Đề tài Nghiên cứu tính toán nhiệt trên hệ thống truyền động thủy lực của máy đào hố hai hàng

Những năm trước đây, Việt Nam chúng ta là một nước có nền kinh tế chậm phát triển, các sản xuất trong nước chủ yếu dựa vào sản xuất nông lâm nghiệp, số lượng lao động tham gia sản xuất nông nghiệp chiếm trên 80% tổng số lao động trong cả nước. Hoạt động sản xuất nông lâm nghiệp mang tính thời vụ nên hiệu suất sử dụng thời gian lao động rất thấp, thông thường chỉ tập trung vào khoảng 3 đến 4 tháng trong một năm nên thời gian nhàn rỗi khá nhiều, thu nhập bình quân tính theo đầu người rất thấp. Hơn nữa sản xuất nông lâm nghiệp chiếm tỷ trọng thấp trong nền kinh tế, không tương ứng với tỷ lệ lao động. Trong những năm gần đây, nền kinh tế nước ta đã có những bước phát triển mạnh mẽ. Nhà nước ta đã tập trung hơn vào đầu tư phát triển các lĩnh vực: Công nghiệp, du lịch, thương mại và dịch vụ. Nền kinh tế nước ta đã có những bước phát triển vượt bậc. Các nhà máy, các khu công nghiệp được xây dựng và thu hút được rất nhiều lao động nhàn rỗi từ nông thôn, làm giảm đáng kể số lao động phục vụ sản xuất nông lâm nghiệp, làm tăng thu nhập, thúc đẩy kinh tế phát triển. Tuy nhiên sản xuất nông lâm nghiệp vẫn giữ vai trò quan trọng trong nền kinh tế quốc dân. Nhờ áp dụng khoa học kỹ thuật vào trong sản xuất nông nghiệp, điều kiện tự nhiên và sức lao động dồi dào nên đã thu được những kết quả vượt bậc. Sản xuất trong lĩnh vực nông lâm nghiệp là một quá trình sản xuất đặc thù, nó mang tính độc lập cao, điều kiện sản xuất phức tạp, tiêu tốn nhiều sức lao động. Để nâng cao năng suất, giảm nhẹ sức lao động cho các khâu sản xuất trong sản xuất nông lâm nghiệp cần thiết phải áp dụng cơ giới hoá tổng hợp và sử dụng các phương tiện hữu ích, áp dụng các hệ thống máy móc phù hợp với từng loại sản xuất, từng mục đích công việc. Hiện nay việc thiết kế và phát triển các loại máy phức hợp tự hành đang diễn ra hết sức sôi động trong lĩnh vực cơ khí hoá nông lâm nghiệp ở nước ta. Xu hướng thiết kế chủ yếu là bố trí các bộ phân làm việc, dẫn động cho các bộ phận làm việc chủ động trên một máy kéo vạn năng cỡ nhỏ hoặc là thiết kế các máy phức hợp chuyên biệt cho các công việc nông lâm nghiệp như gieo trồng, chăm sóc và thu hoạch Trên đa số các mẫu máy đã được công bố: Các máy làm đất, máy thu hoạch, . việc truyền động trích công suất được thực hiện bằng cơ học như truyền động xích, truyền động đai, truyền động các đăng hoặc truyền động bánh răng Nhược điểm của truyền động cơ học là việc thay đổi tỷ số truyền vô cấp chỉ có thể thực hiện trong khoảng giới hạn và yêu cầu một không gian lắp đặt cố định giữa động cơ truyền lực và bộ phận làm việc cần dẫn động. Các nhược điểm của này có thể được cải thiện đáng kể nếu thay thế truyền động cơ học bằng một hệ thống truyền động và điều khiển thủy lực. Các hệ thống truyền động thủy lực ngày nay có mật độ công suất và độ tin cậy cao, cấu trúc hệ thống đơn giản, đặc biệt là có khả năng thiết lập một hệ thống truyền động và điều khiển bất kỳ, linh động trong không gian với các phần tử cấu trúc tiêu chuẩn . Một số kết quả bước đầu về ứng dụng truyền động thuỷ lực trong nông lâm nghiệp đã được công bố: Hệ thống truyền động trợ giúp thuỷ lực trên liên hợp máy vận chuyển nông lâm nghiệp, Liên hợp máy đào hố trồng cây (Một phần của nhánh đề tài cấp nhà nước KC 07-18-01). Bài báo này giới thiệu kết quả phân tích lựa chọn hệ thống mạch điều khiển và truyền động thuỷ lực đáp ứng yêu cầu hoạt động của các bộ phận làm việc chủ động trên một số máy nông lâm nghiệp tự hành thường gặp. Việc chuẩn bị đất nói chung và tạo hố để trồng cây trong lâm nghiệp nói riêng là một trong những khâu quan trọng trong quá trình sản xuất. Công việc tạo hố trước khi trồng cây trong lâm nghiệp thường được làm thủ công nên mất nhiều thời gian và năng suất thấp. Mặt khác các cây lâm nghiệp thường trồng ở những nơi có địa hình phức tạp, mặt đồi dốc và trên mặt đất cứng. Việc đào hố sẽ gây ra nhiệt ở các hệ thống, ở dầu thủy lực, nghiên cứu và tìm hiểu sự làm mát cho dầu thủy lực cũng là yếu tố để đảm bảo cho các hệ thống làm việc tốt cũng như góp phần vào làm tăng năng suất làm việc vì vậy tôi đã thực hiện đề tài: "Nghiên cứu tính toán nhiệt trên hệ thống truyền động thủy lực của máy đào hố hai hàng".

docx74 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 08/06/2013 | Lượt xem: 2063 | Lượt tải: 1download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đề tài Nghiên cứu tính toán nhiệt trên hệ thống truyền động thủy lực của máy đào hố hai hàng, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ánh lái mở các van thuỷ lực để điều khiển các mạch thuỷ lực hoạt động tác động vào cơ cấu chấp hành giúp xe chuyển hướng một cách nhẹ nhàng. Hệ thống lái bằng bơm điều tiết mạch tốc độ nhanh. Trong hệ thống này, người vận hành cần tác động vào vô lăng để tác động trực tiếp vào bơm điều tiết mạch tốc độ nhanh từ đó điều tiết lượng dầu vào phân phối và điều tiết đến bộ phận chấp hành và tác động vào hình thang lái. Hệ thống phanh trợ lực thuỷ lực: Bàn đạp phanh được liên kết với Piston của tổng phanh. Khi tác động vào bàn đạp phanh, qua cơ cấu dẫn động, Piston dịch chuyển, nén và đẩy dầu vào các đường ống dẫn đến các Xylanh phanh bánh, áp suất của dầu sẽ tác động làm cho các Piston của Xylanh phanh bánh dịch chuyển và tác động vào guốc phanh, tạo ra mômen phanh ở các bánh xe. Hệ thống nâng hạ trên các loại máy kéo hiện đại: Thông thường đi sau máy kéo là các loại máy công tác như máy cày, máy phay, máy bừa…. Trong quá trình làm việc chúng được nâng lên khi di chuyển, khi quay vòng hoặc hạ xuống khi làm việc. Để thực hiện công việc này, trên các máy kéo hiện đại có trang bị hệ thống thuỷ lực nâng hạ có cấu tạo khá đơn giản gồm: Bơm dầu, xylanh thuỷ lực, van điều khiển... Muốn điều khiển thiết bị này ta chỉ cần tác động vào tay điều khiển để hạ xuống hoặc nâng lên. Ở các loại máy hiện đại, thiết bị này có thể được điều khiển bằng cả hai phương tiện là: Cần điều khiển và thiết bị cảm ứng tự động. Thiết bị này sẽ cảm ứng tải trọng của máy kéo qua lực cản của máy công tác. Trên một số liên hợp máy cày hiện đại có lắp đặt trục lắc cảm ứng thuỷ lực. Khi lưỡi cày chạm vào đất cứng lực cản tăng lên, qua các cầu trục tác động vào xylanh cảm ứng, kéo piston và van cảm ứng về phía sau, dầu sẽ chảy vào xylanh cảm ứng nhiều hơn qua giclơ biến thiên làm cho áp suất cảm ứng trước và van điều khiển tải gia tăng. Sự gia tăng áp suất cảm ứng dầu dẫn đến sự chuyển động về phía sau của van điều khiển tải, bộ phận cam bị dẫn và khung nối vận hành van làm cho cam vận hành van xoay theo chiều kim