/
Text
В. А. МАРУТОВ, С. А. ПАВЛОВСКИЙ
инженеры
ГИДРОЦИЛИНДРЫ
Конструкции и расчет
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
Москва 1966
таи опислиы и проанализированы
**^Xa «иовны» элементов гидроцилкндр.,. пред-
конструкции телескопических и поворотных
вопросы расчета на прочность основных
Чангов гидроцилиндра. даны рекомендации по выбору
LrepnxwB милей. технические требовании к ним. а
“к»е типовые технологические приемы изготовления
основных деталек- ,
Книга рассчитана на инженерно-технических работни-
ков запятых проектированием и эксплуатацией машин
с гидравлическим приводом, а также может быть исполь-
зована студентами вузов и техникумов.
Peneirb-in инж. А. Я. Гуревич
ПРЕДИСЛОВИЕ
Задача создания материально-технической Спазм коммунизма
неразрывно связана с дальнейшим неуклонным ростом техниче-
ского прогресса в машиностроении и повышением производитель*
ностп труда. Для решения этой грандиозной гадачн гнюбходимо
повышать темпы механизации работ, внедрять в промьтленность
автоматизацию производственных процессов, применяй, новей-
шие достижения науки и техники, широко использовать специа-
лизацию и унификацию.
Современные машины отличаются большой энергоемкостью
при сравнительно малых габаритах. Эту -.злачу помогает разре-
шить гидропривод, который во многих случаях превзошел по
своим качествам другие типы приводов и оказался простым и
надежным средством для получения возвратао-иосту нагельного
и вращательного движения.
В настоящее время гидропривод широко применяется в авиа-
строении, станкостроении, тракторостроении, сельхозмашино-
строении, строительных и дорожных машинах, горных машинах,
металлургии и т. д.
Одним из основных узлов гидравлической системы машины
является силовой гидроцилиндр.
Некоторые вопросы конструирования и расчета гидроцилин-
дров отражены в работах Батты Т. М., Богдановича Л. Б..
Брона Л. С., Ермакова В. В., Зайченко И. 3.. Хаймовича Е. М.
и Хори на В. II. Однако поскольку вышеуказанные авторы рас-
сматривали в своих работах общие вопросы гидроприводов, про-
блемы конструирования силовых гидроцилиидров они рассмот-
рели лишь частично.
Отсутствие работ по силовым гидроцнлнндрам служило при-
чиной тому, что конструкторы, занятые проектированием гидро-
фицированных машин, создавали многочисленные образцы гидро-
цилиндров, не соответствующих современным требованиям ма-
шиностроения, слабо учитывали отечественный и зарубежный
опыт.
В настоящее время ведется работа по отраслевой унификации
силовых гидроцилиидров. Кроме того, институтом BHIII К'трой-
дормаш разработана и введена с 1962 г. нормаль машиностроения
г
с эластичными уплотнениями для
' ffiUi...... МН 2251 61 МН 2255®
. :Нч,.-х"7’•цилиндры могу Г быть использованы
1 «ИИ» “ производ.
во многих машинах
спм не органнм’вана ла11а попытка обобщить опыт, на-
S предлагаемой ьн* (| чару6ежном машиностроении но
копленный н отечеств«е • ета (|- 113ГОТОвления силовых гидро-
вопросу конструирован . |
цилиндров- кпнстпукцнй элементов гидропилиндра не по-
M,hirou6pJ‘'H м книг(| все конструктивные реже-
••*Х’и:гн“/Х|Г"ктан<тнлнсь на наиболее типичных кон-
чи». ж . ,.че.е н и тготовленнн.
CTPi-K,»HUXi-lV и VI написаны инженером Марутовым В. А.
Глава V написана инженером Павловским С. А.
Международная система единиц СИ
ГОСТ 9867-61 устанавливает международную систему единиц.
1» геоетаы от системы единиц МКГСС и международную
можно воспользоваться таблицей
Содержит единиц
системы МКГСС
Ддива .... метр
Масса ... килограмм
Работа .... джоуль
Сала .... ньютон
Мсшость вап
Скорость метр в секунду
Ускорение » » »
в квадрате
Угловая ско-
кг
дм.
н
вт
м!сек
м/сек1
0,102 кГ-секЧм
0,102 кГ-м
0,102 кГ
0,102 кГм/сек
1 м/сек
I м/сек*
рость .......। радиан в секунду
Лакея» ньютон на
Объемный рас- I
доз ...........I
квадратный метр
метр кубический
в секунду
рад,'сек
н/м1
м3/сек
0,102 кГ/м*
1,000028-10-3 л/сек
ГЛАВА I
ОБЩИЕ ВОПРОСЫ УСТРОЙСТВА
И РАБОТЫ ГИДРОЦИЛИНДРОВ
§ 1. КЛАССИФИКАЦИЯ ГИДРОЦИЛИНДРОВ
Гидроцилиндр является объемным гндродвигателем. и котором
ведомое звено (шток, плунжер, вал) совершает ограниченное воз-
вратно-поступательное движение.
Гидроцилиндры делятся на силовые и моментные.
Силовые гидроцилиндры
Силовой гидроцилиндр это объемный гндродвнгате.ч.. в кото-
ром ведомое звено (шток, плунжер) совершает прямолинейное
возвратно-поступательное движение относительно корпуса гидро-
цилиндра.
Моментный гидроцилиндр это объемный гидродвигатель, в ко-
тором ведомое звено (вал) совершает возвратно-поворотное дви-
жение относительно корпуса гидропилиндра на угол, мень-
ший 360°.
Силовые гидроцилиндры делятся на гндроиилиндры двухсто-
роннего действия и гидроцилиндры одностороннего действия.
Гидроцилнндры двухстороннего действия
Гидроцилиндры двухстороннего действия делятся на:
а) гидроцилнндры с двухсторонним штоком;
б) гидроцилнндры с односторонним штоком;
в) гидроцилнндры телескопические,
г) гидроцилнндры комбинированные.
Гидроци.шндры с двухсторонним штоком
В гидроцнлнндре, выполненном по схеме рис. 1. скорость
перемещения поршня зависит от количества жидкости, поступаю-
щей в единицу времени, и определяется выражением
“° ЩИ-Л
к„|ЧЛ.,„, »„;,«КГП. ...... " “"'""UP. В
"SJTSS! ’««'«и .................» Ира-
......... „ нир,.цилиндра поршень со пионом 6уд„
вхю И левую полис направлениях с одинаковой скоростью
,,.умещаться нw а aaHHoro типа являются увеличенные
Немкмтком му расположен по обе стороны цилиндра.
., мр>нч IJK * (5 поршень неподвижен, а цилиндр жестко
В-'^3'1кивнжнон частью рабочего органа.
скреплен с new к цилиндрам, выполненным по
схеме рис. 1. б, жидкость может
подводиться как гибкими рукава-
ми,так и через полые штоки. Гидро-
цилиндр с двухсторонним штоком
может быть выполнен и со што-
ками неодинаковых диаметров.
Гидроци.шндры с односторонним
штоком
В гидроцилиндрах, выполнен-
ных по схеме рис. 2, а, при мини-
мально выбранном диаметре штока
Рве I Схемы пирошминдров с скорости перемещения поршня в
двухсторонним штокоч обоих направлениях отличаются
незначительно.
При увеличении диаметра штока скорости прямого и обратного
ходов с, и о, при подводе равного количества жидкости к по-
лостям цилиндра будут резко отличаться:
01
40<?i .
nD1 ’
40Q-
(1)
я (£*—</«) •
Если Q, = Q., to
«woc-ые ЛР°ЦИЛИHjpa позв°ляет осуществлять быстрые
«оста ласой61еЩеНИЯ П₽И ОТ11Осительно малой производитель-
• *гоаал« Знаковых скоростей перемещения поршня
с односторонним штоком
.... Tn?10UUjb штока была в 2 раза меньше площади
должен быть включен по
У способу, изображенному на схеме рис. 2, б.
При движении поршня вправо обе полости цилиндра соеди-
няются друг с другом, поршень перемещается со скоростью
Рис 2. Схемы гидроцилиндров двухстороннего действии
с односторонним штоком
v м/мин, вытесняя из штоковой полости жидкость, объем которой
равен
п ел (DJ - </»)
Ql --------40----•
Эта вытесненная жидкость поступает в поршневую полость
цилиндра вместе с жидкостью, нагнетаемой насосом, объем кото-
рой составляет Q.; отсюда
п . n(D= — <Р)у яР’о .
Q» +----40--=-4б~’
40<?з
я<Р
влево
400-
откуда
v -
При перемещении поршня
v = n(D*-rf*) *
Если скорости перемещения поршня в обе стороны равны, то
40(?1 = 40Q,
nd* л (D! — </’) '
дП-' 2nrf*. т. е. s« гле s" 11 s“- ||Л°щадц соот-
попшив и штока.
•”7 ла,«.м 1нЛференцна.11.иыи способ включения ци.
1 ГДй » ” »-»«. к»™ .ребуе™ „б„„еч“
\................. '".и |ф|< шачяг.-.п.иих усилиях
”Р" Да1ж™ «а
растяжение.
Гс лконичакие гндроци.шндры двухстороннего действия
Телескопический гндроцнлнндр двухстороннего действия вы-
плтнчетея но схеме рис. 3.
Рис- 3. Схема телескопического гидроцилннлра двухстороннего действия
Последовательность выдвижения поршней следующая: Dt,
D:. .. .. Dn. Скорости 1-го, 2-го, . . п-го поршней будут
определяться выражением
р|, я ~ ----- м!мин. (2)
- Пг1^’"ьв“ть обращая аидвяжеияю Скоро-
ста втягивания равны г
<5. _______________«X? .
" 7К7 ..ч-<2... .„) л,мин'
Р-левые ппнжепи1^ТОрО""СГО силового действия делятся на:
□£Т„ЫС- те-1еск°пнческие.
^золвеии^ по cx«e“^J?4 °дностоР°нние В гидроцилиндре,
•‘Ляжвити чм»»..-- с’ ’• а' скорость перемещения поршня
* —--а> времени количества жидкости, поступающей
, ". к опреж.„тя выражение п).
Гидроцилиндры плунжерные. В плунжерных гидроцнлиндрах.
выполненных по схеме рис. 4, б. скорость перемещения плунжера
определяется по формуле
где d — диаметр плунжера в см.
Гидроцилиндры телескопические односторонние Телескопи-
ческий гндроцнлнндр одностороннего действия выполняется по
схеме рис. 4. в. Последовательность выдвижения штоков следую-
щая: D D,.........D„.
Соответственно скорости штоков определяются формулой (2).
Комбинированные
гидроцилнндры
В тех случаях, когда для получе-
ния необходимого усилия нельзя уста-
новить гидроцилиндр с большим диа-
метром, но при этом длина цилиндра
не ограничивается, применяют сдвоен-
ные и строенные гидроцилнндры (рис. 5).
Последовательное соединение гидроци-
линдров увеличивает эффективную пло-
щадь, а следовательно, и тяговое или
толкающее усилие на штоке.
Усилие и скорость перемещения
поршня в последовательно соединенных
гидроцилиндрах определяются по фор-
мулам
Р Р (Ft -i Ft) кГ, v -
Рис 4 Схемы ГИДрОЦПЛНИА-
рое одностороннего действия
где р — давление жидкости в кПсм*;
Fi и Ft — эффективные площади цилиндров в смг;
Q — количество жидкости, поступающей одновременно
в последовательно соединенные
гидроцилнндры, в л!мин.
Рис. 6. Схема многоскоростного гидро-
цилиндра
Рис. 5. Схема сдвоенного гндро-
цилиндра
Для получения различных скоростей перемещения поршня при
питании от насоса постоянной производительности применяются
многоскоростные гидроцилиндры. Принципиальная схема много-
скоростного гндроцилиндра изображена на рис. 6.
„ жмкост» ПО трубопроымам I II 2 получ», шя.
„,!5» “«Ч«» 4(Х?
* asi-
Пои подводе жидкости по трубопроводу / получаем скорость
Р 40(?
°*' .l(D2-rfi)'
При подводе жидкости по трубопроводу 2 получаем наиболь-
шую скорость
ДОС?
t'a- ndf
Скорость обратного хода при подводе жидкости по трубопро-
ayJ <о<?
Для установки приводимого механизма в определенных про-
межуточных положениях применяются трехпозиционные гидро-
трехпозиционных гндроци-
оилмидры. Принципиальные схемы
кК“ ооизаны на Рис. 7. а и б.
женой на задней кпы.нй» \1ри положен1,я можно получить уста-
нссс иидявдоа штпк ₽ШКе основного гидропилиндра дополнитель-
“ливдра иРатакТЯГД^"ТВЗаД,,ЮЮ КРЬ1ШКУосновного
' м -гх'Гаетствуюи1ейPVi°uM' служит ограничителем хода. Выбо-
*•**> получить ’ибпр хада дополнительного цилиндра
Ьии цилиндпя ииоЛ?етЬе положе“»е основного цилиндра.
