Cuprins

CAP I Schema hidraulica de actionare 11 Elaborarea schemei de actionare

111 Identificarea componentelor schemei hidraulice de actionare112 Functionarea instalatiei

CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar 21 Solutii constructive functionale 22Parametrii tehnico - functionali 23 Relatii de calcul si proiectare Alegerea cilindrului

CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindruluiCAP IV Calculul dimensionarea si alegerea aparaturii de distributie reglare si auxiliary 41 Solutii constructive- functionale 441 Distribuitoare hidraulice 412 Supape de siguranta 413 Supape de sens 414 Regulator de debit 42 Lichidul de lucru 43 Calculul performantelor si alegerea filtrelorCAP V Calculul circuitului hidraulic 51 Pierderi energetice 52 Calculul pierderilor de presiuneCAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice 61 Solutii constructiv ndash functionale 62 Parametrii tehnico functionali 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumiceCAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei 71 Solutii constructiv ndash functionale 72 Parametrii tehnico - functionali 73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei CAP VIII NTSM

CAP I Schema hidraulica de actionare

11 Elaborarea schemei hidraulice

111Identificarea componentelor

- Rezervor R- Filtrele F1 si F2

- Pompa cu cilindree fixa cu sens unic de curgere a fluidului P- Supapa de siguranta cu comanda directa- Distribuitor 43 D - Supapa de sens unic cu arc de revenire SS SS1 SS2 SS3 SS4

- Cilindru cu dubla actiune cu tija unilateral- Regulator de debit cu doua cai reglabil- Comanda cu electromagnet cu simpla actiune si cu arc

112 Functionarea instalatiei

Icircn schema hidraulică pomp P cu cilindree fixă cu sens unic de curgere a lichidului transportă o anumită cantitate de lichid din rezervorul R ce trece prin filtrul F1 la distribuitorul D43 cu comandă prin electromagnet cu simplă acţiune şi cu revenire prin arc Surplusul de lichid revine icircn rezervor cu ajutorul supapei cu comandă directă Ssig prin conductă

Cacircnd distribuitorul este icircnchis lichidul este filtrat cu ajutorul filtrului F2 şi apoi se icircntoarce icircn rzervor

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 1 lichidul trece prin supapa SS şi la icircntoarcere va acţiona supapa SS1 şi SS3

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 2 lichidul trece prin supapa S4 apoi prin regulatorul de debit si prin supapa SS2 la icircntoarcere va actiona supapa SCP

CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar

21 Solutii constructive functionale

Motoarele hidraulice liniare sub denumirea de cilindrii hidraulici transform energia hidraulică de presiune icircn energie mecanică de translaţie pe care o transmite mecanismelor acţionate

Numarul directiilor in care cilindrul efectueaza deplasarea sub actiunea energiei hidrostatice precum si constructia organului motor determina urmatoarea clasificare

- Cilindru cu simpla actiune cu piston (ab) cu plunjer (c) telescop (h)- Cilindru cu dubla actiune cu piston cu tija unilateral (c) sau bilaterala (d)- Cilindri tandem in paralel sau in serie (f) (g)

Cilindrii cu piston realizeaza fixarea capacelor pe teava in solutii diferite care influenteaza nivelul presiunilor de lucru gabaritul si tehnologia de fabricatie

Soluţii şi recomandări de utilizare a cilindrilor hidraulici

Alimentarea unui cilindru individual poate fi făcută printr-un distribuitor cu 2 poziţii (1) cacircnd sistemul nu poate fi staţionat decacirct la unul din capetele de cursă (a) printr-un distribuitor cu trei poziţii (2) cu blocare icircn poziţia neutră (b) printr-un distribuitor cu trei poziţii cu blocare icircn poziţia neutră şi supape anti-şoc (3) fig(c) şi supape anticavitaţionale (4) printr-un distribuitor cu trei poziţii şi o poziţie de zero flotantă pentru deplasarea liberă a forţelor exterioare (figd) prin distribuitor cu patru poziţii (6) şi recirculare a lichidului dinspre o cameră icircnspre cealaltă (fige) cu ajutorul unor supape de sens (8) pilotate icircn mod convenabil distribuitorul cu trei poziţii de lucru (7) (figf)

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

CAP I Schema hidraulica de actionare

11 Elaborarea schemei hidraulice

111Identificarea componentelor

- Rezervor R- Filtrele F1 si F2

- Pompa cu cilindree fixa cu sens unic de curgere a fluidului P- Supapa de siguranta cu comanda directa- Distribuitor 43 D - Supapa de sens unic cu arc de revenire SS SS1 SS2 SS3 SS4

- Cilindru cu dubla actiune cu tija unilateral- Regulator de debit cu doua cai reglabil- Comanda cu electromagnet cu simpla actiune si cu arc

112 Functionarea instalatiei

Icircn schema hidraulică pomp P cu cilindree fixă cu sens unic de curgere a lichidului transportă o anumită cantitate de lichid din rezervorul R ce trece prin filtrul F1 la distribuitorul D43 cu comandă prin electromagnet cu simplă acţiune şi cu revenire prin arc Surplusul de lichid revine icircn rezervor cu ajutorul supapei cu comandă directă Ssig prin conductă

Cacircnd distribuitorul este icircnchis lichidul este filtrat cu ajutorul filtrului F2 şi apoi se icircntoarce icircn rzervor

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 1 lichidul trece prin supapa SS şi la icircntoarcere va acţiona supapa SS1 şi SS3

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 2 lichidul trece prin supapa S4 apoi prin regulatorul de debit si prin supapa SS2 la icircntoarcere va actiona supapa SCP

CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar

21 Solutii constructive functionale

Motoarele hidraulice liniare sub denumirea de cilindrii hidraulici transform energia hidraulică de presiune icircn energie mecanică de translaţie pe care o transmite mecanismelor acţionate

Numarul directiilor in care cilindrul efectueaza deplasarea sub actiunea energiei hidrostatice precum si constructia organului motor determina urmatoarea clasificare

- Cilindru cu simpla actiune cu piston (ab) cu plunjer (c) telescop (h)- Cilindru cu dubla actiune cu piston cu tija unilateral (c) sau bilaterala (d)- Cilindri tandem in paralel sau in serie (f) (g)

Cilindrii cu piston realizeaza fixarea capacelor pe teava in solutii diferite care influenteaza nivelul presiunilor de lucru gabaritul si tehnologia de fabricatie

