Гидроцилиндры на рабочее давление до 10 МПа с диаметром

Главным параметром гидроцилиндров является внутренний диаметр цилиндра, а одним из основных — рабочее давление, определяющее эксплуатационную характеристику гидроцилиндра. Внутренние диаметры цилиндров, диаметр штока, ход поршня и ряд давлений регламентированы ГОСТ 6540—68. [c.45]

Для уменьшения потерь давления диаметры проходных отверстий в гидроцилиндрах для подвода и отвода рабочей жидкости назначают из расчета, чтобы скорость жидкости в них составляла в среднем 5 м/с, но не выше 8 м/с. [c.152]

Гидроцилиндр служит для взаимного перемещения челюстей и создания необходимого усилия раздавливания. Диаметр поршня гидроцилиндра 300 мм, ход поршня 340 мм. Для сбрасывания рабочего давления в конце рабочего хода поршня в гидроцилиндр встроен перепускной клапан. [c.287]

Основными параметрами гидроцилиндров являются внутренний диаметр цилиндра, ход щтока, наружный диаметр его и давление. Диаметры цилиндра и штока определяют эффективную рабочую площадь и силу, развиваемую гидроцилиндром при заданном давлении. Диаметры цилиндра и штока и ход последнего должны соответствовать ГОСТ 6540—68 (СТ СЭВ 3936— 82), а давление выбираться из ряда 2, 5, 6, 3, 10, 16, 20, 25 МПа. [c.191]

Основными параметрами гидроцилиндра являются номинальное рабочее давление рабочей жидкости - внутренний диаметр гильзы - /с- ход перемещения штока (плунжера) - наружный диаметр штока(плунжера) - /5. По этим параметрам определяется величина усилия, развиваемого штоком - Г, а при известном значении скорости перемещения - Ур, и необходимый расход потока рабочей жидкости, создаваемый насосом - б,/. [c.62]

Задаваясь значением рабочего давления Р (выбирается из условий работы гидроцилиндра в соответствии с нормальным рядом значений), определяют диаметр поршня [c.243]

По заданной реакции на опоры определяемой при расчете рамы автокрана, и заданном рабочем давлении жидкости в гидросистеме р, диаметр гидроцилиндра выдвижной опоры определяется по формуле [c.117]

По заданной реакции на опору и заданному рабочему давлению р в гидросистеме автокрана диаметр гидроцилиндра определяется по формуле [c.118]

Задача 6.9. Определить перепад давления на входе и выходе распределителя Арц, к которому присоединена магистраль с силовым гидроцилиндром. Диаметры поршня D = = 60 мм штока ш = 30 мм расход жидкости на входе в распределитель Q = 0,314 л/с. Шток гидроцилиндра нагружен силой f=16 кН. Длина подводящего участка магистрали U равна длине отводящего участка и составляет /, = /2 = 8 м диаметр трубопровода d=10 мм свойства рабочей жидкости р = 850 кг/м v=l Ст. [c.109]

Задача 6.10. Определить давление, создаваемое насосом, если длины трубопроводов до и после гидроцилиндра равны / = 5 м их диаметры т=15 мм диаметры поршня D = = 60 мм штока ш = 40 мм сила на штоке F= 1 кН подача насоса Q=l,2 л/с вязкость рабочей жидкости v = 0,5 Ст плотность р = 900 кг/м . [c.109]

Рабочая жидкость — масло ИС-20 (температура 50 °С) подводится в поршневую полость гидроцилиндра (рис. 4.3). Определить давление Pi и расход масла Q, при котором скорость перемеш,ения = == 2 см/с, если утечка рабочей жидкости через кольцевой зазор (б = == 60 мкм) между цилиндром и поршнем q = Ъ см /с, диаметр поршня D = 100 мм, ширина поршня I = 70 мм, ра — 80 кПа. [c.42]

