Thiết Kế Hệ Thống Truyền Động Thủy Lực Trên Xe Nâng – Đẩy Hàng | Đồ án hệ thống truyền động Trường đại học sư phạm kỹ thuật TP. Hồ Chí Minh

ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự 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 ch v
ỉ ới 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 thiệ ơ n h n.
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 1
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
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: 7
Hình 1: Sơ đồ mạch thủy lực nâng hàng và đẩy hàng Các số liệ
uthiết kế:6 trọng âng max (m) Tải 5 1 tấn Hành t n ng và đẩy (L) 3 m rình nâ Vận tố max (v) 0 c nâng ,5 m/s 5
Các phần tử trong sơ đồ mạch t 4 y lực tr : 8 động c đi ơ ện dẫ an n 2 – bơm hủ ên d 1 – n động 5 – v phâ hối ầu 6 – xi lanh nâng hàng 1 3 – van tổ 8 hợp bi-pist on 7 – xi lanh đẩ2y hàng 4 – van tiết lưu 8 van cản (van 1 chiều)
I.1. Nguyên lý hoạt động c 4 hệ th ủ ự Qrên 3ống th y l c t ủa
Động cơ điện 1 dẫn động bơm 2, bơm dầu có ápb 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.
I.2. Các phần tử thủy lực trong hệ thống I.2.1.
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.
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
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
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
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 I.2.2. Van phân4 , p 1
h ố2i–(vVaínt ctỷố lđệị)nh mặt bích; 6 – Piston Cơ cấu phân p5 ,7 h ố,i10 , d ư11ợc– Vdùòn g n g ở các nút của lưới đchểặđnổdiần h u ; á n 9 -hỔ dòtrnưgợcthảy
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
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
điều khiển nam châm. Có thể điều khiển con trượt ở v trí b ị ất 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
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
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 v trí a thì ị
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 b khó ị
a, lúc đó hệ thống không làm việc. I.2.3. 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:
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự I.2.4.
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 > C ,1 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 5 2 p2 b 1 - Lò xo 3 2 - Bi cầu e 3 - Lò xo 4 4 - Van piston (con
trượt) 5 - Bu lông điều c chỉnh p1 a 6 – Lổ tiết lưu p3 f d 6
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:
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự I.2.5.
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 ế đ 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
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự I.2.6. Bơm
Như đã nói ở trên bơm có nhiệm ụ
v 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
II.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 t ở rên. Nên ta ch tín
ỉ h toán và chọn các phần tử ở nhánh
nâng, các phần tử ở nhánh đẩy chọn lấy giống nhánh nâng.
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
II.1. 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 II.1.1.
Tính toán các thông số của xi lanh thủy lực FN F - Tải trọng nâng N Fqt F - Lực ma sát cần piston F msc msc A
- diện tích piston ở buồng công tác 1 Q 2 d A
- diện tích piston ở buồng chạy không 2 A D 2 D - đường kính trong F p msp 2
xilanh d - đường kính cần piston A p - áp suất b ở uông công 1 p Q 1 1 1
tác p - áp suất ở buồng ra 2 Q - lưu lương vào xianh 1
Hình 11: Sơ đồ tính toán xilanh
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 hà ở nh trình công tác:
p1.A1 – p2.A2 – Fms – FN– Fqt = 0 . (1) Trong đó : Fms = Fmsp - Fmsc p1 là áp suất dầu bu ở ồng công tác. p2 là áp suất dầu bu ở ồng chạy không.
A1: diện tích piston ở buồng công tác.   2 D A1  4
A2: diện tích piston ở buồng chạy không.  ( 2 2 D  d ) A2 4 10 F 2 N
: tải trọng công tác, FN = 1 tấn = 10000 N = 10 kN, lấy g = 10 m/s 11
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
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 F  dvct m qt d t động
Lực ma sát của piston và xi lanh:    N Fmsp Trong đó:
 - hệ số ma sát. Đối với vật liệu làm xi lanh là thép vòng găng bằng
gang thì  = (0,09 -0,15), ch ọn  = 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 p = 5 bar = 5 2
kG / cm2 = 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) kG / cm2
chọn pk = 0.1 kG / cm2
 .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 tr trên vào bi ị ểu 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.
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG LỰC
0,15 - hệ số kể đến sự giảm áp suất theo chiều dài của vòng chắn.
