Живов_Кузнечно-штамповочное оборудование

Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ

5 4

Рис. 8.22. Схемы установки подвижных уплотнений:

а - типа «Лайон»; б - U-образное; в - шевронное; 1 - цилиндр; 2 - плунжер; 3 - на­ правляющая втулка; 4 - уплотнение; 5, б - прижимное и грязесъемное кольца

лотнения типа «Лайон» рекомендуется устанавливать кольца просаленной хлоп­ чатобумажной набивки. Наибольшую стойкость в ковочных прессах обеспечива­ ют уплотнения типа «Лайон». В гидравлических прессах других технологических назначений иногда предпочтение отдают шевронным уплотнениям.

Профильные уплотняюш,ие кольца типа «Лайон» изготовляют с косым разре­ зом, что позволяет заменить их, не вынимая плунжер из цилиндра. Чтобы снизить трение и предотвратить выдавливание манжеты в зазор между уплотненными по­ верхностями, кольца «Лайон» снабжают расширяющими свинцовыми заклепками. При установке уплотнения необходимо иметь в виду, что отворот его всегда на­ правлен в сторону действия давления и движущейся поверхности. Количество уплотнительных колец типа «Лайон», как правило, не менее трех и не более пяти, шевронных - не более восьми, U-образных - два-три.

Для увеличения долговечности работы уплотнений типа «Лайон» между уплотнительными кольцами и нажимной втулкой рекомендуют устанавливать

270

давления жидкости. Поэтому при его установке (рис 8.22, б) между уплотнением 4 и прижимным кольцом 5 необходим зазор 0,5... 1,0 мм.

Конструкция шевронных манжет допускает компенсацию износа путем под­ тяжки фланца. Ширина шевронных манжет на 6...8 % больше ширины опорного и прижимного колец. Углы опорного и прижимного колец обычно 105°, а шев­ ронных манжет 90°, что обеспечивает наиболее плотное прилегание последних. При больших диаметрах плунжера используют разрезные шевронные манжеты. Их стыкуют под углом 30...45° к плоскости кольца и под углом 45° в радиаль­ ном направлении. В месте стыка не должно быть зазора (рис. 8.22, в).

При использовании эластичных уплотнений силу трения рассчитывают по формуле

где |Li - коэффициент трения, равный 0,05 - для шевронных манжет и 0,20 - для мягких набивок; d - диаметр плунжера; b - высота уплотнения; р - давление жидкости. Числовой коэффициент 0,15 учитывает уменьшение давления по вы­ соте уплотнения.

В некоторых случаях в качестве подвижных уплотнений рекомендуют при­ менять резиновые кольца круглого поперечного сечения. Формы канавки для та­ кого кольца показаны на рис. 8.23. Установлено, что лучшая герметичность и более высокая стойкость уплотнения достигаются в треугольных канавках. Пер­ воначальное обжатие составляло 0,4^/. При давлениях 1,75 и 7,7 МПа контактная поверхность возрастает до 0,8(i, при 3,5 и 16,0 - до 0,95б/, а при 7,0 и 31,5 - до 1, W.

Для уплотнения подвижных элементов деталей можно использовать метал­ лические пружинящие кольца при давлениях до 40 МПа. Однако такие уплотне­ ния должны иметь высокую точность обработки поверхности. Материал колец - бронза или антифрикционный чугун. Количество уплотнительных колец зависит

* Твердость резины по LQopy

Рис. 8.23. Формы канавки для уплотнения кольцами круглого сечения

271

Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ

от диаметра поршня и давления жидкости. В практике строения гидравлических прессов уплотнения металлическими пружинящими кольцами находят все более широкое распространение при работе на минеральном масле.

