Động lực học các phần tử trong hệ thống truyền độn- 123docz.net

Chương 1 TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU

2.2. Động lực học hệ thống dẫn động thủy lực TBCT máy xúc gầu nghịch

2.2.2. Động lực học các phần tử trong hệ thống truyền động thủy lực

2.2.2.1. Bơm chính

a) Cấu tạo và đặc tính kỹ thuật

Trong máy xúc DOOSAN DX 350LC trang bị bơm thuỷ lực chính

là loại bơm píttơng hướng trục có khối xi lanh nghiêng, điều chỉnh lưu lượng theo chế độ tải trọng, cấu tạo từ hai bơm có kết cấu và nguyên lý làm việc giống nhau: bơm số 1 và bơm số 2. Bơm số 1 được động cơ dẫn động trực tiếp, trục của bơm số 1 gọi là trục chủ động, liên kết với trục động cơ bằng mối ghép then hoa. Bơm số 2 được động cơ dẫn động gián tiếp, trục của bơm số 2 gọi là trục bị động được trục chủ động dẫn động bằng cặp bánh răng thẳng có tỷ số truyền là 1:1 lắp trên hai trục. Vì vậy, cơng suất của hai bơm là như nhau. Bánh răng trên trục chủ động của bơm số 1 còn ăn khớp với bánh răng của bơm số 3. Trục bị động của bơm số 2 liên kết trực tiếp với trục bơm điều khiển bằng ống then hoa nên bơm điều khiển quay cùng vận tốc với bơm píttơng.

Hình 2.4. Cấu tạo chung bơm chính

1: Bộ điều khiển ; 2: Bộ phận quay ; 3: Bộ phận quay ; 4: Bơm bánh răng ; 6: Vỏ hộp ; 7: Đầu nối ; 8: Đầu nối ; 10: Van an toàn ; 11: Bầu lọc ; 15: Bơm

bánh răng ; 20: Biển ghi danh điểm ; 21: Bắt vít ; 22: Đầu nối

Bảng 2.3. Đặc tính kỹ thuật bơm thủy lực

Ký hiệu: Rexroth A8V160

Kiểu bộ điều chỉnh lưu lượng : nhận tín hiệu phản hồi từ tải ngoài

Tốc độ động cơ : 2000 vòng/phút Số lượng : 2

b) Nguyên lý hoạt động

Hình 2.5. Sơ đồ cấu tạo bơm píttơng hướng trục khối xi lanh nghiêng

1: Trục bơm; 2: Đường tâm trục bơm; 3,5: Đĩa phân phối; 4; Cửa hút và cửa đẩy; 6 Khối xi lanh; 7: Píttơng.

Khi động cơ hoạt động và truyền mômen cho trục chủ động của bơm 1

làm cho trục chủ động quay, thông qua cặp bánh răng trục bị động của bơm 2 quay cùng tốc độ và ngược chiều với chiều quay của trục bơm 1. Khối xi lanh (6) tỳ lên mặt đĩa phân phối (3) quay cùng tốc độ với trục bơm làm thể tích cơng tác trong các xi lanh thay đổi theo vị trí tương đối của xi lanh với píttơng. Khối xi lanh quay làm cho các xi lanh lần lượt thông với đường hút và đường đẩy của bơm. Khi xi lanh bắt đầu thơng với đường hút thể tích cơng tác của xi lanh tăng lên, dầu từ thùng qua đường hút đi vào xi lanh. Lúc bắt đầu kết thúc hành trình hút là hành trình nén trong thời gian rất ngắn tương ứng với khoảng giữa hai cửa hút và đẩy (4) trên đĩa phân phối (3). Đây chính là hành trình tăng áp cho dầu thuỷ lực. Kết thúc hành trình nén là hành trình đẩy khi xi lanh bắt đầu thông với đường đẩy, dầu áp suất cao qua đường đẩy ra khỏi bơm đến cung

cấp cho hệ thống truyền động thuỷ lực. Hai bơm thay đổi lưu lượng nhờ bộ điều khiển lắp trên bơm. Các bơm có thể được điều khiển độc lập hoặc song song. c) Cấu tạo và nguyên lý hoạt động của bộ phận điều khiển

Bộ phận điều khiển được sử dụng để điều khiển năng suất của bơm theo sự thay đổi áp suất điều khiển tương ứng với điều kiện phụ tải và hành trình của cần điều khiển. Sơ đồ mạch điều khiển bơm chính như hình 2.6.

