CUPRINS - ihp.roihp.ro/program4/2007/EESAHRS/etape_realizate/etapa_I.pdf · microcalculator...

1

CUPRINS

pag.

OBIECTIVE GENERALE…………………………………………….. 3

OBIECTIVELE FAZEI DE EXECUŢIE……………………………… 3

REZUMATUL FAZEI………………………………………………… 4

DESCRIEREA ŞTIINŢIFICĂ ŞI TEHNICĂ…………………………. 6

Cap.1 PRINCIPII ŞI STRUCTURI DE REGLARE A TRANSMISIILOR

HIDROSTATICE…………………………………………………………….. 6

1.1. Problematica reglării transmisiilor hidrostatice………………………….. 6

1.2. Modelarea matematică a pompelor volumice reglabile………………….. 9

1.3. Modelarea matematică a motoarelor hidraulice reglabile………………... 12

1.4. Modelarea matematică a subsistemului pompă-motor rotativ…………… 15

Cap. 2 REGLAREA TRANSMISIEI HIDROSTATICE ÎN REGIM DE

VARIATOR DE PUTERE (REGLARE PRIMARĂ)………………………… 25

2.1. Caracteristicile reglajului de putere………………………………………. 25

2.2. Sinteza sistemelor de reglare a turaţiei prin acţionare asupra pompei

volumice………………………………………………………………………. 29

2.2.1.Acordarea optimă a regulatorului automat prin metode experimentale. .. 34

2.2.2. Acordarea optimă a regulatorului automat prin utilizarea criteriilor

integrale………………………………………………………………………… 35

2.3. Realizarea caracteristicilor statice şi astatice de reglare prin mijloace

clasice şi moderne……………………………………………………………… 38

2.3.1.Transmisii hidrostatice cu regulatoare proporţionale (P)…………………….. 38

2.4. Simularea numerică a unui sistem de reglare automată a turaţiei folosind

pompa hidraulică ca amplificator de putere……………………………………. 41

Cap. 3. REGLAREA TRANSMISIEI HIDROSTATICE ÎN REGIM DE

VARIATOR DE CUPLU (REGLARE SECUNDARĂ)……………………… 45

3.1. Determinarea caracteristicilor statice de reglare ale motorului hidraulic

rotativ…………………………………………………………………………… 45

3.2. Sinteza sistemelor de reglare a turaţiei utilizând motorul hidraulic ca

variator de cuplu………………………………………………………………... 51

3.3. Influenţa reglajului combinat pompă-motor asupra sistemului de reglare a

turaţiei în reglarea secundară…………………………………………………… 59

Cap. 4. CONCEPTUL REGLAJULUI SECUNDAR AL TRANSMISIILOR

HIDRAULICE………………………………………………………………… 61

4.1. Sistem de acţionare cu cuplare (legătură) pe debit (sistem convenţional).. 62

4.2. Sistem de acţionare cu cuplare (legătură) pe presiune (reglaj secundar)… 64

4.3. Maşini cu pistoane axiale în execuţie pentru reglajul secundar………….. 69

4.4. Comparaţie între diversele tipuri constructive de motoare cu reglare de

turaţie…………………………………………………………………………… 71

4.5. Scurtă prezentare a bazelor tehnice de reglare…………………………….. 77

2

pag.

4.5.1. Comportarea regulatoarelor în reglaj secundar în comparaţie cu comanda

supapelor în hidrostatică…………………………………………… 77

4.5.2. Comportarea sistemului de poziţionare (de comandă)………………… 78

4.5.3. Descrierea comportării turaţiei………………………………………… 79

4.5.4. Reglarea turaţiei……………………………………………………….. 79

4.5.5. Reglarea poziţiei………………………………………………………. 80

Cap. 5. EXEMPLE DE UTILIZĂRI ALE ACŢIONĂRILOR CU REGLAJ

SECUNDAR…………………………………………………………………… 81

5.1. Acţionarea principală a unei maşini unelte……………………………….. 81

5.2. Acţionarea pentru un laminor……………………………………………... 82

5.2.1. Acţionarea unui laminor pentru tablă groasă……………………………. 85

5.2.2. Linie de lucru cu încălzire la roşu cu role de antrenare, lungime totală

114 m, alimentare centrală cu ulei……………………………………………... 86

5.3. Acţionare pentru maşina de deservit cuptorul de cocs……………………. 87

5.4. Acţionare pentru manipulator de transport………………………………... 90

5.5. Acţionare pentru excavatorul păşitor (cu roată paletată)…………………. 91

5.6. Acţionare pentru macara plutitoare (Offshore)…………………………… 93

5.7. Acţionări pentru standuri de încercări dinamice…………………………. 95

5.7.1. Stand de încercare pentru încercarea dinamică a transmisiilor………… 97

5.7.2. Standul de încercare pentru arbori cardanici…………………………… 99

5.7.3. Stand de probă pentru axe şi pentru mecanismul axelor……………….. 99

5.7.4. Unitate de rulare plană pentru simulatorul de drum……………………. 100

5.7.5. Stand de încercare de înaltă dinamică pentru motoare cu ardere internă. 101

5.8. Comanda cilindrilor fără pierderi într-o reţea hidraulică cu presiune de lucru

prescrisă………………………………………………………………….. 105

5.8.1. Acţionarea pentru pompă de ulei pe cilindru…………………………… 109

5.9. Tendinţe de dezvoltare ale reglajului secundar şi perspective de viitor…. 110

5.9.1. Tendinţele de dezvoltare……………………………………………….. 110

5.9.2. Perspective de viitor……………………………………………………. 113


PRIMAR……………………………………………………………………….. 113

6.1. Remorcă autoîncărcătoare de furaje RA 4………………………………… 113

6.2. Maşina de administrat îngrăşăminte organice MG 5 (fig.6.3.)…………… 117

6.3. Maşina pentru furajare - MF8 (fig.6.5.)………………………………….. 120

CONCLUZII…………………………………………………………… 125

BIBLIOGRAFIE……………………………………………………….. 126

3

OBIECTIVE GENERALE

Obiectivul general al proiectului "Cercetări privind creşterea eficienţei

energetice a sistemelor de acţionare hidraulice, prin aplicarea tehnicilor reglajului

secundar" este “Creşterea competitivităţii CD prin stimularea parteneriatelor în

domeniile prioritare, concretizate în tehnologii, produse şi servicii inovative pentru

rezolvarea unor probleme complexe şi crearea mecanismelor de implementare.”

Proiectul va stimula activitatea de C-D, desfaşurată în cadrul unui parteneriat

constituit în vederea acţionării într-un domeniu prioritar- domeniul energetic - în scopul

rezolvării unor probleme complexe legate de eficienţa energetică a sistemelor de

acţionare hidraulice.

Obiectivul derivat al proiectului este “Creşterea competenţei tehnologice şi

promovarea transferului de cunoştinţe şi tehnologii în domeniul energiei, în condiţii de

calitate, sigurantă în alimentare, cu respectarea principiului dezvoltării durabile.”

Proiectul urmareşte promovarea transferului de cunoştinţe, referitoare la reglajul

secundar al sistemelor de acţionare hidraulice, către beneficiarii şi fabricanţii de maşini

şi utilaje acţionate hidraulic sau către cei care implementează, în diverse aplicaţii

tehnice, sisteme hidraulice de acţionare.

Din lanţul energetic al consumatorilor industriali proiectul tratează problema

reducerii consumurilor energetice al instalaţiilor de acţionare hidraulice, pe baza

promovarii reglajului secundar al transmisiilor hidraulice, ca principiu de baza în

concepţia realizării de noi instalaţii sau ca principiu de reabilitare a celor existente.

OBIECTIVELE FAZEI DE EXECUŢIE

Obiectivul etapei I, "Studiu de definire conceptuală a reglajului secundar al

SAH; analiza principalelor avantaje, energetice şi funcţionale, faţă de reglajul primar",

constă în elaborarea acestui studiu.

Pentru realizarea obiectivului etapei s-au finalizat toate activitaţile menţionate în

planul de realizare al proiectului, şi anume:

Act. I.1–Definirea conceptuală a reglajului secundar al SAH (sistemelor de

acţionare hidraulice);

Act. I.2 – Identificarea SAH reprezentative care pot funcţiona optim cu: reglaj

primar, reglaj secundar; ambele tipuri de reglaje;

Act. I.3- Identificarea soluţiilor de reducere a consumurilor energetice ale SAH

cu reglaj primar;

Act. I.4– Analiza principalelor avantaje, energetice şi funcţionale ale reglajului

secundar, faţă de reglajul primar al SAH;

Act. I.5- Elaborare studiu.

4

REZUMATUL FAZEI

În vederea realizării obiectivului prezentei faze de execuţie a proiectului s-au

finalizat cele cinci activităţi, cuprinse în planul de realizare, în vederea elaborării unui

"Studiu de definire conceptuală a reglajului secundar al SAH (sistemelor de acţionare

hidraulice)" şi a "analizei principalelor avantaje, energetice şi funcţionale, ale reglajului

secundar faţă de reglajul primar".

Materialul este structurat pe şase capitole, după cum urmează:

Cap.1 Principii şi structuri de reglare a transmisiilor hidrostatice.

În acest capitol se tratează problematica reglării transmisiilor hidrostatice, care

evidenţiază faptul că transmisiile hidrostatice se utilizează într-o gamă largă de

utilaje mobile, aplicaţii industriale, tehnica militară şi aerospaţială pentru acţionarea

unor sarcini care necesită o putere mare de ieşire, uşor reglabilă într-un domeniu larg

de valori şi cu randamente ridicate. Capitolul tratează în continuare modelarea

matematică a principalelor maşini volumice existente în orice transmisie hidrostatică:

pompele volumice reglabile; motoarele hidraulice reglabile; subsistemul pompă-

motor rotativ.

Cap. 2 Reglarea transmisiei hidrostatice în regim de variator de putere (reglare

primară).

În acest capitol se tratează: caracteristicile reglajului de putere pentru transmisii

hidrostatice (hidraulice) prevăzute cu circuit deschis; problema sintezei sistemelor de

reglare a turaţiei prin acţionare asupra pompei volumice; problema acordării optime a

regulatorului automat prin metode experimentale; problema realizării caracteristicilor

statice şi astatice de reglare prin mijloace clasice şi moderne; transmisiile hidrostatice

cu regulatoare proporţionale (P); problema simulării numerice a unui sistem de reglare

automată a turaţiei folosind pompa hidraulică ca amplificator de putere.

Cap. 3. Reglarea transmisiei hidrostatice în regim de variator de cuplu (reglare

secundară)

În acest capitol se tratează: problema determinării caracteristicilor statice de

reglare ale motorului hidraulic rotativ; problema sintezei sistemelor de reglare a

turaţiei utilizând motorul hidraulic ca variator de cuplu; problema influenţei

reglajului combinat pompă-motor asupra sistemului de reglare a turaţiei în reglarea

secundară.

Cap. 4. Conceptul reglajului secundar al transmisiilor hidraulice.

În acest capitol se defineşte conceptul de reglaj secundar şi se tratează: problema

definirii sistemului de acţionare cu cuplare (legătură) pe debit (sistem convenţional)

şi a sistemului de acţionare cu cuplare (legătură) pe presiune (reglaj secundar);

tipurile de maşini cu pistoane axiale în execuţie pentru reglajul secundar; comparaţia

între diversele tipuri constructive de motoare cu reglare de turaţie. Capitolul continuă

cu: o scurtă prezentare a bazelor tehnice de reglare; comportarea regulatoarelor în

reglaj secundar în comparaţie cu comanda supapelor în hidrostatică; comportarea

sistemului de poziţionare (de comandă); descrierea comportării turaţiei; problematica

reglării turaţiei şi a poziţiei.

Cap. 5. Exemple de utilizări ale acţionărilor cu reglaj secundar.

5

În acest capitol se menţionează avantajele energetice şi funcţionale ale reglajului

secundar faţă de reglajul primar pe nişte exemple concrete, cunoscute în practică, de

transmisii hidrostatice pentru utilaje staţionare şi mobile, şi anume: acţionarea

principală a unei maşini unelte; acţionarea pentru un laminor; acţionarea unui

laminor pentru tablă groasă; linie de lucru cu încălzire la roşu cu role de antrenare,

lungime totală 114 m, alimentare centrală cu ulei; acţionare pentru maşina de deservit

cuptorul de cocs; acţionare pentru manipulator de transport; acţionare pentru

excavatorul păşitor (cu roată paletată); acţionare pentru macara plutitoare (Offshore);

acţionări pentru standuri de încercări dinamice; stand de încercare pentru încercarea

dinamică a transmisiilor; standul de încercare pentru arbori cardanici; stand de probă

pentru axe şi pentru mecanismul axelor; unitate de rulare plană pentru simulatorul de

drum; stand de încercare de înaltă dinamică pentru motoare cu ardere internă;

comanda cilindrilor fără pierderi într-o reţea hidraulică cu presiune de lucru

prescrisă; acţionarea pentru pompă de ulei pe cilindru;

Capitolul identifică câteva sisteme de acţionare hidraulice reprezentative, care pot

funcţiona optim cu: reglaj primar, reglaj secundar; ambele tipuri de reglaje. Pentru

sistemele analizate capitolul identifică soluţiile de reducere a consumurilor

energetice.

În final capitolul tratează câteva aspecte legate de: tendinţele de dezvoltare ale

reglajului secundar şi perspectivele de viitor.

Cap.6. prezintă trei exemple de instalaţie de acţionare hidraulică, care

funcţionează cu reglaj primar şi sunt utilizate pentru acţionarea unor maşini agricole.

Reglarea debitului în primarul acestor instalaţii de acţionare hidraulice se face, de

regulă, prin reglarea turaţiei motorului termic, care antrenează una sau mai multe

pompe volumice de capacitate fixă.

Descrierea ştiinţifică şi tehnică a etapei I se finalizează cu concluzii şi material

bibliografic.

6

DESCRIEREA ŞTIINŢIFICĂ ŞI TEHNICĂ

Cap.1. PRINCIPII ŞI STRUCTURI DE REGLARE A

TRANSMISIILOR HIDROSTATICE

1.1. Problematica reglării transmisiilor hidrostatice

Transmisiile hidrostatice se utilizează într-o gamă largă de utilaje mobile,

aplicaţii industriale, tehnica militară şi aerospaţială pentru acţionarea unor sarcini care

necesită o putere mare de ieşire, uşor reglabilă într-un domeniu larg de valori şi cu

randamente ridicate.

Reglarea transmisiilor hidrostatice folosind echipamente electronice analogice şi

numerice în sisteme cu structură închisă sau deschisă, a permis obţinerea unor

performanţe remarcabile foarte greu sau chiar imposibil de realizat cu alte tipuri de

acţionări. Este suficient să amintim aici posibilitatea optimizării energetice şi dinamice a

transmisiei hidrostatice folosind pentru comandă diferite mărimi interne, de stare, uşor

măsurabile cu ajutorul sistemelor electronice de achiziţie a datelor şi prelucrarea lor cu

programe adaptate oricărei aplicaţii specifice.

Folosind această strategie de comandă devine posibilă conversia optimă a

energiei primare de intrare în energie mecanică de ieşire prin intermediul energiei

hidraulice, minimizând în acelaşi timp consumul de combustibil, poluarea mediului

înconjurător şi menţinerea unui nivel redus de zgomot.

Respectarea acestui principiu de bază indiferent de natura aplicaţiei în care se

utilizează transmisia hidrostatică necesită utilizarea sistemelor de comandă cu

microprocesor, care împreună cu alte componente electronice constituie un veritabil

microcalculator programabil.

În aplicaţiile cu grad redus de complexitate şi cu performanţe mai modeste este

indicată utilizarea electronicii analogice care asigură un raport cost-performanţe mai

bun decât electronica numerică dacă luăm în considerare şi necesitatea imunizării

sistemului la acţiunea perturbaţiilor din mediul ambiant.

Aşadar transmisia hidrostatică reprezintă un sistem complex alcătuit dintr-un

subsistem energetic care conţine maşina primară, generatorul hidraulic, motorul

hidraulic şi sarcina acţionată şi un subsistem de comandă care realizează funcţii

complexe de reglare şi conducere automată în vederea optimizării energetice şi

dinamice a întregului ansamblu.

Din acest punct de vedere structura de bază a unei transmisii hidrostatice este

reprezentată în figura 1.1.

Potrivit acestei structuri operatorul poate schimba regimul de lucru al motorului

primar (MP) folosind pentru aceasta un bloc de comandă manuală (BCM) care conţine

pedala de acţionare, maneta de acţionare şi comutatorul de schimbare a sensului de

acţionare a sarcinii. Subsistemul de conducere primeşte informaţii despre evoluţia

mărimilor de stare, turaţia pompei ( P),turaţia motorului hidraulic ( M), căderea de

7

presiune ( P) şi direcţia de transmitere (înainte, înapoi, zero) şi comandă în consecinţă

cele două servomecanisme electrohidraulice de acţionare a deschiderii reglabile a

pompei (SAP) şi a deschiderii reglabile a motorului hidraulic (SAM) prin intermediul

cărora asigură regimul optim de funcţionare al întregii transmisii hidrostatice.

Fig.1.1. Schema de principiu a unei transmisii hidrostatice

Puterea este transmisă de la motorul primar (MP) la sarcina acţionată (S) printr-o

serie de conversii intermediare folosind un subsistem hidraulic alcătuit din generatorul

hidraulic (GH), o maşină volumică cu pistoane axiale şi capacitate variabliă şi motorul

hidraulic (MH) având aceeaşi construcţie.

Pompa hidraulică asigură recircularea fluidului de lucru la un debit determinat de

capacitate şi viteza de antrenare şi asigură, în acelaşi timp, căderea de presiune la motor

necesară pentru a învinge cuplul total rezistent al sarcinii raportat la arborele motorului.

Ca motor primar se poate utiliza un motor Diesel, un motor termic, o turbină cu

abur sau cu gaze sau un motor electric.

În echipamentele mobile sau în tehnica militară se utilizează în mod uzual ca

motor primar motorul Diesel sau termic, iar în aplicaţiile industriale motorul electric.

Vom considera că motorul primar menţine o viteză de rotaţie constantă a pompei

volumice asigurând cuplul necesar de antrenare pentru toată gama de puteri cerută de

sarcină.

Având în vedere că turaţia motorului primar este menţinută constantă de către un

sistem propriu de reglare, este oportună luarea în considerare a comportării dinamice a

acestui sistem considerând că abaterile tranzitorii de turaţie ale pompei reprezintă

perturbaţii pentru sistemul de reglare a turaţiei motorului hidraulic şi sarcinii mecanice a

acestuia.

Subsistemul de transmisie a energiei hidraulice controlează debitul de fluid,

căderea de presiune şi direcţia de curgere.

Pentru aceasta sistemul este prevăzut cu servomecanisme electrohidraulice de

comandă coordonate de sistemul de conducere care trebuie cunoscute cu precizie din

punctul de vedere al comportării dinamice şi statice.

8

După modul în care se realizează comanda energiei hidraulice în practică se

întâlnesc trei situaţii distincte şi anume:

1.) Pompă şi motor hidraulic cu capacitate fixă. În acest caz controlul fluxului

energetic se face folosind numai distribuitoare de comandă.

2.) Pompă sau motor hidraulic cu capacitate variabilă. În acest caz reglarea

energiei hidraulice se face în mod continuu folosind servomecanisme adecvate

prevăzute cu servovalve sau distribuitoare proporţionale.

3.) Sisteme de transmisie discontinuă a energiei hidraulice. În acest caz sistemul

este prevăzut cu elemente discrete de comandă, după program, completat cu

acumulatoare de energie hidraulică.

Natura sarcinii mecanice acţionate depinde direct de specificul aplicaţiei şi este destul

de dificil de modelat matematic într-o formă care să surprindă toate elementele

caracteristice.

Pentru a putea realiza o analiză care să cuprindă un spectru larg de aplicaţii vom

considera următoarele cazuri practice:

1. Sarcină cu cuplu constant sau forţă constantă:

MM=MR=constant (1.1)

pentru mişcarea de rotaţie, sau

FM = FR = constant (1.2)

pentru mişcarea de translaţie.

2. Sarcină cu putere constantă:

PM = MM M = PR = constant (1.3)


PM = FM VM = FR = constant (1.4)


3. Sarcină inerţială:

dt

dJM M

M (1.5)


dt

dVMF M

M (1.6)


4. Sarcină inerţială cu frecare vâscoasă:

MM

M fdt

dJM (1.7)


MM

M fVdt

dVMF (1.8)


În toate cazurile analizate vom presupune că masa M şi momentul total de inerţie

J reduse la arborele motorului sunt mărimi constante, la fel şi coeficientul forţelor de

frecare vâscoasă f.

9

1.2. Modelarea matematică a pompelor volumice reglabile

Pompele volumice reglabile sunt unităţi hidrostatice cu pistoane axiale cu

capacitate reglabilă utilizate ca subsisteme de reglare continuă a debitului. În acest

context interesează în mod deosebit două aspecte esenţiale şi anume randamentul

energetic şi comportarea dinamică.

Ca generatoare de energie hidraulică pompele volumice primesc la intrare o

energie mecanică pe care o convertesc în energie hidraulică a unui fluid de lucru, aşa

cum se arată în figura 1.2.

Fig.1.2 Mărimile specifice unei pompe volumice cu capacitate reglabilă

Soluţiile constructiv-funcţionale aplicate maşinilor volumice, în general, şi

pompelor volumice, în particular, asigură refularea unui debit practic independent de

presiune care va fi determinat numai de sarcina motorului hidraulic.

Un parametru important al pompelor volumice îl constituie debitul specific qP

(m3/rad), care reprezintă volumul de fluid refulat de pompă la o rotaţie Vg (volumul

geometric)corespunzător unui radian, adică

,2

Vq

g

P (1.9)

Dacă acest parametru este reglabil prin mijloace tehnice adecvate atunci pompa

este cu capacitate variabilă. Din această categorie fac parte pompele cu pistoane axiale

cu bloc înclinat sau cu disc înclinat, precum şi pompele cu palete.

Pompa este antrenată la arbore, la turaţie constantă ( P = constant) şi la cuplu

MT=MP variabil în funcţie de încărcarea pompei, primind o putere mecanică pe care o

converteşte într-o putere hidraulică a fluidului de lucru refulând la ieşire un debit Q şi o

presiune p1, aşa cum se arată în figura 1.3.

10

Fig. 1.3. Schema conversiei mecanohidraulice a energiei

Fiind vorba de un convertor de energie procesul este însoţit, în mod inevitabil, de

un randament. Dacă pompa volumică ar fi considerată un element ideal, fără pierderi

interne de debit şi fără frecări mecanice, atunci în regim staţionar între mărimile

funcţionale ale pompei există relaţia:

QP = qP P (1.10)

unde QP (m3/s) reprezintă debitul total al pompei aspirat din bazin, qP (m

3/rad) este

debitul specific, iar P (rad/s) viteza unghiulară de antrenare. În cazul real în care există

pierderi interne de debit printre elementele mecanice aflate în mişcare relativă, acestea

pot fi considerate suficient de exact pierderi lineare conform relaţiei:

Q1P = P p = P (p1P – p2P) = Pp1P (1.11)

unde P (m5/Ns) reprezintă coeficientul de pierderi interne de debit la pompă iar p1P

(N/m2) presiunea de refulare.

Dacă notăm cu P randamentul energetic total al pompei atunci putem scrie

relaţia:

MP

HP

PP

P1P

N

N

M

Qp (1.12)

Similar putem defini randamentul volumic şi randamentul mecanic folosind relaţiile :

P

P1P

P

vPQ

QQ

Q

Q (1.13)

P

P1P

P

PmP

M

pq

M

pq (1.14)

Aşadar randamentul global al unei pompe volumice poate fi exprimat prin relaţia:

mPvP

PP

P1PP1P

PPP

PP1P1P

PP

P1P1P

PP

P1P

QM

pqQQ

qM

qpQQ

M

pQQ

M

pQ

(1.15)

11

De aici rezultă că randamentul energetic global al unei pompe volumice este cu

atât mai mare cu cât sunt mai mari randamentele volumic şi mecanic, adică cu cât sunt

mai mici pierderile interne de fluid şi frecările mecanice între elementele mobile aflate

în mişcare relativă.

Datorită pierderilor interne de debit, debitul util refulat de pompă în sistem

depinde de gradul de încărcare al motorului hidraulic.

Dependenţa dintre debit şi presiune în regim staţionar reprezintă caracteristica

externă de debit şi este dată de relaţia:

Q = QtP - P p1 (1.16)

unde

QtP = QP = qP P (1.17)

Reprezintă debitul teoretic al pompei, iar

1p

QP (1.18)

reprezintă coeficientul de pierderi volumice.

Din cauza pierderilor interne de debit caracteristica externă de debit are un aspect

uşor căzător (pantă negativă) aşa cum se arată în figura 1.4.

Fig.1.4. Caracteristicile debit-presiune ale unei pompe volumice

Pentru utilizarea eficientă a unei unităţi cu pistoane axiale într-o transmisie

hidrostatică este necesară cunoaşterea caracteristicilor de intrare cuplu-turaţie-presiune,

a caracteristicilor de ieşire (externe) debit-turaţie-presiune, precum şi a caracteristicilor

de randament.

Deoarece acţionarea blocului înclinat al pompei reglabile se face cu ajutorul unor

servomecanisme electrohidraulice dedicate, comportarea dinamică a pompei din punct

de vedere mecanic se studiază în cadrul acestor servomecanisme.

Regimurile tranzitării hidraulice fiind determinate şi de compresibilitatea

fluidului de lucru, în conductele de legătură dintre pompă şi motor vor fi studiate

analitic luând în considerare ansamblul pompă-motor-sarcină. În cadrul acestei analize

12

se vor regăsi parametri energetici, constructivi şi funcţionali atât ai pompei cât şi ai

motorului hidraulic şi sarcinii intr-un model global care poate fi exprimat sub forma

unei funcţii de transfer sau cu ajutorul grafurilor de semnal. Tratarea separată pe

componente este însoţită de anumite dificultăţi de apreciere exactă a condiţiilor de

interfaţă şi nu ar aduce nici un avantaj esenţial pentru a o promova în operaţiile de

analiză fenomenologică.

1.3. Modelarea matematică a motoarelor hidraulice reglabile

În general maşinile hidraulice rotative sunt maşini energetice reversibile care pot

fi utilizate atât ca pompă cât şi ca motor. Aceasta este un avantaj important în sistemele

de acţionare concepute cu posibilitatea recuperării energiei mecanice din fazele de

frânare a utilajelor acţionate, prin transformarea acesteia din nou în energie hidraulică şi

acumulată într-un acumulator hidraulic.

Asemenea sisteme sunt tot mai frecvent utilizate în aplicaţiile legate de tracţiunea

mecanohidraulică prevăzută cu variatoare hidraulice. Motoarele hidraulice rotative se

construiesc ca motoare cu capacitate fixă sau reglabilă, pentru diferite domenii de turaţii

şi cupluri având o funcţionare rapidă, semirapidă sau lentă.

Utilizate ca elemente de acţionare motoarele rotative au anumite particularităţi

specifice constructive şi funcţionale, unele fiind chiar maşini speciale. Deoarece în

practică se utilizează o gamă relativ largă de motoare caracterizate prin diferite principii

constructive şi funcţionale sau performanţe energetice şi dinamice, pentru rezolvarea

optimă a problemelor de acţionare se impune cunoaşterea cât mai exactă a mărimilor

specifice şi a metodelor de comandă corespunzătoare.

Având în vedere poziţia şi rolul motorului hidraulic într-o transmisie hidrostatică

acesta poate fi asimilat ca un convertor de energie care primeşte la intrare o energie

hidraulică, de la o pompă volumică, şi o converteşte în energie mecanică aplicată unei

sarcini, aşa cum se arată în figura 1.5.

Dacă considerăm motorul hidraulic un element ideal, adică fără pierderi interne

de debit şi fără frecări mecanice între elementele mobile atunci putem scrie :

QM = qM M (1.19)

unde qM (m3/rad) reprezintă debitul specific la motor iar M (rad/s) viteza unghiulară la

arborele motorului.

Fig. 1.5 Mărimile specifice unui motor volumic cu capacitate reglabilă

13

Debitul de pierderi interne la motor se consideră proporţional cu presiunea

aplicată motorului, adică

Q1M = M p = M (p1M – p2M) = M p1M (1.20)

Unde M (m5/Ns) reprezintă coeficientul de pierderi interne de debit la motor iar p1M

(N/m2) presiunea la racordul de intrare al motorului.

Randamentul energetic global al motorului hidraulic va fi:

M1

MMMMM

Qp

M

pQ

M (1.21)

Din cauza pierderilor interne de debit, debitul util al motorului QM este mai mic

decât debitul primit de la pompă iar conform ecuaţiei de continuitate putem scrie:

Q = QM + M p1M (1.22)

În aceste condiţii rezultă randamentul volumic al motorului hidraulic:

Q

QMvM

(1.23)

şi puterea mecanică obţinută la arborele de ieşire :

NMM = MM M (1.24)

Prin urmare randamentul mecanic al motorului va fi :

M1M

MM

M

MMmM

pQ

M

pQ

M (1.25)

unde MM reprezintă cuplul dezvoltat de motor la arbore. Din relaţiile anterioare rezultă

că randamentul global al motorului hidraulic este egal cu produsul randamentelor

volumic şi mecanic al motorului, conform relaţiei:

vMmMM

M1M

MM

M1

MM

HM

MMM

Q

Q

pQ

M

Qp

M

N

N (1.26)

Potrivit acestei reprezentări energetice motorul hidraulic poate fi asimilat cu un

convertor de energie, aşa cum se arată în figura 1.6.

Fig. 1.6. Schema conversiei hidromecanice a energiei

Pentru un motor hidraulic utilizat ca element de acţionare în cadrul transmisiei

hidrostatice este importantă cunoaşterea caracteristicilor de ieşire, adică a

caracteristicilor mecanice exprimate de relaţia:

M = f(MM,Q) (1.27)

14

Din relaţiile (2.19), (2.22) şi (2.25) rezultă ecuaţia caracteristicii mecanice a

motorului:

M

mM

2

M

M

M

M Mqq

Q (1.28)

reprezentată în figura 1.7.

În general motorul hidraulic are o caracteristică mecanică rigidă datorită

randamentului volumic foarte bun, ceea ce reprezintă o caracteristică avantajoasă în

sistemele de reglare automată a turaţiei. Rigiditatea caracteristicii mecanice a motorului

rezultă din relaţia (1.28) sub forma :

M

mM

2

M

M

MM

qMr (1.29)

Turaţia de mers în gol a motorului hidraulic se realizează atunci când cuplul rezistent al

sarcinii este zero şi este dată de relaţia:

0MM

M0M

R

q

Q (1.30)

Fig.1.7 Caracteristicile mecanice ale unui motor hidraulic rotativ

Din aceste relaţii se deduce că motoarele cu pierderi hidraulice mici, adică cu

randamante volumice ridicate, au o rigiditate hidraulică mare, adică turaţia va fi

influenţată într-o mică măsură de cuplu rezistent al sarcinii.

În afara caracteristicilor energetice o importanţă deosebită o are şi comportarea

dinamică a motorului determinată de constantele de timp hidromecanice care dau o

măsură a rapidităţii în execuţia comenzilor de modificare a vitezei de rotaţie. Din acest

punct de vedere motorul cu pistoane axiale prezintă anumite avantaje în raport cu alte

tipuri de motoare, dintre care menţionăm: moment de inerţie redus şi practic constant

datorită dispunerii în simetrie cilindrică a maselor în rotaţie, posibilitatea de funcţionare

la viteze de rotaţie mari, în mod obişnuit până la 4500 rot/min, iar în cazuri speciale

până la 30.000 rot/min (în aviaţie), pierderi de debit minime datorită lungimii mari a

spaţiului de etanşare iar presiunile de lucru pot atinge în mod uzual valori de 500 până

la 600 bar. De asemenea motoarele hidraulice cu pistoane axiale au o stabilitate ridicată

15

la turaţii joase, chiar la 0,1 rot/min, au un randament volumic peste 0,98, iar

randamentul global peste 0,92.

Având posibilitatea reglării în limite largi a volumului geometric, motoarele

hidraulice rotative cu pistoane axiale sunt elemente de bază în cadrul sistemelor de

acţionare reglabilă şi de reglare automată a diferitelor instalaţii tehnologice.

Modificarea capacităţii (volumului geometric) motoarelor hidraulice se poate face

prin comandă manuală, hidraulică sau electrohidraulică. În sistemele automate se

utilizează în special comanda electrohidraulică folosind servomecanisme cu servovalve

sau distribuitoare proporţionale.

Dinamica acestor servomecanisme influenţează comportarea transmisiei

hidrostatice, în special viteza de răspuns a acestora. În acelaşi timp elementele mecanice

acţionate (blocul cilindrilor) au o influenţă hotărâtoare asupra comportării dinamice a

servomecanismelor de poziţionare pentru care constituie atât o sarcină inerţială cât şi o

perturbaţie de forţă sau cuplu reflectată. Această interacţiune va fi analizată detaliat într-

un paragraf separat.

1.4. Modelarea matematică a subsistemului pompă-motor rotativ

După modul cum se realizează circulaţia fluidului de lucru între pompă şi motor

se întâlnesc două categorii de sisteme şi anume sisteme cu circuit hidraulic închis în

care fluidul circulă pe calea pompă - motor – pompă atât pe magistrala de refulare cât şi

pe cea de retur şi sistemele cu circuit deschis în care circulaţia fluidului se face pe calea

pompă – motor – bazin – pompă. Din punctul de vedere al modelării matematice cele

două sisteme sunt absolut echivalente, de aceea în cele ce urmează ne vom referi la

sistemul reprezentat în figura 1.8, care evidenţiază mai sugestiv mărimile funcţionale şi

corelaţiile lor în cadrul unei transmisii hidrostatice.

