Đề tài Thiết kế hệ thống truyền động thủy lực ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành chịu tải trọng 1000kN

có tải P = 0, phương trình cân bằng các lực tác động lên piston sẽ là: p1F1 = p2F2 + Pm.s Từ đó: p1= Độ chênh áp suất Dp trước và sau van tiết lưu: Dp = pb - p1 = pb - Trong đó: pb, p1, p2 - tương ứng là áp suất của bơm, áp suất trong buồng làm việc và trong buồi đối áp của xi lanh. F1 , F2 - diện tích làm việc của piston. Pm.s - thành phần lực ma sát cản trở chuyển động của piston. Khi có tải trọng P ¹ 0 áp lực trong buồng làm việc của xi lanh là p'1 . p'1F1 = p2F2 + Pm.s + P => p'1 = Dp' = Pb - p'1 => Dp' = Pb - Khi không kể đến ảnh hưởng của sự dò chảy trong hệ thống ta có: vận tốc của piston khi không tải: => vo = Vận tốc của piston khi có tải: => v = Hinh 6-6 Sơ đồ tính toán điều chỉnh bằng tiết lưu ở đường dầu ra po pb P p1 p2 F1 F2 Trong đó: Qt.l ,Q't. l - là lưu lượng chảy qua van tiết lưu khi không và khi có tải (m3/s). a - hệ số lưu lượng (a = 0,65 ¸ 0,73). f - diện tích tiết diện của khe tiết lưu mà dầu đi qua (m2). g - trọng lượng riêng của chất lỏng (kG/m3). g - gia tốc trọng trường (m/s2). Hệ số không đồng đều vận tốc khi van tiết lưu đặt trên đường dầu vào xi lanh sẽ là: dv = = 1 - Ta nhận thấy nếu tải trọng P tăng thì hiệu số áp suất Dp trước và sau van tiết lưu sẽ giảm, lưu lượng qua van cũng giảm, do đó vận tốc chuyển động của cơ cấu chấp hành cũng giảm theo. Tải trọng P càng lớn hệ số dv càng lớn, do đó vận tốc chuyển động càng không ổn định. Tổn thất vận tốc khi van tiết lưu đặt trên đường dầu ra (chảy về bể). Tương tự như trên Ta có: Khi không tải P = 0 p1F1 = p2F2 + Pm.s => p2 = ; Dp = p2 - po = - po Vì bơm làm việc với áp suất không đổi, nên trong trường hợp này nếu bỏ qua tổn thất trong đường ống từ bơm đến buồng không có cần đẩy của xi lanh thì ta có thể viết.: p1 » pb = const Vậy hiệu số áp suất trước và sau van tiết lưu sẽ là: Dp = - po Khi có tải P ¹ 0: pbF1 = p'2F2 + Pm.s + P Áp lực dầu trong buồng có cần đẩy của xi lanh khi có tải sẽ là: p'2 =   ; Dp' = p'2 - po = - po Khi không kể đến ánh hưởng của sự dò chảy trong hệ thống ta có: - Vận tốc khi không có tải là: vo = = - Vận tốc khi có tải là: v = = - Hệ số không đồng đều vận tốc khi van tiết lưu đặt trên đường dầu ra sẽ là: dv = = 1 - Để hệ thống làm việc được êm và ổn định, khi van tiết lưu đặt trên đường dầu vào thì trong buồng đối áp (buồng có cần đẩy) người ta sẽ taọ ra một áp lực nhỏ p2 nào đó (theo kinh nghiệm thường lấy p2 » 3.105 Pa. Còn trong trường hợp van tiết lưu đặt trên đường dầu ra áp lực dầu sau van tiết lưu po cũng có một giá trị nhỏ nào đó, theo kinh nghiệm po = 3.105 Pa. Như vậy trong những điều kiện tương tự như nhau nếu ta lấy p2 = po (như trên đã nói) thì hệ số không đồng đều vận tốc dv của sơ đồ điều chỉnh tốc độ với van tiết lưu đặt trên đường dầu vào cũng tương tự như khi van tiết lưu đặt trên đường dầu ra. Tuy vậy sơ đồ điều chỉnh tốc độ với van tiết lưu đặt trên đường dầu ra vẫn có nhiều ưu điểm hơn, như phần trên đã nói. 6.2 Ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành Việc giữ cho vận tốc chuyển động bộ phận chấp hành ổn định và không phụ thuộc vào sự thay đổi của tải trọng có ý nghĩa rất lớn trong thực tế, điều này đặc biệt quan trọng trong hệ thống thủy lực của các máy công cụ, các hệ thống cấp phôi. Phương pháp thủy lực để ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành đạt tới độ chính các cao hơn phương pháp cơ khí 6.2.1 Ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành khi điều chỉnh bằng thể tích Hình 6-7 Sơ đồ ổn định vận tốc bằng phương pháp thay đổi năng suất bơm p v po F1 p1 pb + 1 3 4 2 p®.c Sự tổn thất vận tốc trong điều chỉnh bằng thể tích chủ yếu là do tải trọng tăng sẽ làm tăng sự dò chảy trong hệ thống truyền dẫn kể cả trong bơm. Vì vậy muốn giữ cho vận tốc không đổi, cần phải cung cấp thêm cho động cơ dầu (hoặc cho xi lanh) một lượng dầu để đủ bù đắp cho lượng dầu đã bị tổn hao do dò chảy. Một trong những phương pháp dùng để ổn định tốc độ khi điều chỉnh bằng thể tích được trình bày trong sơ đồ nguyên tắc dưới đây: Khi tải trọng P tăng, áp suất p1 trong buồng trái của xi lanh tăng lên, áp suất làm việc của bơm pb cũng tăng theo, do đó lượng dầu dò chảy trong bơm và trong hệ thống cũng tăng. Mặt khác khi áp lực của bơm pb tăng thì áp lực điều chỉnh pđ.c trong buồng của cơ cấu tự điều chỉnh 2 cũng tăng theo và đẩy trụ piston 4 dịch chuyển sang trái. Trụ 4 lại đẩy vành Stato của bơm 1 làm tăng thêm độ lệch tâm e của bơm. Vì vậy lúc này bơm 1 đã tự động điều chỉnh năng suất của mình để cung cấp thêm cho hệ thống một lượng dầu đủ để bù đắp cho lượng dầu đã bị tổn hao do dò chảy. Khi tải trọng P giảm, áp suất pb giảm, pđ.c giảm, trụ piston 4 dưới tác dụng của lò xo 3 sẽ di chuyển sang phải; độ lệch tâm e giảm, năng suất của bơm cũng giảm theo. Vì vậy tốc độ của xi lanh truyền dẫn sẽ được ổn định. 6.2.2 Ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành khi điều chỉnh bằng tiết lưu. a. Bộ tự điều chỉnh và ổn định tốc độ (bộ điều tốc). Hình 6-8 Hình 6-8b Hình 6-8 Sơ đồ nguyên lý làm việc của bộ điều tốc Phương pháp điều chỉnh tốc độ bằng tiết lưu được dùng rộng rãi vì nó đơn giản, rẻ tiền, phù hợp với những trang thiết bị không đòi hỏi công suất lớn. Tuy nhiên việc sử dụng các van tiết lưu thông thường sẽ không ổn định được vận tốc của cơ cấu chấp hành khi tải trọng tăng. Lưu lượng chất lỏng qua van tiết lưu phụ thuộc độ chênh áp trước và sau tiết lưu, khi tải trọng thay đổi, độ chênh áp sẽ thay đổi, vì vậy van tiết lưu không có khả năng giữ cho lưu lượng qua nó không đổi, nghĩa là không thể ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành. Để ổn định tốc độ, ta thường dùng bộ tự điều chỉnh và ổn định tốc độ (bộ điều tốc). Bộ điều tốc gồm có hai van: van tiết lưu dùng để thay đổi giá trị của vận tốc và van điều chỉnh áp lực dùng để giữ cho hiệu số áp suất trước và sau van tiết lưu là không đổi. Các van này được bố trí nối tiếp hoặc song song. Các bộ điều tốc thường đã được tiêu chuẩn hoá Áp suất cần thiết để nâng tải của xylanh sẽ là p2 bar (ở cửa ra của cụm van) trong khi bơm cung cấp áp suất p1 bar, giới hạn bởi áp suất hệ thống, tới của vào của cụm van. Bơm cung cấp một lưu lượng là Qb lit/phút. Nếu đặt lưu lượng cấp cho xylanh là Q lit/phút bằng van tiết lưu thì một lượng dầu Q1 lit/phút sẽ quay trở lại thùng chứa dầu qua van an toàn của hệ thống. Trên hình vẽ, áp suất p1 sẽ bị van giảm áp tự động làm giảm đi (bằng cách dịch chuyển con trượt sang phải, đóng bớt cửa dầu). Nếu xylanh phải nâng tải cao hơn đến p2 bar, con trượt van giảm áp sẽ tự động chuyển dịch sang phải mở rộng cửa dầu để áp suất tăng lên đến p3. Hình 6-9 Kết cấu bộ điều tốc. a- đường dầu vào; b- khoang trước tiết lưu; c- khoang sau tiết lưu; d- đường dầu ra 1- Piston giảm áp; 2- Vỏ; 3- Lò xo; 4- Đĩa có lỗ; 5- Núm xoay; 6- Đai ốc định vị; 7- Đệm làm kín. b. Mắc bộ điều tốc ở lối vào cơ cấu chấp hành. Hình 6-10 Sơ đồ mắc bộ điều tốc trên đường vào. Trên hình 6.10 là sơ đồ mắc bộ điều tốc ở lồi vào cơ cấu chấp hành, dầu từ bơm được đẩy vào khoang a của van điều áp 2, qua khe hở giữa piston và vỏ van vào khoang b, qua tiết lưu, thiết bị phân phối rồi vào khoang làm việc của xylanh lực. Trong khi đó một phần chất lỏng trở về thùng chứa thông qua van an toàn do đó áp suất trước bộ điều tốc không đổi, không phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên cơ cấu chấp hành Ký hiệu P1, P2 là áp suất trong khoang phải và trái của xylanh lực, P3 áp suất trong khoang a và P4 áp suất trong khoang b của van điều áp, đông thời có thể coi áp suất trong khoang b (P4) cũng là áp suất rước tiết lưu 4 và ký hiệu áp suất sau tiết lưu là P5. Lưu lượng chất lỏng qua van tiết lưu được xác định theo công thức: Trong đó: µ - hệ số lưu lượng của tiết lưu F – diện tích lưu thông của tiết lưu Khi hệ số lưu lượng và tiết diện lưu thông không đổi thì lưu lượng qua van tiết lưu phụ thuộc độ chênh áp P4 – P5 trước và sau van tiết lưu. Khi tải trọng tác dụng lên bộ phận công tác thay đổi mà độ chênh áp trước và sau van tiết lưu không đổi thì chứng tỏ bộ điều áp đã hoàn thành nhiệm vụ của nó, nghĩa là giữ cho vận tốc piston trong xylanh lực không đổi. Thật vậy, khi tải trọng tác dụng lên áp suất P1, P5 sẽ tăng lên làm cho áp suất trong khoang c của van điều áp tăng lên đẩy piston van điều áp xuống phía dưới, khe hở lưu thông giữa khoang a và khoang b tăng lên, chất lỏng lừ khoang a vào khoang b nhiều hơn, vì vậy áp suất P4 trước tiết lưu cũng tăng lên giữ cho độ chênh áp như cũ. Giả sử khi FL= 0 Ta có: A1.p1 – A2.p2 – Fms = 0 => ; ) Tại van giảm áp ta có: => => Chúng ta hãy xem những yếu tố nào ảnh hưởng đến độ chênh áp trước và sau van tiết lưu. Muốn vậy chúng ta viết phương trình cân bằng lực với piston của van điều áp: Trong đó: D- đường kính piston plx. Pms,pqt – lực lò xo, lực ma sát, lực quán tính Nếu bỏ qua lực ma sát và lực quán tính thì phương trình có thể viết lại Thực tế, piston di chuyển rất nhỏ nên lực lò xo ảnh thay đổi rất ít, có ảnh hưởng không đáng kể đến độ chênh áp P4 – P5. Tuy vậy mắc bộ điều tốc như hình 6.9 không thể đảm bảo sự ổn định tuyệt đối của vận tốc piston. Khi lực P thay đổi lưu lượng rò rỉ trong xylanh cũng thay đổi. áp suất p2 thực tế rất nhỏ và gần như bằng không vì khoang đối áp được thông với thùng chứa, vì vậy khi tải trọng P tăng lên áp suất P1 cũng tăng lên làm cho độ chênh áp p1-p2 trong xy lamh lực tăng lên. Kết quả là lưu lượng rò rỉ chất lỏng trong hệ thống tăng lên và vận tốc của piston bị giảm xuống. Có thể làm cho vận tốc piston ổn định, hệ thống làm việc êm và nhạy hơn bằng cách bố trí sao cho khoang đối áp của xylanh lực luôn luôn nối với đường có áp của bơm, còn khoang làm việc nối với bộ điều tốc. c. Mắc bộ điều tốc ở lối ra của cơ cấu chấp hành. Hình 6-11 Sơ đồ bố trí bộ điều tốc lắp tại lối ra của cơ cấu chấp hành Cách mắc này theo sơ đồ như hình 3.9. chất lỏng đươc bơm đẩy qua cơ cấu phân phối vào khoang làm việc của xylanh lực. Từ khoang đối áp chất lỏng trở về thùng chứa qua có cấu phân phối và bộ điều tốc nhờ có sự phối hợp của van an toàn áp suất trong khoang làm việc p1 của xylanh lực không đổi không phụ thuộc vào sự thay đổi tải trọng tác dụng lên piston của xylanh lực. Khi tải trọng P thay đổi, ví dụ khi lực P giảm xuống, áp suất p2 tăng do đó áp suất p3, p4 trong cá khoang a, b của van điều áp tăng, vì khoang b nối với khoang c nên áp suất trong khoang c cũng tăng kết quả là piston bị đẩy lên thu hẹp khe hở lưu thông giữa khoang a và khoang b làm cho áp suất p4 giảm xuống trị số cũ. Rõ ràng rằng nhờ bộ điều tốc nên độ chênh áp trước và sau van tiết lưu không đổi, không phụ thuộc vào sự thay đổi của tải trọng P tác dụng lên piston của xylanh lực. vì vậy vận tốc của piston được ổn định. Tại van giảm áp ta có: => Khi tải trọng tác dụng lên cơ cấu làm việc tăng lên, piston van giảm áp dịch chuyển mở rộng khe lưu thông làm tăng áp suất p3 duy trì độ chênh áp trước và sau van tiết lưu. Trên đồ thị: FL tăng làm p2 giảm làm p3 giảm theo làm piston dịch chuyển sang phải tăng khe hở giữa piston và vỏ van áp suất p3 tăng trở lại đảm bảo độ chênh áp giữa hai đầu van tiết lưu Hệ thống thủy lực mắc ở lối ra của có cấu chấp hành có niều ưu điểm. Cũng tương tự