Cuprins - · PDF fileConducte (linii) Hidraulic kg / kW 0,15 ÷ 0,2 ... - pierderi hidraulice mari, care fiind proporţionale cu pătratul vitezei de circulaţie a lichidului,

i

Cuprins 1 Probleme actuale ale acţionărilor şi automatizărilor hidropneumatice……………. 1

1.1 Aspecte de ordin general…………………………………………………………………... 1 1.2 Structura generală şi clasificarea acţionărilor de tip hidropneumatic……………………... 3 1.3 Principii de analiză a elementelor acţionărilor hidropneumatice…………………………. 6 1.4 Ameliorarea indicatorilor energetici ai acţionărilor hidropneumatice…………………….. 8 1.4.1 Măsuri şi metode de economisire a energiei……………………………………… 8 1.4.2 Măsuri şi metode de recuperare a energiei………………………………………... 10 2. Generatoare de energie hidrostatică…………………………………………………... 12 2.1 Introducere………………………………………………………………………………… 12 2.2 Reprezentare, simbolizare, clasificare…………………………………………………….. 13 2.3 Caracteristicile statice ale pompelor volumice……………………………………………. 14 2.4 Alegerea pompelor volumice……………………………………………………………… 19 3 Elemente hidraulice de execuţie……………………………………………………….. 22

3.1 Introducere………………………………………………………………………………… 22 3.2 Motoare hidraulice rotative……………………………………………………………… 22 3.2.1 Reprezentare, simbolizare, clasificare……………………………………………. 22 3.2.2 Caracteristici statice………………………………………………………………. 23 3.2.3 Consideraţii privind alegerea motoarelor hidraulice rotative…………………….. 27 3.3 Motoare hidraulice liniare…………………………………………………………………. 31

3.3.1 Reprezentare, simbolizare, clasificare……………………………………………. 31 3.3.2 Relaţii de determinare a principalilor parametri în regim staţionar………………. 33 3.3.3 Alegerea şi verificarea cilindrilor hidraulici……………………………………… 37 4 Aparatura hidraulică de distribuţie şi reglare………………………………………... 43

4.1 Introducere………………………………………………………………………………… 43 4.2 Elemente hidraulice direcţionale; distribuitoare hidraulice……………………………….. 43 4.2.1 Funcţie, reprezentare, simbolizare………………………………………………... 43

4.2.2 Parametrii funcţionali şi caracteristici statice…………………………………….. 48 4.3 Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru controlul şi reglarea presiunii……………… 53 4.3.1 Funcţie, reprezentare, simbolizare………………………………………………... 53

4.3.2 Sisteme de reglare a presiunii cu comandă directă; caracteristici statice………… 59 4.3.3 Supape de siguranţă cu comandă directă…………………………………………. 62 4.3.4 Supape de reglare a presiunii cu comandă directă (supape de descărcare)……….. 63 4.3.5 Supape de succesiune cu comandă directă………………………………………... 63

4.3.6 Supape de deconectare şi supape de conectare cu comandă directă……………… 65 4.3.7 Utilizarea supapelor de sens………………………………………………………. 66 4.4 Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru reglarea vitezei………………………………. 68 4.4.1 Principiul de reglare rezistivă a vitezei, elemente hidraulice

de reglare……………………………………………………………….................. 68

4.4.2 Caracteristici statice……………………………………………………................. 71

ii

4.4.3 Reglarea vitezei cu droselul montat în serie cu elementul de execuţie (motorul hidraulic)…………………………..................

73

4.4.4 Reglarea vitezei cu droselul montat în paralel cu elementul de execuţie………………………………………………..................

76

4.5 Reglarea vitezei acţionării hidraulice cu regulatoare de debit…………………….............. 78

4.5.1 Regulatoare de debit cu două căi………………………………………................. 78 4.5.2 Regulatoare de debit cu trei căi…………………………………………................ 81 5 Structura sistemelor hidropneumatice

cu comandă secvenţială………………………………………………………………… 83

5.1 Introducere………………………………………………………………………………… 83 5.2 Structuri tipice de circuite utilizate în automatizările hidraulice………………………….. 83 5.2.1 Circuite de descărcare sau scurtcircuitare a elementelor generatoare…………….. 83 5.2.2 Circuite pentru reglarea automată discontinuă sau continuă a presiunii………….. 84

5.2.3 Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie……………… 86

5.2.4 Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie……………… 88

5.2.5 Scheme de comandă secvenţială utilizate în automatizările Hidropneumatice………………………………………………………………….

90

5.2.5.1 Comanda cu contacte şi relee…………………………………………... 90

Bibliografie……………………………………………………………………………… 97

Acţionări şi automatizări hidropneumatice

1

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],[20].

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


2

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],[20],[21].

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],[20],[21]:

- capacitatea de a furniza forţe specifice şi momente mari, în mod curent de valori între 300 ÷ 400 daN/cm2 , până la 1000 daN/cm2, în timp ce forţa specifică a unui electromagnet de curent continuu ajunge la circa 22 daN/cm2;

- inerţie redusă: la motorul hidraulic rotativ, de exemplu, raportul dintre cuplul transmis şi momentul de inerţie este Mm / 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]:

Tab. 1.1 Comparaţie între diferite tipuri de sisteme de acţionare

Element component

Criteriul de comparaţie Valoarea

Generator Hidraulic kg / kW

0,24 ÷ 0,98 Electric 1,3 ÷ 2,8

Pneumatic 6,2 ÷ 10,4 Motor Hidraulic

kg / kW 0,4 ÷ 1,1

Electric 3,1 ÷ 3,5 Pneumatic 0,3 ÷ 5,8

Conducte (linii)

Hidraulic kg / kW

0,15 ÷ 0,2 Electric 1,14 ÷ 0,75

Pneumatic 0,1 Acumulator Hidraulic

kg / kW 0,6 ÷ 0,8

Electric 0,01 Pneumatic 0,5


3

- 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 3500 ÷ 4000 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],[22],[23].

1.2 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],[2],[19],[20].

Fig.1.1 Schema structurală bloc a unei instalaţii de acţionare hidrostatică

Energie mecanică

EG EDR EE ML

Energie hidraulică Produs

Energie hidraulică

Energie mecanică

Dispozitiv de acţionare


4

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.1.2), [19],[20],[21].

Fig.1.2 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 - Mi şi alta la ieşire Me, (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.) [2],[16],[19],[20].

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

ω (v)

M (F) p Q

DA


5

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.).

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).

a.

Mi Element de acţionare

Me Mi Ei

Me

Ee Element de acţionare

M E

Mi Ei

Me

Ee Element de acţionare

b. c.


6

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) ic, eroarea ε dintre acestea ( ε = ic – 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 ic, respectiv ε = ic – r = 0.

Elementele caracteristice unui sistem hidraulic de reglare automată (SHRA) sunt, prin urmare: - variabila de intrare; în cazul în care intrarea de comandă ic 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 ic 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 ic – 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 [20],[21].

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 / 2 ), 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

EG EDR EE M

C-dă Reacţie

ε

ic

- +

w

r

M, ω Q2, p2 Q1, p1 z

C


7

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.

2. 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.


8

η

p [bar]

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],[20].

1.4.1 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/cm2 (Fig.1.5), [19].

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 Δpp = 10 bar la un distribuitor proporţional şi Δpp = 70 bar la o servovalvă (Fig. 1.6), [19],[20].

Fig. 1.6 Comparaţie între un distribuitor proporţional şi o servovalvă

QN

0 10 50 70 100 150 200 Δp [ bar]

200

300 Q [ l/min]

Distribuitor proporţional

Servovalvă


9

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],[20].

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 2 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 n2 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 ML. 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

Qp pM

Δp

QM

Qp pM

Δp

QM

pmax

Δp

pP

pM

QP

QM

pmax Δp

pM

QP

QM

pmax

pp


10

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].

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. 1.4.2 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],[20].

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 12 şi 6, mecanismul 7 al pompei şi supapa de sens 2 sunt puse în legătură cu magistrala de presiune 3. Cuplarea distribuitorului 12 de către

a

b c


11

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. 1.10 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],[20].

Fig. 1.11 Explicativă la recuperarea energiei

M

MHR

Δp

−Δp

PH J

M

I

II


12

2. Generatoare de energie hidrostatică

2.1 Introducere

Elementele generatoare de energie hidrostatică (EG), (Fig.2.1), 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 [2],[21],[24].

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],[24].

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;


13

- tehnologii de fabricaţie speciale, costisitoare; - durată de utilizare relativ redusă etc. 2.2 Reprezentare, simbolizare, clasificare

Prin prisma circulaţiei energetice, a variabilelor de intrare, de stare şi de ieşire, pompa volumică transformă puterea (energia) mecanică Mp· ωp în putere (energie) hidraulică Qp · p, între variabilele mecanice, hidraulice, de mişcare şi de efort stabilindu-se multiple legături de intercondiţionare (Fig. 2.1).

Fig. 2.1 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. 2.2), cât şi analiza regimurilor şi caracteristicilor de funcţionare cu instrumente specifice teoriei sistemelor [2],[16],[19],[20]:

-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. 2.2.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).

Fig. 2.2 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],[2],[16],[21]: - 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.

ωp

Mp p

Qp EG

Mp, ωp Qp, p

Mp, ωp Qp, p

a b


14

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],[21],[24].

2.3 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), [2],[19],[24].

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. 2.3), [2],[19].

Fig. 2.3 Explicativă la reprezentarea punctului de funcţionare staţionară a acţionării

compuse din două elemente, caracterizate prin caracteristicile 1, respectiv 2.

u

y A

Punct de funcţionare în regim staţionar 1

2


15

1.Pierderi de debit dependente de presiunea de lucru (ΔQp) 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. 2.4) [19]:

Fig. 2.4 Reprezentarea pierderilor de debit dependente de presiunea de lucru pthp QQQ −=Δ , (2.1) unde:

Qth reprezintă debitul teoretic al pompei; nCiQth ⋅= , (2.2) cu: Ci – cilindreea (volumul geometric elementar) elementului generator; n – turaţia motorului de antrenare. Qp – 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 ap, denumită gradientul pierderilor de debit:

.ctn

p pQa

=∂∂= , (2.3)

conducând la o reprezentare liniară a caracteristicii statice (Fig.2.5).

Fig.2.5 Caracteristica statică Q(p) liniarizată

p

Q

0

ΔQp Qth

pmax

p

Q

0

ΔQp Qth

pmax


16

2. 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, [2],[19]:

.ctp

Qa=

ω ω∂∂= (2.4)

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],[24]:

ω⋅−⋅−=ω⋅ω∂

∂−⋅∂∂−= ωapaQQp

pQQQ pththp (2.5)

3. Pierderi de cuplu Pierderile de cuplu se datoresc pierderilor prin frecare (coulombiană) dependente de presiune –

ΔMp şi de turaţie ΔMω, 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 ΔMp, respectiv ΔMω. Cuplul pierdut prin frecare poate fi, aşadar, apreciat global prin mărimea ΔMωp şi are o alură neliniară în raport cu turaţia de lucru şi diferită în funcţie de presiune. Cantitativ, pierderile ΔMω – dependente de turaţie – se apreciază prin gradientul pierderilor de cuplu liniarizat, [19],[24]:

.ctp

Mb=

ω ω∂∂= , (2.6)

bazat pe o caracteristică (Fig.2.6) definită doar pentru cω≥ω , unde valoarea ωc este caracteristică fiecărei soluţii constructive în parte.

Fig.2.6 Caracteristica statică ΔMω = f(ω) liniarizată

Aşadar,

ω⋅=ω⋅ω∂

∂=Δ ωω bMM (2.7)

Pierderile de cuplu dependente de presiune – ΔMp pot fi exprimate analitic printr-o relaţie de

forma, [2],[24]:

0 ω

ΔMω

ωc


17

)pp(2CicM 0fpp −⋅π

⋅⋅ωω=Δ (2.8)

În (2.8) , cu cfp s-au notat coeficientul de frecare specific, Ci fiind cilindreea pompei. Astfel, în regim staţionar de funcţionare, cuplul de antrenare real al elementului generator – Mp

are expresia:

)pp(2CicMMM 0fpthp −π

⋅⋅ωω+ω⋅

ω∂∂+= (2.9)

Prin urmare, caracteristicile statice, cel mai frecvent utilizate în etapa de analiză a funcţionării

pompelor volumice în regim staţionar sunt, [19],[24]: a) Caracteristica hidraulică debit – presiune : Q = f(p), (Fig.2.4). S-a arătat deja că aceasta

evidenţiază pierderile de debit apărute în funcţionare şi poate fi reprezentată sub formă liniarizată (Fig.2.5).

În legătură directă cu aceasta, se defineşte randamentul volumic al unui element generator – ηv, ca raport între debitul real – Qp şi cel teoretic (ideal) al pompei – Qth, la încărcare nulă ( 0p ≅ ):

thth

pth

th

pv Q

Q1Q

QQQQ Δ−=

−==η (2.10)

b) Caracteristica mecanică Mp = f(ω), corespunzătoare funcţionării la o valoare constantă a

presiunii (Fig.2.7).

Fig.2.7 Caracteristica statică Mp = f(ω) a elementului generator

Poate fi - de asemenea - definit un randament mecanic al pompei, pentru aprecierea eficienţei

mecanice a acesteia, [19]:

pp

p

p

thm M

M1M

MMMM Δ−=

Δ−==η , (2.11)

unde:

Mth este cuplul ideal (teoretic) al pompei; Mp – valoarea reală a cuplului de antrenare.

Mth

0 ω

Mp

p1 = ct. p2 > p1


18

c) Caracteristica mecano – hidraulică, definită prin dependenţa Q = f(ω), în regim staţionar (Fig.2.8), [2],[19].

Fig.2.8 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, [2],[19],[24].

Aprecierea disipării energiei (puterii) de intrare in procesul producerii energiei (puterii) de ieşire (Fig.2.9) se face prin randamentul total al elementului. Acesta defineşte bilanţul energetic global prin relaţia:

Fig.2.9 Explicativă la calculul randamentului total al elementului generator

ω⋅

Δ⋅==η

p

p

1

2t M

pQPP

, (2.12)

unde: P2 este puterea hidraulică de ieşire (Fig.2.9); P1 – puterea mecanică transmisă pompei de către motorul de antrenare; Δp = p refulare – p aspiraţie – diferenţa de presiune pe traseul intrare – ieşire. Ţinând seama de (2.10), (2.11) şi de legea conservării puterii scrisă sub forma: ω⋅=Δ⋅ thth MpQ , (2.13)

expresia randamentului total (Fig.2.10) devine:

vmth

thvmt M

pQη⋅η=

ω⋅Δ⋅⋅η⋅η

=η (2.14)

Fig.2.10 Variaţia ηt = f(P2)

Δω

Qth

0 ω

Q p1 = ct.

p2 > p1

EG P1 P2

P2 opt. 0

ηt ηmax

P2


19

Obs. Pe lângă randamentul volumic şi cel mecanic, puse deja în evidenţă prin relaţia (2.10), respectiv (2.11), în funcţionarea elementelor generatoare mai intervine şi randamentul hidraulic. Acesta are însă o pondere relativ nesemnificativă ( 1h ≅η ) şi în analiza curentă poate fi neglijat, [4].