đồng hồ. Cam xoay đi làm cho van áp lực mở ra và hướng dẫn dầu áp suất qua van tiết lưu đi vào phía cuối của piston ở vị trí trục lắc. Van tiết lưu điều khiển lượng dầu chảy vào và đi ra piston trục lắc, piston dịch chuyển về phía trước làm trục lắc xoay đi nâng các khớp nối trục và lưỡi cày lên làm giảm lực cản của cày. Hệ thống cân bằng thuỷ lực (thường được sử dụng với các liên hợp máy làm việc trên sườn đồi). Hệ thống này đặc biệt gồm ba phần: Hệ thống thăng bằng chất lỏng, hệ thống điện và hệ thống thuỷ lực. Khi liên hợp máy đi vào đoạn đường dốc ngang trên các sườn đồi, giả sử khi bánh xe bên trái thấp hơn bánh xe bên phải khi làm việc, khi đó thiết bị cảm ứng chất lỏng khởi động hệ thống điện, sẽ có dòng điện đi qua cuộn dây Solenoid tạo ra từ trường làm dịch chuyển ống van thăng bằng và hướng dẫn dầu tới xylanh thăng bằng tác dụng hai chiều trên mỗi bánh xe, hai xylanh bên trái duỗi thẳng còn hai xylanh bên phải thụt vào giúp cho liên hợp máy giữ được trạng thái thăng bằng khi ở độ dốc nhất định. Ngoài ra, hệ thống thuỷ lực còn được sử dụng trên các loại xe – máy chuyên dụng trong các lĩnh vực khác: - Hệ thống thuỷ lực trên xe nâng - chuyển: Máy nâng được điều khiển, nâng và chất đống sản phẩm và nguyên liệu. Nhiều loại, máy nâng được bố trí nằm phía sau máy kéo chuyên dụng, máy kéo vận hành ngược lại, người vận hành đối mặt với máy nâng. Hệ thống nâng thường gồm các xylanh thủy lực, tùy thuộc vào chuyển động của bộ phận chấp hành mà số xylanh là khác nhau. Khung thẳng đứng gọi là cột và thiết bị nâng được gọi là cái nĩa. Máy nâng có thể có hệ thống thủy lực riêng, các van điều khiển loại ống và các xylanh tác động một chiều hoặc hai chiều. Các máy nâng thường gồm ba chuyển động: nâng và hạ nĩa, nghiêng cột, chuyển cột từ bên này sang bên kia. Để nâng một vật nặng, người điều khiển tác động vào cần điều khiển các van để đưa dầu có áp suất tới xylanh nâng. - Hệ thống thuỷ lực trên máy ủi đất: Đây là hệ thống có cấu tạo tương đối phức tạp, và gầu của máy xúc có chiều chuyển động trong quá trình làm việc. Khi người điều khiển được gầu có chứa hàng, ống di chuyển cần điều khiển đưa tới cả hai xylanh của gầu. Các xy lanh được cung cấp dầu vào và duỗi thẳng đỡ gầu xuống, trong khi đó dầu được giữ trong các xylanh nâng cần để giữ cho máy ở vị trí làm việc đã được xác lập. Các xylanh của cần và của gầu đều là xylanh tác động hai chiều để vừa có thể nâng vừa có thể hạ, vừa xúc vừa đổ tải. - Đối với mạch thuỷ lực của máy ủi đất, thông thường có ba điều chỉnh trong quá trình làm việc: Nâng và hạ lưỡi, xoay phải, xoay trái và nghiêng qua lại. Ở một số loại máy cả ba điều khiển trên đều được điều khiển bằng thuỷ lực, một số máy thì chỉ có hai trong ba chuyển động trên được điều khiển bằng thuỷ lực. - Hệ thống thủy lực trên xe đào đất: Nó thường bố trí phía sau một máy kéo công nghiệp như xe chuyên chở hoặc xe ủi đất. Dầu thuỷ lực cho máy công tác được cung cấp từ hệ thống thủy lực của máy kéo. Người vận hành điều khiển máy đào đất bằng các tay điều khiển đóng mở các van được đặt trên cabin. Điều khiển dòng dầu tới các xylanh thích hợp để vận hành cần, gầu hoặc thiết lập các chức năng khác. Các xylanh tác động hai chiều để cung cấp đủ lực theo cả hai hướng. Các đường ống dẫn trong hệ thống đề sử dụng là các loại ống dẻo nên cho phép máy đào chuyển động tự do mà không làm ảnh hưởng đến hệ thống thuỷ lực. - Hệ thống thuỷ lực trên các máy ép thuỷ lực: Dựa vào tính chất không bị nén của chất lỏng, người ta chế tạo hệ thống thủy lực trên các máy ép tĩnh với lực ép rất lớn nhờ vào áp suất lớn của chất lỏng do bơm tạo ra và kích thước lớn của xylanh thủy lực. Ưu điểm của máy ép thủy lực là lực ép tăng từ từ cho tới khi cho tới khi đạt được lực ép cần thiết. Khi lực ép tăng dần nó sẽ giảm được tải trọng động, ứng suất phân bố tương đối đều trên toàn bộ chi tiết làm cho các chi tiết biến dạng từ từ theo ý muốn, nó được vận dụng để uốn nguội các chi tiết. Tóm lại, với những ưu điểm của mình, truyền động thủy lực ngày càng được ứng dụng rộng rãi trong các hệ thống máy phục vụ cho mọi lĩnh vực sản xuất. Có nhiều vị trí truyền động phức tạp mà các hề thống truyền động cơ học không thể đáp ứng được như: Truyền động trên các máy xúc, ủi và các máy công trình khác…. Truyền động thủy lực đã mang lại nguồn lợi rất lớn cho các hoạt động sản xuất của con người. Ngoài ra, hệ thống thủy lực ngày nay còn được lắp đặt trên các máy kéo cũng như liên hợp máy nông lâm nghiệp như: Máy vận chuyển gỗ, máy tời gỗ, máy bốc dỡ, máy cày, máy thu hoạch, máy chăm sóc cây trồng….Vì vậy, với đề tài thiết kế hệ thống thuỷ lực cho máy đào hố lâm nghiệp hai hàng này sẽ giúp cho việc chuẩn bị đất khi trồng cây sẽ nâng cao hiệu quả và rút ngắn thời gian, giảm sức lao động cho người dân. 1.5 Thị trường thuỷ lực ở Việt Nam Với những ưu điểm của mình, truyền động thuỷ lực từ lâu đã được ứng dụng rộng rãi trong máy móc cơ khí hoá. Việc thiết kế và lắp đặt một hệ thống thuỷ lực cũng không gặp nhiều khó khăn. Một hệ thống truyền động thuỷ lực cơ bản gồm có các thiết bị sau: Bơm dầu, xylanh (động cơ thuỷ lực), van an toàn, van điều khiển, bình chứa…Ngoài ra trong hệ thống thủy lực có thể có thêm các bộ phận phụ trợ như: bộ phận lọc dầu, bộ phận làm mát… Hiện nay các thiết bị của hệ thống thủy lực có sẵn rất nhiều trên thị trường, giá thành khá đa dạng phụ thuộc vào loại thiết bị và nước sản xuất. Các thiết bị thuỷ lực phần nhiều là các thiết bị ngoại nhập từ các nước như: Đan Mạch, Nhật Bản, Đức, Italia…Các thiết bị sản xuất trong nước tuy có giá thành tương đối thấp nhưng chất lượng lại còn nhiều hạn chế. CHƯƠNG II PHÂN TÍCH LỰA CHỌN MẠCH ĐIỀU KHIỂN TRUYỀN ĐỘNG ĐA ĐIỂM CHO MÁY NÔNG NGHIỆP TỰ HÀNH 2.1 Yêu cầu của máy đào hố hai hàng - Kỹ thuật nông học: đảm bảo được yêu cầu nông học cho từng loại cây trồng khác nhau như: bề rộng của hố, chiều sâu hố, khoảng cách hố giữa các hàng cây. - Tính cơ động của máy: máy có thể làm việc trên những loại đất trồng khác nhau, trên những loại địa hình khác nhau. Khả năng làm việc ổn định cao, có thể chịu được quá tải, một hoặc hai động cơ bị quá tải xong hệ thống vẫn làm việc bình thường, làm việc độc lập giữa các động cơ. - Hệ thống thuỷ lực trên máy đào hố đơn giản: các cơ cấu phụ trợ ít, hệ thống dễ vận hành và sửa chữa. 2.2 Điều khiển truyền động hai nhánh cho máy đào hố 2.2.1 Mạch một bơm cung cấp cho 2 động cơ phụ tải 1 - Bơm dầu; 2 - Van giới hạn áp suất; 3 - Van tiết lưu điều khiển lưu lượng; 4 – Van phân phối 4/3; 5,6 - Động cơ thủy lực. Hình 2.1. Mạch điều khiển một bơm cung cấp cho 2 động cơ phụ tải Sơ đồ mạch như hình vẽ 2.1 bao gồm một bơm