1UNIVERSITATEA “OVIDIUS” CONSTANTA FACULTATEA INGINERIE MECANICA ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE – NOTE DE CURS PENTRU IDD – autor: conf. dr. ing…. [620756]
1UNIVERSITATEA “OVIDIUS” CONSTANTA
FACULTATEA INGINERIE MECANICA
ACTIONARI HIDRAULICE SI
PNEUMATICE
– NOTE DE CURS PENTRU IDD –
autor: conf. dr. ing. NICOLAE IONEL
CONSTANTA 2002
2Introducere
Evolutia rapida a cerintelor si criteriilor de perf ormanta, care se impun in constructia
utilajelor si instalatiilor portuare si navale mode rne, face necesara aplicarea pe scara din ce in ce mai
larga a celor mai noi cuceriri ale stiintei si teh nologiei in acest domeniu, precum si reducerea la
minimum a ciclului cercetare-proiectare-aplicare indust riala.
Unul din mijloacele larg folosite in acest sens est e actionarea instalatiilor, capabila sa asigure
flexibilitatea si posibilitati practic nelimitate de desfasurae a actionarilor hidraulice si pneumatice la
cele mai diverse instalatii. Cursul pentru actionar i hidraulice prezinta aspectele principale privin d
bazele de calcul,constructia si functionarea elemen telor si sistemelor de actionare hidraulice si
pneumatice automatizari, intr-o tratare unitara, po rnind de la aparate privind transformarea,
transmiterea energiei, pana la analizarea celor mai compl exe sisteme de reglare automata.
Lucrarea are trei parti: prima parte se trateaza si mbolizarea, inpartea a doua sunt cursuri
pentru aparate hidraulice si pneumatice, si in fina l aplicatii pentru studiul sistemelor automate ce
utilizeaza calculatorul in automatizarea utilajelor por tuare.
In cadrul unitar general se analizeaza in unele sec tiuni ale lucrarii, aspecte specifice legate de
constructia si calculul sistemelor automate specifice i ndustriei navale si portuare, ale caror regimuri
grele de solicitare si in general aleatoare – impun unele solutii particulare ; aceste sectiuni reliefe aza
in fapt , unitatea in diversitate a sistemelor de automatiz are, ale caror baze functionale si de calcul
sunt evident comune.
In cadrul lucrarii sunt prezentate deasemenea si as pecte privind proiectarea si realizarea unor
echipamente electrohidraulice de performanta , utilizat e in constructia celor mai moderne sisteme
hidraulice de reglare automata, a servocomenzilor si a robo tilor industriali.
Lucrarea insereaza de asemenea in continut, experie nta generala dobandita de autor in
domeniul proiectarii, executiei si incercarii sistemelo r de automatizare.
Cursul pentru actionari hidraulice se adreseaza student: [anonimizat],
specializarea Utilaje portuare. Instalatii si echip amente navale si Ingineriei economice precum si
specialistilor care lucreaza in domeniul proiectari i, executiei si exploatarii de aparate si sisteme
hidraulice si pneumatice.
Cursul pentru actionari hidraulice si pneumatice es te realizat pe baza lucrarilor practice din
Laboratorul de actionari hidraulice si pneumatice din Universitatea “Ovidius” Constanta, Faculatea
de Inginerie Mecanica.Majoritatea lucrarilor au fos t concentrate in standul funtional din laborator,
dar si pe modele functionale separate cu dimensiuni cat mai reduse. La realizarea lucrarilor sau utili zat
catalogele si prospecte de la firmelor:ATOS HYDRAUL IK, ABEX AEROHYDRAULIK, ARGO
FILTER, ROBERT BOCH, BUCHER HYDRAULIK, DANFOSS, ENE RGPAC, HYDAK
SYSTEM, LINDE AG, MANNESMANN REXROTH, MOOG, OILGEAR , ORIGA
PNEUMATIK, PARKER HANNIFIN , POCLAIN HYDRAULIKS, DE NYSON
HYDRAULIK, FESTO PNEUMATIK etc.
AUTORUL
3CUPRINS
Nr. Denumirea lucrarii pag
C1
C2
C3
C4
C5
C6
C7
C8
C9
C10 Introducere
Simboluri utilizate pentru reprezentarea schemelor bloc din actionari hidraulice si
pneumatice
Aparataj pentru reglarea rezistiva a debitelor. Apl icatie:calculul parametrilor hidraulici si
mecanici in functie de dimensiunile geometrice a un ei rezintante hidraulice
Pompe hidraulice cu disc inclinat. Aplicatie:calcul ul parametrilor hidraulici si mecanici in
functie de dimensiunile geometrice a unei pompe hid raulice cu disc inclinat.
Pompe volumice. Pompe cu pistonase axiale cu debit constant (cu corp inclinat)
Aplicatie:calculul parametrilor hidraulici si mecan ici in functie de dimensiunile geometrice
a unei pompe hidraulice F11.
Pompe cu roti dintate cu angrenare exterioara. Apli catie: Calculul parametrilor hidraulici si
mecanici in functie de dimensiunile geometrice a unei pompe hidraulice PS(D) 6.
Supape de presiune cu reglarea directa. Aplicatie:C alculul parametrilor hidraulici si
mecanici in functie de dimensiunile geometrice a un ei supape.
Acumulator hidraulic. Aplicatie:Calculul parametril or hidraulici si mecanici in functie de
dimensiunile geometrice a unui acumulator hidraulic .
Rezervoare hidrostatice. Aplicatie:Calculul paramet rilor hidraulici si mecanici in functie de
dimensiunile geometrice a unui rezervor.
Distribuitoare hidraulice. Aplicatie:Calculul param etrilor hidraulici si mecanici in functie de
dimensiunile geometrice a unui distribuitor
Motoare hidraulice liniare (cilindrii hidraulici).A plicatie:Calculul parametrilor hidraulici si
mecanici in functie de dimensiunile geometrice a un ui motor hidraulic liniar.
Filtre hidraulice. Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in functie de
dimensiunile geometrice a unui filtru hidraulic.
BIBLIOGRAFIE C1-1 ..C1-4
C2-1 ..C2-4
C3-1 ..C3-6
C5-1 ..C5-4
C6-1 ..C6-5
C7-1 ..C7-6
C8-1 ..C8-5
C9-1 ..C9-8
C10-1 ..C10-10
C10-1 ..C10-6
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -1- C1.SIMBOLURI UTILIZATE PENTRU REPREZENTAREA SCHEMELOR BL OC DIN
ACTIONAREA HIDRAULICA SI PNEUMATICA
Schemele bloc din actionarea hidraulica si pneumati ca in care sunt utilizate utilaje,
aparate, conducte si conexiuni electrice sunt repre zentate in desene prin utilizarea unor simboluri.
Standardele stabilesc simbolurile, semnele si culor ile conventionale pentru pompe,
motoare, distribuitoare, supape, rezistente hidraulice, utilaje, masini electrice, pompe, turbine,
schimbatoare de caldura si conducte etc.
Semnele si culorile conventionale din standarde nu sunt lim itative.
Pentru identificarea caracteristicilor tehnico-func tionale ale instalatiilor sau conductelor
semnele conventionale pot fi completate, dupa necesitat i, cu simboluri stabilite prin standarde
sau cataloage de produse sau simboluri stabilite de pro iectant, semnificatia lor fiind indicata in
legenda.
Grosimea liniilor de reprezentare se va alege confo rm STAS 103-87 functie de scara
desenului in scopul obtinerea unui desen cit mai clar.
Semne conventionale si simboluri pentru actionari hidr aulice si pneumatice sunt extrase
din STAS 7145 – 86 si prezentate in anexa I.
In figurile 1 si 2 sunt prezentate aplicatii a acti onarilor hidraulice pentru motoare
hidraulice liniare si de rotatie.
Aparatele de masurare sunt instrumentele cu ajutoru l carora se realizeaza comparatia
directa sau indirecta a marimii masurate cu unitatea de masu ra.
Prezentarea lucrarii. Schema bloc este prezentata i n figura 1.Montajul se compune dintr-o
sursa hidraulica ce utilizeaza doua pompe montate i n paralel si actioneaza un motor hidraulic prin
intermediul unor rezistente hidraulice. Montajul din fig ura 2 are ca motor de executie un motor
hidraulic liniar.
Aparatele hidraulice utilizate sunt: pompe, supape de siguranta, rezervoare, distribuitor, supape
de sens, motor hidraulic.
Intrebari. Se cere:
1) Sa se realizeze identificarea componentelor din figura 1si 2 cu simbolurile utilizate in
anexa 1;
2) Sa se copieze selectiv simbolurile din anexa 1 si 2;
3) Sa explice functionarea schemei hidraulice din figura 1 s i 2.
4) Sa se proiecteze o schema bloc ce utilizeaza com ponentele din anexa 1 si 2 si sa se
explice functionarea.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -2- MHR
SIG DE
PV2
RU S.DEV
PV1
RU SSU
Figura 1 DE
S.DEV
PV1
RU
Figura 2
In tabelul 1 este prezentat simboluri in automatizarea proc eselor industriale.
Nr. Simbol Semnificatia Nr. Simbol Semnificatia
1 TT Traductor de temperatura 12 RL Rezistenta hidraulic a
2 pHR Traductor de pH 13 CF Celula fotoelectrica
3 AT Traductor de concentratie 14 XT Supraveghetor de fl acari
4 PT Traductor de presiune 15 VV Variator de viteza
5 TF Traductor de debit 16 RR Robinet dereglare
6 LT Traductor de nivel 17 RC Robinet cu clapa
7 RI Robinet de izolare 18 TC Regulator de temperatura
8 BLC Bloc logic de comanda 19 FC Regulator de debit
9 PR Inregistrator de presiune 20 PC Regulator de presiu ne
10 CC Camera de comanda 21 LC Regulator de nivel
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -3- 11 SP Sursa de presiune 22 AC Regulator de concentratie
Nr.
Crt. Denumire Explicatii Semne
conventionale
1Pompe si compresoare
Pompe cu cilindree fixa Sens unic de
curgere a fluidului
2Doua sensuri de
curgere a fluidului
3 Pompa cu cilindree variabila Sens unic de
curgere a fluidului
4Doua sensuri de
curgere a fluidului
5 Compresor cu cilindree fixa
6Motoare rotative
Motoare cu cilindree fixa Sens unic de
curgere a fluidului
7Doua sensuri de
curgere a fluidului
8 Motoare cu cilindree variabila Sens unic de
curgere a fluidului
9Doua sensuri de
curgere a fluidului
10 Motor oscilant
11 Pompa – motor
Pompa – motor cu cilindree fixa Sens unic de
curgere a fluidului
12 Doua sensuri de
curgere a fluidului
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -4- 13 Sensul fluidului
poate fi inversat
14 Pompa – motor cu cilindree
variabila Sens unic de
curgere a fluidului
15 Doua sensuri de
curgere a fluidului
16 Sensul de curgere a
fluidului poate fi
inversat
17 Variator
18 Cilindrii
Cu simpla actiune
Cilindrii cu piston
Cilindrii cu resort
Cilindru cu readucere
gravitationala (cu plunjer) Se utilizeaza atunci
cand nu se
precizeaza mijlocul
prin care se
realizeaza cursa de
revenire
19
20
21 Cilindrii cu dubla actiune
Cilindrii cu tija unilaterala
Cilindrii cu tija bilaterala
22
23 Cilinreu diferential
24 Cilindrii cu franare
Nereglabila, la un capat
25 Nereglabila, la ambele capete
26 Reglabila, la un capat
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -5- 27 Reglabila la ambele capete
28 Cilindrii telescopici
Cu simpla actiune
29 Cu dubla actiune
30 Cilindrii cu membrana
Cu simpla actiune
31 Cu dubla actiune
32 Multiplicator de presiune
Monofluid
33 Bifluid
34 Transformator de presiune
pneumohidraulic
35 Distribuitoare orificii si cai
O cale
36 Doua orificii inchise
37 Doua cai
38 Doua cai si un orificiu inchis
39 Doua/trei cai legate transversal
(pozitie de descarcare completa)
40 Una/doua cai de descarcare si
doua orificii inchise (pozitie cu
centru deschis)
41 Patru/cinci orificii blocate (pozitie
de centru inchis)
42 Distribuitoare 2/2 Distribuitoare cu
doua orificii si
pozitii de lucru
distincte
43 Distribuitoare 3/2 Distribuitoare cu
trei orificii si pozitii
de lucru distincte
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -6- 44 Distribuitoare 4/2 Distribuitoare cu
patru orificii si
pozitii de lucru
distincte
45 Distribuitoare 5/2 Distribuitoare cu
cinci orificii si
pozitii de lucru
distincte
46 Distribuitoare 4/3 Distribuitoare cu
patru orificii si trei
pozitii de lucru
distincte
47 Distribuitoare 5/3 Distribuitoare cu
cinci orificii si trei
pozitii de lucru
distincte
48 Distribuitoare cu comanda directa
49 Distribuitoare 4/2
50 Distribuitoare 4/3
51 Distribuitoare cu arc de revenire
numai la distribuitorul pilot
52 Distribuitor fara arc de revenire
(pozitie retinuta)
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -7- 53 Distribuitor cu revenire prin
presiune
54 Distribuitoare cu cursa reglabila
Distribuitoare cu doua orificii
55 Distribuitoare cu trei orificii
56 Distribuitoare cu patru orificii
57 Amplificator
58 Distribuitor proportional
59 Supape de sens
Supape fara arc de revenire Supape de sens unic
60 Supape cu arc de revenire
61 Supape deblocabile
Prin comanda se deschide supapa
62 Prin comanda se inchide supapa
63 Supapa dubla deblocabila
64 Supapa selectoare
65 Supapa de evacuare rapida
66 Supape normal inchise (NI) Cu o restrictie
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -8- 67 Cu doua restrictii
68 Supape normal deschise (DI) Cu o restrictie
69 Cu doua restrictii
70 Supape de siguranta directe
71 Supape de siguranta cu revenire
cu arc
72 Supape de siguranta cu revenire
hidraulica
73 Supape de succesiune directe
74 Supape de deconectare directe
75 Supape de conectare directe
76 Supape de franare
77 Supape de diferenta de presiune
78 Supape de raport de presiune
79 Supape de reductie directa
80 Supape de reductie de revenire cu
arc
81 Servovalve de presiune
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -9- 82 Aparatura pentru reglarea
debitului
83 Drosel cu supapa de ocolire
84 Drosel de franare
Actionat manual
85 Actionat mecanic cu rola
86 Regulatoare de debit cu doua cai
Nereglabile
87 Reglabile
88 Regulatoare de debit cu trei cai
Nereglabile
89 Reglabile
90 Divizor de debit
91 Robinet pentru
inchidere/deschidere
92 Filtru
93 Sorb
94 Decantor manual
95 Decantor automat
96 Ungator
97 Filtru cu decantor manual
98 Filtru cu decantor automat
99 Uscator
100 Rezervoare cu aerisire
Conducta de retur deasupra
nivelului de lichid
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -10- 101 Conducta de retur imersata in
lichid
102 Conducta de retur sub sarcina
coloanei de lichid
103 Rezervor presurizat
104 Acumulator
Hidraulic
105 Pneumatic
106 Racitoare .Fara reprezentarea
conductelor prin care trece fluidul
de racire
107 Cu reprezentarea conductelor
prin care trece fluidul de racire
108 Incalzitor
109 Regulator de temperatura
110 Conducte de alimentare, aspiratie,
retur si de lucru
111 Conducte de comanda
112 Conducte de drenaj, purjare
113 Conducta flexibila
114 Cablu electric
115 Purja de aer
116 Priza56 Obturata
117 Cu ramificatie
118 Amortizor de zgomot
119 Sursa hidraulica de presiune
120 Sursa pneumatica de presiune
121 Motor de antrenare Electric
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -11- 122 Termic
123 Electric pas cu pas
124 Releu de presiune
125 Releu de presiune diferential
126 Manometru
127 Manometru cu contact
128 Manometru diferential
129 Termometru
130 Termometru cu contact
131 Debitmetru
132 Contor de debit
133 Vascozimetru
134 Servodirectie
135 Brida hidraulica
136 Suport hidraulic
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -12- 137 Articulatii Simple
138 Cu levier transversal
139 Cu punct fix
140 Comanda manuala Prin impingere cu
buton
141 Prin maneta
142 Prin pedala
143 Comanda manuala Cu tachet
144 Cu arc
145 Cu rola
146 Comanda electrica Cu electromagnet
cu simpla actiune
147 Cu electromagnet
cu dubla actiune
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -13-
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -1-
Figura 2
R•d(Äp)
dQ [daNs /cm 5]
Figuira 1 C11. APARATAJ PENTRU REGLAREA REZISTIVA A DEBITELOR
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in functie de dimensiunile geometrice a unei
rezintante hidraulice
Reglarea debitului de alimentare a unui motor
hidrostatic sau a unui consumator de la o pompa
nereglabila este realizata cu rezistente hidraulice locale,
fixe sau reglabile, care formeaza uneori in combina tie si
cu alte elemente, o constructie monobloc denumita
drosel.Ca si in cazul distribuitoarelor continue reg larea
prin drosel este de tip rezistiv, elementul activ, cu ajutorol
caruia se regleaza local debitul de trecere, fiind o
rezistenta hidraulica tipica , care poate fi: muchia de
control ; rezistenta hidraulica tip
fanta; orificii de restrictie;rezistente
capilare.