Soluţii şi recomandări de utilizare a cilindrilor hidraulici

Alimentarea unui cilindru individual poate fi făcută printr-un distribuitor cu 2 poziţii (1) cacircnd sistemul nu poate fi staţionat decacirct la unul din capetele de cursă (a) printr-un distribuitor cu trei poziţii (2) cu blocare icircn poziţia neutră (b) printr-un distribuitor cu trei poziţii cu blocare icircn poziţia neutră şi supape anti-şoc (3) fig(c) şi supape anticavitaţionale (4) printr-un distribuitor cu trei poziţii şi o poziţie de zero flotantă pentru deplasarea liberă a forţelor exterioare (figd) prin distribuitor cu patru poziţii (6) şi recirculare a lichidului dinspre o cameră icircnspre cealaltă (fige) cu ajutorul unor supape de sens (8) pilotate icircn mod convenabil distribuitorul cu trei poziţii de lucru (7) (figf)

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

111Identificarea componentelor

- Rezervor R- Filtrele F1 si F2

- Pompa cu cilindree fixa cu sens unic de curgere a fluidului P- Supapa de siguranta cu comanda directa- Distribuitor 43 D - Supapa de sens unic cu arc de revenire SS SS1 SS2 SS3 SS4

- Cilindru cu dubla actiune cu tija unilateral- Regulator de debit cu doua cai reglabil- Comanda cu electromagnet cu simpla actiune si cu arc

112 Functionarea instalatiei

Icircn schema hidraulică pomp P cu cilindree fixă cu sens unic de curgere a lichidului transportă o anumită cantitate de lichid din rezervorul R ce trece prin filtrul F1 la distribuitorul D43 cu comandă prin electromagnet cu simplă acţiune şi cu revenire prin arc Surplusul de lichid revine icircn rezervor cu ajutorul supapei cu comandă directă Ssig prin conductă

Cacircnd distribuitorul este icircnchis lichidul este filtrat cu ajutorul filtrului F2 şi apoi se icircntoarce icircn rzervor

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 1 lichidul trece prin supapa SS şi la icircntoarcere va acţiona supapa SS1 şi SS3

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 2 lichidul trece prin supapa S4 apoi prin regulatorul de debit si prin supapa SS2 la icircntoarcere va actiona supapa SCP

CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar

21 Solutii constructive functionale

Motoarele hidraulice liniare sub denumirea de cilindrii hidraulici transform energia hidraulică de presiune icircn energie mecanică de translaţie pe care o transmite mecanismelor acţionate

Numarul directiilor in care cilindrul efectueaza deplasarea sub actiunea energiei hidrostatice precum si constructia organului motor determina urmatoarea clasificare

- Cilindru cu simpla actiune cu piston (ab) cu plunjer (c) telescop (h)- Cilindru cu dubla actiune cu piston cu tija unilateral (c) sau bilaterala (d)- Cilindri tandem in paralel sau in serie (f) (g)

Cilindrii cu piston realizeaza fixarea capacelor pe teava in solutii diferite care influenteaza nivelul presiunilor de lucru gabaritul si tehnologia de fabricatie

Soluţii şi recomandări de utilizare a cilindrilor hidraulici

Alimentarea unui cilindru individual poate fi făcută printr-un distribuitor cu 2 poziţii (1) cacircnd sistemul nu poate fi staţionat decacirct la unul din capetele de cursă (a) printr-un distribuitor cu trei poziţii (2) cu blocare icircn poziţia neutră (b) printr-un distribuitor cu trei poziţii cu blocare icircn poziţia neutră şi supape anti-şoc (3) fig(c) şi supape anticavitaţionale (4) printr-un distribuitor cu trei poziţii şi o poziţie de zero flotantă pentru deplasarea liberă a forţelor exterioare (figd) prin distribuitor cu patru poziţii (6) şi recirculare a lichidului dinspre o cameră icircnspre cealaltă (fige) cu ajutorul unor supape de sens (8) pilotate icircn mod convenabil distribuitorul cu trei poziţii de lucru (7) (figf)

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn schema hidraulică pomp P cu cilindree fixă cu sens unic de curgere a lichidului transportă o anumită cantitate de lichid din rezervorul R ce trece prin filtrul F1 la distribuitorul D43 cu comandă prin electromagnet cu simplă acţiune şi cu revenire prin arc Surplusul de lichid revine icircn rezervor cu ajutorul supapei cu comandă directă Ssig prin conductă

Cacircnd distribuitorul este icircnchis lichidul este filtrat cu ajutorul filtrului F2 şi apoi se icircntoarce icircn rzervor

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 1 lichidul trece prin supapa SS şi la icircntoarcere va acţiona supapa SS1 şi SS3

Cacircnd distribuitorul se află icircn poziţia 2 lichidul trece prin supapa S4 apoi prin regulatorul de debit si prin supapa SS2 la icircntoarcere va actiona supapa SCP

CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar

21 Solutii constructive functionale

Motoarele hidraulice liniare sub denumirea de cilindrii hidraulici transform energia hidraulică de presiune icircn energie mecanică de translaţie pe care o transmite mecanismelor acţionate

Numarul directiilor in care cilindrul efectueaza deplasarea sub actiunea energiei hidrostatice precum si constructia organului motor determina urmatoarea clasificare

- Cilindru cu simpla actiune cu piston (ab) cu plunjer (c) telescop (h)- Cilindru cu dubla actiune cu piston cu tija unilateral (c) sau bilaterala (d)- Cilindri tandem in paralel sau in serie (f) (g)

Cilindrii cu piston realizeaza fixarea capacelor pe teava in solutii diferite care influenteaza nivelul presiunilor de lucru gabaritul si tehnologia de fabricatie

Soluţii şi recomandări de utilizare a cilindrilor hidraulici

Alimentarea unui cilindru individual poate fi făcută printr-un distribuitor cu 2 poziţii (1) cacircnd sistemul nu poate fi staţionat decacirct la unul din capetele de cursă (a) printr-un distribuitor cu trei poziţii (2) cu blocare icircn poziţia neutră (b) printr-un distribuitor cu trei poziţii cu blocare icircn poziţia neutră şi supape anti-şoc (3) fig(c) şi supape anticavitaţionale (4) printr-un distribuitor cu trei poziţii şi o poziţie de zero flotantă pentru deplasarea liberă a forţelor exterioare (figd) prin distribuitor cu patru poziţii (6) şi recirculare a lichidului dinspre o cameră icircnspre cealaltă (fige) cu ajutorul unor supape de sens (8) pilotate icircn mod convenabil distribuitorul cu trei poziţii de lucru (7) (figf)

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Soluţii şi recomandări de utilizare a cilindrilor hidraulici

