Aparate de Distributie Si Reglare

Cuprins

Rezumat

Introducere

CAPITOLUL I LICHIDELE FOLOSITE ÎN ACȚIONAREA HIDROSTATICĂ ȘI PROPRIETĂȚILE LOR

CAPITOLUL II . CONSIDERAȚII TEORETICE ȘI RELAȚII DE BAZĂ ÎN ACȚIONAREA HIDRAULICĂ A MAȘINILOR-UNELTE

CAPITOLUL III MAȘINI HIDRAULICE. POMPE ȘI MOTOARE

3.1. POMPE CENTRIFUGALE

3.1.1. Considerații generale

3.1.2. Determinarea ecuațiilor de bază ale pompelor centrifugale

3.2. POMPE CU DEPLASAMENT

3.2.1. Considerații generale. Principii de funcționare

3.2.2. Pompe cu piston

3.2.3. Pompe rotative

3.3. MOTOARE HIDRAULICE

3.3.1. Motoare hidraulice rotative

3.3.2. Motoare hidraulice rectilinii

CAPITOLUL IV. APARATE DE DISTRIBUȚIE ȘI REGLARE

4.1. CONSIDERAȚII GENERALE

4.2. DISTRIBUITOARE

4.3. VENTILE DE PRESIUNE

4.3.1. Ventilul limitator de presiune (maximal) (maximal)

4.3.2. Ventilul limitator de presiune pilotat

4.3.3. Ventilul de decuplare

4.3.4. Ventilul de cuplare

4.4. ELEMENTE AUXILIARE

4.4.1. Rezervoare hidraulice

4.4.2. Filtre

4.4.3. Acumulatori hidraulici

4.4.4. Conducte, armături și etanșări

BIBLIOGRAFIE

INTRODUCERE

Folosirea energiei mediului fluid în rezolvarea unor probleme tehnice importante, cum ar fi aprovizionarea cu apă, acționarea navelor sau a morilor, este cunoscută de mult timp. Dificultatea de a transporta energia hidraulică la distanțe mari, din cauza pierderilor însemnate care intervin, a determinat construirea centrelor populate, cât și a unor ateliere prelucrătoare, în vecinătatea surselor de apă.

Etapa următoare a marcat folosirea energiei hidraulice în acționarea unui mare număr de mașini de lucru: mașini-unelte, autovehicule, tractoare, mașini agricole, mașini pentru industria materialelor de construcții, utilaj minier, utilaj pentru industria chimică. 

Energia hidraulică și-a găsit în paralel largi aplicații și în tehnica militară (tancuri, nave, avioane) ceea ce a determinat o dezvoltare rapidă a sistemelor hidraulice de acționare și comandă. Practica industrială a ultimelor decenii a consemnat introducerea echipamentelor de automatizare hidraulică și pneumatică la reglarea unor procese din industria petrolieră, industria chimică, industria lemnului, în prezent dezvoltându-se componentele pneumatice cu piese mobile sub formă de module funcționând cu semnale unificate, cu acțiune continuă sau discretă, ca și echipamentele fluidice (componente pneumatice fără piese mobile), utilizate la mașinile unelte cu comandă secvențială, reglarea unor parametri tehnologiei etc.

În cazuri izolate, acționările hidraulice și pneumatice sunt folosite și pentru realizarea mișcării circulare, de exemplu la rotirea bușteanului în cazul derulării sau la diferite mecanisme cu avans circular sau circular alternativ.

De asemenea, acționările hidraulice și pneumatice se pot utiliza la mecanismele de strângere, blocare și sincronizare, deci la automatizare a proceselor de producție.

Utilizarea largă a acționărilor și automatizărilor hidraulice se explică și prin perspectiva oferită în privința creșterii productivității mașinilor, utilajelor și instalațiilor, a performanțelor lor statice și dinamice, a fiabilității și randamentului global.

Tendința de dezvoltare a echipamentelor hidraulice se manifestă în direcția creșterii presiunilor de lucru (concentrarea în spațiu), creșterii frecvenței de rotație și vitezelor de deplasare (concentrare în timp), asigurarea unei funcții multiple pentru o anumită construcție de element, modul (concentrare funcțională), creșterea indicatorilor energetici (concentrare de putere), creșterea fiabilității și durabilității. Extinderea utilizării acționărilor hidraulice se explică și printr-o calitate deosebită a acestora, apreciată în special de constructorii de mașini, și, anume ușurința și simplitatea cu care se realizează sinteza oricărei mașini sau instalații, precum și a modificărilor și trecerii de la o structură la alta în acord cu schimbările intervenite pe parcurs.

Se constată extinderea mijloacelor de comandă și reglare automată cu utilizarea echipamentelor hidraulice și pneumatice, în special a sistemelor de urmărire automată și a servo sistemelor electrohidraulice de reglare automată.

Conducerea numerică, cu calculatorul și cu microprocesoare, reprezintă mijloace modeme actuale de perfecționare continuă a echipamentelor hidraulice.

Aparatura proporțională cunoaște o importantă extindere în ultima vreme, preluând în multe situații funcțiile servovalvelor ca elemente de interfață, fiind mai simplă și mai sigură în exploatare.

O altă direcție importantă de perfecționare a acționărilor hidraulice o constituie ameliorarea indicatorilor energetici, având în vedere că, atât la servovalve cât și la aparatura proporțională, funcționarea are loc pe baza metodei rezistive de reglare (deci prin deversarea permanentă a unei cantități de lichid și deci prin pierderi energetice apreciabile). Ca o concluzie ce se desprinde din cele prezentate anterior la folosirea sistemelor hidraulice și pneumatice se va ține seama de avantajele și dezavantajele ce le prezintă aceste sisteme de acționare sub aspect economic, constructiv și al exploatării.

CAPITOLUL I. LICHIDELE FOLOSITE ÎN ACȚIONAREA HIDROSTATICĂ ȘI PROPRIETĂȚILE LOR

Cele mai folosite medii de transmitere a energiei hidraulice sunt uleiurile minerale. Proprietățile lor depind foarte mult de constituția lor chimică, cât și de felul rafinării. Pentru îmbunătățirea proprietăților lor, uleiurile de bază se aditivează. Uleiurile pe bază minerală pot fi împărțite în trei grupe:

1. fără aditivi;

2. cu aditivi pentru îmbunătățirea tendinței de îmbătrânire și în vederea protecției la coroziune;

3. cu aditivi suplimentari, pentru îmbunătățirea capacității de ungere.

Sunt situații în care, se utilizează soluții de ulei și apă sau lichide speciale (sintetice), din polimeri ai oxidului de siliciu, sau compuși pe bază de eteri, care se caracterizează printr-o înaltă stabilitate a viscozității (indice Dean-Davis ridicat) și prin inerție chimică. Pentru solicitări ușoare pot fi utilizate uleiurile H19, H35, H57, (STAS 9506-74), precum și uleiuri hidraulice aditivate H12, H20, H30, H38, (STAS 9691-74), pentru presiuni de maximum 300 daN/cm2 și temperaturi cuprinse între 25 și 85 °C.

Dintre proprietățile cele mai importante ale lichidelor din punct de vedere fizic se remarcă viscozitatea și densitatea.

Densitatea. Pierderile prin conductele propriu-zise și prin circuitele aparatelor hidraulice sunt direct proporționale cu densitatea lichidului întrebuințat:

= C* *

unde:

* – energia cinetică a lichidului;

C – coeficient specific secțiunii de trecere, care arată procentul pierdut din această energie.

Deoarece cu creșterea temperaturii crește volumul fluidului cu:

V  V0   t

unde:

–  – coeficientul de dilatare;

– Δt – creșterea temperaturii;

– V0 – volumul inițial;

– ΔV – creșterea volumului.

Astfel, densitatea va scădea la valoarea:

=

sau raportat la densitatea corespunzătoare lui t = 15°C, la valoarea:

=

Dependența densității cu temperatura este redată în figura 1.1.

Fig. 1.1. Dependența vâscozității de temperatură.

Vâscozitatea este mărimea care descrie capacitatea de ungere a fluidului. Se cunosc:

– vâscozitatea dinamică

= * v []

Ca unitate uzuală se folosește Poise-ul: 1P=100cP = 0.1

– vâscozitatea cinematică

v = []

Ca unitate uzuală, se folosește Stokes-ul: 1 St = 100 cSt = 10-4 m2/s. În practică, se utilizează unitatea convențională numită grad Engler, care se definește, ca fiind raportul dintre timpul de scurgere printr-un capilar de d = 2,8 mm a 200 cm3 de ulei la temperatura de măsurare și acela al scurgerii aceluiași volum de apă distilată la 20 °C. Legătura dintre gradul Engler și vâscozitatea cinematică se face prin relația:

E = 6.84 * (v +

sau grafic în fig. 1.2

Viscozitatea prezintă cea mai mare sensibilitate în raport cu temperatura, în figura 1.3 fiind prezintată această dependență pentru diferite fluide hidraulice. Curba 7 se referă la hidrocarburi clorinate, 2 la un fluid la care baza compusului este esterul acidului fosforic, 3 este un amestec de 1 și 2, la un ulei care are 36 cSt la 50 °C, iar 5 la o soluție apoasă de poliglicol.

Fig. 1.2. Corelația dintre viscozitatea cinematică și cea exprimată în Eo.

Fig. 1.3. Dependența dintre viscozitatea dinamică și temperatura lichidului de lucru.

De aici se vede că pentru fluidele sintetice, în zona temperaturilor joase viscozitățile cresc mai accentuat, decât pentru celelalte fluide. În general acel fluid este mai bun (din acest punct de vedere) care are curba mai aplatizată. Un indicator important pentru relația viscozitate – temperatură este indicele de viscozitate. El indică poziția curbei fluidului dat în figura de mai sus. Un indice mai mare indică o dependență mai mică a viscozității cu temperatura. Acest indice, pentru uleiurile normale are valori cuprinse între 95 … 100, dar prin aditivare ea poate fi mărită. Viscozitatea este sensibilă și cu presiunea: cu creșterea presiunii, crește și ea, cu atât mai mult, cu cât viscozitatea normală este mai ridicată, respectiv cu cât este temperatura mai joasă.

=

unde pentru uleiurile minerale b = (2 . .. 3)·10-3 cm2/daN.