2.4 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 [2],[19],[24]:

- 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.2.11 a.), în trepte (Fig. 2.11 b.), sau combinată (Fig. 2.11 c.), tahogramele fiind în general de formă trapezoidală (Fig. 2.12).

Fig 2.11 Forme de variaţie caracteristice pentru debitul vehiculat în circuitul acţionării: a) Variaţie continuă; b)Variaţie în trepte; c) Variaţie combinată.

Fig. 2.12 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:

t

Q

0

Qmax

tc t

Q

0

Q1

t1

Q2Q3

t2 t3

Q

0

A

t1

B

D

t2 t3 t4 t

C

E F

a b c

t

ω

0

Ωmax

tc


20

∫ ⋅=ct

0cmed dt)t(Q

t1Q , (2.15)

dacă se cunoaşte variaţia continuă a acestuia în timpul unui ciclu de funcţionare (Fig. 2.11.a), sau:

∑

∑

=

=⋅

= n

1ii

n

1iii

med

t

)tQ(Q , (2.16)

dacă se porneşte de la o diagramă în trepte (Fig. 2.11 b.).

Diagrama combinată (Fig. 2.11 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 (2.16). Astfel, pe intervalul B – C (Fig. 2.11 c.), se poate scrie [12],[19]:

3

QQQQQ

2CCB

2B

BC+⋅+

= , sau 2

QQQ CB

BC+

= etc. (2.17)

2. Se estimează o valoare a randamentului volumic 9,0v ≅η şi se calculează:

v

medth

QQ

η= (2.18)

3. Se determină o valoare a cilindreei pompei, cunoscând valoarea maximă a turaţiei de antrenare

πΩ⋅

=2

60n max

max , exprimată în rot/min:

max

thmaxth n

QCinCiQ =⇒⋅= (2.19)

4. Se alege din catalogul firmei producătoare - în funcţie de valorile Ci, nmax şi pmax – o pompă cu

CiN ≥ Ci, căutând să fie îndeplinită în acelaşi timp o condiţie suplimentară relativă la o eventuală

supradimensionare a unităţii alese: 2,0Ci

CiCi

N

N ≤−

.

5. Se determină din nomogramele existente în cataloage, valoarea pierderilor de debit - ΔQ şi cea a randamentului mecanic - ηm:

ΔQ = f(CiN, nmax), ηm = f(CiN, pmax) (2.20) 6. Se recalculează debitul teoretic Qthr şi valoarea reală a randamentului volumic şi a celui total: maxNthr nCiQ ⋅= , (2.21)


21

thrthr

thrvr Q

Q1Q

QQ Δ−=Δ−

=η , (2.22)

mvrt η⋅η=η (2.23) 7. În final, se determină valoarea P1 a puterii pe care trebuie să o dezvolte motorul de antrenare:

t

21

PP

η= , (2.24)

unde P2 este puterea hidraulică furnizată (la ieşire) de pompă: maxthr2 p)QQ(P ⋅Δ−= (2.25)

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 < Qmed;

- montarea în paralel a mai multor (de regulă, două) elemente generatoare de puteri diferite, care să furnizeze debitul necesar (Fig. 2.13), [15],[19].

Fig 2.13 Schema de principiu corespunzătoare conectării în paralel a două pompe volumice

Q1

Q2

P1 P2

Q = Q1 + Q2


22

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 - Qm · p în putere mecanică - Mm · ω – în motoarele rotative, sau Fm · v – în motoarele liniare, între variabilele mecanice, hidraulice, de mişcare şi de efort stabilindu-se multiple legături de intercondiţionare (Fig.3.1), [2],[19].

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. 3.2 Motoare hidraulice rotative

3.2.1 Reprezentare, simbolizare, clasificare

Acestea au ca mărimi (variabile) de ieşire: viteza unghiulară ω (sau turaţia n) şi cuplul motor Mm,

corespunzătoare naturii mişcării realizate (Fig.3.2), [19].

Fig.3. 2 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

p

Qm

Mm (Fm)

ω (v) EE

p

Qm

Mm

ω EE


23

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],[24].

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, [2],[15],[24].

3.2.2 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, [2],[19]:

1.Pierderi de debit dependente de presiunea de lucru (ΔQm), 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):

a b

Mm, ω Qm, p

Mm, ω Qm, p


24

Fig.3.4 Reprezentarea pierderilor de debit dependente de presiunea de lucru thmm QQQ −=Δ , unde:

Qth este debitul ideal de alimentare a motorului; Qm – 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],[24]:

nCiQth ⋅= (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 ap, denumită gradientul pierderilor de debit:

.ctn

p pQa

=∂∂= , (3.2)

care conduce la reprezentarea liniarizată a caracteristicii de pierderi (Fig.3.5):

Fig.3.5 Caracteristica statică Q(p) liniarizată

2. 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],[24]:

.ctp

Qa=

ω ω∂∂= , (3.3)

p

Q

0

ΔQm Qth

pmax

p

Q

0

ΔQm Qth

pmax


25

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:

ω⋅+⋅+=ω⋅ω∂

∂+⋅∂∂+= ωapaQQp

pQQQ pththm (3.4)

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 – ΔMp şi de turaţie ΔMω, 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 ΔMp, respectiv ΔMω.

Cuplul pierdut prin frecare poate fi, aşadar, apreciat global prin mărimea ΔMωp şi are o alură neliniară în raport cu turaţia de lucru şi diferită în funcţie de presiune. Cantitativ, pierderile ΔMω – dependente de turaţie – se apreciază prin gradientul pierderilor de cuplu liniarizat, [2],[19]:

.ctp

Mb=

ω ω∂∂= (3.5)

bazat pe o caracteristică definită doar pentru motoare rotative de turaţie ridicată.

Prin urmare,

ω⋅=ω⋅ω∂

∂=Δ ωω bMM (3.6)

În cazul pierderilor de cuplu dependente de presiune – ΔMp relaţia stabilită în cazul pompelor

volumice rămâne valabilă. În regim staţionar de funcţionare, valoarea reală a cuplului dezvoltat de motor – Mm are expresia:

pbbM)pp(2CicMMM pth0fpthm ⋅−ω⋅−=−π

⋅⋅ωω−ω⋅

ω∂∂−= ω (3.7)

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 : Qm = 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 – ηv, ca raport între debitul utilizat efectiv de motor – Qth şi cel cu care acesta este alimentat – Qm, la încărcare nulă ( 0p ≅ ):


26

th

th

th

m

thv

QQ1

1QQ

QQQ

Δ+=

Δ+==η (3.8)

b. Caracteristica mecanică Mm= f(ω), corespunzătoare funcţionării la o valoare constantă a presiunii (Fig.3.6).

Fig.3.6 Caracteristica statică Mm= f(ω) a motorului hidraulic rotativ Aprecierea eficienţei mecanice a funcţionării motorului acesteia se face, de regulă, prin

intermediul randamentului mecanic al acestuia:

thth

th

th

mm M

M1M

MMMM Δ−=

Δ−==η , (3.9)

în care: Mm reprezintă cuplul real furnizat de motor; Mth – cuplul teoretic (ideal) al acestuia. c. Caracteristica mecano – hidraulică, definită prin dependenţa Qm= f(ω), în regim staţionar

(Fig.3.7), [19],[24].

Fig.3.7 Caracteristica mecano - hidraulicăstatică Qm= f(ω) a motorului hidraulic rotativ

În funcţionarea la diferite valori ale presiunii, caracteristica evidenţiază pragul minim al debitului de alimentare - ΔQm , 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):

Fig.3.8 Explicativă la calculul randamentului total al elementului generator

Mth

0 ω

Mm

p1 = ct. p2 > p1

ΔQm

Qth

0 ω

Qm p1 = ct. p2 > p1

EE P1 P2


27

t

Ms

0

Msmax

tc t

Ms

0

Ms1

t1

Ms2Ms3

t2 t3

Ms

0

A

t1

B

D

t2 t3 t4 t

C

E F

a b c

pQ

MPP

m

m

1

2t Δ⋅

ω⋅==η , (3.10)

unde: P2 este puterea mecanică la ieşire (Fig.3.8); P1 – 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

scrie:

vmth

thvmt pQ

Mη⋅η=

Δ⋅ω⋅⋅η⋅η

=η , (3.11)

Obs. Şi în acest caz, randamentul hidraulic ηh are o pondere neglijabilă şi, în calculele uzuale se

neglijează. 3.2.3 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. 3.9. 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) [12].

Fig. 3.9 Forme de variaţie caracteristice pentru cuplul static al maşinii de lucru: a)Variaţie continuă; b)Variaţie în trepte; c) Variaţie combinată.


28

Fig. 3.10 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:

∫=ct

0s

cmeds dt)t(m

t1M , (3.12)

dacă se cunoaşte expresia analitică a variaţiei continue a acestuia pe parcursul unui ciclu de funcţionare de durată tc (Fig. 3.9. a), sau:

∑

∑

=

=⋅

= n

1ii

n

1iiis

meds

t

)tM(M , (3.13)

dacă pentru variaţia cuplului static este valabilă o diagramă în trepte (Fig. 3.9. b). În cazul în care se cunoaşte o variaţie a lui Ms după diagrama din Fig. 3.9. c , se determină mai

întâi:

2

MMMsau

3MMMM

M CsBsBCs

2CsCsBs

2Bs

BCs+

=+⋅+

= (3.14)

şi se utilizează apoi relaţia (3.13) pentru calculul valorii medii. 2. Se calculează în continuare puterea statică medie cerută de maşina de lucru: maxmedsmeds MP Ω⋅= , (3.15)

cu: Ms med – valoarea medie a cuplului static, stabilită cu una din relaţiile (3.12) sau (3.13); Ωmax – valoarea vitezei unghiulare corespunzătoare regimului staţionar, extrasă din tahogramă. 3. Estimând un randament total al motorului hidraulic ηt = 0,8 ÷ 0,85, se determină valoarea puterii hidraulice de intrare – P1:

t

meds1

PP

η= (3.16)

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 P1c: 1c1 P)2,11,1(P ⋅÷= (3.17)

t

ω

0

Ωmax

tc


29

5. Cunoscând valoarea maximă a presiunii de lucru – pmax – se calculează apoi valoarea debitului

de alimentare a motorului - Qmc, corespunzătoare acesteia:

max

c1mc p

PQ = (3.18)

6. Cu un randament volumic – ηv – estimat în intervalul 0,9 ÷ 0,95 se determină debitul teoretic

de alimentare a motorului: mcvth QQ ⋅η= (3.19) 7. Cu valoarea nmax a turaţiei (corespunzătoare lui Ωmax) din tahogramă, se calculează cilindreea

motorului:

max

th

nQ

Ci = (3.20)

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: CiCi cat ≥ , (3.21)

căutând să fie păstrată proporţia: 2,0Ci

CiCi

cat

cat ≤−

, pentru a se evita o supradimensionare a acestuia,

respectând şi condiţia: maxN p)2,11,1(p ⋅÷= (3.22) 9. Se extrag din catalog toate informaţiile necesare unei dimensionări corecte (valoarea reală a randamentului volumic, pierderile volumice de debit şi valoarea randamentului mecanic): )n,Ci(f;)p,Ci(fQ;)p,Ci(f maxcatmmmaxcatmaxcatvm =η=Δ=η (3.23) 10. Se recalculează – în final – debitul real de alimentare a motorului – Qmr: QQQ thrmr Δ+= , (3.24) unde: maxcatthr nCiQ ⋅= , (3.25)

randamentul volumic real – ηvr:

mr

thrvr Q

Q=η , (3.26)

respectiv randamentul total al acestuia - ηtr: mmvrtr η⋅η=η (3.27)


30

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, [12],[18],[19].

Fig.3.11 Explicativă la raportarea cuplurilor statice

Operaţia de raportare se face pe baza condiţiei de conservare a puterii:

sssr M1M Ω⋅⋅η

=Ω⋅ , (3.28)

de unde:

ssr Mi11M ⋅⋅

η= , (3.29)

raportul de transmitere a mişcării fiind definit prin expresia s/i ΩΩ= .

În expresiile (3.28), (3.29) cu Msr 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 Msr se modifică în consecinţă:

ssr Mi

M ⋅η= (3.30)

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:

2ssr

2s

s

2

sri11JJ1

2J

2J ⋅

η⋅=⇒

η⋅

Ω⋅=Ω⋅ (3.31)

În aceste condiţii, alegerea motorului hidraulic urmează aceleaşi etape cu cele deja prezentate, cu deosebirea că expresia lui Ms este înlocuită de cea corespunzătoare pentru Msr, 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 Mm = 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 Ms = f(t) se dispune de o variaţie în trepte:

ML Ms

Qm, p Mm

Ω

MT

Ωs

Msr

Flux de energie

Js Jsr


31

dtdJ)t(M)t(M srsrm

ω+= , (3.32)

sau:

t

JMM srisrmi ΔΔΩ+= (3.33)

unde: Mmi este valoarea cuplului dezvoltat de motor pe intervalul „i”; Msri – valoarea cuplului static raportat pe acelaşi interval de funcţionare; ΔΩ – variaţia de viteză pe intervalul de funcţionare: infin Ω−Ω=ΔΩ ;

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: { })t(MMaxM mmaxm = sau { }jm

jmaxm MMaxM = (3.34)

3.3 Motoare hidraulice liniare

3.3.1 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.3.12), [2],[19]. Fig. 3.12 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, [2],[15],[19].

Fm p

Qm v Motor hidraulic

liniar


32

Fig. 3.13 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.

În Fig. 3.14 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. 3.15 a), sau, în caz general – un motor multicilindru, diferenţial, telescopic cu pistoane şi plunjer mobil (Fig.3.15 b), [1],[15],[19],[21].

De asemenea Fig.3.16 a prezintă principiul constructiv al unui motor cu simplă acţiune, cu plunjer

principal şi plunjere auxiliare, iar Fig. 3.16 b – un motor hidraulic liniar cu plunjer principal diferenţial cu acţiune simplă şi cu plunjere diferenţiale, în timp ce schema din Fig. 3.16 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. 3.16 d), [21],[24].