Fig. 1.8 Elementele caracteristice subsistemului de transmisie a energiei hidraulice

Dacă admitem că:

p1P = p2M = p (1.31)

şi luăm în consideraţie compresibilitatea fluidului de lucru în conducta de refulare de

volum V0, din ecuaţia de continuitate rezultă:

pqdt

pd

E

VpqQ MMM

0PPP (1.32)

Din această relaţie se obţine viteza motorului hidraulic sub forma:

16

dt

pd

qE

V

q

p

q

q

M

0

M

MP

M

PPM (1.33)

unde E reprezintă modulul de elasticitate echivalent al fluidului de lucru şi al conductei

de legătură dintre pompă şi motor.

Din considerente de natură mecanică presiunea maximă aplicată motorului

hidraulic este limitată la valori care nu conduc la solicitări excesive ale circuitului

hidromecanic asigurând şi un cuplu de acţionare a sarcinii suficient de ridicat pentru a

obţine o bună comportare dinamică.

Soluţiile adoptate pentru limitarea presiunii sunt însoţite şi de măsuri de

compensare a debitelor de pierderi folosind o pompă auxiliară (PA), aşa cum se arată în

figura 1.9.

a) Sistem cu circuit hidraulic deschis

b) Sistem cu circuit hidraulic închis

Fig.1.9 Modalităţi de limitare a presiunii şi de compensare a debitului de pierderi în sistemele

hidrostatice

Ţinând cont de configuraţia reală a circuitului hidraulic şi de posibilitatea limitării

presiunii din sistem se impune o analiză atentă a fenomenelor dinamice, deoarece

reprezentarea lor prin ecuaţii liniare este valabilă numai până la intrarea în funcţiune a

supapelor de limitare.

Funcţionarea subsistemului pompă-motor în regim staţionar rezultă din ecuaţia

(1.33) prin anularea termenului de compresibilitate, obţinându-se relaţia :

M

MP

M

PPM

q

p

q

q (1.34)

17

O analiză bazată pe modele idealizate presupune neglijarea pierderilor totale de

debit din sistem, adică:

0MP (1.35)

În acest caz se obţine:

M

PPM

q

q (1.36)

După cum se ştie comanda turaţiei motorului hidraulic se poate face acţionând fie

asupra pompei fie asupra motorului, fie printr-o acţiune succesivă pompă-motor.

Dacă se acţionează asupra pompei se menţine motorul hidraulic la capacitatea

maximă iar relaţia (1.36) devine:

PmM qK (1.37)

unde

maxM

Pm

qK (1.38)

reprezintă o constantă. În acest caz singura mărime de comandă este capacitatea pompei

(qP), iar variaţia vitezei motorului are aspectul din figura 1.10.

Figura 1.10 Variaţia vitezei motorului hidraulic în funcţie de

capacitatea pompei

Se poate obţine o viteză maximă a motorului hidraulic mai mare decât viteza de

antrenare a pompei alegând corespunzător capacitatea motorului hidraulic, adică

PmaxM , dacă qPmax qM (1.39)

Dacă comanda vitezei de rotaţie a motorului se face acţionând asupra capacităţii

motorului, atunci capacitatea pompei se ţine la o valoare constantă, de obicei cea

maximă, iar relaţia (1.36) devine:

M

1M

q

Km (1.40)

unde

Km1 = MqP (1.41)

reprezintă o constantă.

În acest caz valoarea minimă a vitezei de rotaţie se obţine pentru valoarea

maximă a capacităţii motorului hidraulic, iar variaţia vitezei motorului are aspectul din

figura 1.11.

18

Se observă că pentru valori mici ale capacităţii motorului viteza de rotaţie atinge

valori periculos de mari. Deşi presiunea din sistem va creşte datorită creşterii forţelor de

frecare, iar supapa de limitare se poate deschide totuşi pentru a limita valorile excesiv

de mari ale turaţiei, în practică se prevede o limitare mecanică a deschiderii minime a

motorului hidraulic.

Cele două variabile de comandă qM şi qP pot fi utilizate succesiv pentru a realiza

variaţia vitezei motorului hidraulic într-un domeniu larg de valori, obţinându-se valori

mai mari sau mai mici decât viteza de antrenare a pompei, conform relaţiei :

M

P

P

M

q

q (1.42)

Fig. 1.11 Variaţia vitezei motorului hidraulic în funcţie de capacitatea motorului

Considerând acum un subsistem hidraulic real, adică pentru care pierderile totale

de debit nu mai pot fi neglijate se poate deduce din ecuaţia generală (1.34) influenţa

sarcinii mecanice asupra vitezei de rotaţie a motorului hidraulic, analizând pe rând

următoarele cazuri:

1.) Sarcină mecanică cu cuplu constant

Din expresiile (1.19) şi (1.25) rezultă:

pq

M

M

MmM (1.43)

Având în vedere ecuaţia de echilibru a cuplurilor la sarcină, putem scrie în regim

staţionar:

MM = MR (1.44)

De aici rezultă:

mMM

R

q

Mp (1.45)

iar relaţia (2.34) devine:

mM

2

M

MPR

M

PPM

q

M

q

q (1.46)

19

De data aceasta, din cauza pierderilor de debit, se obţine o abatere de turaţie de la

valoarea ideală, care va fi cu atât mai mare cu cât cuplul rezistent al sarcinii va fi mai

mare. În acelaşi timp pe măsura creşterii turaţiei motorului hidraulic se produce o

scădere a randamentului mecanic datorită creşterii forţelor de frecare. Acest fenomen va

determina o scădere şi mai accentuată a vitezei de rotaţie, aşa cum se arată în figura

1.12.

Abaterea vitezei de rotaţie de la valoarea ideală este dată de relaţia:

mM

2

M

MPRM

q

M (1.47)

Fig. 1.12 Influenţa pierderilor interne de debit asupra turaţiei motorului

hidraulic în cazul modificării capacităţii pompei

În caracteristica statică din figura 1.12 se observă şi o neliniaritate de tip zonă

moartă determinată de pierderile de debit la turaţii mici, respectiv pentru deschideri qP

mici, când presiunea din sistem nu are o valoare suficientă pentru a învinge cuplul

rezistent, ci acoperă numai debitul de pierderi. Deoarece în acest caz a rezultat că

presiunea în sistem rămâne constantă ( p = constant), se obţine:

PPPPvPPvPHP qKpqpQpQN (1.48)

unde KP este o constantă.

Aşadar prin acţiunea sarcinilor mecanice cu cuplu rezistent constant folosind

reglarea capacităţii pompei se obţine o modificare a puterii hidraulice vehiculată în

sistem, motiv pentru care acest mod de comandă a primit denumirea de variator de

putere.

Turaţia motorului şi puterea hidraulică din sistem variază liniar cu capacitatea

pompei, în timp ce cuplul la motor rămâne constant, aşa cum se arată în figura 1.13.

Dacă analizăm acum consecinţele reglării turaţiei acţionând asupra capacităţii

motorului hidraulic, atunci ecuaţia (1.45) poate fi rescrisă astfel:

Q

MM

q

M

q

Mp

M

MM

vMmM

MM

MmMM

MM

mMM

R (1.49)

20

Fig. 1.13 Variaţia mărimilor funcţionale în cadrul variatorului de putere

Capacitatea pompei fiind menţinută la o valoare constantă rezultă:

PpvPPvP qQQ constant (1.50)

Aşadar avem :

M2mKp (1.51)

unde

Q

MK

M

M2m (1.52)

este o constantă.

Înlocuim relaţia (1.51) în relaţia generală (1.32) se obţine:

PpM

M

M0

M

MMMPMM q

dt

d

QE

MV

Q

Mq (1.53)

Prin urmare în cazul comenzii turaţiei prin capacitate reglabilă a motorului

hidraulic rezultă o ecuaţie diferenţială neliniară care necesită pentru rezolvare fie

metode numerice fie aproximarea prin liniarizare în jurul punctului static de funcţionare.

Soluţia de regim staţionar a acestei ecuaţii este dată de relaţia :

Q

Mq

q

M

MPMM

Pp

M (1.54)

Se observă şi de data aceasta prezenţa unei abateri de viteză determinată atât de

pierderile interne de debit cât şi de reducerea randamentului mecanic al motorului la

turaţii mari, aşa cum se arată în figura 1.14.

Fig.1.14 Influenţa pierderilor interne de debit asupra turaţiei motorului în cazul modificării

capacităţii motorului hidraulic

21

2.) Sarcină mecanică cu putere constantă

În acest caz puterea motorului hidraulic va fi :

NMM = MM M = NR = constant (1.55)

Din relaţia randamentului energetic global al motorului rezultă:

Q

Np

M

MM

Q

N

M

R (1.56)

Dacă considerăm comanda pe motor (qP= constant, qM= variabil), atunci rezultă Q

= constant şi M constant, iar relaţia generală (2.32) devine:

dt

dN

Qq

NV

Qq

N

q

qR

MM

R0

MM

RMP

M

p

PM (1.57)

În regim staţionar această relaţie devine :

MM

RMP

M

p

PMQq

N

q

q (1.58)

Se observă că abaterea vitezei de rotaţie de la valoarea ideală este cu atât mai mare

cu cât puterea transmisă sarcinii este mai mare.

Din relaţia randamentului mecanic al motorului hidraulic (1.25) rezultă :

pqpQ

M MmM

M

MmMM (1.59)

adică cuplul motorului hidraulic are o variaţie liniară în funcţie de capacitatea acestuia.

Din acest motiv, în acest caz, se spune că sistemul lucrează în regim de variator de

cuplu, evoluţia mărimilor funcţionale având aspectul din figura 1.15.

Fig.1.15 Variaţia mărimilor funcţionale în cadrul variatorului de cuplu

Dacă considerăm acum comanda pe pompă (qP= variabil şi qM = constant), atunci

Q va fi variabil şi introducând relaţia (1.56) în ecuaţia (1.32) se obţine:

Q

N

dt

d

Eq

V

Qq

N

q

q

M

R

M

0

MM

RMP

M

p

PM (1.60)

După efectuarea derivării, relaţia (2.60) devine:

dt

dQ

QEq

NV

Qq

N

q

q2

MM

R0

MM

RMP

M

p

PM (1.61)

22

Prin urmare creşterea debitului Q ca urmare a creşterii capacităţii pompei qP

compensează descreşterea turaţiei determinate de pierderile interne de debit, aşa încât în

acest caz abaterile de la turaţia ideală sunt ceva mai mici decât în cazurile analizate

anterior.

3.) Sarcină mecanică pur inerţială

În acest caz cuplul mecanic al motorului hidraulic compensează cuplul dinamic

conform relaţiei :

MM dt

d M (1.62)

unde J reprezintă momentul total de inerţie redus la arborele motorului de acţionare.

Folosind relaţia (1.43) a randamentului mecanic se obţine căderea de presiune la

motor:

dt

d

q

Jp M

MmM

(1.63)

În aceste condiţii ecuaţia generală (2.33) devine:

M

p

P

0

2

MmMM

0

2

MmMM

0

Mp

2

M

2

q

q

JV

Eq

JV

Eq

dt

d

V

E

dt

d (1.64)

Pentru a putea interpreta uşor influenţa diferiţilor parametrii asupra comportării

dinamice şi statice a grupului pompă-motor vom aduce modulul (1.62) la forma

standard. Obsevăm că mărimea :

0

2

MmMn

JV

Eq (1.65)

reprezintă pulsaţia naturală hidromecanică.

Dacă notăm cu

2

MmM

Mp

Mq

JT (1.66)

constanta de timp hidromecanică, atunci ecuaţia (1.64) devine:

M

p

P

2

nM

2

nM

n2

M

2

q

q

dt

d2

dt

d (1.67)

unde

2

T

V2

EnM

n0

Mp (1.68)

reprezintă factorul de amortizare.

Dacă se neglijează compresibilitatea fluidului de lucru se poate aproxima

comportarea subsistemului pompă-motor printr-un element dinamic de ordinul întâi, aşa

cum rezultă din ecuaţia:

M

PPM

MM

q

q

dt

dT (1.69)

Este deosebit de important să remarcăm că în cazul sarcinii mecanice pur inerţiale

comportarea subsistemului în regim staţionar corespunde unui model ideal. Pierderile de

debit la pompă şi motor, precum şi inerţia sarcinii nu influenţează decât regimul

tranzitoriu, adică comportarea dinamică a sistemului. Într-adevăr, din relaţia (1.68)

23

rezultă că, cu cât pierderile de fluid sunt mai mari, cu atât creşte amortizarea oscilaţiilor,

adică răspunsul transmisiei devine mai bine amortizat. Acelaşi efect îl are şi creşterea

momentului total de inerţie al sarcinii acţionate. Analiza detaliată a acestor aspecte

formează obiectul capitolului următor.

4.) Sarcină mecanică inerţială cu frecare vâscoasă

De data aceasta cuplul motorului hidraulic trebuie să compenseze în plus şi un

cuplu de frecări vâscoase conform relaţiei :

MM

M fdt

dJM (1.70)

unde f reprezintă coeficientul forţelor de frecare vâscoasă.

Folosind în acelaşi mod relaţia randamentului mecanic se obţine căderea de

presiune la motorul hidraulic:

M

MmM

M

MmM q

f

dt

d

q

Jp (1.71)

În aceste condiţii ecuaţia generală (2.33) devine:

M

PP

0

2

MmM

M

0

MP

0

2

MmMM

0

MP

2

M

2

q

q

JV

qE

JV

Ef

JV

qE

dt

d

J

f

V

E

dt

d

(1.72)

Relaţia (1.72) reprezintă modelul matematic al subsistemului pompă-motor în

cazul sarcinii inerţiale cu frecară vâscoasă. Vom introduce în acelaşi mod pulsaţia

naturală şi factorul de amortizare folosind relaţiile de definiţie:

0

MP

0

2

MmM2

1nJV

Ef

JV

qE (1.73)

şi

J

f

V

E2

0

MP1n1 (1.74)

Pentru a compara pulsaţia naturală n1 cu cea obţinută în cazul precedent vom

rescrie relaţia (1.73) sub forma :

2

MmM

MPn1n

q

f1 (1.75)

Se constată deci că prezenţa forţelor de frecare vâscoasă la sarcină măreşte

pulsaţia naturală a sistemului hidraulic ( nn1 ) şi în consecinţă are un efect favorabil

asupra stabilităţii şi comportării dinamice.

În ceea ce priveşte factorul de amortizare influenţa diferiţilor parametrii necesită

o analiză mai complexă. Într-adevăr din relaţia (1.74) se obţine:

2

M

mM

MP

n1

qf

1

J2

f

(1.76)

24

Este evident că factorul de amortizare va fi mai mare datorită prezenţei forţelor de

frecare vâscoasă, fapt care rezultă şi din analiza relaţiei (1.76). Tot din această relaţie

rezultă că în funcţie de momentul total de inerţie J factorul de amortizare este alcătuit

din doi termeni, unul dintre ei fiind puternic dependent de inerţie şi pierderi, iar celălalt

fiind puternic dependent de frecările vâscoase având o variaţie de semn contrar, în

funcţie de momentul de inerţie J şi pierderile de debit.

Dacă se neglijează efectul compresibilităţii fluidului de lucru atunci ecuaţia

generală (1.72) capătă forma:

M

PP

MP

2

MmM

2

MmMM

M

MP

2

MmM

MP

q

q

fq

q

dt

d

fq

J (1.77)

De data aceasta constanta de timp hidromecanic a sistemului are valoarea:

MP

2

MmM

MP1M

fq

JT (1.78)

adică

2

MmM

MP

M1M

q

f1

TT (1.79)

Faptul că sistemul are o constantă de timp mai mică devine explicabil având în

vedere că a crescut pulsaţia naturală ( nn1 )

Modelul matematic al sistemului cu sarcină inerţială şi frecare vâscoasă poate fi

exprimat în funcţie de parametrii modelului cu sarcină inerţială pură după cum urmază:

M

PP

2

nM

2

nM2

M2

nM2

M

2

q

qT

J

f1

dt

d

J

fT

dt

d (1.80)

Această ecuaţie permite trecerea uşoară de la modelul mai general la cel

particular făcând pur şi simplu f=o.

În concluzie analiza transmisiei hidrostatice din punct de vedere energetic şi

dinamic a condus la o serie de modele matematice care oferă posibilitatea determinării

performanţelor specifice regimului staţionar şi tranzitoriu şi alegerea optimă a regimului

de lucru în funcţie de particularităţile sarcinii acţionate în diverse aplicaţii. Din analiza

acestor modele se observă caracterul puternic neliniar al sistemului atunci când

comanda se face prin modificarea capacităţii motorului hidraulic, fapt de care trebuie să

se ţină seama la reglarea automată a transmisiei hidrostatice.

Fig.1.16 Tipuri de circuite specifice transmisiilor hidraulice: a) pompă şi motor fixe; b) pompă fixă,

motor reglabil; c) pompă reglabilă, motor fix; d) pompă şi motor reglabile.

25

Cap.2. REGLAREA TRANSMISIEI HIDROSTATICE ÎN REGIM DE

VARIATOR DE PUTERE (REGLARE PRIMARĂ)

2.1. Caracteristicile reglajului de putere

După cum s-a arătat în capitolul precedent, transmisiile hidrostatice sunt

variatoare de turaţie care permit modificarea continuă a vitezei de rotaţie a sarcinii

acţionate într-o gamă largă de valori, practic fără şocuri dinamice, pornind de la viteza

zero.

Reglarea transmisiei hidrostatice se poate face prin reglarea debitului pompei

(reglare primară), prin reglarea capacităţii motorului hidraulic (reglare secundară) sau

prin ambele metode (reglare mixtă).

Transmisiile hidrostatice prevăzute numai cu reglare primară pot fi cu circuit

hidraulic deschis, caz în care pentru inversarea sensului de rotaţie la sarcină se utilizează

un distribuitor de sens, sau cu circuit hidraulic închis, caz în care comanda pompei este

bidirecţională, aşa cum se arată în figura 2.1.

a) Transmisie hidrostatică cu circuit deschis

b) Transmisie hidrostatică cu circuit închis

Figura 2.1. Structura transmisiilor hidrostatice prevăzute cu reglare primară

Sistemele cu circuit hidraulic închis sunt prevăzute cu un circuit hidraulic auxiliar de

compensare a pierderilor de debit şi de menţinere a unei presiuni constante pe admisia

pompei, ceea ce conduce la ameliorarea condiţiilor de lucru şi la evitarea cavitaţiei.

Având în vedere că transmisiile hidrostatice acţionează în mod obişnuit sarcini

inerţiale mari care pot acumula o mare cantitate de energie cinetică, devine posibilă

26

recuperarea energiei mecanice de frânare, fie prin restituirea sursei primare de

alimentare, fie prin acumulare în acumulatoare hidraulice speciale, sau acumulatoare

mecanice de tip volant. În figura 2.2 se prezintă principiul de lucru al circuitului de

recuperare a energiei mecanice prin reconversia acesteia în energie hidraulică. Metoda

este aplicată transmisiilor hidrostatice folosite în sistemele moderne de transport

(hidrobuze).

Figura 2.2. Recuperarea energiei mecanice de frânare în sistemele de transport dotate cu variatoare

hidraulice

Cele două distribuitoare de comandă 1 şi 2 sunt acţionate în poziţia

corespunzătoare de către mecanismul de reglare a capacităţii pompei hidraulice cu debit

variabil (PDV). În poziţia desenată magistrala superioară este magistrala de presiune

înaltă iar cea inferioară este de presiune joasă, cele două presiuni fiind limitate la valori

corespunzătoare de către aparate de protecţie nereprezentate în schemă.

În cazul unei frânări, energia cinetică acumulată în masele aflate în mişcare

determină pentru o perioadă scurtă de timp trecerea motorului hidraulic cu capacitate

constantă (MCC) în regim de pompă determinând o creştere a presiunii P2 şi

deschiderea supapei normal închise 3. Surplusul de debit va încărca acumulatorul

hidropneumatic 6 la o presiune limitată prin supapa 5. Completarea debitului din sistem

se va face folosind o pompă auxiliară cu debit constant (PDC), nefigurată în schemă. În

perioada accelerării sarcinii de către conducătorul auto se transmite prin pedala

respectivă o comandă distribuitorului 4 realizându-se astfel suplimentarea magistralei de

înaltă presiune cu o anumită cantitate de lichid de la acumulatorul 6, utilizând în felul

acesta energia recuperată în timpul frânării.

La inversarea sensului de mişcare cele două distribuitoare de comandă 1 şi 2 vor

fi repoziţionate corespunzător de către acelaşi mecanism, magistralele de presiune îşi

vor schimba rolul între ele, iar acumulatorul hidropneumatic se va încărca în mod

similar.

Energia mecanică de frânare poate fi recuperată şi prin transformarea ei în

energie electrică în cazul transmisiilor hidrostatice acţionate cu motoare asincrone sau

27

sincrone. În aceste cazuri, în perioada de frânare pompa hidraulică devine motor şi

acţionează asupra arborelui motorului electric determinând creşterea turaţiei acestuia

peste valoarea de sincronism, caz în care maşina electrică trece în regim de generator şi

injectează surplusul de energie în reţeaua electrică de alimentare.

Caracteristicile energetice ale transmisiilor hidrostatice se exprimă grafic sau

analitic prin corelaţiile care se stabilesc între principalele mărimi funcţionale care

determină puterea mecanică şi randamentul în funcţie de turaţie şi presiune.

În figura 2.3 se prezintă variaţia puterii în raport cu presiunea, iar în figura 2.4

variaţia randamentului total în raport cu turaţia pentru o transmisie hidrostatică

prevăzută cu reglare mixtă.

Reglarea secundară oferă o amplificare mai mare în putere şi o sensibilitate

ridicată la variaţia presiunii, în timp ce la reglarea primară creşterea de putere este mai

mică şi mai puţin sensibilă la variaţia presiunii.

La depăşirea presiunii nominale scade randamentul şi se reduce şi puterea utilă a

motorului.

La puteri mici de lucru randamentul este mai mic la turaţii mici, creşte şi apoi

scade uşor cu creşterea turaţiei. Transmisiile de putere mare au un randament mic la

turaţii mici în cazul reglării primare din cauza presiunii ridicate necesare pentru a

asigura cuplul mare cerut de sarcină. Se observă apoi o creştere a randamentului cu

turaţia, iar la trecerea pe reglajul secundar din nou o scădere cu atât mai pronunţată, cu

cât puterea este mai mare.

Figura 2.3 Caracteristicile de putere ale unei transmisii hidrostatice

cu reglare mixtă

Randamentul total al unei transmisii hidrostatice ( t) definit ca produsul

randamentelor totale ale pompei, motorului hidraulic şi motorului de antrenare a pompei

scade foarte mult în raport cu creşterea turaţiei de antrenare a pompei hidraulice. De

asemenea pentru o turaţie de antrenare dată (np= constant) randamentul total este cu atât

mai mic, cu cât reglajul pompei se face la valori mai mari ale volumului geometric, aşa

cum se arată în figura 2.5.

28

Figura 2.4. Variaţia randamentului total la o transmisie hidrostatică

cu reglare mixtă

Figura 2.5. Variaţia randamentului total în funcţie de turaţia de antrenare a pompei prevăzute cu

reglare primară

În sfârşit se constată că pierderile energetice se măresc atunci când pompa şi

motorul hidraulic au capacităţi apropiate.

Aceste obsevaţii sunt deosebit de importante pentru alegerea corectă şi utilizarea

eficientă a unei transmisii hidrostatice şi reprezintă limitări serioase ale acestor sisteme

de acţionare.

Făcând o sinteză a caracteristicilor funcţionale specifice transmisiilor hidrostatice se

pot evidenţia următoarele avantaje:

- transmisia hidrostatică asigură pornirea, frânarea şi inversarea sensului de

mişcare al sarcinii, eliminând solicitările dinamice şi mecanismele cu uzură mare din

categoria cuplajelor mecanice. Accelerarea la pornire şi frânarea la oprire pot fi reglate

simplu şi în limite largi;

- frânarea poate fi realizată prin toate metodele cunoscute, cu recuperare de

energie, folosind un aparataj de comandă simplu, fiabil şi uşor de manevrat;

29

- permite reglarea continuă a turaţiei motorului, într-un domeniu larg de valori,

simplificând considerabil ansamblul cinematic necesar în multe aplicaţii tehnice;

-inversarea uşoară a sensului de mişcare le asigură o compatibilitate perfectă cu

utilajele care necesită o mişcare alternativă eliminând astfel inversoarele mecanice;

- regimurile de pornire şi frânare se realizează cu consumuri minime de energie,

nefiind utilizate elemente disipative de comandă;

-transmisiile hidrostatice pot fi comandate cu uşurinţă de la distanţă şi se pretează

bine la o automatizare complexă după criterii energetice şi dinamice, folosind pentru

aceasta echipamente numerice cu microprocesoare.

Alături de aceste importante avantaje transmisiile hidrostatice prezintă şi anumite

dezavantaje, printre care menţionăm:

- au un randament mai scăzut datorită pierderilor în elementele sistemului;

- sunt echipamente complexe şi scumpe;

- au o comportare dinamică mai lentă din cauza sarcinilor inerţiale mari;

- necesită un spaţiu mai mare de amplasare.

Progresele remarcabile înregistrate în domeniul materialelor utilizate, creşterea

presiunilor de lucru şi utilizarea calculatoarelor electronice pentru comandă şi reglare au

redus sensibil unele dintre dezavantajele transmisiilor hidrostatice, făcându-le

competitive din punctul de vedere al raportului performanţe-costuri cu acţionările

electrice, iar în unele categorii de aplicaţii devenind singura soluţie economică.

Ca domenii prioritare transmisiile hidrostatice se folosesc pentru acţionări

reversibile la laminoare şi maşini unelte mari, macarale de mare capacitate, instalaţii de

foraj la mare adâncime, ascensoare, echipamente mobile, acţionări navale, acţionarea

echipamentelor de artilerie, etc. În ultimul timp aceste sisteme au pătruns şi în domeniul

acţionărilor de putere mai mică din robotică, sistemelor flexibile de fabricaţie sau în

tehnica aeronautică.

2.2. Sinteza sistemelor de reglare a turaţiei prin acţionare asupra pompei

volumice

Reglarea primară oferă avantaje esenţiale constructive şi funcţionale pentru

acţionarea sarcinilor mecanice caracterizate prin inerţie şi cuplu rezistent de valori

ridicate. Sistemul de reglare a turaţiei este prevăzut cu un servomecanism

electrohidraulic rapid, prin care se realizează propriu-zis modificarea debitului pompei

volumice în funcţie de semnalul de comandă elaborat de un regulator electronic de

comandă.

Ne vom referi în cele ce urmează la o variantă analogică a sistemului de reglare, a

cărui schemă de principiu este reprezentată în figura 2.6.

Regulatorul automat de turaţie (RAT) primeşte ca mărimi externe valoarea de

referinţă a turaţiei (yr) sub forma unui semnal analogic elaborat de blocul de prescriere a

turaţiei (BPT), turaţia reală (y) măsurată cu un traductor de turaţie (Tr) de tip

tahogenerator şi un semnal de presiune diferenţială ( P) care reprezintă o masură a

cuplului dezvoltat de motorul hidraulic. După elaborarea şi prelucrarea semnalului de

eroare

30

= yr – y, (2.1)

regulatorul de turaţie emite un semnal de comandă (ucp) care reprezintă semnalul de

referinţă pentru servomecanismul de modificare a capacităţii pompei (SAP) care are ca

mărime de ieşire variabila qp.

Figura 2.6. Schema de principiu a sistemului de reglare a turaţiei

cu acţionare asupra pompei

Vom considera că acest servomecanism a fost optimizat, iar ca sistem de urmărire

este caracterizat de funcţia de transfer:

1sT

K

)s(u

)s(qsH

smp

smp

cp

p

smp (2.2)

unde Ksmp reprezintă factorul de amplificare, iar Tsmp reprezintă constanta de timp.

Deoarece mărimea de calitate a sistemului de reglare este turaţia motorului

hidraulic şi a sarcinii (z = M), traductorul folosit este caracterizat de relaţia :

y = Kt M (2.3)

unde Kt (Vs/rad) reprezintă constanta de transfer.

Pentru a realiza sinteza sistemului de reglare a turaţiei este necesară modelarea

matematică a grupului pompă-motor, adică stabilirea modului de comportare în regim

dinamic al acestuia dacă mărimea de intrare se consideră capacitatea pompei (qp) iar

mărimea de ieşire turaţia motorului ( M).

Vom considera cazul general al sarcinii mecanice care are toate componentele,

adică inerţie, frecare vâscoasă şi cuplu rezistent.

În această situaţie ecuaţia de echilibru dinamic al cuplurilor la arborele motorului

va fi:

RMM

M Mfdt

dJM (2.4)

mărimile J, f şi MR având semnificaţia cunoscută.

Din relaţia de definiţie a randamentului mecanic rezultă expresia cuplului

dezvoltat de motor:

MM = mMqM P (2.5)

Din cele două relaţii anterioare se obţine căderea de presiune la motor:

31

R

MmM

M

MmM

M

MmM

Mq

1

q

f

dt

d

q

JP (2.6)

Vom introduce notaţiile:

MmM

0

MmM

2

MmM

1q

1;

q

J;

q

f (2.7)

şi vom aplica ecuaţiei (2.6) transformata Laplace, din care rezultă:

sMss)s(p R0M12 (2.8)

Dacă vom face notaţii similare şi în ecuaţia generală (2.33) şi anume:

M

02

M

MP1

M

Pm

q

V;

q;

qK (2.9)

atunci aplicând transformata Laplace acestei ecuaţii se obţine:

sPssqKs 21PmM (2.10)

Din relaţiile (2.8) şi (2.10) rezultă modelul dinamic al subsistemului pompă-

motor corespunzător regimului analizat:

2

22122111

R210PmM

ss1

sMssqKs (2.11)

Pe baza acestor modele se poate elabora schema funcţională din figura 2.7, unde

s-a introdus notaţia : 2

22122111 ss1s (2.12)

Figura 2.7. Schema funcţională a sistemului de reglare a turaţiei

prin acţionare asupra pompei

Deoarece în practică se constată că se îndeplineşte întotdeauna condiţia:

1q

f2

MmM

MP11 (2.13)

funcţia de transfer a părţii fixate a sistemului se poate scrie sub forma :

1sT1s2s

K

su

sysH

smp

0

0

2

0

2

F

cp

F (2.14)

unde:

KF = Km Kt Ksmp (2.15)

reprezintă factorul de amplificare

32

22

0

1 (2.16)

reprezintă pulsaţia naturală, iar

2

012210 (2.17)

reprezintă factorul de amortizare.

Modelul matematic al grupului pompă-motor hidraulic se poate simplifica şi mai

mult dacă se neglijează efectul compresibilităţii fluidului de lucru în conductele

circuitului hidraulic. În acest caz 2 2 0, iar partea fixată va fi descrisă de funcţia de

transfer:

1sT1sT

K

su

sysH

smpF

F

cp

F1 (2.18)

unde:

2

MmM

MPF

q

JT (2.19)

reprezintă constanta de timp. Se constată că în acest caz s-a obţinut pentru TF o expresie

similară cu cea dată de relaţia (1.66), adică:

TF = TM (2.20)

rezultat de altfel explicabil având în vedere cazul particular analizat.

Aşadar transmisiile hidrostatice de mică putere în care sunt vehiculate în general

debite mici de fluid nu necesită conducte cu volum mare de lichid, motiv pentru care

neglijarea efectului de compresibilitate devine pe deplin justificată. În aceste cazuri

comportarea dinamică a grupului pompă-motor corespunde unui element de întârziere

de ordinul întâi.

Sinteza compensatorului automat pentru acest gen de aplicaţii se referă la

determinarea legii de reglare care să satisfacă un set de performanţe ale regimului

staţionar şi tranzitoriu, atât în raport cu variaţia mărimii de referinţă, cât şi în raport cu

variaţia mărimii de perturbaţie. Aceste performanţe se referă la asigurarea stabilităţii

sistemului în toată gama de reglare a turaţiei, a vitezei de răspuns şi a preciziei de

reglare.

Analizând cele două tipuri de funcţii de transfer ale obiectului condus (2.14) şi

(2.18), se constată că acestea corespund unor elemente de întârziere de ordinul

trei,respectiv de ordinul doi, fapt care conduce la necesitatea introducerii unui pol în

origine, în legea de reglare pentru a asigura o eroare staţionară zero în raport cu variaţia

mărimii de referinţă. Prin urmare legea de reglare recomandată poate fi de tip PI sau

PID având forma:

sT

11KsH

i

RRA (2.21)

respectiv :

STsT

11KsH d

i

RRA (2.22)

33

unde KR reprezintă factorul de amplificare, Ti constanta de timp de integrare, iar Td

constanta de timp de derivare.

Cea mai importanta performanţă pentru utilizarea în practică a transmisiei

hidrostatice este stabilitatea. Pentru analiza stabilităţii pot fi utilizate atât criterii

frecvenţiale cât şi criterii algebrice.

