Đề tài Thiết kế hệ thống truyền động thủy lực trong xe nâng đẩy hàng

LỜI NÓI ĐẦU Ngày nay khoa học công nghệ của thế giới nói chung và nước ta nói riêng đã và đang phát triển mạnh; đặc biệt là điều khiển tự động bằng thủy lực, khí nén, điện cũng như điện tử. Trên các máy công trình ngày nay cũng được hiện đại hóa không chỉ với hệ điều khiển mà cả hệ truyền lực, hầu như tất cả các chức năng điều khiển và truyền động đều bằng thủy lực. Sau khi học xong các môn: thủy khí, máy thủy khí, truyền động thủy khí động lực, nhóm chúng em làm đồ án môn học với đề tài “ Thiết kế hệ thống truyền động thủy lực trong xe nâng đẩy hàng ”. Được sự giúp đỡ tận tình của cô giáo hướng dẫn Phạm Thị Kim Loan, quí thầy cô cùng các bạn, chúng em đã hoàn thành đồ án môn học của mình.Vì thời gian có hạn, kinh nghiệm chưa nhiều, nên không thể tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được quí thầy cô đóng góp thêm ý kiến để đề tài của em được hoàn thiện hơn. Đà Nẵng, ngày 26 tháng 04 năm 2010 Nhóm sinh viên thực hiện 1 – Lưu Văn Thịnh 2 – Võ Hồng Duy 3 – Bùi Văn Việt  Thiết Kế Hệ Thống Truyền Động Thủy Lực Trên Xe Nâng – Đẩy Hàng Hệ thống thủy lực trên xe nâng, đẩy hàng được thực hiện theo sơ đồ sau: 2 3 4 8 Qb 1 4 5 7 8 5 6 Hình 1: Sơ đồ mạch thủy lực nâng hàng và đẩy hàng Các số liệu thiết kế: Tải trọng nâng max (m) 1 tấn Hành trình nâng và đẩy (L) 3 m Vận tốc nâng max (v) 0,5 m/s Các phần tử trong sơ đồ mạch thủy lực trên: 1 – động cơ điện dẫn động 2 – bơm dầu 3 – van tổ hợp bi-piston 4 – van tiết lưu 5 – van phân phối 6 – xi lanh nâng hàng 7 – xi lanh đẩy hàng 8 – van cản (van 1 chiều) Nguyên lý hoạt động của hệ thống thủy lực trên Động cơ điện 1 dẫn động bơm 2, bơm dầu có áp suất pb qua van tràn 3, nhờ van tràn nên dầu vào hệ thống có áp suất không đổi. Cho nhánh nâng làm việc, dầu qua van tiết lưu 4, qua van phân phối 5 vào buồng dưới các xi lanh nâng 6, dầu ở buồng trên của xi lanh lực 6 chảy xuống van phân phối về bể. Sau khi các xi lanh nâng thực hiện xong hành trình nâng L, cho nhánh đẩy làm việc bằng cách mở van phân phối ở nhánh đẩy để các xi lanh đẩy thực hiện việc đẩy hàng với hành trình đẩy L’, sau khi thực hiện xong việc đẩy ta đảo chiều van phân phối ở nhánh đẩy để lui nhánh đẩy về, tương tự ta hạ nhánh nâng xuống. Các phần tử thủy lực trong hệ thống Động cơ thủy lực(xi lanh nâng – đẩy hàng) Xi lanh lực là cơ cấu chấp hành dùng để biến đổi áp năng dầu thành cơ năng, thực hiện chuyển động thẳng . Dầu có áp suất p1 vào buồng dưới xi lanh, nếu có kể đến tổn thất thì phần dầu trong khoang xi lanh tác dụng lên bề mặt làm việc của piston tạo nên áp lực cân bằng với phụ tải. Cấu tạo của xi lanh có nhiều loại: xilanh