Capacitatea de separare a aerului și formarea spumei: Prin scurgerea în curent liber, a lichidului în rezervor, acesta poate antrena aer.Aerul poate pătrunde și prin locuri de infiltrare datorită vârtejurilor din rezervor sau prin cavitație. Acesta trebuie îndepărtat din lichid înainte de a fi aspirat din nou. Prezența aerului este marcată de apariția spumei în rezervorul hidraulic și reprezintă aer separat. Ea poate fi redusă prin aditivi, care la rândul lor înrăutățesc capacitatea de separare a aerului.

Alterarea fluidului constă în oxidarea și polimerizarea lui. Această alterare este accelerată prin temperaturi înalte de funcționare, aer, apă și alte impurități și în prezența catalizatorilor metalici (în special Cu și aliajele sale).

CAPITOLUL II. CONSIDERAȚII TEORETICE ȘI RELAȚII DE BAZĂ ÎN ACȚIONAREA HIDRAULICĂ A MAȘINILOR-UNELTE

Prezentarea de față se referă la lichidele ideale despre care se consideră că nu au masă, frecări interne și nu se comprimă. Comportarea unui sistem hidraulic va fi și ea ideală dacă transportul lichidului se face fără pierderi. Lipsit de masă, lichidul ideal nu poate avea energie cinetică, iar pentru transportul său nu este nevoie de lucru mecanic. Absența frecărilor interne presupune lipsa de vâ scozitate a lichidului. Pentru aceste lichide, legea lui Pascal arată că acțiunea unei forțe asupra unui lichid staționar se propagă după toate direcțiile în interiorul acestuia.

Fig. 2.1. Schema mișcării liniare.

Din figura 2.1 rezultă că:

p = =

Prin deplasarea pistonului 1, cu mărimea x1, se va disloca volumul:

V1  x1  A1

Pistonul 2 se va deplasa corespunzător cu mărimea x2, făcând loc volumului:

V2  x2  A2

Cele două volume fiind egale: x1 * A1  x2 * A2 , respectiv . Relația alăturată este echivalentul hidraulic al legii pârghiilor și arată că distanțele parcurse se comportă invers proporțional cu suprafețele și forțele de apăsare. Lucrul mecanic exercitat pe pistonul 1, va fi:

L1  F1  x1

înlocuind forța F1  p  A1 și deplasarea cu , rezultă că:

L1  p V1

Debitul se definește ca o cantitate de lichid ce se deplasează printr-o suprafață A cu viteza V.

Q = A * v

Observație: în desen ansamblul cilindru piston 1 are funcție de pompă, iar ansamblul 2 are funcție de motor.

CAPITOLUL III . MAȘINI HIDRAULICE. POMPE ȘI MOTOARE

3.1. POMPE CENTRIFUGALE

3.1.1. Considerații generale

Din punct de vedere fizic, funcționarea unei pompe constă în transformarea energiei mecanice furnizate de către un motor în energie a fluidului (hidraulică). Energia generată în fluid de către pompă permite acestuia îionar se propagă după toate direcțiile în interiorul acestuia.

Fig. 2.1. Schema mișcării liniare.

Din figura 2.1 rezultă că:

p = =

Prin deplasarea pistonului 1, cu mărimea x1, se va disloca volumul:

V1  x1  A1

Pistonul 2 se va deplasa corespunzător cu mărimea x2, făcând loc volumului:

V2  x2  A2

Cele două volume fiind egale: x1 * A1  x2 * A2 , respectiv . Relația alăturată este echivalentul hidraulic al legii pârghiilor și arată că distanțele parcurse se comportă invers proporțional cu suprafețele și forțele de apăsare. Lucrul mecanic exercitat pe pistonul 1, va fi:

L1  F1  x1

înlocuind forța F1  p  A1 și deplasarea cu , rezultă că:

L1  p V1

Debitul se definește ca o cantitate de lichid ce se deplasează printr-o suprafață A cu viteza V.

Q = A * v

Observație: în desen ansamblul cilindru piston 1 are funcție de pompă, iar ansamblul 2 are funcție de motor.

CAPITOLUL III . MAȘINI HIDRAULICE. POMPE ȘI MOTOARE

3.1. POMPE CENTRIFUGALE

3.1.1. Considerații generale

Din punct de vedere fizic, funcționarea unei pompe constă în transformarea energiei mecanice furnizate de către un motor în energie a fluidului (hidraulică). Energia generată în fluid de către pompă permite acestuia învingerea rezistențelor hidraulice și atingerea unei înălțimi geodetice.

Energia generată este distribuită uniform masei de fluid în pompă, creșterea ei specifică are o evoluție liniară, și reprezintă sarcina (înălțimea) pompei:

sau:

unde:

–  – greutatea specifică a fluidului;

– g – accelerația gravitațională;

– V – viteza fluidului.

Astfel, în general putem spune că sarcina pompei (înălțimea de pompare) este definită de suma creșterilor de presiune (statice) și creșterilor energiei cinetice (dinamice).

Gradul de descărcare a unei pompe este denumit capacitate sau debit, fiind notat cu Q.

Puterea, N, este definită ca fiind energia generată de pompă în debitul fluid într-un interval de timp:

N  Q Hpompa

Ca orice alt tip de dispozitiv acționat, o pompă consumă mai multă energie decât poate genera. Raportul dintre puterea dezvoltată de pompă și puterea de antrenare a acesteia definește randamentul pompei:

=

Pentru determinarea randamentului total al unei pompe, sunt luate în considerare trei categorii de pierderi de energie: pierderi hidraulice datorate frecărilor fluiduluiși turbulențelor, pierderi de volum datorate scurgerilor prin interstițiile interne și pierderi mecanice datorate frecărilor din lagăre, cu carcasa, etc.

Deși pompele utilizate în practică sunt foarte diferite din punct de vedere constructiv și funcțional, ele pot fi totuși grupate în două categorii mari :

1. Pompe rotodinamice, având curgere radial-centrifugală, mixtă sau axială sau turbine;.

2. Pompe cu deplasament, care includ pompele cu pistoane și cele rotative.

3.1.2. Determinarea ecuațiilor de bază

ale pompelor centrifugale

Principiul de funcționare al pompelor centrifugale este descris în paragrafele următoare. Subansablul funcțional principal este rotorul cu palete (figura 3.1), care este antrenat în mișcare de rotație la turații mari. Acesta accelerează fluidul care intră în pompă crescându-i atât presiunea cât și viteza absolută, conducându-l spre orificiul de ieșire al corpului spiralat al pompei. Datorită forței de interacțiune dintre palete și fluid, energia mecanică a pompei antrenate este transformată în energie de curgere a fluidului.

Fig. 3.1. Pompă centrifugală.

1 – rotor cu palete 2 – corpul pompei

Forma corpului pompei conduce fluidul spre orificiul de ieșire, energia cinetică a acestuia fiind parțial convertită în energie de presiune.

Rotorul cu palete al pompei centrifugale (figura 3.2) este format din două discuri, unul fiind montat pe arbore, iar al doilea (discul acoperior) este cuplat de primul prin intermediul paletelor, formând astfel între aceste zone un orificiu numit "gură de aspirație". Paletele sunt curbate cilindric sau după suprafețe complexe. Fluidul intră prin centrul rotorului de-a lungul axei de rotație prin gura de aspirație și curge radial spre exteriorul pompei, printre palete, fiind distribuit în jurul întregii circumferințe a carcasei.

Fig. 3.2. Schema curgerii prin rotorul cu palete a pompei centrifugale.

În deplasarea sa printre palete, fluidul execută două tipuri de mișcări: mișcare de transport (prin rotația paletelor) și mișcare relativă față de rotor. Vectorul vitezei absolute V a fluidului poate fi considerat ca sumă vectorială a vitezei periferice u și vitezei relative w. Umărind mișcarea unei particule de fluid care alunecă de-a lungul paletei, se poate schița un paralelogram al vitezelor, între viteza de intrare a particulei de fluid pe paletă și viteza de ieșire, având în vedere faptul că viteza relativă w este tangentă paletei, iar viteza periferică u este tangentă cercului concentric cu rotorul, corespunzător poziției particulei. Acest paralelogram al vitezelor poate fi trasat pentru orice punct al paletei. Indicele 1 este asociat secțiunii de intrare, iar 2 secțiunii de ieșire de pe paletă.

Unghiul dintre vectorii viteză absolută și viteză periferică este notat cu , iar unghiul dintre tangenta la paletă și tangenta la cicumferința rotorului, trasată în direcție opusă sensului de rotație este notat cu , păstrându-se convenția pentru indici. În general unghiul  se schimbă odată cu performanțele pompei, de exemplu turația de antrenare n a rotorului (viteza u) și debitul Q (viteza w). Unghiul  impune înclinația paletei în fiecare punct, și în consecință nu depinde de performanțele pompei.

Pentru determinarea ecuațiilor de bază ale pompelor centrifugale este necesară stabilirea următoarelor ipoteze:

1. Rotorul este alcătuit dintr-un număr infinit de palete cu grosime zero (z = ,  = 0). Cu alte cuvinte, presupunem o curgere identică prin canalele dintre palete a fluidului aflat în mișcare relativă, corespunzătoare geometriei paletelor, iar vitezele depind doar de rază și sunt aceleași pentru pentru o rază de cerc dată. Acest lucru este posibil în cazul în care fiecare "fir de fluid" este ghidat de propriul canal. Acest model de curgere este prezentat schematic, pentru un canal, în figura 3.2.

2. Randamentul pompei este unitar ( = 1), adică nu există pierderi de energie, iar energia consumată la antrenarea acesteia este convertită integral în energie hidraulică. Prezumpția este validă în cazul fluidului ideal, a inexistenței scurgerilor și frecărilor în interiorul pompei.

3.2. POMPE CU DEPLASAMENT

3.2.1. Considerații generale. Principii de funcționare

Metoda transformării energiei mecanice în energie hidraulică a pompelor cu deplasament este, principial, diferită față de cea a pompelor rotodinamice. Astfel, aceste pompe refulează spre consumatori volume intermitente de fluid, în funcție de particularitățile constructive a fiecăreia. Elementele care formează volumul de lucru, indiferent de forma lor, separă (izolează) zona de aspirație față de cea de refulare, prevenind astfel reîntoarcerea fluidului hidraulic spre rezervor. Cu alte cuvinte, caracteristica acestor mașini hidraulice volumice constă în faptul că procesul de aspirație – refulare este realizat discontinuu, volum cu volum. Debitul acestor pompe este fluctuant, într-o măsură mai mare sau mai mică, în funcție de varianta constructivă.