Prin analogie cu sistemele
electrice , o sectiune de comanda
este caracterizata prin rezistenta sa
hidraulica, definita ca derivata
caderii de presiune in raport cu
debitul :
In figura 2 sunt redate cateva tipuri caracteristic e de rezistente hidraulice structurale utilizate in
constructia droselelor.
O rezistenta hidraulica utilizata in constructia celor m ai numeroase tipuri de drosele, avand muchii
ascutite si lungime mica de contact cu mediul hidraulic (curgere turbulenta), este caracterizata prin ecua tia
lui Bernoulli de curgere, de tipul
Q•cds2
ñÄp.
In aceasta relatie coeficientul de debit este dependent de vascozitatea lichidului numai in cd•1
î
domeniul vitezelor mici de curgere. In constructia drosele lor, este de preferat ca debitul Q sa nu depinda
de vascozitate (de Re), motiv pentru care se impun v iteze de curgere care sa conduca la functionarea
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -2-
Figura 3
Figura 3
Figura 4
Figura 5 acestora in domeniul numerelor Re la care sa fie constant. î
In cazurile in care nu se poate asigura o solutie functional a la care viteza minima de curgere sa fie
superioara vitezei critice, se construiesc drosele la care variatia coeficientului de debit c d, consecinta a
variatiei cu temperatura a coeficientului , este î
compensata termic prin variatia in sens invers a
sectiunii S de trecere, cu ajutorul unui element
construit din aliaje cu coeficient mare de dilatatie.
Cele mai utilizate tipuri de
drosele sunt prezentate in figura 3.
Droselele cu diafragma
singulara (fig. 3,b) se recomanda a fi
folosita in conditiile unor variatii mari de
temperatura, asigurand o dependenta
minima a rezistentei de vascozitatea
lichidului de lucru. Droselele cu
diafragma cu reglare fina (fig. 3,c si e),
avand fantele cepului variabile, permit
obtinerea unor debite mai mici, se
imbacsesc mai putin si au o
caracteristica liniara a debitului cu
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -3-
Figura 6
Figura 7
Figura 8 deplasarea elementului de reglaj.
Droselele de tipul prezentat in figura 3, f pot ave a in unele constructii o fanta in forma de spirala
arhimedica, asigurand o dependenta patratica a debi tului, in functie de
unghiul de rotatie al cepului.Dupa cum s-a aratat a nterior, in cazurile in •
care este necesara autocompensarea termica a drosel ului, sectiunea de
curgere este autoreglata printr-un element de dilat atie (fig.4), in care cepul
1 executat din aliaje cu coeficient ridicat de dilat are termica regleaza
sectiunea 2 de droselizare in functie de temperatura lichid ului de lucru.
Alte tipuri de rezistente hidraulice sunt prezentate in schemele de
constructie a droselelor (fig. 6).
r e z i s t e n t e i
hidraulice a
droselului si
i m p l i c i t a
d e b i t u l u i
traversat se
realizeaza in sine
prin sectiunea
a s u p r a
elmentului mobil
(sertar, cep,
etc.); se poate
face discret
continuu, prin
a c t i o n a r e
manuala, mecanica cu cama sau electric. In
cazul reglarii digitale (fig. 7) un numar de
drosele identice, prereglate 1…5, au deschideri
care le asigura debite aflate in serie geometrica
i n r a p o r t c u d e b i t u l d e
b a z a Q o ,
Q1•Qo2;Q2•Qo22;Q3•Qo23…Q5•Qo25;
debitul de baza Q o poate fi reglat intr-un
anumit domeniu specific constructiei respective.Dro selele sunt activate intr-o anumita combinatie prin
distribuitoarele electromagnetice D A cu care sunt inseriate.
Caracteristicile stationare ale droselelor . Principalele caracteristici utilizate pentru aprec ierea
performantelor de lucru in regim stationar ale droselelor s unt:
-caracteristica hidraulica exprima dependenta dintre debitul reglat Q, cadere a de presiune Ä p
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -4- ∆ptot j ( )∆p j ( )∆p1 j ( )+ ∆ p2 j ( )+ := ∆p2 j ( )nρ ⋅
2µ2⋅D4
D5 ⋅ va j ( )2⋅ := ∆p1 j ( )nρ ⋅
2µ2⋅D4
D1 ⋅ va j ( )2⋅ := ∆p j ( )Q j ( )2
Cd 2Sh 2⋅ρ
2⋅ := k 1 20 ..:= Sh πh⋅D3
2D2
2+⋅:= µ 0.33 1
s⋅:= Q j ( ) 20 j20 ⋅+( )liter
min ⋅ := D3 D2 bc cos α( )⋅+:= Cd 0.7 := h bc sin α( )⋅:= ρ 950 kg
m3⋅:= D5 44 mm ⋅:= bc Ls sin α( )⋅:= D4 9mm ⋅:= va j ( ) 3j
30 +m
s2⋅ := Ls 17 mm ⋅:= D2 47 mm ⋅:= j 1 2, 20 ..:= D1 38 mm ⋅:= n 1:= bar 10 5N
m2⋅:= α 20 deg ⋅:= p 1.5 := aplicata droselului, pentru diverse valori constant e ale sectiunii de droselizare (fig.8), aceasta SDr1,SDr2
caracteristica se poate ridica analitic, fiind insa de regula ridicata experimental pentru fiecare tip de aparat;
in aceeasi categorie intra si caracteristica debit functie de temperatura la diverse presiuni de lucru p 1 …pn
(fig.8,b); caracteristica de reglare intercoreleaza debitul Q al droselului, functie de cursa h – liniara -sau •
-unghiulara – a elementului mobil de reglare al ace stuia (fig. 8,c,d); caracteristica fortei de comanda arata
variatia fortei aplicate elementului activ al drose lului, functie de cursa h a acestuia, la diverse pr esiuni de
lucru (fig. 8,e).
Aplicatie: Droselul din figura 1 constituit dintr-o succesiune de trei orificii amplasati intr-o camera
cilindrica. Masurand piesa sa se calculeze pierdere a totala de presiune daca debitul si viteza variaza
conform altgoritmului din exemplul numeric de mai jos. Sa n otat: p- pasul filetului de reglaj; Ls- lungimea
filetului de reglaj; bc- distanta variabila;
Intrebari :
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C1 -5- 1. Dati definitia unei rezistente hidraulice ?
2. Prezentati clasificare si structura rezistentelor hidr aulice ?
3. Prezentati structura si descrieti functionarea unui dro sel hidraulic digital .
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C2 -1- C2. POMPE HIDRAULICE CU DISC INCLINAT
Generalitati,clasificare,solutii constructive-funct ionale. In sistemele de actionare
hidraulica pompele volumice au rolul de generare aenergie i hidrostatice prin convertire a energiei
mecanice primita de la un motor electric sau termic .Performantele pompelor moderne din sistemele
de actionare hidrostatica ating presiuni de valori uzuale Pn=25 …50Mpa la turatii np=1000
…5000 rot/min si debite Q=10 …8000 l/min.Puterile ma xime realizate de aceste pompe sunt de
N = 3500Kw.O clasificare sintetica insotita si de i ndicarea domeniilor uzuale de presiuni, turatii
volume geometrice, debite si randamente este redata in tabe lul1.
Dupa principiul constructiv si functional, pompele volumice pot fi impartite in; pompe cu
angrenaje, pompe cu pistoane si pompe cu palete. Po mpele cu angrenaje sunt numai cu debit
constant,pe cand pompele cu pistoane si cu palete se c onstruiesc atat ca pompe cu debit constant
cat si ca pompe cu debit reglabil. Pompele cu palet e cu multipla actiune si cele cu palete
longitudinale sunt numai cu debit constant.
Tabel 1
Tipul
constructiv Domeniu de aplicatie Parametrii functionali uzuali Tu ratia
n [rot/min]
Vol.geo
m
[cm 3/ro
t] pres.uzuale
Mpa debite
[l/min] ç[%]
Cu angrenare
exterioara pompa cu Vg. constant 1,2 …
250
[320] 6,3 …16
[20]
6,3 …16
[17,5] 500 ….
3500 0,60
…0,91
[0,75] 1500 …
3000 min
400 …500 motor cu Vg. constant
Cu angrenare
interioara pompa cu Vg. constant 4 …250 16 … 20
[25] 500
…3500 0,60
…0,91
[0,7] 1500 …
3500 min
400 …500 motor cu Vg. constant
Hipo-
cicloidale pompa cu Vg. constant 63
…500 20 [25] 25 …
1000 0,75 …
0,85 [0,7] 1000 …
3000
min 30 …6 motor cu Vg. constant
Cu suruburi pompa cu Vg. constant 4 …690 2,5 … 16
[20] 500 …
4000 0,7 ..0,84
[0,75] 1000 … 500
motor cu Vg. constant
Cu palete pompa cu Vg. constant sau
reglabil 5 …160 10 … 16
[20] …[25] 960 …
3000 0,8 …
0,93 [0,8] 500 … 3000
min 50
…100
motor cu Vg. constant sau
reglabil
Cu pistoane
radiale pompa cu Vg. constant sau
reglabil 5 …
160 16 … 32
[32] …[40] 960 ….
3000
<500
… 3000 0,8 …
0,92
[0,88] 1000 …
2000
min 30 … 50
motor cu Vg. constant sau
reglabil
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C2 -2-
Figura 1 Cu pistoane
axiale cu disc
inclinat pompa cu Vg. constant sau
reglabil 25 …
800 16 … 25
[32] …[48] 750 …
8000 0,80 …
0,82
[0,85] 500 … 3000
min 200 …
300
motor cu Vg. constant sau
reglabil
Cu pistoane
axiale cu bloc
inclinat pompa cu Vg. constant sau
reglabil 25 …
800 16 … 25
[32] …[40] 750 …
3000 0,82 ..
0,93
[0,85] 500 … 1500
min 200
motor cu Vg. constant sau
reglabil
Cu pistoane in
linie pompa cu Vg. constant sau
reglabil 20 … 45
[32] …[40] 0,80
…0,92
[0,88] 1000 …
2000
1. Capac reglaj supapa 2. Surub de prindere distribuitor
3. Carcasa distribuitor
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C2 -3- 4. Blocul cu pistonase
5. Pistonase axiale
6. Piesa de distribu •ie
7. Corpul pompei
8. Disc inclinat 9. Articulatie sferica
10. Disc inclinat
11. Canal pentru inel de etansare
12. Flanse de prindere
13. Arbore cu canelura pentru angrenare
14. Conducta de refulare (supapa de sens)
15. Element de prindere
16. Conducta de admisie
Pompe cu disc înclinat si fulant functioneaza dupa acelasi principiu ca si cele cu bloc
înclinat, cu observatia ca pentru reglarea debitulu i se înclina discul 8 în jurul articulatiei 0 2 a blocului
pistoanelor axiale avand directie fixa în spatiu .
In figura 1 se prezinta o sectiune printr-o astfel de pompa, la care pistoanele axiale 1 aflate în
miscare de rotatie împreuna cu blocul 2, fiind în c ontact permanent cu discul înclinat 3, sunt obligat e
ca la o rotatie completa a arborelui sa realizeze o cursa axia la.
Functionare. Prin antrenarea arborelui 11 discul 10 obliga pist onasele sa execute o
miscare de transltie. Pistonasele 5 sunt introduse în corpul cu pistonase 4 si nu executa decat o
miscare de translatie. În dreptul piesei 6 au gauri radiale pentru admisie – iar evacuarea se face prin
la capatul fiecarui pistonas.
Prin rotirea arborelui în zona de grosime minima a discului 10 pistonasul se deplaseaza spre
arborele pompei realizeaza faza de aspiratie prin g aurile de admisie. Cand discul 10 se roteste si
înclinatia creste pistonasul se deplaseaza spre car casa 3 de distributie -gaurile din pistonase se
închid si pistonasul refuleaza spre conducta 14 de refular e.
Trecerea inversa a fluidului este blocata de supape cu taler montate la capatul fiecarui
pistonas. Pistonasele sunt presate pe discurile 10 de presiunea din camera de refulare. Carcasa
pompei comunica cu conducta de admisie realizandu-s e si ungerea elementelor în miscare. Capacul
1 regleaza forta de apasare a unui arc care are lega tura cu piesa de distributie 6 si stabileste an fin al
valoarea presiunii de refulare.
Inclinarea á a discului determina marimea cursei act ive h si implicit a capacitatii V p a
pompei. Reglarea capacitatii active a pompei se poa te realiza cu ajutorul unor dispozitivelor,
comandate hidraulic sau mecanic.
Se observa ca pompele din aceasta categorie au o in ertie mai mica la reglarea capacitatii (pentru
reglarea unghiului á înclinadu-se în locul blocului cu pistoane axiale, discul înclinat cu o masa mai
mica), fiind recomandate cu prioritate în sistemele de ser vocomanda a debitului.
De asemenea constructiile cu disc înclinat sunt mai ieftine si mai putin ancombrante, avand
însa limite de utilizare în circuit deschis.
3.Aplicatie: Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in fun ctie de dimensiunile geometrice
a unei pompe hidraulice .
– La macheta sectionata din fig. 1 a pompei cu pist oane axiale cu disc inclinat sa se masoare
dimensiunile geometrice la urmatoarele componente:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C2 -4- z – numarul de pistonase;
d- diametrul pistonaselor;
R – raza de dispunere a pistonaselor;
ã – ungiul dintre pistonase; m – numarul de pistonase aflat in faza de refulare;
á =15+n – unghiul de inclinare a discului;
ö=5*n [grad] – unghiul initial; np – turatia pompei [rot/mi n];
ù – viteza unghiulara a pompei[rad/s]; p – presiunea de ref ulare a pompei;
Se cere:
1) Sa se identifice in tabelul anexat tipul de pompa care a fo st sectionat;
2) Sa se calculeze:
– debitul teoretic mediu (Qtm n); – debitul teoretic instantaneu (Qinst n);
– debitul instantaneu maxim (Qinst_max n); – debitul instantaneu minim (Qinst_min n);
– coeficientul de neuniformitate a debitului ä n; – momentul teoretic instantaneu (Minst n);
– Puterea teoretica instantanee (Minst n); Exemplu numeric:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C2 -5- Pp_inst nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ tan αn( )⋅ p⋅
1m
ksin φn k 1−( )γ ⋅+ ∑
=⋅ := δ1 2.528 = δnQinst_max nQinst_min n −
Qtm n100 ⋅ := Qinst_min 1 36.888 liter
min =Qinst_min nπd2⋅
4R⋅ ω⋅tan αn( )⋅1
2⋅1
tan π
2z⋅⋅ := Qinst_max 1 37.837 liter
min =Qinst_max nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ tan αn( )⋅1
2sin π
2z⋅⋅⋅ := Qinst nπd2⋅
4R⋅ ω⋅tan αn( )⋅
1m
ksin φn k 1−( )γ ⋅+ ∑
=⋅ := Qtm nπd2⋅
2R⋅tan αn( )⋅ z⋅np ⋅ := mz 1+
2:= γ2π ⋅
z:= φn 5n⋅grad ⋅:= ω 2π ⋅np ⋅:= αn 15 n+( ) grad ⋅ := grad deg := d 10 mm ⋅:= R 70 mm ⋅:= p 10 7Pa ⋅:= z 7:= np 1700 rot
min ⋅:= rot 1:= n 1 2, 16 ..:= Aplicatie : Penru o pompa cu pistonase cu disc incl inat de debit constant se cunosc:
Intrebari:
1. Cum se clasifica pompele cu pistonase ?
2. Descrieti structura si functionarea pompelor cu disc în clinat ?
3. Mentionati si prezentati locul unei pompe în circuitel e hidraulice ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-1
Figura 1 C3. POMPE VOLUMICE. POMPE CU PISTONASE AXIALE CU DEBIT
CONSTANT (CU CORP INCLINAT)
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in functie de dimensiunile geometrice a unei pompe
hidraulice F11.