như đã phân tích trong trường hợp mắc ở lối vào, so với bộ điều tốc mắc ở lối vào, việc mắc ở lối ra sẽ làm cơ cấu chấp hành chuyển động êm hơn. Mặt khác, chất lỏng qua tiết lưu bị nóng lên sẽ được làm mát ở thùng chứa trước khi vào hệ thống. Bởi vậy, khi các điều kiện như nhau thì lưu lượng rò rỉ ở đây sẽ nhỏ hơn trong trường hợp trên . Nhìn chung cả hai trường hợp trên đều có ưu điểm là áp suất làm việc trên đường ống đẩy của bơm luôn luôn ổn định (do có sự phối hợp của van an toàn) nên sự thay đổi phụ tải không hề ảnh hưởng đến sự rò rỉ chất lỏng trong bơm. Nhưng chúng có nhược điểm chung là lưu lượng và áp suất của bơm phải lớn hơn lưu lượng và áp suất lý thuyết của bơm yêu cấu, lưu lượng thừa luôn luôn qua van an toàn về bể chứa. Vì vậy khi vận tốc cơ cấu chấp hành nhỏ, hiệu suất của hệ thống sẽ nhỏ, hiệu suất của hệ thống sẽ nhỏ đi nhiều. trong trường hợp này mắc bộ điều tốc song song với cơ cấu chấp hành sẽ kinh tế hơn. d. Mắc bộ điều tốc song song với cơ cấu chấp hành. Hình 6.11 là sơ đồ mắc bộ điều tốc song song với cơ cấu chấp hành. Chất lỏng được đẩy theo hai đường, một đường tới xy lnh lực và một đường thới bộ ổn tóc rồi về thùng chứa. Hình 6-12 Sơ đồ mắc bộ điều tốc song song với cơ cấu chấp hành. Dễ dàng thấy rằng trong trường hợp này bộ điều tốc cũng có thể giữ cho vận tốc của piston xylanh lực không đổi, nghĩa là giữ cho độ chênh áp trước và sau tiết lưu không đổi, không phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên cơ cấu chấp hành. Thực vậy, khi tải trọng P tác dụng lên piston, áp suất trong đường có áp của bơm, trong khoang trái của xylanh lực, trong khoang a và b của van điều áp đều tăng, vì khoang b của van điều áp thông với khoang c nên áp suất trong khoang c cũng tăng. Kết quả là piston bị nâng lên lưu thông giữa khoang a và khoang b bị thu hẹp, làm tăng tổn thất cột áp của dòng chảy từ khoang a đến khoang b (cũng là áp suất trước tiết lưu) lại giảm về trị số ban đầu. Cần thấy rằng trong trường hợp mắc song song với xylanh lực, áp suất trong đường có áp của bơm phụ thuộc vào phụ tải vì an toàn làm việc theo chức năng chống đỡ, nó chỉ làm việc khi hệ thống bị quá tải. Như vậy công suất của bơm luôn biến đổi phù hợp với yêu cầu của xylanh lực (tức là phụ tải). Bởi vậy hệ thống này làm việc kinh tế hơn so với trường hợp mắc ở lối vào và lối ra của xylanh lực. Nhưng mặt khác, cũng do công suất (lưu lượng) của bơm phụ thuộc vào phụ tải nên sự rò rỉ trong bơm cũng phụ thuộc vào phụ tải. Điều này làm hệ thống làm việc kém nhạy và kém hiệu quả hơn hai hệ thống trên, nhất là khi phụ tải thay đổi nhiều. Do đó chỉ nên dùng hệ thống này khi không cần yêu cầu cao về ổn định tốc độ cơ cấu chấp hành, cũng có thể dùng hệ thống này khi phụ tải thay đổi rất ít. Cuối cùng cần chú ý rằng chúng ta có thể biến chế ba cách mắc trên đê lắp trên những sơ đồ mới phù hợp với yêu cầu thực tế (như chỉ ổn định vận tốc theo một chiều làm việc hoặc yêu cầu nâng cao độ nhạy và sự ổn định của máy…) 7. Tính toán hệ thống truyền động thủy lực ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành chịu tải trọng biến thiên tới 1000kN. 7.1 Lựa chọn sơ đồ hệ thống truyền động thủy lực Để làm cho piston của các xilanh lực chuyển động theo điều kiện ổn định vận tốc khi chịu tải trọng lớn như đã phân tích trên, ta cần thiết kế một hệ thống truyền động thủy lực thể tích gồm: thùng chứa dầu và bơm để cung cấp dầu cho cả hệ thống. Để đảm bảo cho bơm hoạt động bình thường khi có quá tải, trên đường ống đẩy của bơm ta bố trí van an toàn kiểu tràn. Để đảo chiều chuyển động của piston xilanh lực ta dùng cơ cấu phân phối (ở đây ta dùng cơ cấu phân phối con trượt piston bậc loại 4 cửa 3 vị trí). Trong quá trình lắp đặt hệ thống, đôi khi tổn thất thủy lực của các đường ống cung cấp dầu cho các xilanh lực không bằng nhau, mặt khác điều kiện làm việc của các thanh trượt hai bên trong nhiều trường hợp là không như nhau. Vì vậy để đồng bộ vận tốc dịch chuyển của các piston cần phải điều chỉnh lưu lượng dầu cung cấp cho các xilanh lực một cách riêng rẽ. Để dẫn động bơm dầu ta dùng động cơ đốt trong. Hình 7-1 Sơ đồ hệ thống truyền động thủy lực thiết kế 1- Động cơ dẫn động bơm; 2- Bơm dầu; 3- Thùng chứa dầu; 4- Van an toàn; 5- Đồng hồ đo áp suất; 6- Cơ cấu phân phối; 7a, 7b – Các bộ điều tốc; 8a, 8b – Các xilanh lực. 7.2 Tính chọn xylanh thủy lực Xylanh thủy lực là cơ cấu cung cấp chuyển động thẳng, dưới sự tác động lại của một lực tác động dọc trục lên xylanh. Các thông số làm việc của xylanh lực trong hệ thống là: - Lực tác động lên cần piston, lực này biến thiên tới 1000 kN. Xylanh sẽ phải được cung cấp dầu có áp suất để thắng lại được lực này. - Vận tốc tiến của piston 0,005 m/s. a. Lựa chọn xylanh làm việc Nếu đã có sẵn hệ thống bơm thủy lực thì giá trị áp suất làm việc là giá trị max mà hệ thống bơm có thể cung cấp được và, Nếu chưa có hệ thống bơm cấp thủy lực (có nghĩa là chúng ta phải lựa chọn hệ thống bơm thủy lực này dựa trên yêu cầu của xylanh đang chọn) thì phải lựa chọn giá trị áp suất max. Về nguyên tắc, với một lực tác dụng cho trước, áp suất càng cao thì xylanh càng nhỏ, gọn (về đường kính) và ngước lại. Tuy nhiên, áp suất cao cũng đồng nghĩa với hệ thống nguồn cấp và điều khiển phải làm việc ở chế độ cao áp và chi phí sẽ càng đắt. Do đó, tùy thuộc vào các ứng dụng tính chất công việc khác nhau, người ta sẽ quyết định mức áp suất sử dụng khác nhau. Thông thường trong công nghiệp có hai dải áp suất chính là: đến 200 bar và từ 250 - 400 bar, theo [8]. Sau khi đã biết/chọn được áp suất làm việc của xylanh ta sẽ tính được áp suất làm việc của hệ thống. Chọn áp suất làm việc của