Скорость перемещения гидроцилиндра: Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра

Содержание

Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра

28. Движущее усилие и скорость поршня гидроцилиндра

28.1. Предварительный расчет

Расчетное движущее усилие F на штоке, развиваемое давлением р жидкости на поршень (трением поршня и штока, а также противодавлением в нерабочей полости и силой инерции пренебрегаем), упрощенно определяется по формуле:

, Н

где S– рабочая (эффективная) площадь поршня.

Рабочая площадь Sпоршня для одноштокового гидроцилиндра с двумя рабочими полостями (рис. 7.1, а) определяется по формулам:

― при подаче жидкости в поршневую полость:

― при подаче жидкости в штоковую полость:

, где D и d – диаметры поршня и штока.

При равной подаче жидкости в поршневую и штоковую полости, скорости перемещения подвижной части цилиндра будут определяться (без учета утечек жидкости) из уравнения расхода Q жидкости, поступающей в цилиндр по формулам

; , υ_п < υ_шт м/с.

28.2. Расчет движущего усилия с учетом сил инерции и трения

Рис. 7.2. – Расчетная схема гидроцилиндра

Согласно расчетной схеме рис. 7.2, условие равновесия поршня гидроцилиндра в период разгона с полезной нагрузкой до скорости установившегося движения определяется зависимостью:

F_ст = F + F_f+ F_т_p + F_ин+ F_с

где F_ст – расчетная (статическая) нагрузка, Н;

F – полезная нагрузка, приложенная к штоку цилиндра H;

F_f – сила трения подвижных частей гидроцилиндра, учитывается при горизонтальном расположении последнего, Н;

F_т_p – сила трения, возникавшая в уплотнениях штока и поршня, H;

F_ин – сила инерции движущихся масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, H;

F_с – сила противодавления, Н.

Расчетная сила F_ст – является движущей силой, составной частью затраченной энергии в гидроцилиндре.

При движениипоршня вправо: , где D – диаметр цилиндра, м;

p_н– давление рабочей жидкости в напорной полости цилиндра, Па.

Как показали исследования оптимальной величиной рабочего давления жидкости в гидроцилиндрах является давление 25…30 МПа, при котором реализуется наибольший экономический эффект: наименьшая металлоемкость и умеренные затраты на изготовление гидроцилиндров.

При движении поршня влево:

где d – диаметр штока, м.

Сила трения F_f состоит из силы трения покоя

F_f_п и силы трения движения F_f_д, которые определяются по формулам:

и , где μ₀ – коэффициент трения покоя μ₀ = 0,15.

G – вес подвижных масс, кинематически жестко связанных со штоком поршня, Н.

μ – коэффициент трения движения; при низких скоростях (υ<0,05 м/с) и установившемся движении μ = 0,1…0,12; при больших скоростях (υ>0,05 м/с) и хорошей смазке μ =0,05…0,08.

Если в качестве уплотнений штока и поршня применены резиновые манжеты или же манжеты уменьшенного сечения, то сила трения, создаваемая этими уплотнениями, составляет величины:

и , где D и d – уплотнительные диаметры, м;

b – ширина уплотнения, м;

k – удельное трение; при работе на минеральном масле

k = 0,22 МПа.

Если в поршне для уплотнения применены металлические кольца, то сила трения определяется по формуле:

, где b – ширина кольца, м;

p_к = 0,09…0,1 МПа – давление кольца на внутренней поверхности цилиндра;

f₁– коэффициент трения: при установившемся движении f₁=0,07, при разгоне f₁= 0,15).

Сила инерции F_ин определяется по формуле:

где m – масса подвижных, частей, кг;

a – ускорение м/с²;

υ_cp – средняя скорость в момент разгона, м/с;

l_p – путь, пройденный поршнем в период разгона, м;

Задаваясь общим временем перемещения поршня гидроцилиндра t и пройденным им расстоянием (ходом) l определяет среднюю скорость:

, где k_t= 1,25 – коэффициент потери времени на разгон и торможение.

Общее время для перемещения поршня tсоставит величину

t = t_p + t_y +t_т, где t_p, t_y,t_т – время, затрачиваемое на разгон, установившееся движение и торможение, определяются по формулам

, ,

где l_y,l_т – путь, пройденный поршнем в период установившегося движения и торможения.

Сила противодавления рабочей жидкости F_с определяется давлением рабочей жидкости в полости слива p_c.

При движениипоршня вправо : .

При движении поршня влево: .

