Демпфирование гидроцилиндров

Сравнивая рассмотренные выше способы обеспечения устойчивости, можно заметить, что первые два способа в отличие от последнего дают увеличение коэффициента относительного демпфирования гидроцилиндра. Действительно, записав уравнения (12.100) и (12.106) в виде (12.29), получим следующие коэффициенты относительного демпфирования [c.318]

Рис. 12.30 Схема демпфирования гидроцилиндра

С учетом демпфирования в гидроцилиндре и сложности формообразующей поверхности электрода общее выражение для скоростного коэффициента Р примет вид [c.151]

Рис. 214. Демпфирование штока гидроцилиндра в конце хода а — демпфер с щелью постоянного сечения б — демпфер с профильной щелью в — демпфер с последовательным включением щелей г — клапанный демпфер

В конструкции (рис. 214, а) демпфирование достигается за счет выдавливания жидкости утолщением штока через кольцевой зазор, образующийся между этим утолщением и цилиндрической расточкой, выполненной в крышке гидроцилиндра. На рис. 214, б показана конструкция, в которой демпфирование достигается последовательным выключением выпускных отверстий, соединяющих полость гидроцилиндра с линией слива. Активной тормозной поверхностью является в этом случае вся площадь поршня (или площадь поршня за вычетом площади штока). [c.388]

Одним из способов искусственного демпфирования приводов без существенного уменьшения статической точности является создание небольших утечек между полостями гидроцилиндра за счет соединения обеих полостей цилиндра через дроссель. Схема такого устройства показана на рис. 2.35. [c.72]

Демпфирование при помощи сопротивлений. В 2.5 показано, что включение дросселя в трубопровод, соединяющий насос со следящим золотником, оказывает демпфирующее действие за счет создания насыщения по расходу. Рассмотрим теперь влияние сопротивлений трубопроводов или дросселирующих устройств, соединяющих следящий золотник с полостями гидроцилиндра. Для привода с четырехкромочным золотником этот случай схематически изображен на рис. 2.37. Полагая поток жидкости в трубопроводах ламинарным, сопротивления в трубопроводах или дросселирующих з стройствах можно характеризовать коэффи-AQ [c.75]

Нелинейное демпфирование системы типа отрицательное сопротивление не поддается расчету и должно определяться экспериментально. Поскольку такого рода сопротивления в одинаковой степени существуют как для гидромоторов, так и гидроцилиндров, то существуют принципиально одинаковые возможности возникновения автоколебаний как в гидроприводах вращательного движения, так и в гидроприводах возвратно-поступательного движения. [c.236]

Угол поворота вала гидроцилиндра зависит от размеров (толщины) пластины и разделительной перегородки. В моментных гидроцилиндрах также применяют демпфирование в конце хода. Принцип действия демпфера, как и в силовых гидроцилиндрах, основан на выдавливании запертого объема жидкости. [c.145]

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]

Чтобы смягчить удар в конце хода поршня, в гидроцилиндре предусмотрена система демпфирования, в которую входят втулки 9 и 10, кольцевые проточки б и каналы а я в во втулке 14 и задней крышке /, а также регулировочные винты 2. [c.235]

Гидроцилиндры двойного действия с демпфированием в конце хода для дорожных машин выпускают двух типов с креплением на проушине и на цапфах. [c.77]

Гидроцилиндры с поршнем диаметром 125 мм имеют демпфер, принцип работы которого заключается в том, что на конечных участках хода поршня при приближении к передней I (или задней) крышке самоцентрирующаяся демпфирующая втулка 2 поршня 4 отсекает ограниченный объем жидкости между крышкой и поршнем. При этом создается камера демпфирования, давление в которой возрастает до 24 МПа. При этом втулка прижимается к буртику промежуточной втулки 3, на которой установлена, а поршень продолжает движение, вытесняет жидкость из камеры через кольцевой зазор между втулкой и крышкой. При реверсировании подачи жидкости демпфирующая втулка вначале отходит от буртика, а затем жидкость по канавкам в ней поступает под поршень. [c.192]

Постоянные времени Ггп, Тц, коэффициент относительного демпфирования и коэффициент внутренней обратной связи Ки выражают ряд свойств гидропривода. Гидравлическая постоянная времени 7 определяет время заполнения жидкостью пространства, освобождаемого в гидроцилиндре при перемещении его поршня на величину, равную смещению золотника от нейтрали. Очевидно, что это время будет тем меньше, чем больше при одном и том же смещении золотника пропускная способность распределителя (больше Кдх) и меньше рабочая площадь / ц гидроцилиндра. С уменьшением времени заполнения гидроцилиндра увеличивается скорость движения поршня, и поэтому постоянная времени характеризует быстродействие гидропривода. [c.293]