xylanh lực là p1 = 200 bar. b. Xác định áp suất và lưu lượng dầu cung cấp cho xilanh lực. Hình 7-2 Sơ đồ lực tác dụng lên xylanh. Phương trình cân bằng lực của một cụm xylanh: p1.A1- p2.A2 – 0,5.Ft – Fmsc – Fmsp = 0 Trong đó: 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 Trong đó p2 nối với bộ điều tốc trên đường dầu về bể, chọn áp suất lớn nhất trong khoang chứa cần piston p2 = 5 bar = 500 kN/m2. Chọn đường kính cần piston d = 0,35.D Suy ra: → = 0,188 (m) = 188 (mm) 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 xung: 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 ¸ 0,35).D Dãy số cơ bản của d (mm): 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50, 60, 80, 100, 125, 160. Dãy bổ xung: 14, 18, 22, 28, 36, 45, 70, 90, 110, 140, 180. chọn đường kính xylanh theo dãy cơ bản: D = 200 (mm) đường kính cần piston d = 70 (mm) => Vậy áp suất làm việc của mỗi xylanh là: c. 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 QDC = v.A1 = = 0,00017 (m3/s) = 9,9 (l/ph) 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. 7.3 Tính chọn bơm dầu. a) Áp suất cần thiết ở cửa ra của bơm dầu. Khi kể đến tổn thất thủy lực của hệ thống, ta có: 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: pB = b) Lưu lượng dầu cần thiết mà bơm phải cung cấp cho hệ thống là. Lưu lượng dầu cần cung cấp cho xilanh lực khi kể đến tổn thất lưu lượng: Áp dụng công thức: 2.QDC = hQ.QB => Trong đó: 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: QB = = 0,00053 [m3/s] = 32 [l/ph] c) 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 = 20,4.103.0,00053 = 11,75 [kW] d) 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. e) Công suất của bơm dầu (công suất trục). - Công suất trên trục bơm được tính theo công thức: 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. N = = 13 [kW] f) 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: M.b( R- x ) =( R) Trong đó: Δp là độ chênh áp giữa hai mặt răng của một răng. Hình 7-3 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: M=.b.( ) = ( ) 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: Suy ra: 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: Hình 7-4 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 l = lmax thì mômen có trị số nhỏ nhất Mmin.: 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 ; = 2,5 chọn m = 3 Theo [3] b=(6÷10) m chọn b = 20 [mm] => =330,5 [N.mm]=330,5.10-6 [kN.m] 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 [ tx ] = 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. 7.4 Động cơ dẫn động bơm dầu 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. Thay các giá trị vào công thức trên ta có: Nđc = 1,5.1.13 = 19,5 [kW] chọn loại động cơ. Với điều kiện sử dụng như đã phân tích trong phần chọn loại bơm dầu, ta chọn động cơ dẫn động bơm là động cơ đốt trong (động cơ Diezel 4 kỳ).Hiện nay trên thị trường có rất nhiều loại động cơ đốt trong của các hãng khác nhau. Và Honda là một trong những hãng đã trở nên quen thuộc với nhiều kiểu loại động cơ có chất lượng. Ở đây ta chọn động cơ Honda GD1250. Loại động cơ này có công suất tương đương với công suất tính toán (26Hp). Có kết cấu nhỏ gọn, nhẹ rất phù hợp với điều kiện sử dụng của hệ thống truyền động thủy lực thiết kế (thường xuyên phải thay đổi vị trí làm việc). Động cơ loại khởi động bằng điện. Honda GD1250 là động cơ có độ bền cao, làm việc tin cậy. Giá thành cũng tương đối rẻ. Có thể nói, dùng động cơ Honda GD1250 cho hệ thống truyền động thủy lực thiết kế là một sự lựa chọn phù hợp hiện nay. Hình 7– 5: Các kích thước cơ bản của động cơ HONDA GD1250. Các thống số cơ bản của động cơ HONDA GD1250 Loại động cơ HONDA Model GD1250 Kiểu động cơ Động cơ 4 kỳ Số xi lanh 3 Dung tích xi lanh 1235 CC Công suất 26 [HP] Tốc độ quay 3600 vòng/phút Hệ thống khởi động Điện Nhiên liệu Diesel 7.5 Tính toán ống dẫn dầu a) 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] b) Tính chọn kích thước đường ống. Từ công thức: Q = v.S = v. → d = 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= (0.00053 – 0,2. 0.00053)/2= 0,00021 ( m3/s) = 12,8 (l/ph) Vậy, lưu lượng dầu trong các đường ống là: - Trong đường ống hút: 0.00053 (m3/s) = 32 [l/ph] - Trong đường ống xả: 0.00043 (m3/s) = 25,5 [l/ph] - Trong đường ống nén: 0.00021 (m3/s) = 12,8 [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: dh == 0,026[m] = 26 [mm] Đường kính của ống xả: dx == 0,0218 [m] = 22 [mm] Đường kính ống nén: dn == 0,007 [m] = 7 [mm] c) Kiểm tra trạng thái dòng chảy của dầu trong các đường ống. Để biết được trạng thái của dòng chảy của dầu trong các đường ống ta phải xác định trược số Reynol (Re). Ta có công thức tính số Rây nôn như sau: Re = Trong đó: v - vận tốc trung bình của chất lỏng trên tiết diện ướt [m/s] d - đường kính trong của ống [m] n - hệ số nhớt động học [m2/s]. Dầu dùng trong hệ thống là dầu Shell Tellus T-22, ta có n = 22 [cSt] = 22.10-6 [m2/s] (ở 400C). Thay vào công thức trên ta có: Đối với đường ống hút: Reh = = 21,63 Đối với đường ống xả: Rex = = 2,234 Đối với đường ống nén: Ren = = 15,5 Ta thấy số Rây nôn của dòng chảy trong các đường ống đều nhỏ hơn giá trị phân giới (Refg = 2320) nên trạng thái dòng chảy của dầu trong các đường ống của hệ thống là dòng chảy tầng. 7.6 Tính toán van an toàn cho hệ thống Ở đây ta chọn van tràn cho hệ thống là loại van piston tác dụng trực tiếp. Hình 7- 6 van an toàn loại van piston tác dụng trực tiếp a) Ở chế độ làm việc bình thường của hệ thống (chế độ toàn tải). *) Các thông số làm việc: - Lưu lượng qua van: ở chế độ toàn tải của hệ thống, ta chọn lưu lượng dầu qua van tràn bằng 20% lưu lượng của