畢業(yè)設計（論文）-塑料注射成型機中合模裝置的優(yōu)化設計.doc

畢業(yè)設計（論文）任務書畢業(yè)設計（論文）任務書 專業(yè) 材料成型及控制工程 班級 材料 083 姓名 下發(fā)日期 2012-2-26 題目題目塑料注射成型機中合模裝置的優(yōu)化設計 專題專題 主主 要要 內內 容容 及及 要要 求求 塑料注射成型機是將熱塑性塑料或熱固性塑料利用塑料成型模具制成塑料制品的 主要成型設備，它是目前增長最快，產量最多、應用最廣的塑料成型設備。合模裝置 是注射機的一個非常重要的組成部分，采用最多的是充液增壓式合模裝置，合模裝置 的優(yōu)良性能是獲得優(yōu)良注塑件的保證，因此本課題以優(yōu)化合模裝置的運動性能為目的 進行合模裝置零部件結構的優(yōu)化設計，重點需要解決的問題是掌握充液增壓式合模裝 置的工作原理、掌握合模裝置中各零部件的作用、進行各零部件的裝配及運動分析、 優(yōu)化零部件的設計改善合模裝置的運動性能。要求：制圖嚴謹，結構運動合理，論文 寫作條理清晰，層次分明，符合畢業(yè)要求。 主要主要 技術技術 參數(shù)參數(shù) 鎖模力：1000（kn） 容模量：150-350（mm） 開模行程：280（mm） 頂桿行程：100（mm） 頂出力：30（kn） 模板最大開距：500（mm） 拉桿間距：555*560（mm） 模板尺寸：660*660（mm） 頂出速度：0.02m/s 進進 度度 及及 完完 成成 日日 期期 第 1-4 周 查閱國內外文獻。 第 5 周 掌握合模裝置的工作原理。 第 6-7 周 掌握合模裝置的主要組成部分的結構。 第 8-10 周 進行合模裝置的運動過程分析。 第 11-12 周 進行合模裝置的優(yōu)化設計。 第 13-15 周 撰寫畢業(yè)論文答辯。 教學院長簽字日 期教研室主任簽字日 期指導教師簽字日 期 指 導 教 師 評 語 指導教師: 年 月 日 指 定 論 文 評 閱 人 評 語 評閱人: 年 月 日 答 辯 委 員 會 評 語 指導教師給定 成績(30%) 評閱人給定 成績(30%) 答辯成績 （40%） 總 評 答辯委員會主席 簽字 評 定 成 績 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 i 摘要摘要 塑料注射成型機合模裝置的設計，主要包括其主要功能結構、工作原理、模板距 離調節(jié)機構、推出機構及其液壓系統(tǒng)。在塑料注射成型機中，合模裝置的設計是否合 理，關系到成型模具能否可靠地閉鎖、開啟；方便、可靠地取出塑料制品、以及塑料 注射成型機生產率的提高?？梢?，合模裝置的設計在塑料注射成型機的設計中占據(jù)著 比較重要的地位。 關鍵詞關鍵詞：塑料注射成型機；合模裝置；液壓系統(tǒng)；調模裝置 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 ii abstract plastic injection molding machine clamping apparatus design, mainly include its functional structure ,working principle, template distance regulating mechanism, introduction of mechanism and hydraulic system. in the plastic injection molding machine, whether clamping apparatus design is reasonable, in relation to the mold can reliably lock or open, convenient and reliably remove plastic products, and the plastic injection molding machines productivity. so, clamping apparatus design for plastic injection molding machine design occupies an important position. key words: plastic injection molding machine; mold clamping device; hydraulic system; adjusting device 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 iii 目錄目錄 摘要摘要.i abstract .ii 目錄目錄iii 第第 1 章章 緒論緒論 1 1.1 注射機的發(fā)展與應用.1 1.2 論文主要研究內容.2 第第 2 章章 塑料注射成型機塑料注射成型機合模系統(tǒng)方案設計合模系統(tǒng)方案設計 3 2.1 設計的基本參數(shù).3 2.2 合模機構方案設計單曲肘式合模裝置的設計.3 結論結論 40 參考文獻參考文獻 41 致謝致謝 42 附件附件 1 .43 附件附件 2 .52 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 1 第第 1 章章 緒論緒論 1.1 注射機的發(fā)展與應用注射機的發(fā)展與應用 注射成型是一種以高速高壓將塑料熔體注入到已閉合的模具型腔內，經冷卻定型， 得到與模腔一致的塑料制品的成型方法。