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 dv
Trong mỗi lần nâng thì vận tốc xi lanh lực là không đổi, do đó ct  0 => Fqt = dt 0
Từ phương trình (1) suy ra: p .A 1 1 – p .A 2
2 = 10 + 0,0145696 = 10,0145696 kN (3) Với: D = 8 cm => A 2 1 = 0,005024 m d = 4 cm => A = 0,003768 m2 2 p2 = 5 bar
p1 = 23,68346 at = 23,68346 bar II.1.2.
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 – p .A 2 2 = k*10,0145696 kN.  p1
 k *10, 022765 p .A 2 2 A1 p1 = 25,6768 bar
Vậy ta có các thông số sau:
p1 = 25,6768 bar; D = 80 mm; d = 40 mm II.1.3.
Tính lưu lượng cần thiết cung cấp cho xi lanh Phưong trình lưu lượng : Q1 (4) max  Vmax .A Trong đó : 1
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 : 3 Q
 V .A  0, 5.0, 005024 0
 , 002512(m / s) 1max max 1
Hay: Q1max  150, 72(l / ph)
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
II.1.4. 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 A 0,005024 1 m2
Diện tích buồng làm việc phía cần piston A 0,003768 2 m2
Lưu lượng vào mỗi xi lanh Q 150, 72 l/ph 1max Áp suất vào xi lanh lực p1 25,6758 bar
II.2. Tính chọn b m và đ ơ
ộng cơ điện dẫn động bơm Q
 150, 72(l / ph) . Do 1max II.2.1. Tính chọn bơm
Như đã tính ở trên lưu lượng vào mỗi xi lanh nâng là
đó lưu lượng bơm cung cấp phải thõa:
Qb > 2Q1max = 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 > p1 = 25,6758 bar Trong đó:
p1 - 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. B 2 1 - Bánh răng chủ động 1 2 - Bánh răng bị động 3 - Vỏ bơm A - Buồng hút 3 B - Buồng đẩy Hình 12: S A kết cấ u bơ m bá nh răn g
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
Bơm chọn có các thông số sau:
Lưu lượng cung cấp: Q = 310 (l/ph) b
Áp suất bơm tạo ra: p = 30 (bar) b
Lưu lượng riêng của bơm: q = 0,237548 (l/ph) b Q Số vòng quay của bơm: n b
= 1450 (v/ph), chọn Q = 0,9 b = q . b Q II.2.2.
Tính và chọn động cơ điện 3 2 1 1 – động cơ điện 2 – khớp nối đàn hồi 3 – Bơm dầu
Hình 13 : Sơ đồ động cơ điện Công suất bơm tao ra : N .Q b = pb b = 15,19608 kW 612 N 15,196
Công suất trên trục của bơm: Ntr = b  =16,88453 kW, chọn  0, b  =0,9 b
Công suất của động cơ điện: N = N đ
tr / = 16,88453 /1 = 16,88453 kW k
Tra bảng chọn loại động cơ điện A02 – 62 – 4 có:
Công suất động cơ: N = 17 kW đ
Số vòng quay: n = 1450 v/ph Hiệu suất:  = 89%
II.3. Tính chọn van phân phối
Độ sụt áp qua van sẽ tỷ lệ với bình phương hệ số diên tích R: p 2 v pp – p = (p 1 – 2 pr pp).R (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
ĐỒ ÁN TRUYỀN ĐỘNG THỦY KHÍ ĐỘNG L C Ự
Qcc – Lưu lượng ra buồng có cần A
R – Hệ số diện tích, R = 1 A2
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: 2 2
A  0, 005024(m ) A  0, 003768(m R = 4/3 ; ) 1 2
p1 = 25,6768 bar; p2 =5 bar; chọn pr pp = 4 bar pv pp = 27,01014 bar
Lưu lượng qua van phân phối cũng chính là lưu lượng vào động cơ thủy lực: Qpp = 2 Q  301, 44(l / ) 1max ph
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)
II.4. Tính chọn van tiết lưu p = p : áp su t ấ 1 v tl vào van tiết lưu p = p : áp su t ra ấ 2 r tl 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 p và diện tích tiết diện chảy.
Lưu lượng dầu qua khe hở của van tiết lưu được xác định theo công thức: