張友根

(寧波海達塑料機械有限公司,浙江寧波315200)

注射機雙曲肘斜排列七支點合模機構(gòu)力學性能的分析研究

張友根

(寧波海達塑料機械有限公司,浙江寧波315200)

雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)是一種創(chuàng)新發(fā)明的注射機合模機構(gòu),建立了機構(gòu)的力學模型,提出了機構(gòu)增力比、鎖模力、剛度等主要力學技術(shù)參數(shù)的計算理論和工程計算準則,研究了機構(gòu)正常運行的主要力學技術(shù)參數(shù)的設(shè)計準則,并通過實例驗證了設(shè)計計算理論和公式的可行性,為機構(gòu)的開發(fā)和應(yīng)用提供了理論基礎(chǔ)和工程設(shè)計方法。

肘桿合模機構(gòu);7支點;力學性能;設(shè)計和計算;分析研究

雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)是在傳統(tǒng)的雙曲肘斜排列4支點、5支點合模機構(gòu)基礎(chǔ)上創(chuàng)新研發(fā)的一種超大行程比、鎖模剛性特性優(yōu)越、移模速度高而穩(wěn)定的優(yōu)良性能的新穎的注射機合模機構(gòu)。本文對雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)在建立力學模型的基礎(chǔ)上,對其力學性能的特性進行了分析研究,提出了增力比、鎖模力、鎖模油缸活塞桿推力、剛度等機構(gòu)主要技術(shù)參數(shù)的工程計算準則和設(shè)計準則,并用實例驗證了工程計算準則的可行性,為此種機構(gòu)的開發(fā)和應(yīng)用提供了理論基礎(chǔ)和工程設(shè)計方法。

1 雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)特性

圖1為雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)簡圖。上半部是機構(gòu)處于移模最大行程的極限,下半部是機構(gòu)處于移模最大行程的起始極限。

圖1 雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)簡圖

從圖1可看出,雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)可以看做由雙曲肘斜排列5支點外翻式合模機構(gòu)(DBEFG機構(gòu))和曲滑機構(gòu)(ADC機構(gòu))的兩種型式的肘桿機構(gòu)組合而成,兩種型式肘桿機構(gòu)鉸接于D點。曲滑機構(gòu)為主動件,AD桿為主動推力桿,導向件為推力座的兩側(cè)的導柱導向副(序號6)。兩種連桿機構(gòu),通過D點鉸接后,單排共有7個鉸接支點,B、F、G三點成一直線后與軸心線成正斜角排列,兩組連桿機構(gòu)上下對稱排列,開模過程中主擺桿(BF桿)向外側(cè)運行,所以簡稱為雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)。

主要技術(shù)參數(shù)如圖2所示。與水平的夾角,即上偏角,ξ=-ψ1

θ——主擺桿BEF的L1和L6呈之間的夾角, e為偏心距,e=L6sinθ

γ——主擺桿BEF和肘桿FG的B、F、G三點呈一直線時與水平的夾角,即斜角

α——主擺桿BEF繞B點旋轉(zhuǎn)角,即擺角。主擺桿BEF和肘桿FG的B、F、G三點呈一直線時為終止極限擺角,終止極限擺角為零度

α0——主擺桿移模起始極限擺角,即開模最大擺角

β——肘桿GF移動過程中與水平夾角,移模最大行程時,即主擺桿BEF和肘桿FG的B、F、G三點呈一直線,β=-γ

β0——肘桿FG移模起始極限角,也即最大開模行程終止極限角

ψ——連桿DE運動過程中D處與水平夾角

ψ0——起始極限角

ψ1——終止極限角

λ——主擺桿BEF的L2和肘桿FG的L2之長度比,λ=L1/L2

e1——機構(gòu)偏心距,e1=(L1+L2)sinγ

BEF——主擺桿,BF=L1,BE=L6

FG——肘桿,FG=L2

DE——連桿,DE=L3

CD——上擺桿,CD=L4

AD——推力桿,AD=L5

圖2 雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)運行及主要參數(shù)圖

2 機構(gòu)力學模型[1-3]