Alimentarea unui cilindru individual poate fi făcută printr-un distribuitor cu 2 poziţii (1) cacircnd sistemul nu poate fi staţionat decacirct la unul din capetele de cursă (a) printr-un distribuitor cu trei poziţii (2) cu blocare icircn poziţia neutră (b) printr-un distribuitor cu trei poziţii cu blocare icircn poziţia neutră şi supape anti-şoc (3) fig(c) şi supape anticavitaţionale (4) printr-un distribuitor cu trei poziţii şi o poziţie de zero flotantă pentru deplasarea liberă a forţelor exterioare (figd) prin distribuitor cu patru poziţii (6) şi recirculare a lichidului dinspre o cameră icircnspre cealaltă (fige) cu ajutorul unor supape de sens (8) pilotate icircn mod convenabil distribuitorul cu trei poziţii de lucru (7) (figf)

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Alimentarea unui multiplu de cilindrii cu o singură pompă se poate realiza pe racircnd (individual )cu ieşire blocată la poziţia cuplată (fig a) simultan (icircn paralel) sau pe racircnd cacircnd comandarea simultană a două sau mai multe distribuitoare permite alimentarea simultană a cilindrilor respective (fig b) simultan (icircn serie)sau pe racircnd (fig c)

22Parametrii tehnico - functionali

Parametrii tehnico ndash functionali impuşi prin tema de proiectare sunt

a) Parametrii tehnico ndash functionali de ieşire

Fa [daN]= forţa nominală de ieşire C [mm]= cursa de deplasare a pistonului vp [ms]= viteza de delpasare ap [ms2]= acceleraţia de deplasare ts [s]= timpul de realizare a cursei C Nm [kW]= puterea mecanică produsă micromh microv microt = randamentul mecano-hidraulic volumic şi total la presiunea de lucru

120578mh = 085divide095 (1) 120578t = 07divide085 (2)

b) Parametrii tehnico ndash functionali de intrare

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

bull p [MPa]- presiunea nominală de lucrubull Q[lmin]- debitul constant pentru a realize o viteză de translaţie ν [ms]bull Nh [kW]- puterea hidraulică consumată

c) Parametri constructive principalibull D [mm]- diametrul pistonului identic cu alezajul nominal conform STAS 7233- 78bull Dt [mm]- diametrul tijeibull Dc [mm]-diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuarebull Vc [cm3]- volumul lichidului din cilindru la cursa cmax

23 Relaţii de calcul şi proiectare Alegerea cilindrului

cv

Dt

D

De

S1 S2

Forţele rezistente care trebuiesc icircnvinse de cilindrul hidraulic icircn regim staţionar şi dinamic

- Fa [daN] ndash forţa de sarcină activă constant sau variabilă - Ffp [daN] ndash forţa de frecare dintre piston şi cilindru- Fft [daN] ndash forţa de frecare dintre tijă şi etanşarea icircn capac - Fcp [daN] ndash forţa de contrapresiunea din camera reactivă a cilindrului- Fi [daN] ndash forţa de inerţie trebuie reduse mai icircntacirci la axele cilindrului

De undeFtot = Fa + Ffr + Ffp + Fcp plusmn Fi = kf Fc (3)

kf ndash coeficent al forţei care ţine cont de faptul că icircn faza de proiectare nu se cunoaşte participarea forţelor perturbatoare la sarcinăkf ndash 115divide14

Rezultă astfel pentru diametrul calculate al pistonului

D gt sau (4)

Avacircnd icircn vedere multitudinea variantelor constructiv- funcţionale de cilindri hidraulici icircn continuare se propun etapizări ale proiectării pentru cilindrii cu simplă şi dublă acţiune

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Dgt (5)

φ= coeficent de grosime a tijei (6)

φ= 155divide165- tije groasă (8)φ= 123divide130- tije subţire (9)

Ftot i Ftot t [daN] forţa necesară la icircmpingere sau tragereIcircn raport cu valoarea calculată D diametrul pistonului Dcat se stabileşte la valoarea

icircntreagă imediat următoare prevăzută icircn STAS 7233-84 ce conţine gama alezajelor nominaleConform acestui STAS valorile recomandate sunt Dcat = 6 8 10 12 16 20 25 32 40

45 50 63 70 80 85 90 100 110 120 125 130 141 150 163 180 200 220 225 250 280 320 360 400

Icircn cazul schemei hidraulice calculul diametrului pistonului se realizează astfel Fa = 4550 [daN]= 45000 N ap

pmax = 200 bar= 200 105 Nm2

pmax = =gt D=

Ţinacircnd cont de randamentul mecan- hidraulic relaţia de calcul pentru D va fi relaţia (5)

Dgt

120578mh = 095kf ndash 115divide14Ftot = kf F =1245000=54000N

D= = 0067m

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Conform ISO 3320- 1975 Dcat = 75 mmSe poate alege un cilindru hidraulic cu piston şi limitare PD007540020033-05212200LC

cu următoarele caracteristici tehniceDt = 40 mmDp = 75 mmc= 200 mmpmax = 230barivlmax = 05 ms

CAP III Calculul şi dimensionarea conductelor rigide şi flexibile

31 Elemente generale de calcul hidraulic şi mecanic

Dirijarea mediului hidraulic icircn şi icircntre diferitele elementele generatoare consumatoare de comandă şi auxiliare se realizează prin conducte hidraulice care pot fi

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- interioare elementelor şi blocurilor de legătură şi exterioare cacircnd leagă elementele instalaţiei plasate spaţial

- construcţii rigide rigide cu articulaţii şi flexibile- de presiune (15- 40 MPa) joasă icircnaltă şi supraicircnaltă (peste 80MPa)

Conductele rigide se execută din ţevi metalice icircn toate cazurile fiind necesar un calcul de verificare care consider conductele recipienţi icircnchişi Conductele flexibile pot fi simple din elastomeric fără inerţie sau cu insercţie textilă şi metalică multiplă icircn funcţie de presiunile de lucru Legătura conductelor fixe şi flexibile la elementele instalaţiilor precum şi icircntre ele icircn cazul diferitelor teuri coturi etc se realizează prin intermediul armăturilor filetate pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale normale şi prin legături cu flanşe pentru dimensiuni nominale mari

Calculul hidraulic al conductelor determină legătura dintre caracteristicile geometrice şi constructive ale conductelor (diametrul lungime armături fitinguri flanşeetc) şi caracteristicile fluidului transportat (presiune debit viteză vacircscozitate cinematic sau dinamică densitate etc)

Calculul hidraulic urmăreşte stabilirea pierderilor de presiune ale fluidului distribuţia presiunii şi debitului lungimile de transport ale fluidului caracteristicile principale pentru alegerea echipamentului de pompare şi a echipamentului de pompare şi a echipamentului de distribuţie şi reglaj regimurile hidraulice de funcţionare

Calculul se efectuează pentru cele trei categorii de trasee ale circuitului hidraulic magistralele către hidromotoare pompe către magistrale şi magistrale icircnseşi şi numai pentru traseele ce intră icircn camerele mari (fără tijă) ale cilindrilor hidraulici diferenţiale deoarece acestea solicită debite maxime Traseele opuse vor fi obligatoriu egale cu primele deoarece icircmpreună se conectează de regulă la aceleaşi echipamente de distribuţie şi reglaj

