達到的溫度為

式中　θ_R——環境溫度，θ_R＝20℃；

k_S——散熱系數，

k_S＝15×10^－3kW/（m²·℃）。

所以

θ超過表21-2-16列出的允許值，即系統需裝設冷卻器。

③冷卻器的選擇與計算：注塑機工作時模具和螺桿根部需用循環水冷卻，所以冷卻器也選用水冷式。需用冷卻器的換熱面積為

式中　P_HS——油箱散熱功率，kW；

K——冷卻器傳熱系數，kW/（m²·℃）；

Δt_m——平均溫度差，℃。

P_HS＝k_SA_SΔθ（kW）

Δθ是允許溫升，Δθ＝35℃，故

油進入冷卻器的溫度T₁＝60℃，流出時的溫度T₂＝50℃，冷卻水進入冷卻器的溫度t₁＝25℃，流出時的溫度t₂＝30℃，則

由手冊或樣本中查出，K＝350×10^－3kW/（m²·℃），所以

冷卻器在使用過程中換熱面上會有沉積和附著物影響換熱效率，因此實際選用的換熱面積應比計算值大30％，即取

A＝1.3×0.58＝0.75m²

按此面積選用2LQFW-A 0.8F型多管式冷卻器一臺，換熱面積為0.8m²。配管時，系統中各執行元件的回油和各溢流閥的溢出油都要通過冷卻器回到油箱。調速閥的出油不經過冷卻器直接進入油箱，以免背壓影響調速精度。

2.14.2　80MN水壓機下料機械手液壓系統設計

（1）設計要求

①設備工況及要求如下。

水壓機下料機械手服務于80MN水壓機，它的任務是將已壓制成型的重型熱工件取出，放到規定的工作線上。該設備為直角坐標式機械手，它位于水壓機的一側，環境較為惡劣，溫度較高，灰塵較多。

②設備工作程序如下。

啟動機械手（該設備像小車，以下簡稱小車）沿軌道前進到水壓機側的工作位置，液壓定位缸定位鎖緊。當工件成型后發出信號，小車的一級和二級移動缸前進（即機械手伸進水壓機內），此時手張開，到預定位置后，升降缸下降（手下降），到位后，夾緊缸工作，夾緊工件（手夾緊），然后升起（升降缸工作），到預定位置后，一、二級移動缸返回（手退回）到預定位置，升降缸下降（手下降），到預定位置，夾緊缸松開，把工件放在小車的回轉臺上后再升起（手上升），而后回轉缸工作，把工件送到預定的工作線上由吊車取走。

③控制與聯鎖要求如下。

a.所有動作要求順序控制，部分回路選用遠程電控調速和調壓。

b.手放工件的位置控制精度±1mm。

c.手的動作要與水壓機配合，只有在水壓機工作完成并升起后，機械手方可進入取料。

④執行元件工藝參數見表21-2-29。

⑤工作循環時間順序圖如圖21-2-6所示。

（2）執行機構的選擇

機械手平移放料的位置控制精度取決于移動缸速度調節和定位方式及移動缸的加減速度，回轉缸的加減速也需控制，故選用比例控制，而升降缸和平衡缸的壓力需要互相匹配和遠程調控，因而也選用比例控制，其他則選用普通液壓控制。

①移動缸選用四通比例方向閥控制的油缸，可供系統使用的壓力為

p＝p_s－Δp_v（MPa）

式中　p_s——泵供油壓力，MPa；

Δp_v——管道壓力損失，MPa。

經驗表明若p作如下分配時，油缸的參數確定是合理的，用于推動負載，用于加速，用于運動速度。為保證用于負載，應當只有（p_ST為油缸穩態壓力，MPa）用于減速，否則在從勻速到減速的過渡過程中，比例閥閥口過流斷面的變化就太大，而難以準確地達到用于負載。

加減速時液壓缸作用面積A按下式計算：

式中　F_ST——液壓缸穩態負載，N；

F_ф——液壓缸摩擦力，N；

m——液壓缸運動部分質量，kg；

v——液壓缸速度，m/s；

t_s——希望的加速時間，s。

本例中，預選供油壓力p_s＝8MPa，m＝10000kg，F_ST＝10000N，Δp_v＝1MPa，v＝0.38m/s，F_ф忽略，t_s＝0.6s，則

在勻速及穩態負載作用下缸作用面積A按下式計算：

式中　Δp_閥——比例閥的壓降。

取Δp_閥＝1MPa，則

由液壓缸計算面積，結合設備狀態查標準缸徑，最后確定為ф80mm/ф45mm。

②其他缸根據設備的狀態進行選擇：升降缸ф100mm/ф56mm，平衡缸ф80mm/ф56mm，回轉缸ф80mm/ф45mm，定位缸ф80mm/ф45mm，夾緊缸ф63mm/ф35mm，脫模缸ф110mm/ф63mm。

