Cuprins. 68 de reglare Caracteristici statice... 71

Transcript

1 Cuprins 1 Probleme actuale ale acţionărilor şi automatizărilor hidropneumatice Aspecte de ordin general Structura generală şi clasificarea acţionărilor de tip hidropneumatic Principii de analiză a elementelor acţionărilor hidropneumatice Ameliorarea indicatorilor energetici ai acţionărilor hidropneumatice Măsuri şi metode de economisire a energiei Măsuri şi metode de recuperare a energiei Generatoare de energie hidrostatică Introducere 1. Reprezentare, simbolizare, clasificare Caracteristicile statice ale pompelor volumice Alegerea pompelor volumice 19 3 Elemente hidraulice de execuţie Introducere 3. Motoare hidraulice rotative 3..1 Reprezentare, simbolizare, clasificare. 3.. Caracteristici statice Consideraţii privind alegerea motoarelor hidraulice rotative Motoare hidraulice liniare Reprezentare, simbolizare, clasificare Relaţii de determinare a principalilor parametri în regim staţionar Alegerea şi verificarea cilindrilor hidraulici 37 4 Aparatura hidraulică de distribuţie şi reglare Introducere Elemente hidraulice direcţionale; distribuitoare hidraulice Funcţie, reprezentare, simbolizare Parametrii funcţionali şi caracteristici statice Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru controlul şi reglarea presiunii Funcţie, reprezentare, simbolizare Sisteme de reglare a presiunii cu comandă directă; caracteristici statice Supape de siguranţă cu comandă directă Supape de reglare a presiunii cu comandă directă (supape de descărcare) Supape de succesiune cu comandă directă Supape de deconectare şi supape de conectare cu comandă directă Utilizarea supapelor de sens Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru reglarea vitezei Principiul de reglare rezistivă a vitezei, elemente hidraulice 68 de reglare Caracteristici statice i

2 4.4.3 Reglarea vitezei cu droselul montat în serie 73 cu elementul de execuţie (motorul hidraulic) Reglarea vitezei cu droselul montat în paralel 76 cu elementul de execuţie Reglarea vitezei acţionării hidraulice cu regulatoare de debit Regulatoare de debit cu două căi Regulatoare de debit cu trei căi Structura sistemelor hidropneumatice cu comandă secvenţială Introducere Structuri tipice de circuite utilizate în automatizările hidraulice Circuite de descărcare sau scurtcircuitare a elementelor generatoare Circuite pentru reglarea automată discontinuă sau continuă a presiunii Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie Scheme de comandă secvenţială utilizate în automatizările Hidropneumatice Comanda cu contacte şi relee Bibliografie 97 ii

3 1. Probleme actuale ale acţionărilor şi automatizărilor hidropneumatice 1.1 Aspecte de ordin general Avantajele, calităţile remarcabile şi flexibilitatea pe care le deţin acţionările şi, în general, sistemele hidropneumatice de acţionare (densitate mare de putere, asigurarea reglării optime a principalilor parametri, bune proprietăţi dinamice, accesibilitatea utilizării unor sisteme de comandă şi conducere dintre cele mai diverse etc.), facilităţile oferite de elementele de interfaţă etc. au permis o perfecţionare rapidă şi adaptare la cerinţele noi, impuse de specificul proceselor în care sunt integrate. Utilizarea largă a acestor sisteme de acţionare şi automatizare se explică şi prin perspectiva oferită în privinţa creşterii productivităţii maşinilor, utilajelor şi instalaţiilor, a performanţelor lor statice şi dinamice, a fiabilităţii şi randamentului global. Tendinţa de dezvoltare a echipamentelor hidropneumatice se manifestă în direcţia creşterii presiunilor de lucru (concentrarea în spaţiu), a vitezelor dezvoltate de elementele de execuţie, asigurarea unei funcţii multiple pentru o anumită construcţie de element, modularizare, îmbunătăţirea indicatorilor energetici, creşterea fiabilităţii şi durabilităţii etc. [1],[16],[19]. Extinderea acţionărilor şi automatizărilor hidropneumatice se explică şi prin performanţele calitative ale acestora, apreciate de utilizatori, aspecte care se manifestă prin uşurinţa sau simplitatea cu care se realizează sinteza oricărei maşini sau instalaţii, precum şi a modificărilor şi trecerii de la o structură la alta, în acord cu schimbările intervenite pe parcurs. Se constată totodată, extinderea mijloacelor de comandă şi reglare automată, cu utilizarea echipamentelor hidraulice şi pneumatice, în special a sistemelor de urmărire automată şi a servosistemelor electrohidraulice de reglare automată. Conducerea numerică, cu calculatoare şi microprocesoare, reprezintă o direcţie care se manifestă tot mai pregnant, în special odată cu integrarea sistemelor de acţionare în structura unor procese complexe, la care se impun nivele diferite de organizare şi conducere. Aparatura proporţională cunoaşte o importantă extindere în ultima vreme, preluând în multe situaţii funcţiile servovalvelor ca elemente de interfaţă, fiind în acelaşi timp mai simplă şi mai sigură în exploatare [14],[19],[0]. O altă direcţie importantă de perfecţionare a acţionărilor şi automatizărilor hidropneumatice o constituie ameliorarea indicatorilor energetici, având în vedere că, atât la servovalve, cât şi la aparatura proporţională, funcţionarea are loc pe baza metodei rezistive de reglare, însoţită de pierderi mari şi randamente scăzute. Metodele propuse în acest sens se îndreaptă spre dezvoltarea sistemelor care implică o reglare de tip volumic, împreună cu utilizarea în paralel a regulatoarelor de debit, de presiune sau de putere. Studii recente efectuate asupra defectării sistemelor de acţionare de tip hidrostatic au arătat că circa 44% din defecţiunile în exploatare sunt datorate etanşărilor, 30% comenzilor electrice şi mecanice ale distribuitoarelor, 10% elementelor mecanice, 5% supapelor şi 3% sistemelor de filtrare. Aceleaşi 1

4 studii arată că, în condiţiile creşterii nivelului presiunilor de lucru şi reducerii sensibile a gabaritului elementelor componente ale sistemelor hidraulice, cresc şi cerinţele impuse mediului hidraulic, care frecvent devine veriga cea mai slabă a sistemului. Astfel, modificările care apar la nivelul proprietăţilor lichidelor de lucru au drept consecinţă afectarea unor caracteristici şi o pondere de 80% din defectele ce apar în instalaţiile hidrostatice. Se constată, pe această linie, influenţa pe care o exercită presiunea, viteza şi temperatura sistemului asupra degradării lichidelor de lucru, care, la rândul său conduce la o intensificare a uzurii elementelor active de circuit [16],[0],[1]. În principiu, un sistem de acţionare hidrostatic presupune o generare de energie hidrostatică şi apoi o transformare a acesteia în energie mecanică, cu avantajul posibilităţii efectuării unui control uşor şi precis a energiei intermediare. O primă divizare a sistemelor de acţionare se face analizând componentele energiei specifice fluidului de lucru. Dacă acesta este un lichid şi are energia specifică preponderent sub forma energiei de presiune, sistemul de acţionare este hidrostatic; dacă fluidul este gaz, energia sa fiind, de asemenea, preponderent potenţială, sistemul de acţionare este pneumatic (pneumostatic). Dacă energia fluidului este de natură cinetică, sistemul de acţionare este de tip hidrocinetic. Sintetizând, dintre avantajele sistemelor de acţionare de tip hidraulic în comparaţie cu ale celor de alt tip se pot aminti [1],[16],[0],[1]: - capacitatea de a furniza forţe specifice şi momente mari, în mod curent de valori între dan/cm, până la 1000 dan/cm, în timp ce forţa specifică a unui electromagnet de curent continuu ajunge la circa dan/cm ; - inerţie redusă: la motorul hidraulic rotativ, de exemplu, raportul dintre cuplul transmis şi momentul de inerţie este M m / J 1000, în timp ce la motorul electric este de ordinul 4 6. Aceste însuşiri sunt consecinţa gabaritelor reduse ale motoarelor hidrostatice, rezultate la rândul lor din valoarea mare a presiunii de lucru. Aşa cum s-a amintit deja, presiunea este parametru principal, al cărui nivel are tendinţa de creştere continuă; - elementele componente ale sistemelor de acţionare hidrostatice sunt mai uşoare şi uneori mai ieftine, la performanţe egale, comparativ cu elementele componente ale altor tipuri de sisteme de acţionare (Tab. 1.1), [16]: Element component Generator Motor Conducte (linii) Acumulator Tab. 1.1 Comparaţie între diferite tipuri de sisteme de acţionare Criteriul de comparaţie Valoarea Hidraulic 0,4 0,98 Electric kg / kw 1,3,8 Pneumatic 6, 10,4 Hidraulic 0,4 1,1 Electric kg / kw 3,1 3,5 Pneumatic 0,3 5,8 Hidraulic 0,15 0, Electric kg / kw 1,14 0,75 Pneumatic 0,1 Hidraulic 0,6 0,8 Electric kg / kw 0,01 Pneumatic 0,5

5 - uşurinţa realizării unor rapoarte foarte mari de amplificare ale vitezelor, forţelor, deplasărilor; - uşurinţa schimbării sensului de deplasare, fără efecte şi solicitări dinamice mari; - funcţionarea fără şocuri şi vibraţii, cu efecte favorabile asupra cinematicii şi uzurii instalaţiei; - uzură redusă, datorită ungerii permanente, prin însăşi fluidul de lucru; - comanda uşoară a mecanismelor acţionate, posibilitatea reglării continue şi uşoare a vitezei în timpul funcţionării după un ciclu prestabilit şi uşurinţa modificării ciclurilor de lucru în cazul sistemelor hidraulice automate; - posibilitatea largă de tipizare a elementelor componente; Pe lângă avantajele enumerate, sistemele de acţionare hidropneumatice prezintă şi unele dezavantaje, dar care nu limitează serios gradul lor de utilizare. Se menţionează astfel: - pierderi hidraulice mari, care fiind proporţionale cu pătratul vitezei de circulaţie a lichidului, limitează viteza de curgere la 9 10 m/s, iar turaţiile pompelor şi motoarelor la rot/min; - pierderi volumice în elementele generatoare şi în cele de execuţie, care reduc puterea transmisă şi, pentru a căror micşorare sunt necesare tehnologii speciale; - influenţa variaţiei temperaturii asupra vâscozităţii lichidului de lucru, cu consecinţe defavorabile asupra parametrilor reglaţi ai ciclului de lucru; - realizare dificilă a vitezelor de deplasare mici, sau foarte mici; - comportarea neliniară la presiuni mari, datorată compresibilităţii lichidului de lucru; - sensibilitate la conţinutul de gaze dizolvate, cu consecinţe negative asupra promptitudinii şi preciziei sistemului; - rază de acţiune limitată. Acţionările pneumatice sunt recomandate acolo unde forţele necesare la organul de execuţie nu sunt mari. Dintre avantaje, se pot menţiona: greutate redusă, supraîncărcarea fără pericol de avarie, reglaj simplu şi uşor, alimentare centralizată. Dezavantajul major este legat de randamentul mai scăzut, din cauza randamentului scăzut de producere a aerului comprimat şi, în plus, din cauza unor pierderi importante pe conducte [5],[],[3]. 1. Structura generală şi clasificarea acţionărilor de tip hidropneumatic O instalaţie de acţionare hidrostatică este formată dintr-un ansamblu de elemente care participă activ la producerea, distribuţia şi controlul energiei potenţiale înmagazinată de un agent purtător, între un element generator primar şi un element de execuţie ce realizează reconversia acesteia în energie mecanică. În acest mod, printr-o dublă conversie energetică, dispozitivul de acţionare (Fig.1.1) efectuează un lucru mecanic pentru învingerea forţelor, sau cuplurilor rezistente caracteristice maşinii de lucru (ML), contribuind la obţinerea unor mişcări după traiectorii primare de translaţie sau de rotaţie, cu performanţe caracteristice, specifice regimului staţionar şi dinamic [1],[],[19],[0]. Energie mecanică Energie Energie Energie hidraulică hidraulică mecanică EG EDR EE ML Dispozitiv de acţionare Produs Fig.1.1 Schema structurală bloc a unei instalaţii de acţionare hidrostatică 3

6 În afara elementelor implicate direct în realizarea funcţiilor de producere, dirijare şi controlare a parametrilor energetici proprii agentului de lucru, instalaţiile de acţionare hidrostatică cuprind şi elemente auxiliare care conduc mediul hidraulic între elemente, îl filtrează, îl înmagazinează, sau contribuie la răcirea acestuia etc. În acest fel, elementele instalaţiilor de acţionare hidrostatică pot fi clasificate astfel(fig.1.1): a) Elemente generatoare de energie hidrostatică (EG), sau pompe volumice; acestea convertesc energia mecanică în energie hidraulică şi pot fi cu debit constant şi cu debit variabil; b) Elemente de execuţie (EE), sau motoare, ce convertesc energia hidrostatică a agentului hidraulic în energie mecanică de rotaţie sau de translaţie; c) Elemente de distribuţie şi reglare (EDR); dirijează (discret sau continuu) agentul hidraulic de la pompă spre diferitele motoare sau porţiuni ale circuitelor, şi de la acestea înapoi spre rezervor (în cazul instalaţiilor ce funcţionează în circuit deschis), spre pompă (la funcţionarea în circuit închis), sau spre ambele destinaţii (circuite semiînchise). Din această categorie fac parte elementele de reglare a debitului (rezistenţe hidraulice variabile drosele) şi cele prin care este realizat controlul şi reglajul presiunii (supapele). d) Maşina de lucru (ML), sau obiectul (în sensul oferit acestuia de teoria sistemelor) supus acţionării, care recepţionează energia mecanică utilă şi are rol în efectuarea uneia sau mai multor operaţii specifice procesului tehnologic realizat în instalaţia din care face parte: deplasare, deformare, manipulare, transport, transfer, fixare etc. Acţionările hidraulice lucrează în regim de putere superioară unui kilowat, ceea ce determină şi caracterul de elemente de putere pentru blocurile funcţionale caracteristice. Funcţionarea întregului ansamblu este realizată prin transformarea energiei dintr-o natură fizică în alta, sau prin transmiterea unei energii caracterizată de perechi de valori viteză liniară (v) forţă (F), viteză unghiulară (ω) cuplu (M) pentru energia mecanică şi debit (Q) presiune (p) pentru energia hidraulică, produsul acestor două mărimi reprezentând puterea vehiculată între elementele acţionării (Fig.1.), [19],[0],[1]. Q p DA ω (v) M (F) Fig.1. Reprezentarea dispozitivului de automatizare DA ca un obiect orientat În unele situaţii, mărimile de tip ω (v), Q sunt considerate variabile directe sau de mişcare şi sunt notate în literatura de specialitate cu M, în timp ce mărimile M (F) şi p sunt mărimi inverse, sau variabile de efort şi se notează cu E. Prin intermediul celor două variabile, elementele instalaţiilor vehiculează între ele atât energie, cât şi informaţii, amândouă cu importanţă în procesul complex de acţionare automatizare pe cale hidraulică şi mixtă. Din punct de vedere al numărului de variabile care intervin în funcţionarea instalaţiilor de acţionare şi automatizare hidrostatică, sunt cunoscute mai ales: Elementele bipolare la care funcţionarea este realizată în prezenţa a două variabile (de mişcare, de efort sau mixte), una la intrare - M i şi alta la ieşire M e, (Fig. 1.3.a). Nivelul energetic al informaţiilor este redus, astfel încât cealaltă variabilă poate fi neglijată( ex.: traductorul de debit cu turbină care transformă un debit Q într-o viteză unghiulară ω şi apoi într-o tensiune U, traductoarele de forţă, supapele de limitare, acumulatoarele hidraulic etc.) [],[16],[19],[0]. Elemente cuadripolare, care se caracterizează prin câte două mărimi de intrare şi două de ieşire, de mişcare şi de efort (Fig. 1.3 b.). Majoritatea elementelor instalaţiilor de acţionare şi automatizare pot fi 4

7 reprezentate în acest fel: pompa cu debit constant, motorul rotativ cu capacitate constantă, conductele, distribuitoarele cu acţiune discretă, droselele, motoarele liniare etc. Elemente sexapolare (Fig. 1.3 c.) care sunt descrise prin trei mărimi de intrare şi trei de ieşire, de mişcare şi de efort (ex.: pompa şi motorul rotativ cu capacitate reglabilă, servodistribuitoarele etc.). M E Mi Element de acţionare Me Mi Ei Element de acţionare Me Ee Mi Ei Element de acţionare Me Ee a. b. c. Fig.1.3 Reprezentarea elementelor de acţionare în funcţie de numărul de variabile caracteristice: a) Elemente bipolare; b) Elemente cuadripolare; c) Elemente sexapolare. Utilizarea acestui mod de descriere prezintă numeroase avantaje în studiul acţionărilor cu elemente conectate fie direct, în circuite deschise, fie în bucle de reglare, cu condiţia ca sistemul să nu conţină neliniarităţi, ori acestea să fie neesenţiale. Este posibilă în acest fel, pe de o parte - evidenţierea tuturor mărimilor de natură hidraulică, mecanică etc., care intervin în funcţionarea acţionării de la motorul electric la pompă şi până la motorul hidraulic şi sarcină, pe de altă parte ilustrarea transferului de putere la conectarea elementelor şi posibilităţile de ameliorare a acestuia. Conectarea în cascadă a elementelor acţionării (Fig.1.1) conduce la realizarea unei structuri proprii sistemelor în circuit deschis (sisteme de comandă), a căror caracteristică fundamentală, pe plan funcţional este sensibilitatea scăzută faţă de efectul acţiunii sale, manifestată la ieşire. Pe plan teoretic, acţionarea aceasta de tip transmisie este, de obicei, determinată suficient prin caracteristicile de funcţionare în regim staţionar. În ultimele decenii a apărut şi se dezvoltă în ritm accelerat o altă categorie mai complexă de acţionări hidrostatice, cea cunoscută în general sub denumirea de sisteme hidraulice de reglare automată (SHRA). Atributul fundamental, pe plan funcţional al acestor sisteme îl constituie sensibilizarea acţionării hidrostatice faţă de efectul acţiunii sale, datorate unui flux informaţional invers, prin care informaţiile aferente stării sistemului sunt folosite pentru creşterea performanţelor întregii structuri. Pe plan teoretic, acţionarea de tip reglare nu mai este determinată suficient prin caracteristicile de funcţionare în regim staţionar, ci reclamă prezenţa unor calităţi specifice regimului dinamic, cum sunt: stabilitatea, precizia, calitatea regimului tranzitoriu, capacitatea de urmărire etc [14],[17],[19]. Prin sistem automat de acţionare hidraulică (sau sistem hidraulic de reglare automată) se înţelege orice dispozitiv sau instalaţie cere realizează pe cale hidraulică şi în mod automat o dependenţă funcţională între mărimea de ieşire (parametrul controlat: deplasarea, presiunea, debitul etc.) şi mărimea de intrare (programatoare în cazul SHRA sau perturbatoare în cazul regulatoarelor hidraulice). De exemplu, sistemele hidraulice pentru controlul automat al deplasării unor mecanisme (numite şi sisteme de poziţionare automată, sau sisteme de urmărire automată, servosisteme) au rolul de a realiza şi controla pe baza instrucţiunilor primite din partea unui organ de programare modificările de poziţie în spaţiu a unor mecanisme, în ordinea şi valorile de deplasare solicitate de desfăşurarea procesului tehnologic. Marea diversitate a sistemelor hidraulice de reglare automată pentru controlul automat al celor mai diferite mărimi fizice: viteze, forte, temperaturi, turaţii, nivele etc., dar mai ales deplasări nu împiedică formarea unei concepţii unice de clasificare şi tratare, bazată pe identitatea structurală a tuturor acestor sisteme (Fig.1.4). 5