În sistemele de acționare hidraulică, ele pot îndeplini atât funcția de generator cât și de motor și funcționează în cele mai multe cazuri cu ulei. Cu toate acestea, în construcții speciale, pot vehicula și alte lichide. Pompele volumice realizează presiuni mari care pot ajunge în anumite condiții până la 750 bari, fiind construcții compacte, robuste și fiabile.

Principiul de funcționare al pompelor cu deplasament, conduce la exprimarea debitului lor teoretic (ideal), sub următoarea formă:

– V – volumul caracteristic al fiecărui spațiu format între elementele interioare;

– z – numărul volumelor (spațiilor) de aspirație – refulare;

– n – turația de antrenare a pompei;

– Vu – volumul unitar, volumul de fluid transportat dinspre aspirație spre refulare la o rotație completă a arborelui de antrenare a pompei;

– Qt – debitul teoretic al pompei, în cazul unui fluid incompresibil și fără prezența scurgerilor interne și cavitației.

În funcție de modul în care sunt formate volumele de lucru, pompele cu deplasament pot fi clasificate astfel:

– pompe cu piston;

– pompe rotative.

3.2.2. Pompe cu piston

Principiul de funcționare a acestora constă în deplasarea unui piston în corpul pompe, figura 3.3. Prin aceasta se crează o variație de volum care asigură aspirația și refularea lichidului.

Fig. 3.3. Schema funcțională a pompei cu piston.

În acest caz, la aspirație ventilul de reținere Va se deschide, iar presiunea atmosferică va umple pompa. La refulare Va se închide, deschizându-se ventilul de reținere Vr. La acest tip de pompă, datorită separării aspirației de refulare, presiunea în conducta de refulare poate crește nelimitat (datorită unei sarcini), ceea ce impune folosirea ventilelor de siguranță. Dezavantajul acestei pompe constă în faptul că debitul este pulsator. Prin creșterea numărului de pistoane, se poate crește gradul de constanță al debitului. Pulsația debitului poate fi redusă substanțial dacă pompa are dublu efect, adică ambele fețe ale pistonului sunt active, aspirația și refularea având loc simultan în intervalul [, 2].

La această categorie de pompe mișcarea pistoanelor este realizată de obicei cu ajutorul unor arbori cotiți (came), mecanisme cu excentric, etc. Tot aici pot fi incluse și pompele cu plunjer, cu membrană, sau alte tipuri constructive care au același principiu de formare a volumului de aspirație – refulare.

De regulă pompele cu pistoane sunt livrate cu ventile de reglare a debitului pentru fluidul vehiculat de camerele de lucru, ventile care își autoreglează gradul de deschidere în funcție de presiunea dezvoltată.

Aceste mașini obțin performanțele cele mai bune în construcțiile orizontale, la care puterile pot ajunge la 1500 KW, iar debitele până la valori de 1 m3/min. În construcțiile verticale puterile și debitele obținute sunt mai mici, de 150 KW, respectiv 0,15 m3/min. Deși presiunile obținute pot să depășeasă 300 bari, ele funcționează la turații de antrenare relativ mici. Din acest considerent gabaritul acestor pompe este de regulă mult mai mare decât al pompelor centrifugale cu volume unitare similare. Pompele cu pistoane acționate mecanic sunt utilizate în industria chimică și petrolieră pentru vehicularea fluidelor viscoase, și la centralele termoelectrice pentru alimentarea cazanelor de aburi. Pompele de capacitate mică sunt larg utilizate în diverse domenii de aplicație. Cu toate acestea, în sistemele de alimentare cu apă, ele au fost înlocuite de către pompele centrifugale sau cele rotative.

3.2.3. Pompe rotative

Pompele rotative refulează fluid sub presiune prin simpla rotație a elementelor care formează volumele de aspirație – refulare sau prin combinarea unor mișcări de rotație și oscilație a acestora. Orice pompă rotativă este compusă dintr-o parte staționară (carcasă, stator) și una mobilă (rotativă) care posedă unul sau mai multe elemente de formare a volumelor de aspirație – refulare.

Principiul de funcționare a pompelor rotative constă în aspirația fluidului între elementele interioare care formează volumul de lucru, transportul acestuia pe circumferință spre zona de ieșire și refularea lui sub presiune în rețeaua de conducte a instalației.

Aceste pompe nu necesită ventile pentru zonele de aspirație și refulare, făcând astfel posibilă funcționarea lor și ca motor. Lipsa elementelor de antrenare de tip arbore cotit, permite funcționarea acestora la turații mari, de până la 5000 rot/min și chiar mai mult.

Numărul volumelor de aspirație – refulare care formează volumul unitar al pompei este mai mare decât în cazul pompelor cu pistoane (de la 3 până la 12, față de 1-3 a celor cu pistoane, prezentate anterior). În plus, fluxul aproape continuu al uleiului care este aspirat din rezervor și refulat spre circuit, le conferă un grad mult mai mare de uniformitate a debitului.

Aceste avantaje le-au impus utilizarea în multe domenii, inclusiv construcția de aeronave, unde sunt utilizate la alimentarea cu combustibil a motoarelor, la sitemele de ungere, cât și în transmisiile hidraulice de putere ale acestora.

Pompele rotative pot clasificate din punct de vedere constructiv astfel:

Pompe cu roți dințate, care pot fi cu roți dințate cilindrice cu dinți drepți (cu angrenare exterioară sau interioară), care refulează fluidul la un unghi drept față de axa de rotație a elemntelor de formare a volumului de aspirație – refulare.

Pompe cu pistonașe, axiale sau radiale față de axa de rotație a arborelui de antrenare, în care fluidul este aspirat în spațiile create prin deplasarea pistonașelor în rotor sau blocul cu pistonașe.

Pompe cu roți dințate

Pompele cu roți dințate, figura 3.4, sunt de regulă construite dintr- o pereche de roți dințate cilindrice cu dinți drepți, 2 și 3, etanșate periferic de carcasa închisă 1 (cu excepția zonelor de aspirație și refulare) și lateral prin așa-numiții ochelari cu bucșe. Uleiul care intră prin orificiul de aspirație sub acțiunea presiunii atmosferice, umple spațiile în creștere create prin ieșirea dinților din angrenare, fiind apoi transportat la periferia roților, în golurile 4, spre orificiul de refulare. Linia de contact a dinților roților aflați în angrenare permite izolarea celor două zone cu presiuni diferite, prevenind astfel întoarcerea uleiului dinspre zona de refulare spre rezervor. Oricum, o parte din ulei este transportat înapoi spre zona de aspirație, deoarece spațiile dintre dinți (golurile) sunt cu ceva mai mari decât dinții roților.

Fig. 3.4. Pompă cu roți dințate.

În figura 3.5 sunt prezentate componentele de bază ale pompei cu roți dințate.

Simbol

Fig. 3.5. Pompă cu roți dințate cu angrenare exterioară.

1 – carcasă; 6 – orificiu de aspirație;

2 – capac (flanșă); 7 – orificiu de reflulare;

3 – arbore de antrenare; 8 – arbore conducător;

4 – ochelar cu bucșe; 9 – arbore condus.

5- lagăr;

Unul din componentele funcționale cu un rol deosebit de important este ochelarul cu bucșe 4. Construcția acestuia permite descărcarea, prin canale special prevăzute, uleiului sub presiune închis între dinții aflați în angrenare, evitând astfel strivirea acestuia și apariția cavitației. Deasemenea constituie suport pentru bucșele (lagărele) care susțin roțile dințate.

Pentru pompele care funcționează la presiuni mari (> 100 bari) este importantă realizarea automată a etanșării laterale a roților dințate. Jocul axial este compensat prin realizarea pe fața laterală exterioară a ochelarului cu bucșe a unor câmpuri de presiune axiale, legate cu zona de refulare, izolate cu inele de etanșare, figura 3.6 Această soluție constructivă, prin suprafețele ermetizate care sunt comprimate diferențial, oferă avantajul unei uzuri mai uniforme a roților și a discurilor frontale.

Fig. 3.6. Dispunerea câmpurilor de presiune axiale.

Aceste câmpuri de presiune sunt asfel concepute încât să fie mai mari decât cele care acționează dinspre interior, cu un raport de 1, 2 …1,4.

O altă soluție este aceea a apăsării diferențiale dinspre exterior cu ajutorul unor pistonașe de diametre diferite.

Pompe cu angrenaj interior

Aceste pompe prezintă, comparativ cu cele cu angrenaje exterioare, avantaje datorate în special angrenării interioare: angrenare mai mare, construcții mai favorabile, datorită dispunerii centrale a axului de antrenare, etanșare mai bună. Variația debitului debitului este deasemenea mai mică, fapt care conduce la o funcționare cu zgomot mai mic. Combinând aceste avantaje cu metodele de compensare se pot obține randamente foarte bune, cât și presiuni de lucru mai mari.

În figura 3.7 este prezentată principial construcția unei pompe cu angrenaj interior. Roțile dințate, pinionul 2 și roata condusă 4, sunt dispuse relativ central în corpul pompei 1, separația dintre zona de aspirație și cea de refulare realizându-se cu ajutorul unui element în formă de semilună 4.

Fig. 3.7. Pompă cu angrenaj interior.

Aceste pompe pot fi construite cu volume unitare cuprinse în gama: Vu = 0,4 … 12000 cm3, și presiuni de până la 315 bari.

În figura 3.8 sunt prezentate schematic componentele unei construcții reale de pompă cu angrenaj interior.

Fig. 3.8. Componentele pompei cu angrenaj interior.

1 – corpul pompei; 5 – discuri laterale;

1.1, 1.2 – capace frontale; 6 – element de etanșare (virgulă);

2 – roata dințată interior; 7 – camera de aspirație.

4 – lagăre;

Pentru micșorarea forțelor de frecare și forțele din lagărele 4, camera de refulare este redusă la dimensiuni minime posibile.

Forțele axiale sunt compesate cu ajutorul discurilor laterale 5, cu care sunt create câmpuri de presiune proporționale cu presiunea de lucru.

Pulsația debitului, deci și zgomotul, se poate reduce printr-o dințare corespunzătoare unei evolvente scurtate.

Pompe cu pistonașe

Clasificarea pompelor cu pistonașe se poate face din mai multe puncte de vedere, în aplicațiile ractice iind întâlnite două categorii constructive mari, în funcție de modul de dispunere a pistonașelor:

– pompe cu pistonașe radiale;

– pompe cu pistonașe axiale.