（3）計算各執行機構的壓力和耗油量

（4）繪制各執行機構流量-時間循環圖

（5）草擬液壓系統原理圖

液壓系統原理圖如圖21-2-8所示。

（6）液壓泵站的設計與計算

①工作壓力的確定：根據執行機構的工作壓力狀況，液壓泵站的壓力宜分為二級。

a.低壓系統——用于移動缸：

p₁＝p_1max＋∑Δp₁

式中　p_1max——執行機構的最大工作壓力，MPa；

∑Δp₁——系統總壓力損失，MPa。

取∑Δp₁＝0.4MPa，則p₁＝2＋0.4＝2.4MPa，考慮儲備量取8MPa。

b.高壓系統——用于其他執行機構：

p₂＝p_2max＋∑Δp₂

式中　∑Δp₂——系統總壓力損失，MPa；

p_2max——升降缸壓力。

p_2max＝10.2MPa，取∑Δp₂＝1MPa，則p₂＝10.2＋1＝11.2MPa，考慮儲備量取16MPa。

②流量的確定：按平均流量選擇，參見圖21-2-7。

a.低壓系統：因為此系統僅為移動缸動作，所以平均流量，考慮系統的泄漏取Q₁＝1.1×230＝253L/min。

b.高壓系統：因其他缸動作時夾緊缸不動作，故平均流量Q₂＝（170.4－37.4）/2＝66.5L/min，考慮系統的泄漏取Q₂＝1.2×66.5＝79.8L/min。

根據平均流量及工作狀態，選用雙級泵較合適。低壓系統流量大，使用雙泵供油則經濟些。查樣本選雙級葉片泵：p₁＝8MPa，Q_V1＝168L/min；p₂＝16MPa，Q_V2＝100L/min。對低壓系統Q_V＝Q_V1＋Q_V2＝100＋168＝268L/min＞253L/min，對高壓系統Q_V＝Q_V2＝100L/min＞79.8L/min。

③蓄能器參數的確定與驗算。

a.蓄能器壓力的確定：對低壓回路，選氣囊式蓄能器，按絕熱狀態考慮，最低壓力p₁＝p＋∑Δp_max＝5MPa，最高壓力p₂＝（1.1～1.25）p₁＝1.25×5＝6.25MPa，充氣壓力p₀＝（0.7～0.9）p₁＝0.8×5＝4MPa；對高壓回路，最低壓力p₁＝13MPa，最高壓力p₂＝1.1×13＝14.3MPa，充氣壓力p₀＝0.8×13＝10.4MPa。

b.蓄能器容量的確定：對低壓回路，從流量-時間循環圖中可知，尖峰流量在移動缸工作期間，為滿足移動缸要求，最大負載時泵工作時間t＝3.5s，缸耗油量4×5.53＝22.12L，漏損系數1.2，則蓄能器工作容積V_β1＝22.12×1.2－3.5×（100＋168）/60＝10.91L，蓄能器總容積V₀₁＝V_β1/｛4^0.7143×［（1/5）^0.7143－（1/6.25）^0.7143］｝＝10.91/0.1256＝86.9L，選擇標準皮蓄能器3×40＝120L；對高壓回路，從流量-時間循環圖中可知，尖峰流量在脫模缸工作期間，為滿足脫模缸要求，最大負載時泵工作時間t＝0s，缸耗油量2×1.9＝3.8L，漏損系數1.2，則蓄能器工作容積V_β2＝3.8×1.2＝4.56L，蓄能器工作總容積V₀₂＝V_β2/｛10.4^0.7143×［（1/13）^0.7143－（1/14.3）^0.7143］｝＝4.56/0.0561＝81.3L，選擇標準皮蓄能器3×40＝120L。