Fig.3.14 Tipuri constructive de elemente de execuţie liniare

S1 < S2 S1

S2

a

b

c

d b

a

Fig.3.15 Tipuri constructive de elemente de execuţie liniare multicilindri, telescopice

v1 v2

fe

d cb a


33

2

S1 S2

1 3

4

5

6

7 8 Q2 Q1

v1

v2

A B S1 S2

Q1

A B

Resort de revenire

a b

Dintre variantele prezentate, de departe una din cele mai utilizate soluţii constructive utilizate într-

o gamă largă de aplicaţii industriale de uz general o constituie cilindrul cu dublă acţiune diferenţial cu piston mobil, sau cu cilindru mobil (Fig. 3.16 a şi 3.16 b), [15],[21],[24].

3.3.2. 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).

Fig. 3.17 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, 2 – 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 Q1, Q2, prin care sunt asigurate vitezele v1, v2. 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. 3.17 b) cilindrul este cu simplă acţiune , [19],[24].

La alimentarea cilindrului cu aceeaşi valoare a debitului Q1 = Q2 = Q atât în cursa de avans cât şi în cea de revenire, din cauza suprafeţelor active inegale (S1 > S2), vitezele liniare obţinute diferă (v1 < v2). Într-adevăr:

dcb a

Fig. 3.16 Tipuri constructive de motoare hidraulice liniare de construcţie specială


34

212

21

1 vvSQv,

SQv <⇒== (3.35)

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 11 SpF ⋅= , iar la revenire, 22 SpF ⋅= , [15],[19],[24].

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:

Fig. 3.18 Explicativă la elementele ce determină tipodimensiunea unui cilindru hidraulic - pN – presiunea nominală de lucru; - D / d – diametrul pistonului / diametrul tijei;

- 22

2

dDD−

=ϕ - raportul secţiunilor de lucru;

- s – cursa de lucru; - FN – forţa dezvoltată la presiunea pN; - Q – debitul consumat pentru a realiza o viteză de translaţie v; - P – puterea hidraulică consumată; - t – timpul de realizare a cursei s; - ηm , ηv – randamentul mecanic, respectiv volumic la presiunea de lucru; - vu – viteza uleiului prin deschiderea racordurilor de alimentare Dn; - V – volumul lichidului din cilindru corespunzător unei curse maxime smax. Literatura de specialitate [15], [19], [21], [24] 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.

D d


35

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).

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 / πD2 (cazul fără recirculare) la valoarea 4Q / πd2; în schimb şi presiunea de lucru creşte similar de la valoarea 4F / πD2 (cazul fără recirculare) la valoarea 4F / πd2, 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], [24].

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 Fi, respectiv Fr (Fig.3.20) se calculează cu relaţia:

Fig.3.20 Explicativă la calculul diametrului D

ϕ⋅η⋅

⋅π

≥η⋅

⋅π

≥m

r

m

i

pF4Dsau

pF4D (3.36)

în care: - Fi este forţa necesară la împingere (cursa de avans a tijei unilaterale); - Fr – 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 ηm sunt puse la dispoziţie de fabricantul cilindrilor, fie în mod implicit prin curbe F = f(p), fie în mod explicit (ηm = f(p)).

Diametrele tijelor – d – (implicit raportul ϕ) se determină sau se verifică: - prin rezistenţa la tracţiune:

Q

S s

D d Fi

Fr

p p


36

σ

⋅π

≥ tF4d , (3.37)

în care s este rezistenţa la întindere a materialului tijei, fie prin: - rezistenţa la flambaj:

2r2

fi LE

kFI ⋅

⋅π⋅

≥ , (3.38)

unde: - Lr este lungimea coloanei de referinţă, dintre articulaţiile la ambele capete; - kf – coeficientul de siguranţă la flambaj; kf = 3,5…5; - E – modulul de elasticitate al materialului tijei; în general E = 2,1·106 daN / cm2;

- I – momentul de inerţie al tijei; pentru tijă plină 20dI

4= , şi cu kf = 4 şi E = 2,1·106 daN / cm2

introduşi în (3.38) rezultă:

4 2ri6 LF

1086,3d ⋅⋅≥ (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 Lr prin intermediul unor coeficienţi kr ([15], [24]):

rr LkL ⋅= (3.40) - cursa maxim - posibilă a pistonului – smax, limitată mecanic de lovirea acestuia de bucşa de

ghidaj a echipamentului mobil; cursa maxim – admisă - sf – este limitată însă de lungimea de flambare, la forţa respectivă de solicitare, [15]:

2

LF

dk40E

2LL

s 0

i

2

f

20r

f −⋅⋅⋅π=

−= , (3.41)

în care L0 este lungimea „moartă” a cilindrului la cursă nulă. - debitul necesar pentru dezvoltarea vitezei v:

( ) v4

dDQsauv4

DQv

22

v

2⋅

η⋅−⋅π≥⋅

η⋅⋅π≥ (3.42)

- puterea hidraulică P consumată pentru dezvoltarea forţei F şi vitezei v:

612

QpP ⋅= , (3.43)

unde p este presiunea de alimentare, iar Q – debitul exprimat în l/min. - timpul necesar pentru parcurgerea cursei s:


37

( )v

22

v

2

Qs

4dDtsau

Qs

4D

vst

η⋅⋅−⋅π=

η⋅⋅⋅π== (3.44)

- diametrul interior al conductelor de legătură – di:

u

i vQ4d ⋅

π≥ , (3.45)

unde vu este viteza de curgere a uleiului (valori recomandate în Tab.3.1), [16]. Tab. 3.1 Valori recomandate ale vitezei de curgere

p [ daN / cm2] 25 50 100 200 300 vu [ cm / s] 300 400 470 550 600

3.3.3 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],[24].

O primă etapă constă în determinarea tuturor forţelor rezistente pe care cilindrul hidraulic trebuie să le învingă în regim staţionar şi dinamic (Fig.3.21).

Fig.3.21 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 Ft, forţa de frecare de alunecare – Ff, şi forţa de inerţie, datorată maselor în mişcare – Fa:

μ⋅α⋅+⋅+α⋅+⋅=++= )sinFgm(cosFdt

xdmF'FFF t1t2

2

1ftatot , (3.46)

în care:

θ

r r0

β

m2

Fr Fr’

α

x

m1 Ff

Ft’

G

Ft

a b


38

- 2

2

dtxd 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 x0 ( a = v2 / 2·x0); - 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. 3.21 b), [15]:

0

r22

22

02tot r

r)cosFgm(dtdr

rrmF ⋅β⋅+⋅+θ⋅⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅= , (3.47)

unde:

- 2

02 r

rm ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅ este masa redusă a tijei;

- d2θ / dt2 = 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 θ0 (ε = ω2 / 2θ0); - 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. 3.22), 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 ηm = 0,9 şi că F are valoarea maximă din întregul ciclu de funcţionare.

- se definitivează diametrul D al pistonului, prin încadrarea cilindrului necesar într-o serie tipizată, accesibilă comercial : 'DD ≥ . După stabilirea tipodimensiunii în cauză, se determină – din catalogul seriei tipizate – ceilalţi parametri constructivi: d – diametrul tijei, L0 – lungimea „moartă” la cursă nulă, Lr – lungimea maximă a coloanei de referinţă la solicitarea cu forţa totală Ftot, kr – coeficientul de adaptare a lui Lr la tipul necesar de fixare, ηm – 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 ≤ kr·Lr, relaţia (3.40)) şi dacă valoarea cursei necesare – s - nu depăşeşte cursa maxim admisibilă

(2

LLss 0r

f−

≤≤ ).

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

Fig. 3.22 Explicativă la stabilirea forţelor


39

t

Fs

0

Fsmax

tc t

Fs

0

Fs1

t1

Fs2Fs3

t2 t3

Fs

0

A

t1

B

D

t2 t3 t4 t

C

E F

a b c

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), [12],[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.3.23). Tahograma de lucru este - în aplicaţiile inginereşti clasice – una trapezoidală (Fig.3.24).

Fig.3.23 Forme de variaţie caracteristice pentru forţa statică : a)Variaţie continuă; b)Variaţie în trepte; c) Variaţie combinată.

Fig 3.24 Tahograma trapezoidală a acţionării În aceste condiţii se calculează mai întâi o valoare medie a forţei statice:

∫=ct

0s

cmeds dt)t(f

t1F , (3.48)

dacă se cunoaşte expresia analitică a variaţiei continue a acesteia pe parcursul unui ciclu de funcţionare de durată tc (Fig. 3.35 a), sau:

∑

∑

=

=⋅

= n

1ii

n

1iiis

meds

t

)tF(F , (3.49)

dacă pentru variaţia forţei statice este valabilă o diagramă în trepte (Fig.3.23 b).

În cazul în care se cunoaşte o variaţie a lui Fs după diagrama din Fig.3.23 c, se determină mai întâi:

t

v

0

vmax

tc


40

2

FFFsau

3FFFF

F CsBsBCs

2CsCsBs

2Bs

BCs+

=+⋅+

= (3.50)

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 ηm = 0,8 0,85 se determină dimensiunea principală D (diametrul alezajului interior):

p

F4D

4DpF

m

meds2

mmeds ⋅π⋅η⋅

=⇒⋅π⋅⋅η= (3.51)

Se alege din catalogul firmei producătoare un cilindru de acelaşi tip cu cel dorit, care să aibă

Dcat > 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:

2,0D

DD

cat

cat ≤−

(3.52)

Pentru valoarea de catalog - Dcat, 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]:

icpfmaxsmax FFFFF +++= , (3.53)

în care: - Fs max este cea mai mare valoare a forţi statice, dedusă din diagrama acesteia; - Ff – forţa de frecare totală estimată, cu cele două componente ale sale:

Ff1 – forţa de frecare internă, care apare între garniturile de etanşare ale pistonului şi tijei; Ff2 – forţa de frecare de alunecare, care apare la deplasarea cu frecare a sarcinii exterioare; 2f1ff FFF += , (3.54) cu: ( )m21ftcfpc1f ppzldpzlDFFF +⋅⋅⋅⋅π⋅μ+⋅⋅⋅⋅π⋅μ=+= , (3.55)

unde: - Ffpc este forţa de frecare dintre piston şi suprafaţa interioară a cilindrului;


41

- Fftc – 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; - l1, l2 – lungimea garniturilor de etanşare dintre diferitele părţi componente; - z – numărul garniturilor de etanşare; - p, pm – presiunea de lucru a cilindrului şi presiunea de montaj a garniturilor; Dacă cilindrul hidraulic lucrează în gol, Ff2 este zero, iar componenta forţei de frecare se reduce la

mărimile calculate mai sus. În prezenţa sarcinii şi dacă forţa statică Fs acţionează din exterior după o direcţie oarecare ce face cu direcţia x - de deplasare unghiul α (Fig.3.25), se poate scrie, [15]:

α⋅⋅μ+⋅⋅μ= sinFgmF s2f (3.56) În relaţia (3.53) cu Fcp s-a notat forţa de contrapresiune care depinde de structura circuitului acţionării, fiind determinată de căderile de presiune pe circuitul opus camerei active a 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.): )S,p(fF cstcp Δ= , (3.57)

relaţie în care cu Δpst s-au notat pierderile de presiune în regim staţionar pe traseul dintre camera inactivă a cilindrului şi rezervorul instalaţiei, iar cu Sc s-a notat secţiunea de curgere a conductelor de legătură.

Pierderile de presiune în regim staţionar se exprimă prin relaţia, [1],[15] :

∑ ∑ ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡ ⋅ρ⋅δ+⎥⎦

⎤⎢⎣⎡ ⋅ρ⋅δ=Δ+Δ=Δ 2

uliniar2

ulocliniarlocalst v2

v2

ppp , (3.58)

cu:

c

liniar2d

loc dl,

c1 ⋅λ=δ=ξ=δ , (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; - vu – 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:

dtdQLp Hdin ⋅=Δ , (3.60)

Fs α

G

x

Fig.3.25 Explicativă la calculul lui Ff2


42

în care LH = m / Sc este coeficientul de inertanţă hidraulică ce caracterizează curgerea prin conducta de secţiune Sc, 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 cilindrului hidraulic (Fig.3.26) sunt:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅λ+ξ⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅ρ=Δ ∑∑

jii

2

cst dj

ljSQ

2p (3.61)

În sfârşit, în expresia (3.53), Fi este forţa de 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 ta (din tahogramă), forţa de inerţie Fi se determină din legea conservării impulsului:

( ) ( )med

aa

0si0sai am

tvm

tvvm

FvvmtF ⋅=Δ⋅=−⋅

=⇒−⋅=⋅ , (3.62)

unde: - m – este suma tuturor maselor aflate în mişcare de translaţie, raportate la tija elementului de

execuţie; - vs, v0 – viteza de funcţionare în regim staţionar, respectiv viteza iniţială; 2. Dacă se cunoaşte lungimea cursei xa pe care are loc accelerarea, forţa de inerţie se deduce din

legea de conservare a energiei cinetice:

( ) ( )20

2s

ai0sai vv

xm

21Fvvm

21xF 22 −⋅⋅=⇒−⋅⋅=⋅ (3.63)

Astfel calculată, valoarea forţei maxime Fmax trebuie să îndeplinească relaţia:

m

2cat

max 4D

pF η⋅⋅π

⋅≤ (3.64)

Dacă relaţia nu este îndeplinită, se alege un alt diametru Dcat, 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

t

maxF4d

σ⋅π⋅

= , în care σt este rezistenţa admisibilă la tracţiune a materialului tijei şi se verifică dacă

valoarea rezultată satisface inegalitatea: d < d catalog . În caz contrar, se alege din catalogul de cilindri hidraulici o altă valoare superioară pentru d.

Fig.3.26 Explicativă la expresia lui Δpst

Fcp Fmax

∑ξ ∑ ⋅λcdl

Q

Circuit de retur


43

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).

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],[20]. 4.2 Elemente hidraulice direcţionale; distribuitoare hidraulice

4.2.1 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

Energie mecanică

EG EDR EE ML

Energie hidraulică Produs

Energie hidraulică

Energie mecanică

Dispozitiv de acţionare


44

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.4.2), [19],[20].

Fig. 4.2 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);

Distribuitor cu două poziţii de lucru

Distribuitor cu trei poziţii de lucru2 3 1

2 1

┬ ┴


45

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.

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):

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).

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.

Cale de curgere deschisă

Căi de curgere închise

D 2 / 2 D 4 / 2 D 4 / 3

A

T P P T

A B B

Comandă manuală

Comandă mecanică

Comandă electrică

Comandă hidraulică

Comandă pneumatică

Comandă electrohidraulică

P

A

P T

A B

P T

A

P T

AB

P

A

T

B

a b c d e


46

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).

Fig. 4.6 Utilizarea unui distribuitor D 3/2 cu comandă manuală pentru acţionarea unui cilindru hidraulic cu simplu efect: a) cursa de avans; b) cursa de revenire

Fig. 4.7 Utilizarea unui distribuitor D 4/2 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

Distribuitor comandat

Avans cilindru Revenire cilindru

Distribuitor necomandat

Avans cilindru

Distribuitor necomandat

Revenire cilindru

Distribuitor comandat


47

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],[21].

