9

CAPITOLUL 1 ACŢIONĂRI HIDROSTATICE

1.1. Generalități

În ultimele decenii acționările hidraulice au cunoscut o dezvoltare

considerabilă, în cele mai variate domenii ale tehnicii, datorită unor avantaje considerabile pe care aceste acţionări le au în comparaţie cu cele mecanice şi, chiar cu cele electrice, în unele privinţe. Astfel, acţionările hidraulice au în prezent o largă utilizare în construcţia avioanelor, a rachetelor, a tehnicii militare, în construcţia maşinilor-unelte, a preselor, la laminoare, turnătorii şi furnale, în construcţia maşinilor miniere, în foraj şi extracţie, la maşinile de transportat şi ridicat, la excavatoare şi alte utilaje de construcţie, la automobile, tractoare, maşini agricole, nave, etc.

Un sistem de acţionare hidraulică este în esenţă o transmisie hidraulică la care generatorul şi motorul nu sunt în aceeaşi carcasa. Acţionarea în sine presupune o conversie de energie de tipul mecano-hidro-mecanică în scopul învingerii unor forţe sau cupluri rezistente conform unui program dat. Principial sistemul conţine o pompă hidrostatică P, un element de execuţie motorul hidraulic cu mişcare de rotaţie sau translaţie M şi instalaţii auxiliare cuprinzând aparatura de distribuţie reglare şi control ADRC, conductele de legătura, rezervoarele de lichid, acumulatoarelele, filtrele, etc.(vezi fig.1.1). Sistemul de acționare prezentat se numește hidrostatic întrucât energia specifică a lichidului purtător este preponderent potențială.

Aparatajul de distribuţie reglare control asigură fazele de lucru ale motorului şi totodată reglează debitul şi presiunea la valorile QM şi pM la care va lucra motorul. Acesta antrenează organul de execuţie OE asigurându-i forţa F şi viteza v dacă mecanismul este de translaţie sau momentul M şi turaţia n dacă este de tip rotativ.

Fig. 1.1 Schema de principiu a unui sistem de acționare hidraulică

10

1.2 Avantajele şi dezavantajele sistemelor de acţionare hidraulică Deși folosirea energiei hidraulice în acționări presupune generarea ei cu

complicațiile inerente (o altă sursă de energie, electrică sau termică și în consecinț ă pierderi suplimentare), totuși acest tip de acționare se extinde datorită următoarelor avataje:

- gabarit şi greutate redusă pe unitatea de putere; - inerţie redusă ; - posibilitatea inversării uşoare a sensului mişcării; - funcţionarea fără şocuri şi vibraţii; - posibilitatea realizării unor sisteme cu elemente tipizate; - posibilitatea deservirii centralizate a unui grup de maşini în cazul liniilor

automate. Totuși ca orice sistem, acționările hidraulice au și dezavantaje dar care

nu limitează gradul lor de utilizare. Dintre acestea menționăm: - influenţa mare a temperaturii asupra vâscozităţii; - pierderi hidraulice mari; - tehnologii complicate de fabricaţie; - exploatare dificilă.

1.3 Lichidul de lucru

1.3.1 Proprietățile lichidelor de lucru

Performanțele unui sistem de acționare hidraulică sunt determinate în mare măsură de calitățile lichidului de lucru. Lichidele utilizate în sistemele de acţionări hidraulice trebuie să aibe calităţi care să permită transferul energetic în bune condiţiuni indiferent de variaţia parametrilor instalaţiei şi de durata tranferului. Cerinţele impuse lichidelor de acţionare hidraulică sunt următoarele:

- vâscozitate mică şi cât mai constantă într-un interval larg al temperaturilor de lucru;

- compatibilitate cu materialele din structura sistemului de acţionare; - onctuozitate corespunzătoare (capacitate bună de lubrefiere în special la

viteze mici şi sarcini mari); - stabilitate termică; - punct de inflamabilitate ridicat; - stabilitate chimică (rezistenţă la oxidare); - proprietăţi antispumante.

În mod frecvent se utilizează uleiuri minerale din grupa H dar în situații speciale,

11

mai cu seamă la temperaturi ridicate, se utilizează și lichide sintetice (diesteri, uleiuri siliconice) care suportă temperaturi de lucru de peste 650 ºC.

Lichidul de lucru este componenta cea mai importantă a oricărui sistem hidraulic. El serveşte în sistemul hidraulic ca lubrifiant, ca mediu de transfer de căldură, și cel mai important dintre toate, ca mijloc de transfer energetic. Caracteristicile lichidelor joacă un rol cheie în determinarea performanțelor și duratei de viaț ă a echipamentelor. Lichidele de lucru sunt practic incompresibile în natură şi prin urmare, pot lua diferite forme. Această tendinţă a lichidului prezintă un avantaj în transmiterea de forţă într-un sistem hidraulic. Utilizarea unui lichid de înaltă calitate, este o condiţie esenţială pentru funcţionarea eficientă a sistemului hidraulic. Deşi sistemele hidraulice mai vechi foloseau apa ca mediu pentru transferul energiei hidraulice, există motive serioase ca aceasta să nu mai fie utilizată. Dintre aceste motive enumerăm câteva:

• punctul relativ ridicat de congelare (înghețarea apei la 0 ° C sau 32°F, la presiunea atmosferică);

• tendinţa de dilatare la îngheț; • caracterul său coroziv; • proprietăţile sale sărace de lubrifiere. Acest lucru a necesitat dezvoltarea de lichide moderne create special

pentru aplicarea lor în sistemele hidraulice, care vor fi prezentate în cele ce urmează. Cu toate că tipurile de fluide de lucru variază în funcţie de cerere, cele patru tipuri comune sunt:

1. Lichide pe bază de petrol, care sunt utilizate pe scară largă în aplicaţii în cazul în care rezistenţa la incendiu nu este necesară;

2. Amestec de apă- glicol folosit în aplicaţii care necesită fluide rezistente la foc;

3. Fluide sintetice folosite în aplicaţii în cazul în care sunt solicitate rezistenţa la foc şi conductivitatea electrică nulă;

4. Lichide din mediu înconjurător care cauzează efecte minime asupra mediului, în caz de deversare.

Aşa cum s-a discutat mai devreme, lichidele de lucru au patru funcţii esenţiale primare: de transmisie de energie, de disipare a căldurii, de lubrifiere şi de etanșare. Pentru a realiza aceste funcții ar trebui să posede următoarele proprietăţi:

1. Vâscozitate ideală; 2. Lubrifiere bună; 3. Volatilitate redusă; 4. Non-toxicitate; 5. Densitate mică; 6. Stabilitate în mediu şi stabilitate chimică;

12

7. Grad înalt de incompresibilitate; 8. Rezistenț ă la foc; 9. Capacitate bună de transfer termic; 10.Să fie antispumant; 11.Să fie uşor de manevrat; 12. Raport cost-eficacitate bun. Este destul de evident că nici un lichid nu poate să îndeplinească toate

cerinţele de mai sus. Deci, este selectat pentru o anumită aplicaţie, numai fluidul care este cel mai aproape de îndeplinirea celor mai multe dintre aceste cerinţe.

Cunoașterea proprietăţilor lichidelor de lucru ne ajută la determinarea performanţelor și eficienței sistemului de acționare hidrostatică. Există două alte caracteristici foarte importante care, de asemenea, joacă un rol important în creșterea duratei de viaţă a unui lichid de lucru. Acestea sunt:

1. Prevenirea oxidării și a coroziunii; 2. Numărul de neutralizare.

1.3.2 Prevenirea oxidării şi prevenirea coroziunii

Oxidarea este procesul care rezultă din reacţia chimică a oxigenului din aer cu uleiul. Acest lucru poate reduce în mod drastic durata de viaţă a unui fluid hidraulic. Uleiurile pe bază de produse petroliere sunt deosebit de sensibile la oxidare, deoarece oxigenul reacționează uşor atât cu carbonul, cât şi cu hidrogenul. Cele mai multe produse de oxidare precum şi acizii din natură sunt solubili în ulei, şi pot provoca prin coroziune leziuni severe la componentele sistemului de acționări hidraulice. Produsele de oxidare includ și substanțe insolubile, nămoluri şi impurități care au tendinţa de a creşte vâscozitatea uleiului. Există o serie de parametri, care grăbesc rata de oxidare, cele mai importante fiind căldura, presiunea, contaminanţii, apa și suprafețele metalice. Cu toate acestea oxidarea este cea mai afectată de temperatură. De regulă sunt încorporați în uleiuri diferiţi aditivi hidraulici pentru a diminua rata de oxidare. Cum acești aditivi cresc costul uleiului, aceștia ar trebui să fie specificați numai dacă este necesar, pe baza temperaturii şi a altor condiţii de mediu. Modificările relative în proprietățile uleiului, în condiţii de oxidare, pot fi studiate cu ajutorul unui test standard recomandat. Acest test, care este detaliat mai jos, împreună cu un grafic, dă o măsură a formării de produse nocive în uleiuri.

13

Fig. 1.2 Test de verificare a oxidării uleiului

Scopul principal al acestui test este de a măsura rezistenţa la oxidare prin

măsurarea variației acidității uleiului din cauza oxigenului absorbit. Testarea se desfășoară după cum urmează: Un eşantion de 300 ml de ulei este plasat într-un tub şi cufundat într-o baie de ulei la 95°C.Un debit de trei litri de oxigen pe oră va trece continuu prin probă pentru o perioadă de aproximativ 1000 de ore. Se măsoară apoi aciditatea uleiului, prin determinarea numărului de neutralizare. Pentru a măsura numărul de neutralizare o cantitate de eşantion de ulei este pusă într-un vas de laborator. Se adaugă la proba din vasul de laborator aproximativ 100 ml de solvent. În plus, se mai adaugă la această soluţie în jur de 30 picături de indicator. Pentru realizarea procesului, o cantitate de hidroxid de potasiu se adaugă la soluție, picătură cu picătură, până când culoarea acesteia se modifică de la portocaliu la albastru-verde. Cantitatea de hidroxid de potasiu necesară în miligrame, indică nivelul de oxidare care a avut loc. Aceasta este cantitatea

14

necesară pentru a neutraliza acidul într-un gram de ulei. Rugina şi coroziunea sunt două fenomene cu totul diferite, deşi ambele contaminează uleiul şi provoacă uzură. Rugina, este reacţia chimică între fier sau oţel şi oxigen. Prezenţa umidității în sistemul hidraulic furnizează necesarul de oxigen.

O sursă primară de oxigen este aerul atmosferic, care intră în rezervor prin capacul de aerisire.

Coroziunea pe de altă parte, este reacţia chimică între un metal şi un acid. Din cauza ruginii sau coroziuni, suprafețele metalice ale componentelor hidraulice sunt distruse. Acest lucru duce la scurgeri excesive, prin părţile afectate, cum ar fi sistemele de etanșare. Rugina şi coroziunea pot fi diminuate prin aditivi, care formează un strat protector pe suprafețele metalice şi astfel, previn apariţia unei reacţii chimice.

1.3.3 Numărul de neutralizare

Numărul de neutralizare este o măsură a acidității relative sau a alcalinității unui lichid de lucru şi este specificat de nivelul pH-ului. Un lichid având un număr mai mic de neutralizare este recomandat, deoarece unul cu aciditate sau alcalinitate mare poate provoca coroziunea pieselor metalice precum şi o deteriorare a sistemului de etanșare. Pentru o soluție acidă, numărul de neutralizare este egal cu numărul de miligrame (mg) de hidroxid de potasiu necesar pentru neutralizarea acidului într-un gram de probă. În cazul unei soluții alcaline, numărul de neutralizare este egal cu cantitatea de acid clorhidric care este necesar pentru a neutraliza alcalinitatea într-o probă de 1 g de lichid de lucru. Odată cu utilizarea, în mod normal, lichidul de lucru are tendinţa de a deveni mai acid decât bazic. Numărul de neutralizare al unui lichid de lucru poate fi determinat prin testul care este ilustrat de figura 1.3. Proba de ulei este plasată într-o soluţie de apă distilată, alcool, toluen şi un agent indicativ cunoscut sub numele de benzen naftol, care îşi schimbă culoarea de la portocaliu la verde atunci când se produce neutralizarea. Se adaugă hidroxid de potasiu, dintr-o biuretă, picătură cu picătură, până când soluţia îşi schimbă culoarea de la portocaliu la verde. Numărul de neutralizare este apoi calculat utilizând următoarea formulă: Numărul de neutralizare = Cantitatea totală a soluției x 5,61/Cantitatea probei.

Lichidele de lucru, care au fost tratate cu aditivi, în scopul de a diminua formarea de acizi, sunt, de obicei în măsură, să menţină acest număr la o valoare scăzută de 0 sau 0,1.

15

Fig. 1.3 Test de calculare a numărului de neutralizare

1.3.4 Lichide rezistente la foc

Este important pentru un lichid de lucru să nu se aprindă, și nici să nu întrețină focul. Cele mai multe lichide de lucru se vor aprinde, în anumite condiţii. Există multe aplicaţii periculoase și în aceste cazuri, preocuparea pentru securitatea omului, impune utilizarea lichidelor rezistente la foc. Exemplele includ minele de cărbuni, echipamentele de prelucrare a metalului la cald, sistemele energetice cu fluide. Un lichid rezistent la foc este acela care poate fi aprins, dar nu va susține o flacăra în cazul în care sursa de aprindere este eliminată. Inflamabilitatea unui lichid este definită ca fiind uşurinţa de aprindere şi

16

capacitatea de a propaga o flacără. În scopul de a determina inflamabilitatea unui lichid de lucru, sunt testate următoarele caracteristici:

• Punctul de inflamabilitate: Este temperatura la care suprafaţa lichidului emite vapori, care se pot aprinde atunci când flacăra este îndepărtată.

• Punctul de aprindere: Este temperatura unui lichid la care vaporii formați

la suprafața lichidului sunt suficienți pentru a susţine arderea pentru un timp de cel puțin 5 secunde, atunci când flacăra este îndepărtată. Pentru a reduce riscurile de incendiu, în ultima vreme au fost dezvoltate diverse lichide rezistente la foc. Există trei tipuri de lichide rezistente la foc, care sunt frecvent utilizate în aplicațiile hidraulice. Ele sunt prezentate mai jos:

1. Soluție de apă-glicol Această soluţie conţine aproximativ 40% apă şi 60% glicol. Aceste soluții

au valorile indicelui de vâscozitate ridicat, dar vâscozitatea creşte odată ce apa se evaporă. Domeniul de temperaturi în care pot fi operate aceste fluide se află între - 23 °C (- 9.4 °F) şi 83 °C (180 ° F aprox.). Cele mai multe dintre noile materiale de etanşare sintetice sunt compatibile cu soluțiile de apă-glicol. Metale, cum ar fi zincul, cadmiul şi magneziul reacţionează cu soluțiile de apa-glicol şi, prin urmare, nu ar trebui să fie utilizate.

2. Emulsie de apă în ulei Acest tip de lichid conţine aproximativ 40% apă complet dispersată într-o

bază de ulei special. El este caracterizat prin mici picături de apă înconjurate în întregime de ulei. Cu toate că apa oferă proprietăţi bune de răcire, ea face fluidul mai coroziv. În consecinț ă este necesară o cantitate mai mare de aditivi inhibitori de coroziune. Gama temperaturii de funcţionare a acestui lichid se află între -28°C (-18.4 °F) şi 83°C (180°F aprox.). Chiar şi în cazul acestui lichid, este necesar să se alimenteze cu apă, pentru a se menţine o vâscozitate corespunzătoare. Aceste tipuri de lichide sunt compatibile cu cele mai multe materiale pentru etanș ări din cauciuc întâlnite în sistemele hidraulice.

3. Lichid sintetic Este un lichid conceput pentru a diminua arderea şi, în general, are cea mai

mare temperatură de rezistenț ă la foc. Fluide tipice care aparţin acestui tip sunt fosfat esterii şi hidrocarburile clorurate. Dezavantajele acestor tipuri de lichide sunt: indicele de vâscozitate scăzut, incompatibilitatea cu dispozitivele de etanşare din cauciuc natural/sintetic şi costurile ridicate. În special, fosfat esterii pot distruge îmbinările filetate ale tubulaturilor, vopselele și izolația electrică.

1.3.5 Lichide antispumante

17

Aerul poate fi dizolvat sau antrenat în lichidele de lucru. De exemplu, în cazul în care tubulatura de retur la rezervor nu este scufundată, jetul de ulei intrând în suprafaţa lichidului va conține aer în el. Acest lucru produce bule de aer, formate în ulei. În cazul în care aceste bule se ridică la suprafaţă prea încet, ele pot fi aspirate în pompă, ducând la cavitaţie şi la daune ulterioare ale pompei. În mod similar, un orificiu de mici dimensiuni de pe tubulatura de aspiraţie, greu de observant cu ochiul liber, poate provoca antrenarea unor mari cantităţi de aer din atmosferă. Acest orificiu este și dificil de detectat, deoarece în acest caz, mai degrabă, apare infiltrarea de aer decât scurgerea uleiului din tubulatura de aspiraţie. Un alt efect negativ al aerului aspirat sau aerului dizolvat este o reducere semnificativă a cantități de lichid de lucru. Acest lucru poate avea consecinţe grave în termeni de rigiditate şi acurateţe a elementelor de acţionare hidraulică. Cantitatea de aer dizolvat poate fi redusă semnificativ prin proiectarea judicioasă a rezervorului, deoarece în acesta sunt cele mai importante infiltrații de aer. O altă metodă este de a utiliza un lichid de lucru de calitate, care conţine aditivi antispumanți. Aceşti aditivi sunt compuşi chimici, care întrerup intrările de aer în rezervor şi separă repede aerul din ulei.

1.3.6 Tipuri generale de lichide de lucru

1. Lichide pe bază de petrol Prima categorie majoră de lichide de lucru este pe bază de petrol, care este

cel mai des utilizat. La aceste lichide aditivii ar trebui să fie adăugați, în scopul de a menţine următoarele caracteristici:

• lubrifiere bună; •indice de vâscozitate mare; • rezistenţă la oxidare. Dezavantajul principal al unui lichid pe baza de petrol este că acesta este

inflamabil. În scopul de a avea grijă de acest lucru, lichidele de lucru rezistente la foc au fost dezvoltate, așa cum s-a prezentat mai sus.

2. Uleiuri de lubrifiere Acestea sunt uleiurile de motor de tip convenţional. Datorită proprietăţilor

lor mai bune de lubrifiere, ele au sporit durata de viaţă a componentelor hidraulice. Aceste uleiuri conţin aditivianți antiuzură folosiţi pentru a preveni uzura motorului la came şi supape. Această lubrifiere, de asemenea, a îmbunătățit rezistența la uzură la componentele hidraulice cu sarcină mare, cum ar fi de exemplu pompele şi supapele.

3. Aerul Aerul este, de asemenea, unul dintre fluidele folosite în sistemele

18

hidraulice. Cu toate acestea, sistemele care folosesc aerul ca mediu sunt cunoscute ca sisteme pneumatice. Avantajele folosirii de aer sunt:

• aerul nu arde; • poate fi uşor pus la dispoziţie într-o formă curată prin utilizarea de filtre; • orice scurgere de aer din sistem nu este poluantă, deoarece pur şi simplu

se duce în atmosferă. Aerul poate fi, de asemenea, un lubrifiant excelent prin adăugarea unei pulberi fine de ulei. Aerul, de asemenea, are anumite dezavantaje majore, unele dintre acestea fiind: • compresibilitate ridicată; • dezvoltarea unor forțe mici şi lipsa de elasticitate în comparație cu lichidele; • coroziunea din cauza prezenţei oxigenului şi apei.

Pentru a rezuma, componenta cea mai importantă într-un sistem de putere este lichidul de lucru. Nici un fluid nu conţine toate caracteristicile necesare. Proiectantul ar trebui să aleagă lichidul care are proprietăţile cele mai apropiate de cele cerute de către o anumită aplicaţie. Proprietăţile unora dintre lichidele de lucru sunt afișate în tabelul de mai jos:

Tabelul 1.1 Proprietățile unor lichide de lucru Fluidul Densitatea

[Kg/m3] Vâscozitatatea cinematică

[cSt] Lichide hidraulice Ulei mineral 890 150,0 Emulsie apă și ulei 900 166,0 Soluție apă-glicol 1100 100,0 Fosfat-ester 1100 200,0 Ulei siliconic 1040 40,0 MIL 5606 860 22,0 Amestecuri de lichide Ulei de ricin 970 1016,0 Alcool etilic 790 1,51 Etilenglicol 1120 17,8 Benzină 680 3,88 Glicerină 1260 1180,0 Ulei de in 940 68,9 Mercur 13600 0,114 Ulei mineral SAE 910 125,8 Ulei de măsline 920 91,3 Terebentină 870 1,71

19

Apă 1000 1,0

1.4 Clasificarea sistemelor de acționări hidraulice

Acționările hidraulice pot fi clasificate după numeroase criterii, având în vedere și varietatea extrem de mare a schemelor utilizate.

Un criteriu general este acela al interdependenței dintre sistemul de acționare și organul acționat, după care există: a) Sisteme autonome (cu lanț închis), la care dirijarea mecanismului acționat este independentă de evoluția acestuia, deci elementul de intrare nu este sensibilizat de efectul comenzii sale; se utilizează în instalațiile fără pretenții mari de precizie. b) Sisteme aservite (cu lanț închis), la care există legătură între intrare și ieșire deci dirijarea este influențată de evoluția mecanismului acționat; acestea sunt sisteme automate, cu performanțe ridicate în legătură cu precizia și timpul de reacție. Instalaţiile de acţionări hidrostatice cuprind un ansamblu de elemente care produc, controlează şi dirijează energia potenţială conţinută într-un agent fluid de lucru, purtător de energie şi de informaţii, către elementul motor care o reconverteşte în energie mecanică. Prin urmare, transmisiile hidrostatice se compun din două maşini volumice care realizează transmiterea mişcării printr-o conversie dublă, de tipul mecano-hidro-mecanică.

Din punctul de vedere al schemelor după care se realizează tubulatura, transmisiile hidrostatice se pot clasifica în: transmisii hidraulice în circuit închis și transmisii hidraulice în circuit deschis.

a) Transmisii hidrostatice în circuit închis Acestea sunt de regulă circuite cu supraalimentare şi cu sistem de preluare a căldurii din circuit de pe ramura de aspiraţie în vederea menţinerii temperaturii agentului de lucru la valoarea normală. Elementele transmisiei hidrostatice în circuit închis, prezentate în fig.1.4, sunt următoarele:

- maşină de antrenare MA ; - generator (pompă) G; - instalaţie; - motor hidraulic M; - maşină de lucru (consumator) ML.

Reglajul parametrilor cinematici ai transmisiei se poate realiza prin adoptarea uneia din soluţiile:

1- prin modificarea turaţiei maşinii de antrenare (atunci când aceasta permite acest lucru);

20

2 - prin by-passare. În acest caz o parte din debitul pompei este trecut pe ramura secundară. Soluţia este neeconomică pentru că duce la pierderi de putere în sistem. Se utilizează numai atunci când reglajele sunt rare sau de scurtă durată; 3 - prin modificarea debitului pompei. În acest caz, se folosesc pompe cu debit variabil; 4 - prin utilizarea unor motoare hidraulice cu cilindree variabilă. În afara elementelor componente prezentate, transmisiile hidrostatice mai cuprind o serie de elemente suplimentare (anexe): - circuit de completare şi expansiune, eventual de suprapresiune, pentru a evita apariţia cavitaţiei la aspiraţia pompei. Suprapresiunea se realizează amplasând tancul de ulei la o cotă pozitivă h faţă de axul pompei sau prin utilizarea unei pompe de suprapresiune; - supape de siguranţă, filtre, acumulatori, etc.; - circuit de răcire (când este cazul).

Fig.1.4 Transmisie hidrostatică în circuit închis

b)Transmisii hidrostatice în circuit deschis Aceste transmisii au circuitul de aspiraţie întrerupt. Căldura se poate evacua uşor prin răcirea rezervorului. Suprapresiunea la aspiraţie se poate realiza prin amplasarea rezervorului la o cotă corespunzătoare faţă de axul pompei. Elementele transmisiei hidrostatice în circuit deschis, prezentate în fig.1.5, sunt următoarele: - pompa volumică (generator volumic) G; - motorul hidraulic M; - maşină de antrenare MA; - maşină de lucru ML; - rezervor R;

- element de distribuţie (distribuitor) D.

21

Fig.1.5 Transmisie hidrostatică în circuit deschis

Reglajul parametrilor cinematici ai transmisiei din fig.1.5 se poate face prin:

1-modificarea turaţiei motorului de antrenare; 2-utilizarea circuitului de by-passare.

Elementele suplimentare ale transmisiei hidrostatice în circuit deschis sunt următoarele:

- sistemul de realizare a suprapresiunii pe aspiraţie; - supape, filtre, etc.; - circuit de răcire la tanc (dacă este necesar).

Problemele care se pun când se studiază acţionările hidrostatice sunt: 1- analiza şi calculul maşinilor hidrostatice generatoare şi motoare; 2- analiza şi calculul acţionărilor hidrostatice; 3- studiul aparaturii de distribuţie, control şi reglaj.

22

CAPITOLUL 2 GENERATOARE ȘI MOTOARE HIDROSTATICE

UTILIZATE ÎN SISTEMELE DE ACȚIONĂRI HIDROSTATICE

2.1 Clasificarea generatoarelor și motoarelor hidraulice utilizate în sistemele

de acționări hidraulice

Varietatea constructivă a acestor mașini este foarte mare și ea a făcut obiectul altei lucrări publicate. Totuși câteva criterii de clasificare sunt semnificative:

a) Criteriul funcțional după care pompele și motoarele pot fi cu debit constant sau cu debit reglabil;

b) Criteriul sensului de curgere al fluidului, după care pompele sau motoarele pot fi traversate uni- sau bidirecțional. Inversarea sensului de curgere se poate realiza, în funcție de construcția pompei, fie prin schimbarea sensului de antrenare, fie prin schimbarea excentricității sau unghiului de înclinare de la valorile pozitive la cele negative.

c) Criteriul reversibilității după care pompele pot funcționa ca motoare sau nu.

Fig. 2.1 Tipuri de pompe și motoare hidraulice conform clasificării prezentate

Reprezentarea simbolică în schemele de acționări hidraulice pune în evidenț ă proprietățile menționate. În figura 2.1 sunt reprezentate simbolic următoarele mașini:

a - pompa cu debit constant unidirecțională; b - pompa cu debit constant bidirecțională;

23

c - pompa cu debit reglabil unidirecțională; d - pompa cu debit reglabil bidirecțională; e - motor rotativ nereglabil; f – motor rotativ reglabil; g - motor rotativ reversibil și bidirecțional; h - mașină pompă-motor reglabil monodirecțional;

i - mașină pompă-motor reglabil bidirecțional. Parametrii reali ai pompei în sistemul de acționare sunt determinați de

coordonatele punctului de intersecție a caracteristicii interioare, cu caracteristica sistemului. Notând cu Mp∆ diferența de presiune la care lucrează motorul hidraulic, presiunea creată de pompă Pp∆ va fi dată de relația: 2KQpp MP +∆=∆ , în care 2KQ este pierderea hidraulică pe întreg circuitul de aspirație, refulare, respectiv de întoarcere a lichidului în rezervor, mișcarea fiind turbulentă (fig.2.2).

Fig. 2.2 Cracteristica pompei și a motorului hidraulic

2.2 Generatoare hidraulice utilizate în sistemele de acționări hidraulice

2.2.1 Pompe cu roți dințate

2.2.1.1 Construcția și principiul de funcționare Datorită unor avantaje printre care simplitate constructivă, siguranț ă în exploatare, domeniul mare de presiuni și debite, pompele cu roți dințate, sunt larg utilizate în instalațiile de ungere și în tehnica acționărilor hidraulice. În construcții obișnuite pot realiza presiuni de până la 175 bar iar în cazuri speciale

24

chiar 300 de bar; debitele pot depăți 4000 l/min. Mişcarea de rotaţie a pinioanelor se realizează prin antrenarea de la o sursă de putere exterioară pompei, a unuia dintre arborii pe care acestea sunt montate, prin angrenare transmiţându-se mişcarea la arborele condus. Aceste pompe sunt maşini hidraulice care admit turaţii înalte. Variantele constructive principale sunt două și anume: pompă cu angrenare exterioară și pompă cu angrenare interioară. Se pot clasifica totuși după mai multe criterii după cum urmează: 1. după modul de angrenare: - cu angrenare exterioară; - cu angrenare interioară. 2. după numărul de roţi angrenate simultan: - cu două rotoare; - cu mai multe rotoare. 3.după presiunea de refulare: - de joasă presiune (p< 30 bar); - de medie presiune (30< p< 100 bar); - de înaltă presiune (p= 100...300 bar). 4. după posibilitatea reglării debitului: - cu debit reglabil; - cu debit constant. 5. după forma dinţilor: - cu dinţi drepţi; - cu dinţi înclinaţi sau în V. 6. după forma profilului dinţilor: - cu profil evolventic; - cu profil epicicloidal; - cu profil hipocicloidal. 2.2.1.2 Pompa cu roți dințate cu angrenare exterioară În figura de mai jos (fig.2.3) se prezintă construcția clasică a unei pompe cu roți dințate cu angrenare exterioară care cuprinde două pinioane în angrenare din care unul este motor și carcasa cu orificiul de aspirație și refulare. Sensul de rotație este dat de săgeata care pleacă din punctul de angrenare către racordul de aspirație. Lichidul este transportat volum cu volum de către golurile dinților spre orificiul de refulare, etanșarea spațiului de înaltă presiune de cel de joasă presiune se face prin contactul dinților în zona de angrenare. În zona în care dinţii ies din angrenare, spaţiul dintre dinţi variază crescător, se creează o depresiune în zona racordului de aspiraţie şi lichidul intră în corpul pompei umplând spaţiul dintre dinţi. Fluidul este transportat de la

25

aspiraţie către refulare pe la periferie în spaţiul închis dintre dinţi şi pereţii interiori ai carcasei. În zona în care dantura intră în angrenare, spaţiul dintre flancuri variază descrescător, presiunea la interior creşte, producându-se refularea. În scopul limitării presiunii din pompă, la partea superioară se află montată o supapă de by-pass (de siguranţă), care pune în legătură cavitatea de refulare cu cea de aspiraţie atunci când presiunea de la refulare depăşeşte valoarea prescrisă. Precizia execuției roților dințate (respectiv uzura lor) are o mare influenț ă asupra parametrilor realizați de de pompă. Evitarea uzurilor excesive și deci menținerea unor jocuri corespunzătoare necesită măsuri de echilibrare a presiunilor pe partea de lucru a carcasei.

