Разработка системы синхронизации положения траверсы гидравлического пресса усилием 75000тс

Разработка системы синхронизации положения траверсы гидравлического пресса усилием 75000тс

1 АНАЛИЗ ОБЪЕКТА ПРОЕКТИРОВАНИЯ

В данной курсовой работе разработана система синхронизации положения

траверсы гидравлического пресса усилием 75000тс. Необходимость разработки

такой системы объясняется тем, что в процессе штамповки из-за

эксцентричного нагружения пресса происходит перекос траверсы относительно

нижнего штампа с заготовкой. Из-за перекосов траверсы появляется

клиновидность получаемых заготовок, т.е. ухудшаются их качественные

параметры, требуется дополнительная обработка в механическом цехе, что

ведет к повышению затрат на производство продукции. Причины возникновения

эксцентриситета нагрузки: несимметричность форм штампуемых изделий,

неравномерный нагрев заготовки, неравномерное остывание из-за специфики

формы изделия. Т.к. данные причины являются неустранимыми, то поддержание

параллельности траверсы относительно стола необходимо осуществлять с

помощью системы синхронизации.

Модернизация системы синхронизации позволит получать штампованные

заготовки высокой точности, снизится объем работ по дальнейшей обработке

деталей, снизится время обработки заготовок, повысится производительность,

а следовательно себестоимость получаемых изделий будет ниже. Т.о.

экономический эффект от использования системы синхронизации траверсы пресса

очевиден.

Имеющаяся система синхронизации на прессе основана на применении

синхронизирующих цилиндров, расположенных в нижней части траверсы. Работа

основана на принципе гидравлического слежения. При появлении перекоса

поперечины пресса, возросшее давление в одном синхронизирующем цилиндре

повышает давление в другом до выравнивания траверсы. Но в процессе

эксплуатации такой системы выявили ее малую надежность и точность. В

современных условиях требования к точности получаемых заготовок возросли,

поэтому появилась необходимость в разработке новой системы синхронизации

положения траверсы.

Рисунок 1.1 – Схема системы ограничения перекоса подвижной поперечины

пресса 750 МН

Для разработки системы синхронизации положения траверсы приведем

необходимые технические характеристики гидравлического пресса.

Пресс имеет двенадцать рабочих цилиндров с диаметром поршня 1520 мм.

Номинальное усилие – 750 МН, достигается за счет давления всех 12

цилиндров и собственного веса траверсы 5000т (50 МН).

За счет различной подачи рабочей жидкости в группы цилиндров возможен

набор усилия от 50 до 750 МН.

Пресс имеет привод от двухсекционной насосно-аккумуляторной станции

(давления 20 и 32 МПа).

Ход траверсы – 2000 мм.

Диапазон скоростей траверсы при рабочем ходе: 0,2 – 30 мм/с.

Обратный ход поперечины осуществляется специальными возвратными

цилиндрами.

Система синхронизации действует по принципу изменения усилия в рабочих

цилиндрах при перекосе траверсы посредством регулирования количества

поступающей в них жидкости. Данное регулирование можно осуществлять

различными способами. Разработка новой системы синхронизации предполагает

отказаться от синхронизирующих цилиндров, а использовать в качестве

последних четыре крайних рабочих. Эта возможность обусловлена тем, что в

крайних рабочих цилиндрах при любой ступени усилия пресса рабочее давление

32 МПа. При этом в момент появления перекоса необходимо уменьшить подачу

жидкости в крайнем гидроцилиндре и возобновит ее при исчезновении перекоса.

Достоинства такого поддержания траверсы в бесперекосном горизонтальном

положении во время рабочего хода при эксцентричном нагружении пресса в том,

что освобождается рабочее пространство в нижней части траверсы, возможно

более точное поддержание необходимого давления штамповки.

Регулировать расход в рабочих (синхронизирующих) цилиндрах можно с

помощью напорного клапана, который включает в свой состав гидроцилиндр,

перемещение поршня которого регулирует расход жидкости через клапан в

рабочий гидроцилиндр. Т.о. стоит задача проектирования системы управления

перемещением поршня цилиндра напорного клапана в зависимости от величины

перекоса поперечины пресса.

Структурная схема системы синхронизации траверсы представлена на

рисунке 1.2.