При работе гидроцилинДра (рис. 9.3) диаметром D = 200 мм расход рабочей жидкости Q = 0,2 л/с, давление в поршневой полости р = 10 МПа, противодавление в сливной (штоковой) полости р р = = 0,1 МПа. Опреде лить полезную и потребляемую мощности гидроцилиндра, если механический КПД ti = 0,95, объемный = 1, гидравлический т] = 1, диаметр штока d = 80 мм. [c.113]

ГОСТ 16514—96 регламентирует общие технические требования к гидроцилиндрам, применяемым в гидравлических прессах. По ГОСТ 6540 следует выбирать диаметры цилиндров, поршней, плунжеров, штоков и их ход и ряд номинальных давлений рабочей жидкости. [c.676]

Здесь D — диаметр поршня гидроцилиндра, см р — давление маема на поршень 2,0—7,5 МПа (20—75 кгс/см ) г) = 0,85- 0,9—КПД гидроцилиндра Qi — сила сопротивления сжатой пружины при крайнем рабочем положении поршня, Н (кгс) d — диаметр штока, см. [c.111]

Для уменьшения потерь давления во входных и выходных каналах гидроцилиндров диаметры проходных отверстий выбираются из условия, что скорость потока рабочей жидкости не должна превышать б м/с. Однако для демпфирования ударов поршня о крышки (донышки) корпуса применяют специальные способы дросселирования этих отверстий, обеспечивающие торможение поршня в конце хода и уменьшающие ударные нагрузки. На рис. 19,4 представлена простейшая схема такого демпфера. В конце хода поршня 3 цилиндрический хвостовик 2 входит в цилиндрический канал корпуса I, уменьшая тем самым проходное сечение канала, по которому рабочая жидкость поступает в сливную гидролинию. Сопротивление протеканию рабочей жидкости тормозит поршень и плавно снижает его скорость. Усилие торможения [c.263]

На рнс. И.1 приведена схема поршневого насоса одностороннего действия. В гидроцилиндре 1 поршень 2 со штоком 6 диаметром d совершает возвратно-поступательное движение. При движении поршня вправо объем жидкости в рабочей камере 4 увеличивается, а давление в ней уменьшается и жидкость из резервуара по всасывающей трубе 3 через всасывающий гидроклапан поступает в рабочую камеру. Так происходит процесс всасывания при закрытом напорном гидроклапане Кц. При движении поршня влево объем жидкости в рабочей камере уменьшается, а давление в ней повышается. Под действием давления всасывающий гидроклапан K закрывается, а напорный гидроклапан Кн открывается и жидкость из рабочей камеры вытесняется через напорный гидроклапан Кн в напорный трубопровод 5. Далее при вращении кривошипа 7 описанный цикл поршневого насоса повторяется. [c.53]

При фиксированной величине внешней нагрузки необходимая рабочая площадь порщня обратно пропорциональна разности давлений нагнетания и слива. Поэтому, как видно из выражения (У.92), увеличение р — при одновременном уменьшении Р приводит ц уменьшению величины предпоследнего определителя Гурвица и, следовательно, к сужению области устойчивого равновесия привода. Однако это справедливо лишь в том случае, когда остальные параметры остаются неизменными. В реальных условиях выбор больших значений давления нагнетания при соответствующем уменьшении рабочей площади поршня влечет за собой уменьшение приведенной к поршню массы жидкости в трубопроводах при сохранении их диаметров, некоторому уменьшению массы гидроцилиндра, возрастанию максимальных давлений в полостях гидроцилиидра по формуле (У.82) и максимального перепада давлений согласно выражению ( .81) при возникновении автоколебаний привода. Последнее обстоятельство, увеличивающее приведенные модули упругости уплотнений крышек и порщня гидроцилиндра, совместно с уменьшением объема уплотнений, связанного с уменьшением их диаметров, приводит к существенному снижению суммарного коэффициента упругости привода. В конечном итоге влияние повышения давления нагнетания на устойчивость и точность работы следящего привода зависит от конкретного сочетания параметров, но в большинстве практических случаев, как показывают расчеты, приводит к некоторому увеличению точности. Поэтому давление нагнетания следует выбирать настолько большим, насколько позволяет используемая гидроаппаратура. [c.136]