Fig. 2.3 Pompa cu roți dințate cu angrenare exterioară

26

Fig. 2.4 Distribuția presiuni pe partea de refulare la pompa cu roți dințate cu

angrenare exterioară - solicitarea unilaterală a lagărelor pompei

În figura de mai sus este prezentată epura presiunii pe carcasă din care rezultă solicitarea unilaterală a rotoarelor și lagărelor pompei. În scopul compensării acestor forțe la unele construcții de pompe este practicată soluția din figura de mai jos (fig.2.5), unde spațiile a și a’ sunt în legătură cu aspirația respectiv b și b’ în legătură cu refularea, însă implicit se acceptă un randament volumic mai mic.

Fig. 2.5 Compensarea forțelor ce solicită lagărele

Se știe pe de altă parte că pentru funcționarea corectă a unui angrenaj cu

roți dințate gradul de acoperire trebuie să fie supraunitar, ceea ce înseamnă că înainte de ieșirea unei perechi de dinți din angrenare, perechea următoare de dinți intră în contact. În consecinț ă în spațiul dintre dinții în angrenare rămâne o cantitate de lichid puternic comprimată de vârfurile dinților conjugați. Strivirea lichidului are consecințe negative asupra funcționării: șocuri, pulsații ale eforturilor din lagăre și degradarea mediului hidraulic. Prin practicarea de degajări speciale în capacele laterale, în dreptul zonei de angrenare sau în ax, se atenuează mult acest fenomen.

27

2.2.1.3 Pompa roți dințate cu angrenare interioară

Fig. 2.6 Pompa cu roți dințate cu angrenare interioară

Pompele cu roți dințate cu angrenare interioară sunt formate din două

roți dințate, una cu dantură interioară angrenând cu alta cu dantură exterioară (fig.2.6).

Cele două roți dințate sunt așezate excentric una faț ă de cealaltă într-o carcasă. Cea cu dantură exterioară este antrenată de un ax. Roata motoare învârtindu-se o pune în mișcare pe cea cu dantură interioară cu care este în angrenare. În zona în care danturile nu se află în contact, pompa are prevăzut un element de separare. Acesta asigură etanşarea cavităţilor de volume variabile ce apar între dinţi. În cazul în care între cele două roți se află un element în formă de semilună, lichidul este transportat, pe de o parte prin golurile dintre roata dințată interioară și semilună dar în acelați timp, și prin acelea ale roții exterioare și semilună mărind astfel debitul pompei. Avantajele acestor pompe faț ă de cele cu angrenare exterioară sunt: capacitatea de absorbție superioară, compactitate, pulsații de presiune mai reduse, sunt mai puțin zgomotoase și reducerea efectului cavitației, deoarece lichidul este adus dinspre centru, ceea ce face ca forța centrifugă să favorizeze umplerea golurilor dintre dinți.

2.2.2 Pompa cu pistonașe radiale

La pompele cu pistonaşe radiale, poziţia pistonaşelor în blocul cilindrilor este pe rază, variaţia ciclică a volumelor de lucru realizându-se datorită dispunerii excentrice a blocului cilindrilor faţă de statorul pompei. Pompele cu pistonaşe radiale sunt în principal de două tipuri:

Fereastră de refulare Fereastră de aspirație

Roată dințată cu dantură exterioară

Carcasă

Roată dințată cu dantură

28

- cu alimentare interioară; - cu alimentare exterioară. La maşinile cu alimentare interioară, distribuţia se face central, prin axul rotorului ca în fig.2.7. Cursa liniară a pistonaşelor în blocul cilindrilor 4, generată ca urmare a montării excentrice a blocului cilindrilor faţă de carcasa 6, se poate modifica dacă valoarea excentricităţii “e” poate fi reglată. Pompele la care mărimea "e" poate fi modificată se numesc cu debit variabil. Din figură rezultă că mărimea cursei pistonaşelor are valoarea: s = 2e. Distribuţia fluidului între camerele de lucru se face prin intermediul distribuitorului 3, din axul central care este fix, dispus pe direcţia punctelor moarte ale pistonaşelor. Lăţimea distribuitorului 3 este mai mare decât lăţimea canalelor de legatură ale pistonaşelor cu galeriile de aspiraţie, respectiv refulare. La deplasarea pistonaşelor de la PMI Ia PME, volumele de lucru sunt în creştere şi se produce aspiraţia. Invers, la deplasarea pistonaşelor de la PME la PMI volumele de lucru scad şi se produce refularea. Statorul are rol de ghid, contactul pistonașelor la suprafața de ghidare fiind menținut datorită forței centrifuge. Cilindreea pompei poate fi modificată în timpul funcționării, prin deplasarea statorului în sensul creșterii sau scăderii excentricității. O asemenea variantă constructivă are avantajul unei reglări continue a debitului de la valoarea zero la maxim.

Fig.2.7 Schema pompei cu pistonaşe radiale cu alimentare interioară

1- orificiu aspiraţie; 2- orificiu refulare; 3- distribuitor; 4- blocul cilindrilor; 5- piston plunjer; 6-stator. Pompele cu pistonaşe radiale au în general, pentru puteri mari (uneori până la 3000 KW), debite de până la 8000 l/min şi presiuni de 250-300 bar. Turaţiile de antrenare variază între 100 şi 1500 rot/min. Aceste pompe sunt folosite la navă în

29

majoritatea cazurilor la acţionările hidrostatice. 2.2.3 Pompa cu pistonașe axiale

Fig. 2.8 Pompa cu pistonașe axiale cu corp înclinat

Pompa se compune dintr-un bloc al cilindrilor în care sunt amplasate

pistonaşele axiale, dintr-un disc pe care sunt la unul din capete tijele pistonaşelor (prin intermediul unor articulaţii sferice) şi dintr-o placă de distribuţie (fig. 2.8).

Blocul cilindrilor

Piston

Tija dublu articulată a pistonului

Ax cardanic

Arbore motor

Refulare prin placa de

distribuție

Aspirație prin placa de

distribuție

Executarea cursei de refulare a pistonului

Executarea cursei de aspirație a pistonului

Disc

30

Poziţia relativă a acestor elemente şi sistemul lor de antrenare definesc trei tipuri mari de maşini: pompe cu pistonaşe axiale cu bloc fix înclinat, fig.2.9(a), pompe cu disc înclinat, fig.2.9(b), şi pompe cu disc fulant, fig.2.9(c). Din punct de vedere al posibilităţilor de debitare, maşinile cu pistonaşe axiale sunt de două tipuri cu debit constant şi cu debit variabil.

Fig. 2.9 Tipuri de pompe cu pistonașe axiale

Blocul cilindrior este înclinat faţă de arborele motor la un unghi α<300,

fiind antrenat în mişcarea de rotaţie de arborele motor prin intermediul unui disc şi a unor articulaţii sferice. Datorită faptului că blocul cilindrilor este înclinat, la o rotaţie completă a arborelui, volumele de lucru delimitate de pistoanele şi de cavităţile din blocul cilindrilor variază. La cursa ascendentă a pistonului, de la poziţia inferioară din figură la cea superioară, volumul variază crescător. Creş-terea volumului de lucru este însoţită de scăderea presiunii, fapt care determină generarea aspiraţiei. Aspiraţia se produce printr-unul din orificiile plăcii de distribuiție care este parţial conectat la tubulatura de aspiraţie, parţial la cea de refulare. La cursa descendentă a pistonului, volumele de lucru variază descrescător. Micşorarea volumelor de lucru produce creşterea presiunii, determinând refularea. Fluidul este refulat tot prin canalele distribuitorului către exterior. Maşina prezentată în fig.2.8 este una cu debit constant, pentru că valoarea cursei maxime a pistonaşelor este constantă. Ea este funcţie de unghiul de înclinare al blocului cilindrilor faţă de arborele motor, unghi care, la acest tip de pompă este fix. În cazul în care există posibilitatea modificării unghiului de înclinare, pompa se numeşte cu debit variabil. În fig. 2.10 se prezintă grafic modul de reglare al debitului la pompele cu pistonașe axiale cu corp înclinat iar în fig.2.11 este prezentată o pompă cu pistonașe axiale cu disc fulant. Pompele cu pistonașe axiale sunt cele mai răspândite, utilizându-se frecvent în sistemele de acţionare hidraulică datorită gabaritului redus,

Pompă cu pistonașe axiale cu disc înclinat

Pompă cu pistonașe axiale cu disc fulant

Pompă cu pistonașe axiale cu bloc fix înclinat

31

reversibilităţii, posibilităţii de reglare a debitului şi momentului de inerţie redus al părţii mobile.

Pompa cu disc înclinat se deosebește de pompa cu corp înclinat numai prin modul de reglare al unghiului dintre axul corpului și axul discului, care în cazul acestuia se realizează cu cu ajutorul discului. Pompele cu pistonașe axiale sunt în general construcții pretențioase, suprafețele de lucru trebuind realizate la rugozități foarte mici. Este vorba în special de pistoane, alezajele cilindrilor, suprafețele de contact dintre blocul cilindrilor și distribuitor și articulațiile sferice ale bielelor.

Pompele cu pistonaşe axiale obţin debite până la 800 l/min şi au o putere specifică ce poate ajunge până la 4-5 KW/kg, la turaţii cuprinse între 1000-4500 rot/min. Sunt pompe de presiuni mari şi foarte mari, cu o debitare suficient de uniformă şi care au o largă răspândire la acţionările hidrostatice.

Fig. 2.10 Modul de reglare al debitului la pompa cu pistonașe axiale

θ

θ

32

Fig. 2.11 Pompă cu pistonașe axiale cu disc fulant

2.2.4 Pompa cu palete glisante

Sunt maşini hidraulice dublu reversibile, deci atât din punct de vedere al sensului conversiei cât şi din punctul de vedere al sensului de debitare. Volumele de lucru sunt delimitate de paletele glisante, rotor şi stator. După modul cum se realizează aspiraţia, pompele cu lamele pot fi cu aspiraţie interioară sau cu aspiraţie exterioară.

În general, sunt cu acţiune simplă. Asta înseamnă că în timpul unei rotaţii complete a rotorului spaţiile de lucru efectuează un singur ciclu aspiraţie-transfer-refulare. În practică totuşi se pot întâlni şi pompe cu palete glisante cu acţiune multiplă, care, prin comparaţie cu cele cu acţiune simplă, prezintă avantajele: - debitare uniformă; - echilibraj mai bun (posibilitate redusă de apariţie a vibraţiilor); - presiuni şi debite mai mari; - construcţie mai compactă. În figurile 2.12 şi 2.13 sunt prezentate două variante constructive de pompe cu lamele, cu simplă acţiune cu aspiraţie exterioară în fig.2.12 şi cu aspiraţie interioară în fig.2.13. În ce1e două figuri s-au făcut notaţiile: 1- rotor; 2- lamele (palete); 3- arbore motor; 4- carcasa pompei; 5- galeria de aspiraţie; 6- galeria de refulare (notaţiile sunt identice pentru ambele figuri).

Cilindru

Tija pistonului cu articulație

sferică

Piston Disc fulant fixat

pe ax

Distanțier sferic

33

La rotaţia în sensul săgeţii, la prima jumătate de cursă, volumele de lucru delimitate de rotor, palete şi stator variază crescător generând aspiraţia. Pe a doua jumătate de cursă, volumele de lucru descresc şi se produce refularea. La acest tip de maşină reglarea debitului se face prin modificarea valorii excentricitaţii “e”.

Fig.2.12 Pompă cu lamele cu Fig.2.13 Pompă cu lamele cu aspiraţie exterioară aspiraţie interioară În fig.2.14 este prezentată o pompă cu lamele cu acţiune dublă pentru care s-au făcut notaţiile:1- rotor;2- stator; 3- lamele (palete); 4,5,6,7- fante de aspiraţie-refulare. Fantele 4 şi 6 comunică prin canale interioare cu galeria de aspiraţie, iar fantele 5 şi 7 cu galeria de refulare. Statorul, la partea sa interioară, are o formă special aleasă astfel încât porţiunile de curbă situate între fante să fie arce de cerc descrise cu raze din centrul rotorului, iar porţiunile care corespund fantelor să fie descrise de curbe conjugate la curbele dintre fante. Această configuraţie face ca la trecerea a două palete prin porţiunile concentrice cu centrul rotorului, lichidul să nu mai fie comprimat, scăzând astfel solicitarea lagărelor. Contactul paletelor glisante cu statorul este asigurat fie prin arcuri lamelare montate pe fundul canalului, fie prin intermediul unor articulaţii cu culisă, fie pe baza presiunii hidraulice. Când o paletă intră în zona fantei 4, ea începe să iasă din canal astfel încât spaţiul dintre două palete vecine să se mărească şi să se producă aspiraţia. Când paletele trec prin zona dintre fantele 4 şi 7, deplasarea lor încetează deoarece această porţiune este concentrică cu rotorul. La intrarea în zona fantei 6, spaţiul dintre palete se măreşte şi are loc o nouă aspiraţie. Refularea are loc în corespondenţa fantelor 5 şi 7, unde volumele scad. Se poate deci observa faptul că pe parcursul unei rotaţii complete, o paletă efectuează patru curse: două de aspiraţie şi două de refulare.

34

Fig.2.14 Pompă cu lamele cu dublă acţiune

Maşinile cu lamele realizează presiuni de până la 100 bar, cele cu simplă acţiune și până la 150 bar cele cu multiplă acțiune. Debitele pot atinge 300 l/min la pompele cu lamele cu simplă acțiune și până la 1000 l/min la cele cu multiplă acţiune. Ca pompe, sunt utilizate la instalaţiile de transfer a uleiului sau combustibilului. Ca motoare, sunt întrebuinţate la antrenarea vinciurilor şi în general oriunde sunt necesare turaţii mici. Cu toate acestea, maşinile cu palete glisante sunt utilizate îndeosebi la acţionările hidrostatice.

35

2.3 Motoare hidraulice utilizate în sistemele de acționări hidraulice

2.3.1 Principii de bază

Motoarele hidraulice în general sunt mașini care transformă energia hidrostatică a unui lichid în energie mecanică. După cum se știe, pompa îndeplinește funcţia de sursă de energie hidraulică, prin transformarea energiei mecanice, în energie hidrostatică, în timp ce motoarele fac exact contrariul adică folosesc energia hidraulică pentru a o transforma în energie mecanică. Într-un mod mai explicit, în loc de a impinge fluidul, ca în cazul pompelor, fluidul este cel care împinge suprafeţele interne ale motorului, dezvoltând un cuplu. După mișcarea realizată la arbore motoarele hidraulice pot fi: cu mișcare de rotație (continuă), cu mișcare de rotație limitată (oscilante) și de tip liniar (cilindrii hidraulici).

Motoarele cu rotaţie limitată sunt numite și motoare oscilante deoarece acestea produc o mişcare alternativă. Motoarele cu rotaţie continuă sunt în realitate pompe care au fost reproiectate pentru a rezista la forţele care sunt implicate în funcționarea motorului.

Marea majoritate a tipurilor de pompe volumice rotative sunt reversibile, fără modificări constructive esențiale, ele pot deveni motoare hidraulice dacă sunt alimentate cu lichid sub presiune.

În continuare vom examina diverse tipuri de motoare hidraulice din punct de vedere constructiv şi al performanţele acestora.

Așadar, putem spune că motoare hidraulice rotative pot fi clasificate în două categorii:

1. Motoare hidraulice cu rotație limitată; 2. Motoare hidraulice cu rotație continuă.

În continuare se examinează în detaliu fiecare dintre aceste tipuri de motoare hidraulice.

2.3.2 Motoare hidraulice cu rotație limitată (oscilante)

Sunt motoare care realizează curse unghiulare limitate. Au o construcție robustă, fiind caracterizate prin rapoarte putere/unitatea de masă foarte bune. Constructiv, constau dintr-un rotor și un stator pe care sunt montați paleți radiali. Conectarea camerelor de lucru delimitate de suprafețele laterale ale palețior, stator și rotor, la circuitele tur – retur ale pompei, este făcută alternativ, astfel încât prin alimentarea selectivă a acestora, să se realizeze cursele unghiulare dorite, așa cum se arată în figura de mai jos. Figura 2.15 arată un motor hidraulic

36

oscilant cu o paletă. La acest tip, lichidul sub presiune este direcţionat către o parte a paletei, provocând rotația rotorului.

Fig. 2.15 Motor hidraulic oscilant cu o singură paletă

a) b) c) Fig. 2.16 Motoare hidraulice oscilante

a) cu un singur palet; b) cu doi paleți; c) cu trei paleți

Construcția motoarelor oscilante este prezentată sumar în figura de mai sus (fig.2.16). De obicei se întâlnesc motoare oscilante cu un palet cu doi și cu trei paleți. Sunt alcătuite dintr-o carcasă de formă cilindrică și dintr-un rotor format din arbore și palete. Arborele și paleta poate executa deplasări unghiulare într-un sens sau în celălalt în funcție de modul de alimentare. În interiorul statorului există și niște piese de etanșare care delimitează zona de înaltă presiune faț ă de zona de joasă presiune. Numărul lor este egal cu numărul de

pa

pc

37

paleți ai motorului hidraulic oscilant. Datorită acestor piese de etanșare unghiul de basculare este limitat la 270° - 280° pentru motorul cu un singur palet, la 180° - 200° pentru motorul cu doi paleți și 90° - 120° pentru motorul cu trei paleți. Pentru motorul cu un singur palet, forța hidrostatică pe paletă are valoarea:

2/)()( ca ppdDbF −⋅−⋅= , (1) unde b este lățimea paletei, ap - presiunea de alimentare, iar cp - contrapresiunea.

Punctul de aplicație se găsește la distanța 4/)( dDR += de axa de rotație, așa încât momentul la arbore are valoarea:

)(8

22

cat ppbdDFRM −⋅⋅−

== (2)

Dacă la nivelul razei R viteza tangențială a paletei este Ru ω= , rezultă debitul în motor:

)(82

22 dDbbdDuQ −⋅=⋅−

=ω (3)

sau invers, dacă se cunoaște debitul, din relația precedentă se poate calcula viteza unghiulară a motorului. Din cauza pierderilor interioare de debit și frecărilor, valorile sunt mai mici:

mtMM η= ; )(

822 dDb

Q v

−=

ηω (4)

unde vη - este randamentul volumic și mη - randamentul mecanic al motorului. Motoarele hidrostatice oscilante se utilizează în practică pentru presiuni de

200-300 de bar și momente de 8000-9000 de daNm. Dintre aplicațiile motoarelor hidostatice oscilante enumerăm doar câteva: • banda rulanta de triere; • acționarea valvulelor; • mecanismul de îndoire; • mecanismul de transmitere între staţiile de lucru; • mecanismul de poziţionare pentru sudare; • mecanismul de ridicare, de rotaţie şi de basculare;. • mașina de cârmă la bordul navelor.

O parte din aceste aplicații sunt arătate în figura de mai jos (fig. 2.17):

38

Fig. 2.17 Aplicații ale motoarelor hidraulice cu rotație limitată

39

2.3.3 Motoare hidraulice cu rotație continuă

Motoarele hidraulice cu rotaţie continuă sunt elemente de acţionare, care se poate roti continuu. În loc de a acţiona (sau împinge) lichidul (asemenea funcționării pompelor), motoarele sunt acţionate de către fluide. În acest fel, motoarele hidraulice dezvoltă cupluri şi produc mişcare de rotație continuă. Așa cum am precizat la început marea majoritate a tipurilor de pompe volumice rotative sunt reversibile, din punct de vedere al sensului transformării energetice adică, ele pot deveni motoare hidraulice dacă sunt alimentate cu lichid sub presiune fără modificări constructive esențiale. Aceste motoare pot fi clasificate după cum urmează: • motoare cu angrenaje:

- cu roți dințate cu angrenare exterioară; - cu roți dințate cu angrenare interioară; - cu șuruburi.

• motoare cu palete; • motoare rotative cu piston:

- cu pistonașe axiale; - cu pistonașe radiale.

2.3.3.1 Motoare cu roți dințate

Motoarele cu roți dințate sunt simple din punct de vedere constructiv.

Un motor cu roți dințate dezvoltă un cuplu din cauza presiunii hidraulice care acţionează asupra suprafețelor dinților roții. O vedere axionometrică a unui motor tipic cu roți dințate, cu capacul scos, este ilustrat în figura 2.18. Prin schimbarea direcţiei de curgere a fluidului prin motor, sensul de rotaţie al motorului poate fi inversat. Ca şi în cazul unei pompe cu roți dințate, volumul dislocuit al motorului cuprins între doi dinți vecini este fix. Motorul cu roți dințate nu este echilibrat în ceea ce priveşte presiunea. Diferența mare de presiune între intrare și ieșire (mult mai mare la intrare), solicită puternic arborele și lagărul, limitând astfel durata de viaț ă a lagărului motorului.

40

Fig. 2.18 Motor cu roți dințate cu angrenare exterioară

Motoarele cu roți dințate sunt în mod normal limitate la o presiune de

funcţionare de aproximativ 200 bar precum şi la o turație de 2400 rot/min. Pot fi alimentate cu un debit maxim de 550 de litri pe minut.

Motoare hidraulice pot fi, de asemenea, de tip cu roți dințate cu angrenare interioară. Aceste motoare pot funcţiona la turații şi presiuni mai mari. Ele au, de asemenea volume dislocuite mai mari decât motoarele cu angrenare exterioară. De asemenea motoarele cu surub, fac parte și ele din categoria motoarelor cu angrenaje. Ca şi în cazul pompelor, motoarele hidraulice de tip cu surub utilizează trei şuruburi de angrenare. Acesta are o funcţionare silenţioasă. Motoarele tip şurub pot funcţiona la presiuni de până la 210 bar şi pot avea volume dislocuite de până la 0,227 litri. Principalele avantaje ale motoarele cu roți dințate sunt: construcție simplă şi raport bun cost-eficienț ă. Ele, de asemenea, posedă toleranţă bună la impurități. Principalele dezavantaje: au randament mai mic şi pierderi de debit relativ mai mari.

2.3.3.2 Motoare cu palete

Construcţia internă la motoarelor cu palete este similară cu cea a unei pompe cu palete; cu toate acestea principiul de funcţionare diferă. Motoarele cu palete dezvoltă un cuplu dat de presiunea hidraulică care acţionează asupra suprafeței expuse a paletei. Figura 2.19 ilustrează funcţionarea de bază a unui motor hidraulic cu palete cu alimentare exterioară.

41

Fig.2.19 Motor cu palete dezaxat cu alimentare exterioară

Forț ă centrifugă apare atunci când rotorul începe să se rotească. Prin

urmare, paletele trebuie să aibe și alte mijloace decât forţa centrifugă pentru a menține contactul cu suprafața interioară a statorului. Unele modele folosesc arcuri, în timp ce alte tipuri de modele folosesc presiunea hidraulică. Acţiunea culisantă a paletelor formează camere etanșe, care transportă lichidul de la intrare la ieșire.

Fig. 2.20 Motor cu palete cu rotor dezaxat Fig. 2.21 Motor cu paleți cu rotor coaxial cu alimentare interioară cu statorul În figuria 2.20 se prezintă varianta constructivă de motor cu palete, cu rotor dezaxat cu alimentare interioară, unde s-au făcut notaţiile: 1- rotor; 2- lamele (palete); 3- carcasa motorului; 4- galeria de admisie; 5- galeria de evacuare. În fig. 2.21 este prezentat un motor cu rotor coaxial cu statorul, pentru care s-au făcut notațiile: 1- rotor; 2- stator; 3- lamele (palete); 4,5,6, și 7- fante de admisie-evacuare a uleiului. Fantele 4 şi 6 comunică prin canale interioare cu galeria de admisie, iar fantele 5 şi 7 cu galeria de evacuare.

42

Fig.2.22 Funcționarea motorului cu palete excentric

În figura 2.22 se prezintă grafic funcționarea motorului cu palete

excentric. După cum se observă lichidul exercită o forț ă mai mare asupra paletei de sus, deoarece el trece prin orificiul de admisie și ajunge pe o suprafaț ă expusă a paletei mai mare în partea superioară a motorului. Acest lucru duce la rotirea rotorului în sens invers acelor de ceasornic. De asemenea presiunea de admisie acționează pe o parte a rotorului, și deci încărcarea radială pe arbore este destul de mare. Totuși această problemă este îmbunătăţită în mare măsură folosind un motor cu rotor concentric așa cum s-a prezentat în fig.2.21. La acest tip de motor orificiile de admisie și evacuare sunt diametral opuse. Aici forţa care este exercitată pe o parte a lagărului este anulată de o forț ă egală, dar opusă de la orificiul de presiune situat diametral opus. Orificiile sunt de obicei, conectate la nivel intern, astfel încât numai o admisie şi evacuare sunt aduse în exterior. Motoarele cu palete sunt în general de tip cu rotor coaxial. Aceste motoare pot funcţiona la presiuni de până la 180 bar, precum şi turații de până la 4000 rpm. Motoarele de tip cu palete au pierderi interne de lichid şi prin urmare, nu sunt recomandate pentru utilizarea în sistemele servo.

2.3.3.3 Motoare cu piston Motoarele cu piston sunt, de asemenea, similare în construcţie cu pompele

cu piston. Cuplul motor este generat prin presiunea care acţionează la capetele de pistoane, respectiv în interiorul blocului cilindrului. La acest tip de motor hidraulic, pistoanele se destind, din cauza presiunii lichidului care acţionează asupra lor şi apoi descarcă lichidul. Mişcarea rectilinie a pistonului este transformată în mişcare de rotație a arborelui prin diferite mijloace, cum ar fi: un stator excentric, înclinarea axului motor sau cu ajutorul unei plăci înclinate. Motoarele cu piston sunt cele mai eficiente dintre toate motoarele hidraulice.

43

Acestea sunt capabile să funcţioneze la turații mari de 12000 rot/min şi, de asemenea, presiuni de până la 350-400 bar. Din punct de vedere constructiv motoarele cu piston se clasifică în două categorii:

1. Motoare cu pistoane radiale; 2. Motoare cu pistoane axiale.

Motoare cu pistoane radiale La motoarele cu pistoane radiale, rotaţia este produsă de pistoane radiale

care execută o mișcare de translație în rotor și o mișcare de rotație în statorul care este excentric faț ă de rotor. Figura 2.23 ne arată o secțiune într-un motor cu pistoane radiale.

Fig. 2.23 Motor cu pistoane radiale

Prin direcţionarea lichidului către jumătate din numărul de cilindri, axul

motorului funcționează ca o valvulă hidraulică staţionară şi forţează pistoanele la o mișcare de rotație. Cealaltă parte a axului permite pistoanelor în retragere să descarce lichidul. Pistoanele sub presiune se deplasează faţă de punctul unde statorul este cel mai îndepărtat de axa blocului cilindrilor. Blocul de cilindri şi arborele sunt conduse de pistoanele care primesc lichidul sub presiune. Pistoanele care nu sunt expuse la presiunea lichidului de alimentare, se apropie de axa blocului de cilindru şi returnează uleiul. Momentul de rotație la un motor hidraulic cu pistoane radiale este în funcţie de suprafaţa totală a pistonului precum şi de excentricitatea statorului faț ă de rotor. Aplicaţiile motorului hidraulic cu pistoane radiale sunt în general limitate la unităţile mai mari de putere. Motoare cu pistoane axiale

Într-un motor cu pistoane axiale, axa rotorului poate coincide cu axa comună a pistoanelor sau poate fi înclinată. Așadar se întâlnesc două tipuri de motoare cu pistoane axiale. Acestea sunt:

1. Motoare cu pistoane axiale cu placă înclinată (sau disc fulant)- la care

44

axul rotorului coincide cu axa pistoanelor; 2. Motoare cu pistoane axiale cu axă înclinată - la care axa rotorului este

înclinată faț ă de axa pistoanelor. 1. Motor cu pistoane axiale cu placă înclinată (disc fulant) Figura 2.24 ilustrează un model al motorului cu placă înclinată în care

arborele motorului şi blocul cilindrilor sunt centrate pe aceeaşi axă. Aici presiunea hidraulică care acţionează la capetele pistoanelor generează o reacţie faţă de o placă înclinată. Acest lucru duce la rotirea blocului cilindrilor cu un cuplu care este proporţional cu suprafaţa pistoanelor. Cuplul este de asemenea, o funcţie de unghiul de înclinare al plăcii. În general unghiul de înclinare al plăcii, determină dislocuirile volumice.