圖3為雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)力學模型。

ρ——推力桿L5與水平夾角,即推力角

ρo——推力起始極限角

ρ1——推力終止極限角,此時C、D、E三點成一直線

φ——上擺桿CD桿繞C點擺動角度,終止極限擺角為零度,最大擺角φ0時,C、D、E三點成一直線

ξ——上擺桿CD在C、D、E三點成一直線時

原動件CD桿受到AD桿的推力,把力通過連桿DE作用到從動件BE桿上,力沿DE方向,BEF桿受到作用力后,把力通過曲柄滑塊機構(gòu)的從動件FG桿作用到滑塊(移動模板)G(鉸接支點)上,力沿FG方向,實現(xiàn)克服阻力運行和高壓鎖緊及開模。

2.1 系統(tǒng)剛度計算K準則

機構(gòu)剛度決定于拉桿剛度、擺桿和肘桿的剛度。機構(gòu)剛度特征與其他雙曲肘合模機構(gòu)剛度特征相同,可按以下剛度計算準則進行。

主擺桿BEF剛度KL1:

肘桿FG剛度KL2:

拉桿剛度KL:

E——材料彈性模量,合金鋼E=2×104

kN/cm2;鑄鋼E=1.75×104kN/cm2;

高強度球墨鑄鐵E=1.6×104kN/cm2A1、A2、AL——零件主擺桿、肘桿、拉桿的單塊載面積,cm2n1、n2、nL——零件主擺桿、肘桿、拉桿的數(shù)量系統(tǒng)剛度K[4]:

2.2 機構(gòu)變形力Pm計算準則

機構(gòu)變形力取決于機構(gòu)鎖模角、機構(gòu)剛度、擺桿和肘桿的長度參數(shù)、額定鎖模力,可按以下計算準則進行。

臨界變形角αL,可按文獻[2]推薦公式處理:

鎖模角αm,可按文獻[4]推薦公式處理:

機構(gòu)處于鎖模角位置的機構(gòu)變形力Pm:

2.3 系統(tǒng)增力比[5]

系統(tǒng)增力比是指達到額定鎖模力的機構(gòu)變形力Pm與鎖模缸活塞桿推力Po之比。由圖3,增力比M:

式中 Pm——達到額定鎖模力的機構(gòu)變形力

2.3.1 機構(gòu)DBEFG力學性能分析

由圖3,對機構(gòu)DBEFG,以G點為研究對象,變形力Pm為:

式中 Pc——GF桿所受的力

以主擺桿為研究對象,并對B點取力矩,根據(jù)力矩平衡原理:

式中 Pe——DE桿所受的力

2.3.2 機構(gòu)CDEA力學性能分析:

由圖3,對機構(gòu)CDEA,以A點為研究對象:

式中 PA——推力桿AD受力

P0——合模油缸活塞桿作用于A點軸向推力

以DC桿為研究對象,并對C點取力矩,根據(jù)力矩平衡原理:

FD桿對C點力矩r3和AD桿對C點力矩r5,由于與之有關(guān)的角度很難直接從理論計算公式求得,可直接采用CAD圖解法求得,能達到足夠的精度。

2.3.3 系統(tǒng)增力比M

由式(8)、(9)、(11)、(12)、(14),系統(tǒng)增力比M:

上式說明,當主擺桿BF的擺角α為0°,即主擺桿和肘桿的B、F、G三點呈一直線,此時γ= -β,意味著增力比無窮大,移動模板處于自鎖狀態(tài),不需要鎖模油缸推力,就能可靠地鎖住模具。

2.4 鎖模油缸內(nèi)徑D計算準則

機構(gòu)處于鎖模角位置,所需鎖模缸活塞桿推力最大,此力作為鎖模缸力設(shè)計參數(shù)。

鎖模油缸活塞桿推力P0:

式中 η1——肘桿機構(gòu)機械效率,0.6～0.7,一般取0.65

η2——液壓系統(tǒng)效率,一般取0.9

Py——液壓系統(tǒng)額定工作壓力,MPa根據(jù)求出的鎖模缸內(nèi)徑D向大的方面圓整為整數(shù)作為設(shè)計值。

2.5 機構(gòu)角度變量計算準則

2.5.1 ξ角計算準則

圖4 雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)角度變量分析圖

由圖4:

2.5.2 β角計算準則

β角受制于擺角α,與主擺桿BEF和肘桿FG的尺寸參數(shù)及位置參數(shù)有關(guān),由圖2,可用下式表達(推導略):

2.5.3 ρ、φ、ψ角的工程圖解法計算準則由圖3,可以得出如下關(guān)系式:

上式可表示為:

式(21)建立了φ、ψ、ρ角之間的函數(shù)關(guān)系。由圖2:

當(φ+ξ)為銳角時,式(23)成立;當(φ+ξ)為鈍角時,式(23)改為下式:

式(22)、(23)、(24)式,建立了φ、ψ、ρ角之間的函數(shù)關(guān)系。以α角為已知基準角,用CAD圖解法求出φ、ψ、ρ角中的一個角,然后用解析法通過式(22)、(23)、(24),就能求得ψ角及φ角。也可用CAD圖解法直接求得三個角。

2.5.4 ρ、φ、ψ角的解析法計算

由圖3,可以得出如下關(guān)系式:

將式(25)、(26)移項后分別平方相加,消去角ψ,并整理φ與α之間兩個角度變量參數(shù)的函數(shù)關(guān)系,φ=f(α)得:

將式(25)、(26)移項后分別平方相加,消去角(φ+ξ),并整理得ψ與α之間兩個角度變量參數(shù)的函數(shù)關(guān)系,ψ=f(α):

式(27)、(28)建立了角φ、ψ與α之間的函數(shù)關(guān)系,通過計算機求解φ、ψ后,即可由式(21)求出ρ角。

2.6 計算實例

鎖模力P=1200 kN的7支點肘桿合模機構(gòu),主擺桿BEF:單排二塊,L1=320 mm,L6=225.06 mm,θ=2.508°,單塊載面積A1=6.2×10=62 cm2;肘桿FG:單排四塊,L2=300 mm,單塊載面積A2=3.6×10=36 cm2;連桿DE:單排二塊,L3=178.34 mm,單塊載面積A3=2.8×7=19.6 cm2;上擺桿CD:單排二塊,L4=160 mm,單塊載面積A4=2.8×7=19.6 cm2;推力桿AD:單排一塊,L5=110 mm,單塊載面積A5=4×7=28 cm2;拉桿:4根,最大受力長度LL=2000 mm,直徑DL=70 mm。斜角γ=2.773°,偏心量e1=30 mm,ξ =43.823°,L6=225.06 mm,L5=110 mm,e2=95 mm,e3=160 mm,α0=69.337°,γ=2.773°,θ= 2.508°,e=9.85mm,λ=320/300=1.0667。系統(tǒng)工作壓力Py=16 MPa。計算增力比、鎖模缸活塞桿最大推力、鎖模缸內(nèi)徑、鎖緊力、鎖模力。圖5為合模力1200 kN雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)力學性能分析計算圖。

由式(5),臨界變形角:

由式(6),鎖模角:

由式(19),α為鎖模角時,移模角β:

根據(jù)2.5.3節(jié)計算準則,α為鎖模角時,圖解法(圖5)求得ρ:

ρ=15.158°

α為鎖模角時,ρ=15.158°,由式(22),ψ:

已知ξ=43.823°,α為鎖模角時,由上式求得ρ=15.158°,由式(23),φ:

當鎖模角αm=2.317°,由式(15),系統(tǒng)增力比M:

也可用圖解法(見圖5)求取M。由圖6, re=142.828 mm,r3=63.279 mm, r5=150.602 mm,rc=26.685 mm。

由式(15),系統(tǒng)增力比M:

由式(24),機構(gòu)所需變形力Pm:

系統(tǒng)機械效率η1取為0.65,液壓系統(tǒng)效率η2取為0.9,由式(16),達到額定鎖模力所需的鎖緊力,鎖模油缸活塞桿推力P0:

由式(17),液壓系統(tǒng)額定工作壓力16 MPa,

圖5 鎖模力1200kN雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)力學性能分析計算圖

由式(1～4),得到主擺桿肘桿、拉桿和系統(tǒng)剛度:

由式(2),肘桿剛度:

由式(3),拉桿剛度:

由式(4),系統(tǒng)剛度:達到鎖模油缸活塞桿推力P0,鎖模油缸內(nèi)徑D:

鎖模油缸內(nèi)徑圓整為9 cm,在額定系統(tǒng)壓力下,鎖模缸活塞桿推力P0:

鎖模油缸內(nèi)徑增大后,活塞桿推力相應(yīng)增加,鎖緊力、鎖模力也相應(yīng)增加。在鎖模油缸內(nèi)徑變化很小的范圍內(nèi),增加的活塞桿推力與鎖緊力、鎖模力的關(guān)系可按正比處理。鎖模油缸直徑圓整為9 cm,能達到鎖模力Pm:

實測:液壓系統(tǒng)額定工作壓力15.5 MPa,測得額定鎖模力為1280 kN。

理論計算:在液壓系統(tǒng)額定工作壓力15.5 MPa,額定鎖模力為:

理論計算與實測值誤差:

3 機構(gòu)自鎖及正常運行條件

涉及機構(gòu)自鎖及正常運行的角度是移模角β、起始推力角ζ、斜角γ和傳動角υ。

3.1 移模角β0

β0角受制于自鎖條件[6]。由圖2可知,移動模板固定鉸接支點G沿拉桿運動,為防止β0角過大而自鎖,需滿足移模力大于等于摩擦力:

式中

式(29)改寫為:

考慮到摩檫力及安全系數(shù),將上式改寫為等式:

式中

G——移動模板和模具的運動部件的質(zhì)量

f——移動模板與拉桿之間摩擦系數(shù), f=0.10～0.20,一般取0.15

Pf——Pc的垂直分力

μ——安全系數(shù),μ=2

式(32)表明,當cosβ0-μf sinβ0=0,即所需推力Pc等于無窮大,也即移動模板處于自鎖狀態(tài)而無法移模。移模的基本條件是:

本文例中,β0=66.219°<70°,運行順暢,說明式(34)設(shè)計準則是可行的。

3.2 起始推力角ζ設(shè)計準則[7]

圖2曲滑機構(gòu)ADC中,ζ為起始推力角,必須小于180°才能推動D0點繞C點向移模方向運行,不產(chǎn)生上擺桿CD的D點向外側(cè)運行。根據(jù)摩檫圓理論及工程實際,起始推力角不大于155°,即:

運行順暢,說明式(35)設(shè)計準則是可行的。

3.3 斜角γ設(shè)計準則

斜角大小直接與移動模板受力繞度變形區(qū)域大小有關(guān),在機構(gòu)容許的情況下,盡可能減小斜角,以提高移動模板剛度,一般取2.5°～3.5°。

3.4 傳動角υ

圖6 雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)移模傳動角分析圖

BEDC平面4連桿搖桿機構(gòu)的傳動角和合模運行性能之間的關(guān)系。為保證機構(gòu)具備良好的傳動性能,傳動角υ越大對傳動越有利,動態(tài)反映性能越好,運動靈敏。設(shè)計關(guān)心的是最大傳動角、鎖模傳動角、最小傳動角。

由圖6,傳動角υ:

3.4.1 最大傳動角

在移模最大行程極限點位置,傳動角最大,即啟模的傳動角為機構(gòu)的最大傳動角。最大傳動角關(guān)系到啟模的動態(tài)反映性能,為使啟模具有良好的傳動性能,啟模傳動角υ≥45°。最大傳動角:

根據(jù)機構(gòu)的特性,最大傳動角也可用下式表示:

3.4.2 鎖模傳動角

高壓鎖模點處,機構(gòu)傳遞的力矩最大,為達到機構(gòu)運轉(zhuǎn)靈活,此點是鎖模動態(tài)反映研究的重點。鎖模傳動角:

式中 Φm——機構(gòu)處于鎖模角αm位置的DC桿的擺角

本文例中,Φm=11.283°。

根據(jù)本文例的運行實際,由于機構(gòu)的特殊性,鎖模傳動角取36°至40°較為合適?？s短L4的長度,有利于增大傳動角,L4的長度受到機構(gòu)的限制。

3.4.3 最小傳動角

當D運行到AD連線處,傳動角為最小。機構(gòu)在移模過程中,僅克服不大于額定鎖模力10%的摩檫力,傳遞力矩小,所以對最小傳動角沒有特定的要求,一般不小于20°。最小傳動角:

本文例中,L3=178.34mm,L4=160mm, L6=225.06mm。最小傳動角:

3.5 ξ角設(shè)計準則

ξ角增大,有利于縮短D點行程在橫坐標上投影長度,即有利于增大行程比,但是減小了擺角α,即減小了移模行程,所以應(yīng)綜合考慮。

ξ角與機構(gòu)的傳動角υ(見圖6)有關(guān),ξ角與γ、θ、υ角直接相關(guān)。由上節(jié)分析,啟模點處傳動角最大,所以啟模傳動角υmin≥45°。

根據(jù)上述分析,由圖7,得出下述結(jié)論:

本文例中,

3.6 L3、L4、L6、L7

圖2中,L3、L4、L6、L7組成一個平面4連桿搖桿機構(gòu),根據(jù)雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)運行的實際條件,4桿長度約束條件:

在保證機構(gòu)運行自如情況下,盡量縮短L3、L4的長度,以減小機構(gòu)空間。

4 結(jié)語

本文對雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)做了初步分析研究,初步確立了計算和設(shè)計理論。首次提出的雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)的移模行程、合模油缸活塞桿行程、鎖緊力、鎖模力、合模油缸內(nèi)徑等計算公式,所得的結(jié)果與實測結(jié)果相符,說明具有可行性。

雙曲肘斜排列7支點合模機構(gòu)說明新穎的合模機構(gòu)有待我們?nèi)?chuàng)新發(fā)明。

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胡錦濤主席參觀法國施耐德電氣集團卡羅斯中心自動化工廠

日前,中國國家主席胡錦濤在對法國進行國事訪問的第三天,參觀了位于尼斯的施耐德電氣集團卡羅斯中心自動化工廠,并接見了施耐德電氣集團全球總裁,法中委員會主席趙國華。施耐德電氣集團是胡錦濤主席此次國事訪問行程中參觀的唯一一家公司。

趙國華對胡錦濤主席及隨行人員參觀施耐德電氣集團表示熱烈歡迎,同時表示,“作為全球能效管理專家,施耐德電氣秉承善用其效,盡享其能的宗旨,將一如既往地積極參與中國調(diào)整經(jīng)濟結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)變發(fā)展方式的進程,為中法友好合作,尤其是加強在節(jié)能減排和新能源領(lǐng)域的緊密合作貢獻力量?！?/p>

卡羅斯中心是施耐德電氣集團現(xiàn)代化程度較高的自動化中心,同時也是施耐德電氣在節(jié)能增效方面的優(yōu)秀范例之一。今年,該中心的產(chǎn)量增加百分之二十,但同時能源消耗卻降低了百分之十。同時,卡羅斯中心的自動化工廠和中國緊密相連,與上海研發(fā)中心共同研發(fā)新產(chǎn)品,為中國的工業(yè)和基礎(chǔ)設(shè)施提供自動化解決方案。施耐德電氣還推出了完整的系統(tǒng)——EcoStruxureTM能效管理平臺,涵蓋了從產(chǎn)品的生產(chǎn)質(zhì)量,生產(chǎn)效率,能耗,以及安全等多方面的管理。胡錦濤主席對自動化技術(shù)在節(jié)能減排方面所發(fā)揮的巨大作用留下了深刻印象。