thủy lực 1 cung cấp dầu cho 2 động cơ thủy lực làm việc cùng lúc. Hai động cơ thủy lực mắc song song, tốc độ quay của động cơ được điều khiển bởi van tiết lưu mắc trên mạch rẽ nhánh dẫn dầu về thùng. Có thể xuất hiện ảnh hưởng lẫn nhau giữa hai động cơ. Trong trường hợp này, máy chỉ làm việc được bình thường khi điều kiện làm việc của cả hai động cơ thủy lực là như nhau. Do thể tích dầu cung cấp từ bơm lên cho hai động cơ luôn đảm bảo lượng dầu mà 2 động cơ yêu cầu nhờ có van tiết lưu điều khiển được lưu lượng 3. Khi ta điều khiển lưu lượng qua van tiết lưu thay đổi, trong khi đó lưu lượng dầu Qb của bơm không thay đổi thì sẽ thay đổi được lưu lượng dầu cung cấp cho hai động cơ. Mặt khác, nhược điểm lớn nhất của mạch điều khiển thủy lực như hình 2.1 là khi một trong hai động cơ thủy lực bị quá tải (chẳng hạn động cơ 5 bị quá tải), Khi đó toàn bộ lưu lượng dầu cung cấp cho động cơ cung cấp hoàn toàn cho động cơ còn lại (toàn bộ lưu lương Qb – QDr sẽ cung cấp cho động cơ 6). Lúc đó, số vòng quay của bơm sẽ tăng lên gấp đôi do đó nố sẽ thay đổi hoàn toàn điều kiện làm việc của động cơ va gây mất an toàn khi làm việc bị quá tải. Một trường hợp ngoài ý muốn khác khi hệ thống làm việc là khi cả hai động cơ thủy lực 5 và 6 đều bị quá tải. Khi đó, áp suất trong toàn bộ hệ thống sẽ tăng lên rất cao và có thể cao hơn giới hạn áp suất có thể chịu được của các thiết bị thủy lực như hệ thống đường ống dẫn, van phân phối….Do đó, nhờ có van an toàn gới hạn áp suất 2 sẽ đảm bảo cho hệ thống làm đảm bảo được an toàn khi bị quá tải. Van giới hạn áp suất 2 sẽ đảm bảo một giới hạn áp suất làm việc ở trong hệ thống. Khi áp suất ở trong hệ thống lớn hơn giới hạn áp suất cho phép của van giới hạn áp suất, lúc đó van sẽ được mở ra và cho dòng dầu được cung cấp từ bơm 1 đi qua van giới hạn áp suất 2 và chảy trực tiếp về thùng dầu. Tuy nhiên, với sơ đồ mạch như hình 2.1 cũng có ưu điểm như sử dụng ít các thiết bị thủy lực hơn, sơ đồ mạch đơn giản hơn và do đó hao tổn áp suất và hao tổn thể tích qua các thiết bị thủy lực cũng sẽ ít hơn. 2.2.2 Mạch hai bơm cung cấp cho hai động cơ phụ tải Trong phương án này, mỗi động cơ nhận lưu lượng từ một bơm riêng rẽ. Tốc độ quay của mỗi động cơ phụ thuộc vào tốc độ quay trục bơm và tỷ lệ thể tích làm việc ii = VDi/VPi giữa bơm và động cơ tương ứng. Hai bộ truyền hoạt động độc lập không ảnh hưởng lẫn nhau. 1,2- Bơm dầu; 3,4- Van giới hạn áp suất 5- Van phân phối 5/2; 6,7- Động cơ thủy lực Hình 2.2 Mạch điều khiển hai bơm cung cấp cho 2 động cơ phụ tải Với hệ thống thủy lực được bố trí như hình 2.2 thì sự làm việc của hai động cơ thủy lực 6 và 7 sẽ phụ thuộc hoàn toàn vào sự làm việc của 2 bơm tương ứng 2 và 1. Toàn bộ thể tích dầu do bơm làm việc sẽ được cung cấp hoàn toàn cho động cơ thủy lực tương ứng (bỏ qua hao tổn thể tích khi hệ thống làm việc). Hệ thống làm việc được coi như hai hệ thống làm việc độc lập nhau gồm bơm, động cơ, van giới hạn áp suất và van phân phối. Do đó, với hệ thống làm việc như thế này có ưu điểm so với hệ thống làm việc như hình 2.1 là khi một trong hai bơm làm việc ở chế độ quá tải thì van giới hạn áp suất tương ứng sẽ tự động đóng mở để đảm bảo nhánh làm việc an toàn. Lúc đó, khi một trong hai động cơ bị quá tải thì động cơ còn lại vẫn có thể làm việc bình thường. Tuy nhiên, với hệ thống làm việc như hình 2.2 chỉ cho động cơ quay một chiều mà không có chiều quay ngược lại. Đây là một hạn chế khi máy khoan bị kẹt ở dưới đất sẽ không tạo ra được chiều quay ngược cho khoan để đưa mũi khoan lên dễ dàng. Ngoài ra ta thấy với hệ thống được bố trí như vậy sẽ có nhiều thiết bị thủy lực và bộ phận đi kèm hơn, lúc bố trí lắp đặt bơm lên hệ thống sẽ khó khăn và phức tạp hơn. Nhưng ngược lại, ta lại chọn được loại bơm có công suất và thể tích làm việc nhỏ hơn khi mỗi bơm chỉ cung cấp cho một động cơ tương ứng. 2.3 Điều khiển truyền động hai nhánh chia dòng xác định Về cơ bản thì hệ thống thủy lực được bố trí như hình 2.3 gần giống với hệ thống thủy lực được bố trí như hình 2.1. Trong đó sơ đồ hệ thống thủy lực như ở hình 2.3 chỉ khác ở chỗ là ở đầu mỗi bơm được bố trí thêm một van tiết lưu để điều chỉnh ổn định lưu lượng dầu cung cấp cho động cơ nhằm mục đích ổn định số vòng quay ở động cơ cũng như ở bộ phận khoan đất. 1- Bơm dầu; 2- Van giới hạn áp suất; 3- Van tiết lưu điều khiển lưu lượng 4- Van phân phối 4/3; 5- Van chia dòng; 6,7- Động cơ thủy lực. Hình 2.3. Mạch điểu khiển một bơm cho 2 động cơ phụ tải Hình vẽ 2.3 trên mô tả sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống thủy lực một bơm cung cấp dầu cho hai động cơ. Với mạch điều khiển thủy lực được bố trí như sơ đồ hình 2.3 sẽ giải quyết được hạn chế trên mạch điều khiển trên hình 2.2. Do lưu lượng của bơm 1 ta vẫn cùng cấp lưu lượng thừa và lớn hơn tổng lưu lượng của hai động cơ. Do đó tốc độ quay của hai động cơ vẫn phụ thuộc và được điều khiển bởi van tiết lưu 3. Tuy nhiên với việc bố trí van chia dòng 5 như được bố trí trên hình 2.3 thì tốc độ quay của hai động cơ được xác định và được giữ ổn định bởi van chia dòng 5 này. Do đó, hai động cơ cũng sẽ làm việc độc lập với nhau và không gây ảnh hưởng tới nhau tuy cùng được nhận công suất truyền từ một bơm 1. Khi một trong hai động cơ làm việc gặp sự cố thì động cơ còn lại vẫn làm việc bình thường và ổn định số vòng quay nhờ van chia dòng 5. 2.4 Điều khiển chuyển động hai nhánh cần ổn định vận tốc quay 1- Bơm dầu; 2- Van giới hạn áp suất 3- Van phân phối 4/3 4,5- Van tiết lưu dòng; 6,7- Động cơ thủy lực Hình 2.4. Mạch điều khiển một bơm cung cấp cho 2 động cơ phụ tải bằng van điều chỉnh dòng 3 ngả Mỗi động cơ được điều tốc ở một giá trị cho trước nhờ van điều chỉnh dòng 3 ngả. Nguồn lưu lượng có thể sử dụng là một bơm hoặc nhiều bơm dầu. 2.5 Điều khiển chuyển động nhiều nhánh Hình 2.5. Mạch điều khiển một bơm cho 3 động cơ phụ tải bằng van điều chỉnh dòng 3 ngả. 1- Bơm dầu; 2- Van giới hạn áp suất; 3- Van tiết lưu điều khiển lưu lượng; 4- Van phân phối 4/3; 5,6- Van tiết lưu dòng; 7,8,9- Động cơ thủy lực Động cơ thủy lực 7 và 8 được điều chỉnh và giữ ở một tốc độ quay xác định nhờ các van được điều chỉnh dòng 3 ngả 5 và 6. Tốc độ quay của động cơ 9 được điều khiển bởi van tiết lưu. Trên đây là một số phương án mạch điều khiển thủy lực truyền động cho hai hay nhiều phụ tải chuyển động quay tương thích với một số bộ phận làm việc chủ động trên máy nông lâm nghiệp tự hành. Nguồn năng lượng thủy lực được ứng dụng là dạng mạch nguồn lưu lượng không đổi với các phần tử cấu trúc mạch đơn giản nhất, giá cả hợp lý. Tuỳ theo yêu cầu về độ chính xác điều khiển cũng như mức độ tự động hoá có thể lựa