8 w M, ω Q 1, p 1 Q, p z EG EDR EE M C-dă + C i c ε - r Reacţie Fig.1.4 Schema structurală bloc a unui sistem hidraulic de reglare automată Maşina de lucru asupra căreia se exercită acţiunea perturbatoare w primeşte semnalul de ieşire - z de la elementul hidraulic de execuţie EE, care transmite totodată şi un semnal de reacţie - r la comparatorul C. Acesta compară starea execuţiei - r cu starea mărimii de intrare de comandă (programatoare) i c, eroarea ε dintre acestea ( ε = i c r ) fiind aplicată elementului de distribuţie şi reglare. Acţiunea acesteia permite elementului generator EG să alimenteze elementul de execuţie în aşa fel încât mărimea de ieşire z să corespundă mărimii i c, respectiv ε = i c r = 0. Elementele caracteristice unui sistem hidraulic de reglare automată (SHRA) sunt, prin urmare: - variabila de intrare; în cazul în care intrarea de comandă i c variază după un program stabilit, iar intrarea perturbatoare w are o variaţie aleatoare, SHRA este numit, convenţional, programator automat. În opoziţie cu acesta, sistemul la care i c reprezintă o valoare fixă, de referinţă, iar pentru w se prelimină variaţii pe care sistemul trebuie să le înlăture în vederea menţinerii permanente a unei ieşiri z constante la nivelul prescris de i c SHRA este numit regulator automat [14],[15],[17],[18]. - variabila de ieşire; în funcţie de natura parametrului reglat, pot fi întâlnite programatoare sau regulatoare de viteză, cuplu, deplasare, putere etc. - variabila de reacţie; în cazul în care variabila r se manifestă local, SHRA este, de fapt un amplificator hidraulic. Dacă însă variabila de reacţie este prelevată de la nivelul maşinii de lucru, SHRA devine un servosistem bazat pe folosirea unei servovalve, care reglează automat poziţia mecanismului acţionat, sau pe folosirea unei servopompe, prin care este reglată viteza acestuia. 1.3 Principii de analiză a elementelor acţionărilor hidropneumatice Analiza elementelor şi instalaţiilor de acţionare şi automatizare hidraulică se realizează pe cale teoretică şi experimentală, în scopul de a cunoaşte comportarea staţionară şi dinamică a acestora. Pe baza interpretării rezultatelor obţinute din analiza comparativă întreprinsă şi ţinând seama de performanţele impuse se extrag concluzii privitoare la îmbunătăţirea performanţelor obţinute cu o structură dată de instalaţie şi a mărimilor constructiv dimensionale şi parametrilor hidromecanici asupra cărora trebuie să se intervină în acest scop [0],[1]. Modelul matematic complex al unei acţionări şi automatizări hidraulice este, la origine, un ansamblu de ecuaţii diferenţiale cu coeficienţi variabili, în care unele dintre variabile apar la puteri diferite de 1 (cel mai frecvent 1 / ), iar unii termeni sunt reprezentaţi sub forma unui produs de variabile sau cu neliniarităţi statice. Prin prelucrarea sistemului de ecuaţii în raport cu mărimea de ieşire, se obţine o ecuaţie diferenţială neliniară, cu neliniarităţi diverse care se rezolvă, în funcţie de tipul ei, analitic sau numeric. Rezolvarea ecuaţiei diferenţiale se poate face într-o primă ipostază pe modelul liniar (sau liniarizat), pentru care teoria sistemelor pune la dispoziţie metode de analiză puternice. Un sistem liniar 6

9 este prin definiţie un sistem descris de ecuaţii diferenţiale liniare între variabile, uzual fiind cu coeficienţi constanţi. Avantajele utilizării modelelor liniare sunt, în principal, următoarele: - existând o teorie matematică care oferă soluţii ecuaţiilor, toate aspectele de performanţă staţionară, tranzitorie sau de stabilitate pot fi previzibile încă din faza de analiză; - principiul suprapunerii efectelor putând fi aplicat, se poate obţine răspunsul sistemului la mai multe intrări prin adunarea răspunsurilor individuale; - modelele liniare sunt descriptibile prin funcţii de transfer. Cum acestea se obţin din răspunsul în frecvenţă, şi ecuaţiile diferenţiale caracteristice pot fi obţinute din funcţia de transfer, între aceste noţiuni existând o relaţie de biunivocitate. Utilizând funcţiile de transfer, poate fi studiat răspunsul în frecvenţă un test relativ complet al modelului. - algebra funcţiilor de transfer cu utilizarea transformatei Laplace este foarte simplă şi pe baza acesteia pot fi evitate calcule laborioase. Trecându-se în final de la domeniul complex la cel real, se regăseşte mult mai rapid originalul în timp al răspunsului instalaţiei la orice tip de mărime de intrare; - întrucât pentru sistemele liniare există deja teorii bine finalizate, concluziile oferite de acestea pot fi utilizate în faza de sinteză a instalaţiei hidraulice. Astfel, la baza criteriilor de proiectare stau criterii performanţă, cum sunt: lărgimea de bandă, marginea de fază, marginea de stabilitate, durata regimului tranzitoriu, frecventa proprie, amortizarea etc. Aceste criterii nu se pot folosi în cazul sistemelor neliniare; este de aceea important de subliniat că teoria sistemelor liniare este esenţială în înţelegerea comportării instalaţiilor, în analiza şi sinteza acestora şi conţine elemente importante în compararea performanţelor acestora, dar că, pentru aprecierea calităţilor unui sistem neliniar cum este cazul marii majorităţi a modelelor unei instalaţii de acţionare şi automatizare de tip hidraulic este necesar a se găsi noi criterii de apreciere a performanţelor. Nu există încă o teorie de rezolvare globală a sistemelor de ecuaţii neliniare, dar au fost elaborate câteva tehnici de rezolvare particulare care sunt aplicabile în anumite categorii de probleme. Dintre acestea, se pot aminti: 1. Liniarizarea în jurul unui punct de funcţionare staţionară. Presupunând că variabilele au mici variaţii în jurul punctului de liniarizare, sistemul poate fi tratat ca liniar, dar performanţele diferă pentru diversele puncte în care se întreprinde liniarizarea şi, deci, trebuie calculate în fiecare punct. Deşi nu este o tehnică de rezolvare globală şi definitivă a sistemului neliniar, metoda este destul de frecvent utilizată.. Analiza liniară pe porţiuni. Acest mod de lucru este util atunci când sistemul este descriptibil prin ecuaţii diferenţiale liniare valide doar pe anumite domenii. Introducând condiţii iniţiale apropiate, pot fi deduse soluţii generale acoperitoare. 3. Analiza cu funcţii de descriere. Metoda este un mod aproximativ de determinare a răspunsului sinusoidal, a fenomenului de salt la rezonanţă şi cicluri limită posibile. 4. Analiza în planul fazelor. Tehnica planului fazelor este o metodă de rezolvare grafică a ecuaţiilor neliniare, fiind utilă la determinarea ciclurilor limită şi a răspunsului la semnal treaptă, fiind aplicabilă în special pentru sisteme de ordin redus. 5. Analiza prin simulare. Metoda presupune transpunerea modelului matematic iniţial al elementului analizat într-un program specializat de simulare numerică, cu facilităţi sporite de implementare a condiţiilor iniţiale, precum şi a unor numeroase tipuri de neliniarităţi caracteristice acestor categorii de sisteme. Aşa cum s-a arătat anterior, pentru a cerceta performanţele unui sistem şi, pe această bază, a opera modificări de structură care vizează ameliorarea lor în cadrul procesului de sinteză, este necesar să se obţină modele matematice cât mai reprezentative ale elementelor componente, care să conţină atât comportarea în regim dinamic, cât şi pe cea corespunzătoare regimului staţionar. 7

10 1.4 Ameliorarea indicatorilor energetici ai acţionărilor hidropneumatice Utilizarea eficientă a energiei de orice fel (electrică, termică, hidraulică, pneumatică etc) a constituit întotdeauna o problemă importantă. În general, se poate vorbi de două categorii de măsuri şi metode şi anume: măsuri şi metode de reducere (economisire) a energiei şi măsuri şi metode de recuperare a acesteia [17],[19],[0] Măsuri şi metode de economisire a energiei Acestea au în vedere atât metode de ordin constructiv, cât şi de raţionalizare a cuplajul dintre diferitele circuite hidraulice cu funcţii specifice. Măsurile constructive se adoptă, în general, în faza de proiectare de execuţie şi montaj a elementelor structurale ale acţionării. Astfel, de exemplu, prin măsuri constructive de compensare a jocurilor radiale şi axiale şi prin reducerea forţelor şi cuplurilor de frecare în lagăre la o pompă cu angrenaj interior, s-a reuşit o creştere a randamentului volumic până la 97%, şi a randamentului total la o valoare de 93%, la o presiune de lucru de 300 dan/cm (Fig.1.5), [19]. η p [bar] Fig.1.5 Explicativă la creşterea randamentului pompei volumice prin soluţii constructive O însemnată pierdere de energie se înregistrează în aparatura de reglare a presiunii şi debitelor, care, în general, se bazează pe principiul restricţiei (strangulării) de curgere prin fante de forme geometrice diferite. Orice modificare a condiţiilor de curgere în sensul optimizării acestora, deci a geometriei fantelor, poate constitui un factor de reducere a pierderilor. Spre exemplu, distribuitoarele proporţionale asigură o importantă economisire de energie în comparaţie cu servovalvele (servodistribuitoarele), deoarece atât cursele, cât şi secţiunile de deschidere sunt mai mari la primele, astfel că, la acelaşi debit volumic Δp p = 10 bar la un distribuitor proporţional şi Δp p = 70 bar la o servovalvă (Fig. 1.6), [19],[0]. Q [ l/min] Distribuitor proporţional Q N Servovalvă Δp [ bar] Fig. 1.6 Comparaţie între un distribuitor proporţional şi o servovalvă 8

11 O însemnată economie de energie se poate realiza prin alegerea corespunzătoare a componentelor şi structurii sistemului de acţionare, apoi prin combinarea şi conexiunea raţională a elementelor componente. Un prim exemplu îl constituie utilizarea unui regulator de debit cu trei căi (Fig. 1.7) în locul unui a cu două căi, deoarece pierderile de putere sunt mult mai reduse, datorită faptului că presiunea de lucru a elementului generator este adaptată celei necesare sarcinii [19],[0]. Δp Δp Q p p M Q p p max p M Q M Q M Q P p P Q P p p Q M Q M p M p M Δp p max Δp p max Fig. 1.7 Explicativă la comparaţia între un regulator de debit cu trei căi şi unul cu două căi O importantă eficienţă se obţine, de asemenea, prin utilizarea reglării volumice în locul celei rezistive (Fig.1.8). Fig. 1.8 Schema de principiu a unei reglări rezistive, respectiv volumice Acţionarea unui motor hidraulic liniar 1 de la o reţea de presiune constantă cu pierderi reduse de putere se poate realiza prin conexiunea dintre un motor rotativ 3 cu capacitate constantă şi o pompă cu regulator (reglabilă) 4 (Fig. 1.9 a). La panoul hidraulic se stabileşte (se programează) o anumită valoare a turaţiei n a motorului, în concordanţă cu nivelul debitului ce urmează a fi preluat după motor. Excedentul de diferenţă de presiune de la motorul liniar 1 produce un cuplu motor excedentar care acţionează pompa reglabilă 4, creând o putere reactivă de recirculare, care se cedează reţelei. Astfel, la motorul 3 se obţine în plus un cuplu de sarcină M L. După cum se observă din diagrama fluxului energetic (Fig. 1.9 b), o parte a puterii motorului 3 este transferată pentru acţionarea motorului sarcinii (de forţă), alta furnizează un cuplu motor suplimentar şi, în sfârşit, o ultimă parte antrenează pompa reglabilă 4, care 9

12 debitează în reţea. În Fig. 1.9 c este prezentată schematic structura sistemului din Fig. 1.9 a. Pe lângă componentele deja amintite, aici s-au mai notat: 5 grup generator motor cu ax liber; 6 unitate de reglare; 7 regulator de presiune; 8 distribuitor principal [17],[19]. a b c Fig. 1.9 Acţionarea motorului hidraulic liniar de la o reţea cu presiune constantă Eficienţa unei asemenea structuri este justificată doar la puteri mari, unde economia de energie este substanţială în comparaţie cu costurile induse de complexitatea sistemului Măsuri şi metode de recuperare a energiei Acestea se referă, în primul rând la reducerea energiei consumate, fiind vorba de fapt de reducerea pierderilor. Sunt avute în vedere, în acelaşi timp şi metodele de recuperare prin intermediul acumulatoarelor (înmagazinare) [16],[19],[0]. Un astfel de exemplu este indicat în Fig.1.10 cu referire la un sistem de recuperare a energiei la frânarea unui vehicul. Acţionarea este compusă dintr-o pompă reglabilă 1 legată în circuit închis cu motorul rotativ 5. La un regim normal de funcţionare, pompa debitează în magistrala de presiune 3, iar distribuitorul 9 al mecanismului de reglaj 7 se află în stânga, punând în legătură conducta de retur 4 cu conductele 8b şi 10 şi supapa de presiune. Având în vedere că, la deplasarea normală a maşinii, în conducta 4 nu apare creştere de presiune, supapa 11 rămâne în poziţie închisă. La frânarea maşinii, însă, presiunea creşte pentru un scurt timp în conducta 4, supapa 11 se deschide şi are loc o încărcare (periodică) a acumulatorului 15. Pentru supraîncărcarea acumulatorului este utilizată supapa 14. Prin canalul suplimentar compus din conducta 13, distribuitoarele 1 şi 6, mecanismul 7 al pompei şi supapa de sens sunt puse în legătură cu magistrala de presiune 3. Cuplarea distribuitorului 1 de către 10

13 conducătorul auto, în momentul accelerării, are drept efect suplimentarea magistralei de presiune cu o anumită cantitate de lichid de la acumulatorul 15, în acest fel utilizându-se energia recuperată în timpul frânării. La inversarea sistemului, magistrala de presiune devine conducta 4, iar încărcarea acumulatorului se produce în mod similar. Fig Schema circuitului hidraulic pentru recuperarea energiei la frânare De asemenea, recuperarea energiei se poate face sub forma energiei potenţiale a unei sarcini, în mişcare de coborâre, sau a energiei cinetice a unei mase aflate în mişcare. Un exemplu din prima categorie este indicat în Fig. 1.11, unde inversarea cuplului motor printr-o sarcină M produce modificarea semnului diferenţei de presiune Δp, motorul hidraulic MHR devine pompă, iar pompa PH motor, transformând motorul electric în generator (dacă acesta este dotat cu un sistem pentru alimentare inversă în reţeaua electrică), în acest fel recuperându-se energia de frânare [19],[0]. I PH Δp J M Δp MHR II M Fig Explicativă la recuperarea energiei 11

14 . Generatoare de energie hidrostatică.1 Introducere Elementele generatoare de energie hidrostatică (EG), (Fig..1), numite curent pompe volumice, au rolul de a furniza motorului hidraulic energia necesară pentru ca acesta să efectueze lucrul mecanic. În acest scop, pompele lucrează după principiul transportului de fluid dintr-o zonă de aspiraţie, unde acesta are o presiune joasă, în zona de refulare, la presiune ridicată, pe baza consumului de energie mecanică ce îi este furnizată de un motor de antrenare (termic, sau electric). În conjuncţie cu pompele se folosesc de multe ori ca generatoare de energie acumulatoarele hidraulice, care se încarcă în fazele în care consumul este inferior debitului pompei şi se descarcă, furnizând cantitatea de lichid (debitul), când consumul depăşeşte debitul pompei. Cu toate acestea, acumulatorul de acest tip nu produce energie hidrostatică, ci doar o economiseşte, conform principiului menţionat [],[1],[4]. Denumirea de pompe volumice este o rezultantă directă a principiului de funcţionare, care constă în trecerea discontinuă a lichidului de lucru din racordul de aspiraţie în cel de refulare, prin camere de volum variabil. În faza de aspiraţie, camere sunt conectate la racordul de aspiraţie, volumul lor creşte, iar presiunea scade până la valoarea necesară umplerii cu lichid. Când volumul camerelor devine maxim, acestea sunt închise mecanic şi apoi conectate la racordul de refulare. Urmează scăderea volumului, care produce suprapresiunea necesară pentru evacuarea lichidului în racordul de refulare. Presiunea maximă posibilă în cele două camere este presiunea de vaporizare a lichidului la temperatura de funcţionare a pompei, iar presiunea de refulare poate fi teoretic oricât de mare, fiind practic limitată numai de rezistenţa organelor pompei. Probleme speciale sunt legate de fenomenul cavitaţiei, care are loc când lichidul de lucru se desprinde (din motive diverse) de elementul activ (pistonaş, paletă, dantură etc.) în camera de aspiraţie. Această desprindere se poate datora, de exemplu, vâscozităţii lichidului, valorii presiunii în circuitul de aspiraţie, viteza de rotaţie (în cazul elementelor generatoare rotative), toate conducând la o presiune insuficientă pentru asigurarea unei curgeri continue a lichidului. Din acest punct de vedere, turaţia maxim admisibilă a pompei este aceea la care presiunea absolută a lichidului la intrare este capabilă să învingă pierderea de presiune datorită rezistenţei forţelor de inerţie din camera de aspiraţie, fără întreruperea curentului de lichid [16],[4]. Pompele volumice sunt utilizate în domeniul debitelor mici şi sarcinilor mari, unde pompele centrifuge multietajate au randamente mici, mase şi volume mari. Principalele dezavantaje care le limitează uneori utilizarea ca elemente generatoare în acţionările şi automatizările hidraulice se pot aminti: - sensibilitate la impurităţi; - pulsaţii ale debitului şi presiunii; - zgomote şi vibraţii; 1

15 - tehnologii de fabricaţie speciale, costisitoare; - durată de utilizare relativ redusă etc.. Reprezentare, simbolizare, clasificare Prin prisma circulaţiei energetice, a variabilelor de intrare, de stare şi de ieşire, pompa volumică transformă puterea (energia) mecanică M p ω p în putere (energie) hidraulică Q p p, între variabilele mecanice, hidraulice, de mişcare şi de efort stabilindu-se multiple legături de intercondiţionare (Fig..1). M p ω p EG Q p p Fig..1 Reprezentarea pompei volumice ca obiect orientat În tehnica acţionărilor hidrostatice se foloseşte o mare varietate de tipuri constructive şi funcţionale de pompe volumice; cu toate acestea, în construcţia şi funcţionarea acestora se regăseşte o serie de trăsături caracteristice comune, ce permit atât o reprezentare unitară (la nivel de simbol grafic, în schemele circuitelor de acţionare), (Fig..), cât şi analiza regimurilor şi caracteristicilor de funcţionare cu instrumente specifice teoriei sistemelor [],[16],[19],[0]: -caracterul de pompă cu rotor (generalizat prin cercul simbolului); - caracterul reglabil sau nereglabil al capacităţii şi implicit al debitului, la antrenarea cu turaţie constantă (săgeata transversală, Fig...b); - caracterul de unidirecţionalitate sau de bidirecţionalitate a circulaţiei lichidului prin pompă (săgeţi cu vârful pe cerc, sensul săgeţii precizând sensul de circulaţie a lichidului de lucru). M p, ω p Q p, p M p, ω p Q p, p a b Fig.. Simboluri grafice utilizate la reprezentarea pompelor volumice: a) Pompă cu debit constant (capacitate constantă); b) Pompă cu debit variabil. Dintre criteriile de clasificare a pompelor rotative se pot aminti: a) Criteriul constructiv, care clasifică pompele în principal după construcţia acestora şi în funcţie de care se pot deosebi [1],[],[16],[1]: - pompe cu pistonaşe axiale; - pompe cu pistonaşe radiale, cu aspiraţie interioară şi cu aspiraţie exterioară, de presiune medie şi înaltă; - pompe cu palete cu simplă şi cu multiplă aspiraţie, cu aspiraţie interioară sau exterioară; - pompe cu angrenaje, cu dantură evolventică sau neevolventică, cu angrenare interioară sau exterioară, cu unul sau mai multe angrenaje; - pompe diverse, utilizate în construcţii diverse de instalaţii, atât la maşinile unelte, cât şi în alte domenii. 13

16 b) Criteriul circuitului în care funcţionează. Acesta poate fi deschis, închis sau semideschis. La circuitul deschis, pompa aspiră direct din rezervor, aspiraţia făcându-se liber, cu fluid de presiune joasă, printr-o conductă de aspiraţie de dimensiuni mai mari pentru a evita cavitaţia. La circuitul închis, pompa aspiră din refularea motorului; în acest scop, pompa trebuie să aibă aspiraţia şi refularea de dimensiuni şi construcţie identice. La circuitul semideschis, o parte din fluidul din circuit este expulzat în rezervor la deschiderea distribuitorului. c) Criteriul funcţional, conform căruia pompele sunt cu capacitate constantă, sau cu capacitate variabilă. d) Criteriul circulaţiei energiei, conform căruia unele construcţii de pompe nu permit utilizarea lor ca motoare rotative de turaţii medii sau ridicate, datorită fie particularităţilor constructive, fie randamentului scăzut al procesului de conversie hidromecanică; aceste unităţi sunt denumite nereversibile energetic. Din contră, dacă din aceleaşi motive unele tipuri de pompe pot fi utilizate atât în regim de generator, cât şi în regim de motor, ele sunt reversibile energetic. Sunt reversibile în principiu pompele cu pistonaşe axiale, radiale, unele pompe cu angrenaje. e) Criteriul sensului de circulaţie al fluidului. Conform acestui criteriu, unele pompe pot fi antrenate într-un singur sens şi sunt unidirecţionale, iar altele în ambele sensuri de rotaţie şi sunt bidirecţionale; drept urmare, debitul traversează pompa într-un sens sau în ambele sensuri, aspiraţia şi refularea sunt inversabile, dar sunt şi constructiv identice [16],[19],[1],[4]..3 Caracteristicile statice ale pompelor volumice Funcţionarea elementelor generatoare este însoţită de pierderi de debit şi pierderi de cuplu, datorate jocurilor dintre elementele mobile (prin diferenţa de presiune între zonele sub presiune ridicată şi cele sub presiune joasă), frecărilor vâscoase newtoniene (relativ proporţionale cu turaţia, în anumite domenii), respectiv frecărilor uscate coulombiene (mici ca valoare şi neglijabile uneori), [],[19],[4]. Caracteristica statică a unui element al acţionării se defineşte printr-o dependenţă, în regim staţionar, între variabilele caracteristice ale acestuia. Forma de reprezentare poate fi analitică (printr-o funcţie implicită de tipul F(Ω, Q, p, M, k) = 0, sau prin mai multe funcţii ce exprimă perechi de dependenţe Q = f(p), M = f(n) etc) sau grafică. În general, caracteristicile statice servesc la stabilirea domeniului de funcţionare în regim staţionar a acţionării, intersecţiile dintre acestea conducând la precizarea punctelor de funcţionare staţionară (Fig..3), [],[19]. y 1 A Punct de funcţionare în regim staţionar u Fig..3 Explicativă la reprezentarea punctului de funcţionare staţionară a acţionării compuse din două elemente, caracterizate prin caracteristicile 1, respectiv. 14