Figura 2.24 Funcționarea motorului cu disc înclinat

În unităţile de dislocuire variabilă, placa înclinată este montată într-o clemă oscilantă și se numește disc fulant.

Unghiul de înclinare al discului fulant poate fi modificat prin diverse mijloace, cum ar fi manual cu un mâner sau prin control servo. În cazul în care unghiul este mărit, capacitatea de cuplu este mărită, dar viteza de rotație a arborelui scade. Opririle mecanice sunt de obicei incluse în aşa fel încât capacitatea cuplului şi viteza rămân în limitele prevăzute. Funcţionarea unității de dislocuire variabilă este ilustrată în figurile 2.25 (a) şi (b).

45

Fig. 2.25 Variaţia deplasării motorului cu disc fulant

Pistonul este conceput fie ca o unitate de dislocuire fixă fie ca una variabilă. Unghiul de înclinare al plăcii, determină în general, volumul cilindrilor motorului.

2. Motoare cu pistoane axiale cu axă înclinată La aceste motoare de asemenea, cuplul este generat de presiunea care

acţionează asupra pistoanelor în mișcarea alternativă. Cu toate acestea, blocul cilindrilor şi arborele de antrenare sunt montate la un unghi unul faţă de cealalt, astfel încât forţa se exercită pe flanșa arborelui de transmisie.

2.3.3.4 Motoare electro-hidraulice cu pas Un motor electro-hidraulic cu pas (EHSM) este un dispozitiv, care

foloseste un mic motor electric cu pas pentru a controla puterea foarte mare disponibilă dintr-un motor hydraulic, (fig.2.26).

Se compune din trei componente: 1. Motor electric cu pas; 2. Valvulă servo-hidraulică; 3. Motor hidraulic.

46

Fig. 2.26 Motor cu pas electro-hidraulic

Aceste trei componente independente, atunci când sunt integrate într-un

mod special, produc un cuplu mare de ieşire, care este de câteva sute de ori mai mare decât cel al unui motor electric cu pas. Acest motor este cuplat direct la un traducator rotativ al valvulei de servoasistare. Cuplul de ieşire din motorul electric trebuie să fie capabil să depăşească forţele de debit în supapa servo. Forţele fluxului în supapa servo sunt direct proporţionale cu debitul prin supapă. Cuplul necesar pentru funcţionarea traductorului rotativ este dependent de recuperarea fluxului în supapa servo. Motorul hidraulic este cea mai importantă componentă a sistemului EHSM. Caracteristicile de performanţă ale motorului hidraulic determină performanţele EHSM. Acestea sunt de obicei utilizate pentru controlul cu precizie al vitezei și poziției. Capacităţile lor de putere se situează între 3.5 CP (2,6 kW) şi 35 CP (26 kW). Aplicaţiile tipice includ unităţi de stocare textilă, fabrici de hârtie, sisteme de stocare automată, maşini-unelte, unităţi transportoare, dispozitive de ridicare, etc.

2.3.4 Motoare hidraulice liniare (Cilindrii hidraulici)

2.3.4.1 Consideraţii generale Un sistem hidraulic se referă, în general, la mişcarea, prinderea şi la

aplicarea de forţe unui obiect. Obiectele care realizează acest lucru se numesc elemente de acţionare. Acestea sunt componente care convertesc puterea hidraulică în putere mecanică. Motoarele hidraulice liniare, deplasează sau aplică o forţă unui obiect în linie dreaptă. Acestea sunt cunoscute ca cilindri hidraulici.

47

Cilindrii hidraulici sunt elemente de acţionare liniare a căror forţă sau mişcare se aplică în linie dreaptă. Rolul lor este de a converti puterea hidraulică în putere mecanică. Pentru a completa un ciclu, cilindrii hidraulici trebuie să se extindă şi să se retragă. Aplicaţiile lor cuprind mișcări de tracțiune, împingere, basculare şi presare. Tipul de cilindru folosit, împreună cu schema sa, se bazează pe o aplicaţie anume. Cel mai simplu element de mişcare liniar este cilindrul hidraulic prezentat în figura 2.27.După cum se observă, are doar o singură cameră cu fluid şi exercită forţa într-o singură direcţie. Acești cilindrii hidraulici sunt folosiți pe scară largă în sistemele unde este nevoie de stabilitate la forțe mari. În general ei sunt practici la curse lungi şi sunt folosiți la cricuri, lifturi, etc.

Cilindrii hidraulici sunt clasificaţi în: • cilindri cu simplă acţiune; • cilindri cu dublă acţiune. În continuare se vor analiza aceste două tipuri de cilindri hidraulici în ceea

ce priveşte proiectarea, construcţia şi folosirea practică.

2.3.4.2 Cilindrul hidraulic cu simplă acţiune Cilindrul cu acţiune simplă este presurizat la un capăt, în timp ce la celălalt

capăt este deschis în atmosferă sau într-un tanc. Sunt proiectaţi simplu şi într-o aşa manieră încât un dispozitiv asemănător unui arc îi retrage. În figura 2.28 este reprezentată cea mai simplă formă de cilindru cu simplă acţiune.

Fig. 2.27 Cilindru hidraulic

48

Un cilindru cu simplă acţiune se compune dintr-un piston aflat într-o carcasă cilindrică, numită cilindru. La un capăt al pistonului este o tijă, care se extinde în exteriorul unuia dintre capetele cilindrului (capătul tijei). La celălalt capăt (capătul liber) este un orificiu pentru intrarea şi ieşirea uleiului.

Figura 2.28 Cilindrul hidraulic cu acţiune simplă

Un cilindru cu acţiune simplă este presurizat la un capăt, şi de aceea poate

exercita forţa doar în direcţia de extindere pe măsură ce lichidul intră prin capătul liber al cilindrului. Celălalt capăt se află în atmosferă sau într-un bazin, cu alte cuvinte aceşti cilindri nu se destind hidraulic. Această destindere se obţine în acest caz folosind gravitaţia sau incluzând un arc la capătul tijei.

Forţa aplicată pe piston depinde atât de suprafaţa acestuia cât şi de presiunea aplicată. Această forţă se poate calcula folosind ecuaţia următoare:

2rpF ××= π ,unde F este forţa aplicată (N), p este presiunea (Pa) şi r este raza cilindrului (metri).

2.3.4.3 Cilindrul hidraulic cu dublă acţiune Cilindrii hidraulici cu dublă acţiune sunt cei mai folosiţi cilindrii din

aplicaţiile hidraulice. Aici presiunea poate fi aplicată oricărui orificiu, în ambele direcţii. Datorită acestui lucru aceşti cilindri au suprafeţe inegale de expunere în timpul extinderii şi al retragerii, numindu-se datorită acestui lucru cilindri diferenţiali. Această reducere în suprafaţa utilă este produsă de suprafaţa tijei care reduce suprafaţa pistonului în timpul retragerii acestuia. Cum, în timpul extinderii, este nevoie de mai mult lichid pentru a umple partea cilindrului fără tijă, operaţia este mai lentă. Dar, datorită suprafeţei utile mai mari, este generată o forţă mai mare la extindere. În timpul retagerii, aceeaşi cantitate de lichid va deplasa

49

pistonul mai repede datorită volumului redus de lichid deslocuit de tijă. Dar, suprafaţa redusă în această operaţie, duce la generarea unei forţe mai mici.

Fig. 2.29 Schema unui cilindru hidraulic cu dublă acţiune

Cilindrul hidraulic se compune din cinci componente de bază: două capete (unul de bază şi unul pivot) conectate la două orificii, cilindrul propriu-zis, un piston şi tija. Acest tip de construcţie este de bază deoarece ambele capete şi pistonul rămân aceleaşi, indiferent de lungimea cilindrului. Capetele pot fi prinse de cilindru prin sudare sau prin filet.

Suprafaţa interioară a cilindrului trebuie să fie foarte netedă pentru a preveni uzura sau scurgerea. În general, este folosit un tub de oţel dintr-o singură bucată. În sisteme unde este folosit rar sau unde vine în contact cu materiale corozive se foloseşte un cilindru realizat din inox, aluminiu sau alamă.

Pistoanele sunt făcute, de obicei, din aluminiu sau oţel turnat. Pistonul, pe lângă rolul de a transmite forţă tijei, mai are şi rolul de a acţiona ca un pivot alunecător în cilindru şi de a separa zona de înaltă presiune faț ă de cea de joasă presiune. Garniturile sunt folosite de obicei între piston şi cilindru. Câteodată, atunci când sunt acceptate unele mici scurgeri, garniturile nu mai sunt folosite. De obicei se depune o peliculă pe suprafaţa cilindrului (de obicei din bronz), care devine astfel la fel de şlefuit ca şi cilindrul.

Fig. 2.30 Secţiune mărită a unui capăt de pivot sudat de cilindru

Orificiu de retragere

50

Suprafaţa tijei este scoasă în atmosferă în timpul extinderii şi de aceea este expusă murdăriei, umezelii sau coroziunii. În timpul retragerii, aceşti factori contaminanţi pot pătrunde în interior, dând naştere la multe probleme. De obicei, la confecționarea tijelor pentru puteri mari se foloseşte un aliaj oţel-crom. De asemenea acest aliaj este rezistent și la coroziune.

Pentru a îndepărta particulele de praf, aceşti cilindri sunt prevăzuţi la capăt cu o garnitură de ştergere. În atmosfere cu mult praf, şi garnitura externă a membranei poate preveni intrarea prafului. Montajul garniturii este indicat în figura 2.31.

a) b)

Fig. 2.31 Garnituri de etanşare (a) şi garnituri inelare şi tip „O” (b)

Pentru a preveni scurgerea lichidului pe lângă tija din camera cu presiune mare, este pusă în spatele pivotului o garnitură inelară internă. În unele scheme, garnitura de etanșare şi cea a pivotului sunt unite pentru a simplifica întreţinerea. Tija este, de obicei, ataşată de piston printr-un filet. Pentru a preveni scurgerea de-a lungul tijei sunt folosite garnituri de capăt. Acestea iau rolul garniturilor tijei sau pistonului și acţionează ca garnituri statice de tip „O” în jurul tijei, după cum se arată în figura 2.31 (b).

Ideal, cursa unui cilindru cu simplă acțiune trebuie să fie mai scurtă decât lungimea sa, sub un raport extindere/retragere de 2:1. Unde este puţin spaţiu se poate folosi un cilindru telescopic. În figura 2.32 este descris un astfel de cilindru cu dublă acţiune cu două pistoane.

Fig. 2.32 Cilindru cu dublă acţiune (cu două etape)

Orificiu de retragere

51

Pentru a extinde tija, lichidul sub presiune este introdus prin orificiul A. Este aplicat la ambele capete ale pistonului 1 prin orificiile X şi Y, dar diferenţa de suprafaţă dintre lateralele pistonului 1 face ca pistonul să se deplaseze spre dreapta.

Pentru a retrage tija, lichidul este introdus prin orificiul B. Când pistonul 2 este împins complet spre stânga, orificiul Y ajunge în legătură cu B, aplicând presiune pe partea dreaptă a pistonului 1 care se retrage.

2.3.4.4 Amortizarea cilindrilor Capetele cilindrilor sunt în general confecționate din aluminiu sau oțel

turnat cu orificii cu filet. Aceste capete trebuie să reziste şocurilor pistonului. Aceste şocuri nu se datoreză doar presiunii lichidului, dar şi energiei cinetice a părţilor mobile ale pistonului şi ale sarcinii. Aceste şocuri pot fi reduse prin valve de amortizare încastrate în capete.

Efectul amortizării cilindrului este descris în figura 2.33. După cum se arată în figură, decelerarea începe atunci când plonjorul conic intră în deschiderea din capăt, acest lucru ducând la o reducere a debitului de evacuare, din cilindru spre orificiu. În timpul etapei finale a cursei, lichidul trebuie evacuat printr-o deschidere ajustabilă. Amortizarea schiţată cuprinde, de asemenea, şi o valvă de verificare pentru a permite trecerea liberă a lichidului spre piston în timpul schimbării direcţiei.

Fig. 2.33 Operaţia de amortizare a cilindrului

52

Trebuie să se ţină seama de presiunea maximă produsă de această amortizare la capătul cilindrului, deoarece orice creştere excesivă de presiune poate duce la avarierea pistonului.

2.3.4.5 Montaje cu cilindri hidraulici Există mai multe tipuri de montaje cu cilindri hidraulici (fig.2.34). Capătul

tijei este, de obicei, prevăzut cu filet ca să poată fi ataşat direct de sarcină, de basculantă sau de alte dispozitive.

Fig. 2.34 Mecanisme cu pârghii combinate cu cilindri hidraulici

53

Deoarece folosirea mecanismelor cu pârghii este foarte răspândită, aplicaţiile cu cilindri hidraulici sunt limitate doar de inventivitatea proiectanţilor. Aceste mecanisme pot transforma mişcarea liniară în mişcare oscilantă sau în mişcare circulară.

În fig.2.34 sunt prezentate o serie de mecanisme cu cilindrii hidraulici folosite în aplicaţiile moderne.

Pentru a uşura munca cu aceste mecanisme, au fost construite diferite tipuri de montaje pentru cilindri hidraulici, așa cum se observă în figura 2.35).

Fig. 2.35 Diferite tipuri de montaje de cilindri

Problema apăsărilor laterale în cilindrii hidraulici, datorată deplasării de la

coaxalitate, este un punct foarte discutat deoarece contează foarte mult în evaluarea fiabilității şi a performanţei cilindrului. Eforturi variate au fost făcute de producătorii de cilindri hidraulici pentru a rezolva această problemă şi după multe încercări, au înțeles faptul că este aproape imposibil să se realizeze o coaxialitate perfectă în cilindrii hidraulici.

În figura următoare (fig.2.36) este o schemă tipică a unui montaj de cilindru hidraulic, folosit pentru a micşora efectele acestei probleme.

Fig. 2.36 Montaj de cilindru hidraulic folosit pentru a micșora efectele coaxialității imperfecte

54

Avantajele folosirii acestor accesorii de montaj sunt: • montarea uşoară; • reducerea legăturilor cilindrului şi a alunecării laterale; • acceptarea unui centru de rotaţie universal; • reducerea uzurii lagărelor şi tubulaturilor; În figura 2.37 este prezentat un pachet hidraulic unic şi compact, numit de

producătorul său Power-Pak.

Fig.2.37 Pachet hidraulic Pawer Pak

Furnizează forţă în situaţii care cer dimensiuni mici şi putere mare. Pentru

a asigura flexibilitate în operare este furnizat şi un selector de viteză şi putere. Această dispunere constă dintr-un cilindru hidraulic de mare putere, un motor electric reversibil, o pompă reversibilă, un rezervor şi un sistem de valve automate. Acest pachet reprezintă un sistem hidraulic complet, cu un design simplu şi uşor de operat.

55

CAPITOLUL 3

APARATAJUL DE DISTRIBUȚIE

3.1 Aparatajul de distribuție Înainte de a ajunge în motorul hidraulic, lichidul purtător al energiei

hidrostatice produs de pompă traversează o serie de elemente hidraulice reunite în aparate cu funcţiuni standard de distribuţie (distribuitoare şi supape de sens), de reglare a presiunii (supape de presiune) şi de reglare a debitului (supape de debit sau rezistenţe hidraulice).

3.1.1 Definiţie și clasificare Distribuitoarele hidraulice sunt aparate ce au rolul de a repartiza debitele de lichid pe circuite în conformitate cu ciclul de lucru al hidromotoarelor alimentate. Echipamentul de distribuţie trebuie să asigure simplitate şi siguranţă în exploatare, rezistenţe locale şi pierderi prin frecare minime, pierderi de debit reduse, comandă uşoară, fără eforturi şi deplasări mari, sensibilitate mare la schimbarea regimului de lucru. Totodată el trebuie să realizeze inversarea sensului liniştit, fără şocuri, într-un timp cât mai scurt.

Din punct de vedere constructiv aparatajul de distribuţie poate fi clasificat astfel:

• Robinete distribuitoare; • Distribuitoare cu bilă; • Distribuitoare sertar.

3.1.2 Robinete distribuitoare

Robinetele distribuitoare sunt folosite de obicei pentru inversarea sensului de deplasare al hidromotoarelor sau în schemele hidrostatice de automatizare. Din punct de vedere constructiv robinetele distribuitoare se pot clasifica în:

- Robinete distribuitoare cu patru căi; - Robinete distribuitoare cu opt căi.

Robinetul distribuitor cu patru căi (fig.3.1.a), este compus din plunjerul 1, corpul distribuitorului 2 şi maneta 3. Plunjerul prezintă patru degajări circulare,

56

unite două câte două prin orificiile a şi b, plasate în plane diferite. Pe poziţia A a manetei 3, pompa P refulează uleiul în camera B a hidromotorului MH. Uleiul din camera A se va scurge prin orificiul a în tanc. Se asigură deplasarea într-un sens a hidromotorului. Rotind maneta 3 de pe poziţia A pe poziţia B, pompa P va refula ulei prin degajarea circulară a plunjerului (ce face legătura între orificiile P și A ale robinetului distribuitor) în camera A a hidromotorului MH. Uleiul din camera B se va scurge în tanc prin orificiul b. Se inversează astfel sensul de deplasare al hidromotorului liniar. Aceste robinete sunt folosite de obicei până la presiuni de 80 ... 120 bar şi debite relativ mici.

În cazul în care plunjerul obturează orificiul pompei P prin pragul dintre două degajări circulare, atunci asupra lui acţionează o forţă importantă, orientată radial. Ca atare, acest distribuitor în momentul comutaţiei nu este echilibrat hidrostatic radial.

Forţe importante ce acţionează asupra plunjerului distribuitorului îngreunează comutarea, măreşte momentul de acţionare, conducând şi la creşterea forţei de frecare dintre plunjer şi corp cu efecte asupra uzurii acestor elemente.

a) b)

Fig. 3.1 Robinete distribuitoare

Distribuitorul cu opt căi (fig.3.1 b) are aceeaşi construcţie principală, plunjerul sub forma unui pătrat cu laturile teşite distribuind uleiul prin orificiile plasate în corp. Corpul distribuitorului prezintă un număr dublu de orificii pentru pompa P, tancul T şi camerele A şi B ale hidromotorului. Orificiile cu aceeaşi funcţie, respectiv legate la aceleaşi conducte, sunt plasate diametral opus. Astfel, acest distribuitor este perfect echilibrat radial. Forţa de acţionare a lui este mai redusă, frecările mai mici şi deci uzuri mai mici. Totodată cu acest distribuitor pot fi comandate simultan două hidromotoare.

57

3.1.3 Distribuitoare cu bilă (cu scaun)

Distribuitoarele cu bilă au marele avantaj că asigură o etanşare foarte bună. De aceea se indică a fi folosite la presiuni mari şi foarte mari (până la 630 bar). Sub aspect constructiv, însă, ele prezintă inconvenientul necesităţii echilibrării suplimentare hidrostatice a bilelor, pentru asigurarea comutării. Distribuitoarele cu bilă sunt realizate în două variante diferenţiate din punct de vedere funcţional:

• Distribuitoare cu bilă tip 3/2: - cu o bilă; - cu două bile;

• Distribuitoare cu bilă tip 4/2. Simbolizarea distribuitoarelor sub forma unei fracţii ordinare, indică faptul

că numărătorul reprezintă numărul căilor hidraulice racordate la distribuitor şi numitorul reprezintă numărul fazelor pe care le realizează distribuitorul.

3.1.3.1 Distribuitoare de tip 3/2 cu o bilă

Distribuitorul tip 3/2 cu o bilă (fig. 3.2) este construit din bila 1, acţionată de către tija 2 a distribuitorului, pe care se află pistonul 3. Bila este presată pe scaunul distribuitorului, prin resortul 4. În poziţia din figură, pompa refulează ulei în conducta A.

a) b) Fig. 3.2 Distribuitor 3/2 cu o bilă

Deplasând bila 1, prin intermediul tijei 2, pe poziţia din dreapta, uleiul

refulat de pompă nu mai pătrunde în camera A, în schimb camera A este pusă în legătură cu tancul T. Ca atare, distribuitorul realizează două faze: P – A, A – T. Datorită presiunilor mari din conducta pompei, deplasarea bilei de pe scaunul din stânga pe cel din dreapta s-ar face dificil, în absenţa legăturii „c”.

58

Pentru diminuarea forţei de acţionare, pe tija 2 este plasat pistonul 3. Camera „a” este pusă în legătură cu conducta pompei. Astfel pistonul 3 serveşte la ehilibrarea forţelor hidrostatice pe tija 2 a bilei. Forţa de apăsare a bilei pe scaun este dată numai de resortul 4 nu şi de presiunea din sistem, cu toate că bila se află în camera în care pompa P refulează. Simbolizarea distribuitorului este prezentată în figura 3.2.b. Acest distribuitor asigură spaţiul A în poziţie normală sub presiune. Inversând însă conducta P cu T se obţine spaţiul A în poziţie normală la rezervor. În procesul comutării, respectiv atunci când bila de pe scaunul stânga trece pe scaunul dreapta, pentru un scurt timp pompa refulează la tanc prin spaţiul creat în jurul bilei, astfel că presiunea în sistem se reduce treptat ca apoi camera A să rămână legată la tanc. Prin urmare, pompa P comunicând un timp scurt cu tancul T în momentul comutării, se asigură reducerea şocului de presiuni realizându-se aşa numita „cuplare elastică”. „Cuplarea elastică” este încă unul din marile avantaje ale distribuitoarelor cu bilă. Distribuitorul tip 3/2 cu o bilă, în condiţiile presiunilor şi debitelor mari de lucru are o funcţionare mai puţin promptă, căci camera „a” suportă perturbaţiile presiunii din timpul comutării. Se preferă în această situaţie folosirea distribuitoarelor 3/2 cu două bile.

3.1.3.2 Distribuitoare de tip 3/2 cu două bile

Acest distribuitor (fig. 3.3), se compune din două bile 1 şi 2. Între aceste bile se află tija 3.

Comanda distribuitorului se face de la tija de comandă 7. Bilele sunt echilibrate hidrostatic axial de servomotorul cu pistonul 6. În poziţia normală a distribuitorului sub acţiunea forţei dezvoltate de resortul 4 prin tachetul 5, bila 2 etanşează fiind apăsată pe scaun. Bila 1 este ridicată de pe scaun, astfel conducta A este în legătură cu tancul T. Acţionând tija 7, pentru realizarea comunicării, bilele 1 şi 2 se vor deplasa spre dreapta.

Fig. 3.3 Distribuitor 3/2 cu două bile

59

Pentru un scurt timp pompa P comunică cu tancul T reducând şocul de presiune din sistem, realizându-se astfel „comutarea elastică”. Apoi bila 1 etanşează pe scaunul ei, iar bila 2 se ridică de pe scaun. Se obţine faza a doua a distribuţiei când pompa P comunică cu conducta A, conducta T fiind închisă. Întrucât schema de distribuţie este aceeaşi, simbolizarea acestui distribuitor este aceeași ca a distribuitorului 3/2 cu o bilă.

3.1.3.3 Distribuitor cu bilă de tip 4/2

Ditribuitorul (fig.3.4) este format din două etaje I şi II, pe fiecare etaj aflându-se câte o bilă 1, respectiv 6. Bila 1 este echilibrată datorită servomotorului cu pistonul 3, prin administrarea uleiului sub presiune din conducta pompei P prin conductele „a” şi „b”.

b)

a) c) Fig. 3.4 Distribuitor cu bilă tip 4/2

Pe etajul II, bila 6 este fixată pe scaunul din dreapta, de servomotorul cu pistonul 7 prin tija 8. Diametrul D2 al servomotorului este mai mare decât diametrul D1 al scaunului bilei 6.

În poziţia normală a distribuitorului (fig.3.4.a), pompa P refulează uleiul prin conducta a, etajul I, conducta c în circuitul A. Circuitul B, prin etajul II comunică cu tancul T. Bila 1 se află pe scaunul din stânga sub acţiunea forţei din resortul 2, iar bila 6 se află pe scaunul dreapta sub acţiunea forţei dezvoltată de servomotorul cu pistonul 7.

În faza a doua de distribuţie prin intermediul tijei 5 se deplasează bila 1 pe scaunul din dreapta. Forţa necesară deplasări bilei 1 de pe scaunul stânga pe

60

scaunul dreapta este mică, având valoarea necesară numai comprimării arcului 2, întrucât etajul I al distribuitorului este echilibrat hidrostatic prin pătrunderea uleiului în conducta „b” şi acţiunea sa asupra pistonului 3.

Prin deplasarea bilei 1 pe scaunul dreapta conducta A este pusă în legătură cu tancul T prin etajele I şi II ale distribuitorului şi conducta „d”. Scăzând presiunea în conducta A şi presiunea asupra pistonului 7 se reduce. Sub acţiunea presiunii din conducta pompei P, bila 6 se va muta de pe scaunul dreapta pe scaunul stânga, aşa încât pompa P va refula uleiul în camera B. Se asigură în acest fel comutarea, respectiv trecerea la faza a doua de distribuţie.

La unele constucţii de distribuitoare de acest tip, în locul bilelor pot fi folosite plunjere 9, aşa cum se arată în figura 3.4 b. Simbolizarea distribuitorului este prezentată în figura 3.4 c.

Având în vedere avantajele distribuitoarelor cu bilă, acestea sunt recomandate la presiuni mari şi foarte mari de acţionare, şi la debite de lucru ale instalaţiilor hidraulice cu valori mari şi foarte mari.

3.1.4 Distribuitoare cu sertar (sertare distribuitoare)

Sertarele distribuitoare reprezintă unele dintre distribuitoarele cele mai răspândite în sistemele de acţionare hidrostatică.

Principalele avantaje ale acestor distribuitoare sunt: ü Formă constructivă şi tehnologică simplă; ü Echilibrare foarte bună a presiunii pe direcţie axială şi

circumferenţială; ü Darorită echilibrării presiunii, au un randament de cuplare mare,

respectiv forţa de acţionare pentru realizarea comutării este redusă; ü Asigură o multitudine de funcţii de comandă.

Sertatele distribuitoare au însă şi unele dezavantaje dintre care principalul dezavantaj îl constituie etanşarea mai redusă, mai ales la presiuni mari şi vâscozităţi mici ale agentului motor. Acest aspect este datorat jocului funcţional existent între plunjer şi corpul sertăraşului. Din acest motiv, respectiv datorită pierderilor volumice prin ajustajul format de plunjer şi corpul sertăraşului, aceste distribuitoare nu se recomandă a fi utilizate la presiuni mai mari ca 350 bar.

Sertăraşele distribuitoare, numite şi distribuitoare cu piston sunt construite deci, dintr-un plunjer (piston cu umeri), corpul sertăraşului şi sistemul de comandă.

61

2 canale 3 canale 4 canale

5 canale

8 canale

Fig. 3.5 Clasificarea distribuitoarelor în funcție de numărul de canale

3.1.4.1 Clasificarea distribuitoarelor hidraulice cu sertar

Distribuitoarele hidraulice se pot diferenţia funcţie de: Ø Numărul de canale ale distribuitoarelor de tip sertar cilindric, (fig.

3.5): - cu două canale; - cu trei canale; - cu patru canale; - cu cinci canale; - cu opt canale.

Distribuitoarele standard, pornind de la criterii de eficienţă a fabricaţiei, se produc aproape exclusiv cu cinci canale.

Ø Schema hidraulică de distribuţie: - cu două poziţii de lucru; - cu trei poziţii de lucru;

62

- cu cinci poziţii de lucru. Ø Natura comenzii de comutare:

- manuală; - hidraulică; - pneumatică; - electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ); - electrohidraulică.

Ø Numărul de unităţi (secţiuni) de distribuţie asociate: - distribuitoare individuale; - distribuitoare multiple, în construcţie:

- monobloc; - baterie, prin asocierea directă a secţiunilor; - baterie, prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor plăci de

bază unificate. Ø Construcţia organului mobil:

- distribuitoare cu sertar de translaţie (este cea mai răspândită construcţie); - distribuitoare cu supape; - distribuitoare cu robinet de rotaţie.

În figura 3.6 este prezentat un distribuitor cu trei poziţii numit uneori şi distribuitor cu plunjer cu doi umeri.

Pompa P poate refula uleiul în camera C1 sau în camera C2, funcţie de poziţia plunjerului în corpul distribuitorului.

Fig. 3.6 Distribuitor cu trei poziții

Camera inactivă, în care nu refulează pompa, este legată de rezervor prin

conductele R1 şi R2. Prin urmare, distribuitorul prezintă trei camere (poziţii): a, b şi c. Acest distribuitor are însă un dezavantaj şi anume camerele b şi c suferă în timpul comutării perturbaţiile de presiune din camerele C1 şi C2.

63

De asemenea, forţa aplicată tijei plunjerului, forţa de comandă, este afectată de variaţiile de presiune de pe capetele plunjerului din camerele b şi c.

Pentru evitarea acestui dezavantaj sunt construite distribuitoare cu cinci camere.

3.1.4.2 Poziţii de comutare

În figura 3.7 sunt prezentate câteva soluţii constructive de distribuitoare cu sertar. Distribuitoarele 4/3 din figura 3.7 sunt cel mai des întâlnite distribuitoare.

a)

b)

c)

d)

64

e)

Fig. 3.7. Exemple de distribuitoare hidraulice

3.1.4.3 Centrarea sertarelor distribuitoare La distribuitoarele cu trei poziţii este necesar ca poziţia din mijloc să fie precisă şi stabilă în corpul distribuitoarului. Centrarea sertarelor distribuitoare reprezintă asigurarea unei poziţii centrale sigure a plunjerului pe mijlocul sertarului distribuitor. Din punct de vedere constructiv, centrarea poate fi realizată cu arc sau hidraulic. La unele construcţii, acţionate manual centrarea poate fi făcută cu un mecanism exterior, care să asigure indexarea tijei sertarului distribuitor, conform cu poziţiile lor de funcţionare.

• Centrarea cu arcuri Aceasta constă în plasarea pe capetele plunjerului, a şaibelor 3 şi 4 susţinute de către arcurile 1 respectiv 2, ca în figura 3.8.

Fig. 3.8

Fig. 3.9

Cele două şaibe au rolul de a asigura poziţia de mijloc a plunjerului sertarului distribuitor. Deplasarea acestuia pe poziţia stânga sau dreapta este realizată hidraulic alimentând cu presiune camerele extreme ale sertarului distribuitor prin conductele de comandă x şi y. Din punct de vedere constructiv, este necesar ca lungimea plunjerului între umerii extremi să fie egală cu lungimea corpului sertarului între camerele laterale.

65

• Centrarea hidraulică Centrarea hidraulică (fig.3.9) constă în plasarea de o parte şi de alta a plunjerului, în camerele laterale, a două șaibe hidraulice 1 şi 2. Acestea au rolul unor pistoane care, sub acţiunea presiunii agentului motor, trimis prin conductele x şi y, să asigure poziţia de mijloc a plunjerului. Suprafaţa activă a şaibelor 1 şi 2, supusă presiunii, fiind mai mare decât suprafaţa plunjerului din aceste camere, se va asigura, sub acţiunea forţelor hidrostatice, echilibrul, respectiv centrarea plunjerului, chiar dacă valorile presiunilor din cele două camere K1 şi K2 nu sunt riguros aceleaşi. În cazul în care sunt prevăzute şi resoartele 3 şi 4, sertarul distribuitor poate asigura o centrare combinată, hidraulică şi/sau cu arc. Şaibele hidraulice 1 pot drena uleiul scăpat prin neetanşeitaţi, prin degajarea b, care apoi, printr-un orificiu, ajunge în degajarea circulară a, de unde este scurs prin conducta D spre rezervor.

3.1.4.4 Poziţii de trecere Plunjerul sertarului distribuitor, închide sau deschide degajările practicate în corpul sertarului. În funcţie de modul în care se închid sau se deschid degajările din corp, de către umerii plunjerului, există sertare cu acoperire pozitivă, negativă sau nulă. În cazul sertarelor cu acoperire pozitivă (fig.3.10.a) cota x1 este mai mică decât cota x2.

a)

b)

Fig. 3.10

66

Ca atare, întâi se închide conducta R a rezervorului şi apoi se deschide conducta A. Dacă iniţial, sistemul hidraulic era fără presiune întrucât conducta pompei refula uleiul în rezervorul R, în timpul comutării, după ce plunjerul a parcurs distanţa x1, presiunea creşte până în momentul deschiderii camerei A. Pompa P va realiza un vârf de presiune la comutare, mărimea acestuia depinzând timpul de comutare şi de debitul pompei. Şocul de presiune ce apare la comutare, în anumite cazuri poate fi dăunător. Camera A nu comunică cu rezervorul întrucât cota x2 este mai mare decât cota x1. Dacă organul de lucru ar fi în poziţie verticală el nu va putea să cadă sub greutatea proprie deoarece camera este fie obturată, fie legată la circuitul de refulare al pompei. Deci, acoperirea pozitivă prezintă dezavantajul şocului de presiune la comutare, în schimb, asigură fiabilitatea organelor de lucru. Acoperirea negativă (fig.3.10.b), se asigură atunci când cota x1 este mai mare decât cota x2. Ca atare la comutare, pentru scurt timp, toate conductele P, T şi A sunt în legătură. Astfel, camera A va fi pusă sub presiune treptat, presiunea crescând de la valoarea zero – presiunea rezervorului – la valoarea presiunii de refulare a pompei. Se asigură astfel o cuplare moale, fără şocuri de presiune. Camera A însă, nu trebuie să fie racordată la un motor hidraulic care ar deplasa un organ de lucru pe verticală, pentru că nu se asigură protecţia privind căderea sub greutatea proprie a acestuia. Uneori pentru sarcini mari de acţionare, în cazul acoperirii negative, pot apărea mişcări nedorite la hidromotor. Simbolizarea distribuitoarelor cu acoperire pozitivă și a celor cu acoperire negativă este prezentată în figura 3.10 a) și respectiv în figura 3.10 b). La unele simboluri ale sertarelor distribuitoare, prin linii punctate, în poziţia fazei de mijloc, se arată poziţia de trecere. Acoperirea nulă este realizată pentru x1 = x2. Ea este folosită de obicei la servodistribuitoare, ca de exemplu, la distribuitoarele sistemelor de copiere hidraulică.

3.1.4.5 Frânarea comutării Majoritatea sertarelor distribuitoare sunt realizate în varianta cu acoperire pozitivă. În felul acesta se reduc pierderile de debit ca urmare a scăpării uleiului prin jocul dintre sertar şi corp.

Circuitele A şi B se deschid brusc, iar pompa P refulează uleiul la presiune maximă în aceste circuite. Prin urmare, apar şocuri importante de presiune cu efecte dinamice nedorite asupra acţionării. Soluţii pentru diminuarea şocurilor de presiune în timpul comutării sunt prezentate în figura 3.11 a) prin depresurizarea

67

pompei la trecerea prin poziţie neutră, sau prin modificări constructive aduse muchiilor sertarelor (fig.3.11 b, c şi d).

b)

c)

a) d)

Fig. 3.11 Muchiile sertarului distribuitor pot fi realizate în variantă uşor conică, cu racordare sau cu crestătură, astfel încât, prin deplasarea plunjerului se deschid fantele corespunzătoare trecerii uleiului spre circuitele A şi B treptat, debitul administrat acestor circuite creşte continuu, iar vârful de presiune se reduce. O altă soluţie (fig.3.12), constă în plasarea unei rezistenţe hidraulice 1, ce leagă camerele a şi b din extremitatea plunjerului. La deplasarea acestuia, uleiul din una din camere este obligat să treacă prin duza (jiclorul) 1 a rezistenţei hidraulice, limitând în felul acesta debitul scurs dintr-o cameră în alta, și micşorând astfel viteza de deplasare a plunjerului în timpul comutării.

Fig. 3.12 Fig. 3.13

68

Camerele a şi b se deschid progresiv şi vârfurile de presiune se reduc. Timpul de cuplare este stabilit în acest caz de diametrul interior al orificiului 1. Comanda sertarului se face mecanic sau electric din exteriorul acestuia.

3.1.4.6 Forţe dinamice de comutare În timpul comutării, uleiul este obligat să treacă prin fanta creată între umărul plunjerului şi degajarea din corpul sertarului. Forţele dinamice, ca urmare a curgerii agentului motor, apar în zona creată între umărul plunjerului şi degajarea din corp atunci când debitul de ulei este laminat prin aceasta (fig.3.13). Forţa dinamică se manifestă sub unghiul ε în raport cu axa plunjerului.

Această forţă poate fi calculată din legea variaţiei impusului:

)()( Vvdtdmv

dtdFd ρ== (1)

în care:V – volumul de ulei; m – masa agentului motor; ρ – densitatea agentului motor; v – viteza de curgere. Forţa axială, ca rezultantă a forţelor dinamice, aplicată în lungul axei plunjerului are expresia:

dtdvVv

dtdVFa ρερ += cos (2)

unde: ε – unghiul forţei dinamice în raport cu axa plunjerului. Relaţia (1) se mai poate scrie:

dtdvlSQvFa ρερ +⋅= cos (3)

unde: Q – debitul agentului motor; S – suprafaţa de trecere.

Deci: dtdQlQvFa ρερ +⋅= cos (4)

La sertarele distribuitoare, unghiul ε este cuprins, de obicei, între 21o – 69o. Din relaţia (4) se observă că forţa axială ca urmare a curgerii agentului motor prin sertarul distribuitor, este proporţională atât cu debitul ce trece prin sertar, cât şi cu viteza de variaţie a debitului. În figura 3.14 se prezintă variaţia forţei axiale, debitului şi căderii de presiune în funcţie de deschiderea x a sertarului distribuitor.

69

Fig. 3.14 Fig. 3.15 Fig. 3.16 Se observă că pentru deschideri mici, debitul are o valoare relativ redusă, valoare ce creşte apoi brusc cu creşterea deschiderii fantei sertarului. În final, debitul se stabilizează la o anumită valoare. Forţa axială ce acţionează asupra plunjerului are o valoare maximă la o anumită deschidere, după care aceasta se micşorează. În condiţiile în care deschiderea degajării din corp este maximă, respectiv muchia plunjerului se află la capătul degajării din corpul sertarului, atunci forţele dinamice devin perpendiculare pe axa sertarului, iar forţa axială este nulă. Căderea de presiune pe fanta sertarului distribuitor are o valoare maximă atunci când deschiderea sertarului este nulă şi atinge o valoare limită constantă pentru deschiderea maximă a sertarului. De obicei, sertarele se proiectează astfel încât căderea de presiune pe ele să nu depăşească 1,5 – 2 bar. Viteza de curgere a uleiului prin sertar se ia de obicei, mai mare decât viteza de curgere prin conducte. Se ajunge astfel la viteze de curgere de ordinul a 4 – 6 m/s, valori care sunt de 2 – 2,5 ori mai mari decât vitezele de curgere prin conductele schemelor hidraulice. O soluţie (fig.3.15), pentru diminuarea forţei dinamice la axul plunjerului o constituie realizarea unei racordări între umerii plunjerelor sertarelor distribuitoare. Astfel, forţele dinamice Fd1, Fd2 se proiectează pe axa sertarului sub forma forţelor Fa1, Fa2. Aceste forţe tind să se echilibreze, reducând astfel forţa rezultantă dinamică la axa sertarului.

Altă soluţie (fig.3.16) prevede un umăr al sertarului cu suprafaţă conică interioară, astfel încât să creeze un unghi apropiat de 80o – 90o în procesul curgerii agentului motor prin degajarea dintre plunjer şi corpul sertarului. Forţa dinamică în acest fel, se proiectează cu o valoare redusă pe axa plunjerului, diminuând forţa necesară acţionării acestuia.

70

De mărimea forţei dinamice, în lungul axei plunjerului, trebuie să se ţină seama la stabilirea, proiectarea şi alegerea mecanismelor de acţionare, ale plunjerului, pentru realizarea comutării.

3.1.4.7 Pilotarea distribuitoarelor cu sertar

Din paragraful anterior s-a concluzionat că distribuitoarele ce funcţionează la debite mari, au forţe dinamice axiale de comutare care acţionează asupra plunjerului la valori mari. În aceste condiţii plunjerul nu mai poate fi comutat, deplasat stânga – dreapta, cu ajutorul unor mecanisme clasice exterioare, cu manetă sau electromagneţi. Este necesară deplasarea plunjerului în vederea comutării prin sistem hidraulic de comutare. De aceea, distribuitoarele, în general, sunt construite cu comandă hidraulică. Aceasta se realizează prin intermediul unui alt distribuitor şi poartă denumirea de pilotare. Distribuitorul comandat este distribuitorul principal. Distribuitorul care comandă distribuitorul principal se numeşte distribuitor pilot. În cazul în care sertarele distribuitoare sunt acţionate manual, pilotarea acestora se introduce de obicei de la deschideri nominale mai mari ale sertarului. Pilotarea sertarelor distribuitoare poate fi realizată în două variante:

• autopilotare; • pilotare exterioară. Autopilotarea se realizează atunci când sertarul pilot şi sertarul principal

sunt alimentate de la aceeaşi sursă de presiune, respectiv de la pompa acţionării hidrostatice a sistemului.

Pilotarea exterioară se realizează atunci când sertarul pilot este alimentat de la o altă sursă de presiune decât sertarul principal.

În figura 3.17 a) se prezintă un sertar distribuitor autopilotat, cu frânarea comutării, centrare cu arc a plunjerului sertarului principal şi acoperire pozitivă la pilot. Se observă că pompa P refulează ulei atât pentru sertarul principal S, cât şi pentru sertarul pilot SP, motiv pentru care se realizează autopilotarea. Sertarul pilot va comanda hidraulic sertarul principal. La deplasarea plunjerului sertarului pilot spre dreapta, uleiul sub presiune va pătrunde prin droselul D2 şi va ajunge în spaţiul din dreapta plunjerului sertarului principal, îl va obliga pe acesta să se deplaseze spre stânga, astfel că uleiul din capătul opus al plunjerului este refulat prin droselul D1, apoi prin sertarul pilot SP la rezervorul R. Se va asigura comutarea în condiţiile în care pompa refulează uleiul în circuitul A, iar uleiul din circuitul B este scurs în rezervor.

71

a) b) Fig. 3.17

Operaţia este inversă pentru deplasarea plunjerului sertarului pilot spre

stânga. În această fază uleiul refulat de la pompă va trece prin sertarul pilot spre droselul D1, în camera din stânga a sertarului principal. Plunjerul sertarului principal se va deplasa spre dreapta, uleiul din capătul din dreapta al acestuia se va scurge prin droselul D2, sertarul pilot SP în rezervor. Se va realiza comutarea prin care pompa P va refula uleiul în conducta B iar conducta A va fi pusă în legătură cu rezervorul. Droselele D1 şi D2 pe post de rezistenţe hidraulice reglabile, au drept scop să asigure frânarea comutării, respectiv să realizeze o deplasare a plunjerului sertarului principal, pentru ca pompa să refuleze ulei cu debite crescătoare spre camerele A şi B evitând şocurile de presiune la comutare.

Se observă în aceasta figură că plunjerul sertarului principal este cuplat cu arcuri. Sertarul pilot este realizat în varianta cu acoperire pozitivă, respectiv pe poziţia de mijloc, uleiul refulat de pompă nu poate pătrunde spre sertarul principal. Se asigură astfel faza de stop general. Prezentarea simbolică a acestui sertar distribuitor este prezentată în figura 3.17 b).

72

a) b) Fig. 3.18

În figura 3.18 a), se prezintă un sertar distribuitor cu pilotare exterioară, cu

frânare a comutării, centrare hidraulică a plunjerului sertarului principal şi acoperire negativă la pilot.

Sursa de presiune P ce alimenteată sertarul pilot SP în poziţia de mijloc a plunjerului acestuia, refulează uleiul spre camerele sertarului distribuitorului principal S. Acesta având centrarea hidraulică, se asigură poziţia de mijloc a plunjerului sertarului principal. Se realizează astfel faza de stop general. Uleiul refulat de pompa P nu este distribuit spre nici una din conductele A sau B. Se observă deci faptul că, în condiţiile în care sertarul principal are centrare hidraulică, sertarul pilot trebuie să fie cu acoperire negativă pentru a-i asigura acestuia alimentarea sub presiune permanentă a şaibelor hidraulice din capete, respectiv pentru a-i realiza poziţia de mijloc. În cazul precedent, din figura 3.17, când plunjerul sertarului principal era centrat cu arcuri, sertarul pilot trebuia să aibă acoperire pozitivă pentru că centrarea cu arcuri presupune lipsa presiunii pe capetele plunjerului sertarului principal la faza de mijloc.

Dacă plunjerul sertarului pilot SP este deplasat spre dreapta, atunci pompa P` va refula uleiul numai prin droselul D2 în camera din dreapta a sertarului principal S. Plunjerul acestuia se va deplasa spre stânga refulând uleiul din camera

73

extremă stânga prin droselul D1 şi sertarul pilot SP la rezervor. Se asigură astfel comutarea prin care pompa P va refula uleiul în camera A, iar uleiul din camera B se va scurge în rezervor. Prezentarea simbolică a acestui distribuitor pilotat este dată în figura 3.18 b).

3.1.4.8 Comanda distribuitoarelor cu sertar

Comanda acestor distribuitoare poate fi realizată în varianta manuală, hidraulică, pneumatică, electromagnetică sau electrohidraulică. Prin comandă înţelegem posibilitatea de a realiza deplasarea plunjerului sertarului distribuitor pe poziţiile dorite, astfel încât să se asigure distribuţia uleiului între camerele sertarului distribuitor. Comanda manuală a sertarelor distribuitoare se poate realiza în două variante:

• Comandă manuală fără indexare; • Comandă manuală cu indexare.

Comanda manuală fără indexare reprezintă comanda sertarului distribuitor, respectiv deplasarea plunjerului fără a-i asigura o poziţie stabilă după efectuarea comenzii.

Comanda cu indexare se efectuează în condiţiile în care plunjerului trebuie să i se asigure poziţii stabile după comutare, poziţii corespunzătoare fazelor de lucru ale sertarului distribuitor.

În figura 3.19 se prezintă un mecanism de comandă manuală a unui sertar distribuitor fără indexare. Pârghia 1 ce se poate roti în jurul articulaţiei sferice a, deplasează prin intermediul extremităţii ei b, patina 3. De aceasta este legată tija 4, care deplasează plunjerul 5 al sertarului distribuitor. Un burduf 6 asigură protecţia, faţă de agenţii din mediul înconjurător, articulaţiei sferice a manetei 1. Se observă că plunjerul sertarului distribuitor este deplasat stânga – dreapta fără a-i putea asigura o poziţie stabilă după efectuarea deplasării. Asemenea sertare se folosesc atunci când operatorul le deserveşte permanent, respectiv când acesta le comandă continuu, ţinând permanent mâna pe maneta 1.

În figura 3.20 se prezintă mecanismul de acţionare manuală a unui sertar distribuitor cu indexare. Maneta 1 articulată prin brida 3 de corpul sertarului, deplasează prin tija 4 plunjerul 2 al sertarului distribuitor. Pe capătul opus al plunjerului se află discul 6, pe care sunt prevăzute o serie de canale circulare, în care intră bila indexoare 5, presată de un arc.

Ca atare, la deplasarea manetei pe poziţia stânga, mijloc sau dreapta, plunjerul va avea o poziţie stabilă determinată de indexarea prin bila 5, respectiv de poziţionarea bilei în unul dintre canalele circulare ale discului 6. Uleiul scăpat

74

prin neetanşeităţi în mecanismul de indexare se scurge prin conducta de drenaj a la conducta rezervorului de ulei.

În figura 3.21 este prezentat un distribuitor hidraulic cu comandă manuală şi supapă de sens.

Fig. 3.19 Fig. 3.20

Comanda hidraulică a sertarului distribuitor constă în trimiterea agentului motor sub presiune în camerele din extremităţile plunjerului în scopul deplasării acestuia pe poziţiile corespunzătoare comutării. Comanda hidraulică poate fi:

• Internă, caz în care poartă denumirea de pilotare şi s-a tratat în paragraful anterior;

• Externă, când sertarul distribuitor este comandat în funcţie de alt circuit hidraulic din schema de acţionare a instalaţiei.

Fig. 3.21 Fig. 3.22

Comanda hidraulică a unui sertar distribuitor poate fi realizată unilateral sau bilateral. Când comanda se realizează unilateral, atunci uleiul pătrunde sub

75

presiune doar în una din camerele extreme de comandă ale plunjerului sertarului. Revenirea plunjerului în poziţia iniţială se realizează cu ajutorul unui arc plasat în camera opusă, în condiţiile în care se depresurizează camera de comandă. Comanda bilaterală se asigură atunci când uleiul sub presiune pătrunde succesiv în camerele extreme ale plunjerului.

Fig. 3.23

În figura 3.22 este prezentat un distribuitor hidraulic cu comandă mecanică

prin rolă. Comanda pneumatică a sertarelor distribuitoare este similară cu cea

hidraulică, numai că agentul motor, care realizează deplasarea plunjerului sertarului, este aerul comprimat. În figura 3.23 este prezentat un servomotor pneumatic pentru comanda plunjerului 4 al sertarului distribuitor. Cilindrul pneumatic 1 găzduieşte pistonul 2 asupra căruia acţionează aerul comprimat. Acesta, prin tija 3, comandă plunjerul sertarului distribuitor.

Cea mai răspândită metodă de comandă a sertarelor distribuitoare o constituie comanda electromagnetică. Această comandă asigură o frecvenţă mare a comutărilor, asigură posibilitatea automatizării electronice a circuitelor de funcţionare a schemelor hidraulice precum şi o deservire uşoară şi comodă a instalaţiei.

Comanda electromagnetică constă în plasarea unilaterală sau bilaterală a unor electromagneţi care acţionează asupra plunjerului sertarelor distribuitoare, de obicei prin împingere. Dacă această comandă este unilaterală, atunci în unul din capetele sertarului, respectiv ale plunjerului acestuia, se plasează un electromagnet care, excitat, va deplasa plunjerul împingându-l, iar în celălalt capăt al plunjerului se dispune un arc care readuce plunjerul în poziţia iniţială. În cazul comenzii electromagnetice bilaterale, în ambele capete ale sertarului distribuitor se plasează câte un electromagnet, care va împinge plunjerul sertarului distribuitor funcţie de alimentarea acestora. În schema electrică trebuie prevăzută interblocarea comenzii electromagneţilor, respectiv când unul dintre electromagneţi este acţionat, celălalt să nu poată fi acţionat accidental sau de un alt organ de comandă.

76

Comanda cu electromagneţi a sertarelor distribuitoare se poate face în mai multe moduri.

După tipul alimentării electromagneţilor distingem: • Comandă cu electromagneţi de curent continuu; • Comandă cu electromagneţi de curent alternativ.

Comanda cu electromagneţi de curent continuu se caracterizează printr-o fiabilitate mare. Nu sunt puşi în pericol electromagneţii atunci când cursa plunejrului nu se efectuează complet. Comanda în curent continuu permite o frecvenţă a comutărilor foarte mare. În schimb, această comandă necesită în schema electrică existenţa unui sistem de alimentare adecvat, evantual prin transformator şi redresor pentru curentul de acţionare.

Comanda cu electromagneţi de curent alternativ este mai comodă, făcându-se fără necesitatea redresării curentului. Electromagneţii de curent alternativ au timp scurt de cuplare. Ei însă se supraîncălzesc şi există pericolul deteriorării lor, dacă cursa miezului mobil, respectiv a plunjerului, nu este completă. De obicei comanda în curent alternativ nu se foloseşte în instalaţiile cu cuplări foarte frecvente.

Electromagneţii folosiţi la comanda sertarelor distribuitoare pot fi alimentaţi la tensiuni de 220 V, 48 V sau 24 V curent alternativ sau continuu.

După mediul de cuplare, respectiv după mediul în care se află miezul electromagnetului ce acţionează plunjerul, distingem:

• Electromagneţi cu cuplare în aer, în care miezul electromagnetului se află în aer, fiind etanşat în raport cu plunjerul sertarului distribuitor;

• Electromagneţi cu baie de ulei (figura 3.24). La aceştia indusul funcţionează în ulei, asigurându-se astfel condiţia corespunzătoare de eliminare a căldurii din bobinaj şi tolele electromagnetului. Totodată se micşorează uzura elementelor mobile şi se amortizează şocurile la capăt de cursă.

Fig. 3.24

77

Electromagneţii în baie de ulei se utilizează când instalaţiile funcţionează în aer liber sau în condiţii tropicale umede. Tolele 1 ale electromagnetului găzduiesc bobinajul 2. Miezul 3 al electromagnetului este deplasat sub acţiunea fluxului magnetic acţionând asupra plunjerului sertarului distribuitor. Uneori aceşti electromagneţi sunt prevăzuţi cu butoane 4 pe capetele acestora, prin care, manual, se poate deplasa miezul electromagnetului pentru a verifica dacă sertarul distribuitor funcţionează normal în condiţiile comenzii manuale. Proba manuală se face mai ales atunci când se realizează instalarea sertarului în schema hidraulică.

78

CAPITOLUL 4

APARATAJUL DE REGLARE ȘI CONTROL

4.1 Aparatajul de reglare a presiunii Elementele echipamentului de reglare a presiunii poartă denumirea de supape (valvule sau ventile). Supapele sunt elemente de comparare a nivelelor de presiune din sistem, asigurând menţinerea constantă sau reglarea la anumite valori impuse a presiunii de acţionare sau comandă din schema hidraulică. Din punct de vedere funcţional distingem două mari categorii de supape:

• Supape de blocare; • Supape de presiune.

4.1.1 Supape de blocare

Supapele de blocare mai poartă denumirea de supape de sens unic, antiretur, de reţinere sau unidirecţionale. Aceste supape asigură transmiterea debitului, într-o singură direcţie, pe conductele pe care se montează. Sub aspect constructiv, supapele de blocare se întâlnesc în varianta cu scaun. Pe scaun poate presa o bilă sau un taler conic. Din punct de vedere funcţional, supapele de blocare se clasifică în următoarele categorii:

• Supapă simplă de blocare; • Supapă de blocare cu comandă hidraulică la deblocare; • Supapă dublă de blocare; • Supapă de umplere.

a) Supape simple de blocare Aceste supape mai poartă denumirea de supape de traseu. Ele se montează pe conducte, asigurând trecerea unisens a debitului prin acea conductă. Sub aspect constructiv, ele pot fi realizate în variantele cu arc sau fără arc. Supapele de blocare simple, fără arc, se montează în instalaţiile hidraulice în poziţie verticală.

79

cu arc

fără arc

Fig. 4.1

În figura 4.1 este prezentată o supapă simplă de blocare, cu bila 1 presată pe scaunul supapei de resortul 2, sprijinit în discul 3, cu ajutorul inelului de siguranţă 4. Agentul motor poate circula doar în sensul în care bila 1 este ridicată de pe scaunul ei. În sens contrar, dinspre arc spre scaunul supapei, agentul nu poate circula. Se dau în această figură şi simbolurile supapei simple de blocare. De obicei, supapele de traseu se deschid la presiuni de 5...3 bar, funcţie de forţa din arc (de dimensiunile arcului şi pretensionarea acestuia). Supapele de traseu au o foarte largă utilizare. Se prezintă în continuare câteva din principalele utilizări ale acestor supape:

• În combinaţie cu rezistenţele hidraulice (drosele) asigură scurtcircuitarea acestora, realizând funcţia de by-pass. Pot fi scurtcircuitate de asemenea distribuitoarele sau filtrele când sunt colmatate;

• În combinaţie cu alte elemente ale schemei hidraulice asigură automatizarea circuitului de lucru;

• Asigură protecţia pompelor contra dezamorsării.

b) Supape de blocare cu comandă hidraulică la deblocare Aceste supape permit în mod curent trecerea agentului motor într-un singur sens. În sens contrar, supapa nu permite trecerea agentului motor fiind blocată. Totuşi, supapa se poate debloca asigurând trecerea agentului motor şi în sens contrar. În acest scop se foloseşte un servomotor hidraulic înglobat. Supapa (fig.4.2) este formată din supapa principală 1 supapa de deschidere 2 şi servomotorul hidraulic 3. Uleiul poate circula liber în sensul dinspre conducta A spre conducta B prin ridicarea supapei principale 1 de pe scaunul ei, în sens contrar forţei din resortul interior. În sensul de la conducta B la conducta A, în mod normal agentul motor nu poate circula. Supapa se poate debloca, pentru asigurarea circuitului B–A prin administrarea în conducta X a uleiului de comandă ce acţionează asupra sistemului servomotorului hidraulic 3. Acesta împinge mai întâi tija supapei de deschidere 2, prin care se realizează scăderea vârfului de

80

presiune la deschidere, apoi deplasează supapa principală 1 de pe scaunul ei realizând circulaţia în sens contrar, deci deblocând supapa. Supapa de deschidere 2 presată în interiorul supapei principale 1, atenuează şocul hidraulic la deschiderea supapei principale 1, atenuează şocul hidraulic la deschiderea supapei în sens contrar, respectiv la blocare.

Fig. 4.2

Supapa de blocare cu comandă hidraulică la deblocare are deci racordate trei conducte A, B pentru circuitul principal şi conducta de comandă X.

Din figura 4.2 se poate analiza echilibrul forţelor la această supapă. Se remarcă faptul că, pentru deblocare este necesar ca presiunea de comandă, trimisă prin conducta X, să fie mai mare decât presiunea circuitului hidraulic din conducta A. În caz contrar, supapa nu se deblochează.

AX pp > (1) Ca atare forţa dezvoltată pe suprafaţa S1 de presiune, din conducta X, FX,

trebuie să învingă forţele din restul supapei. Pentru asigurarea deblocării trebuie ca:

arcBAX FFFF ++> (2) Exprimând forţele prin presiunile şi suprafeţele pe care aceasta acţionează

(fig. 4.3), rezultă: arcBAX FSSpSSpSp +−⋅+−⋅>⋅ )()( 43211 (3)

Această supapă prezintă dezavantajul că presiunea de comandă, din conducta X, trebuie să fie mai mare decât presiunea din circuitul hidraulic, respectiv din conducta A.

