Фактический расход жидкости, скорость движения поршня цилинд­ ра и площадь живого сечения поршня связаны зависимостью

1/ф и ^ —фактическая и расчетная (теоретическая) скорость поршня.

В цилиндрах, поршни которых уплотнены резиновыми или кожа­ ными манжетами или резиновыми кольцами круглого сечения, утечки жидкости практически отсутствуют, поэтому объемный к. п.д. можно принять равным единице. При уплотнении поршня разрезными метал­ лическими кольцами объемный к. п. д. может составлять 0,98—0,99.

При выборе конструкции уплотнения поршня необходимо исходить из следующего: при отношении длины хода L к внутреннему диаметру/) цилиндра L/D< 15, т. е. для коротких цилиндров, когда можно обеспе­ чить необходимую точность обработки цилиндра, допустимо применять притертые поршни и поршни с металлическими уплотняющими коль­ цами. При относительной длине цилиндра L/D> 15 рекомендуется при­ менять мягкие уплотнения.

Не следует допускать боковых нагрузок на поршневой шток ци­ линдра, которые приводят к быстрому выходу из строя уплотнитель­ ного узла штока и износу деталей цилиндра. При подобных нагрузках следует максимально улучшать направление штока и увеличивать базу его заделки в цилиндре, т. е. увеличивать расстояние от средней части поршня до средней части направляющей буксы штока при крайне*м выдвинутом его положении. Для цилиндров, ход штока которых не пре­ вышает размера диаметра цилиндра, минимальная величина базы за­ делки штока должна быть не меньше 10% длины его хода. При увели­ чении отношения длины L хода штока к его диаметру d этот процент должен быть увеличен, чтобы при отношении длины хода L к диамет­ ру d L/d= 10 заделка была не меньше 20%.

Отношение длины L хода поршня к его диаметру D не ограничено, однако практически это отношение для цилиндров, нагружаемых в обоих направлениях, не превышает L/Z) = 4-^6, хотя в некоторых слу­ чаях оно достигает L/D = 15 и более.

Предельное отношение длины цилиндра к его диаметру исходя из технологических возможностей рекомендуется принимать не более 20. Штоки в этих случаях необходимо проверять на продольную устойчи­ вость.

Для защиты стальных штоков от коррозии рекомендуется приме­ нять хромирование. Хромирование повышает также износостойкость и снижает коэффициент трения, который для хромированных деталей примерно в два раза ниже, чем для нехромированных стальных дета­ лей. После хромирования штоки следует шлифовать. Толщина хромо* вого покрытия после шлифования должна быть около 0,05 мм.

МЕХАНИЧЕСКИЕ ЗАМКИ ДЛЯ ФИКСИРОВАНИЯ ПОРШНЯ

Для фиксирования поршня цилиндра в крайних положениях зачас* тую применяются механические замки, из которых наибольшее распро­ странение получил шариковый замок (рис. 146). Поршень 5 цилиндра 7 имеет два ряда шариков 4 и 6 (по 8—12 в ряду), заключенных в обой­ мы. В конечных положениях поршня 5 один из рядов шариков, распи* раясь гильзами плунжеров 2, находящихся под действием пружин /,

западает в соответствующую кольцевую проточку кольца 3 и фиксирует положение поршня.

При подаче жидкости в противоположную полость плунжер 2 пере­ мещается под ее действием в направлении сжатия пружины 1 и дает возможность шарикам выйти из проточки, освобождая поршень 5.

Рис. 146. Шариковый замок

Для надежной работы шарикового замка необходимо, чтобы фик­ сирующая гильза плунжера 2 и кольцевая проточка цилиндра облада­ ли твердостью HRC 60—64. С этой целью фиксирующая проточка

обычно выполняется не в теле цилиндра, а в кольце 3 из твердого ма­ териала.

vsN

Ж -

..— ф

У //////Л

у , 1 1

Рис. 147. Штыревые замки

Фиксирование поршня осуществляется пружиной 1 замка, которая должна иметь достаточный запас усилия для преодоления трения в ман­ жетах, уплотняющих распорный плунжер 2.

Недостатком замка является большое удельное давление шариков на опорную поверхность канавок, ввиду чего требуются специальные материалы для изготовления соответствующих деталей, цилиндров.

Замок, изображенный на рис. 147, а выполнен в виде штыря 2, ко­ торый запирает поршень в выпущенном положении. При втягивании штока жидкость, подаваемая по трубопроводу 1, сначала отжимает

212

вверх поршень 3 замка, а следовательно, поднимает и связанный с ним штырь 2, который и освобождает шток; при движении штырь 2 увле­ кает вверх клапан 4, после чего жидкость поступает в цилиндр.