În ambele cazuri este necesară cunoaşterea funcţiei de transfer a sistemului

deschis, definită de relaţia:

s

sysHsHsH FRAb

(2.23)

Într-o primă etapă vom face analiza stabilităţii considerând pentru partea fixată

modelul general (2.14), iar pentru regulator o lege de reglare de tip PID (2.22). În acest

caz ecuaţia caracteristică a sistemului devine:

1 + Hb(s) = 0 (2.24)

După introducerea relaţiei (2.23) şi efectuarea calculelor se obţine ecuaţia

caracteristică sub forma polinomială:

0CSCSCSCSC 01

2

2

3

3

4

4 (2.25)

unde am notat :

C0 = KRKF (2.26)

C1 = Ti+ KRKFTi (2.27)

C2 = diFR

0

i0smpi TTKK

T2TT (2.28)

C3 =0

smpi0

2

0

iTT2T

(2.29)

C4 = 2

0

smpiTT (2.30)

Constatăm că sunt îndeplinite condiţiile preliminare de stabilitate ( Ci 0, i = 1 4),

aşa că vom forma matricea Hurwitz de ordinul patru:

024

13

024

13

CCC0

0CC0

0CCC

00CC

H (2.31)

Pentru ca sistemul să fie stabil este necesar ca toţi minorii care se formează din

această matrice să fie pozitivi, adică:

31 C 0 (2.32)

1423

24

13

2 CCCCCC

CC 0 (2.33)

0CCC

CC0

CCC

0CC2

3021

13

024

13

3 (2.34)

0C 304 (2.35)

34

Observăm că 3 poate fi pozitiv numai dacă 2 0, deci dacă 3 0 nu mai

trebuie să verificăm şi condiţia 2 0, care va fi îndeplinită cu certitudine. Aşadar

singura condiţie care trebuie asigurată prin proiectarea şi acordarea regulatorului

electronic pentru a conferi sistemului o comportare stabilă este condiţia (2.34).

Dacă este îndeplinită condiţia :

3= 0 (2.36)

sistemul se află la limita de stabilitate adică oscilează cu amplitudine constantă şi

frecvenţă constantă. De aici rezultă şi valoarea maximă a factorului de amplificare KRO

utilizat pentru acordarea regulatorului prin criterii experimentale.

Ecuaţia caracteristică (2.25) permite deducerea condiţiilor de stabilitate şi pentru

alte cazuri particulare ale legilor de reglare. Astfel dacă considerăm Td = 0 obţinem

cazul legii de reglare PI, iar dacă Td =0 şi Ti se vor obţine condiţiile de stabilitate

ale sistemului prevăzut cu regulator proporţional (P). În aceste cazuri particulare va

rezulta o ecuaţie caracteristică de gradul trei (ci, i = 0 3).

Criteriul lui Hurwitz nu furnizează informaţii despre rezerva de stabilitate, ci

permite determinarea cel mult a limitei de stabilitate, adică determinarea valorii maxime

a factorului de amplificare pentru care sistemul are rădăcini complexe conjugate situate

pe axa imaginară.

Alegând structura legii de reglare din considerente de satisfacere a anumitor

performanţe ale regimului tranzitoriu şi staţionar determinate de componentele P, I şi D,

se pune problema stabilirii valorilor concrete pentru aceşti parametri, care în plus

trebuie să satisfacă şi condiţia generală de stabilitate (2.34). Aşadar după alegerea

funcţiei de transfer a regulatorului automat urmează determinarea valorilor optime ale

parametrilor de acord KR, Ti şi Td, adică optimizarea sistemului, pentru care se pot

utiliza mai multe metode. Vom prezenta în continuare pe cele mai importante.

2.2.1.Acordarea optimă a regulatorului automat prin metode experimentale Utilizarea unor criterii experimentale de acordare se aplică unor sisteme care se

află deja în funcţiune şi prezintă avantajul verificării directe a performanţelor prin

măsurarea şi vizualizarea adecvată a acestora.

Metodele practice de acordare se bazează pe aprecierea comportării sistemului

automat prin aproximarea valorilor minime ale unor criterii integrale de eroare care

conduc în final la regimuri tranzitorii cu durată şi suprareglare optime.

Cel mai utilizat criteriu din această categorie este criteriul de performanţă

Ziegler-Nichols, care asigură acordarea în raport cu variaţia mărimii de intrare. Potrivit

acestui criteriu se aduce regulatorul automat la structura de regulator proporţional,

stabilind Ti şi Td şi se creşte factorul de amplificare KR până când în sistem se

instalează un regim permanent oscilant, adică sistemul se află la limita de stabilitate.

Se măsoară factorul de amplificare KRO şi perioada oscilaţiilor T0 după care se

calculează valorile optime ale parametrilor de acord după cum urmează:

- Pentru legea P

KRopt = 0,5 KRO (2.37)

35

- Pentru legea P I

KRopt = 0,45 K0 (2.38)

Ti opt = 0,8 T0 (2.39)

- Pentru legea PID

KRopt= 0,75 KRO (2.40)

Ti opt = 0,6 T0 (2.41)

Td opt= 0,1 T0 (2.42)

Verificarea comportării sistemului optimizat după acest criteriu se poate face

prin simulare numerică sau direct pe instalaţia industrială aflată în funcţiune.

2.2.2. Acordarea optimă a regulatorului automat prin utilizarea criteriilor integrale Acordarea prin criterii integrale urmăreşte obţinerea unor valori cât mai reduse

ale semnalului de eroare atunci când sistemul este supus la intrare la o variaţie de tip

treaptă.

Unul dintre cei mai utilizaţi indici globali de calitate constă în minimizarea unui

criteriu pătratic de eroare, adică

immindttI0

2

2 (2.43)

Evident semnalul de eroare (t) va fi exprimat ca o funcţie de parametrii de acord

ai regulatorului KR, Ti şi Td astfel încât valorile optime ale acestor parametri se obţin

prin anularea derivatelor parţiale:

0K

I

R

2 (2.44)

0T

I

i

2 (2.45)

0T

I

d

2 (2.46)

dacă legea folosită a fost de tip PID.

În practică pot fi utilizate şi alte criterii integrale de eroare, fiecare dintre ele fiind

caracterizat de un regim tranzitoriu etalon către care tinde răspunsul sistemului

optimizat.

Aplicarea efectivă a criteriului I2 necesită determinarea expresiei (t) şi calculul

unei integrale, operaţii care pot deveni destul de dificile pentru sisteme complexe.

Pentru a ocoli aceste dificultăţi s-au dezvoltat metode de calcul în complex ale integralei

I2 pentru diferite forme ale semnalului de eroare (t). Într-adevăr se poate scrie

dsssj2

1dsdtets

j2

1dtdses

j2

1t

dtsLtdtttdttI

j

j0

st

j

j

j

j

st

0

1

000

2

2

(2.47)

Având în vedere că semnalul de eroare se determină cu relaţia :

s = [1-H0(s)]yr(s) (2.48)

36

unde:

sH1

sHsH

b

b0 (2.49)

este funcţia de transfer a sistemului închis, rezultă pentru criteriul I2 expresia:

dssysysH1sH1j2

1I rr0

j

j

02 (2.50)

Aplicând relaţia (3.48) în cazul transmisiei hidrostatice se va obţine:

01

2

2

3

3

4

4

01

2

2

3

3

cscscscsc

bsbsbsbs (2.51)

unde:

i0 Tb (3.52)

ismp

0

01 TT

2b (3.53)

i

0

smp0

2

0

2 TT21

b (2.54)

2

0

ismp

3

TTb (2.55)

iar coeficienţii Ci,i = 0,4 sunt daţi prin relaţiile (2.26) (2.30).

Pentru expresia (2.51) a semnalului de eroare integrala I2 a fost calculată de Mc

Lenn şi prezentată ca rezultat final sub forma :

3214

2

1

2

3040

432

2

41

2

0

3214

2

1

2

3040

43020

2

141031

2

22103

2

0

2

32

ccccccccc2

cccccb

ccccccccc2

cccbb2bcccbb2bcccccbI

(2.56)

Prin intermediul coeficienţilor bi şi cj, i = 1,3, j= 1,4, integrala I2 devine o funcţie

de parametrii de acord ai regulatorului, adică,

I2 = f(KR, Ti, Td) (2.57)

şi se pot aplica relaţiile (2.44) (2.46) pentru determinarea valorilor optime KRopt, Tiopt

şi Tdopt.

Deşi la prima vedere metoda pare laborioasă din punctul de vedere al calculului,

totuşi programată pe calculator oferă o soluţie rapidă de optimizare a transmisiei

hidrostatice folosită într-o aplicaţie concretă, dacă sistemul a fost bine identificat.

Optimizarea dinamică a transmisiei hidrostatice se poate face şi printr-o simulare

numerică folosind limbaje de simulare universale sau dedicate. Alegerea unei metode de

acordare optimă a regulatorului automat depinde atât de experienţa cercetătorului cât şi

de mijloacele de calcul avute la îndemână într-un context dat.

Dacă partea fixată a sistemului de reglare este descrisă prin modelul simplificat

(2.18), atunci se recomandă o lege de reglare de tip PI având în vedere că întotdeauna

37

constanta de timp a grupului pompă-motor-sarcină este mai mare decât constanta de

timp a servomecanismului de acţionare a pompei, adică

TF Tsmp (2.58)

În acest caz pot fi obţinute performanţe optime folosind criteriul modulului.

Pentru aceasta se notează cu:

1sT1sT

KsH

F

FF (2.59)

unde

T =Tsmp (2.60)

se consideră constantă de timp parazită.

Conform criteriului modulului acordarea optimă a legii de reglare PI are loc

atunci când sunt îndeplinite condiţiile:

TK2

TK

F

FR (2.61)

Fi TT (2.62)

În aceste condiţii, funcţia de transfer a sistemului deschis devine:

s

sy

1sTsT2

1sHb (2.63)

din care rezultă:

sy

sy

s2ssH

r

2

010101

2

2

010

(2.64)

unde:

T2

101 (2.65)

reprezintă pulsaţia naturală a sistemului închis, iar:

707,02

201 (2.66)

factorul de amortizare al sistemului închis.

Folosind această strategie de optimizare se obţine un sistem echivalent de ordinul

doi în care intervine numai dinamica servomecanismului de acţionare a pompei,

constanta de timp dominantă a transmisiei fiind eliminată.

Performanţele sistemului în raport cu variaţia dreaptă a referinţei corespund unui

răspuns optimizat în care suprareglajul şi timpul tranzitoriu sunt date de relaţiile:

= 4,3 (2.67)

şi

ttr 6,73 T (2.68)

Aplicarea criteriului modulului pentru acordarea optimă a regulatoarelor

automate instalate pe transmisii hidrostatice este deosebit de avantajoasă întrucât

constantele de timp principale pot fi separate net de cele parazite, iar numărul

constantelor principale nu depăşeşte niciodată cifra de doi, adică nu există posibilitatea

luării în considerare a unei legi de reglare mai complexe decât o lege tipizată PID.

38

2.3. Realizarea caracteristicilor statice şi astatice de reglare prin mijloace

clasice şi moderne

Comportarea transmisiei hidrostatice în regim permanent trebuie analizată atât în

raport cu mărimea de intrare yr(t), cât şi în raport cu mărimea de perturbaţie v(t).

Perfomanţele regimului staţionar, adică precizia de reglare sunt determinate în mod

direct de legea de reglare folosită. Vom prezenta în continuare problematica regimului

permanent în fiecare caz în parte pentru a putea deduce concluzii importante pentru

utilizarea în practică a transmisiilor hidrostatice.

2.3.1.Transmisii hidrostatice cu regulatoare proporţionale (P)

Referindu-ne la schema funcţională din figura 2.7 şi la relaţia generală (2.14)

rezultă pentru semnalul de eroare expresia:

sy

KK1sT1s2s

1sT1s2s

sysHsH1

1sy

sH1

1s

r

FRsmp

0

0

2

0

2

smp

0

0

2

0

2

r

FR

r

b

r

(2.69)

În raport cu semnalele de referinţă de tip treaptă, adică

s

1sy r (2.70)

eroarea staţionară conform teoremei valorii finale va fi:

FRs

r

stKK

1sslim (2.71)

Aşadar în cazul legii de reglare proporţionale precizia de urmărire a semnalelor

treaptă de intrare este limitată, comportarea sistemului în regim staţionar va fi cu atât

mai bună cu cât amplificarea pe calea directă va fi mai mare, bineânţeles în limitele

respectării condiţiei de stabilitate.

Pentru calculul erorii staţionare în raport cu variaţia mărimii de perturbaţie vom

reorganiza schema funcţională a sistemului aşa cum se arată în figura 2.8.

Aplicând principiul superpoziţiei, sistemul fiind liniar, obţinem:

sMsHsVsHsy0sysys RVvr

V (2.72)

unde Hv(s) este funcţia de transfer pe canalul de transmitere a perturbaţiei de cuplu şi

este dată de expresia:

FRsmp

210tV

KK1sTs

sKsH (2.73)

39

Fig 2.8. Schema funcţională a sistemului în raport cu mărimea de perturbaţie

Aplicând din nou teorema valorii finale pentru perturbaţii de tip treaptă se obţine:

smpmR

RO10

FR

RO10tv

)s(0s

v

stKKK

M

KK

MKslim (2.74)

După explicitarea mărimilor corespunzătoare în funcţie de parametrii sistemului

se obţine:

psmpMmMR

ROMpV

stKqK

M (2.75)

Relaţia (2.75) ne conduce la câteva concluzii importante şi anume:

1) Pierderile de debit din sistem determină o eroare de rejecţie a perturbaţiei de

cuplu, dacă legea de reglare este de tip proporţional;

2) Eroarea va fi cu atât mai mică cu cât motorul hidraulic are o capacitate mai

mare şi un randament mecanic mai bun;

3) Pentru reducerea erorii determinate de perturbaţie este necesar să se aleagă

valori mari pentru factorul de amplificare al regulatorului în limitele admise de

respectarea condiţiei de stabilitate;

4) Mărirea factorului de amplificare al servomecanismului de acţionare a

deschiderii pompei influenţează favorabil eroarea staţionară a sistemului;

5) Transmisiile hidrostatice având pompa antrenată la turaţii mari au o capacitate

sporită de rejecţie a perturbaţiilor de cuplu.

Pentru a deduce condiţia de stabilitate în cazul sistemului cu regulator

proporţional vom particulariza ecuaţia caracteristică pentru Ti . Aplicând criteriul lui

Hurwitz ecuaţiei obţinute se obţine condiţia de stabilitate sub forma:

F

smp

0

000

smp

RK

11T

22

T

1K (2.76)

Potrivit acestei relaţii un servomecanism rapid de acţionare a deschiderii pompei

are un efect favorabil asupra stabilităţii transmisiei hidrostatice permiţând alegerea unui

factor de amplificare mai mare care conduce implicit la o eroare staţionară mai mică atât

în raport cu referinţa cât şi cu perturbaţia.

Se observă în acelaşi timp efectul favorabil al amortizării hidraulice 0 şi al

pulsaţiei naturale 0. Prin suprapunerea efectelor (sistemul fiind liniar) din relaţia (2.7)

se deduce ecuaţia caracteristicii statice a sistemului:

M= Mo – SM MR (2.77)

40

unde

t

V

stM

KS (2.78)

reprezintă statismul transmisiei hidrostatice, iar Mo reprezintă turaţia realizată de sistem

ca răspuns la o mărime de referinţă constantă.

Modul de variaţie al turaţiei în raport cu perturbaţia de sarcină este prezentat în

figura 2.9.

Figura 2.9. Caracteristica statică a transmisiei hidrostatice prevăzută cu

regulator proporţional

Aşadar legea de reglare proporţională conferă sistemului de reglare automată a

turaţiei unei transmisii hidraulice o caracteristică de reglare de tip static.

Pentru simplitatea constructivă a regulatorului proporţional şi pentru realizarea

uşoară a condiţiei de stabilitate această lege de reglare are utilizare largă în acele

aplicaţii în care nu deranjează o caracteristică de reglare de tip static.

În cazul în care se doreşte o reglare precisă şi o rejecţie exactă a perturbaţiilor de

tip treaptă se recomandă legea de reglare de tip PI.

De data aceasta tot din schema funcţională reprezentată în figura 2.8 rezultă

funcţia de transfer în raport cu perturbaţia sub forma:

sT1KKssT

ssTKsH

iFRi

21i0tV (2.79)

În aceste condiţii, pentru perturbaţii de tip treaptă se obţine:

0MsHss ROv0s0s

V

st limlim (2.80)

Acelaşi rezultat se obţine şi pentru comportarea sistemului în raport cu mărimea

de referinţă, adică:

0r

st (2.81)

Aşadar legea de reglare PI asigură o rejecţie exactă a perturbaţiei de sarcină de tip

treaptă. În schimb condiţia de stabilitate (2.34) este mult mai complexă decât în cazul

regulatorului proporţional şi trebuie analizată cu o atenţie sporită pentru a asigura

rezerva corespunzătoare de stabilitate în raport cu variaţia necontrolată a unor

parametrii sau cu incertitudinile de modelare. Aceasta devine deja o problemă de sinteză

robustă.

41

Prin urmare, în cazul legii de reglare PI se obţine o caracteristică de reglare de tip

astatic, aşa cum se arată în figura 2.10.

Fig.2.10. Caracteristica statică a transmisiei hidrostatice prevăzută cu regulator proporţional-integral

În practică proprietatea de rejecţie exactă a perturbaţiei este asigurată până la o

valoare limită a cuplului rezistent (MRmax), dincolo de care presiunea de alimentare a

motorului depăşeşte valoarea limitată de supapele de presiune iar funcţionarea

sistemului intră într-un regim neliniar.

Analizând relaţiile anterioare constatăm şi în cadrul sistemelor de reglare a

transmisiilor hidrostatice contradicţia fundamentală dintre stabilitate şi precizia de

reglare, din punctul de vedere al alegerii factorului de amplificare al sistemului.

Soluţiile moderne aplicate pentru rezolvarea acestei probleme constau în realizarea unor

sisteme de reglare după variabile de stare care permit mult mai uşor o sinteză prin

alocarea polilor ecuaţiei caracteristice şi utilizarea legăturilor de comandă feed-forward

şi pe această bază satisfacerea tuturor performanţelor impuse. Implementarea acestor

metode este posibilă fără îndoială numai prin utilizarea algoritmilor de reglare numerică

şi a microprocesoarelor dedicate, fapt care conduce la creşterea complexităţii şi a

preţului de cost al sistemului. Decizia finală de adoptare a unei soluţii pentru

automatizarea transmisiei hidrostatice trebuie să se bazeze pe o analiză atentă, tehnică şi

economică care să conducă la un compromis acceptabil între performanţe şi cost, având

în vedere întotdeauna şi posibilităţile de întreţinere şi exploatare.

2.4. Simularea numerică a unui sistem de reglare automată a turaţiei

folosind pompa hidraulică ca amplificator de putere

Analiza şi optimizarea sistemelor de reglare automată a turaţiei unei transmisii

hidrostatice prin simulare numerică impune determinarea unui model matematic

exprimat în domeniul timpului prin ecuaţii diferenţiale, sau în domeniul complex prin

funcţii de transfer şi scheme funcţionale.

Atunci când modelul este organizat pentru a fi utilizat numai în scopul simulării,

el poartă numele de model de simulare şi prezintă anumite particularităţi specifice care

pot fi rezumate astfel:

- modelul pentru simulare trebuie să permită determinarea evoluţiei tuturor

mărimilor de stare care prezintă interes într-o aplicaţie dată;

42

- un model general trebuie să permită înregistrarea şi vizualizarea mărimilor

specifice subsistemelor de bază în orice configuraţie a interacţiunilor dintre ele;

- modelul trebuie să fie uşor de implementat cu ajutorul limbajelor generale de

simulare.

Modelele funcţionale de tip intrare-ieşire şi cele funcţional-structurale de tip intrare-

stare-ieşire au cunoscut cea mai largă utilizare în simularea şi optimizarea sistemelor

dinamice, în general, şi a transmisiilor hidrostatice , în particular, deoarece sunt

compatibile cu limbajele generale de simulare printre care limbajul Matlab-Simulink

ocupă o poziţie privilegiată.

Facilităţile oferite de acest mediu de programare şi simulare reduc considerabil

efortul de pregătire a problemelor în vederea soluţionării lor, cu ajutorul calculatorului,

putând fi utilizat de categorii largi de specialişti din diferite domenii de activitate.

Pentru simularea numerică a sistemului reprezentat în figura 2.7 vom aplica

câteva transformări echivalente, în urma cărora se obţine schema de simulare din figura

2.11.

Fig. 2.11. Schema de simulare pentru un sistem de reglare a turaţiei

folosind pompa ca amplificator de putere

Funcţiile de transfer corespunzătoare modelului de simulare sunt date de relaţiile:

1

1i1

q

pKH (2.82)

2

2

i

iR2

q

p

sT

sT1KH (2.83)

3

3

smp

smp

3q

p

sT1

KH (2.84)

4

4

210

m4

q

p

s

KH (2.85)

5

5

s

210t5

q

psKH (2.86)

6

6e6

q

pKH (2.87)

unde factorii Ki şi Ke sunt introduşi pentru a vizualiza mărimea de ieşire, nM (rot/min) în

funcţie de diferite valori ale mărimii de referinţă nr.

43

Din aceste relaţii pot fi identificaţi coeficienţii polinoamelor respective după cum

urmează:

P1 = [Ki]; q1 = [1] (2.88)

P2 = [KRTi,KR]; q2 = [Ti,0) (2.89)

P3 = [Ksmp]; q3 = [Tsmp,1] (2.90)

P4 = [Km]; q4 = [ 0 2, o 1] (2.91)

P5 = [Kt 0 2, Kt o 1] (2.92)

q5 = [ 2 2, 1 2+ 2 1 1 1 ]

p6 = [Ke]; q6 = [1] (2.93)

p7 = [1]; q7 = [1] (2.94)

Cu aceste notaţii schema de simulare a sistemului în raport cu variaţia mărimii de

intrare are aspectul din figura 2.12.

Fig.2.12. Structura modelului de simulare a sistemului de reglare a turaţiei în raport cu variaţia mărimii de

referinţă

Pentru vizualizarea semnalului de eroare se va folosi schema echivalentă din

figura 2.13.

Fig. 2.13. Structura modelului de simulare pentru vizualizarea

semnalului de eroare

Pe baza acestor scheme funcţionale s-a elaborat programul de simulare sub forma

unui fişier matlab, abreviat RPOMPA.m prezentat în anexă. Acest program s-a rulat

pentru o transmisie hidrostatică cu elemente funcţionale caracterizate de următorii

parametri:

Pompa hidraulică:

- Turaţia de antrenare: p = 50 rad/sec

- Capacitatea maximă: qpmax=15/ 10-6

m3/rad

- Randamentul volumic: vP = 0,95

44

- Randamentul mecanic: mP = 0,95

- Coeficientul de pierderi: P = 125 10-14

m5/NS

- Presiunea nominală: Pnom= 3 107 N/m

2

Motorul hidraulic:

Capacitatea maximă : qMmax = 15/ 10-6

m3/rad

Randamentul volumic : VM = 0,95

Randamentul mecanic : mM = 0,95

Coeficientuul de pierderi: M = 125 10-14

m5/NS

Presiunea maximă : PM = 3 107 N/m

2

Conductele de alimentare şi fluidul de lucru

Volumul total de fluid: Vo = 2 10-3

m3

Modulul de compresibilitate: E = 6 109 N/m

2

Tipul uleiului hidraulic: HP 36 EP

Traductorul de turaţie

Tahogenerator de curent continuu care furnizează o tensiune U = 7 Vcc la 1000

rot/min

Factorul de transfer al traductorului :

10

1K t V s/rad

Pentru cercetarea comportării sistemului în raport cu mărimea de perturbaţie

schema funcţională a sistemului se organizează ca în figura 2.14.

Fig. 2.14. Schema funcţională a sistemului în raport cu mărimea de perturbaţie

Folosind notaţiile anterioare rezultă modelul de simulare din figura 2.15.

Fig. 2.15. Structura modelului de simulare în raport cu mărimea de perturbaţie

45

Comportarea dinamică a sistemului analizat în raport cu mărimea de intrare şi de

perturbaţie este prezentată în figurile 2.16, 2.17 şi respectiv 2.18.

În urma simulării sistemului în raport cu variaţia mărimii de referinţă şi variaţia

mărimii de perturbaţie se desprind următoarele concluzii importante:

- utilizarea modelului general pentru descrierea grupului pompă-motor conduce la

o comportare dinamică cu indici de calitate foarte apropiaţi de cei menţionaţi în

literatura de specialitate şi în testele de laborator;

- pierderile de debit din sistem şi cuplurile de frecări vâscoase au un efect

important asupra amortizării hidraulice şi implicit asupra stabilităţii;

- utilizarea legii de reglare de tip proporţional conduce la un regim tranzitoriu

bine amortizat, dar nu poate anula eroarea staţionară determinată de perturbaţia de cuplu

la sarcină;

- utilizarea legii de reglare de tip proporţional-integral asigură rejecţia exactă a

perturbaţiei de cuplu la sarcină, dar conduce la regimuri tranzitorii mai puţin amortizate;

- prin acordarea optimă a legii de reglare PI se pot asigura simultan toţi indicii de

performanţă, atât în raport cu referinţa cât şi în raport cu perturbaţia;

- legile de reglare PI sau PID asigură o caracteristică de reglare de tip astatic, fără

mijloace suplimentare de compensare.

Cap.3. REGLAREA TRANSMISIEI HIDROSTATICE ÎN REGIM DE

VARIATOR DE CUPLU (REGLARE SECUNDARĂ)

3.1. Determinarea caracteristicilor statice de reglare ale motorului hidraulic

rotativ.

Reglarea secundară a unei transmisii hidrostatice se realizează prin modificarea

debitului specific la motorul hidraulic cu debit reglabil (MDR) prevăzut cu echipamente

dedicate acestui scop. Acţionarea dispozitivului de modificare a capacităţii motorului

rotativ se face cu ajutorul unui servomecanism electrohidraulic (SAM) cu acţiune rapidă

comandat de către un regulator electronic sau de un sistem de conducere cu

microprocesor.

Reglarea secundară presupune alimentarea motorului hidraulic de la o sursă de

debit constant. Se poate vorbi de reglare secundară numai în contextul unei transmisii

hidraulice în care şi pompa hidraulică este prevăzută cu reglaj de debit (reglare

primară), cele două intervenţii de reglare fiind astfel corelate încât să conducă la

performanţe energetice şi dinamice superioare.

În toate celelalte cazuri este vorba de o reglare disipativă care oferă performanţe

dinamice bune dar cu randamente scăzute.

Reglarea disipativă poate fi realizată la rândul ei cu elemente de comandă de tip

servovalve sau distribuitoare proporţionale sau cu regulatoare de debit ca elemente de

compensare serie sau paralel, aşa cum se arată în figura 3.1.

46

Aceste sisteme asigură reglarea turaţiei într-un domeniu larg de valori atât sub

turaţia nominală cât şi peste turaţia nominală, între turaţia minimă Mmin şi turaţia

maximă Mmax în funcţie de cerinţele impuse în diferite aplicaţii.

Până la turaţia nominală se modifică debitul Q al motorului iar peste turaţia

nominală se modifică capacitatea motorului hidraulic în sensul reducerii debitului

specific qm.

Metodele nedisipative de reglare a turaţiei folosesc reglarea mixtă şi permit

obţinerea unui domeniu de reglare mare, până la (2÷3) nom.

Limitarea valorii maxime a turaţiei se face din considerente mecanice şi de

limitare a nivelului de zgomot.

Pentru determinarea caracteristicilor statice a unei transmisii cu reglare secundară

vom considera schema de principiu din figura 3.2.

Vom lua în considerare pierderile de debit şi vom admite că sistemul

funcţionează până la limita deschiderii supapei de limitare a presiunii din sistem şi vom

neglija compresibilitatea fluidului de lucru. În aceste condiţii ecuaţiile care descriu

regimul staţionar sunt:

pqpqQ MMMppp (3.1)

pqM MmMM (3.2)

Din aceste relaţii se obţine ecuaţia generală a caracteristicii mecanice a motorului:

M

mMM

Mp

M

p

pm Mqq

q2

(3.3)

În această relaţie s-a presupus că debitul specific la pompă este constant şi egal cu

valoarea maximă, adică:

.constqq maxpp (3.4)

şi

.constalminnop (3.5)

a) Reglare disipativă cu servovalvă sau distribuitor proporţional

47

b) Reglare disipativă cu supapă de compensare serie

Figura 3.1. Reglarea motorului hidraulic prin metode disipative.

..

Figura 3.2. Schema de principiu a transmisiei hidraulice cu reglare secundară

Relaţia (3.3) reprezintă o familie de caracteristici statice având ca parametru

debitul specific la motor, aşa cum se arată în figura 3.3.

Fig. 3.3. Caracteristicile mecanice ale motorului hidraulic rotativ

cu capacitate reglabilă

Comanda capacităţii motorului hidraulic (qM) conduce la caracteristici mecanice

liniare dar cu pantă din ce în ce mai mare pe măsură ce debitul specific al motorului se

diminuează.

Dacă de neglijează pierderile de debit din sistem, caracteristicile mecanice nu mai

depind de cuplu, devenind drepte paralele cu axa cuplului, aşa cum se arată în figura

3.4.

48

Fig. 3.4 Caracteristicile mecanice ale motorului hidraulic ideal.

Pentru utilizarea eficientă a motorului hidraulic în sistemele de acţionare este

necesar să fie respectate valorile limită ale cuplului, turaţiei şi puterii maxime, fapt care

delimitează zona de lucru în planul caracteristicilor mecanice aşa cum se arată în figura

3.5.

Fig. 3.5. Domeniul admisibil de funcţionare al motorului hidraulic

în sistemele de acţionare cu reglare secundară.

Aşadar reglarea secundară permite obţinerea unor turaţii mai mari decât turaţia

nominală prin reducerea debitului specific qM al motorului de la valoarea qM=qMmax la

valoarea qM=qMmin corespunzătoare turaţiei maxime Mmax, fără să se depăşească puterea

mecanică maximă.

Dependenţa caracteristicii mecanice în raport cu debitul specific al motorului

hidraulic este puternic neliniară aşa cum rezultă din analiza relaţiei (3.3).

De aceea pentru realizarea unui sistem de reglare a vitezei de rotaţie a unei sarcini

folosind comanda capacităţii motorului hidraulic este necesară liniarizarea

caracteristicilor mecanice în jurul unui punct static de funcţionare (PSF). Alegerea

punctului static de funcţionare este supusă restricţiei de a se afla numai în zona

admisibilă reprezentată în figura 3.5.

Liniarizarea caracteristicilor mecanice se obţine aplicând relaţia :

M

M

MM

M

MM M

Mq

q00

(3.6)

ecuaţiei (4.3). După calculul derivatelor se obţine:

49

M

MmM

M

MmM

M

M

pp

M Mq

qq

M

q

q2

0

3

0

0

2

0

2 (3.7)

unde:

PM (3.8)

reprezintă pierderile totale de debit din sistem.

Introducând notaţiile:

3

0

0

2

0

1

2

MmM

M

M

pp

q

M

q

qK (3.9)

şi

2

0MmM

2q

K (3.10)

rezultă caracteristica mecanică liniarizată a motorului sub forma:

M2M1M MKqK (3.11)

Se poate demonstra uşor că este îndeplinită condiţia K1>0 în oricare punct static

de funcţionare astfel că din relaţia (3.11) rezultă că la creşterea debitului specific al

motorului turaţia scade. Aceaşi remarcă se poate face şi în raport cu variaţia cuplului.

Pentru aprecierea stabilităţii dinamice a sistemului de reglare a turaţiei este

important să se cunoască variaţia factorului de amplificare K1 în funcţie de variabila

independentă qM, adică graficul funcţiei:

3

MmM

M

2

M

M1q

M2

q

QtpqK (3.12)

unde

qM qMmin,qMmax (3.13)

Modul de variaţie al acestui parametru rezultă din expresia derivatei după cum

urmează:

43

1 162

MmM

M

MM q

M

q

Qtp

dq

dK (3.14)

Ţinând cont şi de expresia cuplului la motor MM în funcţie de presiune obţinem :

pQqdq

dKtp

MM

323

1 (3.15)

Având în vedere valorile ridicate ale randamentelor volumice se poate aprecia că:

tpQp 02.0max (3.16)

de unde rezultă :

03 pQtp (3.17)

şi implicit :

0dq

dK

M

1 (3.18)

în orice punct de funcţionare al sistemului.

Aşadar, factorul de amplificare K1 scade continuu cu creşterea debitului specific

qM al motorului hidraulic, aşa cum se arată în figura 3.6.

50

Figura 3.6. Variaţia factorului de amplificare în raport cu debitul

specific la motorul hidraulic

Servomecanismul electrohidraulic de comandă a debitului specific la motorul

hidraulic are ca mărime de ieşire o deplasare liniară x a unui element mobil prin care se

modifică debitul specific conform relaţiei :

xKqq qxMM max (3.19)

unde Kq reprezintă un factor de transfer determinat de elementele cinematice şi

geometrice ale mecanismului acţionat.

Domeniul de variaţie al acestor mărimi este astfel realizat încât să satisfacă

condiţiile reprezentate grafic în figura 3.7.

Fig. 3.7. Caracteristica statică a mecanismului de modificare

a debitului specific

Liniarizând ecuaţia (3.19) în jurul unui punct static de funcţionare se obţine:

xKq qxM (3.20)

unde Kq reprezintă factorul de amplificare.

În cazul în care dependenţa qM=f(x) nu mai poate fi aproximată printr-o dreaptă

pe tot domeniul de variaţie al deplasării x aşa cum se arată în figura 4.7. atunci se aplică

liniarizarea în punctul static de funcţionare şi se obţine:

51

xx

KxKq

0

qx

0qxM (3.21)

Notând factorul de amplificare al caracteristicii statice liniarizate cu Kqx ecuaţia

de mai sus devine:

XKq qxM (3.22)

unde

0

qx

0qxqxx

KxKK (3.23)

Cu observaţia că toţi parametrii determinaţi prin liniarizare depind de punctul

static de funcţionare, vom aborda în continuare sinteza sistemelor de reglare a turaţiei

unei transmisii hidrostatice folosind motorul hidraulic cu debit reglabil ca element de

execuţie.

3.2. Sinteza sistemelor de reglare a turaţiei utilizând motorul hidraulic ca

variator de cuplu

Subsistemul de acţionare al sistemului automat de turaţie este reprezentat în

figura 3.8.