1. Generalitati . Pompele volumice indeplinesc in sistemele de actionare hidrostatica functiuni de
baza, cea mai importanta fiind aceea de sursa de energie pen tru sistem.
Pentru asigurarea acestei functiuni, pompele volumi ce realizeaza transformarea energiei mecanice
aplicate la arborele de antrenare in
energie hidrostatica.Trebuie mentionat
de la inceput faptul ca, indeplinind in
sistemul de actionare asemenea
functiuni, performantele de lucru,
randamentul, conditiile de instalare
hidraulica si mecanica pe masina ale
pompei volumice, sunt determinante
pentru functionarea corespunzatoare a
intregului sistem de actionare.
Pompele volumice au de
asemenea si alte caracteristici
importante comune:
-in majoritatea cazurilor uzuale sunt reversibile, putan d lucra si in regim de motor;
-permit printr-o constructie adecvata variatia volu mului specific de lichid la o rotatie si deci regla rea
debitului refulat in unitatea de timp,la turatie constanta de antrenare.
Astfel, presiunile la care lucreaza pompele volumi ce moderne sunt cuprinse intre 250 si 500
daN/cm 2, debitele intre 1 si 8.000 l/min, turatiile de antrenare int re 900 si 5.000 rot/min (ajungand pentru
aplicatii in aviatie si alte domenii la 18.000-20.0 00 rot/min). Cele mai puternice pompe volumice pot
transforma puteri pana la 3.500 kW. Perfectionaril e tehnologice aduse in mod continuu pompelor volumi ce
au condus la atingerea unor randamente energetice totale de 0,9…0,99 la cele mai bune realizari.
Pompele volumice pot fi clasate pe grupe constructiv – functionale dupa mai multe criterii, cele mai
importante dintre acestea fiind:
• dupa traiectoria de miscare a organului activ al pompei:po mpe rotative si pompe liniare;
• dupa natura debitului pompat:pompe cu debit (volum specific) constant si pompe cu debit (volum
specific) reglabil;
• dupa sensul de curgere a lichidului de lucru in pompa: pom pe cu sens unic de refulare (unidirectionale)
si pompe cu sens reversibil de refulare (bidirectionale);
• dupa criteriul reversibilitatii transformarii energetic e operate:
-hidromasini volumice reversibile (pot lucra in regim de p ompa sau motor);
-hidromasini volumice nereversibile (pot lucra numai in re gim de pompa);
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-2 Nt•Qp
612[kW ],sau Nt•Qp
450[C.P];
Np•Qp
612ç[kW ],sau Nt•Qp
450 ç[C.P];
Qp•VpnçV10 •3[l/min]
Mp•pVp
2 ð1
çhçm[daN cm ]sau Mp•0,00159pVp
çhçm[daN cm ]• dupa criteriul constructiv: pompe cu pistoane (axi ale sau radiale), pompe cu angrenaj, pompe cu surub ,
pompe cu palete, pompe cu pistoane liniare.
Puterea pompelor volumice se exprima pornind de la legea de conservare a ene rgiei, in care se
neglijeaza energiile specifice cinetice si de pozitie.
– Puterea utila (hidraulica) a pompelor volumice, respectiv puterea cu care cure ntul de fluid iese din
pompa se determina cu relatia .
in aceste relatii se noteaza:Q -debitul real al pompei (exp rimat la iesirea din pompa)[l/min]; p -presiunea
lichidului de lucru la iesirea din pompa (presiunea de soli citare a pompei), in daN/cm 2.
-Puterea consumata (mecanica ) a pompei volumice, reprezinta puterea aplicata la arbore de
motorul de antrenare al acesteia si se determina conform rel atiei:
Puterea consumata este mai mare decat cea utila datorita p ierderilor care apar in procesul de pompare.
– Randamentul pompelor volumice tine seama de pierderile de ener gie care apar in procesul de pompare,
care sunt de trei categorii: hidraulice,volumice si mecani ce.
Relatii uzuale de calcul pentru regimul permanent . In cazul pompelor cu capacitate nereglabila V p,
principalii parametriiai pompei volumice se determin a cu ajutorul relatiilor care deriva din legile gen erale
de conservare a energiei atunci debitul real al pompei volu mice:
in care randamentul volumic ç V se extrage din caracteristicele puse la dispozitie de producatorul unitatii,
in domeniul de presiuni si la turatia la care aceas ta urmeaza sa functioneze; prin cunoasterea sau imp unerea
a doi dintre parametrii Q p,V p sau n, rezulta cel de-al treilea;
– momentul de antrenare al pompei volumice,
Randamentul mecanic ç m se extrage din caracteristicele experimentale ale prod ucatorului, functie
de turatia n si de presiunea de lucru; in functie d e conditiile de integrare ale pompei in sistem rezu lta ceilalti
parametri, randamentul hidraulic (ç h•1)putandu-se neglija, dupa caz.
Puterea pompei volumice se determina in doua situatii:
-puterea mecanica de antrenare a pompei se calculeaza cu re latia:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-3 Np•Mpù
102 ç•Mpn
974 ç[kW ]Np•Mpù
102 ç•Mpn
974 ç[kW ]
Np•10.000 pVpðn
1.0002ð30 102•Qpp
612 ç, [kW ];
(Nh)s•Nh•p•Qp
612[kW ] .
Figura 2 -puterea hidraulica furnizata de pompa volumica sistemul ui de actionare,
In functie de natura mecanismelor de transformare a misc arii de rotatie aplicate arborelui pompei,
in miscare alternativa a pistoanelor, precum si a celor de reglare a capacitatii active a pompei (daca este
reglabila), se disting trei tipuri constructiv funct ionale de hidromasini axiale: cu bloc inclinat, cu disc inclinat
si cu disc fulant.
2. Constructia si functionarea pompelor cu pistoane a xiale. Reprezinta categoria cea mai
raspandita de hidromasini volumice rotative utiliza te in actionari hidrostatice de presiune inalta. Su nt realizate
intr-o larga gama constructiv-functionala, raspandirea lor fiind legata de performantele de lucru pe care le
pot asigura, intre care se mentioneaza:
– caracteristici de greutate si gabarit deosebite, ajungan d pana la 1 daN/ 5 kW;
– performante dinamice ridicate, datorita momentulu i de inertie redus al rotorului si distributiei
simetrice a maselor acestuia in raport cu axa de rotatie;
– presiuni de lucru de 200…350 daN/cm 2, atingand la constructii speciale 500…700 daN/cm 2;
– debite cuprinse intre 3 si 800 l/min ;
Pompe si motoare axiale cu bloc inclinat. Reprezinta categoria de pompe-motoare cu pistoane axial e
cea mai robusta, putand fi utilizata atat in
circuit hidraulic deschis, cat si in circuit inchis
(fig.3.30).
Arborele pompei, pus in miscare de
rotatie in jurul axei 0'0', antreneaza in miscare
de rotatie prin intermediul arborelui cardanic
4, blocul pistoanelor axiale 2, in jurul axei 00,
care face unghiul cu axa 0'0'. Pistoanele 3,
datorita legarii articulate prin bielele 5 la discu l
1', executa o miscare compusa in spatiu, ale
carei componente sunt:
– miscarea de transport – rotatia
acestora impreuna cu blocul 2, cu viteza
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-4
Figura 3
Figura 4 unghiulara ; ù
-miscarea realativa – deplasarea axiala in
alezajul paralel cu axa 0-0; in cadrul acestei
miscari, fiecare piston realizeaza la o rotatie
completa a arborelui pompei cursa dubla h.
Miscarea relativa (axiala) este cea prin
intermediul careia pompa axiala (motorul)
realizeaza transformarea energetica de baza
(energia mecanica in energie hidrostatica sau
invers).
Astfel, la functionarea in regim de pompa,
la
o
rotatie cu 180 o a arborelui de antrenare, fiecare
piston realizeaza cursa h de retragere din bloc:
camera de lucru a acestuia fiind pusa in legatura (de
la D la D') cu fanta 7, efecuand aspiratia din
conducta 7'. Prin rotirea in continuare (de la D'la D)
pana la 360 o, acelasi piston efectueaza o cursa h in
sens invers; camera de lucru a acestuia fiind pusa i n
legatura cu fanta 8, pe acest spatiu unghiular se
realizeaza refularea in conducta 8'. La o rotatie
completa a arborelui de antrenare, toate cele z
pistoane realizeaza un ciclu complet de pompare. La
o constructie data, cursa h de aspiratie – refulare s i
deci capacitatea activa a pompei depinde de
marimea unghiului dintre axele 0-0 si 0'-0'.
Pompele cu capacitate nereglabila au unghiul
constant.In cazul pompelor axiale cu capacitate
reglabila blocul inclinat 2, impreuna cu discul frontal
de distributie 6 fixat la carcasa, se pot bascula,
unghiul putand fi reglat in urmatoarele limite:
– -pompe cu capacitate reglabila si sens á•0…ámax
unic de refulare (unidirectionale);
– -pompe cu capacitatea á• •ámax …0…•ámax
reglabila si sens reversibil de refulare (bidirecti onale);
in acest caz, la turatie constanta aplicata arborel ui 1, se poate inversa sensul de circulatie a fluxu lui de lichid
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-5
Figura 5 in pompa, existand de asemenea posibilitatea de reglare a capacitatii (debitului) pompei, pe ambele
sensuri de circulatie a acestuia.
In figura 3 se
prezinta o sctiune printr-o pompa (motor) axiala cu bloc inclinat, capacitate (unghi á) nereglabila si disc de
distributie frontala sferica.
In figura 4 este prezentata constructia unei unitati axial e cu bloc inclinat si capacitate reglabila. La
aceasta constructie blocul 1 al pistoanelor axiale, imp reuna cu discul frontal plan de distributie 7, se p ot
bascula in jurul axei 0''0'', determinand prin acea sta o cursa h reglabila si deci o capacitate activa a pompei
in limitele V p= 0…V pmax . Orificiile de aspiratie A si de refulare R sunt i n acest caz aduse pe axa 0''0'', pentru
simplificarea sistemului de basculare a blocului inclin at.
Blocul pistoanelor axiale 1 este rezemat la blocul basculant 8 pe rulmentii cu ace 9. Pompele si
motoarele cu pistoane axiale se fabrica in tara la I.M.Plopeni in urmatoarele tipodimensiuni utilizate in
actionarea utilajelor de constructii si in actionari de uz g eneral:
– familia BX (pompe si motoare) cu capacitate nereglabila;
– familia BV (pompe si motoare) cu capacitate reglabila (marimea 720 BV prezentata in figura
4), necapsulate, pentru circuit hidraulic deschis, inchi s si semideschis;
– familia BZ (pompe si motoare) cu capacitate reglabila , capsulate, pentru circuit deschis, inchis
si semideschis.
De asemenea in ultimii ani au fost asimilate in fabri catie la aceeasi intreprindere familia modernizata
E (EX, EV si EZ) pentru presiuni nominale de 300daN/cm 2.
In figura 5 se prezinta constructia unei pompe
(motor) EX, cu capacitate nereglabila, la care se
remarca rezemarea blocului 1 al pistoanelor pe axul
central 8 prin suprimarea rezemarii acestuia pe
rulmentii cu ace.
Presiunea de lucru ridicata pana la 300
daN/cm 2, precum si robustetea unitatilor din familia E,
permit utilizarea acestora la puteri mari si regimu ri grele
de lucru, frecvent intalnite in actionarea masinilo r de
constructii, precum si in tehnica moderna a actiona rilor
hidraulice de puteri si presiuni ridicate, de uz general.
3.Aplicatie: Calculul parametrilor hidraulici si
mecanici in functie de dimensiunile geometrice a un ei
pompe hidraulice .
– La macheta sectionata din fig. 1 a pompei cu pist oane
axiale cu corp inclinat sa se masoare dimensiunile
geometrice la urmatoarele componente:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-6 z – numarul de pistonase;
d- diametrul pistonaselor;
R – raza de dispunere a pistonaselor;
ã – ungiul dintre pistonase; m – numarul de pistonase aflat in faza de refulare;
á =15+n – unghiul de inclinare a corpului cu pistonase;
ö=5*n [grad] – unghiul initial; np – turatia pompei [rot/mi n];
ù – viteza unghiulara a pompei[rad/s]; p – presiunea de ref ulare a pompei;
Se cere:
1) Sa se identifice in tabelul anexat tipul de pompa care a fo st sectionat;
2) Sa se calculeze:
– debitul teoretic mediu (Qtm n); – debitul teoretic instantaneu (Qinst n);
– debitul instantaneu maxim (Qinst_max n); – debitul instantaneu minim (Qinst_min n);
– coeficientul de neuniformitate a debitului ä n; – momentul teoretic instantaneu (Minst n);
– Puterea teoretica instantanee (Minst n); Exemplu numeric:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-7 Pp_inst nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ sin αn( )⋅ p⋅
1m
ksin φn k 1−( )γ ⋅+ ∑
=⋅ := δ1 2.528 = δnQinst_max nQinst_min n −
Qtm n100 ⋅ := Qinst_min 1 50.283 liter
min =Qinst_min nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ sin αn( )⋅1
2⋅1
tan π
2z⋅⋅ := Qinst_max 1 51.576 liter
min =Qinst_max nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ sin αn( )⋅1
2sin π
2z⋅⋅⋅ := Qinst nπd2⋅
4R⋅ ω ⋅ sin αn( )⋅
1m
ksin φn k 1−( )γ ⋅+ ∑
=⋅ := Qtm nπd2⋅
2R⋅sin αn( )⋅ z⋅np ⋅ := mz1+
2:= γ2π ⋅
z:= φn 5n⋅grad ⋅:= ω 2π ⋅np ⋅:= αn 15 n+( ) grad ⋅:= grad deg := d 15 mm ⋅:= R 50 mm ⋅:= p 10 7Pa ⋅:= z 7:= np 1500 rot
min ⋅:= rot 1:= n 1 2, 16 ..:= Aplicatie : Penru o pompa cu pistonase axiale de de bit constant cu corp inclinat se cunosc:
Intre
bari:
1 .
C u m
s e
clasifi
c a
p o m
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C3-8 pele cu pistonase axiale?
2. Descrieti structura si functionarea pompelor cu corp in clinat ?
3. Care sunt ecuatiile de debit, moment si putere in regim st ationar la pompe axiale ?
4. Mentionati si prezentati locul unei pompe in circuitel e hidraulice ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -1-
Figura 2
Figura 3
1
2
34
5
6
7
8
9
Figura 1 C4. POMPE SI MOTOARE CU ANGRENAJE EXTERIOARE
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in functie de dimensiunile geometrice a unei pompe
cu roti dintate exterioare
1.Constructie, functionare . Sunt utilizate
pentru o gama larga de presiuni si debite, având o
mare raspândire datorita simplitatii constructive,
costului redus si sigurantei in exploatare.
Pompele cu roti dintate se folosesc pentru
prsiuni cuprinse intre 3..5 daN/cm 2, ca agregate de
ungere si 150…300 daN/cm 2, ca agregate de
actionare.
Debitele de lucru sunt cuprinse la aceste
pompe intre 10 si 1000 l/min, iar turatiile de antre nare
intre 1000 si 3000 rot/min, atingând in unele cazur i
12000…18000 rot/min. Pot fi clasificate dupa forma
rotoarelor (dantura evolventica, cicloidala, cu din ti
drepti incinati sau in V), tipul angrenarii (interi oara,
exterioara) si dupa numarul de rotoare (doua sau mai multe).
In figura 1 este reprezentata schematic o pompa cu do ua rotoare, dantura evolventica si angrenare
exerioara. Pozitiile in desen sunt: 1- arbore, 2- garn itura de etansare, 3- flansa de prindere, 4- surub, 5-
carcasa pompei, 6- roata dintata motoare, 7- conduc ta refulare, 8- conducta admisie, 9- roata dintata
condusa. Rolul de cupe volumice in procesul de pompar e este asigurat de golurile dintre dinti, care prei au
lichidul din zona de aspiratie, il transporta pe perife ria celor doua roti, pâna in zona de refulare, und e prin
reintrarea in angrenare a dintilor conjugati, lichidul est e expulzat (refulat).