28.3. КПД гидроцилиндров

Пусковой КПД гидроцилиндра представляет собой отношение полезной нагрузки к расчетной

F_ст:
.
Величиной пускового КПД η_п оцениваются затраты мощности при пуске и разгоне подвижных масс гидроцилиндра.
Эффективность работы гидроцилиндров может оцениваться по величине его полного КПД:
, где N_пол и N_затр – мощность, отведенная от силового цилиндра и подведенная к нему;
– реальная скорость поршня;
Q_т – подача рабочей жидкости на входе в гидроцилиндр;
p_н – давление рабочей жидкости в напорной полости силового цилиндра.
Общий КПД гидроцилиндра может бить также вычислен по зависимости:
где = 0,85…0,97– механический КПД гидроцилиндра, которым учитываются потери мощности от трения движущихся масс; величина его зависит от конструкции гидроцилиндра и уплотнений и, прежде всего,, от качества обработки сопрягаемых деталей

– объемный КПД гидроцилиндра, которой определяется объемными потерями мощности (отношение действительной к теоретической расчетной скорости поршня).
Скорость – перемещение – шток
Cтраница 1
Скорость перемещения штока или угловую скорость вала выбирают с учетом коэффициента использования гидропривода за цикл. Следует помнить, что завышение скорости ведет к увеличению мощности и веса гидропривода, а занижение – к уменьшению производительности машины. Например, коэффициент использования гидропривода скрепера составляет 0 1 – 0 2 и менее, поэтому нет необходимости иметь большую скорость штоков, так как она практически не влияет на производительность скрепера. Коэффициент использования гидропривода экскаваторов и погрузчиков составляет 0 9 – 1 0, поэтому скорость перемещения штока надо выбирать максимальной, так как она оказывает существенное влияние на производительность машины. [1]

Скорость перемещения штока до 0 5 м / с для цилиндров диаметром св. [2]
Скорость перемещения штоков гидроцилиндров и угловую скорость ( число оборотов) вала гидроморотов принимают исходя из типа и назначения машины, а также с учетом кинематики рабочего оборудования. При этом необходимо учитывать опыт проектирования и эксплуатации гидрофицированных машин аналогичного назначения. [3]
Скорость перемещения штока цилиндра зависит от направления подачи жидкости. [4]
Гидроцилиндр дпустороннего действия с односторонним штоком. [5]
Скорость перемещения штока гидроцилнндра зависит от направления подачи жидкости. [6]

Скорость перемещения штока цилиндра зависит от направления подачи жидкости. [7]
Схемы установки регуляторов скорости в гидросистемах. [8]
Следовательно, и скорость перемещения штока гидроцилиндра ж зависит от величины прилагаемой нагрузки. [9]
Для простых конечных выключателей контактного типа скорость перемещения штока должна быть более 0 4 м / мин [16], чтобы избежать длительного искрения контактов ( возникновение электрической дуги при размыкании контактов) и их быстрого разрушения. [10]
В канале создаются большие гидравлические сопротивления, скорость перемещения штоков испытателя уменьшается. Благодаря этому закрытие уравнительного клапана испытателя и открытие приемного клапана запаздывают по отношению к моменту разобщения испытываемого пласта от остальной части ствола скважины. [11]

Зависимость производительности G двухкаскадных высокочастотных распределителей фирмы Servotest от частоты f для трех моделей. [12]
При отсутствии нагрузки на штоке гидроцилиндра расход и скорость перемещения штока пропорциональны перемещению золотника. Вблизи нейтрального положения ЭГР обладает очень высоким коэффициентом усиления давления для замкнутой полости. Вследствие этого небольшое перемещение золотника достаточно для создания полного давления в тяжелонагру-женном гидроцилиндре. [13]
Зависимость производительности G двухкаскадных пределителгй фирмы Servotest от частоты / для трех моделей. [14]
При отсутствии нагрузки на штоке гидроцилиндра расход и скорость перемещения штока пропорциональны перемещению золотника. Вблизи нейтрального положения ЭГР обладает очень высоким коэффициентом усиления давления для замкнутой полости. Вследствие этого небольшое перемещение золотника достаточно для создания полного давления в тяжелонагруженном гидроцилиндре. [15]
Страницы: 1 2 3 4
Как расход жидкости может повлиять на скорость вращения гидравлического цилиндра

“За последние несколько месяцев мы заметили, что один из наших гидравлических цилиндров периодически сам по себе увеличивает скорость. У вас есть идеи, почему это происходит и является ли это распространенной проблемой?”
Что касается гидравлических систем, снижение производительности обычно является первым признаком того, что в системе возникла проблема. На это чаще всего указывает более длительное время цикла и более медленная работа.
Разрушение фильтра или неисправность байпаса. Если фильтр вызывал уменьшение потока, а затем лопнул, или возникла неисправность байпаса, позволившая увеличить поток, и то, и другое приведет к увеличению скорости цилиндра.
Это всего лишь несколько вещей, которые могут досаждать гидравлической системе. Для проведения более полной диагностики необходимо знать больше деталей, таких как конструкция системы, состояние уплотнения, тип и срок службы фильтра, уровни загрязнения, положение цилиндра и т. д.
Имейте в виду, что не все гидроцилиндры одинаковы. Подсчитано, что до 25 процентов отказов механического оборудования связаны с конструкцией. Что касается гидравлических цилиндров, то это говорит о том, что каждый четвертый не спроектирован должным образом для приложения, в котором они работают. Поэтому, если гидравлический цилиндр периодически выходит из строя, вполне вероятно, что потребуются модификации конструкции, чтобы разорвать порочный круг отказа и ремонта.