tác dụng kép, tác dụng đơn. Xi lanh thủy ta dùng trong hệ thống là xi lanh tác dụng kép. Sau đây là cấu tạo một số xi lanh thông dụng. Hình 2: Xilanh tác dụng hai chiều, không có bộ phận giảm chấn Hình 3: Xilanh tác dụng hai chiều, có bộ phận giảm chấn ở cuối khoang chạy Hình 4: Xylanh tác dụng đơn dùng lò xo Hình 5: Sơ đồ kết cấu xi lanh tác dụng kép có cần piston một phía 1 – Thân; 2 – Cần piston; 3,8 – Mặt bích hông 4,12 – Vít cố định mặt bích; 6 – Piston 5,7,10,11 – Vòng chặn dầu; 9 - Ổ trượt Van phân phối (van tỷ lệ) Cơ cấu phân phối dược dùng để đổi nhánh dòng chảy ở các nút của lưới đường ống và phân phối chất lỏng vào các đường ống theo một quy luật nhất định. Nhờ vậy, ta có thể chiều chuyển động của bộ phận chấp hành hoặc điều khiển nó theo một puy luật nhất định. Chất lỏng từ bơm trước khi đến động cơ thủy lực qua cơ cấu phân phối. Cơ cấu là nơi tập trung các đầu mối lưu thông của chất lỏng. Ở đây,chất lỏng từ đến được phân phối vào các nhánh khác nhau của lưới đường ống. Van phân phối được dùng trong hệ thống trên là van tỷ lệ. Cấu tao của van có ba bộ phận chính: thân van, con trượt và nam châm điện. Để thay đổi tiết diện chảy của van, tức thay đổi hành trình của con trượt bằng cách thay đổi dòng điện điều khiển nam châm. Có thể điều khiển con trượt ở vị trí bất kỳ trong phạm vi điều chỉnh nên van tỷ lệ có thể gọi là van điều khiển vô cấp. Hình 6: sơ đồ kết cấu và ký hiệu của van tỷ lệ 1,5 – cuộn dây của nam châm điện 11 – con trượt piston; 10,12 – lò xo điều khiển con trượt 2,4 – piston đóng mở đường dầu điều khiển con trượt piston Khi con trượt ở vị trí b tức đưa tín hiệu điện vào cuôn dây 1 thì piston 2 sẽ bị hút về phía cuộn dây 1, cho phép dầu điều khiển vào khoang 13 đẩy con trượt piston 11 mở cửa thông P – A và B – T. Lúc này dầu vào xi lanh lực qua van phân phối theo cửa P sang A, dầu ra khỏi xi lanh lực qua van phân phối về bể theo cửa B sang T. Khi con trượt ở vị trí a thì dầu qua van theo cửa P sang B vào xi lanh lực, dầu ra xi lanh qua van về bể theo cửa A sang T. Khi đồng thời đưa tín điện vào 2 cuôn dây 1, 5 thì con trượt sẽ ở vị trí giữa làm cho các cửa thông của van đều bị khóa, lúc đó hệ thống không làm việc. Van tiết lưu Trong quá trình làm việc thực tế sẽ có sự thay đổi phụ tải, lúc này vận tốc của cơ cấu chấp hành sẽ thay đổi. Do đó, để điểu chỉnh lại vận tốc cơ cấu chấp hành người ta dùng phương án tiết lưu, bộ điều tốc đặt vào hệ thống có thể tại vị trí: đường vào, đường ra hoặc song song với động cơ thủy lực hoặc dùng bơm thay đổi được lưu lượng. Tùy theo độ mở của van, ta điều chỉnh lưu lượng qua van dẫn đến điều chỉnh vận tốc cơ cấu chấp hành. Do đặc điểm của hệ thống ta chọn van tiết lưu để thay đổi vận tốc cơ cấu chấp hành khi phụ tải thay đổi. Sau đây là một số van tiết lưu: Van tràn (van tổ hợp bi - piston) Van tràn được chọn trong hệ thống là van điều chỉnh được hai cấp áp suất (van tổ hợp bi - piston). Trong van này có 2 lò xo với C2 > C1, lò xo 1 (Flx1) tác dụng trực tiếp lên bi cầu và với vít điều chỉnh, ta có thể điều chỉnh áp suẩt cần thiết. 