Автоматизация подачи колес в оперативный склад

курсовая работа

7.2 Технические требования к системе автоматизации

Технические требования к системе автоматизации включают:

· расчетные условия эксплуатации установки;

· эргономические требования, требования охраны труда и техники безопасности;

· минимальное возможное воздействие ударных нагрузок на изделие;

· высокая надежность, производительность и уровень автоматизации;

· хорошая управляемость, освояемость и обслуживаемость;

· обязательная сертификация.

8. Схема автоматизации

Рисунок 4. Схема автоматического управления технологической установкой на релейно-контактных аппаратах.

В соответствии со схемой на рисунке 4, составим схему автоматизации на PLC.

Рисунок 5 Схема автоматизации на PLC (логическом контроллере):

1, 2 - насосные установки;

3, 4 - распределители рабочей жидкости с электромагнитным управлением;

5 - логический контроллер PLC;

6 - централизованный пульт управления с сигнализацией;

SQ1 - датчик наличия колеса на подающей платформе;

SQ2 - датчик нахождения подающей платформы в опущенном состоянии;

SQ3 - датчик наличия колеса на принимающей платформе;

SQ4 - датчик нахождения принимающей платформы в опущенном состоянии;

SQ5 - датчик нахождения принимающей платформы в поднятом состоянии;

SQ6 - датчик нахождения подъемника колеса на следующей позиции в поднятом состоянии.

9. Выбор и расчет приводов

Для осуществления подъема и опускания обоих площадок (подающей и принимающей) в качестве приводов могут быть использованы гидроцилиндры, имеющие ряд существенных преимуществ по сравнению с пневмоцилиндрами: отсутствие производственного шума, возможность точного позиционирования при неполном выходе штока, дешевизна электроэнергии по сравнению со сжатым воздухом, быстродействие. Поэтому, несмотря на такие особенности и недостатки, как взрывоопасность, высокие требования к герметичности и точности соединений, наличие возвратных трубопроводов и необходимость установки насосных установок, в качестве приводов выбираю гидроцилиндры.

Определим потребный выход штока гидроцилиндра подающей платформы.

Выберем следующую схему крепления гидроцилиндра к основанию:

Рисунок 6.

Потребный выход штока найдем из уравнения:

Откуда x = 0,385 м, l1ШТ = 2•x = 0,77 м.

Примем:

Определим потребное усилие на штоке при прямом ходе:

mКОЛ = 402 кг - масса колеса;

mПЛ ? 0,4• mКОЛ ? 160 кг - масса подающей платформы;

Запишем момент, который необходимо создавать, чтобы поднять платформу как функцию от угла поворота:

, (9.1)

Запишем момент, который создает усилие на штоке F как функцию от угла поворота:

, (9.2)

где в = 90є - 0,694375·б

Чтобы платформа пришла в движение и двигалась не останавливаясь, необходимо, чтобы выполнялось условие:

, (9.3)

Как видно из формулы (9.1), потребный крутящий момент будет максимальным при б = 90є, следовательно, условие (9.3) примет вид:

Отсюда потребное усилие на штоке:

С учетом сил сопротивления движению (трение в шарнирах, инерционные силы), примем потребное усилие на штоке равным:

Рабочее давление для гидроприводов с усилием на штоке до 10 кН равно 5 МПа:

Диаметр цилиндра определим из соотношения:

, (9.4)

где F1Т = F1ШТ·(1/змех) - теоретическая сила, развиваемая на штоке

при прямом ходе, Н;

S1 = 0,785·D2 - площадь поршня в бесштоковой зоне, м2;

S2 = 0,785·(D2 - d2) - площадь поршня в штоковой зоне, м2;

D - диаметр поршня, м;

d - диаметр штока, м.

змех = 0,85…0,95 - механический КПД гидроцилиндра.

pC = 0,15…0,2 МПа - давление в сливной полости.

Соотношение между диаметрами штока и поршня примем равным 0,7.

Уравнение (9.4) примет вид:

Откуда:

Из соображений устойчивости штока примем: примем внутренний диаметр цилиндра и диаметр штока из ряда диаметров определенного ГОСТом:

Необходимый фактический расход жидкости на перемещение штока со скоростью v = 0,143 м/с при рабочем ходе цилиндра равен:

, (9.5)

где зО = 1 - объемный КПД при использовании резиновых колец и

манжетных уплотнений.