8.6. Трубопроводы и арматура

Трубопроводы в приводах гидравлических прессов подразделяют на трубо­ проводы высокого (напорные), низкого и переменного давления (сливные, напол­ нительные). Для трубопроводов высокого и переменного давления (20...32 МПа) применяют бесшовные стальные трубы, изготовленные из углеродистой стали (GB^^ 400...45О МПа, б ^ 15...30 %) и обладающие высокой или очень высокой свариваемостью. Допускаемые напряжения в стенках труб не должны превышать 80 МПа. Соединение труб осуществляют с помощью фланцев, конструктивные схемы которых показаны на рис. 8.24. Трубопроводы низкого давления (до 2,5 МПа) изготовляют из тонкостенных труб.

При определении проходного сечения трубопроводов высокого давления (напорных) в случае использования водной эмульсии скорость течения прини-

1^-Н-кг

Рис. 8.24. Конструктивные схемы затягиваемых {а-г) и самоуплотняемых (д, е) соединений

272

низкого давления (сливных и наполнительных) для водной эмульсии и мине­ рального масла скорость течения принимают равной 2...4 м/с. Чтобы умень­ шить гидродинамические потери, износ и шум, скорость течения жидкости в трубопроводах ограничивают. Проверочный расчет падения давления при тече­ нии жидкости проводят только для наполнительных трубопроводов и для очень длинных напорных, содержащих большое количество местных сопротивлений (вентили, разветвления, изгибы).

Трубопроводы характеризуются условным проходом, под которым следует понимать номинальный внутренний диаметр трубы.

При проектировании трубопроводов стремятся обеспечить минимальное количество разъемных соединений, требующих постоянного ухода и наблюде­ ния; по возможности заменяют разъемные соединения сварными; для соедине­ ния труб высокого давления с условным проходом свыше 89 мм используют резьбовые фланцы (см. рис. 8.24, в), а трубы высокого давления с условным проходом менее 76 мм обычно соединяют приварными раструбами и свободно установленными фланцами (см. рис. 8.24, а, б). Необходимо предусматривать также возможность спуска воды, выпуска воздуха, температурного расшире­ ния труб, установки компенсаторов гидроударов, наилучших условий монтажа и демонтажа, смены уплотнительных элементов. Для спуска воды применяют водоспускные вентили, которые устанавливают на патрубках или на специаль­ ных проставках в нижних участках трубопровода. Для выпуска воздуха ис­ пользуют воздухоспускные пробки, расположенные в верхних участках тру­ бопровода.

Трубопроводы высокого давления, предназначенные для подачи жидкости от насосно-аккумуляторной станции к двум или более прессам, выполняют кольцевыми с ответвлениями. Это позволяет отключать пресс для проведения профилактического ремонта или выполнения других работ.

В распределительных трубопроводах проходное сечение определяется про­ ходными сечениями соответствующих клапанов. Радиусы кривизны у изгибов труб не должны быть меньше пяти наружных диаметров трубы. К арматуре трубопроводной сети относятся разветвительные блоки, запорные вентили для отключения участков сети высокого давления, запорные задвижки, трехходо­ вые краны.

Разветвительные блоки представляют собой кубики из кованой стали с просверленными в них каналами. Запорные вентили применяют для отклю­ чения прессов от насосно-аккумуляторной станции. Применение задвижек допускают только во всасывающих трубопроводах, поэтому их используют редко и вместо них ставят обратные клапаны или трехходовые краны, кото­ рые используют в трубопроводах диаметром до 80 мм. Их размещают за рас­ пределителями.

273

Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ

Глава 9. РАСЧЕТ НАСОСНОГО ПРИВОДА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ПРЕССА

9.1, Динамический расчет насосно-аккумуляторного привода

Насосный привод в гидравлических прессах (установках) используют для перемещения подвижной поперечины и вспомогательных механизмов - для пе­ ремещения стола, выталкивания заготовки и др. Расчеты приводов всех меха­ низмов являются аналогичными, поэтому в дальнейшем будем рассматривать только насосный привод, осуществляющий перемещение подвижной поперечи­ ны пресса.