17 1.Pierderi de debit dependente de presiunea de lucru (ΔQ p ) Acestea evidenţiază diferenţa între valoarea teoretică (ideală) a debitului furnizat de elementul generator şi valoarea reală a acestuia, în funcţionarea curentă, la turaţie şi temperatură constante (Fig..4) [19]: Q Q th ΔQ p 0 p max p Fig..4 Reprezentarea pierderilor de debit dependente de presiunea de lucru Δ Q = Q Q, (.1) p th p unde: Q th reprezintă debitul teoretic al pompei; Q th = Ci n, (.) cu: Ci cilindreea (volumul geometric elementar) elementului generator; n turaţia motorului de antrenare. Q p valoarea reală a debitului pompei în regim staţionar de funcţionare. Pentru toate tipurile constructive, caracteristica Q(p) este neliniară, dar, în numeroase cazuri, se acceptă ca suficient de precisă funcţionarea pompelor rotative după caracteristici liniarizate. În acest sens, se poate defini mărimea a p, denumită gradientul pierderilor de debit: a p Q =, (.3) p n= ct. conducând la o reprezentare liniară a caracteristicii statice (Fig..5). Q Q th ΔQ p 0 p max p Fig..5 Caracteristica statică Q(p) liniarizată 15

18 . Pierderi de debit dependente de turaţie Acestea pot fi definite asemănător, printr-un gradient reprezentat de derivata continuă a debitului în raport cu turaţia, la presiune constantă, [],[19]: a ω Q = (.4) ω p= ct. Între anumite limite, impuse de o funcţionare în condiţii normale de presiune şi temperatură, pierderea de debit se consideră liniară cu turaţia. Considerând ambele tipuri de pierderi, expresia debitului pe care îl furnizează la ieşire elementul generator devine, [19],[4]: Q Q Q p = Q th p ω = Q th a p p a ω ω (.5) p ω 3. Pierderi de cuplu Pierderile de cuplu se datoresc pierderilor prin frecare (coulombiană) dependente de presiune ΔM p şi de turaţie ΔM ω, precum şi frecării fluide dependente de viscozitatea şi de densitatea lichidului de lucru, acestea din urmă depinzând de turaţie şi având valori mult mai mici în raport cu ΔM p, respectiv ΔM ω. Cuplul pierdut prin frecare poate fi, aşadar, apreciat global prin mărimea ΔM ωp şi are o alură neliniară în raport cu turaţia de lucru şi diferită în funcţie de presiune. Cantitativ, pierderile ΔM ω dependente de turaţie se apreciază prin gradientul pierderilor de cuplu liniarizat, [19],[4]: b ω M =, (.6) ω p= ct. bazat pe o caracteristică (Fig..6) definită doar pentru fiecărei soluţii constructive în parte. ω ωc, unde valoarea ω c este caracteristică ΔM ω ω c 0 ω Fig..6 Caracteristica statică ΔM ω = f(ω) liniarizată Aşadar, M ΔM ω = ω = b ω ω (.7) ω Pierderile de cuplu dependente de presiune ΔM p pot fi exprimate analitic printr-o relaţie de forma, [],[4]: 16

19 ω Ci Δ M p = c fp (p p 0 ) (.8) ω π În (.8), cu c fp s-au notat coeficientul de frecare specific, Ci fiind cilindreea pompei. Astfel, în regim staţionar de funcţionare, cuplul de antrenare real al elementului generator M p are expresia: M ω Ci = M th + ω + c fp (p p ) (.9) ω ω π M p 0 Prin urmare, caracteristicile statice, cel mai frecvent utilizate în etapa de analiză a funcţionării pompelor volumice în regim staţionar sunt, [19],[4]: a) Caracteristica hidraulică debit presiune : Q = f(p), (Fig..4). S-a arătat deja că aceasta evidenţiază pierderile de debit apărute în funcţionare şi poate fi reprezentată sub formă liniarizată (Fig..5). În legătură directă cu aceasta, se defineşte randamentul volumic al unui element generator η v, ca raport între debitul real Q p şi cel teoretic (ideal) al pompei Q th, la încărcare nulă ( p 0): Q p Q th Q p ΔQ η v = = = 1 (.10) Q Q Q th th th b) Caracteristica mecanică M p = f(ω), corespunzătoare funcţionării la o valoare constantă a presiunii (Fig..7). M p p > p 1 p 1 = ct. M th 0 ω Fig..7 Caracteristica statică M p = f(ω) a elementului generator Poate fi - de asemenea - definit un randament mecanic al pompei, pentru aprecierea eficienţei mecanice a acesteia, [19]: M M ΔM ΔM th p η m = = = 1, (.11) M p M p M p unde: M th este cuplul ideal (teoretic) al pompei; M p valoarea reală a cuplului de antrenare. 17

20 c) Caracteristica mecano hidraulică, definită prin dependenţa Q = f(ω), în regim staţionar (Fig..8), [],[19]. Q Q th p 1 = ct. p > p 1 0 Δω ω Fig..8 Caracteristica mecano - hidraulicăstatică Q= f(ω) a elementului generator În funcţionarea cu valori diferite ale presiunii, caracteristica evidenţiază pragul minim al turaţiei (vitezei unghiulare) de antrenare, astfel încât puterea furnizată la ieşirea elementului generator să poată fi utilizată în circuitul acţionării, [],[19],[4]. Aprecierea disipării energiei (puterii) de intrare in procesul producerii energiei (puterii) de ieşire (Fig..9) se face prin randamentul total al elementului. Acesta defineşte bilanţul energetic global prin relaţia: P 1 P EG Fig..9 Explicativă la calculul randamentului total al elementului generator unde: η t P = P 1 Q p = M Δp ω P este puterea hidraulică de ieşire (Fig..9); P 1 puterea mecanică transmisă pompei de către motorul de antrenare; Δp = p refulare p aspiraţie diferenţa de presiune pe traseul intrare ieşire. p, (.1) Ţinând seama de (.10), (.11) şi de legea conservării puterii scrisă sub forma: expresia randamentului total (Fig..10) devine: Q Δp = M ω, (.13) th th th ηm ηv Q th Δp η t = = ηm ηv (.14) M ω η t η max 0 P opt. P Fig..10 Variaţia η t = f(p ) 18

21 Obs. Pe lângă randamentul volumic şi cel mecanic, puse deja în evidenţă prin relaţia (.10), respectiv (.11), în funcţionarea elementelor generatoare mai intervine şi randamentul hidraulic. Acesta are însă o pondere relativ nesemnificativă ( η h 1) şi în analiza curentă poate fi neglijat, [4]..4 Alegerea pompelor volumice Alegerea pompei volumice a unei acţionări are la bază, pe lângă o serie de considerente legate de specificul şi condiţiile particulare în care aceasta lucrează (care orientează alegerea către un tip constructiv sau altul, în funcţie de valorile de presiune şi debit atinse) un calcul de determinare a valorii cilindreei care, din punct de vedere cantitativ determină gabaritul şi performanţele cerute. Calculul de alegere se efectuează în ipoteza funcţionării în regim staţionar şi necesită unele informaţii iniţiale, legate de [],[19],[4]: - modul de variaţie al debitului în circuitul acţionării, sau valorile estimate ale acestuia în diferitele intervale de timp ale ciclului de lucru; - forma de variaţie a turaţiei motorului de antrenare (tahograma), împreună cu valoarea maximă a acesteia; - valoarea maximă a presiunii în circuitul acţionării. Astfel, pot fi luate în considerare forme diferite de variaţie a debitului în cursul ciclului tehnologic: continuă (Fig..11 a.), în trepte (Fig..11 b.), sau combinată (Fig..11 c.), tahogramele fiind în general de formă trapezoidală (Fig..1). Q Q max Q Q 1 Q Q 3 Q A B C E D F 0 t c t 0 t 1 t t 3 t 0 t 1 t t 3 t 4 a b c Fig.11 Forme de variaţie caracteristice pentru debitul vehiculat în circuitul acţionării: a) Variaţie continuă; b)variaţie în trepte; c) Variaţie combinată. t ω Ω max 0 t c t Fig..1 Tahograma corespunzătoare motorului de antrenare Algoritmul general de alegere a pompei volumice conţine următoarele etape: 1. Se determină o valoare medie a debitului în circuitul acţionării: 19

22 tc 1 Q med = Q(t) dt, (.15) t dacă se cunoaşte variaţia continuă a acestuia în timpul unui ciclu de funcţionare (Fig..11.a), sau: c 0 n (Q t ) i i i= 1 Q med =, (.16) n i= 1 t i dacă se porneşte de la o diagramă în trepte (Fig..11 b.). Diagrama combinată (Fig..11 c.) poate fi uşor transformată într-o diagramă în trepte printr-un calcul rapid al valorilor medii corespunzătoare porţiunilor liniare, urmând ca, apoi, să fie utilizată relaţia (.16). Astfel, pe intervalul B C (Fig..11 c.), se poate scrie [1],[19]: Q BC QB + QB QC + QC =, sau 3 Q BC Q B + QC = etc. (.17). Se estimează o valoare a randamentului volumic ηv 0, 9 şi se calculează: Q med Q th = (.18) η v n max 3. Se determină o valoare a cilindreei pompei, cunoscând valoarea maximă a turaţiei de antrenare 60 Ω max =, exprimată în rot/min: π Q th Q th = Ci n max Ci = (.19) n max 4. Se alege din catalogul firmei producătoare - în funcţie de valorile Ci, n max şi p max o pompă cu Ci N Ci, căutând să fie îndeplinită în acelaşi timp o condiţie suplimentară relativă la o eventuală Ci N Ci supradimensionare a unităţii alese: 0,. Ci N 5. Se determină din nomogramele existente în cataloage, valoarea pierderilor de debit - ΔQ şi cea a randamentului mecanic - η m : ΔQ = f(ci N, n max ), η m = f(ci N, p max ) (.0) 6. Se recalculează debitul teoretic Q thr şi valoarea reală a randamentului volumic şi a celui total: Q thr = Ci n, (.1) N max 0

23 Q ΔQ ΔQ thr η vr = = 1, (.) Q thr Q thr η = η η (.3) t vr m 7. În final, se determină valoarea P 1 a puterii pe care trebuie să o dezvolte motorul de antrenare: unde P este puterea hidraulică furnizată (la ieşire) de pompă: P P 1 =, (.4) ηt P (Q thr ΔQ) p max = (.5) Observaţie: În perioadele în care debitul necesar în circuitul acţionării depăşeşte valoarea medie Qmed în funcţie de care s-a făcut alegerea pompei, se poate adopta una din următoarele două soluţii: - utilizarea unui acumulator hidraulic care eliberează în circuit lichidul stocat în intervalele în care Q pompă < Q med ; - montarea în paralel a mai multor (de regulă, două) elemente generatoare de puteri diferite, care să furnizeze debitul necesar (Fig..13), [15],[19]. Q = Q 1 + Q Q Q 1 P 1 P Fig.13 Schema de principiu corespunzătoare conectării în paralel a două pompe volumice 1

24 3. Elemente hidraulice de execuţie 3.1 Introducere Elementele hidraulice de execuţie, numite curent motoare hidraulice au rolul de a produce lucrul mecanic util, necesar maşinii de lucru în realizarea funcţiei acesteia în lanţul de acţionare specific. Prin prisma circulaţiei energetice, a variabilelor de intrare, de stare şi de ieşire, motoarele hidraulice transformă puterea (energia) hidraulică furnizată de elementele generatoare - Q m p în putere mecanică - M m ω în motoarele rotative, sau F m v în motoarele liniare, între variabilele mecanice, hidraulice, de mişcare şi de efort stabilindu-se multiple legături de intercondiţionare (Fig.3.1), [],[19]. Q m p EE ω (v) M m (F m ) Fig.3.1 Reprezentarea ca obiect orientat a motorului hidraulic Motoarele hidraulice se clasifică în raport de natura fizică a mişcării primare realizate în: motoare rotative, motoare liniare şi motoare pentru mişcări alternative. 3. Motoare hidraulice rotative 3..1 Reprezentare, simbolizare, clasificare Acestea au ca mărimi (variabile) de ieşire: viteza unghiulară ω (sau turaţia n) şi cuplul motor M m, corespunzătoare naturii mişcării realizate (Fig.3.), [19]. Q m p EE ω M m Fig.3. Reprezentarea ca obiect orientat a motorului hidraulic rotativ Astfel, motoarele rotative se utilizează în acţionările cu mişcare continuă de rotaţie, sau, în lanţurile cinematice de avans, pentru fazele de poziţionare, pe spaţii unghiulare limitate - uneori chiar sub 360 º. Privite prin prisma regimului de turaţii de lucru, se întâlnesc motoare de turaţii medii şi mari şi motoare de turaţii joase. Din punct de vedere al presiunilor la care lucrează, motoarele se grupează, de

25 asemenea în motoare de presiune joasă, medie şi ridicată. Pentru acţionarea maşinilor unelte moderne, cu comandă numerică, se folosesc motoare de construcţie specială, electro hidraulice, cu comandă discretă (digitală), sau analogică (continuă). Pentru reprezentarea în schemele circuitelor de acţionare, simbolurile grafice utilizate evidenţiază şi în acest caz, ca şi la elementele generatoare, principiul de funcţionare, cu toată marea diversitate de soluţii constructive şi fac posibilă atât o reprezentare unitară, cât şi analiza regimurilor şi caracteristicilor de funcţionare, cu instrumente specifice teoriei sistemelor. Natura mişcării efectuate este reprezentată prin cercul simbolului (rotaţie), circulaţia energiei hidraulice de la intrare spre ieşire prin triunghiul îndreptat spre centrul elementului, iar caracterul reglabil, sau nereglabil al capacităţii volumice, prin săgeata transversală (Fig.3.3), [15],[19],[4]. Q m, p M m, ω Q m, p M m, ω a b Fig. 3.3 Simboluri grafice utilizate la reprezentarea motoarelor hidraulice rotative: a)motor rotativ cu capacitate constantă; b) Motor rotativ cu capacitate variabilă Criteriul fundamental de clasificare a motoarelor le desparte, aşa cum s-a arătat deja mai sus, în motoare rapide şi motoare lente, indicele de rapiditate fiind definit de fapt prin inversul său, respectiv prin capacitatea motorului de a realiza o viteză de rotaţie scăzută şi stabilă la un cuplu variabil în jurul valorii nominale. Această incapacitate se datorează faptului că pierderile interne de debit in motor, ΔQ la viteze mici de rotaţie care corespund unor debite Q de alimentare de valoare scăzută şi la presiuni din regimul nominal de funcţionare ajung să aibă ordinul de mărime al debitelor Q: la cuplu (presiune) crescută ΔQ Q şi motorul se opreşte (fenomenul de lipire stick ), ceea ce are ca efect scăderea bruscă a sarcinii şi deci, ΔQ << Q, situaţie în care motorul reporneşte (fenomenul de alunecare slip ). Micşorarea turaţiei minime a motorului devine posibilă numai prin mărirea randamentului său volumic şi deci a raportului Q/ΔQ sau, la ΔQ = ct., prin creşterea debitului Q consumat pentru efectuarea unei singure rotaţii, [],[15],[4]. 3.. Caracteristici statice Funcţionarea elementelor hidraulice de execuţie cu mişcare de rotaţie este însoţită ca şi în cazul pompelor volumice - de pierderi de debit şi pierderi de cuplu, datorate jocurilor dintre elementele mobile (prin diferenţa de presiune între zonele sub presiune ridicată şi cele sub presiune joasă), frecărilor vâscoase newtoniene (relativ proporţionale cu turaţia, în anumite domenii), respectiv frecărilor uscate coulombiene (mici ca valoare şi neglijabile uneori). Din punct de vedere al naturii acestor pierderi, se regăsesc şi aici aceleaşi categorii, [],[19]: 1.Pierderi de debit dependente de presiunea de lucru (ΔQ m ), care evidenţiază diferenţa între valoarea teoretică (ideală) a debitului de alimentare a motorului şi valoarea reală a acestuia, în funcţionarea curentă, la turaţie şi temperatură constante (Fig.3.4): 3

26 Q Q th ΔQ m 0 p max p Fig.3.4 Reprezentarea pierderilor de debit dependente de presiunea de lucru Δ Q m = Q m Q th, unde: Q th este debitul ideal de alimentare a motorului; Q m valoarea reală, rezultată în urma pierderilor volumice. Pentru exprimarea debitului ideal al motorului se poate utiliza o relaţie similară cu cea utilizată la pompele volumice, în care intervin, ca variabile cilindreea Ci şi turaţia corespunzătoare, obţinută la ieşire, [19],[4]: Q th = Ci n (3.1) Pentru toate tipurile constructive, caracteristica Q(p) este neliniară, dar, întocmai ca în cazul elementelor generatoare - se acceptă ca suficient de precisă funcţionarea motoarelor rotative după caracteristici liniarizate. În acest sens, şi pentru acestea se poate defini mărimea a p, denumită gradientul pierderilor de debit: Q a p =, (3.) p n= ct. care conduce la reprezentarea liniarizată a caracteristicii de pierderi (Fig.3.5): Q Q th ΔQ m 0 p max p Fig.3.5 Caracteristica statică Q(p) liniarizată. Pierderi de debit dependente de turaţie Acestea au un caracter scăzător în raport cu turaţia şi pot fi definite asemănător, printr-un gradient reprezentat de derivata continuă a debitului în raport cu turaţia, la presiune constantă, [19],[4]: a ω Q =, (3.3) ω p= ct. 4

27 Între anumite limite, impuse de o funcţionare în condiţii normale de presiune şi temperatură, pierderea de debit se consideră liniară cu turaţia. Considerând ambele tipuri de pierderi, expresia debitului de alimentare a motorului hidraulic rotativ devine: Q Q Q m = Q th + p + ω = Q th + a p p + a ω ω (3.4) p ω 3. Pierderi de cuplu Întocmai cum s-a arătat la stabilirea caracteristicilor statice ale pompelor volumice, pierderile de cuplu - ΔM se datoresc, pe de o parte - pierderilor prin frecare (coulombiană) dependente de presiune ΔM p şi de turaţie ΔM ω, iar pe de alta - frecării fluide dependente de viscozitatea şi de densitatea lichidului de lucru, acestea din urmă depinzând de turaţie şi având valori mult mai mici în raport cu ΔM p, respectiv ΔM ω. Cuplul pierdut prin frecare poate fi, aşadar, apreciat global prin mărimea ΔM ωp şi are o alură neliniară în raport cu turaţia de lucru şi diferită în funcţie de presiune. Cantitativ, pierderile ΔM ω dependente de turaţie se apreciază prin gradientul pierderilor de cuplu liniarizat, [],[19]: b ω M = (3.5) ω p= ct. bazat pe o caracteristică definită doar pentru motoare rotative de turaţie ridicată. Prin urmare, M ΔM ω = ω = b ω ω (3.6) ω În cazul pierderilor de cuplu dependente de presiune ΔM p relaţia stabilită în cazul pompelor volumice rămâne valabilă. În regim staţionar de funcţionare, valoarea reală a cuplului dezvoltat de motor M m are expresia: M m M ω Ci = M th ω c fp (p p 0 ) = M th b ω ω b p p (3.7) ω ω π Prin urmare, caracteristicile statice, cel mai frecvent utilizate în etapa de analiză a funcţionării motoarelor rotative în regim staţionar sunt: a. Caracteristica hidraulică debit presiune : Q m = f(p), (Fig.3.4), în legătură cu care s-a arătat deja că aceasta evidenţiază pierderile de debit apărute în funcţionare şi poate fi reprezentată sub formă liniarizată (Fig.3.5). Pe de altă parte, în legătură directă cu aceasta, poate fi definit randamentul volumic al motorului η v, ca raport între debitul utilizat efectiv de motor Q th şi cel cu care acesta este alimentat Q m, la încărcare nulă ( p 0): 5