In figura 2,a se prezinta schema de lucru a unei p ompe cu trei rotoare cu angrenare exterioara, iar
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -2-
Figura 4
Mdñ•p dVp
Figura 5
M•(F1•F2)re
2•F1ñ1
2•F2ñ2
2•pb
2(2r2
e•ñ2
1•ñ2
2)in figura 2,b, schema unei pompe cu cinci rotoare s i angrenare exterioara, la care in
afara avantajelor legate de sporirea debitului si e chilibrarii fortelor radiale, se pot realiza si tre pte de
presiune, prin inseriere. Este de mentionat faptul ca, la constructiile obisnuite (fig.3), datorita di ferentei de
presiune in prezenta careia lucreaza pompa intre re fulare si aspiratie, apare, in absenta unor masuri
adecvate, un puternic dezechilibru al fortelor F, r ezultanta
actionând pe directia O-O cu sensul de la refulare spre
aspiratie.
Pentru compensarea fortelor F, pe directia diametral
opusa se practica in carcasa pompei fantele E (fig.3), in care
se introduce lichid la presiunea de refulare. Se dezvol ta astfel
forta de echilibrare F e =F, care contribuie la uniformizarea si
respectiv reducerea uzurii premature a lagarelor si stato rului.
In figura 4 se prezinta constructia unei pompe cu tre i
rotoare cu angrenare exterioara
2.Calculul debitului si gradului de neuniformitate la pompele cu angrenaje . Forma complexa
a conturului "cupelor volumice" – golurile dintre dinti r idica dificultati in determinarea precisa a capacit atii
si debitului pompelor cu roti dintate. Exista in ac est sens, un numar relativ mare de metode, unele
aproximative, altele teoretice de calcul.
Metodele teoretice, mai laborioase, conduc la rezulta te mai precise, una dintre acestea pornind de
la echivalenta dintre lucrul mecanic consumat la arbo rele de antrenare si energia imprimata lichidului. Daca
se noteaza: dV p – debitul elementar al pompei; p – presiunea de refulare; dñ – unghiul elementar de rotatie
a arborelui, corespunzator debitului elementar dV p;
M – momentul de rasucire aplicat arborelui pompei, atunci s e poate scrie
Având in vedere ca rezultanta proiectiilor fortelor de
presiune pe o suprafata este egala cu produsul dintre pr esiune si
proiectia suprafetei respective pe un plan perpendi cular pe
rezultanta (fig.5), se inlocuieste conturul danturi i pe care
actioneaza presiunea p, cu conturul rectangular A O 1 B O 2 C si
fortele rezultante F 1,F' 1,F 2,F' 2. Momentul total M va fi exprimat
ca suma momentelor fata de centrele O 1 si O 2 ale celor doua roti
dintate:
In care se inlocuieste si . Fi•pbreFi•p bñ
Exista si metode aproximative pentru determinarea
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -3-
Figura 6 Stg •Scor
2•ð
8(D2e•D2i)•ðm2z.
ä•qmax •qmin
qmed •bù [(r2
e•r2
d)•(r2
e•r2
d•l2
4)]
bù [(r2
e•r2
d)•(r2
e•r2
d•l2
4)]
2;ä•l2
2(2r2
e•2r2
d•l2
4)•l2
4(r2
e•r2
d•l2
8);
ä•ð2•2cos 2á0
4(z•2î )2z•l•2î•ð2z2•2cos 2á0l
8(z•2î)2capacitatii si debitului pompelor cu roti dintate, una din tre cele mai utilizate, fiind cea in care se considera
ca sectiunea dintelui este egala cu sectiunea golul ui, piciorul dintelui egal cu capul dintelui a=c, i ar •=0
(fig.6).
Considerând ca sectiunea S g =S d, sectiunea totala a golurilor se
determina in acest caz, ca fiind jumatate din suprafata coroanei circulare
a danturii, adica
Capacitatea activa a pompei, pentru o pompa cu doua rotoare, cu z 1=z 2
va fi: unde b este latimea danturii si deci, Vp•2•10 •3ðm2zb;b•ëm
unde m este modulul danturii, in mm.
Debitul mediu teoretic al pompei in unitatea de timp va fi,
unde n este turatia de antrenare a Vp•2ðm3zë 10 •3[cm 3/rot ]•Vpn•2•10 •6ðm3zën[1/min
pompei, in rot/min.
Gradul de neuniformitate al debitului pompelor cu roti dintate se determina pornind de la expresia
generala (3.136), in care se inmulteste si se impar te membrul al doilea cu dt: dV p•b(r2
e•r2
d•x2)dñdt
dt
sau dV p
dt •qinst •bù (r2
e•r2
d•x2)
Se observa in relatia de mai sus ca debitul instant aneu maxim se obtine la x=0, debitul instantaneu
minim la x=x max =l/2, debitul mediu reprezentând semisuma debitelor limit a si deci,
Analizând relatiile de mai sus, se constata ca, pen tru a obtine o capacitate activa cât mai mare, este
necesara realizarea unor pompe cu modul mare; in du pa inlocuirea marimii l, r e si r d se obtine, schimb,
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -4- pentru reducerea gradului de neuniformitate, dantura treb uie sa aiba un grad de acoperire • cât mai mic
(z mic) si deplasare de profil î mare ( á 0 mare).
Debitul real al pompelor cu roti dintate este mai m ic decât cel teoretic, datorita pierderilor care ap ar
in procesul de pompare.
Zonele functionale ale pompei in care pot aparea pi erderi volumice sunt: conturul exerior al danturii,
flancurile celor doua roti dintate si linia de angrenare.
3.Aplicatie: Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in fun ctie de dimensiunile geometrice a unei
pompe hidraulice .
– La macheta sectionata din fig. 1 a pompei cu roti dintate sa se masoare dimensiunile geometrice la
urmatoarele elemente: z, m,
1) Sa se identifice tipul de pompa care a fost sectionat;
2) Sa se calculeze:
– debitul teoretic mediu (Q i); – debitul teoretic aproximativ (Qaprox i);
– coeficientul de neuniformitate a debitului än; Puterea teoretica (P i);
Exemplu numeric:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -5- δiπ2ε2⋅ cos α( )( )2⋅
4 z 2ξ ⋅+( )2⋅ z 1+ 2ξ ⋅+ π21− ⋅ ε2⋅ cos α( )( )2⋅1
8 z 2ξ ⋅+( )2⋅⋅ −
⋅100 ⋅ := PiQipi⋅
ηvηmh ⋅:= Qaprox 2 π ⋅b⋅m2⋅z⋅n⋅ ηv⋅ := Qi2π ⋅b⋅m2⋅ z 1+π2cos α( )( )2⋅
12 −
⋅ ni⋅ ηv⋅ := b 16 mm ⋅:= ξ 0.33 := α 20 deg ⋅:= m 4 mm ⋅:= ε 1.5 := ηmh 0.85 := pi 300 10 i⋅− ( ) bar ⋅ := ηv 0.9 := bar 10 5N
m2⋅:= z 9:= ni 1000 10 i⋅+ ( )rot
min ⋅ := rot 1:= i 1 20 ..:= Se cunosc:
Intrebari:
1. Cum se clasifica
pompele cu roti
dintate ?
2 . D e s c r i e t i
s t r u c t u r a s i
f u n c t i o n a r e a
pompelor cu roti dintate ?
3. Care sunt ecuatiile de debit, moment si putere in regim st ationar la pompe roti dintate ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C4 -6- 4. Mentionati si prezentati locul unei pompe in circuitel e hidraulice ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -1-
Figura 3
Figura 2
Figura 1 C5. SUPAPE DE PRESIUNE CU REGLARE
DIRECTA
Presiunea este unul din parametrii de baza ai
sistemului hidraulic, reprezentand variabila hidr aulica de
efort, determinand impreuna cu debitul nivelul de pu tere
al unui circuit hidraulic, iar in cazul motoarelor
hidrostatice nivelul eforturilor – fortele sau mome ntele de
actionare.
Pentru desfasurarea corespunzatoare a
proceselor de lucru ale sistemelor de actionare
hidraulica, sunt necesare dupa caz, reglarea presiuni i la
anumite valori, protectia instalatiei prin limitar ea
valorilor maxime ale presiunii, reducerea sau menti nerea constanta a acesteia, interzicerea circulatie i fluidului
sub presiune intr-un anumit sens si altele; aceste functiuni sunt realizate cu ajutorul aparatelor pen tru reglarea
presiunilor, denumite uzual supape (fig 1). Exista in
prezent o mare diversitate de supape de presiune, d ar
cu toate acestea, elementele structurale caracterist ice
sunt asemanatoare dupa functia indeplinita, fapt care
permite, dupa cum se va arata in continuare si
stabilirea unor modele matematice unitare, pentru
calculul si stabilirea performantelor de lucru.
In figura 2, a, este reprezentata schematic o
supapa de presiune, ale carei elemente structurale
caracteristice sunt: elementul de sesizare a presiu nii 1,
un element de referinta 2 si un element de reglare
rezistiva 3, iar in figura 2, c, semnul conventiona l
corespunzator.
Elementul de sesizare a presiunii il constituie
de regula suprafata elementului de reglare 3, pe ca re se aplica presiunea din sistem. Daca presiunea c reste,
elementul de reglare se va deplasa, deschizand orif iciul de trecere I-E, fapt care conduce la scaderea
presiunii, aparand oscilatii, pana la stabilizarea orificiului, corespunzator echilibrului dintre fort ele de
interactiune dintre lichidul de lucru si elementul de regla re pe de o parte si forta elementului de referinta 2
-deregula un resort elastic, pe de alta parte.
Pentru marirea stabilitatii dinamice, unele supape sunt prevazute cu un amortizor A (figura 2, b).
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -2-
Figura 5
Figura 6
Figura 4 Elementul de sesizare a presiunii, prin intermediul caruia se asigura si functia de reglare este frecv ent
de forma sferica (figura 3, a), plana, tronconica sau cilin drica (plunjer).
Forma organului de reglare si implicit a scaunului acestuia depinde de rolul functional indeplinit de
supapa, fiind conditionata si de alti factori; astf el in cazul functionarii cu intermitenta indelungat a, supapa cu
organ activ plat sau conic (figura 3, b, c) este mai sigura decat cea cu plunjer (figura 3, d), care se poate
bloca in timp prin depuneri asfaltice.
Jucand un rol deosebit de
important in functionarea de
ansamblu a intregului sistem
hidraulic, supapele de presiune trebuie sa
raspunda urmatoarelor cerinte mai importante:
siguranta functionala ridicata; caracteristica
functionala corespunzatoare rolului indeplinit de
sistem; histerezis minim; stabilitate dinamica.
Pentru aprecierea functionarii
supapelor de presiune in regim stationar, se
utilizeaza caracteristicile statice p = f(Q), care
trebuie sa aiba o panta cat mai mica posibil si
mai apropiata de cea liniara (figura 4).La
majoritatea supapelor de presiune utilizate,
curba p = f(Q), poate avea de regula doua forme car acteristice (figura 5). Astfel, caracteristica poat e fi
pozitiva crescatoare (curba I), caz in care o data cu cresterea debitului deversat prin supapa, caderea de
presiune Äp creste. Aceasta functionare este specific a supapelor cu comanda directa (figura 2, a, b)
deoarece in acest caz, o data cu cresterea debitului deversa t creste inaltimea h de deschidere a supapei,
iar forta corespunzatoare a elementului de referint a (resortul supapei) nu poate fi echilibrata decat prin
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -3-
Figura 8
Figura 10
Figura 7
Figura 9
cresterea fortei de presiune pe supapa. Cresterea l ui
Äp inseamna marirea presiunii sub supapa, fapt care
se repercuteaza negativ in functionarea acesteia.
In cazul curbei II (figura 5) panta acesteia fiind
nula, variatia debitului deversat prin supapa se face de
data aceasta la presiune constanta.
Desigur, in regim dinamic fenomenele sunt mai
complexe, putand conduce la instabilitate functiona la.
Droselul 6 si amortizorul hidraulic al supapei pilo t sunt doua exemple privind masurile constructive c are se
iau in acest caz pentru stabilizarea dinamica a ansamblulu i.
Pentru analiza de detaliu a functionarii supapelor de presiune in regim dinamic este necesar
stabilirea modelelor matematice ale acestora si a c onditiilor de stabilitate dinamica, care vor fi tra tate in
continuare.
Se observa ca, in cazul supapelor cu comanda pilota ta, presiunea sub supapa p 1 ramane constanta
la debit expulzat Q variabil (figura 5-curba II).
Histerezisul supapelor de presiune, care conduce la diferenta dintre presiunile p d si p i de deschidere
si respectiv inchidere a supapelor se datoreaza disiparii de energie prin frecare si recristalizarii metalul ui la
deformarea arcului de referinta.
Desi prezinta unele elemente structurale comune, supapel e de presiune sunt realizate intr-o gama
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -4-
Figura 11
Figura 12 tipodimensionala larga, putand fi clasificate in baza u nor criterii mai importante, mentionate in continua re.
Clasificarea supapelor dupa rolul functional indeplinit i n sistem:
– Supape pentru controlul sensului de curgere a lic hidului (supape de sens si de contrapresiune).
Supapele de sens unic (figura 6) permit circulatia lichidului intr-un singur sens I-E, blocand trecere a acestuia
in sens invers.
Utilizarea acestui tip de supape in sistemele de ac tionare hidraulica este ilustrata in figura 7, a, b ,
c, d, iar semnul conventional corespunzator in figura 6, a.
In figura 7, a, supapa de sens S s permite circulatia lichidului de la pompa la motor , impiedicand
dezamorsarea instalatiei; in figura 7, b, supapa de sens S s, asociata in paralel unui drosel reglabil, asigura
reglarea rezistiva a vitezei motorului la parcurger ea ansamblului "drosel de cale" in sensul N 1, permitand
ocolirea droselului de catre lichidul de lucru in sensul opu s de curgere; in figura 7, c, supapa de sens S sc
indeplineste rolul de supapa de contrapresiune, contribui nd la
imbunatatirea stabilitatii vitezei motorului hidros tatic in raport
cu sarcina rezistenta. Supapele de contrapresiune p ot avea o
constructie identica cu cele de sens unic sau, in caz ul in care contrapresiunea introdusa trebuie reglat a, au
o constructie specifica (figura 8). In acest caz, li chidul din camera de contrapresiune p determina la o
valoare reglabila cu ajutorul arcului 5, deschidere a supapei si parcurgerea acesteia in sensul 1-2; su papa
prezentata permite si inversarea sensului de circulatie, lichidul poate circula si in sensul 2-1.
In figura 7, d, se prezinta un exemplu de utilizare a supapelor de sens S s pentru asigurarea protectiei
la suprasarcina a trei circuite A, B, C, printr-o singura su papa de siguranta S 1.
In domeniul presiunilor inalte se utilizeaza uneori cate doua supape cu bila inseriate, fara arc (figu ra
8) capabile sa asigure o etansare foarte buna .
Exista de asemenea situatii in care cele doua supape avand o singura bila, fara arc, sunt montate
in opozitie, alcatuind o supapa dubla de sens cu trei cai (fig ura 6, b si 7, e).
O asemenea supapa permite realizarea unei functii "SAU" ad ica trecerea debitului Q in conducta
C de alimentare a unui consumator, fie prin distrib uitorul D 1, fie prin D 2, situatie specifica masinilor cu dubla
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -5- tηld ⋅A3⋅
2 P⋅1
h21
h0 2−
⋅ := AR d−
2:= ld πR d+( )
2⋅:= Qi Cd Sh i⋅2
ρ∆p⋅⋅ := Sh iπd⋅
4 d24 h i( )2⋅+⋅d24 h i( )2⋅+ 4 R2⋅− ⋅ := hi4 R2⋅ d2−
20.1 i⋅mm ⋅+ := ms 10 3−s⋅:= P 5 h0 ⋅ C1 ⋅:= ∆p 2 bar ⋅:= η 19.65 10 3−⋅N s⋅
m2⋅ := C1 .495 10 3−⋅N
m⋅ := i 0 1, 16 ..:= h0 25 mm ⋅:= ρ 900 kg
m3⋅:= bar 10 5N
m2⋅:= R 14 mm ⋅:= d 12 mm ⋅:= Cd 0.71 := comanda.
Un rol important in categoria supapelor de sens il indepl inesc in sistemele de actionare hidraulica,
supapele de sens deblocabile (figura 9, 10 si figur a 6,c). In acest caz, supapa permite circulatia li chidului
in sensul I-E, deblocandu-se in sensul invers, la apariti a unui impuls de comanda (de deblocare) C, prin
intermediul pistonului 1. La constructia din figura 7, se remarca faptul ca pistonul 1 de deblocare de schide
mai intii un plunjer secundar 3, permitand astfel egali zarea presiunilor pe plunjerul principal 2, si redu cerea
in acest mod a presiunii de deblocare.