④蓄能器補液驗算。

a.蓄能器工作制度：由壓力繼電器控制蓄能器的補液工作，即當蓄能器工作油液減少到一定程度時，壓力則降到最低壓力，壓力繼電器發出信號，啟動泵，使之給蓄能器補液。

b.選定的蓄能器工作容積：低壓回路，高壓回路V_β2＝120×0.0561＝6.332L，蓄能器工作容積驗算見表21-2-31。

結論：在整個工作周期中，在尖峰流量工作時，蓄能器與泵同時供油，能滿足執行機構的流量要求；同時在整個工作周期中，雙泵均可給蓄能器補足液，因而上述設計是合理的。

在整個工作循環中，高壓小泵基本上都在工作，除供給執行機構油外，還能滿足高壓蓄能器補液要求；低壓大泵則只需工作一段時間就可滿足低壓蓄能器補液要求。消耗合理，節省電能。

⑤驅動電動機的功率計算：在整個工作循環周期內，把泵最大耗能量作為電動機的選擇功率。

a.雙泵在各自壓力下工作時的功率：

b.雙泵在低壓下工作時的功率：

從上述計算中選擇最大值，作為電動機的功率，選擇電動機：P＝55kW，n＝1000r/min。

⑥油箱容積的確定：根據經驗確定V＝11Q＝11×268＝2948L≈3m³。

⑦冷卻器和加熱器的選擇：根據現場狀況，液壓站在熱車間工作，不需要加熱器，但需考慮加冷卻器，因而需計算系統熱平衡。

a.系統發熱量計算如下。

泵動力損失產生的熱量為

1kcal＝4.1868kJ。

執行元件發熱忽略。

溢流閥溢流產生的熱量為

其他閥產生的熱量為

H₃＝14.1ΔpQ

各執行元件只有移動缸和升降缸壓力損失大，其他閥壓力損失都不及它們大，故只計算它們的發熱量。

移動缸Δp＝2MPa，Q＝460×2＝920L/min，則H₃＝14.1×920＝12972kcal/h；升降平衡缸Δp＝2MPa，Q＝（104＋66.4）×2＝340.8L/min，則H₃＝14.1×340.8＝4805kcal/h。

兩者不同時工作，取大值，H₃＝12972kcal/h。

流經管道產生的熱量為

系統總發熱量為

H＝H₁＋H₂＋H₃＋H₄＝9460＋37280＋12972＋1892＝61604kcal/h

b.系統的散熱量計算如下。

油箱的散熱量為

H_k1＝K₁A（t₁－t₂）

式中　A——油箱散熱面積，m²；

K₁——散熱系數，kcal/（m²·h·℃）；

t₁，t₂——油進、出口溫度，℃。

，K₁＝13kcal/（m²·h·℃），t₁－t₂＝55－35＝20℃，則H_k1＝13×13.5×20＝3510kcal/h。

根據系統的熱平衡H＝H_k1＋H_k2，則冷卻器的散熱量H_k2為

H_k2＝H－H_k1＝61604－3510＝58094kcal/h

c.冷卻器散熱面積計算如下。

式中　A_k——冷卻器散熱面積，m²；

K——板式冷卻器散熱系數，K＝450kcal/（m²·h·℃）。

式中　t_油1，t_油2——油的進、出口溫度，t_油1＝55℃，t_油2＝48℃；

t_水1，t_水2——水的進、出口溫度，t_水1＝25℃，t_水2＝30℃。

Δt_μ＝51.5－27.5＝24℃，則A_k＝58094/（450×24）＝5.4m²，選板式冷卻器6m²。

⑧過濾器的選擇：系統中選用比例元件，而且設備要求故障率低，所以選過濾精度為10μm的過濾器。壓油過濾器，通流量250L/min；回油過濾器，通流量630L/min。

⑨液壓控制閥的選擇。

a.普通液壓閥的選擇：根據流量與壓力選擇閥的規格。本系統最高壓力為21MPa，為便于維修更換，均選用此擋壓力。再根據執行機構的通流量查樣本選擇閥的通徑。如脫模缸的換向閥，壓力p＝21MPa，流量Q＝114L/min，查樣本選PG5V-7-2C-T-VMUH7-24的板式三位四通電液閥。

b.比例方向閥的選擇：選擇移動缸的比例方向閥。系統最高壓力p＝21MPa，通過比例閥的流量Q_x＝230L/min，通過該閥的壓降Δp＝1MPa，根據公式：

式中　Q_p——基準流量，L/min；

Δp_p——基準流量下的壓降，MPa，查樣本；

Δp_x——所需壓降，MPa；

Q_x——通過該閥的流量，L/min。

得，查樣本選額定流量的閥，即KFDG5V-7-200N。