chọn các phương án mạch cao hơn và cũng đắt tiền hơn. Thí dụ mạch nhạy tải (Load sending system) với các van điều khiển liên tục tác động điện như van tỷ lệ. 2.6 Lựa chọn mạch thuỷ lực phù hợp Trong phạm vi của bài báo cáo tốt nghiệp em chọn mạch thuỷ lực: Điều khiển chuyển động hai nhánh chia dòng xác định, vì đảm bảo một số những yêu cầu sau: Tính ổn định của hệ thống làm việc cao: Khi một trong hai động cơ làm việc gặp sự cố thì động cơ còn lại vẫn làm việc bình thường và ổn định số vòng quay nhờ van chia dòng 5. Mạch thuỷ lực của hệ thống đơn giản, các chi tiết phụ trợ ít, vận hành đơn giản, bảo quản và sửa chữa thuận lợi. Hình 2.6 .Mạch điểu khiển một bơm cho 2 động cơ phụ tải 1- Bơm dầu, 2- Van giới hạn áp suất ,3- Van tiết lưu điều khiển lưu lượng 4- Van phân phối 4/3; 5- Van chia dòng; 6,7- Động cơ thủy lực CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG THUỶ LỰC TRÊN MÁY ĐÀO HỐ HAI HÀNG 3.1 Tính toán thông số của động cơ Sơ đồ mạch được lựa chọn trong hệ thống truyền động thuỷ lực trên máy đào hố hai hàng: Hình 3.1. Mạch điểu khiển một bơm cho 2 động cơ phụ tải 1- Bơm dầu, 2- Van giới hạn áp suất ,3- Van tiết lưu điều khiển lưu lượng 4- Van phân phối 4/3; 5- Van chia dòng; 6,7- Động cơ thủy lực Xuất phát từ kết quả khảo nghiệm của máy khoan hố trong quá trình làm việc ta có: Tốc độ quay yêu cầu của khoan là nk = 300 vòng/phút và mô men cản trên trục khoan là Mk = 150 N.m để làm cơ sở tính toán cho hệ thống làm việc. Ngoài ra, Khoan khi làm việc được nhận truyền động từ động cơ thủy lực thông qua bộ truyền xích với tỷ số truyền i = 2. Trên thực tế đã khảo nghiệm với động cơ OMP 50 của hãng Sauer Danfoss . Theo bảng 3.1 có cá thông số sau: p= 140 bar, V= 48,6 cm3, nmax=1230 vg/ph, N=10KW, pmax=140bar. Bảng 3.1 Thông số kỹ thuật của một số loại động cơ thuỷ lực Ta chọn động cơ OMP 50 có đường đặc tính như sau: Hình 3.2 Đường đặc tính của động cơ OMP 50 Khoan được nhận truyền động từ động cơ thủy lực thông qua bộ truyền xích với tỷ số truyền ix = 2. Từ đó ta có số vòng quay trên trục động cơ dầu là: nd = ik.nk = 2.300 = 600 vòng/phút (3.1) Mô men trên trục động cơ là: Md = Mk/ik = 150/2 =75 N.m (3.2) Áp suất làm việc của hệ thống được xác định: Mx=p.V2.π→p=2.π.MxV=2.π.7548,6.10-6=96,9 bar (3.3) Từ đường đặc tính của động cơ ta xác định được hiệu suất của động cơ là hv= 0,85. Vậy nên lưu lượng qua động cơ được xác định: Q=V.n.hv.103=48,6.600,0,85.10-3=24,786 (l) (3.4) Công suất trên trục động cơ: N=Q.p.103/60= 24,786.96,9.105.10-3 /60=4KW. (3.5) Từ đó ta được công suất hao tổn trên động cơ là: ΔNd = (1 – η).N = (1 – 0,85).4 = 0,6 kW (3.6) Do đó ta có công suất dầu cần thiết cung cấp cho một động cơ là: Ndc = N + ΔNd = 4+ 0,6 = 4,6 kW (3.7) 3.2 Tính toán chọn kích thước đường ống dẫn từ van chia dòng tới động cơ Để nối các phần tử điều khiển của mạch thuỷ lực (các van ) với các cơ cấu chấp hành, với hệ thống biến đổi năng lượng( bơm dầu, xy lanh thủy lực) người ta dùng các ống nối ống dẫn, hoặc tâm nối. Hiện nay người ta thường dùng hai loại ống nối cứng và ống nối mềm: Ống nối cứng: được chế tạo bằng thép chính xác, theo tiêu chuẩn quốc gia hoặc quốc tế. Ống nối mềm: để nối giữa một vị trí cố định với một thiết bị thuỷ lực chuyển động, cũng được ở những nơi hay thay thế thiết bị. Các ống mềm có mặt trong và mặt ngoài đàn hồi bằng cao su nhân tạo và một vài nhiều bố sợi vải hay lưới thép. Ưu điểm của ống nối mềm là dễ tháo lắp, ngoài ra do khả năng giãn nở có thể làm giảm dao động và đỉnh áp suất. Ta chọn ống nối trên hệ thống thuỷ lực này là ống nối mềm. Nối ống mềm Hình 3.3 Các dạng ống nối Khi nối ống mềm, ống được nối chặt giữa đầu nối 1 và vòng đai ốc 2 Trên hình 3.4 giới thiệu một kiểu nối nhanh, trong thực tế cấu tạo từ hai van chặn dòng. Khi cắm vào nhau, hai đế tựa côn sẽ đẩy nhau ngược chiều lò xo và mở thông đường dầu. Hình 3.5 Khớp nối nhanh Hình 3.4 Nối ống mềm Từ đó ta có lưu lượng của bơm dầu: Chọn kích thước đường ống: Ta có phương trình lưu lượng chảy qua ống dẫn: Q=A.v (3.8) Trong đó: A: là tiết diện của đường ống dẫn( m2); Q: là lưu lượng dầu chảy qua ống ( l/ph); v : là vận tốc dòng dầu khi di qua đoạn ống dẫn (m/s) Vận tốc thuận lợi nhất của dòng dầu nằm trong một khoảng giới hạn hẹp,thường chọn theo kinh nghiệm sau: Đường ống áp suất: dưới 10 bar: 3m/s 10-50 bar: 4 m/s 50-100 bar: 4,5 m/s 100- 150 bar: 5 m/s 150 - 200 bar: 5,5 m/s 200- 300 bar: 6 m/s Trên 300 bar:7 m/s Vì ống dẫn là đầu ống dẫn tròn nên ta có tiết diện của đường ống là: A=π.d24 ( 3.9) Lưu lượng chảy trong ống: Qdc=p.d24.v ( 3.10 ) Kích thứơc đường ống dẫn từ van chia dòng tới động cơ; d=10.2.Qdc3.π.v=10.2.24,7863.3,14.4,5=10,8(mm) (3.11) Tra bảng [1] theo kích thước tiêu chuẩn của đường ống tiêu chuẩn ta chọn giá trị tiêu chuẩn: D=12 mm. Tính toán hao tổn đường ống từ van chia dòng tới động cơ Tính hao tổn áp suất cục bộ trong đường ống Để tính toán hao tổn áp suất trong các phần tử đường ống có thể sử dụng công thức sau: ∆p1=x.r.v22.i (3.12) Trong đó: x là hệ số cản cục bộ r là trọng lượng riêng của chất lỏng, với dầu r=900 kg/m3 v là vận tốc dòng dầu, v=4,5 m/s i là số đoạn cong của ống dẫn dầu: i=3 Với α=450 và R/d = 2 thì ta chọn x=0,09 Vậy áp suất cục bộ: ∆p1=0,09.900.4,522.3=2460,4 (Nm2) (3.13) Tính toán tổn thất dọc đường trên đường ống Khi chất lỏng thực chảy có tổn thất năng lượng do lực cản chuyển động. Tổn thất năng lượng dọc đường là do lực ma sát trong tác dụng lên dòng chất lỏng hay là do lực cản theo chiều dài của bề mặt bao quanh dòng chảy (bề mặt trong ống dẫn). Để xác định trạng thái chảy người ta sử dụng hệ số Reynolds phân giới Repgt = 3000 Hệ số Reynolds được tính theo công thức: Re=4.Qπ.D.υ (3.14) với: D = 12 (mm) = 12.10-3 m đường kính ống; υ là độ nhớt (m2/s) chọn độ nhớt tiêu chuẩn là 32 mm2/s ở 400C; Q=Qdc = 24,786 (lít/phút) là lưu lượng dòng dầu trong ống. Nếu: Re < 3000 – trạng thái chảy tầng Re > 3000 – Trạng thái chảy rối Thay số vào công thức trên ta có: Re=4.24,786.10-33,14.12.10-3.32.10-6.60=369,7 Dòng chảy trong ống là chảy tầng; Hệ số ma sát đối với dòng chảy trong ống: λ=0,3164Re=0,31641369,76,eXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX=0,0519 (3.15) Hao tổn áp suất dọc đường trên đường dầu từ van chia dòng tới động cơ với chiều dài dường ống chọn l1=1 m ∆p2=8π2.λ.l.r.Qdc2D2.