1 - Lò xo 2 - Bi cầu 3 - Lò xo 4 - Van piston (con trượt) 5 - Bu lông điều chỉnh 6 – Lổ tiết lưu Hình 8: Van an toàn tác dụng gián tiếp Khi hệ thống làm việc bình thường van này có tác dụng là van tràn để giữ áp suất hệ thống không đổi, lúc này dưới tác dụng của áp lực bơm chỉ đủ để nâng bi cầu lên một đoạn x cho qua một lưu lương Q nào đó. Khi hệ thống quá tải hoặc ở những thời điểm van phân phối không lưu thông thì áp suất hệ thống tăng lên max, con trượt piston mở ra đưa toàn bộ dầu về bể. Lúc đó, van này có tác dụng là van an toàn. Sau đây là một số hình ảnh về van an toàn: Van cản (van một chiều) Van một chiều có tác dụng giữ cho chất lỏng đi theo một chiều nhất định. Van một chiều có ba bộ phận: vỏ van, nắp van, lò xo giữ nắp van. Khi mở van 1 chiều phải có sức cản nhỏ nhất để chất lỏng chảy qua dễ dàng ít tổn thất năng lượng. Vì vậy lò xo giữ van phải thật nhỏ đủ để ép sát nắp van vào đế van và thắng lực ma sát giữa piston và vỏ van. Nếu chất lỏng đi theo chiều ngược lại thì chính áp lực chất sẽ ép chặt nắp van vào đế van ngăn không cho chất lỏng đi theo chiều ngược lại. Hình 9: Sơ đồ kết cấu van cản Bơm Như đã nói ở trên bơm có nhiệm vụ biến đổi cơ năng thành áp năng. Trong các hệ thống thủy lực thường dùng bơm thể tích tức thực hiện việc biến đổi năng lượng bằng cách thay đổi thể tích các buồng làm việc. Khi thể tích buồng làm việc tăng thì bơm thực hiện việc hút, khi thể tích buồng làm việc giảm thì bơm thực hiện việc nén và đẩy dầu. Bơm được sử dụng trong hệ thống trên là bơm bánh răng. Là loại bơm được dùng rộng rãi nhất vì nó có kết cấu đơn giản dễ chế tạo. Bơm bánh răng gồm có: loại bánh răng ăn khớp ngoài hoặc ăn khớp trong có thể là răng thẳng, răng nghiêng hoặc răng chữ V. Loại bánh răng ăn khớp ngoài được dùng rộng rãi hơn vì dễ chế tạo, tuy nhiên loại ăn khớp trong kích thước nhỏ gọn hơn. Hình 10: Kết cấu bơm bánh răng Tính Toán Các Phần Tử Thủy Lực Trong Hệ Thống Hệ thống thủy lực trên gồm 2 nhánh: nâng và đẩy, 2 nhánh thực hiện độc lập nhau và phụ tải trên nhánh đẩy nhỏ hơn phụ tải trên nhánh nâng vì phụ tải nhánh đẩy là lực ma sát do tải trọng nâng tạo ra. Do đó, khi nhánh đẩy làm việc có phụ tải tương ứng với tải trọng nâng là 1 trường hợp nhánh nâng làm việc có phụ tải nâng bằng phụ tải đẩy ở trên. Nên ta chỉ tính