книги из ГПНТБ / Нехай С.М. Прессы для производства электроизоляционных материалов

марки В по ГОСТ 1975-43 в воде. Иа ряде предприятий получила также распространение эмульсия на основе смазки КВ (полярный тавот).

1-4. ВЫБОР ОПТИМАЛЬНОГО РАБОЧЕГО ДАВЛЕНИЯ

В ГИДРОСИСТЕМЕ

Из формулы (1-2) следует, что номинальное усилие пресса равняется произведению площади рабочих плун­ жеров на давление рабочей жидкости. Из этого следует, что для уменьшения площади плунжеров необходимо стремиться к использованию возможно высоких давле­ ний рабочей жидкости. Кроме того, что очень важно, повышение давления уменьшает количество рабочей жидкости, которое перемещается при каждом рабочем ходе пресса. Следовательно, имеется возможность уменьшить размеры трубопроводов. Однако на выбор оптимального рабочего давления жидкости в каждом конкретном случае существенное влияние оказывают и другие факторы.

В общем случае давление рабочей жидкости выби­ рается, исходя из габаритов и веса рабочих цилиндров, а также наличия соответствующих насосов. Для каж­ дого конкретного материала цилиндра существует опти­ мальное давление, при котором цилиндр имеет мини­ мальный наружный диаметр D2:

где р опт— оптимальное давление, кГ[сма;

ад — допускаемое напряжение для данного материала цилиндра, к Г [см2.

Практические рекомендации дают несколько мень­ шие значения р0пт. Например, для цилиндров из литой стали марки 35Л сгд= 800 кГ/см2 и оптимальное давле­ ние Ропт принимают равным 200 кГ/см2. Для кованых цилиндров (Хд—1000 кГ/см2 и р Опт = 320 кГ[см2.

Зависимость размеров цилиндра от принятого дав­ ления жидкости приведена на рис. 1-3. Давление рабо­ чей жидкости в прессах для производства листовых электроизоляционных материалов и пластмасс наиболее часто принимается равным 200 или 320 кГ/см2.

12

75.02250

П,5

Рис. 1-3. График зависимости размеров цилиндра от принятого дав­ ления рабочей жидкости, от внутреннего (Dt) и наружного (Z)2)

диаметра.

Шкала од указывает, какое допускаемое напряжение од должно быть обеспечено выбранным материалом цилиндра с диаметром £>,.

1-5. ПРИРАЩЕНИЕ ЕМКОСТИ ГИДРОСИСТЕМЫ

ОТ ДАВЛЕНИЯ

Формула (1-3) следует из закона о несжимаемости жидкости. В действительности Имеют место как ежи* маемость рабочей жидкости, так и деформация гидроси­ стемы пресса под действием высокого давления. Поэто­ му приращение емкости гидросистемы от давления не может не учитываться при практических расчетах.

Влияние сжимаемости можно отнести как к отрица­ тельным, так и к положительным факторам. Упругость системы за счет сжатия жидкости и деформации трубо­ провода предохраняет пресс от возникновения мгновен­ ных перегрузок. Отрицательным фактором сжимаемости

13

жидкости является то, что сжимаемость й упругая де­

высокого давления накапливается значительная потен­ циальная энергия и возникает необходимость произво­ дить сброс давления медленно, чтобы избежать гидрав­ лических ударов в системе. Это обстоятельство снижает быстроходность пресса.

Установлено, что коэффициент сжимаемости воды

где р а— номинальное давление, кГ/см.2; Рм — коэффициент сжимаемости масла, см2!кГ;

Q0— первоначальный объем цилиндра пресса, см3. Приращение емкости гидросистемы за счет упругой

деформации материала цилиндра от давления жидкости будет

(1-7)

где d — внутренний диаметр цилиндра, см; I — длина цилиндра, см;

8 — толщина стенки цилиндра, см.

Учитывая соотношение модуля коэффициента сжимае­ мости масла и упругости стали

м

Е — 100 ’

можно определить суммарное приращение емкости AQ:

д д = д < 2м+ д д ц ,

или

14

При выводе формулы (1-8) приращения емкости гидросистемы за счет деформации трубопроводов, насо­ сов, управляющей и регулирующей аппаратуры, а так­ же за счет сжимаемости жидкости, находящейся в них, не учитываем. Следует иметь в виду, что приращение емкости за счет упругой деформации цилиндра в прес­ сах составляет около 10—15% общего приращения ем­ кости от давления. Остальная часть приращения емко­ сти получается за счет сжимаемости жидкости.