In figura 9 sunt prezentate doua exemple de utiliz are a supapelor de sens deblocabile in alimentarea
motoarelor hidrostatice de actionare a instalatiilor de r idicat. Supapa de sens deblocabila este montata in
acest caz direct pe unul din orificiile motorului, cel care corespunde iesirii lichidului la coborarea
necontrolata sau prabusirea sarcinii G, in cazul sp argerii conductelor de alimentare ale motorului, as igurand
protectia la avarie a sistemului, integritatea masinii de ridicat si evitarea unor accidente de munca, care pot
fi deosebit de grave in astfel de situatii limita.
Aplicatie: Pentru supapa cu bila din figura 1 se cere sa se ca lculeze inaltimea de deschidere hi, suprafata
de deschidere Sh, debitul de trecere prin supapa Qi si timpl u de inchidere a supapei t. Se cunosc: Cd-
coeficient de debit; d- diametrul conductei de intrare; R- r aza bilei; ñ- densitatea fluidului de lucru; ho-
strangerea initiala; i- numar din condica; P- forta de pres trangere; C1- rigiditatea arcului; ç-
vasco
zitatea
cinem
atica;
Äp-
cader
ea de
presiu
ne pe
supap
a.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C5 -6- Intrebari:
1. Cum se clasifica supapele hidraulice si pneumatice?
2. Descrieti structura si functionarea unei supape pilota ta ?
3. Care sunt ecuatiile de debit la supapele cu sens unic ?
4. Mentionati si prezentati locul unei supape in circuitel e hidraulice ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -1-
Figura 2,a…e,f
Figura 1 C6. ACUMULATOARE HIDROSTATICE
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici si mecanici in functie de dimensiunile
geometrice al unui acumulator
Acumulatoarele sunt aparate
hidrostatice a caror funtionare se bazeaza pe
inmagazinarea (acumularea ) energiei
hidrostatice, pe seama energiei de deformatie
a unui mediu elastic solid (arcuri spirale ) sau
gazos (azot), precum si pe seama energiei
potentiale a unor greutati de incarcare .
Acumulatoarele hidrostatice
indeplinesc in cadrul sistemelor de actionare
hidrostatica functiuni importante, uneori
determinante in ce priveste asgurarea unor
conditii optime de lucru sistemului, cele mai
reprezentative dintre acestea fiind:
a) Sursa de alimentare cu energie hidrostatica in perioada de consum maxim de energie ale
sistemului; in acest caz
acumulatorul inmagazineaza pe o anumita perioada en ergia excedentara a pompei, si debiteaza pe perioad e
scurte de timp impreuna cu ea, cand apar varfuri de consum pe circuitul hidraulic. Realizarea acestei
functiuni este specifica in urmatoarele cazuri:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -2-
Figura 3,g
Figura 3,h,i -asigurarea partiala sau integrala a energiei de demarare la vehicule grele;
-mentinerea in functiune a sistemului, pe o perioada de se curitate, in cazul avariei pompei;
-acoperirea unor varfuri de consum de energie, dete rminate de natura procesului t e h n o l o g i c
deservit;
-stocarea pe o perioada de timp a energiei hidrostatice;
b) Amortizor de oscilatii de presiune; in acest caz acumulatorul – printr-o acordare adecvata –
amortizeazaa oscilatiile de presiune cauzate de neu niformitatea debitului pompelorvolumice,oscilatiile
introduse de supapele de presiune, servodistribuitoare e tc. c) Amortizor de socuri de presiune;
acumulatorul asigura aceasta functiune, prin absorb irea energiei aflate in exces in perioadele de inch idere-
deschidere brusca a distribuitoarele de comanda, la atingerea capetelor de cusa ale mecanismelor actio nate,
sau la aplicarea asupra motorului hidrostatic a unor socuri mecanice externe, care dezvolta in sistem s ocuri
de presiune.
1 Constructia acumulatoarelor hidraulice
In functie de mediul-suport pe care se inmagazineaz a energia, precum si de natura elementului de separ atie,
in perzent se construiesc urmatoarele tipuri mai importan te de acumulatoare:
Acumulatoare cu greutati (gravitationale) (fig.2.a). in acest caz, energia hidrostatica se
inmagazineaza pe seama energiilor potentiale ale gr eutatilor de incarcare G 1 si ale plunjerului G 2.
acumulatorul cu greutati are o constructie simpla, inmagazinind energia hidrostatica la presiune aprox imativ
constanta.
Acumulatoare cu piston si arc (fig. 2,b,c). Energia hidroststica este inmagazinat a in acest caz,
in camera A, pe seama energiei de deformatie elasti ca a arcului (arcurilor) 2, pe care se sprijina pe pistonul
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -3-
Figura 4 1.
Acumulatoarele cu piston sunt robuste sigure in exp loatare putand functiona la presiuni mari (peste
300 daN/cm 2), dar prezinta dezavantajul unor inertii, frecari si uzari mai mari decat acumulatoarele
hidropneumatice cu mambrana. Energia hidrostatica s e acumuleaza la o presiune care variaza liniar cu
deplasarea pistonului 1.
Acumulatoarele din categoriile prezente poarta si denum irea de acumulatoare hidromecanice.
Acumulatoare pneumohidraulice fara elemente de sepa ratie intre lichid si gaz (fig.2,d).
Energia hidrostatica este acumulata pe seama energi ei pneumatice de deformatie a gazului (azot). Apara tele
de acest tip au avantaj de a elimina inertia elemen tului de separatie, precum si uzurile. Cu toate ace stea, se
folosesc mai rar, datorita pierderii de gaz prin antrenar ea acestuia de catre lichid.
Acumulatoare pneumatice cu piston (fig. 2.e). in acest caz, camera de lichid A este separata de
camera de gaz B, prin pistonul 1 ; aceste acumulatoare per zinta in general aceleasi caracteristici ca si cele
cu arc, exceptand faptul ca lucreaza la o presiune care variaza exponentional in timpul ciclului de in carcare-
descarcare.
Acumulatoare hidraulice cu membrana (fig. 2,f). Elementele principale ale acumulatorului sunt
in acest caz, corpul 1, membrana de cauciuc 2, care separ a camera de lichid A de camera de gaz B si
supapa de incarcare cu gaz 3. Scaunul metalic 4, vu lcanizat in membrana o protejeaza la uzura prin con tact
cu corpul 1. Acumulatoarele cu membrana sunt execut ate ingeneral pentru cantitati mici (aprox. 2 l ) s i
presiuni pana la 210 daN/cm 2 .
Acumulatoarele hidropneumatice cu burduf (balon) fig.3,g,h,i. Elementele constructive
principale ale acumulatorului sunt (fig.3,g) corpul 1, bu rduful 2 care separa camera de lichid A de camera
de gaz B, supapa 3 pentru incarcare cu gaz, amortiz orul 4, care protejeaza membrana in fazele de
destindere brusca.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -4-
Pentru evitarea distorsionarii burdufului in cazul capacitatilor mari si evitarea uzurii rapide, se
utilizeaza in unele situatii trese metalice 1 (fig. 3,h), care inpiedica deformarea pe inaltime a cauci ucului.
Acumulatoarele hidropneumatice cu burduf se executa
pentru capacitati mijlocii si mari (50 l si mai mul t) si
pentru presiuni care ating frecvent 320 daN/cm2 si m ai
mult.
In prezent, cel mai frecvent utilizate
acumulatoare sunt cele hidropneumatice cu membrana
si burduf. Acesta au avantajul unor insertii minime si
respectiv a unor frecvente proprii ridicate, fiind suficient
de sigure in exploatare.
Acumulatoarele hidropneumatice ridica
deasemenea probleme speciale de protectia muncii,
fiind recipienti aflati la o inalta presiune. Corpul de otel
1 trebuie sa reziste in conditii de siguranta presiu nilor
interioare mari. Incarcarea cu gaz inet (azot) conf era
deasemenea conditii de siguranta maxime, mai ales
acmulatoarelor fara element de separare (fig.2,d), unde
frecventele volatile ale uleiului mineral ar putea produce
autoaprinderi Diesel, in prezenta oxigenului din ae r. Evident, se interzice categoric incarcarea
acumulatoarelor hidropneumatice cu oxigen.
2. Instalarea hidrulica a acumulatoarelor .Conditiile de instalare a acumulatorului in schem a de
actionare hidraulica sunt strans legate in principal de functiile pe care aceasta urmeaza sa le indeplineas ca
in instalatie.
Astfel, in fig. 4,a este exemplificata montarea in s istem a acumulatorului ca sursa de alimentare cu
energie hidroscopica in perioadele de virf de consum. Acumulatorul A se incarca in fazele pasive sau cu
consum minim prin aparatele 1,2,3, iar in fazele ac tive se descarca retrocedand energia acumulata prin
aparatele 3 (comutat) si 4 la motorul hidroststic MH.
In fig 4,b se prezinta montajul caracteristic la ac umulatorului ca amortizor al oscilatiilor de presiu ne
datorata pulsatiei debitului pompei ; pentru realiz area acestei functiuni intre pompa si consumator se
monteaza droserul 1, care transforma pulsatia de de bit in pulsatii de presiune preluata de catre acumu latorul
A. Prin acordarea pulsatiei proprii a acumulatorulu i in functie de frecventa oscilatiilor de presiune rezultate,
dupa droselul 1, presiunea lichidului de lucru ramane cons tanta.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -5-
Figura 5 p•4(G1•G2•F)
ðD2•ãh
K h•(pmax •pmin )ðD2
4;
Vu•(pmax •pmin )ðD2
421
K[cm 3]In fig.5, se prezinta montarea acumulatoarelor hidros tatice ca amortizor de oscilatii de presiune,
intr-un sistem complex de reglare automata a pozitie i sau fortei motorului hidrostatic MH , comandat pr in
servovalva SV. in acest caz, pentru asigurarea unor pres iuni constante la intrarea si iesirea din servovalv a
se monteaza un numar mai mare de acumulatoare in deriv atie pe cele doua circuite pe conducta care leaga
servovalva de pompa se monteaza doua acumulatoare (A 1 si A2) sau mai multe, acordate la frecvente
proprii diferite in vederea largirii benzi de frecv enta in care acestea pot interveni eficient pentru amortizarea
oscilatiilor de presiune. Acumulatorul A3 reglat
corespunzator serveste la amortizarea oscilatiilor de
presiune pe circuitul de retur la rezervor al servovalvei.
3. Calculul acumulatorului-sursa de energie
hidrostatica
Capacitatea utila a acumulatorului se stabileste
avand in vedere volumul de lichid care trebuie cedat de
acumulator la o cadere de presiune p=p max -p min . Ä
Acumulatoare gravitationale . Presiunea in
timpul ciclului incarcare descarcare este constanta ,in
acest caz valoarea fiind data de relatia:
unde G1, G2 sunt greutatile de incarcare( fig 2,
a); F – forta de frecare ; D – diametru plonjorului; H –
greutatea specifica a lichidului de lucru.
Volumul util maxim de lichid care poate fi refulat la un cicl u va fi, . Vu•ðD2
4h[l]
Acumulatoare mecanohidraulice cu arc (fig. 2,b,c)
In acest caz, presiunea lichidului din acumulator are o var iatie liniara cu deplasarea pistonului.
Rigiditatea arcului se determina preliminar dupa relatia :
unde p max , p min – presiunile de capat ale semiciclului; D -diametr ul pistonului; h -cursa pistonului
corespunzatoare domeniului de presiune p min -p max .
Volumul util de lichid refulat de acumulator la un ciclu va fi:
Acumulatoare hidropneumatice . Presiunea de lucru a acumulatorului hidropneumatic prezinta o
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -6- p1
n
IVt•P1
n
min (Vt•V) V•Vt1•P1
Pmin 1
n
P1
n
iVt•P1
n
max Vt•Vu•Vt1•P1
Pmin 1
n,adic •,
VuP1
n
max •VtP1
Pmin 1
n•P1
n
max •P1
n
isau Vu•VtPI
Pmin 1
n•P1
Pmax 1
nvariatie exponentiala, determinata de natura transfor marii termodinamice a gazului pe perioada ciclului de
incarcare-descarcare.
In cazul cel mai general, considerand o transformar e politropica a gazului din acumulator si
cunoscand volumul util de lichid V u pe care trebuie sa il cedeze in intervalul de pres iuni p max – p min , se
noteaza: P i – presiunea initiala de incarcare a camerei cu azot; V t – volumul total al acumulatorului; V u –
volumul util de lichid cedat sistemului; p max -presiunea de sfarsit de acumulare (inceput de
debitare ); p min – presiunea de inceput de acumulare (sfarsit de debitare).
Avand in vedere cele trei stari caracteristice limitat e ale acumulatorului, se pot scrie urmatoarele
relatii de transformare (politropica) de la o stare la alta:
Dupa inlocuirea volumului V in ecuatia rezulta,
Relatia permite calculul volumului util de lichid, V u,cedat de acumulatorul care are un volum total
Vt, incarcat la presiunea initiala p i, in intervalul caderiide presiune p max – p min . In cazul in care ciclul se
desfasoara cu o viteza medie, care permite si un oa recare schimb de caldura, se admite dupa cum s-a ma i
mentionat transformarea politropica, cu exponentul n=1, 3.
In cazul ciclurilor rapide de incarcare descarcare, fara schimb de caldura, se admite o transformare
adiabatica a azotului din acumulator, pentru care n=÷=1,4 .
La cicluri legate de incarcare -descarcare ale acum ulatorului, cu schimb de caldura intre azot si
mediul ambiant, se admite transformarea izoterma, cu n=1.
In cazul proceselor de stocare a energiei in acumul ator pe timp mai indelungat, are loc o
transformare izocora a gazului cu care conduce la v ariatia presiunii la volum constant, n• •,p1
•V•V•ct .,
prin variatia temperaturii acestuia.
Pentru cresterea duratei de viata a membranei de cauciuc, se recomanda ca acumulatotul sa nu se
descarce complet adica, p min /p i=1,1; de asemenea din aceleasi motive exista urmato arele rapoarte de
presiuni recomandate:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -7- pmax
pmin •3…4sau pmax
pi•3,3…4,4.
tu•Vu
Q•Vu
ðd2
42Äpmed
ñ(•î••ë1
d)Daca se admite in plus ca presiunea de lucru a motorului pe care debiteaza acumulatorul este p min = ct,
atunci caderea de presiune de debitare a acumulatoru lui prin suma caderilor de presiune liniare si loca le
dintre acestea si motor va fi : Äp med =p med -p min , adica Äp med =(p max -p min )/2. In acest caz, timpul de
debitare al acumulatorului va fi:
In relatia se noteaza: d- diametrul conductei de refulare;
-coeficientul global de rezistenta al conductei de refular e a acumulatorului. (•î••ël
d)
Relatiile permit determinarea parametrilor princip ali ai acumulatorului hidropneumatic, utilizat ca
sursa de energie hidrostatica.
Aplicatie: Sa se determine parametrii mecanici si h idraulici masurand dimensiunile acumulatorului din figura
1, care aste utilizat in variantele:
a) absorbitor de pulsatii; b) absorbitor de socuri.
