ALI BEAZIT

ACŢIONĂRI HIDRAULICE

Colecţia „Inginerie mecanică”

ALI BEAZIT

ACŢIONĂRI HIDRAULICE

Editura Academiei Navale “Mircea cel Bătrân” Constanţa, 2010

Referenţi ştiinţifici: Prof. univ. dr. ing. Florea TRAIAN Prof. univ. dr. ing. Ionel NICOLAE

Corector: Ozana CHAKARIAN Tehnoredactare: Florentina PETRIŞ Copertă: Gabriela SECU Editura Academiei Navale „Mircea cel Bătrân” Str. Fulgerului nr. 1, 900218, Constanţa Tel. 0241/626200/1219, fax 0241/643096 Email: editura@anmb.ro Copyright © 2010 Editura Academiei Navale „Mircea cel Bătrân” Toate drepturile rezervate ISBN 978-973-1870-68-7

Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale a României ALI, BEAZIT Acţionări hidraulice / conf. univ. dr. ing. Ali Beazit – Constanţa : Editura Academiei Navale ”Mircea cel Bătrân”, 2010 Bibliogr. ISBN 978-973-1870-68-7 62-82(075.8)

5

CUPRINS

Prefaţă 9 Capitolul 1 Acţionări hidrostatice............................................................ 11

1.1 Generalităţi.................................................................................... 11 1.2 Avantajele şi dezavantajelor sistemelor de acţionare hidraulică... 12 1.3 Lichidul de lucru………………………………………………... 12

1.3.1 Proprietăţile lichidelor de lucru………………………………… 12 1.3.2 Prevenirea oxidării şi prevenirea coroziunii……………………. 14 1.3.3 Numărul de neutralizare................................................................ 16 1.3.4 Lichide rezistente la foc................................................................. 17 1.3.5 Lichide antispumante..................................................................... 18 1.3.6 Tipuri generale de lichide de lucru................................................ 19

1.4 Clasificarea sistemelor de acţionări hidraulice.............................. 20 Capitolul 2 – Generatoare şi motoare hidrostatice uilizate în sistemele de acţionări hidrostatice.......................................

24

2.1 Clasificarea generatoarelor şi motoarelor utilizate în sistemele de acţionări hidrostatice..............................................................

24

2.2 Generatoare hidraulice utilizate în sistemele de acţionări hidraulice……………………………………………………...

25

2.2.1 Pompe cu roţi dinţate………………………………………… 25 2.2.1.1 Construcţia şi principiul de funcţionare……………………… 25 2.2.1.2 Pompa cu roţi dinţate cu angrenare exterioară……………….. 26 2.2.1.3 Pompa cu roţi dinţate cu angrenare interioară……………….. 29

2.2.2 Pompa cu pistonaşe radiale......................................................... 29 2.2.3 Pompa cu pistonaşe axiale........................................................... 31 2.2.4 Pompa cu palete glisante............................................................. 34

2.3 Motoare hidraulice utilizate în sistemele de acţionări hidraulice 36 2.3.1 Principii de bază.......................................................................... 36 2.3.2 Motoare hidraulice cu rotaţie limitată (oscilante)……………. 37 2.3.3 Motoare hidraulice cu rotaţie continuă………………………. 41

2.3.3.1 Motoare cu roţi dinţate………………………………………. 41 2.3.3.2 Motoare cu palete……………………………………………. 42 2.3.3.3 Motoare cu piston……………………………………………. 44 2.3.3.4 Motoare electro-hidraulice cu pas………………………….…. 47

2.3.4 Motoare hidraulice liniare (Cilindrii hidraulici).......................... 48 2.3.4.1 Consideraţii generale……………………………………..…… 48 2.3.4.2 Cilindrul hidraulic cu simplă acţiune…………………….…… 49 2.3.4.3 Cilindrul hidraulic cu dublă acţiune…………………………... 50 2.3.4.4 Amortizarea cilindrilor……………………………………..…. 53

6

2.3.4.5 Montaje cu cilindri hidraulici……………………………….… 54 Capitolul 3-Aparatajul de distribuţie....................................................... 57

3.1 Aparatajul de distribuţie.............................................................. 57 3.1.1 Definiţie şi clasificare………………………………………….. 57 3.1.2 Robinete distribuitoare…………………………………...……. 57 3.1.3 Distribuitoare cu bilă (cu scaun)………………………………. 58

3.1.3.1 Distribuitoare de tip 3/2 cu o bilă……………………………... 59 3.1.3.2 Distribuitoare de tip 3/2 cu două bile……………………….… 60 3.1.3.3 Distribuitor cu bilă de tip 4/2……………………………….…. 61

3.1.4 Distribuitoare cu sertar (sertare distribuitoare)…………….….. 62 3.1.4.1 Clasificarea distribuitoarelor hidraulice cu sertar………….…. 63 3.1.4.2 Poziţii de comutare……………………………………….…... 64 3.1.4.3 Centrarea sertarelor distribuitoare………………………..…… 65 3.1.4.4 Poziţii de trecere…………………………………………….... 66 3.1.4.5 Frânarea comutării…………………………………………..… 68 3.1.4.6 Forţe dinamice de comutare…………………………………... 69 3.1.4.7 Pilotarea distribuitoarelor cu sertar……………………………. 71 3.1.4.8 Comanda distribuitoarelor cu sertar……………………….….. 74

Capitolul 4-Aparatajul de reglare şi control........................................... 79 4.1 Aparatajul de reglare a presiunii…………………………….… 79

4.1.1 Supape de blocare…………………………………..…………. 79 4.1.2 Supape de presiune…………………………………………….. 84 4.1.3 Aplicaţiile practice ale supapelor de presiune în sistemele de

acţionări hidraulice………………………………………….…

92 4.2 Aparatajul de reglare a debitului…………………………….... 97

4.2.1 Reglarea debitului………………………………………..……. 97 4.2.2 Aparatajul de reglare a debitului. Drosele…………………..… 99

4.2.2.1 Clasificare……………………………………………………... 99 4.2.2.2 Caracteristicile droselului…………………………………..…. 104

4.2.2.3 Construcţia droselelor……………………………………….... 106 4.2.2.4 Aplicaţii ale droselelor………………………………………... 108

4.3 Aparataj de control şi reacţie. Servo-comenzi………………… 111 4.3.1 Servo-supape……………………………………….……….…. 111

4.3.1.1 Introducere………………………………………………….…. 111 4.3.1.2 Servo supapa mecanică…………………………………….…. 113 4.3.1.3 Servo supapa electro-hidraulică……………………….……… 113

4.3.2 Siguranţe hidraulice………………………………………..….. 115 4.3.3 Comutatoare de presiune şi de temperatură…………………… 116

4.3.3.1 Comutatoare de presiune…………………………………..….. 116 4.3.3.2 Comutatoare de temperatură…………………………..………. 118

4.3.4 Amortizoare de şoc……………………………………….…… 118 4.3.5 Debitmetre……………………………..……………………… 119

7

4.3.6 Conectoare…………………………………………………….. 119 Capitolul 5 - Aparatajul auxiliar al sistemelor de acţionări hidraulice 121

5.1 Rezervoare………………………………….…………………. 121 5.2 Acumulatoare………………………………….……………… 123

5.2.1 Acumulatoare hidro-pneumatice………………………………. 123 5.2.1.1 Descrierea soluţiilor constructive………………………….….. 124 5.2.1.2 Descrierea soluţiilor de instalare hidraulică………………….... 125

5.3 Filtre…………………………………..……………………….. 126 5.3.1 Descrierea soluţiilor constructive……………………….…….. 128 5.3.2 Descrierea soluţiilor de instalare hidraulică……………….….. 129

Capitolul 6 – Aplicaţii ale sistemelor hidraulice………………………. 131 6.1 Introducere…………………………………………………….. 131 6.2 Avantajele sistemelor hidraulice………………………………. 131 6.3 Componentele sistemelor hidraulice………………………..…. 132 6.4 Aplicaţii ale sistemelor hidraulice…………………………….. 133

6.4.1 Telecabina de mare înălţime acţionată hidraulic…………..….. 133 6.4.2 Servofrâna Bendix…………………………………..………… 134 6.4.3 Servodirecţia…………………………………….…………….. 134 6.4.4 Folosirea în operaţii de sudare………………………………… 135 6.4.5 Sisteme hidraulice folosite în operaţii de întreţinere a

podurilor......................................................................................

136 Capitolul 7 – Analiza eficienţei sistemelor de acţionări hidraulice…... 137

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

137

7.2 Avantajele şi dezavantajele acţionărilor hidraulice utilizate în instalaţiile navale de guvernare, ridicare sau stabilizare……….

140

7.3 Măsuri constructive ce se pot lua pentru îmbunătăţirea eficienţei echipamentelor hidraulice……………..…………….

140

Capitolul 8 – Proiectarea şi analiza circuitelor hidraulice……………. 160 8.1 Introducere…………………….………………………………. 160 8.2 Circuite hidraulice…………..…………………………………. 160

8.2.1 Controlul acţiunii cilindrului hidraulic cu dublu sens................. 160 8.2.2 Circuit cu regenerare……………..……………………………. 161 8.2.3 Circuitul pompei cu descărcare………………………….……. 163 8.2.4 Aplicarea supapei de compensare……………………….….…. 164 8.2.5 Secvenţierea circuitului unui cilindru hidraulic…….….…...… 165 8.2.6 Circuitul de siguranţă în caz de avarie……………………….... 166 8.2.7 Controlul vitezei motorului hidraulic………………………..… 168 8.2.8 Servosistem mecano -hidraulic – servodirecţia la autovehicule. 168

Capitolul 9 – Întreţinerea şi repararea sistemelor de acţionări hidraulice…………………………………………………..

170

9.1 Introducere…………………………..……………………….... 170

8

9.1.1 Cauze frecvente ale defecţiunilor la sistemele de acţionări hidraulice…………………………………………….…………

170

9.1.2 Fenomene de uzură datorită contaminării lichidului……….….. 171 9.1.3 Probleme cauzate de gazele antrenate în agenţii hidraulici……. 172

9.2 Măsuri de siguranţă……………………………………………. 172 9.3 Curăţenia………………………………………………………. 174 9.4 Întreţinerea preventivă…………………………………………. 174

9.4.1 Dispozitive de etanşare………………………………………… 176 9.5 Diagnosticarea defecţiunii……………………………………... 179

9.5.1 Recunoaşterea semnelor defecţiunii sau funcţionării necorespunzătoare………………...……………………………

179

9.6 Proceduri de montare………………………………………….. 187 9.6.1 Premontarea…………………………………………………… 187 9.6.2 Montarea……………………………………………………….. 188

9.7 Prevenirea defectării premature a componentelor hidraulice….. 189 9.7.1 Lichidele cu temperatură înaltă………………….…………….. 189 9.7.2 Vâscozitate incorectă de lichidelor……………………………. 190 9.7.3 Contaminarea fluidelor………………………………………… 190 9.7.4 Incorectă iniţiere sau ajustare………………………………….. 190 9.7.5 După producerea defecţiunii………………………...………… 191

Anexă - Simboluri utilizate în cadrul sistemelor de acţionări hidraulice………………………………………………………..

192

Bibliografie………………………………….…………………………… 215

9

PREFAŢĂ Energia hidraulică este indispensabilă în multe ramuri ale tehnicii. Ea este

utilizată în instalaţii pentru a crea forţe şi momente foarte mari imposibil de obţinut cu alte maşini sau instalaţii.

Lucrarea prezintă toate elementele ce alcătuiesc sistemele de acţionări hidraulice. Ea este bine echilibrată şi prezentată într-o grafică deosebită. Pornind de la schema de principiu a acestor sisteme se prezintă într-o manieră originală toate aspectele de bază ale sistemelor de acţionări hidraulice: construcţie, funcţionare, proiectare, analiza eficienţei, aplicaţii precum şi exploatare şi întreţinere.

Lucrarea cuprinde şi rezultate ale unor cercetări ştiinţifice ce au fost efectuate pe astfel de sisteme, contribuind prin aceasta la ridicarea nivelului ştiinţific al lucrării. În anexa lucrării sunt prezentate şi simbolizările tuturor elementelor ce compun sistemele de acţionări care sunt utilizate în schemele de acţionări hidrostatice.

Lucrarea este structurată în nouă capitole. În capitolul I se prezintă noţiuni generale despre acţionările hidraulice (schema generală, avantaje, dezavantaje, proprietăţile agentului de lucru). În capitolul II sunt prezentate tipurile de generatoare şi motoare care sunt utilizate frecvent în schemele hidraulice. Capitolele III şi IV sunt destinate prezentării aparatajului de distribuţie, reglare şi control, iar în capitolul V sunt prezentate elementele ce constituie aparatajul auxiliar. Capitolul VI prezintă unele aplicaţii tehnice ale sistemelor de acţionări hidraulice. Capitolul VII face o analiză a eficienţei sistemelor de acţionări hidraulice utilizând programe de simulare adecvate. În capitolul VIII sunt prezentate câteva principii de proiectare a circuitelor hidraulice, iar ultimul capitolul vine să întregească cunoaşterea sistemelor de acţionări hidraulice prin prezentarea detaliată a principiilor de întreţinere şi exploatare a sistemelor de acţionări hidraulice.

În esenţă, consider că lucrarea poate fi un material valoros şi util, satisfăcând pe deplin şi deopotrivă nevoile de pregătire ale studenţilor şi specialiştilor din domeniul acţionărilor hidraulice.

Autorul

11

CAPITOLUL 1

ACŢIONĂRI HIDROSTATICE

1.1 Generalităţi În ultimele decenii, acţionările hidraulice au cunoscut o dezvoltare

considerabilă, în cele mai variate domenii ale tehnicii, datorită unor avantaje remarcabile 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 carcasă. 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 legătură, rezervoarele de lichid, acumulatoarelele, filtrele etc. (vezi fig. 1.1). Sistemul de acţionare prezentat se numeşte hidrostatic întrucât energia specifică a lichidului purtător este preponderent potenţială.

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 acţionare hidraulică

12

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

complicaţiile inerente (o altă sursă de energie, electrică sau termică şi în consecinţă pierderi suplimentare), totuşi acest tip de acţionare 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. Totuşi, ca orice sistem, acţionările hidraulice au şi dezavantaje dar care nu

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

1.3 Lichidul de lucru

1.3.1 Proprietăţile lichidelor de lucru

Performanţele unui sistem de acţionare hidraulică sunt determinate în mare măsură de calităţile 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 situaţii

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

Lichidul de lucru este componenta cea mai importantă a oricărui sistem

13

hidraulic. El serveşte în sistemul hidraulic ca lubrifiant, ca mediu de transfer de căldură şi, cel mai important dintre toate, ca mijloc de transfer energetic. Caracteristicile lichidelor joacă un rol cheie în determinarea performanţelor şi duratei de viaţă 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 (îngheţarea apei la 0° C sau 32°F, la presiunea atmosferică);

• tendinţa de dilatare la îngheţ; • 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 etanşare. Pentru a realiza aceste funcţii 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 7. Grad înalt de incompresibilitate 8. Rezistenţă la foc 9. Capacitate bună de transfer termic 10. Să fie antispumant 11. Să fie uşor de manevrat

14

12. Raport cost-eficacitate bun. Este destul de evident că niciun 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.

Cunoaşterea proprietăţilor lichidelor de lucru ne ajută la determinarea performanţelor şi eficienţei sistemului de acţionare hidrostatică. Există două alte caracteristici foarte importante care, de asemenea, joacă un rol important în creşterea duratei de viaţă a unui lichid de lucru. Acestea sunt:

1. Prevenirea oxidării şi 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 reacţionează 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 acţionări hidraulice. Produsele de oxidare includ şi substanţe insolubile, nămoluri şi impurităţi 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 şi suprafeţele metalice. Cu toate acestea, oxidarea este cea mai afectată de temperatură. De regulă, sunt încorporaţi în uleiuri diferiţi aditivi hidraulici pentru a diminua rata de oxidare. Cum aceşti aditivi cresc costul uleiului, aceştia ar trebui să fie specificaţi numai dacă este necesar, pe baza temperaturii şi a altor condiţii de mediu. Modificările relative în proprietăţile 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, dau o măsură a formării de produse nocive în uleiuri.

15

Fig. 1.2 Test de verificare a oxidării uleiului

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

măsurarea variaţiei acidităţii uleiului din cauza oxigenului absorbit. Testarea se desfăşoară 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 soluţie, 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 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

16

uzură. Rugina este reacţia chimică între fier sau oţel şi oxigen. Prezenţa umidităţii 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 dintre un metal şi un acid. Din cauza ruginii sau coroziuni, suprafeţele metalice ale componentelor hidraulice sunt distruse. Acest lucru duce la scurgeri excesive, prin părţile afectate, cum ar fi sistemele de etanşare. Rugina şi coroziunea pot fi diminuate prin aditivi, care formează un strat protector pe suprafeţele metalice şi, astfel, previn apariţia unei reacţii chimice.