Найдем минимальные диаметры трубопроводов всасывающей, сливной и нагнетающей магистралей из условия, что средняя скорость течения рабочей жидкости в них не будет превышать:

для всасывающей - 1,2 м/с;

для сливной - 2 м/с;

для нагнетающей - 5 м/с.

, (9.6)

Примем для всех трубопроводов единый диаметр из ряда стандартных диаметров:

Найдем толщину стенки крышки (днища) цилиндра:

, (9.7)

где у = 160 МПа - допускаемое напряжения для легированной стали.

Найдем наружный диаметр цилиндра:

, (9.8)

где m = 1,3 - коэффициент запаса прочности.

Высоту поршня принимаем:

В1 = 0,75D = 0,05 м.

Длину корпуса цилиндра найдем по формуле:

Найдем вес корпуса цилиндра по формуле:

, (9.9)

Найдем вес плунжерной пары (шток и поршень), длину штока принимаем:

LШТ = 1,25·l1ШТ = 1 м.

, (9.10)

Проверим соответствие выбранного диаметра штока условиям его прочности:

.

Рисунок 7. Гидроцилиндры одностороннего действия (конструктивно выполнены на стяжках).

Определим потребный выход штока гидроцилиндра принимающей платформы.

Выберем следующую схему крепления гидроцилиндра к основанию:

Рисунок 8

Потребный выход штока найдем из уравнения:

Примем:

Определим потребное усилие на штоке при прямом ходе:

mКОЛ = 402 кг - масса колеса;

mПЛ ? 200 кг - масса принимающей платформы;

Запишем противомомент, который необходимо создавать, чтобы принимающая платформа опускалась без рывков как функцию от ее угла поворота:

, (9.11)

Запишем момент, который создает усилие на штоке F как функцию от угла поворота:

, (9.12)

в = 132є - б

Чтобы платформа двигалась без рывков, необходимо, чтобы выполнялось условие:

, (9.13)

Проведя кинематический анализ положений механизма, делаю вывод, что наибольший противомомент со стороны штока должен быть приложен в конечном положении (б = 84є), следовательно:

Отсюда потребное усилие на штоке:

С учетом сил сопротивления движению (трение в шарнирах, инерционные силы), примем потребное усилие на штоке равным:

Рабочее давление для гидроприводов с усилием на штоке до 10 кН равно 5 МПа:

Диаметр цилиндра определим из соотношения:

, (9.14)

где F2Т = F2ШТ·(1/змех) - теоретическая сила, развиваемая на штоке при прямом ходе, Н;

S1 = 0,785·D2 - площадь поршня в бесштоковой зоне, м2;

D - диаметр поршня, м;

d - диаметр штока, м.

змех = 0,85…0,95 - механический КПД гидроцилиндра.

FПРУЖ = 500 Н - усилие возвратной пружины.

Соотношение между диаметрами штока и поршня примем равным 0,7.

Уравнение (9.14) примет вид:

Откуда:

Примем внутренний диаметр цилиндра и диаметр штока из ряда диаметров определенного ГОСТом:

Необходимый фактический расход жидкости на перемещение штока со скоростью v = 0,08 м/с при рабочем ходе цилиндра равен:

, (9.15)

где зО = 1 - объемный КПД при использовании резиновых колец и

манжетных уплотнений.

Найдем минимальные диаметры трубопроводов всасывающей, сливной и нагнетающей магистралей из условия, что средняя скорость течения рабочей жидкости в них не будет превышать:

для всасывающей - 1,2 м/с;

для сливной - 2 м/с;

для нагнетающей - 5 м/с.

В данном случае сливная и нагнетающая магистраль одна и та же.

Примем для всех трубопроводов единый диаметр из ряда стандартных диаметров:

Найдем толщину стенки крышки (днища) цилиндра:

, (9.17)

где у = 160 МПа - допускаемое напряжения для легированной стали.

Найдем наружный диаметр цилиндра:

, (9.18)

где m = 1,3 - коэффициент запаса прочности.

Высоту поршня принимаем:

В2 = 0,75D = 0,034 м.

Длину корпуса цилиндра найдем по формуле:

Найдем вес корпуса цилиндра по формуле:

, (9.19)

Найдем вес плунжерной пары (шток и поршень), длину штока принимаем:

LШТ = 1,25·l2ШТ = 0,5 м.

, (9.20)

Проверим соответствие выбранного диаметра штока условиям его прочности:

.

Делись добром ;)