Tải bản đầy đủ - 77 (trang)
Hình 4-1 Sơ đồ lực tác dụng lên xylanh.

Hình 4-1 Sơ đồ lực tác dụng lên xylanh.

Tải bản đầy đủ - 77trang

p1 : áp suất dầu ở buồng công tác.

p2 áp suất dầu ở buồng chạy không

A1: diện tích piston ở buồng công tác.

A2: diện tích piston ở buồng chạy không.

Ft: tải trọng tác dụng lên cần piston

Fmsc: lực ma sát giữa cần piston và vòng chắn khít.

Fmsp: lực ma sát giữa piston và xylanh.

Ta sẽ xác định sự ảnh hưởng của các lực này thông qua hiệu suất cơ khí của xilanh lực

sau khi đã xác định được lực F1. Hiệu suất cơ khí trong xilanh lực hc = 0,85 ÷ 0,97 theo

[1]. Nghĩa là lực ma sát trong xilanh bằng 3 ÷ 15% lực tổng cộng tác dụng lên piston.

Lực ma sát trong xilanh lực là:

Fmsx = Fmsp + Fmsc = (0,03 ÷ 0,15).F1



Chọn: Fmsx = 0,1.F1



Vậy: lực tổng cộng tác dụng lên piston là:

F1 =F2 + Fmsx + Ft =F2 + 0,1. F1 + Ft => 0,9.F1 = F2 + Ft => 0,9. p1.A1 = p2.A2 + 0,5.Ft

Chọn áp suất lớn nhất trong khoang chứa cần piston p2 = 5 bar = 500 kN/m2.

Chọn đường kính cần piston d = 0,4D

Suy ra:



Theo dãy đường kính xylanh:

+ Đường kính trong của xi lanh D (mm)

Dãy cơ bản: 25, 32, 40, 50, 60 , 80, 100, 125, 160, 200, 250, 320, 400.

Dãy bổ sung: 28, 36, 45, 55, 70, 90, 110, 140, 180, 220, 280, 360.

+ Đối với cần đẩy:

Đường kính thông thường của cần đẩy: d = (0,25 ÷ 0, 4).D

Dãy số cơ bản của d (mm): 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 60, 80, 100, 125, 160.

Dãy bổ sung: 14, 18, 22, 28, 36, 45, 70, 90, 110, 140, 180.

chọn đường kính xylanh theo dãy cơ bản: D = 25 (mm)

đường kính cần piston d = 10 (mm) =>



52



Vậy áp suất làm việc của xylanh là:



4.1.3. Tính lưu lượng cung cấp cho xylanh

Lưu lượng Q cần cấp vào xylanh để xylanh đi hết hành trình trong thời gian yêu cầu,

nếu bỏ qua tổn thất



ηQ = 0,95 : hiệu suất lưu lượng của xylanh

Lưu ý là lưu lượng cần cấp vào phía cán xylanh Q2 sẽ nhỏ hơn lưu lượng cấp vào phía

đầu xylanh Q1.

4.2. Tính chọn bơm dầu.

4.2.1. Áp suất cần thiết ở cửa ra của bơm dầu.



pB =

Khi kể đến tổn thất thủy lực của hệ thống, ta có:



p1

η HO



Trong đó: pB - áp suất mà bơm cần phải cung cấp cho dầu ở cửa ra.

hHO - hiệu suất thủy lực của hệ thống đường ống và các van.

Theo [1] Chọn hHO = 0,9. Ta có:



4.2.2. Lưu lượng dầu cần thiết mà bơm phải cung cấp cho hệ thống.

Lưu lượng dầu cần cung cấp cho xilanh lực khi kể đến tổn thất lưu lượng:

QB =



Áp dụng công thức:

Trong đó:



2.QDc

ηQ



2.QDC = hQ.QB =>



hQ - hiệu suất lưu lượng: hQ = hQB.hQO.hQD



hQB - hiệu suất lưu lượng. Với bơm bánh răng hQB= 0,7÷0,9, theo [1]. Chọn hQB = 0,8

hQO - hiệu suất lưu lượng của hệ thống đường ống và van. Chọn hQO = 0,75.

hQD - hiệu suất lưu lượng của xilanh lực. Đối với xilanh lực được lót kín bằng các vòng

kim loại mềm, theo [1] ta có hQD = 0,98 ÷ 0,99. Chọn hQD = 0,98.

Do đó:



hQ = 0,8.0,75.0,98 = 0,59



Vậy lưu lượng cần thiết của bơm là:

53



4.2.3. Công suất thủy lực của bơm dầu.

Công suất thủy lực của bơm dầu được xác định theo công thức: NB = pB.QB

Thay các giá trị vào công thức trên ta có: NB = 3,33.103.6.10-5 = 0,222 [kW]

4.2.4. Chọn loại bơm dầu.

Với áp suất và lưu lượng mà bơm dầu cần phải cung cấp trong hệ thống truyền

động thủy lực thiết kế như đã tính ở trên ta thấy rằng: tất cả các loại bơm (bơm bánh

răng, bơm cánh gạt, bơm piston rôto hướng trục, bơm piston rôto hướng kính,…) đều

có thể sử dụng được. Tuy nhiên với điều kiện làm việc không được thuận lợi, chủ yếu

là tại các nhà máy, các công trình còn đang thi công, đồng thời thường xuyên phải di

chuyển nên ở đây ta chọn bơm dùng trong hệ thống là loại bơm bánh răng. Mặc dù so

với các loại bơm piston rôto thì hiệu suất của bơm bánh răng không cao bằng, không

có khả năng điều chỉnh được lưu lượng. Tuy nhiên bơm bánh răng lại có nhiều ưu

điểm cần thiết đối với một bơm dùng trong hệ thống truyền động thủy lực và cũng phù

hợp với điều kiện làm việc của hệ thống như đã nói ở trên. Các ưu điểm của bơm bánh

răng là: kết cấu đơn giản, kích thước nhỏ gọn, nhẹ, có tuổi bền cao, chắc chắn, làm

việc tin cậy, có thể làm việc với số vòng quay lớn nên thường được gắn trực tiếp với

trục động cơ dẫn động mà không cần phải thông qua bộ truyền. Bơm bánh răng có

công suất trên một đơn vị trọng lượng lớn, có chỉ tiêu kinh tế tốt (rẻ tiền). Ngoài ra

bơm bánh răng còn có khả năng chịu quá tải trong thời gian ngắn tốt hơn các loại bơm

khác.

4.2.5 Công suất của bơm dầu (công suất trục).

- Công suất trên trục bơm được tính theo công thức:



N=



Với: h - hiệu suất của bơm bánh răng. Thường hiệu suất của bơm bánh răng là h

= 0,65 ÷ 0,9, theo [1]. Chọn h = 0,9.



4.2.6 Tính toán kiểm nghiệm các kích thước của bơm

- Mômen cản tác dụng lên trục bánh răng chủ động (bánh răng 1):

Ta thấy từ điểm A đến đỉnh răng chịu lực không cân bằng, còn các cặp mặt răng

khác áp suất gây ra áp lực bị triệt tiêu từng đôi một.

Do đó ta có mômen cản tác dụng lên trục bánh răng chủ động là:



Trong đó: Δp là độ chênh áp giữa hai mặt răng của một răng.



54



B

r



R2



A x



y



01



02



2



1



Hình 4-2. Sơ đồ làm việc của bơm bánh răng.

1- Bánh răng chủ động; 2- Bánh răng bị động.

- Mômen cản tác dụng lên trục bánh răng bị động (bánh răng 2):

Tương tự, ta có:



Vậy ta có mômen cản tác dụng lên trục bơm là: M = M1 + M2



Với x, y được xác định từ sơ đồ ăn khớp của cặp bánh răng, ta có:



Vì trong đó l là khoảng cách từ điểm ăn khớp A đến tâm ăn khớp P nên:

Vậy

Đối với bánh răng thông thường thì R2 = R + m nên:



α



R



A



y



02



P

Ro



l



c



k



x



Ro



01



55



Hình 4-3. Sơ đồ ăn khớp của cặp bánh răng.

Ta thấy rằng trị số mômen tác dụng lên trục bơm M phụ thuộc vào khoảng cách l. Khi

max thì mômen có trị số nhỏ nhất

l=l



Khi l = 0, mômen có trị số lớn nhất Mmax:

)

R bán kính vòng lăn



m: mô đun bánh răng, theo [3] với số răng Z = 8÷14 răng chọn

Q tính bằng l/ph;



Chọn Z = 10 răng ; chọn m = 3



Theo [3] b=(6÷10) m chọn b = 20 [mm]



Kiểm tra sơ bộ kích thước trục bơm theo mô men xoắn:

Chọn vật việu chế tạo trục là thép 45 có ứng suất xoắn cho phép [t] x = 20 ÷ 35 N/mm2

đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (tiết diện cắt ngang bánh răng) có thể lấy [t] x =

10 ÷ 13 N/mm2. Giả sử ứng suất xoắn cho phép tại tiết diện nguy hiểm của trục là [ t x ]

= 10 N/mm2. Theo sức bền vật liệu, để đảm bảo độ bền trục thì đướng kính trục được

xác định là:



Với J0 mô men quán tính của tiết diện hình tròn :



Vậy với đường kính trục d ≥ 5 mm thì trục bơm đảm bảo đủ bền.