81

Fig. 4.3

De obicei, supapa se foloseşte atunci când conducta A este racordată la rezervor, deci presiunea din această conductă, pA = 0. Principalul dezavantaj al supapei prezentate îl constituie valoarea ridicată a presiunii de comandă. Pentru evitarea acestui dezavantaj se construiesc supape hidraulice de blocare cu comandă hidraulică la deblocare de tipul celei din figura 4.4.

Fig. 4.4

Aici, tija de comandă a servomotorului hidraulic este etanşată în raport cu conducta A, asigurându-se drenajul la rezervor a camerei inactive a servomotorului hidraulic prin conducta R. Ca atare, expresia forţelor ce acţionează asupra supapei se poate scrie:

34321 )( SpFSSpSpSp AarcBAX ⋅−+−⋅+⋅>⋅ (4) Dacă este îndeplinită condiţia (4), conducta de comandă X a

servomotorului de deblocare poate fi legată la conducta A a circuitului hidraulic.

c) Supape duble de blocare Supapele duble de blocare asigură circulaţia agentului motor, prin două conducte în ambele sensuri, dar împiedică circulaţia lui când conductele nu sunt

82

alimentate sub presiune. Ele pot asigura şi regla debitul în cele două sensuri de curgere. În figura 4.5 se prezintă o astfel de supapă, formată din supapele de sens unic S1 şi S2, care pot fi deblocate de servomotorul hidraulic central SM. Rezistenţele hidraulice, de tipul duzelor D1 şi D2, pot asigura reglarea debitului în cele două sensuri de curgere a uleiului. Se pot folosi ambele rezistenţe hidraulice sau numai una dintre ele, plasată în unul din capetele supapei de blocare.

Fig. 4.5

Aceste supape au, de obicei, drept scop împiedicarea deplasării pistonului, unui hidromotor, sub acţiunea unor forţe exterioare necontrolate.

d) Supape de umplere Aceste supape folosesc la umplerea sau golirea cilindrilor hidraulici, în condiţiile în care aceştia suportă deplasări rapide. Se evită astfel folosirea unor pompe cu debit mare şi foarte mare necesare operaţiilor de umplere a cilindrilor hidraulici de dimensiuni mari. În figura 4.6 este prezentată construcţia unei supape de umplere. Când presiunea în cilindrul A scade sub presiunea atmosferică, talerul 2 al supapei coboară de pe scaunul 1 asigurând intrarea uleiului din rezervorul R în circuitul A. Se asigură astfel umplerea naturală a circuitului A. Dacă presiunea din circuitul A este mai mare sau egală cu presiunea din rezervorul R supapa de umplere este închisă. Resortul 3 menţine talerul 2 presat pe scaunul supapei. Şi în aceste condiţii, supapa se poate deschide dacă servomotorul 5 este alimentat prin conducta X. Acesta prin tija lui, în contra forţei resortului 4 coboară talerul 2. În acest fel circuitul A este racordat la rezervorul R.

83

Fig. 4.6

4.1.2. Supape de presiune

Supapele de presiune sunt destinate asigurării presiunii înalte în anumite circuite hidraulice. Din punct de vedere funcţional supapele de presiune se împart în următoarele categorii:

• Supape de limitare a presiunii; • Supape de cuplare – decuplare; • Supape de reducere a presiunii.

Supapele de limitare a presiunii, asigură protecţia schemei hidraulice faţă de suprapresiuni. Acest tip de supapă se întâlneşte în două variante:

• Supapă de deversare; • Supapă de siguranţă.

Supapele de deversare (fig.4.7), se montează în paralel cu pompele cu debit constant. Pompa P aspiră uleiul din rezervorul R şi îl refulează spre motorul hidraulic.

În cazul când motorul hidraulic necesită un debit mai mic decât debitul refulat de pompă (QMH < QP) atunci diferenţa dintre debitul pompei şi debitul necesar motorului hidraulic, care constituie debitul QS, este deversat permanent prin supapa de deversare SD la rezervorul R.

Ca atare, supapa de deversare funcţionează permanent normal deschisă, ea deversând în rezervor diferenţa dintre debitul constant al pompei QP şi debitul variabil necesar motorului hidraulic QM, corespunzător gamei vitezelor de deplasare ale organului de lucru.

84

Fig. 4.7 Fig. 4.8

Supapa de siguranţă se montează de obicei în paralel cu pompele cu debit variabil (fig.4.8). Pompa P cu debit variabil va administra un debit corespunzător necesităţilor motorului hidraulic. Ca atare, în condiţiile în care motorul hidraulic ajunge la capăt de cursă sau intră în suprasarcină, depăşindu-se în sistem presiunea nominală, supapa de siguranţă SS se deschide şi deversează în rezervor tot debitul pompei. Ca atare, supapa de siguranţă fie că este închisă şi nu deversează ulei în rezervor, fie, atunci când este deschisă, deversează în rezervor tot debitul pompei. Din punct de vedere al comenzii, supapele de presiune se clasifică în:

• Supape cu comandă directă; • Supape cu comandă pilotată.

Sub aspect constructiv, supapele de presiune se realizează în următoarele variante:

• Supape cu bilă; • Supape cu taler; • Supape cu plunjer.

1) Supape de limitare a presiunii

1a) Supape de limitare a presiunii nepilotate Supapele de limitare a presiunii nepilotate se construiesc în varianta cu taler sau cu punjer. În figura 4.9 este prezentată o supapă de limitare a presiunii cu taler. Talerul 1 de formă conică este presat de resortul 4, pe scaunul 5. Forţa de presare a talerului este reglată de şurubul 3, acţionat de rozeta 6. Uleiul sub presiune refulat de pompa P este trimis sub taler. Dacă forţa, ca rezultantă a presiunii agentului motor, depăşeşte forţa din resortul 4, talerul 1 se ridică, iar pompa deversează uleiul în rezervorul R.

85

Fig. 4.9 Fig. 4.10

Solidar cu talerul 1 se află pistonul 2 cu rol de amortizare a oscilaţiilor talerului. Ştiftul 7 limitează cursa talerului. În condiţiile în care presiunea, ce trebuie să fie reglată de supapă, are o anumită valoare, atunci arcul 4, se poate proiecta corespunzător acestei presiuni. Uneori se pot monta şi două arcuri în paralel. Aceste supape se caracterizează printr-o foarte bună etanşeitate, din acest motiv ele funcţionează la presiuni foarte mari, până la 630 bar şi debite refulate, de până la 330 l/min. În figura 4.10 este prezentată o supapă de limitare a presiunii nepilotată cu plunjer. Supapa este compusă din plunjerul 1, presat de arcul 2, tarat prin şurubul 3. Pompa P refulează uleiul spre supapă, precum şi în camera a, de sub plunjer. Dacă presiunea refulată de pompă depăşeşte presiunea nominală atunci sub acţiunea forţei din camera a arcul 2 este comprimat, respectiv plunjerul 1 se ridică, deschizând fereastra f, corespunzător circulaţiei uleiului de la pompa P la rezervorul R. Conducta d asigură drenajul camerei b, de deasupra plunjerului, la rezervor. Spre deosebire de supapele cu taler, supapele cu plunjer pot regla presiunea într-o gamă mai redusă. Presiunea maximă de reglare este de 320 bar. Imposibilitatea reglării la presiuni mai mari este dictată de jocul existent şi de jocul produs prin deformaţia elastică între plunjer şi corpul supapei, joc ce crează pierderi de debit şi ca urmare o funcţionare defectuasă a supapei.

1b) Supape de limitare a presiunii pilotate Aceste supape sunt folosite în cazul când se vehiculează debite mari şi foarte mari prin circuitul hidraulic.

86

Datorită debitelor mari vehiculate, deschiderile nominale, respectiv suprafeţele de lucru ale supapei ajung la valori mari. Sub acţiunea presiunii agentului motor, forţele create pe suprafeţe mari sunt de valori însemnate şi ca atare resoartele din interiorul supapei, care vor tara presiunea de deschidere, nu mai pot fi dimensionate la forţele de comprimare atât de mari. În figura 4.11 este prezentat principiul de lucru al unei supape de limitare a presiunii pilotate. Supapa este formată din supapa de pilotare I şi supapa principală II. Uleiul este refulat de pompa P şi ajunge în camerele a şi b ale supapei principale II. Ca atare plunjerul 4 al supapei se află în poziţia de jos datorită forţei suplimentare a resortului 5. Când presiunea în sistem depăşeşte valoarea nominală, atunci, presiunea materializată şi în camera b, acţionează asupra talerului 1 al supapei de pilotare, care este ridicat în contra forţei din resortul 2 şi camera b este pusă în legătură cu rezervorul R.

Ca urmare, presiunea în camera b scade brusc. Ea este menţinută la această valoare datorită rezistenţei hidraulice, care diminuează debitul trimis de pompă în camera b. Plunjerul 4 se dezechilibrează prin faptul că forţa din camera a depăşeşte forţa din camera b şi forţa din resortul 5. Plunjerul se ridică şi permite comunicaţia directă a conductei pompei P cu rezervorul R.

Prin urmare, deschiderea supapei principale II este condiţionată de deschiderea supapei pilotate I. Valoarea presiunii la care se reglează supapa se stabileşte cu ajutorul şurubului 3 care tarează resortul 2 ce presează talerul 1 pe scaunul supapei de pilotare.

Fig. 4.11

87

În figura 4.12 este prezentată construcţia principală a supapei de limitare a presiunii pilotate cu scaun conic. Uleiul refulat de pompă prin conducta P acţionează asupra plunjerului 6, atât de la partea inferioară cât şi de la partea superioară prin conducta b, astfel încât plunjerul stă presat pe scaunul supapei atât datorită resortului 7, cât şi datorită mărimii diferite a forţelor de presiune.

Fig. 4.12 Fig. 4.13

În acelaşi timp uleiul sub presiune, la presiunea de refulare a pompei,

acţionează şi asupra talerului 1, al supapei de pilotare I. Când presiunea din sistem depăşeşte o anumită valoare, talerul 1 este ridicat de pe scaunul lui, în sens contrar forţei dezvoltate de arcul 2. Camera b este pusă în legătură cu conducta c, prin urmare racordată la rezervorul R. Astfel, datorită scăderii presiunii din camera b de deasupra plunjerului 6, acesta sub acţiunea presiunii pompei se ridică, făcând legătura directă între conducta pompei şi rezervor. Deci, supapa de pilotare I comandă deschiderea supapei principale II. Reglarea presiunii la care se deschide supapa se realizează cu ajutorul şurubului 3 ce comprimă mai mult sau mai puţin resortul 2, respectiv, ce presează talerul 1 pe scaunul supapei de pilotare. Şurubul de reglare a presiunii 3 este blocat de piuliţa 4 şi protejat de scutul 5. Duzele 9 şi 10, pe post de rezistenţe hidraulice, diminuează efectul presiunii dinamice din supapă. Duza 10 evită micşorarea oscilaţiilor plunjerului 6 ca urmare a variaţiilor de presiune, sau a pulsaţiilor de debit din sistem. Ea are rolul unui amortizor hidraulic. Supapa este prevăzută şi cu un filtru 11.

În scopul creşterii performanţelor energetice ale sistemului hidraulic se poate utiliza varianta de supapă prezentată în figura 4.13. Această supapă prezintă în plus distribuitorul D care face legătura între camera b a supapei şi conducta c, respectiv rezervorul R. Astfel că, pe poziţia din dreapta a distribuitorului D, camera b este scoasă de sub presiune, iar plunjerul 6 se ridică de pe scaunul supapei, conducta pompei P comunicând cu rezervorul R. Distribuitorul D are drept scop, deci, să scurtcircuiteze supapa de pilotare I. Se asigură astfel menţinerea supapei principale II în stare deschisă. Supapa din figura 4.13 este utilizată pentru mărirea randametului energetic al instalaţiei hidraulice. Dacă

88

supapa este deschisă presiunea refulată de pompă scade foarte mult astfel încât pompa debitează ulei, teoretic, fără presiune micşorând puterea de antrenare a pompei. Supapa se mai utilizează şi în cazul în care pompele acţionării hidraulice trebuiesc pornite fără sarcină, fără presiune. După ce acestea au fost pornite distribuitorul D trece pe poziţia închis asigurând funcţionarea normală a supapei. Supapa mai poate fi folosită şi în fazele inactive ale schemei hidraulice, când nu este necesară administrarea unui debit pentru realizarea deplasării organelor de lucru, distribuitorul D, acţionat de obicei electromagnetic, realizează descărcarea presiunii din sistem, astfel că energia consumată pentru antrenarea pompei se reduce substanţial.

2) Supape de cuplare – decuplare Supapele de cuplare – decupalre sunt similare din punct de vedere al principiului de funcţionare cu supapele de limitare a presiunii, însă supapele de cuplare–decuplare nu fac legătura dintre conducta pompei şi conducta rezervorului, diminuând presiunea în sistemul hidraulic, ci sunt subordonate unui circuit hidraulic în care atunci când se atinge presiunea de regim, se comandă alimentarea unui alt circuit hidraulic. De asemenea aceste supape pot fi nepilotate sau pilotate.

2a) Supape de cuplare – decuplare nepilotate La supapa de cuplare – decuplare din figura 4.14 circuitul A este pus sub presiune. Această condiţie este îndeplinită doar atunci când această presiune depăşeşte valoarea nominală, ca atare, iniţial orificiile A şi B sunt decuplate. Ele vor fi cuplate numai atunci când presiunea din circuitul A depăşeşte valoarea impusă.

Fig. 4.14 Fig. 4.15

Uleiul sub presiune din conducta A pătrunde prin orificiile a şi b în camera c acţionând asupra pistonului plunjer 1. Uleiul din camera c acţionează totodată şi

89

asupra pistonului principal 2. Când presiunea refulată de pompă prin conducta A depăşeşte valoarea nominală, atunci sub acţiunea forţei de presiune, creată în camera c, pistonul principal 2 se deplasează în sens contrar forţei din resortul 3, făcând legătura dintre camera A şi camera B. Reglarea presiunii impuse, la care se realizează cuplarea camerelor A şi B, se efectuează cu ajutorul şurubului de tarare 4. Acesta comprimă mai mult sau mai puţin resortul 3. Duza 5 evită efectul presiunii dinamice a agentului motor la pătrunderea lui în camera c a supapei. Uleiul scăpat prin neetanşeităţi în camera extremă d, este drenat la conducta rezervorului R2. De asemenea, la conducta rezervorului R1 se drenează şi spaţiul arcului 3. În cazul presiunilor reduse de funcţionare ale supapei, pistonul plunjer 1 se scoate din supapă, astfel încât uleiul refulat prin camera A pătrunde prin orificiile a şi b în camera d a supapei. El acţionează cu întreaga presiune pe toată suprafaţa camerei d. În acest caz conducta rezervorului R2 este obturată. De obicei aceste supape pot fi prevăzute şi cu supapele de sens unic 6. Acestea din urmă au drept scop să asigure returul uleiului din conducta B în conducta A.

2b) Supape de cuplare – decuplare pilotate și nepilotate Construcţia reală a supapelor de cuplare – decuplare dă posibilitatea funcţionării acestora atât în variantă nepilotată cât şi în variantă pilotată. În figura 4.15 este prezentată construcţia principală a supapelor de cuplare – decuplare care pot funcţiona fie pilotate fie nepilotate.

Se prezintă în cele ce urmează funcţionarea în regim nepilotat a acestei supape.

Uleiul sub presiune din conducta A poate pătrunde prin orificiul e şi duza 6, în camera d, de deasupra supapei 4. Se asigură astfel echilibrul supapei 4 pe scaunul acestuia. Totodată uleiul din conducta A poate pătrunde prin conducta a, acţionând asupra plunjerului 1, în sens contrar forţei din resortul 2, tarat de către şurubul 3. Când presiunea din conducta A a depăşit valoarea nominală, atunci aceasta crează o forţă ce deplasează plunjerul 1, în sens contrar forţei din resortul 2, deschizând legătura dintre conducta c şi conducta b. Astfel, camera d se pune în legătură prin conducta c, conducta b, cu camera B. Presiunea din camera d se va reduce, iar supapa 4 se va ridica de pe scaunul ei. Se asigură cuplarea hidraulică a camerelor A şi B. Prin duza 6 se asigură diferenţa de presiune între conducta A şi camera d, diferenţă necesară menţinerii deschise a supapei 4. Conducta f asigură drenajul la rezervorul R, al spaţiului arcului 2.

Pentru funcţionarea supapei descrisă în figura 4.15 în regim de pilotare, se obturează conducta a în dreptul secţiunii S şi alimentarea acestei conducte se realizează de la o conductă de pilotare x. Ca atare, atunci când se trimite ulei sub

90

presiune prin conducta x, plunjerul 1 de deplasează spre dreapta asigurând legătura camerei d, de deasupra supapei 4, prin conductele c şi b, cu conducta B. Se realizează astfel ridicarea supapei 4 şi asigurarea cuplării între camera A şi B. Ca atare, cuplarea se realizează atunci când conducta x (conducta de comandă, conducta de pilotare) realizează trimiterea uleiului sub presiune, asupra plunjerului 1. Când conducta x nu este alimentată sub presiune atunci camerele A şi B sunt decuplate.

Supapa de cuplare – decuplare pilotată poate avea în schema hidraulică mai multe funcţiuni:

• Supapă de blocare. Atunci când conducta B coincide cu conducta rezervorului R, se realizează funcţia de blocare a trecerii uleiului de la conducta A la conducta T. Ca atare, supapa poate funcţiona pe post de supapă de sens unic;

• Supapă de succesiune. Este cazul prezentat anterior, când în funcţie de presiunea din camera A se asigură succesiunea comenzii dintre camera A şi camera B. Funcţie de presiune se realizează cuplarea – decuplarea dintre cele două camere, respectiv succesiunea acţionării a două organe de lucru, mai întâi cel comandat prin conducta A şi apoi cel comandat prin conducta B;

• Supapă de ocolire. În acest caz supapa funcţionează în regim de pilotare. Supapa asigură de fapt scurtcircuitarea, sau ocolirea, unor elemente hidraulice în condiţiile în care uleiul trece din camera A în camera B a supapei, fără a mai fi necesar să treacă prin elementul ocolit.

3) Supape de reducere a presiunii

Acest tip de supapă are drept scop reducerea presiunii la o valoare mai mică decât cea din sistem şi menţinerea ei constantă indiferent de fluctuaţia presiunii principale. Presiunea din circuitul secundar, de valoare redusă, este de obicei folosită pentru operaţii auxiliare în schema hidraulică, sau în schema de funcţionare a instalaţiei, ca de exemplu pentru alimentarea circuitelor de comandă sau ungere.

3a) Supape de reducere a presiunii nepilotate Supapa de reducere nepilotată (fig.4.16) are drept scop să asigure în circuitul A o presiune mai mică decât în circuitul P şi să menţină constantă această valoare impusă a presiunii. Astfel, supapa funcţionează normal – deschisă. Pompa P refulează uleiul prin fanta f şi conducta c în camera a a supapei. Plunjerul 1 se va deplasa spre dreapta, în sens contrar forţei din resortul 2. Se va asigura astfel o

91

fantă f corespunzătoare laminării uleiului, respectiv asigurării unei căderi de presiune corespunzătoare, astfel încât în conducta A să se realizeze presiunea impusă. Ca atare, conducta c şi camera a asigură circuitul de reacţie al sistemului de reglare automată al supapei. Funcţie de presiunea din circuitul A se autoreglează fanta f, pentru menţinerea constantă a presiunii din acest circuit. Această supapă poate îndeplini şi alte funcţii. Spre exemplu, la creşterea excesivă a presiunii din circuitul secundar, alimentat de conducta A, plunjerul 1 se deplasează spre dreapta făcând legătura dintre conducta A şi conducta rezervorului R1. Acest lucru se poate întâmpla când acţionează o forţă exterioară în sensul măririi presiunii din circuitul secundar. Pentru protecţia acestui circuit, respectiv pentru limitarea presiunii în circuitul A, acesta se scurtcircuitează la rezervor. O altă funcţie constă în aceea că dacă circuitul A nu preia lichid, respectiv nu este necesară operaţia de comandă sau de ungere în schema hidraulică, atunci presiunea creeată de pompa P în camera a va duce la închiderea fantei f. Ca atare, arcul 2 se reglează astfel încât, dacă consumatorul alimentat de circuitul A nu preia lichid, supapa să se închidă, respectiv fanta f să fie anulată.

Fig. 4.16 Fig. 4.17

3b) Supapa de reducere a presiunii pilotată În figura 4.17 se prezintă o supapă de reducere a presiunii pilotată, folosită de obicei la debite mari şi foarte mari de cuplare între camerele A şi B. La începutul funcţionării supapei, aceasta este normal deschisă, respectiv agentul motor din camera A pătrunde în circuitul secundar prin orificiile a ale plunjerului 1, racordat la conducta B. Uleiul din conducta B poate circula prin duza 4 şi conducta b acţionând asupra supapei de pilotare 2. Presiunea necesară în circuitul B, se reglează cu supapa de pilotare 2, tarând corespunzător arcul 3, cu ajutorul şurubului 6. Supapa de pilotare 2 funcţionează normal deschisă, asemeni fantei f din figura 4.16. Ca atare, presiunea din camera a, de deasupra plunjerului

92

1 al supapei, se va micşora asigurând astfel ridicarea supapei 1 şi închiderea parţială a orificiilor a. Pe aceste orificii se realizează o cădere de presiune între conducta A şi conducta B asigurând astfel, în circuitul secundar al conductei B, presiunea necesară. Această supapă se autoreglează, se autopilotează menţinând într-un circuit B o presiune de ieşire constantă.

4.1.3 Aplicațiile practice ale supapelor de presiune în sistemele de acționări hidraulice

Supapă de reducere a presiunii Să consideram cazul unui circuit cu doi cilindrii hidraulici dintre care unul

este obligat să producă o forț ă mai mică decât celălalt, așa cum se arată în figura de mai jos (fig.4.18). Aici cilindrul B este obligat să producă o forț ă mai mică decât cilindrul A. Acest lucru este realizat după cum urmează.

Fig. 4.18 Aplicarea unei supape de reducere a presiuni

O supapă de reducere a presiuni este plasată în circuitul hidraulic chiar

înainte de cilindrul B, așa cum este arătat. Acest montaj permite alimentarea cilindrului B, până când este atinsă valoarea reglată a presiunii din supapă. În acest moment, în cazul în care presiunea reglată este atinsă, supapa dirijează lichidul în tanc, prevenind astfel orice acumulare suplimentară de presiune în cilindrul hidraulic B.

Supapa de deversare Supapele de deversare, sunt aparate de control a presiunii normal închise,

care sunt de regulă pilotate de la distanț ă. Sunt utilizate pentru a dirija lichidul de lucru direct la tanc când presiunea într-o anumită zonă a circuitului hidraulic ajunge la o valoare prestabilită.

93

Un exemplu tipic de aplicaţie a supapei de presiune este sistemul de reglare prin maxim şi minim care constă din două pompe, o pompă de volum mare şi alta de volum mic, așa cum se prezintă în figura 4.19. Sistemul prezentat mai sus este destinat să asigure o revenire rapidă a cilindrului de lucru. În cadrul acestui sistem, volumul total net al ambelor pompe este livrat cilindrului de lucru până ce este atinsă sarcina. În acest punct, există o creştere a presiunii sistemului, iar acest lucru duce la deschiderea supapei de presiune. Ca urmare, curentul de fluid din pompa de volum mare este direcţionat înapoi înspre rezervor, la o presiune minimă. Pompa de volum mic continuă să livreze curent de lichid pentru necesarul de presiune mai mare al cilindrului de lucru. Pentru a uşura revenirea rapidă a cilindrului, curentul de lichid din ambele pompe este utilizat din nou.

Figura

Fig. 4.19 Sistem de reglare prin maxim şi minim

Supapa de succesiune Supapa de succesiune este în mod normal tot o supapă de reglare a presiunii

normal închise, folosită pentru a asigura funcţionarea în secvenţe a unui circuit hidraulic, bazat pe presiune. Cu alte cuvinte, supapele de succesiune fac posibilă derularea unei operațiuni înaintea alteia.

Să luăm în considerare un circuit hidraulic în care sunt folosiţi doi cilindri pentru a executa două operaţii separate, cum se prezintă în figura 4.20.

94

Fig. 4.20 Funcţionarea în succesiune a unui circuit hidraulic

Acum, să presupunem că cilindrul A trebuie să se destindă complet înaintea destinderii cilindrului B. Acest lucru se poate realiza prin montarea unei supape de secvenţiere chiar înaintea cilindrului B, după cum se prezintă în figură. Valoarea presiunii din supapă este stabilită la o valoare predeterminată, de exemplu 28 bar. Acest lucru asigură ca operaţia în care este implicat cilindrul B să intervină după operaţia în care este implicat cilindrul A sau, cu alte cuvinte, cilindrul B nu se va destinde înainte de a se atinge o presiune de 28 bar în cilindrul A.

Supapa de echilibrare Supapa de echilibrare este tot o supapă de reglaj a presiunii normal închisă

şi este folosită în special în aplicaţii ale cilindrului pentru a echilibra supraîncărcarea unei greutăți sau sarcini.

În figura 4.21 este prezentată schematic funcţionarea unei supape de echilibrare tipice, iar în figura 4.22 simbolizarea acesteia în schemele de acționări.

95

Fig. 4.21 Funcţionarea unei supape de echilibrare

Fig. 4.22 Simbolizarea unei supape de echilibrare

Canalul primar al acestei supape este legat la partea de jos a cilindrului, iar

canalul secundar este legat la distribuitor. Reglarea presiunii supapei de echilibrare este menţinută mai sus decât este necesar, pentru a împiedica căderea sarcinii cilindrului.

Când curentul de fluid al pompei este direcţionat înspre partea superioară a cilindrului prin intermediul distribuitorului, pistonul cilindrului este împins în jos. Acest lucru face ca presiunea în canalul primar să crească şi să ridice sertarul. Din această cauză se deschide o traiectorie a curentului de lichid pentru descărcarea prin canalul secundar spre distribuitor şi înapoi spre rezervor.

Când cilindrul este ridicat, o supapă de sens integrată se deschide pentru a permite curgerea liberă pentru retragerea cilindrului. Figura 4.23 ilustrează modul în care funcţionează supapa de echilibrare într-un circuit hidraulic. Aşa cum este prezentat în figură, supapa de echilibrare este plasată exact după cilindru pentru a se evita orice operaţie necontrolată. În cazul în care supapa de echilibrare nu este eliberată, va exista o cădere necontrolată a sarcinii, lucru care va îngreuna sincronizarea curentului de lichid al pompei. Supapa de echilibrare este reglată la o presiune puţin mai ridicată decât presiunea indusă de sarcină. Pe măsură ce cilindrul se destinde, trebuie să existe o uşoară creştere de presiune pentru a putea acţiona sarcina în jos.

96

Fig. 4.23 Aplicaţie practică cu supapă de echilibrare Supapa de frânare Supapele de frânare sunt de obicei supape de reglaj a presiunii normal

închise care se folosesc frecvent la motoarele hidraulice pentru frânarea dinamică. Funcţionarea acestor supape implică atât piloţi direcţi cât şi la distanţă legaţi simultan. În timpul funcționării, supapa este menţinută deschisă prin pilotarea la distanţă, folosindu-se presiunea sistemului. Acest lucru duce la eliminarea oricărei contrapresiuni asupra motorului, care ar putea apărea din cauza rezistenţei în aval, şi a sarcinii ulterioare asupra motorului. Figura 4.24 prezintă funcţionarea unei supape de frânare, într-un circuit de motor.

Fig. 4.24 Aplicaţie practică a unei supape de frânare

Când distribuitorul este în poziția de zero (mers în gol), presiunea

pilotului scade ceea ce permite supapei să se închidă. Apoi supapa este deschisă prin intermediul pilotului interior, de inerţia sarcinii, ceea ce duce la frânarea dinamică.

4.2 Aparatajul de reglare a debitului

4.2.1 Reglarea debitului

Echipamentul de reglare al debitului este destinat reglării vitezei sau turaţiei motoarelor hidraulice, reglare realizată prin modificarea debitului administrat acestora. Reglarea debitului, în schemele hidraulice, se poate face în două moduri:

• Reglare volumică; • Reglare rezistivă.

Reglarea volumică este aceea în care se administrează motorului hidraulic un debit de agent motor modificat prin pompa instalaţiei hidraulice. La această

97

reglare, pompa este de tipul celor cu debit variabil. Debitul refulat de către pompă coincide cu debitul administrat hidromotorului, volumele de ulei refulate de pompă fiind trimise direct la hidromotor. De aici provine noţiunea de reglare volumică. La acest tip de reglare se asigură un randament energetic foarte bun, pentru că pompa este racordată volumic cu hidromotorul. Randamentul creşte, în continuare, în condiţiile în care pompa este prevâzută şi cu regulator de putere. La asemenea structură de reglare, în cadrul grupului de pompare, sunt prevăzute supape de siguranţă montate în paralel cu pompa, supape ce se menţin normal închise şi se deschid numai în caz de suprapresiune.