υ=8.0,0519.1.900.24,7862.10-63,142.122.10-6.32.10-6.602=1403,3Nm2 (3.16) Hao tổn áp suất trên đường dầu từ van chia dòng tới động cơ: Δp3= Δp1+ Δp2 =3863,7( N/m2) (3.17) Hao tổn công suất trên đường dầu từ van tới động cơ là: ∆Ndc=∆p3.Qdc=3863,7.24,786.10-360=1,56912956554.1,XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXW (3.18) Lưu lượng ra khỏi van chia dòng là: Qv=2Qdc=49,572 (l/ph) (3.19) 3.3 Lựa chọn van chia dòng Van chia dòng có nhiệm vụ chia dòng dầu cung cấp từ bơm thành hai (hoặc nhiều) phần dòng theo tỷ lệ xác định trước. Yêu câu với van chia dòng 2 ngả: Q=Q1+Q2 với Q1/ Q2= const (3.20) Hình 3.6 Van chia dòng 1,2 - Tấm chắn, 3-con trượt bơi Dòng cung cấp được chia và xác dịnh nhờ các phần tử tấm chắn 1,2. Các phần dòng tương ứng với mặt cắt tiết lưu trên tấm chắn. Nếu các mặt cắt lớn như nhau thi lưu lượng tổng được chia theo tỉ lệ 1:1. Dựa vào lưu lượng vào van chia dòng Qv=49,572(l/ph). Ta chọn van chia dòng có mã hiệu sau: L06A3 của hãng Sterling Hydrauli Hình 3.7 Ký hiệu tiêu chuẩn của van chia dòng và đường đặc tính lưu lượng hao tổn áp suất Dựa vào đường đặc tính và lưu lượng hao tổn áp suất qua van chia dòng ta xác định được hao tổn áp suất là: Δp4= 7 bar. Hao tổn công suất trên van là: ∆Nv=∆p4.Qv=7.105.49,572.10-360=1822,4W (3.21) Áp suất trên van chia dòng: pv=96,9+0,03863+7=103,94bar 3.4 Tính toán hao tổn đường ống từ van phân phối tới van chia dòng Tính hao tổn áp suất cục bộ trong đường ống Để tính toán hao tổn áp suất trong các phần tử đường ống có thể sử dụng công thức sau: ∆p5=x.r.v22.i (3.22) Trong đó: x là hệ số cản cục bộ r là trọng lương riêng của chất lỏng, với dầu r=900 kg/m3 v là vận tốc dòng dầu, v=5,5 m/s i là số đoạn cong của ống dẫn dầu: i=7 Với α=450 và R/d = 4 thì ta chọn x=0,08 Vậy áp suất cục bộ: ∆p5=0,08.900.4,522.7=5103 (Nm2) (3.23) Tính toán tổn thất dọc đường trên đường ống Kích thước đường ống dẫn từ van phân phối tới van chia dòng: d=10.2.Q3.π.v=10.2.49,5723.3,14.5=15,3(mm) (3.24) Tra bảng đường kính ống tiêu chuẩn chọn D1=16 mm. Để xác định trạng thái chảy người ta sử dụng hệ số Reynolds phân giới Repgt = 3000 Hệ số Reynolds được tính theo công thức: Re=4.Qπ.D.υ (2.25) với: D1 = 16 (mm) = 16.10-3 m đường kính ống; υ là độ nhớt (m2/s) chọn độ nhớt tiêu chuẩn là 32 mm2/s ở 400C; Q= 49,572(lít/phút) là lưu lượng dòng dầu trong ống. Nếu: Re < 3000 – trạng thái chảy tầng Re > 3000 – Trạng thái chảy rối Thay số vào công thức trên ta có: Re=4.49,572.10-33,14.16.10-3.32.10-6.60=2054,6 Dòng chảy trong ống là chảy tầng; Hệ số ma sát đối với dòng chảy trong ống λ=0,3164Re=0,31642054,66,eXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX=0,0469 (3.26) Hao tổn áp suất dọc đường trên đường dầu từ van chia dòng tới van phân phối với chiều dài dường ống chọn l1=1,5 m ∆p6=8π2.λ.l.r.Q2D12.υ=8.0,0469.1,5.900.24,572.10-63,142.162.10-6.32.10-6.602=4279,7Nm2 Hao tổn áp suất trên đường dầu từ van chia dòng tới van phân phối: Δp7= Δp5+ Δp6 =9382,7 N/m2 Hao tổn công suất trên đường dầu tới van phân phối là: ∆N=∆p7.Q=9382,7.49,572.10-360=7,752W (3.27) Áp suất trên van phân phối: ppp=104,03 bar 3.5 Lựa chọn van phân phối Van phân phối được phân biệt theo chức năng là van phân phối không tiết lưu và van phân phối tiết lưu. Loại thứ nhất chỉ dùng để điều khiển khởi hành, dừng lại và điều khiển chiều dòng dầu, còn loại thứ hai có thêm các phương án khuếch đại lưu lượng. Chúng cho phép thay đổi vô cấp số lượng bất kỳ các vị trí trung gian giữa hai vị trí đầu và cuối của hành trình. Do đặc tính của hệ thống thủy lực thiết kế ta chọn loại van phân phối không tiết lưu . Van phân phối không tiết lưu chỉ có hai vị trí cuối cùng, không có các vị trí trung gian, chỉ điều khiển khởi hành, dừng lại và chiều của dòng dầu. Nó còn được gọi là “Van phân phối có vị trí mạch xác định” hoặc là “Van phân phối đóng ngắt”. Van phân phối không tiết lưu thường được tác động bằng cơ học và cũng có thể bằng điện từ hoặc thuỷ lực. Bảng 3.2. Ký hiệu của các loại van phân phối Van phân phối được lựa chọn trên mạch là RPR3-D06 3 H11 của hãng Danfoss Hình 3.8 Đường đặc tính hao tổn áp suất của van phân phối Dựa vào trường đặc tính của van trên hình 3.8 với lưu lượng qua van là 49,572(l/ph) khi đó áp suất khi qua van phân phối là: Δp8=2 bar Hao tổn công suất trên van phân phối là: ∆Npp=∆p8.Q=2.105.49,572.10-360=165,24 W (3.28) Áp suất tới van phân phối: ppp = 106,03 bar 3.6 Tính toán hao tổn đường ống từ van phân phối tới bơm Kích thứơc đường ống dẫn từ van phân phối tới động cơ; d=10.2.Q3.π.v=2.49,5723.3,14.4.5=15,3(mm) Tra bảng theo kích thước tiêu chuẩn của đường ống tiêu chuẩn ta chọn giá trị tiêu chuẩn: d=16 mm. Hao tổn áp suất cục bộ: ∆p9=x.r.v22.i=0,08.900.4,522.7=5103 (Nm2) (3.29) Hao tổn áp suất dọc đường trên đường ống: Hệ số Reynolds được tính: Re=4.Qπ.D.υ (3.30) với: D = 16(mm) = 16.10-3 m đường kính ống; υ là độ nhớt (m2/s) chọn độ nhớt tiêu chuẩn là 32 mm2/s ở 400C; Q= 49,572(lít/phút) là lưu lượng dòng dầu trong ống. Nếu: Re < 3000 – trạng thái chảy tầng Re > 3000 – Trạng thái chảy rối Thay số vào công thức trên ta có: Re=4.49,572.10-33,14.16.10-3.32.10-6.60=2054,6 Dòng chảy trong ống là chảy tầng; Hệ số ma sát đối với dòng chảy trong ống: λ=0,3164Re=0,31642054,66,eXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX=0,0469 (3.31) Hao tổn áp suất dọc đường trên đường dầu từ van phân phối tới bơm với chiều dài dường ống chọn l1=2 m ∆p10=8π2.λ.l.r.Qvp2D2.υ=8.0,0469.2.900.49,5722.10-63,142.162.10-6.32.10-6.602=5706,20,095.1,5 XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXNm2 Hao tổn áp suất trên đường dầu từ van phân phối tới bơm: Δp11= Δp9+ Δp10 =10809 N/m2 Hao tổn công suất trên đường dầu tới bơm là: ∆Nb=∆p11.Q=110809.49,572.10-360=8,9306W (3.32) Áp suất trên bơm: pb=106,14bar 3.7 Tính toán chọn loại bơm trong mạch thủy lực Bơm thuỷ lưc có nhiệm vụ chuyển đổi năng lượng cơ học thành năng lượng thuỷ lực. Theo hoạt động cơ bản có thể phân loại bơm thành hai loại: thay đổi được thể tích làm việc và không thay đổi được thể tích làm việc. Theo điều kiện bài đồ án ta chọn bơm loại bánh răng ăn khớp trong Bơm bánh răng có ưu điểm: + Thể tích cấu tạo nhỏ gọn mật độ công suất lớn; + Cấu tạo đơn giản; + Gọn phù hợp với điều kiện sử dụng khó khăn; + Hao tổn lọt dòng nhỏ, hiệu suất tốt; + Xung dòng nhỏ, êm dịu tuổi thọ cao; + Mo mem quay lớn khi tần số quay thấp. Tuy nhiên cũng có nhược diểm sau: Thể tích làm việc không đổi, lưu lượng thay đổi nhờ tiết lưu, làm nóng dầu. Hình 3.9. Sơ đồ cấu tạo bơm bánh răng ăn khớp trong Lưu lượng cần thiết của bơm: 49,572 (l/ph) vì chạy hai động cơ Áp suất làm việc của bơm: 106,14(bar) Bảng 3.3. Thông số kỹ thuật một số loại bơm Công suất cần thiết tối thiểu để bơm cung cấp được cho hai bơm hoạt động: + Áp suất làm việc của bơm: p=106,14 bar, + Lưu lượng cần thiết: Qct = 49,572 l/ph. Để hệ thống làm việc ổn định thì thể tích dầu cung cấp cho bơm tốt thiểu phải đủ lưu lượng Qct để động cơ làm việc. Do đó phải chọn loại bơm có thể tích dầu làm việc lớn hơn thể tích dầu cung cấp cho động cơ Vct . Ta có: Qct= Vct.n.hv.103 Với: n= 2000vg/ph h= 0,9 Vậy nên: Vct=Qct.103n.hv=49,572.1032000.0,9=27,54 Dựa vào bảng 3.3 ta chọn bơm có mã hiệu IGP4 32của hãng Duplomatic Oleodinamica Spa. Có: Vb=32,6 cm3 , Qb= 48,9 l/ph (1500vg/ph), n=2800 vg/ph, pb=250bar. Bơm có mã hiệu IGP4 32 có đường đặc tính sau: Hình 3.9 Đặc tính lưu lượng và áp suất của bơm Hình 3.10 Quan hệ giữa hiệu suất và áp suất hoạt động của bơm Hình 3.11 Mối quan hệ giữa công suất bơm và áp suất hoạt động Lưu lượng thực tế của bơm là: Qtt= V.n.hb.10-3=32,6.2000.0,9.10-3= 58,68 (l) Áp suất trên bơm lấy bằng: ptt = 110 bar Công suất trên trục bơm là: N=ptt.Qtt=110.105.58,68.10-360=24,5 KW (3.33) Momemn xoắn của bơm: Mxb=pb.Vb2.