toán và chọn các phần tử ở nhánh nâng, các phần tử ở nhánh đẩy chọn lấy giống nhánh nâng. Xi lanh thủy lực Khi nâng hàng, có 2 xi lanh lực thực hiện việc nâng kết cấu hoàn toàn giống nhau, do đó các bước tính toán thiết kế được thực hiệ trên 1 xi lanh. Tải trọng nâng lớn nhất 1 tấn Tính toán các thông số của xi lanh thủy lực Fmsp Fqt FN Q2 Q1 Fmsc A2 A1 p1 p2 d D Hình 11: Sơ đồ tính toán xilanh FN - Tải trọng nâng Fmsc - Lực ma sát cần piston A1 - diện tích piston ở buồng công tác A2 - diện tích piston ở buồng chạy không D - đường kính trong xilanh d - đường kính cần piston p1 - áp suất ở buông công tác p2 - áp suất ở buồng ra Q1 - lưu lương vào xianh Trường hợp bỏ qua rò rỉ ở xi lanh lực, dầu vào xi lanh lực áp suất p1 tạo ra công suất phải cân bằng với công suất yêu cầu của phụ tải, công suất tổn hao do ma sát và công suất của lực quán tính. Từ đó, ta có phương trình cân bằng lực của cụm piston xét ở hành trình công tác: p1.A1 – p2.A2 – Fms – FN– Fqt = 0 . (1) Trong đó : Fms = Fmsp - Fmsc p1 là áp suất dầu ở buồng công tác. p2 là áp suất dầu ở buồng chạy không. A1: diện tích piston ở buồng công tác. A2: diện tích piston ở buồng chạy không. FN : tải trọng công tác, FN = 1 tấn = 10000 N = 10 kN, lấy g = 10 m/s2 Fmsp : lực ma sát của piston và xi lanh. Fmsc : lực ma sát giữa cần piston và vòng chắn khít. lực quán tính sinh ra ở giai đoạn piston bắt đầu chuyển động Lực ma sát của piston và xi lanh: Trong đó: - hệ số ma sát. Đối với vật liệu làm xi lanh là thép vòng găng bằng gang thì = (0,09 -0,15), chọn = 0,1 N - lực của vòng găng tác dụng lên xi lanh và được tính : N = .D.b.(p2 + pk ) +.D.b(z-1).pk (2) D- là đừờng kính của piston , chọn D = 80 mm = 8 cm b - là bề rộng của mỗi vòng găng, chọn b = 4 mm = 0,4 cm p2- là áp suất của buồng mang cần piston chọn p2 = 5 bar = 5 = 500000 N/m2 Z - là số vòng găng, chọn Z = 2 pk - là áp suất ban đầu giữa vòng găng và xilanh, pk = (0,07-0,14) chọn pk = 0.1 .D.b.( p2+ pk) - lực của vòng găng đầu tiên. .D.b.(z-1).pk - lực tiếp xúc của vòng găng tiếp theo. Thay các giá trị trên vào biểu thức (1) ta được N = 3,14.8. 0,4.[(5+0,1) + ( 2-1).0,1] = 52,2496 kG Vậy ta được: Fmsp = 0,1.10. 52,2496 = 52,2496 N Lực ma sát giữa cần piston và vòng khít: Fmsc = 0,15.f. .d.b.p Trong đó : f- hệ số ma sát giữa cần và vòng chắn, với vật liệu làm bằng cao su thì f = 0,1. d - đường kính cần piston, chọn d = 0,5D = 4 cm. b - chiều dài tiếp xúc của vòng chắn, chọn b = d = 4 cm. p - áp suất tác dụng vào vòng chắn, chính là áp suất p2 = 5 bar. 0,15 - hệ số kể đến sự giảm áp suất theo chiều dài của vòng chắn. Þ Fmsc = 0,1.0,15.3,14.4.4.5 = 3,768 kG Hay Fmsc = 3,768.10 = 37,68 N Vậy suy ra: Fms = Fmsp - Fmsc = 52,2496 - 37,68 = 14,5696 N = 0,0145696 kN Trong mỗi lần nâng thì vận tốc xi lanh lực là không đổi, do đó => Fqt = 0 Từ phương trình (1) suy ra: p1.A1 – p2.A2 = 10 + 0,0145696 = 10,0145696 kN (3) Với: D = 8 cm => A1 = 0,005024 m2 d = 4 cm => A2 = 0,003768 m2 p2 = 5 bar Þ p1 = 23,68346 at = 23,68346 bar Tính áp suất chất lỏng làm việc chính xác cho xi lanh Trong quá trình làm việc thực tế thì luôn luôn có sự rò rỉ, do đó để chính xác hơn ta thêm vào hệ số kể đến tổn thất áp suất k, chọn k=1,1. Viết lại phương trình (3): p1.A1 – p2.A2 = k*10,0145696 kN. Þ Þ p1 = 25,6768 bar Vậy ta có các thông số sau: p1 = 25,6768 bar; D = 80 mm; d = 40 mm Tính lưu lượng cần thiết cung cấp cho xi lanh Phưong trình lưu lượng : (4) Trong đó : Q1 max- lưu lượng vào xi lanh lực Vmax- vận tốc công tác max Với Vmax = 0,5 m/s thì lưu lượng lớn nhất cung cấp cho mỗi xilanh là : Hay: Kết cấu của xilanh nâng và thông số kỹ thuật Đường kính trong của xilanh D 80 mm Đường kính cần piston d 40 mm Hành trình nâng cần lớn nhất L 3000 mm Vận tốc nâng cực đại v 0,5 m/s Diện tích bề mặt piston ở buồng công tác 0,005024 m2 Diện tích buồng làm việc phía cần piston 0,003768 m2 Lưu lượng vào mỗi xi lanh l/ph Áp suất vào xi lanh lực p1 25,6758 bar Tính chọn bơm và động cơ điện dẫn động bơm Tính chọn bơm Như đã tính ở trên lưu lượng vào mỗi xi lanh nâng là . Do đó lưu lượng bơm cung cấp phải thõa: Qb > = 301,44 l/ph Để đảm bảo áp suất làm việc của động cơ thủy lực thì suất của bơm cần phải tạo ra là : pb > = 25,6758 bar Trong đó: - áp suất vào của động cơ thủy lực Do đặc điểm của hệ thống thủy lực (áp suất nhỏ và lưu lượng lớn) và điển kiện thực tế, ta chọn bơm sử dụng cho hệ thống là bơm bánh răng vì loại bơm này có kết cấu đơn, dễ chế tạo và giá thành rẽ. Hình 12: Sơ đồ kết cấu bơm bánh răng A B 2 3 1 1 - Bánh răng chủ động 2 - Bánh răng bị động 3 - Vỏ bơm A - Buồng hút B - Buồng đẩy Bơm chọn có các thông số sau: Lưu lượng cung cấp: Qb = 310 (l/ph) Áp suất bơm tạo ra: pb = 30 (bar) Lưu lượng riêng của bơm: qb = 0,237548 (l/ph) Số vòng quay của bơm: nb = = 1450 (v/ph), chọn = 0,9 Tính và chọn động cơ điện 1 – động cơ điện 2 – khớp nối đàn hồi 3 – Bơm dầu Hình 13 : Sơ đồ động cơ điện 3 2 1 Công suất bơm tao ra : Nb = = 15,19608 kW Công suất trên trục của bơm: Ntr = =16,88453 kW, chọn =0,9 Công suất của động cơ điện: Nđ = Ntr /hk = 16,88453 /1 = 16,88453 kW Tra bảng chọn loại động cơ điện A02 – 62 – 4 có: Công suất động cơ: Nđ = 17 kW Số vòng quay: n = 1450 v/ph Hiệu suất: h = 89% Tính chọn van phân phối Độ sụt áp qua van sẽ tỷ lệ với bình phương hệ số diên tích R: pv pp – p1 = (p2 – pr pp).R2 (5) Đối với các xi lanh không đối xứng thì lưu lượng