1.3.3 Numărul de neutralizare

Numărul de neutralizare este o măsură a acidităţii relative sau a alcalinităţii 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 etanşare. Pentru o soluţie 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 soluţii 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 soluţiei 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.

17

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 şi nici să nu

întreţină focul. Cele mai multe lichide de lucru se vor aprinde, în anumite condiţii. Există multe aplicaţii periculoase şi 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 susţine o flacără în cazul în care sursa de aprindere este eliminată. Inflamabilitatea unui lichid este definită ca fiind uşurinţa de aprindere şi 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

18

emite vapori, care se pot aprinde atunci când flacăra este îndepărtată. • Punctul de aprindere: este temperatura unui lichid la care vaporii formaţi

la suprafaţa lichidului sunt suficienţi pentru a susţine arderea pentru un timp de cel puţin 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 aplicaţiile hidraulice. Ele sunt prezentate mai jos:

1. Soluţie de apă-glicol Această soluţie conţine aproximativ 40% apă şi 60% glicol. Aceste soluţii

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 soluţiile de apă-glicol. Metale, cum ar fi zincul, cadmiul şi magneziul reacţionează cu soluţiile 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 specială. 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 consecinţă 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 etanşări 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 rezistenţă 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 şi izolaţia electrică.

1.3.5 Lichide antispumante

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 conţine 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

19

din atmosferă. Acest orificiu este şi 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 cantităţi 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 infiltraţii de aer. O altă metodă este de a utiliza un lichid de lucru de calitate, care conţine aditivi antispumanţi. 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 utilizată. La aceste lichide aditivii ar trebui să fie adăugaţi în scopul de a menţine următoarele caracteristici:

• lubrifiere bună; • indice de vâscozitate mare; • rezistenţă la oxidare. Dezavantajul principal al unui lichid pe bază 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, aşa 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 aditivianţi antiuzură folosiţi pentru a preveni uzura motorului la came şi supape. Această lubrifiere, de asemenea, a îmbunătăţit rezistenţa la uzură la componentele hidraulice cu sarcină mare, cum ar fi pompele şi supapele.

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

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:

20

• compresibilitate ridicată; • dezvoltarea unor forţe mici şi lipsa de elasticitate în comparaţie 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. Niciun 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 afişate în tabelul de mai jos:

Tabelul 1.1 Proprietăţile unor lichide de lucru Fluidul Densitatea

[Kg/m3] Vâscozitatatea cinematică

[cSt] Lichide hidraulice Ulei mineral 890 150,0 Emulsie apă şi ulei 900 166,0 Soluţie 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 Apă 1000 1,0

1.4 Clasificarea sistemelor de acţionări hidraulice

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

Un criteriu general este acela al interdependenţei dintre sistemul de acţionare şi organul acţionat, după care există:

a) Sisteme autonome (cu lanţ închis), la care dirijarea mecanismului acţionat este independentă de evoluţia acestuia, deci elementul de intrare nu este sensibilizat de efectul comenzii sale; se utilizează în instalaţiile fără pretenţii mari de precizie.

b) Sisteme aservite (cu lanţ închis), la care există legătură între intrare şi

21

ieşire deci, dirijarea este influenţată de evoluţia mecanismului acţionat; acestea sunt sisteme automate, cu performanţe ridicate în legătură cu precizia şi timpul de reacţie.

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 şi 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); 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).

22

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.

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).

23

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.

24

CAPITOLUL 2

GENERATOARE ŞI MOTOARE HIDROSTATICE UTILIZATE ÎN SISTEMELE DE ACŢIONĂRI

HIDROSTATICE

2.1 Clasificarea generatoarelor şi motoarelor hidraulice utilizate în sistemele de acţionări hidraulice

Varietatea constructivă a acestor maşini este foarte mare şi ea a făcut

obiectul altei lucrări publicate. Totuşi, câteva criterii de clasificare sunt semnificative:

a) Criteriul funcţional după care pompele şi motoarele pot fi cu debit constant sau cu debit reglabil

b) Criteriul sensului de curgere a fluidului, după care pompele sau motoarele pot fi traversate uni- sau bidirecţional. Inversarea sensului de curgere se poate realiza, în funcţie de construcţia pompei, fie prin schimbarea sensului de antrenare, fie prin schimbarea excentricităţii sau unghiului de înclinare de la valorile pozitive la cele negative.

c) Criteriul reversibilităţii după care pompele pot funcţiona ca motoare sau nu.

Fig. 2.1 Tipuri de pompe şi motoare hidraulice conform clasificării

prezentate

Reprezentarea simbolică în schemele de acţionări hidraulice pune în evidenţă proprietăţile menţionate. În figura 2.1 sunt reprezentate simbolic următoarele maşini:

25

a - pompa cu debit constant unidirecţională; b - pompa cu debit constant bidirecţională; c - pompa cu debit reglabil unidirecţională; d - pompa cu debit reglabil bidirecţională; e - motor rotativ nereglabil; f – motor rotativ reglabil; g - motor rotativ reversibil şi bidirecţional; h - maşină pompă-motor reglabil monodirecţional; i - maşină pompă-motor reglabil bidirecţional. Parametrii reali ai pompei în sistemul de acţionare sunt determinaţi de

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

Fig. 2.2 Cracteristica pompei şi a motorului hidraulic

2.2 Generatoare hidraulice utilizate în sistemele de acţionări hidraulice

2.2.1 Pompe cu roţi dinţate

2.2.1.1 Construcţia şi principiul de funcţionare

Datorită unor avantaje printre care simplitate constructivă, siguranţă în

exploatare, domeniul mare de presiuni şi debite, pompele cu roţi dinţate, sunt larg utilizate în instalaţiile de ungere şi în tehnica acţionărilor hidraulice. În construcţii obişnuite pot realiza presiuni de până la 175 bar, iar în cazuri speciale chiar 300 de bar; debitele pot depăţi 4000 l/min. Mişcarea de rotaţie a pinioanelor se

26

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 şi anume: pompă cu angrenare exterioară şi pompă cu angrenare interioară. Se pot clasifica totuşi ţinând cont de 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 roţi dinţate cu angrenare exterioară

În figura de mai jos (fig. 2.3) se prezintă construcţia clasică a unei pompe

cu roţi dinţate cu angrenare exterioară care cuprinde două pinioane în angrenare din care unul este motor şi carcasa cu orificiul de aspiraţie şi refulare. Sensul de rotaţie este dat de săgeata care pleacă din punctul de angrenare către racordul de aspiraţie. Lichidul este transportat volum cu volum de către golurile dinţilor spre orificiul de refulare, etanşarea spaţiului de înaltă presiune de cel de joasă presiune se face prin contactul dinţilor 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 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.

27

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 execuţiei roţilor dinţate (respectiv uzura lor) are o mare influenţă asupra parametrilor realizaţi de pompă. Evitarea uzurilor excesive şi deci menţinerea unor jocuri corespunzătoare necesită măsuri de echilibrare a presiunilor pe partea de lucru a carcasei.

Fig. 2.3 Pompa cu roţi dinţate cu angrenare exterioară

28

Fig. 2.4 Distribuţia presiunii pe partea de refulare la pompa cu roţi dinţate 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 şi lagărelor pompei. În scopul compensării acestor forţe la unele construcţii de pompe este practicată soluţia din figura de mai jos (fig. 2.5), unde spaţiile a şi a’ sunt în legătură cu aspiraţia respectiv b şi b’ în legătură cu refularea, însă implicit se acceptă un randament volumic mai mic.

Fig. 2.5 Compensarea forţelor ce solicită lagărele

Se ştie, pe de altă parte, că pentru funcţionarea corectă a unui angrenaj cu

roţi dinţate gradul de acoperire trebuie să fie supraunitar, ceea ce înseamnă că înainte de ieşirea unei perechi de dinţi din angrenare, perechea următoare de dinţi intră în contact. În consecinţă, în spaţiul dintre dinţii în angrenare rămâne o cantitate de lichid puternic, comprimată de vârfurile dinţilor conjugaţi. Strivirea lichidului are consecinţe negative asupra funcţionării: şocuri, pulsaţii ale eforturilor din lagăre şi degradarea mediului hidraulic. Prin practicarea de degajări speciale în capacele laterale, în dreptul zonei de angrenare sau în ax, se atenuează mult acest fenomen.

29

2.2.1.3 Pompa roţi dinţate cu angrenare interioară

Fig. 2.6 Pompa cu roţi dinţate cu angrenare interioară

Pompele cu roţi dinţate cu angrenare interioară sunt formate din două roţi

dinţate, una cu dantură interioară angrenând cu alta cu dantură exterioară (fig.2.6). Cele două roţi dinţate sunt aşezate excentric una faţă de cealaltă într-o

carcasă. Cea cu dantură exterioară este antrenată de un ax. Roata motoare învârtindu-se, o pune în mişcare 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 roţi se află un element în formă de semilună, lichidul este transportat, pe de o parte, prin golurile dintre roata dinţată interioară şi semilună, dar, în acelaţi timp, şi prin acelea ale roţii exterioare şi semilună mărind astfel debitul pompei. Avantajele acestor pompe faţă de cele cu angrenare exterioară sunt: capacitatea de absorbţie superioară, compactitate, pulsaţii de presiune mai reduse, silenţiozitate şi reducerea efectului cavitaţiei, deoarece lichidul este adus dinspre centru, ceea ce face ca forţa centrifugă să favorizeze umplerea golurilor dintre dinţi.

2.2.2 Pompa cu pistonaşe 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:

- cu alimentare interioară; - cu alimentare exterioară.

Fereastră de refulare Fereastră de aspiraţie

Roată dinţată cu dantură exterioară

Carcasă

Roată dinţată cu dantură interioară

30

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 pistonaşelor la suprafaţa de ghidare fiind menţinut datorită forţei centrifuge. Cilindreea pompei poate fi modificată în timpul funcţionării, prin deplasarea statorului în sensul creşterii sau scăderii excentricităţii. 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 majoritatea cazurilor la acţionările hidrostatice.

31

2.2.3 Pompa cu pistonaşe axiale

Fig. 2.8 Pompa cu pistonaşe 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

distribuţie

Aspiraţie prin placa de distribuţie

Executarea cursei de refulare a pistonului

Executarea cursei de aspiraţie a pistonului

Disc

32

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 pistonaşe 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. Creşterea volumului de lucru este însoţită de scăderea presiunii, fapt care determină generarea aspiraţiei. Aspiraţia se produce printr-unul din orificiile plăcii de distribuţie 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 în 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 pistonaşe axiale cu corp înclinat iar în fig. 2.11 este prezentată o pompă cu pistonaşe axiale cu disc fulant.

Pompele cu pistonaşe axiale sunt cele mai răspândite, utilizându-se frecvent în sistemele de acţionare hidraulică datorită gabaritului redus,

Pompă cu pistonaşe axiale cu disc înclinat

Pompă cu pistonaşe axiale cu disc fulant

Pompă cu pistonaşe axiale cu bloc fix înclinat

33

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

Pompa cu disc înclinat se deosebeşte de pompa cu corp înclinat numai prin modul de reglare unghiului dintre axul corpului şi axul discului, care în cazul acestuia se realizează cu cu ajutorul discului. Pompele cu pistonaşe axiale sunt în general construcţii pretenţioase, suprafeţele de lucru trebuind realizate la rugozităţi foarte mici. Este vorba în special de pistoane, alezajele cilindrilor, suprafeţele de contact dintre blocul cilindrilor şi distribuitor şi articulaţiile 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 debitului la pompa cu pistonaşe axiale

θ

θ

34

Fig. 2.11 Pompă cu pistonaşe 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).

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

Cilindru

Tija pistonului cu articulaţie

sferică

Piston

Disc fulant fixat pe ax

Distanţier sferic

35

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.

36

Fig. 2.14 Pompă cu lamele cu dublă acţiune

Maşinile cu lamele realizează presiuni de până la 100 bar, cele cu simplă

acţiune şi până la 150 bar, cele cu multiplă acţiune. Debitele pot atinge 300 l/min la pompele cu lamele cu simplă acţiune şi până la 1000 l/min la cele cu multiplă acţiune. Ca pompe, sunt utilizate la instalaţiile de transfer al 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.

2.3 Motoare hidraulice utilizate în sistemele de acţionări hidraulice

2.3.1 Principii de bază

Motoarele hidraulice, în general, sunt maşini care transformă energia hidrostatică a unui lichid în energie mecanică. După cum se ştie, pompa îndeplineşte 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 mişcarea realizată la arbore motoarele hidraulice pot fi: cu mişcare de rotaţie (continuă), cu mişcare de rotaţie limitată (oscilante) şi de tip liniar (cilindrii hidraulici).

Motoarele cu rotaţie limitată sunt numite şi 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 funcţionarea motorului.

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

37

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

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

1. Motoare hidraulice cu rotaţie limitată; 2. Motoare hidraulice cu rotaţie continuă. În continuare, se examinează în detaliu fiecare dintre aceste tipuri de

motoare hidraulice.

2.3.2 Motoare hidraulice cu rotaţie limitată (oscilante)

Sunt motoare care realizează curse unghiulare limitate. Au o construcţie robustă, fiind caracterizate prin rapoarte putere/unitatea de masă foarte bune. Constructiv, constau dintr-un rotor şi un stator pe care sunt montaţi paleţi radiali. Conectarea camerelor de lucru delimitate de suprafeţele laterale ale paleţior, stator şi rotor, la circuitele tur – retur ale pompei, este făcută alternativ, astfel încât, prin alimentarea selectivă a acestora, să se realizeze cursele unghiulare dorite, aşa cum se arată în figura de mai jos. Figura 2.15 arată un motor hidraulic oscilant cu o paletă. La acest tip, lichidul sub presiune este direcţionat către o parte a paletei, provocând rotaţia rotorului.

Fig. 2.15 Motor hidraulic oscilant cu o singură paletă

38

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

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

Construcţia motoarelor oscilante este prezentată sumar în figura de mai sus (fig. 2.16). De obicei, se întâlnesc motoare oscilante cu un palet cu doi şi cu trei paleţi. Sunt alcătuite dintr-o carcasă de formă cilindrică şi dintr-un rotor format din arbore şi palete. Arborele şi paleta pot executa deplasări unghiulare într-un sens sau în celălalt în funcţie de modul de alimentare. În interiorul statorului există şi nişte piese de etanşare care delimitează zona de înaltă presiune faţă de zona de joasă presiune. Numărul lor este egal cu numărul de paleţi ai motorului hidraulic oscilant. Datorită acestor piese de etanşare, unghiul de basculare este limitat la 270° - 280° pentru motorul cu un singur palet, la 180° - 200° pentru motorul cu doi paleţi şi 90° - 120° pentru motorul cu trei paleţi. Pentru motorul cu un singur palet, forţa hidrostatică pe paletă are valoarea:

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

Punctul de aplicaţie se găseşte la distanţa 4/)( dDR += de axa de rotaţie, aşa încât momentul la arbore are valoarea:

)(8

22

cat ppbdDFRM −⋅⋅−

== (2)

Dacă la nivelul razei R viteza tangenţială a paletei este Ru ω= , rezultă

debitul în motor:

)(82

22 dDbbdDuQ −⋅=⋅−

=ω (3)

pa

pc

39

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

mtMM η= ; )(

822 dDb

Q v

−=

ηω (4)

unde vη - este randamentul volumic şi mη - randamentul mecanic al motorului.

Motoarele hidrostatice oscilante se utilizează în practică pentru presiuni de 200-300 de bar şi momente de 8000-9000 de daNm.

Dintre aplicaţiile motoarelor hidostatice oscilante enumerăm doar câteva: • banda rulanta de triere; • acţionarea valvulelor; • mecanismul de îndoire; • mecanismul de transmitere între staţiile de lucru; • mecanismul de poziţionare pentru sudare; • mecanismul de ridicare, de rotaţie şi de basculare;. • maşina de cârmă la bordul navelor. O parte din aceste aplicaţii sunt arătate în figura de mai jos (fig. 2.17):

40

Fig. 2.17 Aplicaţii ale motoarelor hidraulice cu rotaţie limitată

41

2.3.3 Motoare hidraulice cu rotaţie continuă

Motoarele hidraulice cu rotaţie continuă sunt elemente de acţionare, care se poate roti continuu. În loc de a acţiona (sau împinge) lichidul (asemenea funcţionării pompelor), motoarele sunt acţionate de către fluide. În acest fel, motoarele hidraulice dezvoltă cupluri şi produc mişcare de rotaţie continuă. Aşa 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 esenţiale. Aceste motoare pot fi clasificate după cum urmează:

• motoare cu angrenaje: - cu roţi dinţate cu angrenare exterioară; - cu roţi dinţate cu angrenare interioară; - cu şuruburi. • motoare cu palete; • motoare rotative cu piston: - cu pistonaşe axiale; - cu pistonaşe radiale.