Рама опирается на три колеса диаметром 200 мм (база — 1350 мм, колея— 1150 мм), из которых одно, заднее, приводное и управляемое с помощью дышла (поворачивается на 190° в каждую сторону). Колесо приводится от электродвигателя постоянного тока мощностью 0,5 кВт с большим пусковым моментом через двухступенчатый редуктор. На валу электродвигателя установлен шкив электромагнитного колодочного тормоза, который автоматически включается при крайних верхнем и нижнем положениях дышла. В рукояти дышла смонтирован переключатель, обеспечивающий по две скорости передвижения вперед и назад. Рабочая жидкость в гидроцилиндр подается под давлением 16 МПа от шестеренного насоса, а управление им производится двухпозиционным краном. Электродвигатель питается от аккумуляторной батареи напряжением 24 В (емкость рассчитана на 8 ч работы), которая заряжается от сети трехфазного тока напряжением 220 В через преобразователь, установленный на кране. [c.159]

В установке применены гидроцилиндры с диаметром поршня 45 мм и ходом 150 мм. Толкающее усилие на штоке при рабочем давлении 15 кПсм — 240 кГ. Наибольшее допустимое давление в гидросистеме 50 кПсм . Габаритные размеры агрегата 800X500X 1077 мм. [c.110]

Сжатый воздух из трубопровода попадает в пневмоцнлиндр низкого давления и перемещает поршень 1 и шток 2 влево. Шток 2 является поршнем гидроцилиндра большого давления. Зажатие детали осуществляется при давлении жидкости на поршень 3 рабочего гидроцилиндра нормального диаметра. [c.434]

Гвдроцилиндры применяют возвратно-поступательные одно- и двустороннего действия. Гидроцилиндры одностороннего действия (рис19,а) делятся на поршневые 1, плунжерные 2, плунжерные телескопические 3. Шток или плунжер в них движется под действием рабочей жидкости только в одном направлении. Обратное движение выполняется под действием внешних сил или пружины. В гидроцилиндре двустороннего действия (рис. 19,6) шток и поршень движутся в обоих направлениях под действием рабочей жидкости. Эти гидроцилиндры могут быть с одно- и двусторонним штоком или телескопические. Необходимым условием работы гидроцилиндра является герметизация штока в месте его выхода из корпуса, герметизация штоковой и поршневой полостей. Для герметизации используются кольца и манжеты из резины, пластмассы и композиционных материалов. Главные параметры гидроцилиндров - внутренний диаметр гильзы цилиндра (иногда говорят просто диаметр цилиндра) и рабочее давление, определяющее эксплуатационную характеристику гидроцилиндра. [c.43]

Использование нескольких параллельно действующих канатноблочных систем (рис.155,6) или дополнительного блока (рис.155,в) на нижней выдвижной секции предотвращает перекос секции и позволяет использовать канаты и блоки меньшего диаметра. Канат-но-блочные системы образуют механизм одностороннего действия, работающий на раздвижение телескопической мачты. В обратную сторону секции перемещаются под действием силы тяжести площадки, груза и секций. В комбинированном приводе механизма раздвижки мачты (рис. 155,г) первая секция 10 выдвигается двумя гидроцилиндрами 12. На вышках с гидравлическим приводом мачта выполнена в виде телескопического гидроцилиндра. Секции выдвигаются под давлением подаваемой в гидроцилиндр рабочей жидкости — масла. Для того чтобы рабочая площадка не могла вращаться, секции гидроцилиндра фиксируют друг относительно друга шпонками. Основная, наружная секция мачты крепится к опорному кронштейну снизу с помощью шарового пальца, а в верхней части — обоймой и двумя регулировочными винтами (см.рис.5). Такое крепление позволяет при работе устанавливать мачту вертикально. Для того чтобы секции мачты не упали при обрыве каната, устанавливают замедлители или ловители. Замедлители выполняют, например, в виде компрессионных колец на нижних торцах секций, которые при движении сжимают находящийся в полости воздух, тем самым ограничивая скорость движения до безопасной. [c.228]