Deasemenea ambele tipuri constructive pot fi realizate în varianta cu volum unitar fix sau reglabil.

Pompele cu pistonașe pot realiza debite mari și presiuni de lucru de până la 500 bari, antrenate fiind la turații de maxim 3000 rot/min.

Pompe cu pistonașe radiale

Aceste mașini, în construcții limită, realizează volume unitare mari: Vu = 0,4 … 15000 cm3 și presiuni de 160 … 630 bari.

La anumite construcții de pompe cu pistonașe radiale, rotorul, este montat excentric și este prevăzut cu mai multe orificii cilindrice în care oscilează pistonașele în timpul rotației acestuia, figura 3.9.

Fig. 3.9. Schița principială a pompei cu pistonașe radiale.

Prin antrenarea rotorului camerele pistonașelor sunt conectate pe rând la orificiile de aspirație, respectiv de refulare din arborele fix. Astfel, pe rând fiecare piston va aspira ulei din rezervor, refulându-l apoi în circuit, în funcție de poziția sa rotațională.

Există variante constructive cu stator poliprofilat, figura 3.10, la care se produc mai multe oscilații ale pistonașelor la o rotație completă a rotorului, acesta fiind dispus concentric cu statorul.

Fig. 3.10. Schița pompei cu pistonașe radiale cu stator poliprofilat.

În figura 3.11 este prezentată schița principială a unei pompe cu pistonașe radiale cu sprijinire interioară a pistoanelor, acestea oscilând în stator, fiind acționate de excentricul C.

Fig. 3.11. Schița pompei cu pistonașe radiale cu sprijinire interioară.

Construcția pompei prezentate anterior este redată în figura 3.12.

Fig. 3.12. Construcția pompei cu pistonașe radiale cu sprijinire interioară.

Arborele cu excentric 2 va realiza, prin rotire, oscilația pistonașelor 4 dispuse radial în statorul 1. Aspirația și refularea se realizează prin intermediul blocurilor cu supape plane 3.1, 3.2 și 3.3. Uleiul este aspirat la cursa descendentă a pistoanelor prin orificiul axial al arborelui, fiind accelerat prin canalele radiale ale acestuia. Supapele plane 5, separă zonele de aspirație – refulare ale pompei.

Construcția blocului cu supape este redată în figura 3.13.

Fig. 3.13. Blocul cu supape.

Arcul 1 are rolul de a împinge pistoanele pe rulmentul excentric. Lichidul este aspirat prin gaura axială a arborelui și umple spațiul 2, de unde ajunge în spațiul 3. Supapa plană de aspirație este închisă cu un arc slab, 5. În cazul în care pistonul se deplasează spre axul pompei va provoca deschiderea supapei și prin urmare absorbția lichidului. Dacă însă pistonul se deplasează în sens invers, supapa se va închide și se va ridica bila supapei de presiune 6 de unde prin carcasă uleiul va ajunge în gaura de refulare 7.

Pompa se realizează cu 3, 5 sau 10 pistoane și cu trei excentricități diferite, atingând presiuni de până la 750 bari.

Pompe cu pistonașe axiale

Pompele cu pistonașe axiale pot realiza volume unitare cuprinse în domeniul:

Vu = 1, 5 … 3600 cm3 și presiuni de până la 400 bari.

Și la această categorie de pompe, principiul de lucru este acela al aspirației și refulării create de mișcarea oscilatorie a pistonașelor cilindrice. Mișcarea oscilatorie a pistonașelor este realizată cu disc fulant, cu disc înclinat fix sau cu tambur (bloc) port-pistoane înclinat.

Schematic, în figura 3.14 a, este prezentată construcția pompei cu pistonașe axiale cu disc fulant.

a b

Fig. 3.14. Schița pompei cu pistonașe axiale cu disc fulant.

La această variantă constructivă aspirația și refularea se realizează prin intermediul unui bloc cu supape, figura 3.14 b, având în vedere faptul că fiecare pistonaș realizează o mișcare oscilatorie în coprul pompei, în funcție de poziția rotațională a discului fulant.

În figura 3.15 este prezentată o pompă cu tambur port-pistoane rotitor și disc înclinat, la care schimbarea sensului de curgere și reglarea volumului unitar se realizează prin înclinarea discului .

Fig. 3.15. Pompă cu tambur port-pistoane rotitor și disc înclinat.

O astfel de pompă, cu volum unitar constant, este prezentată în figura 3.16. Axul 1, lăgăruit în carcasă, acționează printr-o roată dințată (cu rol de cuplaj) tamburul port-pistoane 7. Extremitățile din stânga ale pistoanelor sunt lăgăruite sferic în saboții glisanți 3, strânși cu inelul 2. Prin alezajele in capetele sferice ale pistonașelor, uleiul aflat sub presiune ajunge la saboți, care se vor spijini hidrostatic pe planul (discul) înclinat fix 8. Distribuția uleiului are loc prin discul cu fante 6, numit disc de comandă. Tamburul port-pistoane 7 este presat de către uleiul de refulare spre acest disc, iar atunci când uleiul nu este sub presiune apăsarea se realizează de către un arc. Prin alezajul L se scurge uleiul pierdut la presiune joasă.

Fig. 3.16. Construcția pompei cu tambur rotitor și disc înclinat fix.

Fig. 3.17. Pompă cu pistonașe axiale cu volum unitar reglabil.

În figura 3.17 este reprezentată varianta de pompă cu volum unitar reglabil și sens de parcurgere reversibil, prin înclinarea discului (lăgăruit corespunzător), înclinare obținută prin mecanismul de reglare cu piston, acționat hidraulic.

Un al treilea tip de pompă (cu pistonașe axiale) este acela cu tambur port-pistoane înclinat, figura 3.18. Aici discul  împreună cu tamburul port-pistoane înclinat T, sunt antrenate în mișcare de rotație. Volumul unitar și sensul de parcurgere a uleiului sunt determinate de înclinarea tamburului, mai precis a corpului C.

Fig. 3.18. Pompă cu tambur port-pistoane înclinat.

Și la acest tip de pompă se pot realiza variante constructive cu volum unitar fix, figura 3.19 sau cu volum unitar și sens de parcurgere a uleiului reglabile, figura 3.20.

Fig. 3.19. Pompă cu tambur port-pistoane înclinat cu volum fix.

Fig. 3.20. Pompă cu tambur port-pistoane înclinat cu volum reglabil.

La majoritatea pompelor cu pistonașe axiale, aspirația și refularea se realizează printr-o oglindă de distribuție, figura 3.21, care separă zonele de presiune înaltă și joasă, de formă plană sau sferică.

Fig. 3.21. Oglinda de distribuție.

Oglinda de distribuție servește și ca lagăr axial, pe ea fiind poziționate fantele pentru aspirație și refulare, numite și "rinichi".

În scopul reducerii zgomotului la trecerea bruscă de la aspirație la refulare (și invers) canalele se droselizează prin secțiunea S.

La unele tipuri de pompe pistonașele sunt dispuse la un unghi de12 … 15, față de axa de rotație a tamburului, figura 3.22. În asemenea consntrucții asupra pistoanelor acționează componenete axiale forțelor centrifugale, datorate rotației tamburului, fapt extrem de avantajos și care permite utilizarea unor arcuri cu dimensiuni și forțe de apăsare mai mici.

Fig. 3.22. Pompă cu pistonașe dipuse înclinat în tambur.

Așa cum s-a menționat în paragrafele anterioare, debitul pompelor cu pistonașe prezintă neuniformități, indiferent de varianta lor constructivă.

Investigând cinematica lor se constată că viteza relativă a pistoanelor poate fi considerată aproximativ proporțională cu sinusul unghiului de rotație  al tamburului port-piston. Astfel debitul fiecărui piston se modifică în funcție de acest unghi și timpul de rotație t.

Debitul total al pompei poate fi atunci determinat prin compunerea (însumarea) ordonatelor curbelor sinusoidale ale fiecărui piston, figura 3.23.

Se poate concluziona că un număr mai mare de elemente de pompare (pistonașe, palete) conduce la un grad de neuniformitate mai mic al debitului. Interesant de menționat este însă faptul că, o pompă cu un număr impar de pistonașe genererază un debit cu mult mai uniform decât una cu număr par de elemente de pompare. În consecință, în practică se utilizează pompe cu trei, cinci, șapte sau nouă pistonașe.

Fig. 3.23. Curbele caracteristice ale unei pompe cu 5 pistonașe.

3.3. MOTOARE HIDRAULICE

3.3.1. Motoare hidraulice rotative

Majoritatea pompelor sunt mașini reversibile, ele putând funcționa și ca motoare hidraulice. Ca și la motoarele electrice, la care modificarea turației se realizează prin modificarea curentului rotorului, sau a intensității câmpului, la motoarele hidraulice, turația depinde de debitul de ulei care acționează motorul, ea putând fi reglată prin modificarea acestuia (corespunde reglării curentului rotoric) sau prin reglarea volumului de absorbție și refulare (care corespunde reglării intensității câmpului).

Pentru funcționarea ca și motoare hidraulice a diverselor tipuri de pompe cu deplasament, se impun unrmătoare observații:

 Motoarele cu roți dințate sunt supuse unor îmbunătățiri constructive și unui control minuțios al calității fabricației. Deoarece roțile sunt presate puternic către fețele frontale, fecările sunt mari, motiv pentru care sunt prevăzute cu suprafețe (câmpuri) de descărcare, acționate cu ulei sub presiune, având rol de lagăre hidrostatice. Sunt utilizate ca motoare hidraulice și variante constructive cu trei roți dințate (motoare Moog).

 Motoarele cu șuruburi necesită schimbarea sistemului de sau lagăre reversibile, pentru ambele sensuri de rotație. O caractesistică importantă a acestora este momentul de inerție mic, care asigură o pornire rapidă.

 Motoarele cu palete impun pentru pornire presarea paletelor pe suprafața statorului, fie prin arcuri fie prin admisia uleiului aflat sub presiune, sub paletele care ies din locaș, sau alte metode, deoarece la turație scăzută, forța centrifugă este prea mică pentru etanșare. În cazul motarelor cu palete "Duplex" încărcarea radială a axului, datorată presiunii, nu apare, acesta fiind supus doar momentelor de torsiune. Aceste motoare sunt avantajoase prin mișcarea de rotație relativ uniformă.

 Motoarele cu pistonașe sunt cel mai des utilizate, deși mișcarea de rotație nu este uniformă, datorită caracterului alternativ de umplere a volumelor. Totuși, pierderile minime prin etanșări și momentele mari dezvoltate le impun în diverse aplicații.