Hình 2.6. Sơ đồ mạch điều khiển bơm chính

1: Cửa nạp; 2: Áp suất điều khiển cửa nạp; 3: Nút xả khí; 4: Áp suất điều khiển cửa ra; 5: Cửa ra; 6;16: Đường gắn đồng hồ đo; 7: Đường điều khiển; 8:

Đường gắn đồng hồ đo; 9: Bơm dừng; 10: Cửa ra; 11: Bơm chính; 12: Bơm dừng; 13: Xả dầu; 14: Bơm điều khiển; 15: Thùng dầu;

+ Cấu tạo

Hình 2.7. Cấu tạo bộ điều khiển

+ Nguyên lý hoạt động

Đĩa phân phối nối động với píttơng (b) bằng cần điều khiển, đầu cán của píttơng (b) gắn vào cần điều khiển, một đầu cần điều khiển tra vào lỗ giữa của đĩa phân phối, một đầu tỳ lên giá của hai lò xo điều chỉnh.

Píttơng (a) chuyển động ra sau và về trước trong khối xi lanh và hành trình di chuyển tương ứng với góc nghiêng của khối xi lanh và trục bơm (γ). Thể tích cơng tác của xi lanh phụ thuộc vào đường kính và hành trình của píttơng.

Tuỳ theo tín hiệu đưa đến bộ điều khiển mà cần điều chỉnh di chuyển lên hay xuống theo trục của píttơng (b), cần điều chỉnh di chuyển làm cho đĩa phân phối và đĩa phân phối di chuyển đến các vị trí tương ứng làm thay đổi góc nghiêng của khối xi lanh. Góc nghiêng lớn nhất phụ thuộc vào píttơng (c) cịn góc nghiêng nhỏ nhất giới hạn bởi thanh chặn.

d) Các phương trình

* Phương trình áp suất của đường phản hồi theo tải tác động lên con trượt

điều khiển:

Lưu lượng ở cuối đường phản hồi và ở lỗ tiết lưu tính theo cơng thức: 𝑄𝑄𝑝𝑝ℎ =𝐴𝐴𝑐𝑐𝑐𝑐𝑥𝑥̇𝑐𝑐𝑐𝑐 (2.58)

𝑄𝑄𝑐𝑐𝑡𝑡 =𝑃𝑃𝑡𝑡−𝑃𝑃𝑝𝑝ℎ𝑅𝑅

𝑡𝑡𝑡𝑡 (2.59)

Trong đó: xct: vị trí của con trượt, m;

Act: diện tích tác động của con trượt điều khiển, m2; Pt: áp suất dầu của tải, Pa;

Pph: áp suất ở cuối đường phản hồi, Pa; Rtl – thủy kháng của lỗ tiết lưu;

Từ (2.58) và (2.59) ta có: 𝑃𝑃̇𝑝𝑝ℎ = 𝑉𝑉𝛽𝛽

𝑝𝑝ℎ�𝑄𝑄𝑐𝑐𝑡𝑡 − 𝑄𝑄𝑝𝑝ℎ� =𝑉𝑉𝛽𝛽

𝑝𝑝ℎ(𝑃𝑃𝑡𝑡−𝑃𝑃𝑝𝑝ℎ

𝑅𝑅𝑡𝑡𝑡𝑡 − 𝐴𝐴𝑐𝑐𝑐𝑐𝑥𝑥̇𝑐𝑐𝑐𝑐) (2.60) Trong đó: β : môđun tải của dầu thủy lực;

Vph : thể tích dầu thủy lực trên đường phản hồi;

Do giá trị A xct ct ở phương trình (2.60) rất nhỏ nên có thể bỏ qua. Ta có phương trình động học trên đường phản hồi:

𝑃𝑃̇𝑝𝑝ℎ =𝛽𝛽(𝑃𝑃𝑡𝑡−𝑃𝑃𝑝𝑝ℎ)

𝑅𝑅𝑡𝑡𝑡𝑡𝑉𝑉𝑝𝑝ℎ (2.61)

Như vậy tải thay đổi thì sẽ làm cho áp suất Pph ở cuối đường phản hồi thay đổi theo. Công thức (2.61) thể hiện áp suất cuối đường phản hồi phụ thuộc vào tải.

* Van servo điều khiển bơm:

Độ chênh áp giữa bơm và cuối đường phản hồi (Pb – Pph) điều khiển con trượt của van servo. Ta có phương trình cho chuyển động con trượt:

𝑥𝑥̈𝑐𝑐𝑐𝑐 =𝑚𝑚1

Trong đó: mct: khối lượng của con trượt, kg; xct : vị trí của con trượt, m;

Bct : hệ số giảm chấn, N.m-1.s; Kct : hệ số độ cứng lò xo, N.m-1;

Pdk: áp suất do lực nén lò xo gây ra (có cơng thức tính P=F/A, bản chất khơng phải là áp suất vật lý mà chỉ đơn thuần là cách gọi), Pa;

Hình 2.8. Sơ đồ điều khiển bơm chính.

Theo hình 2.13 nếu con trượt van servo di chuyển về phía bên trái thì phần phía bên phải lỗ van mở, áp suất của bơm tác động vào xi lanh địn và có một lưu lượng dầu chảy qua lỗ van vào khoang xi lanh:

𝑄𝑄𝑣𝑣1 = 𝐶𝐶𝑣𝑣𝐴𝐴(𝑥𝑥1)�2𝜌𝜌(𝑃𝑃𝑏𝑏 − 𝑃𝑃𝑑𝑑) (2.63) còn nếu con trượt van điều khiển di chuyển về phía bên phải thì phần phía bên trái lỗ van mở, khoang xi lanh địn thơng với thùng dầu và sẽ có một lưu lượng dầu trong khoang xi lanh chảy qua lỗ van về thùng:

𝑄𝑄𝑣𝑣2 =𝐶𝐶𝑣𝑣𝐴𝐴(𝑥𝑥2)�𝜌𝜌2𝑃𝑃𝑑𝑑 (2.64) Trong đó: Cv – hệ số tiết lưu của lỗ van;

A(x1) – diện tích của lưu lượng chảy qua lỗ van vào khoang xi lanh địn, m2;

A(x2) – diện tích của lưu lượng chảy qua lỗ van ra khỏi khoang xi lanh địn, m2;

Nếu lỗ van là hình trịn có bán kính rv thì A(x1) và A(x2) tính theo cơng thức:

𝐴𝐴(𝑥𝑥1) =� 0 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 < 0 𝑟𝑟𝑣𝑣2𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐−1�𝑟𝑟𝑣𝑣−𝑥𝑥𝑐𝑐𝑡𝑡 𝑟𝑟𝑣𝑣 � −(𝑟𝑟𝑣𝑣 − 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐)�2𝑟𝑟𝑣𝑣𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 − 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐2 0 < 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 < 2𝑟𝑟𝑣𝑣 𝑟𝑟𝑣𝑣2𝜋𝜋 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 > 2𝑟𝑟𝑣𝑣 (2.65) 𝐴𝐴(𝑥𝑥2)=� 0 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 ≥0 𝑅𝑅𝑣𝑣2𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐𝑐−1�𝑅𝑅𝑣𝑣+𝑥𝑥𝑐𝑐𝑡𝑡 𝑅𝑅𝑣𝑣 � −(𝑅𝑅𝑣𝑣− 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐)�−2𝑅𝑅𝑣𝑣𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 − 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐2 0 >𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 > 2𝑅𝑅𝑣𝑣 𝑟𝑟𝑣𝑣2𝜋𝜋 𝑥𝑥𝑐𝑐𝑐𝑐 ≤ −2𝑅𝑅𝑣𝑣 (2.66)

Ta có phương trình động học trong khoang xi lanh địn điều khiển là: 𝑃𝑃̇𝑑𝑑 = 𝐵𝐵𝛽𝛽

𝑑𝑑(𝑄𝑄𝑣𝑣1− 𝐴𝐴𝑑𝑑𝑥𝑥̇𝑑𝑑− 𝑄𝑄𝑣𝑣2) (2.67) Trong đó:

Vd: Thể tích khoang xi lanh địn tính theo cơng thức Vd =Vd0 +x Ad d, m3; xd: Vị trí của địn điều khiển, m;

Công thức (2.67) thể hiện mối quan hệ giữa áp suất xi lanh địn, vị trí của địn phụ, vị trí của con trượt của van và áp suất bơm. Khi giá trị của áp suất xi lanh địn tăng (giảm) thì vị trí của địn cũng tăng (giảm theo).

* Góc quay đĩa nghiêng điều khiển lưu lượng của bơm:

Theo hình 2.13 thì vị trí xd của địn và góc quay θdn đĩa nghiêng với có quan hệ lượng giác:

𝑡𝑡𝑡𝑡𝜃𝜃𝑑𝑑𝑑𝑑 = 𝑥𝑥𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑𝑑−𝑥𝑥𝑑𝑑

𝑅𝑅 (2.68)

Trong đó:

R: Khoảng cách giữa piston điều khiển và tâm quay của đĩa nghiêng, m; xđmax : Giá trị lớn nhất của xđ;

Vị trí của piston có tác dụng điều khiển góc lệch đĩa nghiêng θđn, giá trị θđn ảnh hưởng đến cơng suất bơm. Góc θđn tăng (hoặc giảm) thì lưu lượng của bơm tăng (hoặc giảm) theo, đặc biệt khi θđn=0 thì lưu lượng của bơm bằng 0 (khơng tải).

Phương trình động lực học của xi lanh điều khiển đĩa nghiêng:

𝐽𝐽𝑐𝑐𝑏𝑏𝜃𝜃̈𝑑𝑑𝑑𝑑 =−𝐵𝐵𝑑𝑑𝑑𝑑𝜃𝜃̇𝑑𝑑𝑑𝑑 − 𝐾𝐾𝑑𝑑𝑑𝑑𝜃𝜃𝑑𝑑𝑑𝑑 +𝐾𝐾1𝑃𝑃𝑏𝑏 − 𝐾𝐾2𝑃𝑃𝑏𝑏𝜃𝜃𝑑𝑑𝑑𝑑 − 𝑅𝑅𝐴𝐴𝑑𝑑𝑃𝑃𝑑𝑑 (2.69) Trong đó:

Jtb – mơ men qn tính trung bình của địn, đĩa nghiêng và piston, Nms2; Bđn – hệ số giảm chấn của piston điều khiển với đĩa nghiêng, N.m-1.s; Kđn – hệ số tác động của lị xo đến góc quay, Nm.rad-1.

K1 – hằng số mô men xoắn áp suất, N.m.Pa-1; K2 – hằng số mơ men xoắn áp suất, Nm.Pa-1.rad-1; Ađ – diện tích tác dụng lên piston đòn điều khiển, m2; Sơ đồ lưu lượng của bơm thể hiện ở hình 2.14

Hình 2.9. Sơ đồ lưu lượng của bơm cảm biến theo tải.

Trong đó: Dmω : lưu lượng từ thùng; Qv1: lưu lượng vào van servo; Qb : lưu lượng của bơm; Qrr : lưu lượng rò rỉ về thùng; Qt : lưu lượng cấp cho tải. Từ hình 2.9 ta có lưu lượng bơm là:

𝑄𝑄𝑏𝑏 =𝜔𝜔𝜔𝜔𝑏𝑏 − 𝑄𝑄𝑣𝑣𝑡𝑡 =𝑁𝑁𝐴𝐴𝑝𝑝𝑅𝑅1𝜔𝜔𝑐𝑐𝑡𝑡𝑡𝑡𝑑𝑑𝑑𝑑

𝜋𝜋 − 𝑄𝑄𝑣𝑣𝑡𝑡 (2.70)