vào, ra van không bằng nhau và quan hệ với nhau theo biểu thức sau: Qkc = Qcc.R Trong đó: Qkc – Lưu lượng vào buồng không cần Qcc – Lưu lượng ra buồng có cần R – Hệ số diện tích, R = Các đại trong phương trình (5): pv pp – áp suất dầu vào van p1 – áp suất dầu vào xi lanh lực p2 – áp suất dầu ra xi lanh lực pr pp – áp suất dầu ra van phân phối Với: ; Þ R = 4/3 p1 = 25,6768 bar; p2 =5 bar; chọn pr pp = 4 bar Þ pv pp = 27,01014 bar Lưu lượng qua van phân phối cũng chính là lưu lượng vào động cơ thủy lực: Qpp = 2 Vậy các thông số của van phân phối: Áp suất vào van phân phối: pv pp = 27,01014 bar Lưu lượng qua van: Qpp = 301,44 (l/ph) Tính chọn van tiết lưu p1 = pv tl: áp suất vào van tiết lưu p2 = pr tl: áp suất ra van tiết lưu Hình 14: Sơ đồ tính toán van tiết lưu Khi tính toán thiết kế van tiết lưu các thông số ta cần quan tâm: lưu lượng dầu ra của van tiết lưu Qtl , chênh áp vào, ra tại van và diện tích tiết diện chảy. Lưu lượng dầu qua khe hở của van tiết lưu được xác định theo công thức: Trong đó: - hệ số lưu lượng; - diện tích mặt cắt của khe hở - tổn thất áp suất tại van tiết lưu - khối lượng riêng của dẩu kg/m3 Mà rt = Þ Bỏ qua đại lượng vô cùng bé , do đó: => Tổn thất áp suất qua van tiết lưu (tổn thất cục bộ tại tiết lưu) được xác định: Trong đó: - hệ số tổn thất cục bộ tại van, chọn = 4 - trọng lượng riêng của dầu; chọn dầu có - vận tốc dòng chảy dầu, v = 0,5 m/s = 50 cm/s g – gia tốc trọng trường, lấy g = 10 m/s2 = 1000 cm/s2 Þ = 0,0045 bar Lưu lượng qua van tiết lưu cũng là lưu lượng vào van phân phối Qtl = Qvpp = 301,44 (l/ph) = 5024 cm3/s, = 0,6, r = 0,75 cm, = 450 Với các số liệu trên ta xác định được: Độ hở của van: h = 25,14157 cm Áp suất vào van tiết lưu: pv tl = Với : - áp suất vào van phân phối, = 27,01014 bar – tổn thất áp suất từ van tiết lưu đến van phân phối (tổn thất dọc đường: do độ không đồng đều của tiết diện chảy, các ống nối thẳng, các đầu nối với góc ngoặc 900 gây ra). Sau khi tính toán ta được = 0,98536221 bar Þ pv tl = 27,03 + 0,0045 + 0,98536221 = 28 bar Vậy các thông số của tiết lưu nhánh nâng: Áp suất vào tiết lưu: pv tl = 28 bar Lưu lượng qua tiết lưu: Qtl = 301,44 l/ph Tính toán van tổ hợp bi piston p1 = pv_b-p: áp suất vào van bi-piston p2 = pr_ bc: áp suất ra ở buồng bi cầu p3 = pr_ bt: áp suất ra ở buồng bi trụ A1 Hình 16: Sơ đồ kết cấu van tràn Van tổ hợp bi piston có tác dụng là van tràn Khi áp suất dầu pv_b-p tăng đến pv_b-p 1 tạo áp lực thắng lực lò xo 1 thì bi cầu sẽ mở ra dầu qua bi trụ lên van chảy dầu về bể. Do sức cản lổ tiết lưu tạo nên sự chênh lệch áp suất phía trên và phía dưới bi trụ = pd bt - ptr bt , pv_b-p 1 = pd bt Þ = pv_b-p 1 - ptr bt Gọi d là đường kính