2.3.3.1 Motoare cu roţi dinţate

Motoarele cu roţi dinţate sunt simple din punct de vedere constructiv. Un

motor cu roţi dinţate dezvoltă un cuplu din cauza presiunii hidraulice care acţionează asupra suprafeţelor dinţilor roţii. O vedere axionometrică a unui motor tipic cu roţi dinţate, cu capacul scos, este ilustrat în figura 2.18. Prin schimbarea direcţiei de curgere a fluidului prin motor, sensul de rotaţie motorului poate fi inversat. Ca şi în cazul unei pompe cu roţi dinţate, volumul dislocuit al motorului cuprins între doi dinţi vecini este fix. Motorul cu roţi dinţate nu este echilibrat în ceea ce priveşte presiunea. Diferenţa mare de presiune între intrare şi ieşire (mult mai mare la intrare) solicită puternic arborele şi lagărul, limitând astfel durata de viaţă a lagărului motorului.

42

Fig. 2.18 Motor cu roţi dinţate cu angrenare exterioară

Motoarele cu roţi dinţate sunt în mod normal limitate la o presiune de funcţionare de aproximativ 200 bar precum şi la o turaţie de 2400 rot/min. Pot fi alimentate cu un debit maxim de 550 de litri pe minut.

Motoarele hidraulice pot fi, de asemenea, de tip cu roţi dinţate cu angrenare interioară. Aceste motoare pot funcţiona la turaţii şi presiuni mai mari. Ele au, de asemenea, volume dislocuite mai mari decât motoarele cu angrenare exterioară. De asemenea, motoarele cu şurub fac parte şi ele din categoria motoarelor cu angrenaje. Ca şi în cazul pompelor, motoarele hidraulice de tip cu şurub 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 motoarelor cu roţi dinţate sunt: construcţie simplă şi raport bun cost-eficienţă. Ele, de asemenea, posedă toleranţă bună la impurităţi. Principalele dezavantaje: au randament mai mic şi pierderi de debit relativ mai mari.

2.3.3.2 Motoare cu palete

Construcţia internă la motoarele 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 suprafeţei expuse a paletei. Figura 2.19 ilustrează funcţionarea de bază a unui motor hidraulic cu palete cu alimentare exterioară.

43

Fig. 2.19 Motor cu palete dezaxat cu alimentare exterioară

Forţa centrifugă apare atunci când rotorul începe să se rotească. Prin

urmare, paletele trebuie să aibe şi alte mijloace decât forţa centrifugă pentru a menţine contactul cu suprafaţa interioară a statorului. Unele modele folosesc arcuri, în timp ce alte tipuri de modele folosesc presiunea hidraulică. Acţiunea culisantă a paletelor formează camere etanşe, care transportă lichidul de la intrare la ieşire.

Fig. 2.20 Motor cu palete cu rotor dezaxat Fig. 2.21 Motor cu paleţi cu rotor cu alimentare interioară coaxial 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 notaţiile: 1- rotor; 2- stator; 3- lamele (palete); 4,5,6, şi 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.

44

Fig. 2.22 Funcţionarea motorului cu palete excentric

În figura 2.22 se prezintă grafic funcţionarea motorului cu palete excentric.

După cum se observă, lichidul exercită o forţă mai mare asupra paletei de sus, deoarece el trece prin orificiul de admisie şi ajunge pe o suprafaţă 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 acţionează pe o parte a rotorului, şi deci încărcarea radială pe arbore este destul de mare. Totuşi, această problemă este îmbunătăţită în mare măsură folosind un motor cu rotor concentric aşa cum s-a prezentat în fig. 2.21. La acest tip de motor orificiile de admisie şi evacuare sunt diametral opuse. Aici forţa care este exercitată pe o parte a lagărului este anulată de o forţă 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 turaţii 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 rotaţie 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. Acestea sunt capabile să funcţioneze la turaţii mari de 12000 rot/min şi, de asemenea, presiuni de până la 350-400 bar.

45

Din punct de vedere constructive, 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 mişcare de translaţie în rotor şi o mişcare de rotaţie în statorul care este excentric faţă de rotor. Figura 2.23 ne arată o secţiune într-un motor cu pistoane radiale.

Fig. 2.23 Motor cu pistoane radiale

Prin direcţionarea lichidului către jumătate din numărul de cilindri, axul

motorului funcţionează ca o valvulă hidraulică staţionară şi forţează pistoanele la o mişcare de rotaţie. 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 rotaţie la un motor hidraulic cu pistoane radiale este în funcţie de suprafaţa totală a pistonului precum şi de excentricitatea statorului faţă 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. Aşadar, se întâlnesc două tipuri de motoare cu pistoane axiale.

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

axul rotorului coincide cu axa pistoanelor;

46

2. Motoare cu pistoane axiale cu axă înclinată - la care axa rotorului este înclinată faţă 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.

Fig. 2.24 Funcţionarea motorului cu disc înclinat

În unităţile de dislocuire variabilă, placa înclinată este montată într-o

clemă oscilantă şi se numeşte 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 rotaţie a arborelui scade. Opririle mecanice sunt de obicei incluse în aşa fel încât capacitatea cuplului şi viteza rămân în limitele prevăzute. Funcţionarea unităţii de dislocuire variabilă este ilustrată în figurile 2.25 (a) şi (b).

47

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.

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

acţionează asupra pistoanelor în mişcarea 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 flanşa 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

48

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 şi poziţiei. 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.

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

49

extindă şi să se retragă. Aplicaţiile lor cuprind mişcări de tracţiune, 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. Aceşti cilindrii hidraulici sunt folosiţi pe scară largă în sistemele unde este nevoie de stabilitate la forţe mari. În general, ei sunt practici la curse lungi şi sunt folosiţi 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 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.

50

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

51

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 faţă 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

Suprafaţa tijei este scoasă în atmosferă în timpul extinderii şi de aceea este

expusă murdăriei, umezelii sau coroziunii. În timpul retragerii, aceşti factori

Orificiu de retragere

52

contaminanţi pot pătrunde în interior, dând naştere la multe probleme. De obicei, la confecţionarea tijelor pentru puteri mari se foloseşte un aliaj oţel-crom. De asemenea, acest aliaj este rezistent şi 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 etanşare 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 şi 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 acţiune 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

53

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 confecţionate din aluminiu sau oţel

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

54

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

55

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 cilindri hidraulici, folosite în aplicaţiile moderne.

Pentru a uşura munca cu aceste mecanisme, au fost construite diferite tipuri de montaje pentru cilindri hidraulici, aşa 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 fiabilităţii şi a performanţei cilindrului. Eforturi variate au fost făcute de producătorii de cilindri hidraulici pentru a rezolva această problemă şi după multe încercări, au înţeles 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 micşora efectele coaxialităţii imperfecte

56

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.

57

CAPITOLUL 3

APARATAJUL DE DISTRIBUŢIE

3.1 Aparatajul de distribuţie 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 şi 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 constructive, 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 hidromotoarelor sau în schemele hidrostatice de automatizare. Din punct de vedere constructive, 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, 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

58

ulei prin degajarea circulară a plunjerului (ce face legătura între orificiile P şi 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 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.

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.

59

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”.

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.

60

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

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 aceeaşi ca a distribuitorului 3/2 cu o bilă.

61

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 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.

62

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 redusăs 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.

2 canale 3 canale 4 canale

63

5 canale

8 canale

Fig. 3.5 Clasificarea distribuitoarelor în funcţie de numărul de canale

3.1.4.1 Clasificarea distribuitoarelor hidraulice cu sertar

Distribuitoarele hidraulice se pot diferenţia în 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; - 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

64

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, în funcţie de poziţia plunjerului în corpul distribuitorului.

Fig. 3.6 Distribuitor cu trei poziţii

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.

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.

65

a)

b)

c)

d)

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 distribuitorului. 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

66

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.

• Centrarea hidraulică Centrarea hidraulică (fig. 3.9) constă în plasarea de o parte şi de alta a

plunjerului, în camerele laterale, a două şaibe 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 resorturile 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.

67

În cazul sertarelor cu acoperire pozitivă (fig. 3.10.a), cota x1 este mai mică decât cota x2.

a) b)

Fig. 3.10

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 şi a celor cu acoperire negativă este prezentată în figura 3.10 a) şi 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.

68

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 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 şi micşorând astfel viteza de deplasare a plunjerului în timpul comutării.

69

Fig. 3.12 Fig. 3.13

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:

70

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.

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

71

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.

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

72

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.

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 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

73

principal. Se asigură astfel faza de stop general. Prezentarea simbolică a acestui sertar distribuitor este prezentată în figura 3.17 b).

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 niciuna 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

74

principal S. Plunjerul acestuia se va deplasa spre stânga refulând uleiul din camera 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

75

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

76

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 în 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.

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

77

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

78

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.

79

CAPITOLUL 4

APARATAJUL DE REGLARE ŞI 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 ale 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.

80

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, în 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 presiune la deschidere, apoi deplasează supapa principală 1

81

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.

82

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 alimentate sub presiune. Ele pot asigura şi regla debitul în cele două sensuri de curgere.

83

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.

84

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 în care 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.

85

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.

86

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. Datorită debitelor mari vehiculate, deschiderile nominale, respectiv

suprafeţele de lucru ale supapei ajung la valori mari. Sub acţiunea presiunii

87

agentului motor, forţele create pe suprafeţe mari sunt de valori însemnate şi ca atare resorturile 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

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.

88

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 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 trebuie 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

89

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 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.

90

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 şi 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 creează 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 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

91

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. În 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 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 a supapei. În 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.

92

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 creată 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 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 Aplicaţiile practice ale supapelor de presiune în sistemele de acţionări hidraulice

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

este obligat să producă o forţă mai mică decât celălalt, aşa cum se arată în figura

93

de mai jos (fig. 4.18). Aici cilindrul B este obligat să producă o forţă mai mică decât cilindrul A. Acest lucru este realizat după cum urmează.

Fig. 4.18 Aplicarea unei supape de reducere a presiunii

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

înainte de cilindrul B, aşa 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 al presiunii normal închise,

care sunt de regulă pilotate de la distanţă. 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.

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, aşa 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.

94

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 operaţiuni 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.

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

95

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 greutăţi 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 acţionări.

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

96

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.

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 funcţionării, 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

97

Când distribuitorul este în poziţia 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 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 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 prevăzută 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)

98

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:

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:

21

2

21

SSS−

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

ρ2

=K - constantă în funcţie de tipul agentului motor;

12 ppp −=∆ - căderea de presiune pe drosel

99

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.).

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. Aşa cum s-a mai precizat, una dintre aplicaţiile cele mai importante ale droselelor, din domeniul sistemelor hidraulice, constă în comanda debitului de alimentare a motoarele hidraulice, pentru a le regla viteza acestora. Orice reducere

100

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.

Fig. 4.26 Variante constructive de drosele

Câţiva dintre factorii care ar trebui luaţi în considerare în timpul etapei de

proiectare a unui drosel sunt: - debitul maxim şi minim, precum şi densitatea fluidului, care influenţează

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

construcţia droselului; - căderea de presiune între intrarea şi ieşirea 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.

101

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: 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.

102

Fig. 4.29 Secţiune 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 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 şi 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.

103

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 mişcare rectilinie cu ventil În figura 4.32 se prezintă un drosel cu mişcare rectilinie cu ventil.

Comanda curentului de lichid se face pe acelaşi 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.

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

REGLAJUL DEBITULUI DE LICHID CU DROSELUL

104

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.

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

105

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 diferenţa 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:

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.

106

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 şi fig. 4.36).

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

107

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.

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

108

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 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 Aplicaţii ale droselelor

După cum am mai spus, droselul este elementul de reglare rezistivă al sistemelor de acţionări 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 şi pompelor cu debit variabil şi 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.

109

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. Când se apropie valoarea presiunii prestabilite conform reglării, pompa începe operaţiunea 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 şi o

supapă de sens unic legate în paralel. El este poziţionat într-un circuit hidraulic în aşa fel încât să existe o restricţie în ce priveşte cantitatea de lichid care curge spre

Descărcare pompă

110

organul de acţionare. Figura 4.41(a) prezintă un drosel de acest gen care funcţionează 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

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 retracţie 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

111

Droselul cu supapă de ocolire se poate monta şi, aşa 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

O problemă majoră în cazul variantei prezentată în figura 4.42 este

intensificarea presiunii din circuit, care la rândul ei poate să apară datorită diferenţei 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 şi reacţie. 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.

112

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 În general, motoarele hidraulice cu pistonaşe sunt preferate în locul

celorlaltor tipuri de motoare hidraulice rotative datorită pierderilor hidraulice şi volumice mai mici.

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

elemente importante şi anume: presiunea de pornire şi 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 etanşare 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

113

- 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 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

Etanşare

Cilindru

Legatură inversă

Ieşire

Intrare

Tanc Tanc Intrare ulei

114

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.

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

115

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 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 şi 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.

116

Fig. 4.45 Siguranţă hidraulică

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

Drenare spre tanc

Disc metalic subtire Admisie presiune

117

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

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 şi întrerupe trecerea curentului.

118

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.

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.

119

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 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. Odată 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

Curent de lichid

Scală gradată Arc

Piston magnetic Dispozitiv conic de măsurare

120

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.

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 ACŢIONĂRI 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.

Fig. 5.1 Rezervoare de lichid hidraulic

122

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

forma:

( ) ( )dtTTKSdTcmcmdtP rruu 0−++=∆ (1) În ecuaţie s-au notat prin:

PpP 0=∆ - pierderea de putere a sistemului [J/s]; unde rp η−= 10 ( rη - randamentul rezervorului) şi 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:

0)1( TeKS

PTt

CmCmKS

rruu +−∆

= +−

(4)

Pentru valorile uzuale întâlnite în practică şi anume:

[ ] [ ]CTVSChmJK oo )25.....20(;065,0;)(/7,62 03 212 ≈== 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:

123

[ ]333

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 instalaţiei 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);

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

124

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 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.

125

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.

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).

126

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: - 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

127

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 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.

128

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;

• 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

129

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)

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

130

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

a) b) c)

d) e) f)

Fig. 5.5

131

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 instalaţie, 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.

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:

132

• 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 şi 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 refula lichidul în sistem • Un motor electric sau o altă sursă de alimentare pentru pompă • Aparate care controlează direcţia, presiunea şi debitul lichidului; • Un motor hidraulic care converteşte 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 acţionare hidraulică din fig. 6.1 cuprinde: A – rezervor; E – supapă de control a direcţiei; B – motor electric; F – supapă de control a curgerii; C – pompă; G – supapă de reţinere în unghi drept; D – supapă de presiune maximă; H – cilindru hidraulic.

133

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 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 repartiţia eficientă a puterii disponibile pentru a satisface aceste cereri de cuplu.

Fig. 6.2 Telecabină

134

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.

Fig. 6.3 Servofrână 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 uşoară şi lină a cilindrului principal al sistemului de frânare. De obicei, montat în compartimentul de protecţie a 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.

135

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 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 forţă 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.

136

Fig. 6.5 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.

Cilindru 1

Cilindru 2 Comutator de presiune

Distribuitor cu 4 căi Manometru Pompa

Valvulă de secvențiere

Valvulă de

137

CAPITOLUL 7 ANALIZA EFICIENŢEI SISTEMELOR DE ACŢIONĂRI

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 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

138

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 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

139

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, 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 ale 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.

140

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; • 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 datorează (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:

141

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)

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

142

Fig. 7.2

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

sunt Q1, Q2, Q3 şi pe1. Fante Curgerea unui debit Q [cm3/s] printr-o fantă de un profil oarecare se

datorează 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 în funcţie de deschiderea x a contactului, iar debitul nu mai este o funcţie numai de Δp, ci şi de x:

m

dm

eid 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)

pE

cAxcAQ ∆⋅⋅

+∆⋅⋅=∆0

02

0

143

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 forţei

[ ]2cmA - suprafaţa pistonului acţionat

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

144

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−⋅=

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

145

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:

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.

146

Fig. 7.4

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

Poziţia 1 Poziţia 2 Poziţia 3

Fig. 7.5

Ne propunem să studiem căderea de presiune între două poziţii de trecere 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

147

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

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.

148

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) 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)

149

a)

b)

150

c) d)

e) f)

151

g)

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)

152

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)

a)

153

b)

c) d)

154

e) f)

g)

155

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)

156

a)

b)

157

c) d)

e) f)

158

g)

h)

Fig. 7.12

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

159

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 crea uzuri inegale ale suprafeţelor sertarului şi vor duce la apariţia scurgerilor de fluid.