Из формулы (1-6) следует, что приращение емкости, выраженное в процентах первоначального объема ги­ дросистемы за счет сжимаемости масла, составляет 1%

ления в цилиндры собственного пресса и цилиндры вспомогательных механизмов. Наиболее широко в при­ водах прессов применяются следующие типы насосов: поршневые (эксцентриковые), ротационно-плунжерные, роторные (лопастные, шестеренчатые) и винтовые. Все типы насосов, применяемые в отечественных прессах с индивидуальным масляным приводом, являются насо­ сами объемного действия. Эти насосы, кроме ротацион­ но-плунжерных, имеют постоянную, нерегулируемую производительность.

Поршневой насос с эксцентриковым валом и парал­ лельно расположенными в одной плоскости тремя непо­ движными цилиндрами показан на рис. 1-4. На привод­ ном валу 1 имеются три эксцентрика 2, которые сооб­ щают поршням 3 возвратно-поступательное движение. Цилиндры насоса заполняются маслом принудительно из полости 4. Нагнетание масла производится в трубо­ провод, соединяющийся с патрубком 5. Для принуди­ тельного заполнения цилиндров насоса рекомендуется создавать подпор, равный 500—1 000 мм столба жидко­

15

очень высок и составляет около 90%. Поршневые насо­ сы компактны, надежны и долговечны в эксплуатации.

Ротационно-плунжерные насосы изготовляются с не­ регулируемой и регулируемой производительностью.

Рис. 1-4. Поршневой эксцентриковый насос.

рис. 1-5. Жидкость нагнетается плунжерами 1, движу­ щимися в цилиндрических расточках ротора 2 при его вращении. Плунжеры перемещаются к периферии под влиянием центробежных сил инерции и подачей под них жидкости низкого давления от вспомогательного насо­ са или при помощи пружин. Насосы выпускаются про­ мышленностью следующей производительности: 50, 100, 200 и 400 л/мин с рабочими давлениями 100 и 200 кГ/см2. Объемный к. п. д. насосов составляет 80— 95%. По сравнению с другими типами ротационно­ плунжерные насосы более чувствительны к перегреву масла в связи с высоким классом точности изготовле­ ния рабочих элементов, выполненных из материалов с различными коэффициентами температурного удли­ нения.

16

тают масло из всасывающей в нагнетательную маги­ страль. В гидравлических прессах применяются лопаст­ ные насосы с номинальным давлением до 65 кГ/см2 и производительностью от 25 до 200 л/мин. Выпускаемые промышленностью лопаст­ ные насосы менее других на­ дежны в эксплуатации, чув­

45 кГ/см2. Вместо лопастных насосов можно рекомендо­ вать применение шестерен­ чатых насосов с давлением

цеплением, как правило, имеют два зубчатых колеса, из которых одно ведущее. При вращении зубчатых колес (шестерен) 1 масло из полости 2 увлекается ими во впадинах между зубьями. Входя в зацепление, зубья выталкивают (нагнетают) масло в полость 3. В это вре­ мя в противоположной полости 2 зубья, выходя из за­ цепления, образуют разрежение и засасывают масло.

Шестеренчатые насосы применяются на давления 13 и 100 кГ/см2. Производительность наиболее применяемых насосов низкого давления соответствует 5—125 л/мин. Производительность насоса на давление 100 кГ/см2 рав­ на 70 л/мин. Шестеренчатые насосы имеют малый вес, компактны и надежны в работе.

объемы, образуемые между винтовыми выточками, и запирается между уплотняющими выступами винтов. При вращении винтов эти объемы получают поступа­ тельное перемещение вдоль оси насоса и нагнетаются в полость 3. Винтовые насосы бесшумны, надежны в ра­ боте и обеспечивают производительность от 380 до 1 000 л/мин при давлении масла 25 кГ/см2.

1-7. ТИПЫ ПРИВОДОВ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПРЕССОВ

В настоящее время установилось два типа приводов гидравлических прессов: индивидуальный насосный безаккумуляторный и насосно-аккумуляторный. Инди­ видуальный насосный тгривод, как правило, работает на минеральном масле, насосно-аккумуляторный при­ вод— на водной эмульсии.

Основными достоинствами индивидуального насос­ ного привода являются: компактность; отсутствие необ­ ходимости в специальном помещении; обеспечена тосто-

18