În acest subsistem, servomecanismul de modificare a debitului la motor (SAM)

are o comportare rapidă fiind descris de funcţia de transfer:

smm

smm

CM

smmsT

K

su

sxsH

1 (3.28)

unde V

m1021K 4

smm (3.29)

reprezintă factorul de amplificare

iar Tsmm=0,1 s (3.30)

reprezintă constanta de timp.

Fig. 3.8. Schema de principiu a subsistemului de acţionare

în reglarea secundară

Traductorul de măsurare a turaţiei este de tip tahogenerator având o caracteristică

statică liniară şi o constantă de timp neglijabilă, aşa cum se arată în figura 3.9.

52

Figura 3.9. Caracteristica statică a traductorului de turaţie

Partea electronică a circuitului de adaptare a caracteristicii de transfer a

traductorului asigură o tensiune de 10 V la turaţia de 2 Mnom şi 0 V la turaţia Mn adică

descrie numai porţiunea AB din caracteristica statică a sistemului de măsurare.

Aşadar avem :

rad/sV10

1

50

55yyK

MnMnommaxM

nommax1t (3.31)

Pentru aceasta circuitul de adaptare trebuie să aibă o caracteristică de transfer neliniară

aşa cum rezultă din figura 3.10.

Fig. 3.10. Caracteristica de transfer a circuitului de adaptare

Pentru determinarea comportării dinamice a subsistemului de acţionare vom lua

în consideraţie caracteristicile mecanice ale sarcinii acţionate. Cazul general corespunde

sarcinii inerţiale, cu frecare vâscoasă şi cuplu rezistent pentru care se poate scrie ecuaţia

de echilibru a cuplurilor sub forma:

RMM

M Mfdt

dJM (3.32)

Liniarizând această ecuaţie în jurul punctului static de funcţionare se obţine:

RMM

M Mfdt

dJM (3.33)

Eliminând mărimile intermediare între ecuaţiile (3.11) şi (3.33) rezultă:

RMMqMM

1M MKqKdt

dT (3.34)

unde

53

2

21M

fK1

JKT (3.35)

reprezintă constanta de timp,

2

1

1 fK

KK q (3.36)

reprezintă factorul de amplificare pe canalul de comandă iar

2

2M

fK1

KK (3.37)

reprezintă factorul de transfer pe canalul de perturbaţie.

Aplicând transformata Laplace ecuaţiilor liniarizate ale sistemului şi considerând

o lege de reglare de tip proporţional se obţine schema funcţională a sistemului de reglare

a turaţiei din figura 3.11.

Din această schemă funcţională se deduce funcţia de transfer a sistemului deschis:

s

sy

sT1sT1

KsH 1

1Msmm

bb (3.38)

şi funcţia de transfer a sistemului închis:

bMsmmMsmm

b

r KTTsTTs

K

sy

sysH

111

2

1

10 (3.39)

unde

1tqqxsmmRb KKKKKK (3.40)

reprezintă factorul de amplificare pe calea directă.

Analizând relaţia (3.39) se constată că sistemul va funcţiona stabil pe toată gama

de reglare a turaţiei, dar prezintă eroare staţionară atât în raport cu variaţia treaptă a

referinţei cât şi a perturbaţiei. Într-adevăr, printr-un calcul simplu se ajunge la relaţiile:

b

0

r

stK1

10H1 (3.41)

şi

b

RM1tv

stK1

MKK (3.42)

Fig. 3.11 Schema funcţională a sistemului de reglare a turaţiei prevăzut cu reglare secundară

54

Valoarea totală a erorii staţionare poate fi redusă până la o limită admisibilă prin

mărirea factorului total de amplificare al buclei (Kb) acţionând asupra regulatorului

electronic (KR), fără pierderea stabilităţii.

Răspunsul indicial al sistemului în raport cu mărimea de referinţă corespunde

unui element proporţional cu întârziere de ordinul doi şi este dat de relaţia :

1

2

112

1

t

011 t1sin1

e1Kty

11

(3.43)

unde

1Msmm

b1

TT

K1 (3.44)

reprezintă pulsaţia naturală,

2

TT 11Msmm1 (3.45)

reprezintă factorul de amortizare, iar

b

b01

K1

KK (3.46)

reprezintă factorul de amplificare al sistemului închis.

Optimizarea sistemului în aceste condiţii urmăreşte realizarea unui suprareglaj

impus şi o durată a regimului tranzitoriu în limite admisibile, conform relaţiilor:

11

r

1 4t;e

21

1

(3.47)

Având o singură variabilă independentă, adică un singur parametru de acord (KR)

cele două performanţe nu pot fi satisfăcute simultan decât admiţând un anumit

compromis.

În cazul aplicaţiilor care necesită o reglare precisă se va utiliza o lege de reglare

de tip proporţional-integral (PI), astfel încât schema funcţională capătă aspectul din

figura 3.12.

Fig. 3.12 Schema funcţională a sistemului de reglare a turaţiei prevăzut cu regulator de tip PI

De data aceasta funcţia de transfer a sistemului deschis devine:

1Msmm

iv1b

sT1sT1s

sT1K

s

sysH (3.48)

55

unde

i

bv

T

KK (3.49)

reprezintă factorul de amplificare în viteză.

Pentru analiza stabilităţii trebuie determinaţi coeficienţii ecuaţiei caracteristice :

01 sHb (3.50)

care devine :

0CsCsCsC 01

2

2

3

3 (3.51)

unde C0 = KV (3.52)

C1 = 1+KVTI (3.53)

C2 = Tsmm+TM1 (3.54)

C3 = TsmmTM1 (3.55)

Aplicând criteriul de stabilitate Hurwitz se obţine condiţia de stabilitate:

0CCCC 30212 (3.56)

din care rezultă:

0TTTTTKTT smmi1MsmmiV1Msmm2 (3.57)

Deoarece factorul de amplificare în viteză este o mărime pozitivă, din relaţia

(3.57) rezultă că dacă se aleg valori pentru constanta de timp de integrare TI care să

verifice relaţia:

Ti Tsmm, (3.58)

atunci vom avea 2> 0 pentru orice valoare pozitivă a factorului de amplificare în viteză

Kv.

Cele două relaţii de mai sus conduc la concluzii remarcabile privind stabilitatea

sistemului de reglare a vitezei de rotaţie prin acţionare asupra motorului hidraulic şi

anume:

1.) Alegând pentru constanta de timp de integrare Ti valori spre limita superioară

dată de relaţia (4.58), condiţia de stabilitate (3.57) permite alegerea unui factor de

amplificare în viteză (KV) de valori foarte mari. Acest lucru conduce la reducerea

sensibilă a erorii staţionare a sistemului în raport cu perturbaţiile de cuplu de tip rampă

şi la performanţe tranzitorii foarte bune.

2.) Creşterea amplificării în viteză KV determinată de creşterea componentelor

Kqx şi K x spre valori mari ale turaţiei nu va influenţa negativ stabilitatea sistemului

dacă constanta de integrare Ti a regulatorului a fost aleasă corespunzător din condiţia

(3.58), sistemul având şi capacitatea de rejecţie a perturbaţiilor de tip treaptă.

Aceste rezultate importante vor fi validate prin simulare numerică.

Aşadar legea de reglare PI folosită în cadrul sistemelor de reglare a turaţiei unei

transmisii hidrostatice cu reglare primară se dovedeşte o lege optimă din punctul de

vedere al comportării sistemului atât în raport cu mărimea de referinţă cât şi în raport cu

mărimea de perturbaţie.

În încheiere vom lua în considerare şi efectul compresibilităţii fluidului de lucru

în conductele de alimentare dintre pompă şi motor.

În acest caz ecuaţia de debit (3.1) devine :

56

dt

dpVpqpq 0

MMMppp (3.59)

După înlocuirea presiunii la motor în funcţie de cuplul motorului, conform

relaţiei (3.2) se obţine:

M

M

MmM

0M2

MmMM

p

pMq

M

dt

d

q

VM

qq

q (3.60)

Aplicând diferenţiala şi trecând la diferenţe finite în relaţia de mai sus, se obţine

ecuaţia liniarizată sub forma:

dt

MdKMK

dt

qd

q

MKqK M

3M2M

0M

0M3M1M (3.61)

unde

2

0

03

MmMq

VK (3.62)

Introducând ecuaţia liniarizată a cuplului (3.33) în relaţia (3.61) rezultă ecuaţia

subsistemului de acţionare :

dt

MdKMK

dt

qd

q

MKqK

fK1dt

dfKJK

dt

dJK

R3R2

M

0M

0M3M1

M2M

322

M

2

3

(3.63)

Pentru a facilita interpretarea rapidă a influenţei parametrilor sistemului asupra

performanţelor vom rescrie ecuaţia (3.63) punând în evidenţă pulsaţia naturală şi

factorul de amortizare.

În felul acesta se obţine:

dt

MdKMK

dt

qdTqK

dt

d2

dt

d1

RMRM

MqMq

MM

2

2

2

M

2

2

2 (3.64)

unde

3

22

JK

fK1 (3.65)

reprezintă pulsaţia naturală,

2

fKJK 2322 (3.66)

reprezintă factorul de amortizare,

0MmM0Mpp

0M0

0M1

0M3q

M2qq

MV

qK

MKT (3.67)

reprezintă constanta de timp de derivare pe canalul de comandă, iar

2

3M

fK1

KK (3.68)

reprezintă factorul de transfer de la derivata cuplului rezistent. Constanta de timp de

derivare T q are în practică valori de ordinul câtorva milisecunde, motiv pentru care în

cele ce urmează o vom neglija.

57

După cum se observă din relaţia (3.64) compresibilitatea fluidului de lucru şi

inerţia sarcinii conferă subsistemului de acţionare o comportare dinamică specifică

elementelor de ordinul doi.

Prin urmare, se impune o analiză mult mai riguroasă a condiţiei de stabilitate şi

verificarea ei pe tot domeniul de variaţie a turaţiei, deoarece parametrii sistemului sunt

puternic dependenţi de punctul static de funcţionare. În plus, variaţiile rapide ale

cuplului rezistent introduc în sistem impulsuri de perturbaţie care vor influenţa sensibil

şi regimurile dinamice.

Pentru analiza unitară a acestor efecte se aplică ecuaţiilor liniarizate transformata

Laplace şi rezultă schema funcţională din figura 3.13.

Fig. 3.13 Schema funcţională a sistemului de reglare a turaţiei luând în considerare

compresibilitatea fluidului de lucru

Considerând în prima etapă o lege de reglare de tip proporţional se obţine pentru funcţia

de transfer a sistemului deschis expresia:

2

222

2

smm

2

2bb

s2ssT1

KsH (3.69)

notaţiile fiind cele cunoscute.

Din analiza ecuaţiei caracteristice rezultă condiţia de stabilitate:

12

TT

12K

2

2smm

smm

22b (3.70)

Analizând structura funcţiei de transfer (3.69) rezultă că precizia de reglare a

sistemului în raport cu intrarea şi perturbaţia este identică cu cea obţinută la sistemul

anterior ( ), relaţiile (3.41), (3.42) rămânând valabile şi în acest caz. Luarea în

considerare a compresibilităţii fluidului de lucru nu modifică decât condiţia de

stabilitate şi aspectul regimului dinamic care pot fi influenţate prin alegerea factorului

de amplificare al regulatorului, în limitele impuse de relaţia (3.70).

Pentru a obţine o reglare precisă la referinţă şi perturbaţie de tip treaptă, se

utilizează o lege de reglare de tip proporţional-integral. În acest caz, funcţia de transfer a

sistemului deschis devine:

2

222

2

smp

2

2iVb

s2ssT1s

sT1KsH (3.71)

unde KV reprezintă factorul de amplificare în viteză şi este dat de relaţia (3.49).

De data aceasta ecuaţia caracteristică a sistemului devine:

0CsCsCsCsC 01

2

2

3

3

4

4 (3.72)

58

unde 2

2V0 KC (3.73)

2

2iV

2

21 TKC (3.74)

smm

2

2222 T2C (3.75)

smm223 T21C (3.76)

smm4 TC (3.77)

Conform celor discutate în capitolul precedent relaţia (2.34) condiţia de stabilitate a

sistemului devine:

0T21K

TKT21T2TK

2

smm22

2

2V

smm

2

2Vsmm22smm

2

222

2

2iV

2

2 (3.78)

După prelucrarea acestei relaţii se obţine domeniul admisibil de valori ale

factorului de amplificare care asigură funcţionarea stabilă a sistemului conform relaţiei:

0cbKaKK V

2

VV (3.79)

unde:

smmi

4

2 TTa (3.80)

smm

4

2smm22smm

2

222i

2

2

2

smm22

2

2 TT21T2TT21b (3.81)

smm22smm

2

222

2

2 T21T2c (3.82)

Deoarece este îndeplinită întotdeauna condiţia:

0a

c (3.83)

trinomul de gradul doi în variabila KV dat de relaţia (3.79) are o rădăcină negativă, astfel

încât variaţia acestuia prezintă aspectul din figura 3.14.

Fig. 3.14. Determinarea domeniului admisibil de valori pentru factorul de amplificare

Deoarece amplificarea este o mărime totdeauna pozitivă rezultă condiţia de

stabilitate :

0 < KV < KV2 (3.84)

unde KV2 este rădăcina pozitivă a ecuaţiei :

(KV) = 0 (3.85)

care se determină uşor prin metode numerice în funcţie de parametrii sistemului.

Prezenţa polului în origine în legea de reglare PI conferă sistemului proprietatea de

rejecţie exactă a perturbaţiilor de tip treaptă şi o precizie superioară de reglare, adică:

0r

st (3.86)

59

şi

0v

st (3.87)

pentru mărimi de intrare treaptă.

Optimizarea acestui sistem pe cale analitică este destul de laborioasă şi implică

un volum mare de calcule pentru determinarea domeniului de stabilitate.

Rezolvarea acestei probleme prin simulare numerică elimină aceste dificultăţi şi

oferă avantajul analizării unui mare număr de variante într-un timp relativ scurt.

3.3. Influenţa reglajului combinat pompă-motor asupra sistemului de reglare a turaţiei în

reglarea secundară

Reglarea secundară presupune intervenţia asupra capacităţii volumice a motorului

hidraulic şi menţinerea constantă, la o anumită valoare a capacităţii pompei.

Deşi capacitatea pompei este reglată la o valoare constantă impusă prin mărimea

de referinţă a sistemului de reglare primară, totuşi, din cauza perturbaţiilor inerente care

acţionează în această buclă de reglare, debitul specific al pompei se va modifica între

anumite limite şi va influenţa, în consecinţă, performanţele reglajului secundar. Vom

analiza în cele ce urmează interinfluenţele care pot apărea între cele două sisteme de

reglare şi consecinţele lor asupra performanţelor.

Pentru aceasta vom liniariza ecuaţiile de bază (3.2), (3.32) şi (3.59) considerând

că se modifică, ca urmare a comenzii, şi capacitatea pompei. Se obţin relaţiile:

pqQ pp0p (3.88)

M0M0

MM0M qdt

pdVpqQ (3.89)

MM0mM0MmM Mqppq (3.90)

RMM

M Mfdt

dJM (3.91)

Din primele ecuaţii de debit rezultă:

M0M0

M0Mp0p qdt

pdVpqq (3.92)

iar din relaţia (4.108) se obţine:

M

0MmM

M

0M

0 Mq

1q

q

pp (3.93)

Prin eliminarea mărimilor intermediare şi reorganizarea relaţiilor (3.91), (3.92) şi

(3.93) se obţine ecuaţia subsistemului de acţionare, în condiţiile ipotezelor menţionate,

sub forma:

MM

2

2

2

M

2

2

2

RMRM

MqMqp0m

dt

d2

dt

d1

dt

MdKMK

dt

qdTqKqK

(3.94)

Mărimile specifice şi parametrii acestei ecuaţii au fost explicitate în paragrafele

anterioare şi sunt dependente de punctul static de funcţionare al sistemului.

60

Aplicând acestei ecuaţii transformata Laplace şi ţinând cont de structura

circuitelor de reglare folosite la reglarea primară şi reglarea secundară rezultă pentru

reglarea mixtă schema funcţională din figura 3.15.

Fig. 3.15 Schema funcţională a sistemului de reglare mixtă a unei transmisii hidrostatice

Din analiza acestei scheme funcţionale rezultă anumite concluzii importante

pentru utilizarea transmisiei hidrostatice în regim de reglare mixtă, şi anume:

1.) Cele două circuite de reglare, primară şi secundară nu pot fi utilizate simultan

având aceeaşi referinţă. Sistemele fiind cuplate la ieşire ar conduce la regimuri

forţate incomparabile pentru toată gama de viteze impuse la ieşire.

2.) Strategia reglării mixte trebuie să asigure întotdeauna decuplarea circuitelor de

reglare primară şi reglare secundară şi utilizarea lor separată, eliminând posibilitatea

comenzii simultane. Acest lucru se poate realiza pe cale analogică folosind elemente

neliniare, aşa cum se arată în figura 3.15, sau pe cale numerică folosind comanda cu

microprocesor a transmisiei hidrostatice, aceasta fiind soluţia cu cea mai largă utilizare

la ora actuală.

3.) Reglarea primară influenţează reglarea secundară prin două canale distincte şi

anume printr-o componentă parametrică care modifică factorul K q = f(qp) şi printr-o

componentă aditivă qp. Numai în primul caz poate fi modificată rezerva de stabilitate a

sistemului, dacă conduce la creşterea factorului de amplificare K q. În cazul al doilea se

observă că variaţia parametrului q are întotdeauna un efect stabilizator.

4.) Reglarea secundară are întotdeauna un efect stabilizator asupra circuitului de

reglare primară. Într-adevăr, dacă pentru yr < y0, mărimea de ieşire, y, în timpul

regimului tranzitoriu, depăşeşte valoarea limită y0, adică y > y0, atunci bucla de reglare

secundară va determina o mărire a capacităţii motorului hidraulic care va conduce în

final la reducerea turaţiei. Acest efect va determina regimuri tranzitorii cu suprareglare

mai mici pentru circuitul de reglare primară. Prin utilizarea unor circuite electronice

adecvate se poate modifica valoarea limită y0 care delimiteză cele două circuite de

reglare, ceea ce asigură funcţionarea transmisiei în toată gama de valori ale mărimilor qp

şi qM.

61

5.) Se poate analiza şi cazul limită al reglajului mixt când lipsesc elementele

neliniare de decuplare, iar celor două bucle de reglare li se aplică o mărime de referinţă

unică. În acest caz avem în vedere limitarea pe cale mecanică a capacităţii motorului

hidraulic în domeniul [qMmin, qMmax] pentru a evita valorile excesiv de mari ale turaţiei.

De asemenea trebuie analizată caracteristica de reglare echivalentă considerând

separat pentru funcţiile de transfer HRP şi HRM legi de reglare P sau PI. Se va ajunge la

concluzia că legile PI utilizate simultan ar putea determina relaţii incompatibile între

parametrii celor două bucle de reglare.

6.) Schema funcţională din figura 3.15 poate fi completată astfel încât să descrie

şi influenţa variaţiilor de turaţie ale pompei hidraulice determinate de perturbaţiile care

acţionează asupra motorului primar, aşa cum s-a arătat în capitolul 2.

Cap. 4. CONCEPTUL REGLAJULUI SECUNDAR AL TRANSMISIILOR

HIDRAULICE

Tehnicile de acţionare hidraulică au pătruns în multe domenii, în care până nu de

mult nu apăruseră, datorită gamei largi în care acestea se pot utiliza. Tehnicile moderne

de reglare au permis introducerea sistemelor de acţionare hidraulice la maşini şi utilaje,

care până acum erau prevăzute cu sisteme de acţionare electrice. Reglajul secundar

reprezintă o astfel de utilizare a tehnicii de reglare moderne. El înzestrează un sistem de

acţionare hidraulic cu caracteristicile unui electromotor.

Reglajul secundar reprezintă o variantă de reglaj a acţionărilor hidrostatice la

care, de exemplu, o unitate cu pistoane axiale reglabilă, cu o presiune de funcţionare

prestabilită, îşi caută capacitatea corespunzătoare pentru a menţine o turaţie dată. Cu

alte cuvinte are loc reglarea capacităţii la presiune constantă, astfel încât turaţia

motorului să rezulte constantă (sau aproximativ constantă).

Momentele de rotaţie oscilante produc exclusiv fluctuaţii de debit. Presiunea de

funcţionare rămâne cvasiconstantă şi este în principal dependentă de starea de încărcare

a acumulatorului prevăzut în sistem.

Această comportare, necorespunzătoare hidraulicii convenţionale, uşurează

realizarea tehnicilor de acţionare noi, deosebit de eficiente, cu acumulare de energie,

tehnică ce impune utilizarea de strategii moderne în domeniul acţionărilor. Modului de

lucru al unei unităţi secundare, care lucrează la reţeaua de presiune hidraulică, îi

corespunde în totalitate modul de lucru al unei maşini de curent continuu, comandată

prin tiristor.

Concepţia acţionărilor hidrostatice, cunoscută încă din anul 1980 sub denumirea

de reglare secundară, poate fi comparată, din punct de vedere al proprietăţilor sale

specifice, mult mai bine cu acţionarea electrică reglabilă, decât cu cea hidraulică

convenţională.

Reglajul secundar devine din ce în ce mai necesar acolo unde acţionarea

convenţională nu mai poate face faţă unor cerinţe tehnice impuse, referitoare la:

performanţe dinamice superioare, reglajul turaţiei, poziţionare precisă, cu posibilitatea

câştigului de energie fără transformare.

62

În tehnica de acţionare sunt cunoscute două mărimi caracteristice mecanice

pentru transferul de putere: momentul de rotaţie M, măsurat în Nm şi turaţia de

antrenare n, măsurată în rot / min (sau min-1)

.

Acestor mărimi mecanice caracteristice le corespund în transmisiile hidrostatice:

presiunea p, măsurată în bar, pentru momentul mecanic de rotaţie M şi debitul Q,

măsurat în l / min, pentru turaţia mecanică de antrenare n.

După modul cuplării mărimilor caracteristice mecanice şi hidraulice se disting două

concepţii de acţionare: sistemul de acţionare cu cuplare pe debit (sistem de reglaj primar

sau sistem convenţional) şi sistemul de acţionare cu cuplare pe presiune (sistem de

reglaj secundar).

4.1. Sistem de acţionare cu cuplare (legătură) pe debit (sistem convenţional)

Sistemul de acţionare hidrostatic convenţional lucrează cu o cuplare pe debit.

Aceasta înseamnă ca partea primară (pompa) şi partea secundară (motorul), cu turaţiile

lor , sunt legate de debitul hidraulic Q [l/min]. În fig.4.1a. se arată această dependenţă

pe o exemplificare în circuit închis. Pompa, caracterizată prin turaţia n1 [min-1

] şi

capacitatea V1 [cm3/rot] generează debitul Q1 [l/min], care obligă hidromotorul, prin

capacitate sa V2, la o turaţie de antrenare n2.

În industria constructoare grea şi în construcţiile navale sistemele de acţionare

cunoscute sunt cu alimentare de ulei centrală şi lucrează cu presiune de ulei constantă

asupra pompei reglabile, la care pot fi cuplaţi mai mulţi consumatori în paralel. Este

necesar ca pe conductele transportatoare de energie să se prevadă organe de droselizare,

care să permită fiecărui consumator debitul necesar. Pentru a fi păstrate legile cuplării

pe volum, sistemul presiune constantă este transformat în sistem debit constant.

Fig.4.1a. Acţionare hidraulică convenţională în circuit închis

În fig.2.1b. se prezintă un sistem de acţionare hidraulică, cu doi consumatori, în

circuit deschis. Consumatorul 1 este un motor cu capacitate fixă (turaţie constantă)

prevăzut cu tahogenerator şi circuit de reglare a turaţiei.

Consumatorul 2 poate fi un motor de capacitate fixă sau un motor de capacitate

reglabilă. Organul de comandă poate fi la alegere un ventil proporţional de reglare sau

63

un servoventil. Alimentarea cu energie hidraulică se realizează prin intermediul a două

pompe reglabile. Debitul maxim este limitat printr-un ventil de reglare a debitului. Sub

acest debit maxim este reglată turaţia, spre valori mai mici, prin intermediul unui ventil

de cale, care asigură şi sensul de rotaţie. La funcţionarea ca generator a motoarelor

hidraulice, adică frână sau pantă a unei sarcini, energia hidraulică suplimentară se

disipează sub formă de căldură pe un ventil de frânare.

În timpul procedeelor de droselizare, menţionate pe domeniul de sarcină parţială,

apar pierderi importante de energie sub formă de căldură, datorită presiunii pompei

reglabile, care nu este preluată de consumator la o capacitate prescrisă.

Bilanţul energetic arată că necesarul în energie primară este, în acest caz,

corespunzător ridicat.

Fig.4.1b. Acţionare hidraulică convenţională în circuit deschis

64

La o schimbare a momentului de rotaţie, impusă de regimul maşinii de lucru,

sistemul de acţionare hidraulic răspunde cu o variaţie de presiune p, iar coloana de

ulei suferă comprimări sau destinderi. În procesele dinamice este de remarcat influienţa

rigidităţii hidraulice a uleiului asupra stabilităţii sistemului de acţionare. Aceasta

conduce la necesitatea ca adesea, în practică, timpul de reglare a capacităţii pompei să

crească, pentru a menţine sub control creşterea sau reducerea presiunii, datorate variaţiei

sarcinii şi, implicit, stabilitatea sistemului.

Necesitatea apariţiei reglajului secundar al transmisiilor hidraulice a fost impusă

de dezavantajele menţionate ale reglajului primar. Reglajul secundar conferă

transmisiilor hidraulice următoarele avantaje:

- funcţionarea paralelă a mai multor consumatori, fără îngrădiri;

- transfer de energie hidraulică, de la primarul transmisiei la secundarul transmisiei fără

pierderi disipative prin droselizare;

- câştig retur nedroselizat de energie pentru alţi consumatori sau pentru partea de primar

a transmisei hidraulice;

- presiune de lucru constantă, ceea ce reduce influenţa rigidităţii hidraulice a uleiului

asupra performanţelor dinamice a sistemelor de acţionare hidraulice;

- posibilitatea montării acumulatoarelor hidraulice în orice punct al sistemelor de

acţionare hidraulice.

Conceptul de reglaj secundar presupune ca pe o alimentare de energie să se

realizeze, într-un sistem de acţionare hidraulic, o cădere de presiune p. Nivelul de

presiune este stabilit de starea de încărcare a acumulatorului. Prin intermediul

ştecherelor hidraulice consumatorii se pot cupla la reţea. Pe conductele transportatoare

de energie nu sunt necesare organe de droselizare. La funcţionarea maşinii volumice,

din secundarul transmisiei, ca motor se consumă energie hidraulică, iar la funcţionarea

ca generator energia este redată sistemului. Această energie recuperată poate avea

următoarele direcţii de utilizare:

- stă la dispoziţia altor consumatori, sub formă de energie electrică;

- este acumulată pentru o utilizare ulterioară;

- este dirijată în alimentarea cu energie spre a fi transformată în alte forme de energie,

de exemplu energia electrică.

Deoarece presiunea de lucru sau tensiunea rămâne constantă, influienţa rigidităţii

hidraulice a fluidului de lucru asupra dinamicii sistemului de acţionare hidrostatic este

neglijabilă, performanţele dinamice ale sistemului nu sunt viciate, bilanţul energetic este

îmbunătăţit, consumul de energie primară este considerabil redus.

Reglajul secundar impune căutarea de soluţii tehnice care să permită ţinerea sub

control a sistemului hidraulic de acţionare sub aspectul anulării influenţei reciproce

dintre consumatori.

4.2. Sistem de acţionare cu cuplare (legătură) pe presiune (reglaj secundar)

Sistemul hidraulic de acţionare cu reglaj secundar, bazat pe cuplarea pe presiune,

are la bază următoarele ipoteze:

65

- la sistemul hidraulic de acţionare sunt legate în paralel, pe partea primară şi cea

secundară, mai multe unităţi volumice care por lucra atât în regim de motor, cît şi în

regim de generator;

- presiunea de lucru este reglată la o valoare constantă (cuplare pe presiune);

- pe conductele de alimentare cu energie hidraulică nu sunt prevăzute organe de

droselizare;

- circuitul hidraulic poate fi închis sau deschis.

În fig.4.2. se prezintă o acţionare hidrostatică într-un sistem cu presiune

constantă. Capacitatea maşinii volumice din secundarul sistemului de acţionare a

troliului poate fi schimbată, în mărime şi sens, printr-un dispozitiv de reglare cu roată de

mână. Proporţional se modifică şi momentul de rotaţie. Mr pVg pf( ), unde p este

presiunea de lucru ,în bar, Vg este capacitetea maşinii volumice, în cm3/rot, este

unghiul de înclinare al blocului cilindrilor maşinii volumice, în grade.

Fig.4.2. Sistem de acţionare la presiune constantă

Dacă după introducerea unei sarcini se roteşte sporadic roata de mână, sarcina se

va deplasa cu viteze diferite, în sus sau în jos şi se va putea obţine o stare de echilibru.

Acest echilibru se obţine când momentul mecanic de rotaţie al sarcinii este egal cu

momentul hidraulic, care la presiunea de lucru constantă este determinat exclusiv de

unghiul de înclinare al blocului cilindrilor unităţii volumice din secundarul transmisiei

hidrostatice. Viteza sarcinii devine nulă şi sarcina poate fi ţinută pe poziţie fără frână

mecanică şi indiferent de randamentul volumic al unităţii. Această proprietate

contrazice afirmaţia potrivit căreia nu se poate menţine pe poziţie, hidraulic, o sarcină.

66

Afirmaţia rămâne valabilă exclusiv pentru sistemele de acţionare hidraulice cu cuplare

pe debit.

Dacă pornind de la starea de echilibru se măreşte capacitatea maşinii volumice

din secundarul sistemului, momentul hidraulic devine mai mare decât cel mecanic,

unitatea lucrează ca motor şi sarcina va fi uşor ridicată. O creştere a turaţiei sau a

momentului de rotaţie la sarcină impune o creştere a necesarului de debit al unităţii

volumice.

Dacă pornind de la starea de echilibru se micşorează capacitatea maşinii volumice

din secundarul sistemului, momentul hidraulic devine mai mic decât cel mecanic.

Unitatea va funcţiona în regim de generator ca pompă, sarcina va fi coborâtă, iar energia

sa potenţială va fi transferată sistemului hidraulic. În acest caz sensul presiunii pe

maşina volumică se menţine, însă sensul de rotaţie se schimbă.

Dacă se coboară cârligul gol, atunci unghiul de înclinare trebuie adus peste nul, în

domeniul negativ. Unitatea volumică va lucra în regim de motor, deoarece sarcina,

corespunzătoare masei cârligului gol, este prea mică pentru ca maşina volumică să

funcţioneze în regim de generator.

În cele menţionate mai sus nu s-a intrat în reglajul secundar propriu-zis; s-a

descris numai posibilitatea funcţionării în paralel, fără disipare de energie hidraulică

prin droselizare, a mai multor unităţi volumice cuplate pe o presiune de funcţionare

constantă. Comportarea în ansamblu a acestui sistem de acţionare, care pretinde

hidrostaticii momentul de rotaţie şi în care maşina de lucru reacţionează cu turaţia

corespunzătoare, confirmă cercetarea în practică.

Practica acţionărilor hidraulice solicită hidrostaticii turaţii prescrise şi

autoreglarea momentelor de rotaţie necesare, pe un circuit de reglare, pentru ca la

orice presiune de lucru, dictată de sarcină, să se menţină turaţia de lucru.

Pentru a evidenţia toate caracteristicile reglajului secundar, trebuie completată

schema din fig.4.2., în vederea obţinerii reglajului secundar la un sistem cu presiune

prestabilită.

Dispozitivul de reglare mecanic, din fig.4.2., este înlocuit cu un cilindru de

poziţionare dependent de debit. Pentru că asupra debitului sigur nu se mai poate face

nici o afirmaţie, în ceea ce priveşte turaţia corespunzătoare n2, se poate spune că

informaţia de turaţie anterioară pierdută trebuie preluată şi redată sistemului de

poziţionare ca mărime supraordonată. Această captare a turaţiei şi întoarcerea

semnalului se comportă în sine ca o tahomaşină hidraulică, care acţionează în circuitul

de comandă şi care funcţionează ca motor sau pompă. Semnalul de poziţionare este

condus la cilindrul de poziţionare şi reglează poziţia acestuia astfel încât turaţia unităţii

secundare devine nulă şi realizează astfel momentul de rotire cerut.

O stare de echilibru este din nou atinsă, când momentul de rotaţie mecanic şi cel

hidraulic sunt egale. Acesta este exact cazul când ps = 0, adică când diferenţa de

presiune în circuitul de comandă la cilindrul de poziţionare şi la tahomaşină sunt nule.

Dacă încărcarea la troliu se schimbă, starea de echilibru se strică, sarcina este

pusă în mişcare tamburul se roteşte şi în acelaşi timp uleiul de comandă pătrunde din

tahomaşină în cilindrul de poziţionare, care-şi modifică poziţia şi deci legat de aceasta

influenţa asupra momentului de rotaţie. În final se restabileşte o nouă stare de echilibru.

67

Acest procedeu se repetă când în condiţii de sarcină constantă se schimbă

presiunea de lucru prin aceea că, spre exemplu, alţi consumatori preiau putere din

sistem şi golesc acumulatorul.

În acest sens sunt prevăzute în fig. 4.3 acumulatoare suplimentare, care prin

starea lor de încărcare acţionează asupra presiunii de lucru (prestabilită). Aceasta

înseamnă că presiunea rămâne cvasiconstantă, nivelul de presiune se modifică şi este

determinat de starea de încărcare acumulatoarelor.

Acest procedeu nu are influenţă asupra comportării sistemului. Cuplarea

(conectarea) dă turaţie nulă, independent de sarcină şi de presiunea de lucru.