Задача динамического расчета - определить параметры гидравлического пресса, удовлетворяющие техническим условиям на проектирование. Такими параметрами являются скорость подвижной поперечины, номинальное усилие пресса, а также силы, создаваемые возвратными и уравновешивающими ци­ линдрами.

Исходными данными для расчета насосного привода являются: график де­ формирующей силы, приложенной к подвижной поперечине; допускаемая ско­ рость течения жидкости в трубопроводе; характеристика рабочей жидкости; коэффициенты местных потерь и потерь по длине трубопровода.

Расчеты насосно-аккумуляторного и безаккумуляторного приводов не­ сколько различаются между собой, а расчет привода с гидравлическим мульти­ пликатором аналогичен расчету насосного безаккумуляторного привода с од­ ноплунжерным насосом.

Схема насосно-аккумуляторного привода гидравлического пресса рас­ смотрена на рис. 6.13. Для определения сил, действующих на подвижную по­ перечину в процессе полного двойного хода, составим уравнения ее движе­

где М - масса подвижных частей пресса; Pj, Р2 - равнодействующие дав­ ления жидкости в рабочих и возвратных цилиндрах; P^^j, Р^^2 ~ равно­ действующие сил трения в уплотнениях рабочих и возвратных цилиндров; Р^р - равнодействующая сил трения в направляющих подвижной попере­ чины.

274

Глава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса

Равнодействующую давления жидкости определяем как произведение соот­ ветствующих давлений и суммы площадей поперечных сечений плунжеров:

(9.2)

Равнодействующие сил трения в уплотнениях пропорциональны давлениям жидкости:

где |1;, ^2 и bj, b2 - коэффициенты трения и высота уплотнений соответственно

врабочем и возвратных цилиндрах.

Внаправляющих подвижной поперечины равнодействующую сил трения принимаем постоянной и пропорциональной силе тяжести:

R = [iMg.

Подставив выражения (9.2) в уравнение движения (9.1), получим

При прямом холостом ходе рабочие цилиндры пресса соединены с наполни­ тельным баком, а возвратные - со сливным. Давление жидкости в рабочих и воз­ вратных цилиндрах определяем, применяя уравнение Бернулли для соот­ ветствующих участков трубопровода. При этом вводим следующие упрощения в расчетной схеме:

а) клапаны открываются мгновенно; б) ввиду малых скоростей течения жидкости в рабочем цилиндре и напол­

нительном баке переносное ускорение не учитываем; в) давление жидкости в наполнительном и сливном баках считаем посто­

янным; г) скорость течения жидкости в сливном баке равна нулю.

Согласно уравнению неразрывности, выразим скорости течения жидкости в трубопроводе и наполнительном баке через скорость перемещения подвижной поперечины:

275

Раздел IL ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ

Давление жидкости в рабочих и возвратных цилиндрах при прямом холостом ходе определяем с помощью выражений, полученных после подстановок и преоб­

Уравнение (9.5) представляет собой частный случай уравнения Риккати, где ко­ эффициент А характеризует приведенные к подвижной поперечине массы движу-

276

Глава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса

щихся частей пресса движущейся в трубопроводе рабочей жидкости и сил трения в уплотнениях рабочих и возвратных цилиндров; коэффициент В - постоянное со­ противление движению подвижной поперечины; С - активные силы, приложенные к подвижной поперечине, под действием которых происходит движение.

