3

Siestemul de automatizare hidraulica al autoscreperului

I.Date initiale

capacitatea cupei q 8 m3

inaltimea cutitului h 571 mm

latimea cutitului lc 2430 mm

categoria de pamant in care se executa lucrarea categ II k 10000 daN/m2

inclinarea terenului 0

grosimea brazdei sapate c 0.160 m

latimea brazdei b 2.430 m

aria sectiunii brazdate A b c A 0.389 m2

greutatea autoscreperului Gs 16626 kg

II. Calcule

Determinarea rezistentelor care apar in timpul saparii pamantului

Rezistenta totala care se opune deplasarii screperului pe roti (W)

*Calculul rezistentei la sapare Rst

^rezistenta la taiere Wt k A Wt 3.888 103

daN

^forta de frecare dintre cutitul cupei si teren Wf

-rezistenta nominala a terenului N

0.3 N Wt N 1.166 103

-coeficientul de frecare dintre cutit si teren

1 0.85 conform tab. 26.3/pag.442

Wf N 1 Wf 991.44 daN

Rst Wt Wf Rst 3.855 106

4

*Calculul rezistentei la deplasare Wd

^coeficient de rezistenta la deplasare pe roti

f 0.13

^greutatea screperului + greutatea pamantului Gsp

-greutatea pamantului Gp

greutatea specifica a pamantului 1500 daN/m3

Gp q Gp 1.2 104

daN

-greutatea screperului Gs 1.663 104

Gsp Gs Gp Gsp 2.863 104

Wd Gsp f Wd 3.721 103

daN

Rezulta rezistenta totala la sapare W

W Wd Rst W 3.858 106

daN

Determinarea sistemului general de forte care actioneaza asupra autoscreperului

a) Fortele care actioneaza la sfarsitul procesului de sapare si inceputul ridicarii cupei

Asupra masinii actioneaza urmatoarele forte

-Gsp greutatea screperului plin cu pamant

-Fp1,Fp2 fortele periferice la rotile motoare

-RA,RB reactiunile verticale ale terenului la cele doua punti

-WA,WB rezistentele la deplasare la cele doua roti

-Rt,Rn reactiunile terenului la cutitul cupei

5

l1 2913 mm lungimea de la Gsp la punctul de calcul

a 3641 mm distanta de la Rn la punctul de calcul

l2 6264 mm distanta de la RA la punctul de calcul

^Determinarea lui WA,WB

Din schema de calcul rezulta:

Din rezolvarea ecuatiilor se obtin urmatoarele relatii pentru determinarea fortelor necunoscute:

-coeficient de aderenta ad 0.6 0.45 (coeficient empiric)

Rt

Gsp ad f 1 ad f

Rt 1.706 104

daN

Rn Rt Rn 7.678 103

daN

RA

Gsp l1 Rt a l2

RA 1.778 104

daN

RB Gsp Rt RA RB 1.853 104

daN

Fp1 RA ad Fp1 1.067 104

daN

Fp2 RB ad Fp2 1.112 104

daN

WA RA f WA 2.311 103

daN

WB RB f WB 2.409 103

daN

6

b)Calculul fortei maxime din cilindrii de ridicare a cupei

Schema de calcul

rRt 923 mm rRB 2185 mm

rRn 1529 mm rWB 623 mm

rGcp 420 mm rSr 2123 mm

Gc 5542 daN

Gcp Gc Gp Gcp 1.754 104

daN (greutatea cupei + pamant)

Sr

Rt rRt Rn rRn Gcp rGcp RB rRB WB rWB rSr

Sr 3.62 104

daN

7

-forta necesara unui cilindru

Fc

Sr

2 Fc 1.81 10

4 daN

-presiunea de lucru a cilindrilor p 250 daN/cm2

-aria unui cilindru

Ac

Fc

p Ac 72.392 cm

2

-diametrul cilindrului

D4 Ac

D 9.601 cm

Se alege cilindrul CDH1 100/70 avand urmatoarele caracteristici:

-diametrul cilindrului D 10 cm

-diametrul tijei d 7 cm

-aria cilindrului Ac 78.54 cm2

-forta teoretica in tija la iesire F 19635 daN

8

Calculul hidraulic

Date initiale:

-sarcina rezistenta nominala Fc 10000 daN

-viteza la organul de lucru v 5 cm/s

-lungimea circuitului hidraulic lc 5 m

-schimbari de directie,coturi nC 5

-supape de sens nS 3

-filtre nF 1

-vascozitatea cinematica a lichidului 0.4 cm2/s

-greutatea specifica a lichidului 0.9 daN/l

Coeficienti pierderilor de sarcina:

-pentru coturi C 0.984

-pentru supape de sens S 8

-pentru filtru F 10

Caderea de presiune pe servovalva pd 70 daN/cm2

Calcule:

-aria cilindrului A D

2 4

A 78.54 cm2

-presiunea de alimentare a cilindrului pF

A p 250.001 daN/cm2

-randamentul volumetric v 0.95

-calculul debitului pe circuitul de intrare QiA v 60( )