28 Q Q 1 th th η v = = = (3.8) Q Q m Q th + ΔQ Δ 1 + Q b. Caracteristica mecanică M m = f(ω), corespunzătoare funcţionării la o valoare constantă a presiunii (Fig.3.6). th M m M th p 1 = ct. p > p 1 0 ω Fig.3.6 Caracteristica statică M m = f(ω) a motorului hidraulic rotativ Aprecierea eficienţei mecanice a funcţionării motorului acesteia se face, de regulă, prin intermediul randamentului mecanic al acestuia: în care: M m reprezintă cuplul real furnizat de motor; M th cuplul teoretic (ideal) al acestuia. M M ΔM ΔM m th η m = = = 1, (3.9) M th M th M th c. Caracteristica mecano hidraulică, definită prin dependenţa Q m = f(ω), în regim staţionar (Fig.3.7), [19],[4]. Q m p > p 1 p 1 = ct. Q th ΔQ m 0 ω Fig.3.7 Caracteristica mecano - hidraulicăstatică Q m = f(ω) a motorului hidraulic rotativ În funcţionarea la diferite valori ale presiunii, caracteristica evidenţiază pragul minim al debitului de alimentare - ΔQ m, astfel încât puterea la ieşirea motorului să poată fi utilizată efectiv de către maşina de lucru. Bilanţul energetic global, caracteristic funcţionării în regim staţionar a motorului se face prin intermediul randamentului total al elementului (Fig.3.8): P 1 P EE Fig.3.8 Explicativă la calculul randamentului total al elementului generator 6

29 unde: scrie: P M m ω η t = =, (3.10) P Q Δp 1 m P este puterea mecanică la ieşire (Fig.3.8); P 1 puterea hidraulică la intrarea în motor; Δp = p aspiraţie p refulare diferenţa de presiune pe traseul intrare ieşire. Ţinând seama de legea de conservare a puterii în condiţii ideale, expresia randamentului total se η η M ω m v th η t = = ηm ηv, (3.11) Q th Δp Obs. Şi în acest caz, randamentul hidraulic η h are o pondere neglijabilă şi, în calculele uzuale se neglijează Consideraţii privind alegerea motoarelor hidraulice rotative Ca şi în cazul pompelor volumice, la alegerea unui tip de motor hidraulic rotativ ca element de execuţie al unei acţionări se are în vedere regimul staţionar de funcţionare a acesteia, în care motorul antrenează o maşină de lucru fie direct (cuplaj rigid între cele două elemente), fie prin intermediul unui mecanism de transmitere a mişcării (de cele mai multe ori un reductor). Determinarea unei tipodimensiuni constructive are la bază pe lângă o serie de considerente legate de specificul acţionării (gama de viteze, posibilitatea reversării sensului, posibilitatea unui reglaj al vitezei în funcţie de cerinţele impuse de maşina de lucru, timpul de răspuns la acţiunea semnalelor de comandă etc.) efectuarea unui calcul simplu de dimensionare. Acesta constă în stabilirea valorii cilindreei motorului, în funcţie de datele iniţiale cunoscute. Astfel, în majoritatea cazurilor, trebuie avute în vedere: - caracterul (activ, sau pasiv) şi diagrama cuplului static, sau valorile estimate ale acestuia, în diferitele faze ale acţionării; - tahograma de lucru (de cele mai multe ori una trapezoidală), împreună cu valoarea turaţiei (vitezei unghiulare) de funcţionare în regim staţionar; - valoarea maximă a presiunii în circuitul hidraulic al acţionării. Pentru toată gama de aplicaţii, cuplul static dezvoltat de maşina de lucru poate avea în principiu forme diferite de variaţie în cursul ciclului tehnologic: continuă (Fig a), în trepte (Fig. 3.9 b), şi/sau combinată (Fig. 3.9 c), tahograma fiind de regulă una trapezoidală, aşa cum s-a menţionat deja mai sus (Fig. 3.10) [1]. M s M smax M s M s1 M s M s3 M s A B C E D F 0 t c t 0 t 1 t t 3 t 0 a b c t 1 t t 3 t 4 t Fig. 3.9 Forme de variaţie caracteristice pentru cuplul static al maşinii de lucru: a)variaţie continuă; b)variaţie în trepte; c) Variaţie combinată. 7

30 ω Ω max 0 t c t Fig Tahograma trapezoidală a acţionării O dată stabilită diagrama cuplului static, împreună cu valoarea vitezei unghiulare (turaţiei) corespunzătoare regimului staţionar şi cu valoarea maximă a presiunii de lucru, se parcurg următoarele etape: 1. Se calculează valoarea medie a cuplului static pe care îl dezvoltă maşina de lucru: t c 1 M s med = ms (t) dt, (3.1) t c 0 dacă se cunoaşte expresia analitică a variaţiei continue a acestuia pe parcursul unui ciclu de funcţionare de durată t c (Fig a), sau: n (M s i t i ) M s med i= 1 = n, (3.13) t i i= 1 dacă pentru variaţia cuplului static este valabilă o diagramă în trepte (Fig b). În cazul în care se cunoaşte o variaţie a lui M s după diagrama din Fig c, se determină mai întâi: M s BC Ms B + Ms B Ms C + M s C Ms B + Ms C = sau Ms BC = (3.14) 3 şi se utilizează apoi relaţia (3.13) pentru calculul valorii medii.. Se calculează în continuare puterea statică medie cerută de maşina de lucru: P s med = M Ω, (3.15) s med cu: M s med valoarea medie a cuplului static, stabilită cu una din relaţiile (3.1) sau (3.13); Ω max valoarea vitezei unghiulare corespunzătoare regimului staţionar, extrasă din tahogramă. 3. Estimând un randament total al motorului hidraulic η t = 0,8 0,85, se determină valoarea puterii hidraulice de intrare P 1 : Ps med P1 = (3.16) ηt 4. Deoarece în etapele anterioare s-a considerat că acţionarea funcţionează în regim staţionar, fără a face nici o precizare asupra regimurilor dinamice care se manifestă în diferitele faze de lucru, acestea pot fi luate în considerare prin majorarea valorii puterii utile a motorului (3.16). Se obţine astfel o putere de calcul P 1c : P = (1,1 1,) (3.17) max 1c P1 8

31 5. Cunoscând valoarea maximă a presiunii de lucru p max se calculează apoi valoarea debitului de alimentare a motorului - Q mc, corespunzătoare acesteia: P1c Q mc = (3.18) p max 6. Cu un randament volumic η v estimat în intervalul 0,9 0,95 se determină debitul teoretic de alimentare a motorului: Q th = η Q (3.19) v mc 7. Cu valoarea n max a turaţiei (corespunzătoare lui Ω max ) din tahogramă, se calculează cilindreea motorului: Q th Ci = (3.0) n max 8. Se alege din catalogul de produse, în funcţie de soluţia constructivă cea mai convenabilă - care satisface cerinţele acţionării un motor hidraulic rotativ pentru care: Ci cat Ci, (3.1) Ci cat Ci căutând să fie păstrată proporţia: 0, Ci respectând şi condiţia: p cat N p max, pentru a se evita o supradimensionare a acestuia, = (1,1 1,) (3.) 9. Se extrag din catalog toate informaţiile necesare unei dimensionări corecte (valoarea reală a randamentului volumic, pierderile volumice de debit şi valoarea randamentului mecanic): η = f (Ci, p ) ; ΔQ = f (Ci, p ) ; η f (Ci, n ) (3.3) vm cat max cat max mm = cat max 10. Se recalculează în final debitul real de alimentare a motorului Q mr : unde: randamentul volumic real η vr : respectiv randamentul total al acestuia - η tr : Q mr Q thr = Q + ΔQ, (3.4) thr = Ci n, (3.5) cat mr max Q thr η vr =, (3.6) Q η = η η (3.7) tr vr mm 9

32 Deoarece ecuaţia fundamentală a mişcării este valabilă numai dacă motorul hidraulic şi maşina de lucru se rotesc cu aceeaşi viteză unghiulară, este necesar ca în cazul acţionărilor cu mecanisme de transmisie (Fig.3.11) să fie făcută raportarea cuplurilor statice la un arbore comun, de regulă arborele motorului hidraulic, [1],[18],[19]. Q m, p M m J sr M sr M s J s MT ML Ω Ω s Flux de energie Fig.3.11 Explicativă la raportarea cuplurilor statice Operaţia de raportare se face pe baza condiţiei de conservare a puterii: 1 Msr Ω = M s Ωs, (3.8) η de unde: 1 1 Msr = M s, (3.9) η i raportul de transmitere a mişcării fiind definit prin expresia i = Ω / Ωs. În expresiile (3.8), (3.9) cu M sr s-a notat cuplul static raportat la arborele motorului hidraulic, η fiind randamentul mecanismului de transmitere a mişcării. Dacă energia este transmisă de la maşina de lucru la motorul hidraulic, expresia cuplului static raportat M sr se modifică în consecinţă: η Msr = M s (3.30) i Raportarea momentului de inerţie se face pe baza condiţiei de conservare a energiei cinetice. În ipoteza circulaţiei energetice dinspre motorul hidraulic spre maşina de lucru, rezultă imediat: Ω Ωs Jsr = J s Jsr = J s (3.31) η η i În aceste condiţii, alegerea motorului hidraulic urmează aceleaşi etape cu cele deja prezentate, cu deosebirea că expresia lui M s este înlocuită de cea corespunzătoare pentru M sr, în funcţie de caracterul pasiv sau activ al cuplului static. O dată motorul ales, poate fi determinată diagrama de sarcină a acestuia, din care sunt extrase informaţii asupra gradului de încărcare (valoarea maximă a cuplului dezvoltat de motor pe parcursul ciclului de funcţionare) şi a regimurilor de lucru stabilite. Pentru calcului diagramei M m = f(t) se utilizează fie ecuaţia fundamentală a mişcării de rotaţie, în care în cel mai general caz se lucrează cu mărimi raportate, fie expresia discretizată a acesteia (pe intervale de timp sau de turaţie), în cazul în care pentru diagrama cuplului static M s = f(t) se dispune de o variaţie în trepte: 30

33 dω M m (t) = Msr (t) + Jsr, (3.3) dt sau: ΔΩ M mi = Msr i + Jsr (3.33) Δt unde: M mi este valoarea cuplului dezvoltat de motor pe intervalul i ; M sri valoarea cuplului static raportat pe acelaşi interval de funcţionare; ΔΩ variaţia de viteză pe intervalul de funcţionare: ΔΩ = Ωfin Ωin ; Δt durata corespunzătoare intervalului j considerat. Valoarea maximă a cuplului dezvoltat de motor - ce poate servi în eventualele calcule de verificare - se extrage direct din diagramă: M m max = Max{ M m (t)} sau m max Max{ M m j } M = (3.34) j 3.3 Motoare hidraulice liniare Reprezentare, simbolizare, clasificare Motoarele hidraulice liniare (cilindrii hidraulici) sunt elemente de execuţie de o largă utilizare, care, recepţionând energia hidrostatică a elementului generator (presiune debit) o transformă în energie mecanică de translaţie (forţă viteză), pe care o transmit apoi mecanismelor acţionate. În acest fel, un motor hidraulic liniar se comportă ca un cuadripol (Fig.3.1), [],[19]. Q m p Motor hidraulic liniar v F m Fig. 3.1 Reprezentarea ca obiect orientat a motorului hidraulic liniar Cilindrii hidraulici au o foarte largă răspândire în sistemele de acţionare hidrostatică, regăsindu-se în diferite variante şi soluţii constructive. După modul de acţionare, aceştia se folosesc pentru obţinerea mişcărilor de comutare a diverselor organe, folosind în acest scop întreaga cursă şi pentru mişcări de poziţionare continuă, în care scop elementele mobile (tija şi pistonul) se deplasează reciproc pe curse şi cu viteze continuu variabile, mişcarea putând fi oprită chiar înainte de epuizarea completă a cursei. O clasificare a cilindrilor hidraulici ţine seama atât de criterii funcţionale bazate pe principiul de lucru al fiecărui tip de motor, cât şi de numărul mare de variante constructive. Se întâlnesc astfel motoare hidraulice cu acţiune simplă sau dublă, motoare simple sau diferenţiale, motoare cu piston sau cu plunjer, motoare mono- sau multi cilindru, precum şi diverse combinaţii ale acestora. În Fig.3.13 se prezintă o serie de scheme de principiu, pe baza cărora sunt realizate şi simbolurile prin care aceste elemente sunt reprezentate în schemele circuitelor de acţionare: a motor monocilindru, diferenţial cu acţiune dublă, cu piston mobil; b acelaşi tip, însă cilindrul este mobil; c motor hidraulic monocilindru cu acţiune dublă şi tijă dublă (nediferenţial), cu piston mobil; d acelaşi tip, dar cu cilindru mobil; e motor hidraulic bicilindru cu plunjer, cu acţiune dublă, cu plunjere mobile; f acelaşi tip, cu cilindru mobil, [],[15],[19]. 31

34 v 1 v a b c d e Fig Tipuri constructive de cilindri hidraulici: a) Cu dublu efect şi piston mobil; b) Cu dublu efect şi cilindru mobil; c) Cu tijă bilaterală şi piston mobil, d) Cu tijă bilaterală şi cilindru mobil, e) Motor hidraulic bicilindru cu plunjer, cu acţiune dublă, cu plunjere mobile; f) Acelaşi tip, cu cilindru mobil. f În Fig a sunt indicate scheme de principiu pentru: un motor hidraulic bicilindru diferenţial, cu piston mobil, cu acţiune dublă; b motor bicilindru diferenţial, cu piston fix, telescopic; c motor diferenţial bicilindru, telescopic, cu piston mobil; j motor monocilindru cu piston, cu acţiune simplă. În aplicaţii speciale se utilizează elemente de execuţie de construcţie mai elaborată, realizate, de regulă prin conectarea mai multor cilindri de acelaşi tip, care pot constitui: elemente de execuţie de tip tricilindrice, diferenţiale, telescopice, cu pistoane mobile (Fig a), sau, în caz general un motor multicilindru, diferenţial, telescopic cu pistoane şi plunjer mobil (Fig.3.15 b), [1],[15],[19],[1]. S 1 S 1 < S S a b a c d Fig.3.14 Tipuri constructive de elemente de execuţie liniare b Fig.3.15 Tipuri constructive de elemente de execuţie liniare multicilindri, telescopice De asemenea Fig.3.16 a prezintă principiul constructiv al unui motor cu simplă acţiune, cu plunjer principal şi plunjere auxiliare, iar Fig b un motor hidraulic liniar cu plunjer principal diferenţial cu acţiune simplă şi cu plunjere diferenţiale, în timp ce schema din Fig c indică principiul constructiv al unui motor hidraulic combinat, cu plunjer principal şi cu motoare auxiliare cu pistoane cu dublă acţiune. O altă construcţie este de tip motor hidraulic liniar principal cu piston cu dublă acţiune şi cu plunjere cu simplă acţiune (Fig d), [1],[4]. 3

35 a b c d Fig Tipuri constructive de motoare hidraulice liniare de construcţie specială Dintre variantele prezentate, de departe una din cele mai utilizate soluţii constructive utilizate întro gamă largă de aplicaţii industriale de uz general o constituie cilindrul cu dublă acţiune diferenţial cu piston mobil, sau cu cilindru mobil (Fig a şi 3.16 b), [15],[1],[4] Relaţii de determinare a principalilor parametri în regim staţionar Cu toată diversitatea constructivă întâlnită, în alcătuirea unui cilindru hidraulic se regăsesc câteva elemente structurale prin care este asigurată funcţionarea corespunzătoare a acestuia (Fig. 3.17). 4 v v S 1 S A A B S 1 S 6 Resort de revenire B Q 1 Q 1 Q a b Fig Explicativă la evidenţierea principalelor elemente constructive ale unui cilindru hidraulic: a) Cilindru hidraulic cu dublă acţiune; b) Cilindru hidraulic cu simplă acţiune. Astfel, într-o construcţie clasică se regăsesc: 1 cilindrul propriu zis, pistonul; 3 tija, 4 capacul, 5 elemente de etanşare interioară piston, 6 elemente etanşare exterioară tijă, 7, 8 orificii de alimentare. Pentru executarea mişcării în cele două curse (avans, respectiv retragere sau revenire), cilindrul se alimentează cu debitele Q 1, Q, prin care sunt asigurate vitezele v 1, v. Deoarece ambele sensuri de deplasare sunt asigurate prin alimentarea succesivă cu lichid hidraulic a celor două camere de lucru A, respectiv B, ansamblul poartă denumirea de cilindru hidraulic cu dublă acţiune. Dacă doar una din cele două curse este asigurată prin alimentare cu lichid hidraulic sub presiune (de regulă cursa activă, de avans), mişcarea de revenire fiind efectuată sub acţiunea energiei mecanice a unui resort interior (comprimat în faza activă), (Fig b) cilindrul este cu simplă acţiune, [19],[4]. La alimentarea cilindrului cu aceeaşi valoare a debitului Q 1 = Q = Q atât în cursa de avans cât şi în cea de revenire, din cauza suprafeţelor active inegale (S 1 > S ), vitezele liniare obţinute diferă (v 1 < v ). Într-adevăr: 33

36 Q Q v = < (3.35) 1, v = v1 v S1 S Inegalitatea celor două valori ale vitezei conferă elementului de execuţie denumirea de cilindru diferenţial. Este uşor de observat că, prin folosirea unei tije bilaterale suprafeţele active sunt egale, iar valoarea vitezei este aceeaşi indiferent de sensul de deplasare, dacă cilindrul este alimentat cu aceeaşi valoare a debitului în cele două curse. O consecinţă imediată ce rezultă din diferenţa de secţiuni active este valoarea diferită a forţelor dezvoltate de cilindru în cele două curse, dacă presiunea de lucru este aceeaşi. Astfel, la cursa de avans F1 = p S1, iar la revenire, F = p S, [15],[19],[4]. Având drept referinţă construcţia clasică a unui cilindru hidraulic diferenţial cu dublă acţiune (Fig.3.18), parametrii caracteristici utilizaţi în calculele circuitelor de acţionare sunt: D d Fig Explicativă la elementele ce determină tipodimensiunea unui cilindru hidraulic - p N presiunea nominală de lucru; - D / d diametrul pistonului / diametrul tijei; - D ϕ = D d - raportul secţiunilor de lucru; - s cursa de lucru; - F N forţa dezvoltată la presiunea p N ; - Q debitul consumat pentru a realiza o viteză de translaţie v; - P puterea hidraulică consumată; - t timpul de realizare a cursei s; - η m, η v randamentul mecanic, respectiv volumic la presiunea de lucru; - v u viteza uleiului prin deschiderea racordurilor de alimentare D n ; - V volumul lichidului din cilindru corespunzător unei curse maxime s max. Literatura de specialitate [15], [19], [1], [4] indică, de asemenea diverse elemente auxiliare (ex: piese de capăt) care permit obţinerea unor variante de montaj extrem de variate, în funcţie de specificul fiecărei aplicaţii în parte. De asemenea, sunt indicate câteva soluţii de instalare hidraulică. Astfel, alimentarea unui cilindru hidraulic individual poate fi făcută de la o pompă volumică printr-un distribuitor cu două poziţii, ceea ce face ca pistonul să nu poată fi staţionat decât la unul sau altul din capetele de cursă, sau printr-un distribuitor cu trei poziţii care are posibilitatea de a bloca pistonul în orice poziţie dorită. În acest ultim caz însă, dacă asupra pistonului oprit brusc din deplasare (prin trecerea distribuitorului în poziţia mediană) continuă să acţioneze forte externe (în special cauzată de cantitatea de mişcare înmagazinată), există pericolul ca, pe conductele de legătură dintre cilindru şi distribuitor să ia naştere presiuni inacceptabil de mari; evitarea acestora poate fi făcută prin utilizarea unor supape de descărcare, în combinaţie cu supape anticavitaţie. În poziţia mediană a distribuitorului se doreşte uneori ca ambele camere ale cilindrului să fie legate la rezervorul circuitului, respectiv pistonul să aibă o situaţie flotantă care să-i permită deplasarea liberă, într-un sens sau celălalt, sub acţiunea unor forte exterioare. 34