Reglarea rezistivă constă în montarea în circuitul de alimentare al hidromotorului a unei rezistenţe hidraulice reglabile numită drosel. Acesta are ca scop laminarea debitului de agent motor, fracţionându-l şi administrându-l la valoarea impusă hidromotorului. La această reglare, de obicei, pompa instalaţiei hidraulice este cu debit constant. Ea este însoţită de o supapă de deversare ce se menţine normal deschisă, deversând la rezervor diferenţa dintre debitul pompei şi debitul furnizat hidromotorului, reglat prin drosel. Sub aspect energetic, reglarea rezistivă funcţionează cu un randament mai scăzut, deoarece indiferent de viteza organului de lucru, pompa instalaţiei hidraulice consumă o cantitate de energie teoretic constantă, în condiţiile în care debitul ei se menţine constant.

Reglarea rezistivă a debitului are la bază legea lui Bernoulli:

2221

21 2

121 pvpv +=+ ρρ (5)

la care s-au considerat presiunile de poziţie egale în cele două secţiuni. În baza ecuaţiei de continuitate a curgerii:

211 SvvSQ == (6) în care S1 este secţiunea conductei pe care se montează droselul (fig. 4.25), iar S este secţiunea de droselare. Rezultă deci:

11 S

Qv = , SQv =2 (7)

Fig. 4.25

Înlocuind (7) în (5) se obţine:

98

122

2

21

2

21

21 pp

SQ

SQ

−=− ρρ (8)

)(2122

12

21

22 pp

SSSSQ −⋅⋅

−⋅

=ρ

(9)

1221

2

21 2 ppS

SSSQ −⋅⋅⋅−

=ρ

(10)

Făcând notaţiile:

2

12

21

SSS−

=α - coeficientul de debit 7,0........6,0=α ;

ρ2

=K - constantă funcţie de tipul agentului motor;

12 ppp −=∆ - căderea de presiune pe drosel

Relaţia (10) devine: pSKQ ∆⋅⋅⋅= α (11)

şi poartă denumirea de ecuaţia de debit a droselului. Se observă teoretic că debitul reglat prin drosel variază liniar cu mărimea suprafeţei de droselare. Ţinând seama de curgerea reală prin drosel şi de frecarea vâscoasă, coeficientul de debit se corelează, rezultând ecuaţia de debit a droselului:

pKSSCS

SCQC

V ∆⋅⋅⋅⋅−

= 21

22

21 (12)

sau

pKS

SSCS

SCQC

V ∆⋅⋅⋅⋅−

=212

1

)(1

1 (12’)

în care: CV – coeficientul caracteristic de viteză, datorită forţelor de frecare vâscoasă şi variaţiei de viteză în zona de droselare; CC – coeficientul de corecţie a vânei de lichid care se determină experimental pentru fiecare tip de drosel. Reglarea rezistivă asigură o sensibilitate mai mare în ce priveşte reglarea vitezei de deplasare a organului de lucru în raport cu reglarea volumică. Sensibilitatea reglării vitezei şi stabilitatea acesteia pot fi îmbunătăţite ataşând droselului un regulator de viteză. Totodată, reglarea rezistivă dă posibilitatea ajustării ei la variaţia parametrilor agentului motor (vâscozitate, temperatură etc.).

99

4.2.2 Aparatajul de reglare a debitului. Drosele

4.2.2.1 Clasificare

Droselul este un dispozitiv care se foloseşte la reglarea debitului de lichid sau gaz dintr-o conductă. El se compune dintr-un canal cu secţiune de trecere reglabilă. Rolul unui drosel într-un circuit hidraulic este foarte important, iar localizarea lui este esenţială pentru un randament optim al sistemului.

Funcţia de bază al unui drosel este de a reduce debitul unui circuit hidraulic. Așa cum s-a mai precizat, una dintre aplicaţiile cele mai importante ale droselelor, din domeniul sistemelor hidraulice, constă în comanda debitului de alimentare al motoarele hidraulice, pentru a le regla viteza acestora. Orice reducere a debitului curentului de lichid va duce, la rândul ei, la o reducere a vitezei la organul de acţionare. Există multe tipuri de drosele folosite pentru reglarea debitului. Multe dintre aceste tipuri au fost create pentru a corespunde unor cerinţe specifice. De obicei, droselele produc creşterea presiunii pe circuitul de intrare. Principiul funcţional este comun pentru toate tipurile constructive şi se bazează pe variaţia secţiunii active de strangulare. Constructiv, droselele se pot clasifica în funcţie de forma geometrică a fantei de laminaj sau după geometria traiectoriei organului de manevră. Din acest punct de vedere, droselele pot fi: de tip rotativ (fig.4.26 a,..,d); de tip rectiliniu (ventil) (fig.4.26 e,f); de tip diafragmã (fig.4.26 g,h).Unele dintre acestea sunt prezentate detaliat în cele ce urmează.

100

Fig.4.26 Variante constructive de drosele

Câţiva dintre factorii care ar trebui luaţi în considerare în timpul etapei de proiectare al unui drosel sunt:

- debitul maxim şi minim, precum și densitatea fluidului, care influenţează dimensiunea droselului;

- proprietatea lichidului de a coroda, care decide materialul utilizat la construcţia droselului;

- căderea de presiune între intrarea și ieșirea din drosel; - limita permisă de scurgere pe partea cealaltă a droselului în poziţie închisă; - mijloacele de legare ale droselului în circuit, adică cu şuruburi, flanşe sau

sudare cap la cap. Din punct de vedere al reglării droselele se clasifică în:

1. Fixe sau nereglabile, reprezentate simbolic ca în figura 4.27(a)

Fig. 4.27(a) Drosel, nereglabil

2. Drosele, reglabile (fig.4.27 b) reprezentate în circuitele hidraulice sub

forma:

Fig. 4.27(b) Drosel, reglabil

Ele se mai pot clasifica şi astfel:

101

De strangulare (fără compensare de presiune) (fig.4.28 a)

Fig. 4.28(a) Supapă de reglaj al curentului de lichid, de strangulare (fără compensare de

presiune)

şi drosele cu compensare de presiune, reprezentate sub forma (fig.4.28 b):

Fig. 4.28(b) Drosel, cu compensare de presiune

Să studiem în detaliu tipurile principale de drosele, folosite în circuite

hidraulice, din punct de vedere al modului de funcţionare şi al tipurilor de aplicaţii.

1.Droselul rotativ cu ventil Acesta este cel mai simplu tip de drosel. O vedere simplificată a unui astfel

de drosel este prezentată în figura 4.29.

Fig. 4.29 Secțiune simplificată a unui drosel rotativ cu ventil

Curgerea lichidului prin drosel este în unghi drept faţă de direcţia

curentului de lichid din conducte. Când acest drosel se deschide, întreaga suprafaţă a ventilului se desprinde din scaun dintr-o dată. Datorită acestei mişcări, ventilul asigură un mijloc excelent de strangulare a curentului de fluid. În cadrul unui sistem hidraulic, droselul rotativ cu ventil poate fi acţionat fie manual, prin intermediul unei roţi de manevră, fie mecanic, prin intermediul unui organ de acţionare.

2.Droselul rotativ cu clapet Acesta este un alt tip de drosel. El se compune dintr-un disc mare care se

roteşte în interiorul unei conducte, restricţionarea trecerii curentului de lichid fiind

102

determinată de unghiul de rotire. Fig.4.30 prezintă un model simplu de drosel cu clapet.

Avantajul acestui drosel constă în faptul că poate fi construit în aproape orice dimensiune. Aceste drosele se folosesc pe scară largă pentru comanda debitului de gaz. Însă problemele majore legate de aceste supape sunt cantitatea mare a scurgerilor în poziţia închis și pierderile hidraulice mari pe clapetă.

Fig. 4.30 Drosel rotativ cu clapet

3.Droselul rotativ cu bilă Acesta este un alt tip de drosel, prezentat în figura 4.31.

Fig. 4.31 Drosel rotativ cu bilă

El se compune dintr-o bilă cu un orificiu transversal, care se roteşte în

interiorul unui scaun prelucrat. Felul în care se face comanda curentului de lichid poate fi înţeleasă mai bine cu ajutorul figurilor 4.32(a) şi (b).

4.Droselul cu mișcare rectilinie cu ventil În figura 4.32 se prezintă un drosel cu mișcare rectilinie cu ventil. Comanda

curentului de lichid se face pe același principiu ca în cazul droselului rotativ cu bilă.

Din fig.4.32(a), se poate vedea modul în care curentul de lichid ajută la deschiderea droselului şi împiedică închiderea acesteia. În schimb, din fig. 4.32(b), se observă cum curentul de lichid ajută la închiderea supapei şi împiedică deschiderea acesteia.

103

a) b)

Fig. 4.32 Reglajul debitului de lichid într-un drosel cu ventil

În figura 4.33 se prezintă o versiune simetrică a unui drosel rectiliniu cu ventil. Supapa utilizează două ventile şi două scaune prin care circulă doi curenţi de lichid opuşi, rezultând o reacţie dinamică foarte mică asupra arborelui organului de acţionare, deşi cu preţul unor pierderi volumice mai mari.

Fig. 4.33 Drosel rectiliniu simetric

4.2.2.2 Caracteristicile droselului Caracteristicile de debit ale droselului descriu relaţia dintre cursa sau

rotaţia elementului de reglare şi modificarea coeficientului de debit: - Liniară: caracteristica droselului este liniară atunci când modificarea

coeficientului de debit este direct proporţională cu modificarea cursei elementului de reglare.

- Procentaj egal: în cazul acestei caracteristici, creşterile egale ale cursei elementului de reglare produc modificări egale ale coeficientului de debit existent (în procente).

- Deschidere rapidă: această caracteristică duce la o creştere rapidă a coeficientului de debit, droselul atingând aproape capacitatea maximă în prima parte de 50% din cursă.

- Forma orificiului: această caracteristică este cauzată de o modificare a formei canalului pe măsură ce cursa elementului de reglare se modifică.

- Capacitatea: cu cât orificiul este mai mare, cu atât mai mare este coeficientul de debit.

REGLAJUL DEBITULUI DE LICHID CU DROSELUL

104

Prin urmare, la o cursă maximă a elementului de reglare, caracteristica procentajului egal va avea cel mai mic coeficient de debit.

Graficul de mai jos este o reprezentare grafică a caracteristicilor de mai sus (fig. 4.34).

Fig. 4.34 Dimensionarea droselului

Când se alege un drosel, factori precum materialul, presiunea şi temperatura

nominală sunt foarte importanţi, dar şi alegerea dimensiunii corecte a acestuia este la fel de importantă. Specificarea doar a unei dimensiuni a droselului care să se potrivească cu dimensiunea existentă a conductei este un lucru ineficient şi poate duce la o funcţionare inadecvată a întregului sistem. Evident, un drosel care este prea mic nu va oferi debitul nominal iar un drosel prea mare ar fi destul de scump şi ar duce la o comandă inadecvată.

Folosind principiul conservării energiei, Daniel Bernoulli a descoperit că la un lichid care curge printr-un orificiu, pătratul vitezei lichidului este direct proporţional cu diferența de presiune de deasupra orificiului şi invers proporţional cu greutatea specifică a lichidului. Ca urmare, cu cât diferenţa de presiune este mai mare, cu atât mai mare va fi viteza, în timp ce, pe de altă parte, cu cât densitatea lichidului este mai mare, cu atât mai mică va fi viteza. În mod logic, debitul lichidului se poate calcula prin înmulţirea vitezei acestuia cu secţiunea de trecere.

După ce se iau în considerare relaţia de proporţionalitate, pierderile de energie datorate frecării, turbulenţa şi coeficientul de descărcare fluctuant pentru orificii diferite, ecuaţia de dimensionare poate fi scrisă astfel:

105

pRQK v ∆

⋅⋅

=ϕ

6,31 (13)

unde vK este debitul în m3/h al apei la o diferenţă de presiune de o atmosferă. Este cunoscut sub denumirea de coeficient de dimensionare a droselului şi este o funcţie a lungimii, diametrului şi coeficientului de frecare al materialului acestuia:

- Q este debitul în m3/h - R este factorul de reducţie. Acesta reflectă raportul dintre căderea de

presiune din partea opusă droselului şi schema de recuperare a presiunii în cadrul sistemului.

- ϕ este densitatea în kg/m3 - p∆ este căderea de presiune în Pascal. Pentru un debit dat, un vK ridicat corespunde unei căderi de presiune p∆ mai

mici, totuşi, dimensionarea droselului se face de obicei pe baza ecuaţiei următoare:

GpCQ v

∆= (14)

unde: Q – debitul;

vC - coeficientul de dimensionare pentru lichide; p∆ - căderea de presiune;

G - greutatea specifică. Pentru a dimensiona un drosel, este necesar să se calculeze valorile lui vK şi

vC în condiţii de debit maxim folosind o valoare a căderii de presiune p∆ , care este acceptabilă. Selectarea iniţială a droselului se va face prin utilizarea unui grafic sau a unei diagrame care permite o cursă a elementului de reglare mai mică de 90% la un debit maxim şi nu mai puţin de 10% la un debit minim.

4.2.2.3 Construcţia droselelor

Din punct de vedere constructiv şi al poziţiei de montare în schema hidraulică, droselele sunt de două categorii:

• Drosele de traseu; • Drosele de panou.

1) Droselele de traseu se montează direct pe conductele schemei hidraulice. Ele pot fi cu sau fără supapă de sens (fig. 4.35 și fig.4.36).

106

Fig. 4.35 Fig. 4.36

La cele fără supapă de sens (fig.4.35), debitul este droselat în ambele sensuri de circulaţie A – a – b – c – B sau B – c – b – a – A. Prin înfiletarea sau desfiletarea manşonului 2 ataşat pe corpul 1 prin inelele 3, 4 şi 5, se modifică mărimea fantei b, fapt care duce la variaţia debitului. În figura 4.36 se prezintă un drosel de traseu cu supapă de sens. Droselul este format dintr-un corp şi un manşon înfiletat pe exteriorul corpului şi etanşat faţă de acesta cu inele la fel ca în situaţia anterioară. În interiorul corpului este prevăzută supapa 1 presată pe scaunul ei de resortul 2 sprijinit pe şaiba 3. Circulaţia agentului motor în sensul de la A la B se face prin trecerea acestuia prin orificiile a` ale supapei 1, orificiile a`` ale corpului, fanta b şi apoi, prin orificiile c, acesta ajunge spre utilizator. Manşonul droselului, înfiletându-se pe corp, realizează deplasarea axială a acestuia, modificând fanta de curgere a uleiului, b şi corespunzător, modificând secţiunea de curgere, deci debitul uleiului trimis spre utilizator. Circulaţia agentului motor în sensul de la B la A, se face liber pentru întreg debitul, prin deplasarea supapei 1 în sens contrar forţei din resortul 2. Droselul de traseu funcţionează la presiuni mai mici de 200 bar, datorită etanşării mai dificile între manşon şi corp. Sensibilitatea reglării vitezei e relativ mică, fanta b a droselului având o lungime mai mare decât circumferinţa corpului. Deplasările axiale foarte mici ale manşonului au ca efect reglări de valori mari ale debitului.

2) Droselele de panou sunt montate pe panoul de comandă al instalaţiei hidraulice.

Spre deosebire de droselele de traseu, droselele de panou asigură o reglare mai sensibilă a debitului ce trece prin conductele pe care acestea sunt montate. De obicei, droselele de panou sunt însoţite de supape de sens unic. Principiul de lucru constă în laminarea debitului de agent motor ca urmare a modificării secţiunii de curgere.

107

Droselele de panou, în funcţie de forma secţiunii de laminare, pot fi cu secţiune circulară, dreptunghiulară sau inelară. În figura 4.37 se prezintă un drosel de panou cu secţiune circulară. Plunjerul 1 al droselului se poate deplasa în interiorul corpului 2, cu ajutorul rozetei 3. Prin înfiletarea rozetei în corp, plunjerul este deplasat axial.

Fig. 4.37 Fig. 4.38

În plunjer este practicată secţiunea de laminare de formă circulară, cu o proeminenţă superioară a. Această secţiune este obturată parţial de bucşa 4, presată pe scaunul inferior de resortul 5. Astfel, muchia superioară a bucşei 4 controlează fanta a, respectiv, la deplasarea axială a plunjerului 1, această muchie închide, mai mult sau mai puţin, secţiunea de curgere. Laminarea agentului motor se realizează la trecerea acestuia din conducta A în conducta B. La schimbarea sensului de curgere, de la B la A, bucşa 4, pe post de supapă de sens unic, se ridică de pe scaunul ei în sens contrar forţei din resortul 5, dând posibilitatea vehiculării agentului motor fără limitarea debitului. În figura 4.38 se prezintă droselul de panou cu fantă dreptunghiulară, compus din plunjerul 1 ce se poate roti în interiorul cilindrului 2. Plunjerul are ca suprafaţă de capăt, o suprafaţă elicoidală, muchia acestei suprafeţe controlând fanta a, de formă dreptunghiulară, plasată în peretele cilindrului 2. Rotirea plunjerului se realizează cu rozetă 4, blocată prin cheia 5. Circulaţia agentului motor în ambele sensuri este controlată de drosel. Acesta dă posibiliatea ajustării debitului în funcţie de vâscozitatea agentului motor, respectiv de temperatura lui. Pentru ca indicaţiile de pe rozeta 4 să fie reale, indiferent de vâscozitatea agentului motor, cilindrul 2 poate fi ridicat sau coborât în corpul droselului cu ajutorul şurubului 3. Acest şurub este obligat să se sprijine pe suprafaţa plană de aşezare a corpului. Ca atare, desfiletându-l din cilindrul 2 şi fixând droselul pe suprafaţa de aşezare a corpului, cilindrul 2 are tendinţa de a urca în corp, micşorând fanta de curgere. Acest reglaj este utilizat în cazul uleiurilor mai

108

vâscoase decât acela pentru care a fost gradată rozeta 4. La unele construcţii, fanta de laminare din cilindrul 2, poate fi şi de formă triunghiulară. Forma dreptunghiulară, însă, are marele avantaj al asigurării proporţionalităţii debit – unghi, respectiv dintre debitul care trece prin drosel şi unghiul de rotire al rozetei de reglare 4.

4.2.2.4 Aplicații ale droselelor După cum am mai spus, droselul este elementul de reglare rezistivă al

sistemelor de acționări hidraulice, cu ajutorul căruia se poate modifica viteza motorului hidraulic.

Acest procedeu de reglare se aplică de regulă pompelor cu debit constant, dar în unele cazuri și pompelor cu debit variabil și constă în intercalarea pe circuit a unui drosel. Acesta poate fi amplasat fie pe conducta de alimentare, fie pe conducta de întoarcere fie în paralel cu motorul.

Fig.4.39 este un exemplu de reglare a debitului de lichid într-un circuit hidraulic cu pompe cu debit constant care poate alimenta un motor hidraulic.

Fig. 4.39 Reglajul debitului de lichid la pompele cu debit constant

În cadrul acestui sistem, o parte a lichidului este deviată spre supapa de

golire pentru a reduce curentul de lichid în organul de acţionare. Presiunea creşte în amonte întrucât supapa de reglaj, care în acest caz este o supapă cu ac, este închisă. Când se apropie valoarea presiunii de golire, supapa de golire începe să se deschidă, deviind o parte din lichid spre rezervor.

Comanda debitului de lichid într-o pompă cu debit variabil, aşa cum se prezintă în fig.4.40, diferă prin aceea că lichidul nu trece prin supapa de golire.

109

Când se apropie valoarea presiunii prestabilite conform reglării, pompa începe operațiunea de descărcare, reducându-se astfel curentul de lichid spre ieşire.

Fig. 4.40 Reglajul debitului de lichid la pompele cu debit variabil

Drosel cu supapă de ocolire Droselul cu supapă de ocolire este un montaj format dintre un drosel și o

supapă de sens unic legate în paralel. El este poziţionat într-un circuit hidraulic în aşa fel încât să există o restricţie în ce priveşte cantitatea de lichid care curge spre organul de acţionare. Figura 4.41(a) prezintă un drosel de acest gen care funcționează într-un sistem hidraulic.

Dacă droselul n-ar fi fost amplasat, extensia şi retracţia organului de acţionare, care în acest caz este un piston, ar fi continuat la o viteză nerestricţionată. Prezenţa droselului cu supapă de ocolire permite o restricţionare a curgerii lichidului spre cilindru, încetinind astfel extensia. În cazul în care direcţia de curgere este inversată, curentului de lichid trece prin supapa de sens.

Fig. 4.41(a) Drosel cu supapă de ocolire montat pe una din conductele de alimentare ale

motorului

Descărcare pompă

110

În fig.4.41(b) este prezentată varianta când droselul cu supapă de ocolire

este montat pe cealaltă conductă de alimentare a motorului. În acest caz, extensia organului de acţionare se produce la o viteză nerestricţionată, însă, dimpotrivă, curentul de lichid spre organul de acţionare din timpul operaţiei de retracție poate fi restricţionat astfel încât operaţia să aibă loc mai lent.

Fig. 4.41(b) Drosel cu supapă de ocolire montat pe cealaltă conductă de alimentare a

motorului Droselul cu supapă de ocolire se poate monta și așa cum se observă în

figura 4.42, când supapa este montată în sens invers. În acest fel direcţia curentului de lichid prin circuit este inversată. Această variantă este opusul primei variante de montaj a droselului cu supapă de ocolire prezentată în figura 4.41 (a). Avantajul acestei variante de montaj, spre deosebire de celelalte, este că se împiedică supraîncărcarea cilindrului şi deci cavitaţia care poate rezulta.

Fig. 4.42 Drosel cu supapă de ocolire montată în sens invers

111

O problemă majoră în cazul variantei prezentată în figura 4.42 este intensificarea presiunii din circuit, care la rândul ei poate să apară datorită diferenței de presiune între piston şi tijă. Intensificarea presiunii apare pe partea tijei când operaţia este efectuată fără o sarcină pe partea ei şi poate avea ca rezultat o cedare a dispozitivelor de etanşare ale tijei. Prin urmare, se observă că aceste variante de montaj ale droselului cu supapă de ocolire, au avantajele şi dezavantajele lor şi doar aplicaţia este cea care determină modul de amplasare a lor.

4.3 Aparataj de control și reacție. Servo-comenzi.

4.3.1 Servo-supape

4.3.1.1 Introducere

Sistemele şi subsistemele hidraulice, precum şi componentele hidraulice despre care s-a discutat până acum au avut comandă în circuit deschis sau, cu alte cuvinte, transfer de putere fără feedback. Acum vom arunca o privire asupra unei servo comenzi sau comenzi cu circuit închis legată la dispozitive de detectare a feedback-ului, care asigură o comandă foarte precisă a poziţiei, vitezei şi acceleraţiei unui organ de acţionare.

O servo-supapă este o supapă de reglaj a direcţiei, adică un distribuitor, care are o capacitate de poziţionare cu reglare continuă. Astfel, ea comandă nu numai direcţia curgerii lichidului, ci şi cantitatea. Într-o servo-supapă, parametrul controlat la ieşire este măsurat cu un traductor şi trimis înapoi la un comparator unde feedback-ul este comparat cu comanda. Diferenţa este exprimată sub forma unui semnal de eroare care este folosit apoi pentru inducerea unei modificări a ieşirii sistemului, până când eroarea este redusă la zero sau aproape zero. Un exemplu tipic este utilizarea unui termostat la un cuptor automat a cărui funcţie este de a măsura temperatura camerei şi, în consecinţă, de a creşte sau descreşte căldura pentru a o menţine constantă. Să vedem acum pe scurt părţile componente ale unui sistem servo. Componente servo

1. Pompe de alimentare În general, sistemele servo necesită o alimentare cu presiune constantă.

Întrucât pompele cu debit constant elimină căldura în exces ceea ce duce la pierderi de energie, se folosesc de obicei pompele cu debit variabil deoarece se potrivesc foarte bine în sistemele servohidraulice.

2. Motoare hidraulice rotative

112

În general, motoarele hidraulice cu pistonașe sunt preferate în locul celorlalte tipuri de motoare hidraulice rotative datorită pierderilor hidraulice și volumice mai mici.

3. Cilindri hidraulici La selectarea unui cilindru hidraulic sunt luate în considerare două

elemente importante și anume: presiunea de pornire și pierderile de debit. Presiunea de pornire este de fapt o valoare a presiunii care se cere pentru generarea forţei de intrare necesare. Tija este de obicei etanşată cu garnituri tip V şi garnituri tip inel de cauciuc în formă de tor pentru că acestea asigură o etanșare rezonabilă la pierderile de lichid spre exterior.

4. Servo traductoare Funcţia unui traductor este de a converti o sursă de energie dintr-o formă

în alta (de exemplu, din cea mecanică în cea electrică). Într-un servo sistem, un traductor de feedback (legătură inversă), generează un semnal după măsurarea ieşirii sistemului de comandă, care este trimis înapoi spre sistem pentru o comparaţie cu semnalul de intrare.

Traductoarele se mai folosesc în operaţii servo în scopul înregistrării de date, pentru a se măsura diverşi parametri. În selectarea unui traductor importante sunt următoarele: nivelurile de precizie necesare, descompunerea şi repetabilitatea. În general, traductoarele se clasifică în digitale şi analogice. Mai pot fi clasificate pe baza funcţiei pe care o au, după cum urmează:

- Traductoare de viteză; - Traductoare de presiune; - Traductoare de poziţie; - Traductoare de debit; - Traductoare de acceleraţie. Există două tipuri de bază de servo supape care se folosesc pe scară largă.

Acestea sunt: 1. Servo supapa mecanică 2. Servo supapa electro-hidraulică.

4.3.1.2 Servo supapa mecanică

În figura 4.43 se prezintă construcţia unei servo supape mecanice tipice. Această supapă este în esenţă un amplificator de forţă mecanică folosit pentru comanda poziţionării. La acest model, de exemplu, o mică forţă deplasează sertarul spre stânga pe o anumită cursă specificată. Lichidul intră prin canalul P1, în cilindrul hidraulic deplasând pistonul spre dreapta. Acţiunea mecanismului de feedback deplasează manşonul culisant spre dreapta până ce blochează curentul de lichid spre cilindrul hidraulic. În acest fel, o anumită mişcare la intrare produce o

113

anumită mişcare la ieşire. Un astfel de sistem, în care ieşirea este trimisă înapoi pentru a modifica intrarea, este denumit sistem în buclă închisă.

Una dintre cele mai obişnuite aplicaţii ale acestui tip de servo supapă hidro- mecanică este la sistemul de servo-direcţie hidraulic al automobilelor şi al altor vehicule de transport.

Fig. 4.43 Servo supapă hidro-mecanică 4.3.1.3 Servo supapa electro-hidraulică

În ultimii ani, servo supapa electro-hidraulică a ajuns să pătrundă cu

adevărat pe scena industrială. Principala caracteristică a unei supape electro-hidraulice este aceea că amplitudinea debitului de ieşire hidraulică este direct proporţională cu amplitudinea curentului continuu de intrare. Supapele electro-hidraulice tipice folosesc un motor electric cu cuplu constant, o etapă pilot a duzei duble şi o etapă secundară a sertarului culisant.

Motorul cu cuplu constant include componente precum bobine, piese polare, magneţi şi un indus. Indusul este susţinut în scopul limitării mişcării cu ajutorul unei conducte flexibile.

Conducta flexibilă asigură şi o etanşare hidraulică între porţiunea hidraulică şi cea electromagnetică a supapei. Clapeta se ataşează de centrul indusului şi continuă în jos, în interiorul conductei flexibile. O duză este amplasată de fiecare parte a clapetei astfel că mişcarea clapetei modifică deschiderea duzei. Lichidul presurizat este furnizat spre fiecare duză printr-un orificiu de intrare localizat la capătul sertarului. O sită de 40 microni care este înfăşurată în jurul corpului sertarului, filtrează curentul de lichid din această etapă pilot. Presiunea diferenţiată dintre capetele sertarului este modificată de mişcarea clapetei între duze.

Etanșare

Cilindru

Legatură inversă

Ieșire

Intrare

Tanc Tanc Intrare ulei

114

Sertarul supapei cu trei căi direcţionează curentul de lichid de la alimentare spre unul dintre canalele de comandă C1 sau C2 într-o măsură proporţională cu deplasarea sertarului. Sertarul conţine fante de măsurare a debitului pe faţetele de ghidare a comenzii care sunt neacoperite de mişcarea sertarului. Mişcarea sertarului deviază un fir de feedback care aplică un cuplu de torsiune la indus/clapetă. Curentul electric din bobina motorului cu cuplu produce un cuplu de torsiune asupra indusului fie în sensul acelor de ceasornic, fie în sens invers. Acest cuplu de torsiune deplasează clapeta între două duze. Debitul diferenţiat al duzei mişcă sertarul fie spre dreapta, fie spre stânga. Sertarul continuă să se mişte până ce cuplul de torsiune de feedback contracarează cuplul de torsiune electromagnetic. În acest moment, indusul/clapetă revine la centru, sertarul se opreşte şi rămâne deplasat până ce semnalul de intrare electric se schimbă la un nou nivel, făcând astfel ca poziţia sertarului supapei să fie proporţională cu semnalul electric.

O descriere simplă modului de funcţionare de ansamblu al unui sistem electro-hidraulic se poate face prin referire la schema bloc de mai jos (fig.4.44).