Рисунок 1.2 – Структурная схема синхронизации траверсы пресса

Регулируемым объектом является траверса пресса. В качестве

чувствительного элемента используем датчик положения. В качестве

усилительно- преобразующего устройства применим дросселирующий

распределитель. Регулирующий орган – гидроцилиндр напорного клапана.

Важный элемент алгоритма работы системы синхронизации – определение

зависимости величины расхода жидкости в рабочем цилиндре от положения

траверсы. Для этого необходимо ввести в схему контроллер, который будет

обрабатывать информацию с датчиков положения и выдавать сигналы на

установку положения золотников в соответствующих дросселирующих

распределителях. В результате управляемые клапаны будут открываться и

закрываться на необходимую величину, подавая в синхронизирующие

гидроцилиндры определенную подачу рабочей жидкости.

Расход жидкости в каждом синхронизирующем цилиндре управляется

отдельно, по два цилиндра на одну насосную установку. Это решение

обусловлено конструктивными особенностями гидравлического пресса. Насосные

установки располагаются в верхней части пресса, непосредственно вблизи

напорных клапанов, регулирующих расход в синхронизирующих цилиндрах. Таким

образом предотвращаются потери давления по длине трубопровода и в местных

гидравлических сопротивлениях. Два крайних цилиндра слева управляются от

одной насосной установки, два крайних цилиндра справа – от другой. При этом

повышается надежность эксплуатации системы синхронизации, т.к. при

аварийных ситуациях, таких как отказ в работе приводного электродвигателя,

имеется возможность с помощью второй насосной установки вернуть

гидроцилиндры в исходное положение. Т.о. отказ в работе системы ограничения

перекоса не окажет существенного влияния на функционирования всей системы.

Для повышения надежности работы системы синхронизации необходимо

предусмотреть возможные аварийные ситуации. В основном это повышение

давления при выходе из строя гидроаппаратуры. При этом необходимо

сигнализировать о повышении давления в соответствующих точках схемы и при

необходимости отключить приводной электродвигатель для предотвращения

аварийных ситуаций.

Первоочередной задачей при разработке системы синхронизации положения

траверсы пресса является расчет управляемого впускного клапана, т.к. данный

гидроаппарат не является типовым и не имеет справочных данных. После

расчета впускного клапана необходимо для него спроектировать систему

управления, рассчитать и выбрать гидроаппаратуру. Для контроля положения

траверсы выбрать датчики положения и спроектировать схему сопряжения этих

датчиков с выбранным микроконтроллером. В алгоритме работы необходимо

учесть сигналы с датчиков аварийных ситуаций.

Построение динамической модели системы синхронизации позволит получить

ее переходной процесс и оценить объект управления на устойчивость и

быстродействие.

Функциональная схема системы синхронизации приведена на рисунке 1.3.

Схема разработана в пакете AUTOCAD2000.

Рисунок 1.3 – Функциональная схема системы синхронизации положения

траверсы пресса

2 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ СИСТЕМЫ СИНХРОНИЗАЦИИ

2.1 РАСЧЕТ ВПУСКНОГО УПРАВЛЯЕМОГО КЛАПАНА

Принципиальная схема клапана представлена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 – Впускной управляемый клапан гидравлического пресса

1-5 – клапан; 6 – втулка; 7 – отверстия; 8 – уплотнения; 9 – крышка; 10 –

пружина; 11 – указатель.

Проходное сечение клапана:

[pic]

где Fпл – площадь поршня цилиндра, обслуживаемого данным клапаном;

(пл – скорость поршня;

(к – скорость движения жидкости через клапан.

При давлениях жидкости р=20-32Мпа (к для клапанов выбирают до 20-30

м/c.

[pic]

Тогда диаметр условного прохода и диаметр клапана:

[pic]

Исходя из полученного диаметра основного клапана принимаем диаметр

разгрузочного клапана d1=22м, а диаметр штока клапана соответственно d2=12

мм.

Для клапана усилие для подъема штока определяется по формуле:

[pic]

где d1 – диаметр разгрузочного клапана;

d2 – диаметр штока клапана;

Т – сила трения в манжетах;

П – усилие пружины.

Пренебрегая силами трения и усилием пружины найдем необходимое

усилие:

[pic]

Обычная величина подъема разгрузочного клапана 4мм.