Elementele de plecare la calculul diametrului nominal al conductelor Dcn este debitul de lichid Q ce trebuie transportat ( fiind determinat de condiţiile tehnologice de funcţionare a mecanismului acţionat) şi de viteza medie a lichidului prin diferitele porţiuni ale circuitului

Diametrul interior al conductelor dc se calculează din relaţia continuităţii astfel

Q= (10)

dc = (11)

dcge 46 pentru Q [lmin] şi vu [ms] (12)

Diametrul interior calculat se va normaliza conform normelor de tipizare a ţevilor şi a tuburilor standardizate astfel ca cel adoptat să fie superior celui calculat D cn ge dc la calculul diametrului conductelor se recomandă următoarele valori pentru vitezele de curgere prin conducte

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- conducte de aspiraţie de la rezervor la pompăvu = 05divide15(25)ms

- conducte de retur (de refulare) de la sistem spre rezervorvu = 15divide24 (4) ms

- conducte de presiune ale circuitului de acţionarevu = 6divide7 ms pentru conducte cu l ge 100 dc

vu = 3divide4 ms pentru conducte cu l lt 100 dc

unde l- lungimea conductei

32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea conductelor

Icircn cazul cilindrului avemDt = 40 mm= 004mDp = 75 mm= 0075mvl = 0007 msvr = 001 ms

Debitul de lichid Q se consideră ca fiind valoarea maximă dintre debitul din dreapta respectiv din stacircnga pistonului date de relaţiile

Qdr Qconductă (13)

Qst = (14)

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn (13)(14) rezultă

Qdr = 309010-6 m3s

Qdr = 316110-6 m3s

Qmax = 316110-6 m3s =gt Qmax = Qconductă

Conform figurii (13) (14) avem

Qconductă =

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

dc ge

Considerăm vu =4ms

dc ge = 31728 mm

Conform STAS 9735 ndash 74 se pot alege ţevi din oţel pentru conducte cu următoarele caracteristici tehnice

- diametrul exterior 6 mm- grosimea peretelui 1mm- diametrul interior nominal Dcn= 6mm

CAP IV Calculul dimensionarea şi reglarea aparaturii de distribuţie reglare şi auxiliar

41 Soluţii constructiv funcţionale

411 Distribuitoare hidraulice

Distribuitoarele hidrauice au rolul de a dirija discret sau continuu lichidul de lucru sau de comandă de la sursa de presiune la organul de lucru sau alte elemente ale sistemului precum şi de a permite evacuarea acestuia spre rezervor după realizarea sarcinii de lucru icircn conformitate cu ciclul motoarelor alimentate

Clasificarea distribuitoarelor se face icircn funcţie de principiul constructiv- funcţional numărul de circuite numărul de poziţii comandă etc astfel

- distribuitoare discrete (standard) care realizează un număr finit de combinaţii de legături icircntre conductele care aduc şi preiau agentul hidraulic prin deplasarea relativă a organului de distribuţie distribuitoare continue (distribuitoare proporţionale şi servovalve) care realizează pe lacircngă distribuţia icircntr-un număr finit de combinaţii de legături icircntre conducte şi un număr teoretic infinit de poziţii intermediare astfel icircncacirct prin intermediul

rezistenţei reglabile Rh = CD πyS se reglează debitul acestuia

- număruărul de canale (orificii active) 23 4 5hellip 8 distribuitoarele standard se produc aproape exclusiv icircn patru şi cinci canale

- numărul poziţiilor de lucru ale organului de distribuţie 2 3 4 etc

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- natura comenzii de comutare manuală mecanică hidraulică pneumatică electrică (cu electromagnet de curent continuu sau alternativ) electrohidraulică sau pneumohidraulică

- numărul de unităţi (secţiuni de distribuţie asociate ) distribuitoare individuale distribuitoare multiple icircn construcţie monobloc baterie prin asocierea secţiunilor cu ajutorul unor placi de bază unificate baterie prin asocierea directă a secţiunilor

- construcţia organului mobil distribuitoare cu sertar cilindric liniar de translaţie pe departe cea mai răspacircndită construcţie distribuitoare cu supape folosite icircn cazul debitelor foarte mari icircn construcţia pieselor (Qgt200-500 lmin) distribuitoare cu supape cartuş (hidrologistorii) pilotate de distribuitoare electromagnetice distribuitoare rotative folosite pentru comenzi manuale sau cuplări manometre

Distribuitoarele sunt codificate astfel 123-4-56-7-8Distribuitorul 32 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-37-

22050-S-ODistribuitorul 43 notat cu 6 icircn schema de funcţionare va avea următorul cod DE6-04-

22050-S-O unde1 distribuitor cu sertar2 tipul comenzii

MN- comandă manualăMC- comandă mecanicăH- comandă hidraulicăP- comandă pneumaticăE- comandă electrică

3 6- diametrul nominal4 Schema funcţională56 tensiunea electromagneţilor

01200-12 V02400-24 V19000- 190 V02450- 24 V 50 Hz22050-220 V 50 Hz

7 S- cupla electrică tip Stecker8 O ndash seria de fabricaţie

412 SupapeSupapele de presiune au rolul de a menţine presiunea la o valoare constantă icircn sistem de

a realiza succesiunea automată a unor faze din ciclu de lucru sau de a reduce icircn conformitate cu cerinţele programului prestabilit

Din punct de vedere constructiv şi funcţional se diferenţiează icircn- Supape normal icircnchise ndash care limitează presiunea pe circuitul de intrare ţn

supapă şi supape normal deschise ndash care limitează presiunea pe circuitul de ieşire din supapă

- Supape cu comandă directă- pentru presiuni şi debite mici- Supape cu comandă pilotată ndash utilizate pentru presiuni şi debite mari sau pentru

realizarea unor caracteristici statice superioare

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- Supape de presiune de siguranţă şi deversare supape de deconectare supapă de succesiune supapă de conectare şi supapă de reducţie

- Supape cu icircnchidere cilindrică şi supape cu icircnchidere conică- Supape cu reglare discretă- la care presiunea este reglată la o mărime de

referinţă dată prestabilită supape cu reglare continuă la care presiunea este reglată continuu prin reglarea forţei din arc sau a unei forţe de icircnlocuire prin comandă electrică exterioară

Supapele de sens permit circulaţia agentului de lucru numai icircn anumite sensuri şi pot fi cu sens unic (de blocare icircnchidere sau antiretur) ce permit trecerea liberă a lichidului icircntr-un sens de curgere şi icircnchid trecerea acestuia icircn celălalt icircn celălalt sens şi supape de sens deblocabile pentru care la o comandă externă trecerea fluidului prin sensul respectiv este posibilă