Notatiile sunt: ä- grosimea peretilor din acumulato r; Da- diametrul acumulatorului; µ- coeficientul lu i
Poisson; pmin- presiunea minima din acumulator; pme d- presiunea medie din acumulator; pp- presiunea
pompei; Dc- diametrul conductei; Lc- lungimea condu ctei; dp- diametrul pistonasului din pompa; hp- cur sa
pistonasului din pompa; k- coeficient de pulsatie a l pompei; cs- coeficient de siguranta; ÷- exponent
adiabatic; vl- viteza fluidului prin conducta; ml- mas a fluidului din conducta; óa- efortul unitar admisibil la
intindere; ñ- densitatea fluidului de lucru; Eu- mod ulul de elasticitate al fluidului de lucru. Se cere :
1) pmax- presiunea maxima din acumulator;
2) Voa- volumul de fluid ca amortizor de pulsatii;
3) Vos- volumul de fluid ca amortizor de socuri;
4) va- viteza de propagarea a undei de presiune in conducta ;
5) tu- durata de propagare a undei de presiune in conducta.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -8- tu i2Lc
va i⋅:= va i1
ρ1
Eu Dc
σaiδ ⋅+⋅:= Vos i0.4 ml ⋅vl 2⋅
2 pp ⋅pmax i
pp χ1−
χ
0.1 −
⋅pp
pmin iχ
⋅ := b ) Voa ik qn ⋅
0.695 1100
100 x i+0.714
−
⋅:= qn πdp 2⋅
4hp ⋅:= xipmax ipmin i−
pmed 100⋅ := a ) pmax iσaiα 1−( )⋅
α1µ+( )⋅ 1+ 2µ ⋅−1
cs i⋅ := α4δDa
2+2
⋅
Da 2:= Eu 1.7 10 7⋅N
m2⋅:= ρ 850kg
m3⋅:= ml 0.7 kg ⋅:= δ 4 mm ⋅:= pmin i 27 i−( ) bar ⋅:= σai 1500 20 i⋅− ( )daN
cm 2⋅ := vl 12 m
s⋅:= pp 30 bar ⋅:= cs i2.5 0.1 i⋅+:= χ 1.401 := k 0.02 := pmed 40 bar ⋅:= hp 62 mm ⋅:= bar 1daN
cm 2⋅:= µ 0.3 := dp 12 mm ⋅:= Lc 2 m⋅:= daN 10 N⋅:= i 1 2,20 ..:= Da 140 mm ⋅:= Dc 10 mm ⋅:= ACUMULATOARE HIDRAULICE
Intrebari:
1. Cum se
c l a s i f i c a
acumulatoarele
hidraqulice?
2. Descrieti
structura si
functionarea
u n u i
acumulator
hidraulic ?
3. Care sunt
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C6 -9- functiile unui acuulator hidraulic ?
4. Mentionati si prezentati locul unei acumulator in circu itele hidraulice ?
5. Prezentati aplicatiile acumulatorului hidraulic la aut omobile ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -1-
Figura 2,a,b
Figura 1 C7. REZERVOARE HIDROSTATICE
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici in functie d e dimensiunile geometrice a unui rezervor
In cazul general, sistemele de actionare hidrostati ca functioneaza in circuit hidraulic deschis, lichi dul
de lucru fiind preluat de catre pompa din rezervor, in care se reintoarce dupa ce a cedat energia
hidrostatica motorului(circuitul pompa-motor este
"deschis " pe rezervor).
Exista insa, asa dupa cum se va arata la
cap.4 si sisteme de actionare in circuit hidraulic
semideschis si inchis; in ultimul caz, pompa princi pala
si motorul sunt legate in circuit inchis, existand si in
acest caz un rezervor pentru compensarea cu ajutoru l
unei pompe auxiliare a pierderilor interne ale
circuitului inchis.
Functiunile mai importante pe care le
indeplinesc rezervoarele hidrostatice sunt:
•-stocarea lichidului de lucru necesar
sistemului, avand in vedere fluctuatiile debitului
necesar;
•-asigurarea evecuarii celei mai mari parti din caldura d egajata in sistem-consecinta a pierderilor
energetice-in mediul ambiant, pentru mentinerea temp eraturii (vascozitatii) lichidului in limitele admi se
(functiunea de schimbator de caldura);
•-separarea prin decantare a unor impuritati mecanice (fil tru decantor);
•-eliminarea aerului antrenat de catre lichidul de l ucru, pentru asigurarea unui modul de elasticitate
al acestuia cat mai ridicat si a performantelor dinamice de lucru ale sistemului.
Rezervoarele hidrostatice se executa intr-o mare varietat e constructiva, putand fi totusi impartite in doua
mari categorii:
•-rezervoare libere (deschise), in care lichidul se afla la presiune atmosferica;
•-rezervoare presurizate, in care lichidul de lucru de afla la o presiune ceva mai mare decat cea
atmosferica; persurizarea rezervorului se face in
vederea imbunatatirii conditiilor de aspiratie ale
pompei si evitarea cavitatiei , evitarea patrunderii d in
exterior a impuritatilor mecanice, asigurarea
functionarii rezervorului si a sistemului de actio nare in
conditii de vibratii, socuri, imponderabilitate (ult imul
caz specific rezervoarelor "de forta", fig.2,c,d,).
Forma rezervorului poate fi adaptata conditiilor de
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -2-
Figura 2,c,d
NC•860 Np(1•ç) (1) instalare pe masina, existand insa o serie de reguli si elem ente constructive comune.
Peretele 8 imparte rezervorul in doua compartimente – de retur si de aspiratie fig.2,a, favorizand
decantarea impuritatilor care au trecut eventual de f iltrul 3 si eliminarea aerului; lichidul de lucru f iltrat de
elementul 3 si prin decantare deverseaza peretele 8 in compartimentul de aspiratie al pompei. Pe condu cta
de aspiratie a pompei se monteaza cel mult un filtru cu sita m etalica cu rezistenta hidraulica minima.
Conducta de retur 2 sau orificiul de iesire din fil trul 3, trebuie sa ramana imersionate in orice situ atie
de consum a sistemului, pentru evitarea antrenarii aerulu i
prin spumarea lichidului de lucru.
Rezervorul din figura 2,b, pastreaza principiile
constructive ale celui anterior, fiind insa prevazu t cu doi
pereti despartitori 8, care imbunatatesc procesul de
eliminare a aerului si de depunere a impuritatilor prin
decantare. In plus, in acest caz rezervorul este erm etizat
si presurizat la o presiune p, a carei valoare limi ta este
controlata prin supapa 12. In mod obisnuit in rezerv oare
de acest tip se introduce aer comprimat la o presiu ne p=0,7….1,2 daN/cm 2, solutie care are dezavantajul
ca favorizeaza dizolvarea aerului (oxigenului),accelera nd intrucatva procesele de oxidare ale lichidului de
lucru.
Presurizarea rezervorului cu gaz inert(azot), nu poat e fi luata in considerare in aplicatiile curente
datorita costului mai ridicat.
Exista si solutii constructive la care in rezervor este amplasata direct pompa sistemului, si chiar un ele
elemente de comanda.
In figurile 2,c,d sunt prezentate doua exemple de rezervoare presurizate (de forta), care prin
prezenta pistonului 14, elimina contactul cu aerul al lichidului de lucru in rezervor. Lichidul de luc ru din
rezervor este mentinut la o anumita presiune p, fie cu aj utorul unui arc 13, fie hidraulic printr-un semnal de
presiune aplicat in camera 18, din circuitul pompei 16. Aceste rezervoare constituie de fapt o variant a a
acumulatoarelor de joasa presiune, fiind utilizate la m asini si sisteme supuse unor acceleratii mari, care isi
schimba pozitia relativa in spatiu.
3.3.3.1. Calculul rezervoarelor hidrostatice . Determinarea volumului rezervorului se face avand
in vedere asigurarea unei cantitati pentru sistem-in oric e situatie de consum-precum si a evacuarii caldurii
degajate prin pierderi, care este preluata de catre lichidul de lucru. Ultima conditie, deosebit de im portanta,
face ca rezervorul sa fie privit ca principalul sch imbator de caldura al sistemului, asigurand lichidu lui de lucru
o temperatura de regim, care nu trebuie sa depaseasca 55…6 0 0C.
Determinand randamentul general al sistemului de a ctionare ç,cantitatea totala de caldura degajata,
in unitatea de timp, va fi,
unde Np reprezinta puterea de antrenare a pompei, in kw.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -3- 860Np(1•ç)dt •(cG•c1g1)dT •k A(T•T0)dt . (2)
(cG•c1g1)dT
dt •kA T •Nc•k A T0., (3)
T•B e•kA
c G•c1G1t(4)
T•B e•kA
cG•c1G1t
•Nc
k A•Tc. (5)
B• •Nc
k A,
T•Nc
k A1•e•k A
cG•c1G1t
• • Tc. (6)
T•1•eâtNc
k A•Tc.,
ti•4cG•c1G1
k A[h] ,
Ta•Nc
k A•T0,.Ecuatia de bilant termic a intregului sistem se scrie in ace st caz,
unde se noteaza: c,c 1-caldurile specifice ale lichidului de lucru si met alului, in kcal/daN. 0C; G,G 1-greutatile
lichidului si metalului, in daN; k-coeficientul de shimb de caldura dintre rezervor si aer, in kcal/m2.h. 0C; A-
suprafata laterala totala a rezervorului.
Ecuatia (2) se poate rescrie sub forma,
cu solutia ecuatiei omogene,
si solutia generala de forma,
Constanta de integrare B rezulta punand conditiile la limi ta t=0 si T=To,
si dupa inlocuire,
Rescriind relatia(4)sub forma,
timpul de incalzire a uleiului de la T o la temperatura stationara T s,va fi pentru
â•4 adica,
,iar valoarea stabilizata a temperaturii
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -4- A•Nc
k(TS•T0).
V•NC
TsTo3
•NC
40 3
(11)
Figura 3
Nc•ÄQr r•860 A k T (12) Suprafata de racire a rezervorului A, in m 2 si volumul corespunzator,pentru o temperatura stat ionara
Ts, se determina cu relatia,
In tabelul 1 sunt redate unele valori uzuale pentru coefici entul de convectie k.
In cazul rezervoarelor cu racire libera, se pot ado pta preliminar urmatoarele valori:
(V – volumul rezervorului) ; k=15kcal/(m 2 h 0C); T S=55..60 0C ; T 0=20..250 0C; volumul A•0,065 v2
3
rezervorului cu racire libera,
Coeficientul de corectie k al rezervoarelor hidrost atice Tabelul 1
Relatia (11) permite determinarea volumului rezer vorului hidrostatic, dar deoarece neglijeaza schimb ul
de caldura efectuat de conducte, pompe, motoare si aparataj, conduce in general la volume mari de lich id.
Intrucat un calcul detaliat de bilant termic este labor ios, se pot utiliza in acelasi scop si relatii prac tice, spre
exemplu de forma,
unde se noteazaÄQr -cantitatea de caldura totala s chimbata de rezervor in unitatea de timp; A- supra fata
laterala totala a rezervorului, in m 2; T- diferenta de temperatura dintre lichidul din r ezervor si mediul ambiant
0C; k- are urmatoarele valori,in W/h.m 2.grd.C:
k=15…20, pentru amplasarea rezervorului in aer liber, c u deplasarea aerului;
k=10, pentru amplasari in hale industriale normale, cu circulatia aerului pe toate directiile;
k=5, pentru amplasarea rezervorului in incinte inchise,a glomerate si cu aerisire slaba.
Relatiile (11) si (12) permit determinarea rap ida a suprafetei laterale A si a volumului rezervo rului. Mediul de racire k kcal /(m 2 h 0C)
Aer cu circulatie dificila in jurul rezervorului 42
Aer cu circulatie dificila 87
Aer cu circulatie libera 13…15
Aer cu circulatie fortata (ventilator) 20
Apa cu circulatie fortata 95…150
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -5- Qa•Nc•ÄTav2
3
2ÄT•ÄTaNcÄTAv2
3
k1S1[l/h]
(13)
V1 iS1 i
gu10 ⋅3
:= (se introduce 860*Nc ) S1 iQc i
ka Tu iTm −( )⋅:= Qc i1 Nc ⋅:= Nc igu 1ηmin −( )⋅ Np i⋅ := Np ips Vg ⋅ni⋅:= Tm 30 gradC ⋅:= ka 15 kcal
m2hr ⋅gradC ⋅⋅:= Tu i 60 i+( ) gradC ⋅:= gu 0.65 := ηmin 0.78 := ηv 0.9 := Vg 63 cm 3
rot ⋅:= ps 110 bar ⋅:= pn 200 bar ⋅:= Kj 10 3J⋅:= gradC K:= ni 1450 i+ ( )rot
min ⋅ := bar 10 5N
m2:= rot 1:= i 0 1,20 ..:= Exista si relatii verificate practic pentru determinare a directa a volumului rezervorului:
V=(3..5)Q p [l], unde Q p – debitul pompei (grupului de pompare), in l/min.
In cazul in care volumul rezultat este incompatibil c u masina pe care se instaleaza rezervorul, sau
in cazul sistemelor hidraulice automate de mare pre cizie, care permit numai o variatie de temperatura
(vascozitate), strict limitata, se instaleaza si sisteme d e racire fortata suplimentare.
Constructia schematica a unui astfel de racito r cu apa este prezentata in figura 3, in care lichi dul de lucru
circula in contracurent cu apa de racire.
Consumul de apa de racire se poate determina cu relatia,
unde se noteaza ÄTa-variatia de temperatura admisa a apei, in 0C;
(T apa =12…15 0 C); k1=100kcal/m 2h0C-coeficient de schimb de caldura intre ulei si apa; S1- suprafata
elementului de racire (serpentinei), in m 2.
Exista si racitoare fortate cu aer, al caror calcul se face similar cu cel al radiatoarelor echi pate cu
ventilator.
Problema rezervor . In sistemul de
actionare al unui grupul hidraulic al
instalatiei este deservit de o pompa
antrenata la turatia n= (1450+i )rot/min.
Supapa de siguranta a sistemului este
reglata la presiunea p s=110*10 5N/m 2 , cu
un grad de utilizare pe fiecare ciclu al
puterii hidraulice instalate g= 0,65 si cu un
randament minim çmin . Sa se calculeze
suprafata si volumul necesar al
rezervorului de ulei , pentru ca
temperatura uleiului sa nu depaseasca
(60+i) 0C , in conditiile racirii naturale si a
racirii cu o aeroterma. Se considera ca
temperatura pentru mediul ambiant
T0=30 0C Si k a=13….15KJ/m 2 *h 0C.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C7 -6- Pentru pompe se dau V g=63cm 3/rot. Solutie:
Intrebari:
1. Cum se clasifica rezervoarele hidraulice?
2. Descrieti structura si functionarea unui rezervor hidra ulic ?
3. Care sunt functiile unui rezervor hidraulic ?
4. Mentionati si prezentati locul unei rezervor in circuit ele hidraulice ?
5. Prezentati aplicatiile rezervorului hidraulic la autom obile ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -1-
Figura 2 C8. DISTRIBUITOARE HIDRAULICE
Dirijarea sensului de circulatie a fluidului de luc ru , precum si controlul debitului de alimentare a
motoarelor hidrostatice si implicit a variabilelor de miscare v sau ù se realizeaza, dupa cum s-a aratat , prin
metode volumice sau rezistive.
Distributia lichidului catre motor se
poate face discret sau continuu cu ajutorul
distribuitoarelor hidraulice cu un numar
distinct de pozitii. Reglarea debitului se
efectueaza cu ajutorul rezistentelor hidraulice
fixe sau reglabile – drosele – care pot
functiona discret , continuu sau digital.
Aparatele din aceasta categorie sunt
destinate sa controleze printr-un numar finit
de combinatii de legaturi, sensul de curgere a
lichidului de lucru sub presiune (energiei
hidrostatice) in sistemul de actionare , prin
deplasarea relativa a unui organ de distributie mob il fata de corpul sau, in care vin si din care plea ca
conductele hidraulice.
Cu ajutorul distribuitoarelor discrete se
comanda pornirea, oprirea si inversarea sensului de
miscare a motoarelor hidrostatice, precum si alte
interconectari hidraulice secventiale, comandate di n
exterior, impuse de schema de actionare.
Principalele cerinte care se impun
distribuitoarelor discrete se refera la posibilitat ea
inversarii miscarii fara socuri dinamice importante,
realizarea unui timp minim de inversare, pierderi
minime de putere.
Distribuitoarele discrete sunt superioare
sistemelor mecanice sau electrice de inversare a
miscarii, din punctul de vedere al rapiditatii rasp unsului la impulsurile de comanda, al frecventei de inversare
si al preciziei. Acest avantaj se datoreste in principal i nertiei reduse a organelor mobile specifice, precum
si controlului sarcinii prin intermediul unui fluid p utin compresibil. Dupa constructia sertarului de co manda,
distribuitoarele discrete pot fi rotative, plane si cu se rtar liniar.
Figura 1
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -2-
Figura 3
Figura 4 1. Distribuitoare rotative. Acestea se construiesc
pentru debite de comanda mici de 8…10 l/min, frec venta mica
de inversare a miscarii, in cazurile in care nu est e necesara o
precizie ridicata a inversarii. Distribuitoarele ro tative (fig.2),
datorita controlarii unor puteri hidraulice mici, au o constructie
simpla.
Se observa in figura 2, b, ca debitul de la pompa P H
trece prin conducta 5, care traverseaza sertarul 2 in camera
pistonului motorului hidrostatic liniar MHL. La rot irea cu
unghiul á a sertarului, acelasi debit trece in camer a tijei
motorului, determinand astfel inversarea miscarii.