bơm. Qv=0,2.QB=0,2.0,00053=0,0001 [m3/s] - Áp suất của dầu ở cửa vào của van là: pv = pB = 20,4.103 [kN/m2] - Áp suất dầu ở cửa ra của van: do cửa ra nối đến thúng chứa dầu thông với khí trời và ta tính trên nền áp suất dư nên: pr = 0 Tiết diện có ích của van: Từ công thức tính lưu lượng của dầu qua van ta có: Trong đó: m - hệ số lưu lượng của van. Chọn m = 0,5 S0 - diện tích tiết diện thông qua của van. Δp - độ chênh áp trước và sau van. ∆p = pv – pr = 20,4.103 [kN/m2] r - khối lượng riêng của dầu. Dầu dùng trong hệ thống là dầu Shell Tellus T-22, ta có r = 872 [kg/m3] Ta có: - Đường kính của piston van là: chọn dvan = 5mm Từ công thức tính diện tích có ích của van: S0 = p.d.x Trong đó: d - đường kính của piston van. x - khoảng dịch chuyển của piston van. Ta chọn d = 5mm, khoảng dịch chuyển của piston van sẽ là: *) Lực của lò xo van là: Từ phương trình cân bằng của piston van (bỏ qua lực ma sát giữa piston và vỏ van): p.S = Flx Ta suy ra: - Độ cứng của lò xo là: Từ công thức: Flx = c.(x + x0) → 400 = c.(0,06 + x0) Với: x0 - độ biến dạng để tạo ra lực căng ban đầu của lò xo. Ở chế độ làm việc quá tải của hệ thống. Khi hệ thống bị quá tải áp suất dầu trên đường nén của bơm vượt quá giá trị áp suất khi hệ thống làm việc toàn tải. Chọn pqt = 1,1.p. Áp suất trong hệ thống khi quá tải là: pqt = 1,1. 20,4.103 = 22440 [kN/m2] Khi hệ thống bị quá tải, van an toàn phải mở để tháo toàn bộ dầu do bơm cung cấp về lại thùng chứa. Lúc này lưu lượng dầu qua van tràn là QB = 0,0053 [m3/s]. *) Tiết diện có ích của van khi quá tải : Tương tự ta có : - Khoảng dịch chuyển của piston van: *) Lực của lò xo van là: Từ phương trình cân bằng của piston van (bỏ qua lực ma sát giữa piston và vỏ van): p.S = Flx Ta suy ra: Từ công thức: 440,6 = c.(2,97 + x0) Ta có hệ phương trình : 400 = c.(0,06 + x0) 440,6 = c.(2,97 + x0) Suy ra dộ cứng của lò xo c = 14 [N/mm] = 14000 [N/m] Độ nén ban đầu của lò xo x0 = 28 [mm] 7.7 Tính toán bộ điều tốc Tại van tiết lưu ta có: ; Với Tại hành trình làm việc của piston, lưu lượng qua đường ống xả là: Diện tích tiết diện lưu thông: r- bán kính làm việc của lỗ tiết lưu. h- chiều cao làm việc của van tiết lưu 2α- góc côn của van. Lưu lượng qua van tiết lưu phải không đổi để đảm bảo vận tốc cơ cấu chấp hành, lưu lượng này bằng lưu lượng qua đường ống xả Q = m3/s Hình 7-7 Sơ đồ tính toán van tiết lưu Chọn hệ số lưu lượng của van tiết lưu: µ = 0,5 Chọn góc côn của van tiết lưu 2α = 60ο Chọn bán kính van r = 0,005 [m] Chiều cao van h = 0,01 [m] Tiết diện lưu thông của van: = 0,000272 [m2] Vì van tiết lưu nối thông với thùng chứa nên áp suất sau van tiết lưu bằng 0. Vì vậy độ chênh áp trước và sau van bằng áp suất trước tiết lưu. Hình 7–8 Sơ đồ tính toán van giảm áp Tại van giảm áp ta có: Phương trình lưu lượng: Phương trình cân bằng áp suất: Độ chênh áp qua khe tiết lưu: Chọn hệ số lưu lượng qua van giảm áp µ = 0,6. Lưu lượng qua van giảm áp: Q= [m3/s] Tải trọng tác dụng lên piston cả xylanh lực biến thiên gây nên độ biến thiên áp suất p2 trong khoang bên phải của xylanh, áp suất p2 biến thiên theo tốc độ biến thiên của tải trọng, theo mức độ biến thiên của tải trọng ta chọn áp suất p2 biến thiên trong khoảng từ 0,5 đến 5 bar. Phương trình cân bằng lực trong van giảm áp: Suy ra lực lò xo van giảm áp: Khi p2 = 5 bar ta có : Dịch chuyển của piston van giảm áp: Khi áp suất p2 = 0,5 bar ta có: Dịch chuyển của piston van giảm áp: Vì độ dịch chuyển của piston van giảm áp là rất nhỏ nên coi lực lò xo là không đổi, khi p2 nhỏ piston van giảm áp bị đẩy xuống tận cùng chọn độ dịch chuyển ban đầu của lò xo van giảm áp là x0 = 1[mm], khi p2 tăng piston bị đẩy lên trên, độ dịch chuyển của piston là x = 0,685 – 0,22 = 0,465 [mm] Chọn độ cứng của lò xo van giảm áp là: 7.8 Chọn thể tích thùng chứa Thể tích thùng chứa dầu nên chọn bằng 5÷6 lần thể tích của xilanh lực. Vậy ta chọn thể tích thùng chứa dầu là: Vtd = 6.L.Vxl = = 0,16 [m3] 8. Xây dựng mô hình thực nghiệm 8.1 Mục đích của mô hình thực nghiệm Việc tiến hành xây dựng mô hình thực nghiệm để minh họa cho những nghiên cứu lý thuyết trong đồ án tốt nghiệp của sịnh viên, trong điều kiện cơ sở vật chất và điều kiện kỹ thuật trong nhà trường còn hạn chế chưa thể chế tạo được thiết bị có công suất lớn như thiết kế trong đồ án, thiết kế chế tạo mô hình với giá thành rẻ hơn nhiều so với giá thành trên thị trường nhưng đảm bảo được yêu cầu kỹ thuật của thiết bị làm việc theo thiết kế. Bên cạnh đó việc tự thiết kế chế tạo giúp sinh viên được vận dụng những kiến thức được học trong nhà trường về phương pháp gia công cơ khí trong phạm vi khả năng công nghệ của thiết bị trong nhà trường, làm tăng sự tự tin cho sinh viên trước khi tốt nghiệp. 8.2 Yêu cầu của mô hình Mô hình thiết kế phải đảm bảo được yêu cầu của bài toán đề ra là ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành trong hệ thống truyền động thủy lưc, với sai số chấp nhận được. các thiết bị và phần tử thủy lực trong hệ thống đảm bảo yêu cầu kỹ thuật và làm việc an toàn. Mô hình phải có tính mỹ thuật công nghiệp, có kiểu dáng công nghiệp. Việc bố trí các cơ cấu điều khiển phù hợp với môi trường làm việc trong các nhà máy, phân xưởng. 8.3 Phương án bố trí mô hình Hình 8-1 Sơ đồ bố trí mô hình 1-giá đặt tải trọng; 2- xylanh lực; 3- công tắc điện; 4- thùng dầu; 5-cụm van điều chỉnh; 6- động cơ điện; 7- bơm dầu; 8- đồng hồ áp suất; 9-cần điều khiển van phân phối; 10- lò xo thay đổi tải trọng. 