Supapele de siguranţă se codifică astfel 1234-567-89-10Supapa de siguranţă din schema de funcţionare notată cu 3 va avea următorul cod SPP6-

042-3C-22050-O unde1 SU- supape de sens unic2 K- montaj cartuş3 Diametrul nominal 20162025324 Presiune deschidere 1 pentru 03 bar5 O- seria de fabricaţie

413 Regulatoare de debitRegulatoarele de debit sunt elemente hidraulice care au rolul de a regla debitele icircn

instalaţiilehidraulice şi care spre deosebire de rezistenţele hidraulice simple menţin constantă valoarea debitului reglat indiferent de variaţia sarcinii asupra mecanismului acţionat hidraulic Se folosesc atunci cacircnd viteza de lucru trebuie să rămacircnă constantă chiar dacă mecanismul acţionat primeşte sarcinii variate Pentru asigurarea acestei condiţii droselul de reglare a debitului trebuie să funcţioneze cuplat cu o supapă specială denumită stabilizator sau regulator

Acestea pot fi cu două sau trei căiRegulatoarele de debit sunt codificate astfel 1234-5-6

Regulatorul de debit din schema de funcrsquoionare notat cu 4 va avea următorul cod DR1K6-G-O unde

1 Rezistenţe hidraulice ndash DR2 Droselizare

a Icircntr-un singur sens (drosel de cale)b Icircn ambele sensuri (drosel)

3 K- montaj cartuş4 4diametrul nominal 1020325 Reglaj

M- roată de macircnăC- cap gradat

6 O- serie de fabricaţie

42 Lchide de lucru

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Proprietăţiile fizico-chimice şi funcţionaleCele mai importante proprietăţii fizico-chimice şi funcţionale ale lichidelor hidraulice

sunt trecute icircn tabelul41

Vacircscozitatea este proprietate fluidelor de a se opune deformaţiei (mişcării) prin dezvoltarea de eforturi tangenţiale

Unitatea icircn SI a vacircscozităţii dinamice este micro este 1kgm -1s-1=1Nsm-2 iar unitatea CGS este 1Poise= 1gcms-1

Icircn practică se foloseşte curent vacircscozitatea cinematică ν=micro exprimata icircn unităţii SI

1m2sVacircscozitatea lichidului variază proninţat cu temperatura provocacircnd modificări ale

parametrilor funcţionali ai instalaţiei hidraulice Icircn intervalul de temperatură 30-50degC pentru uleiurile minerale se poate utiliza relaţia

a=1003 pentru uleiuri minerale

Densitatea definită prin masa unităţii de volum =mV [kgm3] Icircn condiţii normale

densitatea uleiurilor minerale este cuprinsă icircntre 830 şi 940 kgm3

(15)

(16)

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Compresibilitatea lichidelor se defineşte prin modul de elasticitate

sau prin inversul acestuia [m2N] modulul de compresabilitate avacircnd

un rol deosebit mai ales icircn comportarea sistemului hidraului icircn regim dinamic

(17)Modulul de elasticitate este influenţat de presiune temperatură şi de volumul de aer

nedizolvat

422 Tipuri de lichide hidraulice şi caracteristicile lor

Avacircnd icircn vedere contextul icircn care constructorul de sisteme hidraulice icircşi desfăşoară activitatea tehnică este supusă atenţiei o gamă cuprinzătoare de fluide de lucru precum ape uleiuri minerale dar şi lichide sintetice utilizate la temperaturi şi presiuni icircnalte Apa se utilizează icircn cazurile icircn care mediul hidraulic se aruncă la fiecare ciclu sau implică un mare consum De obicei se lucrează cu emulsii de ulei icircn apă sau amestecuri apă- glicerină şi apă-glicol prioritar fiind domeniul utilajului minier şi icircn construcţia preselor utilizate icircn industria siderugică Icircn acţionarea hidraulică a utilajelor mobile şi staţionare se utilizează uleiurile minerale pentru solicitări uşoare precum şi uleiuri aditive pentru presiuni şi temperaturi ridicate O bună comportare o au şi unele lichide sintetice din polimeri ai oxidului de siliciu sau compuşi pe bază de eteri Pentru presiuni mai mari se poate utiliza un amestec de ulei de transformator ca petrolul proporţia de ulei scăzacircnd cu creşterea presiunii Uleiul de ricin poate fi utilizat pacircnă la presiuni de 2000MPA iar pentru temperaturi ridicate se recomandă utilizarea metalului lichid un aliaj entectoid NaKa 77 cu punctul de topire la12degC iar cel de fierbere la 850degC La temperaturi scăzute este necesară folosirea eterului de petrol sau isopeptan sau a heliuui lichid

Lichidul hidraulic trebuie să satisfacă o serie de cerinţe- Să aibă plajă de vacircscozitate inclusiv indicele necesar de vacircscozitate- Să fie bun lubrifiant- Să aibă rezistenţă chimică şi termică ridicate- Să nu conţină să nu absoarbă şi să nu degaje aer icircn cantităţi mari

(18)(19)

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- Să aibă valorile dorite ale indicelui de inflamabilitate ale modului de conductibilitate şi elasticitate termică

- Să nu fie toxic- Să aibă un conţinut minim de impurităţi mecanice şi chimice

Tipul de pompă care urmează a fi folosită icircn instalaţia hidraulică ce se proiectează dă una din orientările de bază privind vacircscozitatea minimă optimă şi maximă pe care trebuie sa o aibă lichidul de lucru

La alegerea lichidului hidraulic trebuie avute icircn vedere şi indicaţiile privind compatibilitatea unor materiale cu diverse medii lichide

Icircn acest cazz am ales ca lichid hidraulic aditivat LDH (STAS 9591-80) care are următoarele caracteristici fizico chimice şi de performanţă

- Vacircscozitatea cinematică la 50degC [cst] 23- Vacircscozitatea convenţională la 50degC [degC] 28- 32- Indicele de vacircscozitate min 100- Densitatea relativă la 15degC max 0870- Punct de congelare [degC] min -30- Punct de anilină [degC] min ndash- Acţiune corozivă la lama de cupru (3 ore la 100degC) max16- Tendinţa la spumare la 24degC [cm3] max 40- Presiune maximă de utilizare 300[MPa]

43 Calculul performanţelor şi alegerea filtrelor

Filtre pentru acţionări hidraulice

Sarcina filtrării este aceea de a reduce nivelul de contaminare cu impurităţi a fluidului de lucru aflat sub presiune sub o valoare admisă de elementele instalaţiei cruţacircndu-l astfel de la o uzură prematură