1000v Qi 24.802 l/min

-calculul debitului pe circuitul de iesire Qe Qi v Qe 23.562 l/min

-valoarea critica a numarului lui Reynolds Rc 2320

-calculul diametrului nominal al conductei DN

4 Qi 1000 v Rc 60

DN 0.045 cm

Se adopta DN 2 cm

9

Calculul pierderilor de presiune

*pierderi pe circuitul de intrare

a) pierderi liniare

pil

0.069Qi lc

DN4

pil 0.193 daN/cm2

b) pierderi locale

piL nC C nS S 2.88Qi

DN260

2

10 pd piL 70.231

daN/cm2

Pierderi totale pe circuitul de intrare pi pil piL pi 70.423 daN/cm2

*pierderi pe circuitul de iesire

a) pierderi liniare

pel

0.069Qe lc

DN4

pel 0.183 daN/cm2

b) pierderi locale

peL nC C F 2.88Qe

DN260

2

10 pd peL 70.107 daN/cm

2

Pierderi totale pe circuitul de iesire:

pe pel peL pe 70.29 daN/cm2

Presiunea de solicitare a pompei

psp pe pi psp 140.713 daN/cm2

10

Se alege pompa F120 cu urmatoarele caracteristici:

-capacitatea pompei Vg 63 cm3/rot

-presiunea maxima de lucru p 320 daN/cm2

-debit nominal Qn 85 l/min

Alegerea preliminara a servovalvei

Date initiale:

-modulul de elasticitate E 17000 daN/cm2

-densitatea fluidului 0.86106

daN*s2/cm4

-cursa cilindrului H 60 cm

-suprafata inelara a cilindrului Ai 40.06 cm2

-volumul comprimat VH

2Ai

V 1.202 103

-greutatea cupei cu pamant Gcp 1.754 104

daN

-greutatea repartizata unui cilindru G1cp

Gcp

2 G1cp 8.771 10

3

-masa deplasata de un cilindru g 9.81 mG1cp 10

g m 8.941 10

3

-timp de reglare t 7000 ms

Ac 7854 mm2

-cursa cilindrului c 600 mm

11

Calcule:

1) Frecventa proprie a sistemului cilindru-masa

0

2 E Ac

c 101

m 0 22.311

s-1

L 0

f0

0

2 f0 3.551 Hz

Regula 1

-amplificarea optima a circuitului Kvopt1

3L

Kvopt 7.437 s-1

-constanta de timp T1

Kvopt

T 0.134 s

-timp de accelerare Tac 5 T Tac 0.672 s

-timp de reglare TR 9 s

-debitul necesar al servovalvei Qnec Ai v Qnec 200.3 cm3/s

QS

Qnec 60 1000

QS 12.018 l/min

Din catalogul Manessman Rexroth se alege servovalva tip 4WSE2ED 10

avand debitul nominal de QS 60 l/min

12

Regula 2

-calculul frecventei critice

-frecventa proprie a sarcinii L 61.97

-frecventa proprie a servovalvei f 85

V 2 f V 534.071

crit

VL V L

crit 55.527 s-1

Frecventa servosupapei v, reprezinta frecventa de defazare cu 90o; se determina din

caracteristica de frecventa:

Pentru o cadere de presiune pe servovalva de 70 bar si un semnal de comanda de 25 %

Regula 3

-calculul amplificarii optime KVopt1

3crit

KVopt 18.509 s-1

-constanta de timp T1

KVopt

T 0.054 s

-timp de accelerare posibil TB 5 T TB 0.27 s

-calculul de verificare a servovalvei maxH

TR TB max 6.873

Qnec Ac 102

max Qnec 539.802 Q Qnec60

1000 Q 32.388 l/min

Rezulta ca servovalva este aleasa corespunzator

13

Calculul presiunii totale a sistemului

-caderea de presiune p SQ

QS

2

70 p S 20.397 bar

-presiunea necesara pentru accelerare

max 0.068 amax

TB

a 0.252 m/s2

F ma F 225 daN

p acF

Ai

p ac 5.617 daN/cm2

-presiunea necesara invingerii fortei

p F

G1cp

Ai

p F 218.947 daN/cm2

-caderea totala de presiune

p tot p S p ac p F p tot 244.96

Determinarea preciziei de reglare

-amplificarea totala a sistemului KVopt 18.509

cm3

s

V

-coeficientul de amplificare al servovalvei U 10 V K2

QS

U K2 60

1

cm2

-coeficientul de amplificare al circuitului hidraulic K3

1

Ai

K3 0.025

-coeficientul de amplificare al traductorului K410

c 101

0.167 V/cm

-coeficientul de amplificare electrica K1

KVopt

K2 K3 K4 K1 74.147

14

Eroare de urmarie

max 68.73 sN

max

KVopt

sN 3.713 mm

Precizia de pozitionare

x 0.05 sN x 0.186 mm

Eroarea pe intervalul de inversare al servovalvei KU 0.02 V

XKU

K1 K4 X 1.618 10

3 mm

Eroarea prin modificarea sarcinii: se considera o crestere a sarcinii in valoare de

F

G1cp

2 F 4.386 10

3 daNcm

Pentru a se compensa aceasta modificare a sarcinii servovalvei trebuie sa se deschida cu o valoare data de o eroare de reglare:

F

K1 K2 K3 K4 2.3 mm

unde K2 reprezinta coeficientul de amplificare al presiunii servovalvei. La un semnal de 1 % exista

la consumator 80% presiune