160

CAPITOLUL 8

PROIECTAREA ŞI ANALIZA CIRCUITELOR HIDRAULICE

8.1 Introducere

În capitolele anterioare, ne-am ocupat de fundamentele de bază ale

sistemelor hidraulice, de componentele sistemului hidraulic şi aplicaţiile lor. Să analizăm acum câteva circuit e hidraulice şi terminologiile asociate cu acestea.

După cum am văzut mai devreme, un circuit hidraulic cuprinde un grup de componente, cum ar fi pompe, elemente de acţionare, supape de control şi ţevi, aranjate într-un sistem astfel încât acesta să poată efectua un lucru mecanic. Când analizăm şi proiectăm un circuit hidraulic, trebuie să luăm în consideraţie următoarele aspecte:

• Siguranţa operaţiunilor • Performanţa funcţiilor dorite • Eficienţa operaţiunilor

8.2 Circuite hidraulice

În această secţiune vom arunca o privire asupra modului în care diferitele

tipuri de circuite hidraulice sunt concepute pentru o funcţionare eficientă. Vom examina următoarele circuite hidraulice:

• controlul acţiunii unui cilindru hidraulic cu dublu sens; • circuitul de regenerare; • circuitul de descărcare al pompei; • aplicaţia supapei contrabalans; • circuitul secvenţial al cilindrului hidraulic; • circuitul de siguranţă în caz de avarie; • controlul vitezei unui motor hidraulic; • servo sistemul mecano-hidraulic.

8.2.1 Controlul acţiunii cilindrului hidraulic cu dublu sens

Circuitul unui astfel de sistem este conceput cum se arată în figura 8.1.

Când distribuitorul cu patru căi este în poziţia centrală, cilindrul hidraulic este în repaus şi fluidul debitat de pompă se întoarce în rezervorul aflat la presiunea atmosferică.

161

. Fig. 8.1 Controlul dublei acţiuni a cilindrului hidraulic

Atunci când sertăraşul distribuitorului cu patru căi are activă poziţia din

stânga, pistonul se destinde, adică se deplasează spre exteriorul cilindrului (de la stânga la dreapta), lichidul de lucru de la pompă trecând din orificiul P în orificiul A spre cilindru. Uleiul de pe faţa cealaltă a pistonului este împins de acesta şi curge înapoi în rezervor trecând prin orificiile B şi T ale distribuitorului. În cazul în care sertăraşul distribuitorului este din nou în poziţia centrală (poziţia de aşteptare), pistonul hidraulic este din nou blocat. Când sertăraşul distribuitorului are activă poziţia din dreapta, pistonul se retrage deplasându-se spre interiorul cilindrului (de la dreapta la stânga). Fluxul de ulei de la pompă circulă din orificiul P către orificiul B al distribuitorului. Uleiul din partea cealaltă a pistonului este împins de acesta şi curge spre rezervor prin orificiul A şi orificiul T al distribuitorului. La sfârşitul cursei, întrucât nu se mai solicită ulei, debitul pompei trece prin supapa de siguranţă, cu excepţia cazului în care distribuitorul este în poziţia de aşteptare. În orice caz, sistemul este protejat la suprasarcinile cilindrului hidraulic.

Supapa cu bilă previne ca sarcina să retragă pistonul, în timp ce acesta este în cursa de destindere, când sertăraşul se găseşte în partea sângă a distribuitorului.

8.2.2 Circuit cu regenerare

Figura 8.2 prezintă un circuit cu regenerare utilizat pentru a accelera viteza de destindere a cilindrului hidraulic.

162

În acest sistem, ambele capete ale cilindrului hidraulic sunt conectate în paralel şi unul din orificiile distribuitorului este blocat. Funcţionarea cilindrului în timpul retragerii pistonului, a cursei inverse, este aceeaşi cu cea a unui cilindru hidraulic obişnuit.

Fig. 8.2 Circuitul regenerativ

Dacă este activă poziţia din dreapta a distribuitorului, fluidul de lucru

curge pe ramura din dreapta distribuitorului şi produce retragerea pistonului către capătul din stânga al cilindrului. În acest mod, lichidul de la pompă ocoleşte distribuitorul şi intră în partea pistonului cu tijă. Fluidul din capatul celălalt, fără tijă, se întoarce în rezervor prin distribuitor la fel ca la retragerea normală a pistonului cilindrului hidraulic.

Când poziţia activă a distribuitorului este schimbată către partea stângă, pistonul cilindrului hidraulic se destinde.Viteza de destindere este mai mare decât pentru un cilindru hidraulic obişnuit cu dublu sens. Acest lucru este posibil pentru că debitul de pe conducta de întoarcere (QR) amplifică (se însumează cu) debitul pompei (QP) pentru a se obţine debitul total (QT) care este mai mare decât debitul pompei ce alimentează partea pistonului fără tijă al cilindrului hidraulic.

Ecuaţia pentru calculul vitezei de destindere se poate obţine astfel: debitul care intră în capătul fără tijă al cilindrului QT este egal cu debitul pompei QP plus debitul aşa numit regenerator QR , care provine din capătul celălalt al cilindrului, cel cu tijă, QT = QP + QR .

Debitul regenerator este egal cu diferenţa dintre aria secţiunii pistonului şi aria secţiunii tijei (AP – AR), înmulţită cu viteza de destindere a pistonului (VPext).

163

QP = AP VPext - (AP – AR)VPext

Rezolvând ecuaţia, obţinem viteza de destindere a pistonului:

VPext = QP / AR Viteza de retragere a pistonului (la deplasarea în sens invers) este egală cu

debitul pompei împărţit la diferenţa dintre aria secţiunii pistonului şi tijei. VPret = QP / (AP – AR) De asemenea, trebuie să amintit că la circuitul regenerator al cilindrului

hidraulic, încărcarea în timpul cursei de destindere este mai mică decât cea obţinută pentru un cilindru hidraulic obişnuit cu dublu sens (vezi paragraful 8.2.1).

8.2.3 Circuitul pompei cu descărcare

Figura 8.3 descrie un circuit folosit pentru o pompă cu descărcare prin intermediul unei supape de descărcare.

Fig. 8.3 Circuitul pompei cu descărcare

În acest circuit, supapa de descărcare se deschide atunci când pistonul

ajunge la sfârşitul cursei de destindere. Acest lucru se datorează faptului că supapa de sens menţine uleiul la presiune înaltă în linia pilot a supapei de descărcare. Când poziţia distribuitorului este schimbată pentru a retrage pistonul cilindrului hidraulic, mişcarea acestuia reduce presiunea în linia pilot a supapei de descărcare. Astfel supapa de descărcare se închide până când pistonul este

164

complet retras. La sfârşitul cursei de retragere, presiunea creşte din nou şi astfel se deschide supapa de deversare. Prin urmare, se observă că supapa descarcă pompa la sfârşitul cursei de destindere şi retragere, precum şi în poziţia centrală a distribuitorului.

8.2.4 Aplicarea supapei de compensare

Figura 8.4 arată utilizarea unei compensări sau a unei supape de

contrapresiune ca să păstreze un cilindru montat pe verticală cu pistonul în urcare în timp ce pompa este în ralanţi.

Supapa de compensare este reglată să se deschidă la o presiune uşor mai ridicată faţă de presiunea cerută ca să susţină pistonul în sus. Acest lucru permite pistonului să fie forţat în jos, când presiunea este aplicată pe partea de sus. Pompa se descarcă astfel prin distribuitor.

Fig. 8.4 Aplicarea supapei de compensare

165

8.2.5 Secvenţierea circuitului unui cilindru hidraulic

Într-unul din capitolele anterioare, am prezentat cum o supapă secvenţială poate fi folosită pentru a crea operaţiuni secvenţiale într-un circuit hidraulic. Circuitul descris în figura 8.5 conţine un sistem hidraulic în care două supape secvenţiale sunt utilizate pentru a controla secvenţa de funcţionare a doi cilindri hidraulici cu dublă acţiune.

Fig. 8.5 Secvenţierea circuitului unui cilindru hidraulic

Când poziţia activă a distribuitorului este stânga, pistonul cilindrului

hidraulic din stânga se destinde complet şi apoi urmează şi cilindrul hidraulic din dreapta. Când poziţia activă a distribuitorului este schimbată spre dreapta, pistonul cilindrului din dreapta se retrage deplin, fiind urmat de pistonul cilindrului din stânga. Această succesiune a operaţiunilor cilindrilor hidraulici este controlată de supape de secvenţiere. Poziţia din mijloc a distribuitorului menţine ambii cilindrii în poziţie de repaus.

166

Aceste tipuri de circuite sunt utilizate frecvent în industria constructoare de maşini. Exemplificăm cazul în care pistonul cilindrului hidraulic din stânga trebuie să se destindă, în scopul realizării operaţiunii de prindere a unei piese de lucru cu ajutorul unei menghine, iar pistonul cilindrului din dreapta conduce un ax care trebuie să realizeze un orificiu în piesa respectivă. După ce orificiul a fost realizat, pistonul cilindrului dreapta se retrage primul şi apoi cel din stânga. Supapa de secvenţiere instalată în circuit asigură ca aceste operaţiuni să aibe loc în ordinea prestabilită.

8.2.6 Circuitul de siguranţă în caz de avarie

Circuitele de siguranţă în caz de avarie sunt de fapt proiectate pentru a

evita rănirea operatorului sau deteriorarea echipamentelor. În general, acestea previn orice cădere sau supraîncărcare accidentală a echipamentelor.

Figura 8.6 arată circuitele de siguranţă în caz de avarie în care pistonul cilindrului hidraulic este împiedicat să cadă în cazul avariei conductei hidraulice.

Fig. 8.6 Circuitul de siguranţă în caz de avarie a conductei hidraulice

Pentru a reduce presiunea-pilot de la capătul liber al pistonului cilindrului

hidraulic trebuie ca supapa de control de la capătul tijei să se deschidă automat, pentru a permite uleiului să se reîntoarcă în rezervor prin distribuitor.

Acest lucru se întamplă atunci când butonul de împingere distribuitorului este acţionat pentru a permite presiunii pilot deplasarea sertăraşului distribuitorului pilot sau prin acţionarea manuală directă.

Distribuitorul operat automat permite curgerea liberă în direcţia opusă pentru a retrage pistonul cilindrului hidraulic.

167

Figura 8.7 este un alt exemplu de circuit de siguranţă în caz de avarie, în care este prevăzută protecţia la suprasarcină pentru componentele sistemului.

Distribuitorul cu sertar cilindric 1 este controlat de un buton de comandă cu trei supape mod, 2.

Când distribuitorul de suprasarcină 3 este în modul oprit, este drenată conducta pilot a supapei 1.

Dacă pistonul cilindrului hidraulic întâmpină o rezistenţă excesivă în timpul destinderii, secvenţa supapei 4 împinge distribuitorul de suprasarcină 3. Aceste canale de scurgere ale liniei pilot a supapei 1, produc întoarcerea la modul oprit.

Dacă butonul de împingere supapei 2 este apoi utilizat, nu se va mai întâmpla nimic, cu excepţia cazului în care distribuitorul pilot 3 este operat manual sau blocat.

Aceasta asigura protecţia componentelor sistemului împotriva presiunii excesive datorită încărcării excesive a cilindrului în timpul destinderii pistonului.

Fig. 8.7 Circuit de siguranţă cu protecţie la suprasarcină

Distribuitor 3

Distribuitor 2

Distribuitor 1

Supapa 4

168

8.2.7 Controlul vitezei motorului hidraulic

Figura 8.8 ne arată un circuit în care controlul vitezei în circuitul hidraulic este realizat folosindu-se o supapă de control a fluxului prin compensarea presiunii.

Fig. 8.8 Sistem cu controlul vitezei motorului hidraulic

Operarea circuitului se face după cum urmează:

• În poziţia centrală a distribuitorului, motorul hidraulic este blocat. • Atunci când distribuitorul se află în poziţia stângă, motorul se roteşte

într-o singură direcţie (în sensul acelor de ceasornic). Viteza sa poate varia prin reglarea droselului.

• Atunci când distribuitorul este dezactivat, din nou în poziţia centrală, motorul hidraulic se opreşte şi se blochează.

• Atunci când distribuitorul se află în poziţia dreaptă, motorul hidraulic se roteşte în direcţia opusă (în sens invers acelor de ceasornic).

8.2.8 Servosistem mecano -hidraulic – servodirecţia la autovehicule

Figura 8.9 ne arată un servosistem mecano-hidraulic de putere, condus

automat prin operaţie secvenţială, care are loc după cum urmează: • Admisia sau comanda semnalului se realizează prin acţionarea

volanului. • Rezultă mişcarea sertăraşului distribuitorului, care permite accesul

uleiului la servomotor.

169

Fig. 8.9 Servosistem mecano-hidraulic

• Tija pistonului servomotorului deplasează roţile prin mecanismul cu

pârghii conducătoare. • Carcasa distribuitorului este ataşată de mecanismul cu pârghie şi, în

consecinţă, îl poate mişca. Când carcasa distribuitorului s-a deplasat destul de departe, întrerupe

fluxul uleiului prin acesta. Astfel se opreşte mişcarea servomotorului. Este aşadar, destul de clar că reacţia mecanică inversă recentrează sertarul distribuitorului pentru a opri mişcarea la punctul dorit, care în schimb este determinată de poziţia volanului. Mişcarea adiţională a volanului cauzează mişcarea roţilor autovehiculului.

Volan

Punct de pivotare

Roată

Axul roţii

Manşon culisant

Distribuitor Cilindru Tija

pistonului

Timonierie

Legătură

170

CAPITOLUL 9

ÎNTREŢINEREA ŞI REPARAREA SISTEMELOR DE ACŢIONĂRI HIDRAULICE

9.1 Introducere

În primii ani de utilizare a sistemelor de acţionări hidraulice, mentenenţa

acestora a fost frecvent efectuată cu stângăcie, neprofesionist, de multe ori fără succes. Apoi, atitudinea predominantă a fost de a rezolva problemele ivite, adică după ce sistemul s-a defectat, fără a lua măsurile ce se impun pentru a preîntâmpina eventualele posibile defecţiuni printr-o întreţinere corespunzătoare. Cu tehnica de astăzi, de diagnosticare, de măsurare, întreţinere şi reparare, extrem de sofisticată, industria nu-şi mai poate permite un sistem de mentenanţă dificil, ineficient care să le scoată din uz o perioadă mare de timp, deoarece costul de nefuncţionare este foarte mare. În cele ce urmează vom încerca să identificăm cateva din posibilele cauze ale defecţiunilor la sistemele hidraulice şi, de asemenea, să examinăm diferite practici de întreţinere pentru a fi urmate în timpul mentenanţei acestora, împreună cu mijloacele de depanare eficiente.

9.1.1 Cauze frecvente ale defecţiunilor la sistemele de acţionări hidraulice

Cele mai frecvente cauze din pricina cărora apar defecţiuni la sistemele de

acţionări hidraulice sunt: 1. filtre de ulei înfundate; 2. nivelul scăzut al uleiului din tanc; 3. garnituri de etanşare necorespunzătoare (uzate sau îmbătrânite); 4. înrăutăţirea condiţiilor de aspiraţie pompei care poate duce la apariţia

cavitaţiei şi eventual la deteriorarea pompei; 5. folosirea unui agent hidraulic necorespunzător; 6. creştera excesivă a temperaturii uleiului; 7. creşterea excesivă a presiunii uleiului. Marea majoritate a acestor probleme pot fi depăşite printr-un regim

planificat de întreţinere preventivă. Configuraţia sistemului de acţionare hidraulică este un alt aspect crucial al proiectării mentenanţei. Fiecare componentă din sistem trebuie să fie în mod corespunzător dimensionată şi să formeze o parte integrantă a sistemului.

De asemenea, este necesar să se asigure un acces facil la componentele care necesită o inspecţie periodică, monitorizare şi întreţinere cum ar fi filtrele dopurile de umplere şi de scurgere şi diversele indicatoare de temperatură şi

171

presiune. Toate conductele hidraulice de legătură nu trebuie să aibe fitinguri restrictive deoarece acestea duc la pierderi de presiune în instalaţie.

Cele trei procedee de întreţinere, care au cel mai mare efect asupra fiabilităţii, performanţei şi eficienţei sistemului de acţionare hidraulică sunt:

1. Folosirea tipului de agent hidraulic specificat de fabricant, într-o cantitate suficientă şi cu calităţi corespunzătoare în ceea ce priveşte puritatea şi vâscozitatea.

