ИНЖЕНЕРНАЯ МЕТОДИКА РАСЧЕТА ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЯ СКОРОСТИ ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ШТОКА ГИДРОЦИЛИНДРА

ENGINEERING METHOD OF CALCULATING THE MAIN PARAMETERS OF THE SPEED CONVECTOR THE DISPLACEMENT OF THE HYDROCYLINDER STOCK

Altymysh Bekboev

сandidate of  Technical (Cand. Sci. (Tech.)), assistant professor of Kyrgyz state of technical university named after I.Razzakov,

Kyrgyzstan, Bishkek

Mirlan Jylkychiev

 аssistant, Kyrgyz state university of construction, transport and architecture named after N. Isanov,

Kyrgyzstan, Bishkek

 

АННОТАЦИЯ

В данной статье рассмотрено необходимость разработки обобщенной методики расчета основных параметров преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра, отвечающим заданным исходным данным.

При этом задачами в процессе разработки инженерной методики расчета явился определение конструктивных, технологических, габаритных и гидравлических параметров преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра, отвечающим заданным исходным данным.

Приведенные в статье зависимости позволяют без громоздких и сложных математических расчетов определить основные конструктивные и гидравлические параметры преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра.

ABSTRACT

In this article, the need to develop a generalized methodology for calculating the main parameters of a speed converter is considered. The movement of the rod of a hydraulic cylinder corresponding to the given initial data is considered.

In this case, the tasks in the process of developing the engineering calculation methodology were the determination of the design, technological, overall and hydraulic parameters of the speed converter, the displacement of the rod of the hydraulic cylinder that corresponds to the given initial data.

The dependencies given in the article allow, without cumbersome and complicated mathematical calculations, to determine the main structural and hydraulic parameters of the speed converter the displacement of the rod of the hydraulic cylinder.

 

Ключевые слова: Преобразователь, скорость, перемещения, шток, гидроцилиндр, пресс, рабочий канал, мембрана, запорно-регулирующий элемент, дроссель.

Keywords: Converter, speed, displacement, stem, hydraulic cylinder, press, working channel, diaphragm, locking-regulating element,  throttle.

 

Принципиальная новизна конструкции и принципа действия преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра обуславливает необходимость разработки инженерной методики расчета по определению основных конструктивных и гидравлических параметров преобразователя. При этом инженерная методика расчета разрабатывается для заданного типоразмера исполнительного гидроцилиндра, параметров источника гидравлического питания и с учетом характерных особенностей работы гидросистемы, в систему управления которого устанавливается преобразователь скорости перемещение штока.

На рис. 1. представлено конструктивное исполнение преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндров с цилиндрическими мембранными запорно-регулирующими элементами.

Преобразователь скорости перемещения штока прессующего гидроцилиндра гидравлического пресса для производства строительных изделий включает в себя корпус 1 с рабочими 2, 3 и 4 каналами, в котором рабочий канал 2 соединен одновременно с одним из рабочих каналов гидрораспределителя 5 и с поршневой полостью прессующего гидроцилиндра 6, а рабочие каналы 3 и 4 соответственно соединены с штоковой полостью прессующего гидроцилиндра 6 и вторым рабочим каналом гидрораспределителя 5,  при этом гидроуправляемые дроссели выполнены с цилиндрическими мембранными запорно-регулирующими элементами  7 и 8 с соответствующими управляющими полостями 9 и 10. Управляющая полость 10 цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента 8 через параллельно, установленные двухпозиционный двухлинейный гидроуправляемый гидрораспределитель 11 и постоянный дроссель 12 сообщен со штоковой полостью прессующего гидроцилиндра 6, а управляющая полость 9 цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента 7 соединена с выходом логического клапана «ИЛИ» 13 входы которого соединены с поршневой и штоковой полостями прессующего гидроцилиндра 6.   

 

Рисунок 1. Конструктивное исполнение основного каскада преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра с цилиндрическими мембранными запорно-регулирующими элементами

 

Основой для разработки инженерной методики расчета основных параметров преобразователя являются результаты теоретических и экспериментальных исследований преобразователя с плоскими и цилиндрическими запорно-регулирующими элементами.

Исходными данными для расчета и проектирования преобразователя скорости штока гидроцилиндра с мембранными запорно-регулирующими элементами являются:

Q_н – номинальный расход жидкости для которого проектируется преобразователь;

р_н – номинальное давление жидкости в гидросистеме;

Q_max – максимальный расход жидкости через преобразователь;

Q_max– минимальный поток жидкости при котором происходит перекрытие мембранного запорно-регулирующего элемента;

р_max – максимальное давление жидкости в гидросистеме;

р_min – минимальное давление жидкости в гидросистеме, при котором происходит перекрытие мембранного запорно-регулирующего элемента;

р_н– давление настройки преобразователя, при которой происходит переключение исполнительного гидроцилиндра из дифференциальной      схемы подключения к источнику гидравлического питания в обычную;

d_п– диаметр поршня исполнительного гидроцилиндра;

d_ш – диаметр штока исполнительного гидроцилиндра;

х_ц – максимальный ход штока исполнительного гидроцилиндра;

х₁– ход штока исполнительного гидроцилиндра при дифференциальной схеме подключения к источнику гидравлического питания;

х₂– ход штока исполнительного гидроцилиндра при обычной схеме подключения к источнику гидравлического питания;

w_max – максимальная частота возможного переключения преобразователя.

Определение основных параметров преобразователя в рамках инженерной методики расчета производится в следующей последовательности:

1. Для определения максимально допустимой скорости течения рабочей жидкости в напорных и сливных каналах преобразователя в зависимости от номинального давления жидкости можно воспользоваться таблицей 1 [1].

Таблица 1.

 

2. По максимальному расходу и допустимой скорости потока жидкости определяем наименьшую площадь поперечного сечения основных внутренних каналов преобразователя.

а)  внутренние напорные каналы преобразователя

                                                                             (1)

где Q_max– максимальный расход жидкости через внутренние напорные каналы преобразователя; V_н – скорость течения рабочей жидкости через внутренние напорные каналы преобразователя.

б) внутренние сливные каналы преобразователя

                                                                                    (2)

В случае, когдавнутренние каналы преобразователя могут использоваться как напорные, так и сливные, при расчете площади поперечного сечения значение скорости течения жидкости принимается как в сливных каналах.