2.2 ВЫБОР ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ГИДРОЦИЛИНДРА

Для регулирования потоком жидкости в синхронизирующих цилиндрах

гидравлического пресса применен напорный клапан, для его подъема используем

гидроцилиндр исходя из следующих условий:

[pic] [pic] [pic]

где [pic] и [pic]- соответственно паспортное и заданное значения

толкающего номинального усилия на штоке;

[pic] и [pic]- соответственно паспортное и заданное значения

максимального хода штока гидроцилиндра;

[pic] и [pic]-соответственно паспортное и заданное максимальные значения

скорости движения штока.

Выбираем гидроцилиндр с односторонним расположением штока ЦРГ25Х12,

имеющий техническую характеристику:

D=25 мм; d=10 мм; [pic]=6 мм; [pic]=7400 Н; [pic]=1,5 [pic]; [pic]=0,95;

m=1,88 кг при номинальном давлении [pic][pic].

[pic]=7400 Н>[pic]=2512Н;

[pic] =1,5 [pic]>[pic]=0,1 [pic];

[pic]=6 мм>[pic]=4 мм.

Для выбранного типоразмера гидроцилиндра определяем расчётные значения

необходимого перепада давления и объёмного расхода жидкости [pic] на входе

в гидроцилиндр и [pic]- на выходе.

Эффективные площади поршня:

[pic];

[pic].

Необходимый перепад давления:

[pic].

Т.к. закрытие и открытие клапана должно проходить в минимальное короткое

время, то учитывая минимальное время срабатывания дросселирующего

распределителя 0,04с необходимая заданная скорость

(з=4/0,04=0,1м/с.

Расход жидкости:

[pic];

[pic].

где [pic]- необходимый перепад давления, [pic];

[pic]- давление в нагнетательной полости гидроцилиндра, [pic];

[pic]- давление в сливной полости гидроцилиндра, [pic] (при выборе

гидроцилиндра предполагается, что [pic]);

[pic]- диаметр поршня гидроцилиндра, м;

[pic]- диаметр штока гидроцилиндра, м;

[pic]- механический КПД гидроцилиндра;

[pic] и [pic]- соответственно объёмные расходы жидкости на входе (в

нагнетательном трубопроводе) и на выходе (в сливном трубопроводе)

гидроцилиндра,[pic].

2.3 ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ТРУБОПРОВОДОВ

Гидравлический расчёт трубопроводов заключается в выборе оптимального

внутреннего диаметра трубы и в определении потерь давления по длине

трубопровода.

Расчётное значение внутреннего диаметра трубы

[pic]

где Q- расчётный объёмный расход жидкости в трубопроводе, [pic]

[(]- допускаемая скорость движения жидкости, [pic]

[pic]- диаметр трубы, м.

Допускаемая скорость движения жидкости в нагнетательном трубопроводе

гидропривода выбирается по нормативным данным, в зависимости от расчётного

перепада давления р на исполнительном органе привода ([(]=3м/c).

[pic].

Из справочной литературы [1] выбираем внутренний диаметр бесшовной

холоднодеформируемой трубы так, чтобы действительный внутренний диаметр

трубы [pic] был равен расчётному значению [pic] или больше него, т.е.

[pic]

Принимаем бесшовные холоднодеформируемые трубы на нагнетательном и

сливном трубопроводе:

труба [pic] имеющая наружный диаметр 16 мм, толщину стенки 2 мм и

внутренний диаметр [pic]мм.

Определяем действительную скорость движения жидкости в нагнетательном и

сливном трубопроводах:

[pic]

[pic]

где Q- объёмный расход жидкости в трубопроводе, [pic]

Потеря давления при движении жидкости по нагнетательному трубопроводу

(участок АБ) и сливному трубопроводу (участок ВГ) определяется:

[pic][pic]

[pic],

где [pic]- потеря давления, [pic] [pic]- коэффициент сопротивления;

[pic]- плотность рабочей жидкости, [pic]; [pic] - длина участка

трубопровода, [pic] [pic] - внутренний диаметр выбранной трубы, [pic] [pic]

- действительная скорость движения жидкости по участку трубопровода, [pic]

Коэффициент сопротивления

[pic][pic];

[pic][pic],

где [pic] - число Рейнольдса.

Число (критерий) Рейнольдса

[pic];

[pic]

где [pic] - кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости (масло

И-20А), [pic].