trung bình của lổ tiết lưu A2, lưu lượng qua van bi trụ (qua lổ tiết lưu) được xác định theo biểu thức sau: Ql _b-p = = (6) Nếu bỏ qua ma sát giữa van bi và vỏ van thì phương trình cân bằng lực của bi cầu: (7) Trong đó: d – đường kính của lổ tiết lưu D – đường kính lớn nhất của bi trụ Flx 2 – lực lò xo 2 Từ 2 phương trình (5) và (6), ta thấy rằng: để giữ cho áp suất vào van tràn không đổi thì ta phải thay đổi lực Flx1 tương thích với từng giá trị của Ql tl . Þ Trong đó: = 0,6 - hệ số lưu lượng = 900.10-6 kg/cm3 - khối lượng riêng của dầu [kg/m3] d = (0,8 – 1,5) mm, chọn d = 1,5 mm = 0,15 cm. Lưu lượng dầu qua van tràn tính ở nhánh nâng là: Ql_b-p = Qb - Q1_ht = 310 – 308 = 2 (l/ph) = 16,66667 cm3/s Þ = 4,452082 bar Chọn: pv_b-p 1 = 26 bar Þ ptr bt = pv_b-p 1 – 4,452 = 21,54792 bar Dưới tác dụng của áp suất dầu ptr bt làm cho bi cầu mở ra với độ mở là x11, ta có lưu lượng qua van bi là: Ql_b-p = Trong đó: d1 – đường kính tiết diện chảy của van bi, chọn d1 = 3 mm =0,3cm pr_bc thông với bể nên pr_bc = 0 x11 – độ mở van bi Þ x11 = = 0,008523 cm = 0,08522759 mm Khi đó lò xo C1 sẽ cân bằng với áp lực do ptr bt tạo ra, do đó: Flx1 = ptr bt .= 1,522360407 kG Lực lò xo Flx2 được xác định khi pv_b-p > 26 bar thì lò C2 sẽ bị ép lại và con trượt sẽ đi lên để cho dầu về bể. Gọi: x20 - chiều dài bị nén ban đầu của lò xo C2 khi con trượt đóng. C2 - độ cứng lò xo 2 Bỏ qua ma sát giữa vỏ van và con trượt, ta có phương trình cân bằng lực tai con trượt: x20.C2 = ().=4,452082. = 13,97953745 kG (8) Với D – đường kính lớn nhất của bi trụ, lấy D =2 cm Khi áp suất vào van pv_b-p tăng đến pv_b-p 2 thì con trượt mở ra với độ mở là x21 một phần dầu qua cửa 3 của van về bể: Q2_b-p = , Ta có: Q2_b-p = Q1_ht - Q2_ht ; chọn Q2_ht = 303 (l/ph); pv_b-p 2 = 28,5 bar; pr_ bt = 0 Suy ra độ mở của van: x21 = 0,006669648 cm = 0,066696482 mm. Van tổ hợp bi piston có tác dụng là an toàn Khi hệ thống quá tải áp suất hệ thống tăng lên pmax thì độ mở con trượt đạt max cho toàn bộ lượng dầu về bể để hệ thống giảm tải: Qmax = , pr bt = 0 vì thông với bể Þ x2max = Trong đó: d2 – đường kính con trượt ở tiết diện A1, chọn d2 = 1cm; pmax = 29,5 bar; Qmax = Qb – Q1_b-p = 310 – 2 = 308 (l/ph) = 5133,333333 cm3/s Þ x2max = 0,336522275 cm = 3,365222753 mm Tức khi pmax = 29,5 bar thì con trượt dịch chuyển 1 đoạn x2max = 3,365222753 mm Giả sử bỏ qua lực ma sát thủy động thì phương trình cân bằng lực tại con trượt khi đạt độ mở lớn nhất là: (x20 + x21 +x2bđm + x2max). C2 = .