Din punct de vedere al modului de filtrare acestea pot fia) Filtre mecanice (hacircrtie carton icircmpletituri metalice table perforate materiale

sinterizate)b) Filtre electromagneticec) Filtre electrostaticed) Filtre centrifugalee) Filtre mixteFineţea de filtrare poate fi absolută sau relativăa) Fineţea de filtrare este valoarea care corespunde diametrului celei mai mari particule

sferice solide care nu pot trece prin filtrub) Fineţea relativă de filtrare a particulelor de dimensiuni d exprimată icircn procente este

dată de relaţia

- Nid- numărul de particule de diametru d aflate icircn amonte de filtru- Ned ndash numărul de particule de diametru d aflate icircn aval de filtru

(20)

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Filtrarea privităicircn unităţi absolute poate fi

- Grosieră (d )

- Medie (d )

- Fină (d )

- Micronă (d )

- Submicronă (d )

Filtrele pot fi montate icircn următoarele 3 soluţii- Pe aspiraţia pompei- Pe refularea pompei- Pe circuitul de retur

Se pot alege filtrele de presiune cu indicator de colmatare cu simbolul FPM040160015 şi codul 6780311200 care au următoarele proprietăţi

- Fineţea de filtrare

- Presiunea maximă 16MPa- Debit Qn = 40 lmin- Tip element filtrant hacircrtie- Dimensiune de filtrare 15- Mod de prindere icircn instalaţie pe placă pe ţeavă- Racord ţeavă sau inel ldquo0rdquo 221 x 16 M22 x 15- Masa 115 kg

CAP V Calculul circuitului hidraulic

51Pierderi energetice

La curgerea fluidelor reale prin conducte se produc două categorii de pierderi hidraulice

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- Pierderi liniare hpd (longitudinale sau distribuite) exprimate matematic prin formula lui Darcy

hpd = (21)

- Pierderi locale hpl exprimate prin formula lui Weisbach

hpl = unde (22)

- l- lungimea conductei [m]- d- diametrul conductei [m]- v- viteza medie pe secţiune [ms]- g- acceleraţia gravitaţională [ms2]

- - coeficentul de pierderi hidraulice liniare

- - coeficentul de pierderi hidraulice locale corespunzător diferitelor tipuri de

rezistenţe hidrauliceRegimul de curgere printr-o conductă este caracterizat de valoarea criteriului de

similitudine Reynolds Re icircn raport cu valoarea sa critică

Re = unde

(23)

- coeficentul constructiv al vacircscozităţii cinematice

Regimul de curgere poate fi

- Laminar Relt Recrt = 2320- Turbulent Re gtRecrt = 2320

Problema determinării coeficentului este problema fundamentală al calcului

conductelor Nicuradase a icircntreprins pentru prima dată un studiu sistematic asupra acestui coeficent stabilind legătura dintre acesta regimul de curgere şi rugozitatea relativă şi trasacircnd diagrama cei poartă numele

Faptul că depinde atacirct de mult de numărul lui Reynolds cacirct şi de asperitatea pereţilor

face dificilă utilizarea unor formule unice de calcul pentru acesta presupunacircnduse cunoscute l

dvk (rugozitatea echivalentă)

a) Dacă Relt Recrt = 2320 pentru calculul lui se foloseşte relaţia lui Hagen- Poiseuille

(24)

b) Dacă Re gtRecrt = 2320 se utilizează criteriul lui Moody

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

CRIT= Re

Pentru evaluarea acestui criteriu se aproximează admiţacircndu-se că acesta are o valoare

cuprinsă icircn intervalul = (002- 004)

Icircn funcţie de valoarea acestui criteriu ce reprezintă natura conductei se aplică una din relaţiile

b1 Conductă hidraulic netedă - CRITlt94 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

regimul de curgere = (Re) aplicacircndu-se una din relaţiile

- Blasius- pentru Relt 105

(25)

- Prandtl- pentru 105 ltRelt3106

(26)

- Konakov ndashpentru 3106 ltRelt107

(27)

b2 Conductă este icircn regim de tranziţie de la hidraulic netedă la hidraulic rugoasă 94lt CRITlt200 coeficentul de pierdere liniară depinde de regimul de curgere dar şi de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Colebrook- White

(28)

b3 Conductă hidraulic rugoasă CRITgt200 coeficentul de pierdere liniară depinde doar de

rugozitatea echivalentă a conductei = aplicacircndu-se relaţia lui Karman- Nicuradse

(29)

Avacircnd calculat coeficentul cu una din relaţiile prezentate anterior (cazul regimului

turbulent) se va verifica vaoarea criteriului lui Moody cetrebuie să corespundă domeniului

iniţial admis Icircn caz contrar se recalculează cu formula noii valori a criteriului respectiv a

noului caracter hidraulic al conductei

52 Calculul pierderilor de presiune

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Pentru calculul pierderilor energetice se cunosc următoarele datelc = 10 mQ=Qmax =316110-6 m3s

Icircnlocuind valorile cunoscute icircn rel 23 rezultă

Re= 1043478

Deoarece Relt Recrt regimul de curgere este de tip laminar şi pentru determinarea

coeficentului vom icircnlocui valorile cunoscute icircn relaţia 24

= 0061

Pierderile liniare se vor calcula conform relaţiei 21

hpd= = 8291 m

Presiunea din circuitul hidraulic se calculează cu relaţia

p= (30)

Conform relaţiei 30 vom avea p= 8709818291= 707611977 Pa p= 707611 bar Pierderile energetice din circuitul hidraulic se vor calcula icircn funcţie de debit şi presiune

conform relaţiei Np = Qp (31)Icircnlocuind icircn relaţia 512 vom obţine

Np = 316110-6 707 105 = 2234 W

CAP VI Calculul performantelor si alegerea pompei volumice

61 Solutii constructiv ndash functionale

Icircn sistemele hidraulice de acţionare pompele volumice au rolul de generare a energiei hidrostatice prin convertire a energiei mecanice primită de la un motor electric sau termic Pompele volumice au o construcţie aproape identică cu cea a motoarelor hidraulice rapide de acelaş tip Performanţele pompelor moderne din din sistemele de acţionare gidrostatice ating presiuni de valori uzuale p(25-50)Mpa la turaţii n=(1000-5000)rotmin şi debite Q=(1-8000)lminPuterile maxime realizate de aceste pompe sunt de N= 3500kW

Pompele cu roţi dinţate pot fi cu angrenare exterioară sau interioară cu sau fără compensarea axială a jocurilor Icircn construcţia acestor pompe se folosesc icircn special roţi dinţate cu dinţi drepţi Pompele cu palete pot avea capacitatea reglabilă (cu acţiune simpla) cacircnd au o singură excentricitate sau fixă (cu acţiune dublă sau multiplă) cacircnd au excentricitate dublă sau