2.4 ВЫБОР ГИДРОАППАРАТУРЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТЕРЬ ДАВЛЕНИЯ

Гидравлическая аппаратура выбирается из справочника при соблюдении

следующих условий:

[pic]

где [pic] и [pic] - соответственно номинальное паспортное давление

гидроаппарата и расчетный перепад давления на исполнительном органе

привода;

[pic] и [pic] - соответственно номинальный паспортный объемный расход

гидроаппарата и расчетный максимальный расход на входе в исполнительный

орган привода.

Для выбранного типоразмера гидроаппарата определяется действительная

потеря давления при прохождении расчетного расхода через гидроаппарат:

[pic]

где [pic] - паспортное значение потери давления при проходе через

гидроаппарат номинального паспортного расхода;

[pic] - действительное значение расхода, проходящего через гидроаппарат.

1. Предохранительный клапан ПКПД10-20, имеющий техническую

характеристику:

номинальное давление - 20(106 [pic]>5,4(106[pic];

номинальный расход – 6,7(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];

потеря давления – 0,25(106[pic];

объемный расход утечек – 2(10-6[pic];

диаметр условного прохода – 0,01м;

масса – 4,5кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов предохранительного

клапана:

[pic].

2. Дросселирующий распределитель с пропориональным электрическим

управлением РП6, имеющий техническую характеристику:

номинальное давление – [pic]([pic];

номинальный расход – [pic]>0,49(10-4[pic];

потеря давления – 1,2 (106[pic];

объемный расход утечек – 2,5(10-6[pic];

минимальное время срабатывания – 0,04с;

диаметр условного прохода – 6(10-3м;

диаметр золотника – 9(10-3м;

максимальное смещение золотника – 1(10-3м;

диаметр сопла – 0,4(10-3м;

максимальное смещение заслонки – 0,4(10-3м;

масса – 0,5кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов гидрораспределителя:

[pic].

3. Двухсторонний гидравлический замок ГМ3 6/3, имеющий техническую

характеристику:

номинальное давление – [pic]([pic];

номинальный расход – [pic]>0,49(10-4[pic];

потеря давления – 0,3(106[pic];

объемный расход утечек – 0,6(10-6;

диаметр условного прохода – 0,006м;

масса – 0,8кг.

Потеря давления жидкости при прохождении каналов гидравлического замка:

[pic].

4. Фильтры, имеющие технические характеристики:

приемный фильтр ФВСМ32:

номинальный расход – 6,7(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];

потеря давления – 0,007(106[pic];

диаметр условного прохода – 0,032м;

точность фильтрации – 80мкм;

масса – 4кг.

напорный фильтр 1ФГМ32:

номинальное давление - 32(106[pic]>9,12(106[pic];

номинальный расход – 5,3(10-4[pic]>0,98(10-4[pic];

потеря давления – 0,08(106[pic];

диаметр условного прохода – 0,022м;

точность фильтрации – 10мкм;

масса – 5кг.

сливной фильтр ФС25:

номинальное давление – 0,63(106[pic];

номинальный расход – 4,2(10-4[pic];

потеря давления – 0,1(106[pic];

диаметр условного прохода – 0,02м;

точность фильтрации – 25мкм;

масса – 1,9кг.

Потеря давления жидкости:

[pic];

[pic].

5. Реле давления ВГ62-11, имеющие технические характеристики:

контролируемое давление – 1..20МПа;

объемные расход утечек 0,8(10-6[pic];

масса – 2,3кг.

Суммарные потери давления при прохождении жидкости как в нагнетательном,

так и в сливном трубопроводах состоят из потерь давления по длине

трубопровода [pic] и в гидроаппаратуре [pic], установленной в

рассматриваемых трубопроводах.

Так как участки сопротивления соединяются последовательно, то суммарные

потери в нагнетательной или сливной линиях гидросистемы определяются

алгебраическим суммированием всех потерь давления в элементах трубопровода.

Суммарные потери давления в нагнетательном трубопроводе

[pic](0,002+0,0053+2(0,065+2(0,003+0,003)(106=

=0,143(106[pic].

Суммарные потери давления в сливном трубопроводе

[pic](0,0016+2(0,065+2(0,003+0,004)(106=0,142(106[pic].

2.5 ВЫБОР ИСТОЧНИКА ПИТАНИЯ

Выбрать из справочника источник питания гидросистемы с

необходимыми параметрами можно только после определения расчетных

значений необходимых давления и расхода на выходе из насосной

установки.