趙國華還向胡錦濤主席介紹了施耐德電氣公司在中國的發(fā)展情況。作為世界500強企業(yè)之一,施耐德電氣1987年在天津成立第一家合資廠,在隨后的十余年間不斷進軍中國市場; 1991年至2000年十年間,施耐德電氣開始實現(xiàn)第一輪大規(guī)模投資,成立了施耐德電氣中國投資有限公司;2001年至今,施耐德電氣加大對中國市場的投入與承諾,不僅建立了中國研發(fā)中心,還實現(xiàn)大量的技術(shù)轉(zhuǎn)移;同時施耐德電氣積極全面參與中國的節(jié)能減排,計劃大力發(fā)展在中西部的業(yè)務(wù),建立企業(yè)和研發(fā)中心;推動技術(shù)發(fā)展,同時為中國和全球提供服務(wù),成為真正的中國公司,為中法兩國在節(jié)能減排和新能源領(lǐng)域的廣泛合作貢獻力量。

施耐德電氣中國公司在實現(xiàn)中國長期發(fā)展目標的同時,一直堅持環(huán)境與經(jīng)濟的可持續(xù)發(fā)展之路。23年前,施耐德電氣將微型斷路器帶入中國,結(jié)束了“刀閘”時代,成為中國進入安全用電時代的里程碑。今天,施耐德電氣已經(jīng)作為全球能效管理專家,致力于在中國推進“節(jié)能增效”,積極為中國客戶及政府提供節(jié)能減排的專業(yè)化服務(wù),并且通過開展LUL I項目和碧波計劃實現(xiàn)對社會和環(huán)境負責,包括幫助貧困地區(qū)提高電力系統(tǒng),通過培訓電工幫助該地區(qū)提高用電效率;同中國政府和大學積極合作;以及支持工業(yè)現(xiàn)代化,積極推動能效管理。

中國作為施耐德電氣全球第二大市場,已經(jīng)擁有26家工廠,6個物流中心以及3個研發(fā)中心。今年上半年,施耐德電氣亞洲區(qū)總部同中國區(qū)總部同時遷入北京望京科技園新址。同期,又向中國市場推出EcoStruxureTM能效管理平臺,這一系列行動,都進一步證明了對中國這個充滿活力的市場的關(guān)注與承諾。

(吳江洪)

Design Resea rch for the Tw in-togg le Slan ting Arrangem en t 7 Fulcrum s Clom p ing Structure of In jection Mold ing Mach ine

ZHANG You-gen
(Ningbo Haida Plastic Machinery Co.Ltd.,Ningbo 315200,China)

The twin-toggle slanting arrangement7 fulcrum s clomp ing structure is a innovation invention new clomp ing structure for injection molding machine,has established the organization mechanicalmodel,p roposed the organization increases the strength compared to,the locking force,the rigid ity and so on main mechanics technicalparameter computation theory and the engineering calculation criterion,has studied the organization normaloperation main mechanics technicalparameter design criterion,and has confirmed the design calculation theory and the formula feasibility through the examp le,hasp rovided the rationale and the engineering design method for the organization developmentand the app lication.

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TQ320.5

A

1005-1295(2010)06-0030-08

2010-08-25;

2010-09-24

張友根(1947-),男,教授級高級工程師,享受國務(wù)院政府特殊津貼總工程師,現(xiàn)主要從事塑料機械的科學發(fā)展工作。通訊地址:315200寧波鎮(zhèn)海俞范東路77號寧波海達塑料機械有限公司,E-mail:zhangyougen88@163.com。

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