Fig. 4.44 Schema bloc a unui servo sistem electro-hidraulic

Servo supapa electro-hidraulică funcţionează de la un semnal electric către motorul electric cu cuplu constant, care poziţionează sertarul unui distribuitor. Semnalul către motorul cu cuplu constant vine de la un dispozitiv electric cum ar fi un potenţiometru. Semnalul de la potenţiometru este amplificat electric pentru a acţiona motorul cu cuplu constant al servo supapei. Debitul hidraulic al servo supapei alimentează organul de acţionare, care la rândul lui acţionează sarcina. Viteza sau poziţia sarcinii este trimisă înapoi sub forma unui semnal electric de

115

intrare către servo supapă prin intermediul unui dispozitiv de feedback cum ar fi un generator tahometric sau un potenţiometru. Întrucât bucla se închide în urma acestei acţiuni, acest sistem este denumit cu buclă închisă.

Aceste servo supape sunt folosite eficient în aplicaţii variate din domeniul autovehiculelor şi comenzilor industriale cum ar fi autovehicule terestre, dispozitive cu braţ articulat, macarale de manevrare a mărfurilor, cărucioare și elevatoare, echipamente pentru exploatări forestiere, utilaje agricole, organe de comandă în oţelării, etc.

4.3.2 Siguranţe hidraulice

Siguranţa hidraulică este asemănătoare cu siguranţa electrică şi aplicaţia acesteia într-un sistem hidraulic este foarte asemănătoare cu aceea a unei siguranţe electrice dintr-un circuit electric. O imagine schematică a unei siguranţe hidraulice este prezentată în figura 4.45.

Siguranţa hidraulică, atunci când este încorporată într-un sistem hidraulic, împiedică presiunea hidraulică să depăşească valoarea permisă cu scopul de a proteja componentele circuitului împotriva avariilor. Când presiunea hidraulică depăşeşte valoarea proiectată, discul subţire de metal se rupe, pentru a elibera presiunea iar fluidul este dirijat înapoi spre rezervor. După ruptură, trebuie introdus un nou disc metalic înainte de începerea operaţiei.

Siguranţa hidraulică este asemănătoare cu siguranţa electrică pentru că ambele sunt dispozitive ‘one-shot’. Pe de altă parte, supapa reducătoare de presiune este asemănătoare cu un întrerupător electric pentru că ambele sunt dispozitive resetabile.

Fig. 4.45 Siguranţă hidraulică

Drenare spre tanc

Disc metalic subtire Admisie presiune

116

4.3.3 Comutatoare de presiune şi de temperatură

4.3.3.1 Comutatoare de presiune

Comutatorul de presiune este un instrument care sesizează automat o modificare a presiunii şi deschide sau închide un element de comutare electrică, în momentul când este atinsă o valoare a presiunii predeterminată. Elementul sensibil la presiune este acea parte dintr-un comutator de presiune care se deplasează datorită unei modificări de presiune. În principal, există trei tipuri de elemente sensibile care se folosesc în mod obişnuit la comutatoare de presiune:

1. Diafragmă: Acest model (fig.4.46) poate funcţiona de la presiunea în vid până la o presiune de 10,5 bar. El constă dintr-o diafragmă metalică etanşată prin sudură care acţionează direct asupra unui comutator cu clic.

Fig. 4.46 Comutator de presiune cu diafragmă

2. Element sensibil de tip tub Bourdon: Acest model (fig.4.47) poate

funcţiona la presiuni cuprinse între 3,5 bar şi 1265 bar. Acesta prezintă un tub Bourdon etanşat prin sudură care acţionează asupra unui comutator cu clic.

Fig. 4.47 Comutator de presiune cu tub Bourdon

117

3. Element sensibil de tip piston etanşat: Acest tip de element sensibil poate funcţiona la presiuni cuprinse între 1 bar şi 844 bar. El se compune dintr-un piston etanşat cu inel de cauciuc în formă de tor care acţionează direct asupra unui comutator cu clic (fig.4.48).

Fig. 4.48 Comutator de presiune cu piston etanşat

Elementul de comutare electrică dintr-un comutator de presiune, deschide şi închide un circuit electric ca răspuns la forţa de acţionare primită de la elementul sensibil la presiune.

Există două tipuri de elemente de comutare: 1. normal deschis 2. normal închis. Elementul de comutare normal deschis este acela în care curentul poate trece

prin elementul de comutare numai atunci când este acţionat. Tija este ţinută în jos de un arc lamelar cu clic şi trebuie aplicată o forţă asupra tijei pentru ca circuitul să se închidă. Acest lucru este făcut de o bobină electrică care produce un câmp electromagnetic atunci când trece curent prin ea. În cazul unui comutator normal închis, curentul trece prin elementul de comutare până când elementul este acţionat, moment în care acesta se deschide și întrerupe trecerea curentului.

4.3.3.2 Comutatoare de temperatură

Comutatorul de temperatură este un instrument care detectează automat o modificare de temperatură şi deschide sau închide un element de comutare electrică în momentul în care este atins un nivel de temperatură prestabilit. În figura 4.49 se prezintă un tip obişnuit de comutator de temperatură care are o precizie de maxim ±1 ºF.

118

Fig. 4.49 Comutator de temperatură

Acest comutator de temperatură este prevăzut cu un şurub de reglare la

capătul superior pentru a modifica punctul de acţionare. Pentru a uşura montarea pe un sistem hidraulic la care trebuie măsurată temperatura, capătul inferior al comutatorului este prevăzut cu filet. La fel ca la comutatoarele de presiune, comutatoarele de temperatură pot fi cuplate fie normal deschis, fie normal închis.

4.3.4 Amortizoare de şoc

Amortizorul de şoc este un dispozitiv care aduce uşor o sarcină în mişcare la starea de repaus prin utilizarea unui lichid.

Aceste amortizoare de şoc sunt montate cu uleiul integrat. De aceea, ele se pot monta în orice poziţie sau unghi. Unităţile arcului de revenire sunt unităţi complet autonome şi extrem de compacte. Un acumulator celular încorporat primeşte uleiul deplasat de tija pistonului când tija se mişcă în interior. Întrucât este tot timpul plin cu ulei, nu există bule de aer care să provoace o acţiune cu goluri şi turbulenţe.

Amortizoarele de şoc sunt dispozitive hidraulice cu multe orificii. Când o sarcină în mişcare loveşte tamponul amortizorului de şoc, el pune tija şi pistonul în mişcare. Pistonul în mişcare împinge uleiul printr-o serie de găuri, din camera interioară cu presiune mare spre camera exterioară cu presiune mică.

Rezistenţa faţă de curgerea uleiului cauzată de restricţii creează o presiune, care acţionează împotriva pistonului pentru a se opune sarcinii în mişcare. Orificiile sunt spaţiate geometric conform unei formule dovedite, ceea ce produce o presiune constantă pe partea pistonului opusă sarcinii. Pistonul închide progresiv aceste orificii pe măsură ce se mişcă în interior. Ca urmare, suprafaţa totală descreşte continuu în timp ce sarcina se reduce uniform. La sfârşitul cursei, sarcina ajunge în repaus, iar presiunea scade la zero. Acest lucru duce la o

119

încetinire uniformă şi o oprire lentă fără vibraţii. Prin oprirea sarcinii în mişcare, amortizorul de şoc transformă lucrul şi energia cinetică în căldură, care este împrăştiată în jur.

Una dintre aplicaţiile amortizoarelor de şoc este folosită pentru disiparea energiei macaralelor mobile. În acest caz, amortizoarele de şoc împiedică vibraţiile podului sau a braţului. Cele mai obişnuite aplicaţii ale amortizoarelor de şoc sunt sistemele de suspensie ale autovehiculelor.

4.3.5 Debitmetre

Debitmetrele se folosesc la măsurarea debitului dintr-un circuit hidraulic. După cum se arată în figura 4.50, acestea se compun în principal dintr-un con de măsurare şi un piston magnetic cu un arc pentru menţinerea pistonului magnetic în poziţia fără debit.

Fig. 4.50 Debitmetru

În mod normal, debitmetrele nu sunt bi-direcţionale. De fapt, ele joacă rolul

unor supape de reţinere şi blochează curgerea în direcţia inversă. Iniţial, lichidul care intră în dispozitiv curge în jurul conului de măsurare, exercitând o presiune asupra pistonului magnetic şi arcului. O dată cu creşterea debitului în sistem, pistonul magnetic începe să preseze arcul şi prin aceasta indică debitul pe o scară gradată.

4.3.6 Conectoare

Fitingurile cu pierderi de lichid sunt un motiv de îngrijorare în cadrul circuitelor hidraulice, mai ales în cazul unui număr crescut de conexiuni. Un rol foarte important îl joacă aici conectoarele. Încorporarea lor într-un circuit hidraulic ajută la o reducere importantă a numărului de conexiuni externe necesare. În figura 4.51 se prezintă un conector simplu care se foloseşte în mod obişnuit în sistemele hidraulice.

Curent de lichid

Scală gradată Arc

Piston magnetic Dispozitiv conic de măsurare

120

Fig. 4.51 Conector

În cazul aşezării modulare a supapelor, conectoarele folosite sunt dotate cu

canalele obişnuite de presiune şi revenire, fiecare staţie de supapă fiind încorporată cu canalele de lucru individuale A şi B. Conectoarele sunt de obicei cu specificaţii în funcţie de presiunea sistemului, debitul total, numărul staţiilor de lucru şi dimensiunea sau modelul supapei.

121

CAPITOLUL 5

APARATAJUL AUXILIAR AL SISTEMELOR DE ACȚIONĂRI HIDRAULICE

5.1 Rezervoare

Înmagazinarea mediului hidraulic se realizează: fără presiune, sub presiune şi sub presiune înaltă.

Elemente constructive şi funcţionale.

Un rezervor cu înmagazinare liberă a fluidului este constituit din următoarele părţi (fig.5.1): a – camera de aspiraţie; b – camera de deversare despărţită de camera de aspiraţie printr-un perete 2; 3 – conducta de deversare; 4 – conducta de aspiraţie; 5 – robinet de golire a rezervorului; 6 – filtru ecran; 1 – filtru grosier ecran de umplere.

Prezenţa celor două camere a şi b şi a peretelui despărţitor 2 determină o decantare a incluziunilor aflate în suspensie în fluidul evacuat prin conducta 3 din instalaţie.

Prin introducerea mai multor pereţi despărţitori, ca în figura 5.1, se creează condiţii mai bune de separare a uleiului de aerul din el precum şi de decantare a impurităţilor. Aerul eliberat din ulei trebuie să fie evacuat printr-un orificiu de drenaj montat în partea superioară; acest orificiu nu trebuie să permită intrarea prafului şi a altor impurităţi din care cauză el este de fapt un filtru de aer.

122

Fig. 5.1 Rezervoare de lichid hidraulic

Calculul volumului rezervorului Se poate scrie aşadar echilibrul instantaneu al energiilor din rezervor sub

forma: ( ) ( )dtTTKSdTcmcmdtP rruu 0−++=∆ (1)

În ecuație s-au notat prin: PpP 0=∆ - pierderea de putere a sistemului [J/s]; unde rp η−= 10 ( rη -

randamentul rezervorului) și P – puterea pompei; [ ]kgmm ur , - masele fluidului şi a rezervorului;

ccu , [J/kgºC] - căldura specifică a fluidului şi a rezervorului; K - coeficient de convecţie exprimat în [J/m2 s ºC]; S [m2] - suprafaţa radiantă a rezervorului; T [oC] - temperatura instantanee a fluidului; T0[oC] - temperatura mediului ambiant; t[s] - timpul.

Se observă că ecuaţia diferenţială (1) este de forma:

DCBTdtdTA =++ (2)

care are soluţia generală T, pentru condiţiile limită (t = 0; T = T0)

0TBCe

BCT

tAB

++=−

(3)

sau scrisă sub altă formă şi revenind la notaţiile iniţiale:

123

0)1( TeKS

PTt

CmCmKS

rruu +−∆

= +−

(4)

Pentru valorile uzuale întâlnite în practică şi anume: [ ] [ ]CTVSChmJK oo )25.....20(;065,0;)(/7,62 0

3 212 ≈== şi CT o)60.....55(∈ relaţia (4) capătă o expresie cu care se poate determina în mod practic volumul de ulei V al rezervorului cu răcire liberă:

[ ]33

3

1035

mPV −⋅

∆

= (5)

Valoarea obţinută prin calculul de mai sus poate fi diminuată cu (25…30)% având în vedere faptul că un procent similar de căldură se înmagazinează în celelalte elemente ale instalației şi se degajă prin convecţie.

Unii autori recomandă că volumul de ulei al rezervorului se poate calcula, pentru o bună disipare a căldurii prin pereţi, cu relaţia:

[ ]lQV P)5....3(= (6) unde QP [l/min] este debitul pompei.

5.2 Acumulatoare Înmagazinarea sub presiune a mediului hidraulic a apărut ca o necesitate în

unele sisteme de acţionare. În scopul ridicării randamentului de umplere (volumic) al pompelor, acestea sunt puse să aspire din rezervorul cu fluid sub presiune menţinută la o valoare constantă de un piston cu arc sau de un piston cu acţionare hidraulică proprie.

5.2.1 Acumulatoare hidro-pneumatice

Sunt aparate destinate înmagazinării unei energii hidrostatice – pe o durată de timp mai mică sau mai mare – după transformarea acesteia într-o energie pneumostatică. Lichidul sub presiune din instalaţia hidraulică (de obicei ulei mineral) comprimă – în faza pasivă, de încărcare – gazul din acumulator (de obicei azot), care, la rândul său, se destinde – în faza activă, de descărcare – evacuând lichidul înmagazinat între cele două faze. Procesul de acumulare – descărcare se bazează pe înalta compresibilitate a mediului gazos. Acumulatoarele hidro-pneumatice au utilizări diverse, care le grupează în:

• Generatoare de energie hidrostatică – destinate acumuării într-un timp relativ lung a unei energii relativ mici, în scopul restituirii într-un timp scurt a unei energii relativ mari, pentru:

o generarea de debite momentan mari (evitând instalarea unor pompe supradimensionate);

124

o menţinerea în funcţiune a instalaţiei pe o perioadă de securitate, după defectarea sursei principale (pompa);

o asigurarea parţială sau integrală a energiei de demarare (la vehicule mari, de ex.), menţinerea unei presiuni constante la staţionarea motorului alimentat, după eliberarea pompei;

• Amortizare de pulsaţii ale debitului pompelor – pentru uniformizarea acestuia;

• Amortizare de şocuri hidraulice sau mecanice – prin absorbirea energiilor în exces.

5.2.1.1 Descrierea soluţiilor constructive

Criteriul principal de clasificare este cel care le diferenţiază în acumulatoare cu şi fără separarea mediului lichid de mediul gazos.

Acumulatoarele cu contact direct lichid-gaz au avantajul de a lucra practic fără inerţie şi fără uzură. Ele se folosesc totuşi rar, din cauza pierderii sistematice de gaz, antrenat de circulaţia lichidului. Limitarea acestui inconvenient costisitor prin folosirea aerului ca mediu elastic este posibilă numai la presiuni scăzute, dincolo de care creşterea temperaturii aerului provoacă pericol de explozie prin efectul Diesel.

Acumulatoare hidro-pneumatice cu element de separare sunt de două tipuri principale:

• Cu piston; • Cu cameră de cauciuc.

Acumulatoarele cu piston (fig.5.2.a) sunt robuste, pot funcţiona cu presiuni înalte (320 bar şi uneori mai mult) dar au inerţii, frecări şi uzuri mai mari decât cele cu cameră de cauciuc. Pistonul 1, din metal uşor, având garnitura 2 strânsă progresiv, prin intermediul arcului 3, pe măsura creşterii presiunii (a micşorării volumului de gaz) – separă camera A de lichid, de camera B umplută cu gaz (prin intermediul supapei 4, de la priza de gaz 5, după montarea acesteia în locul pieselor de închidere 6.

Acumulatoarele cu membrane (fig.5.2.b) separă camera A de lichid de camera B de gaz prin membrana 1 executată dintr-un cauciuc sintetic special fixată în butelia 2, realizată prin sudarea a două calote. Scaunul 3 evită uzarea membranei prin pătrunderea în orificiul de lichid. Umplerea cu gaz se face prin orificiul superior, după scoaterea piesei 4. Aceste acumulatoare se fabrică de obicei pentru capacităţi mici (până la 2 l) şi presiuni până la 210 bar. Au o funcţionare practic lipsită de inerţie.

Acumulatoarele cu balon (fig.5.2.c) utilizează o cameră de cauciuc 1 în locul membranei din cazul precedent. Pentru a evita distorsionarea camerei, care

125

conduce la uzuri mai rapide se utilizează în ultima vreme, camere cu trese metalice care împiedică deformarea pe înălţime a cauciucului. Se fabrică pentru capacităţi de până la 50 l şi presiuni până la 320 bar. Au de asemenea o funcţionare lipsită de inerţie.

a) b) c)

Fig. 5.2 Gazul utilizat este de obicei azotul care evită apariţia efectului Diesel şi a coroziunii pe suprafeţele fin prelucrate. Folosirea aerului trebuie făcută cu prudenţă, iar cea a oxigenului este categoric interzisă.

5.2.1.2 Descrierea soluţiilor de instalare hidraulică Acumulatorul – generator de debite momentan mari, poziţia 1 din fig. 5.3.a) este încârcat, la fazele pasive, de pompa 2, prin intermediul aparatelor 3, 4 şi 5, după care, la fazele active, el se descarcă prin aparatele 5, 6 pentru a trimite debite sporite în cilindrul de acţionare 7. Acumulatorul – economizor de energie poziţia 1 din fig.5.3.b), menţine o presiune aproximativ constantă în cilindrul 2, deschizând totodată supapa de presiune 3 care descarcă liber, la rezervor, debitul pompei 4; de îndată ce presiunea din acumulator scade sub valoarea corespunzătoare arcului supapei 3, aceasta se închide, iar pompa 4 se recuplează la acumulatorul 1 pe care-l încarcă, după care pompa este din nou deconectată automat. Acumulatorul – furnizor al energiei de demarare poziţia 1 din fig.5.3.c), poate fi încârcat de pompa manuală 2 sau de electropompa 3 după care acţionează hidromotorul 4 de acţionare a demarorului 5 la simpla comutare a distribuitorului 6. Acumulatorul – amortizor al pulsaţiilor debitului pompei, poziţia 1 din fig.5.3.d), se conectează în imediata vecinătate a acestuia; droselul 2 transformă pulsaţiile de debit în pulsaţii de presiune care activează acumulatorul.

126

Acumulatorul – amortizor al şocurilor hidraulice de pe o conductă A – B se conectează ca-n exemplul din fig.5.3.e), iar acumulatorul – avertizor al şocurilor mecanice ce se transformă în şocuri hidraulice pe conducta A` – B`, se montează ca în exemplul din fig.5.3.f).

a) b) c)

d) e) f) Fig. 5.3

5.3 Filtre

Filtrele sunt elemente ale acţionărilor hidraulice care asigură puritatea mediului hidraulic contribuind la menţinerea fiabilităţii instalaţiei. Condiţiile pe care trebuie să le îndeplinească filtrele sunt:

- capacitate bună de filtrare, - posibilitatea de curăţire periodică, - capacitatea de funcţionare timp îndelungat. Filtrele se construiesc într-o mare varietate de forme. Cele mai des

întâlnite în acţionările hidraulice sunt filtrele:

127

- cu site metalice. De obicei, în structura filtrelor sunt prevăzute două sau mai multe site metalice concentrice, care au dimensiunile ochiurilor dispuse crescător în sensul de înaintare a curentului. Utilizarea sitelor metalice multiple asigură un nivel ridicat fineţei filtrării. Filtrele de acest tip sunt prevăzute cu supape de scurtcircuitare montate în paralel cu elementul de filtrare şi care au rolul de a şunta cartuşul filtrant atunci când acesta se colmatează. Au fineţe de până 0,04 mm.

- din elemente textile. Sunt asemănătoare celor cu sită metalică numai că nu au prevăzute supape de presiune. În locul sitei metalice folosesc pâslă şi uneori mătase. Asigură o fineţe a filtrării de până la 2 mµ .

- de hârtie (carton). Sunt destinate filtrării fine, posedând o suprafaţă mare şi o grosime mică a elementului filtrant. Prin folosirea mai multor straturi de hârtie se pot obţine filtrări foarte bune.

- magnetice. Aceste filtre constau dintr-un magnet permanent, cămaşa magnetică şi inelele colectoare fixate în pachet cu un anumit joc între ele, impus prin intermediul unor distanţiere de alamă. Deşi mai rar întâlnite, mai pot exista şi:

- filtre din pulberi metalice şi ceramice; - filtre electrostratice; - filtre centrifugale.

Contaminanţii cei mai întâlniţi, sintetizaţi în tabelul următor, sunt fie agenţi mecanici, proveniţi din mediul ambiant sau din interiorul componentelor sistemului, fie agenţi chimici, proveniţi din degradarea uleiului prin reacţii chimice cauzate de apă, aer, căldură sau presiune şi care produc acizi şi mâl. Degradarea uleiului limitează şi durata de viaţă. În cursul exploatării instalaţiilor, ponderea particulelor fine de contaminanţi dintr-un eşantion de ulei creşte continuu, datorită procesului de filtrare. Pentru a avea o imagine sugestivă a mărimii particulelor care impurifică lichidul şi pe care dispozitivele de filtrare au sarcina de a le reţine, iată dimensiunile unor micro-corpuri obişnuite: bacterii – 2 µm; globule roşii - 8 µm; globule albe – 25 µm; fum – 50 µm; polen – 60 µm; ceaţă industrială – 90 µm; sare de bucătărie – 100 µm. Sub mărimea de 40 µm, particulele sunt invizibile cu ochiul liber. Contaminantul Caracterul Sursa contaminantului

Derivate acide Coroziv Descompunerea uleiului sau contaminarea cu apă a fluidelor cu fosfaţi.

Mâl Obturant Descompunerea uleiului. Apa Emulsie Existent în fluidul nou, sau introdus prin

128

defectarea sistemului. Aer Solubil Efectul lui poate fi stăpânit prin aditivi

anti-spumanţi. Insolubil Exces de aer prin purjare improprie sau

absorbţie de aer. Alte uleiuri Miscibile Utilizare de lichide necorespunzătoare

pentru completarea volumului din rezervor.

Grăsimi Miscibile sau nemiscibile

De la punctele de lubrifiere.

Tunder Insolubil, gripant

De la ţevi necurăţate bine înainte de montare.

Particule metalice Însolubile, gripante

Datorită prelucrării metalice sau oxidării.

Particule de vopsea

Insolubile, gripante

Vopseaua din rezervor veche sau incompatibilă cu uleiul.

Particule abrazive Abrazive, gripante

Praf din aer (rezervoarele în general nu sunt capsulate).

Particule de elastomeri

Gripante Garnituri ciupite sau distruse.

Nisip Abraziv, gripant Nisip de turnare sau de la umplerea conductelor la îndoire.

Particule adezive Gripant Adezive folosite în îmbinări. Ţesături Gripant Materiale de întreţinere greşit utilizate.

5.3.1 Descrierea soluţiilor constructive

Principalul criteriu de clasificare al filtrelor îl constituie caracterul acţiunii care determină reţinerea corpurilor impurificate.

a) Filtre cu acţiune mecanică • Cu sită – fineţe uzuală 60 ... 200 µm, folosite îndeosebi ca

sorburi montate pe aspiraţia pompelor; • Cu spalt inter-lamelar – fineţe 16 ... 250 µm, folosite (din ce în

ce mai puţin) pentru filtrarea circuitelor de înaltă presiune; • Cu hârtie impregnată (fig.5.4 a) – fineţe 10 ...25 µm, folosite

îndeosebi ca filtre montate pe circuitul general de evacuare a uleiului din instalaţie în rezervor. Pentru mărirea suprafeţei de filtrare şi a rezistenţei mecanice, cartuşul filtrant 1 se execută de obicei din hârtie gofrată;

129

• Cu metal sinterizat (fig.5.4 b) – fineţe 2 ...10 µm, folosite ca filtre de evacuare dar, mai ales de presiune; cartuşul filtrant 1 se execută sub formă de discuri suprapuse, expunând astfel o mare suprafaţă de filtrare.

• Cu împletitură din materiale sintetice, cu fibre de sticlă ş.a. b) Filtre cu acţiune magnetică (fig.5.4 c) – pentru reţinerea particulelor

metalice de orice mărime; cartuşul filtrant este de fapt un magnet permanent 1, precedat de o coajă 2 de oţel, în spalturile căreia sunt reţinute particulele atrase de magnet. Se montează de obicei pe circuitul de evacuare.

c) Filtre cu acţiune electrostatică (fig.5.4 d) – pentru reţinerea particulelor de orice mărime, electrizate în zona 1 de intrare în filtru şi reţinute după aceea pe plăcile ceramice 4 la trecerea lichidului prin câmpul electrostatic format de electrozii 2 şi 3. Se utilizează montat pe circuitul de evacuare.

d) Filtre cu acţiune centrifugală (fig.5.4 e) – separarea compuşilor grei din masa lichidului se datorează forţei centrifuge provocate de rotirea cartuşului filtrant.

e) Filtre cu acţiune mixtă – de exemplu sită + hârtie, sau hârtie + magnet.

a) b) c)

130

d) e) Fig. 5.4

5.3.2 Descrierea soluţiilor de instalare hidraulică

În practică se pot întâlni următoarele variante de instalare a filtrelor pe instalaţiile hidraulice:

• Pe conducta de asipraţie în pompă (fig.5.5 a) – filtre-sorb (de obicei site), de fineţe 100 ... 200 µm, pentru protejarea pompei, cu Δp cât mai scăzut pentru a evita cavitarea pompei;

• Pe conducta de presiune dintre pompă-motor (fig.5.5 b) – filtre de presiune (de obicei site sau filtre cu lamele şi, mai ales, din metal sinterizat), cu fineţe de 2 ... 10 µm, pentru protejarea aparatelor hidraulice de precizie (regulatoare de viteză, servo-valvule); sunt scumpe şi au gabarit relativ mare;

• Pe conducta de evacuare din motor (fig.5.5 c) – filtre de retur (de obicei site cu filtre din hârtie) cu fineţe de 10 ... 40 µm – soluţia de filtrare cea mai utilizată;

• Pe conducta de evacuare din supapa de siguranţă (fig.5.5 d) – filtre de retur care purifică un debit parţial de lichid, cel trecut prin supapă.

• Pe un circuit special de filtrare (fig.5.5 e) – filtre de retur montate în serie cu o pompă ce recirculă permanent lichidul din rezervor, în scopul purificării lui:

• Filtre cu supape de ocolire (fig.5.5 f) – colmatarea filtrului 1, mărirea căderii de presiune care ar putea deteriora filtrul este impiedicată prin deschiderea, la un moment dat, a supapei de ocolire 2. Deoarece din acest moment filtrul este scos din funcţiune, iar instalaţia rămâne în continuare neprotejată, dispozitivul 3 de indicare a colmatării avertizează (de obicei optic)

131

pe operator că trebuie să intervină pentru curăţirea sau schimbarea elementului filtrant.

a) b) c)

d) e) f)

Fig. 5.5

CAPITOLUL 6

APLICAŢII ALE SISTEMELOR HIDRAULICE

6.1 Introducere În principiu, sunt trei metode de transmitere a puterii: - electric; - mecanic; - hidraulic. Pentru a obţine un sistem eficient, majoritatea aplicaţiilor folosesc o

combinaţie între cele trei metode. Pentru a determina care dintre aceste trei metode se aplică mai bine la o anumită instalație, este important să se ştie care sunt caracteristicile predominante ale fiecărei metode. De exemplu, sistemele hidraulice pot transmite puterea mai economic decât cele mecanice şi la o distanţă mai mare. De asemenea, sistemele hidraulice nu sunt stânjenite de geometria componentelor din sistem.

132

În zilele noastre, pentru a creşte productivitatea, industria devine din ce în ce mai dependentă de automatizare.Puterea hidraulică este considerată „muşchiul” automatizării şi de aceea este folosită pe scară largă în diverse aplicaţii. În cele ce urmează, se vor trata avantajele relative ale sistemelor hidraulice şi diferitele lor aplicaţii.

6.2 Avantajele sistemelor hidraulice

Un sistem hidraulic are patru mari avantaje care îl fac să fie foarte eficient

în transmiterea puterii. • Simplitatea şi acurateţea controlului: Prin simpla utilizare a pârghiilor

şi a butoanelor de acţionare, operatorul sistemului hidraulic îl poate uşor porni, opri, accelera sau decelera.

• Mărirea forţei: Un sistem hidraulic (fără a folosi echipamente greoaie, scripeţi sau pârghii) poate creşte forţele simplu şi eficient de la 1 N până la câteva mii de kN.

• Forţă şi cuplu constante: Indiferent de schimbările de viteză, doar sistemele hidraulice sunt capabile să furnizeze o forţă şi un cuplu constant.

• Simplu, sigur şi economic: În general, sistemele hidraulice au puţine elemente de mişcare, faţă de sistemele electrice sau mecanice. De aceea ele sunt simple şi uşor de întreţinut.

Cu toate aceste proprietăţi avantajoase, sistemele hidraulice au şi anumite dezavantaje, cum ar fi:

• Folosirea uleiurilor hidraulice, care duce la o murdărire excesivă. De asemenea, sunt foarte dificil de eliminat toate pierderile dintr-un sistem.