Т.к. в качестве исполнительного органа используется гидроцилиндр

с односторонним расположением штоков, то расчетное давление на выходе

из насосной установки определяется :

[pic]0,143(106+2(5,4(106+0,142(106=11,1(106[pic].

Расчетный расход на выходе из насосной установки:

[pic],

где [pic]- расчетное значение расхода на входе в исполнительный

орган;

[pic] - суммарный расход утечек жидкости через капиллярные

щели кинематических пар гидроаппаратов, установленных в

нагнетательной линии ( внутренние утечки аппаратов );

[pic] - расход, затраченный на функционирование регуляторов

потока.

[pic]=2(0,49(10-4+2(10-6+3(0,8(10-6+2(0,6(10-6+2(2,5(10-6=

=1,09(10-4[pic].

В качестве источника питания выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым

рабочим объемом при соблюдении следующих условий:

[pic];

[pic],

где [pic] и [pic] - соответственно паспортные номинальные значения

давления и производительности ( подачи ) насоса на выходе.

Выбираем пластинчатый насос с нерегулируемым рабочим

БГ 12-21М, имеющий техническую характеристику:

- номинальное давление – [pic];

- номинальная производительность –[pic];

- рабочий объем - [pic];

- частота вращения ротора – 25 об/с;

- объемный КПД – 0,75;

- механический КПД – 0,8;

- общий КПД – 0,6;

- масса – 9,5 кг.

2.6 РАСЧЁТ НАГНЕТАТЕЛЬНОГО ТРУБОПРОВОДА НА ПРОЧНОСТЬ

Прочностной расчет трубопровода заключается в определении толщины

стенки трубы из условий прочности. Труба рассматривается как

тонкостенная оболочка, подверженная равномерно распределенному

давлению [pic]. С достаточной для инженерной практики точностью

минимально допустимая толщина стенки определяется:

[pic] ,

где [pic] - толщина стенки трубы, м;

[pic] - расчетное давление на выходе из насосной

установки,[pic];

[pic] - внутренний паспортный диаметр трубы, м;

[pic] - допускаемое напряжение,[pic].

Для труб, выполненных из стали 20, [pic][pic].

Из справочников толщина стенки трубы выбирается так, чтобы

действительная толщина стенки трубы [pic] несколько превышала

расчетное значение [pic], т.е.[pic].

[pic]

Выбираем трубу с параметрами:

[pic]мм, [pic] мм > 0,95 мм.

2.7 ВЫБОР ПРИВОДНОГО ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

В качестве приводного электродвигателя обычно используется

трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором

общепромышленного применения. Электродвигатель выбираем при соблюдении

следующих условий:

[pic] ;

[pic] ,

где [pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортное и расчетное

значения активной мощности на валу ротора насоса;

[pic] и [pic] - соответственно номинальные паспортные значения

частоты вращения роторов электродвигателя и насоса.

Расчетная номинальная мощность на валу ротора насоса при

дроссельном регулировании скорости

[pic],

где [pic] - расчетная мощность на валу ротора насоса, кВт;

[pic] - расчетное значение номинального давления на выходном

штуцере насоса ( точка А ), МПа;

[pic] - значение номинальной производительности ( подачи ) на

выходном штуцере насоса ( точка А ), м3/с;

[pic] - общий КПД выбранного типоразмера насоса.

[pic]кВт.

Выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым

ротором 4А132М4У3, имеющий следующую техническую характеристику:

номинальная мощность - 4 кВт>2 кВт;

синхронная частота вращения - 25 об/с=[pic]=25 об/с;

масса – 100 кг.

3 РАЗРАБОТКА МИКРОКОНТРОЛЛЕРНОЙ СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ

3.1 ВЫБОР МИКРОКОНТРОЛЛЕРА

Для обработки информации с датчиков положения, выполнения алгоритма

работы и подачи управляющих сигналов на исполнительную гидравлическую

аппаратуру применяем 28-выводный микроконтроллер PIC14000, тактовая частота

которого без применения кварцевого резонатора 4МГц, объем ОЗУ 192 байта, 22

линии ввода-вывода, объем ПЗУ 4Кх14.

Данный микроконтроллер – дешевое микроэлектронное устройство, имеет

достаточные технические характеристики для обслуживания разрабатываемой

системы синхронизации.