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

multiplă şi deci construcţie echilibrată Pompele cu şuruburi se disting prin capacităţii mari de debit şi de presiuni şi prin debit lipsit total de pulsaţii Pompele hipocicloide sunt cu roţi dinţate cu angrenare interioară avacircnd profil hipocicloidal Ele pot fi realizate cu coroană dinţată fixă Sunt cunoscute sub denumirea de orbitrol funcţionacircnd atacirct icircn calitate de pompă cacirct şi ca motoare lente şi de momente mici

Pompele cu pistoane radiale pot avea construcţii icircn care pistoanele sunt obligate să urmărească statorul excentric datorită numai efectului de centrifugare sau construcţii icircn care pistoanele sunt dirijate de o cale de rulare excentrică

Pompele cu pistoane icircn linie folosesc de obicei o distribuţie prin supape de aspiraţie si de refulare Sunt pompe robuste de presiune icircnaltă dar nereglabile fapt pentru care sunt puţin utilizate icircn sistemele hidraulice de acţionare

Pompele cu pistoane axiale reprezintă categoria cea mai utilizată de pompe volumice de presiune icircnaltă Construcţia cu bloc rotitor icircnclinat este robustă şi poate fi folosită atacirct icircn circuit deschis cacirct şi icircn circuit icircnchis Construcţia cu bloc fix şi disc icircnclinat este mai ieftină şi mai puţin ancombrantă dar are limite de utilizare icircn circuit deschis 62 Parametrii tehnico functionali

Parametrii impuşi prin tema de proiectare sunta) Parametrii tehnico- funcţionali de ieşire

- p [MPa]- presiunea nominală de lucru- Q [lmin] debitul produs la o turaţie n [rotmin]- Nh [kW] puterea hidraulică produsă- 120578mh 120578v 120578tot[ ] randamentul mecano-hidraulic volumic total la presiunea de

lucru (pus la dispoziţie de fabricantul pompelor)b) Parametrii tehnico- funcţionali de intrare

- M [daNm] momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompei o presiune p

- nminnmax [rot-min] turaţiile admise de antrenare- Nm[kW] puterea mecanică vonsumată

c) Parametrii constructivi principali- Vg[cm3rot] capacitatea geometrică (volumul geometric de lucru)- Dc[mm] diametrul nominal al orificiilor de alimentare- evacuare

63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice Tipul de pompă care urmează a fi utilizat trebuie determinat icircn funcţie de caracterul

solicitat capacităţii acestuia (pompă fixă sau reglabilă) şi de nivelul presiunii maxime de lucruMărimea pompei (capacităţii Vg) se stabileşte cu ajutorul relaţiilor de calcul aducacircndu-se

la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produse pus la dispoziţie de fabricantul pompei alese O atenţie deosebită trebuie acordată alegerii tipului correct de dispozitiv de reglare icircn cazul icircn care utilizarea unui dispozitiv este justificat necesară

Pompa sistemului hydraulic se allege punacircnd condiţia ca acesta să realizeze un debit de ulei care să asigure viteza necesară de acţionare a pistonului cilindrului hidraulic Vg respective

viteza de rotaţie a arborelui motorului hidraulic rotativ

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompă va fiQP = kQL icircn care

k- coeficent care ţine seama de pierderile de debit prin elementele de comandă (k= 11-12) Dacă de la aceeaşi pompă sunt acţionate simultan mai multe motoare hidraulice atunci

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompă a cărui volum geometric Vg va fid at de relaţiile

- icircn cazul pompei de capacitate fixă Vg QP = Vg n120578v icircn care (33)

Vg = (34)

- icircn cazul pompei de capacitate reglabilă Vg QminhellipQmax= Vg n120578v unde (35)

Vg = (36)

- icircn cazul cu excentricitate ldquoerdquo variabilă

Vg = (37)

- iar pentru cele cu unghi de icircnclinare variabilă

Vg = (38)

De unde pompa tipizată de capacitate imediat superioară are Vgcat şi cu aceasta definirea pompei tipizate s-a icircncheiat

Momentul necesar pentru dezvoltarea presiunii p

M= (39)

Puterea mecanică consumată (de antrenare Nm)

Nm = M (40)

Puterea hidraulică produsă

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Nh = pQ (41)

Se allege astfel dintr-o tiposerie comercială electromotorul de putere imediat superioară puterii maxime solicitată de pompă de turaţii de sincronism n rotmin care trebuie să fie mai mică decacirct turaţia admisibilă indicată icircn documentaţia tehnică pentru tipul de pompă respective

Se cunosc următoarele daten= 200 rotmin= 333 rotsQ= 316110-6 m3s

Din relaţia 34 rezultă

Vg = = = 94210-6 m3rot

Conform acestor date se alege următorul tip de pompă Ff2EXF112

CAP VII Calculul performantelor si alegerea rezervorului de ulei

71 Solutii constructiv ndash functionale

Rezervoarele de lichid din sistemele de acţionare hidraulică servesc pentru ţnmagazinarea cantităţii de lichid necesar umplerii circuitului precum şi la icircmprospătarea lichidului evacuate din elementele de execuţie Ele se execută fie ca părţi dinstincte ale utilajului din fontă din aluminiu sau tablă sudată sau ca părţii icircnglobate amenajate icircn unele compartimente din batiul utilajului respective

Pentru icircndeplinirea icircn bune condiţii a sarcinilor cerute rezervoarele trebuie să satisfacă următoarele condiţii

- să aibă capacitate suficientă pentru a icircnmagazina icircntreaga cantitate de lichid necesar sistemului volumul care este la sistemele de circuit deschis mai mare decacirct volumul refulat de pompă icircntr-un minut Pentru calculele aproximative icircn cazul unor instalaţii de mică importanţă volumul de lichid ala rezervorului se calculează cu relaţia

Vol= (3hellip5) Qp [l] (42)

Qp [lmin] este debitul pompei- să asigure evacuarea uşoară a excesului de căldură acumulată icircn system şi să

menţină o temperatură adecvată a lichidului de lucru (pentru ulei circa 55- 60deg) Pentru evitarea icircncălzirii exaggerate a lichidului de lucru la proiectarea instalaţiei este bine să se asigure

o aerisire a rezervorului să se regleze supapele de descărcare la presiuni nu cu mult superioare

celor de lucru ( )

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

să se descarce pompele fără presiune atunci cacircnd debitul lor nu este solicitat de motoarele hidraulice

să permit o umpler şi o golirea comodă să permit o curăţire şi o icircntreţinere uşoară să permit o circulaţie bună a lichidului o decantare a impurităţiilor din

lichid şi o evacuare bună a aerului şi a gazelor degajate de lichidIcircn funcţie de presiunea lichidului din rezervor acestea pot fi