^левого по.1о*,.НияИН?КОВЬ,е ДИ8МетРы- то при движе-
ния к среднему установочное усилие
слагается только и < толкающего усилия заднего цилиндра умень-
шенного на величину тянущего усилия переднего цилиндра:
Р - (Iх).
При движении из среднего положения в конечное установоч-
ное усилие равно полному усилию переднего цилиндра'точно так
же, как и при движении из крайнего положения к среднему и из
среднего к нулевому. J
Трехнозициониые гидроцилнндры выполняются н но схеме
рис. 7, б. При подводе жидкости по каналу 1 шток гидропилиндра
устанавливается в крайнем левом положении; при подводе жид-
кости по каналу 2 шток гндроцнлнндра устанавливается в край-
нем правом положении; при подводе ЖИДКОСТИ одновременно по
каналам 1 и 2 шток гидроцилиндра устанавливается в определен-
ном среднем положении.
В конструкции гидропилиндра. изображенной На рис. 7.л.
поршень фиксируется в разных положениях при помощи сливных
пазов, расположенных вдоль стенки цилиндра. В целях умень-
шения автоколебаний применяется гидроцили и чр t дефферт-
циальным штоком. Поперечные пазы гидропилиндра при помощи
кранов /, 2, 3, 4 н 5 соединяются со сливом, кран I и дроссели 6
и 7 соединяют гидроцилиндр с одной из полостей.
При закрытых кранах 1. 2. 3, 4 и 5 поршень занимает край-
нее правое положение; при открытом кране / (остальные закрыты)
поршень занимает крайнее левое положение. Промежуточные
положения обеспечиваются при открывании одного из кранов.
При этом поршень перемещается до тех пор, пока его'кромка не
установит такое открывание щели в поперечном пазу, соответ-
ствующем открытому крану, при котором установится равновесие
между внешней нагрузкой, силой давления жидкости в поршне-
вой и штоковой полостях. При этом жидкость поступает через
дроссель 7 и сливается через щель, образованную кромкой поршня
и пазом. Колебания нагрузки вызывают автоматическое пере-
мещение поршня лишь в пределах десятых долей миллиметра при
кольцевом пазе. Переход от одного фиксированного положения
к другому обеспечивается закрытием одного и открытием другого
крана, около паза которого необходима фиксация поршня. С целью
обеспечения регулирования скорости перемещения поршня в обе
стороны в схему включены дроссели 6 и 7.
Очень часто в различных механизмах поворота, зажима, в ру-
левых машинах поступательное движение поршня силового гидро-
цилиндра преобразуется в угловое и поворотное перемещение.
В этих случаях применяются гидроцилнндры бесштоковые. К бес-
штоковым гидроцилиндрам относятся:
1) гидроцилнндры с двухсторонним поршнем и реечной пере-
дачей;
... aavxcropoHHiiM плунжером н реечной
S) i ндроцилиндры c «w
передачей; копвошипно-шатунным механизмом;
3» ।*ДР0ин ’“'^“ . винтовой передачей;
?! "Slmw- < передачей.
•' *-Ч4'41" ,.чемы гндроцилнндров ‘ Двусторонним
'‘р«чсЛ ..........................• рис- “•
V
г>
Рис. 8. Схемы поворотных
гндроцилнндров с реечной
передачей
Крутящий момент на выходном валу шестерни для гидроци-
лнндра по схеме рис. 8. а определяется по формуле
«Гем.
(3)
Крутящий момент на выходном валу шестерни для гидро-
цилиндра по схеме рис. 8, б и в
M = кГсм. (4)
где р — перепад давлении на поршне в кГ/см2;
D — диаметр поршня в сж;
.9* ~ Диаметр делительной окружности шестерни в см.
гловая скорость выходного вала шестерни для гндроцилнндров
<рис. в, в) определяется по формуле
® = рад!сек,
па^етР де-1НТ&1ьн°й окружности шестерни в см;
Ч - расход жидкости в см2/сек;
и ~ диаметр поршня в см.
• В fopioex О) « И) оиы трепня не учтены
Рис 9 Схемы пыроцн.тиид-
роке кримшипно шатунным
и к«лисчим мгтлнимами
Принципиальная схема гндроцилиндра с двухсторонним плун-
жером н реечной передачей июбраженз на рис. 8, г.
Для поворота выходного вала на угол *30' можно применить
гидроцнлнндры с кривошипно-шатунным
мами. Принципиальные схемы таких
гндроцилнндров изображены на рис. 9.
Угловая скорость выходного вала
гндроцилиндра определяется но формуле
4Q >/
" -дат
где Q — расход жидкости в см'/сек-.
D — диаметр поршня в сы;
/ — радиус кривошипа в см.
Крутящий момент на выходном валу
определяется из выражения
кГсм.
Принципиальная схема гидроци-
линдра с винтовой передачей изображена на рис. 10. Крутящий
момент на выходном валу гндроцилиндра (рис. 10) определяется
но формуле
где Р — усилие, развиваемое поршнем;
d — средний диаметр винта;
s — шаг винта;
f — коэффициент трения.
Угловое перемещение выходного вала определяется нз выра-
жения
Рис. 10. Схема гндроцилиндра
с винтовой передачей
где v — линейная скорость поршня
в см/сек-,
s — шаг винта в см.
Иногда для превращения возвратно-поступательного движе-
ния в возвратно-вращательное применяют силовые гндроцилин-
дры с цепной передачей. Принципиальная схема такого гидро-
цилиндра изображена на рис. II. Крутящий момент на выход-
ном валу звездочки определяется по формуле
Л1 £- (<j — ri?) рг кГем.
1|Пметр большего поршня u <Ж
Sssr.-sa^..^,
Рис- 11. Схема гидроцнлиндра с цепной передачей
Угловая скорость выходного вала определяется из выражения
ы — рад/сек.
Момент н ы е гидро ц и л и и д р ы
Для получения периодических угловых и возвратно-поступа-
тельных движений применяются моментные лопастные гндроци-
.шидры. которые могут быть однолопастнымн и ы ноголопастными.
Применением мвоголопастных моментных гидропнлнндров можно
Рис. 12. Схемы лопастных моментных гидроцилиидров
соответственно увеличить крутящий момент, однако угол поворота
при этом уменьшается. Принципиальные схемы однолопастного
и многоместных гидроцилиидров показаны на рис. 12. Кру-
"f.Валу однол°иастного цилиндра рассчитывается
по следующей формуле:
М -
' 8
•М — крутящий момент в кГсм\
b ,Р,^“ Давление жидкости в кГ/сл»;
' ширина лопасти в с.ч;
П “ -иаметр вала лопасти в см-,
наружный диаметр лопасти в см.
Для многолопастного гидроцнлиндра
М -"-((/-J1) /гГсм,
где г — число лопастей.
Угловая скорость на валу однолопастноги цилиндра сюре
делается из следующего выражения:
«оооо ,,
“ 1.,г„/“>*«
где Q — расход в л/мин.
Для многолопастиого цилиндра
800QQ
6г (У« - <,-«)
рад!сек.
Комбинированный гндроцнлнндр (рис. 13) выполнен в виде
силового цилиндра двойного действия, в котором возможно полу-
чение двух независимых регулируемых движений — вращатель-
ного и возвратно-поступательного.
Рис. 13. Схема комбинированного гидроцнлиндра
Это осуществляется с помощью одного поршня, в котором
между двумя глухими днищами образованы две продольные сег-
ментные полости. Каждая полость разделена лопастью, входящей
в продольный паз сектора на стенке цилиндра. Насос подает
жидкость через золотник / в полости а или б, благодаря чему
15
персмещешк- порчи,.. Ол„оврр.
"J„К.ПИИ > ЖИДКОСТЬ ИОДИСТСИ В волости ,
.4 “'"'’' Поворота, благодари чему обгепечипаепя ара-
СОЗДАВАЕМОЕ ГИДРОЦИЛИНДРОМ
на штоке гидропилиндра определяется
§2. УСИЛИЕ.
Движущее усилие
по
<“ww , pF‘Г.
_ ,, _ рабочее давление жидкости п кГ/ем-,
rx I мбочав плошидь порши» или плунжера и
р _ кпротнвлевие уплотнения штока н к.-;
р - сопротивление уплотнения поршня в кг;
R - сопротивление от вытекания масла из противополож-
‘ ной полости гидроцилиндра в кг.
Для гидропилиндра двухстороннего силового действия (см.
пне 2 о) при подаче жидкости в полость, противоположную
штоку, и гтя гндроинлнндров поршневых одностороннего сило-
вого действия (см. рис. 4, а)
F-О*
Для гидроцилиндра двухстороннего силового действия (см,
рис. 2, а) при подаче жидкости в полости со стороны штока и для
гидроцилиндров с двухсторонним штоком (см. рис. 1)
- л(Р«-<Р)
Для плунжерного гидроцилиндра (см. рис. 4, б)
Усилие трения Ru манжетных уплотнений штока зависит от
давления рабочей жидкости, коэффициента трения, величины
рабочей поверхности:
RUI = [indlp кГ,
где d! — уплотняемый диаметр в см;
‘ ~ Длина уплотнения в он;
** ~ К^^ицнент трения манжет о рабочую поверхность
• -ж- г.И*-2?ения /?г- Ман«етных уплотнений поршня следует
дочитывать по данной формуле. В случае применения
металлических поршневых колеи можно пользоваться выра-
жением
/?„ fi.idft (гЛ 4- р) кГ.
где d — диаметр цилиндра в см:
Ь — ширина поршневого кольца в см;
г — количество поршневых колец;
k — удельное давление кольца на стенки цилиндра;
Р — коэффициент трения для чугунных поршневых колец
ио стальной втулке.
Сопротивление R от вытекания масла из противоположной
полости
где р„ — давление подпора в кГ/сж* которое в случае непосред-
ственного слива через золотник в бак равно гидравли-
ческому сопротивлению магистрали слива.
Давление, необходимое для работы гнлроцнлнндра. опреде-
ляем из выражения
Р4(/?м4-ЯягЛ>
р 0,785 (Ds-d»)
Если в системе работает несколько гидроцнлнндров. го их
диаметры следует подбирать исходя нз равенства рабочих дав-
лений. В этом случае система будет работать на максимальном
к. и. д. и с наименьшими тепловыми потерями. Если по каким-
либо соображениям это условие выдержать невозможно, то
при работе различных цилиндров в системе каждый раз будет
устанавливаться давление, не равное давлению насоса или давле-
нию настройки предохранительного клапана, а давление, соответ-
ствующее внешним усилиям. Если же при этом производится ре-
гулирование скорости на выходе, то в гидросистеме до гидро-
цилиндра устанавливается давление, равное давлению настройки
предохранительного клапана, а за гидроцилиндром — давление
подпора, которое дополнит внешнее усилие на шток гидроиилиндра.
§ 3. К- п. Д. СИЛОВЫХ ГИДРОЦИЛИНДРОВ
Индикаторная мощность силового поршня
N = PV,
где Р — внешнее усилие на штоке;
V — скорость поршня;
Р = pF,.
где р — индикаторное давление;
Ei — площадь поршня.
N pVF,.
Мощность, фактически реализуемая в силовом гндроцнлиидре
V. PiFF„
где/>1 _ давление в силовом гндроцнлиидре:
pt = Ро — Ар,
rie Pia _ давление, развиваемое насосом;
Др —потери давления в магистрали.
JV. -- (р„ - Др) VF,.
Мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения в гидпл
цилиндре и преодоление сил от противодавления, ' р
где р. — противодавление;
F. — площадь противодавления:
F, = F, - F.
здесь F — площадь штока;
Рз=-=у^,
где.Д Т ~ c-VMMa с«л трения в гидроцилиндре,
п. п. д. силового гндроцилиндра равен
*1 = -^;
X Т - • PiFi
ч = 1-—£i__
Ро— /\р
«°Р«т перемок,
<>^,Ккп,км рзсвд жвд№п1
в л!мин.
Фактическая скорость
~ ^7^ м1мин-
где Qj, — фактический расход в л/жия;
<2* Qr-X?.
2 9 —сумма утечек через шток и норик-ш..
Объемный к. п. д. силового гндроцилиндра
В гидроцилиндрах с уплотнениями tn маслостонкой резины
или другими мягкими уплотнениями утечки почти отсутствуют,
и поэтому их объемный к. п. д. равен единице.
При уплотнении поршня металлическими поршневыми коль-
цами объемный к. п. д. снижается до 0,95—0,98.