Дозировочные микронасосы ОСЬ (Англия) предназначены для дозирования малых количеств различных жидкостей, главным образом в лабораторных условиях. Несмотря на то, что са.мый маленький микронасос подает до 7 сж /ч, а самый большой до 1500 см ч, подачу насосов можно бесступенчато регулировать до нуля на ходу и при остановке, изменяя микрометрическим винтом длину хода плунжеров. Рабочее давление насосов не превышает 6—7 кГ1см . Детали проточной части насосов выполнены из нержавеющей стали, а корпусные — из алюминиевого сплава и эмалированы в печи. Гидроцилиндры насосов легко заменяются на новые с другими размерами проточной части для получения новых пределов подачи. Шариковые весовые клапаны насосов диаметром /в" изготовлены из некоррозионного материала и для большей надежности работы сдвоены. Применяются следующие диаметры плунжеров Ле, /в и [c.186]

На рис. 74 показана конструкция гидроцилиндра для систем гидропривода с рабочим давлением 160 кгс1см . Такие гидроцилиндры применены на экскаваторах ЭО-3322 и ЭО-3332 и могут отличаться один от другого только диаметрами поршня и штока и величиной хода поршня. [c.100]

Автопогрузчики мод. 4018 и.меют грузоподъемность 12,5 т и будут выпускаться промышленностью вместо мод. 4008М и 4028. Помимо повышенной грузоподъемности, новая модель отличается применением дизельного двигателя с гидромеханической коробкой передач и рядом усовершенствований, суш,ественно повысивших технический уровень машины. Улучшены маневренные качества, повышено рабочее давление в гидросистеме, установлены более надежные и малогабаритные гидроусилители рулевого управления, упрощена конструкция гидроцилиндра подъема (вместо плунжерного цилиндра установлен поршневой одностороннего действия с диаметрами поршня 180 и штока 140 мм). Усовершенствована тормозная система машина оборудуется четырьмя колодочными тормозами барабанного типа с пневматическим приводом. [c.41]

Гидроцилиндры (рис. 38) бывают одностороннего действия, в которых шток или плунжер перемещается под нагрз зкой от действия рабочей жидкости только в одну сторону (в другую сторону он перемещается под действием внешних сил) или двухстороннего действия (шток и поршень движутся в обоих направлениях под действием рабочей жидкости). В случае необходимости иметь большой ход поршня при малой начальной длине применяют гидроцилиндры с телескопическим штоком. Гидроцилиндры характеризуются внутренним диаметром цилиндра, ходом поршня и рабочим давлением. Конструкция гидравлического цилиндра подъема стрелы гидравлического крана показана на рис. 39. [c.63]

Для перемещения средней плиты используют гидроцилиндр, установленный на корпусе плавильной камеры и воздействующий на подвижную плиту через сисгему рычагов. Диаметр поршня гцдроцилицдра 80 мм, рабочее давление 8-10 МПа. [c.310]

Задача 6.15. На рисунке приведена схема гидропривода, состоящего из насоса /, переливного клапана 2, распределителя 3 и гидроцилиндра 4. Определить скорость движения штока гидроцилиндра при нагрузке F = 20 кН, если рабочий объем насоса У = см угловая скорость <о = 200 с объемный к.п.д. т о1=0,96 при р = 8 МПа давление начала открытия переливного клапана рш. = 5 МПа максимальное давление р ах = 7 МПа суммарная длина трубопроводов 1 = = 6 м диаметр трубопровода dr=10 мм эквивалентная длина для каждого канала распределителя /p = 200dr, диаметры поршня D — 80 мм штока dm = 30 мм плотность рабочей жидкости р = 900 кг/м вязкость v = 0,4 Ст. [c.111]