( pmax - ptr bt ) = = 30 kG (9) Với x2bđm – là chiều dài bị nén khi con trượt ở vị trí bắt đầu mở, chọn x2bđm = 0,2 Từ 2 phương trình (8) và (9) suy ra: C2 = 20,2737485 kG/cm; x20 = 0,68953886 cm Vậy áp suất cần thiết để mở van là: p* = (x20 + x2bđm).C2 . + ptr bt = 27,29132156 bar Vậy khi áp suất của hệ thống thủy lực ở đường ra của bơm đạt 1 áp suất cần thiết p* = 27,29132156 bar, khi đó van an toàn làm việc đưa dầu về bể dầu. Khi áp suất pv_b-p < p* thì lúc đó van tràn làm việc với hai cửa 2, đều mở. Tính toán van cản Van cản phải có sức cản nhỏ nhất để chất lỏng chảy qua dể dàng, ít tổn thất. Vì vậy lực lò xo phải thắng lực ma sát giữa con trượt và vỏ van. Ta chọn kích thước của van cản như sau: d = 12 mm; D = 18 mm; a = 900; b = 450 Hình 17: Sơ đồ tính toán van cản h d D a b Xác định áp suất về bể dầu: Như ta đã chọn áp suất ra khỏi van phân phối là pr pp = 4 bar và ta chọn tổn thất áp suất tại van cản là = 2 bar. Xác định độ mở của van: Ta có lưu lượng qua van được xác định như sau: Qvc = Trong đó: = 0,6 - hệ số lưu lượng F = - diện tích mặt cắt ngang của khe hở thông h – độ mở của van theo hướng trục lưu lượng qua van cản - Qvc = = ()/R = 226,08 (l/ph) = 3768 cm3/s; g = 10 m/s2 = 1000 cm/ s2 ; - lưu lượng vao xi lanh lực; - lưu lượng ra xi lanh lực. Do đó ta có: h = = 0,790569415cm = 7,90569415 mm Xác định lực lò xo: Để đảm bảo độ kín khít ta tính lực lò xo cho độ chênh áp giữa cửa vào và cửa ra của van cản là = 2 bar. Bỏ qua ma sát thì phương trình cân bằng lực tại nút van khi đóng là: F0 = h0.C =.== 2,2608 kG Trong đó: h0 - độ nén ban đầu của lò xo; C – độ cứng lò xo [kg/cm] Khi bỏ qua lực ma sát thủy động thì phương trình áp suất taị nút van khi mở là: F = (h + h0).C = pr_pp.= 4. = 4,5216 kG. TÀI LIỆU THAM KHẢO PGS. TS. TRẦN XUÂN TÙY, THS. TRẦN NGỌC HẢI, Giáo trình hệ thống truyền động thủy khí, trường đai học Bách Khoa Đà Nẵng, 2005. TRẦN SĨ PHIỆT, VŨ DUY QUANG, Thủy khí động lực kỹ thuật, Nhà xuất bản đại và trung học chuyên nghiệp Hà Nội, 1979. NGÔ VĨ CHÂU, NGUYỄN PHƯỚC HOÀNG, VŨ DUY QUANG, VÕ SĨ HUỲNH, LÊ DOANH LIÊM, ĐẶNG HUY CHI, Thủy lực và máy thủy lực, Nhà xuất bản đại và trung học chuyên nghiệp Hà Nội, 1972. TS. NGUYỄN NGỌC CẨN, Giáo trình truyền động dầu ép trong máy cắt kim loại, trường Đạ Học Bách Khoa 1974. TS. NGUYỄN NGỌC PHƯƠNG, THS. HUỲNH NGUYÊN HOÀNG, Hệ thống điều khiển bằng thủy lực, Nhà xuất bản Giáo Dục, 2000. TS. TRẦN XUÂN TÙY, Hệ thống điều khiển tự động bằng thủy lực, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, 2002. PGS. TS. TẠ DUY LIÊM, Kỹ thuật điều khiển chỉnh và lập trình khai thác máy công cụ, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuẩttường Đại Học Bách Khoa Hà Nội – Chương trình hợp tác đào tạo quốc tế - ITP, 2005. TS. NGUYỄN NGOCH PHƯƠNG, Hệ thống điều khiển bằng khí nén, Nhà xuất bản Giáo Dục, 1999. TS. PHẠM VĂN KHẢO, Truyền động bằng khí nén.