38/2*
§ 4. ВЫБОР ГЛАВНОГО, ОСНОВНЫХ И РЕКОМЕНДУЕМЫХ
ПАРАМЕТРОВ ГНДРОЦИЛИНДРА
Главный параметр. За главный параметр обычно принимают
один из параметров, определяющий важнейшие конструктивные
н эксплуатационные качества машины или агрегата и являющийся
общим для всех типов машин и агрегатов. Главный параметр
должен быть постоянной величиной, не зависящей от других
параметров и в то же время определяющий наиболее полно экс-
плуатационную характеристику агрегата и его основные размеры.
Главным параметром ряда силовых гндроцилнндров является
внутренний диаметр цилиндра D. Внутренний диаметр цилиндра
является стабильной величиной и определяет технологическую
и эксплуатационную характеристику гндроцилиндра.
Ряды внутренних диаметров силовых гндроцилнндров. приме-
няемых отечественными организациями и зарубежными фирмами,
приведены в табл. 1.
Основной характеристикой ряда является величина
Ряд, который соответствует ряду предпочтительных чисел
R10 по ГОСТу 8032-56 со знаменателем ряда 1,25, имеет лучшую
характеристику — незначительное отклонение от среднего зна-
чения . Исходя из вышеизложенного, для силовых гидроцилин-
дров рекомендуется следующий основной ряд внутренних диа-
метров по ГОСТу 6540-64: 25; 32; 40; 50; 60; 80; 100; 125; 160;
200; 250; 320 и 400.
2* 19
3
5
g
АНХЯ
IS-SKM8
ин.чгяог.'<>»аь
USS ti’Jl <*K-1
wxei
эиине
i HW <
§ oi Sort
g-1 Igi i!2133=:
S> т rt in er. or
88=g 1 IВ 18g
« lg 1 ’3 S 'Б ’fc 1 ‘S
S
। । 3 | 13 1 I * I I § I § I 18 | 11 । §
I । । | 13 I I s। ।2g[ 18 । । । । ।
ФТзТТЗ I । 8 18/811 8 lg|g
? |S I IS । I 8 |8 |8 I I 8 j8 ig
? ,3
? |3
I 3|8|8 । । 8|| |g
I 8 ;8 |g | | 3 || । ।
3 I 13 I Г s I 8 I £ I I 3 11 I I
13 I I 88828 I I
I g I g ,i S | 8 | § | | 8 | 8 | ।
S2S83gS Sgggggg §8888
?|3|3 I I । з|§ |§ I I s1° I I
I I I |3 I I I з I о I $ I I 8|8 I I
s I |
!8glglg Iggll
38828g | 88g । |
l«|S||S| |8|S|§| |3||l
? 3 I -8 U I S I 8 I g I I 3 I § I g|
В качестве дополнительного ряда ГОСТ 6540-6» предусматри-
вает следующие диаметры- 28; 36; 45; 55; 70. 90 ПО- 140 180
220; 280 н 360.
Действующая нормаль машиностроения n.i iнтроцплнндры
(МН 2251-61) охватывает ииметры основного и дооолтпелыюго
рядов: 40; 50; 60; 70; 80 , 90. 100; НО. !. - и ад».
Основные параметры. Основными параметрами ряда nupouit-
динаров являются:
1) диаметр штока d.
2) рабочее давление р;
3) ход поршня S-
Диаметр штока. Если диаметр поршня !> определяет усилие
на штоке гндроцилиндра при ходе поршня вперед, то диаметр
штока d определяет усилие на штоке гидроцилнндра при ходе
поршня назад:
Р' = pF'
Ряд диаметров штоков также следует выбирать из ряда пред-
почтительных чисел. Рекомендуемый ряд диаметров штока, со-
гласно ГОСТу 6540-64, приведен в табл. 2.
Таблица 2
Отношение площади поршневой полости к площади штоковой
полости (т|>) определяет отношение скоростей прямого и обратного
хода.
Таким образом, при выборе диаметра штока необходимо поль-
зоваться величиной ф.
Рекомендуемый ряд диаметров цилиндров в штоков в зависи-
мости от ф приведен в табл. 3.
Оптимальное рабочее давление для гидроцилиндров. Рабочее
давление является стабильной величиной и определяет эксплуа-
тационную характеристику гндроцилнндров. Ступени рабочего
давления, являясь основным параметром ряда гндроцилнндров,
также должны укладываться в ряд предпочтительных чисел.
Влияние различных факторов на экономичность гидропередач
в зависимости от величины давления рабочей жидкости было
исследовано одной из зарубежных фирм на нескольких цилин-
драх одинаковой мощности, предназначенных для подъема груза
21
Таблица 3
.......— *-a-f,pW ,U"’M
.ЛА m нч высоту 0.5 Я за одно и то же время Основные
jSSpi“ табл-4- На
Рис. 14. Графики зависимости:
а - и. цилиндра от давления; б - стоимости обработки от давления
рис. 14, а представлен график, выражающий зависимость веса
цилиндров от величины давления рабочей жидкости, при построе-
нии которого было принято, что все сравниваемые цилиндры изго-
товлены из одних и тех же материалов. В результате исследования
было установлено, что общий к. п. д. при увеличении давления
Таблица 4
Основные размеры цилиндров для различной величины давления
рабочей жидкости
Наруж-
цилиндра
520
320
250
245
Ход
поршня
500
500
500
500
липдра
390
220
185
210
ухудшается, так как потерн на трение в уплотнениях увеличи-
ваются. При повышении давления от 50 до 450 кГ’см* трение
в уплотнениях увеличивалось в 4 раза, а к п. д. всей гидропере-
дачи понижался на 10—15%. Сравнивалась также стоимость обра-
ботки цилиндров в зависимости от величины давления при исполь-
зовании одних и тех же методов (предварительной токарной
обработки и окончательного хонингования» Результаты этого
сравнения представлены графиком на рве, 14. 6
Из графика можно сделать вывод, что для большинства цилин-
дров оптимальная величина давления рабочей жидкости состав-
Рис. 15. Статистические дайны применения рабочего давле-
ния в гндроцилиндрах в США с 1957 по 196.1 г
ляет 250—300 кГ/см*. Можно предположить, что дальнейшее
улучшение свойств материалов и развитие методов обработки
приведут к повышению оптимальной величины давления.
Статистические данные применения рабочего давления в гидро-
цилиндрах различных фирм США за период 1957—1963 гг. пока-
заны на рис. 15.
Учитывая все вышеизложенное, а также состояние и общие
перспективы развития гидропрнводостроения в СССР, рекомен-
дуется применять в гндроцилиндрах в период 1965—1970 гг.
следующие ступени рабочего давления: 63. 100, 160 . 250 к/7сл*.
Ход поршня. Вопрос организации серийного производства
унифицированных гидроцилиндров на специализированных заво-
дах вызывает необходимость принять размеры ходов поршня
также из ряда нормальных линейных размеров. Это упрощает
технологию и дает возможность заводу-изготовителю иметь на
складе задел готовых гидроцилиидров.
До проведения отраслевых унификаций силовых гидроцнлин-
дров в вопросе выбора величин ходов поршня так же, как и в во-
просе выбора главного параметра, не было никакого порядка.
В настоящее время многие отрасли машиностроения стремятся
упорядочить этот вопрос, следствием чего явилась разработка
п табт 5—9 приведены ряды ходов
ри» "которых отечественных оргвннмциЛ
^Жбежных фирм- таблни. л также анализ применяв-
Анализ вышеуказаниых • в Ъ1,1Ч1|,4Х отраслях машнно-
жхтн гидрошминдро» по д х£)Да иоршня укладываются
строения показывают. Таблица 5
Хох поршня по МН 2251-61
40
50
80
НЮ
К*'
125
160
100
125
160
200
16П
320
41X1
500
125
160
200
250
320
400
5(Х1
630
160
200
250
320
400
I 500
630
ню
200
250
320
400
500
630
.ми
1.000
250 320 400
320 400 500
400 500 630
500 030 800
630 800 1000
800 1000 1250
НИЮ 1250 1600
1250 1600 2000
Таблица 6
Ход поршня по типажу гндроцнлиндров для горных машин
— 60 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630
80 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630
100 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630
125 0*' 125 160 200 250 320 400 500 630 800
160 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000
200 200 250 320 400 аОО 630 800 1000 1250 1600
Таблица 7
Ход поршня гндроцнлиндров народного предприятии
«Гидраулик», ГДР
25
Ход поршня в .я«
100 100
160
140
180
224
280
315
400
500
400
500
630
800
1000
80
90
100
110
125
160
200
200
200
200
315
355
400
450
500
450
500
560
630
710
630
710
8Q0
900
1000
1250
1400
16 Ю
1800
2000
Хол поршня (илроиидиндров ПО ТГЛ I09M ГДР
25
40
50
63
80
90
100
25
40
40
125
63
80
80
40
40
63
ИО
100
100
125
125
80
W
80 1
100
125
123
160
X»
НЮ
яю
100 160
125
160
160
200
аю
дю
2S0
320
400
400
500
500
кю
1СЮ0 I
(ПО
.Л.1
12S0
6Ю 1ОЮ поо 1400
6-Ю 1000 1250 1600
&Ю 1250 1400 1 1800
800 1250 . 1600 2000
Ход поршня гидроцнлиндроя фирмы Лашем. ФРГ
в ряд R10 нормальных линейных размеров по ГОСТу 6636-60.
а также соответствуют ГОСТу 6540-64 на основные размеры
гидравлических и пневматических цилиндров.
Возникает вопрос о выборе верхних и нижних пределов.
Верхние пределы выбираются вполне обоснованно; они ограни-
чиваются величиной в 10 диаметров цилиндра:
S < I0D.
Это обусловлено расчетом силового гидроцнлнндра на продоль-
ный изгиб с совместным сжатием под действием усилия, разви-
ваемого гидроцилиндром при рабочем давлении до 200 кПсмг.
а также технологией изготовления. Нижние пределы ходов
выбираются по их применяемости.
21 заделку шток“- Т1)Ы подводящих отверстий выбираются
Рекомендуемые диаметры и д ( ш||Я |( макС11Малы,0Й
„ .«вжнмости B фоходном отверстии. В таких отрас-
скорости потока жидкоетп в щ ' е тракторное и сельско-
лях машаностроени-^• ДОрожное и горное машипострое-
хозяйственное Maiu" Ти в нагнетательных трубопроводах,
кие. скорость потока уменынсния потер напора,
принимается до 5 м!сек.
Скорость перемещения црршня в
гидроцилиндре может быть разной.
Однако на практике скорость поршня
более 5 м/мин встречается редко. Если
Таблица Ю
Диаметры пмводящих
отверстий
5.12
6.5
юл
13,0
16.25
20.8
26.0
32,5
12
20
принять максимальную скорость вы-
движения штока и равной 5 м/мин, а
скорость потока жидкости в проходном
отверстии Vi. равной 5 м!сек, то из выра-
жений
100
125
' 160
Mt,
где Q — расход жидкости через проходное отверстие в л/мик",
d — диаметр проходного отверстия в льи;
D — диаметр поршня в см,
получим
d 4.6 4,6D = 1.29D мм,
при диаметре поршня D в мм получаем
d^0,13D.
Рекомендуемые диаметры подводящих отверстий, вычисленные
сходя из вышеуказанных условий, приведены в табл. 10.
Одним из рекомендуемых параметров гидроцилнндрэ является
заделка штока в цилиндре — расстояние от середины поршня
до середины направляющей штока при выдвинутом штоке.
ри монтаже силовых гидроцилиидров в гидросистемах еле-
-/е: применять такие методы крепления, которые бы не допу-
^ти вовсе или сводили до минимума боковые нагрузки на шток.
J <.* рузки приводят к быстрому выходу из строя уплотнений
и износу деталей цилиндра. При наличии боковых нагрузок сле-
дует максимально улучшать направление штока к увеличивать
его заделку в цилиндре. Увеличение заделки ведет к увеличению
габаритов гидроцилиидров по длине, поэтому необходимо выбрать
оптимальную величину заделки Н.
Для верхнего предела хода поршня, ограниченного в 10 диа-
метров. рекомендуется величина заделки tie меньше 10% от
максимального хода S:
Главный, основные и рекомендуемые параметры для силовых
гидроцилиидров сведены в табл. 11. Таблица составлена с учетом
Годный И
Главный, основные н рекомендуемые параметры для ряда
силовых гидроцилиидров
Диаметр
штока
Н>"
25" 32"'
70 80
1000 12501
169
40015001
Г.’'"
II'
140
90
ПО
1(4,
125
H.I
2141
20 100
112000 25 1 125
।2500 32 160
XOUO4U444 ОЧЧ ОО"
320 4 •" 500 63' 8<М I
400|500 630 800 "«Л I!