塑料注射成型機（簡稱注塑機）是將熱塑性 塑料或熱固性塑料制成各種塑料制件的主要成型設備。加工范圍從幾克甚至幾毫克的 手表、儀表小齒輪、激光唱盤、微電子元件等，到幾千克的電視機、音響、空調及洗 衣機外殼，再到上萬克的浴缸、桌椅、賽艇船體。注塑機是一種集成度很高的機電液 一體化設備，其技術含量在很大程度上反應一個國家的機械、電子、液壓等基礎工業(yè) 的水平。隨著現(xiàn)代工業(yè)和尖端科學技術的發(fā)展，塑料制件被越來越廣泛地應用到國防、 機械、電氣、航空、交通運輸、建筑、農業(yè)、文教、衛(wèi)生及人民生活等各個領域。注 射成型機是在 19 世紀中葉出現(xiàn)的金屬壓鑄機（1849 年 sturgrss）的基礎上逐漸形 成的。最初主要用來加工纖維素硝酸脂和醋酸纖維一類的塑料。直到 1932 年，才由德 國弗蘭茲布勞恩（franz braun）廠生產出全自動柱塞式臥式注射成型機，并向 各國推廣使用，這也是目前所用的柱塞式注射成型機的基本形式。之后，由于石油化 學工業(yè)的發(fā)展，促進了塑料工業(yè)的發(fā)展。其中熱塑性塑料無論是在品種方面還是在數(shù) 量方面。增長都很迅速，這就要求發(fā)展與之相適應的加工技術和機器設備。1948 年在 注射成型機上開始使用螺桿塑化裝置，并與 1965 年在世界上出現(xiàn)了第一臺往復式螺桿 注射成型機。這是注射成型工藝技術方面的重大突破，從而使更多塑料通過比較經濟 的注射成型方法加工成各種塑料制件成為可能。 注射機具有以下特點：能一次成型出外形復雜、尺寸精確或帶有嵌件的塑料制件； 對各種塑料加工的適應性強；機器生產率高以及易于實現(xiàn)生產自動化等。所以注射成 型技術及注射成型機得到極為廣泛的應用，現(xiàn)已成為塑料加工業(yè)和塑料機械業(yè)中的一 個重要組成部分。據(jù)統(tǒng)計，全世界注射成型機的數(shù)量約為 3 萬多臺，占整個塑料成型 機械的 50%以上，個別國家竟達 70%80%，成為目前塑料機械生產中增長最快，品 種、規(guī)格、生產數(shù)量最多的機種之一。 一臺通用型注射機主要包括注射裝置、合模裝置、液壓傳動系統(tǒng)和電器控制系統(tǒng)。 如圖 1-1 所示，其中注射裝置的主要作用是使塑料均勻地塑化成熔融狀態(tài)，并以足夠 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 2 的壓力和速度將一定量的熔料注射到模腔內。合模裝置是保證成型模具可靠地閉合和 實現(xiàn)模具啟閉動作，即成型制品的工作部件。由于注射成型機是由塑料熔融、模具啟 閉、注射入模、壓力保持、制品固化定型、開模取出制品等工藝所組成的連續(xù)生產過 程，液壓傳動系統(tǒng)和電器控制系統(tǒng)是為了保證注射成型機按工藝過程預定的要求(壓力、 速度、溫度、時間)和動作程序，準確無誤地進行工作而設置的動力和控制系統(tǒng)。 圖 1-1 塑料注射成型機組成 1.2 論文主要研究內容論文主要研究內容 本論文主要對合模裝置的參數(shù)進行設計，通過各部分運動仿真優(yōu)化設備。全文的 主要內容包括以下幾個方面： 1、合模系統(tǒng)方案設計 2、合模系統(tǒng)優(yōu)化設計 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 3 第第 2 章章 塑料注射成型機塑料注射成型機合模系統(tǒng)方案設計合模系統(tǒng)方案設計 2.1 設計的基本參數(shù)設計的基本參數(shù) 設計條件： 電動機轉速： 200r/min ； 注射行程： 280（mm)； 模板最大開距： 500（mm)； 頂桿行程： 100（mm)； 頂出力： 30（kn）； 拉桿間距： 560 560（mm mm)； 螺桿尺寸： l=788(mm),d=40(mm)； 移動移動注射座移動速度： 0.014（m/s)； 注射速度： 0.07（m/s)； 繞轉軸旋轉角度： 0.018（m/s)； 頂出速度： 0.02（m/s)； 2.2 合模機構方案設計合模機構方案設計單曲肘式合模裝置的設計單曲肘式合模裝置的設計 2.2.1 單曲肘式合模裝置的工作原理單曲肘式合模裝置的工作原理 當壓力油從合模液壓缸的上部進入時，推動活塞桿向下運動，迫使兩根連桿伸展 為一條直線，產生預緊力，即合模力，從而鎖緊模具并產生自鎖，開模時，壓力油從 液壓缸下部進入，使連桿屈曲，液壓缸用鉸鏈與機架相連，開、合模過程中，液壓缸 可以擺動。 開合模狀態(tài)如圖 2-1（a） 、 （b）： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 4 圖 2-1 單曲肘合模機構工作原理圖 2.2.2 單曲肘式合模裝置的力學特性單曲肘式合模裝置的力學特性 單曲肘式合模裝置機構使模具合緊后，機構所受的力遵守胡克定律，在不考慮接 觸點外的非線性變形情況下，則受拉力作用的構件（即拉桿）的變形力為： p l （2-1） p pcm zea lp p l 即： （2-2） pp lc cm zp 式中：為拉桿變形量； p l 為拉桿截面積； p a 為拉桿長度； p l 為合模力； cm p 為拉桿數(shù)目；z 為拉桿材料彈性模量；e 為拉桿剛度。 