8.4 Tính toán kiểm nghiệm các thông số của mô hình 8.4.1 Tính toán xylanh lực. xylanh lực được chọn trong mô hình là loại xylanh tác dụng kép, các thông số cơ bản của xylanh được chọn như sau: + Đường kính lòng xylanh: D = 79 [mm]; + Đường kính cần piston: d = 25 [mm] Hành trình píttông: L = 400 [mm] Diện tích đỉnh pitong: A1 = = 4902 [mm2] = 0,004902 [m2] Diện tích piston phía cần: A2 = = 4410.796 [mm2] = 0.004411 [m2] Chọn tốc độ dịch chuyển của piston là v = 0,02 [m/s]. → lưu lượng cần thiết cấp cho xylanh: Hình 8-2 Sơ đồ lực tác dụng lên xylanh lực. Q = v.A1 = 0,02. 0.004902 = 9,8.10-5 [m3/s] = 5,8 [l/ph] Lực tác dụng lên xylanh: Lực do áp suất chất lỏng trong buồng làm việc của xylanh: F1 = p1.A1 Lực do áp suất chất lỏng ở buồng chứa cần piston gây ra: F2 = p2.A2 Lực ma sát giữa piston và xylanh Fmsp. Lực ma sát giữ cần piston và phớt làm kín Fmsc. Tải trọng tác dụng lên cần piston Ft. Lực ma sát giữa trọng vật và các thanh trượt: Fmst Lực tác dụng của lò xo trong cơ cấu gây tải Flx. Lực quán tính: Fqt. Phương trình cân bằng lực tác dụng lên xylanh: F1 = F2 + Fmsp + Fmsc + Ft + Flx + Fqt Ta có: Fms = Fmsc + Fmsp theo [8]: Fms = 0,1.F1 Trên mô hình bố trí các thanh trượt dẫn hướng trong mặt phẳng thẳng đứng, mặt khác ma sát giữa các thanh trượt là ma sát lăn nên lực ma sát giữa các thanh trượt dẫn hướng rất nhỏ có thể bỏ qua. Vậy ta có phương trình cân bằng lực: 0,9.F1=F2 + Ft + Flx + Fqt p2 – áp suất dầu trong khoang không làm việc của xilanh lực chọn áp suất lớn nhất p2 =1 bar => F2 =p1.A2 = 0,5.105. 0.004411= 220,5 [N] + Tải trọng gây ra do trọng vật tác dụng lên hệ thống: Ft = m.g = 10.9,81 = 98,1 [N] + Lực lò xo trong mô hình có tác dụng như thành phần thay đổi tải trọng, chọn lực lò xo lớn nhất tác dụng lên hệ thống là Flx = 100 [N] + Lực quán tính sinh ra ở giai đoạn piston bắt đầu chuyển động. Áp dụng công thức: Fqt = m.j = Trong đó: j – gia tốc chuyển động của piston lúc bắt đầu dịch chuyển đến đạt vận tốc yêu cầu. ∆v = v – v0 = 0,02 – 0 = 0,02 [m/s] ∆t- khoảng thời gian quá độ của piston đến chế độ xác lập. Theo[8], ∆t = (0,01÷0,1) [s] Chọn ∆t = 0,1[s]. Thay vào công thức, ta có: = 2 [N] Thay các giá trị vào ta có: 0,9.F1 = 441 +98.1 +100 +2 = 641 [N] => F1 = 712 [N] Áp suất cần thiết của dầu trong khoang làm việc của xilanh lực là: Từ công thức: F = p1.A1 => = 145,3.103 [N/m2 ≈ 1,5 [bar] 8.4.2 Tính chọn bơm dầu a) Áp suất cần thiết ở cửa ra của bơm dầu. Khi kể đến tổn thất thủy lực của hệ thống, ta có: pB = 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. Chọn hHO = 0,9. Ta có: pB = = 161,5.103 [N/m2] ≈ 1,6 [bar] b) Lưu lượng dầu cần thiết mà bơm phải cung cấp cho hệ thống là. Lưu lượng dầu cần cung cấp cho xilanh lực khi kể đến tổn thất lưu lượng: Áp dụng công thức: QDC = hQ.QB => QB = Trong đó: hQ - hiệu suất lưu lượng: hQ = hQB.hQO.hQD hQB - hiệu suất lưu lượng của bơm dầu. 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. ta có hQD = 0,98 ÷ 0,99 theo [1]. Chọn hQD= 0,98. Do đó: hQ = 0,8.0,75.0,98 = 0,59 Vậy lưu lượng cần thiết của bơm là: QB = = 1,66.10-4 [m3/s] = 9,96 [l/ph] c) 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 = 161,5.103.1,66.10-4 = 27 [W] d) Chọn loại bơm dầu. Hình 8 -3 sơ đồ tính toán van an toàn Bơm được chọn trong mô hình là bơm bánh răng một cấp, loại bơm được cải tạo từ bơm nâng ben xe tải nhỏ, có lưu lượng riêng 10 [ml/vòng] tốc độ quay lớn nhất 2000 [vòng/phút] e) 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 = 0,6 ÷ 0,85. Chọn h = 0,75 => N = = 36 [W] 8.4.3. Tính chọn động cơ a) Công suất của động cơ. Công suất của động cơ dẫn động bơm dầu được xác định theo công thức: Nđc = k.hK.N Trong đó: k - kệ số an toàn đối với động cơ. Chọn k = 1,5 ηK - hiệu suất truyền từ động cơ tới bơm. Ở đây trục động cơ nối với trục bơm qua khớp nối mềm. Chọn ηK = 1. Thay các giá trị vào công thức trên ta có: Nđc = 1,5.1.36 = 54 [W] b) Chọn loại động cơ. Chọn động cơ dùng trong mô hình là loại động cơ điện một pha công suất 0,25 [Hp] ≈186 [W, số vòng quay 1450 [vòng/phút] 8.4.4 Tính toán đường ống dẫn a) Lưu lượng dầu qua các ống 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) = (1,66.10-4 – 0,2. 1,66.10-4) = 0,00013 ( m3/s) = 7,9 (l/ph) Vậy, lưu lượng dầu trong các đường ống là: - Trong đường ống hút: 1,66.10-4 (m3/s) = 9,96 [l/ph] - Trong đường ống xả: 0,00013 (m3/s) = 7,9 [l/ph] - Trong đường ống nén: 0,00013 (m3/s) = 7,9 [l/ph] b) Chọn đường kính tiết diện lưu thông của các đường ống là 10 (mm) c) Vận tốc chảy của dòng chất lỏng trong các đường ống: ống hút: vh = 2,1 [m/s] ống nén: vn = 1,65 [m/s] ống xả: vx = 1,65 [m/s] d) Kiểm nghiệm hệ số reynol: Re = Trong đó: v - vận tốc trung bình của chất lỏng trên tiết diện ướt [m/s] d - đường kính trong của ống [m] n - hệ số nhớt động học [m2/s]. Dầu dùng trong hệ thống là dầu Shell Tellus T-22, ta có n = 22 [cSt] = 22.10-6 [m2/s] (ở 400C). Thay vào công thức trên ta có: Đối với đường ống hút: Reh = 183 Đối với đường ống xả: Rex = 144 Đối với đường ống nén: Ren = 144 Ta thấy số Rây nôn của dòng chảy trong các đường ống đều nhỏ hơn giá trị phân giới (Refg = 2320) nên trạng thái dòng chảy của dầu trong các đường ống của hệ thống là dòng chảy tầng. 8.4.5 Tính toán thiết kế van an toàn. a) Ở chế độ làm việc bình thường của hệ thống (chế độ toàn tải). *) Các thông số làm việc: - Lưu lượng qua van: ở chế độ toàn tải của hệ thống, ta chọn lưu lượng dầu qua van tràn bằng 20% lưu lượng của bơm cung cấp. Qv = 0,2.QB = 0,2. 