Acest procedeu de menţinere a sarcinii este din nou pe deplin independent de

randamentul volumetric al unităţii cu pistoane axiale în circuitul de lucru, influenţat de

circuitul de comandă.

O neetanşeitate în circuitul de comandă, de exemplu la tahomaşină, va conduce la

o micşorare corespunzătoare a turaţiei.

Avem de a face deci aici cu o comandă a momentului de rotaţie cu reacţie de

turaţie. Unghiul de înclinare al unităţii şi deci capacitatea acesteia este o mărime liberă

şi fără îndoială definită. Ea se schimbă cu momentul de acţionare cerut, pentru a

menţine turaţia la valoare nulă.

Pentru a putea cu această acţionare să se şi deplaseze sarcina, este necesară o

completare.

Se adăugă în circuitul de comandă un ventil. Acesta poate fi: ventil proporţional,

ventil de reglare sau servoventil la procese dinamice. Cu acest ventil se selectează

sensul rotaţiei şi se dozează în circuitul de comandă un debit de ulei de comandă precis

definit.

Poziţia centrală a ventilului corespunde condiţiilor (din figura2.3) de turaţie nulă.

Dacă prin ventil este condus în circuitul de comandă un debit de ulei de comandă,

echilibrul p la cilindrul de poziţionare se strică, pentru că se crează o presiune

unilaterală.

Prin aceasta cilindrul de poziţionare îşi schimbă poziţia şi schimbă momentul de

rotaţie, astfel încât se instalează un dezechilibru faţă de momentul mecanic de rotaţie la

troliu. Greutatea (sarcina) începe să se mişte, troliul se roteşte. Proporţional cu turaţia

creşte necesarul de ulei de comandă al tahomaşinii, prin care se realizează diferenţa de

presiune la cilindrul de poziţionare.

Starea de echilibru este realizată când p la cilindrul de poziţionare devine nulă.

Aceasta este cazul când întregul debit de ulei de comandă curge prin tahomaşină.

Prin ventilul de reglare este condus la tahomaşină un debit necesar ca mărime de

comandă pe care aceasta o înregistrează ca turaţie necesară.

ACEST PROCEDEU REPREZINTĂ ÎNTREGUL SECRET AL REGLAJULUI

SECUNDAR

La reglajul secundar este deci vorba de un circuit de reglare a turaţiei cu una din

mărimile independente unghiul de înclinare sau momentul de rotaţie. Aceasta înseamnă

că unitatea hidro îşi caută automat la o turaţie prescrisă (dată) momentul de rotaţie cerut

(necesar), astfel încât la o presiune de funcţionare să menţină turaţia dată.

68

Întrebuinţarea tahomaşinilor hidraulice este recomandată în afara cazurilor de

excepţie, ca de exemplu intemperii sau explozii. (Trebuie protejate împotriva

intemperiilor şi exploziilor).

În majoritatea cazurilor de utilizare tahomaşina hidraulică este înlocuită printr-o

tahomaşină electrică cu semnal analog sau digital. Datorită faptului că în circuitul de

comandă lipsesc pierderile prin scurgere, menţinerea unei greutăţi (sarcini) este aici

posibilă fără greutăţi.

Se pot desprinde următoarele concluzii:

a) Spre deosebire de sistemele de acţionare convenţionale unghiul de înclinare al

unităţii secundare nu este subordonat unei turaţii de acţionare precis definită n2 (rot/min)

ci unui anumit moment de rotaţie (Nm), corespunzător la o presiune limitată a

sistemului.

b) La schimbarea presiunii sistemului se acţionează asupra sistemului de reglare a

unghiului de înclinare, care creează mărimea corespunzătoare a momentului de rotaţie,

astfel încât turaţia să fie menţinută constantă. Reglajul secundar este în stare să

transforme energia hidraulică în energie mecanică (funcţionare ca motor) şi energia

mecanică în energie hidraulică (funcţionare ca pompă), aproape fără pierderi.

c) Un regim 4 cvadrant poate merge chiar în circuit deschis fără probleme. Cu

ajutorul reglajului secundar, în analogie cu reţeaua electrică de tensiune constantă, pot fi

cuplaţi mai mulţi utilizatori (ca motor sau generator) independenţi unul de celălalt.

Posibilităţile acumulării de energie aproape fără pierderi, prin intermediul

acumulatorului cu balon sau cu piston, pun bazele conexe ale unei noi concepţii de

acţionare cu economia de energie.

Fig.4.3. Reglaj secundar la presiune de lucru prestabilită

69

4.3. Maşini cu pistoane axiale în execuţie pentru reglajul secundar

La început în reglajul secundar a putut fi montată numai o serie redusă de aparate

modificate din sistemele convenţionale. Cu trecerea timpului noile şi mereu crescândele

cerinţe au necesitat schimbări constructive, care au servit reducerii timpului de reglare şi

supravegherii siguranţei în funcţionare.

Există unităţi cu pistoane axiale pe principiul discului înclinabil, utilizate pentru

un sisteme de acţionare cu reglaj secundar.

Tahomaşina (analogică sau digitală) este plasată fără joc la la doilea capăt de

arbore liber. Este integrat un întrerupător centrifugal mecanic, care dă la suprasaturaţie

un semnal de comutare de avarie. La pistonul de poziţionare, şi strâns legat de acesta pe

o suprafaţă plană înclinată, este un traductor electric inductiv de cale cu reacţie, pentru

unghiul de înclinare. Această reacţie a unghiului de înclinare din circuitul de turaţie

(serie) îmbunătăţeşte stabilitatea sistemului şi poate fi montat când e nevoie de reglarea

momentului de turaţie, pe capacitatea unităţii cu pistoane axiale.

Cilindrul de poziţionare este condus (comandat) de un servoventil

electrohidraulic înglobat (la alegere ventilul poate fi fie proporţional fie de reglare). La

reglajul secundar presiunea de comandă urmăreşte sistematic, proporţional cu presiunea

de lucru, forţele de comandă crescătoare. În acelaşi timp pot fi reduse suprafeţele de

reglare ale execuţiei de serie.

O comparaţie a sistemelor de poziţionare în execuţie de serie faţă de cele în

execuţie pentru reglajul secundar, arată că:

- Pistonul de poziţionare la varianta pentru reglaj este dintr-o bucată, înclinarea a fost

integrată;

- Timpii de poziţionare nu se măresc, avantaj care îşi manifestă acţiunea în stabilitatea

sistemului.

Cu noul sistem de poziţionare (de la sfârşitul anului 1988) au fost obţinuţi

următorii timpi de poziţionare, definiţi de la capacitatea 0 Vmax sau Vmax 0. :

Mărime

nominală

(cm3)

Timp de

poziţionare

(ms)

Q ulei de

comandă

(l /min)

40 30 12

71 40 16

125 50 23

250 60 36

500 80 48

Tabel 4.1. Timpii de poziţionare minimali şi debitul de ulei de comandă pentru sistemele de

poziţionare ale reglajului secundar

Cu datele realizate s-au atins limitele rezistenţei mecanice de durată a părţilor

constructive corespunzătoare, deci o nouă reducere a timpilor de poziţionare este dificil

de realizat.

70

Partea mecanică a sistemului – AXA REGLAJULUI SECUNDAR este înlocuită

cu o (cuplă hidraulică) supapă de sens electrică deblocabilă înglobată pe racordul de

presiune , care în situaţii de necesitate (avarie) întrerupe transferul de energie de la

partea primară la cea secundară.

Contrar acţionărilor hidrostatice convenţionale, la care siguranţa în suprasarcină

este păstrată de supape limitatoare de presiune sau de supape de debit, la reglajul

secundar unitatea secundară este legată direct cu partea de energie. Posibilitatea

preluării de energie este de aceea practic nelimitată. La o defecţiune prin căderea

reglajului (rupere de cablu la tahomaşină sau altele) acţionarea trebuie separată de

alimentarea energetică. Unitatea secundară se poate cupla la reţea, în situaţia de

funcţionare, numai ca generator.

Supapa de sens poate avea în continuare o funcţie importantă. Ea dă posibilitatea

unei optimizări nepericuloase a sistemului de poziţionare (servoventilul, cilindrul de

poziţionare) la presiunea maximă de lucru şi întreruperea transferului energetic la

unitatea de acţionare, deci la turaţie nulă.

Sistemul complet de acţionare al reglajului secundar se compune din următoarele

componente înglobate ca sistem: unitate cu pistoane axiale; servoventil cu 4 căi (la

alegere ventil proporţional sau ventil de reglare); traductor inductiv pentru reacţia

unghiului de înclinare; filtru de presiune, execuţie pe placă intermediară; tahogenerator;

cuplă hidraulică (supapă de sens deblocabilă).

Fig. 4.4. Unitate secundară regulatoare de turaţie cu prelucrare de semnal elctro-inductiv: 1-

servoventil; 2-cilindru de poziţionare; 3-unitate secundară; 4-tahogenerator electric; 5-regulator de

turaţie; 6-amplificator; 7-sarcină; 8-regulator al unghiului de înclinare; 9-traductor al unghiului de

înclinare; 10-cuplă hidraulică; 11-filtru de presiune

71

Tahogeneratorul 4 livrează turaţia (existentă) Un ex în volţi, care este comparată

cu (turaţia necesară) Un sol (V) şi care intră ca diferenţă Un în regulatorul de turaţie (5),

care are o comportare de transfer PID. Semnalul de ieşire al regulatorului unghiului de

înclinare (8) cu comportare PD livrează un semnal de intrare pentru amplificatorul (6) al

servoventilului (1) prin tensiunea de reglare Uregl.

Amplificatorul (6) comandă dependent de direcţia de rotaţie motorul Torque al

servoventilului printr-un debit proporţional cu tensiunea e.m. Semnalul de ieşire al

traductorului inductiv pentru unghiul de înclinare este pregătit printr-un demodulator.

Prima parte a regulatorului de turaţie (5) împiedică o abatere de la turaţia n necesară.

Electronica de reglare livrează electronicii de supraveghere următoarele date: turaţia

existentă nex; turaţia necesară nsol; unghiul de înclinare ; semnalul de supraveghere

pentru traductor; simetria tensiunii.

Aceste date sunt corelate unele cu altele, pregătite şi redate ca semnale de cuplare

fără întârziere.

Pentru cerinţe înalte, în ceea ce priveşte exactitatea turaţiei, cartela de reglare

trebuie să fie lărgită cu un schimbător frecvenţă / tensiune şi electronică de

supraveghere. Acesta lucrează cu un numărător de turaţie digital (traductor

incremental). Semnalele unicrementale sunt separate în semnale de frecvenţă şi de

direcţie după legătura de selecţie. Pentru o soluţionare mai bună a valorilor turaţiei,

frecvenţa de intrare poate fi dublată sau triplată.

Fracţia f/U face din frecvenţă o tensiune analogică proporţională, în care raportul

de transformare poate fi corelat printr-un potenţiometru. Semnalul de direcţie confirmă

presemnalizarea tensiunii analogice.

Există serii constructive de unităţi cu disc înclinabil cu presiunea nominală de

250 bar concepute pentru reglaj secundar. Acestea au următoarele deosebiri esenţiale:

oglinda de comandă plană; tahogeneratorul cuplat pe unitate; dispozitivul de comandă

poziţionare diferit. Elementele constructive ale acestui sistem de acţionare sunt: unitatea

cu pistoane axiale cu dispozitiv de poziţionare (de comandă) hidraulic; supapă

proporţională construită pe unitate; traductor inductiv de cale; tahogenerator; supapă de

reţinere; electronică de reglare cu cartelă de reglare a turaţiei şi alimentare la reţea.

4.4. Comparaţie între diversele tipuri constructive de motoare cu reglare de

turaţie

Diagrama 4.1. arată o comparaţie între maşini electrice reglabile şi maşini

hidrostatice cu reglare secundară referitor la variaţiile de turaţie maxime posibile pe

secundă în funcţie de putere. Criteriile de comparaţie au fost preluate din informaţiile de

prospect ale producătorilor. Stadiul actual la reglajul secundar este redat în diagrama

prin domeniul B/B1 (scară dublu logaritmică).

Variaţiile actuale de turaţie se situează la val. de 40 000 min-1

/s. Posibilităţile tehnice nu

sunt însă nici pe departe epuizate. Dezvoltarea în acest domeniu va trebui să se ocupe de

această problemă, deci practic cum arată curba B, să se ridice mai departe în direcţia

curbei teoretice posibile A.

72

În acest sens pot fi urmărite mai multe căi:

1) În scopul reducerii timpilor de comandă ai unităţii să se realizeze o construcţie a

mecanismului de acţionare cu sistem orientabil

2) Îmbunătăţirea prelucrării semnalelor electrice la tahomaşină, la reacţia

unghiului de înclinare şi la servoventil.

3) Dezvoltarea concepţiilor de reglare digitale cu algoritmi de reglare specializaţi pe

reglajul secundar. Scopul trebuie să fie un regulator adaptiv digital, care

recunoaşte variaţia parametrilor şi care se optimizează automat la aceste variaţii.

Aceste cerinţe se pot realiza numai printr-o digitalizare. Avantajul reglajului

digital, prin care se deosebeşte de cel analogic, este acela că algoritmul de reglare este

prelucrat de un microprocesor – soluţionare modernă a captării unghiului de rotaţie, care

este dependentă doar de rata impulsului traductorului pe rotaţie, pe de o parte, iar pe de

altă parte o înaltă flexibilitate a implementării tipurilor de reglare noi şi complexe, cât şi

o posibilitate facilă la schimbarea sau adaptarea algortimilor necesari prin schimbări de

program.

Diagrama 4.1. Variaţii ale turaţiei (max.) la diverse motoare funcţie de putere: A – motor hidraulic

(valoare teoretică posibilă); B – motor hidraulic (reglarea turaţiei – reglare secundară A4 VEL); B1 –

motor hidraulic (reglarea turaţiei – reglare secundară A4VS); C – servomotor de curent continuu; D –

servomotoare trifazate; E – motor trifazat (cu reglajul frecvenţei); F– motor trifazat (cu aerare

exterioară)

Domeniul de utilizare al reglajului secundar este însă limitat de: reglajul

electronic; timpul de poziţionare întârziat al unităţii (Def. de la 0 la max).

Diagrama 4.2 prezintă variaţia turaţiei părţii secundare la saltul momentului de

sarcină:

t = îc TTx ; n =g

L

I

tMtM

2

)()( 2 ; n = dtI

tMtMt

g

L

0

2

2

)()(; x =

max2M

M L (rap. momentelor)

73

Fără servoventil în circuitul de comandă unitatea dependentă de timpul de

comandă (de poziţionare) Tc. funcţionează la capacitatea maximă la recunoaşterea

momentului de sarcină.

Deoarece mai întâi momentul hidraulic de rotaţie (caracterizat de unghiul de

înclinare ) este mai mic decât momentul de sarcină, turaţia scade, şi anume până când

ambele momente sunt egale la x = 0,7.

Mărirea în continuare a momentului hidraulic are drept urmare faptul că

acţionarea sistemului este din nou accelerată, până când turaţia iniţială va fi atinsă.

Momentul hidraulic va trebui să scadă şi să fie comparabil celui de sarcină, altfel

turaţia va creşte în continuare.

Sub influenţa servoventilului unitatea se înclină cu întârzierea Tî, dependentă de

frecvenţa proprie a ventilului: Tî =Ef

t

2

Ca urmare, abaterea de turaţie este mai mare, starea de inerţie se reglează şi mai

târziu.

Diagrama 4.2. Influenţa timpului de poziţionare şi a momentului cantităţii de mişcare (de inerţie

74

măsurat), redus la axa de reglaj, asupra abaterii turaţiei la un salt de moment în gol de

70% din momentul de rotaţie maxim posibil.

În ipoteza că la reglajul electronic este vorba de o reglare optimală a turaţiei

(amplificare în circuitul reglării turaţiei KRn ≥ 100) se calculează abaterea de turaţie n,

după cum urmează:

Fără întârziere prin servoventil: n = c

g

TI

Vpx2

max2

2

4

3, în min

-1

Cu întârziere prin servoventil: n = c

g

TI

Vpx2

max2

2

4

3)

2(

schw

ver

Tx

tt , în min

-1

unde: V2max capacitate (cm3); p presiune de lucru (bar); Ig – momentul cantităţii

de mişcare redus (kgm2); Tc – timp de poziţionare (comandă) (s); Tî – întârzierea de

timp (s); fE – frecvenţa proprie a servoventilului (Hz); M2 max – momentul de rotaţie

maxim la unitatea secundară (Nm); Ms – momentul de sarcină (Nm).

Căderea de turaţie este cu atât mai mică cu cât mai mare este momentul redus,

fapt ce vine în întâmpinarea motorului, chiar dacă acesta are un moment propriu de

inerţie mare.

Diagrama 4.3. Abaterea de turaţie la rampa momentului de sarcină.

75

Timpul Tc este mărimea care influenţează instituirea momentului de rotaţie.

Electromotorul este deci în stare să-şi constituie momentul său propriu de rotaţie în 15-

20 ms, datorită momentului de inerţie mare, fără influenţă asupra dinamicii sistemului.

Funcţiile în salt, ca aici saltul de sarcină din diagrama 4.2., sunt utilizate bine la

calculele prin simulare, pentru că acestea sunt bine definite. În practică nu se poate ca

accelerarea să fie infinit de mare. Relaţiile de fapt atestă (diagrama 4.3.) că momentul

de sarcină creşte în rampă. Cum creşterea momentului este o urmare a scăderii înclinării

unităţii, trebuie calculat şi aici cu un salt de turaţie, care este mult mai mic decât arată

diagrama 4.2.

Abaterea de turaţie fără întârziere de timp prin servoventil este:

c

g

TI

Vpxn

2

max2

2

4

3, în min

-1, iar abaterea de turaţie cu întârziere de timp prin

servoventil este:

c

g

TI

pVxn

2

max2

2

4

3

c

î

Tx

Tt

2, în min

-1.

Unde V2max este capacitatea în cm3; p – presiune de lucru (bar); Ig – moment

cantităţii de mişcare redus (kgm2); Tc – timpul de poziţionare (s); TL – timp de rampă

(s); Tî – timpul de întârziere (s). Coloana 1 descrie un salt de sarcină fără întârziere de

timp; coloana 2 descrie un salt de sarcină cu întârziere de timp; coloana 3 utilizează o

rampă de moment în sarcină fără întârziere de timp; coloana 4 utilizează o rampă de

moment prin servoventil.

Axa reglată este încărcată cu o masă suplimentară redusă, care corespunde de 10

ori momentului de inerţie proprie al mecanismului de acţionare, cum este prescris din

motive de stabilitate în placa de aşezare de lucru. Întârzierea de timp se ridică la

valoarea: Tî = 3,54 ms.

Rezultatul de calcul este comparat cu un calcul prin simulare la ultimul rând

(suprapunerea).

Concordanţa este mulţumitoare mai ales că simularea lucrează cu amplificări reale la

obţinerea stabilităţii şi include în mersul de calcul frecarea ce apare în mişcare.

Calculul arată însă şi influenţa frecvenţei proprii a servoventilului referitor la

întârzierea de timp. Este evident că mărirea frecvenţei proprii are o influenţă mai mare

decât o îmbunătăţire în domeniul mecanic.

Comportarea dinamică a unităţii cu pistoane axiale cu reglaj secundar este

hotărâtă de dinamica sistemului de poziţionare, caracterizată de timpul de poziţionare

Tc, de dinamica liniei de reglaj cuplată şi confirmată de comportarea de transfer a

regulatorului.

Datorită deosebitei importanţe a acestor parametri în comportarea sistemului,

diagrama 4.4. arată influenţa acestor mărimi, pentru a da aceste criterii în mâna

utilizatorului, spre a-şi forma viziunea asupra valorii dinamicii acţionării.

Dinamica liniei de reglaj cuplate este descrisă de factorul TR – factor de timp al

liniei de reglaj, definit după cum urmează:

76

TR =

)(210

2

RL

g

g

MMVp

I, în s

Ig – moment de inerţie total redus (kgm2) la arborele unităţii cu pistoane axiale

p – presiunea de lucru (bar)

Vg – capacitatea (cm3/rot)

ML – moment de sarcină (Nm)

MR – moment de frecare (Nm)

Factorul de timp TR este proporţional cu momentul de inerţie. În această diagramă

de stabilitate (diagrama 4.4.) este cuprinsă o valoare caracteristică a acţionării, care

elimină influenţa mărimilor constructive, adică dinamica unei serii constructive

complete,.

Domeniul haşurat reprezintă domeniul de stabilitate, iar în partea de sus sunt de

aşteptat comportări instabile.

Utilizatorii sunt deci pregătiţi încă din faza de proiectare cu comportarea

sistemelor. Dacă practic Tc este mai mare decât timpul limită furnizat de curbe, reglajul

secundar al turaţiei, respectiv al unei mărimi constructive dată la o presiune a sistemului

prestabilită, conduce la atingerea turaţiei necesare numai după un procedeu amorsor de

oscilaţii. Acesta este cu atât mai puternic, cu cât diferenţa între tipul de comandă practic

şi cel limită este mai mare. Dacă timpul de comandă atins este mai mic decât cel limită

reglarea turaţiei conduce la turaţia necesară la mersul în gol şi are o rezervă dinamică

suplimentară dependentă de mărimea diferenţei dintre timpii de poziţionare (comandă).

Diagrama 4.4. Curbe de stabilitate pentru alegerea regulatorului (indică domeniile de stabilitate în

coordonate factor de timp- TR, timp de comandă- Tc)

77

Din alura curbelor este însă evident următorul fapt: cu comportare de transfer

PID, în locul unui regulator cu comportare P, se obţine o deplasare a timpului de

comandă limită, ceea ce înseamnă că la acelaşi factor de timp TR momentul de inerţie

necesar e mai mic când diferenţa de presiune şi capacităţile rămân constante.

În concluzie poate fi spus că printr-un moment al cantităţii de mişcare micşorat şi

deci cu o dinamică sporită, regulatorul de turaţie trebuie să fie superior. Acest caz se

poate întâlni în practică când de exemplu pe cvadrantul traducerii mecanismului

acţiunea momentelor inerţiale este imprimată pe axa reglată.

Toate problemele se diminuează cu un timp de comandă micşorat, deci timpul de

comandă este dorit mereu mai scurt (mic), căci este totdeauna prea lung (mare).

4.5. Scurtă prezentare a bazelor tehnice de reglare

4.5.1. Comportarea regulatoarelor în reglaj secundar în comparaţie cu comanda

supapelor în hidrostatică

În reglajul hidraulic de până acum elementul de comandă (pompă hidraulică sau

ventil) dădea un debit pentru motorul constant, adică mărimea de comandă corespundea

întrucâtva turaţiei.

Spre deosebire de acesta elementul de comandă (poziţionare) al unităţii secundare

schimbă capacitatea (poziţia unghiului discului înclinabil) şi prin aceasta momentul de

rotaţie, adică mărimea de comandă corespunde întrucâtva accelerării, prin scăderea

momentului de sarcină.

Deosebirile devin evidente când se compară mărimile de comandă la diverse

moduri de reglare corespunzătoare unui profil de variaţie a turaţiei (diagrama 4.5.).

Se poate recunoaşte, că unghiul de înclinare al unităţii secundare este aproape

independent de turaţie şi o funcţionare complet comandată nu este posibilă.

Diagrama 4.5. Mărimile de comandă, la diverse moduri de reglare, în cazul variatiei turaţiei motorului

hidraulic

78

4.5.2. Comportarea sistemului de poziţionare (de comandă)

Construcţie

Cilindrul de poziţionare (de comandă), care comandă înclinarea discului este

comandat printr-o supapă (ventil)( fig. 4.4.), poziţia cilindrului corespunde cu momentul

de rotaţie. Prin această construcţie se obţine o comportare I – T4 (cu întârziere de tip

integratoare).

n – turaţia; p – unghiul de înclinare al pompei de reglaj; y – poz. sertar supapă

- unghiul de înclinare al unităţii secundare; i – curent servoventil;

Y – poziţionare sertar servoventil; - viteza unghiului bară

- unghiul de înclinare

Fig. 4.5 Tablou de cuplare bloc al dispozitivului de reglare al unghiului de înclinare

Această comportare integrată ar fi avut o influenţă negativă asupra stabilităţii în

turaţie sau în circuitul de reglare a poziţiei al unităţii secundare. Prin reacţia valorii

unghiului de înlinare la formarea unui circuit de reglare al unghiului de înclinare închis,

comportarea integrală este transformată într-una proporţională cu întârziere de timp (P –

T5) – (fig. 4.6.).

Fig.4.6. Circuit de reglare închis

79

Prin circuitul de reglare închis pentru poziţia unghiului de înclinare se obţine o

comportare de reglare îmbunătăţită a unităţii secundare, astfel încât poziţia unghiului de

înclinare este menţinută exact.

4.5.3 Descrierea comportării turaţiei

pHD – presiune înaltă; MR – moment de frecare; z – momentul de sarcină

La o schimbare a unghiului de înclinare de la 0 max, turaţia are trecerea prezentată în

diagrama 6 (z = 0), unde n* - turaţia ce poate fi atinsă teoretic la Md = Mpierderi

nmax – turaţia maxim admisibilă (mecanic).

Fig. 4.7 Tablou de cuplare bloc a comportării turaţiei

Diagrama 4.6 – Răspuns salt al turaţiei

n- turaţie teoretică obţinută cu Md=Mpierderi; nmax-turaţie mecanică maximă obţinută

4.5.4. Reglarea turaţiei

O formă de acţionare esenţială în reglajul secundar este acţionarea în circuitul de

reglare a turaţiei. Turaţia este captată cu tahogeneratorul sau cu traductorul de impulsuri

de rotaţie şi comparată cu valoarea necesară (Sole). Diferenţa este adusă la un regulator

potrivit şi livrată circuitului de reglare a unghiului de înclinare ca valoare necesară.

Circuitul de reglare a unghiului de înclinare prezintă în esenţă o acţionare cu cilindru

comandată prin ventil (fig. 4.5. şi 4.6.).

80

Tabloul de cuplare bloc tehnic reglabil are structura din fig. 4.8.

Prin influenţa frecării şi a momentului de sarcină este necesar un anume unghi de

înclinare, diferit de zero, pentru o turaţie constantă.

La utilizarea unui regulator de turaţie cu comportare proporţională ar rezulta o

abatere de turaţie remanentă, care este dependentă de contramomentele şi amplificarea

regulatorului.

Această abatere de reglare poate fi compensată prin utilizarea unui regulator de

turaţie PID (cu comportare proporţională integrată).

Fig.4.8. Tabloul de cuplare bloc tehnic reglabil

4.5.5. Reglarea poziţiei

La reglarea poziţiei se compară cu ajutorul unui calculator digital valoarea dată

necesară a unghiului de rotaţie cu cea dată de traductorul de impulsuri de rotaţie şi

numărător, din care rezultă diferenţa unghiulară. Pentru execuţie există două posibilităţi.

a) Utilizarea unei comenzi uzuale care conţine:

- sau un regulator P de poziţie care dă diferenţa unghiului de rotaţie prevăzut cu un

factor de amplificare ca mărime de poziţionare (comandă)

- sau dă o valoare de turaţie necesară dependentă de drum. Circuitul de reglare a

turaţiei fig. 8.8., cu tabloul de cuplare bloc din fig. 4.9.

81

Fig.4.9.- Circuit de reglare a poziţiei cu comandă externă, pentru unghi basculare şi turaţie, în

cascadă

b) Utilizarea unei comenzi specializate cu un algoritm de reglare specializat pe reglajul

secundar. Va rezulta un circuit de reglare a turaţiei analog fig. 4.10.; calculatorul digital

dă direct valoarea necesară pentru regulatorul unghiului de înclinare (Wg – unghi de

rotaţie necesar; Wn – turaţie necesară; Wv – unghi de înclinare necesar).

Fig. 4.10 Circuit de reglare a poziţiei de comandă proprie prin procesor

Prin comportarea apropiată de comportare tip integral a turaţiei şi prin

comportarea tip integral a unghiului de rotaţie se obţine o comportare

cvasidubluintegrală în circuitul de reglare a poziţiei.

De aceea este necesară pentru reglarea poziţiei o reacţie de turaţie, care poate fi

realizată fie prin soluţia a), fie prin soluţia b), prezentate anterior. Ca şi la reglajul de

turaţie se obţine şi aici prin influenţele frecării şi momentului de sarcină o abatere de

reglaj remanentă.

Un regulator de poziţie PI ar conduce prin comportarea integrală a unghiului de

rotaţie la oscilaţii (cicluri limită) şi de aceea nu este recomandat. Abaterea de reglaj

remanentă poate fi compensată numai prin algoritmi potriviţi pentru reglajul secundar.

Cap.5. EXEMPLE DE UTILIZĂRI ALE ACŢIONĂRILOR CU REGLAJ

SECUNDAR

5.1. Acţionarea principală a unei maşini unelte

O maşină de prelucrat CNC, cu 35 de funcţii hidraulice însumate mecanismului

de acţionare a capului principal de frezare rotativ, cu o putere la arbore de 70 kW este

acţionat de o axă cu reglaj secundar. Maşina conţine: 1-agregat hidraulic; 2-motor

pentru acţionarea principală; 3-păpusă fixă; 4-disc plan; 5-turn multiplu; 6-motor

hidraulic; 7-freză; 8-păpusă mobilă; 9-cutii pentru sistem de palete; 10-sanie

transversală.

82

La frezarea rotativă este vorba de un procedeu de prelucrare modificat, la care în

locul cuţitului rotativ se foloseşte freza de mare capacitate. Avantaj deosebit este faptul

că atât cilindrii, elipsa – ca piesă de prelucrat rotativă – sau poligoane, suprafeţe

funcţionale, pene, etc. ca piese de prelucrat (stătătoare) fixe, pot fi obţinute fără a

schimba scula.

Motorul de acţionare pentru freza rotativă este aşa numitul Multi – Tower, care

este montat pe o sanie transversală şi poate fi înclinat în jurul axei verticale, astfel încât

poziţionarea piesei se poate face oricând unghiular plan şi spaţial. Din motive

constructive tahogeneratorul pentru reglajul turaţiei nu a putut fi adus la celălalt capăt al

arborelui motorului hidraulic. El a fost aşezat pe o axă paralelă şi acţionat cu curea

dinţată. Momentul de rotaţie cerut de 275 Nm este dat de o unitate de disc înclinabil de

90cm3/rot din seria A4V, la o presiune de lucru de p = 255 bar (presiune înaltă pentru

acţionarea maşinilor unelte obişnuite). Turaţia maximă se ridică la 2850 min-1

.

Cerinţa unei abateri de turaţie maxim admisibilă la schimbul de sarcină (ex. la

întreruperea tăierii) de n = 5 min-1

a fost realizată. Aici şi-a arătat efectul avantajos

faptul că în ciuda marii depărtări de la agregatul primar la acţionare de cca. 80 m,

datorită presiunii de lucru limitate (prestabilite), influenţa arcului hidraulic a fost

eliminată. Suplimentar, a fost instalat direct la acţionare un acumulator cu balon de 10 l

astfel încât, pe termen scurt, vârfurile energetice sunt asigurate chiar la locul unde se

petrec.

Alte avantaje: greutate redusă şi gabarit redus al unităţii montate (o maşină de

c.c, la aceleaşi rapoarte de spaţiu, nu a fost posibilă ca construcţie); capacităţi de

prelucrare mari, care chiar la turaţii scăzute înlesnesc viteze de tăiere favorabile şi duc

la o scădere esenţială a timpilor de producţie.

5.2. Acţionarea pentru un laminor

Avantajele reglajului secundar se pot utiliza şi la acţionarea unui laminor. La un

laminor (cu reducţie) este vorba de mai multe caje de laminare aranjate pentru vălţuirea

bramelor unde secţiunea materialului este redusă. Turaţia creşte definit de la cajă la

cajă, iar momentul corespunzător; puterea, rămâne constantă.

La vălţuire materialul trebuie transportat cât se poate fără să fie solicitat la

tracţiune sau presare prin caje, astfel daunele în calitate vor trebuie luate în seamă la

cumpărare. Pentru a evita defectele de producţie, înalte cerinţe apar pentru dinamica

unui astfel de sistem de acţionare.

Caja unui laminor, cu acţionare electrică sau cu acţionare hidraulică, conţine: 1-

dispozitiv de laminare; 2-arbori articulaţi; 3-mecanism de vălţuire cu camă; 4-mecanism

planetar; 5-cuplaj; 6-maşină de curent continuu; 7-maşină cu pistoane axiale

Deci nu e de mirare că în aceste ipoteze acţionarea hidraulică este neesenţială sau

chiar deloc mai ieftină decât cea electrică.

Dacă se folosesc consecvent toate posibilităţile acţionării hidrostatice, atunci se

poate renunţa la mecanismul de vălţuire cu camă (cu raportul de transmisie de regulă

1:1) şi arborii articulaţi. Se impune în acest caz acţionarea hidraulică a cajelor.

Unitatea cu pistoane axiale prin mecanismul de acţionare de la partea inferioară

ar trebui ataşată direct la fiecare valţ. Dar întrucât distanţa dintre axe este dată de

83

dinamica valţurilor şi nu poate fi mărită, în prima treaptă de acţionare remediul este o

transmisie simplă prin angrenaj cilindric, atunci când unităţile hidraulice nu încap în

interiorul valţurilor.

Diagrama 5.1. Influenţa erorilor asupra calităţii laminării

N = turaţie nominală; n = abatere de turaţie admisibilă; 2 n = bandă de toleranţă admisă; nL =

dependenţă de sarcină a turaţiei; ta = timpul de control al abaterilor în sarcină; A1 = abatere maximă a

turaţiei; A1 ta = suprafaţă de reglare circumscrisă

Deoarece majoritatea instalaţiilor de laminare de până acum au fost acţionate prin

reglaj electric la baza explicării definiţiilor valabile pentru maşinile de curent continuu

stau acţionările hidrostatice cu o comportare dinamică a turaţiei, după o mărime de

sarcină ce variază în salt, după linia direcţională VAI / VDE 2185.

O măsură pentru influenţa erorilor asupra calităţii laminării este suprafaţa

circumscrisă de reglare A1 a reglării turaţiei (diagrama 5.1.) (breşă trecătoare a turaţiei

la comportarea de şoc a momentului de rotaţie).

Timpul de control al abaterilor în sarcină este tp, care începe când mărimea de

reglare (după un şoc al momentului de rotaţie) parcurge şi părăseşte o bandă de toleranţă

prescrisă, când ea intră din nou în această bandă şi nu o mai părăseşte.

Suprafaţa de reglare circumscrisă este produsul dintre: timpul de control al

abaterilor şi mărimea abaterii (mărimii de reglare în starea sa de inerţie). Procedeul de

descreştere la o variaţie de sarcină este caracterizat de raportul:

început lasurat ma A

finala valoareala asuratm A

1

2

Şocul de moment la instalaţia laminorului apare când brama pătrunde în perechea

de cilindri rotitori (cu o turaţie prescrisă), pentru că timpul de control al abaterilor

trebuie să fie < 200 ms (după posibilităţi chiar mai mic).

O cajă de laminor acţionată hidraulic convenţional este caracterizată prin aceea că

reglajul turaţiei se face pe pompă care acţionează un motor constant. La funcţionarea în

84

gol diferenţa de presiune este mică la motor, cilindrii merg cu o turaţie dinaine

cunoscută.

Exemplu pentru funcţionarea în gol: diferenţa de presiune p = 30 bar; unghiul de

înclinare al pompei 120; debitul pompei: 0,8 Qmax.

La intrarea bramei în cajă se instalează un salt al momentului de rotaţie, ceea ce

duce la o creştere a presiunii în sistemul hidraulic (ex. 280 bar).

Dar deoarece turaţia la acest procedeu trebuie să rămână constantă, pompei îi este

necesar un volum de compresie şi suplimentarea scurgerilor de ulei exterioare. Unghiul

de înclinare se schimbă de la 120 la 13

0. Timpul necesar pentru aceasta este de 15 ÷ 20

ms. Sub influenţa efectului de arc hidraulic sistemul poate intra în oscilaţii, de aceea în

practică trebuie prevăzută o reducere a dinamicii, asta înseamnă că procedeul de

poziţionare este prelungit în timp, nu fără ca influenţa asupra timpului de control al

abaterilor să nu existe.

Fig. 5.1. Acţionare convenţională (sus) şi cu reglaj hidraulic secundar (jos).

Astfel se întâmplă la o acţionare cu reglaj secundar la intrarea branei. Reglarea

turaţiei se face la cajă pe partea secundară, presiunea de lucru este limitată, arcul

hidraulic este sub o tensiune constantă. Unghiul de înclinare în unitatea secundară se

reglează de ex 20 – pe valoarea cerută de funcţionarea în gol.

La un şoc de moment de rotaţie unităţile merg în timpul minim posibil la unghiul

de înclinare maxim de 150 şi apoi înapoi la valoarea necesară (datorită inerţiei) de ex. la

120. O unitate cu pistoane cu reglaj secundar poate necesita pentru aceasta aprox. 80 ms,

cu repercusiunile asupra procesului tehnologic de laminare. Acest dezavantaj evident a

fost soluţionat (fig. 5.2.) prin montajul hidraulic prezentat: într-un bloc de comandă (1),

care este montat pe flanşa de presiune a unităţii cu pistoane axiale, sunt prevăzute un

ventil logic (3) şi o supapă cu reducere a presiunii reglabilă (2). Ventilul logic

funcţionează ca o cuplă hidraulică, pentru a putea întrerupe transferul de energie în caz

de necesitate. În acest caz unitatea poate funcţiona numai ca generator, iar energia este

redată în reţea.

Acest ventil logic este prevăzut întotdeauna din motive de securitate.

85

La funcţionarea în gol ventilul logic este cuplat în poziţia blocat şi presiunea de

lucru este micşorată la flanşa de presiune (A) prin supapa de reducere a presiunii, Când

este nevoie de un moment de rotaţie neschimbat unghiul de înclinare trebuie să devină

mai mare. El este adus la valoarea pe care ar trebui s-o aibă în starea inerţială la

introducerea bramei. Acest unghi este cunoscut, astfel încât pierderea de timp pentru

procesul de înclinare la un eventual şoc de moment de rotaţie, să fie compensată.

În acest caz trebuie comandat numai ventilul (3), iar capacitatea unităţii cu

pistoane axiale şi deci unghiul de înclinare, nu trebuie deloc sau chiar foarte puţin

schimbate.

Fig. 5.2. Bloc de comandă montat pe flanşa de presiune a unităţii cu pistoane axiale

Abaterile de la valoarea prescrisă sunt receptate şi pot fi incluse într-un proces de

reglare sau comandă.

De importanţă hotărâtoare la acţionările cu reglajul secundar cu tahometru

electric şi servoventil electro-hidraulic în circuitul de comandă, este circuitul de reglare

electronic adecvat cerinţelor de acţionare.

De cele mai multe ori precizia şi exactitatea acţionării sunt exclusiv o problemă a

prelucrării de semnal.

5.2.1. Acţionarea unui laminor pentru tablă groasă

Avantajul unei înalte precizii de rotaţie la înaltă dinamică în circuitul de reglare a

turaţiei a fost demonstrat la o acţionare de roluire a unui laminor pentru tablă groasă cu

post presiune.

Problema constă în aducerea a 12 motoare de acţionare de diverse mărimi la o

funcţionare sincronă. Abaterea maximă admisibilă de turaţie, 500 ms-1

după apariţia

unui moment perturbator, a fost de ± 1,5 min-1

pentru toate 12 motoarele (prescrisă),

asta înseamnă că toate cele 12 motoare trebuiau să se situeze absolut într-o bandă de

toleranţă de 3 min-1.

86

Motoarele, fără legătură mecanică între ele, acţionează împreună 391 role, legate

unele de altele în număr diferit peste lanţuri. Între lanţuri şi axele reglate trebuiau

aranjate mecanisme schimbătoare de viteză, ceea ce nu uşurează sarcina de rezolvat.

Luând în considerare situaţia deosebită acţionarea a fost mai întâi simulată pe un

calculator, prevăzând şi şocurile de moment de rotaţie ce ar putea interveni. Rezultatul

pe calculator a fost pozitiv, s-a stabilit să se monteze pe partea mecanică o execuţie de

motoare standard din seria A4VSO. Numai tahometrul de c.c. a trebuit să fie înlocuit cu

un traductor incremental; de asemenea nu se admite nici o abatere de la cartela de

reglare standard VT12000. Îndeosebi datorită semnalelor taho-digitale a fost necesară o

mărire, prin cartela electronică de supraveghere VTS0102/FUW1, a transformatorului

f/v (fig. 5.3.). Toate acţionările merg prin intermediul prescrierilor de valori necesare

însumate cu turaţie reglată.

Fig. 5.3. Combinarea cartelelor de reglare VT 12000 şi VTS 010/FUW2

5.2.2 Linie de lucru cu încălzire la roşu cu role de antrenare, lungime totală 114 m,

alimentare centrală cu ulei

Acest sistem de role era iniţial echipat, cu acţionări electrice reglabile, care nu au

reuşit să corespundă cerinţelor de funcţionare sincronă, ceea ce a condus la defecte de

suprafaţă ale tablei. Repetarea acţionărilor cu reglaj secundar prin sistemul prezentat a

reuşit fără probleme, limitele de toleranţă n-au fost depăşite.

Lungimea totală a utilajului de 114 m are drept urmare faptul că între partea

primară şi cea secundară s-a stabilit o distanţă de 80 m. Alimentarea centrală cu ulei este

realizată prin grupul de pompare subteran. Distanţa dintre punctele de alimentare şi cel

de utilizare nu are influenţă asupra dinamicii acţionării prin reglajul secundar.

Staţia de pompare se compune din cinci unităţi cu pistoane axiale tip

A4VSO125DR cu reglaj de presiune. Puterea de acţionare pe agregat este de 55 kw,

presiunea de lucru de 160 bar. Se merge pe circuit deschis.

87

În condiţiile mai sus descrise pentru o bună calitate se merge pe următoarele date

măsurate pe produs: lăţimea tablei: 800 ÷ 3800 mm; grosimea tablei 3 ÷ 300 mm;

lungimea tablei 6000 ÷ 1600 mm; greutatea max. a produsului 15 t. Viteza este reglabilă

de la 0,25 până la 15 m/min, corespunzătoare 34 la 2050 min-1

la axa reglată.

Temperatura la cuptor – max. 12000C.

5.3. Acţionare pentru maşina de deservit cuptorul de cocs

La aceste maşini este necesară pentru automatizare o poziţionare exactă, la care

echipa de deservire nu mai participă, ci are de la un loc central numai o funcţie de

supraveghere. Cerinţa de acţionare este ca abaterea max. admisibilă de la poziţia „mijloc

cuptor” să nu depăşească ± 5 mm. Pentru acestea este de prevăzut ca atât poziţia

cuptoarelor separat unele faţă de celelalte, cât şi poziţia bateriei de cuptoare să poată fi

modificată pe fundaţie, datorită influenţei termice.

Trebuie prevăzut ca pentru accelerarea şi încetinirea maşinilor de deservit,

acestea să fie echipate cu dispozitive corespunzătoare şi să poată merge pe calea ferată.

Trebuie asigurat un paralelism între maşini şi axa de cale ferată, după oprire, astfel încât

tija de separare la intrare să nu deterioreze pereţii cuptorului.

Chiar la aceste înalte cerinţe impuse de introducerea unei tehnici moderne, în

ciuda condiţiilor extrem de grele, trebuie realizată o funcţionare continuă şi fără defecte.

În stadiul de proiect în ceea ce priveşte acţionarea de transport a maşinilor de

deservire au intrat în discuţie 3 variante: motoare de c.c.; motoare asincrone cu limitarea

tensiunii; motoare hidraulice.

La motoarele hidraulice a fost gândită mai întâi acţionarea acţionarea

convenţională în circuit închis (fig.5.4.-stânga) şi în circuit deschis ( fig.5.4.-dreapta).

Fig. 5.4. Acţionarea hidraulică convenţională, în circuit închis (stânga) şi în circuit deschis (dreapta) a

maşinilor de deservire cuptor cocs

Alături de acţionarea de transport, trebuiesc de asemenea prevăzute pe maşinile

de deservire mai mulţi cilindri pentru mişcările auxiliare şi anume exclusiv în stare de

oprire a aparatelor.

Problema acţionării ar trebui mai întâi simplificată, astfel încât acţionarea de

transport să fie împărţită pe două circuite. Viteza de deplasare este determinată de

capacităţile celor două pompe şi de funcţionarea (cuplare prin intermediul debitului)

88

sincronă a acestora. Pentru mersul înapoi se prevăd pe fiecare parte a circuitului câte o

tahomaşină fie la motorul hidraulic, fie pentru evitarea alunecării la o roată condusă.

Pentru cilindri este instalat un al treilea circuit cu o pompă cu regulator de

presiune. Comanda se realizează prin ventile proporţionale.

Dezavantajele acestei concepţii: trei circuite hidraulice fiecare cu pompa lui; trei

motoare E (E – motor cu două capete de arbore); redundanţă redusă; datorită arcului

hidraulic şi anume în circuitul de deplasare, circuitul de reglare este oscilant la dinamică

înaltă, cu influenţă asupra preciziei de poziţionare; în domeniul de sarcină parţială sunt

presiuni de lucru joase la viteze mari ale uleiului, cu influenţă asupra randamentului.

O îmbunătăţire se întrevede când se lucrează în circuit deschis într-un sistem

constant de presiune cu pompe cu regulator de presiune (fig. 5.5.) – acţionare

convenţională în circuit deschis).

Fig.5.5. Acţionare convenţională în circuit deschis, cu pompe cu regulator de presiune

Pompele livrează debit atât cât cer consumatorii, pentru a menţine presiunea de

funcţionare constantă. Legile cuplării prin intermediul debitului sunt realizate prin

prevederea în conductele conducătoare de energie a ventilelor proporţionale (sau

similar).

Avantaje: necesar doar două pompe cu electromotor; se poate merge chiar cu o

singură pompă (redundantă); pentru necesarul de debit al cilindrilor nu se instalează

circuit suplimentar, căci se transportă sau se manipulează; arc hidraulic de scurtă durată

(doar între motoare sau ventile proporţionale sau servo); comportare oscilatorie

îmbunătăţită

Dezavantaje: bilanţ energetic prost; procesul de frânare este transformat în căldură;

la domeniul de sarcină parţială, diferenţa de presiune la ventile este transformată în

căldură; toate ventilele sunt prevăzute în circuitul energetic; suplimentar trebuie ca

pierderea de presiune a ventilelor să fie compensată de pompe (la servoventile până la

70 bar); este necesară o putere de răcire mare.

Prin cântărirea avantajelor şi dezavantajelor rezultatul anchetei prealabile a

fost orientarea către o acţionare electrică reglabilă.

În ceea ce priveşte reglajul secundar ca o concepţie nouă de acţionare, după o

analiză critică, se prezintă concepţia de acţionare din fig. 5.6. (reglaj secundar prin

intermediul presiunii de lucru). Determinant a fost mai puţin posibilitatea recâştigării de

energie la procedeul de frânare cu acumulare de energie şi mai mult avantajul tehnic al

89

reglajului, comenzii şi al îndeplinirii cerinţelor în ceea ce priveşte marea precizie de

poziţionare.

Avantaje ale reglajului secundar: numai 2 sau 1 pompă cu electromotor (redundantă);

necesarul de debit al cilindrilor rămâne neluat în considerare; disipare energetică redusă;

arc hidraulic fără influenţă asupra dinamicii şi comportării oscilatorii; bilanţ energetic

bun, pentru că nu sunt prevăzute organe de comandă în circuitul energetic; putere de

răcire instalată redusă; energie procesului de frânare este acumulată pentru realizarea

procesului de accelerare; puterea de acţionare electrică poate fi redusă; domeniu de

reglare mare; frânarea, ca procedeu generator de energie, are posibilitatea de

transformare în electricitate la reţea.

Fig.5.6. Acţionare prin reglaj secundar în circuit deschis

Mecanismul de rulare pentru împingătorul de cocs şi maşina de transmitere a

cocsului au fost utilate cu motoare cu reglaj secundar. Dinamica acestor concepţii de

acţionare se arată prin precizia de poziţionare atinsă de ± 1 mm la o greutate a maşinii

de 6600 kN pentru împingător.

Valoarea cea mai mare a vitezei se ridică la 1,5 m/s. Motoarele de deplasare

(rulare) sunt cuplate cu roţi de acţionare prin intermediul cuplajelor.

Deoarece aceste mecanisme sunt încărcate jocurile acţionează negativ asupra

dinamicii de reglare şi preciziei de acţionare. Trebuie ca influenţa jocului asupra

comportării sistemului să fie împiedicată. Aceasta se realizează printr-o rigidizare

hidraulică a motoarelor, două câte două.

Prin această măsură este dată o contractare unilaterală a flancurilor roţilor dinţare.

Deoarece diametrul roţilor de acţionare este de 1250 mm, precizia de poziţionare de 1

mm echivalează cu o rotaţie a roţii cu 0,090.

Un motor de tracţiune în execuţie de serie prevăzut cu servoventil, cu reacţie a

unghiului de rotire şi cu cuplă hidraulică înglobată (readucere a unghiului de înclinare),

este utilat cu un tahodinam analog cu întrerupător centrifugal mecanic integrat. Reglarea

turaţiei şi a funcţionării sincrone se produc analogic. Lungimea parcursă este captată de

un traductor de impulsuri incremental, montat la o roată neacţionată. Atingerea

poziţiei dorite se face deci pur digital.

Energia, care are acces în sistem în timpul fazei de frânare, este acumulată pentru

faza de accelerare sau când acumulatorii sunt plini – redată la reţea sub formă de

energie electrică. Atunci pompele (cu reglaj de presiune) funcţionează ca motoare,

90

acţionează motoarele rotitoare în domeniul turaţiilor suprasincrone, care livrează

energie în reţea.

Experienţa de funcţionare acumulată de la sfârşitul anului 1986 arată că

acţionarea de deplasare, în condiţiile de funcţionare date, îndeplineşte toate aşteptările.

Îndeosebi prin comportarea de reglare la funcţionarea automată, la care în faza de

poziţionare reglarea poziţiei interne este realizată printr-un sistem de funcţionare

interferent, poziţia de poziţionare cerută se obţine uşor.

5.4. Acţionare pentru manipulator de transport

La un manipulator de transport problema a constat în preluarea unui inel greu de

100 kN al unei prese şi depunerea, în cel mai scurt timp, pe o maşină cu inel şi valţuri la

o depărtare de 40 m. Precizia de poziţionare cerută este prescrisă ± 2 mm.

Trebuiau acţionate în afară de cilindri de ridicare şi cel de basculare mecanismul

de deplasare şi cel de rotire. Şi aici s-a optat pentru reglajul secundar, căci s-a

demonstrat printr-un calcul de simulare că toleranţele prescrise nu vor fi depăşite.

Greutatea totală a utilajului încărcat se ridică la 530 kN, viteza maximă de deplasare 2,7

m/s cu o accelerare de 0,85 m/s2. Deoarece puterea instalată la consumatori este de cca.

600 kW la deplasare şi rotire, a fost folosită energia recâştigată şi acumulată, iar puterea

motorului hidraulic a fost de 143 kW la 1600 min-1

( fig.5.7.).

În această figură motorul Diesel antrenează o pompă în tandem – seria

constructivă A4SSO250AR + A4YSO125DR, la care este cuplată o pompă de

alimentare pentru circuitul închis de deplasare. Mecanismul de rotire şi cilindrul de

comandă sunt acţionaţi în circuit deschis. Toate motoarele cu reglaj secundat sunt

executate tip A4VSO125DS. La mecanismul de rotire este poziţionat suplimentar lângă

tahogeneratorul analogic un traductor incremental pentru poziţionare. Şi aici s-a revenit

asupra acţionării a două motoare, pentru rigidizarea în circuitul de reglare al unghiului

de înclinare, cu rol de eliminare a jocurilor ce apar în funcţionare.

Procedeul de deplasare se prezintă după cum urmează: în timpul frânării

hidrostatice sistemul de acumulare este încărcat la 260 bar. La această presiune de

funcţionare se poate merge cu cea mai mare accelerare, deoarece cele 2 motoare de

acţionare merg pe unghiul maxim de înclinare de 150. Presiunea din acumulator scade la

200 bar. Până în acest punct de timp pompa alimentează în cursă nulă. Ea coboară de la

200 bar, când procesul de accelerare încă nu s-a terminat; presiunea de funcţionare

scade în continuare la 195 bar.

După atingerea vitezei dorite de deplasare, motoarele ajung înapoi la valoarea

necesară de cca. 12% din cursă pentru învingerea frecării tamburului. Necesarul de debit

scade, astfel încât pompa revine la 30% din volumul de cursă.

La procedeul de frânare motoarele oscilează peste nul în direcţia contrară, merg

în regim generator şi încarcă sistemul de acumulare din nou la 260 bar. Pompa cu regim

de presiune lucrează în funcţie de frânare pe nul. Procedeul recuperării de energie are

rol şi în circuitul pentru mecanismul de rotire şi în cilindri. Aici energia de frânare a

mecanismului de rotire este recuperată sau condusă spre cilindri.

Acest transfer de energie continuu fără transformare reduce consumul de energie

primară de la motorul Diesel şi împiedică pătrunderea unei cantităţi de căldură, care ar

91

trebui condusă la răcitor. Datorită acestui fapt dimensionarea instalaţiei de răcire este

redusă.

Fig. 5.7. Schiţa de principiu a unui plan de cuplare hidraulic

5.5. Acţionare pentru excavatorul păşitor (cu roată paletată)

La acest utilaj mobil acţionarea este realizată prin intermediul reglajului secundar.

Aparatul cu o greutate de deservire de 4500 kN are o putere de producţie de 1390

m3/h şi o putere de antrenare de 2 x 300 kW.

Deşi acţionarea hidrostatică cu comandă primară s-a introdus la acest excavator

încă din 1972, pentru aparatele de mare putere s-a preferat instalarea maşinii de c.c.

Ca dezavantaj al acestei concepţii de acţionare este greutatea proprie mare a

motorului de c.c. şi a angrenajului demultiplicator.(reductor). Aici trebuie să se ţină cont

ca orice greutate suplimentară la capul roată paletat (datorită grosimii stratului dizlocat

sau rigidizării construcţiei) duce la o mărire a greutăţii totale de 3 – 4 ori mai mare şi la

un cost ridicat (suplimentar faţă de costul ridicat cauzat de acţionarea de c.c.).

Pentru evitarea dezavantajelor menţionate mai sus s-a ales pentru roata paletată o

acţionare hidrostatică cu 4 motoare hidraulice şi 4 mecanisme independente. Prin

reglarea continuă a turaţiei pe întreg domeniul de turaţii se poate obţine prin utilaj,

92

pentru cele mai diferite soluri, excavarea şi golirea (chiar pietre şi stânci pot fi dislocate

cu grijă).

Prin eliminarea arborelui roţii şi înlocuirea acţionării mari a roţii prin 4 acţionări

mici independente, cât şi prin înlocuirea electromotorului prin 4 motoare hidraulice

comparaţia cu un aparat electromecanic duce la concluzia: costul este considerabil mai

mic şi greutatea capului paletat (cu cupe) a fost redusă la 45 kN.

Totalizat, greutatea de deservire a excavatorului prin folosirea reglajului secundar

a fost redusă la 350 kN. Unul din factorii importanţi este şi că, prin alimentarea

centralizată cu ulei, pierderile sunt reduse.

Prin reglaj secundar pierderile în domeniul primar se limitează numai la 2 pompe.

Sistemul de acţionare convenţional cere introducerea a 7 pompe. Pompele auxiliare

pentru sistemele de alimentare şi comandă nu sunt prezentate.

Fig. 5.8. – Acţionarea excavatorului, prezentare simplificată a soluţiei convenţionale: 1-

roată cu cupe (palete); 2-mecanism de rotire (construcţie superioară); 3-roată cu cupe –

braţ de macara, cilindru ridicător; 4-mecanism de rotire (bandă de descărcare); 5- bandă

de descărcare, cilindru de tracţiune; 6-mecanism de deplasare, stânga; 7-dispozitiv de

fixare – întindere lanţuri stânga; 8-dispozitiv fixare lanţuri, dreapta; 9-mecanism de

deplasare, dreapta.

Redundanţa la reglajul secundar e mai mare, deoarece la căderea unei pompe se

poate lucra mai departe chiar cu jumătate din putere. Se poate lucra oricând şi cu mai

multe pompe. Deoarece coloana de ulei stă sub presiune de lucru cvasiconstantă,

aşezarea staţiei primare la utilizator este la alegere; ea poate fi plasată ca greutate

compensatoare pentru roata cu cupe.

Pierderea de material în domeniul reglajului secundar este datorită folosirii peste

nul a unităţilor cu pistoane axiale mai mari decât în sistemele convenţionale. De cele

mai multe ori avantajul părţii primare nu se consumă în totalitate prin partea secundară,

căci şi în domeniile convenţionale se lucrează cu motoare variabile unilateral.

La aparatele de lucru mobile şi maşini de construcţie estre puţin semnificativ ca

un aparat convenţional deja la îndemână să fie utilat cu o acţionare cu reglaj secundar.

Avantajele arătate se manifestă din plin la tracţiune, când premisele constructive

sunt create şi aparatul este conceput corespunzător şi asta cu atât mai mult, cu cât

numărul utilizatorilor la reţeaua de alimentare comună este mai mare. În funcţie de

timpul de cuplare şi de factorul de suprapunere se pot economisi costuri considerabile

pe partea primară.

Fig. 5.9. – Acţionarea excavatorului, prezentare simplificată a soluţiei pentru

reglajul secundar: 1-roată cu cupe; 2-mecanism de rotire, construcţie superioară; 3-roată

cu cupe – braţ de macara, cilindru ridicător; 4-mecanism de rotire (bandă de

descărcare); 5-bandă de descărcare, cilindru tracţiune; 6-mecanism de deplasare, stânga;

7-dispozitiv de fixare – întindere lanţuri stânga; 8-dispozitiv fixare lanţuri, dreapta; 9-

mecanism de deplasare, dreapta.

93

Fig.5.8. Acţionarea excavatorului, prezentare

simplificată a soluţiei convenţionale

Fig. 5.9. Acţionarea excavatorului, prezentare

simplificată a soluţiei pentru reglajul secundar

5.6. Acţionare pentru macara plutitoare (Offshore)

Instalaţia şi exploatarea aparatelor de lucru de sub apă impune maşini de ridicare

moderne care pot funcţiona în condiţii de lucru dure, pe mare: ghidarea (montarea)

conductelor; forarea de puţuri pe fundul mării; instalaţii submarine Manifold; operaţii

de scufundare şi batere de piloni marini.

Pentru aceste sarcini o firmă olandeză a dezvoltat o nouă generaţie de macarale,

cu ajutorul cărora se întreprind lucrări la o adâncime de 400 m, în condiţii deosebite.

Pentru a realiza înaltele cerinţe au fost implementate din nou acţionări hidraulice

cu reglaj secundar.

Două astfel de macarale de 700 Kw se montează pe un utilaj pentru ghidarea

conductelor marine şi pe un bac (platou semiimersionat). Astfel de montaje se

caracterizează nu numai prin performanţele realizate, ci şi prin înalta disponibilitate în

funcţionarea de durată.

94

Fig. 5.10. Sistemul hidraulic pentru macaraua plutitoare

1-conductă de joasă presiune; 2-conductă de înaltă presiune; 3-troliu principal; 4-troliu de braţ; 5-

macara; 6-troliu auxiliar, 7-mecanism de rotire; 8-staţie de pompe de alimentare; 9-pompă de înaltă

presiune; 10-staţie de acumulatori; 11-bloc logic.

Decisiv pentru această alegere au fost: putere mică de instalat; timp de reglaj mic;

dinamică înaltă; recâştigarea energiei; posibilitatea acumulării de energie fără

transformarea acesteia.

Sistemul hidraulic din fig. 5.10. constă dintr-o alimentare centrală cu ulei sub

presiune şi un sistem de conducte în circuit pentru toţi utilizatorii. Se merge în circuit

închis.

Întrebarea, dacă trebuie ales circuitul închis sau deschis, este dependentă de

poziţia rezervorului pentru poziţionarea racordurilor de joasă presiune al unităţii

secundare, când lucrează ca generator. În această situaţie debitul volumic din rezervor

trece în unităţile secundare. Dacă rezervorul este substanţial mai adânc este necesar

circuitul închis sau funcţionare cu preumplere.

Sunt acţionate: trolii principale; trolii secundare; trolii topping; mecanismul de

pivotare; trolii de poziţionare.

Sistemul hidraulic este deplin funcţionabil la putere limitată şi numai cu o singură

staţie de pompare, atât temperatura cât presiunea de funcţionare este limitată.

Recâştigarea energiei în sistemul de acumulare hidraulic sau în reţeaua electrică se

produce la frânarea sau la încetinirea mecanismului de rotaţie. La cerinţele: tracţiune

constantă la cablu; compensare activă de cursă (de ridicare); presiune de poziţionare

ridicată; sunt neapărat necesare: timpi de reacţie scurţi; dinamică bună a reglajului

secundar.

95

Mişcările vasului sunt captate de un accelerometru şi calculate printr-un

microprocesor în cuplările corespunzătoare ale braţului de macara. Energia de poziţie

recâştigată din mişcările valurilor face posibilă economisirea cu până la 50% în energie

primară. Cu toată că diferenţele de putere sunt mari reţeaua electrică de bord este

încărcată uniform.

Această instalaţie permite lucrul cu macaraua până la vânt de gradul 5. Sunt

utilizate unităţi cu pistoane axiale cu reglaj secundar seria constructivă A2P1000HS,

datorită puterii mari prevăzute cu tahomaşini la acţionarea auxiliară.

5.7. Acţionări pentru standuri de încercări dinamice

În domeniul automobilelor prezumţia este posibilitatea probării şi optimizării în

laborator şi legat de aceasta cu înalte cerinţe la tehnica de simulare, mai ales în ceea ce

priveşte dinamica. Simularea condiţiilor de deplasare pe standuri specializate are

avantajul scurtării timpului de probare, la un număr mult mai mare de încercări (decât s-

ar face în condiţii de stradă).

Cercetarea în laborator sub condiţii reale (ca cele întâlnite pe stradă) se referă la

componente separate, grupe constructive, diverse structuri până a ajunge la un

automobil complet. De aceea se impune pe fluxul energetic trei principi de probare:

sisteme de frânare adevărate; sisteme cu recâştigarea energiei, la care aportul energetic

să fie numai cel de putere pierdută prin aducerea puterii produse la partea de intrare a

sistemului; sisteme cu recâştigarea energiei în energie hidraulică sau electrică la reţea.

Dacă la sistemele de frânare adevărate sunt montate frâne cu curenţi turbionari

sau frâne hidraulice de încercare, atunci vin în discuţie pentru celelalte două sisteme:

maşini de curent continuu sau maşini de curent alternativ cu reglajul frecvenţei; maşini

hidrostatice în execuţie convenţională sau cu reglaj secundar.

Tabelul 5.1. arată comparaţia a 3 sisteme de acţionare, în care evident referitor la

dinamică maşina cu pistoane axiale cu reglaj secundar este superioară tuturor celorlalte

sisteme.

Şi în ceea ce priveşte recâştigarea energiei sunt de remarcat avantajele reglajului

secundar, când maşina de curent alternativ este acţionată de cea hidrostatică obligată să

funcţioneze în regimul de turaţii suprasincron (lucrează ca generator şi produce un

curent pur sinusoidal).

Condiţiile de lucru dinamice sunt acoperite de acumulatoarele hidraulice iar

reţeaua electrică nu este încărcată de vârfurile de sarcină. Avantajul recâştigării energiei

hidraulice şi acumulării acesteia fără a o transforma este folositoare, cînd toate

standurile de încercare ale unui centru de încercare sunt cuplate la un sistem de legătură

hidraulic.

În fig. 5.11. este prezentat schematic un sistem de lagătură în câmpul de probare,

cum se execută la un fabricant german de automobile. Situaţie de plecare a fost un câmp

de probare la îndemână compus din 2 grătare de tensionare cu standuri Hydropuls, deci

cilindri cu servoventile în ciruitul de energie. Alimentarea cu energie se face printr-un

sistem de conducte unificat cu maşini cu pistoane cu reglaj de presiune expus la 280 bar.

Acest sistem de conducte a fost extins şi a fost racordat la prima treaptă de montaj

a standurilor de probă pentru motoare, arbori cardanici şi schimbătoare de viteză, care

96

sunt toate cu reglaj secundar şi care lucrează cu presiune de lucru limitată. Energia de

frânare a standurilor de probă pentru motoare este redată sistemului şi stă fără

droselizare la dispoziţia celorlalţi consumatori. Se poate merge în regim de împingere

sau tracţiune, în care procesele dinamice sunt acoperite de acumulatoare şi care se

petrec exact în celula de probă.

Tabel 5.1. Comparaţie între unităţi de frânare, unităţi de motoare şi unităţi generatoare

Frână de curenţi

turbionari

Maşină de curent

continuu

Unitate cu pistoane

axiale cu reglaj

secundar

Momentul cantităţii de

mişcare proprii

Loc necesar pe standul

de probă

Loc necesar al

întregului utilaj

Sens de rotaţie Posibile ambele sensuri de rotaţie

Sensul momentului de

rotaţie

Numai momentul de

încărcare

Funcţionare pentru

cvadrat

Dinamica LIMITAT adecvat

(convenabil) Potrivit Înalt

Recâştigarea energiei Energie solară Energie electrică

Energie electrică,

Acumulator hidraulic

Redare de energie în

utilajul hidraulic

central

Calitatea energiei

electrice recâştigate Nu e posibil

Nu e pur sinusoidală

datorită

întrerupătorului

periodic

Pur sinusoidală

datorită maşinii de

curent alternativ

Încărcarea reţelei

electrice la încercări

dinamice

Limitat adecvat Înaltă, prin vârf de

sarcină Fără vârf de sarcină

Comparaţie preţurilor

Fluxul energetic la arbori cardanici şi schimbătoarele de viteză decurge hidraulic /

mecanic /hidraulic, astfel încât puterea de accelerare necesară cât şi compensarea

pierderile plaselor de probă şi a maşinilor hidrostatice trebuie aduse din afară.

Deoarece toate standurile de probă trebuie să lucreze aproape independent unul

de celălalt, problema bilanţului energetic capătă o importanţă deosebită.

În camera de pompare sunt unităţi cu pistoane axiale cu regulator de presiune,

care pot lucra şi ca pompe şi ca motoare. Astfel surplusurile de energie sunt preluate de

motoare de curent alternativ şi acumulate în reţeaua electrică. Tot la fel deficitul

energetic este acoperit prin regimul de pompare. În acest sistem de legătură numărul

motoarelor de curent alternativ şi prin aceasta consumul de energie primară este redus

considerabil.

Prin recâştigarea energiei introducerea de căldură în sistem este mai mică. Printr-

un control al unghiului de înclinare se poate mijloci într-un mod simplificat necesarul

97

sau surplusul de energie, cuplându-se sau decuplându-se agregatele de pompare, ceea ce

duce la o micşorare a pierderilor de putere.

În cele ce urmează vor fi prezentate două standuri de probare care sunt cuplate la

acest sistem de legătură.

5.7.1. Stand de încercare pentru încercarea dinamică a transmisiilor

Pentru încercarea dinamică a unui agregat de acţionare compus din maşină de

putere pentru frânare, cutia de viteze sau schimbătorul automat de viteze, până la roţi de

antrenare, trebuie pusă pe partea de încărcare masa autoturismului şi rezistenţele la

înaintare. Energia preluată de la unităţile de încărcare este redată reţelei hidraulice

centrale.