In figura 2 este prezentata constuctia unui distrib uitor
rotativ tipizat in tara noastra, la care orificiile P,T se leaga la
pompa si respectiv rezervor, iar orificiile A,B la motorul
hidrostatic.
2.Distribuitoare plane. Asigurarea unor etansari
corespunzatoare intre organul de comanda si corp la
distribuitoarele cu sertar cilindric este
conditionata de realizarea unor ajustaje
corespunzatoare si implicit a unor abateri
dimensionale si de forma minima.
Distribuitoarele plane (fig.3) reduc
dificultatile tehnologice de executie,
contactele hidraulice fiind realizate intre
doua suprafete plane ale sertarului 2 si
respectiv suprafata A a corpului 6. Sertarul
plan 2 este apasat pe corpul 6 prin
intermediul bucsei 1 si arcului 7; prin
deplasarea relativa a orificiilor 3,4,5 de la o
pozitie functionala (stanga) la cea de a doua
(dreapta), se inverseaza sensul de lucru al
motorului hidrostatic comandat.
Comutarea sertarului 2 in una din
cele doua pozitii se realizeaza prin intermediul tijei 8, manual, electromagnetic sau prin alt procedeu.
3.Distribuitoare cu sertar liniar. Reprezinta categoria cea mai raspandita in prezent de
distribuitoare discrete, utilizata pentru o gama la rga de debite si presiuni de lucru, precum si pentr u
frecvente mari la inversare a miscarii motorului.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -3-
Figura 6,a,b
Figura 6,c,d
Figura 5 In figura 4 este prezentat principiul de lucru al
unui distribuitor cu sertar, alcatuit din corpul 1,
sertarul 2 pe care sunt amplasate un numar de
pistonase 3, a caror pozitie relativa fata de orifi ciile
A,B,P,R 1,R 2 determina sensul de curgere a lichidului
sub presiune in sistem. Astfel, la punerea manetei de
comanda 4 in pozitia I, lichidul circula de la pomp a P H
la A si de la B la R 2-T (rezervor), pistonul
deplasandu-se in sensul V 1; la trecerea manetei 4 pe
pozitia II, lichidul circula de la P la B si respectiv de
la A la R 1-T -rezervor, determinand inversarea in
sensul V 2 a delasarii pistonului. In absenta fortei de
comanda F c, arcurile 5 reduc sertarul 2 in pozitia 0
numita si preferentiala, la care orificiile P,R 1,R 2 sunt
obturate simultan si motorul hidrostatic M H, oprit.
Exista o gama deosebit de larga de
distribuitoare discrete cu sertar, ce rezultata din
combinarea numarului de cai de curgere
comandate si a pozitiilor functionale, fiecare
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -4-
Figura 8
Figura 7,b
Figura 7,c
Figura 7,d pozitie fiind caracterizata printr-o anumita
interconectare a cailor de curgere, impusa de
conditiile de functionare ale motorului
(consumatorului hidrostatic in sens general) si in
ultima instanta ale masinii actionate.
In figura 5 sunt redate scheme constructive
si de legaturi pentru unele dintre cele mai utiliza te
distribuitoare discrete cu sertar.
In cazul unor sisteme de actionare complexe,
cum sunt spre exemplu cele ale masinilor pentru
constructii, sunt utilizate baterii de distribuitoa re
discrete cu sertar (fig.6) avand orificiile de pomp a si
de retur la rezervor comune pentru toate
distribuitoarele D 1….D n. Distribuitoarele – baterie pot
fi realizate prin asocierea directa a sectiunilor
(fig.6,a,b,c) si monobloc (fig.6,d).
Dupa natura fortei de comanda F c
(vezi.fig. 4) aplicata sertarului, distribuitoarele
in aceasta categorie pot fi cu comanda manuala
(fig.7,a),mecanica,
electromagnetica,electrohidraulica (fig.7,d),
pneumohidraulica. La distribuitoarele cu
comanda electromagnetica (fig.7,b) sertarul 2
este deplasat dintr-o pozitie functionala in
cealalta cu ajutorul electromagnetilor 1; la
distribuitorul din figura 7,c cu comanda
electrohidraulica sertarul 1 este comutat cu
ajutorul unor forte de presiune create in
camerele de comanda A sau B, prin
alimentarea acestora cu lichid sub presiune prin
intermediul electromagnetilor EM 1 si EM 2. In
figura 7,d, se arata schemele unor distribuitoare
cu comanda electrohidraulica, la care se
noteaza cu X- circuitul hidraulic de comanda,
Y- returul la rezervor al acestuia, P,R-
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -5-
Figura 10
Figura 9
Q•cd•S•2
ñ•Äp,circuitele de pompa, respectiv rezervor si A,B- ori ficiile
care se leaga la motorul comandat.
Distribuitoarele cu comanda electrohidraulica
sunt utilizate atunci cand sertarul principal 2 (fi g.7,d),
trebuie sa comande debite mari care presupun existe nta
unor forte rezistente de comutare al acestuia ridic ate;
distribuitorul pilot 1, comandat electromagnetic,
controleaza aplicarea presiunilor de comanda asupra
sertarului principal.
In plus, comanda hidraulica a sertarelor
distribuitoarelor discrete permite si variatia vite zei de
deplasare a sertarului (fig.8), droselele si supape le de sens 1-5
si 2-3, asigurand comanda rapida si franarea la cap de cu rsa
a sertarului. Astfel, la aplicarea unui semnal de coman da prin
supapa 3, sertarul 7 se va deplasa rapid catre stanga, pan a la
obturarea orificiilor legate la conductele 4,6, dup a care lichidul
din camera 8 este expulzat prin droselul 1, care fr aneaza
rezistiv sertarul la cap de cursa.
Intr-un sistem de actionare hidrostatica,
distribuitoarele discrete se comporta ca rezistente hidraulice
fixe, identice sau diferite pentru fiecare legatura s tabilita. Din
punct de vedere structural, distribuitoarele discre te pot fi considerate contacte hidraulice, cu pozit ie fixa y
a sertarului la cap de cursa; consideratiile prezen tate in cadrul, raman in aceste conditii valabile p entru
calculul debitului de comanda. In acest caz pierderile de d ebit in distribuitor, fiind foarte mici in raport cu
debitul nominal (aproximativ 5…6%) se poate consi dera ca debitul de intrare este egal cu debitul de iesire
din distribuitor Q exprimat prin relatia,
unde in acest caz, S este sectiunea constanta de curgere pri n distribuitor, iar -caderea de presiune a Äp
lichidului de lucru pe distribuitor (exprimata intr e sectiunile de intrare si respectiv iesire din apa rat).In
figura9, sunt reprezentate caracteristicile de debi t ale unui distribuitor cu 4 cai, alimentat la pres iune
constanta, care definesc functionarea acestuia in regim st ationar.
In figura10, se reprezinta caderea de presiune fun ctie de debitul care traverseaza Äp•pa•pb,
aparatul cu sectiune de curgere S=S max =ct., pentru distribuitoare romanesti cu sertar, cu deschideri
nominale DN6,10,16 si 25. Aceste curbe exprima neli niaritatea caracteristica regimului turbulent de cu rgere
prin distribuitor
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -6- Äp•R•Q2.D
ss sx Q c
p p , Q p
p o
Figura 11 A
B
OrE
D
Figura 12 Debite Admisibile la dictribuitoarele cu sertar Tabelul 1
Dimensiunea nomimala Presiunea
de lucru
[daN / cm 2]15 25 50 100 150 200 300
DN[mm] Viteza[m/s] Viteza [m/s] 3 35 4 46 5 55 6
6 28
Qmax
[l / min ]
la 4,5
E50 5 59 67 77 84 92 10
8 50 9 105 12 138 15 165 18
10 79 14 169 187 215 234 255 28
13 133 24 28 32 367 40 44 48
16 201 36 423 48 353 604 66 72
20 314 565 66 753 865 94 104 113
25 491 88 103 117 135 14
7162 176
32 804 145 168 193 221 240 275 290
Se observa o crestere puternica a caderii de presiu ne pe distribuitor , la debite mai mari decat Äp
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -7- ( ) ( ) cd Sp sx pp pc cdo Spo sx pc po ⋅ − = ⋅ −( ) ( )2 2
ρ ρ(2)
pc sx Sp sx pp Spo sx po
Sp sx Spo sx ( )( ) ( )
( ) ( )=+
+2 2
2 2(3)
()
Sp sx rr lc a a sx ( )= −− + ⋅π2
2(7) debitele nominale admise. Datorita acestui fapt este reco mandabil ca la alegerea unui distribuitor discret
cu sertar, debitul de comanda care il tranziteaza sa nu conduca la caderi de presiune mai mari de Äp
2,5…3 daN/cm 2, adica . Q•Qnom
In tabelul 1 sunt prezentate din acest punct de ved ere, debitele maxime admisibile recomandate in
functionarea distribuitoarelor discrete cu sertar.
Problema distribuitor. Un distribuitor 3/2 cu acoperire negativa actionea za un cilindru hidraulic de
diametru D=5 cm (figura 11). Comanda cilindrului hi draulic se face prin deplasarea sx de la valoarea
minima la valoarea maxima s=0 … 5 mm. Presiunea pompei pp =150 bar, po=12 bar. Sa se determine:
1) Dependenta dintre pc si sx cand cilindrul hidraulic este blocat;
2) Variatia de viteza a cilindrului hidraulic in fu nctie de sx. Se dau: ñ=950 kg/m3, cd=0,62; cdo=0,61.
Rezolvare: Daca cilindrul hidraulic este blocat Qc=0 si re zulta presiunea pc(sx):
Qp Qo = (1)
in final daca cd=cdo rezulta:
Pentru calculu sectiunilor Sp(sx) si Spo(sx) se utilizeaza desenul din figura 12 unde:
Sp(sx) – este aria ABCD;
Spo(sx) – este aria cercului de raza r din care se scade ADCE;
– lungimea cercului ABC; lc r=π ϕ
180
– lungimea coardei AC; a r rx x= −2 22
– unghiul arcului la centru; ϕ=−
2ar r sx
rcos
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -8- vc i4
πD2⋅Qp iQp0 i−( )⋅:= Qp0 icdo Spo i⋅2
ρpsx ip0 −( )⋅⋅ := Qp icd Sp i⋅2
ρpp psx i−( )⋅⋅:= psx iSp i( )2pp ⋅ Spo i( )2p0 ⋅+
Sp i( )2Spo i( )2+:= pc is sx i−( )2pp ⋅ sx i( )2p0 ⋅+
s sx i−( )2sx i( )2+:= Spo ir la iai−( )⋅ aisx i⋅+
2:= Sp iπr2⋅r la iai−( )⋅ aisx i⋅+
2−:= ai2 2 r⋅sx i⋅( ) sx i( )2−⋅:= la iφiπ ⋅
πr⋅:= φi2 acos r sx i−
r⋅:= p0 1.2 MPa ⋅:= ρ 850kg
m3⋅:= cdo 0.61:= pp 15 MPa ⋅:= cd 0.62:= vp 0.1m
s⋅:= sx ii
10 mm ⋅:= rs
2:= s 5 mm ⋅:= MPa 10 6Pa ⋅:= D 0.05 m⋅:= i 0 1,50 ..:= bar 10 5Pa ⋅:= Qp Qc Qo =+ (9)
( ) ( ) cd Sp sx pp pc vc sx D
cdo Spo sx pc po ⋅ − = + ⋅ −( ) ( ) ( )2
422
ρπ
ρ(10)
( ) vc sx DQp Qo ( )= −4
2π(11) ()Spo sx r lc a a sx ( )=− − ⋅
2(8) Pentru calculul vitezei motorului hidraulic, ecuatiei de d ebit va fi:
unde,
de unde viteza
m o t o r u l u i
hidraulic:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C8 -9- Intrebari:
1. Cum se simbolizeaza si se clasifica distribuitoarele hid raulice?
2. Descrieti structura si functionarea unui distribuitor h idraulic ?
3. Care sunt functiile unui distribuitor hidraulic ?
4. Mentionati si prezentati locul unei distribuitor in cir cuitele hidraulice ?
5. Prezentati aplicatiile distribuitoarele hidraulice la automobile ?
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -1-
Figura 1
Figura 2 C9. MOTOARE HIDROSTATICE LINIARE
. Motoarele hidrostatice liniare (cilindri hidraulic i) au o larga utilizare in actionarea masinilor de
lucru, datorita relativei simplitati constructive, compa ctitatii si performantelor pe care le pot realiza.
Privite din punct de vedere energetic,
acestea transforma energia hidrostatica Q xp ,
primita de la pompa de alimentare, in energie
mecanica F xv dezvoltata la tija pentru actionarea
masinii de lucru, putand fi considerate ca si
motoarele hidrostatice rotative cvadripoli. Se
pot clasifica dupa criterii constructiv-functionale ,
in:
– motoare hidrostatice liniare cu actiune simpla
(fig.1,a) sau dubla (fig.1,b);
– motoare hidrostatice liniare cu tija bilaterala
(fig.1,c) sau unilaterala (fig.1,a,b);
– motoare hidrostatice diferentiale S 1 S 2•
(fig.1,b) sau nediferentiale (fig.1,c);
– motoare cu piston sau cu plonjor (fig.1,d);
-motoare monocilindru sau policilindru
(telescopice).
Deplasarea organului activ se poate face
in doua moduri: cilindrul fix la batiul masinii si
pistonul mobil, impreuna cu sarcina sau pistonul si tija fixate la batiu si cilindrul mobil impreuna cu sar cina.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -2- In figura 2, sunt prezentate sectiuni prin cilindri hidraulici tipizati , iar in tabelul 1 principalel e
caracteristici constructiv-functionale ale acestora . Se observa in aceasta figura, solutiile care se p ot adopta
pentru etansarea celor doua camere de lucru ale motor ului la nivelul pistonului, precum si la nivelul ti jei,
unde se monteaza o garnitura "razuitor" 5, pentru curatir ea tijei de impuritati mecanice la cursa de intrare ,
urmata de garnitura V de etansare propriu-zisa.
In general, motoarele liniare se instaleaza pe masi na cu obligativitatea de a se evita solicitarea
acestora la momente incovoietoare, pentru asigurare a unor conditii corespunzatoare de lucru sistemelor de
etansare a acestora; in acest scop articulatiile de capat (ochiul si capul basculant) sunt prevazute c u cuzineti
sferici. In cazul motoarelor hidrostatice liniare c are lucreaza cu regimuri grele de solicitare, se pr evad
dispozitive de franare la cap de cursa (fig.3).
Cilindri hidraulici tipizati -parametrii principali Tabelul 1
Diametrul Dimensiuni cursa
cmax
mm Forta la tija [daN]
pi
s-
ton tija
dD1
m
md1
m
md2
mm H
m
mM1 M2 R1
mm R2
mm La cursa de
intrare La cursa de
iesire
40 182
563 48 20 62 M16x1,5 M10x1 18 27 3e+05 16001220 2000
63 284
092 76 25 90 M16x1,5 M18x1,
523 23 5e+06 40003000 5000
80 365
0112 95 32 112 M24x1,5 M24x1,
528 40 6e+06 64004900 8000
90 405
5126 102 35 127 M27x2 M30x1,
540 48 7e+06 23006400 10200
10
0456
3134 114 40 137 M27x2 M33x1,
540 50 8e+06 10000760
012600
11
0456
3142 127 45 145 M33x2 M36x1,
545 65 9e+06 1.200e+09 15200
12
5558
0162 140 50 166 M33x2 M42x2 45 55 1e+07 1.580e+09 19600
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -3- 14
0639
0180 159 56 183 M33x2 M48x2 45 65 1e+07 1.960e+09 24600
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -4-
Figura 4,a
Figura 4,b
Figura 3
Figura 5,b In acest caz, dupa patrunderea capului 1 al tijei i n alezajul din
capacul 2 al cilindrului, lichidul din cavitatea A nu mai poate fi expulzat
din motor decat prin droselul 4, creandu-se prin ac easta o
contrapresiune sporita, de decelerare, pe suprafata S a pistonului.
Supapa de sens 5, rezemata pe arcul 3, permite acti onarea in sens
invers.
In figura 4a,b se prezinta alte solutii utilizate i n constructia unor
cilindri hidraulici cu dubla actiune si tija unilat erala, cu aceeasi
semnificatie a reperelor ca in figura 2, iar in figura 5, c onstructia unor
motoare liniare policilindrice (cilindri telescopic i), cu actiune simpla,
la care cursa de intrare a cilindrilor se efectueaz a sub greutatea
proprie a mecanismului actionat.