530j630 800 1000
100
125
160
250
100 125 160200; 250
100 125 I6O 200I 250
•‘’''200 250 3201 400
21Ю25<‘32 > 4оо
“--“•Чио 5>Х> 6301
160 200 2оО|320 4UOI &0U 630
160 200 250 320400 500 63"
91 125I60 200“’J| е>"4'«--атп к*» enoIl
• 160'200 250
200 250 320
40(1
ГОСТа G540-64, нормали машиностроения на гидроцилнндры
(МН 2251-61), а также опыта конструирования гидроцилиидров
в СССР и за рубежом.
КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ
ГИДРОЦИЛИНДРОВ
ЭЛЕМЕНТОВ
Силовой гндроцнлиндр состоит из следующих основных кон-
структивных элементов:
I) соединения головок с гнльзон,
2) поршня со штоком;
3) направляющей штока;
4) демпферного устройства;
5) грязесъемника;
6) устройства для удаления воздуха;
7) устройства для подвода рабочей жидкости;
8) устройства для крепления гндроцилиндра к машине.
§ I. СОЕДИНЕНИЕ ГОЛОВОК С ГИЛЬЗОЙ
Соединение головок с гильзой в значительной степени опреде-
ляет технологию обработки гильзы, а также технологию сборки
всего гндроцилиндра. В конструкциях гидроцилиндров приме-
няются следующие методы соединения головок с гильзой:
I) на болтах;
2) на наружной резьбе;
3) на внутренней резьбе;
4) на наружных полукольцах;
5) на внутренних полукольцах;
6) на закладной проволоке;
7) головка глухая;
8) головка приварная;
9) на штифтах;
10) на стяжных шпильках.
Соединение головок с гильзой на болтах. Основные конструк-
™зние решения соединения головок с гильзой на болтах пока-
на ,рйс’ ^РимеР применения этого метода крепления
на рис 17. Из рисунков видно, что данный метод
' » .Л 1Я..,р. ует налияия У торца гильзы утолщенного пояса
— фланца, который может быть получен путем отливки
ГИЛЬЗЫ, Приварки, высадки гильзы или путем использования тол-
стостенной заготовки с последующей обточкой средней части
гильзы по наружному диаметру. Литая гильза имеет повышенный
вес и не гарантирована от раковин и пористости. При обточке
гильзы из толстостенной трубы много металла уходит в стружку.
Высадка гильзы довольно трудоемкая опяраци i, гребуюшдя
наличия специальных машин. При соединении головок с гильзой
на болтах наиболее часто применяются приварные фланцы.
Соединение головок с гильзой на наружной резьбе. На
рис. 18 а — г изображены основные конструктивные решения узла
Рис. 17. Конструкция гндроцилиндра иа болтах
соединения головок с гильзой на наружной резьбе. Наиболее
широкое применение на практике получили конструктивные
решения, приведенные на рис. 18. а и б. Примером применения
данного метода крепления головки с гильзой могут служить
гидроцилиндры завода «Красный экскаватор» (рис. 19, а) и гидро-
цилиндры по МН 2251-61 и МН 2255-61 (рис. 19. б). Метод крепле-
ния крышки с гильзой на наружной резьбе имеет следующие
недостатки:
1) необходимость обработки гильзы по наружному диаметру;
2) усложняется ориентировка штуцеров;
3) часто головка центрируется по двум поверхностям (рис. 19, а);
v n ч
Рис. 18- Соединения головок с гильзой на наружной резьбе
Рис. 19. Конструкции гндроцнлиндров:
мн „ п мн ИБН|
4) при иаворачиванин головки возможно закручивание vium.
нителыюго колыш (рис. 19, а).
Соединение крышек с гильзой на внугреиней резьбе. На
рис. 20. а г изображены основные конструктивные решения
узла соединения крышек с гильзой на внузреннЙ резьбе. Наиболее
широкое применение на практике получили конструктивные ре-
шения. показанные на рис. 20. а и б. Лучшим является кон-
структивное решение на рис. 20. б. так как н этом случае упро-
щается головка, н при ее навинчивании отпадает опасность скру-
Рис. 21. Соединения головок с гильзой иа наружных полукольцах
чиванмя уплотнительного кольца. Конструктивное решение на
рис. 20, г применяется обычно в гидроцилиндрах плунжерного
типа.
Соединение крышек с гильзой на наружных полукольцах. Со-
единения на наружных полукольцах изображены иа рис. 21.
Наиболее часто на практике применяется конструктивное реше-
ние, показанное на рис. 21, а. На проточенный конец гильзы 1
надевается фланец 2, который при сборке продевается вправо
до упора таким образом, чтобы он открыл канавку под полуколь-
цом. В канавку вставляется два полукольца 3, и фланец при сдвиге
влево охватывает их, после чего на гильзу надевается уплотне-
ние 4 п головка 5. Фланец 2 и головка 5 стягиваются болтами.
Недостатки этого метода крепления следующие:
1) необходимость обработки трубы по наружному диаметру;
2) проточка канавки под полукольца ослабляет сечение гильзы
и влечет за собой увеличение ее толщины.
..unini очень топкая пли "э алюминне-
В гех случаях, к”'^' ' ’ |етрУктнв11ое решение (рис. 21. в),
вых сплавов ''^’'^V nubay надевается фланец 2. который
Гильза / имеет бурт на • j * че|.о |Ш бурт надеваются
свободно проходят над б)^ сдв||ге влев0 ОХНатывает их.
два полукольца 3 н фланец к ГЯП1вается с фланцем болтами.
На гильзу надевается mo „ головка имеют квадрат-
Обычно при 1’тягива |. '"агабарит гидроиилиидра, гак как болты
“»“мр“”' Реже "р"“ен”от к’”,м“е
Рнс. 22. Гидроинлиндр конструкции ЭНИМС
На рис. 22 изображен силовой гидроцилиндр с соединением
головок с гильзой на наружных полукольцах, применяемый
в станкостроении.
В тех случаях, когда хотят иметь круглую головку неболь-
шого диаметра, применяют конструктивное решение (рис. 21, е
и ж), где головка с фланцем соединена резьбой.
На рис. 21, з, и, к, л изображены соединения гильзы с голов-
кой при помощи охватывающих полуколец. К гильзе / приклады-
вается головка 2, на бурты гильзы и головки надеваются два
полукольца 3, которые сверху охватываются цельным кольцом 4.
Соединение крышек с гильзой на внутренних полукольцах.
Конструктивные решения узла соединения головок с гильзой на
внутренних полукольцах показаны на рис. 23. Наибольшее рас-
пространение получило конструктивное решение, приведенное
на рис. 23. а. В гильзу / вставляется головка 2. головка прого-
няется вправо до тех пор, пока левый ее торец не пройдет мимо
канавки под кольца. В проточку вставляются полукольца 3,
головка поршнем сдвигается влево и запирает полукольца. На
головку надевается втулка I и стопорится пружинным кольцом 5
Недостаток этого метода крепления заключается в то1. что при
.....ч' - raw, ... .. .
и при этом уплотнительное '
кольцо 6 прогоняется мимо 5
подводящего отверстия, ко- 1
торое своей кромкой может
его повредить. i
Конструктивное решение I
на рис. 23, б позволяет иметь
меньший ход головки. Если
ГОЛОВКУ 3 ВЫПОЛНИТЬ без ус- рпс. ОД Сое!»™. ГОЛОВОК С гильзой
тупа под полукольца 2. а ус- >и мррпн,
туп сделать па крышке /, то
вообще не потребуется смещать головку 3 при сборке. для |ЦЧ.Л.
отвращения выпадания крышки / она стопорится банами Гидро-
цилиндры с соединением на внутренних полукольцах широко
распространены в угольном машиностроении. На рнс. 21 показан
гидроцилиндр Копейского завода угольного машиностроения.
Рис. 2'1. Гндроцилпндр конструкции Копейского зяпадп угольного
машиностроения
Соединение головки с гильзой на закладной проволоке. Этот
метод крепления показан па рнс. 25. В гильзе /ив передней
головке 2 делаются проточки, для заведения проволоки в гильзе
предусмотрено окно. В гильзу вставляют головку до совпадения
проточек, после чего в проточку через окно вставляют прово-
локу 3. Проволока может быть круглого или прямоугольного
сечения. На рис. 26.а показан гндроцилпндр фирмы Ортман-
В. А. Марутоп 667
с креплением головки с гильзой на одной заклал
. 26 (5 изображен гндроцилиидр с крепл!
но* нрсв^нке )|;) днух 1аклаДных проволоках. рабо^
ЙЖ ".ф<>ЦН,Н|НДр*
р»с °5. Соединение головки с гильзой
* из закладной проволоке
Метод крепления радо-
вок с гильзой 11;1 зак °
нон проволоке оригинален
сравнительно прост н ком’
пактен, однако с увеличе
нием рабочего давления в
гидроцилиндрах необходи-
мо увеличивать и сечение
проволоки, что ведет за
собой трудность ее заводки
Задняя головка глухая.
Плунжерный । ндроцнлпндр с глухой задней крышкой изобра-
жен на рис- 27. Гидроцилнндры такой конструкции применя-
ются очень редко. Недостатки такой конструкции следующие:
Р*с 26 Конструкции гндроцнлиндров:
><ш О₽зв»».|ц11ЛЛГр (США); в—фирмы Тисом (Дания)
1) гильзу необходимо либо отливать, либо точить из бол-
ванки с отходом в стружку более 80% металла;
2) глухая гильза не технологична.
Глухие гильзы применяются в основном на плунжерных гидро-
цилиндрах одностороннего действия, где отпадает необходимость
в обработке гильзы изнутри.
Рис. 27. Конструкция гидропилиндра с глухой задней головкой
Головка приварная. В гндроинлиндрах приваривается в основ-
ном задняя головка, что проще и технологичней. Гидроинлинд-
ры’с приварной задней головкой нашли широкое распространение.
На рис. 28 изображен пример применения приварной зад-
ней головки в гпдроцилинд-
рах. А-ЦЙ
Метод крепления крышки с
гильзой путем сварки имеет еле- -X’ ’ Иц, .
дующие недостатки: лз х .'
1) возможность поводки s' '
гильзы; / । W^Hl^*** “ п
2) усложняется обработка | ц ... HKpfj JfJ---------II- -
глухого отверстия. \ Уч. >7 к _ Ц )
Преимущества данного мето- Т. >—I
да крепления — простота и ма- х, V. |юЦр
лые габариты. ----И 4.. . ...-J
Соединение головок с гиль- рис 28. Конструкция гидропилиндра
зой на штифтах. Гндроцилиндр с приварной, вмяей гаммой
с креплением головок на штиф-
тах изображен на рис. 29. В гильзе / в сборе с головкой 2 свер-
лятся по периметру глухне отверстия, в которые запрессовыва-
ются цилиндрические штифты 3. Штифты имеют в верхней части
отверстия для соединения их проволокой. Такой метод соединения
головок с гильзой применяет французская фирма Испано-Сюиза.
Соединение головок с гильзой на стяжных шпильках. Метод
соединения головок с гильзой на стяжных шпильках является
одним из самых простых н технологичных как в изготовлении.
- „к.. Данный метол крепления обладает рядом суще-
гак и н сборке . • иш с.,ав11еншо с вышеизложенными мето-
ственных нренм)ш«х1г
““п -....— ™1ТО.
21 ГЖК "° »ме’Р1';
стенной груоы исл г отсутствие приварных деталей;
4) простота ориентировки штуцеров;
5) простота сборки и разборки;
6) максимальная унификация деталей
Рис 29. Соединение
головки с гильзой на
гидроцнлиндра при компоновке их в раз-
личных исполнениях по типу крепления к
машине.
На рис. 30, а — г показаны основные
конструктивные решения соединения крышек
с гильзой на стяжных шпильках. Наиболее
простым является конструктивное решение,
изображенное на рис. 30. а. так как в этом случае не требуется
обрабатывать гильзу по наружному диаметру и головка полу-
чается наименьших габаритов. Однако внутреннее давление в
гндроннлиидре деформирует гильзу и увеличивает зазор между
уплотнительным кольцом и гильзой, создавая опасность выдавли-
вания кольни в зазор. Опыт эксплуатации гидроцнлиндра с та-
ким конструктивным решением позволяет рекомендовать их па
давление до 200 кГ/см'1.
Рмс 30 Соединения головки с гильзой на стяжных шпильках
Конструктивные решения (рис. 30, в и г) обеспечивают допол-
нительную герметизацию (уменьшение зазора между головкой
и гнльзои) с увеличением рабочего давления.
Примеры применения соединения головок с гильзой на стяж-
ных шпильках показаны на рис. 31, а и 6.
и х,,3 рнс 32 показано, как изменением только одной детали
г*п\1«.1Г'ИТЬ ’еВЯТ1’ испо-1ие,,ий гидроцнлиндра по типу
кроиеяия к машине. 7
инным головок с гильзой по различным вышеука-
ра/ючей жите«4» ,“""лек* очень часто применяется подвод
>• цИ/Ле₽СЗ б°бы"1Ку’ пРиваре11ную к гильзе. В этом
У, ,г/ десять аариантов ориентировки штуцеров.