Fig. 4.8 Exemple de soluţii constructive şi simboluri ale distribuitoarelor cu sertar

1 2

a

b

c

d g

f

h

2

2

2

2

2

2

0

0

0 1

1

1

e i

j

k

1 2 0

0

0 1

1 4 2 3

3

1

2 0 1

2

1

1

1


48

a c

d e f

g

D2

P

B A

T

D1

EM2 EM1

D3

Fig.4.9 Explicativă la comanda distribuitoarelor 4.2.2 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]:

- pN – presiunea nominală de lucru; - DN – deschiderea nominală, mărime convenţională care defineşte secţiunea nominală de

curgere prin aparat; - Qmax – debitul maxim ce poate traversa aparatul, limitat în funcţie de schema sa funcţională,

de presiunea efectivă de lucru pef, de căderea de presiune Δp admisă şi de forţa necesară comutării;

EM1 EM2

h1 Dr1

Dr h2

T T P

T1

z2 z1

P z2 z1

p1

T T z2 z1

p1

i

h

j

k


49

- Δp = f(Qef) – căderea de presiune la trecerea prin aparat a debitului de lucru Qef; - ΔQ = f(pef) – pierderea de debit la presiunea de lucru pef; - Ph = k·Qef·pef – 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(pef) 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 Qa = Qb (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:

( )mddistr p2)y(ScQ Δ⋅

ρ⋅⋅= , (4.1)

în care: - Qdistr este debitul de lucru ce străbate aparatul; - cd – 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 = pa – pb – căderea de presiune pe distribuitor; - m – coeficient care, în funcţie de regimul de curgere (laminar, sau turbulent) ia valoarea 1,

respectiv 1 / 2, asigurând o dependenţă de forma:

( )2distrbaDN

L128RcuQRpp⋅π

⋅≅⋅=− , (4.2)

pentru curgerea laminară a unui lichid cu vâscozitatea dinamică μ, pe lungimea L în distribuitorul cu deschiderea nominală DN, respectiv:

ydc2

RcuQRpp d2

ba distr ⋅⋅π⋅⋅ρ≅⋅=− (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],[20].

Fig. 4.10 Explicativă la reprezentarea sistemică a distribuitorului discret: a) Obiect orientat sub formă de cuadripol; b) Schema structurală bloc.

Distribuitor discret pa

Qa

pb

Qb

a

Qb

×

Qa

R pb

pa

-

+

Qa2

Distribuitor discret

b


50

Δp

Qef

Calea P - A

La anumite DN şi ν

Căile P – B B - T

Acoperirea - a

ΔQ

La diferite DN şi Δp a b

Relaţia (4.1) indică o neliniaritate accentuată a caracteristicilor statice. De exemplu, caracteristica Δp = f(Qef) depinde, ca alură, de calea de curgere prin aparat (Fig. 4.11 a), iar în legătură cu cealaltă - ΔQ = f(pef) – 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. 4.11 b).

Fig. 4.11 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.4.12).

Fig. 4.12 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],[20],[21] :

1 - corp exterior fix (cămaşă), prevăzut cu orificiile de racord P,T, A şi B; 2 - 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 2, 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

0 < y < 0


51

circuitele exterioare - d1. Astfel, dacă d > d1, 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 < d1 (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 = d1( a = 0) este un caz ideal, corespunzând unei caracteristici statice liniare (Fig.4.13.c), [2],[20].

Fig. 4.13 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:

pkykppQy

yQQdp

pQdy

yQdQ py

0000Δ⋅+Δ⋅=Δ⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂+Δ⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂=Δ⇒⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂+⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂= (4.4)

unde: - ky este gradientul liniarizat de debit în raport cu deplasarea sertarului de distribuţie, calculat în

punctul staţionar de funcţionare; - kp – 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).

Q

y

d

d1

02dd

a 1 >−

=

y Guler de

distribuţie

Corp distribuitor

Corp distribuitor

d

d1

yGuler de

distribuţie

02dd

a 1 <−

=

Q

y

d

d1

yGuler de

distribuţie

Corp distribuitor

Q

y

02dd

a 1 =−

=

a b c


52

Cazul real

ΔQ

Ideal (liniarizare)

a

Δy

ΔQ

La diferite DN

b Δp

Fig. 4.14 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, Qmax 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 Qmax în funcţie de presiunea de lucru şi de schema de curgere a distribuitorului, [15],[19],[20].

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:

uv

Q4DN⋅π⋅≅ , (4.5)

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],[21].


53

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 D1, 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 D1. Ca urmare, lichidul refulat de pompă acţionează asupra sertarului mobil al distribuitorului pilotat D2 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].

Fig. 4.15 Distribuitor cu comandă electrohidraulică (pilotat): a)Schema de principiu detaliată; b) Simbolul general.

4.3 Elemente ale acţionărilor hidraulice pentru controlul şi reglarea presiunii 4.3.1 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],[20],[21]:

- 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.

D1

D2

Distribuitor pilotb a

Distribuitor pilotat

EE

A B

b a

Distribuitor cu comandă electrohidraulică

EEA

B

a b


54

Sertar mobil Corp exterior

P T


P T

a b

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).

Fig. 4.16 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.

Fig. 4.17 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).


P T


55

Fig. 4.18 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 Tx şi care poate fi, [1],[4],[21]:

- 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).

Fig. 4.19 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.4.20.a), sau dintr-un circuit exterior celui pe care este montată supapa - comandă externă (Fig.4.20.b), [4],[16].

Fig. 4.20 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.4.21), [4],[16].

Circuit de comandă

Resort de reglaj

P T

Px

P T

Tx intern Tx extern

P T

a b

P T

Px intern

P T

Px extern

a b


56

P T

Px

Tx Supapă normal închisă cu comandă internă şi drenaj intern P T

Px

Tx

P T

Px

Tx

P T

Px

Tx

Supapă normal închisă cu comandă externă şi drenaj intern

Supapă normal închisă cu comandă internă şi drenaj extern

Supapă normal închisă cu comandă externă şi drenaj extern

P T

Px

Tx

P T

Px

Tx

P T

Px

Tx

Supapă pilotată normal închisă

cu comandă internă şi drenaj intern


cu comandă internă şi drenaj extern


cu comandă externă şi drenaj extern

În Fig. 4.21, 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 R2. 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 2, forţa de 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 R2 a supapei pilot amortizează oscilaţiile supapei de bază 2 provocate de pulsaţia presiunii din circuit, [1],[14],[21].

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 4.22:

Fig. 4.22 Simbolurile celor mai uzuale tipuri de supape utilizate în circuitele de acţionare hidrostatică

Fig. 4.25 Schema de principiu a unei supape pilotate normal închisă


57

Din punct de vedere constructiv, supapele mai frecvent întâlnite sunt prezentate în Fig. 4.23 (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],[21].

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 important în funcţionarea în ansamblu a întregului sistem hidraulic, trebuind să prezinte siguranţă în funcţionare, o caracteristică funcţională corespunzătoare, 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 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],[21].

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. 4.24), adică cu creşterea debitului expulzat, creşte şi căderea de presiune Δp; negativă, când Δp scade o dată cu creşterea debitului (curba 2); cu pantă nulă (dreapta 3) – când Δp = 0, deci atunci când variaţia de debit se face la presiune constantă, [17],[21].

Desigur, cea mai favorabilă este caracteristica orizontală, sau una apropiată de aceasta, deoarece creşterea lui Δp înseamnă mărirea presiunii de sub supapă, ceea ce se reflectă negativ în întreaga funcţionare a acesteia. Supapele cu acţiune directă vor 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, 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

Fig.4.23 Tipuri constructive de supape

f e d

c b a

a

Q

Δp 3

2

1

p0’

p0

p

Fig. 4.24 caracteristica statică p = f(Q)


58

deschiderea supapei, lucru ce se poate obţine la supapele în două trepte, servocomandate (supapele pilotate), [1],[4],[17].

Diferenţa dintre p0 şi p0’ (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],[20],[21].

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. 4. 25 sunt indicate câteva tipuri constructive: o supapă cu scaun conic (Fig. 4.25 a), două supape la care lichidul nu îşi schimbă direcţia de curgere (Fig. 4.25 b şi d), ceea ce constituie un avantaj. Astfel supapa din Fig. 4.25 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. 4.25 c: la intrarea lichidului prin orificiul 2, 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],[21].

D1

D

S2

S1

c

5

4

3

2

1

a b

Fig. 4.31 Tipuri constructive de supape de sens

d

Fig. 4.25 - continuare -Tipuri constructive de supape de sens


59

A B A B

Sens de curgere permis

Sens de curgere Comandă

a b

Pentru prevenirea deplasării pe verticală a unui subansamblu mobil din cauza greutăţii proprii, sunt folosite cu succes supapele de contrapresiune (Fig. 4.26), 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 2 este legat la rezervor, [16],[21].

Dacă aceeaşi supapă se foloseşte şi la sensul invers de deplasare al motorului, atunci circulaţia lichidului se face pe traseul: pompă, orificiul 2, iar unul din orificiile 1 se leagă la rezervorul circuitului. În acest caz, supapa este folosită ca supapă 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), [20],[21].

Este uşor de observat că, pe baza analogiei dintre 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 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. 4.27): în primul caz, supapa permite curgerea lichidului hidraulic doar de la A la B, pe porţiunea pe care a fost montată, iar în fig. 4.27.b, la aplicarea unui semnal de comandă exterior supapa se „deschide”, permiţând circulaţia în ambele sensuri, A – B, respectiv B – A.

Fig. 4.27 Simbolizarea supapelor de sens: a) Supapă unidirecţională; b)Supapă deblocabilă, bidirecţională

4.3.2 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.4.28), un element de referinţă 2, 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].

Fig. 4.26 Supapă de contrapresiune

1

4

3

2

1


60

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]:

2x

22

dSQ

2cp ⋅ρ⋅=Δ , (4.6)

în care: - Sx este secţiunea de curgere funcţie de deschiderea x, respectiv funcţie de căderea de presiune

Δp; - cd – 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 ( Sx = Ks·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:

0

HR0

SFxKF

p−⋅+

=Δ , (4.7)

în care: - KR este rigiditatea resortului; - FH – forţa hidrodinamică dezvoltată de lichidul ce străbate secţiunea de reglare; - S0 – suprafaţa activă a elementului de sesizare; - F0 – 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]: pxKF HH Δ⋅⋅= , (4.8)

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:

( )0Hr

0ssx pp

pKKSK

xKS Δ−Δ⋅Δ⋅−

⋅=⋅= , (4.9)

care, înlocuită în (4.6) conduce la:

1 1 1

S0

2 2 2

3 3 3

x x x

S0S0

Fig. 4.28 principalele elemente constructive ale supapei


61

Variaţia presiunii la deschidere

Variaţia presiunii la închidere

Curba de reglare la închidere

Curba de reglare la deschidere

Curba de reglare ideală

QΝ Q

Δp0

Δp

( ) ppppKK

SKc

2Q 0HR

0s

dΔ⋅Δ−Δ⋅

Δ⋅−⋅

⋅ρ⋅

= , (4.10)

unde:

- 0

00 S

Fp =Δ este presiunea maximă la care supapa rămâne închisă;

- xSKs ∂

∂= - gradientul suprafeţei de reglare.

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 Sx = constant. (Fig.4.29), [17].

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].

Fig. 4.30 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.

Variaţia presiunii reglate în funcţie de debit

Curba de reglare ideală

QN Q

Δp

Δp0

Fig.4.29 Explicativă la funcţionarea supapei


62

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].

Fig. 4.31 Explicativă la utilizarea supapei de siguranţă: a) Schema de principiu; b) Soluţie constructivă.

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. 4.31 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. 4.32). Se observă în primul rând caracterul neliniar al supapei - evidenţiat prin blocurile duble din schemă – determinat de expresia forţei hidrodinamice FH 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 Q3, proporţional cu viteza de deplasare a elementului de reglare (Fig. 4.32 b).

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

EE

S Q2

Q1 QP

i

e

Q2 Q3, p

p1

F2

F3

F1

a b

Element de reglare

p= f (Q2, x)

F= f (p , x)

Element de sesizare

F1

p1

Q1

x F2

F3

Q

Q2

p

-

-

+

+

+

Element de referinţă

Perturbaţi

a

-

Element de reglare

p= f (Q2, x)

F= f (p , x)

Element de sesizare

F1

p1

Q1

x F2

F3

Q

Q2

p

-

-

+

+

+

Element de referinţă

SQ3

•x

Perturbaţie

b

Fig. 4.32 Scheme structurale bloc ale supapei


63

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].

4.3.4 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 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).

Fig. 4.34 Schema de principiu a unei supape de descărcare

4.3.5 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 S1 ale cărei caracteristici dinamice pot influenţa şi comportarea supapei de succesiune.

Fig. 4.33 Utilizarea ca supapă de siguranţă

EE

Q1

Q

Q

Q2

F2

F3

F1

p0 R

p


64

Q3

Q

Q2, p2

R MH1

MH2

Q2, p2

Q1, p1

b t1

p p

pd

p2 p2

p1 p1

pd

pmax pmax

ΔpΔp

t1 t2 t2 t t

c

a

Fig. 4.36 Explicativă la funcţionarea supapei 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 S2, pistonul comprimă resortul într-o mişcare de avans. La sfârşitul acesteia , creşterea presiunii în circuit determină deschiderea supapei de succesiune S2. Are loc mişcarea de avans a cilindrului C2. Pentru reversarea sensului de mişcare la ambii cilindri, se comandă

distribuitorul D4/2. Supapa de sens S3 permite curgerea spre rezervor în cursul mişcării de revenire a cilindrului C2. 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. 4.36 a).

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. 4.36 b şi c. În primul caz, supapa de succesiune se deschide când în amonte s-a atins valoarea presiunii pd, corespunzătoare unei anumite sarcini pentru elementul de execuţie EE1, moment t1 în care apar simultan creşterea presiunii în aval şi

Supapa de succesiune

Fig. 4.35 Utilizarea ca supapă de succesiune


65

perturbaţii în amonte. Debitul Q2 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 p1 până la valoarea nominală. După un timp t2, presiunile în amonte şi aval se egalizează, atingându-se valoarea pmax 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 MH2 (C2) intră în funcţiune după ce motorul MH1 (C1) şi-a terminat cursa, astfel încât în momentul t1 corespunzător atingerii presiunii pd, se deschide supapa de succesiune S3 şi intră în acţiune motorul MH2 (C2), 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 t2, în care motorul MH2 (C2)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.

4.3.6 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],[21].