2. Curăţarea şi schimbarea periodică a tuturor filtrelor. 3. Asigurarea unor îmbinări etanşe între toate elementele sistemului de

acţionare pentru a nu patrunde aer în sistem. O mare parte din problemele întâlnite în sistemele hidraulice au fost

semnalate la fluidul hidraulic, de unde rezultă necesitatea prelevării frecvente de probe şi testarea calităţilor fluidului de lucru. Proprietăţi, cum ar fi vâscozitatea, greutatea specifică, aciditatea, conţinutul de apă, nivelul de contaminanţi şi coeficientul de masă necesită o testare periodică. Un alt aspect foarte important este pregătirea personalului de întreţinere pentru recunoaşterea primelor semne ale defecţiunilor. Registrele de exploatare trebuie, de asemenea, să menţioneze defecţiunile din trecut, iar operaţiunile de întreţinere, iniţiate să conţină detalii cum ar fi: testele de ulei, schimbările de ulei, înlocuirea filtrelor etc.

Oxidarea şi coroziunea sunt fenomene care diminuează în mod grav calităţile fluidului hidraulic. Oxidarea, care este cauzată de o reacţie chimică între oxigenul prezent în aer şi particulele prezente în lichid, poate duce la reducerea substanţială a duratei de viaţă a fluidului. În natură majoritatea produselor de oxidare sunt, de asemenea, şi solubile în lichid, provocând astfel coroziunea diverselor componente. Cu toate că rugina şi coroziunea sunt două fenomene distincte, ambele au contribuţii mari la contaminarea şi uzura agentului hidraulic. Rugina este rezultatul unei reacţii chimice între fier şi oxigen, şi se produce din cauza prezenţei apei. Coroziunea, pe de altă parte, este o reacţie chimică între un metal şi un acid. Coroziunea şi rugina au tendinţa de eroziune a materialelor din care sunt confecţionate elementele sistemului de acţionare, cauzând o funcţionare defectuoasă şi pierderi excesive de lichid.

9.1.2 Fenomene de uzură datorită contaminării lichidului Contaminanţii excesivi din fluidul de lucru au efecte negative asupra

lubrifierii corespunzătoare a elementelor sistemului de acţionare cum ar fi: pompe, motoare, supape, distribuitoare etc. Acest lucru poate produce uzură şi distrugerea garniturilor de etanşare care afectează performanţa şi durata de viaţă a acestor componente, ducând în final la defectarea lor. Un exemplu tipic este uzura mecanică a sistemului de etanşare cilindrului hidraulic, cauzând pierderi interne mari şi ducând la defectarea prematură a cilindrului.

172

9.1.3 Probleme cauzate de gazele antrenate în agenţii hidraulici Formarea bulelor de gaz în lichidul hidraulic este cauzată de fenomenul de

cavitaţie ce se produce în timpul curgerii fluidului, atunci când presiunea scade sub presiunea de vaporizare a fluidului. Presiunea de vaporizare este acea presiune la care lichidul începe să se transforme în vapori. Această presiune a vaporilor creşte odată cu creşterea temperaturii. Fenomenul de cavitaţie duce la crearea de vapori în fluxul de lichid care pot genera probleme în funcţionarea elementelor de acţionare. Prezenţa acestor gaze antrenate reduce coeficientul de masă efectiv al lichidului, cauzând instabilitatea în funcţionare a elementelor de acţionare.

Fenomenul de cavitaţie constă de fapt în vaporizarea lichidului de lucru şi ulterior condensarea bulelor de vapori. Această condensare a bulelor de vapori are loc în condiţii de înaltă presiune la ieşirea din pompă, ducând local la creşterea excesivă a vitezei lichidului care are impact asupra suprafeţelor interne ale pompei. Aceste forţe mari de impact provoacă exfolierea sau ciupirea suprafeţelor unor componente ale pompei cum ar fi dinţii angrenajelor, supapele, pistoanele şi care duc la avaria prematură a pompei. În plus, particulele minuscule de metal, desprinse din cauza acestui fenomen şi intrate în masa de lichid aflată în mişcare, au tendinţa de a avaria şi alte componente ale sistemului hidraulic. Cavitaţia poate duce, de asemenea, la creşterea uzurii pe seama capacităţii reduse de lubrifiere.

Cavitaţia este semnalizată de zgomotul produs la funcţionarea pompei şi, de asemenea, de scăderea debitului, ca rezultat al presiunii devenită neregulată. Aerul tinde să rămână blocat în pompă, datorită unui curent în sensul aspiraţiei sau pe seama unei deteriorări a garniturii axului. În plus, trebuie să se asigure că aerul iese prin supapa de aerisire în timp ce lichidul este în rezervor, altfel el tinde să intre pe linia de aspiraţie a pompei. Pentru a evita fenomenul de cavitaţie în pompă, producătorii recomandă următoarele:

1. Viteza de aspiraţie sa fie ţinută sub 1,5 m/s 2. Lungimea conductei de admisie a pompei sa fie, pe cât posibil, mică 3. Pompa să fie montată, dacă este posibil, cât mai aproape de rezervor 4. Filtrele de joasă presiune să fie folosite la tubulaturile de aspiraţie 5. Utilizarea unui rezervor corect proiectat, care va ajuta la eliminarea

aerului din lichid 6. Utilizarea unui lichid hidraulic recomandat de producător 7. Menţinerea temperaturii uleiului hidraulic în limitele prevăzute, în

funcţie de tipul său, (în general circa 65°C).

9.2 Măsuri de siguranţă

Sistemele electrice sunt, în general, recunoscute ca fiind periculoase în timpul exploatării şi din această cauză toate întreprinderile care exploatează astfel de sisteme trebuie să dispună de proceduri de izolare a echipamentelor şi să

173

adopte măsuri de siguranţă a lucrului. Sistemele hidraulice şi pneumatice nu sunt mai puţin periculoase şi din această cauză, şi pentru ele trebuie întocmite măsuri de exploatare în siguranţă, materializate într-un document oficial.

Un sistem hidraulic poate prezenta în exploatare următoarele riscuri pentru operator:

1. Aerul sau uleiul sub presiune, eliberat brusc, poate atinge viteze foarte mari ce pot duce la accidentarea operatorului

2. Manevrarea bruscă şi aleatoare a componentelor sub presiune ale sistemelor de acţionări hidropneumetice, cum ar fi buteliile de aer comprimat, poate fi periculoasă.

3. Uleiul hidraulic scăpat jos este foarte alunecos şi poate provoca accidente.

Enumerăm mai jos câteva principii de care trebuie să ţinem cont în timpul operării sistemelor de acţionări hidropneumatice:

1. Implicaţiile ce decurg din orice acţiune trebuie să fie luate în considerare înainte de a fi efectuată adică, cu alte cuvinte, trebuie anticipate urmările a tot ceea ce întreprindem

2. Toate elementele care modifică presiunea, ca rezultat al acţiunilor operatorului, trebuie să fie automatizate

3. Conductele sau componentele sub presiune nu se deconectează. Întregul sistem ar trebui să fie depresurizat înainte de a deconecta oricare dintre acestea

4. Este necesar să existe un avertisment scris pentru a interzice operarea sistemului de acţionări de către persoane neautorizate

5. Se verifică dacă acumulatorii din sistemul hidraulic sunt pe deplin goliţi;

6. Se verifică etanşeitatea sistemului, pentru a preveni scurgerile de ulei pe podea

7. În cazul în care există o interfaţă electrică la un sistem hidraulic (de exemplu: solenoizi, traductoare de presiune şi temperatură sau alte aparate electrice), circuitul de control ar trebui să fie izolat, pentru a reduce riscul de electrocutare şi posibilitatea izbucnirii unui incendiu

8. După încetarea lucrului, păstraţi zona îngrijită şi curată. Verificaţi orice scurgere şi confirmaţi funcţionarea corectă a sistemului

9. Multe componente ale sistemelor de acţionări hidropneumatice conţin arcuri tensionate. În cazul în care sunt eliberate într-un mod necontrolat, ele pot cauza leziuni operatorului. Arcurile ar trebui să fie îndepărtate cu cea mai mare atenţie.

În SUA, Administraţia Sănătăţii şi Siguranţei Profesionale din cadrul Departamentului Muncii descrie şi aplică standardele de siguranţă în locaţii industriale unde este utilizat echipamentul hidraulic. Pentru informaţii detaliate, despre standardel OSHA poate fi menţionată publicaţia 2072 OSHA. De asemenea, Ghidul industriei generale de aplicare a standardelor de siguranţă

174

şi de sănătate, 29 CFR 1910, ne oferă, un set de standarde de siguranţă a operării echipamentelor hidraulice.

Aceste standarde se referă la următoarele categorii: • Standarde la locul de muncă • Standarde de maşini şi echipamente • Standarde de material • Standarde de operator • Standardele surselor de alimentare • Standarde de proces

Regula de bază este aceea că ar trebui să nu existe niciun fel de compromis atunci când vine vorba de sănătatea şi siguranţa persoanelor la locul de muncă.

9.3 Curăţenia

Cele mai multe defecte la sistemele de acţionări hidraulice şi pneumatice sunt cauzate de impurităţi. Particule foarte mici pot cresta etanşările, uza suprafeţele, bloca orificiile şi chiar pot cauza blocarea supapalor. În mod normal, componentele nu trebuie demontate dacă la faţa locului nu este curăţenie. Acestea ar trebui duse la un atelier de lucru curat, dotat cu bancuri speciale. Componentele şi furtunele vin de la producători cu orificiile sigilate, cu dopuri din plastic pentru a preveni pătrunderea murdăriei în timpul transportului. Acestea ar trebui să fie lăsate aşa cum sunt în timpul depozitării şi îndepartate numai când componentul urmează să fie montat.

Filtrele au rolul de a elimina particulele de praf, dar funcţionează până când acestea se înfundă. Un filtru murdar poate cauza bypassarea fluidului şi poate agrava situaţia prin acumularea de particule şi eliberarea bruscă a acestora. Filtrele ar trebui verificate şi curăţate regulat sau schimbate când este necesar.

Calitatea uleiului într-un sistem hidraulic este, de asemenea, crucială pentru menţinerea fiabilitaţii. Uleiul care este murdar, oxidat sau contaminat, formează un nămol lipicios care blochează orificiile mici şi provoacă blocarea supapelor. Calităţile uleiului ar trebui verificate regulat şi uleiul suspect, schimbat înainte să apară probleme.

9.4 Întreţinerea preventivă

O mare parte a personalului de exploatare lasă impresia că un departament de întreţinere există în primul rând pentru a remedia erorile umane care apar. Dar nu este aşa. Cea mai importantă parte a responsabilităţii departamentului de întreţinere este de a efectua întreţinerea de rutină planificată, altfel cunoscută sub numele de întreţinere preventivă.

175

Întreţinerea preventivă se referă în principal la: • Deservirea regulată a echipamentului • Verificarea funcţionării corecte • Identificarea potenţialelor defecte şi rectificarea sau corecţia lor

imediată. Ca un beneficiu, adesea trecut cu vederea, al intreţinerii preventive

planificate este pregătirea tehnicienilor de întreţinere în operaţii specifice sistemelor de acţionări hidropneumatice pentru care sunt responsabili. Cele mai multe dintre problemele comune enumerate în secţiunea introductivă a acestui capitol pot fi eliminate în cazul în care este întreprins un program planificat de întreţinere preventivă.

Mai mult de 50% din problemele constatate la sistemele hidraulice se datorează agentului hidraulic. Acesta este motivul pentru care este necesară prelevarea regulată de probe şi de testare a lichidului hidraulic. Un kit portabil de testare a fluidului hidraulic este disponibil cu uşurinţă în zilele noastre. Acesta ajută la efectuarea testelor de bază la faţa locului. Testele care pot fi efectuate includ: stabilirea vâscozităţii, conţinutul de apă şi de particule de contaminare.

Este vital ca personalul de întreţinere să fie instruit pentru a efectua activităţi de întreţinere în mod eficient. Un tehnician ar trebui să fie, de asemenea, în măsură să recunoască rapid simptomele potenţialelor probleme hidraulice. De exemplu, o pompă poate fi zgomotoasă atunci când apare cavitaţia din cauza unui filtru înfundat de pe aspiraţie. Ar putea fi, de asemenea, din cauza neetanşeităţii tubulaturii de aspiraţie care permite pătrundere de aer în pompă. În cazul în care cavitaţia se datorează pătrunderii de aer în pompă, uleiul din rezervor are tendinţa de a face spumă. Atunci când aerul este antrenat în ulei, provoacă o funcţionare necorespunzătoare a elementelor de acţionare hidraulică. Mişcarea lentă a unui mecanism de acţionare se poate datora, de asemenea, vâscozităţii ridicate a fluidului.

Tehnica de întreţinere preventivă este cu adevărat eficientă, atunci când are un sistem de raportare şi de înregistrare. Aceste rapoarte ar trebui să includă următoarele:

• Tipurile de simptome întâlnite, precum şi modul în care acestea au fost detectate, la un moment dat, specificat

• Descrierea operaţiunilor de întreţinere efectuate. Acest lucru ar trebui să includă data, înlocuirea de piese, precum şi timpul de nefuncţionare

• Înregistrarea datelor atunci când uleiul a fost testat, adăugat sau înlocuit • Înregistrarea datelor în cazul în care filtrele au fost curăţate sau înlocuite.

Procedurile de întreţinere corespunzătoare cu privire la pierderile externe de ulei sunt, de asemenea, esenţiale. Pericolele din cauza scurgerilor de ulei pe podea ar trebui să fie prevenite. Şuruburile şi şaibele sistemelor de prindere ar

176

trebui să fie strânse de îndată ce se observă slăbirea lor pentru că acestea pot provoca necoliniaritatea (descentrarea) cuplei pompei cu arborele de acţionare.

9.4.1 Dispozitive de etanşare

Pierderile de ulei dintr-un sistem hidraulic reduc eficienţa acestuia şi duc

la scăderea puterii sistemului. Pierderea internă nu duce la micşorarea cantităţii de lichid din sistem pentru că lichidul se întoarce înapoi în rezervor. Pierderile externe reprezintă însă o micşorare a cantităţii de lichid din sistem. Montarea unei conducte necorespunzătoare este cea mai frecventă cauză de pierdere externă. Garniturile de etanşare ale axului pompei, precum şi garniturile cilindrilor hidraulici pot suferi deteriorări, datorită unui centraj incorect, conducând la scurgeri din sistem.

Etanşările sunt utilizate în echipamentele hidraulice pentru a preveni pierderile excesive interne şi externe şi, de asemenea, pentru a preveni contaminarea lichidului. Etanşările pot fi de tip pozitiv sau negativ şi sunt proiectate, în general, pentru aplicaţii statice sau dinamice. Etanşările pozitive nu permit pierderi nici interne, nici externe. Etanşările negative permit pierderi interne mici.

Etanşările statice sunt folosite între piesele conjugate, care nu au o mişcare relativă una faţă de cealaltă. Figura 9.1 prezintă unele dintre etanşările statice, inclusiv garniturile cu flanşe. Etanşările statice sunt comprimate între două părţi rigid conectate. Ele reprezintă o îmbinare simplă şi non-uzabilă, care ar fi lipsite de probleme dacă ar fi corect asamblate. Etanşările dinamice sunt asamblate între părţile conjugate care se mişcă una faţă de cealaltă. Ele sunt supuse uzurii şi ruperii, astfel că una din piesele conjugate freacă în etanşare. Cele mai utilizate tipuri de etanşări sunt:

- Inele tip O - Garnituri de compresie - Segmenţi de piston - Inele piston - Inele racloare

177

Fig. 9.1 Etanşări statice

Etanşare inel în V Asamblare V- inel sunt tipuri de etanşări compresibile, care sunt folosite în

aproape toate aplicaţiile mişcărilor alternative. Acestea includ tijele şi cilindrii, precum şi pistoanele pompelor şi ale motoarelor hidraulice. Aici, ajustarea corectă este esenţială, deoarece o strângere excesivă va accelera uzura şi ruperea acestora.

Etanşarea pistonului Etanşările pistonului se proiectează special pentru pistoanele din pompele

cu pistoane, cu mişcare alternativă şi cilindrii hidraulici. Ele trebuie să oferă cele mai bune condiţii de funcţionare şi fiabilitate ridicată pentru acest tip de aplicaţie. În figura 9.2 se prezintă o etanşare tipică de piston pentru cazurile când acestea sunt cu simplă sau dublă acţiune.

178

Fig. 9.2 Etanşarea pistonului cu simplă acţiune şi cu dublă acţiune

Etanşări ale pistonului cu inele nemetalice Aceste etanşări sunt confecţionate, de regulă, din tetraflorură etilen, un

material inert şi dur. Coeficientul lor de frecare este extrem de scăzut şi permite să funcţioneze complet uscat şi, în acelaşi timp, poate preveni crăparea pereţilor cilindrului. Acest tip de inel al pistonului este ideal pentru aplicaţii unde prezenţa lubrifianţilor poate fi dăunătoare sau chiar periculoasă.