p c 同理受壓構件應為： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 5 2 2 1 1 ef lp ef lp l cmcm k （2-3）) 11 ( 21 cc pcm 即： （2-4） kkcm lcp 式中：為受壓構件的總剛度； k c 為受壓構件的變形； k l 為肘桿長度； 1 l 為拉桿長度； 2 l 為肘桿的剛度； 1 c 為拉桿的剛度； 2 c 為受壓構件的總剛度。 k c 當曲肘機構最終合緊處于一條直線時，機構所產生的總變形可表示為： kp lll 0 k cm p cm c p zc p ) 11 ( kp cm czc p 0 c pcm 即： （2-5） 00 lcpcm 式中：為合模系統(tǒng)總剛度 。 0 c kp czcc 111 0 動模板和前模板上安裝模具進行加工時，同理可得模具受力和變形的關系： （2-6） mmcm lcp 式中：為模具的剛度； m c 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 6 為模具的變形量。 m l 當合模系統(tǒng)合緊工作時處在一個力的封閉系統(tǒng)內，機構和模具所受的載荷均為合 模力，如將式（2-5）和式（2-6）所反映的變形力和受力之間的關系，如圖 2-2 所示。 cm p 圖 2-2 單曲肘肘桿機構在工作過程中的力與變形的關系 當工作油缸為克服變形阻力開始升壓后，合模機構和模具便產生變形，以至最終 實現(xiàn)同一個合模力所需要的變形和。注射后，由于模腔內熔料脹模力的作 cm p 0 l m l 用，使肘桿系統(tǒng)繼續(xù)變形，而模具壓縮變形量將要做相應的回彈，其變形量由系 m l 統(tǒng)剛度（，） ，和脹模力決定。從理論上講，回彈量的值即為壓縮 0 ctg mm ctg s p 變形量，也就是脹模力等于鎖模力。如果超過此值，在模具的分型面處 m lfpp zs 就有可能開縫溢料現(xiàn)象。從圖 2.2 可知，在注射時，由于脹模力的作用，拉桿對模具實 現(xiàn)最終的鎖緊，其值要比合模力大。為了加以區(qū)別，將合模力有時也稱為名義合模 cm p 力，對注射后由于負載的作用而形成的最終鎖緊力稱之為鎖模力，或稱實際合模力。 z p 鎖模力的大小為： ppp cmz )1 ( m cm c c p 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 7 )1 (kpcm 式中：（）表示系統(tǒng)的超載能力大小，稱為裕度，系統(tǒng)剛度大，模具剛度小，k m c c 則機構的超載能力大。 根據(jù)靜力平衡關系和力學三角形法則，可求出圖 2-1 所示單曲肘機構在合模過程 中移模力與油缸拉力之間的關系： cos 2 ppm )sin( sin 02 pp （2-7） )sin( sincos 0 ppm 因式中、非獨立的自變量，因此對已定的結構，移模力僅是角的函數(shù)= cm p 。)(f 因為機構在合模過程中、角趨于零，并最終等于零，角趨于的變化過程。 90 所以從式（2-7）可知，用靜力學的觀點來看，肘桿機構在合模過程中所形成的移模力 是逐漸增大至無窮。雖然因實際合模系統(tǒng)具有彈性，移模力是不可能最終達到無窮大， 但通過以上分析可知，肘桿機構具有對力的放大性，所以肘桿機構也稱為增力機構。 機構的放大能力一般用力的放大倍數(shù)m加以標示： （2-8） 0 p p m m 式中：為移模力； m p 為移模油缸推力。 0 p 對圖 2-1 所示肘桿機構的放大倍數(shù)，由式（2-8）可得： （2-9） )sin( sincos 0 p p m m 若忽略摩擦損失，根據(jù)虛功原理，對合模機構的輸入功率應該等于輸出功率，即： mmv pvp 00 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 8 所以模板移動速度為： （2-10）)1 ( 0 0 0 v p p vv m m 式中：為移?；钊麠U速度； 0 v 為移模速度。 m v 從以上可知，當油缸活塞的運動速度和推力為定值，即輸入功率為常數(shù)，則輸出 的移模力與移模速度應成反比關系，合模時因移模力從小趨于無窮大的變化，移模速 度則應反之，即由大至零的連續(xù)變化過程。如圖 2-3 所示的移模力與速度變化圖。 圖 2-3 肘桿機構在合模過程中的移模力與速度變化關系 2.2.3 單曲肘合模機構的模板設計單曲肘合模機構的模板設計 注射機模板分為：前模板、動模板、后模板。主要用于安裝成型模具、拉桿、合 模機構、調模機構、頂出機構等，并和拉桿構成一個力的封閉系統(tǒng)，在合模時將成型 模具鎖緊。在此設計采用四柱式模板結構，即設計 4 根拉桿連接模板。因其四柱式結 構承載能力大、剛性好，而且定位導向性能好：四柱式結構更便于安裝較大的模具， 而且便于模具的安裝和拆卸。如圖 2-4 所示。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 9 圖 2-4 模板的外形尺寸 模板材料選用 45 鋼。 