4.3. Tính chọn động cơ dẫn.

4.3.1. Công suất của động cơ.

Công suất của động cơ dẫn động bơm dầu:

Nđc = k.hK.N

Trong đó:

k - kệ số an toàn đối với động cơ. Chọn k = 1,5

hK - hiệu suất truyền từ động cơ tới bơm. Ở đây trục động cơ nối với

trục bơm qua khớp nối mềm. Chọn hK = 1.

56



Thay các giá trị vào công thức trên ta có: Nđc = 1,5.1.0,246 = 0,25 [kW]

4.3.2 Chọn loại động cơ.

Với các yêu cầu của hệ thống ta chọn động cơ 1 chiều của hãng ZongShen có công

suất 250W và thông số kỹ thuật như sau:

Momen (Nm)



1.2



Tốc độ (vòng/phút)

Điện áp nguồn (VDC)

Kiểu lắp đặt

Cấp bảo vệ

Ghi chú



1500

12

Kiểu mặt bích,Trục dương

IP5, cấp cách điện F

Vỏ hợp kim nhôm



Hình 4-4. ZongShen 12V 250W.

4.4. Tính toán ống dẫn dầu

4.4.1. Chọn vận tốc chảy qua ống.

- Ở ống hút từ thùng dầu vào bơm: v = 0,5 ÷ 1,5 [m/s]. Chọn v =1 [m/s]

- Ở ống nén trước cơ cấu chấp hành (p > 100 [bar]: v = 6÷7 [m/s].Chọn v= 6 [m/s]

- Ở ống xả sau cơ cấu chấp hành: v = 0,5 ÷ 1,5 [m/s]. Chọn v = 1[m/s]

4.4.2. Tính chọn kích thước đường ống.

Từ công thức:



Lưu lượng dầu qua các ống là:

Ở chế độ làm việc toàn tải của hệ thống, ta cho 20% lưu lượng dầu chảy về thùng

chứa qua van tràn nên lưu lượng dầu chảy trong đường ống nén là:

Qn = (Qb – 0,2.Qb)/2= (6.10-5 – 0,2. 6.10-5)/2= 2,6.10-5 ( m3/s) = 1,6 (l/ph)

57



Vậy, lưu lượng dầu trong các đường ống là:

- Trong đường ống hút:6.10-5 (m3/s) = 4 [l/ph]

- Trong đường ống xả:5,3.10-5 (m3/s) = 3,18 [l/ph]

- Trong đường ống nén: 2,6.10-5 (m3/s) = 1,6 [l/ph]

Thay các giá trị vào công thức trên ta xác định được đường kính của các loại

đường ống là:

-



Đường kính của ống hút



-



Đường kính của ống xả:



-



Đường kính ống nén:



4.6. Thiết kế mạch điều khiển.

4.6.1. Khối nguồn.

Chuyển đổi điện áp 220V sang điện áp 12V để cấp nguồn cho động cơ dẫn động 1

chiều.



Hình 4-5. Khối nguồn.

4.6.2. Khối hiển thị.

58



Hình 4-6. Màn hình hiển thị LCD.

4.6.3. Khối xử lý trung tâm.

Phần quan trọng nhất của mạch xử lí trung tâm đó là vi điều khiển Atmega8, giúp

xử lý tín hiệu từ khối khuếch đại và đưa ra các tín hiệu điều khiển cho khối công suất

để điều chỉnh tốc độ một cách hợp lí.



Hình 4-7. Sơ đồ nguyên lí khối xử lí trung tâm.

4.6.4. Khối công suất.



59



Hình 4-8. mạch công suất.



4.6.5. Khối khuếch đại.



60



Hình 4-9. Mạch khuếch đại.

4.7. Thiết kế hệ thống cơ khí

4.7.1 Thúng chứa dầu.

Đối với các hệ thống truyền động thủy lực có một xilanh tác dụng đơn, ta

thường làm thể tích của thùng gấp 5 ÷ 6 lần thể tích của xilanh lực. Đối với mô hình hệ

thống đang được xây dựng.thùng chứa có thể tích lớn hơn, kiêm luôn vai trò là bệ

chứa động cơ dẫn và máy bơm, van đảo chiều, mắt dầu.



Hình 4-10 Thùng dầu

Thùng dầu được chế tạo bằng cách hàn các chi tiết lại với nhau.



`



61



Hình 4-11.Chân đế , giá đỡ động cơ dẫn



Hình 4-12. Mặt trên.



Hình 4-13. Mặt trước.



62



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Hình 4-1 Sơ đồ lực tác dụng lên xylanh.

Tải bản đầy đủ ngay(77 tr)

×