3.3.2. Motoare hidraulice rectilinii

Motoarele rectilinii servesc la transformarea energiei hidraulice în mișcare rectilinie cu ajutorul ansamblului cilindru-piston și a transmiterii de forțe. Forța pe care acestea o pot dezvolta este:

F  p  a

unde:

– p – presiunea maximă admimsă;

– A – aria secțiunii pistonului.

Viteza motorului V, conform relației de continuitate, este:

v =

Motorul unilateral acționează numai într-un sens, figura 3.23 a și b, retragerea realizându-se prin greutate proprie, arc sau alt procedeu.

a b

Fig. 3.23. Motoare unilaterale.

Motorul bilateral cu tijă unilaterală, figura 3.24, permite realizarea de viteze diferite, în ambele sensuri de mișcare, la același debit condus în el. Cursa de ieșire se realizează prin alimentarea cu ulei sub presiune a camerei 1 (legătura A) și evacuarea uleiului din camera 2 (legătura B). Raportul de viteză la mersul înainte și înapoi se determină prin raportul suprafețelor pistonului:

Fig. 3.24. Motor bilateral cu tijă unilaterală.

Motorul bilateral cu tijă bilaterală, figura 3.25, funcționează (ca viteze și forțe dezvoltate) în mod egal în ambele sensuri.

Fig. 3.25. Motor bilateral cu tijă bilaterală.

Motorul telescopic, figura 3.26, are avantajul că la o construcție de lungime mică poate asigura curse lungi. El poate fi construit atât pentru funcționare unilaterală cât și pentru funcționare bilaterală.

Fig. 3.26. Motor telescopic.

Cele mai utilizate motoare hidraulice liniare la mașini-unelte sunt cele bilaterale, cu tija uni sau bilatelară. În figura 3.27 este prezentată construcția unui motor cu tija unilaterală.

Fig. 3.27. Motor hidraulic liniar cu tijă unilaterală.

Componentele acestui motor sunt:

1 – capac închis (de alimentare-evacuare);

2 – țeavă cilindrică;

3 – capac deschis (de alimentare-evacuare);

4 – pistonul propriu-zis;

5 – tija pistonului;

6 – bucșă de conducere;

7 – flanșă de prindere;

10 – etanșarea dintre flancurile 8 și 9 ale pistonului.

Capacele 1 și 3 împachetează, cu ajutorul a patru tiranți exteriori, ansamblul 1, 2, 3 și 6.

Deoarece pistoanele motoarelor sunt supuse unor forțe de frecare statice și dinamice, care provoacă o amortizare suplimentară în sistem, acestea nu pot fi neglijate în calcule.

3.3.3. Motoare hidraulice oscilante

Motoarele oscilante asigură rotații alternative, cu unghiuri mai mici decât 360°. În figura 3.28 este reprezentată construcția unui asemenea motor.

Fig. 3.28. Motor hidraulic oscilant cu piston-cremalieră.

Pistonul-cremalieră 2 al motorului 1, produce rotația dorită a pinionului 3. Unghiul de rotație  al acestuia se reglează prin limitarea cursei pistonului cu ajutorul șuruburilor 4.

Cuplul dezvoltat de acest motor este:

unde:

– M – momentul transmis;

– p – presiunea de lucru;

– d – diametrul pistonului;

– R – raza pinionului dințat.

Aceste motoare se pot folosi pentru momente mari și presiuni până la 200 bari.

În varianta constructivă de motor oscilant cu paletă, figura 3.29, cuplul dezvoltat este definit de relația:

unde:

– D – diametrul camerei;

– d – diametrul axului;

– b – lățimea paletei.

Fig. 3.29. Motor hidraulic oscilant cu paletă.

CAPITOLUL IV. APARATE DE DISTRIBUȚIE ȘI REGLARE

4.1. CONSIDERAȚII GENERALE

La sistemele de transmisie hidraulică, transportul energiei se realizează cu ajutorul lichidului aflat sub presiune. Puterea hidraulică N poate fi schimbată prin modificarea ambilor factori ai relației:

N  p  Q

Aceeași modificare a puterii se poate obține prin utilizarea unor aparate hidraulice, care însă constituie rezistențe hidraulice prin care o parte din energia hidraulică realizată de pompă se pierde, transformându- se în căldură. Pe de altă parte, se poate considera fiecare aparat hidraulic ca fiind compus dintr-o serie de "rezistențe hidraulice", legate în serie și/sau în paralel.

Astfel, comanda cu rezistențe a mișcării motoarelor hidraulice se bazează pe principiul circuitelor divizoare de presiune (analog cu circuitele electrice divizoare de tensiune): două rezistențe hidraulice legate în serie, între care, în funcție de reglajul valorii rezistențelor și de sarcină, la ieșire se obține un debit Q și o presiune p. Acest circuit se va numi în "semipunte".

Backe, a clasificat semipunțile în cinci categorii: A, B, C, D și E, ca în figura 4.1. În partea stângă a figurilor sunt reprezentatet aceste semipunți schematic, iar în partea dreaptă se poate vedea o schemă a unei soluții constructive reale.

Cu ajutorul acestor semipunți și a combinațiilor dintre ele pot fi reprezentate atât schematic, cât și real toate categoriile de aparate hidraulice existente.

Fig. 4.1. Tipuri de semipunți.

4.2. DISTRIBUITOARE

Distribuitoarele pot asigura, după modul de construcție, pornirea, oprirea, alegerea căii de curgere, diviziunea și reunirea fluxului de lichid. Ele pot fi construite după principiul supapei sau a sertărașului. Cele de tip supapă pot fi cu bile, cu scaune conice sau supape propriu-zise. Distribuitoarele cu sertărașe pot avea sertărașe plane, rotitoare sau de tip piston (plunjere). Ultimele au cea mai mare răspândire, cu ele putând fi comandate debite și presiuni mari, dar cu gabarite reduse. În figura 4.2 este prezentat un asemenea distribuitor, cu patru legături și trei poziții (4/3) în poziția de cuplare "0".

Fig. 4.2. Distribuitor 4/3 (fără partea de acționare).

Distribuitorul constă, în general, din: carcasa 1, (având un alezaj central întrerupt de trei canale radiale principale, cel din mijloc comunicând cu sursa de presiune P, canalele vecine cu partea A și B a motorului, iar cele două canale extreme, cu diametru mai mic cu rezervorul notat cu R sau T), sertarul (plunjerul) 2, menținut în poziție centrată de arcurile 3 și piesele 4 și 5.

În această poziție, care este numită poziție normală sau de zero, care se aplică orcărui aparat atunci când el nu este acționat, racordurile aparatului nu comunică între ele. Aceasta este reprezentată simbolic printr-un pătrat, în care cele patru racorduri apar notate cu P, R (T), A și B, legăturile între ele fiind întrerupte, figura 4.3 a. Prin apăsarea tijei 7 spre stânga se realizează legăturile de la P spre A și de la B spre R (T). Distribuitorul se află în poziția 1, simbolizată în figura 4.3 b. Analog, prin apăsarea tijei 6 spre dreapta se obțin legăturile de la P spre B și de la A spre R (T), simbolul fiind reprezentat în figura 4.3 c.

a b c d

Fig. 4.3. Simbolizarea distribuitorului 4/3.

Simbolul complet al distribuitorului este prezentat în figura 4.3 d. Distribuitorul are raportul 4/3, 4 fiind numărul racordurilor, iar 3 numărul pozițiilor de lucru. Dintr-un distribuitor cu 4 căi se obține unul cu 3 căi prin închiderea unei legături. Prin modificarea poziției de mijloc, fixă, a plunjerului cu ajutorul unui alt arc, se obține un distribuitor cu două poziții. Distribuitoarele cu mai mult de 4 căi și 3 poziții sunt folosite rar la acționările hidraulice a mașinilor-unelte.

Comutarea dintr-o poziție în alta, se poate realiza manual nereținut sau reținut, figura 4.4, mecanic, hidraulic, pneumatic sau cel mai des cu ajutorul unui electromagnet, figura 4.5.

Fig. 4.4. Sistem de comutare manuală cu autoreținere.

Electromagnet de curent alternativ Electromagnet de curent continuu

Fig. 4.5. Electromagneți de acționare pentru distribuitoare.

O altă caracteristică a distribuitoarelor se referă la posibilitatea de trecere a uleiului în poziția de mijloc a plunjerului. În continuare sunt prezentate patru asemenea posibilități:

poziția de scurtcircuitare, în care lichidul comunică cu toate cele patru legături, figura 4.6.

Fig. 4.6.

poziția de reîntoarcere la rezervor, în care lichidul se reîntoarce în rezervor, fără a întâmpina aproape nici o rezistență. Aceasta se realizează prin găuri axiale practicate în plunjer, figura 4.7.

Fig. 4.7.

poziția închisă, în care lichidul nu poate trece mai departe.

Această variantă se folosește în circuitele cu acumulatori (de memorizare). Prin ea se împiedică funcționarea în gol a acumulatorului și este asigurată blocarea pistonului motorului hidraulic acționat în starea lui de nefuncționare, figura 4.8.

Fig. 4.8.

poziția liberă, care asigură reglarea motorului hidraulic acționat (prin poziția de zero a plunjerului), figura 4.9. Datorită legării racordurilor la rezervor, presiunea cade, acumulatorii se golesc, configurația conducând la o cuplare lină.

Fig. 4.9.

Pozițiile extreme ale distribuitorului se obțin prin acționarea lui. Un distribuitor cu două poziții derivă din unul cu trei poziții, prin eliminarea unui arc care asigură poziția de mijloc și prin montarea pe partea opusă arcului rămas a unui sistem oarecare de acționare.

Există situații în care puterea hidraulică vehiculată prin distribuitor este mare. În aceste situații, forța necesară deplasării plunjerului crește considerabil.

În eventualitatea unei acționări electromagnetice, dimensiunile electromagneților ar fi excesiv de mari în raport cu cele ale distribuitorului, în aceste situații, acționarea plunjerului se face exclusiv pe cale hidraulică prin acționarea sa directă. Plunjerul se va comporta din acest punct de vedere ca și pistonul unui motor hidraulic bilateral (cu suprafețe egale), care pentru acționare necesită un alt distribuitor numit pilot, de dimensiune nominală mult mai mică (DN6, 8, sau 10), deoarece debitul de comandă necesar este corespunzător mai mic.

