Гидроцилиндры одностороннего действия

Выдвижение (прямой ход) штока гидроцилиндров одностороннего действия происходит под давлением жидкости на поршень, а обратный ход – под действием сил, внешних по отношению к цилиндру. Движущими силами обратного хода могут быть силы тяжести, пружин и др. Эти силы действуют на шток цилиндра и во время прямого хода, поэтому расчёт следует начать с их определения. Схема сил, действующих на шток-поршень при обратном ходе, приведена на рис.1.

По схеме сил на рис. 1 движущая сила обратного хода

F_о = R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд,

где R_о – полезная нагрузка обратного хода,

F_о.ин – сила инерции обратного хода,

F_о.тр – сила трения в уплотнениях при обратном ходе,

F_о.пд – сила противодавления при обратном ходе.

Рис. 1. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при обратном ходе

По рис. 2 с учётом движущей силы обратного хода получаем уравнение равновесия поршня при прямом ходе:

F_п = R_п + F_п.ин + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд,

где R_п – полезная нагрузка прямого хода,

F_п.ин – сила инерции прямого хода,

F_п.тр – сила трения в уплотнениях при прямом ходе.

В правой части уравнения известны заданные полезные нагрузки R_п и R_{о .} Силы инерции определяются по заданным исходным данным в предположении, что ускорение поршня при разгоне меняется по линейному закону от максимума до нуля.

F_п.ин = 2 ∙ m ∙ V_п / t_п, F_о.ин = 2 ∙ m ∙ V_о / t_о.

Силы трения и противодавления на данной стадии расчёта не определить, так как для этого надо знать диаметр поршня, который и следует найти в результате выполнения расчета.

По этой причине сначала рассчитывается приближённое значение необходимой движущей силы прямого хода.

F_п.пр = R_п + R_о + F_п.ин + F_о.ин.

Рис. 2. Схема сил, приложенных к штоку-поршню гидроцилиндра одностороннего действия при прямом ходе

Далее находится рабочее давление гидроцилиндра (см. начало п. 7), а затем – предварительное значение диаметра поршня.

D_пр = (4 ∙ F_п.пр / p / π)^0,5.

По вычисленному предварительному значению диаметра поршня

принимается ближайшее бóльшее значение из стандартизованного ряда диаметров поршня. Выбирается тип уплотнения данного диаметра и определяются его размеры, необходимые для расчёта сил трения.

Теперь стали известны значения всех величин, необходимых для вычисления как движущей силы, так и сил сопротивления движению. Это позволяет сопоставить их и сделать вывод о работоспособности цилиндра с найденными параметрами.

Движущая сила прямого хода

F_п = π ∙ D² ∙ p / 4.

Сила противодавления обратного хода

F_о.пд = π ∙ D² ∙ p_сл / 4.

Величина давления слива p_сл зависит, главным образом, от потерь давления в гидроаппаратах, через которые проходит сливаемая жидкость от гидроцилиндра до бака, и составляет обычно 0,2…0,5 МПа.

Расчёт сил инерции рассмотрен несколько выше, а расчёт сил трения – в п. 6.

После вычисления движущей силы прямого хода и всех сил сопротивления ему проверяется выполнение отношения

F_п ≥ R_п + F_п.ин + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд.

При истинности данного отношения найденные основные параметры гидроцилиндра – рабочее давление p и диаметр поршня D следует принять.

Если отношение не выполняется, то есть смысл посмотреть на отношение

F_п > R_п + F_п.тр + R_о + F_о.ин + F_о.тр + F_о.пд.

Если и это отношение не выполняется, то необходимо увеличить движущую силу прямого хода путём увеличения диаметра поршня или (и) рабочего давления, после чего повторить проверку. Если выполняется, то это означает, что величина движущей силы достаточна для преодоления статических сил сопротивления и пуска приводимого механизма, но фактическое время разгона до заданной скорости прямого хода будет больше заданного. Тогда вычисляется фактическое время разгона:

t_ф = 2 ∙ m ∙ V_п / (F_п - R_п - F_п.тр - R_о - F_о.ин - F_о.тр - F_о.пд),

и сравнивается с заданным t_п. При их различиях, допустимых условиями работы механизма, основные параметры гидроцилиндра принимаются.

Дата добавления: 2015-07-11