Áp suất ở đầu ra của bơm có liên hệ với lưu lượng là: 𝑃𝑃̇𝑝𝑝 = 𝑉𝑉𝛽𝛽

𝑏𝑏(𝑄𝑄𝑏𝑏 − 𝑄𝑄𝑐𝑐− 𝑄𝑄𝑟𝑟𝑟𝑟) (2.71)

Trong đó: Qt : lưu lượng cung cấp cho tải, m3;

Qrr: lưu lượng dầu rò rỉ (Qrr=Crrb.Pb, crrb :hệ số rò rỉ của bơm, m3.s-1.Pa-1), m3; Vb: thể tích của khoang bơm, m3;

2.2.2.2. Xi lanh thuỷ lực dẫn động cần, tay gầu và gầu

a) Cấu tạo và nguyên lý làm việc

Dẫn động TBCT gồm 4 xi lanh: Hai xi lanh dùng để dẫn động cần. Sở dĩ người ta làm 2 xi lanh dẫn động cần vì để tăng tính ổn định cho cần, để kích thước nhỏ gọn hơn. Một xi lanh dẫn động tay gầu và một xi lanh dẫn động gầu. Tuy kích thước của từng xi lanh có khác nhau nhưng về mặt cấu tạo và nguyên lý hoạt động của chúng là hồn tồn như nhau (hình 2.15).

Vì vậy, trong phần này sẽ trình bày cấu tạo và nguyên lý hoạt động của 1 xi lanh cần làm đại diện cho các xi lanh cịn lại.

Hình 2.10. Cấu tạo xi lanh cần

1,25.Bạc lót 6. Bạc đầu cán 13.Đầu pít tơng

2. Vịng chắn bụi 7.Bu lơng 14.Thành xi lanh

3,8.Vịng định vị 9.Nắp đầu cán 15.Vòng đệm

4.Vịng làm kín 10,11,20.Vịng chữ O 16.Pít tơng

5.Vịng đệm 12,21.Vòng đệm đàn hồi 18.Vòng chịu mòn

22.Đai ốc pít tơng 26.Van kiểm tra 29.Vịng hãm

23.Bu ông siết chặt 27.Lỗ dầu

29.Đầu nối

19.Đệm kín pít tơng 28.Lị xo

Cán pít tơng cần và thành trong xi lanh cần có các vịng đệm chắn dầu và chắn bụi giúp bao kín khơng cho dầu thuỷ lực lọt ra ngoài cũng như bụi bặm vào trong dầu. Giữa piston và thành trong xi lanh cần có 5 vịng đệm bằng vật liệu đàn hồi tốt, chống mài mịn tốt và có khả năng bao kín.

Ngun lý làm việc của xi lanh cần:

Xi lanh thuỷ lực dẫn động TBCT nói chung và xi lanh nâng cần nói riêng làm việc dựa trên nguyên lý biến đổi áp năng của dòng chất lỏng thành cơ năng của cán xi lanh (sự chuyển động dọc trục của xi lanh).

Trong xi lanh và hệ thống ống dẫn hồn tồn khơng có sự lọt khí tức là mơi trường bên trong xi lanh hồn tồn khơng có quan hệ với mơi trương bên ngoài. Giả sử khi xi lanh đang ở vị trí như hình vẽ dịng áp suất P0 đi vào ống phía trên của xi lanh theo chiều từ van phân phối đi, khi đó áp suất dầu trong xi lanh tăng lên đến khi nào áp suất xi lanh lớn hơn lực cản của pít tơng và cán xi lanh thì khi đó xi lanh bị đẩy sang trái cứ như vậy cho tới khi nào hết hành trình của xi lanh thì dừng lại. Q trình dừng lại của pít tơng diễn ra rất từ từ và êm dịu do xi lanh được cấu tạo có cơ cấu giảm chấn ở cuối hành trình. Khi pít tơng đến gần cuối hành trình thì dịng dầu thuỷ lực không đi trực tiếp qua cửa đẩy mà qua van tiết lưu, chính vì vậy mà áp suất dòng chất lỏng tăng lên đột ngột làm cản trở sự chuyển động của pít tơng cần. Và tương tự đối với đầu kia của xi lanh.