• Conductele hidraulice pot exploda, ducând la victime umane. • Majoritatea lichidelor hidraulice au tendinţa de a se aprinde în cazul

scurgerilor, în special în zonele fierbinţi. Este de asemenea important ca fiecare aplicaţie să fie studiată în amănunt,

înainte de a se alege un sistem hidraulic pentru ea. În continuare se va discuta despre principalele componente ale sistemelor hidraulice și despre cele mai importante şi comune aplicaţii ale acestora.

6.3 Componentele sistemelor hidraulice

Teoretic, toate circuitele hidraulice sunt aceleaşi, indiferent de aplicaţie.

Vom recapitula pe scurt componentele de bază ale sistemelor hidraulice. Acestea sunt:

• Un rezervor pentru lichid (în general ulei hidraulic); • O pompă pentru a refulează lichidul în sistem;

133

• Un motor electric sau o altă sursă de alimentare pentru pompă; • Aparate care controlează direcţia, presiunea şi debitul lichidului; • Un motor hidraulic care convertește energia lichidului în energie

mecanică. Acesta poate fi un cilindru hidraulic pentru a furniza o mişcare liniară sau un motor rotativ sau oscilant pentru o mişcare circulară;

• Conducte pentru transportul lichidului.

Fig. 6.1 Sistem hidraulic de bază cu motor hidraulic liniar

Sistemul de acționare hidraulică din fig. 6.1 cuprinde: A – rezervor; E – supapă de control a direcției; B – motor electric; F – supapă de control a curgerii; C – pompă; G – supapă de reținere în unghi drept; D – supapă de presiune maximă; H – cilindru hidraulic.

6.4 Aplicaţii ale sistemelor hidraulice

Folosirea pe scară largă a energiei hidraulice în aplicaţiile de zi cu zi este o mărturie a eficienţei acesteia. În continuare se vor trata câteva aplicaţii comune, dar importante.

6.4.1 Telecabina de mare înălţime acţionată hidraulic Majoritatea acestor telecabine au nevoie de cablu de tracţiune pentru a

urca şi coborî pantele abrupte. O telecabină controlată şi alimentată hidraulic de 22 de persoane, cu o masă de 5000 kg este reprezentată în fig. 6.2.

Telecabina este autopropulsată şi se deplasează pe un cablu staţionar. Datorită faptului că se mişcă independent, operatorul poate uşor opri, porni sau întoarce din drum o telecabină fără a le afecta pe celelalte.

Integrată în construcţia telecabinei este o pompă (acţionată de un motor clasic pe benzină, în 8 cilindri) care furnizează un lichid sub presiune la patru motoare hidraulice. Fiecare din cele patru motoare acţionează două roţi motoare

134

cu transmitere prin fricţiune. Opt asemenea roţi motoare, aflate deasupra cablului, susţin şi propulsează telecabina. La pante abrupte se cere un cuplu mare de tracţiune la urcare şi un cuplu de frânare mare la coborâre. O compensare dublă a celor patru motoare hidraulice este repartiția eficientă a puterii disponibile pentru a satisface aceste cereri de cuplu.

Fig. 6.2 Telecabină

6.4.2 Servofrâna Bendix Acest sistem a fost proiectat de Bendix Corporation ca o soluţie la tipicele

compartimente aglomerate ale motorului de la autovehicule. În fig. 6.3 este prezentată o schemă a acestui sistem.

135

Fig. 6.3 Servovrână Bendix

Sistemul de bază constă dintr-o valvă centrală de declanşare şi un cilindru

hidraulic, montate într-un singur ansamblu. Pompa servodirecţiei furnizează energia de operare. Sistemul de servofrână, ajută la funcţionarea ușoară și lină a cilindrului principal al sistemului de frânare. De obicei montat în compartimentul de protecţie al motorului, este destinat să asigure anumite caracteristici de frânare, indiferent de forţa cu care se apăsă pe pedală sau de cursa acesteia.

6.4.3 Servodirecţia Servodirecţia este o altă aplicaţie auto dezvoltată de Bendix Corporation.

Este folosită în combinaţie cu un mecanism de direcţie convenţional. Cilindrul hidraulic este amplasat, oriunde poate fi conectat, în aşa fel încât să acţioneze direct asupra transversalei de direcţie sau asupra unui element echivalent din sistem (fig. 6.4). Această putere hidraulică este aplicată în cel mai simplu şi mai direct mod, în linie dreaptă, asupra legăturilor sistemului de direcţie existent.

Fig. 6.4 Legăturile servodirecţiei Bendix

Valva de control a instalaţiei este amplasată la una din cele două articulaţii sferice, de obicei la levierul de direcţie. O mică mişcare a valvelor deschide sau

136

închide orificiile hidraulice, operând cilindrul cu acţiune dublă. Instalarea cilindrului şi a valvei de control se poate realiza fără a modifica geometria legăturilor sistemului de direcţie existent.

Deoarece sistemul de direcţie existent este independent, el poate opera doar pe forț ă fizică, atunci când motorul nu este pornit sau când nu este presiune hidraulică.

6.4.4 Folosirea în operaţii de sudare Un sistem hidraulic poate fi folosit pentru a fixa două părţi pentru a fi

sudate (fig.6.5). Este un exemplu tipic despre cum un sistem hidraulic poate fi folosit în operaţii de producţie, pentru a reduce costul şi a creşte productivitatea.

Aplicaţia cere un sistem secvenţional pentru o fixare rapidă şi sigură. Acest lucru se realizează prin amplasarea unui restrictor (valvă secvenţională) în conducta care duce la al doilea cilindru. Primul cilindru hidraulic se extinde până la capătul cursei lui. Atunci, presiunea lichidului creşte, trece peste pragul reglat al restrictorului şi cilindrul al doilea se extinde pentru a completa ciclul. Această aplicaţie a fost concepută pentru a creşte productivitatea.

Fig. 6.5

Cilindru 1

Cilindru 2 Comutator de presiune

Distribuitor cu 4 căi Manometru Pompa

Valvulă de secvențiere

Valvulă de

137

6.4.5 Sisteme hidraulice folosite în operaţii de întreţinere a podurilor De mult timp, sistemele hidraulice au fost folosite pentru a îndepărta

sarcina de pe elementele structurale ale podurilor pentru a efectua reparaţii eficace sau pentru a înlocui lonjeroanele. Pentru a elibera sarcina din lonjeroanele ce trebuiau înlocuite se foloseau câte patru-cinci pompe masive, sisteme complicate de ridicare hidraulică. Costurile erau ridicate şi nu existau metode sigure de măsurare a presiunii.

În zilele noaste, au fost proiectate sisteme hidraulice cu capacitatea de a determina locul de amplasare a cricurilor hidraulice, cu o putere de ridicare de câteva sute de tone. Se poate folosi o singură pompă portabilă care acţionează toate cricurile prin utilizarea unui distribuitor special, simplificând operaţia şi uşurând înlocuirea sarcinii din elementele ce trebuiesc înlocuite.

CAPITOLUL 7

ANALIZA EFICIENȚEI SISTEMELOR DE ACȚIONĂRI HIDRAULICE

7.1 Avantajele şi dezavantajele sistemelor de acţionări hidraulice, comparativ cu alte sisteme de acţionări

Transmisiile hidraulice şi pneumatice au câteva caracteristici specifice,

care le diferenţiază de alte tipuri de transmisii, explicând atât larga lor raspândire cât şi restricţiile de utilizare. Avantaje

Posibilitatea amplasării motoarelor hidraulice volumice într-o poziţie oarecare faţă de maşinile de forţă constituie un avantaj major al transmisiilor hidraulice faţă de cele mecanice, simplificând considerabil proiectarea maşinilor de lucru. Elementele de comandă ale acestor transmisii solicită operatorilor, forţe sau momente reduse şi pot fi de asemenea amplasate în locuri convenabile, conferind maşinilor de lucru calităţi ergonomice deosebite.

Cuplul realizat de motoarele electrice rotative este proporţional cu intensitatea curentului absorbit, fiind limitat de încălzirea izolaţiei şi saturaţia circuitului magnetic. Cuplul dezvoltat de motoarele hidraulice volumice rotative

138

este proporţional cu diferenţa de presiune dintre orificiile energetice şi este limitat numai de eforturile admisibile ale materialelor utilizate. Căldura generată de pierderile interne, care limitează performanţele oricărei maşini, este preluată de lichidul vehiculat şi cedată mediului ambiant printr-un schimbător de căldură amplasat convenabil, astfel că aceste maşini au în mod obişnuit puteri specifice mai mari de 1 kW/kg. În acelaşi timp, lichidele utilizate îndeplinesc şi rolul de lubrifiant, asigurând maşinilor hidraulice volumice şi transmisiilor realizate cu acestea, o funcţionare îndelungată.

Motoarele hidraulice volumice rotative pot funcţiona într-o gamă largă de turaţii, valoarea turaţiei minime stabile depinzând de tipul mecanismului utilizat, de tipul sistemului de distribuţie şi de precizia execuţiei. Datorită valorii ridicate a randamentului volumic, caracteristica de turaţie are o pantă redusă, care conferă motoarelor hidraulice volumice rotative o mare rigiditate (scăderea vitezei la creşterea momentului rezistent este mică). În sistemele de poziţionare, această calitate asigură o precizie deosebită şi un grad sporit de invarianţă a performanţelor staţionare în raport cu variaţia mărimilor perturbatoare (momentul rezistent etc.).

Motoarele electrice realizează o legătură proporţională între tensiune şi turaţie, iar raportul dintre momentul activ şi cel de inerţie are valori reduse. Motoarele hidraulice volumice rotative oferă o legătura liniară între debit şi viteza unghiulară cu o frecvenţă naturală mare, care le permite să efectueze porniri, opriri şi inversări de sens rapide, datorită valorii mari a raportului dintre momentul activ şi cel de inerţie. În ansamblu, transmisiile hidraulice asigură o amplificare mare în putere şi un răspuns bun în frecvenţă, corespunzător aplicaţiilor uzuale.

Motoarele hidraulice volumice liniare permit obţinerea unor forţe considerabile cu un gabarit redus. Raportul dintre forţele active şi forţele de inerţie ale părţilor mobile are valori ridicate, asigurând o viteză de răspuns mare, obligatorie în sistemele de poziţionare rapidă; randamentul volumic apropiat de unitate le asigură o mare rigiditate şi o viteză minimă stabilă foarte redusă.

Reglarea parametrilor funcţionali ai motoarelor hidraulice volumice se face relativ simplu, utilizând pompe şi elemente de circuit reglabile. Prin intermediul convertoarelor electrohidraulice, transmisiile hidraulice pot fi conduse cu automate programabile sau calculatoare de proces. Acest avantaj major este valorificat în prezent pe scară largă în domeniul maşinilor-unelte, al roboţilor industriali, în tehnica navală şi aerospaţială etc. Elaborarea semnalelor de comandă se face optim pe cale electronică, iar executarea comenzilor pe cale hidraulică.

Motoarele hidraulice volumice rotative le concurează pe cele electrice îndeosebi în cazul maşinilor de lucru mobile, unde gabaritul şi greutatea

139

componentelor trebuie să fie minime. Motoarele hidraulice volumice liniare sunt de neînlocuit în toate cazurile care implică forţe importante.

Stocarea energiei hidraulice se realizează simplu, cu ajutorul acumulatoarelor de lichid sub presiune.

Viteza şi forţa sau cuplul motoarelor pneumatice volumice pot fi reglate simplu şi în limite largi. Realizarea unor cicluri funcţionale automate este posibilă cu ajutorul elementelor logice pneumatice sau a convertoarelor electropneumatice discrete sau continue.

Fiind nepoluante, motoarele pneumatice volumice sunt larg utilizate în instalaţiile nepoluante sau antiexplozive specifice industriei alimentare, chimice, miniere, petroliere, etc.

Utilizarea pe scară largă a transmisiilor hidraulice şi pneumatice creează posibilitatea tipizării, normalizării şi unificării elementelor acestora. Fabricaţia de serie mare în întreprinderi specializate reduce costul asigurând în acelaşi timp o calitate ridicată. Dezavantaje

Deşi transmisiile hidraulice oferă numeroase avantaje, câteva dezavantaje tind să limiteze utilizarea lor.

Transmisiile hidraulice sunt scumpe deoarece includ, în afara pompelor şi motoarelor volumice, elemente de comandă, reglare şi protecţie, elemente de stocare, filtrare şi transport al lichidului. Majoritatea acestor componente solicită o precizie de execuţie ridicată, specifică mecanicii fine, materiale şi tehnologii neconvenţionale necesare asigurării etanşeităţii, preciziei, randamentului şi siguranţei funcţionale impuse.

Pierderile de putere care apar datorită transformărilor energetice din maşinile hidraulice volumice şi din elementele de reglare şi protecţie, precum şi datorită curgerii lichidului între componentele transmisiilor, afectează randamentul global al instalaţiilor deservite.

Transmisiile hidraulice sunt poluante deoarece prezintă scurgeri, existând întotdeauna pericolul pierderii complete a lichidului datorită neetanşeităţii unui element. Ceaţa de lichid care se formează în cazul curgerii sub presiune mare prin fante şi fisuri este foarte inflamabilă datorită componentelor volatile prezente în hidrocarburile care constituie baza majoriăţii lichidelor utilizate în aceste sisteme.

Pericolul autoaprinderii lichidului sau pierderii calităţilor sale lubrifiante limitează superior temperatura de funcţionare a transmisiilor hidraulice. Acest dezavantaj poate fi evitat prin utilizarea lichidelor de înaltă temperatură sau a celor ignifuge, concepute relativ recent.

Contaminarea lichidelor constituie principala cauză a ieşirii din funcţionare a transmisiilor hidraulice. Dacă contaminantul este abraziv,

140

performanţele sistemului se reduc continuu. Înfundarea orificiilor de comandă ale elementelor de reglare furnizează semnale de comandă false care pot provoca accidente grave. Pătrunderea aerului în lichidul sub presiune generează oscilaţii care limitează sever performanţele dinamice ale sistemelor hidraulice.

Întreţinerea, depanarea şi repararea transmisiilor hidraulice solicită personal cu o calificare superioară celei necesare altor tipuri de transmisii.

Complexitatea metodelor de analiză a transmisiilor hidraulice nu permite elaborarea unei metodologii de proiectare accesibilă fară o pregătire superioară, limitând astfel complexitatea acestor sisteme.

Transmisiile pneumatice au ca principal dezavantaj randamentul foarte scăzut. Nivelul redus al presiunii de lucru limitează forţele, momentele şi puterile transmise. Compresibilitatea gazelor nu permite reglarea precisă cu mijloace simple a parametrilor funcţionali, îndeosebi în cazul sarcinilor variabile. Aerul (gazul) nu poate fi complet purificat, contaminanţii provocând uzura şi coroziunea continuă a elementelor transmisiei. Apa, prezentă întotdeauna în aer, pune în mare pericol funcţionarea sistemelor pneumatice prin îngheţare.

Transmisiile pneumatice le concurează pe cele electrice la puteri mici, îndeosebi în cazurile cînd sunt necesare deplasări liniare realizate simplu cu ajutorul cilindrilor pneumatici.

Alegerea tipului optim de transmisie pentru condiţii concrete date reprezintă în general o problemă de natură tehnico-economică, a cărei soluţionare corectă presupune cunoaşterea detaliată a tuturor soluţiilor posibile. 7.2. Avantajele şi dezavantajele acţionărilor hidraulice utilizate la instalaţiile

navale de guvernare, ridicare sau stabilizare Transmisiile hidrostatice, comparativ cu alte transmisii – mecanice,

electrice şi hidromecanice – prezintă următoarele avantaje: • Variaţia continuă a raportului de transmitere între motorul de

antrenare (electric, termic, etc.) şi organul acţionat; • Variaţia fără trepte a momentului face posibilă pornirea la sarcină

maximă, fără decuplarea organului de execuţie; • Transmiterea de forţe mari la gabarite relativ mici ale transmisiei; • Modificarea turaţiei de antrenare, fără întreruperea forţei de

tracţiune (elimină ambreiajele şi cutiile de viteză); • Posibilitatea amplasării motoarelor hidraulice la orice distanţă faţă

de pompa hidraulică; • Uşurinţa inversării raportului de transmitere şi realizarea aceleiaşi

viteze în ambele sensuri; • Reducerea efectului inerţiei maselor;

141

• Obţinerea turaţiilor oricât de mici la sarcini mari, până la starea de repaus, fără frânare mecanică;

• Utilizarea motoarelor de antrenare în zonele sale economice; • Posibilitatea de automatizare, disipare uşoară a căldurii, protejarea

la suprasarcini, supravegherea uşoară, comandă simplă şi centralizată într-un singur loc, ales după dorinţă.

7.3 Măsuri constructive ce se pot lua pentru îmbunătăţirea eficienţei

echipamentelor hidraulice Analiza eficienţei curgerii fluidului de lucru prin elementele echipamentului hidraulic În structura tuturor componentelor sistemelor hidraulice se întâlnesc, în mod invariabil, unele elemente comune:

• Orificii fixe sau variabile, singulare sau multiple; • Fante fixe sau variabile; • Contacte hidraulice variabile, singulare sau multiple.

Orificii Curgerea unui debit Q [cm3/s] printr-un orificiu singular de secţiune A

[cm2] se datoreşte (fig. 7.1) unei tensiuni hidraulice numită cădere de presiune Δp = pi – pe [daN/cm2] şi este caracterizată în general printr-o lege de forma:

mei

meid ppkppAcQ )()(2

−=−⋅=ρ

(1)

în care: cd = 0,7, ρ = densitatea lichidului, m = 1 pentru curgere laminară şi m = 0,5 pentru curgere turbulentă.

a) b)

142

c) d)

Fig. 7.1 Pentru determinarea elementelor necunoscute ale curgerii unui lichid printr-un număr n de orificii multiple (fig.7.1), este necesară rezolvarea sistemului de ecuaţii:

121111 )(2 m

eid ppAcQ −⋅=ρ

222222 )(2 m

eid ppAcQ −⋅=ρ

(2)

nmeninndnn ppAcQ 1)(2

−⋅=ρ

∑ =n

Q1

0

Fig. 7.2

În acest caz pi3 = pi2 = pe1. Cunoscute sunt pi1, pe2 şi pe3 iar necunoscute sunt Q1, Q2, Q3 şi pe1. Fante

143

Curgerea unui debit Q [cm3/s] printr-o fantă de un profil oarecare se datoreşte de asemenea unei căderi de presiune Δp = pi – pe [daN/cm2], dar este caracterizată, în general, printr-o lege liniară de forma:

)( ei ppQ −= δ (3) unde: reprezintă un coeficient de pierderi prin neetanşeităţi.

Contacte hidraulice (spaţii de curgere cuprinse între piesele mobile şi cele fixe ale aparatelor) Contactul hidraulic singular se caracterizează printr-o lege de curgere de forma (1), în care de data aceasta aria de curgere A este funcţie de deschiderea x a contactului, iar debitul nu mai este o funcţie numai de Δp ci şi de x:

md

meid pxAcppxAcQ )()(2)(2)( ∆⋅⋅=−⋅=

ρρ (4)

Ecuaţia (4) exprimă o legătură neliniară între Q, x, şi Δp chiar dacă m ar fi egal cu 1, datorită produsului dintre variabilele A(x) şi Δp. Într-un domeniu îngust de variaţie a deschiderii x, relaţia (4) poate fi adusă la una din următoarele forme liniarizate:

pkk

xkQp

QQ ∆⋅+∆⋅=∆ (5)

p

EcAxcAQ ∆⋅

⋅+∆⋅⋅=∆

0

02

0

în care:

tconspQ x

Qcm

scmktan

3 /

=

∂∂

=

- gradient de debit

tconsQp x

pcmcmNk

tan

2/

=

∂∂

=

- gradient de presiune

tconsp

Q

xQ

AAk

cmcmscmc

tan2

3

011/

=

∂∂

==

⋅ - coeficient de amplificare a debitului

tconsQp x

pAkAcmcm

cmdaNEtan

22

0/

=

∂∂

=⋅=

× - coeficientul de amplificare a forței

[ ]2cmA - suprafața pistonului acționat

Contactul hidraulic multiplu caracterizează în fapt distribuitoarele hidraulice (cu sertar sau clapetă ajutaj) folosite în sistemele hidraulice de acţionare

144

sau reglare automată. Spre deosebire de contactul singular, în acest caz intervin, într-o funcţionalitate unică, curgeri simultane printr-un ansamblu de contacte, conectate între ele în serie şi/sau în paralel. Pentru determinarea relaţiei de interes Q = f(x, Δp), în care Δp = pi – pm (iar pm este căderea de presiune în motorul hidraulic acţionat), trebuie luate în considerare curgerile posibile nu numai prin contactul (distribuitorului) care face legătura dintre pompă şi intrarea motorului, ci şi prin toate contactele ce se modifică solidar (cu aceeaşi variaţie a deschiderii x) cu contactul menţionat, aflate în amonte sau în aval de acestea. Situaţiile întâlnite în practică sunt numeroase, ele depinzând de următorii factori principali: tipul sursei de alimentare (cu presiune constantă sau cu debit constant), tipul distribuitorului (cu sertar – cu 1, 2, 4 muchii active – sau cu clapetă ajutaj), tipul motorului acţionat (diferenţial sau nediferenţial), tipul de sertar (cu acoperire pozitivă, nulă sau negativă, simetrică sau asimetrică).

Ecuaţia caracteristică neliniarizată a distribuitoarelor cu acoperire negativă alimentate la presiune constantă poate fi exprimată în forma generală:

[ ] [ ] )()( 21545431545421 mmmmmmmmm pfxpfpccpccxccpccpccccQ mm =++−+−−= (6) în care: xo [cm] - reprezintă acoperirea negativă a sertarului;

D [cm]- reprezintă diametrul sertarului, la muchia activă. În figura 7.3 sunt sintetizate şase dintre cele mai importante distribuţii cu

sertar utilizate în practica industrială:

Denumirea Schiţa Ecuaţia regimului staţionar Diagrama

Distribuitor cu 4 căi, cu

centru închis (acoperire pozitivă)

zQp m

m⋅

−=21

Distribuitor cu 3 căi cu centru

închis

mm pyQ 21−⋅=

145

Distribuitor cu 4 căi; cu

centru deschis (acoperire negativă)

21

)1(

21

)1(

m

mm

py

pyQ

+−

−−

=

m

m

Curbele depend de gradul de descoperire

Distribuitor cu 3 căi; cu centru deschis

m

mm

py

pyQ

)1(

1)1(

−−

−+=

Fig. 7.3

Relaţia (6) exprimată pentru cazul sertarului cu patru muchii active alimentat în presiune constantă pi (conform datelor din tabelul următor) se poate aduce la forma (7):

Nr. de

muchii active

c1

c2

c3

c4

c5

4 1 1

2 1 1 1 1 1

21)1(

21)1( pxpxQ +

±−−

= m (7)

în care trebuie să se ţină seama că variabilele sunt exprimate sub formă adimensională:

i

m

pp

p = ; i

m

d pQ

xDcQ ⋅=

0/21

ρπ ;

0xx

x m=

În cazul sertarului cu patru muchii active, alimentat în debit constant Qi, ecuaţia caracteristică neliniarizată este:

146

xpxxxx

Q2

])1([4)1()1( 22222

±−−±+±+−

=m

(8)

în care trebuie să se ţină seama că variabilele sunt exprimate sub formă adimensională:

i

m

QQ

Q = ; 22

0 )/2(i

md Q

pxDcp ⋅= ρπ ;

0xx

x m=

Ca şi în situaţia contactului singular, în practică este deseori necesar să se aducă ecuaţia (6) sau (7) la o formă liniarizată. Pentru funcţionarea într-un domeniu îngust de variaţie a deschiderii x. Această necesitate apare în legătură cu modelarea matematică a sistemelor hidraulice (mai ales a celor de reglare automată), în scopul analizării lor în regim dinamic. Prin derivările parţiale ale ecuaţiei generalizate (6), în conformitate cu definiţiile date ale coeficienţilor de amplificare co¸ Eo, se ajunge la substituirea ecuaţiei neliniarizate (6) cu una liniarizată de forma:

mm pE

cAxAcQ ∆+∆=∆0

02

0 (9)

Valorile coeficienţilor de amplificare co şi Eo sunt determinate în funcţie de construcţia distribuitorului. Pentru exemplificare vom considera distribuitorul 4/3 prezentat în figura 7.4.

Fig. 7.4

În figura 7.5 sunt prezentate cele 3 poziţii de comutare ale distribuitorului.

Poziţia 1 Poziţia 2 Poziţia 3

147

Fig. 7.5

Ne propunem să studiem căderea de presiune între două poziţii de trecere ale distruibuitorului, pentru trei soluţii constructive de distribuitor, după cum urmează:

• Distribuitor la care sertarul este cu muchie dreaptă, fig. 7.6 a); • Distribuitor la care sertarul este cu muchie uşor conică, fig.7.6 b); • Distribuitor la care sertarul este cu muchie rotunjită, fig. 7.6 c).

a) b) c)

Fig. 7.6 Considerăm distribuitorul aflat în poziţia 3. Fluidul de lucru va curge de la pompa P spre conducta A (fig.7.7) cu un debit constant de 4.5 m3/h. Distribuitorul are dimensiunile sertarului prezentate în figura 7.8, diametrul orificiilor prin care circulă fluidul fiind de 10 mm.

Fig. 7.7

148

Fig. 7.8

Cu ajutorul programului COSMOS FloWorks 2005 analizăm curgerea fluidului prin distribuitorul prezentat anterior. Domeniul de analiză cuprinde volumul intern prin care circulă fluidul încadrat într-un cub ca în figura 7.9 Condiţiile limită sunt: la intrare, prin orificiul pompei, este introdus un debit de fluid reprezentat prin săgeţi roşii în figura 7.9, iar la ieşire fluidul va întâmpina o presiune statică reprezentată prin săgeţi albastre.

Fig. 7.9

A. Pentru modelul din figura 7.6 a) se obţin următoarele rezultate grafice:

• Curgerea pe o secţiune din volumul de lichid dispusă pe planul frontal:

o Reprezentarea pe contur, fig. 7.10 a);

149

o Reprezentarea pe contur împreună cu vectorii de viteză, fig. 7.10 b);

• Reprezentarea liniilor de fluid: o În plan frontal, fig. 7.10 c); o Pe partea inferioară a sertarului (partea opusă orificiilor),

fig. 7.10 d); o Pe partea superioară a sertarului, fig. 7.10 e); o În perspectivă, fig. 7.10 f);

• Graficele de variaţie a parametrilor fluidului pe o curbă din interiorul distribuitorului, paralelă cu sertarul:

o Variaţia vitezei, fig. 7.10 g); o Variaţia presiunii, fig. 7.10 h).

a)

150

b)

c) d)

151

e) f)

g)

152

h)

Fig. 7.10

B. Pentru modelul din figura 7.6 b) se obţin următoarele rezultate grafice: • Curgerea pe o secţiune din volumul de lichid dispusă pe planul

frontal: o Reprezentarea pe contur, fig. 7.11 a); o Reprezentarea pe contur împreună cu vectorii de viteză, fig.

7.11 b); • Reprezentarea liniilor de fluid:

o În plan frontal, fig. 7.11 c); o Pe partea inferioară a sertarului (partea opusă orificiilor),

fig. 7.11 d); o Pe partea superioară a sertarului, fig. 7.11 e); o În perspectivă, fig. 7.11 f);

• Graficele de variaţie a parametrilor fluidului pe o curbă din interiorul distribuitorului, paralelă cu sertarul:

o Variaţia vitezei, fig. 7.11 g); o Variaţia presiunii, fig. 7.11 h);

153

a)

154

b)

c) d)

155

e) f)

g)

156

h)

Fig. 7.11

C. Pentru modelul din figura 7.6 c) se obţin următoarele rezultate grafice: • Curgerea pe o secţiune din volumul de lichid dispusă pe planul

frontal: o Reprezentarea pe contur, fig. 7.12 a); o Reprezentarea pe contur împreună cu vectorii de viteză, fig.

7.12 b); • Reprezentarea liniilor de fluid:

o În plan frontal, fig. 7.12 c); o Pe partea inferioară a sertarului (partea opusă orificiilor),

fig. 7.12 d); o Pe partea superioară a sertarului, fig. 7.12 e); o În perspectivă, fig. 7.12 f);

• Graficele de variaţie a parametrilor fluidului pe o curbă din interiorul distribuitorului, paralelă cu sertarul:

o Variaţia vitezei, fig. 7.12 g); o Variaţia presiunii, fig. 7.12 h);

157

a)

b)

158

c) d)

e) f)

159

g)

h)

Fig. 7.12

160

Se observă că în urma celor trei seturi de analize efectuate s-au obţinut rezultate diferite. Analiza a avut ca scop determinarea soluţiei constructive optime din punctul de vedere al curgerii fluidului prin fantele, orificiile şi contactele hidraulice. Cel mai dezavantajos distribuitor este cel prezentat în cazul B, în care liniile de fluid se distribuie inegal pe suprafaţa tijei cuprinsă între două pistoane ale distribuitorului hidraulic. Această distribuţie neuniformă determină solicitări diferite asupra sertarului în planuri diferite care vor duce la deteriorarea rapidă a mecanismelor de centrare şi acţionare a distribuitorului, vor creea uzuri inegale a suprafeţelor sertarului şi vor duce la apariţia scurgerilor de fluid.