при массовом производстве, так как необ-
ходим» иметь н заделе 10 вариантов гильз. При соединении голо-
вок с гильзой па шпильках получаем все 10 вариантов ориенти-
ровки штуцеров простым поворотом юловок при сборке
Анализ различных типов крепления головик к гильзе, их
достоинств и недостатков позволяет дать следующие рекомен-
дации.
Для стационарных машин, где вес н габариты не играют особо
важную роль, рекомендуются гидроцилнндры наиболее техноло-
Рнс. 31. Конструкции гндроцилнндров:
а — гндроцнлнндр тракторный; б — гндроцплиндр фирмы Мартой (Шмица)
гичные и простые с креплением головки к гильзе на стяжных
шпильках и на наружных полукольцах.
Для самоходных машин, где особую рать играют габариты
и вес. рекомендуются гидроцилнндры с креплением головки
к гильзе на внутренней резьбе, наружной резьбе и внутренних
полукольцах.
Учитывая то, что почти каждый из вышеперечисленных типов
крепления имеет свои достоинства, в специальных гидроцилии-
драх можно применять тот тип крепления, который наиболее вы-
годен для конкретных условий.
Уплотнение неподвижного соединения крышки с гильзой. Ана-
лиз основных конструктивных решений узла соединения головок
с гильзой показывает, что основным типом уплотнения головки
„ Лобвазное кольцо круглого сечения. Резино-
„ |Н.,мы ял1чекя' сечення имени ряд конструкт!..ях иренму-
ЖХ.Х-МОЫЙ М*)1’"1* _пторЫх являются
«ест». основными благодаря чему представляется в.нмож-
И малый габарит, габар11ТЫ узла уплотнения гильзы
вым значительно у«*
- самог” у|Ь,”""""“
Конструктивные варианты уплотнения неподвижного соеди-
нения крышки с гильзой при помощи круглых колец показаны
на рис. 16-3!.
Начальная герметичность при отсутствии давления создается
за счет контактного давления, достигаемого предварительным
сжатием круглого кольца. Под давлением жидкости плотность
«ггажта увеличивается Для предохранения круглых колец от
шджпваиия в зазор применяют защитные кольца. В пеподвиж-
соединении крышки с гильзой защитное кольцо помещается
°J“?*.CTOPO,,U <Р-с. 33, в). В соединении крышки с гиль-
оСоитись и без защитного кольца, если центрирующую
Р ть крышки выполнить с разными посадками, например,
диаметр D, (рис. 33. б) по X». а диаметр D, по С». Защитные
кольца рекомендуется применять для давлений свыше 100 кГ см*.
При высоких давлениях возможно значительное расширение гильзы
гндроцилиндра по диаметру. Это приводит к увеличению перво-
начального зазора г (рис. 33, а), что может при отсутствии защит-
ных колен выдавить уплотнительное кольцо в зазор. Защитные
кольца изготовляют из эластичного материала, обладающего до-
Рис 33. Уплотнение неподвижного соединения головки с гильюб
при помощи круглого кольца
статочной жесткостью. Чаще всего они изготовлены из кожи,
капрона, нейлона и фторопласта-4. Защитные кольца могут быть
разрезными и цельными. Стыки разрезных колец выполняются
внахлестку.
Кроме_ круглых колец для уплотнения соединения крышки
с гильзой применяются уплотнительные прокладки из фторо-
пласта-4. Эти прокладки долж-
ны быть защищены от выдавли-
вания в стыковой зазор, для чего
их помещают в специальные ка-
навки (см. рис. 30, г). Такой
тип уплотнения чаще всего
встречается у гндроцилнндров
с фланцами и стяжными шпиль-
ками и широко применяется в
США фирмами Виккерс, Мил-
Рас 34 Типы металляческИк трубок
лер и др.
Для уплотнения неподвижных соединений гндроцилнндров
высокого давления, работающих в условиях высоких температур,
применяют различные упругие металлические прокладки, а также
пустотелые металлические кольца круглого сечения. Существует
три типа уплотнений из полых трубок.
Тип первый — полая трубка, свернутая в кольцо, концы
трубки сварены. Это уплотнение может выдерживать давление
до 30 кПсм* в зависимости от толщины стенок трубок.
Тип второй — кольца первого типа, наполняемые газом под
давлением 42 кПсм*. Эти кольца применяются в системах с таким
же давлением (рис. 34, а).
Наибольшее распространение получили уплотнительные кольца
третьего типа. В этих кольцах для выравнивания давления в трубке
39
о,п.-тия соединяющие внутреннюю По.
битного дамения (ряс, 34. 6).
.„л, . "" „логнсииП. обичпо nunn круглое
Р1м. i!Pu«"«<«• * * ;акЖ1. трубки квадратного сечения.
-ж «ж» <Я«Й „ТУТ (МП. плоскими прогтраиетяе,,.
у „,nairea»"“' кМ“’ „Ляеиие к гачнотти размерен колец,
чи.чи Гре*'"’"""' трубок нужно учесть следующие ре-
При “.'""Хоотки ДОЛЖ.ии и ии вдоль контура УП.1ОТ-
кечей ьюии ' “ "р„ „„ради. радиусу и поперечные следи
„е.ич. га« Kak,;,„ J Hb,>,u каналами для утечек; для понышСикя
уяляклея потеякка.™” дические покрытия
да S5S-’"*’• '»• Т......ЯН „
Материалы трубок и покрытия
Материал трубки, покрытие
Низшее температуры
I Средние температуры
I От вязкой до высокой тем-
пературы
Высокая температура
Радиоактивная среда
Коррозионная среда
Жидкие металлы
Вакуум (средняя темпера-
тур)
Вакуум (высокая темпера-
ПР) '
Материал — нержавеющая сталь; покры-
тие — тефлон или серебро
Практически любые материалы и любые
покрытия
Материалы — инконель, инконель X; по-
крытие — серебро, золото, платина
Материал — инконель, инконель X. туго-
плавкие металлы; покрытие — серебро, зо-
лото. платина
Материал — нержавеющая сталь; покры-
тие — серебро, золото, платина
Материал — нержавеющая сталь; покры-
тие — тефлон
Материалы — нержавеющая сталь, инко-
нель, инконель X; покрытие — серебро или
медь
Материал — любой; покрытие — тефлон,
серебро
Материал — инконель, инконель X; по-
крытие — серебро, золото, платина
Основные данные для колец третьего типа указаны в табл. 13.
Эти уплотнения могут работать при давлении до 3500 кПсм2.
Выбор материала уплотнения и покрытия зависит от темпе-
ратуры н уплотняемой среды.
Примеры конструкций ухтов с применением уплотнений с по-
.ми металлическими кольцами показаны на рис. 35. Первона-
уплотнение создается с помощью болтов. В уплотнениях
- '-U! 'Р" УВ€ЛИЧЯП|Я Давления в системе трубка допол-
• ю реформируется, в результате чего уплотнение становится
пдекшм. Величина предварительного сжатия колеи
- острого определенной, так как если уплотнение сжать
Таблица IS
Основные paiMcpu колец ipetbeto imiu
Продолжение табл. 13
Идружиы»' Толши"-1 1 Мапфим Нержавеюща» сталь .Алюминий Удельная ‘“JV**!"’1 7,9—45 4.5 .«'формация 0,15-0,18 0.08
7.91 ,.я Нержавеющая сталь 36 о.13
9.53 0,89-1.2-1 Нержавеющая сталь 9-31.5 0.13
2.03-3.05 Нержавеющая сталь 59.4-136.8 0.203-0.18
очень сильно, то неполностью используется сила упругости тру-
бок. Вследствие этого большое внимание при конструировании
соединений с кольцевыми
уплотнениями уделяется конструкции
' фланца. Чистота обработки рабочих
поверхностей фланца зависит от окон-
чательной обработки колец и от уплот-
няемого вещества. Фланцы для ко-
лец с металлическим покрытием, пред-
назначенных для уплотнения тяжелых
масел и смол, и для колец, покры-
тых тефлоном, предназначенных для
уплотнения обыкновенных гидравли-
ческих масел, должны иметь высоту
микронеровностей не более 0,0012 о.
Фланцы для неплоских колец,
применяемых для уплотнения тяже-
лых масел и смол, для колец с по-
крытием, применяемых для маловяз-
ких жидкостей (вода), и для колец,
покрытых тефлоном, применяемых
для уплотнений газов, должны иметь
высоту микронеровностей не более
0,0006 льи. Для особо тщательных
Р»с. Зо. Конструкции узлов
гидроцилиидров с применением
металлических полых колец
уплотнений газов высота микронеров-
ностей фланцев должна быть не более
неровностей рабочих ПППОПУ’(Х)05Л,‘-в сРеД»ем величина микро-
1 мож" б“ть ,,ри-
тРв“^‘=^пр™о"раи^ь^ыТНбуртУЗ'Б^„ОбЯЗаТеЛЬ',° "Р“-уС“"
с г ^шныи оурт. Ьурт служит опорой для
кольца н таким образом предохраняет уплотнение от истирания при
колебаниях, а также предотвращает изгиб уплотнительного кольца
црн высоких давлениях. Фланец и бурт образуют канавку для
уплотнения. Размеры этой канавки приводятся в табл. 14.
ГоЛеаци 14
Размеры канавки поя уплотнением (рис. 3$)
Наружный трубки в ж.м уплотнения Дкаметрыш «тар г I иши *
они mln С1»
0.79 101.8 0,0254 0.1524 0.508 0.5588
1.59 254 0,0254 0.1524 0.1524 1.153
2.38 3.18 508 0,0508 0.2286 1.651 1.7528
1016 0,0508 0.Э.И8 2.286 2.413
3.97 1016 0,050,4 0.3556 2.961 3.048
4.76 1016 0,0508 0.381 3.683 3.81
6.35 1016 0,0762 0.4726 1.953 5,08
6,35 2032 0.0254 1.016 4.953 5.08
7.94 1016 0,0762 0.5842 6.350 6.477
7,98 2032 0.0254 1.016 6.350 6.477
9.52 1016 0.1016 0.7366 7.495 7.62
9,52 5080 0,254 1.016 7.495 7.62
12,70 1060 0,1016 0,9652 9.906 10.16
12,70 5080 0,254 1,016 9,906 10,16
Усилие на болты крепления крышки подсчитывается по выра-
жению
Т qxD ; рп^,
где q — удельная сила, необходимая для сжатия кольца
(табл. 13), в кГ/см;
р — давление в системе в кГ/см-\
D — наружный диаметр кольца в ом.
По этому усилию подбирается диаметр и количество болтов.
Рекомендуемое число болтов 6—8, так как при этом получается
достаточно равномерное распределение нагрузки ио трубке.
§ 2. ПОРШЕНЬ СО ШТОКОМ
При разработке конструктивного решения узла поршня со
штоком основными факторами, определяющими выбор той или
иной конструкции, являются: тип уплотнения поршня с гильзой,
конструкция поршня н способ крепления поршня к штоку.
Основные типы уплотнений поршня с гильзой следующие:
1) манжетные уплотнения;
2) шевронные уплотнения;
3> Ч.ш««ые
51 S'npXZ“~bH«™ «ней...;
6) поршневые кольца,
7, фасонные У'.ютненни;
81 ’"’“Гк'ХтХп^’рш.» да«п» „« иежуе н «осп..
X^Р«а»«« « слосо6а “р“-,е""я
"^"^..«S'up.. — резьбы’.
2) соединение бсзрезьбовое.
Манжетное уплотнение
Из пис 36 изображен цельный поршень с канавкой на полную
пысоту манжеты. Поршень обычно бывает изготовлен из стали
бп.шк>вон нт капроновой наплавкой для предотвращения
* заедания и уменьшения коэффициента
с канавкой па полную вы-
соту манжеты
трения. Возможно изготовление такого
поршня из серого чугуна или из бронзы.
Данная конструкция имеет тот недоста-
ток, что для натягивания манжеты па
поршень требуется специальное приспо-
собление и очень хорошее качество ре-
зины. в противном случае манжета
может порваться. При изготовлении ман-
жет из капрона, фторопласта и других
синтетических материалов надеть их на
такой поршень невозможно.
Если манжета постоянно находится под давлением нагнетания
или слива, нет необходимости обе стенки канавки под манжету
Рис. 37. Цельный поршень с двумя буртами
ПО-1НУЮ®ЫСОТУ В этом случае достаточно предусмотреть
еЛЬИЫе бурт*"“'- как это показано на рис. 37. а. Необ-
X* *!!?!?• ЧТ° в ,том "У4”® возможно выворачивание
И1И иным ппкч^Рие Г|,дР°,и,1индра. а также тогда, когда по тем
виже ш. Р ” "ММ ШТОК с ,,0Р|,|,,ем приводится в поступательное
движение извне при отключенном гидронасосе.
Уплотнение поршня и штока по центрирующей шейке осу-
ществляется при помощи круглого кольца О-образного сечения.
Кольцо может быть установлено в штоке (рис. 36). в поршне
(рис. 37, б), а также в фаске с торца поршня (рнс. 37, а).
На рис. 38, а — в даны конструкции цельного поршня с мап-
жетодержателямн. Наибольшее распространение на практике
получило конструктивное решение, покатанное на рис 38. а.
Преимущество данной конструк-
ции в том, что можно свободно .
надевать манжеты.
На рис. 39 показан стальной
цельный поршень, на который на-
деты два полукольца I из антикор-
розионного материала.
Конструкции сборного поршня,
изображенные на рис. 40, позво-
ляют легко надевать манжеты, а
также среднее кольцо-поршень из
антифрикционного материала.
Кольцо-поршень / может быть из
Рис 40, Составные поршни
Рис. 39. Цельный поршень
с двумя полукольцами
чугуна, бронзы, капрона, а также из стали с наплавкой брон-
зой пли напыленным капроном.
В СССР на манжеты разработан и введен с 1955 г. IUII
6969-54 (табл. 15). Этот стандарт распространяется на резиновые
45
Таблица 15
Продолжение тлбл. 1$
манжеты диаметром до 300 .пл. предназначенные хтя обеспечения
(одной манжетой) герметичности уплотнения в гидравлических
устройствах во гора тно-посту пател ьноги движения, работающих
при давлении до 320 кГ.'см? и температуре от 80 до —35° С.
При применении манжет по вышеуказанному стандарту для
более высоких давлений необходимо предусматривать защитные
шайбы из фторопласта для предотвращения выдавливания кромки
манжеты в зазор между поршнем и гильюА Посадочные места
па поршне иод манжеты ио ГОСТу 6969-54 даиы в табл. 16.
Для уплотнения поршней цилин-
дров высокого давления, имеющих боль-
шой зазор между поршнем н гильзой,
например, при изготовлении гильзы ци-
линдра из холоднотянутой трубы без
последующей механической обработки,
применяются армированные манжеты.
Поршень с такой манжетой изображен
на рис. 41. Выпучивание манжеты 4
в зазор 3 между поршнем / и гильзой 2
устраняется благодаря армирующему
кольцу .5, расположенному под манже-
той в особой выемке. Кольцо 5 в сечении имеет форму равнобо-
кого уголка и изготовляется из более твердого материла, чем основ-
ная манжета, например, из капрона, нейлона или фторопласта.
Манжеты по ГОСТу 6969-54 обеспечивают достаточную плот-
ность контакта (предварительный натяг без давления) без спе-
циальных распорных устройств. При подводе давления жидкость
поджимает лепестки манжеты к уплотняемым поверхностям
Посадочные мест» на поршне под манжеты
ISI
ГоАгица /6
по ГОСТ) B969-54
|Шприпл(А,
И¥
40 60
•10
I -
50
55
60 80
ТО 9о
20X36
20 in
25 15
251.61 I
281.5 -0,4 I
321,5 |
49
loo m ню
I10 85 110
125 95 125
140 110- 140
130 • 160
150- 180
170 - 200
190 - 220
210 • 250
12801240 •• 280
ШО'ЗЗО 320 I
Манжеты релиновые уменьшенного сечения дли уплотнений гидроцилиидров
(но МН 5334-64)
.. ,,,а,шоераспорпое действие полаете»
. " “ан’“1 2 3"“х упТО1"е""”‘
нспяни*»1 трения.
ис « м..жИ.y«—» "° s™ “
„. «мкоси величин контактной поверхности
г„„_ковффни«евт трин» ШИ J»" Н = °'||;
» - даЙине жвакостп в <Г»’.
d — диаметр цилиндра (вала) в см.
Д? В поршневых
“^^^^^Цлнорвмекеш.емалотабарпх-
»ые «анжеты по МН S334-64 (рве. 42. табл. 17 И 19). „
Нормальные силы прижатия манжет (кГ) к поверхности трения
II 200
-.< VI-
II 200
14 080
22 400
1 120
I 400
1 760
2 240
3 520
4 480
_________. 5600
148015600 7 040
1120
880; 1120,1400,1160
880| 1120| 1400| 1760 2240
. :э» 1400 1760 22402800
352U
880
I 120
I 400
I 760
2 240
2 800
4 480
5 600
7 040
8 960
14 080
1 120
1 400
1 "60
2 240
2 800
3 520
5 600
7 040
8 960
11 200
17 920
I 120
I 400
I 760
2 240
2 800
3 520
4 480
7 040
Шевронные уплотнения
Л-новные конструктивные решения узла поршня со штоком
, нмененнн шевронных манжет даны на рис. 43. Уплотнение
при применени н шевронных манжет /, опорного
Г?:ь, ;' • =ч 3. на Р.К «. 6 ,„оОр»жЯ, случаи.
"норных коле» ВШ0.-1МСТ поршень-кольцо на ант»-
KOI да р -ш *,„rpnliqr, Шевронные манжеты изготовляются
r<=".S»(ГОСТ 1104-41). двухсторонне
прорезиненной графитной рез""^“ор“11Ь|е „ „ажнмные кольца мо-
43. Поршни с шевронными
манжетами
гут изготовляться из других мате-
риалов, чаше всего это антифрикци-
онные материалы, такие как бронза,
капрон, фторопласт.
Рекомендуемое количество манжет
в узле уплотнения в зависимости от
диаметра поршня и давления рабо-
чей жидкости дано в табл. 20.
При повышенных требованиях к
герметичности необходимо постоянно
производить поджим уплотнительных
колец.
Недостатком шевронных уплотне-
ний является громоздкость н сравни-
тельно большая сила трения.
В СССР на шевронные уплотнения действует ГОСТ 9041-59.
Этот стандарт распространяется на резино-тканевые шевронные
многорядные уплотнения, предназначенные для обеспечения гер-
метичности в гидравлических устройствах при возвратно-посту-
пательном движении плунжеров, поршней и штоков. Рабочей
средой для этих манжет может быть вода, эмульсия и минераль-
ные масла при давлении до 500 кПсм- и температуре от —30 до
•г 50° С.
Количество манжет в узле уплотнения
Таблица 20
Шевронные манжеты диаметром до 500 мм цельные. Манжеты
диаметром более 500 леи обычно изготовляются разрезными.
Сила трения для резино-тканевых шевронных манжет опреде-
ляется по формуле
Т - ndlk кГ,
где (I — уплотняемый диаметр в см;
I — ширина уплотнения в сн;
k — удельное трение в кПсм*; k 2.2 гГ/сл*.
Чашечные уплотнения
Основные конструктивные решения узла «поршень со штоком»
при применении чашечных уплотнений'даны на рис. 44. В СССР
чашечные уплотнения по ГОСТу 6678-53 применяются при давле-
нии до 10 кГ/см* и в гидроприводах распространения не получили.
Чашечные манжеты изготовляются из ре-
зины, прорезиненной тканн, кожи и фторо-
пласта-4. В зарубежных странах, особенно
в США, чаще применяют уплотнения та-
кого типа. Так, фирмы Виккерс и Мил-
лер применяют чашечные манжеты из
тефлона (фторопласта-4) на давления до
350 кПсм-.
Для обеспечения лучшего контакта
уплотнения с гильзой цилиндра иногда
применяют распорные пружинящие кольца.
Уплотнение поршня круглыми кольцами
Основные конструктивные решения |>нс. 44. поршни с чашеч-
узла «поршень со штоком» при прнмене- ними манжетами
пип О-образных колец даны на рнс. 45. а
и б. Уплотнение поршня резиновыми кольцами круглого сечения
получило в машиностроении широкое применение. О-образные
кольца зарекомендовали себя положнтельновследствнесвоей просто-
ты, компактности и надежности.
О
В СССР на кольца резиновые
круглого сечения введен ГОСТ
9833-61 (табл. 21) (ГОСТ пере-
издан в марте 1964 г. с измене-
нием № 1. принятым в январе
1964 г). Настоящий стандарт
Рис. 45. Поршни с уплотнениями распространяется на резиновые
и виде круглых колец кольца круглого сечения, пред-
назначаемые для уплотнения
деталей диаметром до 400 лл в подвижных и неподвижных соеди-
нениях. Круглые кольца по ГОСТу 9833-61 разрешается применять
55
Таблица 21
Таблиц» 22
„од кольца по ГОСТу BS33-6I для подвижных
неподвижных радиальных соединений________
Ширин.» каповкп Ь
2!S|=£2RS Й 38 ЙЯ S3 5g
I Дынпры кававок длв
38.5
40.5
28,5
30.5
в гидравлических устройствах возвратно-поступательного переме-
щения со скоростью до 0.3 м/сек-, в среде минеральных масел,
жидких топлив, эмульсий, в пресной и морской воде; в диапазоне
температур от —50 до --100J С; при давлении до 100 кГ/см*;
с применением защитных шайб — при давлении до 200 кГ1смй.
Опыт эксплуатации круглых резиновых колец показал, что
при обеспечении требуемой чистоты поверхностей цилиндров (не
ниже V 10 по ГОСТу 2789-59), правильной форме канавок, хорошей
резине и применении защитных шайб они надежно и длительно
работают при давлениях до 350 кГ/см'1 и выше. В подвижных
и пульсирующих соединениях для колец из резины группы 1
при давлении р = 10 кГ/см- и выше и для колец из резины групп 2,
3 и 4 при давлении р 100 кГ'см2 и выше кольца необходимо
предохранять от выдавливания в зазор защитными шайбами,
устанавливаемыми со стороны, противоположной направлению
давления. При двухстороннем давлении защитные шайбы уста-
навливают с двух сторон (рис. 45, б). В соединениях с радиаль-
ным зазором меньше 0,02 мм шайбы можно не устанавли-
вать.
Для неподвижных соединений с круглыми кольцами, как и для
. ззжных. обычно применяют шайбы из фторопласта марки И
'-.г техническую кожу группы 96 по ГОСТу 1898-48. Толщина
мн ори D >'>.чИ 1.5.Ч.Ч, при D 55 + 190 - 2 ни и при I)
- 1Л+400—Зми. Размеры канавок подкольца даны в табл. 22.
Уплотнение поршня резиновыми кольцами
прямоугольного сечения
Основные конструктивные решения узла «поршень со што-
ком» при применении резиновых колец прямоугольного сечения
(рис. 46, а —г) почти такие же, как и для колец круглого сечения.
Однако кольца прямоугольного сечения без дополнительных
проставок при уплотнении поршней применяются редко. Эго
угольного сечения
объясняется тем что они больше, чем круглые кольца, подвер-
жены выдавливанию в зазор и закручиванию. Для уменьшения
возможности закручивания их развивают в глубину или ширину
(рис. 46, а). Для устранения возможности выдавливания кольца
в зазор применяют два кольца (рис. 46, б и в), одно из которых
(внутреннее) изготовляют из мягкой резины, а нйруЖИОВ и <
твердой резины, капрона, нейлона, фторопласта и других мате-
риалов, обладающих высокой прочностью, низким коэффициентом
трения и высокой износостойкостью.
Поршневые кольца
Основное конструктивное решение узла «поршень со штоком»
при применении поршневых колеи дано па рис. 47. Уплотнение
поршня гидроцилнидра пружинящими металлическими кольцами
является одним из самых простых и долговечных. Поршневые
металлические кольца могут работать в широком диапазоне тем-
ператур, обладают относительно малым трением и при качествен-
ном изготовлении могут обеспечивать сравнительно хорошую
герметичность при давлениях до 300 к7'.с.и*. Если срок службы
манжет по ГОСТу 6969—54 в среднем 100 000 двойных ходов при
... чпп Uli то срок службы поршневых
а,ине ха» » <*«У W,y 500
> А»» Р»“ поршневые «<"'« Н1™и»Л»ЮКЯ ,13
Обычно «и.ч1«м « („„аю,- разные: „ри-
„р.п,mom серого яро»» о I
мые. косые. .,,,,4e«iie кольцо применяют а основ-
В СССР поршневые металлик"
в СТОПК.К-’РЛНН" „ож;,о отнести: повышецные
К игаытим» ............. иовшпениые грЛ,-
г"’ьз“
Рис 47 Уплотнение Рис. 48. Уплотнение поршня неметал-
поршня металлическими лнческнмн поршневыми кольцами
поршневыми кольцами
Для уплотнения гидроагрегатов, работающих при сравни-
тельно невысоких давлениях (до 100 кГ/см*), применяют два,
три кольца, а при большем давлении — четыре и больше. Число
колец, рекомендуемых для применения в прессовом оборудова-
нии. дано в табл. 23.
Базовый зазор между кольцом и стенками канавки следует
выбирать от 0.3 до 0,5 л.и в зависимости от диаметра цилиндра.