1,66.10-4 = 3,32.10-5 [m3/s] = 2 [l/ph] - Áp suất của dầu ở cửa vào của van là: pv = pB = 161500 [N/m2] - Áp suất dầu ở cửa ra của van: do cửa ra nối đến thúng chứa dầu thông với khí trời và ta tính trên nền áp suất dư nên: pr = 0 Tiết diện có ích của van: Từ công thức tính lưu lượng của dầu qua van ta có: Trong đó: m - hệ số lưu lượng của van. Chọn m = 0,5 S0 - diện tích tiết diện thông qua của van. Δp - độ chênh áp trước và sau van. ∆p = pv – pr = 106700 [kN/m2] r - khối lượng riêng của dầu. Dầu dùng trong hệ thống là dầu Shell Tellus T-22, ta có r = 872 [kg/m3] Ta có: = 3,45.10-6 [m2] - Đường kính của piston van là: chọn dvan = 6mm Từ công thức tính diện tích có ích của van: S0 = 2p.h.r.sinα Trong đó: h- chiều cao nâng lên của van 2α = 600 góc côn của van. bán kính lưu thông van: = 0,36 [mm] *) Lực của lò xo van là: Từ phương trình cân bằng của piston van (bỏ qua lực ma sát giữa piston và vỏ van): p.S = Flx =>Flx = p.= 161500.= 4,6 [N] - Độ cứng của lò xo là c: Từ công thức: Flx = c.(x + x0) => 4,6 = c.(0,36 + x0) Với: x0 - độ biến dạng để tạo ra lực căng ban đầu của lò xo. Ở chế độ làm việc quá tải của hệ thống. Khi hệ thống bị quá tải áp suất dầu trên đường nén của bơm vượt quá giá trị áp suất khi hệ thống làm việc toàn tải. Chọn pqt = 1,1.p. Áp suất trong hệ thống khi quá tải là: pqt = 1,1. 161500 = 177650 [N/m2] Hình 8-4 Sơ đồ tính toán van tiết lưu Khi hệ thống bị quá tải, van an toàn phải mở để tháo toàn bộ dầu do bơm cung cấp về lại thùng chứa. Lúc này lưu lượng dầu qua van tràn là QB = 1,66.10-4 [m3/s]. *) Tiết diện có ích của van khi quá tải : Tương tự ta có : Sqt= = 1,65.10-5 [m2] = 16,5 [mm2] - Khoảng dịch chuyển của piston van: =1,75 [mm] *) Lực của lò xo van là: Từ phương trình cân bằng của piston van (bỏ qua lực ma sát giữa piston và vỏ van): p.S = Flx =>Flxqt = p.= 177650. = 5 [N] Từ công thức: 5 = c.( 1,75 + x0) Ta có hệ phương trình : 4,6 = c.(0,36 + x0) 5 = c.( 1,75 + x0) Suy ra dộ cứng của lò xo c = 0,29 [N/mm] = 290 [N/m] Độ nén ban đầu của lò xo x0 = 15,6 [mm] 8.4.6 Tính toán thiết kế bộ điều tốc Tính toán van tiết lưu: Tại van tiết lưu ta có: Lưu lượng qua van tifết lưu: ; Với Tại hành trình làm việc của piston, lưu lượng qua đường ống xả là: Hình 8–5 Sơ đồ tính toán van giảm áp Tiết diện lưu thông qua van r- bán kính làm việc của lỗ tiết lưu. h- chiều cao làm việc của van tiết lưu 2α- góc côn của van. Lưu lượng qua van tiết lưu phải không đổi để đảm bảo vận tốc cơ cấu chấp hành, lưu lượng này bằng lưu lượng qua đường ống xả Q = 8,82.10-5 [m3/s]: =0,048 Chọn hệ số lưu lượng của van tiết lưu: µ = 0,5 chọn góc côn của van tiết lưu 2α = 60ο chọn bán kính van r = 0,0025 [m] chiều cao van h = 0,005 [m] Tiết diện lưu thông của van: = 3,93.10-5 [m2] = 39,3 [mm2] vì van tiết lưu nối thông với thùng chứa nên áp suất sau van tiết lưu bằng 0. Vì vậy độ chênh áp trước và sau van bằng áp suất trước tiết lưu. = 8744 [N/m2] Tại van giảm áp ta có lưu lượng qua van giảm áp: Ax1 diện tích tiết lưu qua van giảm áp μ1 hệ số lưu lượng qua van giảm áp là: μ1 = 0,6 =0,048 độ chênh áp trước và sau van giảm áp: Phương trình cân bằng lực: => Suy ra lực lò xo van giảm áp: =0,7[N] Tải trọng tác dụng lên piston cả xylanh lực biến thiên gây nên độ biến thiên áp suất p2 trong khoang bên phải của xylanh, áp suất p2 biến thiên theo tốc độ biến thiên của tải trọng, theo mức độ biến thiên của tải trọng ta chọn áp suất p2 biến thiên trong khoảng từ 0,5 đến 1 bar. Khi áp suất p2 = 0,5 bar ta có: = 15.10-6 [m2] = 15 [mm2] → độ dịch chuyển của piston van giảm áp là =0,48 [mm] Khi p2=1 bar ta có: = 10.10-6 [m2]= 10 [mm2] → độ dịch chuyển của piston van giảm áp là =0,32 [mm] Vì độ dịch chuyển của piston van giảm áp là rất nhỏ nên coi lực lò xo là không đổi, khi p2 nhỏ piston van giảm áp bị đẩy xuống tận cùng chọn độ dịch chuyển ban đầu của lò xo van giảm áp là x0 = 1[mm], khi p2 tăng piston bị đẩy lên trên, độ dịch chuyển của piston là x = 0,48 – 0,32 = 0,16 [mm]: Độ cứng của lò xo van giảm áp là = 2,7 [N/mm] = 2700 [N/m] 8.4.7 Tính toán thể tích thùng chứa dầu Thể tích thùng chứa dầu nên chọn bằng 5 ÷ 6 lần thể tích của xilanh lực. Vậy ta chọn thể tích thùng chứa dầu là: Vtd=5.L.Vxl = = 0,0098[m3]≈10 [lít] 8.4.8 một số hình ảnh thực tế của mô hình 11 8 7 1 2 3 4 6 5 10 9 Hình 8-6 Hình ảnh thực tế của mô hình 1- bộ điều tốc; 2-thùng dầu; 3- xylanh lực; 4- công tắc điện; 5-tải trọng; 6-lò xo thay đổi tải trọng; 7-cần điều khiển; 8- đồng hồ đo áp suất; 9-van phân phối; 10-bơm dầu; 11-động cơ điện 9. Kết quả và hướng phát triển của đề tài 9.1 Thí nghiệm trên mô hình thiết kế Sau khi hoàn thành mô hình, nhóm sinh viên đã tiến hành làm thí nghiệm để kiểm chứng lại kết quả tính toán và thiết kế chế tạo mô hình. - Nội dung thí nghiệm Trong bài thí nghiệm này, nhóm sinh viên sẽ tiến hành gây tải trọng thay đổi và đo vận tốc cơ cấu chấp hành thông qua giá trị thời gian dịch chuyển trên các khoảng hành trình bằng nhau. Vì các khoảng hành trình là như nhau nên việc đánh giá vận tốc trên hành trình sẽ thông qua việc đánh giá thời gian dịch chuyển của cơ cấu chấp hành trên hành trình đó. - Phương pháp thí nghiệm Theo thực nghiệm tại mô hình, đặt van tiết lưu tại độ mở 50%. Áp suất hệ thống 2 bar và khoảng tác dụng của lò xo bắt đầu từ 20cm trên hành trình (điểm A trên đồ thị), tiến hành thí nghiệm. Chia hành trình piston thành 4 khoảng bằng nhau, tiến hành gây tải trọng khác nhau lên cơ cấu gây tải và đo thời gian trên các khoảng hành trình. Lập lại nhiều lần với các mức tải trọng khác nhau thu được kết quả như sau: Kết quả thực nghiệm trên mô hình: Khoảng hành trình piston h(cm) 0÷10 10÷20 20÷30 30÷39 ∑t Thời gian (s) Flx 6.94 6.9 7.25 6.6499 27.5 Flx + 9kG 7.45 6.95 7.25 6.8324 28.35 Flx + 18kG 7.85 7.45 8.2 7.45 30.95 Vận tốc của piston theo công thức: trên mỗi hành trình ta có vận tốc trung bình của piston như bảng sau: Khoảng hành trình piston h(cm) 0÷10 10÷20 20÷30 30÷39 vtb Vận tốc (cm/s) Flx 1.44 1.45 1.38 1.38 1.42 Flx + 9kG 1.34 1.44 1.38 