b) Các thông số đặc trưng của xi lanh thủy lực

Các thơng số đặc trưng của xi lanh gồm (Hình 2.11):

- AP: diện tích cơng tác của pít tơng ở buồng vào, 2

P D A =π - AR: diện tích cơng tác của pít tơng ở buồng ra, ( )2

P D d

A =π −

Với D là đường kính của xy lanh, d là đường kính cán pít tơng.

- P

x R

A A

ρ = : Hệ số kết cấu của xy lanh.

c) Phương trình cân bằng lưu lượng và cân bằng lực trong xi lanh thủy lực

Sơ đồ tính tốn của xi lanh thủy lực được thể hiện như hình vẽ 2.12

a) b)

Hình 2.12. Sơ đồ tính tốn của xi lanh thủy lực

Gọi v1 và v2 lần lượt là vận tốc chuyển động của xi lanh trong các trường hợp pít tơng chuyển động cơng tác và chuyển động lùi về (hình 2.12) thì ta có quan hệ v1 =ρxv2, nếu lưu lượng cung cấp vào là như nhau.

Hệ số kết cấu của xi lanh trong hai trường hợp trên là:

(1) P x R A A ρ = và (2) R x P A A ρ = , suy ra (2) (1) 1 x x ρ ρ =

* Phương trình cân bằng lưu lượng

Do tính chất đàn hồi của dầu nên khi áp suất thay đổi thì thể tích dầu sẽ thay đổi theo, lưu lượng do biến dạng đàn hồi của dầu được xác định theo công thức sau:

C dP

Q C

= (C: hệ số tích lũy đàn hồi của dầu) (2.72) Phương trình lưu lượng trên đường dầu vào là:

QP =Q QA+ C (2.73) Trong đó:

QP : Lưu lượng cung cấp của van;

QA : Lưu lượng làm pít tơng chuyển động;

QC : Lưu lượng do biến dạng đàn hồi của dầu trên đường vào; Phương trình lưu lượng trên đường dầu ra là:

QR =Q QB − D (2.74) Trong đó:

QR : Lưu lượng về thùng dầu; QA : Lưu lượng do pít tơng đẩy ra;

QD : Lưu lượng do biến dạng đàn hồi của dầu trên đường ra; Theo sơ đồ hình 1.2, ta có hai trường hợp như sau:

- Trường hợp 1: Khi pít tơng chuyển động cơng tác v1 (1) (1) (1) 1.A . P P P P dP Q v C dt = + (2.75) (1) (1) (1) (1) 1.A . R R R R dP Q v C dt = − (2.76) - Trường hợp 2: Khi pít tơng chuyển động lùi về v1

(2) (2) (2) 2.A . P P P P dP Q v C dt = + (2.77) (2) (2) (2) (2) 2.A . R R R R dP Q v C dt = − (2.78) Vì nguồn cung cấp và van trượt có kết cấu đối xứng nên lưu lượng cung cấp của van khi chuyển động công tác v1 và chuyển động lùi về v2 là như nhau, nhưng lưu lượng ra ở hai trường hợp là khác nhau (1) (2)

R R

Nếu hệ làm việc ổn định thì áp suất sẽ khơng thay đổi, do đó ta có: dPP 0;dPR 0

dt = dt = (2.79) Khi đó lưu lượng vào ra sẽ là: QP =v A. ;QP R =v A. R (2.80)

* Phương trình cân bằng lực

Lực tác dụng lên pít tơng gồm: áp lực tác dụng lên diện tích làm việc của pít tơng ở hai khoang và tải trọng ngoài (bỏ qua ma sát). Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên pít tơng như hình vẽ 2.13.

Hình 2.13. Sơ đồ phân tích trên pít tơng

Phương trình cân bằng lực tác dụng lên pít tơng P A P A FP. P R. R L md x2