π=110.105.41.10-62.π=57,2 N.m (3 .34) Tính toán kiểm tra lại đường ống Tính toán kiểm tra lưu lượng: Lưu lượng thực tế của bơm là 58,68(l) Trong đó lưu lượng cần thiết cho động cơ chỉ cần Qdc= 49,572 (l). Vậy nên ta phải dùng van tiết lưu. Tính toán kiểm tra áp suất dầu: Áp suất thực tế trên động cơ là: pttdc= pttb - Δpo - Δpvcd - Δppp pttdc áp suất thực tế trên động cơ (bar); pttb áp suất thực tế trên bơm (bar); Δpo hao tổn áp suất trên đường ống (bar); Δpvcd hao tổn áp suất trên van chia dòng bar); Δppp hao tổn áp suất trên van phân phối bar); Thay vào công thức trên ta có: pttdc = 110- 0,24-7 - 2= 100,76 (bar) Trong đó áp suất cần thiết cho động cơ chỉ cần pdc= 96,9(bar). Vậy nên ta phải dùng van áp suất. 3.8 Chọn loại van tiết lưu Van tiết lưu dùng để điều chỉnh lưu lượng dầu, và do đó điều chỉnh vận tốc của cơ cấu chấp hành trong hệ thống thủy lực. Van tiết lưu có hai loại là van tiết lưu cố định và van tiết lưu thay đổi được lưu lượng và có thể lắp đặt ở đường dầu vào hoặc đường dầu ra của cơ cấu chấp hành Bảng 3.4. Ký hiệu tiêu chuẩn một số van tiết lưu Điều chỉnh lưu lượng van tiết lưu: Qttb-QctQttb.100%=58,68-49,57255,35100%=15,5% Ta chọn loại van DV 10 Hình 3.12. Đường đặc tính lưu lượng và hao tổn áp suất 3.9 Lựa chọn van áp suất Van giới hạn áp suất thường dùng làm van an toàn, giữ cho áp suất hoạt động của thiết bị thuỷ lực được giới hạn bởi một giá trị điều chỉnh được cho trước, để ngăn ngừa hỏng hóc tại các phần tử của thiết bị như đường ống, ống mềm, các đầu nối,… Điều kiện sau đây cần được thoả mãn: p1 < p1max Van giới hạn áp suất có thể là van điều khiển trực tiếp hoặc van điều khiển trước. Với áp suất làm việc của hệ thống là 110 bar thì ta chọn loại van giới hạn áp suất khoảng 140 bar. Khi đó áp suất trong hệ thống khi làm việc mà vượt qua giới hạn 110 bar thì bơm sẽ ngừng cung cấp dầu cho động cơ. Khi đó lượng dầu do van bơm cung cấp sẽ đi qua van giới hạn áp suất và trả về thùng. Vậy nên ta chọn van áp suất loại CRQ4 của hãng Duplomatic Oleodinamica Spa Hình 3.13 Ký kiệu và dặc tính của van giới hạn áp suất 3.10 Thùng dầu a/ Tính thể tích thùng dầu Về cơ bản thùng dầu cần được lựa chọn lớn đến mức có thể để dẫn nhiệt và loại bỏ cặn bẩn, nước và không khí tan trong khoảng thời gian đủ nhỏ. Theo kinh nghiệm, thời gian này đối với dầu cần đến khoảng 3 đến 4 phút. Trong việc làm mất mát dầu tự nhiên, thông số quan trọng nhất là diện tích vách. Diện tích vách thường được xác định theo diện tích xung quanh của thùng. Để xác định gần đúng thể tích thùng dầu yêu cầu có thể sử dụng các công thức kinh nghiệm: VT = f.Qmax Trong đó: V- thể tích thùng dầu (m3); Qmax- Lưu lượng dầu lớn nhất trong thiết bị (m3/s); f- Hệ số, xác định theo kinh nghiệm (s), có thể chọn như sau: Đối với các thiết bị di động f = 50-100; Đối với các máy tĩnh tại hoạt động gián đoạn f = 100; Đối với các máy hoạt động lâu dài f = 200-300. Hệ thống cần thiết kế là loại thiết bị di động vì vậy chọn f = 60 Ta có thể tích thùng dầu cần thiết là: V=fQmax=60.58,686.104=0,05868m3=58,68(lit) (3.35) Thùng dầu cần phải đủ lớn sao cho khi nạp đầy vẫn còn một khoảng không khí bên trên mặt thoáng của chất lỏng, khoảng 15% thể tích dầu. Thể tích thùng dầu thực tế là: Vtt = 58,68 + 0,15.58,68=67,48 (lít) (3.36) Theo kết cấu có thể chia ra thùng dầu hở và thùng dầu kín. Thùng dầu kín thường dùng cho các thiết bị có thể tích dầu nhỏ, thí dụ trên xe cộ, hàng không,…, còn đa số các thiết bị thuỷ lực sử dụng thùng dầu hở. b/ Đặc điểm cấu trúc thùng dầu Đặc điểm cấu trúc thùng dầu hở được giới thiệu trên hình 3.14. Trên thí dụ là thùng dầu chế tạo từ tôn mỏng. Cửa ra 1 được gắn với một lưới lọc thô, phần cuối của đường dẫn 1 nằm cách mặt thoáng chất lỏng thấp nhất tối thiểu là 0,2m. Hình 3.14. Bố trí các thiết bị trong thùng dầu Cửa tách khí 3 và cửa đổ dầu 4 cần có các lưới lọc thô, cửa đổ dầu có thể được trang bị thước đo dầu. Hai cửa 3 và 4 cũng có thể được bố trí kết hợp trong một cụm, thí dụ cửa thông khí được bố trí ngay trên núm cầm của cửa đổ dầu. Đặc biệt quan trọng là khi bố trí tấm bình ổn dòng dầu 5, nó được lắp đặt sao cho đường dầu về có khoảng cách đến cửa nạp là dài nhất có thể, để ngăn cách dòng dầu động và làm bình ổn dòng dầu trước cửa nạp. Để tách bọt khí người ta bố trí một lưới 6 có lỗ lưới khoảng 0,5 mm và đặt dốc 300. Đường kính của đường dẫn dầu nạp và đường dẫn dầu về được tính theo yêu cầu lưu lượng với vận tốc dòng chảy đã cho. 3.11 Bộ lọc dầu a/ Nhiệm vụ Trong quá trình làm việc, dầu không tránh khỏi bị nhiễm bẩn do các chất bẩn từ bên ngoài vào, hoặc do bản thân dầu tạo nên. Những chất bẩn ấy sẽ làm kẹt các khe hở, các tiết diện chảy có kích thước nhỏ trong các cơ cấu dầu ép, gây nên những trở ngại, hư hỏng trong các hoạt động của hệ thống. Do đó trong các hệ thống dầu ép đều dùng bộ lọc dầu để ngăn ngừa chất bẩn thâm nhập vào bên trong các cơ cấu, phần tử dầu ép. Bộ lọc dầu thường đặt ở ống hút của bơm. Trường hợp dầu cần sạch hơn, đặt thêm một bộ nữa ở cửa ra của bơm và một bộ ở ống xả của hệ thống dầu ép. Hình 3.15 Bình lọc dầu b/ Lựa chọn loại cấu trúc bình lọc Dựa vào kết cấu, ta có thể phân biệt được các loại bộ lọc dầu như sau: bộ lọc lưới, bộ lọc lá, bộ lọc giấy, bộ lọc nỉ, bộ lọc nam châm, ... Ta chọn loại bộ lọc lá là bộ lọc dùng những lá thép mỏng để lọc dầu. Đây là loại dùng rộng rãi nhất trong hệ thống thủy lực. Làm nhiệm vụ lọc ở các bộ lọc lá là các lá thép tròn và những lá thép hình sao. Những lá thép này được lắp đồng tâm trên trục, tấm nọ trên tấm kia. Giữa các cặp lắp chen mảnh thép trên trục có tiết diện vuông. Hình 3.16 Cấu tạo của bộ lọc dầu 3.12 Đồng hồ đo áp suất Nguyên lý đo áp suất bằng áp kế lò xo: dưới tác dụng của áp lực, lò xo bị biến dạng, qua cơ cấu thanh truyền hay đòn bẩy và bánh răng, độ biến dạng của lò xo sẽ chuyển đổi