Нагруженность гидроцилиндров

Согласно расчетным условиям функционирования системы нагружение гидроцилиндров осуществляется внутренним давлением выпуска тормозных щитков 4 раза за полет (2 раза при выпуске-уборке щитков во время предполетной подготовки, проверки функционирования еще 2 раза — при выпуске щитков на пробеге). Следовательно, на основе данных о наработке гидроцилиндров (438 и 250 посадок) количество циклов их нагружения не должно было превышать 1800 и 100 соот- [c.757]

Оценка периода роста усталостной трещины с учетом предполагаемого нагружения гидроцилиндров свидетельствует о том, что даже на этапе роста трещины при формировании усталостных бороздок на длине более 1 мм от очага разрушения количество полетов (четыре нагружения в цик.яе ЗВЗ формируют четыре усталостные бороздки) составляет для рассматриваемых гидроцилиндров соответственно 7500 и 8000. Это более чем в 5 раз превышает количество полетных циклов нагружения, которые гидроцилиндры испытали в процессе эксплуатации из условия их нормального функционирования. Применительно к гидроцилиндру № 4 указанное расхождение превышает 20 раз. Помимо того, следует иметь в виду, что длительность распространения трещины на начальном этапе до формирования усталостных бороздок не оценивалась. Не было проведено оценки наличия инкубационного периода до зарождения усталостной трещины, а также факта зарождения трещины сначала от одного отверстия к другому. С учетом этого становится очевидным, что предполагаемая частота нагружения гидроцилиндров ниже реально реализуемой и может отличаться от нее на один-два порядка. [c.757]

Полученный результат свидетельствует о противоречии между предполагаемым и реализуемым нагружением гидроцилиндров. Вместе с тем сам период роста трещины не противоречит прогнозируемой в расчетах эксплуатационной долговечности гидроцилиндров из условия регулярного его нагружения внутренним давлением. Поэтому были все основания предполагать, что создание на стенде регулярного внутреннего давления в гидроцилиндрах должно было привести к реализации близкого числа циклов, в течение которого про- [c.757]

Рис. 2. Структурная схема гидроусилителя с изодромом и нагруженного гидроцилиндра

Из рис. 2 видно, что без обратной связи по давлению передача от смещения золотника до перемещения поршня состоит из интеграла и колебательного звена, параметры которого определяются нагруженным гидроцилиндром. [c.191]

Зависимость (11.64) показывает, что золотник, управляющий нагруженным гидроцилиндром, имеет силовую обратную связь по перепаду давления p , котора я будет положительной при встречной нагрузке на гидроцилиндр и отрицательной при помогающей нагрузке. При нейтральном положении (Хз. о ==0) идеального золотника указанная обратная связь отсутствует. [c.274]

Прямую цепь структурной схемы электрогидравлического привода с дроссельным регулированием получим, соединив последовательно показанную на рис. 14.10 структурную схему электрогидравлического усилителя со структурной схемой нагруженного гидроцилиндра. Передаточные функции для последней схемы определим с помощью уравнений (12.23)—(12.26). Опустим в этих уравнениях символ А, ограничиваясь отклонениями величин от значений, соответствующих равновесному среднему положению поршня гидро- [c.379]

Структурная схема нагруженного гидроцилиндра, построенная по уравнению (14.53), имеет замкнутый контур (рис. 14.14). Однако [c.380]

Принятые ограничения вызывают лишь незначительные изменения уравнения (14.53) нагруженного гидроцилиндра. При Ут = У и /Сн = О это уравнение принимает вид [c.393]

По уравнениям (14.82)—(14.84) можно составить структурную схему нагруженного гидроцилиндра, охваченного обратной связью по производной от перепада давления в гидроцилиндре. Эта схема изображена на рис. 14.25, а на ррю. 14.25, б дана эквивалентная [c.393]

При неодинаковых нагрузках гидроцилиндров поршенек смещается в сторону менее нагруженной ветви, изменяя сопротивления ветвей (за счет неодинаковых открытий золотниковых окон) и поддерживая равенство расходов, поступающих в гидроцилиндры. [c.183]

Задача X—21- Перемещение поршней гидроцилиндров диаметром О = Ъ см, нагруженных внешними силами [c.292]

Задача XIV—33, Шестеренный насос подает спирто-глицериновую смесь (V = 1 Ст р = 1245 кг/м ) в гидроцилиндр (диаметры поршня и штока Dj = 200 мм и Da = == 50 мм), нагруженный внешним усилием Р = 2000 Н при этом часть подачи насоса возвращается в приемный бак по сбросной трубе 4, минуя гидроцилиндр. [c.442]

Задача XIV—55. Объемный насос, характеристика которого приведена в задаче XIV—54, работает на два гидроцилиндра с размерами = 100 мм 51 = 200 мм и >а = 120 мм 5а = 300 мм, нагруженных силами А = = 23,6 кН и Ра = 56,5 кН. [c.459]

Задача 10-20. Перемещение поршня гидроцилиндра (Di=150 мм, 0 = 50 мм), нагруженного внешним усилием Я = 20 кГ, осуществляется подачей спирто-глицерино-вой смеси (v = l см /сек, Y= 1 220 кГ/м ) насосом в рабочую полость гидроцилиндра. [c.284]

Задача 10-21. Перемещение поршней гидроцилиндров диаметра D = 15 см, нагруженных внешними силами Pj — [c.285]

Командный элемент гидроусилителя включает постоянный дроссель в виде жиклера = 3 мм и регулируемый дроссель в виде сопла tig = 2 мм с подвижной заслонкой на выходе. Давление в камере между дросселями передается в рабочую полость исполнительного гидроцилиндра (D = 35 мм), поршень которого оперт на пружину жесткостью С = 200 Н/см и нагружен силой R = 7500 Н. [c.184]

Задача XIV-45. Шестеренный насос объемной гидропередачи подает масло (вязкость v = 0,3 Ст, относительная плотность б = 0,92) в гидроцилиндр (диаметры поршня и штока Di = 100 мм и Da = 40 мм), нагруженный усилием Р = 3300 Н. [c.455]

Задача 6.2. На рисунке показана упрощенная схема объемного гидропривода поступательного движения с дроссельным регулированием скорости выходного звена (штока), где I — насос, 2 — регулируемый дроссель. Шток гидроцилиндра 3 нагружен силой f=1200 Н диаметр поршня D = = 40 мм. Предохранительный клапан 4 закрыт. Определить давление на выходе из насоса и скорость перемещения поршня со штоком 1 п при таком открытии дросселя, когда его можно рассматривать как отверстие площадью So=0,05 см с коэффициентом расхода ц = 0,62. Подача насоса Q = [c.106]

Задача 6.8. Определить перепад давления в силовом гидроцилиндре Дрц, шток которого нагружен постоянной силой F=16 кН, в следующих двух случаях 1) скорость подъема поршня равна v = 0 2) v = 0,2 м/с. Диаметры поршня 0 = 60 мм штока dm —20 мм. Трубопровод, по которому жидкость движется из гидроцилиндра через распределитель К в бачок, имеет длину 1 = 6 м диаметр rf = = 10 мм. Свойства жидкости v = 4 Ст р = 850 кг/м . Сопротивлением распределителя К пренебречь. Избыточное давление в баке считать равным нулю, нивелирные высоты не учитывать. [c.108]

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 6.33. Для обеспечения одинаковой скорости движения штоков двух гидроцилиндров, нагруженных силами f, и р2, в систему включен дроссельный делитель потока, в котором плунжер 1, перемещаясь относительно корпуса 2 под действием перепада давлений, перекрывает кольцевые проточки 3 или 4, увеличивая тем самым сопротивление в соответствующей гидролинии. Определить максимальную величину смещения плунжера 1 от нейтрального положения (см. рис.), если известно максимально возможная разность между нагрузками на штоках гидроцилиндров р)—р2) = = 3 кН D = 80 мм d=12 мм ширина кольцевых проточек 6 = 5 мм коэффициент расхода через кольцевые проточки [c.123]

На втором графике построить характеристику нагружения штока гидроцилиндра в функции от хода плунжеров. Полученную кривую пересчитать в давление внутри цилиндра и нанести на этот же график. [c.124]

Гидроцилиндр конструктивно исполнен таким образом, что в сечении представляет собой два цилиндра, разделенные тонкой стенкой. Изломы обоих гидроцилиндров имели характерное, однородное ио шероховатости строение излома, которое определяет усталостное разрушение детали из алюминиевого сплава при ее регулярном нагружении. Развитие трещины в цилиндре № 1 происходило от клиновидной зоны, расположенной у цилиндрической поверхности диаметром 60 мм (рис. 14.17). Указанная зона ориентирована перпендику.лярно цилиндрической поверхности и имела протяженность около 5 мм в глубину при ширине у поверхности около 1 мм. Рельеф излома зоны начального разрушения характеризовался растрескиванием материала, разупорядоченными фрагментами различной формы — типичными элементами рельефа поверхности при вскрытии материала по дефекту в виде направленных неметаллических включений. Граница между начальной зоной "А и зоной последующего роста трещины была четкой и свидетельствовала, что в начальной зоне разрушение материала произошло практически за счет хрупкого проскальзывания, а далее от границы дефекта происходило зарождение усталостной трещины вдоль всего контура начальной [c.754]

Незначительное отличие длительности развития трещин в гидроцилиндрах с разных самолетов, а также равномерное нарастание шага усталостных бороздок но длине трещин в этих агрегатах позволяют заключить, что эксплуатационное нагружение агрегатов является регулярным в процессе их функционирования в эксплуатации. Поэтому их разрушения на ранней стадии эксплуатации не могут быть связаны с дефектным состоянием материала, хотя в некоторых из них имели место дефекты материала в очагах разрушения. На это указывает и наработка агрегатов например, в случае № 4 она в несколько раз меньше, чем случае разрушения № 3, когда в материале отсутствовали дефекты и коррозия. [c.757]