3. При известном значении площади поперечного сечения основного канала преобразователя его диаметр можно определить следующей зависимостью

                                           .                                                      (3)

4. В конструкции преобразователя одним из основных элементов, определяющего эффективность работы преобразователя в целом, является мембранное запорно-регулирующее устройство. В зависимости от значения расхода жидкости через мембранный запорно-регулирующий элемент конструкция мембраны может быть плоским или цилиндрическим.

По результатам исследований мембранных запорно-регулирующих элементов [1] установлено, что с точки зрения конструктивной реализации при изменении расхода жидкости основного потока в диапазоне до 50 л/мин, целесообразнее использование плоского мембранного запорно-регулирующего элемента, а при расходе жидкости более 50 л/мин необходимо использование цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента. В связи с этим в инженерной методике расчета рассмотрим обе случая.

5.  В случае, когда расход жидкости в гидросистеме составляет менее 50 л/мин, для определения параметров плоского мембранного запорно-регулирующего элемента можно воспользоваться зависимостью – площадью сечения канала, образованного при открытии мембраны, относительно деформации его центра и геометрическими параметрами мембраны

                              (2.7)

где z₁ – перемещение центра мембраны при его деформации; R – радиус кривизны мембраны при его деформации; α – угол между образующими сектора при деформации мембраны;  d₁ – диаметр осевого отверстия на втулке основного каскада преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра. Данная уравнение представляет собой достаточно сложное, не поддающее упрощению уравнение, поэтому без ущерба точности результатов, это уравнение может быть упрощено, если площадь поперечного сечения канала, образованного при деформации плоской мембраны и сообщающего входной и выходной каналы мембранного запорно-регулирующего элемента принять, не как боковую поверхность усеченного конуса, а как боковую поверхность цилиндра. При этом результаты расчетов отличаются на лишь 8 – 10 %, в тоже время при рассмотрении площади поперечного сечения канала как боковая поверхность цилиндра, существенно упрощается расчеты.

При рассмотрении площади поперечного сечения канала, образованного при деформации плоской мембраны как боковая поверхность цилиндра примет вид

                                                                  (4)

где d_к– диаметр внутренних основных каналов преобразователя; z_п.м – перемещение середины плоской мембраны при его открытии.

6. При известном значении диаметра внутренних основных каналов преобразователя d_к, приравняв площадь поперечного сечения основного канала с площадью поперечного сечения канала, образованного при открытии плоского мембранного запорно-регулирующего элемента и решив относительно z₁ максимально необходимую деформацию середины плоской мембраны для обеспечения требуемого расхода жидкости через плоский мембранный запорно-регулирующий элемент.

                                                                            (5)

7. В случае использования цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элементаплощадь поперечного сечения канала, образованного при открытии цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента можно определить решением следующего уравнения

                                                      (6)

где z_ц.м– перемещение середины образующей цилиндрической мембраны при открытии мембранного запорно-регулирующего элемента; d_ц.м– внутренний диаметр цилиндрической мембраны.

8. При известном значении площади поперечного сечения канала, образованного при открытии цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента, решив уравнение (6), преобразованное в квадратное уравнение относительно z_м, определим диапазон перемещения середины образующей цилиндрической мембраны при его открытии.

                                                            (7)

9. Объем управляющей полости плоского мембранного запорно-регулирующего элемента при известном значении перемещения мембраны при его открытии можно определить следующим выражение

V_ц.м = πd_п..м  z_п..м                                                                   (8)

где d_п.м– диаметр плоской мембраны;

10. Объем управляющей полости цилиндрического мембранного запорно-регулирующего элемента при его открытии определяется выражением

V_ц.м = π(d_{ц.м  +} δ_ц.м)²l_ц.м                                                         (9)

где δ_ц.м – толщина цилиндрической мембраны; l_ц.м– длина образующей цилиндрической мембраны.

  11. Диаметры внутренних управляющих каналов определяются с одной стороны с точки зрения обеспечения необходимого расхода жидкости, а с другой стороны обеспечения компактности гидроаппарата, путем минимизации поперечного сечения управляющих каналов. Площадь поперечного сечения внутренних управляющих каналов, отвечающих вышеуказанным требованиям можно определить следующим выражением

S_упр= (0,1 – 0,12)S_к                                                        (10)

где S_упр – площадь поперечного сечения внутреннего управляющего канала;

      S_к – площадь поперечного сечения основного внутреннего канала.

Таким образом приведенные зависимости позволяют без громоздких и сложных математических расчетов определить основные конструктивные и гидравлические параметры преобразователя скорости перемещение штока гидроцилиндра.

 

Список литературы:

1. Беркович Ф.М. Исследование золотниковых распределителей систем гидропривода дорожных и строительных машин. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук. М. 1988.
2. Джылкичиев А.И. Технология и оборудование для производства изделий полусухим способом формования. Б., 2001. 245 с. ил.

sibac.info

Throttle speed control – grease monkey

With the throttle control is provided by a manual or automatic change of fluid flow and thus the hydraulic motor speed. Rotational speed of unregulated motor, pitaemogo by nereguliruemogo Pump, control throttle, installed in the inlet or outlet of the working fluid from the hydraulic motor. Choke is a local hydraulic resistance, installed in the path to restrict flow of fluid (management) its flow by creating resistance (differential pressure.) In hydraulic chokes are used mainly for controlling the output level of rectilinear hydraulic motors speed (hydraulic power cylinder) or shaft speed motors.

The methods of making a throttle in the hydraulic drive: at the inlet (rice. 121, а) -drossel installed before the hydraulic motor in the pressure line; at the exit (rice. 121, б) – The throttle is set to drain hydraulic line, after the hydraulic motor; to branch (rice. 121, at) -drossel located on the pressure line parallel to the hydraulic motor. In all ways of the throttle control of the liquid, pumpable, diverted to drain the hose, without doing useful work.

Hydraulic with throttle control are performed on the two schemes: a constant liquid flow and constant pressure. Driving at a constant pressure is applied to the automatic control systems. Using this scheme enables the simultaneous operation of multiple hydraulic motors from a single pump, regardless of the external load of each of the hydraulic motors. When the hydraulic drive with variable displacement pump in the circuit there are no additional devices, and when working with a fixed displacement pump is installed in the overflow hydraulic valve, which continuously, bypass part of working fluid during operation, It maintains a predetermined pressure. Let us consider in more detail ways to activate the throttle with a constant flow schemes.