thành giá trị được ghi trên mặt hiện số. Hình 3.17 Đồng hồ đo áp kế bằng lò xo CHƯƠNG 4-TÍNH TOÁN NHIỆT 4.1. Xác định cân bằng nhiệt và quá trình trao đổi nhiệt độ dầu khi đào hố lâm nghiệp 4.1.1 Cơ sở lí thuyết Định luật nhiệt động học thứ nhất. Theo định luật nhiệt động thứ nhất, nhiệt là một dạng năng lượng cũng thoả mãn định luật bảo toàn năng lượng. Trong hệ thống thuỷ lực nhiệt được sinh ra từ năng lượng cơ học được truyền dẫn vào khối dầu và các chi tiết của hệ thống, được lưu giữ một phần tại đó, phần còn lại được toả ra từ các bề mặt thiết bị cũng như theo bề mặt của bộ phận tản nhiệt ra môi trường. Hệ thống trao đổi nhiệt được mô tả vật lý như sau: Công đưa vào một hệ thống kín không đoạn nhiệt tác động làm thay đổi nội năng của hệ thống và làm toả nhiệt ra môi trường. Nếu gọi: W là công đưa vào hệ thống; U – nội năng; QW – Nhiệt lượng toả ra, sẽ có mối quan hệ: dW = dU + dQW (kWs) Để tính toán gần đúng, có thể tính toán từng thành phần của công thức. Khi viết theo cân bằng công suất, công thức có dạng: Công suất đưa vào hệ thống thuỷ lực Công suất đưa vào hệ thống, sau đó biến thành nhiệt tương ứng với hao tổn của hệ thống: Trong đó: P là công suất tổng cộng yêu cầu của hệ thống; hges - hiệu suất chung của hệ thống. Đối với hệ thống thuỷ lực làm việc với bơm có thể tích làm việc không đổi, người ta thường tính toán theo kinh nghiệm với hges = 70 ¸ 92 % Biến đổi nội năng B Nhiệt sinh ra do hao tổn xuất hiện trong hệ thống thuỷ lực làm tăng nhiệt độ dầu và các chi tiết của thiết bị, khi đó dầu thuỷ lực có thể lưu giữ một phần công suất sau: Trong đó: Q là lưu lượng dầu; r - khối lượng riêng của dầu; cP – nhiệt dung riêng của dầu; DJ - độ gia tăng nhiệt độ. Nhiệt toả ra từ hệ thống thuỷ lực Nếu có sự chênh lệch nhiệt độ so với môi trường xung quanh hệ thống sẽ toả nhiệt ra môi trường. Khi đó có thể xảy ra các dạng trao đổi nhiệt sau: - Bức xạ - Chuyển tiếp nhiệt - Đối lưu - Dẫn nhiệt Bức xạ nhiệt là một dạng vận chuyển nhiệt dưới dạng sóng điện từ. Khi tính toán các thiết bị thuỷ lực có thể bỏ qua thành phần này. Đối lưu là dạng truyền nhiệt bên trong vật liệu có các phần chuyển động tương đối với nhau (thí dụ chất lỏng, chất khí). Chuyển tiếp nhiệt là sự truyền nhiệt giữa bề mặt của một vật thể rắn với một môi chất chuyển động tương đối qua bề mặt (thí dụ chuyển tiếp nhiệt từ dòng dầu đến thành ống, từ thành ống đến dòng khí). Công suất truyền nhiệt khi đó được tính theo công thức: Trong đó: a - Hệ số truyền nhiệt; A - Diện tích thu nhiệt hoặc toả nhiệt; DJ - Độ lệch nhiệt độ giữa vật thể rắn và môi chất chuyển động. Dẫn nhiệt được hiểu là sự truyền nhiệt trong vật liệu không có chuyển động tương đối giữa các phần (thí dụ bên trong vật liệu rắn). Công suất truyền khi đó là: ; Trong đó: l - hệ số dẫn nhiệt; - độ giảm nhiệt độ trong vật dẫn nhiệt theo phương x. Khi tính toán nhiệt cho hệ thống thuỷ lực thường chỉ cần chú ý đến chuyển tiếp nhiệt và dẫn nhiệt. Trong tính toán thường xảy ra trường hợp truyền nhiệt giữa hai môi chất qua một vách cứng. Jd J1 J2 Dẫn nhiệt (a) Chuyển tiếp nhiệt (a1) Chuyển tiếp nhiệt (a2) Jmt Hình 4.1 Truyền nhiệt chuyển tiếp qua một thành ống Trên hình 4.1 giới thiệu một trường hợp trao đổi nhiệt tiêu biểu trong các hệ thống thuỷ lực: Dầu thuỷ lực chuyển động trong đường ống (hoặc trong thùng) có nhiệt độ cao hơn nhiệt độ môi trường Jd > Jmt sẽ truyền nhiệt trực tiếp qua thành ống. Dòng nhiệt được dẫn qua thành ống và truyền chuyển tiếp ra môi trường. Công suất truyền nhiệt trong trường hợp này là: Hệ số truyền nhiệt chung sẽ là: ; Các số liệu vật liệu Trên bảng 4.1 giới thiệu một số số liệu cần thiết để tính toán nhiệt cho các hệ thống thuỷ lực. Bảng 4.1 Số liệu để tính toán nhiệt cho hệ thống thuỷ lực Vật liệu Hệ số dẫn nhiệt [kW/m.0K] Nhiệt dung riêng C [kJ/kg.0K] Khối lượng riêng r [kg/m3] Dầu mỏ 1,126.10-3 1,88 900 Nước 0,598. 10-3 4,18 1000 Sắt /thép (15-58). 10-3 0,47 7860 Đồng (350-390). 10-3 0,39 8960 Nhôm 210. 10-3 0,92 2700 Bởi vì rất khó tính toán xác định các hệ số truyền nhiệt chuyển tiếp a, nên người ta thường lấy các giá trị kinh nghiệm cho hệ số truyền nhiệt k (Bảng 4.2 ). Bảng 4.2 Giá trị kinh nghiệm của hệ số truyền nhiệt k, [kW/(m2.0K)] Không khí luân chuyển kém (7-10). 10-3 Không khí chuyển động tự do trong thùng (10-15). 10-3 Trong thùng có dòng khí nhân tạo (v = 2 m/s) (15-30). 10-3 Làm mát bằng nước (dầu và nước chuyển động cưỡng bức) (150-200). 10-3 Quá trình đốt nóng môi chất Khi nghiên cứu các quá trình đốt nóng và làm mát cần phân biệt hai khái niệm: khả năng tích nhiệt phụ thuộc khối lượng (dầu và vật liệu khác) và khả năng toả nhiệt phụ thuộc bề mặt thiết bị. Khả năng tích nhiệt của thiết bị thuỷ lực tính theo công thức: Còn khả năng toả nhiệt: Trong đó: md - Khối lượng dầu; mM - Khối lượng vật liệu thiết bị; cd - Nhiệt dung riêng của dầu; cM - Nhiệt dung riêng của vật liệu thiết bị; k - Hệ số truyền nhiệt chung. Sau khi khởi hành đến khi thiết bị đạt đến nhiệt độ tới hạn qolmax, công suất hao tổn biến thành công suất tích nhiệt (tích lũy trong dầu và vật liệu thiết bị) và công suất toả nhiệt: với các điều kiện biên (khi bắt đầu đốt nóng): t = 0; Jol = Jmt. Nghiệm của phương trình vi phân trên sẽ là: Trong đó hằng số thời gian t (mẫu mũ của e) là một thông số đặc trưng cho quá trình đốt nóng. Đây chính là khoảng thời gian để cho độ lệch nhiệt độ giữa môi trường và dầu thuỷ lực đạt khoảng 63% giá trị cực đại của nó. t chính là tỷ số giữa khả năng tích nhiệt C và khả năng toả nhiệt S. Khi tính toán nhiệt độ hệ thống thuỷ lực người ta trường bỏ qua khả năng tích nhiệt của khối lượng thiết bị thuỷ lực, bởi vì khối lượng và nhiệt dung riêng của chúng so với dầu thuỷ lực là không đáng kể. Do đó độ gia tăng nhiệt độ khi tính toán thường nhanh hơn thực tế và như vậy càng làm tăng tính an toàn của thiết bị. Hằng số thời gian lúc này sẽ là: Trên hình 4.2 giới thiệu quan hệ định tính, hay còn gọi là quá trình chuyển tiếp nhiệt khi làm nóng dầu trong hệ thống thuỷ lực. Hình 4.2 Qúa trình chuyển tiếp nhiệt khi đốt nóng dầu trong hệ thống Khi t® ¥ độ gia tăng nhiệt độ dầu cực đại sẽ là: Nhiệt độ dầu tăng tiệm cận với nhiệt độ tới hạn: Đến khi đạt giá trị này, toàn bộ hao tổn xuất hiện trong hệ thống thủy lực đều biến thành nhiệt tỏa ra môi trường. Nếu hệ thống ngừng làm việc thì sẽ được làm mát, nhiệt độ giảm được tính theo công thức: ; Trong thực tế, nhiệt độ biến động trong khoảng giữa nhiệt độ môi trường qMT và nhiệt độ tới hạn qolmax. Các ảnh hưởng khác Khi thiết kế hệ thống thuỷ lực cần phải quan tâm đến các điều kiện biên và điều kiện môi trường. Trước hết là thành phần không