Avansul rapid se realizează prin alimentarea EE cu debitul celor două pompe, P1 şi P2:

Q = Q1 +Q2. Pompa P1 este o pompă de debit mare şi presiune mică, pompa P2 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 P2. 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 + Q2 (supapa S1 este închisă). Supapa S2 nu permite curgerea lichidului decât de la pompa P1 către P2 şi împiedică descărcarea pompei P2 la mişcarea de avans tehnologic. Supapa S3 este supapă de siguranţă.

Fig. 4.37 Tahograma elementului de execuţie


66

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 S2 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.

4.3.7 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

Supapă de conectare

Fig. 4.39 Utilizarea ca supape de conectare Fig. 4.38 Utilizarea ca supape de deconectare

Supape de deconectare


67

Comandă

Circuite auxiliared

a b c

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.

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 S2. 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 execuţie. La oprirea mesei de lucru într-o poziţie stabilită de lucru, pistonul cilindrului nu poate fi deplasat, chiar dacă este

Fig. 4.41 Utilizarea supapelor de sens în instalaţiile de ridicat


68

Fig. 4.49 Utilizarea supapelor de sens în instalaţiile de poziţionare

supus acţiunii unor forţe exterioare. Se evită - în acest mod - şi pierderile de lichid pe circuitul dintre elementul de execuţie şi distribuitor.

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],[21].

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) 4.4.1. 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]:

dQ

)p(dR Δ= (4.11)


69

Fig. 4.50 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],[21].

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/cm2) se utilizează pe scară largă drosele de tip rotativ (Fig.4.51) şi drosele de tip rectiliniu, sau ventil (Fig.4.52). 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, [20],[21].

Fig. 4.51 Drosele de tip rotativ

d

a b

c

A

A A -A a


70

Fig. 4.52 Drosele de tip rectiliniu Foarte utilizate sunt însă droselele de tip diafragmă singulară (Fig. 4.53 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. 4.53 b şi c), la care fantele cepului sunt variabile, de formă dreptunghiulară sau triunghiulară. Faţă de droselul conic (Fig. 4.53 d), acestea permit obţinerea unor debite mai mici şi realizează o dependenţă liniară între deplasarea elementului mobil şi debitul de ieşire, [1],[21].

O construcţie des întâlnită, în special în acţionările hidraulice ale maşinilor unelte este cea a droselului cu fantă dreptunghiulară (Fig. 4.54).

Fig. 4.53 Drosele de tip diafragmă

dc

ba

d

dD

D

h

a

α

m

S a


71

Fig. 4.54 Drosele de tip diafragmă 4.4.2 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],[2],[15],[21]: Fig. 4.55 Explicativă la calculul debitului droselului

22

22

11

21 z

pg2

vz

pg2

v+

γ+=+

γ+ , (4.12)

în care componentele energiei conţinute în unitatea de masă a lichidului sunt: energiile potenţiale specifice de presiune (p1/γ – respectiv p2/γ), energiile cinetice (v1

2/2g, respectiv v22/2g) şi energiile

gravimetrice, de poziţie (z1, respectiv z2) pe traseul de curgere, între punctele 1 şi 2. Dacă se consideră z1 = z2, S1·v1=Sdr·v2 = Q, respectiv S1 = C·Sdr, unde C este un coeficient de

proporţionalitate, atunci, făcând diferenţa vitezelor v2 – v1, cu relaţiile de mai sus, expresia (4.12) devine:

( )212dr

2

22 ppg2

SC1CQ −⋅

γ=−⋅ , (4.13)

de unde, debitul droselului este:

( ) p2Skppg2S1C

CQ dr1dr2

2

dr 2 Δρ

α⋅=−γ−

= , (4.14)

unde:

v1, p1, z1 v2, p2, z2 Q

S1 Q Sdr 1 2

Secţiunea A -A A

A


72

- 1C

C2

2

−=α este un coeficient de debit care depinde de forma geometrică şi de mărimea

secţiunii active şi se determină experimental, dar care, într-o primă aproximaţie poate avea valoarea cuprinsă între 0,63 – 0,73;

- k – coeficient care, pentru marea majoritate a uleiurilor minerale poate avea valoarea 0,885; - Δp – pierderea de presiune în drosel, cuprinsă, de regulă, în domeniul Δp = 2÷2,5 daN/cm2; - ρ – densitatea lichidului hidraulic. Alte relaţii pentru calculul debitului iau în considerare şi vâscozitatea η a uleiului folosit, [21]:

( )n

m

drpS'kQ

ηΔ⋅⋅= , (4.15)

în care coeficienţii n şi m ţin seama de regimul de curgere şi se determină experimental.

Debitul droselului de tip diafragmă poate fi calculat cu expresia:

n2

nn2

dr pg2dpg2dQ Δγ

⋅α=Δγ

⋅α= , (4.16)

relaţie în care α şi αn, respectiv d şi 4

n dnd ⋅= sunt coeficienţii de debit şi diametrele orificiilor pentru una, respectiv n diafragme.

La proiectarea sau alegerea droselului, în general se impune domeniul de variaţie pentru viteza elementului de execuţie (vmax, respectiv vmin) care determină plaja de variaţie a debitului: Qmax şi Qmin, iar apoi se determină secţiunile droselului, corespunzătoare acestor valori extreme:

p2k

QS maxdr

maxdr

Δρ

α⋅= ,

p2k

QS mindr

mindr

Δρ

α⋅= (4.17)

Probleme dificile, aşa cum s-a menţionat în cazul droselelor circulare, pune reglarea la debite

mici, când poate apare fenomenul de înecare a droselului, datorită: - impurităţilor în ulei; - funcţionării droselului în regim când laminar, când turbulent; - absorbţiei moleculare pe pereţii droselului, datorită polarizării acestora, conducând la

micşorarea secţiunii de trecere a lichidului. Caracteristicile statice ale droselelor, pe baza cărora se poate face analiza reglării vitezei într-un

circuit de acţionare sunt descrise de expresia (4.14), de calcul a debitului. Caracteristicile sunt neliniare, neliniarităţile fiind determinate de considerente constructive şi funcţionale, care au şi condus, de altfel la expresia de mai sus. Acestea sunt:

- caracteristica de droselizare, ce exprimă variaţia debitului care parcurge droselul în funcţie de căderea de presiune pe acesta, variaţie considerată la o deschidere constantă Sdr a elementului de reglare: Qdr = f(Δp) (Fig.4.56.a). Pentru mai multe secţiuni de curgere rezultă, evident – o familie de caracteristici statice.


73

a Δp

Qdr

Sdr 1

Sdr 3 > Sdr 2

Sdr 2 > Sdr 1

b

Δp1

Sdr

Qdr

Δp 3 > Δp 2

Δp2 > Δp 1

A B

a

A B

b

- caracteristica de reglaj, definită ca dependenţa – în regim staţionar – între debitul ce parcurge droselul şi deschiderea acestuia, la diferite presiuni de lucru, impuse de sarcina exterioară, Qdr = f(Sdr) (Fig.4.56.b) Fig. 4.56 Familii de caracteristici statice ale droselului:

a) Caracteristica de droselizare; b) Caracteristica de reglaj.

Pentru realizarea reglajului de viteză prin drosel, sunt posibile două metode - principial diferite - de montare a acestuia în circuit: în serie şi în paralel cu motorul hidraulic (elementul de execuţie).

În circuitele hidraulice, reprezentarea droselului se face printr-un simbol care oferă o imagine foarte sugestivă şi intuitivă – totodată – a principiului de funcţionare (Fig.4.57). Simbolul din Fig. 4.57. a permite un reglaj bidirecţional al debitului, în timp ce varianta din Fig. 4.57.b, denumită drosel de cale, asigură doar un reglaj unidirecţional, de la A la B, din cauza supapei de sens montată în paralel cu acesta, care permite doar circulaţia lichidului în sensul B – A, fără droselizare .

Fig. 4.57 Simboluri grafice ale droselelor: a) Drosel bidirecţional; b) Drosel de cale.

4.4.3 Reglarea vitezei cu droselul montat în serie cu elementul de execuţie (motorul hidraulic)

Şi această metodă oferă, la rândul ei două soluţii de abordare, prin montarea droselului, [4],[19] : - pe circuitul de intrare în elementul de execuţie (Fig.4.58.a); - pe circuitul de ieşire din elementul de execuţie (Fig.4.58.b). În schema din figura 4.58.a, circuitul este format din pompa cu debit constant P, supapa de

descărcare Sd, droselul Dr şi motorul hidraulic cu tijă bilaterală EE. În momentul în care secţiunea droselului este maximă, debitul furnizat de pompă care ajunge la motorul hidraulic determină viteza maximă de deplasare a pistonului. Dacă se micşorează (progresiv, sau nu) secţiunea de curgere prin drosel, presiunea p1 de la intrarea acestuia creşte, fapt ce conduce la deschiderea supapei de descărcare Sd. În acest fel, o parte din debitul pompei - Qs - este recirculat prin supapă în rezervor şi doar debitul Qm alimentează motorul hidraulic: Qm = Qp - Qs . În momentul închiderii complete a droselului, tot debitul pompei este deversat prin supapă în rezervorul circuitului, iar viteza pistonului va fi nulă, [4],[16].


74

Fig. 4.58 Explicativă la motarea în serie a droselului cu motorul hidraulic: a) Drosel montat pe intrare; b) Drosel montat pe ieşire.

La o deschidere constantă Sdr = ct. a droselului, creşterea sarcinii exterioare (creşterea valorii

forţei statice Fs) determină o valoare a presiunii elementului generator superioară valorii de deschidere reglată la supapa Sd, şi deschiderea completă a acesteia. Ca urmare, lichidul va fi recirculat prin supapă în rezervor, iar viteza pistonului se micşorează, deoarece sistemul lucrează la o presiune constantă, reglată cu supapa de descărcare Sd, iar forţa la tijă poate să depăşească forţa corespunzătoare acesteia. Aşadar, în cazul reglării prin drosel, variaţia vitezei este dependentă de sarcina exterioară la tija pistonului.

Într-adevăr, în regim staţionar, ecuaţia de echilibru a forţelor la nivelul elementului de execuţie este (Fig. 4.58.a):

SpFSp 3s2 ⋅+=⋅ , (4.18)

unde:

- S este suprafaţa activă a pistonului cilindrului hidraulic; - Fs – forţa statică exterioară, cu un caracter pasiv (se opune mişcării, pentru sensul de

deplasare considerat, corespunzător avansului cilindrului); - p2, p3 – presiunea de alimentare, respectiv presiunea din camera inactivă a cilindrului. Ecuaţia de curgere prin drosel, care dă expresia debitului de alimentare a elementului de execuţie,

ţinând cont şi de (4.18), este:

( ) ⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ −−ρ

α=−ρ

⋅α= 3s

1dr21drdr pSF

p2Skpp2SkQ , (4.19)

iar viteza liniară a pistonului:

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ −−ρ

⋅α== 3s

1drdr p

SF

p2S

Sk

SQ

v (4.20)

a b


75

Fs

v Sdr 1

Sdr 3 < Sdr 2

Sdr 2 < Sdr 1

0 Fs max

v1 max v2 max

v3 max

Observaţie: Aceeaşi dependenţă, dată de relaţia (4.20) apare şi în cazul montării pe circuitul de ieşire a droselului (Fig. 4.58 b.).

Variaţia v = f(Fs) reprezintă caracteristica de sarcină a acţionării hidraulice la montajul în serie al droselului (Fig. 4.59).

Fig. 4.59 Caracteristica de sarcină la montarea în serie a droselului cu elementul de execuţie

În figură s-a trasat o familie de caracteristici, corespunzătoare unor secţiuni de curgere prin drosel

diferite. Este uşor de observat că viteza maximă a cilindrului se obţine în acest caz la o deschidere completă a secţiunii de curgere Sdr1, iar forţa maximă Fs max ce determină oprirea elementului de execuţie nu depinde de deschiderea droselului, valoarea acesteia fiind obţinută din (4.20), pentru v = 0. Rezultă imediat:

( )31maxs ppSF −= (4.21)

Dintre cele două moduri de montaj prezentate, cea de-a doua schemă a acţionării este mai mult

utilizată în practică, deoarece: - motorul hidraulic lucrează mai stabil, îndeosebi la sarcină variabilă; - există posibilitatea ca sistemul să lucreze la sarcină activă, adică în sens contrar forţei Fs; - încălzirea uleiului droselizat nu afectează cilindrul hidraulic, uleiul fiind trimis în rezervor. Observaţie: Reglarea vitezei în acţionările hidraulice cu drosel montat în serie se face cu un

randament scăzut (sub 38%), chiar atunci când droselul este deschis la maxim. Acest randament scăzut se explică prin faptul că numai 58% din debitul pompei trece prin drosel, restul prin supapa de descărcare în rezervor şi numai 2/3 din presiunea pompei se foloseşte în motorul hidraulic. Restul se pierde prin drosel (se transformă în căldură) deci pierderea de putere se produce simultan prin drosel şi supapă.

Într-adevăr, puterea dezvoltată de elementul de execuţie se poate scrie: pQP mmEE Δ⋅⋅η= , (4.22)

unde: - ηm este randamentul motorului liniar; - Qm – debitul de alimentare a acestuia; - Δp = p2 – p3 Cum debitul de alimentare a motorului este chiar debitul care parcurge droselul Qm = Qdr, expresia

puterii hidraulice devine:


76

( ) ( ) ( )212

2drm2132drmEE ppp2Skpp2ppSkP −⋅ρ

⋅α⋅η≅−ρ

−⋅⋅α⋅η= (4.23)

Observaţie: S-a considerat p3 = patm., valoare mult mai mică decât cea de lucru, şi prin urmare

neglijabilă în raport cu aceasta. Care este, aşadar, valoarea presiunii de alimentare a motorului hidraulic pentru ca puterea

dezvoltată de acesta să fie maximă ? Efectuând derivata expresiei puterii în raport cu presiunea de alimentare p2 şi egalând-o cu zero se obţine:

( ) 122

2122

EE p32p0pppp20

dpdP

2 =⇒=−−⋅⇒= (4.24)

Prin urmare, numai 2 / 3 din presiunea pompei este utilizată efectiv pentru ca elementul de

execuţie să dezvolte putere maximă. 4.4.4 Reglarea vitezei cu droselul montat în paralel cu elementul de execuţie În acest caz, o variantă a schemei circuitului de acţionare prin care este ilustrat principiul reglării

este prezentată în Fig. 4.60, [4],[16].