Основные конструктивные размеры поршневых колец по нормали
станкостроения А54-1 даны в табл. 24.
Силу трения поршневых колец можно подсчитать по формуле
Т = яОЬц (zk -f- р) кГ,
где D — диаметр поршня в си;
Ь — ширина кольца в см;
р — коэффициент трения колец;
г — число колец;
k — удельное трение в кПсмг;
k - 0.8-0.9 кГ/смг;
Р — давление уплотняемой среды в кГ/см*.
Для приближенного расчета усилия трения поршневых метал-
ических колец (комплект из трех колен) можно воспользоваться
Тибрит 2,1
Основные конструктивные размеры поршневых колец
по нормали станкостроения AS4-I
Кроме металлических колец, в гидросистемах для уплотнения
поршней применяют и неметаллические кольца из текстолита,
капрона и фторопласта-4, Срок службы таких колец еше больше,
чем у металлических. На рис. 48, а показаны некоторые конструк-
тивные решения поршня при применении неметаллических ко-
лец. Фторопластовые кольца могут применяться и неразрезные
с подпором жидкости изнутри канавки (рис. 48, б).
Сила трения поршневых колец кг
Давление кГ,
* « № - » 1Ы. •-W Л>
40 1 7 12 16 20 25 «, 50 60 80 кх) 125 160
50 16 20 25 32 40 50 60 81 106 125 166 206
60 2.5 20 25 32 40 50 60 80 ПК 126 166 206 256
80 3 32 40 50 60 80 100 125 161 206 256 326 406
100 3.5 40 50 60 80 100 1'25 160 201 256 326 406 506
125 4,5 60 80 100 125 160 200 250 321 406 506 636 806
160 6 5 100 125 160 200 250 620 400 50t 636 806 1006 125(1
200 - Ь 14» 180 230 290 160 160 580 721 026 1166 1446 1806
250 8 7.5 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2500
Фасонные уплотнения поршней
На рис. 49 представлено Х-образное кольцо для уплотнения
поршня. Кольца этого профиля сочетают в себе положительные
качества колец круглого сечения и U-образных манжет. Кольцо 1
установлено в канавке 2. Закругления кромок кольца должны
Уплотнение
поршня Х-обраэным
быть образованы не более чем половиной
окружности. Вогнутые поверхности 3 между
кромками также образованы частями окруж-
ностей, радиусы которых должны быть равны
примерно третьей части ширины кольца.
Допустимое отклонение размера радиуса
от указанной величины ±20%.
Радиусы окружностей, образующих про-
фили углов, не должны быть больше половины
радиусов окружностей, образующих профиль
боковых поверхностей 3.
На рис. 49 видно, что Х-образные кольца
• имеют четыре герметизирующие поверхности
вместо двуху круглых колец и заменяют две U-образные манжеты.
На рис. 50. а изображен поршень с М-образными манжетами,
а иа рис. 50, б — поршень с Е-образной манжетой. Средние части
Мчбразной и Е-образной манжеты выполняют роль упора (ман-
жетодержателя).
На рис. 50, в изображен поршень с уплотнениями в виде прямо-
_>>ольника со срезанным углом, образующим ус. Эти манжеты
имеют хорошее основание и сравнительно эластичную уплотняю-
щую поверхность. Манжеты изготовляются из прорезиненных
тканей.
Уплотнение прошлнфовкой
На рис. 51 изображено конструктив-
ное решение узла «поршень со штоком»
при уплотнении поршня прошлнфовкой.
В гидроцилиндрах некоторых машин,
где имеется возможность компенсиро-
вать утечки за счет избыточной произво-
дительности насоса, а также где рабочее
давление невелико (до 50 кГ'с.и5). применяют уплотнение поршня,
достигаемое малыми зазорами между трущимися поверхностями.
Прошлифовка обеспечивает малое трение н при наличии концен-
тричности диаметрального зазора —
относительно хорошую герметичность.
Такие поршни изготовляются по по-
садке С3 и на их поверхности тре-
ния делаются кольцевые проточки
глубиной и шириной 0,3 лиг. Эти
поршни часто применяются в шлифо-
вальных станках.
Соединение безрезьбовое
Во всех вышеизложенных соеди-
нениях поршня со штоком поршень Р«с 51- уУ!0Т1|к"ие ПРОШЛИ'
закреплялся на штоке при помощи фовко
резьбы, т. е. поршень надевался на
шток, который имел резьбовое окончание, и на эту резьбу наво-
рачивалась гайка, закрепляющая поршень. В некоторых случаях
сам поршень наворачивался на шток.
5 В. Л. Марутов 6G7
Привоя.
^-Ч^^ж=в="=-=
^tBsksS^:
Я^м-Й^ТЯЯ
на полукольца 3 надевается коль-
цо 4, которое стопорится пружин-
ным кольцом 5. На рис. 52, б пока-
зана одна нз модификаций этого
же соединения.
Рнс \52 Соединение поршня со што-
ком Гичрезьбовое
Рис 53. Соединение поршня со што-
ком по ТТЛ 10906. ГДР
На рис. 53 изображено соединение поршня со штоком, приме-
няемое в унифицированных гидроцилиндрах ГДР по ТГЛ 10906.
На шток 1 надеваются два манжетодержателя 2. Манжетодержа-
тели сдвигаются друг к другу так, чтобы оставить открытыми
проточки на штоке. В проточки штока вставляются четыре полу-
кольца 3 (по два в каждую проточку), после чего манжетодержа-
телн надвигают на полукольца, а затем на шток надевают два
полупоршня 4 из антифрикционного материала.
В соединении, изображенном на рис. 54, а, на шток 1 надеваются
два полукольца 2. на полукольца надеваются поршни которые
скрепляются винтом 4. Винт 4 нагрузку не воспринимает - вся
нагрузка передается от поршня на кольцо 2. Рис. 54, б показывает
одну из модификаций этого соединения. В нем поршни 3 скреп-
ляются двумя полукольцами 5.
На основании анализа различных конструкций соединения
поршня со штоком и уплотнения к нему можно сделать следующие
Рекомендации J
Для машня н мманнш». гж 3<,.,r(Jlmllom
должна г.м.ь .«. 200 000 даоА«,,х „р„ я,^,нж"жЖ
лдяяе хода 0.S «. реа.жидуека пржааяаль «ста^ порша."
мн"м','1”“,е'1"“" " с «• гост» «йм“
Рис 51 ВезрегИопог ом-дииеиие поршни си штоком
Для машин и механизмов, где долговечность уплотнений
поршня должна быть доведена до I 000 000 двойных ходов, реко-
мендуется применять цельные поршни с поршневыми катьцами.
Нормализованные гидроцилиндры должны предусматривать оба
исполнения поршня гндроцилиндра для удовлетворения потреб-
ностей многих отраслей.
Конструкция штока
Шток представляет собой стержень круглого сечения, па ОДНИ
из концов которого крепится поршень, а ня другой «темни.
Рис, 55. Концы штоков
соединяющий гндроцилпндр с исполнительными механизмами ма-
шины. Конец штока, к которому крепится поршень, был описан
при рассмотрении узла поршня со штоком. Основные типы на-
ружных концов штоков следующие: копен штока с наружной
5’ да
резьбой, конец штока с внутренней резьбой, конец штока гладкий,
конец штока с отверстием под палец, конец штока шаровой, конец
штока в форме вилки (рис. 55, а, б, в, г, д).
Кроме вышеуказанных типов, применяются еще штоки, у кото-
рых проушина, вилка или шар сделаны за одно целое со штоком.
Рис 56. Конструкция палого штока
но по габаритам больше его диаметра. Они либо откованы, либо
приварены (рис. 55, е, ж, з, и).
Шток может быть цельный и полый. Конструкция полого
штока показана на рис. 56.
§ 3. НАПРАВЛЯЮЩАЯ ШТОКА
При разработке конструктивного решения узла направляющей
штока основными факторами, определяющими выбор тон или иной
конструкции, являются: тип уплотнения штока и способ крепле-
ния передней крышки гидроцнлиндра к гильзе.
Основные типы уплотнений штока следующие:
1) манжетное уплотнение;
2) шевронное уплотнение;
3) воротниковое уплотнение;
4) круглые кольца;
5) кольца прямоугольного сечения.
6) фасонные уплотнения.
Направляющими штока могут служить: сама головка гидро-
цилиндра, втулка, запрессованная в головку, втулка, развальцо-
ванная в головке, наплавленная направляющая и съемная втулка.
Манжетное уплотнение штока
На рис. 57 даны основные конструктивные решения узла на-
правляющей штока с применением манжетных уплотнений. Как
аидно из рис. 57. в, д, е, ж, направляющей штока может служить
сама передняя головка; в этом случае она должна быть изготовлена
из антифрикционного материала — обычно это литые головки из
серого чугуна. В тех случаях, когда головка стальная, применяют
“^л^гк- жз бронзы, латуни или капрона, как это показано на
На рис. 57. 6. г, з. м показаны конструкции направляющих,
которыми служат запрессованные в головку втулки. Втулки
изготовляются из серого чугуна, бронзы и капрона. Кроме на-
плавки и запрессовки применяется еще и развальцованная ла-
тунная гильза.
На рис. 57. н показана конструкция направляющей с разваль-
цовкой, применяемая в стандартных гндроцилиндрах шведской
фирмы Мартон.
Конструкции иапра-
штока с U образными
манжетами
Очень часто в гндроцилиндрах применяется направляющая
в виде съемной втулки из антифрикционного материала. Такие
направляющие показаны на рис. 57, и, к, л. л<, о. Втулки изготов-
ляются из серого чугуна и бронзы. Такие втулки, в свою очередь,
могут быть биметаллическими.
Для уплотнения штока, как и для уплотнения поршня, в СССР
применяются манжеты по ГОСТу 6969-54. Опыт эксплуатации
гидроцилиидров с различными уплотнениями штоков показал, что
69
манжетные уплотнения являются одними из наиболее надежных
и универсальных. Посадочные места в направляющей штока под
манжеты по ГОСТу 6969-54 даны в табл. 27, а под манжеты по
МН 5334-64 - в табл. 26.
Таблица 26
направляющей инока под манжеты по МН 5334-64
25 л 35 25
28, 38 28
ЭП>4»30
,Wz50l
10x1®10
12x201 12
14x22114
16x241 16
18x28: is
170
'.17
4-0.3
17 0,14
1-0,38
500
100
но
120
130
145
Диаметр соединения °ж
Доп.
ч §2 Чо
| °ш =
6X1 1| б
.‘Лхвг- 5о
SOx65l 50
65X80
70x85
75x90
80X100
90x110
100X120
110x130
125 <145
140x160
150X170
160X180
180X 200
200 220
220 x 240
250X 270
280X300
300 X 320
320x350
360 X 390
400X430
450 x 480
500 x 530
125
140
150
160
180
220
300
320_____
360
1011 /1
Посадочные места напрамапше* штоаа иод мамметы
по ГОСТу 6969 54
10- 18
12-20
14 22
16 -. 24
18X30
20X40
22 • 42
25 45
28 48
32X52
40-60
1 омары к* *в>> а «.« Шара» (А, 1 J Да»м
1 «о | Д 5 t. J I ns
17.5 19.5 21.5 23.4 29.4 39.3 41.3 44,3 47.3 51,3 59,3 -0.2 6 6 6 6 8 12 12 12 12 12 i 0.36 4 0.43 45 50 55 60 70 80 90 100 IIO 125 140 160 45-65 50-70 55 <75 во 70x90 80- 100 90x 120 100- 130 110- 140 I25> 155 140- 170 160- 190 64.2 69.2 74.2 79.2 89.2 99,2 119.1 129.1 139 154 It» 189 0,3 12 12 12 12 18 18 18 18 18 18 0.43
Шевронные уплотнения штока
На рис. 58, а—е изображены основные конструктивные реше-
ния узла направляющей штока с применением шевронных уплот-
нений. Так же. как и для поршней, уплотнение состоит из набора
Рнс. 58. Направляющие штока с шевронными манжетами
шевронных манжет, опорного кольца и нажимного кольца. Этот
тип уплотнения требует, чтобы производился поджим манжет.
Для этой цели иногда применяются нажимные кольца с пружи-
нами (варианты I н 11), как это изображено на рис. о9. Дляуплот-
Рис. 59. Направляющие што-
ка с поджимом шевронных
манжет пружинами
пенни штоков применяются те же шевронные уплотнения, что н
““ »“да.я поршней, по ГОСТу 9041-59. Рекомендуемое ко-
чнчеётво манжет в узле уплотнения штока дано в табл. 2U.
ВНИИПТМАШ разработал и при-
менил на телескопических гидроцнлинд-
рах мелкопрофильные шевронные уплот-
нения. На рис. 60 изображен узел
направляющих штоков шестиступенча-
того телескопического гндроцилиндра.