37 Viteza obţinută la mişcarea de avans a tijei poate fi în unele aplicaţii mărită, fără a se lucra cu un debit mărit al pompei, printr-un montaj special, care asigură recircularea lichidului dinspre camera de secţiune mică spre cea cu secţiune mare (Fig.3.19). S s Q Fig.3.19 Soluţie de instalare hidraulică ce permite mărirea vitezei la cursa de avans a cilindrului Recircularea menţionată face ca, la faza de avans, viteza să crească de la valoarea 4Q / πd (cazul fără recirculare) la valoarea 4Q / πd ; în schimb şi presiunea de lucru creşte similar de la valoarea 4F / πd (cazul fără recirculare) la valoarea 4F / πd, unde F este valoarea forţei dezvoltate de cilindru. În ceea ce priveşte alimentarea unui multiplu de cilindri, soluţiile de instalare hidraulică fac posibilă o mare diversitate de circuite [15], [19], [4]. Principalele relaţii utilizate la calculul acţionărilor cu elemente de execuţie liniare (cilindri hidraulici) au în vedere regimul staţionar de funcţionare şi vizează stabilirea unor formule prin care se determină principalii parametrii ai circuitelor, [1],[15]. Astfel, diametrele D necesare pentru dezvoltarea forţelor solicitate F i, respectiv F r (Fig.3.0) se calculează cu relaţia: D d F i F r p p Fig.3.0 Explicativă la calculul diametrului D 4 Fi 4 Fr D sau D ϕ (3.36) π p ηm π p ηm în care: - F i este forţa necesară la împingere (cursa de avans a tijei unilaterale); - F r forţa necesară la revenire. În cazul cilindrilor plunjer, D reprezintă diametrul interior al ghidajului, iar ϕ = 1. În cazul cilindrilor telescopici, D reprezintă diametrul plunjerului cel mai mic (ultima treaptă). În componenţa lui F (fie că este vorba de forţa dezvoltată la cursa de avans, fie de cea corespunzătoare cursei de revenire) trebuie considerate atât forţele statice (datorate maşinii de lucru, sau sarcinii exterioare a cilindrului), cât şi cele dinamice, de accelerare decelerare a maselor antrenate, reduse la tija cilindrului.. Valorile randamentului mecanic η m sunt puse la dispoziţie de fabricantul cilindrilor, fie în mod implicit prin curbe F = f(p), fie în mod explicit (η m = f(p)). Diametrele tijelor d (implicit raportul ϕ) se determină sau se verifică: - prin rezistenţa la tracţiune: 35

38 F t 4 d, (3.37) π σ în care s este rezistenţa la întindere a materialului tijei, fie prin: - rezistenţa la flambaj: Fi k f I L r, (3.38) π E unde: - L r este lungimea coloanei de referinţă, dintre articulaţiile la ambele capete; - k f coeficientul de siguranţă la flambaj; k f = 3,5 5; - E modulul de elasticitate al materialului tijei; în general E =, dan / cm ; - I momentul de inerţie al tijei; pentru tijă plină introduşi în (3.38) rezultă: 4 d I =, şi cu k f = 4 şi E =, dan / cm 0 d 3, F 6 i L r (3.39) Se mai pot determina: - lungimea maximă de montaj L, dintre punctele de fixare a tijei şi a corpului cilindrului pentru diferite variante de instalare mecanică, recomandată de producători în general prin raportarea ei la lungimea coloanei de referinţă L r prin intermediul unor coeficienţi k r ([15], [4]): L = k r L r (3.40) - cursa maxim - posibilă a pistonului s max, limitată mecanic de lovirea acestuia de bucşa de ghidaj a echipamentului mobil; cursa maxim admisă - s f este limitată însă de lungimea de flambare, la forţa respectivă de solicitare, [15]: s f L r L0 π E d L0 = =, (3.41) 40 k F f i în care L 0 este lungimea moartă a cilindrului la cursă nulă. - debitul necesar pentru dezvoltarea vitezei v: ( D d ) v π D π Q v sau Q (3.4) 4 η 4 η v v - puterea hidraulică P consumată pentru dezvoltarea forţei F şi vitezei v: p Q P =, (3.43) 61 unde p este presiunea de alimentare, iar Q debitul exprimat în l/min. - timpul necesar pentru parcurgerea cursei s: 36

39 v ( D d ) Acţionări şi automatizări hidropneumatice s π D s π s t = = sau t = (3.44) v 4 Q η 4 Q η - diametrul interior al conductelor de legătură d i : v d i 4 Q, (3.45) π v u unde v u este viteza de curgere a uleiului (valori recomandate în Tab.3.1), [16]. Tab. 3.1 Valori recomandate ale vitezei de curgere p [ dan / cm ] v u [ cm / s] Alegerea şi verificarea cilindrilor hidraulici Pentru alegerea unui cilindru hidraulic corespunzător circuitului unei acţionări, în funcţie de specificul aplicaţiei, utilizatorul poate opta pentru două variante de lucru, care conduc la rezultate foarte apropiate din punct de vedere cantitativ, necesitând însă, aprioric, informaţii diferite legate de specificul aplicaţiei. Uzual, calculul se desfăşoară în regim staţionar, regimul dinamic fiind considerat, în primă fază, prin utilizarea unor coeficienţi supraunitari de ponderare, [15],[16],[4]. O primă etapă constă în determinarea tuturor forţelor rezistente pe care cilindrul hidraulic trebuie să le învingă în regim staţionar şi dinamic (Fig.3.1). x F t α F t r 0 r θ F r m β F r m 1 F f G a b Fig.3.1 Explicativă la calculul forţelor: a) Cilindru în mişcare de translaţie; b) Cilindru utilizat în mişcări de rotaţie. Astfel, în cazul unei mişcări de translaţie pe un plan orizontal, pot fi determinate: forţa statică exterioară F t, forţa de frecare de alunecare F f, şi forţa de inerţie, datorată maselor în mişcare F a : în care: d x Ftot = Fa + Ft ' + Ff = m1 + Ft cos α + (m1 g + Ft sin α) μ, (3.46) dt 37

40 - d dt x reprezintă accelerarea impusă cilindrului, rezultând, din condiţia ca mecanismul acţionat să atingă viteza v într-un timp t (a = v / t), sau într-un spaţiu x 0 ( a = v / x 0 ); - α unghiul direcţiei sarcinii active cu axa tijei cilindrului; - μ coeficientul de frecare de alunecare. - G acceleraţia gravitaţională. În cazul în care structura mecanismului acţionat impune utilizarea cilindrului pentru realizarea unei mişcări de rotaţie (Fig. 3.1 b), [15]: unde: - m F tot r d θ r = m r + (m g + Fr cosβ) r, (3.47) 0 dt r0 r r este masa redusă a tijei; 0 - d θ / dt = ε acceleraţia unghiulară impusă, rezultând din condiţia ca mecanismul acţionat (maşina de lucru) să atingă viteza ω într-un timp dat (ε = ω / t), sau la capătul unui unghi impus θ 0 (ε = ω / θ 0 ); - b unghiul direcţiei sarcinii active cu axa tijei; - g acceleraţia gravitaţională. În regim dinamic mai este necesară, în unele cazuri, adăugarea unor forte rezultate eventual din ciocnirea maselor acţionate (Fig. 3.), precum şi din trepidarea, sau pendularea acestora, [1],[15]. O dată stabilite valorile forţelor ce solicită cilindrul, se poate trece la determinarea tipodimensiunii necesare, în mai multe etape: - se calculează preliminar diametrul D al alezajului interior cu relaţia (3.36), optând pentru o valoare a presiunii p şi considerând acoperitor că η m = 0,9 şi că F are valoarea maximă din întregul Fig. 3. Explicativă la stabilirea forţelor ciclu de funcţionare. - se definitivează diametrul D al pistonului, prin încadrarea cilindrului necesar într-o serie tipizată, accesibilă comercial : D D'. După stabilirea tipodimensiunii în cauză, se determină din catalogul seriei tipizate ceilalţi parametri constructivi: d diametrul tijei, L 0 lungimea moartă la cursă nulă, L r lungimea maximă a coloanei de referinţă la solicitarea cu forţa totală F tot, k r coeficientul de adaptare a lui L r la tipul necesar de fixare, η m randamentul mecanic. - se verifică realizarea efectivă a forţelor necesare ( relaţia (3.46, sau 3.47)) în care sunt acum cunoscute toate elementele; - din consideraţii constructive ale instalaţiei şi mecanismului acţionat se cunosc deja lungimea de fixare L şi cursa necesară s. Se verifică astfel dacă lungimea de fixare nu depăşeşte valoarea de flambare (L k r L r, relaţia (3.40)) şi dacă valoarea cursei necesare s - nu depăşeşte cursa maxim admisibilă L r L0 ( s sf ). În multe calcule, deoarece nu se cunosc în detaliu valorile forţelor care se manifestă în instalaţia acţionată şi nici soluţiile de montaj ale cilindrului, sau grupelor de cilindri în structura fizică a acţionării, se poate opta pentru o altă formă de dimensionare, pornind de la valoarea, sau diagrama forţei statice 38

41 proprie maşinii de lucru (sarcinii acţionate) şi cunoscând, de asemenea valoarea presiunii maxime din circuit, împreună cu tahograma (diagrama vitezei) cilindrului, sau, cel puţin valoarea de regim staţionar a vitezei acestuia. Valoarea acesteia se poate adopta în funcţie de cerinţele procesului la care participă elementul de execuţie ce urmează a fi ales şi din alte considerente tehnologice. Etapele de alegere sunt similare celor utilizate în cazul motoarelor hidraulice rotative, evident, actualizate în conformitate cu specificul impus de acest tip de mişcare (liniară), [1],[15]. Astfel, variaţia forţei statice exterioare şi caracterul acesteia (pasiv, sau activ) poate fi indicată fie sub forma unei funcţii continue pe întreg intervalul de lucru, fie cel mai adesea sub formă de variaţii treaptă de-a lungul aceluiaşi interval (Fig.3.3). Tahograma de lucru este - în aplicaţiile inginereşti clasice una trapezoidală (Fig.3.4). F s F smax F s F s1 F s F s3 F s A B C E D F 0 t c t 0 t 1 t t 3 a b c Fig.3.3 Forme de variaţie caracteristice pentru forţa statică : a)variaţie continuă; b)variaţie în trepte; c) Variaţie combinată. t 0 t 1 t t 3 t 4 t v v max 0 t c t Fig 3.4 Tahograma trapezoidală a acţionării În aceste condiţii se calculează mai întâi o valoare medie a forţei statice: t c 1 F s med = fs (t) dt, (3.48) t c 0 dacă se cunoaşte expresia analitică a variaţiei continue a acesteia pe parcursul unui ciclu de funcţionare de durată t c (Fig a), sau: n (Fs i t i ) F s med i= 1 = n, (3.49) t i i= 1 dacă pentru variaţia forţei statice este valabilă o diagramă în trepte (Fig.3.3 b). În cazul în care se cunoaşte o variaţie a lui F s după diagrama din Fig.3.3 c, se determină mai întâi: 39

42 F s BC Fs B + Fs B Fs C + Fs C Fs B + Fs C = sau Fs BC = (3.50) 3 şi se utilizează apoi relaţia (3.49) pentru calculul valorii medii. Cunoscând valoarea maximă a presiunii de alimentare p şi estimând randamentul mecanic al cilindrului la o valoare η m = 0,8 0,85 se determină dimensiunea principală D (diametrul alezajului interior): F s med π D 4 Fs med = ηm p D = (3.51) 4 η π p m Se alege din catalogul firmei producătoare un cilindru de acelaşi tip cu cel dorit, care să aibă D cat > D. Se are în vedere totuşi, ca prin această alegere elementul de execuţie să nu fie supradimensionat în raport cu aplicaţia concretă, deoarece randamentul total al acţionării se înrăutăţeşte. Se urmăreşte, aşadar, să fie respectată condiţia: Dcat D 0, D cat (3.5) Pentru valoarea de catalog - D cat, sunt puse la dispoziţie date concrete referitoare la celelalte elemente constructive care intră în componenţa cilindrului: tijă, capace laterale, cursă maximă, modalităţi de etanşare etc., dintre care, utilizatorul poate opta pentru cea mai convenabilă soluţie prin care performantele acţionării să fie maxime. După etapa de alegere, poate fi făcut un calcul de verificare a soluţiei adoptate, ce are în vedere: - un calcul al forţei maxime pe care elementul de execuţie o poate dezvolta în condiţiile reale ale acţionării; - un calcul de rezistenţă mecanică la diferite solicitări. Astfel, forţa maximă pe care trebuie să o învingă cilindrul ţine seama de funcţionarea în regim staţionar (cu viteză constantă) şi de perioada de pornire (în special la acţionările de putere mare), de prezenţa forţelor de frecare precum şi de suma forţelor de contrapresiune care pot fi prezente într-una din fazele ciclului tehnologic, [1],[16]: F = F + F + F + F, (3.53) max s max f în care: - F s max este cea mai mare valoare a forţi statice, dedusă din diagrama acesteia; - F f forţa de frecare totală estimată, cu cele două componente ale sale: F f1 forţa de frecare internă, care apare între garniturile de etanşare ale pistonului şi tijei; F f forţa de frecare de alunecare, care apare la deplasarea cu frecare a sarcinii exterioare; F f = Ff1 + Ff, (3.54) cu: F = F + F = μ π D l z p + μ π d l z p + p, (3.55) f1 fpc ftc 1 cp i ( ) unde: - F fpc este forţa de frecare dintre piston şi suprafaţa interioară a cilindrului; m 40

43 - F ftc forţa de frecare dintre tijă şi capacele laterale ale cilindrului; - μ = 0,07 0,13 coeficientul de frecare de alunecare; - D, d diametrul alezajului interior, respectiv diametrul tijei cilindrului; - l 1, l lungimea garniturilor de etanşare dintre diferitele părţi componente; - z numărul garniturilor de etanşare; - p, p m presiunea de lucru a cilindrului şi presiunea de montaj a garniturilor; Dacă cilindrul hidraulic lucrează în gol, F f este zero, iar componenta forţei de frecare se reduce la mărimile calculate mai sus. În prezenţa sarcinii şi dacă forţa statică F s acţionează din exterior după o direcţie oarecare ce face cu direcţia x - de deplasare unghiul α (Fig.3.5), se poate scrie, [15]: x F s α Ff = μ m g + μ Fs sin α (3.56) În relaţia (3.53) cu Fcp s-a notat forţa de contrapresiune care G depinde de structura circuitului acţionării, fiind determinată de căderile de presiune pe circuitul opus camerei active a Fig.3.5 Explicativă la calculul lui F f cilindrului. Aceste căderi de presiune sunt determinate atât de topologia circuitului (traseele de conducte dintre elementele componente) cât şi de pierderile de presiune introduse de aceste elemente distincte de circuit când sunt străbătute de curentul de lichid (aparataj de distribuţie, de reglare a debitului, de reglare a presiunii, filtre, aparataj auxiliar etc.): F cp = f ( Δp,S ), (3.57) st c relaţie în care cu Δp st s-au notat pierderile de presiune în regim staţionar pe traseul dintre camera inactivă a cilindrului şi rezervorul instalaţiei, iar cu S c s-a notat secţiunea de curgere a conductelor de legătură. Pierderile de presiune în regim staţionar se exprimă prin relaţia, [1],[15] : ρ ρ Δp st = Δp local+ Δp liniar= δ loc v u + δ liniar v u, (3.58) cu: 1 l δ loc= ξ =, δ liniar= λ c d d c, (3.59) în care: - Δp local reprezintă pierderile de presiune în rezistenţele locale din circuit, caracterizate prin coeficientul ξ (valori uzuale tabelate, în funcţie de configuraţia elementului de circuit); - ρ densitatea lichidului hidraulic utilizat; - v u viteza de curgere a uleiului pe traseul considerat; - λ coeficient de rezistenţă liniară ale cărui valori depind de calitatea suprafeţelor interioare prin care are loc curgerea; - l lungimea rezistenţei liniare (conductă, canal etc.). Observaţie: În regim dinamic, pierderile de presiune se pot exprima cu relaţia: dq Δ pdin = LH, (3.60) dt 41

44 în care L H = m / S c este coeficientul de inertanţă hidraulică ce caracterizează curgerea prin conducta de secţiune S c, iar m este masa volumului de lichid care îşi modifică viteza de curgere, exprimată prin raportul dq / dt. Prin urmare, pierderile de presiune în regim staţionar corespunzătoare etapei de verificare a F max cilindrului hidraulic (Fig.3.6) sunt: Q F cp ξ Circuit de retur λ ρ Q lj Δp ξ + λ st = i (3.61) S c i j dj În sfârşit, în expresia (3.53), F i este forţa de Fig.3.6 Explicativă la expresia lui Δp st inerţie care apare în procesele de accelerare a maselor. În cea mai mare parte a sistemelor de acţionare, forţele de inerţie care imprimă sarcinii o acceleraţie, fiind de valoare mică, se neglijează. Uneori, totuşi, în cazul sarcinilor mari, sau atunci când duratele de comutaţie pentru aparatele de distribuţie sunt scăzute şi deci, cursa activă este parcursă într-un timp scurt, forţele de inerţie trebuie luate în considerare. Global, forţa de inerţie se poate determina în două moduri: 1. Dacă se consideră cunoscută durata accelerării t a (din tahogramă), forţa de inerţie F i se determină din legea conservării impulsului: m ( vs v0 ) m Δv Fi t a = m ( vs v0 ) Fi = = = m a med, (3.6) t t a unde: - m este suma tuturor maselor aflate în mişcare de translaţie, raportate la tija elementului de execuţie; - v s, v 0 viteza de funcţionare în regim staţionar, respectiv viteza iniţială;. Dacă se cunoaşte lungimea cursei x a pe care are loc accelerarea, forţa de inerţie se deduce din legea de conservare a energiei cinetice: Fi x a = m s 0 1 m ( v v ) F ( v v ) = 1 i s 0 (3.63) x Astfel calculată, valoarea forţei maxime F max trebuie să îndeplinească relaţia: l d c a a cat π D Fmax p ηm (3.64) 4 Dacă relaţia nu este îndeplinită, se alege un alt diametru D cat, de valoare imediat superioară. Calculul de rezistenţă are în vedere solicitările la care este supus elementul de execuţie în timpul desfăşurării ciclului tehnologic în care lucrează acesta. Se verifică grosimea pereţilor cilindrului, în special atunci când acesta lucrează la presiuni foarte mari un interval de timp îndelungat (cilindrii de susţinere a galeriilor miniere, de exemplu), si tija cilindrului, supusă solicitărilor mecanice simple sau compuse. De exemplu, în cazul unei solicitări la tracţiune se calculează diametru tijei cu relaţia 4 F d = max, în care σ t este rezistenţa admisibilă la tracţiune a materialului tijei şi se verifică dacă π σ t valoarea rezultată satisface inegalitatea: d < d catalog. În caz contrar, se alege din catalogul de cilindri hidraulici o altă valoare superioară pentru d. 4

45 4.Aparatura hidraulică de distribuţie şi reglare 4.1 Introducere Sistemele hidrostatice de acţionare au în componenta lor, în afară de pompă şi motor, o serie de elemente hidraulice, care concură la funcţionarea sistemului în conformitate cu scenariul impus (Fig.4.1). Energie Energie Energie Energie mecanică hidraulică hidraulică mecanică EG EDR EE ML Dispozitiv de acţionare Produs Fig. 4.1 Locul elementelor de distribuţie şi reglare în schema structurală bloc a unei instalaţii de acţionare hidrostatică În conformitate cu scopul funcţional şi cu importanţa acestora în ansamblul acţionării, se întâlnesc: aparataj direcţional sau de distribuţie, aparataj de reglaj şi control al vitezelor, aparataj de reglare şi de control al presiunilor şi aparataj auxiliar. Primele trei subgrupe pot fi denumite generic cu un termen comun, prin care este evidenţiată o funcţie importantă, şi anume: aparataj de comandă. Elementele de distribuţie şi reglare (EDR) dirijează (discret sau continuu) agentul hidraulic de la pompă spre diferitele motoare sau porţiuni ale circuitelor, şi de la acestea înapoi spre rezervor (în cazul instalaţiilor ce funcţionează în circuit deschis), spre pompă (la funcţionarea în circuit închis), sau spre ambele destinaţii (circuite semiînchise), din categoria elementelor de reglaj făcând parte aparatele de reglare a debitului (rezistenţe hidraulice variabile drosele) şi cele prin care este realizat controlul şi reglajul presiunii (supapele), [15],[19],[0]. 4. Elemente hidraulice direcţionale; distribuitoare hidraulice 4..1 Funcţie, reprezentare, simbolizare Scopul funcţional al acestor elemente hidrostatice denumite şi distribuitoare este de a dirija lichidul de lucru de la sursa de presiune înspre organul activ de lucru, sau înspre alte elemente ale sistemului, precum şi de a asigura evacuarea acestuia spre rezervor, după încheierea funcţiei programate. Pot fi considerate, aşadar, aparate de comutaţie (similare întrucâtva unui contactor sau releu) prin care sunt activate sau nu circuite hidraulice, în funcţie de ciclul tehnologic al maşinii de lucru. Distribuitorul hidraulic constituie elementul care permite reversarea sensului mişcării motoarelor hidraulice. Dacă frecvenţa acestei operaţii este mare (de exemplu maşini unelte cu mişcare alternativă), distribuitorul trebuie să îndeplinească unele condiţii suplimentare, legate de o inversare silenţioasă, fără şocuri, un timp 43