Задача 7.23. Определить время выхода штока четырехполостного гидроцилиндра на полный ход построить графики изменения давления в полостях гидроцилиндра, подач насосов, скорости штока и ходов цилиндра по времени. Имеем следующие параметры агрегатов и трубопроводов. Насосы / и 2 максимальное давление нулевой подачи Ртах = = 20 МПа давление начала срабатывания регулятора подачи насоса Рр=17 МПа подача насосов при рр=17 МПа Qp = 0,2 л/с подача при рр = 0 Qo = 0,24 л/с. Четырехполост-ный гидроцилиндр 3 диаметр гидроцилиндра )ц = 75 мм диаметр штока dm = SO мм рабочий ход Жр=160 мм приведенная к штоку масса т = 20 кг нагрузка на шток F = = Fo- - x—xo), где при х<70 мм fo = 50 000 Н, с = = 11 500 Н/мм, Хо = 0 при х>70 мм Fo = 41 950 Н, с = = 32 000 Н/мм, Хо = 70 мм. Гидравлические линии /4 = [c.166]

Для самоходных машин промышленностью выпускаются специальные распределители на давление 16 и 20 МПа с диаметром золотника 20, 25 и 32 мм. Эти распределители имеют одинаковое конструктивное исполнение и гидравлические схемы секций. В табл. 30 и 40 даны технические характеристики секционных распределителей с ручным управлением, а в табл. 41 — условные обозначения и область применения унифицированных секций. При составлении гидравлической схемы Шщины секционный распределитель набирают из напорной, сливной, промежуточных и нескольких-рабочих секций в соответствии с количеством гидродвитатёлей. Число позиций рабочей секции выбирают в зависимости от ее назначения на машине. Например, для управления гидроцилиндрами одноковшового экскаватора достаточно трехпозиционных секций, а для управления гидромоторами землеройных машин непрерывного действия необходима четырехпозиционная секция. Имеются специальные секции (см. табл. 43, м, н и т. д.), в которых одновременно с подачей ос-нрвногб пЬт<5ка жидкости к гидродвигателю привода рабочего оборудования вспомогательный золотник подает жидкость из линии управления в гидродвигатель тормозного устройства или устройства блокировки рессор. На рис. 71 приведено условное графическое изображение секций, а на рис. 72 дан пример составления секционного распределителя для управления тремя гидродвигателями, один из которых Имеет коробку вторичных предохранительных клапанов и вспомогательный золотник для управления гидротормозами. Промышленностью выпускаются специальные секционные распределители на ном МПа. техническая характеристика приведена в табл. 42. [c.210]

И. Определить давление в гидроцилиндре объемного гидропривода (рис. 3.2), если насос создает давление 5 МПа и подачу 40 л/мин. На напорной гидролинии длиной 8,7 м и диаметром 16 мм, соединяющей насос с гидроцилиндром, имеется три колена (5к = 0.3) и гидрораспределитель gp = 2,5). Вертикальное расстояние от насоса до гидроцилиндра равно 0.5 м. Рабочая жидкость — масло ВМГЗ (р = 890 кг/м ) имеет температуру 10 С. [c.200]

Объемный насос нагнетает ]рабочую жидкость (р =880 кг/м ) в гидроцилиндр, расположенный выше насоса н 0,7 м по трубопроводу длиной /=9 ми диаметром d 16 мм. Опведелить давление насоса, потребляемую им мощность и КПД, если расход жидкости гидроцилиндром Q = 66 л/мин, давление на входе в гидроцилиндр р = 914 кПа, коэффициент гидравлического трения трубопровода X = 0,05, суммарный коэффициент местных сопротивлений = 8, мощность приводного электродвигателя N —2 кВт, его КПД r) == 0,92. [c.201]