Cele mai frecvente tipuri de materiale folosite pentru etanşări sunt următoarele:

1. Pielea: aceast material este dintr-o singură bucată şi este ieftin. Totuşi, tinde să se deterioreze când se usucă şi nu poate suporta temperaturi de peste 93° C. De asemenea, pielea nu poate rezista corespunzător la temperaturi de sub -50° C.

2. Cauciucul: acest material este robust, ieftin şi suportă uzura. Are o funcţionare corespunzătoare într-un interval larg al temperaturilor, între – 45°C şi 121° C şi, de asemenea, menţine caracteristicile de etanşare bune în acest interval.

3. Siliconul: acest elastomer poate funcţiona corespunzător într-o gamă extrem de largă de temperatură (între -68° C şi 232° C). Aşadar, acesta este utilizat pe scară largă la etanşările axului de rotaţie şi etanşările statice. Siliconul nu este folosit în aplicaţiile cu etanşări dinamice cu mişcare alternativă pentru că are o rezistenţă scăzută la uzură.

4. Neoprenul: acest material este utilizat cu success în interval de

179

temperatură de la -54°C la 120°C. El are tendinţa de a se vulcaniza dincolo de această temperatură.

5. Vitonul: acest material conţine aproximativ 65% fluor. El a devenit un standard de material pentru garnituri de tip elastomeri pentru a fi utilizate la temperaturi ridicate de până la 260°C. Temperatura minimă la care aceste etanşări operează este de aproximativ -29° C (-20° F).

6. Tetrafloretilen: este un tip de material plastic, utilizat pe scară largă la etanşări. Este inert din punct de vedere chimic, având o rezistenţă excelentă până la temperaturi de 370°C. În plus, posedă un coeficient de frecare extrem de scăzut. Un dezavantaj major al acestui tip de material este tendinţa lui de a curge la presiune, formând pelicule subţiri. Acest lucru poate fi neutralizat în mare măsură, utilizând unele materiale de umplere, cum ar fi grafitul, azbestul şi fibra de sticlă.

9.5 Diagnosticarea defecţiunii

Diagnosticarea defecţiunii şi remedierea acesteia sunt de multe ori, efectuate accidental sau într-un mod întâmplător, conducând la schimbarea unui produs fără niciun motiv logic. O astfel de abordare poate fi în cele din urmă cel mai rapid şi mai ieftin mod de a repune un sistem defect în funcţiune. Totuşi, trebuie să existe o abordare mai bună, mai sistematică pentru a corecta acea problemă. Pentru diagnosticarea defecţiunilor, se parcurg următoarele etape:

1. Analiza informaţiilor legate de funcţionarea necorespunzătoare a sistemului

2. Stabilirea testelor ce trebuiesc efectuate pentru a identifica cauzele defecţiunii

3. Efectuarea şi analiza testelor 4. Identificarea şi localizarea defecţiunii pe baza informaţiilor şi

rezultatelor testelor efectuate 5. Stabilirea tipului de reparaţie precum şi a tehnologiei ce se va utiliza; 6. Efectuarea reparaţiei 7. Probarea instalaţiei după efectuarea reparaţiei 8. Consemnarea în cartea tehnică a defecţiunii şi reparaţiei efectuate

9.5.1 Recunoşterea semnelor defecţiunii sau funcţionării

necorespunzătoare

Înainte de a intra în specificaţiile găsirii defecţiunii, să discutăm câteva indicaţii generale de funcţionare defectuoasă în sistemul hidraulic.

1. Căldură excesivă Căldura excesivă într-un sistem hidraulic este un indiciu serios al

existenţei unor probleme, iar cauzele ar putea fi următoarele: 1.1 Un dispozitiv de cuplare aliniat greşit sau o centrare necorespunzătoare a

180

maşinilor de rotaţie, care duc la o solicitare excesivă a rulmenţilor, generând căldură.

1.2 O conductă de retur neobişnuit de caldă, care ar putea fi determinată de funcţionarea defectuoasă a unor supape.

1.3 Fenomene de cavitaţie şi frecare în pompe ce pot genera, de asemenea, cantităţi excesive de căldură.

1.4 Creşterea pierderilor interne în componentele sistemului, ca urmare a utilizării fluidelor hidraulice cu vâscozitate mică, ducând la generare de căldură.

2. Zgomot excesiv Zgomotele excesive pot rezulta din:

2.1 Probleme legate de uzuri şi centrări necorespunzătoare. 2.2 Cavitaţia pompei sau prezenţa de aer în agentul hidraulic. 2.3 Prezenţa impurităţilor în agentul hidraulic care pot provoca vibraţii ale

supapelor şi implicit pot genera zgomote. 2.4 Nivelul lichidului din rezervor este scăzut şi filtrele sunt murdare sau

înfundate. 2.5 Viteza excesivă şi conducte de admisie slăbite. 2.6 Vâscozitate mare a agentului hidraulic. 2.7 Cuplaje deteriorate sau uzate.

3. Debit necorespunzător În cele ce urmează este prezentată o listă de cauze comune care pot

conduce la condiţii de presiuni incorecte într-un circuit hidraulic: 3.1 Nivelul necorespunzător al uleiului din rezervor. 3.2 Filtre murdare sau înfundate. 3.3 Conducta de aspiraţie înfundată. 3.4 Pompă deteriorată. 3.5 Conexiuni neetanşe şi prezenţa aerului în instalaţie. 3.6 Cuple deteriorate sau nealiniate. 3.7 Supape de control deteriorate.

4. Presiune necorespunzătoare Condiţiile de presiune necorespunzătoare pot rezulta din:

4.1 Agenţii hidraulici contaminaţi cu impurităţi şi filtre înfundate. 4.2 Nivelul necorespunzător al uleiului din rezervor şi prezenţa aerului.

Atunci când depanăm sistemele hidraulice, ar trebui să ţinem seama de faptul că pompa produce fluxul de lichid. Totuşi, trebuie să existe şi o rezistenţă la curgere, în scopul de a avea presiune. În cele ce urmează, vom prezenta o listă de probleme operaţionale ale sistemului hidraulic şi cauzele probabile care ar trebui investigate în timpul depanării.

181

Defecte Cauze Probabile 1. Pompa este

zgomotosă (a) Aer pătruns în aspiraţia pompei (b) Centrajul incorect al pompei (c) Vâscozitate excesivă a uleiului (d) Filtru de pe aspiraţie murdar (e) Vibraţia supapei (f) Pompă deteriorată (g) Turaţia excesivă a pompei (h) Admisie neetanşă sau deteriorată

2. Presiune scăzută sau

necorespunzătoare

(a) Aer în lichid (b) Supapa de descărcare reglată la valori mici (c) Supapa de descărcare nu este aşezată corect (d) Pierderi în linia hidraulică (e) Pompa defectă sau uzată (f) Acţionare defectă sau uzată

3. Lipsa presiunii (a) Rotaţia pompei în sens invers (b) Tubulaturi cu pierderi (c) Nivel scăzut de ulei în rezervor (d) Funcţionarea defectuoasă a supapei de descărcare (e) Întreg debitul pompei bypassat în tanc datorită unei valvule defecte

4. Motor hidraulic blocat

(a) Pompa defectă (b) Distribuitorul nu reuşeşte să schimbe direcţia (c) Presiunea sistemului prea mică (d) Motor hidraulic defect (e) Supapă de descărcare blocată deschis (f) Motor hidraulic încărcat excesiv (g) Supapa de reţinere instalată greşit (invers)

5. Mişcarea uşoară sau accidentală a

supapei

(a) Aer în sistem (b) Vâscozitate mare a fluidului (c) Pompa uzată sau deteriorată (d) Pompa cu turaţie prea mică (e) Pierderi excesive prin elementele de acţionare (f) Distribuitor defect sau murdar (g) Aerisirile din rezervor, blocate (h) Nivelul scăzut al lichidului din rezervor (i) Supapa de reţinere defectă (j) Supapa de descărcare defectă

6. Supraîncălzirea lichidului hidraulic

(a) Schimbător de căldură oprit sau înfundat (b) Componentele sau conductele sistemului sunt subdimensionate (c) Lichidul de lucru, inadecvat (d) Funcţionarea continuă a supapei de descărcare (e) Sistem suprasolicitat (f) Lichid murdar (g) Rezervor prea mic (h) Furnizarea inadecvată de ulei în rezervor (i) Turaţia excesivă a pompei (j) Aerisire înfundată sau de mărime inadecvată

182

Acum că am înţeles conceptele de bază ale diagnosticării defecţiunilor la componentele unui sistem hidraulic, să ne familiarizăm în continuare cu tehnicile de depanare clasificate în cinci categorii principale. Efectele care indică disfuncţionalităţi ale sistemului sunt în formă de diagrame de flux, în timp ce remedierile sunt enumerate în trepte, pentru a facilita înţelegerea uşoară.

1. Zgomot excesiv

Defecţiunea Cauze Mod de remediere

A. Pompă zgomotoasă

Cavitaţie Remediu (a) Aer în agentul hidraulic Remediu (b) Centraj incorect Remediu (c) Pompă uzată sau deteriorată Remediu (e)

B. Motor zgomotos

Centraj incorect Remediu (c) Motor sau cuplă uzată sau deteriorată Remediu (e)

C. Supapă zgomotoasă

Reglarea la minim sau închiderea supapei Remediu (d) Supapă uzată Remediu (e)

Remedieri: (a) Oricare sau toate dintre următoarele operaţii:

1. Înlocuirea filtrelor murdare, conductelor de admisie înfundate şi aerisirea rezervorului.

2. Înlocuirea lichidului, comutarea pe viteza specifică a pompei şi repararea/înlocuirea organului de comprimare a pompei. (b) Oricare sau toate dintre următoarele:

1. Umplerea rezervorului la nivelul necesar, aerisirea sistemului şi verificarea etanşării conductei de admisie.

2. Înlocuirea etanşărilor axului pompei. (c) A se verifica starea rulmenţilor, etanşărilor cuplelor şi centrajul. (d) Valoarea presiunii să fie corectată. (e) Revizie şi înlocuire.

2. Căldură excesivă

Defecţiunea Cauze Mod de remediere A. Pompă supraîncălzită

Fluid supraîncălzit Remediu: vezi la D Cavitaţie Remediu (a) Aer în lichidul hidraulic Remediu (b) Supapă de descărcare reglată la valori superioare

Remediu (d)

Supraîncărcarea pompei Remediu (c) Pompă uzată sau defectă Remediu (e)

B. Fluid supraîncălzit Remediu: vezi la D

183

Motor supraîncălzit Supapă de descărcare reglată la valori superioare

Remediu (d)

Supraîncărcarea motorului hidraulic Remediu (c) Motor uzat sau deteriorat Remediu (e)

C. Supapă supraîncălzită

Fluid supraîncălzit Remediu: vezi la D Reglarea incorectă a supapei Remediu (d) Supapă defectă sau deteriorată Remediu (c)

D. Agent hidraulic supraîncălzit

Presiune prea mare în sistem Remediu (d) Supapă de descărcare, reglată la valori superioare

Remediu (d)

Agentul hidraulic murdar sau cu presiune mică

Remediu (f)

Vâscozitate incorectă Remediu (f) Sistemul de răcirea a agentului hidraulic defect

Remediu (g)

Pompă, motor, supapă sau alte componente hidraulice sunt uzate

Remediu (e)

Remedieri: (a) Oricare sau toate dintre următoarele operaţii: 1. Înlocuirea filtrelor murdare, a conductelor de admisie înfundate şi

aerisirea rezervorului. 2. Schimbarea lichidului, comutarea pe viteza specifică a pompei şi

repararea/înlocuirea organului de comprimare a pompei. (b) Oricare sau toate dintre următoarele operaţii: 1. Umplerea rezervorului la nivelul necesar, aerisirea sistemului şi

verificarea etanşării conductei de admisie. 2. Înlocuirea etanşărilor axului pompei. (c) A se verifica starea rulmenţilor, etanşărilor cuplelor şi centrajul. Piesele

gripate mecanic să fie identificate şi înlocuite. (d) Valoarea presiunii să fie corectată. (e) Revizia şi înlocuirea. (f) Filtrele să fie înlocuite şi lichidul hidraulic să fie schimbat în cazul

vâscozităţii improprii a acestuia. (g) Curăţarea răcitorului, înlocuirea supapei de control a răcitorului

repararea sau înlocuirea răcitorului.

184

3. Debit incorect

Defecţiunea Cauze Mod de remediere A. Debit lipsă Pompa nu primeşte lichid Remediu (a)

Pompa nu funcţionează Remediu (e) Cuplă uzată sau centraj incorect Remediu (e) Sensul de rotaţie a pompei este greşit Remediu (c) Controlul direcţional în poziţie greşită Remediu (f) Trecerea lichidului prin supapa de descărcare Remediu (d) Pompă deteriorată Remediu (c) Pompă asamblată incorect Remediu (e)

B. Debit insuficient

Reglarea debitului la valori mici Remediu (d) Reglare necorespunzătoare a supapei de descărcare

Remediu (d)

Bypassarea lichidului prin supapa parţial deschisă

Remediu (e) sau (f)

Scurgeri externe din sistem Remediu (b) Mecanismul de modificare a debitului pompei este defect

Remediu (e)

Turaţia pompei insuficientă Remediu (h) Pompa, motorul hidraulic, supapa sau alte componente uzate

Remediu (e)

C. Debit excesiv

Reglarea debitului la valori mari Remediu (d) Mecanismul de modificare a debitului pompei este defect

Remediu (e)

Turaţia pompei insuficientă Remediu (h) Pompă de mărime necorespunzătoare Remediu (h)

Remedieri:

(a) Oricare sau toate dintre următoarele operaţii: (1) Înlocuirea filtrelor murdare ale conductelor de admisie înfundate şi

aerisirea rezervorului; (2) Înlocuirea lichidului, comutarea pe viteza specifică a pompei şi

repararea/înlocuirea organului de comprimare a pompei. (b) Strângerea conexiunilor neetanşe şi golirea sistemului. (c) Verificarea pompei sau a defecţiunii. Înlocuirea şi centrarea

cuplajului. (d) Ajustare. (e) Revizie sau înlocuire. (f) Verificarea poziţiei controlelor operate manual, verificarea

circuitului electric al controlelor solenoidului. Repararea sau înlocuirea supapei de presiune a pompei;

(g) Înversarea sensului de rotaţie. (h) Înlocuirea cu unitatea corespunzătoare.

185

1. Presiunea incorectă

Defecţiunea Cauze Mod de remediere A. Lipsă presiune Lipsa debitului Remediu: vezi punctul 3A,

din tabelul anterior B. Presiune mică Existenţa unei căi de descărcare a presiunii Remediu: vezi punctul 3A şi

B din tabelul anterior Supapa de reducere a presiunii reglată la valori mici

Remediu (d)

Supapa de reducere a presiunii defectă Remediu (d) Pompa sau motorul hidraulic defecte Remediu (e)

C. Presiune neregulată

Aer în lichid Remediu (b) Supapă de descărcare uzată Remediu (e) Lichid contaminat Remediu (a) Acumulatorul defect sau işi pierde încărcarea

Remediu (c)

Pompă sau motorul hidraulic uzate Remediu (e) D. Presiune excesivă

Supapa de reducere a presiunii sau de descărcare reglate necorespunzător

Remediu (d)

Mecanismul de modificare a debitului pompei este defect

Remediu (e)

Supapa de reducere a presiunii sau de descărcare uzate sau defecte

Remediu (e)

Remedieri: (a) Înlocuirea filtrelor murdare. Înlocuirea lichidului hidraulic. (b) Strângerea conexiunilor neetanşe, umplerea rezervorului la nivelul

specificat şi purjarea sistemului. (c) Verificarea supapei de gaz în vederea identificării pierderilor prin

neetanşeităţi şi corectarea presiunii dacă nu este cea normală. (d) Reglarea. (e) Revizia şi înlocuirea.