Un asemenea stand de încercare presupune o investiţie ridicată, care depinde în

mare măsură de flexibilitatea, posibilităţile de construcţie şi adaptare la diverse piese de

încercări şi programe de încercare.

Fig. 5.11. Sisteme de conducte la un câmp de probare cu recâştigarea energiei

Fig. 5.12. arată construcţia unui stand de încercări pentru o acţionare completă.

Unităţile de încărcare realizează simularea comportării de mers de la cel mai mic

automobil neîncărcat până la cele mai mari şi încărcate. La accelerarea sau încetinirea

automobilului se lucrează cu simulare prin mase, pentru a putea reprezenta orice masă

repede fără modificarea standului de probă.

98

Fig. 5.12. Construcţia unui stand de încercări pentru o acţionare completă

La simularea cu mase sunt date momente de rotaţie pe partea de sarcină, calculate

din masa dată a automobilului, viteza maximă de deplasare şi din gradientul turaţiei de

antrenare.

Acceleraţia de rotaţie măsurată este pentru reglaj o mărime de intrare. Masele

prea mari sau prea mici pe partea de încărcare produc la variaţii puternice ale

momentului de rotaţie (ex. la oprire) la toate sistemele de încărcare, greşeli de simulare

şi frecvent oscilaţii ale regulatorului. Pentru eliminarea acestor greşeli sistemul este

utilat cu mai multe mase centrifugale care în stare de repaus se pot detaşa. Astfel se

asigură o foarte bună precizie de reglare şi în acelaşi timp se limitează cheltuielile

pentru maşinile de frânare şi tehnica de reglare, astfel încât numai un mic procent de 20

÷ 30% din masele de rotaţie în plus sau în minus vor trebui simulate.

Între Mota, schimbătorul de viteze şi unitatea de frânare este intercalat un arbore

cardanic. Înaintea unităţii de frânare se măsoară turaţia şi momentul de rotaţie. Prin

intermediul unei trepte cu roţi dinţate se reuseşte încadrarea în domeniul turaţiei al

unităţilor hidrostatice, dar care în funcţie de putere şi domeniul de turaţie se instalează

două sau patru maşini. Pentru simularea rezistenţei la înaintare de drum sunt

(date)cunoscute următoarele valori: panta; rezistenţa de rulare; rezistenţa vântului, cât

şi: suprafaţa automobilului; raportul transmisiei la axe; raza dispozitivului de rulare al

pneurilor.

Rezistenţa vântului este calculată dependent de viteza de deplasare, panta poate fi

variată oricând în timpul deplasării, celelalte valori rămânând constante pentru o

încercare.

Acumulatoarele hidraulice sunt necesare în sistem pentru (atingerea) realizarea

dinamicii cerute, deoarece acest sistem este cuplat la o reţea de înaltă presiune, care

reacţionează cu întârziere de timp. Cu transmisia potrivită agregatele de încercare pot fi

construite şi pentru acţionare completă cu două sau patru roţi motoare.

99

Datele prezentate ale standurilor de probă sunt: domeniul de turaţii (în ambele sensuri

de rotaţie): 0 ÷ 7000 min-1

; momentul de încărcare (pentru nmax = 7000 min-1

): ± 2000

Nm; masele automobilului: 700 ÷ 4500 kg; simularea prin intermediul maselor la

agregatul de încărcare : constantă de reglare în domeniul ± 0,2 kgm2.

5.7.2. Standul de încercare pentru arbori cardanici

Este construit pe principiul tensionării, adică energia rezultată la piesa de probă

este condusă şi redată părţii de intrare, astfel încât numai pierderile din sistemul central

de alimentare cu ulei trebuie să fie compensate. Energia de frânare a standului de probă

al transmisiei este folosită ingenios, fără a exista transformare. În acelaşi timp pot fi

probaţi arbori de antrenare (cu legătură mecanică între ei prin intermeidul unui

mecanism cu roţi dinţate şi a unui lagăr intermediar). Aceste lagăre intermediare sunt

integrate într-o sanie de ridicare, prin intermediul căreia se realizează mişcarea verticală

şi este simulat traseele arcurilor roţii. Masele rotitoare reduse ale acestui sistem sunt

premisele realizării unei dinamici înalte de rotaţie şi de turaţie.

5.7.3. Stand de probă pentru axe şi pentru mecanismul axelor

La consultarea mecanismelor cutiei de viteze, domeniu de transformare mare, sau

la diverse piese de probă ca axele cu o variantă de transmisie, circuitele de tensionare

mecanice cu o piesă de probă sunt de cele mai multe ori neeconomice. Ar trebui ca la

standul de probă pentru o cutie de viteze unitatea de frânare corespunzătoare transmisiei

să aibă o capacitate mai mare decât unitatea de acţionare din stânga. Asta conduce la

probleme referitor la turaţia unităţii de frânare, care trebuie să realizeze atât în treapta I

de viteză momentul de rotaţie maxim, cât şi turaţie mai mare la trepte de viteză

superioare. Deoarece ambele mărimi nu apar concomitent (M, n) problema se rezolvă

simplu, montând o a doua piesă de probă rotită cu 1800 în spatele primei. Prin aceasta

datele tehnice la intrare şi ieşire sunt aceleaşi şi ambele maşini hidrostatice pot avea

aceeaşi capacitate. O altă posibilitate folosită la aceste standuri constă în aceea că

domeniul de turaţii al piesei de probă se potriveşte datelor axelor reglate secundar prin

mecanisme planetare intercalate. Mecanismele planetare pot fi şuntate printr-o cuplare

dinţată la oprirea motoarelor.

Cele două domenii de turaţie care iau naştere acoperă în mod eficient un domeniu

de transformare mare al cutiei de viteze a automobilului.

La un stand de probă pentru axe şi mecanismul axelor, arborele pentru măsurarea

momentului de rotaţie şi cel pentru măsurarea turaţiei sunt de asemenea în mecanismele

planetare. Rezultă o compactitate constructivă şi reducerea momentelor de inerţie. Se

evită problemele ce apar la turaţii mari.

Ca o privire spre partea de acţionare unde este simulată maşina de forţă este de

remarcat compactitatea energetică mare la momente inerţiale extrem de mici şi legat de

aceasta o înaltă dinamică. Pentru antrenare se folosesc două maşini cu pistoane axiale

tip A4VSO2SDS în tandem cuplat cu tahomaşină. Unitate de frînă de acelaşi tip conduc

energia de frânare din nou către unităţile de antrenare, astfel încât numai aprox. 30% din

puterea vehiculată trebuie compensată din exterior, datorată pierderilor. Toate cele 3

sisteme de frânare sau de antrenare merg sau cu reglaj de turaţie, sau prin reglaj de

100

moment de rotaţie. Printr-un procedeu suplimentar de reglare, diferenţa de turaţie între

cele două părţi antrenate poate fi reglată după o valoare prescrisă. Pentru acoperirea

întregului domeniu de transformare şi domeniul de turaţii la probă, prin intermediul

mecanismelor de cuplare sau mecanismelor automate, trebuie realizată în afara celor

două domenii de turaţii ale mecanismului planetar o adaptare a presiunii sistemului în

partea de presiune înaltă a hidrostaticii.

Date pentru standul de încercări:

- Funcţionare: patrucvadrant, inclusiv turaţie nulă

- gradient maxim de viteză a hidrostatului: 3000 min-1

(raportat la piesa de probă

adaptarea (reglarea) este luată în considerare prin transmisia mecanismului

planetar)

- diferenţa de turaţie între ambele părţi antrenate variabil cu cca 2000 min-1

- momentul de rotaţie al ambelor părţi antrenate variabil cu circa 500000Nm în

fiecare secundă.

Datele limită ale tehnicii sistemului nu au fost încă realizate.

5.7.4. Unitate de rulare plană pentru simulatorul de drum

Unităţile de rulare sunt cunoscute de mult timp în industria de automobile. Pentru

standul de testare a cauciucurilor şi jantelor sunt necesare cunoştinţe multiple.

O astfel de unitate de rulare poate fi un stand de încercare pentru cauciucuri. Pe

deasupra ea este elementul de bază pentru un stand de încercare a axelor – două benzi

plane – şi un stand de probă pentru simularea mersului pe stradă – patru benzi plane prin

care automobilul poate fi complet construit. Automobilul este fixat pe cele 4 suprafeţe

de rulare în poziţia sa fără a fi influenţate posibilităţile de deplasare în lungime,

transversal sau pe direcţie verticală.

Simularea completă a mersului pe stradă a unui PKW de la jumătatea şi până la

viteza max. de 250 km/h are avantajul că independent de condiţiile înconjurătoare şi

situaţiile de circulaţie autoturismul se poate proba. În plus condiţiile de încercare pot fi

reproduse oricând, iar instalarea instrumentelor de măsură în automobil este

economisită. (La mersul pe stradă instalarea sistemului de măsură trebuie făcută în

maşină, pe când la standul de probă nu).

Astfel tematică esenţială; realizarea şi mijlocirea confortului în automobil şi a

comportării dinamice în mers poate avea loc în condiţii optime.

Pentru îndeplinirea acestui scop banda este utilată cu un lagăr de susţinere care lucrează

şi amortizează, astfel încât o mişcare pe verticală poate fi introdusă prin intermediul

cilindrilor. (Lagărul de susţinere este executat ca Hydrolagen pe bază de apă – spre

deosebire de lagărul cu aer cu o amortizare mai bună ). Pentru prezentarea unei curbe de

drum trebuie basculate două unităţi de rulare plane.

Pentru alegerea unui motor de antrenare potrivit trebuie ţinut seama de:

- dinamica înaltă şi precizia de sincronizare a mersului pe întreg domeniul de

turaţii;

- greutatea acesteia şi capacitata, datorită mişcării de basculare cerute.

Şi atunci alegerea cade fără îndoială pe reglajul secundar. Prin introducerea unei unităţi

în tandem puterea poate fi dublată, fără ca prin aceasta să fie influenţată dinamica.

101

5.7.5. Stand de încercare de înaltă dinamică pentru motoare cu ardere internă

În dezvoltarea construcţiei de automobile sunt de recunoscut următoarele tendinţe de

bază:

- reducerea greutăţii

- lărgirea ofertei de modele

- îmbunătăţirea confortului în transport

- reducerea zgomotului

- intervale de timp mici pentru prezentarea modelelor ce urmează a intra în

fabricaţie

- creşterea siguranţei.

Aceste cerinţe au o influenţă nemijlocită asupra concepţiilor instalaţiilor de

probare şi asupra tehnicilor de simulare. De regulă se cere mai mult faţă de ce sunt în

stare să producă standurile de probă curente.

În cele ce urmează va fi prezentat un stand de încercare pentru motoare omologat

în 1983 şi pe care s-au demonstrat prima dată posibilităţile tehnice ale reglajului

secundar în domeniul dinamic.

În punerea tematicii nu e vorba numai de măsurarea mărimilor tehnice şi

valorificarea acestora ca: presiune, debit, temperatură, forţă, viteză, acceleraţie ci

trebuie făcute şi probe de anduranţă dinamice, cu schimbarea automată a încărcăturii şi

a condiţiilor, cum se face la proba în stradă.

Caracteristic pentru această funcţionare de probă este comanda dinamică a

turaţiei, momentului de rotaţie şi măsurarea acestor mărimi.

În stadiul tehnicii în branşa autovehiculelor de putere la standurile pentru motoare

cu ardere internă se montează maşini de curent continuu cu excitaţie în derivaţie

alimentate cu redresor. Prin aceasta energia motoarelor cu ardere internă este preluată

de electromotor şi livrată în reţeaua de curent alternativ prin intermediul unui selector.

Cheltuiala tehnică de comandă este considerabilă. Datorită momentelor inerţiale masice

ridicate dinamica unei astfel de instalaţii de probare lasă totuşi multe de dorit.

Întrebuinţarea maşinilor cu redresor excitate cu câmp învârtitor ale căror

caracteristici turaţie- moment sunt asemănătoare celor cu excitaţie prin derivaţie nu

poate fi aici de nici un ajutor chiar dacă se întrevede că momentele inerţiale masice pot

fi reduse.

În cazul de faţă s-a optat pentru reglajul secundar datorită cerinţelor înalte în ceea ce

priveşte dinamica comportării turaţiei şi a momentelor de rotaţie. Decisiv în această

hotărâre a fost şi faptul că:

- la accelerare şi încetinire schimbul energetic cu acumulatorul hidraulic s-a putut

produce fără repercursiuni dinamice asupra reţelei de curent alternativ;

- racordarea electrică trebuie interpretată nu pe vârfuri ci pe putere nominală.

Caracteristicile standului de probă: putere maximă P = ± 290 kW; momentul de rotaţie

maxim: M = ± 550 Nm; domeniul de turaţii: n = 600 ÷ 7000 min-1

Dinamica turaţiei: maşina de încărcat trebuie ca la piesa de probă cuplată, la o

funcţionare în triunghi timp de 1 s să poată merge invers de la 1000 min-1

la 7 000 min-1

.

Celula de probă cu maşina de încărcare este compusă din mecanismul de

antrenare a distribuitorului de aprindere şi două maşini cu pistoane axiale în paralel.

102

Piesa de probă este cuplată printr-un circuit intermediar la un butuc de măsurare a

momentului de rotaţie.

Similar din punct de vedere constructiv cu maşinile de încărcare sunt cele două

unităţi cu pistoane axiale cu regulator de presiune, care realizează legătura circuitului de

putere hidraulic la reţeaua de curent alternativ – motor de curent alternativ cu maşini cu

pistoane axiale cu regulator de presiune.

Deoarece aceste agregate de reţea au fost despărţite spaţial de celula de probă cu

un etaj mai jos a trebuit să fie ales circuitul închis.

Momentul de rotaţie prescris e primit de piesa de probă printr-un reglaj cu clapetă –

drosel. Corespunzător, maşina de încărcare reacţionează pe piesa de probă fie încărcând

fie antrenând. Se poate merge deci în funcţionare pe împingere sau tracţiune, după

fluxul energetic.

Momentul de inerţie masic al maşinii de încărcare de 290 kW însumează, raportat

la arborele rapid rotitor numai 0,126 kgm2. Puterea de accelerare proprie medie cerută

într-o secundă de la 1000 min-1

la 7 000 min-1

de P = 35 kW este extrem de mică. Pe

baza momentelor de inerţie masice reduse se obţine pe acţiunea retur de la piesa de

probă numai vârfuri reduse de momente de rotaţie.

De aceea aici pot fi montate discurile de măsură a momentului de rotaţie pentru

măsurători de înaltă dinamică. Momentul de rotaţie este aflat aici dinamic, foarte

aproape de motorul de probă (fig. 5.13.).

Fig. 5.13. Schiţă de principiu a planului de cuplare

1 – maşină de încărcat; 2 – agregatul reţea; 3 – mecanism intermediar; 4 – mecanism măsurare turaţie;

5 – piesa de probă – motor cu ardere internă; 6 – aparat de reglare cu clapetă – drosel; 7 – supapă de

siguranţă; 8 – pompă de alimentare; 9 – ventil de presiune de alimentare; 10 – maşină asincronă P =

160 kW; 11 – presiune joasă; 12 – presiune înaltă; 13 – reţea electrică

103

Prin măsuri tehnice de decuplare se asigură ca în caz de avarie alimentarea cu

energie a maşinii de încărcare este întreruptă imediat. Turaţia scade în decurs de 1,2 s la

zero.

Prin decuplarea unei unităţi cu pistoane axiale sau prin scăderea presiunii de lucru

poate fi variată puterea standului de probă şi adaptată la puterea piesei de probă.

În fig. 5.13. este prezentată schema hidraulică. Datorită presiunii de lucru

prescrise (limitate) ordonarea (aranjamentul) maşinii de încărcare şi a agregatului

primar nu prezintă dificultăţi, căci depărtarea nu are influenţă negativă asupra dinamicii

sistemului.

Energia necesară pentru accelerarea proprie a maşinii de încărcare este preluată

din acumulatorul hidraulic (acesta acumulând din nou în procesul de frânare). Raportat

la reţeaua de curent alternativ înseamnă că, investiţiile suplimentare pentru stabilizarea

reţelei nu sunt necesare.

La alimentarea retur generatoare a maşinilor asincrone în reţeaua electrică acestea

remit reţelei un curent sinusoidal pur. Randamentul de recâştigare măsurat se situează în

domeniul 0 până la 75%.

Pentru a dovedi dinamica standului de încercări s-a cerut în exploatare un curs de

mers al turaţiei, denumit cursă de turaţie, prescurtată în diagrama 5.2.

Diagrama 5.2 Linia caracteristică a turaţiei măsurate

1-moment de accelerare a discului de măsurare; 2-turaţia prescrisă; 3-turaţia reală

104

Este arătată în timp turaţia necesară şi cea reală, măsurată la arborele rapid rotitor

al maşinii de sarcină. Piesa de probă care greu ar fi rezistat unui interval mai mare de

timp, era decuplată.

După cum reiese din linia caracteristică, creşterea de turaţie de la 900 min-1

la

7200 min-1

s-a realizat în 500 ms, iar creşterea până la 12600 min-1

se realizează într-o

secundă.

Abaterea în timp a turaţiei necesare (prescrise) faţă de turaţia reală se produce

din cauza faptului că regulatorul nu a fost optimizat în această stare de funcţionare.

Dacă se cuplează piesa de probă, se obţine diagrama 5.3. Maşina de putere pentru

frânare se roteşte (la etapa de droselizare deschisă) cu 5700 min-1

, momentul la această

rotaţie este de 310 Nm. Prin maşina de sarcină acesta devine în 0,9 s 3500 min-1

, iar

momentul corespunzător de 400 Nm. Maşina de sarcină trebuie deci singură să se

întârzie faţă de motorul de probă şi să realizeze momentul de frânare mare. Acest lucru

se realizează integral.

Pentru prescrierea valorii necesare a turaţiei pentru comanda maşinii şi a

momentului de rotaţie pentru reglajul motorului, ambele mărimi pot fi oricând stabilite.

Semnalele sunt date: de un calculator de simulare, care realizează modelul

automobilului; de valori de funcţionare reale, preluate în automobil; din programe ale

inginerilor de încercări stabilite sintetic.

Tematică ce trebuie rezolvată (de reglaj tehnic): reglajul turaţiei piesei de probă şi

maşinii de sarcină; reglajul de poziţie al clapei de droselizare şi prin aceasta reglajul

momentului de rotaţie la piesa de probă; reglajul presiunii – electronic, pentru unităţile

cu pistoane axiale - prin duze de măsurare a presiunii, pentru agregatele reţelei.

Diagrama 5.3 Turaţie şi moment de rotaţie cu piesa de probă

1-clapeta de droselizare – deschisă; 2-turaţia existentă (reală) 3500 min-1

; 3- turaţia prescrisă 3350 min-

1; 4-momentul de rotaţie; 5-turaţia reală 5700 min

-1; 6-turaţia prescrisă 5700 min

-1; 7-momentul de

rotaţie 310 Nm.

105

Unităţile cu pistoane axiale, care sunt în montaj încă din decembrie 1983, au fost

controlate după 7500 ore de funcţionare.

La controlul vizual nu a fost observată uzura; era de altfel de aşteptat, pentru că

funcţionarea standului de probă nu a fost prejudiciată (vătămată) până la revizie.

Se consideră necesară o revizuire esenţială a principalelor componente de abia

după 10 000 ore, ceea ce echivalează cu aprox. 5 ani (ca interval de timp).

5.8. Comanda cilindrilor fără pierderi într-o reţea hidraulică cu presiune de lucru

prescrisă

Preluarea puterii fără pierderi dintr-un sistem hidraulic cu presiunea de lucru

prestabilită va deveni cu atât mai eficientă, cu cât este vorba de acţionare cu maşini

hidrostatice reglabile (pe nul). Cu aceste unităţi este posibilă o funcţionare patru

cvadrant chiar în circuit deschis.

Dar chiar maşinile cu capacitate constantă pot fi cuplate la un circuit de presiune

prescrisă. Sunt necesare însă măsuri tehnice de cuplare speciale, ca în fig. 5.14.

O unitate constantă (1) este cuplată în modul cunoscut la o tahomaşină (2).

Prescrierea turaţiei se realizează printr-un traductor de curent (3), prescrierea direcţiei

prin ventilul de poziţie (4). Între reţeaua de presiune şi utilizator este amplasat un ventil

proporţional (5) cu patru căi şi cuplat cu tahomaşina. Ventilul proporţional reglează

diferenţa de presiune la unitatea secundară, corespunzător momentului de rotaţie

exterior, astfel încât turaţia prescrisă la traductorul de curent poat fi menţinută.

Fig. 5.14. Unitate constantă la sistem de presiune prescrisă

106

Diferenţa de presiune între presiunea sistemului şi utilizator este realizată prin

ventilul proporţional. O frânare înapoi generatoare este posibilă cu această schemă de

cuplare. Pierderile sunt mai mari decît la unitate cu capacitate reglabilă, datorită

ventilului drosel ordonat în circuit energetic.

Aceleaşi probleme se întâlnesc la comanda unui cilindru într-un sistem de presiune

prescrisă.

Fig. 5.15. Trei posibilităţi de comandă a cilindrilor

Prezentarea din dreapta arată un sistem cuplat prin intermediul debitului, cu

comanda asupra unghiului de înclinare al pompelor. Recâştigarea energiei la intrarea

tijei pistonului este posibilă, rezultând recâştigarea energiei în reţeaua electrică.

În mijloc cuplarea prin intermediul debitului se realizează prin ventile

proporţionale, care sunt comandate de pompele cu reglaj de presiune. Pierderea de

putere este aici dependentă de diferenţa de presiune (la rândul ei dependentă de sarcină)

la ventilul proporţional. În domeniul sarcinilor parţiale pierderea de putere este, la

acţionările lineare de putere mare, corespunzător mare.

Cuplarea pe hidro-transformatori prin intermediul presiunii (prezentată în

dreapta) este cu pierderile cele mai mici (dependente numai de randamentul

transformatorului). Transformatorul este însă utilizat datorită cheltuielilor tehnice de

aparataj – în construcţia de excavatoare mari, la cilindri de mare putere. La intrarea tijei

energia cinetică şi potenţială alimentează reţeaua de presiune. Puterea de răcire este

considerabilă mai redusă decât la comanda prin drosele.

Transformatorul hidraulic se compune dintr-o unitate constantă, cuplată mecanic

cu o unitate cu reglaj secundar (de serie moderată).

În fig. 2.26 se arată două posibilităţi de cuplare, cu cilindru diferenţial, cu simplă

acţiune (cu sarcină care acţionează unilateral) sau cilindru cu dublă acţiune la un sistem

cu presiune de lucru prestabilită.

La ieşirea tijei cilindrului diferenţial (sus în figură) transformatorului îi este dată

pentru realizarea vitezei cilindrului o turaţie ca valoare prescrisă la tahomaşină. Unitatea

constantă lucrează ca pompă, presiunea de lucru este depedentă de încărcarea

cilindrului. Unitatea reglabilă, care la ieşirea cilindrului lucrează ca motor, îşi reglează

107

capacitatea după sarcina cilindrului şi presiunii în circuitul de reglare secundar, astfel

încât este obţinută turaţia dată şi deci viteza cilindrului.

Fig. 5.16. Comanda cilindrilor cu hidro – transformator

La unitatea cilindrului sub sarcină se inversează funcţiile transformatorului.

Unitatea reglabilă este acţionată şi lucrând ca pompă livrează în sistemul secundar. Şi la

acest procedeu viteza cilindrului este dată ca turaţie la transformator prin reglajul

turaţiei. Puterea recâştigată poate fi economisită sau condusă spre alţi consumatori. Ca

tahomaşină se poate monta versiunea hidraulică sau cea electrică. Schimbarea sensului

de mişcare a cilindrului se obţine prin inversarea sensului de rotaţie al transformatorului

sau prin inversarea sensului mişcării în sistemul de poziţionare al unităţii secundare.

Deoarece schimbarea sensului de înclinare se produce mai repede, decât schimbarea

sensului de rotaţie, este de preferat deci cea de-a doua variantă, care are şi avantajul să

se elimină domeniul defavorabil de turaţie nulă.

Transformator hidraulic cu unităţi cu disc înclinabil prezintă constructiv un

transformator hidraulic cu unităţi cu disc înclinabil în execuţie de serie. Conceptul nu

impune o antrenare sau o parte exterioară antrenată mecanic. Din aceste considerente

arborii de antrenare sunt legaţi unul de celălalt printr-un cuplaj. La al doilea cap de

arbore al unităţii reglabile este adusă tahomaşina. Al doilea capăt de arbore al unităţii

constante poate fi utilată suplimentar cu o unitate de acţionare pentru deservirea altui

consumator.

Unităţile cu disc înclinabil sunt executate de regulă cu aceeaşi capacitate. Pentru

că e vorba de aparate de serie sunt oricând posibile combinaţii pentru concordanţa

presiunii de funcţionare a unităţii constante la rapoarte de sarcină. Variantele tehnice de

cuplare permit ca transformatorul să meargă fie ca traductor de presiune, fie ca traductor

de debit.

108

Deoarece pentru capacitatea funcţiilor transformatorului hidraulic nu este

necesară nici o antrenare, sau poate antrenare mecanică, sunt posibile la unităţile cu disc

înclinabil simplificări constructive. Arborii de antrenare ai celor două unităţi ies la o

flanşă de antrenare, lăgăruită în carcasă şi care susţine roata dinţată necesară pentru

antrenarea tahomaşinii. Datorită acestui amplasament al tijelor pistoanelor, componente

axiale ale forţei pistoanelor sunt parţial compensate, ceea ce acţionează favorabil asupra

duratei de viaţă. În plus, dimensiunile axiale sunt reduse considerabil, ceea nu este fără

influenţă asupra costurilor de producţie ale acestui transformator. O reducere a

costurilor pentru investiţia unei astfel de comenzi face ca introducerea lor şi la puteri

mai mici să fie economică.

Dacă totuşi din motive economice nu este posibilă introducerea transformatorului

se poate adopta soluţia prin care cilindrii funcţionează la un sistem cu presiune

prestabilită la care sunt cuplaţi mai mulţi utilizatori, ce lucrează ca motor sau ca

generator.

O maşină cu ardere internă (fig.5.17.) acţionează o unitate cu pistoane axiale cu

regulator de presiune cu caracteristică Mooring (funcţionare Mooring înseamnă

funcţionare dublu cvadrant într-un sens de rotaţie). Cuplat deasemenea la maşina cu

ardere internă este o aşa numită unitate de dozare (D) pentru comandă de viteză a

cilindrului. Cilindrii sunt ca execuţie diferenţiali, partea de tijă a pistonului este

acţionată cu presiunea de lucru. Dacă presiunea părţii utilizatorilor (V) la ieşirea

cilindrului este mai mică decât presiunea sistemului (H), unitatea de dozare lucrează ca

motor şi acţionează suplimentar maşina cu ardere internă, dacă este mai mare este

necesară o funcţionare ca pompă, cu un flux de putere de la maşina cu ardere internă

spre unitatea de dozare.

La intrarea cilindrului sunt procedeele corespunzătoare. Are loc o câştigare a

energiei, căci maşina cu ardere internă trebuie să aducă numai partea de putere care

reiese din diferenţa de presiune dintre (V) şi (H). Ea este acţionată suplimentar, când

presiunea pe partea consumatorilor (V) este mai mare decât cea prescrisă în (H). Dacă

presiunea la consumator (V) atinge o valoare maxim admisibilă, printr-un semnal de

presiune, partea cilindrului cu tija pistonului este cuplată la tanc, astfel încât presiunea

în raport cu ambele suprafeţe ale cilindrului coboară. Dacă prin câştigarea energiei este

livrată sistemului de presiune prestabilită putere mai mare decât cea prelucrată de

ceilalţi consumatori la acumulatoare hidraulice pline, unitatea cu pistoane axiale

lucrează datorită caracteristicii Mooring, ca motor şi acţionează maşina cu ardere

internă până la 30% din puterea sa nominală. Numai la o cădere de energie mai mare

trebuie transformată puterea în căldură.

Fig. 5.17. Cilindru în sistem de presiune prestabilit

109

5.8.1. Acţionarea pentru pompă de ulei pe cilindru

O pompă cap de cal se denumeşte aşa pentru că datorată mişcări sus – jos ea

aduce cu capul unui cal.

La funcţionarea ca pompă cu acţionare electrică printr-un mecanism compus din:

disc de curea, curea de antrenare, schimbător de viteză, braţ de la prăjina de pompare,

greutatea prăjinii este prin contragreutăţi parţial compensată.

Viteza prăjinii se schimbă de-a lungul cursei după o funcţie sinusoidală.

Cererile unei mai mari flexibilităţii diverselor condiţii de lucru nu s-au putut

mulţumi cu acest simplu principiu de lucru, astfel încât în căutarea unei acţionări

alternative s-a ales soluţia hidraulică cea cu cilindru linear (pompă de ulei cu antrenare

cu cilindru). Cilindrul hidraulic acţionează direct la prăjina de pompare, viteza rămâne

în punctele moarte superioare şi inferioare, pe întreaga cursă, constantă.

Condiţiile de funcţionare pentru o pompă de ulei sunt dependente de: starea

mediului de lucru în ceea ce priveşte viscozitatea, conţinutul de apă şi nisip, starea

puţurilor de extracţie şi presiunea gazului. Procedeul de extracţie are loc la mişcarea

ascendentă, iar la mişcarea în jos are loc umplerea pompei.

Dacă mişcarea ascendentă este mai rapidă decât cea pe care o poate urmări

petrolul înalt vâscos, atunci se obţine un grad de umplere prost. Mai ales la puţurile de

extracţie toţi aceşti parametri sunt încă nesincronizaţi, astfel încât flexibilitatea este de

stringentă necesitate. Acţionarea mecanică lucrează cu aceeaşi viteză în sus şi în jos; nu

poate altfel.

Numărul de curse maxim posibil şi deci capacitatea de extracţie sunt determinate

de viteza maximă posibilă ascendentă, care în diferite condiţii poate fi chiar foarte mică.

Acţionarea hidraulică dă posibilitatea reglării unei viteze ascendente optime lente, la o

mişcare concomitent în jos rapidă.

Un alt avantaj este că prin instalaţia hidraulică se pot obţine curse diferite, în care

numai comutatorul de capăt trebuie mutat.

Există posibilitatea unei adesea dorite droselizări a producţiei, fără ca pompele să

stea (ceea ce ar conduce la o înnisipare dăunătoare a puţurilor de extracţie).

La expunerea acestei acţionări nu trebuie uitat aspectul recâştigării energiei

potenţiale a prăjinii la mişcarea ascendentă.

Adunând la un loc toate cerinţele, soluţia optimă este oferită de concepţia de

acţionare cu reglaj secundar, cu recâştigraea de energie prin transformator (fig.5.18.).

Avem (1) cilindru cu simplă acţiune care este acţionat la mişcarea ascendentă de un

transformator hidraulic (2), care la cursa ascendentă conduce energia potenţială la un

acumulator (3).

Din aceste rezerve ale acumulatorului sunt acoperite necesarurile de energie a

unei pompe acţionate electric cu reglaj de presiune.

Turaţia transformatorului şi prin aceasta viteza cilindrului este confirmată de o

tahomaşină (2.1). Inversarea mişcării cilindrului se realizează printr-o inversare a

sensului de rotaţie a transformatorului. Puterea electrică instalată de 55 kW, acoperă

exclusiv necesarul de putere al pompei, adică 50% din puterea totală necesară la o cursă

de lucru.

110

În spate – transformatorul hidraulic compus din 2 unităţi în tandem cu 4 unităţi cu

pistoane axiale tip A4VSO125HD.

La capătul liber al arborelui dreapta este tahomaşina, o pompă cu roţi dinţate de

6,5 cm3. Blocul de comandă de prescriere a vitezei şi sensului de rotaţie este montat pe

flanşa de bază.

Toate capetele sunt:

- cu durata de viaţă asigurată pentru funcţionare 24 h din 24 h

- insensibilitate la perturbaţie la montaj afară cu diferenţe mari de temperatură

- deservire simplă.

Fig. 5.18. Agregat de acţionare pentru o pompă de petrol

5.9. Tendinţe de dezvoltare ale reglajului secundar şi perspective de viitor

Noua şi încă foarte tânăra concepţie de acţionare a reglajului secundar este

necunoscută în multe circuite de hidrostatică datorită faptului că nu este complet

cunoscută şi lămurită.

Domeniile în care a fost utilizat reglajul secundat până acum a fost cel al maşinilor

speciale şi la serii mici. Îngrădirea utilizării la concepţii de acţionare individuale

acţionează bineînţeles defavorabil asupra structurii costului componentelor, care sunt

adecvate cazurilor de utilizări individuale. Se urmăreşte introducerea acţionărilor de

reglaj secundar în producţiile de serie.

5.9.1. Tendinţele de dezvoltare

Calitatea reglării unei acţionări cu reglaj secundar depinde hotărâtor de:

a) dinamica sistemului de poziţionare al unităţii secundare

b) calitatea sistemului de reglare de supraveghere

c) etanşeitatea energetică a unui acumulator hidropneumatic închis.

111

Toate problemele mai sus enunţate sunt nişte puncte cu greutate ale dezvoltării

viitoare.

Îmbunătăţirile dinamicii de poziţionare a unităţii secundare conduc la utilizarea

exclusivă a unităţilor hidro în varianta constructivă cu disc înclinat (mase de poziţionare

mai mici) cu putere mărită de poziţionare.

Dezvoltarea viitoare vizează:

d) îmbunătăţirea calităţii de reglare, inclusiv adaptarea parametrilor de reglare pe

valori caracteristice liniare (schimbarea maselor, descrierea sistemului, etc);

e) încorporarea reglajului secundar în concepte de acţionare deja concepute.