- rezervoare deschise la care presiunea lichidului din rezervor este egală cu presiunea atmosferică

- rezervoare icircnchise la care presiunea lichidului din rezervor este mai mare decacirct presiunea atmosferică

72 Parametrii tehnico ndash functionali

La rezervoarele deschise cu răcire natural volumul necesar al rezervorului se calculează pe baza echilibrului termic dat de relaţia

Qc dt= dt+ (43)

Qc cantitatea de căldură carese degajă icircn sistemul hidraulic icircn unitatea de timp icircn JN

Qc =860 (44)

Np ndash puterea pompelor120578s randamentul total al sistemului hidraulicCm Cl [kcal kgdegC] căldura specific a metalului respectiv a lichidului de lucrumm ml [kg ] masa metalului respectiv al lichiduluiTs To [degC] temperature lichidului la un moment dat respective temperature mediului ambiant

Kr [kcal m2hdegC] coeficentul de convecţie a căldurii icircn aerSr [m2] suprafaţa de radiaţie a rezervorului

După o integrare se obţine

TS = T0 + = T0+ (45)

Timpul de icircncălzire ti a uleiului de la temperatura T0 la temperatura de staţionare TS se

obţine la de unde

ti (46)

Reprezentarea grafică a funcţiei T = f(t) scoate icircn evidenţă că temperatura uleiului din rezervor se stabilizează la o valoare TS după care nu mai creştr desi t=gt Temperatura de stabilizare TS ce se atinge aproximativ după trecerea timpului ti este

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

TS T0 (47)

Timpul de răcire tr a uleiului de la o temperatură oarecare T l la o temperatură fonală Tf = 104T0 este

tr = (48)

calculul suprafeţei necesare de radiaţie Sr [m2] şi a volumului rezervorului Vol [l] cacircnd nu se impune o valoare T0 [degC]

Sr

Icircn cazul reyervoarelor cu forme uzuale umplute pacircnă la 08 din icircnălţime şi avacircnd raportul laturilor cuprinse icircntre

111 şi 123

Introducacircnd relaţia de mai sus se obţine

Kr= 13-15 pentru evacuarea natural a căldurii provenită din 1KW la TS ndashT0 = = 40degC e

necesară o suprafaţă Sr = 16m2 şi un volum Vol = 100[l]

Dacă puterea instalată este Np [KW] şi 120578gen =085 capacitatea Vol [l] necesară este

aproximativ cu cea de mai jos

Valoarea obţinută prin calculul volumului rezervorului cu relaţia de mai sus poate fi diminuatş cu (25- 30) avacircnd icircn vedere faptul că o parte din căldura degajată icircn instalaţie este evacuată prin convecţie de către elementele instalaţiei iar uneori funcţionarea instalaţiei este intermitentă iar icircn perioadele de icircncălzire alternează cu cele de răcire astfel că nu se atinge temperature maximă admisă

Atunci cacircnd datorită condiţiilor de spaţiu restrains nu se poate folosi un rezervor cu capacitate necesară lichidul trebuie racit suplimentar Răcitorul asigură ca temperature uleiului

nu trebuie să depăşească limita admisă( ) Asemenea cazuri apar de obicei icircn circuitele cu

rezistenţe hidraulice mari cum ar fi cele cu elemente hidraulice propoţionale Icircn practică s-a impus două tipuri de răcitoare

- cu aer pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 20-25

(49)

(50)

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

- cu apă pentru care se poate sconta pe o diferenţă de temperatură de ulei-aer de 30-35

Pentru controlul temperaturii se folosesc termometre cu contact sau termostate care comandă după nevoie răcirea sau icircncălzirea uleiului

Icircn cazul răcitoarelor de tip ulei- apă debitul de apă ce trece prin serpentina de răcire se calculează cu relaţia

Unde Tadm creşterea admisă a temperaturii uleiului

Tm variaţia medie a temperaturii apei şi a mediului ambient icircn icircntreprindere

Se alege Tm (8-10) C consideracircnd că T0 = 20-25 iar Tapă =12-15

Ss suprafaţa efectivă a serpentine [m3] Kr coeficent de cedare a căldurii de la ulei la apă (Kf =100[kcal m2hdegC] )

Debitul masic Dm [kgs] al apei necesare care icircncălzindu-se cu t( )un procent 1205781 din

puterea disipată icircn instalaţie N=N[1-120578s] este dat de relaţia

(52)

Unde Ca = 4180 [J kg grd ] este căldura specific apei iar 1205781 (02hellip07) uzual

73 Relatii de calcul si alegerea rezervorului de ulei

Pentru calculul şi alegerea rezervoruşui se cunosc următoarele date

p= 200 bar= 200105 Nm2

Q= 316110-6 m3s

TS = 55

T0 = 20

g= 07120578= 095K = 13 kcal m2hdegCDeterminăm puterea utilă furnizată de pompă Nu = pQ (53)Deorece pompa este solicitată doar 70 vom determina puterea utilă cu relaţiaNug = g(pQ) (54)Randamentul total este dat de raportul

120578=

(55)

(51)

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

Puterea consumată este dată de suma dintre puterea utilă şi puterea pierdută conform relaţiei

Nc = Nug +Np (56)Astfel relaţia 55 va avea forma

120578= (57)

Din relaţia 57 rezultă puterea pierdută

Np = (58)

Nug = 07(200105316110-6) = 44254 WIcircnlocuind valorile cunoscute icircn relaţia 58 vom obţine

Np = 44254 2329 W

Pentru a obţine cantitatea de căldură icircn Kcalh puterea pierdută icircn system se va exprima icircn kW rezultacircnd

Np = 002329 kWCantitatea de căldură c ear trebui preluată de un dispozitiv de răcire este dată de relaţiaQc = 860 Np [Kcalh]Suprafaţa rezervorului se va calcula cu relaţia

S= (59)

Pentru a calcula volumul rezervorului se va utilize relaţia

Qc = 860 002329= 20 0294 Kcalh

S= 004402

V= 3=055732 l

(60)

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale

• Cuprins
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP III Calculul si dimensionarea conductelor rigide si flexibile
• 31 Elemente generale de calcul hidraulic si mecanic
• 32 Calculul de dimensionare al conductelor Alegerea cilindrului
• 52 Calculul pierderilor de presiune
• 61 Solutii constructiv ndash functionale
• 62 Parametrii tehnico functionali
• 63 Relatii de calcul si alegerea pompei volumice
• 71 Solutii constructiv ndash functionale
• 72 Parametrii tehnico - functionali
• CAP VIII NTSM
• CAP I Schema hidraulica de actionare
• CAP II Calculul performantelor si alegerea motorului hidraulic liniar
• 21 Solutii constructive functionale
• 61 Solutii constructiv ndash functionale