46 minim de inversare, pierderi minime de putere, poziţionare precisă a elementului de execuţie, forţă de inerţie minimă etc. Constructiv, un distribuitor este alcătuit din următoarele elemente: - o parte fixă în care sunt practicate canale de legătură prin care se realizează distribuţia (dirijarea) lichidului de lucru spre şi dinspre elementul cu care este conectat; - o parte mobilă, plasată în interiorul corpului fix, denumită în multe cazuri sertar de distribuţie, care asigură îndeplinirea funcţiei propriu - zise. Deplasarea sertarului are ca efect, prin urmare, închiderea şi deschiderea circuitelor de lucru datorită unui element de comandă, acţionat, de cele mai multe ori din exterior, sau prin circuite de reacţie internă. - elementul de comandă - asigură funcţionarea aparatului. Acesta poate fi: un electromagnet, un alt distribuitor, un palpator, o manetă, limitator de cursă etc. O primă clasificare, cu caracter general a distribuitoarelor are în vedere modul de funcţionare a acestora. Astfel, se întâlnesc: - distribuitoare cu funcţionare discretă; la acestea, sertarul de distribuţie ocupă un număr bine precizat de poziţii de funcţionare stabilă, trecerea dintr-o poziţie de lucru în alta făcându-se sub acţiunea mărimii de comandă şi a unor elemente constructive din componenţa aparatului (resoarte de capăt); - distribuitoare cu funcţionare continuă - servodistribuitoare, sau distribuitoare hidraulice proporţionale; acestea asigură pe lângă funcţia propriu - zisă - de distribuţie şi reglarea parametrilor acţionării (în special viteza elementelor de execuţie) datorită realizării unei dependenţe proporţionale între debitul de lucru şi semnalul de comandă (de regulă, un curent de ordinul sutelor de ma), [1],[15]. Pentru reprezentarea în schemele de acţionare, se utilizează simboluri grafice care reunesc principalele elemente structurale şi funcţionale, prin care se poate uşor identifica atât modul de funcţionare, cât şi fazele specifice procesului tehnologic în care este integrată acţionarea. În cazul distribuitoarelor discrete, simbolul constă dintr-un dreptunghi, împărţit în mai multe zone, al căror număr coincide cu numărul poziţiilor stabile de funcţionare ale aparatului (Fig.4.), [19],[0]. 1 Distribuitor cu două poziţii de lucru 1 3 Distribuitor cu trei poziţii de lucru Fig. 4. Explicativă pentru simbolizarea distribuitoarelor În fiecare zonă sunt indicate prin săgeţi verticale sau înclinate căile şi direcţiile de curgere prin aparat (Fig.4.3). Simbolul, sau aferent unei căi de curgere, indică faptul că acea cale de curgere este închisă (nu este accesibilă utilizatorului). Corespunzător poziţiilor active şi căilor de curgere stabilite, există o notare unanim acceptată, prin care se identifică uşor distribuitoarele în cadrul schemelor de acţionare. Astfel, un distribuitor se poate indica prin ansamblul D m/n, în care m este numărul de orificii de racord cu restul circuitului, iar n - numărul poziţiilor distincte, stabile, de lucru (Fig.4.3). De asemenea, în unele cazuri, poate fi indicată semnificaţia orificiilor de racord cu circuitele exterioare, printr-un grup de litere, alăturate simbolului, de regulă în poziţia iniţială a acestuia în schemă (poziţia de funcţionare în lipsa mărimii de comandă). Se notează (Fig.4.3): P - orificiul de alimentare (racordul cu sursa de presiune, sau cu circuitul activ); T - orificiul de racord cu rezervorul instalaţiei (returul); 44

47 A, B - legăturile cu cele două camere de lucru ale motorului hidraulic cu care este conectat, sau cu circuitele pe care se face distribuţia debitului in funcţie de protocolul de funcţionare. Căi de curgere închise Cale de curgere deschisă A B A B PT P T D / D 4 / D 4 / 3 Fig. 4.3 Notarea şi simbolizarea căilor şi a direcţiilor de curgere prin distribuitor În funcţie de tipul aparatului o parte din aceste litere pot lipsi (de exemplu la distribuitoarele cu două, sau trei orificii de lucru). În aproape toate situaţiile, nu se indică explicit semnificaţia fiecărui circuit; aceasta se consideră unanim acceptată de utilizatori şi nu mai sunt necesare explicaţii suplimentare. Comutarea dintr-o poziţie în alta se face sub acţiunea mărimii de comandă. Natura acesteia este surprinsă în cadrul unui simbol asociat celui general al aparatului (Fig. 4.4): Comandă manuală Comandă mecanică Comandă electrică Comandă hidraulică Comandă pneumatică Comandă electrohidraulică Fig. 4.4 Simbolizarea mărimii de comandă Starea iniţială a distribuitorului este asigurată constructiv prin unul sau două resoarte de capăt, montate solidar pe echipajul mobil al aparatului. De asemenea, acestea au rolul de a readuce sertarul mobil în poziţia iniţială, la încetarea acţiunii mărimii de comandă. Astfel, simbolul complet al distribuitorului conţine elemente care oferă indicaţii asupra: numărului de poziţii de funcţionare, numărului de orificii de racord, schemei legăturilor interioare între circuite, naturii mărimii de comandă (Fig.4.5). A A A B AB A B P PT P T PT P T a b c d e Fig. 4.5 Exemple de distribuitoare utilizate în circuitele de acţionare Astfel, în Fig.4.5.a este indicat un distribuitor cu comandă electrică, cu două poziţii de funcţionare şi două orificii de racord. Poziţia iniţială este cea pentru care, in lipsa semnalului de comandă, calea de curgere P - A este liberă (deschisă). La alimentarea bobinei (distribuitor comandat), distribuitorul îşi schimbă starea, închizând circuitul de lucru. Dispariţia semnalului de comandă are ca efect revenirea sertarului de distribuţie în poziţia iniţială, datorită resortului de capăt. 45

48 Distribuitorul din Fig.4.5.b - cu trei orificii şi două poziţii de lucru, cu comandă manuală - în poziţia iniţială are deschisă calea de curgere P - A, iar orificiul de racord cu rezervorul este obturat. Acest tip de distribuitor poate fi folosit pentru alimentarea unui cilindru cu simplu efect (Fig. 4.6). În figura 4.5.c distribuitorul cu comandă electrică asigură câte o poziţie de lucru corespunzătoare alimentării uneia sau alteia dintre bobine; se poate asocia cu un cilindru hidraulic cu dublu efect, pentru asigurarea ambelor mişcări (avans - revenire) (Fig.4.7). Distribuitoarele din Fig. 4.5.d şi e au comandă electrică, trei poziţii stabile de funcţionare; cel din Fig. 4.5.d permite oprirea elementului de execuţie cu care este conectat în orice poziţie, chiar dacă acesta nu şi-a încheiat cursa completă, prin întreruperea alimentării bobinei care fusese iniţial alimentată. Pentru cealaltă variantă (Fig.4.5.e), poziţia mediană a distribuitorului permite deplasarea liberă stânga - dreapta a pistonului cilindrului (distribuitor cu centru deschis). Avans cilindru Revenire cilindru Distribuitor necomandat Distribuitor comandat Fig. 4.6 Utilizarea unui distribuitor D 3/ cu comandă manuală pentru acţionarea unui cilindru hidraulic cu simplu efect: a) cursa de avans; b) cursa de revenire Avans cilindru Revenire cilindru Distribuitor necomandat Distribuitor comandat Fig. 4.7 Utilizarea unui distribuitor D 4/ cu comandă electrică pentru acţionarea unui cilindru hidraulic cu simplu efect: a) cursa de avans; b) cursa de revenire Există o mare diversitate de soluţii constructive, care se diferenţiază atât din punct de vedere al numărului de poziţii de funcţionare, cât şi prin schemele de legături interne, corespunzătoare fiecărei poziţii. Cele mai uzuale construcţii sunt acelea în care funcţia de distribuţie este asigurată prin intermediul unui sertar cilindric, de construcţie specială, ce se deplasează alternativ, pe curse scurte, între poziţiile ce asigură conectarea circuitelor exterioare, aparatul numindu-se distribuitor cu sertar (Fig. 4.8). Un astfel de distribuitor permite o mare precizie a elementului de distribuţie, frecvenţă mare de inversare, debite şi 46

49 presiuni mari, comandă uşoară, sensibilitate mare etc., şi este utilizat cu succes şi în sistemele hidraulice de reglare automată. Astfel, în Fig. 4.8 a d sunt indicate simbolurile şi schemele de principiu ale distribuitoarelor cu sertar cu două poziţii, cu trei (Fig. 4.8.e i), patru (Fig.4.8.j), respectiv cinci poziţii de funcţionare distincte (Fig.4.8.k), iar exemple de comandă a acestora (scheme de principiu şi constructive) sunt indicate în Fig.4.9 pentru tipurile (comandă manuală, electrică, hidraulică, pneumatică, fluidică şi combinată), [4],[15],[1] a 1 0 f 1 b h 1 c 1 0 d g e i j k Fig. 4.8 Exemple de soluţii constructive şi simboluri ale distribuitoarelor cu sertar 47

50 a c d e f EM 1 EM D 1 A B D 3 D P T g Dr 1 Dr h 1 h h T z 1 P z T EM 1 EM T 1 z 1 P z i j p 1 p 1 T z 1 z k Fig.4.9 Explicativă la comanda distribuitoarelor T 4.. Parametrii funcţionali şi caracteristici statice Aparatura hidraulică de distribuţie este caracterizată de o serie de parametri care printr-o interpretare unitară pot fi consideraţi comuni cu cei ai aparaturii de reglare (a debitului, respectiv a presiunii). Se pot aminti, astfel, [15]: - p N presiunea nominală de lucru; - DN deschiderea nominală, mărime convenţională care defineşte secţiunea nominală de curgere prin aparat; - Q max debitul maxim ce poate traversa aparatul, limitat în funcţie de schema sa funcţională, de presiunea efectivă de lucru p ef, de căderea de presiune Δp admisă şi de forţa necesară comutării; 48

51 - Δp = f(q ef ) căderea de presiune la trecerea prin aparat a debitului de lucru Q ef ; - ΔQ = f(p ef ) pierderea de debit la presiunea de lucru p ef ; - P h = k Q ef p ef puterea hidraulică transmisă. Într-o acţionare, un distribuitor discret se comportă ca o rezistenţă fixă, aceeaşi, sau diferită ca valoare în funcţie de legăturile create prin închiderea / deschiderea căilor de curgere. Întrucât pierderea de debit ΔQ = f(p ef ) este foarte mică, în comparaţie cu debitul nominal (circa 0,5 0,6 %), aceasta se poate neglija, distribuitorul putând fi asimilat unui cuadripol pentru care Q a = Q b (Fig.4.10 a). Relaţia care exprimă dependenţa între debitul vehiculat şi caracteristicile constructive ale distribuitorului este cea valabilă în cazul curgerii printr-o rezistenţă: Qdistr = cd S(y) ( Δp) m, ρ (4.1) în care: - Q distr este debitul de lucru ce străbate aparatul; - c d coeficient de curgere care depinde de structura circuitului prin care are loc curgerea, structură asigurată prin închiderea şi/sau deschiderea căilor de curgere; - S(y) secţiunea variabilă de curgere prin distribuitor; - ρ densitatea uleiului hidraulic; - Δp = p a p b căderea de presiune pe distribuitor; - m coeficient care, în funcţie de regimul de curgere (laminar, sau turbulent) ia valoarea 1, respectiv 1 /, asigurând o dependenţă de forma: p a 18 L p b = R Qdistr cu R, (4.) π ( DN) pentru curgerea laminară a unui lichid cu vâscozitatea dinamică μ, pe lungimea L în distribuitorul cu deschiderea nominală DN, respectiv: ρ pa p b = R Q distr cu R cd π d y (4.3) pentru curgere turbulentă (cazul cel mai frecvent în acţionările hidrostatice), unde d este diametrul sertarului cilindric al distribuitorului, iar y deplasarea curentă a sertarului sub acţiunea mărimii de comandă, [15],[0]. Q a Q b Q a p a Distribuitor discret Q b p b p a Q a R - + p b Distribuitor discret a b Fig Explicativă la reprezentarea sistemică a distribuitorului discret: a) Obiect orientat sub formă de cuadripol; b) Schema structurală bloc. 49

52 Relaţia (4.1) indică o neliniaritate accentuată a caracteristicilor statice. De exemplu, caracteristica Δp = f(q ef ) depinde, ca alură, de calea de curgere prin aparat (Fig a), iar în legătură cu cealaltă - ΔQ = f(p ef ) pierderea de debit se indică în funcţie de mărimea aparatului (deschiderea sa nominală DN), de diferenţa de presiune dintre camerele separate printr-un contact hidraulic, de pragul a de acoperire a contactului şi de jocul în contact (Fig b). a Δp Calea P - A Căile P B B - T b ΔQ La diferite DN şi Δp La anumite DN şi ν Q ef Acoperirea - a Fig Explicativă la caracteristicile statice ale distribuitoarelor discrete Semnificaţia mărimii notate cu a şi denumite acoperire este pusă cel mai bine în evidenţă la distribuitoarele liniare cu sertar (Fig.4.1). 0 < y < 0 Fig. 4.1 Schema de principiu a unui distribuitor hidraulic cu sertar Sunt cele mai răspândite tipuri de distribuitoare. La acestea, elementul mobil este realizat sub forma unor gulere de distribuţie amplasate pe o tijă mobilă. Pot realiza o mişcare liniară, stânga - dreapta (alternativă) şi sunt alcătuite din următoarele elemente de bază, [19],[0],[1] : 1 - corp exterior fix (cămaşă), prevăzut cu orificiile de racord P,T, A şi B; - tijă mobilă; 3 - gulere de distribuţie (de dirijare); 4 - elemente (gulere) de ghidare şi etanşare; 5 - resoarte terminale (de capăt). Funcţionarea aparatului este deosebit de simplă: la acţiunea unei mărimi de comandă (oricare ar fi natura acesteia), sertarul mobil (elementele, 3 şi 4) capătă o mişcare rectilinie în interiorul corpului fix 1. Să presupunem că deplasarea se face în sensul pentru care y > 0 (spre stânga). În acest fel, lichidul cu debitul Q este dirijat prin orificiul A, printr-o secţiune variabilă, spre elementul de execuţie cu care este cuplat distribuitorul. Concomitent, prin B, lichidul este trimis pe circuitul de retur T. Funcţionarea în sens invers (schimbarea sensului de mişcare la elementul de execuţie) are loc prin aplicarea mărimii de comandă astfel încât y < 0. În toată această funcţionare, acoperirea distribuitorului ia în considerare diferenţa existentă între lăţimea gulerelor principale de distribuţie - d - şi diametrul orificiilor de racord cu 50

53 circuitele exterioare - d 1. Astfel, dacă d > d 1, acoperirea distribuitorului este pozitivă a > 0 (Fig.4.13.a), iar caracteristica statică Q = f(y) prezintă o zonă de insensibilitate. La acest tip de distribuitor, pierderile de debit corespunzătoare poziţiei iniţiale sunt minime (teoretic nule), în schimb, timpul de răspuns la acţiunea mărimii de comandă este crescut. Pentru d < d 1 (Fig.4.13.b), acoperirea este negativă, a < 0. Caracteristica statică pune în evidenţă existenţa pierderilor de debit, relativ însemnate, chiar dacă sertarul de distribuţie nu este comandat. Sensibilitatea şi precizia sunt mărite, deoarece zona de insensibilitate este determinată doar de forţele de frecare, mult mai mici decât în primul caz. Situaţia d = d 1 ( a = 0) este un caz ideal, corespunzând unei caracteristici statice liniare (Fig.4.13.c), [],[0]. Guler de distribuţie d y Guler de distribuţie d y Guler de distribuţie d y Corp distribuitor d 1 Corp distribuitor d 1 Corp distribuitor d 1 d d a = Q 1 > 0 d d a = Q 1 < 0 d d a = Q 1 = 0 y y y a b c Fig Explicativă pentru definirea acoperirii distribuitorului: a)acoperire pozitivă; b) acoperire negativă; c) acoperire nulă. În aplicaţiile în care este necesară analiza funcţionării în jurul unui punct de funcţionare staţionară se poate proceda la o liniarizare a caracteristicii în jurul acestui punct, folosindu-se metoda diferenţialei totale exacte, de exemplu, valoare calculată în punctul de funcţionare staţionară considerat. Pentru aceasta, se observă mai întâi că debitul care străbate distribuitorul (considerat ca o grupare de contacte hidraulice de rezistenţă variabilă) depinde, în esenţă de deplasarea sertarului mobil şi de căderea de presiune pe circuitele de lucru: Q = Q(y, p). Astfel, diferenţiala totală exactă a expresiei debitului - Q, calculată într-un punct de funcţionare staţionară este: unde: Q Q Q Q dq = dy dp Q Δy + Δp = k y Δy + k p Δp y + p Δ = y p (4.4) k y este gradientul liniarizat de debit în raport cu deplasarea sertarului de distribuţie, calculat în punctul staţionar de funcţionare; - k p gradient liniarizat de debit în raport cu presiunea, calculat în punctul staţionar de funcţionare; Pornind de la (4.4) pot fi identificate două familii de caracteristici statice liniarizate, ce se regăsesc în cataloagele firmelor constructoare: ΔQ = f(δy)la Δp = 0, respectiv ΔQ = f(δp) pentru Δy = 0 (Fig.4.14 a şi b). 0 51

54 ΔQ Ideal (liniarizare) ΔQ La diferite DN Cazul real a Δy b Δp Fig Caracteristici statice liniarizate Creşterea debitului Q care traversează distribuitorul provoacă (pe lângă creşterea continuă a căderii de presiune Δp prin aparat care este neconvenabilă sub aspectul scăderii randamentului instalaţiei) sporirea forţei necesare pentru comutarea aparatului. Acest lucru face ca, la depăşirea unei valori maxime, Q max forţa disponibilă de comutare să devină insuficientă. Aceasta trebuie să învingă suma rezistenţelor create de forţele de inerţie (uşor de determinat, dar neglijabile), forţele de frecare (greu de determinat, dar neglijabile) şi forţele de curgere care au valori însemnate. În categoria forţelor de curgere sunt cuprinse forţele de presiune neechilibrată - care trebuie integral eliminate prin construcţia adecvată a sertarelor mobile, forţa de curgere în regim staţionar (cea mai importantă dintre rezistenţele la comutare) şi forţa de curgere în regim dinamic. Pentru ca forţele rezistente în special forţa de curgere în regim staţionar să nu depăşească forţa disponibilă a organului de comutare, fabricanţii de distribuitoare limitează valoarea Q max în funcţie de presiunea de lucru şi de schema de curgere a distribuitorului, [15],[19],[0]. Forţa de curgere în regim staţionar derivă din expresia forţei de impuls şi depinde de jocul radial dintre sertarul de distribuţie şi corp, cât şi de rotunjirea muchiilor active ale sertarului. În cazul contactelor multiple (respectiv al existenţei mai multor linii simultane de curgere prin aparat) simetrice sau asimetrice, forţa de curgere în regim staţionar rezultă din însumarea forţelor de curgere prin fiecare din contactele respective. Ca o regulă generală, trebuie reţinută constatarea că toate forţele de curgere în regim staţionar tind să închidă contactele şi, în consecinţă, pentru a micşora forţa solicitată organului de comutare, este de dorit ca la deschiderea fiecărui contact nou să nu se fin încheiat încă închiderea unui contact anterior. Forţa de curgere în regim dinamic se datorează accelerării, în regim tranzitoriu, a masei de lichid aflat pe tronsonul L de sertar şi are, în general, valori neglijabile. Toate categoriile de distribuitoare realizează în esenţă funcţia de închidere - deschidere (continuă sau în trepte) a unor contacte hidraulice. Dimensionarea unui distribuitor, în scopul aflării mărimii necesare, nu mai dispune de formule precise. Se practică încă metoda de a egala deschiderea nominală DN a aparatului respectiv cu diametrul conductelor de legătură cu restul circuitelor. Această dimensiune pentru conducte se poate determina, dacă se ia în considerare o viteză de curgere a lichidului prin tronsonul considerat, în general indicată în literatura de specialitate pentru diferite configuraţii de circuite: 4 Q DN, (4.5) π v u unde Q este debitul care parcurge distribuitorul (se consideră, aşa cum s-a arătat deja că pierderile interne de debit sunt neglijabile). Determinarea corectă a mărimii necesare trebuie făcută însă, prin confruntarea parametrilor funcţionali doriţi cu cei indicaţi în cataloagele fabricantului, [15],[1]. 5