Заметим прежде всего, что в условие устойчивости (12.43) не входит масса т нагрузки. Это объясняется одинаковой зависимостью от массы т постоянной времени Тц и коэффициента относительного демпфирования ц. Согласно соотношению (12.34) с увеличением массы т при = О, = оо постоянная времени демпфирования гидропривода Тдц увеличивается, если /Срр не равно нулю, что приводит к увеличению ц. Таким образом, с одной стороны масса т в сочетании с упругостью жидкости и опоры гидроцилиндра является причиной возникновения колебаний, а, с другой стороны, вызывая сопровождающие эти колебания изменения перепада давления в гидроцилиндре, способствует уменьшению расхода жидкости, протекающей через распределитель, и вследствие уменьшения поступления энергии увеличивает демпфирование гидропривода. [c.296]

В связи с тем, что в данном случае от приведенной жесткости гидроцилиндра одинаково зависят постоянные времени Тц и Тдц, сжимаемость жидкости и упругость опоры не влияют на последние два условия устойчивости, в то время как в условие (12.43) входит ц. Таким образом, когда демпфирование вызвано снижением притока энергии в гидропривод вследствие изменения давления в гидроцилиндре, на условие устойчивости не влияет приведенная масса т нагрузки (первый случай), а при демпфировании гидравлическим трением (второй случай) не влияет приведенная жесткость гидроцилиндра. [c.298]

Подставив в неравенство (12.42) это значение постоянной демпфирования Тдц и значение постоянной времени Тц, определяемое соотношениями (12.31) и (12.32), замечаем, что условие устойчивости невозможно выполнить, так как требуется иметь Уо < 0. Если не учитывать сжимаемость жидкости и опору гидроцилиндра считать абсолютно жесткой, т. е. положить ц = оо, то вместо неравенства получим тождество. Следовательно, такая модель гидропривода будет находиться на границе устойчивости. [c.298]

В рассмотренных выше трех случаях мы выяснили влияние отдельных составляющих постоянной времени демпфирования Тдц на условия устойчивости гидропривода. Иногда необходимые для вычисления Тдц значения коэффициентов Кдр и могут быть неизвестны, но при этом известны статистические значения коэффициента относительного демпфирования ц для среднего положения поршня гидроцилиндра. При заданном соотношения параметров гидроприводов, удовлетворяющих условию устойчивости, найдем после подстановки в неравенство (12.41) Т и Тц [c.298]

Возможность выполнения приведенных в предыдущих параграфах условий устойчивости гидропривода зависит от требований, предъявляемых к его быстродействию, от степени демпфирования, создаваемого силами трения как в гидроцилиндре, так и в нагрузке, и от допустимого расхода жидкости из системы питания при равновесном состоянии гидропривода. Если необходимо получить высокую [c.310]

В заключение заметим, что рассмотренная структурная схема не изменится, если вместо гидромотора исполнительным устройством будет служить гидроцилиндр с поступательным движением выходного звена. При определении постоянных времени, коэффициента относительного демпфирования и коэффициента Кп такого гидропривода с объемным регулированием в соотношениях (13.23), (13.25) — (13.27) следует только заменить J — на приве- [c.338]

Для предотвращения удара поршня о крышку гидроцилиндра применяют различные методы торможения. Один из методов д пфирования поршня 2 предусматривает расточку в крышке силового цилиндра 1 цилиндрической впадины 3, в которую входит утолщенная часть штока 4 при подходе к крайним положениям (рис. 3.18). Эффект демпфирования достигается за счет выдавливания жидкости через зазор между расточкой и утолщением. Другой метод торможения поршня гид- [c.44]

Коэффициент относительного демпфирования ц учитывает действие демпфирующих факторов, обусловленных наличием гидравлического трения в нагрузке и гидравлического сопротивления распределителя. Кроме того, этот коэффициент учитывает падение притока энергии в/идропривод, вызванное уменьшением расхода жидкости, протекающей через распределитель, при увеличении перепада давления в гидроцилиндре. [c.293]

Нагрузка без трения, тр = 0 связьштока гидроцилиндра с нагрузкой упругая. Если дополнительно принять Кдр = О, то по соотношению (12.34) получим следующее значение постоянной времени демпфирования [c.298]

При возникновении колебаний изменения перепада давления в полостях гидроцилиндра могут стать настолько большими, что будут оказывать существенное влияние на мгновенные значения расхода жидкости, протекающей через распределитель. Тогда линейная аппроксимация расходно-перепадной характеристики распределителя приводит к неправильной оценке условий существования автоколебаний в гидроприводе. Влияние нелинейности рас-ходно-перепадной характеристики распределителя на эти условия можно выяснить, сравнив соотношения, характеризующие приток энергии в гидропривод при колебаниях поршня гидроцилиндра и диссипацию энергии из-за действия сил трения. Следуя методу, изложенному в работе [14], определим указанные соотношения, предполагая, что благодаря большой приведенной массе т колебания штока гидроцилиндра близки к гармоническим и вследствие малого демпфирования имеют частоту со = сОоц. Соответственно примем [c.305]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...