Hydraulic drive with the throttle at the inlet (см. rice. 121, а) It does not ensure the constancy of the speed of the output link, if the variable load thereon, and when the liquid supplied to the hydraulic cylinder, having a significant moment of inertia. Under the force of inertia of the moving mass choke 3 does not oppose. This scheme can not be used in lifting devices, since the load may drop due to insufficient counter the drain line and forces the piston friction against the cylinder wall.

Hydraulic drive with the throttle at the exit. With this scheme, in any direction of stem movement under external loading (см. rice. 121, б) happens jet and drop shipping gap. Heat, released during passage of fluid through the throttle, assigned directly to the hydraulic reservoir, bypassing the control valve and the hydraulic cylinder.

Hydraulic drive with the throttle on a branch (см. rice. 121, at). Working fluid, pumpable, before reaching the control valve 4, It is divided into two streams, one of which is directed through the valve into the cylinder, and the other through the throttle is given in the hydraulic reservoir. Safety valve bypass fluid only in case of excess load in the hydraulic cylinder. Therefore, the hydraulic system with the throttle in the economical branch, than a system with a throttle at the input or output inductor. Piston speed can be controlled by varying the flow cross section of the throttle. At full throttle the entire working fluid is supplied to the hydraulic cylinder, it uses the maximum speed of movement of the piston cylinder or motor shaft speed. When fully closed throttle cylinder motion stops.

KPD GIDROPRIVOD with drosselʹnym Custom mal, as throttle control is based on the conversion of the energy into heat, hydraulic circuits with these regulators are normally used in small power systems (до 5 кВт). In addition to regulation of the working fluid flows, supplied to the driven member in the machine tool drives, you must reverse the movement of this link. The hydraulic drive with output member – hydraulic motor – it will be a motor shaft rotating clockwise or counterclockwise, and hydraulic actuators with output member – cylinder – reciprocating his rod. The hydraulic actuators with reversible reversing pump is adjustable and carried deviation rotating rotor or the swash plate in one or other direction from the neutral position. The hydraulic drive with unregulated and nereversiruemym pump reversal is carried Hydroallocators.

Consider a simple throttle speed control more two schemes. Flow pattern with the throttle, installed at the inlet to the cavity of the hydraulic cylinder b 4, is shown in Figure. 122, а. cylinder cavity communicates with the hydraulic tank. The amount of oil, entering through the throttle 3 in the cavity of the hydraulic cylinder used, and consequently, and the speed of movement of the piston determined by the throttle orifice and drop (raznostyyu) pressure hydraulic line between the injection well and the cavity b. Excess charge pump 2 oils, greater than the flow through the throttle, merges into the hydraulic reservoir 1 through the overflow valve 6. Hydraulic pressure switch 5 produces an electrical signal after stopping the cylinder rod and achievements in the cavity pressure p b₁. Also drain the oil in the hydraulic tank, not used for useful work, relief valves are designed to limit the maximum pressure in the discharge line.

The equality of forces, acting on the cylinder piston, It can be expressed by the equation:

p₁S₁ = p₂S₂ + F + F_T

where p₁ – Pressure in cavity B, on; p₂ – Pressure in cavity, on;

S₁ – Working area of ​​the hydraulic cylinder from the side of the cavity b, м²;

S₂ – The working area of ​​the cylinder from the cavity, м²;

F – load (power) on the hydraulic cylinder rod from external forces, Н;

F_T – The force of friction in the seals of the hydraulic cylinder and the piston of the cylinder wall, Н.

Pressure drop, t. it is. the pressure difference before and after the throttle:

Δp_DR = p_H – p₁

where p_H – Pressure relief valve setting.

With increasing force F, acting on the hydraulic cylinder rod, increased pressure p₁ in the anterior chamber of the hydraulic cylinder, thereby reducing the pressure drop across the throttle Δp_DR, oil flow through the throttle and, следовательно, the speed of movement of the piston cylinder. When installing choke 3 at the outlet of the cavity in the hydraulic cylinder (см. rice. 122, б) b cavity pressure remains constant and equal to p₁ = p_H, with equal force, acting on the cylinder piston, defined by the equation:

p_HS₁ = p₂S₁ + F + F_T или p_HS₁ Δp =_DRS₂ + F + F_T (since p₂ Δp =_DR)

откуда

Δp_DR = p_HS₁/S₂ – (F + F_T)/ S₂

In this way, in this case decreases with increasing load Δp_DR and the speed of movement of the piston cylinder.

As simple throttle systems do not provide the constancy of the speed of the output level when changing the external load, they are used only in hydraulic, operating at maloizmenyayuschihsya loads, and then, when in the process allowed the rate of change (mainly in hydraulic various auxiliary devices).

Поделиться ссылкой:

Liked this:

Like Loading…

Похожее

tehnar.net.ua

Перемещение – шток – гидроцилиндр

Перемещение – шток – гидроцилиндр

Cтраница 3

В соответствии со свойствами пантографа перемещение точек А и В связано зависимостью SB isA, где i АВ / АС. Если угол клина равен 2а, то s s tg ее, где s – перемещение штока гидроцилиндра.  [31]

Следящий гидропривод, кроме управляющих ( задающих) воздействий, может подвергаться возмущающим воздействиям, которые возникают в результате изменения во времени нагрузки на выходное звено. Вследствие сжимаемости жидкости, упругости опоры гидроцилиндра, утечек и перетечек жидкости при таких воздействиях происходят перемещения штока гидроцилиндра. Соотношения, определяющие эти перемещения в зависимости от приложенной к штоку переменной во времени внешней силы, характеризуют динамическую жесткость гидропривода.  [32]

Как видно из описания работы схемы, к органам регулирования относится автомат разгрузки и распределитель, который имеет три позиции: позицию прямого хода, обратного хода и нейтральную позицию, при которой доступ жидкости в гидродвигатель закрыт. Таким образом, этот распределитель выполняет функцию только регулирования направления потока жидкости, но не регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Скорость перемещения штока гидроцилиндра в рассматриваемой схеме определяется, как мы увидим ниже, характеристикой насоса, характеристикой системы и законом изменения нагрузки.  [34]

При вращении этого эксцентрика золотникам 8 и 4 сообщаются смещения от среднего положения, пропорциональные величине эксцентриситета и, приблизительно, синусу и косинусу угла поворота эксцентрика. Примерно такое же соотношение образуется между потоками масла, ноступающими от распределительных золотников к гидравлическим цилиндрам 5 и 6 и, следовательно, такое же соотношение получается между скоростями перемещения штоков гидроцилиндров, соединенных с рабочими органами станка. В результате этих перемещений рабочих органов станка результирующая подача копирования получается по величине пропорциональной размеру эксцентриситета эксцентрика, а по направлению приблизительно совпадающей с направлением эксцентриситета. Такая результирующая подача копирования обеспечивает обработку заданного профиля со столь незначительной погрешностью, которая не имеет практического значения.  [35]

Одними из самых простых являются испытания на растяжение с целью определения стандартных характеристик материала. При проведении испытаний на электрогидравлической машине обычно в начальной стадии обратная связь осуществляется по нагрузке, и после достижения заданной величины деформации ( 5 – 20 %) управление начинает осуществляться по перемещению штока гидроцилиндра. В процессе испытаний предусматривается регистрация деформации с помощью двух деформометров, имеющих разные диапазоны для проведения точных измерений как в упругой области, составляющей 0 05 – 0 25 %, от общей относительной деформации, так и в упру го п ласти чес кой.  [37]

Одними из самых простых являются испытания на растяжение с целью определения стандартных характеристик материала. При проведении испытаний на электрогидравлической машине обычно в начальной стадии обратная связь осуществляется по нагрузке, и после достижения заданной величины деформации ( 5 – 20 %) управление начинает осуществляться по перемещению штока гидроцилиндра. В процессе испытаний предусматривается регистрация деформации с помощью двух деформометров, имеющих разные диапазоны для проведения точных измерений как в упругой области, составляющей 0 05 – 0 25 %, от общей относительной деформации, так и в уп-ругопластической.  [39]

Сборку днищ с обечайкой проводят путем последовательного наложения прихваток дуговой сваркой по периметру стыка. Кромки собираемых деталей предварительно выравнивают. Перемещение штоков гидроцилиндров и работа стенда осуществляются от насосной установки. Пульт управления работой установки расположен на консоли.  [40]

Как видно из описания работы схемы, к органам регулирования относится автомат разгрузки и распределитель, который имеет три позиции: позицию прямого хода, обратного хода и нейтральную позицию, при которой доступ жидкости в гидродвигатель закрыт. Таким образом, этот распределитель выполняет функцию только регулирования направления потока жидкости, но не регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Скорость перемещения штока гидроцилиндра в рассматриваемой схеме определяется, как мы увидим ниже, характеристикой насоса, характеристикой системы и законом изменения нагрузки.  [41]

Для исследования процесса вдавливания штампов в массив кира был создан стенд ( рис. 1), состоящий из жесткой рамы с металлической емкостью, одна стенка выполнена из прозрачного материала, гидропривода и регистрирующей аппаратуры. На жесткой раме установлен гидроцилиндр, на штоке которого закрепляют тензометрическую пластину и сменные штампы различной конфигурации. Скорость перемещения штока гидроцилиндра бесступенчато регулируется в диапазоне от 0 до 0 2 м / с. Исследуемый кир помещают в металлическую емкость и уплотняют. Для исключения адгезии кира с прозрачной стенкой ее предварительно обрабатывают известковым молоком и высушивают. Известь взаимодействует с киром, предохраняет прозрачную стенку от прямого контакта и позволяет регистрировать перемещения различных слоев кира.  [43]

На рис. 8, б показана схема высокочастотного нагрева. На некотором расстоянии от опоры 3 установлен индуктор, в зоне которого нагревается заготовка / до ковочной температуры. В высадочных машинах перемещения штока гидроцилиндра и скользящего контакта кинематически связываются с таким условием, чтобы длина формируемой заготовки исходного сечения не выходила за пределы трех диаметров.  [44]

Во время испытаний контролируют температуру коренных подшипников вибровала. Нагрев масла системы смазки подшипников не должен превышать температуры 85 С. Течи масла по соединениям не допускаются, перемещение штоков гидроцилиндров должно быть плавным, без рывков, заеданий.  [45]

Страницы:      1    2    3    4

www.ngpedia.ru

Расчет параметров силового гидроцилиндра — МегаЛекции

В гидроприводах применяют симметричные гидроцилиндры и несимметричные (с односторонним штоком). В первом случае при постоянном расходе жидкости скорости прямого и обратного ходов равны. Во втором случае при подаче рабочей жидкости в бесштоковую полость скорость поршня V₁ меньше, чем скорость V₂ при подаче жидкости в штоковую полость. Отношение скоростей зависит от отношения диаметров штока и поршня. Так, при одновременной подаче жидкости в обе полости цилиндра (дифференциальное включение) и отношении диаметров равном 0,7, скорости прямого и обратного ходов равны, а при отношении диаметров равном 0,3 скорость холостого хода V₂ возрастает в 10 раз. Эта особенность используется при подборе насоса по производительности.

Расчет гидроцилиндра выполняют, исходя из рабочей нагрузки Р и подведенного давления. Без учета противодавления и потерь на трение диаметр поршня равен:

,

где k = 1,1…1,2 – коэффициент запаса.

 

Предварительно давление в цилиндре можно выбрать из табл. 2.

Таблица 2

Рабочая нагрузка, кН	св.10 до 20	20…30	30…50	50…100
Рабочее давление, МПа	1,5	3,5		6,5

 

Диаметр штока выбирают, задавшись отношением скоростей прямого и обратного хода:

Рассчитанные диаметры поршня и штока необходимо согласовать с ГОСТ 12447-80 «Гидроприводы объемные, пневмоприводы и смазочные системы. Нормальные диаметры».

При нагружении штока сжимающими силами может возникнуть его прогиб (потеря устойчивости). Для исключения этого следует по заданной величине рабочего хода L определить приведенный ход L_пр = L∙k_з, учитывающий способ закрепления гидроцилиндра (см. табл. 3), затем по номограмме рис. 8 найти необходимый диаметр штока.

После округления диаметров до стандартных значений следует уточнить необходимое давление в полостях гидроцилиндра и определить действительные скорости поршня.

Таблица 3

Значения коэффициента k_з

 

Рис. 8. Номограмма для определения диаметра штока из условий
устойчивости на продольный изгиб

Выбор насоса

Необходимый расход жидкости должен быть рассчитан для каждого элемента автоматического цикла работы гидросистемы: быстрый подвод (отвод), минимальная и максимальная скорости движения исполнительного органа. Насос для рабочих подач должен обеспечить максимальную скорость исполнительного органа, минимальная скорость достигается дроссельным регулированием.

При дифференциальном включении:

.

При подаче жидкости в бесштоковую полость:

.

При подаче жидкости в штоковую полость:

.

По найденным расходам выбрать насосную установку, необходимую для обеспечения режимов работы гидросистемы. Номинальное давление насоса должно быть больше рабочего давления в гидроцилиндре в 1,3…1,7 раза.

Если производительности насоса недостаточно для осуществления быстрых перемещений, то следует выбрать установку с двумя насосами, один из которых обеспечивает больший расход при низком давлении.

Отечественной промышленностью выпускается широкая номенклатура насосных установок для питания гидроприводов металлорежущих станков. Например, насосные установки Г48-12, Г48-22Н, Г48-38 и др. выполнены на единой элементной базе и имеют широкую унификацию деталей и узлов (подробнее см. [4]).

Расчет трубопроводов

Для каждого трубопровода следует определить максимальные режимы его работы, учитывая, что он может выполнять разные функции. Так, во время рабочей подачи в напорном трубопроводе необходим небольшой расход жидкости и давление, определяемое рабочей нагрузкой, а при быстром подводе требуется большой расход и меньшее давление. При быстром отводе этот же трубопровод может выполнять функции сливного.

Внутренний диаметр (условный проход) трубопровода определяется исходя из максимально допустимой скорости потока рабочей жидкости:

,

где Q_max – максимальный расход рабочей жидкости через трубопровод, м³/с;

[V_ж] – максимально допустимая скорость потока рабочей жидкости, выбирается по табл. 4.

Таблица 4

	Трубопроводы
Всасывающий	Сливной	Напорный
Номинальное давление насоса, МПа	–	–	2,5	6,3
[Vж], м/с	1,2			3,5			6,3

Толщина стенок напорных трубопроводов:

, мм.

где [σ] = (0,3…0,35) σ_в – допускаемое напряжение на разрыв, Па

По ГОСТ 617-2006 «Трубы медные и латунные круглого сечения общего назначения. Технические условия» выбрать трубы, табл. 8.41, 8.43 [4] или по ГОСТ 6286-73 «Рукава резиновые высокого давления с металлическими оплетками неармированные. Технические условия», ГОСТ 25452-90 «Рукава резиновые высокого давления с металлическими навивками неармированные. Технические условия» рукава высокого давления табл. 8.58, 8.59. Рукава высокого давления используются, если они присоединены к подвижным частям гидропривода, в противном случае следует использовать металлические трубы.

Рекомендуемые для применения в станочных гидроприводах марки минеральных масел приведены в табл. 1.1 [4].

Потери давления по длине трубопровода (определяются для каждого трубопровода):

.

При ламинарном режиме (Re<2300) коэффициент гидравлического трения определяется по формуле:

,

а при турбулентном режиме течения жидкости в диапазоне Re = 2300…100000 коэффициент λ_тр определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса:

.

Если

,

где Δ_Э – эквивалентная шероховатость труб (для бесшовных стальных труб Δ_Э = 0,05 мм, для латунных – 0,02 мм, для медных – 0,01, для труб из сплавов из алюминия – 0,06, для резиновых рукавов – 0,03), то коэффициент гидравлического трения определяется по формуле А.Д. Альтшуля:

Число Рейнольдса:

.

Всасывающий трубопровод необходимо проверить на отсутствие кавитации в насосе. Вакуум у входа в насос определяют по формуле:

,

где h_он – расстояние от оси насоса до уровня рабочей жидкости в баке;

Δp_всас – потери давления во всасывающей трубопроводе;

α – коэффициент Кориолиса.

Рекомендуемый (с запасом на бескавитационную работу насоса) вакуум p_в у входа в насос должен быть не более 0,04 МПа. Если p_в > 0,04 МПа, то нужно увеличить диаметр всасывающего трубопровода или расположить бак выше оси насоса.

---

Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту:

megalektsii.ru

Гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра

 

Изобретение предназначено для дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Устройство содержит гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, при этом расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра, через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера. Технический результат – уменьшение количества регулирующей аппаратуры. 5 ил.

Изобретение относится к области горного машиностроения и может быть использовано в конструкциях гидросистем, требующих постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра.

Известна гидросистема комбайна 2ПУ(М. : Недра. 1974. Я.И. Базер, В.И. Крутилин, Ю. А. Соколов “Проходческие комбайны”, стр. 226, рис.148), содержащая в качестве механизма управления золотниковый распределитель с цилиндрическим плунжером, а для обеспечения возможности регулирования скорости перемещения рабочего органа к магистрали, питающей золотниковый распределитель, подключен регулятор потока с дросселем. Недостатком этой гидросистемы является наличие дополнительного элемента – регулятора потока, что усложняет гидросистему в целом, снижает оперативность и затрудняет процесс управления, приводя к снижению производительности и к поломке инструмента рабочего органа. Также известен вариант образования рабочего окна кольцевой проточкой распределителя и дроссельными пазами на золотнике (Киев: Техника. 1969. Е.И. Абрамов, К.А. Колесниченко, В.П. Маслов “Элементы гидропривода”, продолжение таблицы 86, стр. 116). В данном аналоге показано использование дроссельных пазов только в одном рабочем окне без уточнения взаимосвязи цилиндрического плунжера и корпуса золотникового распределителя. Наиболее близким техническим решением, принятым за прототип, является золотниковый распределитель, в котором рабочий элемент – плунжер с несколькими кольцевыми проточками перемещается в осевом направлении в гильзе (втулке) с окнами для подвода и отвода рабочей жидкости (В.Ф. Ковалевский, Н.Т. Железняков, Ю.Е. Бейлин “Справочник по гидроприводам горных машин”, М.: Недра, 1973, стp.228, 229; рис. 107, 108; таблица 102). Основные параметры золотниковых распределителей при проектировании определяются или выбираются по табл. 102, рис.107 и 108; они должны соответствовать ГОСТ 14063-68 “Аппаратура гидравлическая и пневматическая. Основные параметры”. Недостатком прототипа является ограниченное рассмотрение линейных размеров цилиндрического плунжера и корпуса золотникового распределителя, их соотношения и взаимосвязь. В указанном источнике можно найти только величину перекрытия, ход золотника, ширину пояска плунжера. Задачей настоящего изобретения является осуществление постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра посредством поочередного регулирования потока рабочей жидкости в оба выходных окна золотникового распределителя за один рабочий ход плунжера. В заявляемом гидравлическом устройстве дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра, содержащем гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, при этом расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра, через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера. Сопоставление заявляемого устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра с прототипом позволяет сделать вывод об отсутствии в последнем признака, сходного с существенным признаком заявляемого устройства, – равенство расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Основной признак заявляемого технического решения имеет отличие от прототипа и существующих аналогов и не следует явным образом из изученного уровня техники. Поэтому авторы считают, что объект обладает новизной и имеет изобретательский уровень. Предложенное техническое решение имеет изобретательский уровень в связи с тем, что основной признак, а именно: равенство расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, решает поставленную задачу изобретения – осуществление постоянного контроля за скоростью перемещения штока гидроцилиндра посредством поочередного регулирования потока рабочей жидкости в оба выходных окна корпуса распределителя за один рабочий ход плунжера. При устранении данного признака исчезает добываемый изобретением технический результат. Изобретение также означает определенный шаг в развитии техники и является прогрессивным, так как позволяет регулировать скорость перемещения штока гидроцилиндра, имея в гидросистеме лишь один распределитель без дополнительной регулирующей аппаратуры. Гидравлическая система управления гидроцилиндром, в которой заявлено данное изобретение, может найти широкое применение в горнодобывающей отрасли и других отраслях народного хозяйства, т.е. является промышленно применимым техническим решением. Достижение технического результата при работе заявляемого устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра обеспечивается равенством расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Данное техническое решение позволяет регулировать скорость перемещения штока гидроцилиндра с использованием только одного распределителя, который регулирует потоки рабочей жидкости в оба выходных окна на протяжении одного рабочего хода цилиндрического плунжера. Это достигается за счет равенства расстояний между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя. Сущность заявляемого изобретения поясняется прилагаемыми чертежами. На чертежах изображено фиг. 1 – принципиальная гидросхема системы дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра; фиг. 2 – соотношение размера L между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера и размеров L₁, L₂ между противоположными сторонами выходных окон и окна подвода корпуса золотникового распределителя; фиг. 3, 4, 5 – положение цилиндрического плунжера относительно рабочих окон корпуса золотникового распределителя в процессе одного рабочего хода. Гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра состоит из гидроцилиндра 1 со штоком 2, с поршневой 3 и штоковой 4 полостями, распределителя 5 с рабочими окнами подвода 6, слива 7, 8 и выходными 9, 10 окнами, цилиндрического плунжера 11 с пазами 12, 13 на управляющих кромках 14, 15. Причем поршневая полость 3 и штоковая полость 4 сообщены с выходными окнами 9, 10 золотникового распределителя 5 посредством магистралей 16 и 17. Рабочее перемещение цилиндрического плунжера 11 в корпусе золотникового распределителя 5 осуществляется рычагом 18, возврат плунжера 11 в нейтральное положение осуществляется пружиной 19. Рассмотрим работу устройства дроссельного регулирования скорости перемещения штока 2 гидроцилиндра 1. При ручном управлении золотниковым распределителем 5 посредством рычага 18 происходит смещение плунжера 11 в осевом направлении из нейтрального положения в рабочее (по стрелке). В начале рабочего хода плунжера 11 возникает его пограничное положение (фиг. 3), при котором все рабочие окна заперты. При дальнейшем перемещении плунжера 11 в том же направлении и подаче рабочей жидкости в окно подвода 6 происходит сообщение этого окна через пазы 12 с выходным окном 9. Переменная площадь сечения пазов 12 позволяет регулировать поток рабочей жидкости, поступающей из выходного окна 9, через магистраль 16 в поршневую полость 3 гидроцилиндра 1. Поток рабочей жидкости из штоковой полости 4 не регулируется. При дальнейшем ходе плунжера 11 (фиг.4) возникает положение нулевого перекрытия его управляющей кромки 14 с окном подвода 6, управляющей кромки 15 плунжера 11 с выходным окном 10, данное положение обеспечивается равенством размеров L₁ и L₂, при этом заканчивается регулирование потока рабочей жидкости, поступающего в поршневую полость 3, и начинается регулирование потока из штоковой полости 4. На фиг.5 изображено положение плунжера 11, при котором поток рабочей жидкости в поршневую полость 3 не регулируется, а поток из штоковой полости 4, проходя через магистраль 17, выходное окно 10, окно слива 8 регулируется посредством переменной площади сечения пазов 13. Таким образом, поочередное регулирование потоков рабочей жидкости как в поршневую полость 3, так и из штоковой 4 позволяет контролировать скорость перемещения штока 2 гидроцилиндра 1 на всем протяжении рабочего хода плунжера 11. Возврат плунжера 11 в нейтральное положение осуществляется пружиной 19. При реверсе плунжера 11 потоки рабочей жидкости меняют направления на противоположные, что приводит к реверсу движения.

Формула изобретения

Гидравлическое устройство дроссельного регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра, содержащее гидроцилиндр с двумя рабочими полостями, золотниковый распределитель с выходными окнами и рабочими окнами подвода и слива в корпусе, рабочим элементом которого является перемещающийся в осевом направлении цилиндрический плунжер с пазами на управляющих кромках, отличающееся тем, что расстояние между управляющими кромками с пазами цилиндрического плунжера равно расстоянию между противоположными сторонами выходных окон и окном подвода корпуса золотникового распределителя, обеспечивая дроссельное регулирование потока рабочей жидкости в обе рабочие полости гидроцилиндра через выходные окна золотникового распределителя за один рабочий ход цилиндрического плунжера.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5

www.findpatent.ru

Скорость – перемещение – шток

Скорость – перемещение – шток

Cтраница 3

При движении штока исполнительного механизма с помощью рейки 13 и шестерни 14 перемещается рамка 15 ферродинамического преобразователя – датчика положения штока. Редукционный клапан 9 служит для регулирования давления масла, дроссель 8 предназначен для измерения скорости перемещения штока.  [31]

