Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 63
Текст из файла (страница 63)
Для обеспечении герметич- освод П1 ф ф Рнс. 180. Силовой цилиндр с фиксироввипыы средним положением (а) п с неподвижным поршнем (б и в) ности места контакта стер1кня с трубой пропаивают оловом. Обычно для етого на стержне 2 выполняют дополнительные продольные пазы б, в которые до монтажа стержня в трубу вакладывают олово, при последующем нагреве ааполпяв>щее заворы. На рис. 181 изображена схема цилиндра со ступенчатым поршнем, применяя который можно 2 3 получить несколько скоростей поршня: при подаче жидкости в канал 1 получим максимальную скорость 4Я (2, = —;, (350) н минимальное усилие Р, = 4 ., (351) Рис. 181.
Схема силового цилиндра со ступенчатым поршнем при подаче жидкости в канал 2 получим среднюю скорость и (11' — о'е) 40 (352) н усилие и (11в — от) 4 (353) при подаче одновременно в каналы 1 и 2 — минимальную снорость ~в 1Р (354) 822 н максимальное усилие яоа Р,= — д. 4 (355) Скорость обратного хода (при подаче жидкости в канал 3) 40 а= л(2а-В;) (356) и усилие при атом Р я (2та Ра~) (357) 'Тандем-цилиндры. В некоторых случаях и в частности, когда ограничена возможность применения больших диаметров, но не 2 итти 4 Рта~ Рис. 182. Схемы тандем-цилиндров (358) 11' ограничена длина, применяют сдвоенные (тандем) цилиндры (рис. 182, а и б) и строенные, последовательно соединенные. Развиваемое усилие Р и скорость и' перемещении такого двухпоршпевого цилиндра определяются по выражениям Р =- р (Р, + Р ); 1+ а ягта, и ()та — аа) где Г,= 4 н Р,= 4 — площади живых сечений поршней.
Тандем-цилиндры широко распространены е гидроусилителях систем управления самолетом, применение в которых обусловлено требованием дублирования управления. При проектировании гандемных (двухкамерных) гидроусилителей следует учесть возможность перегрузки цилиндра по дав левики при неблагоприятных условиях перекрытий плунжером окон золотника н сочетании с изменением направления действия внешней нагрузки давление может достигать четырехкратного рабочего давления.
Допустим, что для преодоления внешней нагруаки Р,„,„(рис. 182, б) давление в камерах а и 2 должнобыть Раино Рыа,. Иначе говоРЯ, Р аа = 2Р аааР, где Š— площадь поРшна. Очевидно, что нри неблагоприятных условиях перекрытия нлунжером окон золотника и снижении внешней нагрузки Рма„до нуля давление р в камере 1 будет при подаче давления Рм,х в камеры 8 и 8 равно Р, =: 2р,х. В том же случае, если этим неблагоприятным условиям будет сопутствовать изменение знака нагрузки при сохранении ее величины (к примеру аэродинамической нагрузки на органы управления самолетом), давление в камере 1 будет равно Рх мах = 4Р~оах.
К.п. д. силовых гидроцилиндров Рассмотренная выше величина движущего усилия [см. выражение (347)) вычислена без учета потерь от трения движущихся частей. С учетом этих, потерь фактическое движущее усилие 1 х мох = 1 Чмех где х) = — — — механический к. п. д. силового цилиндра, велим мех р чина которого в зависимости от различных факторов колеблется от 0,97 до 0,85, среднее значение х~,„ = 0,95.
Фактический расход жидкости, скорость движения поршня цилиндра и площадь живого сечения поршня связаны зависимостью (360) где ч — потребныв расход жидкости в рабочем цилиндре; "- — объемный к. п. д. силового цилиндра; об у У и У вЂ” фактическая и расчетная (теоретическая) скорость поршня. В цилиндрах, поршни которых уплотнены резиновыми или кожаными маня етами или резиновыми кольцами, утечки жидкости практически отсутствуют, поэтому объемный к. и. д. монхно принять равным единице.
При уплотнении поршня разрезными металлическими кольцами объемный к. и. д может составлять 0,98 — 0,99. Отношение длины Ь хода поршня к диаметру В обычно выби- Ь рается — ($5. Предельное значение этого параметра исходя из .0 технологических возможностей рекомендуется принимать не более 20. Цилиндр с устройством для демпфирования. Силовые цилиндры зачастую используются для возвратно-поступательных перемещений тяжелых деталей с большими ускорениями, при которых силы инерции достигают значительных величин. С целью устранения в атом случае удара в конце хода поршня применяют силовые цилиндры с устройствами для поглощения (демпфирования) кинетической энергии массы путем превращения ее в тепло.
324 Одна из возможных схем подобных демпферов простейшего тина покааана на рис. 183, а. Поршень 4 снабжен цилиндрическим хвостовиком 8 (с одной или с обеих сторон), который перед концом хода поршня входит в камеру 5, запирая тем самым в нерабочей (сливной) полости цилиндра некоторый объем жидкости. Нетрудно видеть, что скорость дальнейшего движения поршня будет прк атом ограничена, поскольку блокированная (запертая) в нерабочей полости цилиндра жидкость долзка быть выдавлена через узкую радиальную щель (зазор), образованную хвостовиком 5 Рис. 888. Схемы силовых цилиндров с демвфериыми уст- ройствами н стенками камеры 5, в реаультате в этой полости создается противодавление, препятствуя>щее движению поршня.