Fig. 4.60 Montarea droselului în paralel cu elementul de execuţie Curentul de lichid refulat de pompă în circuit, parcurge două trasee (Fig. 4.60): o parte – Qm –

alimentează cilindrul hidraulic, celălalt traseu fiind reprezentat de ramura de circuit în care se găseşte amplasat droselul. S-a considerat aici că, atât circuitul situat în aval de rezistenţa hidraulică reglabilă, cât şi circuitul de retur al cilindrului hidraulic sunt puse în legătură cu rezervorul , în aşa fel încât, presiunile pe aceste circuite sunt egale, practic cu presiunea atmosferică, deci pot fi neglijate în comparaţie cu presiunea p1. Prin urmare:

drmp QQQ += (4.25)

La închiderea completă a droselului, viteza v a pistonului va fi maximă. În acest caz, supapa Sd

are rol de supapă de siguranţă, iar presiunea - p - în circuit este variabilă în funcţie de sarcina Fs la tija


77

Fs

v

Sdr 1

Sdr 3 < Sdr 2

Sdr 2 < Sdr 1

0 Fs max2

v max

Fs max1

pistonului. Ecuaţia de echilibru a forţelor în regim staţionar, la nivelul elementului de execuţie conduce la:

3s

1s31 pSF

pFSpSp +=⇒+⋅=⋅ (4.26)

Debitul prin drosel este, în acest caz (Fig. 4.63):

( ) ⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ −+ρ

⋅α=−ρ

⋅α= 23s

dr21drdr ppSF2Skpp2SkQ (4.27)

Deoarece presiunile p2 şi p3 au valori apropiate de presiunea atmosferică, mult mai redusă decât

presiunea de alimentare a elementului de execuţie, expresia debitului prin drosel se poate scrie:

SF2SkQ s

drdr ⋅ρ

⋅α≅ , (4.28)

iar debitul de alimentare a motorului este:

SF2SkQQQSvQ s

drpdrpm ⋅ρ

⋅α−=−=⋅= (4.29)

Expresia vitezei v a acestuia rezultă imediat:

SF2

SS

kQS1v sdr

p ⋅ρ

⋅α−⋅= (4.30)

Relaţia (4.30) serveşte la reprezentarea caracteristicii de sarcină v = f (Fs) a sistemului de reglare

a vitezei (Fig.4.61). Toate curbele reprezentate - corespunzătoare mai multor secţiuni de curgere - pleacă din acelaşi punct, de abscisă zero, corespunzător vitezei maxime vmax şi sarcinii nule (Fs = 0). Sarcina maximă ce provoacă oprirea motorului hidraulic scade, aşadar, o dată cu creşterea secţiunii Sdr a droselului. La montarea în paralel cu elementul de execuţie a droselului, randamentul acţionării este mai ridicat decât la montajul în serie, depinzând de secţiunea de curgere - Sdr, [4],[16],[19].

Fig. 4.61 caracteristica de sarcină la montarea în paralel a droselului cu elementul de execuţie


78

O cerinţă importantă a funcţionării normale a sistemelor de acţionare hidraulică cu reglare rezistivă prin drosel este menţinerea constantă a vitezei, indiferent de variaţia sarcinii externe. Indiferent de montarea în circuit (pe admisie, retur sau în paralel), căderea de presiune Δp pe drosel nu este constantă, ci se modifică o dată cu variaţia sarcinii exterioare, conducând, aşa cum s-a văzut, la modificarea debitului de alimentare, respectiv a vitezei de avans a elementului de execuţie. Acest lucru este mai accentuat, în special la debite mici (în general, pentru o presiune maximă de lucru de circa 100 bari, debitul minim care trece prin drosel este de 0,6 l/min.). În foarte multe cazuri este necesară însă, menţinerea constantă a debitului, deci a vitezei motoarelor hidraulice, chiar dacă sarcina exterioară se modifică în limite admise, sau impuse de procesul tehnologic al maşinii de lucru. Se folosesc pentru aceasta echipamente care poartă denumirea de regulatoare de debit.

4.5 Reglarea vitezei acţionării hidraulice cu regulatoare de debit Regulatoarele de debit sunt elemente (subsisteme) ale acţionărilor hidraulice prin care se

menţine constantă viteza elementului de execuţie (motor hidraulic liniar sau rotativ) chiar dacă sarcina exterioară se modifică. Variaţia sarcinii poate fi dictată de procesul tehnologic specific maşinii de lucru, sau se poate produce datorită unor factori (mărimi perturbatoare ) externi. Sistemele hidraulice de reglare automată a vitezei au o structură care, de cele mai multe ori permite micşorarea efectului nedorit al perturbaţiilor asupra calităţii răspunsului sistemului, chiar dacă în alcătuirea lor se regăsesc deja regulatoare de debit. În schimb, în acţionările uzuale în care viteza se impune a fi menţinută constantă, se impune prezenţa acestora [2],[16],[17],[19].

Constructiv, există două tipuri de regulatoare de debit: - regulatoare de debit cu două căi; - regulatoare de debit cu trei căi. Ambele tipuri au o structură din care fac parte elemente de control şi reglaj al presiunii (supape

de presiune) şi elemente de reglare a debitului. Indiferent de soluţia constructivă adoptată, principiul de funcţionare constă în menţinerea constantă a căderii de presiune pe droselul încorporat, pentru o deschidere fixă a acestuia, indiferent de variaţia sarcinii exterioare la elementul de execuţie. Deschiderea droselului stabileşte implicit şi valoarea vitezei motorului hidraulic.

4.5.1 Regulatoare de debit cu două căi Ansamblul format dintr-o supapă de presiune normal deschisă şi o rezistenţă hidraulică variabilă

(drosel) formează un regulator de debit cu două căi. Schema de principiu a acestuia (Fig.4.62) pune în evidenţă principalele elemente constructive, [2],[17].

Fig. 4.62 Schema de principiu a regulatorului de debit cu două căi

Faptul că valoarea căderii de presiune este constantă – pentru o construcţie dată şi la o deschidere

constantă a droselului din componenţa sa – indiferent de variaţia sarcinii, poate fi observat din ecuaţia de

S p1

Qdr

p2

Fa

p3

S

Supapă regulatoare (normal deschisă)


79

echilibru a forţelor care acţionează asupra sertarului mobil al supapei de presiune din componenţa regulatorului, [2],[17]:

SF

pppSpFSp a322a3 =−=Δ⇒⋅=+⋅ , (4.31)

unde: - Fa este forţa elastică a resortului de reglaj al supapei; - S – secţiunea suprafeţei active a sertarului mobil al supapei; - p2, p3 – presiunile din amontele, respectiv din avalul droselului, considerând sensul de curgere

cel indicat în Fig. 4.62. Prin urmare, căderea de presiune pe droselul din componenţa regulatorului este menţinută

constantă prin chiar elemente de natură constructivă : resortul de reglaj, respectiv secţiunea activă de lucru a sertarului.

În circuitele acţionărilor hidraulice, simbolul unui regulator de debit cu două căi (Fig. 4.63) corespund soluţiilor constructive existente, prin care funcţia de stabilizare a vitezei poate fi asigurată fie prin montarea supapei de presiune înaintea droselului, fie prin amplasarea acesteia în avalul droselului.

Fig. 4.63 Explicativă la simbolizarea regulatorului cu două căi.

Regulatorul cu două căi poate fi montat atât la intrarea, cât şi la ieşirea elementului de execuţie,

în serie, sau în paralel cu acesta. Sistemul hidraulic în care se montează regulatorul cu două căi lucrează la presiune constantă. Se preferă, totuşi, soluţia de montare a regulatorului pe returul motorului hidraulic; în felul acesta stabilitatea acţionării creşte, iar parametrul controlat este contrapresiunea de retur din camera cu tijă.

Pentru a analiza funcţionarea regulatorului într-o acţionare, se consideră circuitul alcătuit dintr-un element de execuţie cu dublu efect, alimentat prin intermediul unei pompe cu debit constant. În circuit este prezentă o supapă de siguranţă, care asigură o valoare maximă a presiunii de lucru în sistem, iar regulatorul este amplasat în serie cu elementul (Fig.4.64), [4],[16],[17].

sau


80

a b

Fig. 4.65 Explicativă la analiza procesului de reglare

Fig. 4.64 Schema de principiu a regulatorului montat împreună cu elementul de execuţie În Fig.4.64.a se prezintă schema de principiu a regulatorului montat împreună cu elementul de

execuţie, iar în Fig.4.64b acelaşi regulator, reprezentat prin simbolul său, [16]. Creşterea forţei statice

exterioare Fs, atrage după sine o creştere a presiunii p1. Supapa de presiune din componenţa regulatorului fiind deschisă, o dată cu creşterea lui p1 se produce şi creşterea presiunii p2, în amontele droselului. Acest fapt determină modificarea echilibrului sertarului supapei, care are tendinţa de a se închide, deplasându-se spre stânga şi comprimând resortul. În acest fel, presiunea p3 de la ieşirea droselului creşte, astfel încât diferenţa Δp = p2 – p3 rămâne constantă. Cum deschiderea droselului este fixă pentru un ciclu de funcţionare, debitul la ieşire se menţine constant, într-o mare măsură.

Dacă sarcina elementului de execuţie se micşorează, are loc scăderea presiunii p1, conducând la deplasarea sertarului supapei spre

dreapta. Presiunea p3 scade, iar căderea de presiune pe drosel se menţine constantă. Viteza elementului de execuţie rămâne constantă.


81

Modul în care, la modificarea sarcinii exterioare viteza elementului de execuţie rămâne constantă, poate fi urmărit în diagramele din Fig.4.65: indiferent de variaţia sarcinii (creşterea sau scăderea lui Fs), în plaja impusă de procesul tehnologic al maşinii de lucru, viteza elementului de execuţie se păstrează constantă.

4.5.2 Regulatoare de debit cu trei căi Regulatoarele de debit cu trei căi sunt formate dintr-o supapă de presiune normal închisă şi un

drosel montat în paralel cu aceasta. Menţinerea constantă a căderii de presiune în circuit, se realizează în acest caz prin deversarea surplusului de debit prin supapă, iar sistemul hidraulic în care este montat regulatorul lucrează la presiune variabilă, în funcţie de sarcina exterioară elementului de execuţie, [16], [17].

În Fig.4.66.a se prezintă schema de principiu a regulatorului montat în circuit împreună cu elementul de execuţie, iar în Fig. 4.66.b acelaşi regulator, reprezentat prin simbolul său.

Fig. 4.66 Schema de principiu a regulatorului montat împreună cu elementul de execuţie Şi în acest caz, căderea de presiune pe drosel este Δp = p1 – p2 = const. Într-adevăr, (Fig. 4.66.a), echilibrul forţelor la nivelul sertarului mobil este:

.constSF

pppFSpSp s21a21 ==−=Δ⇒+⋅=⋅ (4.32)

Amplasarea regulatorului de debit cu trei căi în circuitele de acţionare se face numai pe conducta

de admisie în motorul hidraulic, fără a mai fi nevoie de prezenţa în circuit a supapei de deversare. Eventual se va monta o supapă de presiune normal închisă, cu rol de protecţie a circuitului.

În Fig. 4.67 este indicată o variantă de montare a regulatorului, la care droselul prin care se

asigură menţinerea constantă a vitezei este plasat pe retur.


82

Fig. 4.67 Regulator de debit cu trei căi - modul de montare în circuitul acţionării a) schema de principiu; b) simbolul elementului.

În acest caz, echilibrul forţelor la nivelul sertarului se scrie:

SF

pFSp a1a1 =⇒=⋅ (4.33)


83

5. Structura sistemelor hidropneumatice cu comandă secvenţială 5.1 Introducere

Structura sistemelor hidraulice de acţionare, sau a diferitelor combinaţii ale acestora cu cele pneumatice, electrice, sau mecanice depinde de o serie întreagă de factori şi condiţii funcţionale. Caracteristica de bază a acestor sisteme constă în faptul că purtătorul de bază al informaţiei şi al energiei îl constituie lichidul, sau gazul. Plecând de la această caracteristică, trebuie avut în vedere că, de exemplu, viteza de transmitere a informaţiei în mediul fluid (lichid sau gaz) este mult mai redusă decât în circuitele electrice, de aceea asocierea cu sistemele electrice prezintă reale avantaje. Un alt factor de care trebuie să se ţină cont este acela că informaţia, cât şi energia, suferă transformări succesive în cursul derulării procesului. Mai mult decât atât, în unele situaţii se impune, pentru asigurarea unor performanţe optime, un grad de precizie extrem de ridicat al sistemului de acţionare în ansamblul său. În general, structura sistemului este determinată de funcţia concretă pe care trebuie să o realizeze [5],[19].

5.2 Structuri tipice de circuite utilizate în automatizările hidraulice 5.2.1 Circuite de descărcare sau scurtcircuitare a elementelor generatoare În sistemele de acţionare hidraulică sunt frecvente situaţiile in care este necesară descărcarea

automată sau scurtcircuitarea pompelor, între cursele active, în cazul creşterii sau reducerii bruşte a sarcinii la motor. Cel mai simplu caz îl constituie descărcarea pompei prin supape de siguranţă (Fig. 5.1.a), care se deschide la valori ale presiunii de lucru mai mari decât cea nominală. În unele cazuri, este neeconomic să se droselizeze prin supapă o mare cantitate de lichid spre rezervor (consumând energie şi încălzind lichidul de lucru), pentru ciclul de lucru fiind necesară o cantitate redusă pe o perioadă mai scurtă, de exemplu la presiune mai redusă decât cea nominală. În astfel de situaţii, precum şi în altele în care pompa lucrează cu intermitenţă, este recomandată scurtcircuitarea acesteia printr-un distribuitor cu două căi – D (Fig. 5.1.b), [16],[19].

Un alt element de circuit de descărcare îl constituie cel din Fig. 5.1.3, în care descărcarea pompei se face la o anumită valoare a presiunii din circuitul principal de presiune CP, prin intermediul releului de presiune RP (Fig. 5.1.3). De asemenea, o altă soluţie o constituie montarea î paralel a două pompe, una dintre acestea fiind de debit mare şi presiune mică (PH2), iar cealaltă (PH1) având un debit mic şi presiune redusă, pentru cursele active. La cursele în gol, motorul hidraulic MH este alimentat prin cele două pompe, iar la cele de lucru supapa S închide accesul pompei PH2, al cărei debit se descarcă, prin supapa de joasă presiune S2 în rezervor (Fig. 5.1.d). Un sistem interesant de montare a celor două pompe este cel în care pompa principală PH1 are supapa de descărcare SD, iar pompa PH2 este racordată (înseriată) la pompa principală, furnizându-i lichid sub presiune şi având o supapă de raport de presiune SR comandată de la magistrala de ieşire de la prima pompă (Fig. 5.1.e).