Замок, изображенный на рис. 147,6, отличается по конструкции от описанного тем, что имеет клапан 5, предохраняющий замок от само­ произвольного отпирания под действием давления жидкости, которое может повыситься в результате теплового расширения ее или по другим причинам.

ЦИ Л И НД Р С УСТРОЙСТВОМ для Д ЕМ ПФ И РОВАНИ Я

Силовые цилиндры зачастую используются для возвратно-поступа­ тельных перемещений тяжелых деталей с большими ускорениями, при которых силы инерции достигают значительных величин. В качестве примера можно привести случай выпуска шасси самолета.

В этом случае для устранения удара в конце хода поршня приме­ няют силовые цилиндры с устройствами для поглощения (демпфирова­ ния) кинетической энергии массы путем изменения ее состояния (пре­ вращения в тепло).

образованную выступом 3 и стенками камеры 5, в результате в этой полости создается противодавление, препятствующее движению поршня. Для регулирования этого противодавления (эффективности демпфирова­ ния) обычно применяют игольчатый вентиль 1. При обратном ходе поршня жидкость движется через обратный клапан 2, в обход дросселя.

Применяются также иные схемы демпфирования большей или мень­ шей сложности и, в частности, демпферы с переменным по ходу поршня сопротивлением (дросселированием), а в некоторых случаях — дроссели переменного сопротивления в зависимости от температуры.

Мгновенное значение давления в запертой полости цилиндра (в ка­ мере торможения) при выдавливании из нее через радиальную щель (вентиль 1 перекрыт) жидкости движущимся поршнем находим, поль­ зуясь выражением (83) (приравниваем средний диаметр радиальной щели диаметру d выступа)

12ixivf

ttds3

где / —длина части хвостовика 6, утопленной в камере 5 (путь торможения);

d и dK—диаметр хвостовика 3 и камеры 5, в которую он вхо­ дит;

2 1 3

D —диаметр силового цилиндра;

V —текущая скорость поршня;

, Я (D 2 — d 2 )

/ = —---------— площадь кольцевой полости цилиндра, в которой за- 4 перта жидкость;

s = d ~^-к —номинальный радиальный зазор.

Этому давлению соответствует мгновенное усилие, развиваемое демпфером

\2\dVp

Допуская, что работа, соответствующая произведению силы проти­ водавления на путь торможения, расходуется лишь на изменение кине­ тической энергии массы движущихся деталей, выражение для текущей скорости поршня можно приближенно записать:

6 v-fgl2 nGdsZ ’

где G — вес движущихся частей, приведенный к поршню;

Vo — начальная скорость (скорость к моменту начала торможе­ ния) движения поршня.

Приведенные расчеты демпфера являются приближенными, по­ скольку не принято во внимание, что р и V являются переменными ве­ личинами по ходу поршня.

На рис. 149 представлены схемы цилиндров с демпферами перемен­

перекрытия отверстий а, а на рис. 149,6 — переменное по ходу, дости­ гаемое с помощью клиновидных прорезей с, выполненных на демпфиру­ ющих выступах поршня. При обратном ходе поршня жидкость заполня­ ет полость цилиндра через клапаны 6, минуя дросселирующие щели.

собой объемный гидродвигатель с возвратно-поворотным относительно корпуса движением рабочего органа (рис. 150). Угол поворота однопла­ стинчатого цилиндра может быть равен 270—280°. Подобные цилиндры получили название гидродвигателей (цилиндров) поворотного движе­

2 1 4

ния или «квадрантов». Применение этих цилиндров зачастую упро­ щает кинематику приводных механизмов. Их практически можно счи­ тать безынерционными двигателями, способными развивать большие крутящие моменты при больших и малых скоростях движения.

Теоретическую величину крутящего момента М и угловой скоро­ сти <а на валу однопластинчатого цилиндра поворотного действия (см. рис. 150) рассчитывают по формулам:

D — внутренний диаметр цилиндра; < — угловая скорость вала.

Рис. 151. Схемы многопластинчатых гидродвигателей поворотного типа

Однопластинчатые цилиндры строятся на крутящий момент от 17 до 1000 кГ-м при давлении 10 кГ1см2.

Применением многопластинчатых гидроцилиндров (рис. 151) мож­ но соответственно увеличить крутящий момент, однако угол поворота при этом уменьшается.

Для многопластинчатого цилиндра

где г — число пластин.

Трехпластинчатые цилиндры применяют для моментов до 7500 кГ *м при давлении 200 кГ/см2. В авиационной автоматике применяют относи­ тельно небольшие цилиндры (квадранты) с удельным расходом 50— 500 смг1рад. В некоторых случаях выпускают цилиндры в трехпластин­ чатом исполнении, крутящий момент которых при давлении жидкости 200 кГ[см2достигает 40 000 кГ • м.

2 1 5