55 În circuitele în care se vehiculează energii mari, deci se dezvoltă forţe mari, se preferă comanda electrohidraulică. Aceasta este o comandă indirectă, care presupune o construcţie mai elaborată a distribuitorului. Astfel, acesta este realizat din două subansamble (etaje de distribuţie) constructiv identice, sau cu mici diferenţe - care nu influenţează funcţionarea întregului ansamblu. Etajul care recepţionează semnalul de comandă iniţial - de natură electrică se numeşte etaj pilot, celălalt - etaj de distribuţie propriu - zis (Fig. 4.15). Aşa după cum s-a arătat deja, distribuitorul este compus din două etaje: distribuitorul pilot D 1, cu comandă electrică şi distribuitorul pilotat - cu comandă hidraulică. Funcţionarea este următoarea: se comandă pentru un sens de deplasare al EE (spre dreapta, de exemplu) bobina a a distribuitorului pilot D 1. Ca urmare, lichidul refulat de pompă acţionează asupra sertarului mobil al distribuitorului pilotat D şi determină deplasarea acestuia spre dreapta. Camera A a elementului de execuţie EE este umplută cu lichid, pistonul executând mişcarea de avans. La încetarea comenzii electrice, pistonul EE rămâne în poziţia respectivă. Pentru reversarea sensului mişcării se comandă bobina b a distribuitorului pilot, comanda transmiţându-se pe cale hidraulică la distribuitorul pilotat, [14]. EE A B EE D Distribuitor pilotat A B D 1 a b Distribuitor pilot a b Distribuitor cu comandă electrohidraulică a b Fig Distribuitor cu comandă electrohidraulică (pilotat): a)schema de principiu detaliată; b) Simbolul general. 4.3 Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru controlul şi reglarea presiunii Funcţie, reprezentare, simbolizare Aparatele de reglare a presiunilor, denumite supape - au rolul de a menţine presiunea la o anumită valoare constantă, de a o reduce sau amplifica în conformitate cu programul de lucru stabilit. În circuitele acţionărilor hidraulice în care se utilizează, acestea pot îndeplini funcţii diverse, [1],[16],[19],[0],[1]: - limitează valoarea maxim admisă a presiunii generale în sistem (supape de siguranţă); - menţin constantă presiunea în sistem, permiţând curgerea la rezervor a debitului în exces (supape de descărcare); - asigură o succesiune dinainte stabilită a intrării în funcţiune a elementelor de execuţie (supape de succesiune); - diferenţiază presiunile de lucru ale diferiţilor consumatori (supape de reducere); - reglează forţa sau momentul exercitat de motorul hidraulic independent de debitul pe care acesta îl consumă (supape proporţionale) etc. 53

56 Din punct de vedere constructiv, o supapă este alcătuită dintr-un corp exterior fix, în care sunt practicate orificii de legătură cu circuitele exterioare şi o parte mobilă (sertar de presiune) care contribuie la îndeplinirea funcţiei de reglare şi control al presiunii. Deplasarea sertarului mobil din poziţia iniţială se face sub acţiunea unei mărimi de comandă, aplicată fie direct, fie prin intermediul altui element auxiliar. Aceasta este, de regulă - un semnal de presiune cules din circuitul supravegheat, sau dintr-o altă zonă a circuitului acţionării. Reprezentarea unei supape în schemele circuitelor de acţionare este făcută printr-un simbol grafic ce trebuie să surprindă principalele elemente constructive de bază care asigură buna funcţionare. Astfel, partea fixă (corpul exterior) se reprezintă printr-un pătrat, iar sertarul mobil printr-o săgeată orizontală plasată în interiorul acestuia. Se indică, de asemenea, semnificaţia orificiilor de legătură cu circuitele exterioare: P - orificiul de alimentare, T - orificiul de retur, spre rezervor (Fig.4.16). Sertar mobil P T Corp exterior Fig Simbolul general al unei supape În funcţie de particularităţile constructive şi funcţionale se poate face clasificarea supapelor în mai multe categorii: a) după starea normală a elementului de etanşare (a căii de curgere): - supape normal închise, care în poziţia iniţială nu permit trecerea agentului de lucru prin tronsonul de conductă pe care sunt montate (Fig.4.17.a), pentru deschiderea circuitului fiind nevoie de aplicarea unei comenzi elementului mobil (sertarului) al supapei. - supape normal deschise, care în poziţia iniţială permit trecerea lichidului de lucru prin tronsonul de conductă pe care sunt montate (Fig.4.17.b), folosite ca supape regulatoare, pentru menţinerea constantă a presiunii de lucru în circuitul de lucru. Sertar mobil P T Corp exterior Sertar mobil P T Corp exterior a b Fig Simbolizarea supapelor: a) Supapă normal închisă; b) Supapă normal deschisă Poziţia normală a sertarului supapei este asigurată de un resort, de cele mai multe ori reglabil din exterior, prin intermediul căruia se fixează (se prescrie) valoarea presiunii de deschidere sau de închidere. Echilibrul sertarului este asigurat prin echilibrul de forţe ce acţionează asupra sa, pe cele două suprafeţe (forţa elastică a resortului şi forţa de presiune a lichidului de lucru din circuitul de comandă, notat cu Px), (Fig.4.18). 54

57 Resort de reglaj Circuit de comandă P T Px Fig Simbolizarea supapelor reprezentarea circuitului de comandă Uleiul care pătrunde prin jocul dintre sertar şi corp în zona arcului trebuie să fie neapărat eliminat, pentru că altfel, prezenţa acestuia în acel spaţiu creează o contrapresiune care perturbă buna funcţionare a sertarului. Eliminarea lichidului hidraulic se face printr-un circuit de drenaj, notat în cadrul simbolului cu T x şi care poate fi, [1],[4],[1]: - intern, dacă deversarea lichidului se face în circuitul de retur (Fig.4.19.a); - extern, dacă scurgerea uleiului are loc într-un circuit exterior (Fig.4.19.b). Tx intern Tx extern P T P T a b Fig Simbolizarea supapelor reprezentarea circuitului de drenaj: a) Drenaj intern; b) Drenaj extern b) după tipul comenzii, se întâlnesc: - supape cu comandă directă; - supape cu comandă indirectă (supape pilotate). Supapele cu comandă directă folosesc drept semnal de comandă o presiune care se aplică direct sertarului mobil al supapei, fără a fi necesară prezenţa unor elemente intermediare. Comanda poate fi culeasă chiar din circuitul supravegheat - comandă internă (Fig.4.0.a), sau dintr-un circuit exterior celui pe care este montată supapa - comandă externă (Fig.4.0.b), [4],[16]. P T P T Px intern Px extern a b Fig. 4.0 Simbolizarea supapelor reprezentarea circuitului de comandă: a)comandă internă; b) Comandă externă Supapele cu comandă indirectă - supape pilotate se folosesc în circuitele acţionărilor hidraulice în care se vehiculează energii mari (se lucrează la debite mari şi presiuni ridicate) şi unde este nevoie de o funcţionare precisă, fără oscilaţii. O supapă pilotată este realizată din două supape identice sau diferite constructiv: o supapă pilot, care primeşte semnalul iniţial de comandă şi supapa de bază (supapa pilotată). Pentru exemplificare, se consideră o supapă pilotată normal închisă (Fig.4.1), [4],[16]. 55

58 În Fig. 4.1, circuitul de comandă al supapei este intern, la fel cu circuitul de drenaj. Funcţionarea este următoarea: în momentul iniţial, uleiul sub presiune ajunge în camera a prin rezistenţa hidraulică R1 şi de aici în camera b prin rezistenţa R. Conform principiului lui Pascal, presiunea va fi aceeaşi pe suprafaţa inferioară a supapei de bază cât şi pe suprafaţa superioară a acesteia, forţele de presiune pe cele două suprafeţe vor fi egale şi supapa rămâne închisă. Când forţa creată de creşterea presiunii în circuitul supravegheat depăşeşte forţa arcului de reglaj al supapei pilot, supapa 7 se ridică de pe scaun, permiţând deversarea unei cantităţi de ulei în rezervor; are loc scăderea presiunii în camera b, respectiv apare o cădere de presiune pe rezistenţa R1. Această diferenţă de presiune modifică echilibrul supapei de bază, forţa de Fig. 4.5 Schema de principiu a unei supape pilotate normal închisă presiune pe suprafaţa inferioară fiind acum mai mare decât forţa de presiune pe suprafaţa superioară. Elementul mobil al supapei se va deplasa în sus, permiţând uleiului din orificiul de presiune P să treacă prin supapă, iar orificiul de ieşire T să fie legat la rezervor. Rezistenţa hidraulică R a supapei pilot amortizează oscilaţiile supapei de bază provocate de pulsaţia presiunii din circuit, [1],[14],[1]. Aşadar, în cadrul simbolului utilizat în schemele de acţionare trebuie să se regăsească elemente referitoare la: - tipul supapei (normal închisă sau normal deschisă); - tipul comenzii (comandă directă - internă sau externă - sau comandă pilotată); - tipul circuitului de drenaj (intern sau extern). Cele mai utilizate tipuri constructive, împreună cu simbolurile acestora sunt indicate în figura 4.: P Px Tx T Supapă normal închisă cu comandă internă şi drenaj intern P T Px Tx Supapă normal închisă cu comandă internă şi drenaj extern P Px Tx Tx T Supapă normal închisă cu comandă externă şi drenaj intern P Tx Px Tx T Supapă normal închisă cu comandă externă şi drenaj extern Tx Px Px Px P T P T P T Supapă pilotată normal închisă cu comandă internă şi drenaj intern Supapă pilotată normal închisă cu comandă internă şi drenaj extern Supapă pilotată normal închisă cu comandă externă şi drenaj extern Fig. 4. Simbolurile celor mai uzuale tipuri de supape utilizate în circuitele de acţionare hidrostatică 56

59 Din punct de vedere constructiv, supapele mai frecvent întâlnite sunt prezentate în Fig. 4.3 (în schema a este indicată o supapă cu bilă, în b- o supapă cu scaun plat, în c- o supapă cu bilă cu element de ghidare, în d- este o supapă sferică, în e o supapă cu scaun conic, în f idem, cu două trepte de rezistenţă), [1],[1]. Supapele de presiune îndeplinesc fie funcţia de protecţie a sistemului împotriva suprasarcinilor (prin deversarea în rezervor a suplimentului de lichid care creează suprapresiune), fie funcţia de deversare a excedentului de lichid ce provine de la reglarea rezistivă şi au un rol deosebit de a important în funcţionarea în ansamblu a a b c întregului sistem hidraulic, trebuind să prezinte siguranţă în funcţionare, o caracteristică funcţională corespunzătoare, d e f histerezis şi gabarit reduse şi o bună stabilitate dinamică. Fiabilitatea, adică funcţionarea, într-o perioadă dată fără defecte la deschidere şi închidere, indiferent de perioada pauzelor dintre acestea, este asigurată printr-o alegere Fig.4.3 Tipuri constructive de supape corectă a tipului constructiv. Astfel, supapa cu scaun plat sau conic are o mai bună siguranţă în funcţionare decât cea cu plunjer, în cazul când supapa lucrează cu intermitenţe îndelungate, care pot duce la înţepenirea plunjerului din cauza impurităţilor uleiului hidraulic utilizat, [19],[1]. Caracteristicile statice p = f(q) şi h = f(q), (h ridicarea supapei de pe scaunul său) trebuie să aibă o pantă cât mai mică posibil şi să fie cât mai liniare. Caracteristica p = f(q) poate fi: pozitivă (Curba 1 din Fig. 4.4), adică cu creşterea debitului expulzat, creşte şi căderea de presiune Δp; negativă, când Δp scade o dată cu creşterea debitului (curba ); cu pantă nulă (dreapta 3) când Δp = 0, deci atunci când variaţia de debit se face la presiune constantă, [17],[1]. Desigur, cea mai favorabilă este caracteristica orizontală, sau una apropiată de aceasta, deoarece p 1 creşterea lui Δp înseamnă mărirea presiunii de sub Δp supapă, ceea ce se reflectă negativ în întreaga 3 p 0 funcţionare a acesteia. Supapele cu acţiune directă vor p 0 avea însă, în mod obligatoriu o caracteristică pozitiv crescătoare, deoarece numai creşterea forţei de presiune pe supapă poate compensa creşterea forţei arcului o dată cu ridicarea sertarului mobil, iar pe de altă parte, Q Fig. 4.4 caracteristica statică p = f(q) presiunea în sistemul hidraulic trebuie să fie mai mare decât presiunea pe supapă, pentru a compensa căderea de presiune din cauza creşterii vitezei de curgere a lichidului sub supapă. În consecinţă, obţinerea valorii constante a presiunii la variaţia debitului (caracteristica orizontală) nu este posibilă la supapele cu acţiune directă. Egalizarea presiunii sub supapă la debit expulzat variabil se poate face doar dacă se realizează creşterea presiuni lichidului concomitent cu 57

60 deschiderea supapei, lucru ce se poate obţine la supapele în două trepte, servocomandate (supapele pilotate), [1],[4],[17]. Diferenţa dintre p 0 şi p 0 (histerezis) la deschiderea şi închiderea supapei, provocată de frecare şi de diferenţa de energie la recristalizarea metalului la deformarea arcului, trebuie să fie minimă. Supape de sens unic Scopul funcţional al acestor supape, numite şi supape de reţinere sau, simplu, supape de sens este de a permite lichidului să circule printr-o canalizaţie (conductă, circuit, etc.)doar într-un singur sens, închizându-se o dată cu oprirea curgerii şi nepermiţând schimbarea sensului de circulaţie a lichidului. În consecinţă, supapele de sens trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: să aibă o mare sensibilitate la închidere şi la deschidere, să opună rezistenţă minimă la trecerea lichidului, să asigure o închidere ermetică. Deoarece arcul supapei nu are, în acest caz un rol funcţional, ci ajută numai la ghidarea sertarului mobil la închidere şi deschidere, acesta dezvoltă o forţă redusă ca valoare, sau, eventual, în unele construcţii poate lipsi. În cazul în care supapa nu este prevăzută din construcţie cu un astfel de resort, poziţia de montaj a acesteia trebuie să fie întotdeauna pe verticală, [16],[0],[1]. Din punct de vedere constructiv şi al principiului de funcţionare o supapă de sens nu diferă foarte mult de cele de presiune, cele mai frecvente modele fiind cu bilă sau cu scaun conic. În Fig sunt indicate câteva tipuri constructive: o supapă cu scaun conic (Fig. 4.5 a), două supape la care lichidul nu îşi schimbă direcţia de curgere (Fig. 4.5 b şi d), ceea ce constituie un avantaj. Astfel supapa din Fig. 4.5 b este alcătuită din două supape cu bilă, fără arc, înseriate, fapt ce conduce la o ermetizare înaltă, necesară la presiuni ridicate. Un interes special în circuitele de acţionare utilizate la maşinile unelte prezintă supapa combinată - de sens şi de siguranţă din Fig. 4.5 c: la intrarea lichidului prin orificiul, aceasta lucrează ca o supapă de reţinere (sens), iar pentru curgerea prin orificiul 1, supapa 3 se închide, îndeplinind funcţia de supapă de siguranţă (în unele situaţii de echilibrare), resortul 5 fiind reglat la valoarea presiunii admisibile, într-un caz, sau altul, [17],[1] D 5 D 1 S a Fig Tipuri constructive de supape de sens b S 1 c Fig continuare -Tipuri constructive de supape de sens d 58

61 Pentru prevenirea deplasării pe verticală a unui subansamblu mobil din cauza greutăţii proprii, sunt folosite cu succes supapele de contrapresiune (Fig. 4.6), la care lichidul aflat la presiunea p, din camera de contrapresiune este adus la unul din orificiile 1 (orificiul opus se închide cu un capac), iar orificiul este legat la rezervor, [16],[1]. Dacă aceeaşi supapă se foloseşte şi la sensul invers de deplasare al motorului, atunci circulaţia lichidului se face pe traseul: pompă, orificiul, iar unul din orificiile 1 se leagă la rezervorul circuitului. În acest caz, supapa este folosită ca supapă 4 de sens, situaţie în care se prevede orificiul 4. În cazul în care este necesară blocarea, sau închiderea ermetică a lichidului, se folosesc robinete, sau ventile de blocaj (pentru funcţionarea la presiuni ridicate), [0],[1]. 3 Este uşor de observat că, pe baza analogiei dintre 1 1 circuitele electrice şi cele hidraulice, din punct de vedere al principiului de funcţionare, supapele de sens simple pot fi asimilate unor dispozitive semiconductoare care permit circulaţia curentului într-un singur sens, în porţiunea de circuit în care sunt montate, şi anume diodele. O supapă de sens deblocabilă, care poate realiza curgerea bidirecţională prin tronsonul de conductă pe care este montată, sau prin grupul de aparate înseriate cu circuitul Fig. 4.6 Supapă de contrapresiune respectiv este similară în funcţionare unui tranzistor, iar un grup de supape de sens unidirecţionale montate în braţele unei punţi, are drept corespondent o punte redresoare. Din punct de vedere al reprezentării unui astfel de element într-un circuit hidraulic de acţionare, simbolizarea este cât se poate de intuitivă (Fig. 4.7): în primul caz, supapa permite curgerea lichidului hidraulic doar de la A la B, pe porţiunea pe care a fost montată, iar în fig. 4.7.b, la aplicarea unui semnal de comandă exterior supapa se deschide, permiţând circulaţia în ambele sensuri, A B, respectiv B A. Comandă Sens de curgere A B A B Sens de curgere permis a b Fig. 4.7 Simbolizarea supapelor de sens: a) Supapă unidirecţională; b)supapă deblocabilă, bidirecţională 4.3. Sisteme de reglare a presiunii cu comandă directă; caracteristici statice În componenţa sistemelor de reglare a presiunii cu comandă directă, în structura cărora intră toate supapele la care comanda de deschidere este preluată chiar din circuitul supravegheat, indiferent de soluţia constructivă adoptată, intră de regulă un element de sesizare a presiunii 1 care poate fi o bilă sau con, un plunjer sau un ajutaj clapetă (Fig.4.8), un element de referinţă, care în cele mai multe cazuri este un resort şi un element de reglare 3, materializat în variaţia corespunzătoare a secţiunii de deschidere (secţiune de reglare), [17],[19]. 59

62 1 x 1 x 1 x S 0 3 S 0 3 S 0 3 Fig. 4.8 principalele elemente constructive ale supapei Presiunea din sistem, în regim staţionar va varia în funcţie de deschiderea elementului de reglare, deci în funcţie de debitul necesar sarcinii ceea ce limitează aplicaţiile acestor tipuri de supape. Căderea de presiune în supapă este dată de relaţia, [17]: ρ Q Δ p = cd Sx, (4.6) în care: - S x este secţiunea de curgere funcţie de deschiderea x, respectiv funcţie de căderea de presiune Δp; - c d coeficient de curgere; - ρ densitate lichidului hidraulic; - Q debitul care parcurge supapa. Considerându-se o variaţie liniară a secţiunii de curgere în funcţie de deschiderea x ( S x = K s x), rezultă, pentru regimul staţionar de funcţionare, din ecuaţia de echilibru a elementului de reglare, căderea de presiune Δp la care elementul de reglare este menţinut în poziţia deschisă: F0 + K R x FH Δ p =, (4.7) S0 în care: - K R este rigiditatea resortului; - F H forţa hidrodinamică dezvoltată de lichidul ce străbate secţiunea de reglare; - S 0 suprafaţa activă a elementului de sesizare; - F 0 forţa de prereglare a resortului. Forţa hidrodinamică se poate considera, pentru o deschidere x, proporţională cu căderea de presiune Δp, exprimându-se prin relaţia, [17]: F H = K x Δp, (4.8) H unde KH este coeficientul creşterii forţei hidrodinamice, determinat de forma constructivă a elementului şi suprafeţei de reglare. Din relaţiile (4.7) şi (4.8) rezultă secţiunea de curgere: K s S0 Sx = K s x = ( Δp Δp 0 ), (4.9) K r K H Δp care, înlocuită în (4.6) conduce la: 60

63 unde: = K s S0 ( Δp Δp ) Δp c ρ K K Δp, (4.10) Q 0 d R H F0 Δ p 0 = este presiunea maximă la care supapa rămâne închisă; S K s S = - gradientul suprafeţei de reglare. x Observaţie: Relaţia (4.9) care exprimă secţiunea de curgere în regim staţionar, este valabilă pentru deschideri x relativ mici, pentru care se obţin valori ale secţiunii de curgere mai mici decât deschiderea nominală a supapei. În aceste limite, corespunzătoare variaţiei debitului de lucru al supapei, creşterea presiunii reglate în funcţie de debitul deversat este relativ lentă, după care are loc o creştere parabolică a căderii de presiune în funcţie de debit, corespunzătoare relaţiei (4.6), pentru S x = constant. (Fig.4.9), [17]. Δp Δp 0 Q N Curba de reglare ideală Variaţia presiunii reglate în funcţie de debit Fig.4.9 Explicativă la funcţionarea supapei Q Alura curbei şi abaterea maximă a presiunii de reglare este determinată în principal de trei parametri constructivi ai supapei: caracteristica KR a resortului, Ks gradientul secţiunii de reglare în funcţie de deschiederea x şi forma constructivă a elementului de sesizare, care influenţează variaţia fortei hidrodinamice a lichidului, în funcţie de deschiderea x. În cazul supapelor cu plunjer cilindric se evidenţiază în mod deosebit influenta fortelor de frecare, fapt ce conduce la apariţia unui histerezis, respeciv a unei diferente între valoarea presiunii reglate pentru acelaşi debit în funcţie de sensul deplasării elementului de reglare. Curba caracteristică debit presiune a acestor supape (Fig. 4.30) ilustrează variaţia căderii de presiune la închiderea, respectiv la deschiderea elementului de reglare în comparaţie cu curba ideală de reglare, [14], [17]. Variaţia presiunii la deschidere Variaţia presiunii la închidere Δp Δp 0 Curba de reglare la deschidere Curba de reglare la închidere Curba de reglare ideală Q Ν Q Fig Explicativă la histerezisul supapei Supapele de reglare a presiunii cu comandă directă pot fi folosite în sistemele hidraulice ca supape de siguranţă, supape de reglare a presiunii, supape de succesiune, sau supape de reducţie, în funcţie de destinaţia lor având o serie de particularităţi constructive şi funcţionale. 61