84

EE

EGS1

S2

M1

M2D

Fig. 5.1 Circuite de descărcare a elementelor generatoare

5.2.2 Circuite pentru reglarea automată discontinuă sau continuă a presiunii Necesităţi funcţionale impun uneori realizarea a două sau mai multe presiuni diferite in diverse

circuite ale sistemului, sau în faze succesive de lucru ale elementelor de execuţie. Astfel, dacă este nevoie ca în timpul fazei de lucru să fie asigurată o presiune ridicată, iar în timpul inversării, sau al cursei de revenire să se reducă substanţial presiunea, acest lucru poate fi realizat cu ajutorul a două supape de siguranţă, S1 – de înaltă presiune şi S2 – de presiune joasă (Fig. 5.2), [1],[19].

Fig. 5.2 Exemplu de circuit de lucru

M

Q

p0

Spre elementul de execuţie

S

P M

Q

p0

Spre elementul de execuţie

S

P

D

a

M

Q

CP Spre MH

RP

P

D

Acumulator

S

PH1 PH2

S1

S2

Spre MH

PH1

PH2

SD

SR

Spre MH

a b

c d

e


85

În alte cazuri, este necesar ca în diverse circuite ale sistemului, alimentate de aceeaşi pompă, să se realizeze simultan presiuni diferite (deci forţe diferite la elementele de execuţie). O astfel de schemă este prezentată în Fig. 5.3, în care, la motorul MH2 se face alimentarea la jumătate din presiunea motorului MH1, prin reglarea corespunzătoare a celor două supape (valve) maximale S1 şi S2.

O altă variantă de reglare a presiunii la cele două curse (activă şi în gol) – spre deosebire de cea din Fig. 5.3 este indicată în Fig. 5.4, unde, realizarea celor două faze de lucru ale elementului de executie este obţinută cu ajutorul a două pompe. Pentru faza activă se foloseşte pompa PH1, distribuitorul D1 şi supapa SM1 reglată la o presiune ridicată p, iar pentru cursa în gol este utilizată pompa PH2, împreună cu distribuitorul D2 şi supapa SM2 a cărei presiune de reglaj este p1 < p [16],[19].

Un exemplu de circuit hidraulic cu multiplicator este indicat în Fig.5.5. Pentru funcţionarea

motorului MH, distribuitorul D este acţionat pe poziţia 1, în care lichidul de joasă presiune pătrunde prin SS1 în camera din stânga a motorului MH, deplasându-l spre dreapta. La creşterea forţei statice exterioare aplicată motorului MH1, presiunea în circuitul activ creşte, de asemenea şi se deschide supapa SM2,

punând în funcţiune multiplicatorul MP, pentru crearea unei presiuni p2 de valoare 2

112 A

App = , presiune

care închide supapa SS1 şi acţionează motorul MH, cealaltă supapă, SM3 rămânând în continuare închisă, iar SM2 deschisă. Revenirea motorului în poziţia iniţială este asigurată prin comanda bobinei 2 a distribuitorului, lichidul acţionând în camera din dreapta , în sensul deschiderii supapei SM3. Presiunile

de deschidere a supapelor SM3 şi SS2 sunt calculate cu relaţia: 23 SS

32

41SM p

AAAA

p ⋅≥ , [19].

Schemele prezentate în Fig.5.2 ÷ 5.5 asigură aşadar reglarea discontinuă (în trepte) a presiunii în circuitul acţionării. O variantă de reglare continuă se prezintă în Fig. 5.6, în care variaţia presiunii este realizată prin reglarea continuă a supapei SM2 de către regulatorul pneumohidraulic RPH, prin intermediul camei C. Reducerea progresivă a presiunii în camera activă a motorului MH spre finele cursei sale de lucru prezintă mare importanţă din punct de vedere dinamic, concomitent cu evitarea şocurilor de la capetele de cursă, [1],[19].

MH2

p

MH1

S2

S1

p / 2 D

a b

Fig. 5.3 Realizarea a două presiuni diferite în circuitele elementelor de execuţie

M PH1 PH2

D2

D1 SM1 SM2p p1< p

Fig. 5.4 Variantă de circuit hidraulic secvential


86

AT

AR

RR

v

t

5.2.3 Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie Desigur că, în acest context, pot fi menţionate cele două metode de reglare a debitului şi, deci, a

vitezei: metoda rezistivă şi cea volumică, în care droselul poate fi amplasat atât pe circuitul de intrare, cât şi pe cel de ieşie. Necesităţi tehnologice sau dinamice impun reglarea vitezei în trepte, pentru realizarea unor cicluri secvenţiale (capete de forţă, prese, etc.), reducerea acesteia la capăt de cursă (frânare), reglarea continuă după o anumită lege (copiere, comandă numerică de conturnare etc.), [19],[21].

O schemă de principiu foarte simplă care permite realizarea unui ciclu de funcţionare cu viteze diferite în cele două curse ale unui cilindru hidraulic cu dublu efect este prezentată în Fig. 5.8. Tahograma de lucru (Fig. 5.7) permite o viteză mare de avans (AR), urmată de un avans tehnologic (AT) şi o cursă de revenire, de asemenea, efectuată cu viteză mare.

Fig. 5.7 Tahograma de lucru a elementului de execuţie În schema hidraulică a circuitului sunt reprezentate: elementul generator hidraulic (pompa cu

debit constant), elementul de execuţie EE, electrodistribuitorul principal cu comandă electrică D4/3, distribuitorul care asigură modificarea vitezei elementului de execuţie D2/2 şi rezistenţa hidraulică RH.

A1, p1 A2, p2 MP

SS2

SS1

SM3

SM1

SM2

A3 A4

2 0 1

PH

MH

D

SM2

RPH

MH

EG

S1

D1

D2

C

SS

Fig. 5.5 Circuit hidraulic cu multiplicator Fig. 5.6 Circuit cu regulator pneumohidraulic


87

Funcţionarea conform ciclogramei indicate are loc astfel: schema de comandă fiind alimentată,

pentru deplasarea elementului de execuţie spre dreapta, se apasă butonul cu contact normal deschis şi revenire S1. În acest fel, se alimentează bobina contactorului K1 din circuitul 1; contactele acestuia, din circuitele 2 (de automenţinere a comenzii), 3 şi 4 se închid. Prin închiderea lui K1 din circuitul 3 se comandă bobina stângă a distribuitorului D4/3s, deschizându-se în acest fel circuitul hidraulic: pompă, distribuitor D4/3s, camera A a elementului de execuţie. Are loc deplasarea spre dreapta a tijei acestuia, lichidul din camera B fiind evacuat în rezervor prin distribuitorul D2 /2, cale de curgere de rezistenţă mai mică decât cea oferită de rezistenţa hidraulică RH.

La atingerea limitatorului L1, este alimentată bobina distribuitorului D2/2 prin intermediul contactorului K2 şi a contactului normal deschis al acestuia din circuitul 6. Calea de curgere prin distribuitor fiind obturată, lichidul străbate rezistenţa hidraulică. Datorită căderii de presiune introdusă în circuit de acest element, debitul şi, implicit viteza elementului de execuţie scad. Are loc avansul tehnologic AT. Mişcarea continuă cu viteză redusă până la acţionarea limitatorului de cursă L2, când, prin contactorul K3 şi contactul normal deschis al acestuia din circuitul 9 este alimentată bobina din dreapta a distribuitorului D4/3. Totodată, bobina distribuitorului D2/2 nu mai este comandată şi acesta revine în poziţia iniţială, permiţând revenirea cu viteză mare – AR (limitatorul L2 din circuitul 1 se deschide, bobina K1 nu mai este alimentată, contactul K1 din circuitul 4 se deschide, bobina K2 nu mai este alimentată, contactul K2 din circuitul 6 se deschide şi bobina D2/2 îşi pierde alimentarea). La atingerea limitatorului L0 în cursa de revenire, pistonul elementului de execuţie se opreşte, un nou ciclu fiind demarat doar la o nouă comandă de pornire, prin acţionarea butonului S1.

O altă variantă de ciclu secvenţial prin care un element de execuţie se deplasează cu viteze diferite în cele două curse este prezentat în Fig. 5.9. Cele patru faze de lucru ale cilindrului se realizează cu ajutorul camei C şi pilotului DP: prima fază este apropierea rapidă până la contactul camei cu pilotul, apoi faza a II a, în perioada acţiunii camei şi comutarea pilotului pe poziţia 2, când lichidul trece prin droselul Dr şi motorul realizează cursa de lucru; faza a – III a, reprezintă îndepărtarea rapidă, iar faza

Fig. 5.8 Explicativă la ciclul tehnologic impus : a) Schema de principiu a circuitului hidraulic ; b) Schema de comandă cu contacte şi relee

L1 L0 L2

b 1 2 3 4

S2

S1

K1

K1 K3

K2 s

L2

d

S2

K1 L1

K2

K1

K2

D2/2

L2 K3

K3

L0

5 6 7 8 9

RH

EE A

B

D 2/2

D 4/3

s d

S

EG

a


88

v

v

MH1

MH2

D

EG

S

a – IV a înseamnă înapoierea rapidă în poziţia iniţială, fază realizată prin comutarea distribuitorului DS în poziţia 2, în care lichidul trece prin supapa de sens S1. La faza a – II a participă numai pompa principală PH1, deoarece prin creşterea presiunii de lucru, supapa S2 se închide, iar pompa PH2 de presiune joasă şi debit mare va deversa în rezervor prin supapa SM2, în timp ce la fazele I, II, şi IV vor debita ambele pompe, realizând o viteză mare de funcţionare în gol, [19],[23].

Fig. 5.9 Schema circuitului hidraulic secvenţial

5.2.4 Circuite pentru reglarea vitezei şi poziţiei elementului de execuţie Frecvent, in sistemele de acţionare hidraulică, se impune realizarea sincronizării mişcării a două

sau mai multe motoare hidraulice, care lucrează în aceleaşi condiţii de încărcare, sau în condiţii diferite. Chiar dacă au aceeaşi încărcare şi dimensiuni constructive (Fig. 5.10), viteza acestora poate să nu fie egale din cauza pierderilor volumice diferite, a frecării diferite, toleranţe de execuţie diferite etc. Un circuit mai eficient este prezentat în Fig.5.11 cu posibilitate de reglaj independent. Desigur că cea mai bună sincronizare se obţine printr-o legătură rigidă a tijelor pistoanelor, sau printr-un sistem mecanic diferenţial, dar acestea dau complicaţii de altă natură, [16],[19].

Fig. 5.10 Circuit hidraulic de sincronizare obţinut prin montarea în serie a doi cilindri hidraulici

MHC

1 2

SM1 SM2

PH2PH1

Dr

S1S2

DS


89

Astfel, în Fig.5.10 se prezintă cel mai simplu caz de sincronizare a motoarelor cu secţiuni active egale, MH1 şi MH2, prin legarea lor în serie la sursa de presiune. Acest tip de circuit este simplu, însă necesită o etanşare de înaltă calitate şi o secţiune activă identică. Un circuit mai convenabil este prezentat în Fig.5.11, cu posibilitate de reglare independentă a celor două viteze, cu droselele Dr. O sincronizare mai eficientă se poate obţine o dată cu alimentarea în paralel a celor două motoare MH1 şi MH2 , prin intermediul acumulatoarelor A1 şi A2, evacuarea lichidului spre circuitul de retur, făcându-se prin droselele Dr1 şi Dr2, a căror secţiune (deschidere) poate fi reglată iniţial, în mod independent (Fig. 5.12).

Sincronizarea turaţiei motoarelor rotative se poate face ca în Fig. 5.13, cu o pompă cu debit

reglabil PV, un divizor de debit DD şi un motor rotativ reglabil MHR1. Motoarele sunt asociate în serie, motorul principal fiind MHR1, a cărui capacitate volumică se poate modifica prin diferite soluţii constructive (semi)automate, [19].

Fig. 5.13 Circuit hidraulic de funcţionare sincronă a motoarelor rotative

D

MH1 MH2

SS

SS Dr

Dr

EG

S

D

Fig. 5.11 Sincronizare cu reglaj independent

D

S1 Dr1

M2 D2

D1

A2

A1

M1

Dr2

S2

EG

S

v

v

Fig. 5.12 Sincronizare cu alimentare de la acumulatoare hidraulice

MHR1MHR2

D

DD

PV

S


90

În cazul circuitului din Fig. 5.14, succesiunea mişcării motoarelor MH1 şi MH2 se realizează cu pilotul DP şi cama C. În poziţia 1 a distribuitorului D, motorul MH1 se va deplasa spre dreapta, alimentarea lui MH2 fiind blocată de pilotul DP (pe poziţia 1). Cama C va comuta apoi pilotul DP pe poziţia 2, punându-se astfel în mişcare şi motorul MH2 (la capăt de cursă a motorului MH1, sau la o oarecare lungime din cursa sa). Inversarea motoarelor se face prin comutarea distribuitorului D în poziţia 2, când se vor alimenta camere din dreapta ale celor două motoare MH1 şi MH2, [1],[6],[19].

Fig. 5.14 Variantă de circuit hidraulic pentru acţionarea automată sincronă a două elemente de execuţie

5.2.5 Scheme de comandă secvenţială utilizate în automatizările hidropneumatice Comanda secvenţială se utilizează în majoritatea acţionărilor hidraulice industriale, pentru

funcţionarea acestora în conformitate cu scenariile (protocoalele) impuse de maşinile de lucru antrenate, urmărindu-se respectarea intrării în funcţiune, în secvenţele impuse, a elementelor de execuţie.

Pentru realizarea funcţiilor propuse pot fi utilizate elemente clasice de comandă (contactoare, relee, butoane de comandă manuală, limitatoare de cursă etc) sau structuri mai complexe, de tipul automatelor programabile şi calculatoarelor de proces specializate.

5.2.5.1 Comanda cu contacte şi relee Pentru realizarea schemei de comandă automată se porneşte de la schema de principiu a

circuitului, în care sunt figurate elementele acţionării hidraulice, împreună cu elementele de comandă a acestora, urmărindu-se respectarea unor reguli minimale, dintre care:

- pentru partea de comandă, sursa de alimentare se figurează sub forma a două linii orizontale, paralele, între care se reprezintă, pe verticală, circuitele electrice, pe cât posibil cu respectarea secvenţelor de funcţionare ale circuitului hidraulic;

- fiecare circuit va trebui să conţină cel puţin bobina unui element de comandă (cel puţin o sarcină rezistivă), care va fi alimentată încă din starea iniţială, sau ca urmare a închiderii unor contacte electrice ale unor contactoare, sau relee;

EG

S

D

MH2 MH1 C

DP

1

2

v2 v1

SS


91

- toate subansamblele care aparţin unui acelaşi element se simbolizează prin acelaşi grup de litere, dar diferite de alte elemente de acelaşi tip sau diferit, prezente în schemă;

- în starea iniţială, toate aparatele de comandă din schema de comandă sunt reprezentate ca fiind necomandate etc.