Интегрируя уравнение (9.5), получаем формулу для определения скорости подвижной поперечины:

Произвольная постоянная определена из условия, что при / = О v = 0. При рас­ чете гидравлических прессов обычно строят график изменения скорости в зави­ симости от хода подвижной поперечины. Для установления функциональной зависимости скорости v от хода S выполним следующее преобразование:

dv _ dv dS _ dv _ 1 <^ . 2ч ~It " ~dS~dt ~ ~dS^ " Yds

Тогда уравнение (9.5) примет вид

- ^ — ( v ^ ) + 5 v - C = 0. 2 dS

После разделения переменных и интегрирования получаем

Произвольная постоянная интегрирования определена из начальных усло­ вий: при ^ = 0 *S=0 и v = 0. Решая совместно уравнения (9.6) и (9.7) относи­ тельно /S*, находим

Из формулы (9.6) следует, что при ^ -> ©о скорость подвижной поперечины становится постоянной, v = sjC/B = v^^^, а ее движение - установившимся. Для практических расчетов очень важно определить время разгона под­ вижной поперечины, что соответствует переходному процессу /„.п- Учиты­

А

277

Раздел II. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПРЕССЫ

V = yjC/B = Vy„. С учетом этого продолжительность t^^ переходного процесса в приводе

Согласно формуле (9.9), чем меньше приведенная масса движущихся частей пресса (коэффициент А) и больше сопротивление (коэффициент В) или активная сила (коэффициент Q, тем короче переходный процесс, а, согласно (9.6), чем больше активная сила и меньше сопротивление движению, тем выше скорость установившегося движения.

Подставив в формулу (9.8) t = t^^, найдем путь, пройденный подвижной поперечиной за время переходного процесса:

5„,„=0,8Ы/5. (9.10)

Путь, проходимый подвижной поперечиной при установившемся движении (при/>/„.„),

Скорость при прямом холостом ходе Vy^^ не должна превышать определен­ ного значения, обусловленного давлением жидкости в наполнительном баке. Предельное значение Vy^,^ находят из уравнения движения (9.1) при Р^ = 0. Это означает, что статический напор жидкости в наполнительном баке полностью расходуется на преодоление скоростного напора и гидравлических сопротивле­ ний на участке трубопровода 4-1 (наполнительный бак - рабочий цилиндр). При дальнейшем увеличении скорости подвижной поперечины под действием ее собственной силы тяжести произойдет разрыв струи (образование вакуума), и в результате в гидравлическую систему прессовой установки будет засасы­ ваться воздух, что недопустимо. Для предотвращения разрыва струи необходимо увеличить сопротивление со стороны возвратных цилиндров (увеличить их раз­ меры) или повысить давление в наполнительном баке.

Давление рабочей жидкости в наполнительном баке, соответствующее по­ ложению нижнего уровня ее поверхности, определим из первого уравнения (9.4), приняв/?у = 0:

X ^f-^2'p2gl (9.12)

278

Глава 9. Расчет насосного привода гидравлического пресса

В этом случае коэффициенты в уравнении движения (9.5) будут следующими:

^' = ^ + ( ^ 1 ^ ' + О Л 5 Ц , 7 1 Х ^ Л ] Р 1 Ф ^

C' = {\-a)Mg-\^Y^D]+0,\5\i,'Y^D,b, '5-

Подставляя v^^^ в выражение (9.12), находим наименьшее возможное дав­ ление в наполнительном баке р'^. На практике давление, соответствующее ниж­ нему уровню поверхности рабочей жидкости в наполнительном баке, прини­ мают на 20...30% выше полученного значения или определяют из условия заданных скоростей прямого холостого хода.

При наличии уравновешивающих цилиндров, которые устанавливают толь­ ко в тяжелых прессах, уравнение движения (9.1) содержит еще одно слагаемое - равнодействующую давления жидкости в уравновешивающих цилиндрах.

При расчете параметров прямого холостого хода давление в наполнитель­ ном баке принимают равным наименьшему значению, при котором еще не про­ исходит разрыва струи жидкости в трубопроводе.

Рабочий ход. Для осуществления рабочего хода необходимо соединить ра­

Деформирующая сила при рабочем ходе, приложенная к подвижной попе­ речине, не является постоянной. На рис. 9.1 показаны типовые схемы техноло­ гических операций обработки давлением и графики изменения деформирующей силы, построенные согласно приведенным ниже формулам. Так, при осадке

279