186

5. Funcţionarea defectuoasă

Defecţiunea Cauze Mod de remediere

Lipsă funcţionare

Fără curgere sau presiune Remediu: vezi punctul 3

Aparatele de limitare sau secvenţiere mecanice, electrice sau hidraulice defecte sau reglate greşit

Remediu (e)

Legătura mecanică Remediu (b) Lipsa semnalului de comandă Remediu (f) Amplificatorul servomecanismului este inactiv sau reglat greşit

Remediu (c)

Servo-supapă inactivă Remediu (f) Motor hidraulic defect Remediu (e)

Funcţionare lentă

Curgere lentă Remediu: vezi punctul 3

Vâscozitatea lichidului prea mare Remediu (a) Presiunea de comandă insuficientă pentru supape Remediu: vezi

punctul 4 Lipsa ungerii maşinii sau cuplajului Remediu (g) Amplificatorul servomecanismului funcţionează cu întreruperi sau este reglat greşit

Remediu (c)

Blocarea servo-supapei Remediu (d) Motor hidraulic uzat sau defect Remediu (e)

Funcţionare neregulată

Presiune neregulată Remediu: vezi punctul 4

Aer în lichidul hidraulic Remediu: vezi punctul 1

Lipsa ungerii maşinii sau cuplajul Remediu (g) Semnal de comandă întâmplător Remediu (f) Amplificatorul servomecanismului funcţionează cu întreruperi sau este reglat greşit

Remediu (c)

Traductorul de reacţie inversă funcţionează neregulat Remediu (e) Blocarea servo-supapei Remediu (d) Motor hidraulic uzat sau defect Remediu (e)

Funcţionare rapidă

Curgere excesivă Remediu: vezi punctul 3

Traductorul de reacţie inversă funcţionează neregulat Remediu (e) Amplificatorul servomecanismului funcţionează cu întreruperi sau este reglat greşit

Remediu (c)

Cu prioritate mers în gol Remediu (h) Remedieri: (a) Fluidul este în stare rece. De asemenea, se verifică vâscozitatea

fluidului şi dacă se găsesc nereguli, se înlocuieşte cu un fluid cu vâscozitate corespunzătoare.

(b) Localizarea problemelor şi repararea.

187

(c) Reglarea, repararea sau înlocuirea. (d) Curăţarea, reglarea sau înlocuirea. Verificarea stării fluidului din

sistem şi de asemenea verificarea stării filtrelor. (e) Revizia şi înlocuirea. (f) Repararea consolei de comandă/cablurile interconectoare. (g) Gresarea. (h) Reglarea, repararea sau înlocuirea supapei de contrabalansare.

Instrumente de diagnosticare Sistemele hidraulice depind de debitul şi presiunea corespunzătoare

produsă de pompă, pentru a furniza mişcarea mecanismului de acţionare, necesară producerii lucrului mecanic. De aici debitul şi presiunea sunt doi parametri importanţi de diagnosticare a defecţiunilor unui sistem hidraulic. Temperatura este al treilea parametru important măsurat periodic, deoarece afectează vâscozitatea lichidului de lucru. Utilizarea debitmetrelor poate ajuta pentru a stabili dacă pompa produce sau nu debitul necesar. De asemenea, manometrele pentru a vedea dacă avem presiune suficientă în sistem şi termometrele pentru a măsura temperatura lichidului de lucru.

9.6 Proceduri de montare

Punerea incorectă în funcţiune a componentelor hidraulice în perioada

iniţială de funcţionare poate duce la deteriorare, datorită ungerii inadecvate, cavitaţiei şi aerului pătruns în sistem, care poate nu apar nici după sute sau chiar mii de ore de serviciu. Pentru a evita deteriorarea sistemului şi a componentelor în timpul fazei de pornire, procedurile de montare ale producătorului trebuie respectate.

Pentru montarea sistemelor hidraulice, după ce componentele sistemului au fost înlocuite, sau în cazul în care operaţiunile de mentenanţă au fost efectuate, sunt utilizate următoarele proceduri generale prezentate mai jos. Aceleaşi proceduri pot fi aplicate atunci când se montează sisteme noi.

9.6.1 Premontarea

În cazul în care sistemul are defecţiuni la o componentă majoră, cum ar fi

o pompă: • Golirea şi curăţarea rezervorului pentru a se verifica eventuala

existenţă a particulelor metalice şi a altor impurităţi. • Înlocuirea tuturor filtrelor.

188

• Înlocuirea lichidului. În sistemele mari la care costul de schimbare a lichidului de lucru este mare, lichidul ar trebui să fie circulat printr-un filtru 10μ (fără by-pass) înainte de reîncărcarea în sistem.

• Când se montează pompele şi motoarele hidraulice, se verifică centrajul cuplei cu axele acestora.

• La sistemele cu buclă închisă, se verifică îndeaproape furtunele şi ţevile de presiune înaltă şi se înlocuiesc tubulaturile suspecte. Un furtun sau o ţeavă spartă pot distruge pompa sau motorul hidraulic prin cavitaţie.

• După montarea fiecărui cilindru hidraulic, se umple fiecare cilindru cu ulei curat, ori de câte ori este posibil, înainte de a monta tubulaturile. Acest lucru reduce riscul de comprimare a aerului în cilindri în timpul fazei de pornire, care în final poate duce la deteriorarea etanşărilor sau a cilindrilor în sine;

• După montarea motorului şi a altor linii de conectare: la cilindrii hidraulici, se umple motorul cu ulei curat din orificiul cel mai de sus şi se conectează linia de scurgere.

• Se deschide supapa liniei de aspiraţie de la rezervor şi se ventilează tot aerul din sistemul liniei de aspiraţie de la pompă. Acest pas nu este necesar pentru pompa de tip piston.

9.6.2 Montarea • Se verifică dacă toate conexiunile de conducte şi furtune din cadrul

sistemului sunt strânse. • Se verifică dacă nivelul lichidului din rezervor este peste nivelul

minim. • Se verifică dacă sistemul va porni într-o condiţie nesolicitantă,

adică în gol, fără sarcină. Se iau măsuri de precauţie, de siguranţă, pentru a preveni mişcarea maşinii atunci când sistemul este activat în faza iniţială de demarare.

• În cazul în care motorul hidraulic are un echipament electric se va confirma dacă direcţia de deplasare sau de rotaţie a motorului este corectă, prin impulsuri la motor.

• Se porneşte motorul la cea mai mică viteză posibilă (rot/min). • La sistemele cu buclă închisă, se monitorizează presiunea de

descărcare. În cazul în care presiunea specificată de producător nu se stabilizează în 20-30 s, se opreşte motorul şi se cercetează cauza. Nu se porneşte sistemul, fără presiune adecvată.

• La pompele cu debit variabil şi motoarele cu linii pilot de joasă presiune, se ventilează aerul din liniile pilot şi se asigură că liniile sunt pline cu ulei. Atenţie! Nu se goleşte lichidul din liniile pilot de înaltă presiune – poate rezulta rănirea personalului. Dacă există dubiu nu se golesc linile pilot.

189

• Se permite sistemului să ruleze în modul inactiv şi descărcare pentru 5 min. Se monitorizează pompa pentru orice zgomote neobişnuite sau vibraţii, se inspectează sistemul pentru depistarea eventualelor pierderi şi se verifică nivelul lichidului din rezervor.

• Se operează sistemul fără sarcină. Se face o cursă uşoară a cilindrilor, având grijă să nu dezvolte presiune la capătul cursei pentru a evita compresia aerului blocat care poate deteriora etanşarea. Se continuă să se opereze în acest mod, până când tot aerul este evacuat şi sistemul de acţionare funcţionează fără probleme.

• Se testează funcţionarea sistemului cu sarcina corespunzătoare. • Se inspectează sistemul pentru depistarea eventualelor pierderi. • Se opreşte motorul primar. Se elimină toate aparatele de masură

montate în timpul asamblării şi se verifică nivelul lichidului din rezervor şi partea de sus a acestuia, dacă este necesar.

• Se pune maşina la mers înapoi.

9.7 Prevenirea defectării premature a componentelor hidraulice Defectarea prematură a componentelor hidraulice micşorează

productivitatea şi măresc costurile operaţionale ale sistemului hidraulic. Această defectare poate fi pur şi simplu definită ca defectarea componentei înainte de atingerea perioadei estimate de viaţă a acestuia. Durata de viaţă probabilă a fiecărui component în cadrul sistemului hidraulic variază şi este influenţată de un număr de factori cum ar fi:

• Tipul de component. • Proiectarea circuitului. • Sarcina de funcţionare. • Regimul nominal de exploatare. • Condiţiile de funcţionare. Din perspectiva exploatării şi întreţinerii, factorul care are cel mai mare

impact asupra duratei de viaţă a unei componente este modul în care acesta este exploatat. Următoarele situaţii vor avea un impact negativ asupra funcţionării sistemului şi, în cazuri extreme, pot duce la o defectare prematură.

9.7.1 Lichidele cu temperatură înaltă

O temperatură a fluidului peste 82°C dăunează etanşărilor şi reduce durata de viaţă a fluidului. La temperaturi mai ridicate, lubrifierea inadecvată datorită scăderii vâscozităţii lichidului poate produce daune la componentele sistemului. Pentru a evita deteriorarea sistemului datorită supraîncălzirii, este important a se monta în sistem un avertizor de temperatură.

190

9.7.2 Vâscozitate incorectă a lichidelor

În general, o eficienţă optimă de funcţionare este realizată cu vâscozitatea lichidului cuprinsă intre 16-36 cSt. Durata de viaţă maximă a rulmentului este realizat cu o vâscozitate de minimum 25 cSt. Un lichid cu o vâscozitate foarte mare poate deteriora componentele sistemului, prin cavitaţie, în timp ce lichidele cu vâscozitate mică pot duce la deteriorarea prin lubrifiere insuficientă.

9.7.3 Contaminarea fluidelor

Contaminarea lichidului hidraulic poate să apară pe seama influenţei aerului, a apei, a particulelor solide sau oricăror alte probleme care afectează funcţia unui fluid. Contaminarea cu aer poate duce la deteriorarea componentelor sistemului, prin pierderea de lubrifiere, supraîncălzirea şi oxidarea etanşărilor. Contaminarea cu aer se produce, în general, datorită vârtejului de la pompa de aspiraţie (ca urmare, a nivelului de ulei scăzut din rezervor) sau etanşării defectuoase. Pentru a evita acest lucru, nivelul de ulei din rezervor trebuie să fie întotdeauna menţinut în limitele prescrise.

Contaminarea lichidului hidraulic cu apă poate duce la deteriorarea componentelor sistemului prin coroziune, cavitaţie şi modificarea vâscozităţii fluidului. Pentru a evita acest lucru, se asigură că toate punctele posibile de penetrare a apei în spaţiul rezervorului de ulei sunt obturate. De asemenea, se asigură că nivelul maxim de ulei este menţinut pentru a reduce condensarea în rezervor.

Contaminarea cu particule solide poate duce la deteriorarea componentelor sistemului prin uzură abrazivă. Aceasta poate fi generată şi pe plan intern. Punctele de intrare comună a particulelor contaminate sunt prin spaţiul de aer al rezervorului şi de pe suprafaţa tijei cilindrului. Pentru a evita acest lucru şi pentru a reduce sarcina de contaminare pe filtrele sistemului, ar trebui să fie întreprinse următoarele măsuri:

• Toate punctele de penetrare în spaţiul rezervorului trebuie să fie etanşate şi, de asemenea, trebuie instalat la aerisire un filtru de aer de 5 μ.

• Filtrele ar trebui să fie înlocuite în mod regulat şi nivelul de contaminare din fluid monitorizat prin prelevarea de probe regulate.

9.7.4 Incorectă iniţiere sau ajustare

Incorecta punerea în funcţiune a sistemului hidraulic poate duce la deteriorarea componentelor sistemului prin lubrifiere inadecvată, cavitaţie şi aerare. În plus, reglările incorecte din sistemul hidraulic pot duce la deteriorarea componentelor prin suprapresiune, cavitaţie şi aerare.

191

9.7.5 După producerea defecţiunii

Atunci când are loc o defecţiune prematură, ar trebui să fie efectuată o investigaţie aprofundată, pentru a înţelege cauza principală a acesteia. Dacă este necesar se consultă un specialist hidraulic. Deşi, analiza defecţiunii nu este concludentă în toate cazurile, ea poate furniza indicii valoroase la identificarea cauzei probabile. Acest lucru este esenţial pentru a desfăşura o acţiune de remediere, menită să prevină o reapariţie a ei.

192

ANEXĂ

SIMBOLURI UTILIZATE ÎN CADRUL SISTEMELOR DE ACŢIONĂRI HIDRAULICE

La noi în ţară se aplică regulile STAS 7145-86 pentru acţionările

hidrostatice şi pneumostatice şi regulile STAS 6755-81 pentru simbolurile automatizărilor. În Marea Britanie se utilizează standardul BS 2917-93. Echivalentul internaţional pentru simbolurile sistemelor de acţionări hidraulice este ISO 1219-91.

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

1. Semne convenţionale constructive.

1.1 Linie.

Grosimea liniilor nu se stabileşte, fiind în funcţie de mărimea schemei şi constantă în cadrul acesteia.

1.1.1 Linie continuă. Se utilizează în reprezentarea conductelor şi canalelor, precum şi pentru desenarea diferitelor semne convenţionale ale elementelor.

1.1.2 Linie întreruptă cu segmente lungi.

1.1.3 Linie întreruptă cu segmente scurte.

1.1.4 Linie continuă dublă. Legături mecanice.

1.1.5 Linie punct.

Conturul unui grup de elemente reunite într-un ansamblu (bloc, unitate de montaj).

1.2. Cerc.

1.2.1

Rolă, articulaţie etc.

193

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

1.2.2 Organul de închidere al supapei de sens.

1.2.3 Aparat de măsură.

1.2.4

Elemente pentru transformarea energiei (pompe, compresoare, motoare).

1.2.5 Motor oscilant.

1.3 Pătrat, dreptunghi. Aparatura, exceptând supapele de sens unic.

1.4 Romb.

Elemente de condiţionare (filtre, ungătoare, separatoare, schimbătoare de căldură).

1.5 Semne diverse.

1.5.1 Intersecţii de canale sau conducte.

1.5.2 Arc.

1.5.3

Secţiuni droselizate (sensibile la variaţia vâscozităţii fluidului).

1.5.4

Secţiuni droselizate (insensibile la variaţia vâscozităţii fluidului).

2. Semne convenţionale funcţionale

2.1 Triunghi echilateral. Natura şi sensul curentului de fluid.

2.1.1 Curent hidraulic.

2.1.2 Curent pneumatic sau evacuarea sa în aer liber.

2.2 Săgeată.

2.2.1

Sens de deplasare.

194

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

2.2.2 Sens de rotaţie.

2.2.3 Calea şi sensul curentului de fluid prin aparate.

2.2.4 Săgeată oblică.

Posibilitate de reglaj sau variabilitate progresivă (săgeata trebuie să intersecteze conturul semnului convenţional respectiv).

3. Transformarea energiei.

3.1 Pompe şi compresoare. 3.1.1 Pompă cu cilindree fixă.

3.1.1.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.1.1.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.1.2 Pompă cu cilindree variabilă.

3.1.2.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.1.2.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.1.3 Compresor cu cilindree fixă.

3.2 Motoare rotative.

3.2.1 Motoare cu cilindree fixă.

195

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

3.2.1.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.2.1.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.2.2 Motor cu cilindree

variabilă.

3.2.2.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.2.2.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.3 Motor oscilant.

3.4 Pompă-motor.

3.4.1 Pompă-motor cu cilindree fixă.

3.4.1.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.4.1.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.4.1.3 Sensul de curgere a fluidului poate fi inversat.

3.4.2 Pompă-motor cu cilindree variabilă.

3.4.2.1 Sens unic de curgere a fluidului.

3.4.2.2 Cu două sensuri de curgere a fluidului.

3.4.2.3 Sensul de curgere a fluidului poate fi inversat.

196

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

3.5 Variatoare.

3.6 Cilindri

3.6.1 Cilindri cu simplă acţiune

3.6.1.1. Simbol general.

Se utilizează atunci când se precizează mijlocul prin care se realizează cursa de revenire.

Detaliat Simplificat

3.6.1.2 Cilindru cu resort.

3.6.1.3 Cilindru cu readucere gravitaţională (cu plunjer).

3.6.2 Cilindri cu dublă acţiune.

3.6.2.1 Cilindru cu tijă unilaterală.

3.6.2.2 Cilindru cu tijă bilaterală.

3.6.3 Cilindru diferenţial.

3.6.4 Cilindru cu frânare.

3.6.4.1 Nereglabilă, la un singur capăt.

3.6.4.2 Nereglabilă, la ambele capete.

3.6.4.3 Reglabilă, la un capăt.

3.6.4.4 Reglabilă, la ambele capete.

3.6.5 Cilindri telescopici.

197

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

3.6.5.1 Cu simplă acţiune.

3.6.5.2 Cu dublă acţiune.

3.6.6 Cilindri cu membrană.

3.6.6.1 Cu simplă acţiune.

3.6.6.2 Cu dublă acţiune.

3.7 Multiplicator de presiune.

3.7.1 Monofluid. Detaliat Simplificat

3.7.2 Bifluid.

3.8 Transformator de presiune pneumohidraulică.

4. Distribuţia şi reglarea energiei

4.1 Principii de reprezentare a aparaturii.

Reprezentarea aparatelor se realizează prin combinarea diferitelor semne convenţionale de bază ţinând cont de următoarele: aparatul se reprezintă în starea lui de repaus; exceptând supapele de sens unic şi robinetele de închidere -deschidere, reprezentarea se realizează printr-o căsuţă; în interiorul căsuţei se reprezintă orificiile şi căile aparatului iar în exteriorul ei conductele de legare a aparatului în instalaţie.