Применение мелкопрофильных шеврон-
ных уплотнений в телескопическом
гидроцилиндре позволило при том же
ходе и грузоподъемности сократить его
вес на 50%, диаметр на 20% и длину
на 10%.
На основании испытания уплотне-
ний па работоспособность при семи
исходных сочетаниях материалов дета-
Рис. 60. Направляющие телескопного гндроцилиндра
резина марки 9088 по
ТУ № 535-56
Прорезиненная ткань
ОТ-40
Прорезиненная ткань
ОТ-40
Бронза Бр. АЖ9-4Л
ГОСТ 493-54
Бронза Бр. АЖ9-4Л
фторопласт-4
Фторопласт-4
Прорезиненим
ОТ-40
ОТ-40
Резана марки *ж«МК
Резина марки 4088
| Прорези пейте ткань
от-»
Брохи Бр АЖ9-4Л
ИЗ резины 9088 (можно применять и другие марки с близкими
техническими данными), опорного кольца из фторопласта-4. Опти-
мальное количество манжет в пакете при давлении до 600 кГ.'см*
равно трем. Минимальный ресурс работы при давлении 350 кГ'см*
составляет:
диаметр до 200 мм —20 000 м. при давления до 600 кГ см*;
» > 400 .«.к — 16000 л; диаметр до 200 мм - I6U00 .«.
Средний процент поджатия пакета — 10—15®» от первоначаль-
ной высоты пакета, максимальный 20—23"». Зазоры между штоком
и направляющей втулкой допускаются до 0,4 мн.
Чистота обработки уплотняемых поверхностей должна быть
не менее V9.
Воротниковые уплотнения штока
Основные конструктивные решения узла направляющей штока
при применении воротниковых уплотнений даны на рис. 61. а—г.
В СССР воротниковые уплотнения по ГОСТу 6678-53 применяются
в пневматических цилиндрах на давление не свыше 10 кГ1см~.
В зарубежной практике, особенно в США, имеются примеры при-
мтчшя в гндроцилиндрах воротниковых уплотнений на давления
*' Варне 62 изображено уплотнение штока фирмы Мнллер (США),
изготовляются из резины, про-
резиненной ткани и фторопла-
ста-4.
Рис 62. Направляющая штока фирмы
Миллер (США)
Кольца круглого сечения
и фасонные уплотнения штока
На рис. 63. а—г даны основ-
ные конструктивные решения
узла направляющей штока с при-
менением колец круглого и
прямоугольного сечения. Преимущества и недостатки этих типов
уплотнений были рассмотрены в узле «поршень со штоком».
’ Для уплотнения штока применяются почти такие же фасонные
уплотнения, как и для уплотнения поршня. На рис. 64, а и б
Рис 63. Направляющие штока с уплотнением круглым» кольцам»
Рис 64. Фасонные уплотнения штоков
даны основные конструктивные решения узла направляющей
штои с применением фасонных манжет На рис. 64, я показано
Lr ги^Р®иили,|АР°в высокого давления, применяемое
- и 5. .0И *,,рмой Рональд Трист. Данное уплотнение состоит из
.- ..тг.яило кольца /, имеющего Т-образную форму поперечного
сечения, и двух подкладочных колен 4 н 5 из более плотного ма-
териала (кожа, фторопласт, капрон), исключающих затягивание
резины в кольцевой зазор между штоком 2 и крышкой 3
Анализ различных конструкций направляющей штока н уплот-
нения к ней позволяет дать следующие рекомендации
Направляющая штока должна быть в виде съемной втутки из
антифрикционного материала. В качестве уплотнения штока ое-
комендуются манжеты по ГОСТу 6969-54 и МН 5334-64.
§ 4. ДЕМПФЕРНЫЕ УСТРОЙСТВА И СПОСОБЫ
ГИДРАВЛИЧЕСКОГО ТОРМОЖЕНИЯ ПОРШНЯ
Силовые гидроцилнндры часто используются для перемещения
механизмов, имеющих большие массы и скорости. При этом силы
инерции достигают значительных величин. Для остановки без
удара движущейся массы применяют различные способы торможе-
ния и демпферные устройства.
Уравнение движения поршня в общем случае имеет вид
рЛ-рЛ-R-f.^-. (5)
где Pi —давление в напорной полости;
р2 — давление в сливной полости;
Ft — эффективная площадь в напорной полости;
F. — эффективная площадь в сливной полости;
R — внешняя нагрузка, включающая силу трения в уплот-
нениях и направляющих;
G — приведенный к поршню вес подвижных частей;
v — скорость поршня;
g — ускорение силы тяжести.
Из уравнения (5) видно, что при заданной нагрузке и массе
передвигаемых частей закон движения зависит от параметров по-
тока и гидроцнлиндра.
При установившемся движении поршня
PiFt — ptFt — R =0.
Таким образом, изменяя параметры потока, меняя эффективные
площади поршня или вводя дополнительную нагрузку, можно
осуществить торможение поршня по заданному закону.
Основные способы гидравлического торможения поршня:
I) торможение при помощи кольцевого зазора;
2) торможение при помощи дросселя, встроенного в гидро-
цилиндр;
3) торможение при помощи дросселя вне гидроцнлиндра;
4, «шможешш пр» »«»»» Р'“ ИКР""’’
у.-гройст» на поршне;
* 3=™“е ПР» Уменьшсн"я ,M-“
в систему и.«“Йо™» Толынянга зазора часто применяется
,ЯnU S аХоб торможения заключается в том.
’"SS5? “тоаящаяся перса поршнем, запирается между
,го жидкость. и плунжером, расположенным на штоке,
аиовкой ги^“‘ ц.Равпнвается через кольцевой зазор, образо-
а затем »*£*"“. Р га10ВКе и плунжером штока. Схема такого
ванный проточи___* ° Конструктивное решение такого
на рнс. 19, б.
ванный - -----
демпфера показана на рис. to. а.
способа демпфирования изображено
Рис. 65. Схемы демпфирования при
помощи кольцевой щели
Когда конструкция гндроцилиндра не позволяет иметь рас-
точку в головке, тогда демпферное устройство выполняется п/о
схеме рис. 65, б, где жидкость вытесняется через кольцевой зазо'р,
образованный внешней цилиндрической поверхностью стакана' 1
и внутренней поверхностью расточки в поршне 2.
Расчет демпфера. Если предположить, что в начале демпфиро-
вания силы инерции расходуются на выдавливание жидкости из
демпфера, то тогда кинетическая энергия движущихся частей
будет равна работе, совершаемой силой сопротивления демпфера:
^--LP.
где М — масса движущихся частей;
v — скорость перемещения;
L — длина кольцевого зазора;
^ — средняя сила сопротивления демпфера.
Ускорение или замедление равно
При параболическом законе изменения скорости
время торможения.
Среднее давление демпфирования
где d — диаметр плунжера.
Время, необходимое для выдавливания жидкости из демпфера
где U7 — объем жидкости;
Q — расход жидкости.
Потеря напора при прохождении жидкости через кольцевой
зазор
Др = р _ pt,
где р — среднее давление демпфирования;
ре — противодавление.
Уравнение расхода жидкости через отверстие:
Q p/F2gH. (R)
Предположим, что площадь кольцевого зазора равна площади
отверстия, тогда
Q pndz J
откуда
цл./| \р'
где г — радиальный зазор в кольцевой щели;
d — диаметр плунжера;
р — коэффициент расхода, равный 0,625;
у — удельный вес жидкости.
Пример расчета. Дано: v 0,3 м/сек-. L 100 .им; U
- 20 см3; М - - 100 кГ-сек'Чм; d 50 .им; у 0,85-10 ’ кГ.'см3.
Определить величину кольцевого зазора г.
Р = -50 .Г;
т = 1,2 сек:
« “ ? = TJ ’ 16,6
Др =
0,785-25
0,03 CM.
pad) Др 0.625-3,14-5 |
перед поршнем, запирается между головкой цилиндра и плунже
ром. расположенным на штоке, а затем медленно продавливается
через дроссель, который встроен в головку. В головку, кроме
дросселя, встроен обратный клапан, который при выдавливании
жидкости из головки закрыт и обеспечивает протекание жидкости
по.
Рис 68. Схема демпфирования при
мощи ряда отверстий
только через дроссель, а при
подводе жидкости к головке
(трогание с места) — откры-
вается и пропускает жид-
кость к поршню мимо дрос-
селя. Схема такого демпфера
дана на рис. 66.
Когда конструкция голов-
ки цилиндра не позволяет
расположить дроссель и об-
ратный клапан в головке, их устанавливают в магистрали. Схема
такого устройства показана на рис. 67. Как видно из схемы,
этот способ требует наличия дополнительного ввода в гидро-
пили ндр.
Торможение поршня при помощи ряда отверстий заключается
в том. что в стенке цилиндра имеются отверстия (рис. 68). Сопро-
тивление потоку увеличивается ступенчато по мере того, как
поршень перекрывает каждое отверстие. Располагая отверстия
: хзтветствующим образом и на определенном расстоянии друг
ЛРУ«. можно получить требуемый закон движения. Для обес-
печения большей плавности площадь отверстий может быть сле-
зна различной. Гидравлическое уравновешивание поршня до-
стигается расположением одинаковых отверстий диаметрально
противоположно.
Максимальная скорость поршня равна:
Лан-
гле Q — расход жидкости в л'мын;
D — диаметр поршня в см.
Уравнение расхода через отверстие определяется по формуле (6).
JT
Рис. G9. Схема демпфирования при помощи
двойного поршня
Если предположить, что средний перепад давления Лр постоя-
нен, то в этом случае расход Q является функцией эффективной
части F, общей площади отверстий F^:
VanxFt _ рпш Л~ F* — — —
* Frfm F<*4
где F,\ Ft‘, F„ — площади отдельных отверстий.
На рис. 69 показана схема торможения при помощи двойного
поршня.
Сдвоенный поршень состоит из плавающего поршня / и
штока 2 с двумя буртами. Первоначально, когда подводилась
жидкость к полостям а или б, поршень / перемещался до соприкос-
новения с буртами в или г. После упора в бурт шток 2 начинает дви-
гаться под полным давлением до тех пор, пока поршень I не упрется
во втулку 3. Далее движется только шток 2. эффективные площади
которого меньше суммарных площадей обоих поршней. При дви-
жении штока уменьшаются расходы в магистралях и расход на-
сосной установки, а давление на входе в систему увеличивается
согласно характеристике насосной установки. Таким образом,
при этом способе торможение происходит из-за уменьшения силы,
действующей па поршень.
На рис. 70, а—г изображены устройства для замедления
хода поршня при помощи фигурной канавки, пропиленной в
поршне.
лишенных на рис- 70. площадь капала
Во всех случаях. «з^Ра*^екя „0 мере продвижения поршня
1 прохода жидкосп )'
г)
рис. 70. Демпферное устройства
Торможение поршня уменьшением давления на входе,
а также противодавлением
В период разгона, равномерного перемещения и торможения
в гидроцилиндре и во всей гидравлической системе возникают раз-
личные давления, что особенно заметно при больших переме-
щающихся массах, а также при малых расстояниях, отведенных
для разгона и торможения. Предлагаемая методика расчета ре-
жимов в период разгона и торможения не охватывает всех факто-
ров. оказывающих влияние на изменение давления в гидроци-
лнндре, а является приближенной, однако достаточной для це-
лого ряда случаев.
В период разгона каретки с грузом G по горизонтали до ско-
рости о возникающая сила Ри определяется по формуле
Ру J + Gf, (7)
G tco
где J — та = —•-£$-----сила инерции;
т — масса подвижных частей;
а — ускорение;
I—коэффициент трения;
g _ ускорение силы тяжести,
vcP — средняя скорость в момент разгона;
S — путь, пройденный кареткой во время разним.
После подстановки значений в формулу (7). получим
Обозначим
тогда
Р„ = Gk + Gf = G (k - f).
Формулы, по которым определяются усилия, возникшие в ци-
линдре при разгоне и торможении, при различном расположении
цилиндра и перемещения груза, сведены в табл. 29.
Та6.1ица 29
Формулы для определения усилий в цилиндре при разгоне и торможении
Расположение цилиндра к направление перемещения груза Режим работы
Разгон Торможение
Горизонтальное ... Вертикальное (подъем) Вертикальное (опускание) .... G (* 4 Л О [к 1) - 1) Gt*-/) G(*— 1) G(* , 1)
Общее время, необходимое для перемещения каретки с грузом
на определенное расстояние, равно
/ = /, + /, + G,
где /1 — время разгона;
t. — время торможения;
1:, — время равномерного перемещения;
±-;
VCp V'P vcP
Su — путь во время разгона;
Sr — путь во время торможения;
Sp — путь, пройденный кареткой с равномерной скоростью;
vcp — средняя скорость:
S
“<р - —
•’ В. Л. Млрутов Вв"