1、前模板厚度和動模板厚度： 1 h 2 h （2-11） h vp hh w cm 0 0 21 5 . 1 式中：為模板外形水平尺寸；h 為合模力； cm p 為拉桿中心距。根據(jù)設計結構可得； 0 vmmv560 0 為模板許用抗彎脈動應力疲勞極限。，即 0w s w 0 0 ,44 . 0 ,7 . 1 110b ； s b w 748 . 0 0 為脈動疲勞極限； 0 為對稱疲勞極限； 1 為彎曲應力。對于 45 鋼，； b mpa b 600 為安全系數(shù)。一般塑性材料取。s25 . 1 將其數(shù)值代入式（2-11）得： h vp hh w cm 0 0 21 5 . 1 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 10 660 2 10600748 . 0 5601000 5 . 1 3 mm24.92 2、后模板厚度： 3 h （2-12） v hp h w cm 0 0 3 5 . 1 式中：為拉桿垂直中心距。根據(jù)設計結構得； 0 hmmh560 0 為模板外形垂直尺寸。v 其余符號意義同前。 將其數(shù)值代入式（2-12）得： v hp h w cm 0 0 3 5 . 1 660 2 10600748 . 0 5601000 5 . 1 3 。mm24.92 圓整后取。mmh93 3 本設計將調模機構安裝在后模板上，肘桿機構連接后模板和動模板；頂出機構安 裝在動模板上，并在動模板上設置頂出通孔；根據(jù)塑料注射成型機標準在83318/sg 動模板和前模板上設置的模具安裝螺紋孔。為了使動模板運動自如和注射模4020m 閉合時四周閉合，模板的 4 個拉桿孔平行并與機構中心對稱。動模板和前模板的模具 安裝面的平面度不大于規(guī)定的級，并且只允許凹，表面粗糙度。801184/gba3 . 6 a r 動模板和前模板的模具安裝面間的平行度應按選用，當鎖模力為零時取801184/gb 10 級，在鎖模力為最大時取 8 級。如圖 2-5、2-6 所示為本設計的模板二維和三維結構 圖。 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 11 （a）前模板 （b)動模板 （c）后模板 圖 2-5 模板二維圖 （a）前模板 （b）動模板 （c）后模板 圖 2-6 模板三維圖 2.2.4 拉桿設計拉桿設計 拉桿俗稱導柱或哥林柱，它是連接模板承受鎖模力并保證動模板平行運動的重要 零件，并影響著整個合模系統(tǒng)的性能。它在合模系統(tǒng)中受到鎖模力的拉伸作用和運動 部件的重力作用以及由于模具安裝存在偏心而產生的彎曲作用。因此，在設計拉桿的 時候要必須保證拉桿具有足夠的強度和剛度并保證導向表面有足夠的精度、硬度、和 低的表面粗糙度，確保合模系統(tǒng)平穩(wěn)運行。 本設計采用的拉桿為兩端螺紋式，與后模板連接端的螺紋配合調模機構進行調模 工作；與前模板連接端用大螺母固定。拉桿材料為，調質處理提高拉桿疲勞強度， r c40 提高其性能。 1、拉桿長度計算： d l 根據(jù)模板厚度、開模行程、調模行程和附加部件占據(jù)的長度預算出拉桿長度 。mmld2250 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 12 2、拉桿直徑：d 拉桿數(shù)量為 4 根時按下式計算拉桿直徑： （2-13） e p d cm 式中：為合模力； cm p 為材料彈性模量。拉桿材料為，則??；e r c40 24 /1006. 2mmkne 為彈性變形量系數(shù)。普通型注塑機取，一般在設計)100/()044. 0040 . 0 (mmmm 中取。)100/(043. 0mmmm 將其數(shù)值代入式（2-13）得： e p d cm 100/043 . 0 1006 . 2 1000 4 mm94.59 圓整后取。mmd60 3、拉桿靜應力校核： 因本設計采用的是兩端螺紋式結構，所以拉桿兩端螺母承受著全部的鎖模力，因 此拉桿所受的靜應力也就是兩端螺紋所受靜應力。拉桿螺紋在系統(tǒng)中主要受到擠壓、 剪切、彎曲、拉伸這幾項靜應力。如果拉桿螺紋強度不夠，會導致拉桿性能下降，嚴 重會導致拉桿斷裂，因此在設計時必須保證拉桿強度達到規(guī)定值。 經設計得拉桿的連接螺紋為，直徑，小徑；每根拉48mmmd48mmd129.43 1 桿受到的拉力，拉桿材料為，則材料力學性能kn p f cm 250 4 1000 4 r c40 。mpa s 785 （1）螺紋擠壓強度： )( 4 2 1 2 dd f c 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 13 6 22 3 10 )043129 . 0 048 . 0 ( 102504 mpa661 因為，所以設計符合要求。mpampa s 785661 （2）螺紋剪切強度： sd f 1 6 3 10 81 . 0 005. 0043129 . 0 10250 mpa456 式中：為螺距；s 為牙型螺紋系數(shù)，公制螺紋。81. 0 因為，所以設計符合要求。