Для регулирования эффективности демпфирования обычно применяют игольчатый вентиль 1. При обратном ходе поршня жидкость движется через обратный клапан 2 в обход дросселя. Схема подобного цилиндра с двухсторонним демпфировакием приведена на рис. 183, г. Конструкция цилиндра с таким демпфированием показана на рнс. 183, д. Применяются также иные схемы демпфирования большей или меньшей сложности, и в частности демпферы с переменным по ходу поршня сопротивлением (дросселированнем), а в некоторых случанх — дроссели переменного сопротивления в зависимости от температуры.
зхз Текущее значение давления в запертой полости цилиндра (в камере торможения) прн выдавливании из нее через радиальную щель (вентиль в перекрыт) жидкости движущимся поршнем находим, пользуясь выранзеннем (90) (приравниваем средний диаметр радиальной щели диаметру з>' выступа): Ар=в 12>з!'з'! яазз з 1 — длина части хвостовнка 8, утопленной в камере Б (путь торможения) (см. рис. 183, а); з) н >1„— диаметр хвостовнка 8 и камеры Б, в которую он входит; Р— диаметр силового цилиндра; У вЂ” текущая скорость поршня; я (2>з — з!з) 4 — площадь кольцевой полости цилиндра, в которой заперта жидкость; з1з в= " — номинальный радиальный зазор.
2 Этому давлению соответствует мгновенное усилие, развиваемое демпфером, Ра ~РР= аз 6Р. 12>з! У(з (361) На рис. 183, б н в представлены схемы цилиндров с демпферами переменного сопротивлении, причем на рнс. 183, в изобранзен цилиндр, со ступенчатым намененнем сопротивления, достигаемым за счет последовательного перекрытия ряда отверстий а, а на ркс. 183, б — с переменным по ходу, достигаемое с помощью узких каналов, выполненных на демпфнрующих хвостовнках с уменьшающимися по ходу поршня сечениями. Прн обратном ходе поршня жидкость заполняет полость цилиндра через обратные клапаны, минуя дросселирующне щели.
По мере перекрытия этих каналов движущимся поршнем сопротивление увеличивается. Путем соответствующего расположения каналов и выбора их размеров можно обеспечить требуемый аакон торможения. Гидроцилиндры поворотного действия 326 Для угловых перемещений приводимых узлов применяют гидроцилиндр поворотного действия (моментный гндроцнлиндр), который является объемным гидродвигателем с возвратно-поворотным относительно корпуса дви>кениез> силового органа, которым в данном случае является пластина, заделанная в вал двигателя (рис. 184). Силовые гидроцилнндры поворотного действия можно практически считать безынерционными двигателями, способными раз- а) Л Рис.
г85. Схемы многопластинчатых моментвых гидроцилиндроа Рпс. $84. Однопластггнчатый моментный гидроцилиндр Теоретическую величину крутящего момента М и угловой скорости ог на валу однопластинчатого цилиндра поворотного действия (рис.
184) рассчитывают по формуле М Р)7 йд(7) — а) Ь ')+ а ЬРЬ Пе г(а) (362) 2 4 8 80 Ь (Ра — ое) ' где М вЂ” крутящий момент, развиваемый цилиндром; 9 — расход жидкости; р — рабочее давление (перепад давления); 5 и гг — ширина и диаметр пластины (лопасти); Π— внутренний диаметр цилиндра; ю — угловая скорость вала. Давление жидкости — 200 кГ/сма и реже 300 кГ)сма. Применением многопластинчатых цилиндров (рис. 185, а) можно соответственно увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшается.
Для многопластинчатого двига- теля (364) 8О "= аь(7)а Иа) где х — число пластин (лопастей). Подобные двигатели применяют для больших ментов, который для трехпластинчатого типа (рис. гает при давлении 200 кГ)сага величины 40 пг ° лс. (365) крутящих мо- 185, б) дости- 327 низать большие крутящие моменты. Угол поворота однопластинчатого цилиндра может быть равен 270 — 280'. При конструировании этих цилиндров необходимо обеспечить жесткость их деталей для того, чтобы предотвратить выпучивание плоских поверхностей боковых крышек, в результате чего может быть нарушена внутренняя герметичность агрегата. Основная трудность при создании таких двигателей заключается в обеспечении герметичности.
Уплотнение осуществляется. как по торцу, так и по радиальному аазору с помощью резиновых манжет, приклеенных к лопасти, или колец круглого сечения. В некоторых конструкциях пластина помещается в пазу вала свободно и прижимается к поверхности цилиндра давлением нсидкости (рис. 186, а). Для предварительного прижатия пластины к цилиндру под торец ее помещают небольшие пружины. Прин<атие пластин часто выполняется эа счет утечек х.идкости а Ь 1р в,' дааа Рга а! Рис. 188. Схема поворотного гндроднлпндра с гидравличе- ским поджимом пластин (рис. 186, б).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