Работает амортизатор следующим образом. При движении автомобиля по дороге со сравнительно небольшими неровностями скорости колебания подвески и тем самым скорость перемещения штока 15 с поршнем 22 в рабочем цилиндре 16 амортизато ра невелика. Сопротивление перетеканию жидкости из одной полости в другую тоже невелико, которое происходит главным образом через дроссельные отверстия клапана отдачи и через дроссельные отверстия клапана сжатия.  [32]

При этом монокристалл и тигель вращаются чаще всего в противоположных направлениях. Так как в процессе выращивания уровень расплава в тигле опускается, то фактическая скорость выращивания выше скорости перемещения штока. В отдельных случаях одновременно с перемещением штока с монокристаллом вверх тигель с расплавом опускается вниз. При этом фактическая скорость выращивания еще больше отличается от скорости подъема штока.  [34]

Как видно из описания работы схемы, к органам регулирования относится автомат разгрузки и распределитель, который имеет три позиции: позицию прямого хода, обратного хода и нейтральную позицию, при которой доступ жидкости в гидродвигатель закрыт. Таким образом, этот распределитель выполняет функцию только регулирования направления потока жидкости, но не регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Скорость перемещения штока гидроцилиндра в рассматриваемой схеме определяется, как мы увидим ниже, характеристикой насоса, характеристикой системы и законом изменения нагрузки.  [36]

При вращении этого эксцентрика золотникам 8 и 4 сообщаются смещения от среднего положения, пропорциональные величине эксцентриситета и, приблизительно, синусу и косинусу угла поворота эксцентрика. Примерно такое же соотношение образуется между потоками масла, ноступающими от распределительных золотников к гидравлическим цилиндрам 5 и 6 и, следовательно, такое же соотношение получается между скоростями перемещения штоков гидроцилиндров, соединенных с рабочими органами станка. В результате этих перемещений рабочих органов станка результирующая подача копирования получается по величине пропорциональной размеру эксцентриситета эксцентрика, а по направлению приблизительно совпадающей с направлением эксцентриситета. Такая результирующая подача копирования обеспечивает обработку заданного профиля со столь незначительной погрешностью, которая не имеет практического значения.  [37]

Для исследования процесса вдавливания штампов в массив кира был создан стенд ( рис. 1), состоящий из жесткой рамы с металлической емкостью, одна стенка выполнена из прозрачного материала, гидропривода и регистрирующей аппаратуры. На жесткой раме установлен гидроцилиндр, на штоке которого закрепляют тензометрическую пластину и сменные штампы различной конфигурации. Скорость перемещения штока гидроцилиндра бесступенчато регулируется в диапазоне от 0 до 0 2 м / с. Исследуемый кир помещают в металлическую емкость и уплотняют. Для исключения адгезии кира с прозрачной стенкой ее предварительно обрабатывают известковым молоком и высушивают. Известь взаимодействует с киром, предохраняет прозрачную стенку от прямого контакта и позволяет регистрировать перемещения различных слоев кира.  [39]

Как видно из описания работы схемы, к органам регулирования относится автомат разгрузки и распределитель, который имеет три позиции: позицию прямого хода, обратного хода и нейтральную позицию, при которой доступ жидкости в гидродвигатель закрыт. Таким образом, этот распределитель выполняет функцию только регулирования направления потока жидкости, но не регулирования скорости перемещения штока гидроцилиндра. Скорость перемещения штока гидроцилиндра в рассматриваемой схеме определяется, как мы увидим ниже, характеристикой насоса, характеристикой системы и законом изменения нагрузки.  [40]

При движении автомобиля по плохой дороге, бездорожью и местности скорости колебания подвески возрастают. Для предотвращения раскачивания автомобиля амортизатор должен оказывать большее сопротивление. При увеличении скорости перемещения штока амортизатора давление рабочей жидкости повышается до тех пор, пока усилие, создаваемое им, не будет достаточным для открытия клапана сжатия или клапана отдачи на достаточную величину. Сопротивление, развиваемое амортизатором, зависит от усилия пружины клапанов 29 и 35, а темп нарастания определяется количеством и размерами калиброванных отверстий в дроссельных дисках клапанов.  [41]

При спуске в скважину впускной клапан испытателя закрыт гильзой 24, и доступ жидкости в отверстия перекрывается уплот-нительными кольцами 11 и резиновой втулкой 17, при этом уравнительный клапан испытателя пластов открыт. С этого момента тормозная жидкость перетекает из нижней части камеры в верхнюю по винтовому капиллярному каналу большой длины, расположенному на поверхности внутренней обоймы. 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.  [42]

При спуске в скважину впускной клапан испытателя закрыт гильзой 24, и доступ жидкости в отверстия перекрывается уплотнительными кольцами 21 и резиновой втулкой 17, при этом уравнительный клапан испытателя пластов открыт. С этого момента тормозная жидкость перетекает из нижней части камеры в верхнюю по винтовому капиллярному каналу большой длины, расположенному на поверхности внутренней обоймы. 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.  [43]

Таким образом, скорость подъема ( спуска) вышки зависит от настройки дросселя, расположенного на линии вытеснения рабочей жидкости. При разной настройке дросселей 10 и 12 скорость перемещения штока домкрата будет различна. В соответствии с ранее рассмотренным неравенством QuFv уменьшение скорости перемещения штока по отношению к приведенной производительности насоса 3 приводит к сливу части рабочей жидкости через предохранительный клапан 8 в бак.  [44]

Работа устройства выполняется в следующей последовательности. При натяжении троса или ДГТ шток ясса медленно перемещается относительно цилиндра за счет перетока жидкости через узкий кольцевой зазор между ними. Когда поршень штока входит в расширенную часть цилиндра, скорость перемещения штока резко увеличивается и происходит удар, передаваемый на нижний переводник.  [45]