mpampa s 785456 （3）螺紋彎曲強度： 22 1 2 1 2 2 )(3 sd ddf b 6 22 322 10 005. 081. 0043129. 02 10)043129. 0048 . 0 (2503 mpa75 因為，所以設計符合要求。mpampa sb 78575 （4）細頸抗拉強度： 2 4 d f t 6 2 3 10 048 . 0 102504 mpa138 因為，所以設計符合要求。mpampa st 785138 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 14 圖 2-7 拉桿實體圖 2.2.5 肘桿機構設計肘桿機構設計 1、肘桿機構的運動行程和最大起始角 如圖 2-8 所示，虛線部分為肘桿機構起始位置原理圖，實線部分為肘桿機構運動 在某一位置時的原理圖。 圖 2-8 肘桿機構運動分析 根據(jù)圖示坐標可以得出 c 點的坐標方程為： （2-14）coscos 21 ll c 由式(2-14)統(tǒng)一用角表示為： 2 2 1 21 sin 1cos l l ll c （2-15） 22 21 sin1cosll 式中：為肘桿長度； 1 l 為連桿長度； 2 l 為肘桿 1 和連桿 2 的長度比，稱為桿長比。)/( 21 ll 當合模終止時，肘桿 1 和連桿 2 一線排列（） ，則由式（2-15）得 c 點0 min 最大位置為： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 15 （2-16） 21min 22 2min1max sin1cosllll c 當開模終止時（） ，則由式（3-20）得 c 點最小位置為： max （2-17） max 22 2max1min sin1cosll c 由式（2-16）和（2-17)可得模板行程為：s minmaxcc s max 22 2max121 sin1cosllll （2-18） max 22 max1 sin11 )cos1 (l 由式（2-18）可知，肘桿機構的行程是隨和增大而增加的，但由于s)/( 21 ll max 肘桿是由模板尺寸決定的，一般不超過（模板高度） 。而肘桿的起始角受機 1 lh 2 1 max 構等附加條件限制，。 90 max 若取圖 2-7 所示單曲肘機構的動模板為平衡體，不計動模板鉸鏈處的摩擦和慣性 力等作用的條件下，動模板沿拉桿運動時的運動條件可用下式表示： fgrpm)( 2 max2cos ppm max22 sinpr )sin(cos max2max2 pgfp 將上式改用等式表示： )sin(cos max2max2 pgfp （2-19） maxmax 2 sincosfk fk g p 式中：為移模力； m p 為連桿作用在模板上的力； 2 p 2 l 為動模板與拉桿之間的摩擦系數(shù)；g 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 16 為動模板與拉桿之間的摩擦系數(shù)；f 為力的垂直分力； 2 r 2 p 為大于或等于 1 的系數(shù)。k 由式（2-19）可知，當時，意味著所需要的推力等于無0sincos maxmax fk 2 p 窮大，也就是該動模板處于自鎖狀態(tài)。因此，肘桿機構的自鎖條件為： 0sincos maxmax fk 即： （2-20）fkctg max 對于鋼材的摩擦系數(shù)，在此取，考慮到機械制造與安裝誤差、2 . 015. 0f2 . 0f 摩擦等因數(shù)，取 k=2；將數(shù)值代入式（2-20）可求得，將會出現(xiàn)“卡死”現(xiàn) 70 max 象，又考慮到避免動模板在運動時產生過大的垂直分力，所以一般在 2 r max 范圍內，相應的桿長比為之間。本設計中取，桿 4530 )/( 21 ll7 . 05 . 0 45 max 長比。根據(jù)設計參數(shù)可知開模行程，模板尺寸為。7 . 0mms280)(660660mmmm 考慮到排列位置的限制條件，取。由式（2-18）得： 85 max max 22 max1 sin11 )cos1 (ls 即： （2-21） max 22 max 1 sin11 cos1 s l 將數(shù)值代入式（2-21）得： max 22 max 1 sin11 cos1 s l 7 . 0 85sin7 . 011 85cos1 280 22 mm213 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 17 則：mm l l304 7 . 0 213 1 2 在結構設計中，一般要求肘桿不超過（模板高度） ，由設計參數(shù)得，h 2 1 mmh660 即，故計算結果可用。mmmmmml330660 2 1 213 1 2、肘桿機構系統(tǒng)剛度 肘桿機構系統(tǒng)剛度主要為拉桿抗拉剛度和肘桿機構抗拉剛度，它們組成一個相互 關聯(lián)的肘桿機構彈性抗拉剛度系統(tǒng)，拉桿在肘桿機構的推力下產生彈性拉伸變形，使 整個系統(tǒng)產生的變形力形成為合模力。合模力是由拉桿受力產生變形得到的，因此合 模力是以拉桿的拉伸變形量作為根據(jù)的。所以，在對肘桿機構系統(tǒng)剛度分析上，肘桿 機構的抗拉剛度是以拉桿抗拉剛度作為基準的。 （1）拉桿抗拉剛度： d k （2-22） d d d l zea k 式中：為拉桿數(shù)量。本設計采用 4 根拉桿；z 為材料彈性模量。拉桿材料為，則；e r c40 27 /1006 . 2 mmne 為拉桿截面積。拉桿直徑經計算為，則； d admm60 4 2 d ad 為拉桿的長度。經計算長度為。 d lmm2250 將數(shù)值帶入式（2-22）得： d d d l zea k 1804 61006 . 2 4 27 cmn /1029 . 1 7 （2）肘桿機構的抗拉剛度: ll k 肘桿機構的抗拉剛度是以拉桿剛度為基準的，兩者之間是相互影響的。肘桿機構 由肘桿（與后模板連接)連桿（與動模板連接）組成。肘桿機構的抗拉強度是指肘桿機 構在合模油缸活塞推力作用下及注射成型時抵抗變形的能力。肘桿機構抗拉剛度相對 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 18 于拉桿抗拉剛度來說，不能過大也不能過小，過大，會使臨界角太小，肘桿機構失去 了彈性功能，高壓合模和模具的靈敏度差，而且增加了材料用量；過小，在高壓開模 時，肘桿機構單位長度瞬間彈性回縮變形量大于拉桿單位長度伸長變形量，肘桿和連 桿關節(jié)處在高壓開模啟動后，拉桿彈性回復到位，而肘桿和連桿由于變形大，彈性回 復還未到位，高壓開模瞬間，拉桿在高壓開模力作用下，瞬間回彈，反而把肘桿機構 鎖緊，嚴重的情況是開模開不開。為了能夠合理確定肘桿機構的抗拉剛度，根據(jù)資料， 肘桿機構抗拉剛度值與拉桿抗拉剛度值兩者之比取，即肘桿機構抗拉剛度1: )6 . 32 . 3( 值是拉桿抗拉剛度值的倍。這樣就能保證肘桿機構系統(tǒng)在合模時拉桿處于彈6 . 32 . 3 性變形工作狀態(tài)，而肘桿機構相對于拉桿處于剛性狀態(tài)，可靠鎖模；高壓開模時，能 連續(xù)運行順暢楷模，所以肘桿桿機構的抗拉剛度為： ll k dll kk)6 . 32 . 3( 本設計中取 3.5 倍，則。cmnkk dll /1052 . 4 1029 . 1 5 . 35 . 3 77 （3）系統(tǒng)總剛度：c 在整個系統(tǒng)中，模板、模具等這些相對肘桿機構和拉桿來說剛性要大很多，所以 系統(tǒng)總剛度的計算簡化為只計算肘桿機構和拉桿的變形，再使用修正系數(shù)進行修正。 因此系統(tǒng)總剛度：c （2-23） k kk c lld ) 11 ( 1 式中：為修正系數(shù)；一般取，在此取。k5 . 125. 135 . 1 k 其余符號意義同前。 將其數(shù)值代入式（2-23）得： k kk c lld ) 11 ( 1 25 . 1 ) 1052. 4 1 1029 . 1 1 ( 1 77 cmn /1080. 0 7 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 19 3、肘桿和連桿截面積： l a 本設計采用的肘桿結構為兩肘桿并排連接后模板和兩連桿并排連接動模板形式， 這樣的結構能使機構在運行中使得模板受到的作用力均勻分布，使整個合模系統(tǒng)運行 平穩(wěn)，增強可靠性。肘桿和連桿設計為長方體形式，其截面積的高與寬之比，根據(jù)黃 金分割法則，盡量滿足，這樣有利于抗彎剛度的優(yōu)化。肘桿和連桿的長度在此618 . 0 :1 之前已經算出，根據(jù)肘桿機構抗拉剛度可以方便的算出肘桿和連桿的截面積。 肘桿和連桿的材料選用 45 鋼。 （1）肘桿抗拉剛度： 1l k （2-24） 1 1 1 l eam k l l 式中：為肘桿數(shù)量。本設計中的肘桿數(shù)量為 2； 1 m 為材料彈性模量。45 鋼；ecmne/1006 . 2 7 為肘桿長度。已經算出為； 1 lmm213 為單根肘桿的截面積； l a lll hwa 為單根肘桿寬度； l w 為單根肘桿高度。 l h （2）連桿抗拉剛度： 2l k （2-25） 2 2 2 l wam k l l 式中：為連桿數(shù)量。本設計的中連桿數(shù)量為 2； 2 m 為連桿長度。已經算出為； 2 lmm304 為單根連桿的截面積，和肘桿的截面積相同。 l a 肘桿機構抗拉剛度可表示為： ll k 21 111 llll kkk 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 20 21 11 1 ll kk （2-26） em llk a ll l )( 21 式中：。2 21 mmm 將數(shù)值代入式（2-26）得： em llk a ll l )( 21 7 7 1006. 22 ) 4 . 30 3 . 21(1052 . 4 2 72.56cm 根據(jù)黃金分割法則知：，所以可算出肘桿和連桿的高618 . 0 :1: ll wh ；寬，圓整后取。cmhl81 . 8 cmwl44 . 5 cmwcmh ll 55,90 4、連接銷軸直徑： l d 連接銷軸受到最大的作用力是在連桿機構伸直使得模具合緊后，也就是受到最大 作用力為合模力。銷軸受力分析如圖 2-7 所示。f cm p 銷軸材料選用 45 鋼。 根據(jù)公式得： （2-27） s l f d 4 式中：為剪切面上的切應力。； s fkn f fs500 2 1000 2 為許用切應力。