198

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.1.1 O căsuţă.

Indicarea unui aparat de presiune sau debit, susceptibil de a avea între poziţiile sale extreme de funcţionare o multitudine de poziţii care să asigure – prin varietatea condiţiilor de curgere a fluidului – valoarea dorită a presiunii sau debitului.

4.1.2 Mai multe căsuţe.

Indicarea unui aparat de distribuţie susceptibil de a avea mai multe poziţii de funcţionare distincte, fiecare poziţie fiind reprezentată printr-o căsuţă. Conductele (canalele) de legătură se reprezintă pe exteriorul căsuţei corespunzător poziţiei de repaus a aparatului. Celelalte poziţii se determină prin deplasarea imaginară a căsuţelor până când orificiile acestora corespund cu conductele (canalele) de legătură respective.

4.1.3 Simbol simplificat pentru aparate, în caz de reprezentare multiplă.

Schema instalaţiei trebuie prevăzută cu o legendă, în care să se reprezinte simbolul detaliat al aparatului indicat prin numărul „n” (n=1, 2, 3…).

4.2 Distribuitoare. 4.2.1

Orificii şi căi.

199

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.2.1.1 - o cale.

4.2.1.2 - două orificii închise. 4.2.1.3

- două căi.

4.2.1.4 - două căi şi un orificiu.

4.2.1.5 - două/trei căi legate

transversal (poziţie de descărcare completă).

4.2.1.6 - una/două căi de descărcare şi două orificii închise (poziţie cu centru deschis).

4.2.1.7 - patru/cinci orificii blocate (poziţie cu centrul închis).

4.2.2 Semne de bază. Indică poziţiile distincte de lucru.

4.2.2.1 Distribuitoare cu două poziţii.

4.2.2.2 Distribuitoare cu trei

poziţii.

4.2.3 Semn cu indicarea poziţiei (poziţiilor) de trecere.

Indică poziţiile distincte de lucru şi poziţia (poziţiile) intermediară de scurtă durată, de trecere între două poziţii distincte de lucru. Poziţia de trecere se reprezintă cu linie întreruptă.

4.2.3.1 Distribuitoare cu două poziţii distincte şi o poziţie de trecere.

4.2.3.2 Distribuitoare cu trei poziţii distincte şi două poziţii de trecere.

200

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.2.4 Simbol numeric.

Simbolizarea distribuitoarelor se face prin două cifre separate printr-o bară oblică: prima cifră indică numărul orificiilor principale (presiune, rezervor, consumatori), iar a doua cifră numărul poziţiilor distincte de lucru.

4.2.4.1 Distribuitoare 2/2.

Distribuitoare cu două orificii şi două poziţii distincte de lucru.

4.2.4.2 Distribuitoare 3/2. Distribuitoare cu trei orificii şi două poziţii distincte de lucru.

4.2.4.3 Distribuitoare 4/2.

Distribuitoare cu patru orificii şi două poziţii distincte de lucru.

4.2.4.4 Distribuitoare 5/2.

Distribuitoare cu cinci orificii şi două poziţii distincte de lucru.

4.2.4.5 Distribuitoare 4/3.

Distribuitoare cu patru orificii şi trei poziţii distincte de lucru.

4.2.4.6 Distribuitoare 5/3.

Distribuitoare cu cinci orificii şi trei poziţii distincte de lucru.

4.2.5 Distribuitoare cu comandă directă.

De exemplu, comandă electrică, prin intermediul unui electromagnet care acţionează direct asupra elementului mobil.

4.2.6 Distribuitoare cu comandă pilotată.

De exemplu, comandă electrohidraulică prin intermediul unui distribuitor pilot cu comandă electrică.

201

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.2.6.1

Cu arc de revenire în poziţia iniţială atât la distribuitorul pilot, cât şi la cel principal.

4.2.6.1.1 Distribuitor 4/2.

4.2.6.1.2 Distribuitor 4/3.

4.2.6.2 Cu arc de revenire numai la distribuitorul pilot.

4.2.6.3 Fără arc de revenire (poziţie reţinută).

4.2.6.4 Cu revenire prin presiune.

4.2.7 Distribuitoare cu cursă reglabilă.

4.2.8 Distribuitoare cu droselizarea secţiunii de trecere.

4.2.8.1 Semn de bază.

Provine din semnul de bază al distribuitorului obişnuit la care se adaugă două linii paralele de-a lungul căsuţelor.

4.2.8.2 Distribuitoare cu două orificii.

De exemplu, distribuitor cu comandă mecanică prin tachet cu arc de revenire.

4.2.8.3 Distribuitoare cu trei orificii.

De exemplu, distribuitor cu comandă hidraulică, cu arc de revenire.

4.2.8.4 Distribuitoare cu patru orificii.

De exemplu, distribuitor cu comandă mecanică prin tachet cu arc de revenire.

202

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.2.8.5 Servovalvule de debit.

4.2.8.5.1 Amplificator.

4.2.8.5.2 Servovalvulă directă.

4.2.8.5.3 Servovalvulă pilotată.

4.2.8.5.3.1 Semn general.

4.2.8.5.3.2 Cu reacţie mecanică.

4.2.8.5.3.3 Cu reacţie hidraulică.

4.2.8.5.3.4 Distribuitor proporţional.

4.3 Supape de sens.

4.3.1 Supape de sens unic.

4.3.1.1 Fără arc de revenire.

4.3.1.2 Cu arc de revenire.

4.3.2 Supape deblocabile.

4.3.2.1 Prin comandă se deschide supapa.

4.3.2.2 Prin comandă se închide supapa.

203

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.3.2.3 Supapă deblocabilă dublă.

4.3.3 Supapă selectoare.

4.3.4 Supapă de evacuare rapidă.

4.4 Aparatura pentru reglarea

presiunii.

4.4.1 Semn de bază.

4.4.1.1 Supape normal închise (NI).

4.4.1.1.1 Cu o restricţie.

4.4.1.1.2 Cu două restricţii.

4.4.1.2 Supape normal deschise (ND).

4.4.1.2.1 Cu o restricţie.

4.4.1.2.2 Cu două restricţii.

4.4.2 Supape de siguranţă.

4.4.2.1 Directe.

204

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.4.2.2 Pilotate local.

Poziţionarea duzelor pe circuitele interne ale supapei este informativă. În cadrul semnului, ele se vor poziţiona conform soluţiei constructive a supapei.

4.4.2.3 Pilotate de la distanţă.

4.4.2.3.1 Revenire cu arc.

4.4.2.3.2 Revenire hidraulică.

4.4.2.4 Supape de siguranţă proporţionale.

4.4.3 Supape de succesiune.

4.4.3.1 Directe.

4.4.3.2 Pilotate local.

Poziţionarea duzelor pe circuitele interne ale supapei este informativă. În cadrul semnului ele se vor poziţiona conform soluţiei constructive a supapei.

205

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.4.3.3 Pilotate de la distanţă.

4.4.3.4 Supape de succesiune proporţionale.

4.4.4 Supape de deconectare.

4.4.4.1 Directe.

4.4.4.2 Pilotate.

Poziţionarea duzelor pe circuitele interne ale supapei este informativă. În cadrul semnului ele se vor poziţiona conform soluţiei constructive a supapei.

4.4.5 Supape de conectare.

4.4.5.1 Directe.

4.4.5.2 Pilotate.

206

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.4.6 Supapă conjunctoare-disjunctoare

4.4.7 Supapă de frânare.

4.4.8 Supapă de diferenţă de presiune.

4.4.9 Supapă de raport de presiune.

4.4.10 Supape de cuplare/decuplare electrică

Supapa poate avea funcţia de bază siguranţă sau succesiune. În exemplul alăturat este prezentată supapa de succesiune.

4.4.11 Supape de reducţie.

4.4.11.1 Directe.

4.4.11.2 Pilotate local.

4.4.11.3 Pilotate de la distanţă.

207

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.4.11.3.1 Revenire cu arc.

4.4.11.3.2 Revenire hidraulică prin presiune.

4.4.11.4 Supapă de reducţie proporţională.

4.4.12 Servovalvulă de presiune.

4.5 Aparatura pentru reglarea debitului.

4.5.1 Diafragma. Secţiunea 1.5.4.

4.5.2 Drosel. Drosel reglabil.

4.5.2.1 Drosel cu supapă de ocolire.

4.5.2.2 Drosel de frânare.

4.5.2.2.1 Acţionat manual.

4.5.2.2.2 Acţionat mecanic cu rolă.

4.5.3 Regulatoare de debit.

4.5.3.1 Regulatoare de debit cu două căi.

208

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de utilizare Semne convenţionale

4.5.3.1.1 Nereglabile.

4.5.3.1.2 Reglabile.

4.5.3.2 Regulatoare de debit cu trei căi.

4.5.3.2.1 Nereglabile.

4.5.3.2.2 Reglabile.

4.5.4 Divizor de debit.

4.6 Robinet pentru

închidere/deschidere Semn general. 5. Elemente de condiţionare şi transfer.

5.1 Filtru. Semn general.

5.1.1 Sorb.

5.2 Decantor.

5.2.1 Manual.

5.2.2 Automat.

5.3 Filtru cu decantor.

5.3.1 Manual.

5.3.2 Automat.

209

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

5.4 Uscător.

5.5 Ungător.

5.6 Grup de preparare a aerului.

5.7 Rezervoare.

5.7.1 Rezervoare cu aerisire. 5.7.1.1 Semn general.

5.7.1.2 Conducta de retur a instalaţiei deasupra nivelului de lichid.

5.7.1.3 Conducta de retur a instalaţiei imersată în lichid.

5.7.1.4 Conducta de retur a instalaţiei sub sarcina coloanei de lichid.

5.7.2 Rezervor presurizat.

5.8 Acumulator.

5.8.1 Hidraulic.

5.8.2 Pneumatic. 5.9 Schimbătoare de căldură.

5.9.1 Răcitoare.

5.9.1.1 Fără reprezentarea conductelor prin care trece fluidul de răcire.

5.9.1.2 Cu reprezentarea conductelor prin care trece fluidul de lucru.

5.9.2 Încălzitor.

5.9.3 Regulator de temperatură.

210

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

6. Conducte, orificii şi racorduri. 6.1 Conducte rigide.

6.1.1 Conducte de alimentare, aspiraţie, retur, de lucru.

6.1.2 Conducte de comandă. 6.1.3 Conducte de drenaj,

purjare. 6.2 Conductă flexibilă.

6.3 Cablu electric.

6.4 Legături între conducte şi canale.

6.5 Întretăieri de conducte sau canale.

6.6 Purjă de aer. 6.7 Orificiu de evacuare a

aerului.

6.7.1 Neted, neracordabil. 6.7.2 Filetat, racordabil.

6.8 Priză.

6.8.1 Obturată. 6.8.2 Cu ramificaţie. 6.9 Racorduri rapide.

6.9.1 Normal deschise. 6.9.1.1 Fără supapă de sens.

6.9.1.2 Cu supapă de sens. Supapă de sens cu deschidere mecanică.

6.9.2 Normal închis. 6.9.2.1 Fără supapă de sens.

6.9.2.2 Cu supapă de sens. Supapă de sens cu deschidere mecanică.

6.10 Racorduri rotitoare.

6.10.1 Cu o cale.

6.10.2 Cu trei căi.

6.11 Amortizor de zgomot. 6.12 Sursă de presiune.

6.12.1 Semn general.

211

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

6.12.2 Sursă hidraulică de presiune.

6.12.3 Sursă pneumatică de presiune.

6.13 Motoare de antrenare.

6.13.1 Electric.

6.13.2 Termic.

6.13.3 Electric pas cu pas.

7. Comenzi.

7.1 Componente mecanice.

7.1.1 Arborii roţilor.

7.1.1.1 Într-un singur sens.

7.1.1.2 În ambele sensuri.

7.1.2 Dispozitiv de menţinere în poziţie.

7.2 Tipuri de comenzi.

Semnalele care reprezintă tipurile de comenzi fac parte din semnul convenţional al aparatului la care se referă. La aparatele simbolizate prin mai multe căsuţe, comanda permite realizarea poziţiei de lucru reprezentate în căsuţa adiacentă.

7.2.1 Comanda manuală.

7.2.1.1 Semn general.

7.2.1.2 Prin împingere cu buton.

7.2.1.3 Prin manetă.

7.2.1.4 Prin pedală.

212

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

7.2.2.2 Cu arc.

7.2.2.3 Cu rolă.

7.2.3 Comandă electrică.

7.2.3.1 Cu electromagnet cu simplă acţiune.

7.2.3.2 Cu electromagnet cu

dublă acţiune.

7.2.3.2.1 Bobinele permit acţionarea în sensuri opuse.

7.2.3.2.2 Bobinele permit acţionarea în acelaşi sens.

7.2.3.3 Cu electromagnet proporţional cu simplă acţiune.

7.2.3.4 Cu electromagnet proporţional cu dublă acţiune.

7.2.3.4.1 Bobinele permit acţionarea în sensuri opuse.

7.2.3.4.2 Bobinele permit acţionarea în acelaşi sens.

7.2.3.5 Cu motor electric cu turaţie variabilă/continuă.

7.2.3.6 Cu motor pas cu pas.

7.2.4 Comandă prin presiune.

7.2.4.1 Comandă directă.

7.2.4.1.1 Prin creşterea presiunii.

7.2.4.1.2 Prin scăderea presiunii.

7.2.4.1.3 Prin diferenţă de suprafeţe.

Dreptunghiul mai mare reprezintă suprafaţa de comandă mai mare, respectiv comanda prioritară.

7.2.4.2 Comandă pilotată.

213

Nr. crt. Denumire Explicaţii şi indicaţii de

utilizare Semne convenţionale

7.2.4.2.1 Prin creşterea presiunii.

7.2.4.2.2 Prin scăderea presiunii.

7.2.4.3 Comandă internă. Căile de comandă se află în interiorul aparatului.

7.2.5 Comandă combinată. 7.2.5.1 Comenzi dependente.

7.2.5.1.1 Electrohidraulică. Cu pilot acţionat electric.

7.2.5.1.2 Pneumohidraulică. Cu pilot acţionat pneumatic.

7.2.5.2 Comenzi independente.

7.2.5.2.1 Comandă electrică sau prin presiune.

7.2.5.2.2 Comandă electrică

manuală.

7.2.6 Revenire în poziţia iniţială

7.2.6.1 Cu arc.

7.2.6.2 Cu presiune.

8. Aparate de măsură.

8.1 Manometru.

8.2 Manometru cu contact.

8.3 Manometru diferenţial.

8.4 Termometru.

8.5 Termometru cu contact.

8.6 Debitmetru.

215

B I B L I O G R A F I E

1. LUNGU Adrian – Maşini şi acţionări hidraulice navale, Editura Tehnică, Bucureşti, 1999.

2. PETRE Pătruţ, NICOLAE Ionel – Acţionări hidraulice şi automatizări, Editura Nausicaa Bucureşti, 1998

3. IONESCU Dan şi alţii - Mecanica fluidelor şi maşini hidraulice, Ed. D.P. Bucureşti, 1983.

4 DODDANNAVAR Ravi, BARNARD Andries – Hydraulic System, Operation and Troubleshoting for Engineers&Technicians, Elsevier, Burlington, 2005.

5. OPREAN A. şi alţii. Acţionări şi automatizări hidraulice, Ed. Tehnică, Bucureşti, 1989

6. VASILIU Nicolae, CATANĂ Ilie - Transmisii hidraulice şi electrohidraulice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988

7. CONSTANTIN E., CIOCAN T. - Proiectarea şi construcţia acţionărilor hidropneumatice. Editura Universitatea din Galaţi, 1988

8. IONIŢĂ I.C. APOSTOLACHE J. - Instalaţii mecanice de bord - construcţie şi exploatare. Ed. Tehnică Bucureşti, 1986

9. ŢURCANU C., GANEA N. – Pompe volumice pentru lichide, Ed. Tehnică Bucureşti, 1987.

10. GANEA N. Alegerea, exploatarea, întreţinerea şi repararea pompelor, Ed. Tehnică, 1981.

11. MARIN V., MOSCOVICI R., TENESLAV D. Sisteme hidraulice de acţionare şi reglare automată. Probleme practice, proiectare, execuţie, exploatare, Ed. Tehnică, 1981

12. ALI Beazit. - Maşini şi acţionări hidraulice, Editura Academiei Navale „Mircea cel Bătrân” Constanţa, 1999

13. *** ADSTRUCT – General Service Hydraulics 14. *** Loyd`s Register Rules and Regulations