khí như độ ẩm, bụi bẩn, các thành phần hoá học khác,… Sau đó là các điều kiện vận chuyển đến tay người sử dụng, ví dụ như vận chuyển qua biển, nếu không bảo quản và đóng gói cẩn thận sẽ dẫn đến nguy cơ han gỉ. Độ ẩm và hàm lượng muối của không khí dẫn đến han gỉ thiết bị rất nhanh trong quá trình hoạt động. Bụi bẩn có thể làm mài mòn pít tông và ổ đỡ, có thể làm tắc các bộ lọc dầu. Điều kiện khí hậu hoặc tiểu khí hậu xung quanh thiết bị cũng rất cần được quan tâm khi thiết kế, thí dụ tại những nơi nhiều nắng ấm, tại những nơi có thay đổi nhiệt độ ngày và đêm lớn thì cần phải tính đến trong tính toán nhiệt,… 4.2.2 Tính toán nhiệt trên hệ thống Các số liệu đã có: Công suất hao tổn trên hệ thống Pv 2,605 kW Thể tích dầu Vd 0,057 m3 Khối lượng riêng của dầu 900kg/m3 Nhiệt dung riêng của dầu Cd 1,88kJ/(kg.oK) Khối lượng vật liệu thiết bị mM kg Nhiệt dung riêng của vật liệu thiết bị cM 0,47kJ/(kg.oK) Diện tích bề mặt thùng dầu A 2 m2 Hệ số truyền nhiệt chung k 14.10-3kW/(m2.oK) Nhiệt độ môi trường 30oC Bỏ qua khả năng tích nhiệt của khối lượng thiết bị thủy lực. Hằng số thời gian là: τ=Vd.ρdcdKA=0,057×900×1,8814.10-3×2=3444,4s=57,4phút Độ gia tăng nhiệt độ dầu cực đại: Hệ thống được sử dụng trên máy đào hố lâm nghiệp máy làm việc có chu kỳ. Mũi khoan khoan hố mất khoảng 30s sau đó nhấc mũi khoan lên khoảng 30s sau lại tiếp tục khoan hố khác, giai đoạn nhấc mũi khoan lên như vậy nhiệt độ dầu cũng giảm. Trong khi khoan nhiệt độ của hệ thống tăng lên theo công thức: Với nhiệt độ môi trường là 300C thì sau khi khoan xong một hố nhiệt độ tăng lên là: Sau đó nhiệt độ giảm xuống do hệ thống dừng hoạt động 30s khi di chuyển sang đào hố khác khi đó nhiệt độ hạ xuống đuợc tính theo công thức: Vậy trong một chu kỳ làm việc là 60s nhiệt độ dầu tăng thêm 0,270C. Ta khảo sát máy đào hố làm việc một ca làm việc là 6000s tương đương với 1,6 tiếng hay là 96 phút hay là 100 chu kì làm việc ( mỗi một lần khoan rồi nhấc lên di chuyển sang vị trí khác để đào hố mới được tính là một chu kì) Dùng Matlab để mô phỏng quá trình tăng nhiệt của hệ thống. Sau khi mô phỏng thu được kết quả như sau: Hình 4.3 Đồ thị gia tăng nhiệt độ với A= 2m2 Nhận xét: Trong khoảng 30s làm việc thì nhiệt độ dầu tăng, 30s tiếp theo hệ thống không làm việc (Do di chuyển để chọn hố tiếp theo) thì nhiệt độ dầu sẽ được thùng dầu tản bớt niệt (nhiệt độ giảm). Chu trình hoạt động tiếp theo sẽ lấy nhiệt độ cuối của dầu sau khi nghỉ làm giá trị nhiệt độ ban đầu để tiếp tục làm việc. Như vậy đồ thị phản ánh đúng tiến trình tăng nhiệt độ khi làm việc của máy đào hố. Trong trường hợp này lấy diện tích tiếp xúc với môi trường của thùng dầu là 2m2 và nhiệt độ môi trường là 300C. Nhiệt độ tăng lên sau khi làm việt trong 6000s là T=85.64110C với nhiệt độ này chúng ta phải sử dụng phương pháp làm mát để cho hệ thống có thể hoạt động được. 4.2.3 Các phương pháp làm mát - Làm mát bằng nước: + Làm mát kiểu bốc hơi + Làm mát đối lưu tự nhiên + Làm mát tuần hoàn cưỡng bức - Làm mát bằng không khí: + Dùng quạt gió để thổi không khí vào để làm mát + Tăng diện tích tiếp xúc (ví dụ: tăng diện tích tiếp xúc của thùng dầu...) 4.2.3 Lựa chọn phương pháp làm mát cho máy đào hố - Trong các phương pháp làm mát đã kể trên thì ta chọn phương pháp làm mát tăng diện tích tiếp xúc, vì phương pháp này đơn giản, dễ thực hiện mà không cần các hệ thống phụ trợ cho nó. - Sau khi tăng A=2,5m2 thì chúng ta có đồ thị tăng nhiệt độ của hệ thống như sau: Hình 4.4 Đồ thị gia tăng nhiệt độ với A= 2,5m2 Khi đó T=74,680C Nếu tăng diện tích tiếp xúc thùng dầu với môi trường lên A=3m2 Hình 4.5 Đồ thị gia tăng nhiệt độ với A= 3m2 Khi đó T=62.2452oC Như vậy nếu A tăng lên (diện tích tiếp xúc giữa thùng dầu và môi trường tăng lên) thì khả năng làm mát của hệ thống tốt hơn, đồ thị phản ánh đúng quy luật lý thuyết. So sánh nhiệt độ tăng lên khi làm việc trong 6000s với diện tích tiếp xúc A thay đổi : Chọn A=2,5 m2 ( là diện tích của thùng dầu tiếp súc với môi trường ) khi đó thì nhiệt độ cực đại của dầu có thể là T=74,680C nằm trong khoảng nhiệt độ tốt cho hệ thống làm việc bình thường. PHẦN III- KẾT LUẬN VÀ ĐỀ NGHỊ 1. Kết luận Sau một thời gian nghiên cứu, tính toán thiết kế hệ thống truyền công suất đa điểm điều khiển bằng thủy lực cho máy đào hố lâm nghiệp hai hàng chúng tôi có thể đưa đến một số kết luận sau: Việc thiết kế hệ thống truyền công suất đa điểm điều khiển bằng thủy lực cho máy đào hố hai hàng trên máy nông nghiệp tự hành là rất phù hợp với điều kiện đang trong thời kỳ công nghiệp hóa – hiện đại hóa nền nông nghiệp nông thôn ở Việt Nam hiện nay. Công suất của máy kéo và công suất của hệ thống thủy lực được lựa chọn là phù hợp với tình hình sản xuất và tính chất đất trong lâm nghiệp. Máy đào hố được tính toán thiết kế phù hợp với điều kiện rừng núi, điều kiện phát triển cây lâm nghiệp ở Việt Nam. Tỷ số truyền của hệ thống thủy lực thiết kế phù hợp với tỷ số truyền của hệ thống truyền lực của máy kéo. Hệ thống thủy lực đảm bảo được áp suất làm việc an toàn cho hệ thống khi máy đào hố bị quá tải trong quá trình làm việc. Cần phải làm mát cho hệ thống nếu hệ thống làm việc liên tục trong 2h Lựa chọn phương pháp tăng A để làm mát (tính kinh tế và độ tăng nhiệt độ chưa quá cao để sử dụng các thiết bị làm mát riêng). 2. Đề nghị Do điều kiện thời gian và trình độ còn hạn chế nên chưa thể tính toán thiết kế và lựa chọn được hệ thống mạch thủy lực cho máy làm việc tối ưu nhất có thể trong điều kiện ở Việt Nam. Chính vì vậy chúng tôi đưa ra một số kiến nghị sau mong đề tài này tiếp tục được hoàn thiện hơn nữa. Thực hiện hoàn thiện hệ thống thực Đo nhiệt độ thực tế khi làm việc để so sánh với mô hình mô phỏng. TÀI LIỆU THAM KHẢO Bùi Hải Triều, Nguyễn Ngọc Quế, Đỗ Hữu Quyết, Nguyễn Văn Hữu (2005), Truyền động thuỷ lực và khí nén, Nhà xuất bản nông nghiệp. Đặng Tiến Hòa, Động cơ đốt trong, Nhà xuất bản nông nghiệp. Trần Xuân Tuỳ, Trần Minh Chính, Trần Ngọc Hải (2005), Giáo trình hệ thống truyền động thuỷ khí. Dương Trung Hiếu (2006), “ Nghiên cứu thiết kế hệ thống truyền động trợ giúp thuỷ lực cho liên hợp máy vận chuyển nông lâm nghiệp”, Luận văn thạc sĩ. Lưu Văn Hy, Chung Thế Quang, Nguyễn Phước Hậu, Huỳnh Kim Ngân, Đỗ Tấn Dân (2003), Hệ thống thuỷ lực, Nhà xuất bản giao thông vận tải. Nguyễn Văn Muốn (Chủ biên) (2005), Máy canh tác nông nghiệp, Nhà xuất bản nông nghiệp. Phạm Xuân Vượng (1999), Máy thu hoạch nông nghiệp, Nhà xuất bản nông nghiệp. Nông Văn Vìn (2008), Đề tài cấp nhà nước. 11. 12. 13.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxNghiên cứu tính toán nhiệt trên hệ thống truyền động thủy lực của máy đào hố hai hàng.docx