； n b 為安全系數(shù)。一般取，在此??；n25 . 12 為剪切強度極限。，在此取； b bb )7 . 06 . 0(7 . 0 為彎曲應力。對于 45 鋼，。 b mpa b 600 將數(shù)值代入式（2-27）得： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 21 s l f d 4 6 3 10 2 6007 . 0 105004 mm55 5、肘桿機構其它參數(shù)的計算： （1）變形力及臨界角： c p 0 變形力指的是肘桿機構系統(tǒng)在鎖緊模具的過程中，因合模系統(tǒng)發(fā)生彈性變形而形 成的實際預緊力，它取決于合模系統(tǒng)變形量的大小。而移模力是從靜力學觀點研究了 油缸推力經肘桿的放大，在模板（或模具）處所能產生的推力的大小。因此，肘桿機 構的正常工作條件必須是：油缸的驅動力經機構放大所形成的移模力要大于機構由于 變形而形成的變形阻力。 根據(jù)資料公式得： c p （2-28）)( 2 )1 ( 2 2 0 1 cl pc 式中：為系統(tǒng)總剛度；c 為臨界角（模具分型面剛好貼合時肘桿與水平軸線的夾角）； 0 為； 0 0 為肘桿長度； 1 l 為桿長比。 由式（2-28）可知，肘桿機構系統(tǒng)在鎖緊模具過程中，肘桿機構系統(tǒng)變形力呈二 次拋物線變化。當模具分型面剛接觸時，變形力；當最后合緊時，也就)( 0 0 c p 是肘桿機構水平排列時，其變形力最大，此時的變形力即為系統(tǒng)的合模力。)0( cm p 因此由式（2-28）可得： )cos1 ()cos1 ( 0201 llpcm 用度數(shù)值代入計算，上式可改寫為： 0 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 22 （2-29） 6567 )1 ( 01 cl pcm 由式（2-29）可得出臨界角計算公式： 0 （2-30） cl pcm )1 ( 6567 1 0 將數(shù)值代入式（2-30）得： cl pcm )1 ( 6567 1 0 7 3 1063 . 0 7 . 1 3 . 21 1010006567 37. 5 （2）移模油缸推（拉）力計算： 在實際工作中，移模油缸推（拉）力在合緊模具的過程中是變化的，并且存在一 個最大值。因此單曲肘合模系統(tǒng)的移模油缸所需最大推（拉）力的理論計算公式為： （2-31） 6 3 0 2 1max0 10)1 ( clp 式中：為移模油缸理論最大值。 maxo p 其余符號意義同前。 考慮摩擦、制造和安裝以及計算所造成的誤差，油缸的實際選用推（拉）力應大 于理論計算值： （2-32） max0 0 p p 式中：為移模油缸實際推（拉）力； 0 p 為修正系數(shù)；一般取，在此取。8 . 07 . 08 . 0 由式（2-31） 、 （2-32）并將數(shù)值代入式中得： 8 . 0 10101063 . 0 37 . 5 )7 . 01 ( 3 . 21 36732 0 p kn07.75 （3）合模機構的標稱增力倍數(shù)： 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 23 注射機合模機構的標稱增力倍數(shù)是指在最大鎖模力下求得模具分型面剛好貼合 cm p 的時候肘桿機構臨界角、，當合模機構由臨界角狀態(tài)開始鎖模， 0 0 ),( 00 鎖住肘桿和連桿撐成一條直線的過程中，油缸推（拉）力值呈拋 1 l 2 l)0, 0( 0 p 物線變化，有一個極大值，一般將于油缸最大推力相對應的變形力和的比 max p c p maxo p 值稱為該注射機合模機構的標稱增力倍數(shù)，即： （2-33） maxo c p p m 當時，油缸推（拉）力為最大，此時的變形力為： 00 58 . 0 3 1 c p （2-34） 2 2 1 6567 )1 ( c l pc 式中符號意義同前。 由式（2-32） 、 （2-33） 、 （2-34）并將數(shù)值代入可得：m 6 0 2 10)1 (6567 m 63 2 1037 . 5 )7 . 01 (6567 )37 . 5 58 . 0 ( 61 . 5 2.2.6 移模油缸的設計移模油缸的設計 1、移模油缸尺寸計算 因注射機在開合模過程中速度是不斷變化的，而且壓力也是變化的，所以本文設 計采用雙作用單活塞桿缸作為移模油缸。 （1）工作負載及工作壓力： 移模油缸工作負載由前面計算得知；系統(tǒng)工作壓力根據(jù)表 2-1，按負knp07.75 0 載選擇工作壓力可得。mpap6 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 24 負載/kn50 工作壓力/ a mp0.811.522.5334455 表 2-1 按負載選擇工作壓力 （2）移模油缸內徑：d （2-35） p p d 0 4 式中：為工作負載； 0 p 為工作壓力。p 將數(shù)值代入式（2-35）得： p p d 0 4 6 3 106 1007.754 mm22.126 根據(jù)標準取。19932348/tgbmmd130 （3）活塞桿直徑：d 活塞桿直徑為： mmdd5 .7113055. 