Выполненные в ГосНИИГА летные испытания с имитацией всех фаз нагружения гидроцилиндров за полет в процессе функционирования тормозных щитков, с тензометрированием агрегата на всех этапах работы системы механизации показали, что в пересчете на внутреннюю стенку (расчеты выполнены В. Королевым), где стартует трещина, эквивалентное растягивающее напряже- [c.759]

Утечки в коммуникациях устанавливают наружным осмотром и устраняют лутем замены неисправных элементов или подтяжкой соединений. Утечки в гидроцилиндре определяют при запирании полости нагнетания клапаном или гидравлическим замком. Если нагруженный гидроцилиндр в этом случае дает осадку, уплотнения его поршня неисправны. [c.193]

Дпя создания в валке осевых предварительных напряжений на неприводной хвостовик навинчивают гидроцилиндр, состоящий из поршня 7 и корпуса 6. В гидроцилиндр подается масло высокого давления от насоса, при этом корпус гидроцилиндра упирается через просгав]д в бандаж, а поршень, перемещаясь под давлением масла, растягивает стяжной стержень. После достижения необходимой сипы растяжения вала между фиксирующей гайкой и полой шейкой образуется зазор, величина которого определяется суммой абсолютных деформаций сжатия бандажа и растяжения стержня на участке от торца бандажа с приводной стороны до первого витка резьбы фиксирующей гайки. На величину указанного зазора через окна в проставке гайка свободно довинчивается до упора в шейку. Затем сбрасывается давление масла, вследствие чего сила растяжения вала замыкается на гайку, которая при нагружении гидроцилиндром не деформировалась. В результате деформации указан- [c.459]

Уравнения (13.1) или (12.2) и (12.5), (12.13), (12.15) описывают динамику нагруженного гидроцилиндра, скорость движения поршня которого регулируется четырехдроссельным золотниковым распределителем. К этим уравнениям необходимо присоединить уравнение механизма управления. Если корпус золотника и точка О рычага СОО закреплены независимо от гидроцилиндра и не перемещаются при работе гидропривода, то для небольших углов поворота рычаго в АОВ и СОО из очевидных кинематических соотношений имеем [c.290]

К логарифмическим амплитудным и фазовым частотным характеристикам замкнутого контура электрогидравлического усилителя прибавляют такие же характеристики апериодического, интегрирующего, колебателЬ ного и форсирующего второго порядка звеньев, описывающих соответственно обмотки управления и нагруженный гидроцилиндр. В результате получают логарифмические амплитудные и фазовые частотные характеристики разомкнутого контура всего электрогидравлического привода при Кп. ОсКус 1 [c.384]

Задача Х-20. Перемеш,ение поршня гидроцилиндра (Di = 150 мм, D2 = 50 мм), нагруженного внешним усилием R — 200 Н, осуш,ествляется подачей спирто-глице-риновой смеси (v = 1 Ст, р = 1245 кг/м ) насосом в рабочую полость гидроцилиндра. [c.294]

Задача Х-21. Перемещение поршней гидроцилндроз диаметра D = 15 см, нагруженных внешними силами Ri = 1000 Н и = 2000 Н, осуш ествляется подачей спиртоглицериновой смеси (v = 1 Ст, р = 1245 кг/м ) по трубам одинаковой приведенной длины L = 10 м и диаметра d = 4 см в гидроцилиндры / н 2. [c.295]

Указания 1. Пострэить график силового нагружения гидро-иилиндра F = f L/Lnmx) и, выбрав несколько характерных точек, определить значение давления внутри гидроцилиндра в зависимости от положения его поршней. [c.125]

Измерение статических нагрузок производится силоизмери-телем маятниково-гидравлического типа. При открытом вентиле 13 трубопровод 25 связывает гидроцилиндр машины с тидро-цилиндром 45 мвятнйка 46. При нагружении образца и соответствующем увеличении давления в цилиндре 1 тяга 19, связанная с плунжером гидроцилиндра 45, перемещается вниз. и вызывает отклонение маятника. Опускание плунжера продолжается до тех пор, пока отклоняемый маятник не уравновесит силы давления масла на плунжер. В этом заключается принцип действия маятникового гидравлического силоизмерителя. [c.13]

При нагружении масло от насоса через маслосборник поступает по трубопроводу 7 в гидроцилиндр пресса. При разгрузке масло по тому же трубопроводу возвращается в маслосборник, а из него через перепускной золотник сливается по трубе 16 в масляный бак. Для очистки масла, поступающего из бака в насос, на входе во всасывающий патрубок установлен фильтр 3. Трубопровод 17 служ1ит для отвода в бак масла, просочившегося через щелевой зазор между плунжером и гидроцилиндром пресса. [c.19]

Согласно изложенному выше анализу особенностей нагружения элементов конструкций систем управления, в частности гидроцилиндров, формирование усталостных бороздок обусловлено нормальным функционированием систем управления и не связано с вибронагруженностью агрегатов. Следовательно, формирование усталостных бороздок должно коррелировать с режимами напуска гидрожидкости во внутреннюю полость гидроцилиндра и с числом выпусков тормозных щитков. [c.757]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...