Основные функции микроконтроллера в разрабатываемой системе – это

опрос четырех датчиков положения, десяти датчиков давления, шести элементов

фильтрации рабочей жидкости, проведение расчетов по алгоритму работы и

выдача сигналов управления на предохранительные клапаны, дросселирующие

распределители и приводные электродвигатели.

Функциональная схема микроконтроллерной системы управления

представлена на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 – Функциональная схема микроконтроллерной системы

управления

3.2 ВЫБОР ДАТЧИКА ПОЛОЖЕНИЯ И РАСЧЕТ СХЕМЫ СОПРЯЖЕНИЯ С

МИКРОКОНТРОЛЛЕРОМ

Для обеспечения измерения рабочего диапазона перемещения траверсы

используем закрытую систему измерения линейных перемещений на базе

фотоэлектрической линейки LS-623 со следующими техническими

характеристиками:

- рабочий диапазон измерений – 2540мм;

- межштриховой шаг – 20мкм;

- системная точность [pic]10мкм;

- разрез линейки (высота х толщина) 75х37мм.

Система имеет прямоугольные импульсы (ТТL-выход).

Выбранная система измерения линейных перемещений удовлетворяет всем

требованиям по монтажу, габаритным размерам и диапазону измерения.

Схема сопряжения датчика положения с микроконтроллером представляет

собой набор счетчиков, которые считают импульсы от датчика и через регистр-

защелку передают данные в порт микроконтроллера.

Расчет необходимых параметров схемы сопряжения выполняем для рабочего

хода траверсы при максимальной скорости движения [pic] =30 мм/с и

минимальной скорости движения [pic]=0,2 мм/с. Опрос датчиков положения

необходимо организовать через каждые 2 секунды – время переходного процесса

системы синхронизации по положению (определено при моделировании системы).

С учетом того, что шаг линейки 0,02 мм (50 импульсов за 1с),

при [pic]=30мм/c: за 2с количество импульсов от датчиков=2(30(50=3000имп.;

при [pic]=0,2мм/c: за 2с количество импульсов от датчиков=2(0,2(50=20имп.

Т.о. опрос датчика положения контроллер будет вести через каждые 20

импульсов.

Для подсчета импульсов от датчика положения выбираем четырех разрядный

счетчик К555ИЕ7.

Необходимое количество микросхем счетчиков для подсчета 20 импульсов –

2 шт., т.к. 20 в двоичном коде =25 (два 4-х разрядных счетчика).

Для фиксирования информации на выходе счетчика импульсов используем RS-

триггер.

Логический элемент “И” К555ЛИ5, сигнал на выходе которого служит для

установки информации на триггере и обнуления старшего счетчика импульсов.

В системе всего 4 датчика положения, информация с которых поступает на

один порт А микроконтроллера.

После считанной информации с триггеров микроконтроллер через порт С

сбрасывает те триггеры в 0, с которых прочитана информация. При этом в

соответствующих регистрах накопителях ведется подсчет суммарного положения

траверсы относительно нижнего штампа.

Принципиальная схема сопряжения датчика положения с микроконтроллером

представлена на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 – Принципиальная схема сопряжения датчика положения с

микроконтроллером

3.3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СХЕМЫ СОПРЯЖЕНИЯ МИКРОКОНТРОЛЛЕРА С ДАТЧИКАМИ АВАРИЙНЫХ

СИТУАЦИЙ

Сигналы с датчиков давления и фильтрующих элементов необходимо подавать на

порт ввода микроконтроллера через оптроны АОТ123А для преобразования

уровней сигнала в TTL. Т.к. общее число обрабатываемых сигналов равно 16, а

порт ввода микроконтроллера 8-разрадный, то необходимо применить шифратор

К155ПР6. Принципиальная схема сопряжения микроконтроллера с датчиками

аварийных ситуаций приведена на рисунке 3.3.

Рисунок 3.3 – Принципиальная схема сопряжения микроконтроллера с

датчиками аварийных ситуаций

3.4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СХЕМЫ СОПРЯЖЕНИЯ МИКРОКОНТРОЛЛЕРА С УПРАВЛЯЕМОЙ

АППАРАТУРОЙ

Управляющие сигналы с порта вывода микроконтроллера подаются на

предохранительные клапаны и дросселирующие распределители, номинальное

напряжение которых 24В. для сопряжения сиг