Страницы:      1    2    3    4

www.ngpedia.ru

Гидроцилиндр скорость поршня – Справочник химика 21

    На рис. 1.5, а приведена схема гидромеханического регулятора непрямого действия для поддержания угловой скорости какого-либо двигателя, например, гидравлической турбины. Чувствительным элементом в этом регуляторе служит центробежный маятник 1, работающий так же, как и центробежный регулятор Д. Уатта. Муфта центробежного маятника соединена рычагами АВС и ОЕО с золотником 10 и штоком поршня 7 гидроцилиндра 8. Рычагом ВЕС осуществляется отрицательная обратная связь от поршня гидроцилиндра к золотнику. Вал центробежного маятника приводится во вращение от вала двигателя О. При изменении нагрузки Я, создаваемой приводимой от двигателя машиной, изменяется частота вращения вала двигателя и соединенного с ним вала центробежного маятника, что приводит к перемещению муфты последнего. Вместе с му( [)той смещается от нейтрального положений] з9 9тннК сообщая одну НЗ полостей гидроцилиндра с напорной гидролинией И вспомогательной насосной установки, а противоположную полость со сливной гидролинией. Поршень 7 под действием возникшего в полостях гидроцилиндра 8 перепада [c.19]
    Для того чтобы обеспечивался необходимый приток энергоносителя к двигателю при разных нагрузках, задвижка должна занимать разные положения. Соответственно разные установившиеся положения должен иметь и поршень 7 гидроцилиндра. Однако при всех установившихся положениях поршня гидроцилиндра золотник будет находиться в нейтральном положении. Следовательно, равновесное положение точки Е рычага ВЕС должно быть неизменным. Точка С этого рычага вместе со штоком поршня гидроцилиндра может занимать разные положения, в связи с чем процесс регулирования закончится при той угловой скорости вала двигателя, при которой муфта центробежного маятника (точка А) займет согласованное с точками и О положение. По схеме регулятора легко проследить, что при больших открытиях задвижки установившаяся угловая скорость вала двигателя будет меньше, чем при малых открытиях задвижки. Если построить зависимость установившейся угловой скорости вала двигателя от открытия задвижки, то получим статическую характеристику 1 (рис. 1.5, б). Предположим, что в точке Р отключена обратная связь 6 и этот конец рычага закреплен на внешней опоре. Теперь золотник может занимать нейтральное положение при любом положении задвижки 9 и одном и том же положении муфты центробежного маятника, поэтому регулятор имеет возможность поддерживать одну и ту же постоянную угловую скорость вала двигателя при любом открытии задвижки (статическая характеристика 2 на рис. 1.5, б). [c.20]

    Считая жидкость несжимаемой, можно утверждать, что количество жидкости, вытесняемое поршнем гидроцилиндра 1 в единицу времени (расход 0= У] S,), поступает по трубопроводу в гидроцилиндр 2, поршень которой перемещается со скоростью У = 0/ 2, направленной вертикально вверх (против внешней нафузки Рг)- [c.104]

    Пусть поршень гидроцилиндра 1, имеющий площадь 5), под действием внешней силы Ру перемещается вниз с некоторой скоростью Уу. При этом в жидкости создается давление р = ]/51. Если пренебречь потерями давления на движение жидкости в трубопроводе, то это давление передается жидкостью по закону Паскаля в гидроцилиндр 2 и на его поршне, имеющем площадь а, создает силу, преодолевающую внешнюю нагрузку Р2=р8г. [c.104]

    Следует отметить, что гидропривод с дросселем 5 на входе в гидродвигатель 4 (рис. 7.5), так же как и гидропривод с параллельным включением дросселя, допускает регулирование скорости выходного звена только при нагрузке на нем, направленной против движения. При помогающей нагрузке (совпадающей по направлению со скоростью движения поршня) может даже произойти отрыв поршня от рабочей жидкости в гидроцилиндре. Вероятность этого особенно высока, если произошло перекрытие дросселя, а поршень продолжает движение под действием сил инерции. [c.201]

    Суммирующий гидроцилиндр (рис. 2.77, а) имеет три входа-выхода А, Б VI В. Поэтому, если подать рабочую жидкость с величиной расхода О по каналу/4 в штоке 3, а каналы Б и 5 соединить с баком, то поршень 2 будет перемещаться со скоростью 1 , =42/(тсс/, ). [c.186]

    Одна из возможных схем подобных демпферов простейшего типа представлена на рис. 213, а. Поршень 4 снабжен цилиндрическим выступом 3 (с одной или с обеих его сторон), который перед концом хода поршня входит в камеру 6, запирая тем самым в сливной полости 5 гидроцилиндра некоторый объем жидкости. Нетрудно видеть, что скорость дальнейшего движения поршня 4 будет ограничена, поскольку блокированная (запертая) в полости 5 цилиндра жидкость должна быть выдавлена через дроссель 1 и через узкую радиальную щель (зазор), образованную выступом 3 и стенками камеры 6. В результате в этой полости создается противодавление, препятствующее движению поршня. С помощью дросселя / осуществляют регулирование эффективности демпфирования. [c.505]

    Применяются также цилиндры, в которых вращающаяся торпеда имеет самостоятельный привод. Торпеду закрепляют на валу, который проходит через инжекционный поршень и гидроцилиндр. Вал торпеды через редуктор получает движение от электродвигателя (торпеда вращается со скоростью 20— 50 об1мин). При использовании вращающейся торпеды температура материала распределяется более равномерно и обеспечивается лучшее перемешивание материала. Однако конструкции с вращающимися торпедами имеют те же недостатки, что и все торпедные конструкции не обеспечивается достаточно равномерное разогревание материала, не уменьшается сопротивление при течении материала и т. д. Кроме того, вращающиеся торпеды сложны в изготовлении и эксплуатации, поэтому широкого распространения они не получили. Лучшие условия пластикации материала (более равномерный прогрев,. меньшие потери давлений) обеспечиваются в конструкциях, в которых торпеда имеет узкие шлицевые каналы и множество проходных отверстий (рис. 69, в). [c.112]

    Гидравлический привод (рис. 2.126) осушествляет раздельное регулирование скорости гидродвигателя при движении в обе стороны. Скорость движения поршня гидроцилиндра 3 с двусторонним штоком регулируется дросселем 8. Поршень гидроцилиндра 3 будет двигаться влево и вправо с одной скоростью V. Остановка поршня возможна в любом месте при переключении распределителя 2 в среднее положение (электромагниты Э1 и. 92должны быть в этом случае выключены). Поршень гидроцилиндра 4 с односторонним штоком может двигаться в обе стороны с разными скоростями г 1 и VI благодаря различной настройке дросселей аппаратов 248 [c.248]

---

chem21.info