1.34 1.38 Flx + 18kG 1.27 1.34 1.22 1.21 1.26 Hình 8-7: Đồ thị vận tốc trung bình của piston trên hành trình với các mức gây tải khác nhau Flx:- lực lò xo; Flx+9kG:- lực lò xo và 9kG; Flx+18kG:- lực lò xo và 18kG; A:- điểm bắt đầu tác dụng lực lò xo lên cơ cấu gây tải. Ứng với các mức gây tải khác nhau (mỗi khối tải trọng có trọng lượng 9kG), nhìn vào đồ thị ta thấy: Khí tải trọng tác dụng lên cơ cấu chấp hành tăng (bằng cách tăng số lượng khối tải trọng lên cơ cấu chấp hành) vận tốc của cơ cấu có xu hướng chậm lại (các đường đồ thị tương ứng với các giá trị tải trọng 18kG và 9kG nằm phía đưới đường Flx). Trên mỗi đường đồ thị vận tốc cơ cấu chấp hành thay đổi và có xu hướng giảm nhẹ, thay đổi vận tốc rõ ràng nhất khi lò xo của cơ cấu gây tải bắt đầu tác dụng lên hệ thống ở hành trình 20 cm. Tuy nhiên ta nhận thấy là độ chênh lệch về vận tốc cơ cấu chấp hành không lớn so với trường hợp thay đổi tải đột ngột. Điều đó có thể giải thích do quán tính của hệ thống đặc biệt là quán tính của piston trong van giảm áp. So sánh các đường trên đồ thị ta nhận thấy ở hành trình ban đầu khi chưa có lực lò xo tác dụng (trước điểm A) đường Flx + 9kG và Flx + 18kG có độ dốc lớn trong khi đường Flx gần như nằm ngang. Điều đó được giải thích là do quán tính của hệ lớn khi khối lượng vật nâng lớn, tức là gia tốc từ khi piston đứng yên tới khi đạt vận tốc yêu cầu nhỏ, thời gian để piston đạt tới vận tốc ổn định sẽ tăng. Mặt khác khi bắt đầu khởi động bơm, thời gian để động cơ điện đạt đến vận tốc định mức cũng là nguyên nhân gây cho vận tốc ban đầu của cơ cấu nhỏ, thời gian đạt vận tốc ổn định tăng khi tải tác dụng lớn. Trên hành trình từ điểm A đến h = 32 cm, trong vùng tải trọng nhỏ vận tốc gần như bằng nhau khi tải trọng thay đổi (thể hiện bằng hai đường Flx và Flx+9kG gần như trùng nhau trong khi đường Flx+18kG thấp hơn hai đường còn lại) điều này hợp với lý thuyết đã trình bày ở trên (xem đồ thị hình 6-11) khi FL tăng dẫn đến p2 = p3 làm vận tốc cơ cấu chấp hành giảm, khi FL tăng đến khi p2 ≈ 0 thì vận tốc cơ cấu chấp hành bằng 0. Trên hành trình cuối của piston (từ h=32÷39) cm, lúc này lò xo thay đổi tải trọng bị nén tối đa, lực tác dụng lên piston là lớn nhất, mặt khác piston chuyển động chậm dần về 0, các đường đồ thị thể hiện sự thay đổi vận tốc khác nhau ứng với các mức gây tải khác nhau. Đường Flx gần như vẫn nằm ngang, điều đó chứng tỏ vận tốc piston tiếp tục ổn định cho tới khi piston gần tới vị trí trên cùng (v=0), trong khi đó hai đường còn lại ứng với các mức tải Flx+9kG và Flx+18kG có xu hướng giảm. Như vậy có thể nói bộ điều tốc hoạt động tốt trong khoảng hành trình từ điểm A (h = 20 cm) đến h = 32 cm với mức gây tải nhỏ (trong khoảng tác dụng của tải trọng Flx đến Flx + 9kG) 9.2 Kết luận về đề tài Sau hơn ba tháng thực hiện, chúng em đã hoàn thành đề tài tốt nghiệp:”Thiết kế hệ thống truyền động thủy lực ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành chịu tải trọng 1000kN” của mình. Đề tài chú trọng hai vấn đề: xây dựng cơ sở lý thuyết về điều khiển và ổn định vận tốc cơ cấu chấp hành, chế tạo mô hình thực nghiệm, thiết kế chế tạo bộ ổn định tốc độ để minh họa cho những tính toán lý thuyết. Trong quá trình thiết kế và chế tạo đã nảy sinh rất nhiều vấn đề kỹ thuật mà sinh viên phải giải quyết, Với khoảng thời gian không nhiều và kiến thức còn hạn chế do đó chắc chắn đề tài không tránh khỏi thiếu sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ của thầy cô để chúng em hoàn thiện tốt hơn. Kết quả thí nghiệm trên mô hình cho thấy mô hình đã thể hiện được những tính toán lý thuyết trình bày trong đồ án. Ma sát và tốn thất do rò rỉ trong cơ cấu cũng là nguyên nhân dẫn dến kết quả thí nghiệm chưa được lý tưởng. 9.3 Hướng phát triển của đề tài Đề tài hoàn thành với bộ điều tốc và mô hình hệ thống truyền động thủy lực, tuy nhiên do hạn chế về khả năng gia công nên kết cấu của bộ điều tốc do nhóm sinh viên thiết kế và chế tạo còn khá đơn giản. Trong thời gian tới nhóm sinh viên sẽ tiếp tục nghiên cứu chế tạo ra các bộ điều tốc có khả năng làm việc trong môi trường công nghiệp. Trong giai đoạn công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước việc áp dụng công nghệ điện tử vào điều khiển thủy lực ngày càng trở nên phổ cập, vì vậy yêu cầu đặt ra là nghiên cứu chế tạo các thiết bị thủy lực điều khiển điện tử trong các dây chuyền tự động hóa phù hợp với các nhà máy sản xuất trong thực tế hiện nay. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Đinh Ngọc Ái, Đặng Huy Chi...“Thuỷ lực và máy thuỷ lực - tập II” NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp. Hà Nội - 1972. [2]. Nguyễn Văn May. “Bơm, quạt, máy nén”. NXB Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội– 2007. [3]. Hoàng Thị Bích Ngọc. “Máy thủy lực thể tích”. NXB Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội -2000. [4]. Hoàng Bá Chư, Trương Ngọc Tuấn. “Sổ tay thủy khí động lực học ứng dụng”. NXB Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội – 2001. [5]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm. “Thiết kế chi tiết máy”. NXB Giáo dục 2001. [6]. Nguyễn Trọng Hiệp. “Chi tiết máy - Tập I, II”. NXB Giáo dục 1997. [7]. Nguyễn Doãn Ý. “Ma sát mòn bôi trơn Tribology”. NXB Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội – 2008. [8]. Trần Xuân Tùy. “ Hệ thống truyền động thủy Lực”. Đại học Bách Khoa Đà Nẵng. Đà Nẵng – 2007 [9]. Tô Xuân Giáp, Vũ Hào, Nguyễn Đắc Tam, Vũ Công Tuấn, Hà Văn Vui “Sổ tay thiết kế cơ khí tập 3”. NXB Khoa học và kỹ thuật. Hà Nội – 1980. [10] tháng 4 năm 2010. [11] tháng 4 năm 2010. [12] tháng 5 năm 2010. [13] tháng 5 năm 2010.