64 4.3.3 Supape de siguranţă cu comandă directă În instalaţiile de acţionare ale motoarelor hidraulice capabile să consume, de regulă, întregul debit livrat de elementele generatoare, se montează în derivaţie cu circuitul de presiune o supapă care are rolul ca, în cazul inversărilor de sens, sau la creşteri accidentale de sarcină peste limitele admise, să se deschidă pentru a atenua vârfurile de presiune (Fig. 4.31), [14],[17]. F 1 QP Q i Q 1 Q 3, p F EE p 1 F 3 Q S e a Fig Explicativă la utilizarea supapei de siguranţă: a) Schema de principiu; b) Soluţie constructivă. b Această supapă trebuie să anihileze cât mai rapid posibil vârfurile de presiune, pentru a asigura protecţia aparatelor din circuitul acţionării, iar în condiţii de funcţionare normală trebuie să aibă o etanşare perfectă pentru a nu avea pierderi nedorite de debit. Această condiţie determină folosirea elementelor de închidere cu bilă sau con. Schemele structurale bloc, alcătuite pe baza schemei de principiu (Fig b) evidenţiază modul în care parametrii constructivi şi funcţionali interacţionează, în cazul în care valoarea presiunii de lucru din sistem depăşeşte valoarea fixată prin elementul de referinţă (Fig. 4.3). Se observă în primul rând caracterul neliniar al supapei - evidenţiat prin blocurile duble din schemă determinat de expresia forţei hidrodinamice F H şi de curgerea lichidului hidraulic prin elementul de reglare (expresia debitului). Schema structurală obţinută în cazul în care sertarul supapei este de tip plunjer diferă faţă de situaţia în care acesta este de tip con, sau bilă, fapt evidenţiat prin prezenţa debitului de comandă Q 3, proporţional cu viteza de deplasare a elementului de reglare (Fig. 4.3 b). Element de referinţă F 1 + F F F= f (p, x) Element de reglare p 1 x Element de sesizare + Q Q - Q 1 p= f (Q, x) Perturbaţi p Element de referinţă F F 3 F F= f (p, x) x S Element de reglare p 1 x + - Q 3 Q Element de sesizare Q - Perturbaţie Q 1 p= f (Q, x) p a b Fig. 4.3 Scheme structurale bloc ale supapei Aşa după cum s-a menţionat deja în introducerea acestui subcapitol, supapele de siguranţă sunt utilizate ca elemente de protecţie a circuitelor hidraulice împotriva unor suprapresiuni accidentale, sau care sunt generate de funcţionarea elementelor de execuţie în regim de suprasarcină. Această funcţie este 6

65 îndeplinită de supape normal închise, cu comandă directă care sunt montate în paralel cu circuitul principal dintre pompă şi elementul de execuţie (Fig.4.33), [17] Supape de reglare a presiunii cu comandă directă (supape de descărcare) În cazurile în care, în instalaţiile hidraulice alimentate cu pompe cu debit constant există un consum de debit variabil, de regulă mai mic decât debitul pompei şi se doreşte menţinerea presiunii constante, se montează în serie pe circuitul de presiune o supapă care asigură deversarea la rezervor a debitului în exces (Fig.4.34) Având nevoie de trei căi, aceste supape nu pot fi construite decât cu plunjer. Condiţiile funcţionale ce se impun acestora sunt diferite de cele ale supapelor de siguranţă, de această dată fiind foarte importantă Fig Utilizarea ca supapă de siguranţă menţinerea presiunii constante în sistem, independent de variaţia debitului necesar elementului de execuţie, în condiţiile unei bune stabilităţi în funcţionare. Condiţiile acestea pot fi îndeplinite doar în cazul în care, în regim tranzitoriu, comportarea supapei în ceea ce priveşte timpul de răspuns, suprareglarea şi capacitatea de a amortiza perturbaţiile din sistem sunt bine corelate, [1],[17]. Din punct de vedere constructiv, pe lângă existenţa a trei căi, faţă de supapa de siguranţă, s-a prevăzut o rezistenţă R pe circuitul de reacţie, care, împreună cu ceilalţi parametri constructivi şi funcţionali concură la asigurarea stabilităţii ansamblului (Fig. 4.34). F 1 F 3 Q 1 p Q EE Q p 0 Q R F Fig Schema de principiu a unei supape de descărcare Supape de succesiune cu comandă directă Supapele de succesiune asigură o anumită ordine de intrare în funcţiune a două sau mai multe motoare hidraulice alimentate de acelaşi circuit (Fig.4.35), parametru de comandă fiind presiunea p din motorul hidraulic acţionat la începutul ciclului. Sistemul (circuitul) trebuie prevăzut - dacă elementul generator are debit constant cu o supapă de siguranţă S 1 ale cărei caracteristici dinamice pot influenţa şi comportarea supapei de succesiune. 63

66 Supapa de succesiune Fig Utilizarea ca supapă de succesiune Acţionarea (Fig.4.35) se compune din două elemente de execuţie EE, diferite constructiv, alimentate printr-un distribuitor comandat electric, cu două poziţii distincte de funcţionare. La pornirea pompei, lichidul de lucru traversează distribuitorul şi alimentează cilindrul C1. Dacă acesta lucrează în gol, sau sarcina determină în circuit prezenţa unei presiuni de valoare inferioară celei reglate la supapa S, pistonul comprimă resortul într-o mişcare de avans. La sfârşitul acesteia, creşterea presiunii în circuit determină deschiderea supapei de succesiune S. Are loc mişcarea de avans a cilindrului C. Pentru reversarea sensului de mişcare la ambii cilindri, se comandă distribuitorul D4/. Supapa de sens S3 permite curgerea spre rezervor în cursul mişcării de revenire a cilindrului C. Supapa S1 are rol de supapă de siguranţă, asigurând protecţia circuitului la suprasarcină. Ca supapă de succesiune s-a folosit o supapă normal închisă, cu comandă internă şi drenaj extern, [14], [17]. Modul de lucru al supapei de succesiune depinde şi de condiţiile impuse mişcărilor succesive ale celor doi cilindri (Fig a). Q 1, p 1 R Q, p MH 1 Q 3 Q Q, p MH a p p max p p max p d p d p 1 Δp p 1 p Δp p t 1 t t b t Fig Explicativă la funcţionarea supapei de succesiune t 1 c t Dintre multe cazuri posibile se pot menţiona două, dintre cele mai frecvente, la care variaţia presiunii în timp, în amonte şi în aval de supapă, are alura din Fig b şi c. În primul caz, supapa de succesiune se deschide când în amonte s-a atins valoarea presiunii p d, corespunzătoare unei anumite sarcini pentru elementul de execuţie EE1, moment t 1 în care apar simultan creşterea presiunii în aval şi 64

67 perturbaţii în amonte. Debitul Q ce traversează supapa de succesiune este determinat de căderea de presiune Δp şi creşterea secţiunii de deschidere a supapei care este, de obicei, proporţională cu presiunea p 1 până la valoarea nominală. După un timp t, presiunile în amonte şi aval se egalizează, atingându-se valoarea p max a presiunii la care se deschide supapa de siguranţă, iar mişcarea elementelor de execuţie încetează, [1],[17]. În cel de-al doilea caz (ilustrat prin schema circuitului hidraulic din Fig. 4.41), motorul hidraulic MH (C) intră în funcţiune după ce motorul MH 1 (C1) şi-a terminat cursa, astfel încât în momentul t 1 corespunzător atingerii presiunii p d, se deschide supapa de succesiune S3 şi intră în acţiune motorul MH (C), capabil să consume întregul debit al pompei. În acest caz se produce o perturbaţie mai accentuată a presiunii în amonte, după care aceasta rămâne constantă. Căderea de presiune Δp prin supapă nu mai variază până în momentul t, în care motorul MH (C)şi-a terminat cursa, sau sarcina a depăşit valoarea de regim staţionar, fapt ce duce la creşterea presiunii în amonte la valoarea maximă şi intrarea în funcţiune a supapei de siguranţă S1. Cele prezentate pun în evidenţă faptul că supapele de succesiune (elemente de comandă secvenţiale) nu ridică probleme de precizie a reglării, ci doar de stabilitate şi timp de răspuns Supape de deconectare şi supape de conectare cu comandă directă Supapele de deconectare se folosesc în acţionările hidraulice în care sunt prezente mai multe elemente generatoare de puteri diferite şi de caracteristici diferite, prin care se alimentează un element de execuţie şi care, la rândul său, realizează un ciclu tehnologic în mai multe trepte de viteză (Fig. 4.37), în funcţie de condiţiile specifice de lucru (Fig. 4.44). Astfel, ca supapă de deconectare se utilizează o supapă de presiune normal închisă cu comandă externă şi drenaj intern, S1, [17],[1]. Fig Tahograma elementului de execuţie Avansul rapid se realizează prin alimentarea EE cu debitul celor două pompe, P1 şi P: Q = Q 1 +Q. Pompa P1 este o pompă de debit mare şi presiune mică, pompa P este una de debit mic şi presiune mare. La un moment dat ( determinat de apariţia sarcinii exterioare, sau de acţiunea unui limitator de poziţie) are loc micşorarea vitezei - în faza de avans tehnologic AT. În această fază, creşterea presiunii în circuit face ca supapa S1 să se deschidă şi să permită descărcarea pompei P1 în rezervor. Cilindrul rămâne alimentat numai de pompa P. Pompa P1 a fost deconectată de la EE. Mişcarea de revenire, necesitând o presiune scăzută, se face cu viteză mare, când cilindrul este alimentat din nou cu debitul Q = Q1 + Q (supapa S1 este închisă). Supapa S nu permite curgerea lichidului decât de la pompa P1 către P şi împiedică descărcarea pompei P la mişcarea de avans tehnologic. Supapa S3 este supapă de siguranţă. 65

68 Supapele de conectare permit conectarea unor porţiuni de circuit sau subsisteme componente ale acţionării (elemente de execuţie, elemente generatoare, aparataj de distribuţie, etc.) la circuitele active, corespunzător unor faze din ciclul de lucru. În figura 4.38, ca supapă de conectare se foloseşte o supapă de presiune normal închisă cu comandă externă şi drenaj extern. La realizarea mişcării de avans rapid, lichidul pătrunde în camera fără tijă a elementului de execuţie, uleiul din camera cu tijă fiind evacuat prin supapa de sens S tot în camera fără tijă. Avansul tehnologic face ca presiunea în circuitul acţionării să crească şi să comande deschiderea supapei S4. Circuitul de retur al elementului de execuţie se realizează spre rezervorul instalaţiei. Cursa de revenire se face prin comanda distribuitorului, cilindrul fiind alimentat prin supapa de sens S3. Supapa S1 joacă rol de supapă de siguranţă. Supape de deconectare Supapă de conectare Fig Utilizarea ca supape de deconectare Fig Utilizarea ca supape de conectare Utilizarea supapelor de sens Supapele de sens, aşa cum s-a arătat deja, au rolul de a stabili anumite sensuri de curgere preferenţiale în circuitele acţionărilor, în funcţie de caracteristicile procesului tehnologic (faze active, inactive etc.). Există, pe lângă aceste posibilităţi de utilizare, evidenţiate şi în schemele anterioare - o serie de structuri tipice, întâlnite în aproape toate acţionările hidraulice şi care înglobează în ele supape de sens în construcţie normală, sau deblocabile (bidirecţionale), care permit curgerea bidirecţională a lichidului hidraulic pe porţiunea de conductă pe care sunt montate, la aplicarea din exterior a unui semnal de comandă, de cele mai multe ori aplicat direct sertarului mobil. Există însă şi cazuri, în special în acţionările de precizie, unde supapele trebuie să lucreze ferm, fără oscilaţii sau şocuri hidraulice, unde semnalul de comandă este aplicat unui etaj primar (etaj pilot), iar apoi, printr-o amplificare corespunzătoare a semnalului de presiune, acesta este transmis etajului de forţă. În cazul acţionărilor hidraulice care vehiculează debite mari, supapele de sens se montează de regulă - pe circuitul de aspiraţie, sau pe cel de refulare al pompei. Acest mod de utilizare are drept scop evitarea golirii instalaţiei în starea de repaus (Fig.4.40 a) şi, totodată, diminuarea efectelor nedorite ale şocului hidraulic la punerea în funcţiune a acţionării, fie după o perioadă impusă de staţionare, fie la o nouă repornire în urma unui defect. Dacă se montează în mod corespunzător - în braţele unei punţi hidraulice - patru supape de sens (Fig.4.40 b) se realizează o curgere unidirecţională. În această poziţie de montare este permisă 66

69 vehicularea energiei hidraulice printr-un element (filtru, rezistenţă hidraulică) în acelaşi sens, indiferent de sensul în care este vehiculată energia hidraulică în restul instalaţiei. De asemenea, pot fi folosite cu succes la compensarea pierderilor de lichid în acţionările hidraulice care lucrează în circuit închis (circuite care vehiculează aceeaşi cantitate de lichid între elementul generator şi elementul de execuţie) (Fig.4.40.c). Supapele de sens deblocabile (comandate) se pot utiliza pentru preumplerea cilindrilor hidraulici de dimensiuni mari (Fig.4.40.d): în prezenţa semnalului de comandă, supapa de sens se deblochează şi permite pătrunderea lichidului în corpul cilindrului. La deplasarea pistonului spre dreapta, supapa de sens este blocată şi lichidul poate circula în circuitele auxiliare. a b c d Circuite auxiliare Comandă Fig.4.40 Exemple de utilizare a supapelor de sens De asemenea, supapele de sens deblocabile pot fi folosite în instalaţiile de ridicat, ca elemente de protecţie la spargerea accidentală a conductelor sau la căderea sarcinii (Fig.4.41). Astfel, la comanda bobinei d a distribuitorului, pistonul cilindrului se deplasează în sus, ridicând greutatea G. Pentru coborârea greutăţii, se comandă bobina s a distribuitorului, camera B fiind pusă în legătură cu pompa. Ca urmare, presiunea în punctul M creşte şi supapa de sens se deschide. Funcţia de protecţie apare dacă, la ridicarea greutăţii, conducta de refulare a pompei, sau conducta ce leagă distribuitorul de elementul de execuţie se sparge, [1],[17]. Un alt exemplu de utilizare îl constituie posibilitatea blocării (poziţionării precise) a meselor de lucru ale maşinilor unelte, prin utilizarea a două supape de sens deblocabile (Fig.4.49): la mişcarea elementului de execuţie care deplasează masa de poziţionare (spre stânga, de exemplu), lichidul pătrunde prin distribuitor şi supapa de sens S. Totodată, din circuitul acestei supape se culege un semnal hidraulic care deschide supapa de sens S1, permiţând deversarea lichidului din camera stângă a elementului de Fig Utilizarea supapelor de sens în instalaţiile de ridicat execuţie. La oprirea mesei de lucru într-o poziţie stabilită de lucru, pistonul cilindrului nu poate fi deplasat, chiar dacă este 67

70 supus acţiunii unor forţe exterioare. Se evită - în acest mod - şi pierderile de lichid pe circuitul dintre elementul de execuţie şi distribuitor. Fig Utilizarea supapelor de sens în instalaţiile de poziţionare 4.4 Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru reglarea vitezei Reglarea parametrilor energetici ai motoarelor hidraulice (viteză, turaţie, forţă, cuplu etc) se realizează prin modificarea celor doi parametric definitorii: presiunea şi debitul. În acţionările hidraulice, funcţionarea elementelor de execuţie presupune, de cele mai multe ori, deplasarea acestora cu viteză relativ constantă, indiferent de variaţia sarcinii, la valori dinainte reglate, ceea ce presupune de fapt, controlul permanent al debitului care intră sau iese din motorul hidraulic respectiv [1],[14],[1]. Modul de reglare a debitului este diferit în funcţie de caracteristicile sursei de alimentare, caracteristicile motorului şi de soluţia preferată de constructor pentru realizarea performanţelor dorite. În principiu, reglarea debitului într-o acţionare hidraulică şi, implicit, reglarea vitezei elementelor de execuţie se realizează prin două metode: metoda rezistivă şi metoda volumică [16]. Reglarea rezistivă a vitezei cu rezistenţe hidraulice variabile (drosele) Principiul de reglare rezistivă a vitezei, elemente hidraulice de reglare Reglarea rezistivă constă în modificarea debitului pe seama variaţiei rezistenţei hidraulice a circuitului acţionării în care este montat elementul de execuţie (Fig.4.50). Elementul cu care se realizează variaţia debitului către motor este o rezistenţă hidraulică, care, prin analogie cu circuitele electrice poate fi definită ca un raport între variaţia diferenţei de presiune Δp între două puncte ale circuitului hidraulic şi variaţia debitului Q ce parcurge circuitul între punctele considerate, [1],[16],[17]: d( Δp) R = (4.11) dq 68

71 Fig Schema de principiu a reglării rezistive În acest fel, numai o parte din debitul pompei ajunge în elementul de execuţie, restul fiind trimis prin supapa de descărcare în rezervor, circuitul lucrând la presiune constantă. Rezistenţa hidraulică reprezintă, din punct de vedere fizic un element care se opune parcurgerii sale de către lichid, transformând energia potenţială a acestuia în energie cinetică şi energie calorică. Acţionările şi sistemele de acţionare hidraulică se pot trata ca şi combinaţii de rezistenţe, montate în serie şi/sau în paralel, în categoria rezistenţelor fiind cuprinse rezistenţele fixe şi rezistenţele reglabile (drosele), precum şi regulatoarele de debit cu două sau trei căi (stabilizatoare de viteză), [4],[1]. În general, reglarea vitezei prin drosel, având în vedere principiul de transformare a energiei suplimentare în căldură, se foloseşte pentru puteri mici, de maximum 7 kw. Pentru presiuni mici şi medii (până la 50 dan/cm ) se utilizează pe scară largă drosele de tip rotativ (Fig.4.51) şi drosele de tip rectiliniu, sau ventil (Fig.4.5). Una din deficienţele droselelor rotative este dependenta debitului de temperatură şi, de asemenea, posibilitatea înfundării canalului de strangulare pentru valori mici de reglaj. Evitarea acestei îmbâcsiri se poate face folosind drosele elicoidale, la care rezistenţa se reglează prin variaţia lungimii canalului, sau prin modificarea numărului de rezistenţe locale de secţiune activă constantă, [0],[1]. a A A -A a b A c d Fig Drosele de tip rotativ 69

72 Fig. 4.5 Drosele de tip rectiliniu Foarte utilizate sunt însă droselele de tip diafragmă singulară (Fig a), care se folosesc în condiţiile unei variaţii mari de temperatură, având capacitatea de comprimare instantanee la intrare şi destindere instantanee la ieşire şi realizând o dependenţă minimă a rezistenţei de vâscozitatea lichidului de lucru. Prezintă, de asemenea, interes droselele cu diafragmă cu reglare fină (Fig b şi c), la care fantele cepului sunt variabile, de formă dreptunghiulară sau triunghiulară. Faţă de droselul conic (Fig d), acestea permit obţinerea unor debite mai mici şi realizează o dependenţă liniară între deplasarea elementului mobil şi debitul de ieşire, [1],[1]. O construcţie des întâlnită, în special în acţionările hidraulice ale maşinilor unelte este cea a droselului cu fantă dreptunghiulară (Fig. 4.54). S a d D a b D α d a c m h d Fig Drosele de tip diafragmă 70

73 A Secţiunea A -A A Fig Drosele de tip diafragmă 4.4. Caracteristici statice Debitul furnizat de drosel se poate determina folosind ecuaţia lui Bernoulli (legea conservării energiei), care poate fi scrisă în forma următoare (Fig. 4.55), [1],[],[15],[1]: S dr Q 1 S v 1, p 1, z 1 1 v, p, z Q Fig Explicativă la calculul debitului droselului v 1 g p1 v p + + z1 = + + z, (4.1) γ g γ în care componentele energiei conţinute în unitatea de masă a lichidului sunt: energiile potenţiale specifice de presiune (p 1 /γ respectiv p /γ), energiile cinetice (v 1 /g, respectiv v /g) şi energiile gravimetrice, de poziţie (z 1, respectiv z ) pe traseul de curgere, între punctele 1 şi. Dacă se consideră z 1 = z, S 1 v 1 =S dr v = Q, respectiv S 1 = C S dr, unde C este un coeficient de proporţionalitate, atunci, făcând diferenţa vitezelor v v 1, cu relaţiile de mai sus, expresia (4.1) devine: de unde, debitul droselului este: Q C 1 g = ( p1 p ), (4.13) C S γ dr unde: Q ( p p ) = k αs p = C g S dr 1 dr C 1 γ ρ, (4.14) dr Δ 71