055 . 0 根據(jù)標準取。19932348/tgbmmd70 （4）移模油缸實際有效面積、： 1 a 2 a 222 1 73.13213 44 cmda 22222 2 25.94)713( 4 )( 4 cmdda （5）缸筒壁厚： 缸體材料選用鑄鋼。 按中等壁厚缸筒計算： （2-36） c p dp y y )3 . 2( 式中：為試驗壓力。工作壓力時，； y pmpap16ppy5 . 1 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 25 為缸體材料的許用應力。鑄鋼，在此取； mpa110100 mpa110 為強度系數(shù)。；1 為計入壁厚公差及腐蝕的附加壁厚，通常圓整到標準厚度值。c 其余符號意義同前。 將數(shù)值代入式（2-36）得： c p dp y y )3 . 2( c 1)65 . 11103 . 2( 13065 . 1 )(80 . 4 mmc 在此取，圓整得缸筒壁厚。mmc6mm10 因此可得缸筒外徑。mmdd1501021302 1 （6）移模油缸油口尺寸： 0 d 油口采用螺紋連接。 （2-37） 0 max 0 13 . 0 v v dd 式中：為移模油缸最大輸出速度。計算得知； max vsmv/50 . 0 max 為油口液流速度。一般不大于，在此取。 0 vsm/5smv/5 . 0 0 其余符號意義同前。 將數(shù)值代入式（2-37）得： 0 max 0 13 . 0 v v dd 5 . 0 50 . 0 13013. 0 mm 9 . 16 根據(jù)標準取油口尺寸為。19932878/tgbmmm5 . 116 （7）缸底厚度：h 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 26 缸底材料選用鑄鋼，并設計有油口： （2-38） )( 433. 0 0 dd dp dh y 式中：為缸底油孔直徑。 0 d 其余符號意義同前。 將數(shù)值代入式（2-38）得： )( 433. 0 0 dd dp dh y )18130(110 13065 . 1 130433 . 0 mm35.17 圓整后取。mmh20 （8）活塞寬度：b db)0 . 16 . 0( 式中：為油缸內徑。d 在此取，將數(shù)值代入上式得。7 . 0mmdb911307 . 07 . 0 （9）導向滑動面長度：a 最小導向滑動面長度為：h 220 dl h 式中：為最大行程。由結構設計得知；lmml300 為油缸內徑。d 將數(shù)值代入上式得： 220 dl h mm80 2 130 20 300 導向滑動面的長度，在油缸內徑大于時，取，在此取，amm80da)0 . 16 . 0(0 . 1 則： mmda80800 . 10 . 1 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 27 mm ba 86 2 91 2 80 22 因計算出的導向滑動面長度和最小滑動面長度差不多。所以該設計符合mma80 要求，不需要在增加導向隔套。 （10）缸筒頭部法蘭厚度： f h 缸筒頭部法蘭材料選用 45 鋼。與缸筒連接采用螺栓連接，則： （2-39） ep epf f d ddf h )(3 0 式中：為法蘭受力總和。； f fqddpdf hf )( 44 2 2 2 為密封環(huán)內徑。經設計得；dmmd125 為工作壓力；p 為附加密封壓力。沒有設計密封圈，取貼合金屬屈服點，則；qmpaq350 為密封環(huán)平均直徑。經設計得； ep dmmdep127 為密封環(huán)外徑。經設計得； h dmmdh110 為螺栓孔分布圓直徑。經設計得； 0 dmmd210 0 為法蘭材料許用應力。45 鋼。 mpa300 將數(shù)值代入式（2-39）得： ep epf f d ddf h )(3 0 300127 )125210(350)125130( 4 6125 4 3 222 mm93.30 （11）缸筒頭部法蘭連接螺栓校核： 缸筒頭部法蘭選用螺栓，螺栓材料選用鋼，數(shù)目為 10 個。216m45 計算螺栓受力： 法蘭所受最大壓力： ； m fnpdfm796406130 44 22 青島理工大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 28 螺栓工作負載： ；n z f ff m 7964 10 79640 , 0 21 剩余預緊力： ；nff1194679645 . 15 . 1 2 螺栓最大拉力： ；nfff19910119467964 202 預緊力： ；nfff11946796419910 202 螺栓拉力變化幅： 。n ff fa3982 2 1194619910 2 02 計算螺栓應力幅： 螺栓設計直徑： mmd16 螺栓幾何尺寸： 查手冊，mmpmmd2,835.13 1 mmph732. 12866. 0866 . 0 螺栓危險截面面積： 222 10 144) 6 732. 1 835.13( 4 ) 6 ( 4 mm h da 螺栓應力幅： mpa a fa a 65.27 144 3982 0 確定螺栓許用應力幅： 螺栓材料為 45 鋼，性能等級為級，則拉伸強度極限，屈8