În figura 4.10 este reprezentat un astfel de distribuitor pilotat, unde 1 reprezintă distribuitorul pilotat, iar 2 pe cel pilot, care la rândul lui este acționat electromagnetic.

Distribuitorul pilot poate fi dispus și în alt loc față de cel acționat, ieșirile lui fiind conectate la legăturile de alimetare cu ulei de comandă x și y de evacuare a uleiului de comandă, a distribuitorului principal.

În figura 4.11 sunt prezentate patru posibilități de alimentare și evacuare a uleiului de comandă pentru distribuitorul pilot.

sau prin intermediul unei plăci prevăzute cu sisteme drosel supape de reținere, care pot influența dinamica de deplasare a plunjerului principal.

Fig. 4.10. Distribuitor pilotat.

Fig. 4.11. Scheme principiale de realizare a alimentării și evacuării uleiului de comandă pentru distribuitorul pilot.

Pentru reglarea timpului de cuplare a distribuitorului, între acesta și distribuitorul pilot se dispune o placă intermediară având rezistențe reglabile (drosele) și două ventile de reținere, figura 4.12.

Fig. 4.12. Reglarea dinamicii plunjerului principal.

Reprezentarea simplificată a distribuitorului pilotat este redată în figura 4.13.

Fig. 4.13. Simbolul simplificat al distribuitorului pilotat.

Poziția zero a distribuitorului principal (centrarea) se poate realiza fie prin două arcuri, figura 4.10, fie pe cale hidraulică (centrare prin presiune), figura 4.11, atunci când debitele și presiunile sunt mari, fapt care conduce la forțe mari de acționare a sertarului.

Acest caz aduce avantajul independenței timpului de revenire a sertarului față de forța arcului, timp care va fi mult mai redus.

Astfel, în cazul distibuitorului pilotat cu centrare hidraulică prin presiune, sertarul distribuitorului principal este menținut în poziție centrată prin presiunea de comandă care ajunge la ambele lui extremități, figura 4.14.

Fig. 4.14. Distribuitor pilotat cu centrare hidraulică.

Poziția centrată este realizată astfel: spațiile 6 și 7 sunt legate la presiunea de comandă, care în partea stângă apasă pe suprafața de diametru D1 (formată din suprafața bucșei 8 și a bolțului 9), iar în dreapta pe o suprafață de diametru D (D1 > D). Deplasarea axială a bucșei 8 este limitată de alezajul care are diametrul D1 (practicat în corpul distribuitorului), realizându-se astfel între ele un contact mecanic. Bolțul 9 va tampona plunjerul distribuitorului, dar nu-l va putea deplasa din contactul cu bucșa 8 (deoarece forța rezistentă creată de presiunea care acționează pe suprafața de diametru D este mai mare decât forța activă creată de aceeași presiune, care acționează pe suprafața bolțului 9). Astfel, se obține o centrare hidraulică univocă.

Comandând distribuitorul pilot corespunzător (poziția b), camera 6 rămâne sub presiune, iar camera 7 va fi legată la rezervor. Bolțul de centrare 9 se va deplasa spre dreapta, împingând până la refuz plunjerul distribuitorului 3, împreună cu bucșa 11, realizându-se prima poziție extremă a acestuia.

La comanda inversă a pilotului, spațiul 7 va fi sub presiune, iar spațiul 6 legat la rezervor. Plunjerul 3, bolțul 9 și bucșa de centrare 8 se vor deplasa complet spre stânga, bucșa 11 va rămâne în contact cu corpul aparatului, obținându-se astfel a doua poziție extremă a distribuitorului pilotat.

Arcurile nu au alt rol decât de a menține sertarul în poziție centrată atunci când distribuitorul este așezat astfel în instalație încât sertarul ajunge pe verticală.

Pentru descărcarea de presiune a spațiului dintre sertar și bucșa de centrare, va exista o legătură L, de scurgere.

Simbolul acestui distribuitor este reprezentat atât în varianta explicită, cât și simplificată, în figura 3.15.

Simbol detaliat

Simbol simplificat

Fig. 4.15. Simbolizarea distribuitorului pilotat cu centrare hidraulică.

4.3. VENTILE DE PRESIUNE

Rolul ventilelor de presiune este de a menține presiunea într-un sistem sau circuit hidraulic, ventilele regulatoare de presiune, sau de a asigura o cuplare (comutare), la atingerea unei anumite presiuni, ventilele limitatoare de presiune, de cuplare sau decuplare, prin modificarea unor rezistențe hidraulice autovariabile.

În schemele hidraulice, aceste aparate se reprezintă ca și în cele electrice, adică în poziție neacționată. Trebuie menționat aici că toate ventilele de presiune sunt normal închise, excepție făcând ventilele regulatoare de presiune, care sunt normal deschise.

4.3.1. Ventilul limitator de presiune (maximal)

Ventilele limitatoare de presiune sunt aparate normal închise. Schița de principiu a unui astfel de ventil, direct acționat, având ca element mobil o supapă cu scaun conic, este prezentată în figura 4.16 a.

a b – Amortizarea mișcării supapei.

Fig. 4.16. Schița principială a ventilului limitator de presiune.

Pe traseul care leagă pompa cu motorul hidraulic (sau cu o rezistență la trecerea lichidului) se va dezvolta o presiune a cărei mărime depinde de mărimea sarcinii la motor (sau a rezistenței). Plasând în derviație ventilul prezentat, presiunea va acționa asupra suprafeței A, dezvoltând o forță care se opune aceleia create de arc. Astfel, supapa are rol de comparator între forța creată de presiunea din sistem și forța indusă în arc. În ipoteza în care forța creată de presiune este mai mare, supapa se va ridica până în punctul în care cele două forțe devin egale. Prin ridicarea supapei o parte a debitului pompei va fi deversat spre rezervor.

Din punct de vedere dinamic, mișcarea supapei este supusă tendinței de vibrație, datorită cedării periodice a energiei de la masa supapei la arc. Dacă variația presiunii are loc la frecvența proprie a acestui sistem oscilant, atunci amplitudinea deplasării supapei va fi maximă, fapt care influențează presiunea. Din această cauză mișcarea supapei trebuie amortizată, și se realizează de regulă cu ajutorul unei tije de amortizare, figura 4.16 b. Pentru amortizare se poate utiliza fie o tijă cu joc normal, fie cu o teșitură, t, sau cu joc mărit, în vederea realizării unei rezistențe hidraulice. Dacă această teșitură nu ar exista, supapa nu s- ar deschide pentru nici o valoare a presiunii, deoarece aceasta ar acționa pe suprafețe egale, a și b. Însă, prin rezistența hidraulică, lichidul va pătrunde sub tijă, exercitând presiunea necesară comparării, pe suprafața c, cu cea creată de arc.

Trebuie reținută ideea că presiunea trebuie să crească până la o anumită valoare, astfel încât forța produsă de ea să devină egală cu forța de pretensionare a arcului. Astfel, în diagrama din figura 4.17 a se prezintă o variație arbitrară a presiunii în timp (linia 1 indicând valoarea limită "trebuie" a presiunii), iar în diagrama din figura 4.17 b, deplasarea x a supapei în funcție de variația amintită a presiunii, în timp. Pe ordonata acestei diagrame punctul 0 indică poziția închisă a supapei, iar punctul M, valoarea maximă posibilă a deschiderii. Se poate observa faptul că în zonele I și III, unde peste < ptrebuie, supapa rămâne închisă și că deschiderea ei, până în punctul m, este o parte din deschiderea maximă, care este astfel proiectată încât prin ea să poată trece tot debitul pompei.

a

b

c

Fig. 4.17. Deschiderea supapelor ventilelor limitatoare de presiune și ventilelor de cuplare în funcție de valoarea presiunii din sistem.

În figura 4.17 c este prezentată deschiderea supapei la ventilele de cuplare în funcție de variația presiunii din sistem, peste, asupra cărora se va reveni în paragrafele următoare.

Pentru o mai bună înțelgere a funcționării ventilului limitator de presiune, acesta va fi reprezentat cu ajutorul semipunților cu rezistențe, figura 4.18.

Fig. 4.18. Reprezentarea ventilului limitator de presiune cu semipunți cu rezistențe.

Astfel, pentru descărcarea presiunii p, într-un circuit, este necesar un comparator între valoarea "trebuie" și valoarea "este" a presiunii, care în cazul inegalității acestora să comande variația unei rezistențe de curgere spre rezervor, figura 4.18. Dacă peste > ptrebuie, pistonul comparatorului se va deplasa spre dreapta, cauzând deschiderea rezistenței Re și deci scăderea presiunii p.

Schematic, această variantă constructivă de ventil limitator de presiune direct acționat este prezentată în figura 4.19.

Fig. 4.19. Ventil limitator de presiune direct acționat.

Deoarece elementul de închidere este de tip plunjer longitudinal, uleiul de scurgere, spre spațiul arcului, este deversat prin orificiul L spre rezervor. Deasemenea orificiul axial din plunjer este obturat de dopul d, el servind, după cum se va vedea ulterior, la construcția altor tipuri de ventile de presiune. Modularizarea corpului și plunjerului permite obținerea unor ventile cu funcții diferite, prin modificarea poziției relative a plunjerului, capacelor, dopurilor filetate, etc.

Ventilul limitator de presiune este simbolizat printr-un pătrat cu o săgeată în sensul de parcurgere, de la A spre B, figura 4.20, săgeată dispusă decalat față de axa conductelor (ceea ce indică starea normal închisă a apratului).

Săgeata (pătratul) este cuprinsă între presiunea de comandă (linia punctată subțire) și arcul reglabil.

Fig. 4.20. Simbolul ventilului limitator de presiune.

Aceste ventile sunt capabile să mențină presiunea constantă la intrarea în rezistențele hidraulice reglabile și sunt întotdeauna asociate pompelor cu debit constant.

Ventilele limitatoare de presiune pot îndeplini deasemenea funcția de ventil de siguranță, pentru a evita suprapresiunile accidentale, care ar periclita buna funcționare a sistemului. În aceste situații, arcul va fi pretensionat corespunzător presiunilor maxime admise în sistem.

De regulă aceste aparate sunt livrate cu seturi de arcuri de rigidități diferite, după domeniul presiunilor la care vor funcționa.