Respectând aceste principii simple, în Fig.5.15 se prezintă schema de principiu, împreună cu schema de comandă pentru o acţionare hidraulică în care se vehiculează debite mari (peste 40 l/min) în care se doreşte realizarea mişcării de avans şi revenire a pistonului unui cilindru hidraulic prin comenzi externe, sau în ciclu automat.

Schema va fi realizată cu elemente clasice de automatizare (contacte şi relee), urmărindu-se respectarea următoarelor cerinţe:

- cursa de avans a cilindrului este demarată la comanda externă, printr-un buton de comandă; - deplasarea automată a pistonului (avans sau revenire) până la sfârşitul cursei ; - mişcarea să poată fi oprită în orice poziţie a pistonului ; - schema de principiu a acţionării va trebui să conţină elemente de protecţie la suprasarcină

hidraulică. Funcţionarea schemei hidraulice este următoarea : deoarece în circuit este vehiculat un debit de

valoare ridicată (valoare impusă prin condiţiile iniţiale), pentru realizarea mişcării cilindrului cu dublu efect se utilizează un circuit hidraulic format dintr-un element generator, un distribuitor electrohidraulic cu două etaje şi o supapă normal închisă, cu rol de supapă de siguranţă. Distribuitorul electrohidraulic este format dintr-un etaj pilot, cu comandă electrică (bobinele a şi b) şi un etaj pilotat, cu comandă hidraulică, comandat de pilot. Mişcarea de avans a pistonului, se execută o dată cu comanda bobinei „a” a distribuitorului pilot, iar deplasarea spre stânga (cursa de revenire) se face după comanda bobinei „b” a pilotului, mişcări asigurate şi de prezenţa pe circuitul de retur a supapei de sens cu arc. Antrenarea pompei se poate face de la un motor asincron, de regulă cu rotor în scurtcircuit. Până la transmiterea comenzii către una dintre cele două bobine ale distribuitorului pilot, în starea iniţială, în care doar pompa hidraulică este pornită, continuitatea circuitului hidraulic este asigurată de poziţia mediană a distribuitorului pilot.. Dacă presiunea în circuit, într-una din fazele de lucru creşte şi depăşeşte valoarea pentru care este reglată supapa de siguranţă, aceasta se va deschide, permiţând deversarea lichidului în rezervor.

Fig.5.15 Schema circuitului hidraulic propus

b

EE

aDistribuitor pilot

Distribuitor pilotat

EG

Ssig


92

Pentru această variantă a schemei hidraulice s-a propus o schemă de comandă cu contacte şi relee

prezentată în Fig. 5.16. Funcţionarea schemei electrice comandă este următoarea : pentru pornirea motorului electric de

antrenare a pompei hidraulice se apasă butonul S2, cu contact normal deschis şi revenire automată, prin care este alimentată bobina contactorului K din circuitul 1. Acesta îşi închide contactele de forţă din circuitul motorului şi contactul normal deschis din circuitul 2 pentru automenţinerea (memorarea) comenzii, respectiv contactul din circuitul 3 pentru alimentarea restului schemei.

Fig. 5.16 Schema de comandă cu contacte şi relee a ciclului de funcţionare Conform temei propuse, pentru comanda mişcării de avans, se apasă butonul S5 cu contact normal

deschis şi revenire automată, prin care se alimentează bobina lui K1. Acesta, prin contactul normal deschis din circuitul 7 alimentează bobina „a” a distribuitorului pilot, iar prin contactul normal deschis din circuitul 4 asigură memorarea comenzii. Contactul normal închis K1 din circuitul 5 asigură interblocarea alimentării simultane a contactoarelor K1 şi K2, respectiv a bobinelor „a” şi „b” ale distribuitorului pilot.

Pentru comanda mişcării de revenire, se apasă butonul dublu S4, care prin contactul normal închis din circuitul 3 întrerupe alimentarea bobinei K1, iar prin contactul normal deschis din circuitul 5 asigură alimentarea bobinei lui K2.

Mişcarea de avans – revenire poate fi oprită în orice moment prin acţionarea butonului S3 cu contact normal închis şi revenire automată, din circuitul 3.

Verificarea corectitudinii soluţiei propuse se poate face fie prin simulare, cu ajutorul unor pachete de programe specializate, fie prin implementare practică. Astfel, pentru o variantă a circuitul anterior, în care mişcarea de avans – revenire a unui cilindru este obţinută tot printr-un distribuitor pilotat, dar cu distribuitorul pilot cu comandă mecanică , iar cursa de revenire este comandată automat printr-un releu de presiune, construcţia schemei de principiu, cu respectarea cerinţelor de scenariul de funcţionare se poate face asistată de calculator, folosind pachetul de programe ASKSIM al firmei FESTO. Pentru schema de

S2

K1

L2

S1

K

K K

S3

S4

S5

K2

K2

K1

K1

K2

K2 K1

a b

1 2 3 4 5 6 7 8


93

principiu construită, s-a realizat şi o schemă de comandă cu contacte şi relee, verificată apoi prin simulare (Fig.5.17.).

Pentru această variantă, cursa de revenire a cilindrului hidraulic este determinată de releul de presiune B1, al cărui contact normal deschis – la închidere, va alimenta bobina contactorului K2 şi apoi, bobina Y2 a distribuitorului principal (Fig. 5.17), [27].

Fig. 5.17 Fereastra principală de lucru a programului ASKSIM, împreună cu schema de principiu şi schema de comandă a circuitului.

Aplicaţia următoare propune întocmirea unei scheme hidraulice pentru realizarea unui ciclu în

„L”, conform diagramei din Fig.5.18, în care sensul mişcării este indicat prin săgeţi. Ca elemente de execuţie sunt folosiţi doi cilindri hidraulici cu dublă acţiune.

Fig. 5.18 Succesiunea mişcărilor celor doi cilindri Schema hidraulică de acţionare este prezentată în Fig.5.19. iar schema de comandă, realizată cu

elemente clasice de automatizare (schemă cu contacte şi relee) în Fig. 5.20. Funcţionarea schemei este următoarea: în starea iniţială, cilindrul CH1 se găseşte pe limitatorul L0

(contactul său din circuitul 4 este deschis), iar cilindrul CH2 se află in repaus, cu tija complet introdusă. Pentru deplasarea cilindrului hidraulic CH1 în mişcarea de avans, se acţionează butonul de pornire S1 cu contact normal deschis şi revenire, din circuitul 1. Acesta închide circuitul de alimentare a bobinei contactorului K1. Se închide astfel contactul K1 normal deschis din circuitul 2 pentru memorarea comenzii de pornire şi contactul normal deschis K1 din circuitul 3, care alimentează bobina stângă „s” a distribuitorului D4/3.

L0

L1

1. Av – C1

2. Av – C23. R – C2

4. R – C1


94

Fig. 5.19 Schema circuitului acţionării care asigură ciclul în „L” În acest fel, circuitul hidraulic se închide de la pompa PH prin distribuitor, camera plină (din

stânga) a cilindrului CH1, uleiul fiind evacuat prin supapa de sens SS2. O parte din debitul de lucru ajunge în camera A a cilindrului hidraulic CH2, iar alta este deversată prin distribuitor în rezervor. Cursa de avans a cilindrului hidraulic CH1 continuă până la capăt.

Fig. 5.20 Schema de comandă cu contacte şi relee a ciclului automat

s d

K1 L1

K2

L0

1 2 3 4 5 6

S1

K1

L1

S2

K1 K2 K2

P

PH

D4/3

Rd

s

SS 1

SS 2

S 1

S 2

B

L 1

CH 1

CH 2

A

L 0

B

A


95

La capătul cursei acestuia, presiunea în punctul P creşte, conducând la deschiderea supapei de presiune normal închisă S1. În acest fel se deschide circuitul de alimentare a camerei B a cilindrului hidraulic CH2, elementul mobil al acestuia fiind pus în mişcare. Mişcarea pistonului cilindrului hidraulic CH2 are loc până la atingerea limitatorului de cursă L1, când, prin circuitul 4 se alimentează bobina contactorului K2 şi se închide astfel contactul normal deschis K2, de automenţinere, din circuitul 5 şi contactul normal deschis K2 din circuitul 6. Acesta din urmă alimentează bobina „d” a distribuitorului D4/3, comutându-l pe acesta pe poziţia limită dreapta. Este astfel alimentată camera A a cilindrului CH2. Circuitul de retur se închide prin supapa de sens SS1 şi distribuitorul D4/3. La finele cursei de revenire a cilindrului CH2, presiunea în punctul R creşte peste valoarea reglată la supapa normal închisă S2, aceasta se deschide şi este alimentată camera A a cilindrului hidraulic CH1. În acest fel, cilindrul CH1 efectuează cursa de revenire, spre stânga. Sfârşitul cursei de revenire este sesizat de limitatorul L0, care se deschide, acţionat de tija mobilă a cilindrului CH1. În acest fel, alimentarea cu energie a bobinei K2 este întreruptă şi distribuitorul D4/3 nu mai este comandat. Lipsa comenzii conduce la ocuparea poziţiei mediane a distribuitorului şi la iniţializarea schemei, aceasta fiind pregătită pentru o nouă comandă.

Observaţie: Schema propusă a utilizat un singur distribuitor pentru mişcările ambilor cilindri, iar o parte din comenzi sunt asigurate de supape cu rol de supape de succesiune.

O altă variantă de ciclu secvenţial la care participă doi cilindri, dar fiecare dintre aceştia este comandat separat, prin câte un distribuitor propriu este propusă în Fig. 5.21. De asemenea, succesiunea mişcărilor este alta: avans C1, avans C2, retragere C1, retragere C2. Şi pentru această variantă s-a realizat o schemă de comandă cu contacte şi relee (Fig. 5.22).

Atât schema de principiu a circuitului, cât şi schema de comandă au fost apoi desenate, pentru verificare prin simulare în mediul ASKSIM, care a certificat corectitudinea variantei adoptate (Fig. 5.23).

Fig. 5.21 Schema circuitului hidraulic

CH2CH1S2 S4S3S1

Y2Y1 Y3

Y4


96

Fig. 5.22 Schema de comandă cu contacte şi relee a ciclului automat

Fig. 5.23 Realizarea schemelor cu programul ASKSIM

1 2 3 4

Y4

0 V

S5

K1

S3

K4 S4

K3

S2

K2

3

S1

K4

Y1

3 4

Y3

4

Y2

K1 K2 K3

Bibliografie

215

Bibliografie

1 Bălăşoiu, V., Acţionări hidraulice şi pneumatice, Vol.I, Institutul Politehnic Traian Vuia Timişoara, 1990.

2 Buculei, M., Rădulescu, M., Marin, M., Acţionări şi automatizări hidraulice şi pneumatice, Reprografia Universităţii din Craiova, 1993.

3 Călinoiu, C., Vasiliu, Daniela, Vasiliu, N., Catană, I., Modelarea, simularea şi identificarea experimentală a servomecanismelor hidraulice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1998.

4 Chiriţă, C., Condrea, I., Hidraulica maşinilor unelte, Institutul Politehnic Iaşi, Facultatea de Mecanică, 1987.

5 Cosoroabă, V., Demetrescu, Th., Georgescu – Azuga, Gh., Acţionări pneumatice, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1971.

6 Cristea, P., Echipamente hidraulice şi pneumatice de automatizare – curs, Institutul Politehnic Iaşi, Facultatea de electrotehnică.

7 Deacu, L., Banabic, D., Rădulescu, M., M., Raţiu, C., Tehnica hidraulicii proporţionale, Ed. Dacia, Cluj-Napoca, 1989.

8 Drighiciu, M., Manolea, Gh., Tehnici de modelare a acţionărilor hidropneumatice bazate pe formalismul Reţelelor Petri, Buletin Ştiinţific, Seria C, Vol IX, Electronică, Electrotehnică, Automatizări, Universitatea de Nord, Baia Mare, 2001, pag. 21 – 29.

9 Drighiciu, M., Manolea, Gh., Acţionări hidraulice – Aplicaţii, Reprografia Universiţăţii din Craiova, 2001.

10 Drighiciu, M., Studiul sistemelor electromecanice utilizând Reţele Petri, Teză de doctorat, Universitatea din Craiova, 2003.

11 Lazăr, C., Păstrăvanu, O., Poli, Elena, Schonberger, F., Conducerea asistată de calculator a proceselor tehnice, Ed. Matrix Rom, Bucureşti, 1996.

12 Manolea, Gh., Acţionări electromecanice, Tehnici de analiză teoretică şi experimentală, Ed. Universitaria, Craiova, 2003.

13 Manolea, Gh., Drighiciu, M., ş.a., Comenzi hidropneumatice – Aplicaţii industriale, Reprografia Universităţii din Craiova, 1993.

14 Marin, V., Marin, Al., Sisteme hidraulice automate – construcţie, reglare, exploatare, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1987.

15 Marin, V., Moscovici, R., Teneslav, D., Sisteme hidraulice de acţionare şi reglare automată – probleme practice, proiectare, execuţie, exploatare, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1981.

16 Matei, P., Călăraşu, D., Acţionări hidraulice şi pneumatice – curs, Institutul Politehnic Iaşi, Facultatea de Mecanică, 1984.

17 Mazilu, I., Marin, V., Sisteme hidraulice automate, Ed. Academiei, Bucureşti, 1982.

Bibliografie

216

18 Mihoc, D., Iliescu, S., St., ş.a., Teoria sistemelor de reglare automată, Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1980.

19 Oprean, A., Ionescu, Fl., Dorin, Al., Acţionări hidraulice – elemente şi sisteme, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1982.

20 Oprean, A., Ispas, C., ş.a., Acţionări şi automatizări hidraulice, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1989.

21 Oprean, A., Marin, V., Dorin, A., Acţionări hidraulice, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1976.

22 Radcenco, V., Alexandrescu, N., Ionescu, E., Ionescu, M., Calculul şi proiectarea elementelor şi schemelor pneumatice de automatizare, Ed.Tehnică, Bucureşti, 1985.

23 Stănescu, A.M., Banu, V.G., ş.a., Sisteme de automatizare pneumatice – Proiectarea asistată de calculator a blocurilor funcţionale, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1987.

24 Vasiliu, N., Catană, I., Transmisii hidraulice şi electrohidraulice – Maşini hidraulice volumice, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1988.

25 *** , Constituants d’automatismes électropneumatiques, Catalogue Telemecanique – Groupe Schneider, 1994.

26 *** , Pneumatica per l’automazione, Catalogo, 2000.

27 *** Asksim, Program de Modelare şi Simulare a Automatizărilor Hidropneumatice, FESTO, 1996.

28 ***, Hydraulics, Theory and Applications, Bosch – Quality Trening, Bosch Automation, 1998

Documents

Cuprins - · PDF fileConducte (linii) Hidraulic kg / kW 0,15 ÷ 0,2 ... - pierderi hidraulice mari, care fiind proporţionale cu pătratul vitezei de circulaţie a lichidului,