Punctul d) conduce la dezvoltarea sistemelor de reglare adaptiv digitale, care în

comparaţie cu tehnica de reglare analoagă comportă strategii de reglare noi (regulatorul

Array, strategii manager).Bineînţeles, aceste noi dezvoltări sunt transferabile pe alte

sisteme de acţionare.

Confortabilitatea crescândă a părţilor constructive de reglare digitale la o cădere

continuă a preţului în acelaşi timp face ca hardul regulatorului digital să devină mereu

mai convenabil ca preţ şi capacitate de putere, astfel încât în legătură cu softul de

reglare macrostructurat să aibă multiple utilizări.

Adaptările individuale se prevăd numai pe softuri normate ale căror programe

cadru fac posibilă asamblarea componentelor constructive (eventual prin utilizator).

Regulatorul digital poate prelua prin tematica sa de reglare (funcţie de reglare

multiplă) şi alte funcţii ca: diagnoza sistemului, supravegherea funcţionării, comandă

prioritară după necesitate, reglarea programului de avarie, algoritmi de cuplare –

decuplare, supravegherea funcţionării părţilor constructive importante, măsurări

colective de sarcină, conducerea unui memoriu, jurnal etc.

Problema (e) prezintă o provocare pentru întregul concept de reglare:

- încorporarea reglajului secundar în sistemul de acţionare hidraulic cu orientare

după necesitate (Load – Sensing = LS) impune o lărgire a structurii de reglaj LS

(de ex. Overwrite – Flow – Sensing = OFS) care poate controla:

utilizatori diferiţi (cilindri, hidromotoare)

cu reglaj diferit (reglaj droselizat sau reglaj secundar)

în condiţii de funcţionare diferite (impus, tras, alimentare de retur)

cu diverse priorităţi

reglaj asupra uneia sau mai multor pompe.

Acestă teorie trebuie concepută ca o casetă de sistem în care:

- să fie înglobate LS – ventile, acţionări secundare, sisteme de poziţionare ale

pompelor, etc

- să conţină un reglaj hidraulic sau electronic (regulator digital adaptiv).

Există cinci posibile variante de sisteme de consumatori (sisteme cu drosele cu

priză, cântărirea presiunii amonte sau aval, acţionare secundară) al cărei necesar de

debit este asigurat de o singură pompă (cuplare în cascadă) orientabilă după necesităţi

(OFS).

Utilizatorii V1 – V4 reglaţi prin drosele sunt comandaţi prin ventile proporţionale

cu semnale LS în circuitul de alimentare sau secundare FS în circuitul de retur (IB).

112

Fig. 5.19. Sistemul OFS – o soluţie de viitor

Utilizatorul V1 (IA) are o priză (IIA) în alimentare, V2 până la V4 pe retur (IIB).

La aranjarea prizelor pe retur se poate instala în amonte o instalaţie post aspiraţie (III)

(V3, V4). La sarcini deplasabile cu presiune de frânare mare (V4) este cuplat pe retur un

ventil de alimentare pe retur (IV). La aceeaşi reţea de presiune este cuplat şi utilizatorul

V5, reglat secundar. Toţi consumatorii V1 – V5 dau la debit insuficient un aşa numit

semnal OFS la regulatorul pompei (V, V1) şi determină bascularea pompei (n).

Dacă la regulatorul pompei nu se semnalează nici un semnal OFS se basculează

pompa înapoi, până când la unul din cei 5 utilzatori se semnalează debit insuficient

(OFS semnal). Semnalul OFS este obţinut la comenzile prin drosele V1 până la V4 la

prizele (II A, IIb) la acţionare secundară la unghi de basculare max.

Dacă regulatorul pompei a basculat total şi totuşi debitul este insuficient (adică

semnal OFS), acesta trimite regulatorului (V1) cuplat după un semnal SU şi o a doua

pompă este basculată, până când prima a intrat din nou în domeniul de reglare (semnal

SU 0).

Dacă ambele pompe sunt basculate la max şi este semnalat în continuare deficit

de debit la unul din consumatori (subalimentare) atunci regulatorul (V1) trimite un

semnal (SU) către condiţiile prescrise de prioritate (SU1 până la SU5) unul după altul la

utilizatorii V1 până la V5 somându-i pe aceştia la micşorarea necesarului de putere până

şi pompa a doua intră din nou în domeniul său de reglare.

Semnalul de subalimentare acţionează:

- la utilizatorii V1 – V4 reglată prin droselizare direct pe funcţia de poziţionare la

ventilele proporţionale (IIA, IIB);

- la acţionarea secundară pe valoarea necesară (nu pe unghiul de basculare)

Limitarea de presiune şi de putere şi comanda prioritară sunt integrate în sistemul

de poziţionare al pompei (V, V1).

Toate componentele reprezentate cu excepţia ventilului de alimentare pe retur

(IV) şi ventilului de reglare după aspiraţie (III) sunt ventile standard cu variaţii reduse în

conducţia semnalului. Toate comenzile semnal hidraulice (OFS, SU) se prezintă pe

113

comutatorul de presiune joasă ca semnale electrice. Structura descrisă în figura 65

trebuie deci racordată la un sistem de reglare digital.

Sistemele de acumulare hidro sunt raportate la capacitatea lor, prea grele şi prea

scumpe. Pentru reglajul secundar ar fi avantajoasă utilizarea acumulatorului de presiune

constantă (acumulator cu gaz condensat ca mediu de acumulare). Aprofundarea

cercetărilor în acest domeniu ar fi de o deosebită valoare.

5.9.2. Perspective de viitor

Dacă se reuşeşte integrarea acţionărilor cu reglaj secundar în sistemele hidraulice de

reglare (LS) atunci:

- Se reduce costul sistemului

- O parte din costul reglajului poate fi calculat pe sistemele de acţionare cuplate în

paralel.

La această structură de cost redus se pot oferi noi (utilizări) întrebuinţări care din motive

de preţ au fost excluse, ca:

macarale, macarale mobile

excavatoare cu lanţuri şi cu roţi

dispozitive de stivuire tip cadru.

- La acţionările rotative şi lineare cu performanţe reduse în ceea ce priveşte

precizia de reglare.

Nu trebuie uitate avantajele rezultate din noua structură de reglare ca:

- supravegherea sistemului

- diagnoza sistemului

- structura de reglare la avarie

- comanda cu prioritate după necesităţi în sistem

- supravegherea părţilor constructive.


PRIMAR

6.1. Remorcă autoîncărcătoare de furaje RA 4

Remorca autoîncărcătoare de furaje RA 4 (fig.6.1.), în agregat cu tractoarele

cu puterea de 50 CP pe roţi, este destinată pentru adunatul din brazdă al furajelor

ierboase, încărcatul, transportul şi descărcatul acestora în următoarele condiţii:

adunatul şi încărcatul din brazdă a furajelor ierboase uscate, transportul şi

descărcatul acestora la şiră sau fânar, în vederea depozitării sub formă de fân

vrac;

adunatul şi încărcatul din brazdă a furajelor ierboase în stare verde sau

semipălită, transportul şi descărcatul acestora la grajd pentru furajare zilnică.

În acest caz materialul poate fi tăiat în fragmente cu lungimea de cca. 56 mm,

prin introducerea cuţitelor de tăiere în canalul de încărcare al furajelor în

remorcă.

114

În procesul de lucru remorca autoîncărcătoare este cuplată pe tractor, iar organele

de lucru ale acesteia sunt acţionate de la priza de putere a tractorului prin intermediul

unei transmisii cardanice.

Remorca este compusă din următoarele ansambluri: cadrul cu dispozitivul de

prindere la tractor şi roata cu piciorul de reazem; transportul cu racleţi; suprastructura

remorcii; trenul de rulare; echipament de ridicare din brazdă; toba de încărcare a

furajului în remorcă; dispozitivul de fragmentare a furajului; transmisia mişcării la pick-

up, la mecanismul de încărcare şi fragmentare, la banda transportoare cu racleţi şi la

dispozitivul de dozare, utilizat la descărcatul remorcii şi distribuitul furajului la animale

cu ajutorul unei benzi transportoare montate în spatele remorcii; dispozitiv de dozare a

furajului; dispozitivul cu bandă transportoare cu racleţi pentru distribuit nutreţul la iesle;

echipamentul electric; apărători de protecţie.

Fig.6.1. Remorca autoîncărcătoare RA 4

Remorca autoîncărcătoare de furaje, RA 4, este dotată cu o instalaţie

hidraulică necesară pentru acţionarea şi poziţionarea organelor active în timpul

procesului de lucru.

În timpul lucrului, circuitele instalaţiei hidraulice ale remorcii (fig 1) sunt cuplate la prizele hidraulice, existente pe tractor (în partea din spate), prin intermediul unor racorduri flexibile, prevăzute cu sisteme de cuplare rapidă.

Instalaţia hidraulică a remorcii este alimentată de la instalaţii instalaţia hidraulică

a tractorului care asigură: presiunea maximă de lucru de cca. 160 bar; debitul maxim de

lucru de max. 60 l/min

Principalele elemente de acţionare hidraulică utilizate pe remorcă sunt prezentate

în tabelul nr. 6.1.

115

Tabelul nr.6.1.

Instalaţia hidraulică (fig.6.2.) este formată din două circuite principale, alimentate

direct de la tractor şi acţionate de la postul de comandă hidraulică, montat în cabina

tractorului:

1. circuitul de poziţionare a echipamentului de ridicare din brazdă în procesul de lucru

sau în transport care este format din: 2 cilindri hidraulici cu dublu efect (poz. 5), care

permit coborârea echipamentului în poziţie de lucru sau ridicarea lui în poziţie de

transport; o supapă de deblocare (poz. 8), care asigură acţionarea simultană a celor doi

cilindrii; un drosel de cale, care asigură reglarea debitului pe circuit.

2. un circuit de acţionare a celorlalte organe active ale remorcii format din trei circuite

secundare: de orizontalizare a remorcii, prin ridicarea sau coborârea proţapului remorcii

cu ajutorul a doi cilindrii hidraulici ( poz. 4); de acţionare a oblonului din spatele

remorcii, realizat prin intermediul a 2 cilindrii hidraulici (poz. 3), care comandă

deschiderea sau închiderea acestuia la descărcarea materialului transportat de remorcă;

116

de antrenare a benzii de descărcare a furajelor la padoc, cu ajutorul unui motor hidraulic

(poz.2)

Fig. 6.2. Schema instalaţiei hidraulice a remorcii autoîncărcătoare de furaje RA 4

117

6.2. Maşina de administrat îngrăşăminte organice MG 5 (fig.6.3.)

Domeniul de utilizare; destinaţie produs

Maşina MG-5, este destinata transportului si împrăştierii îngrăşămintelor

organice în culturile de câmp. Ea poate transporta si administra maxim 5 tone de

îngrăşăminte organice. Maşina lucrează în agregat cu tractoare având puterea de peste

65 CP.

Descriere şi funcţionare

Descriere

Maşina de administrat îngrăşăminte organice, MG-5, este destinata transportului

şi împrăştierii îngrăşămintelor organice solide, pe terenuri ce urmează să fie cultivate cu

cereale, plante tehnice sau legume.

Maşina de administrat îngrăşăminte organice MG-5, se încadrează după

destinaţie, in categoria “remorcilor speciale” iar după construcţie este o “remorca cu

proţap rigid” (conform RNTR-2 - “Reglementari si norme tehnice pe care trebuie sa le

îndeplinească vehiculele rutiere in vederea admiterii in circulaţia pe drumurile publice

din România”).

Maşina are in componenta următoarele subansambluri principale: şasiul; bena;

trenul de rulare; transportor; transmisie; acţionare transportor; frâna de serviciu;

frâna de parcare; aparatul de împrăştiere; oblon suplimentar faţă; instalaţia de

semnalizare; picior de sprijin; pompa acţionare.

Fig.6.3. Maşina de administrat îngrăşăminte organice MG 5

118

Şasiul este o construcţie metalica sudată, alcătuită din lonjeroane şi traverse,

realizate din profile speciale standardizate, din material L42, ce conferă şasiului

rezistenţă şi elasticitate sporite.

Bena .este o construcţie sudată de tip monococă şi este evazată către partea

posterioară, pentru a permite deplasarea materialului, respectiv a îngrăşămintelor

organice către aparatul de împrăştiere, fără producerea de blocări datorate aglomerării

acestuia şi aderenţei la pereţii benei.

Trenul de rulare este de tip monoax, şi are în componenţă o osie cu frână, cu

sarcina maximă admisibilă pe osie de 6000 kg, cu ecartamentul E=1600, frâna este de

tip cu tambur şi saboţi. Roţile asamblate au în componenţă pneuri 385/65-R 22,5, profil

2, la care sarcina portantă pe pneu este de 4800 kg. Pe axă sunt sudate discul, placa,

bucşa, lagărul, bolţul care fac legătura cu elementele de frânare din roată, precum şi

plăcile suport pentru cilindrii de frână şi plăcile pe care se va fixa şasiul.

Transportorul este de tip cu racleţi sudaţi pe lanţ. Racleţii sunt în număr de 20 şi

sunt acţionaţi prin intermediul unor roţi speciale Acţionarea transportorului poate fi

făcută hidrostatic Turaţia roţilor transportorului poate fi modificată, funcţie de viteza

de deplasare a tractorului şi implicit de turaţia motorului care determină la rândul lui un

debit variabil la pompa hidraulică a tractorului, turaţia la roţile de antrenare putând varia

între 4...10 rot/min.

Aparatul de împrăştiere este de tip cu tobe verticale, tobele având forma unor

spire pe care sunt montate cuţite de mărunţire a materialului, iar la partea inferioară sunt

prevăzute discuri centrifugale care să permită împrăştierea materialului ce cade de pe

spirele tobei. Tobele aparatului de împrăştiere sunt dispuse la un unghi de 15o faţă de

verticală, pentru a permite antrenarea cu uşurinţă a materialului din benă, conform

unghiului de taluz natural al acestuia.

Acţionarea transportorului de tip hidrostatică, debitul de ulei dat de pompa

hidraulică cu roţi dinţate a tractorului punând în mişcare un motor hidrostatic de

moment lent, RBS 200, montat în capătul unui reductor, care asigură un raport de

transmitere 1:19,1 şi un moment de maxim 3000 Nm. În aval de motorul hidraulic este

prevăzut un regulator de debit, care să permită modificarea debitului şi implicit a vitezei

benzii transportoare.

Frâna de serviciu este pneumatică cu o conductă şi are în componenţă doi

cilindri de frânare, cu diametrul 125 mm, un rezervor de aer comprimat, o semicuplă

mobilă, valva servoautodistribuitoare „KB”, nipluri, furtunuri ş.a. Valva

servoautodistribuitoare realizează dirijarea aerului spre rezervorul de aer în timpul în

care maşina nu frânează sau închide alimentarea cu aer dinspre tractor şi deschide

circuitul dinspre rezervor către maşină.

Transmisie intermediară este transmisia care face legătura între arborele prizei

de putere al tractorului şi reductorul principal al aparatului de împrăştiere, determinând

funcţionarea acestuia. Raportul de transmitere la tobele de împrăştiere este 1:1, adică

tobele au o frecvenţa de rotaţie de 540 rot/min;

Funcţionare

Maşina MG 5 este destinată transportului si administrării îngrăşămintelor

organice, conform normelor standard in vigoare. Pentru obţinerea unor indici de

119

exploatare corespunzători, maşina trebuie încărcată cu mijloace mecanice (încărcător cu

greifer, încărcător frontal sau transportor cu bandă).

După alimentare, agregatul format din tractor si maşina MG-5 se deplasează la

sola pe care urmează a fi împrăştiat materialul.

Se face reglarea vitezei de avans a benzii transportoare, in funcţie de norma la

hectar ce urmează a fi împrăştiată şi în corelaţie cu viteza de deplasare a agregatului.

Reglarea avansului se poate face prin modificarea debitului de la regulatorul de debit, în

cazul acţionării hidrostatice sau prin reglarea raportului de transmitere la roata de

antrenare a axului transportorului, în cazul acţionării mecanice.

Pentru realizarea unei împrăştieri uniforme si încheierii corecte a două treceri, se

jalonează începutul fiecărui parcurs.

Se începe înaintarea pe parcelă, in felul acesta îngrăşămintele fiind transportate

spre aparatul de distribuţie de către transportorul cu racleţi şi împrăştiate prin

centrifugare.

Distanta intre două treceri va fi corespunzătoare lăţimii de împraştiere a maşinii.

Pentru a se evita solidificarea materialului in buncăr, este necesar ca in maşină să nu

rămână material după o zi pe alta, ci tot materialul să fie împrăştiat in aceeaşi zi. De

asemenea, se recomandă ca periodic bena să fie spălată.

Instalaţia hidraulică

Instalaţia hidraulică a maşinii MG 5, fig.1, cuprinde elementele instalaţiei IH-1

din dotarea tractorului U 650-M (T-tancul-baia de ulei a transmisiei, Pv -pompa

volumică cu roţi dinţate cu angrenare exterioară, S s-supapa de siguranţă, St -supapa tip

traseu normal închisă, Rh- droselul-rezistenţa hidraulică, FR-filtrul de retur, DH-

distribuitorul baterie D3-40/75), RD-regulatorul de debit RQ 3 P10-50 MG/0, fixat pe

placă de bază PB proiectata de IHP Bucureşti, elemente de legătură (cuple rapide,

furtunuri, ţeavă de înaltă presiune calibrată la exterior, racorduri de traseu drepte şi T).

Arborele benzii transportoare cu racleţi este acţionat prin intermediul unui

motoreductor alcătuit din motorul hidraulic orbital RBS 200, şi reductorul cilindric cu

două trepte.

Sistemele de reglare ale instalaţiei hidraulice permit:

- controlul presiunii pe fiecare dintre circuite;

- controlul vitezei de rotaţie a organelor de execuţie;

- blocarea fermă a mişcării organelor de execuţie în cazul unor manevre

accidentale.

În fig.6.4. este prezentată schema hidraulică de acţionare a maşinii, care conţine:

1. distribuitor baterie D3-40/75 (din componenţa instalaţiei hidraulice IH-1,

existentă pe tractor);

2. regulator de debit cu 3 căi;

3. motor hidraulic orbital OMP 200;

4. reductor planetar RA 510 FS;

5. filtru de retur Pi 2205

120

Fig.6.4. Schema instalaţiei hidraulice a maşinii MG5

6.3. Maşina pentru furajare - MF8 (fig.6.5.)

Procesul tehnologic de lucru al maşinii pentru furajare,MF8

MF8 este o remorcă specială cu o axă, cu capacitatea utilă a benei de 8 m3

şi

lucrează în agregat cu tractoare de 65 CP sau de puteri mai mari, prevăzute cu

dispozitive de cuplare adecvate şi comenzi specifice pentru instalaţiile de lucru

(hidraulica, electrica). Maşina pentru furajare - MF 8, este construită cu organe de lucru

care efectuează operaţiile de dislocare si încărcare în bena a furajului însilozat,

cântărirea electronică a cantităţilor diverselor furaje încărcate, amestecarea,

omogenizarea, transportul şi distribuirea la taurine sau ovine a amestecului furajer

obţinut.

Descrierea maşinii

Maşina pentru furajare - MF 8 este un echipament tehnic complex alcătuit din

ansambluri reprezentate de construcţii mecanice, hidraulice si electrice.

Principalele ansambluri ale masinii sunt următoarele: Bena, Osia asamblata cu

doua roti 307/70R19,5, Echipament pentru desilozare, Transportor cu banda, Sibar,

Transmisie mecanica, Frâna de parcare, Instalaţie hidraulica, Instalaţie de semnalizare,

Instalaţie de cântărire, Oblon mobil, Grup de acţionare, Melc central, Melc superior

dreapta, Melc superior stânga, Picior de sprijin si diverse accesorii.

Grupul de acţionare al echipamentului tehnologic, (poz.13), este unul din

ansamblurile cu funcţii complexe şi asigură transmiterea puterii mecanice de la priza de

putere a tractorului agricol la axul melcului principal şi la axul pompei duble cu roţi

dinţate cu angrenare exterioară, parte componenta importanta a instalaţiei hidraulice.

121

Fig. 6.5. Schiţa maşinii pentru furajare MF-8

1. bena, 2. osie asamblată, 3. echipament de desilozare, 4. transportor, 5. şibăr, 6. transmisie, 7.

frână de parcare, 8. melci superiori, 9. melc central, 10. instalaţie hidraulică, 11. oblon mobil, 12.

picior de sprijin, 13. grup de acţionare

Pompa dublă furnizează parametrii necesari (debit, presiune) la consumatorii

hidraulici ai maşinii: motorul hidraulic rotativ pentru antrenarea rotorului frezei,

motorul hidraulic rotativ pentru antrenarea transportorului cu bandă, cilindrii hidraulici

pentru acţionarea braţului port-freză, cilindrul hidraulic pentru acţionarea şibărului,

cilindrul hidraulic pentru rabaterea părţii articulate a transportorului, cilindrii hidraulici

pentru acţionarea oblonului.

Grupul de acţionare este alcătuit din amplificatorul de turaţie GBF 30 ST 8-3.0 şi

reductorul planetar RR 510 D FS.

Puterea mecanică necesară pentru antrenarea melcului principal este de 15 kW.

Reductorul planetar RR 510 D FS, cu raportul de transmitere n1/n2 = 20, produs de

firma REGGIANA RIDUTTORI, va asigura la arborele de ieşire o turaţie de 27 rot/min

şi un moment de 580 daNm.

Prin arborele principal al amplificatorului de turaţie se va realiza, în priză directă,

lanţul cinematic dintre arborele prizei de putere şi arborele de intrare al reductorului

planetar. Arborele secundar va antrena pompa hidraulică.

Arborele secundar al amplificatorului, cu raportul de transmitere n2/n1 = 3,

respectiv arborele pompei hidraulice cu roţi dinţate, au turaţia de 1620 rot/min şi

momentul de 16,1 daNm.

Descrierea instalaţiei hidraulice În schema hidraulică a maşinii MF 8, prezentată în figura 6.6., sunt evidenţiaţi

parametrii constructivi şi funcţionali ai consumatorilor hidraulici care acţionează

organele de lucru ale acesteia.

122

Pompa hidraulică cu roţi dinţate cu angrenare exterioară PLP 30.61-S-83-E3-

LED/EB, fabricată de firma Kavee Hydraulics, aspira uleiul hidraulic dintr-un

rezervor propriu al maşinii, cu capacitatea de 110 l.

Filtrarea uleiului este asigurată de un filtru de retur produs de firma Mahle, având

debitul de 100 l/min şi fineţea de filtrare de 25 µm. Este alcătuit din carcasa Pi 50016-

058 şi din cartuşul filtrant Pi 25016-RN, fiind prevăzut cu indicator optic de îmbâcsire

şi cu supapă de bypas.

Ţinând cont de faptul că operaţia de încărcare a furajului din depozit

(funcţionarea rotorului frezei cu un debit de 55 l/min) se suprapune cu faza de coborâre

a braţului port-freză (alimentarea cilindrilor aferenţi cu un debit de 14,5 l/min), rezultă

un debit necesar al pompei de 70 l/min. Pentru turaţia de 1620 rot/min pompa asigură

un debit teoretic de 98,77 l/min.

Amplasarea consumatorilor hidraulici, care acţionează organele de lucru ale

maşinii este prezentată în figura 6.7.

Uleiul hidraulic este dirijat spre diferitele categorii de consumatori prin

distribuitorul baterie PVG-32 fabricat de firma Sauer Danfoss, construit în varianta

modernă utilizată pentru utilaje mobile LOAD SENSING, având în componenţă o

secţiune de intrare, cinci secţiuni de distribuţie şi o secţiune de închidere.

În componenţa secţiunii de intrare Si se află supapa de presiune cu rol de siguranţă,

precum şi supapa de pilotare a distribuitoarelor.

Secţiunile de distribuţie Sao (acţionare oblon), Saf (acţionare braţ port-freză), Srf

(acţionare motor rotativ freză), Srt (acţionare motor rotativ transportor) şi Sast

(acţionare şibăr şi tronson rabatabil transportor) au în componenţă distribuitoarele

propriu-zise, acţionate prin comandă radio de la telecomanda cu 6 butoane

E23HC06002, din cabina operatorului sau de pe linia de distribuire a furajelor la iesle.

Construcţia distribuitorului permite şi acţionarea manuală a sertarelor. De la caz la caz

secţiunile conţin supape de reglare a presiunii şi debitului pe circuitele hidraulice

deservite, precum şi supape de şoc şi de aspiraţie.

Secţiunea de închidere Sî obturează ultima secţiune a distribuitorului, fiind prevăzută ca

şi secţiunea de intrare cu urechi de prindere a distribuitorului pe maşină.

Configuraţia distribuitorului este corelată cu numărul consumatorilor şi funcţiile

pe care aceştia trebuie să le îndeplinească.

Cadrul echipamentului pentru desilozare este acţionat prin intermediul a doi

cilindri hidraulici cu dublu efect, cod C2S.22.1000.H2.W2.A.1.A, poziţionaţi pe

părţile laterale ale benei.

După aducerea tamburului echipamentului în poziţia superioară de lucru - ieşire

tije cilindri - se porneşte motorul hidraulic rotativ care antrenează rotorul cu cuţite.

Puterea necesară pentru acţionarea rotorului este de 4,5 kW, iar pentru turaţia

tamburului de 540 rot/min, impusă de procesul tehnologic de lucru, momentul necesar

Mtnec este de 8 daNm.

Motorul hidraulic orbital OMP 100, fabricat de firma Sauer Danfoss, ales

pentru antrenarea tamburului frezei, realizează momentul necesar pentru funcţionarea la

o presiune de 70 bar şi un debit de 55 l/min. Antrenarea rotorului echipamentului de

desilozare şi coborârea cadrului acestuia sunt executate simultan.

123

A

LS

cilindru actionare sibarCAS

B

LS

A

LS

B

LS

A

LS

B

LSA

LS LSA

LSB

LS

Vu=110 l

Eao

Eaf Ert

EastErf

Reglat la 115 bar

QA = 6,5 l / minPA = 2 bar

QB = 8 l / minPB = 4 bar

QA* = 14,5 l / minPA = aprox.22 bar

QB = 32 l /minPB = 22 bar

QA* = 55 l / minPA = 70 bar

*) Debitele trebuie furnizate in acelasi timp

QA = 7,5 l / minPA = 100 bar

QA = 13 l / minPA = 20 bar QB = 22 l / min

PB = 20 bar

pmax 50 bar pmax 50 bar 64 bar pmax 100bar pmax 80 bar pmax 100 bar pmax100 bar pmax 50 bar pmax 50 bar

Si

Saf Srf Srt

Fr

R, t

m2

R6

R10

Dr10

Dr6Ft 10

Ft 16

Ft 6

B

Sast Sî

d

sens rotatie stinga

PRESIUNE

TANC

PRESIUNE

TANCTANC

PRESIUNE PILOTARE

Fau

pmax 80 barpmax 80 bar

64 bar

SP

G 3/4''G 3/4''

R 32 Ft 32 PH

Ft 16

Sao

Ph

Ft 10

m1

n = 1620 r/min

QPt = 52 l / minQpt = 26 l / min

Oi25,4 Dn32

Oe19 Dn15

Oi19 Dn22

Oe12,5 Dn10

Dn22

Dn 10

Dn25

Dn 32

Dn 22

R 20

Dn10

Dn15

Dn 2

0

t1G 1 1/4"

A B

cilindri brat frezaCACF

B

A

B

A B

cilindri actionare oblon

cilindru rabatere

transportor

HMATHMAF

CRT

A

B

hidromotoractionare banda transportor

A

A

B

A B

B

hidromotoractionare freza

A B

A

B

CAO

de la amplificator

LS

A

Fig.6.6. Schema hidraulică a maşinii - MF 8

124

Fig.6.7. Amplasarea grupului de acţionare şi a consumatorilor hidraulici pe maşina MF8

1. pompa hidraulica cu roti dintate PLP 30.61-S-83-E3-L ED/EB (firma Kavee Hydraulics); 2.

distribuitor baterie PVG-32 (firma Sauer Danfoss); 3. cilindri hidraulici C2S.22.1000.H2.W2.A.1.A.; 4.

motor hidraulic orbital OMP 100 (Sauer Danfoss); 5. cilindri hidraulici C2S.11.0150.H0.W0.A.1.; 6.

cilindri hidraulici C2S.16.0278.H0.W1.A.1.A.; 7. motor hidraulic orbital OMP 125; 8. cilindri hidraulici

C2S.16.0400.HO.W1.A.1.A. (KRAMP); 9. filtre (firma Mahle); 10. rezervor de ulei.

125

După ajungerea tamburului în poziţia minimă de tăiere, se comandă ridicarea

cadrului, rotorul fiind neacţionat.

După încărcarea silozului sunt acţionaţi cilindrii hidraulici ai oblonului spate, cod

C2S.11.0150.H0.W0.A.1.A, în sensul închiderii benei.

Transportorul cu bandă pentru distribuirea furajului la iesle este montat pe partea

stanga a maşinii si este rabatut cu un cilindru hidraulic cu dublu efect, cod

C2S.16.0278.H0.W1.A.1.A., pentru descărcarea furajului la iesle si pentru reducerea

gabaritului maşinii în transport.

Puterea necesară pentru acţionarea axului intermediar al transportorului este de 1

kW. Pentru turaţia arborelui de acţionare a transportorului de 60 rot/min, impusă de

procesul tehnologic de lucru, momentul necesar este de 15,9 daNm.

CONCLUZII 1. În etapa I s-a elaborat „ Studiul de definire conceptuală a reglajului secundar al

SAH (sistemelor de acţionare hidraulice); analiza principalelor avantaje energetice

şi funcţionale faţă de reglajul primar”, prin care:

s-a tratat problematica reglării transmisiilor hidrostatice în regim de variator

de putere (reglaj primar) şi regim de variator de cuplu (reglaj secundar);

s-a definit conceptul de reglaj secundar al sistemelor de acţionare hidraulice;

s-au identificat SAH reprezentative, teoretice şi practice, care pot funcţiona

optim numai cu reglaj primar, numai cu reglaj secundar sau cu ambele tipuri

de reglaje;

s-a identificat ca principală soluţie de reducere a consumului energetic,

pentru SAH cu reglaj primar, soluţia funcţionării sistemelor în regim de

variator de putere;

2. Studiul evidenţiază principalele avantaje energetice şi funcţionale ale reglajului

secundar, în care cuplarea primarului la secundar se face la presiune constantă, faţă

de reglajul primar, cu cuplare la debit constant şi anume:

funcţionarea paralelă a mai multor consumatori, fără îngrădiri;

transfer de energie hidraulică, de la primarul transmisiei la secundar, fără

pierderi disipative prin droselizare;

câştig retur de energie pentru alţi consumatori sau pentru partea de primar a

transmisiei hidraulice;

reducerea influenţei rigidităţii uleiului hidraulic asupra performanţelor

dinamice ale SAH;

posibilitatea montării acumulatoarelor hidraulice în orice punct al SAH.

3. Studiul impune căutarea de soluţii tehnice, care să permită ţinerea sub control a

SAH cu reglaj secundar sub aspectul anulării influenţei reciproce dintre

consumatori (principalul dezavantaj de ordin funcţional al reglajului secundar);

126

4. Exemplele sistemelor de acţionare hidraulice, analizate în cadrul studiului, vor sta

la baza stabilirii schemelor de principiu pentru două sisteme de acţionare

hidraulice, cu consumatori identici şi sisteme de reglare diferite: SAH 1, cu reglaj

primar şi SAH 2, cu reglaj secundar. Acestea vor constitui baza de plecare în

analiza prin simulare numerică şi identificare experimentală a celor două tipuri de

reglaje ale SAH.

BIBLIOGRAFIE

1. Catană, I. Reglarea şi automatizarea sistemelor hidraulice. (Litografiat). Institutul Politehnic Bucureşti,

1981.

2. Catană, I., Vasiliu, D., Vasiliu, N. Acţionări hidraulice şi electrohidraulice - Aplicaţii. (Litografiat).

Institutul Politehnic Bucureşti, 1993.

3. Catană, I., Vasiliu, D., Vasiliu, N. Servomecanisme electrohidraulice. (Litografiat). Universitatea

"Politehnica" din Bucureşti, 1996.

4. Mazilu, I., Marin, V. Sisteme hidraulice automate. Editura Academiei R.S.R., Bucureşti, 1982.

5. Oprean, A. Acţionări şi automatizări hidraulice. Sisteme mecano-pneumo-electrohidraulice. Editura

Tehnică, Bucureşti, 1983.

6. Vasiliu, N., Catană, I. Transmisii hidraulice şi electrohidraulice. vol. I - Maşini hidraulice volumice,

Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.

7. Vasiliu, N., Vasiliu, D., Catană, I., Theodorescu, C. Servomecanisme hidraulice şi pneumatice. vol.I

(Litografiat). Universitatea "Politehnica" din Bucureşti, 1992.

8. Vasiliu, D., Vasiliu, N. Acţionări şi comenzi hidropneumatice în energetică. (Litografiat). Universitatea

"Politehnica" din Bucureşti, 1993.

9. Vasiliu, N., Vasiliu, D. Acţionări hidraulice şi pneumatice. Vol.I, Editura Tehnică, Bucureşti, 2004.

10. Viersma, T.J., Ham, A.A. Hydraulic line dynamic. Delft University of Technology, 1979.

11. The Hydraulic Trainer. vol.I-VI, Mannesman Rexroth, Lohr am Main, 1986.

CUPRINS - ihp.roihp.ro/program4/2007/EESAHRS/etape_realizate/etapa_I.pdf · microcalculator...

Documents

Transcript of CUPRINS - ihp.roihp.ro/program4/2007/EESAHRS/etape_realizate/etapa_I.pdf · microcalculator...