4.3.2. Ventilul limitator de presiune pilotat

În cazul sistemelor parcurse de debite mari, secțiunile de trecere cresc corespunzător și, implicit, întregul gabarit al ventilului, inclusiv cel al plunjerului. În acest caz, formarea presiunii "trebuie" cu ajutorul arcului devine imposibilă, gabaritul necesar al acestuia fiind excesiv, acesta crescând exponențial cu deschiderea nominală. Astfel, în loc de arc va fi folosită forța creată de presiunea uleiului. Pentru realizarea presiunii "trebuie" se va utiliza un ventil limitator de presiune direct acționat, numit ventil de pilotare, care va face comparația cu presiunea "este". Deoarece în vederea deschiderii și închiderii acestui ventil nu sunt necesare debite mari (numite debite de comandă), deschiderile lui nominale vor fi mici, în consecință arcurile pentru reglarea presiunii "trebuie" vor fi deasemenea mici. Schema de principiu a unui ventil limitator de presiune pilotat este prezentată în figura 4.21.

Fig. 4.21. Schema de principiu a ventilului limitator de presiune pilotat.

Ventilul principal are în punctul E ieșirea spre un motor hidraulic (sarcină), iar ventilul pilot are în punctul e, ieșirea spre comparatorul C (care poate fi privit tot ca un motor). La presiuni mai mici decât cea necesară deplasării plunjerului comparatorului c spre dreapta, rezistența Re este inifinită (nu va trece debit de comandă spre rezervor). Deasemenea plunjerul comparatorului C este complet deplasat spre stânga de către arcul A, care nu are rolul formării presiunii trebuie, ci doar acela al menținerii pistonului spre stânga atunci când aparatul nu este în funcțiune (în stare normală), rezistența RE fiind și ea infinită (închsiă). Prin conducta de comandă nu va circula ulei (debit) și deci pe rezistența Ri  0 nu va exista cădere de presiune, ceea ce face ca pe amble fețe ale comparatorului C să acționeze aceeași presiune.

Din momentul în care presiunea crește peste valoarea reglată cu arcul a, rezistența Re se deschide, pe conducta n începe să treacă debitul de comandă, ceea ce presupune o cădere de presiune pe rezistența Ri, deci o scădere a presiunii în camera arcului A. Aceasta face ca plunjerul comparatorului C să se deplaseze spre dreapta, să deschidă trecerea, de rezistență RE. În consecință, o parte a debitului Q0 va fi deversat spre rezervor (prin RE), iar presiunea va reveni la valoarea "trebuie".

Matematic, poate fi demonstrat faptul că dacă rezistențele Ri și Ra au deschideri egale, atunci presiunile pe fețele din stânga și dreapta comparatorului C, la trecerea debitului de comandă prin conducta n, se vor afla într-un raport de aproximativ 2 : 1.

Schema constructivă, apropiată de construcția reală, este prezentată în figura 4.22, iar simbolul acestuia în figura 4.23.

Datorită cerințelor impuse de modularizare și normalizare a ventilelor de presiune, asupra construcțiilor reale au fost realizate următoarele modificări:

conducta de comandă n, din figura 4.21, a fost dispusă chiar prin plunjerul ventilului principal;

rezistența Ri, a ventilului pilot s-a dispus, deasemenea, în plunjerul ventilului principal.

În construcțiile existente de ventile pilot, sunt utilizate atât plunjere, cât și supape cu scaun conic.

Fig. 4.22. Construcția ventilului limitator de presiune pilotat.

Fig. 4.23. Simbolul ventilului limitator de presiune pilotat.

În figura 4.24 este prezentată o variantă constructivă de ventil limitator de presiune pilotat, la care ventilul pilot este de tip supapă cu scaun conic, iar ventilul principal este cu plunjer.

Variantă constructivă cu ventil pilot de tip supapă cu scaun conic și ventil principal cu plunjer.

Fig. 4.24 . Ventil limitator de presiune pilotat.

O variantă constructivă de ventil limitator de presiune pilotat, la care atât ventilul pilot cât și ventilul principal sunt de tip supapă cu scaun conic, este prezentată în figura 4.25.

Variantă constructivă cu ventil pilot și ventil principal de tip supapă cu scaun conic.

Fig. 4.25. Ventil limitator de presiune pilotat.

La această variantă, conducta n împreună cu rezistența Ri sunt plasate în corpul treptei principale. Cu 1 este notată supapa pilot, 5 este arcul de reglare a presiunii "trebuie", iar 4 este arcul care menține supapa principală S închisă. Acest ventil se dispune în instalațiile hidraulice pe placă intermediară sau pe bloc.

În figura 4.26 este prezentată construcția unui ventil limitator de presiune pilotat "de traseu", aparatul fiind parcurs direct de lichidul care trece de la pompă spre consumator.

Variantă constructivă numită "de traseu", cu ventil pilot și ventil principal de tip supapă cu scaun

conic.

Fig. 4.26. Ventil limitator de presiune pilotat.

Și aici uleiul de comandă trece prin supapa 4 și rezistența 5 (Ri), iar lichidul ieșit din rezistența Re se scurge, prin orificiul axial al supapei 4, spre rezervor.

O variantă constructivă importantă, figura 4.27, a ventilului limitator de presiune pilotat, este asociată situației funcționale în care un consumator funcționează pe perioade scurte de timp. Astfel, în timpul în care consumatorul nu funcționează, întergul debit de ulei al pompei va fi deversat spre rezervor prin ventilul limitator de presiune. Pierderea de putere, în această situație, va fi egală cu puterea consumată de pompă:

N  ptrebuie  Q

pierdere care se transformă în căldură. Acceptarea unei asemenea situații este complet neeconomică din punct de vedere energetic.

Dacă însă, în aceste perioade, partea de deasupra a supapei din treapta principală (sertarului) ar fi legată la rezervor, ea s-ar ridica, permițând trecerea întregului debit al pompei spre rezervor, fără nici o rezistență, adică la presiune zero, pierderea de energie în acest caz fiind aproape nulă.

Simbolul aparatului

Fig. 4.27. Ventil limitator de presiune pilotat cu deconectare.

Cerința amintită anterior este rezolvată prin legarea la rezervor a spațiului S, în perioada în care consumatorul nu funcționează, cu ajutorul unui distribuitor 2/2, acționat electromagnetic. Soluția poate fi adoptată la toate ventilele de presiune pilotate, prin legarea spațiului s la un distribuitor 2/2 de deschidere nominală mică, deoarece prin ele trece doar debit de comandă. Trebuie menționat faptul că această construcție se poate realiza atât pentru deconectarea, cât și pentru conectarea ventilului de presiune cu ajutorul elecrtomagnetului.

4.3.3. Ventilul de decuplare

Ventilele de decuplare pot îndeplini mai multe funcțiuni, în raport cu construcția lor. Astfel, ventilul prezentat în figura 4.28, la o comandă exterioară, racordul Z, va permite trecerea uleiului de la A spre B, spre exemplu la atingerea unei anumite presiuni reglate, debitul pompei unui alt circuit poate fi returnat în întregime spre rezervor prin acest ventil.

Simbol

Fig. 4.28. Ventil de decuplare.

O altă funcție a ventilului de decuplare este aceea de a trimite lichidul dat de pompă într-un acumulator hidraulic, până ce se atinge presiunea necesară, apoi producându-se decuplarea.

4.3.4. Ventilul de cuplare

Sarcina unui ventil de cuplare este aceea de deschidere a trecerii uleiului dinspre intrare spre ieșire, la atingerea unei valori regalte (prin arc) a presiunii. Spre deosebire de ventilele limitatoare de presiune, la care gradul de deschidere este dependent de variația presiunii din sistem, la ventilele de cuplare supapa (sau plunjerul) va deschide complet trecerea, indiferent de raporturile presiunilor la racordurile A și B, vezi figura 4.17 c. Construcția și simbolul acestui ventil, în varianta pilotată, sunt prezentate în figura 4.29.

Simbol

Fig. 4.29. Ventil de cuplare pilotat.

O particularitate a acestor ventile este aceea că presiunea care se compară la limită cu cea indusă de arc, este aplicată din exterior, prin racordul Z sau din interior, din racordul A. Desemenea trebuie menționat că evacuarea uleiului de comandă se face spre exterior, prin racordul L, deoarece orificiul de ieșire din ventil, B, se află sub presiune.

Din punct de vedere constructiv, pentru asigurarea deplasării elementului de deschidere între pozițiile extreme, complet închis și complet deschis, sunt realizate praguri scurte ale plunjerului (deci cursă scurtă a acestuia între pozițiile extreme). Deasemenea arcul montat în treapta principală este lung, cedarea lui fiind, la atingerea presiunii "trebuie", egală cu deplasarea (scurtă) a plunjerului.

Prin rotirea capacului P cu 180, ventilul devine, din aparat comandat extern, prin orificiul Z, unul autocomandat.

4.4. ELEMENTE AUXILIARE

4.4.1. Rezervoare hidraulice

Într-o instalație hidraulică, rezervoarele au rolul de a:

egala diferența instantanee între cantitatea de lichid absorbită și cea refulată;

conduce energia termică rezultată din frecări;

compensa pierderile exterioare prin scurgeri;

separa aerul, apa și impuritățile mecanice.

În figura 4.30 este prezintată o construcție de rezervor hidraulic, în care se remarcă: bazinul propriu-zis 1, capacul de curățire 2, fundul înclinat 3, care asigură depunerea impurităților la nivelul orificiului de golire, prevăzut cu dop 4, nivela de ulei 6, precum și orificiul de umplere 7. Nu există pentru rezervoare, o regulă deosebită de construcție, ele trebuind să îndeplinească necesitățile specifice fiecărui circuit.

Fig. 4.30. Rezervor hidraulic.

În general, volumul rezervorului trebuie să fie:

V  3 … 5  Q

Dacă rezervorul trebuie să fie mic, sau din punctul de vedere al temperaturii acest volum nu este suficient, se prevede folosirea unui răcitor, figura 4.31, în care mediul de răcire este apa. Înălțimea lichidului nu trebuie să depășească 80 … 90% din înălțimea rezervorului, spațiul de sus fiind necesar separării aerului și formării spumei. Conducta de aspirație trebuie să aibă o gură teșită la cel puțin 45°, să fie cât mai scurtă și mai dreaptă, să aibă un diametru mare, care să poată asigura o viteză de curgere a lichidului în jurul a 1 m/s și să fie situată la cel puțin 30 mm de podeaua rezervorului.

Fig. 4.31. Răcitor cu apă.