Определить мощность и КПД объемного гидропривода поступательного дв и- кения (рис. 13.12), насос которого развивает давление 10,2 МПа и подачу 0,4 л/с. Диаметр поршня гидроцилиндра, который при рабочем ходе переМбЩЗёТСЯ БПрЗВО, равен 100 мм, диаметр штока — Й мм. Утечки рабочей жидкости в гидроаппаратуре составляют 0,005 л/с, потери давления в напорной гидролинии — 200 кПа. Объемный и механический КПД гидроцилиндра равны соответственно т) = 1, Т1м = 0,85, а КПД насоса т)ц = 0,85. Потерями давления в сливной гидролинни пренебречь. [c.203]

Обозначения время рабочего хода tij — объемный коэффициент L — ход поршня. [c.231]

При дальнейшем рабочем ходе штока головки (от гидроцилиндра) гвоздь вдавливается в щеку обшиваемого кабельного барабана через металлическую ленту и доску. Гидроцилиндр головки диаметром поршня 40 мм и при давлении в гидросистеме 35 кГ1см создает усилие вдавливания гвоздя 440 кГ. [c.242]

У01. 2/(2л ) — характерный объем гидромашины, м рабочий объем гидромашины, м /об Др—перепад давления жидкости на гидромашине, Па 7 2 — (л/4) ( > — >шт)— активная площадь гидроцилиндра этого типа, м Du, Дшт — диаметры поршня и штока, м. Здесь и в последующем индекс 2 принадлежит гидродвигателю, а индекс 1 насосу. При получении выражен связей в гидроприводе предполагаюту что внешняя кинематическая (частота вращения а гидромотора и поворотного гидродвигателя или скорость движения % штока гидроцилиндра) и нагрузочная (момент сил Ala на валу гидромотора или усилие Р2 на штоке гидроцилиндра) координаты заданы циклограммой нагружения. Для гидроцилиндров с односторонним штоком уравнение силовой связи несколько усложняется за счет различия активных площадей — штоковой (F = /п — /шт) и поршневой ( 2 = /п)- В частности, при подводе жидкости в поршневую полость [c.297]

Сближение выражений (II.2.7) и (11.2.8) связано с допущением вида /штРсл 0> что правомерно, так как гидросистемы с гидроцилиндрами бывают, как правило, с разомкнутой циркуляцией, когда при установившемся режиме Рсл 0>2 Н- 0,5 МПа. В выражениях (11,2.6)—(П.2.8) значение г] 2 принимается по паспортным данным гидромашин, где приведены данные для rjs и г у на номинальном паспортном режиме эксплуатации, что в данном случае отмечено индексом . При этом т] = пУ Пу. Значения Mg и Ра принимаются наибольшими из возможных, а давление Жидкости — на 10—20 % меньше томи нал ьяого р , чем учитываются потери давления в гиДррлиниях и гидроаппаратуре. Значение р" принимается в соответствии с типом гидромашин, принятых к применению. По справочнику или каталогу [3] или в соответствии с рекомендациями действующих ГОСТов, ОСТов или РТМ выбираются гидромотор или гидроцилиндр, имеющие рабочий объем V или диаметр поршня D , близкий к расчетным по выражениям (11.2.6)—(11.2.8). [c.298]

Справочник конструктора-машиностроителя Том3 изд.8 (2001) -- [ c.40 , c.41 , c.42 , c.43 , c.44 , c.45 , c.46 , c.47 , c.48 , c.49 , c.50 , c.51 , c.52 , c.53 , c.54 , c.55 , c.56 , c.57 , c.58 , c.59 , c.60 , c.61 , c.62 , c.63 , c.64 , c.65 , c.66 , c.67 , c.68 , c.69 , c.70 , c.71 , c.72 , c.73 , c.74 , c.75 , c.76 , c.77 , c.78 , c.79 , c.80 , c.81 , c.82 , c.83 , c.84 , c.85 , c.86 , c.87 , c.88 , c.89 ]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...