Conducta de reîntoarcere (retur) trebuie să fie teșită la capăt, la 45°, pentru a putea împiedica ieșirea lichidului cu viteză, să aibă gura sub oglinda acestuia, pentru a evita posibilitatea antrenării aerului. Cele două conducte trebuie să se afle la o depărtare maxim posibilă pentru a nu se aspira din nou lichid cald și pentru a da timp separării aerului și a impu- rităților. Rezervoarele au în interior pereți de separare, de dirijare, precum și site. Acestea au o înclinare de circa 30% și dimensiunea ochiurilor de 100 … 150 m. Pereții de dirijare conduc lichidul cald spre pereții de răcire. Rezervorul are de asemenea și un filtru de aer pentru aerisire, având și rolul de a reține praful din mediul înconjurător, dar tot pe aici poate pătrunde și umiditate, ceea ce permite apariția apei de condens. Apa este primejdioasă dacă este absorbită de pompă, de aceea acest filtru trebuie să asigure și reținerea umezelii. Umplerea rezervorului se face cu o pâlnie cu sită de 100 … 200 μm.

Temperatura în rezervor nu trebuie să depășească 50°C. Lichidul, se încălzește mai ales în circuitele cu drosele și distribuitoare pilot sau alte tipuri de ventile. Dacă se utilizează răcitoare cu aer, acesta trebuie să fie cu 20 … 30°C mai rece decât uleiul, iar dacă răcitoarele sunt cu apă, cu 30 … 35°C mai rece. Menținerea constantă a temperaturii uleiului se poate face cu un regulator de temperatură sau chiar cu un încălzitor.

Adesea capacul de închidere, sau un perete al rezervorului, se utilizează pentru dispunerea pe el a pompelor, distribuitoarelor, ventilelor de presiune, filtrelor, etc. În figura 4.32 este reprezentat un astfel de rezervor hidraulic (care uneori poartă denumirea de panou hidraulic).

Fig. 4.32. Panou hidraulic.

4.4.2. Filtre

Murdărirea uleiului are mai multe cauze posibile :

existența impurităților la execuția și montajul instalației (praf abraziv, picături de sudură, nisip, etc., care provoacă de la început murdărirea uleiului);

impurități provenite din mediu (praf, apă de condens);

impurități provenite din uzura instalației (produse de uzura metalică, a elementelor de etanșare, vopsele și produse de îmbătrânire chimică a uleiului, etc.).

Toate aceste impurități conduc la deranjul instalației și la micșorarea duratei lui de funcționare.

Dispunerea filtrelor

Tipul lor constructiv, dispunerea și finețea lor, depinde de felul instalației. În figura 4.33 sunt prezentate diferite posibilități de dispunere a acestora.

Fig. 4.33. Posibilități de dispunere a filtrelor în instalațiile hidraulice.

Astfel, filtrul de aspirație 1, protejează instalația de murdăria din rezervor. La diferențe mari de presiune, cavitația filtrului poate pătrunde în pompa de joasă presiune 2. De aceea, finețea acestuia trebuie să fie mare (100 μm), urmând a fi spălat des. Filtrul de presiune joasă 3, folosit la instalații mari, asigură o bună protecție a pompei de înaltă presiune 4, a instalației și a motoarelor 7. Filtrul de presiune înaltă 5, cel mai fin, se situează înaintea aparatelor sensibile 6. Filtrul de întoarcere 8 se folosește la instalații mici, servind la purificarea uleiului care intră în rezervor. Numărul de filtre utilizat depinde de sistemul care este protejat, de posibilitățile de apariție a impurităților, etc. La punerea în funcțiune a unei mașini noi, primul schimb de ulei trebuie efectuat repede (după 500 ore de funcționare). De asemenea se mai utilizează filtre de umplere 9, respectiv filtre de aer 10. În instalațiile secundare, alimentate din același rezervor sunt utilizate de asemenea elemente de filtrare,

Tipuri de filtre

Putem enumera următoarele tipuri:

– filtre cu sită metalică sau sintetică, figura 4.34.

Fig. 4.34. Filtru cu sită metalică.

Elementul filtrant (sita), poate fi sub forma unei mantale cilindrice, figura 4.35 a, fie sub forma unei mantale cutate longitudinal pe un cilindru, figura 4.35 b, fie cutată transversal, figura 4.35 c.

a b c

Fig. 4.35. Forme de site metalice pentru filtre.

filtre cu muchii metalice, unde elementul filtrant poate fi o rețea de sârmă tăioasă sau lamele;

filtre cu element filtrant sinterizat;

filtre cu elementul filtrant din celuloză impregnată cu rășini sintetice, sprijinit pe piese de susținere. Curățirea acestor tipuri de filtre nu este posibilă;

filtre de sticlă impregnate cu rășini sintetice; se folosește în cuplarea ca filtru cu sârmă și au o finețe de filtrare de 1 μm;

filtre magnetice cu magnet permanent, pentru reținerea particulelor feritice. Folosirea lor are caracter suplimentar în locurile în care vitezele uleiului sunt mici.

Prin saturarea filtrelor cu impurități crește căderea de presiune prin ele, iar pentru a le proteja, se folosesc ventile de deversare și indicatori de "grad de umplere", care reacționează la o anumită diferență de presiune.

4.4.3. Acumulatori hidraulici

Utilitatea unui acumulator constă în faptul că poate prelua un volum de lichid sub presiune și apoi să-l elibereze când este necesar.

Acumulatorii hidraulici pot îndeplini diverse funcții circuitele hidraulice, cum ar fi:

de rezervor de lichid sub presiune, pentru cazul în care circuitul necesită un volum mai mare de lichid, pentru intervale scurte de timp;

de agregat de siguranță pentru cazul defectării pompelor sau motorului de antrenare, situație în care va duce la sfâtrșit ciclul de lucru;

de compensator pentru pierderile volumice de lichid;

de compensator volumic, la modificări de temperatură, în circuite închise;

de atenuator al vârfurilor de presiune din timpul comutărilor distribuitoarelor;

de amortizor de pulsații, diminuator al amplitudinii presiunii la pompe;

de recuperator pentru energiile de frânare.

Din punct de vedere constructiv, acumulatorii hidraulici pot fi:

cu piston, figura 4.36 a, b și c, la care forța care se aplică pistonului, înmagazinând astfel energia, forța putând fi creată de o greutate având masa M, varianta a, un arc, (b) sau un gaz sub presiune, (c);

cu cameră elastică, figura 4.36 d;

cu membrană, figura 4.36 e.

Simbol

a b c d e

Fig. 4.36. Tipuri constructive de acumulatori hidraulici.

Ultimele tipuri sunt umplute în general cu azot, la o presiune care este cu 10 … 20% sub cea mai scăzută presiune din sistem. Acumulatorul cu piston este utilizat pentru volume și debite mari.

Raportul presiunilor, în cazul acumulatorilor hidraulici cu gaz este limitat conform relației:

Presiunea de preumplere trebuie să fie cu 5 bari sub presiunea minimă de lucru.

Acumulatorii cu membrană sunt utilizați pentru volume mici de lichid, pentru absorbția șocurilor, amortizarea pulsațiilor și pentru circuitele de comandă.

Cel mai utilizat tip de acumulator este cel cu balon, figura 4.37, datorită răspunsului rapid și a inerției aproape nule. Raportul maxim al presiunilor pentru aceștia este de 1:4.

Fig. 4.37. Acumulator hidraulic cu balon.

Acesta este compus din recipientul de oțel 1, cu racordul la circuit 2, supapa taler 3, balonul elastic 4 și supapa de gaz 5. După preumplerea cu azot a balonului, la presiunea

p  0,9  plucru min im , acesta va ocupa întregul interior al recipientului și va închide supapa taler, care împiedică ieșirea balonului pe care-l protejează.

Atunci când presiunea din circuit atinge presiunea gazului, supapa taler 3 se ridică, lichidul pătrunde în recipient, comprimând azotul din balon (al cărui volum scade corespunzător). Atunci când presiunea din circuit scade, gazul comprimat va refula lichidul. Acești acumulatori, în funcție de construcția lor, pot funcționa la presiuni de până la 350 bari.

4.4.4. Conducte, armături și etanșări

În acționarea hidraulică se folosesc cu prioritate conducte de precizie din oțel, fără cusătură. Acestea se pot îndoi normal la rece până la un diametru de 25 mm. După îndoire sau sudare la cald se vor îndepărta arsurile în băi de decapare, iar apoi se va acorda o mare importanță curățirii lor. Pentru alegerea dimensiuni conductelor se va folosi tabelul 4.1. Pentru legarea elementelor aflate în mișcare relativă, sau în cazul legăturilor care se schimbă, în cazul în care se urmărește reducerea variațiilor de presiune de tip șoc sau a vibrațiilor mecanice, se folosesc conducte flexibile. Ele sunt confecționate în general din materiale elastice pentru a căror rigidizare (când este nevoie) se folosesc conducte metalice flexibile sau sârmă bobinată. Majoritatea lor au însă în acest scop inserție de pânză. Ele se recomandă în funcție de presiunea la care trebuie să reziste. În general, datorită elasticității, ele îndeplinesc și rolul de acumulatori hidraulici.

Cele mai folosite armături pentru legarea conductelor la aparatele hidraulice sunt cele de tip "Ermeto", figura 4.38, care se folosesc până la diametrul conductei de 42 mm. Pentru cele cuprinse între 30 și 80 mm se folosesc legături cu flanșe, iar pentru diametre peste 80 mm numai legături sudate.

Fig. 4.38. Racord hidraulic de tip "Ermeto".

Tabelul 1.1. Alegerea dimensiunilor conductelor hidraulice.

Etanșările au în acționarea hidraulică o importanță deosebită, în vederea micșorării pierderilor prin interstiții. Pe de altă parte, pierderile de sarcină datorită frecărilor trebuie să fie minime.

BIBLIOGRAFIE:

1. Acționări hidraulice , Prof Diță Elena Decembrie, 2011, Dezvoltare tehnologică și tehnologii educaționale în societatea bazată pe cunoastere, Lucrare de evaluare finală

2. Actionari Hidraulice si Pneumatice , Prof.dr.ing. Nicu Cioca006E

BIBLIOGRAFIE:

1. Acționări hidraulice , Prof Diță Elena Decembrie, 2011, Dezvoltare tehnologică și tehnologii educaționale în societatea bazată pe cunoastere, Lucrare de evaluare finală

2. Actionari Hidraulice si Pneumatice , Prof.dr.ing. Nicu Cioca006E