Acest ultim tip de cilindri este utilizat cu precad ere in operatii
de ridicare-coborare la platforme sau bene basculante, care necesita
curse mari de actionare. Elementele constructive ma i importante ale
motoarelor hidrostatice liniare, sunt:
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -5-
Figura 5,a
Figura 6
Figura 7 • Pistonul, la care solutiile constructive
adoptate trebuie sa tina seama in principal de
presiunea de lucru a motorului si de marimea
cursei active, care impun conditii tehnologice de
executie specifice piesei conjugate – cilindrul. In
figura 6,a se reprezinta un piston complet metalic
la care etansarea se face in raport cu marimea
jocului radial. Canalele practicate pe piston au
rolul de echilibrare a fortelor de presiune radiala
si reducerea frecarilor, precum si de colectare a
impuritatilor.
Aceasta constructie se utilizeaza la
cilindri cu cursa activa mica si forta de actionare
medie.
O aplicatie importanta a acestei solutii
este utilizata in constructia generatoarelor
electrohidraulice de vibratii pentru incercarea
dinamica a masinilor; in acest caz frecarile reduse
intre piston si cilindru asigura un raspuns dinamic
corespunzator la impulsurile comanda, dar
implica dificultati tehnologice suplimentare de
executie.
La varianta din figura 6,b, pistonul este etansat c u
segmenti metalici (fonta), utilizandu-se la curse m ici, medii
si presiuni pana la 150 daN/cm 2. Eficacitatea etansarii
depinde la o anumita stare a suprafetelor cilindrulu i si segmentilor, de presiunea de contact dintre ac estia,
realizata de fortele de prestrangere elastica a seg mentilor si respectiv de presiunea sub segment
fp•ð (D•2h)bp .
La variantele din figurile 6 c si d etansarea pisto nului se face cu mansete simple (cilindri cu cursa
lunga si dificultati tehnologice de finisare) si respe ctiv cu
mansete cu inele de protectie, ultima putand lucra cu bune
rezultate la presiuni ridicate, prin cresterea rezi stentei
mansetelor rezemate pe inele metalice; in ambele caz uri,
presiunile de lucru p 1 si p 2 contribuie la etansare prin
apasarea garniturii pe cilindru.
O solutie frecvent utilizata este reprezentata in
figurile 6, e, f, la care pistonul este etansat prin inele "O",
cu sau fara inele de protectie, caracterizandu-se p rin
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -6-
Figura 8
Figura 9
Vm•v1
çv•Q1[cm 3/s]sau S!v1
çv•Q1[cm 3/s](1)
F•Fu•Fcp •Fft [daN ] (2)
Fcp •S2p2•S2•m
1Äpi••m
1ÄpL; (3) simplitate constructiva, uzura redusa, intretinere usoar a.
• Tija 3 a pistonului se etanseaza de obicei cu ajutorul unor g arnituri 1 presate mecanic in corpul
4 prin elementele 2 (presetupe) – fig.7
Uzurile care apar in timpul exploatarii la nivelul
garniturilor sunt preluate prin strangerea suplimen tara a
flansei 2 (v.fig.7,c).
• Cilindrul se executa din teava de otel laminat
sau din aliaje de aluminiu. Suprafata interioara (a lezajul)
trebuie sa aiba un inalt grad de finisare (roluire, honuire,
rectificare, superfinisare).
Pentru cresterea rezistentei la uzura, alezajul
se cromeaza dur, se cementeaza sau se nitrureaza,
dupa caz.
• Capacul cilindrului realizeaza inchiderea
acestuia la cele doua capete, putand fi nedemonatbil
sau demontabil (fig.8). Alte detalii constructive s e dau
in figurile 2 si 4.
Calculul parametrilor principali ai
motoarelor hidrostatice liniare in regim permanent. Determinarea parametrilor hidraulici de alimentare
a motorului hidrostatic liniar, aflat in regim perm anent, se face pornind de la elementele geometrice
caracteristice si de la suma fortelor rezistente care actio neaza asupra ansamblului piston-tija (fig.9).
Debitul de alimentare a motorului hidrostatic liniar in reg im permanent se determina din conditia:
unde, V m=S 1 c/c este capacitatea motorului liniar;in cm 3/cm; v-reprezinta viteza la tija in regim permanen t,
in cm/s; este randamentul volumic al motorului (0,97…0, 99). çv
Pentru determinarea presiunii de lucru a motorului liniar in regim permanent, se scrie ecuatia de
echilibru a fortelor care actioneaza asupra ansamblului p iston-tja:
in care: F u este forta rezistenta utila la tija, necesara me canismului actionat; F cp este forta de
contrapresiune, determinata de contrapresiunea p 2, necesara invingerii rezistentelor liniare si loca le pe
circuitul 2 (de retur la rezervor);
Ffp este forta de frecare dezvoltata de elementele de etansar e ale pistonului, calculata
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -7- Ffp •ð(D•2h)(ips•p)bµ [ daN ] (4)
Ffp •ðDlpµ [ daN ] (4')
Fft •ðdlµ1[daN ] (5)
p1•1
S1(Fuf •p2S2) [ daN /cm 2](6) astfel: – la etansare cu segmenti metalici (fig.6,b):
unde: este apasarea elastica a segmentului; E=2.10 4 [daN/mm 2], ps•E(f/D)
7,08 (D
h•1)3[daN /mm 2]
pentru forta; i este numarul de segmenti; p este presiune a din camera de lucru a cilindrului; µ •0,07…0,15
este coeficientul de frecare de alunecare.
– la etansare cu mansete din material plastic sau cauciuc:
unde D este diametrul alezajului; l este latimea ga rniturii; p este presiunea in camera activa a
cilindrului; este coeficientul de frecare de alunecare; µ•0,08
Ff t este forta de frecare in sistemul de etansare al tijei (prese tupa);
unde d este diametrul tijei; l este latimea presetupei l=(0 ,8…1,2)d; este apasarea µ•2,0…2,2[ daN /cm 2]
specifica a presetupei asupra tijei, in daN/cm 2.
Notand in relatia (2) F ut = F u+F fp +F f t , F=p 1S1 si F cp =p 2S2, se poate scrie,
relatie care permite calculul presiunii de alimentare a m otorului hidrostatic liniar in regim permanent, daca
se considera randamentul hidraulic al acestuia . çh•1
Functionarea motoarelor hidrostatice liniare in reg im tranzitoriu; modelul dinamic al motorului liniar .
Regimul dinamic al motoarelor hidrostatice liniare apare la trecerea de la un regim stationar la altul , cand
variatiile de presiune determina aparitia acceleratiilo r si a fortelor inertiale.
Calculul de rezistenta al motoarelor hidrostatice l iniare .In calculul de rezistenta al motoarelor
hidrostatice liniare, unul dintre principalele crit erii care trebuie avute in vedere, este economicita tea solutiilor
si economia de metal. Pentru constructii uzuale, cilindrii hidraulici se construiesc cu pereti din otel sau din
aliaje de aluminiu, ultima varianta fiind frecvent utilizata in constructii aerospatiale, sau in cazul in care masina
sau agregatul prezinta restrictii severe in privinta gre utatii.
In acest sens, se prezinta variatia greutatii cilin drilor hidraulici, raportata la unitatea de lungime a
cursei, in functie de diametru si presiunea de lucr u (fig.10), pentru constructii din otel sau aliaje de aluminiu.
Se vede ca pentru presiuni de lucru p > 280 daN/cm 2 si alezaje D > 125 mm, nu se mai justifica din punct
de vedere al greutatii, adoptarea constructiilor de alumin iu.
Pentru efectuarea calculului de rezistenta al cilindrilor hidraulici, trebuie avute in vedere solicitarile
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -8- ämin •pD
230óa•p•cmin mm ,(7)
óa•ór
nçs[daN /mm 2] (8)
Figura 11 principale care apar in timpul procesului de lucru: – solicitarile date de presiunile interioare; – sarci nile
exterioare aplicate cilindrului.
In actionarea masinilor de constructii si a utilaju lui mobil in general, cilindrii hidraulici se
dimensioneaza ca tuburi cu pereti subtiri, ; in ace st caz, relatia de dimensionare a grosimii De/D•1,2
peretelui cilindrului este,
in care, p este presiunea interioara de lucru, in daN/cm 2; D este diametrul interior al cilindrului, in mm;
este efortul unitar normal admisibil, in daN/mm 2; c min este coeficient de majorare a grosimii peretelui óa
care tine seama de abaterea dimensionala corespunza toare clasei de precizie in care se executa cilind rul
hidraulic, cu valorile urmatoare:
D[mm] 30 30…80 80…120 120…180
cmin [mm] 0,5 0,7 0,8 1,0
Rezistenta admisibila se recomanda sa se stabileasca dupa r elatia:
in care, este rezistenta la rupere a ór
materialului; n este coeficient de siguranta, a
carui valoare recomandata este: n =3 –
pentru toate agregatele hidraulice supuse la
presiuni interioare; n =5…6 – pentru cilindri,
conducte, supuse la pulsatii mari de presiune;
n =4 – pentru conducte eliptice; este çs
coeficient de rezistenta pentru cordoane
sudate; se aplica atunci cand cilindrul are
capace sudate, in limitele: = 0,7 – otel, çs
sudura manuala; = 0,8 – otel sudura çs
automata sub flux; =0,4…0,5 – aliaje tari çs
din aluminiu, sudura manuala.
In figurile 11 si 12 sunt prezentate diagrame care permit determinarea preliminara directa a grosimii
peretilor si respectiv deformarea radiala a cilindrilor hi draulici, solicitati la presiunea interioara de lucru.
Sub actiunea fortelor exterioare, cilindrul hidraul ic solicitat in ansamblu la compresiune isi poate
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -9-
Figura 12 Fe•Fcr
k ny[daN ] (9)
Fcr •æFa[daN ] (10)
Fa•cð2E I
L2[daN ] (11)
Figura 13
Figura 14 pierde in anumite conditii stabilitatea (fig.13,a). La pierderea stabilitatii prin flambaj, deformatii le care apar
pot scoate cilindrul din functiune, prin deteriorari meca nice sau ale etansarilor.
Pentru evitarea flambajului cilindrului hidraulic s upus la solicitari externe de compresiune, se
determina forta admisibila de exploatare, cu asigurarea co nditiei de stabilitate, dupa relatia,
unde: – k=1,15 este un coeficient care tine seama de posibil itatea cresterii presiunii;
– n y este coeficient de siguranta, functie de
material si destinatia cilindrului; n y=1,5…3, pentru
oteluri; n y=2…4 pentru aliaje de aluminiu; n y=4…5
pentru fonta;
æ fiind un coeficient care tine seama de variatia
sectiunii transversale a cilindrului (v.fig.1,b) iar
unde: c- este un coeficient functie de tipul de
rezemare al cilindrului. Fig.13; E- este modulul
de elasticitate al materialului, in daN/cm 2; I-
este momentul de inertie al sectiunii
transversale a cilindrului, in cm 4; L- este
distanta dintre reazeme, in cm.
Trebuie avut in vedere ca relatia (11)
este valabila numai in domeniul elastic, unde
,L
i•(L
i)min •ðE
óe
unde este limita de elasticitate a materialului; óei•I/A
este raza de inertie; A este aria sectiunii transve rsale.
In tabelul 2 sunt redate valorile pentru diverse
materiale.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -10- Materiale pentru constructia cilindrilor hidraulici Tabelul 2
Material Caracteristici E
[daN/cm 2]ór
[daN/cm 2]óe
[daN/cm 2](L/i) min
Oteluri moi 2,1*10 64000 2600 91
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -11- Oteluri tari 21,1*10 610000 7000 55
Aliaje de aluminiu 0,7*10 63800 2700 51
Elementele de asamblare a capacelor, a pistonului l a tija, precum si articulatiile cilindrului se
calculeaza in raport cu solutiile adoptate si care se inscriu in teoria generala a rezistentei materia lelor si
organelor de masini.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -12- kδ 1.5 mm ⋅:= psup 10 bar ⋅:= lfr 20 mm ⋅:=
se calculeaza presiunea maxima
pmax i2σa⋅
Dc iδikδ−( )⋅:= pef ipmax i
1.25 :=
-forta rezultanta va fi :
F1rez iπ Dc i( )2dtij i( )2− ⋅
41.8 pef i⋅ psup +( )⋅ η mh1 ⋅πDc i( )2⋅
4pe ⋅ η mh2 ⋅ − :=
F2rez iπDc i( )2⋅
41.8 pef i⋅ psup +( )⋅ η mh1 ⋅π Dc i( )2dtij i( )2− ⋅
4pe ⋅ η mh2 ⋅ − :=
debitul prin cilindrul hidraulic
Qπdcon 2⋅
4vcon ⋅ := Q 249.38 liter
min =
v1c 4 Q⋅ η v⋅
πDc 2⋅:= v2c 4 Q⋅ η v⋅
πDc 2dtij 2−( )⋅:=
forta de frecare la nivelul tijei si pistonului
Σbp 3 bp ⋅:= Ffp iπDc i⋅ µ 1⋅ Σ bp ⋅ pef i⋅ :=
Fftij iπdtij i⋅ µ 1⋅ Σ bp ⋅ pef i⋅ := masa pistonului si a tijei
mt iρotel πdtij i( )2⋅
4⋅ ltij ⋅ := mp iρotel πDc i( )2⋅
4⋅ lp ⋅ := CU TIJA UNILATERALA
i 0 20 ..:=
Dc i 100 5 i⋅+ ( ) mm ⋅ := η mh1 0.97 := lp 60 mm ⋅:= bar 10 5N
m2⋅:=
dtij i 70 i+( ) mm ⋅ := η mh2 0.96 := ma 10 4kg ⋅:=
daN 10 N ⋅:=
ltij 2326 mm ⋅:= dcon 42 mm ⋅:= η v 0.97 :=
σa 5 10 8⋅ Pa ⋅:= vcon 3m
s⋅:= µ 1 0.07 := ρ otel 850kg
m3⋅:=
δi 2i
10 +mm ⋅ := pe 4 bar ⋅:= bp 3 mm ⋅:=
Eotel 2.1 10 7⋅ Pa ⋅ := Aplicatie. Se dau dimensiunile geometrice la un cil idru hidraulic cu tija unilaterala: Dc, ä- diametru l
si grosimea cilindrului; dtij, ltij-diametru si lun gimea tijei; kä- coeficient care supradimensioneaza grosimea
cilindrului; óa, ñotel, Eotel – rezistenta admisibila , densitatea, modulul de elasticitate al otelului; çmh1,
çmh2, çv- randamentul mecanic hidraulic si volumic al cilin drului hidraulic; dcon, vcon- diametrul si viteza
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -13- masa redusa si forta de inertie:
Σmr imt imp i+ ma + :=
Fi iΣmr imax v1c iv2c i,( )2⋅
2 lfr ⋅:=
forta capabila :
Fimping iF2rez iFfp i− Fftij i− Fi i− :=
Ftrag iF1rez iFfp i− Fftij i− Fi i− :=
Se verifica tija la tractiune, compresiune si flamb aj:
Imin iπdtij i( )4⋅
64 := lf 0.707 ltij ⋅:= λ ilf
4 Imin i⋅
πdtij i( )2⋅:=
daca λ > 105 pentru OL37 se aplica formula lui Euler
σef1 i4 max F1rez iF2rez i,( )⋅
πdtij i( )2⋅:=
Fcrt iπ2Eotel ⋅ Imin i⋅
lf 2:=
daca λ < 105 pentru OL37 se aplica formula lui Tetmajer – Iasinski
σef2 i3040 daN
cm 2⋅ 11.2 λi⋅daN
cm 2⋅− :=
csig iσef2 i
σef1 i:= fluidului pe conducta; pe- presiunea pe conducta de retur; ps- suprapresiunea de reglaj a supapei; ma-
masa actionata; lp- lungimea pistonului; bp, µ1- la timea respectiv coeficientul de frecare din manse ta; lfr-
spatiul de franare. Se cere sa se calculeze forta c apabila a cilindrului la tragere si respectiv la im pingere si
sa se verifice la flambaj.
CURS DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C9 -14- Intrebari:
1. Cum se clasifica motoarele hidraulice liniare ?
2. Descrieti structura si functionarea motoarele hidrauli ce liniare ?
3. Prezentati algoritmul de calcul la rezistenta al motoare le hidraulice liniare ?
3. Mentionati si prezentati locul unui motor hidraulic lin iar in circuitele hidraulice ?
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -1-
Figura 1 C10. FILTRE HIDRAULICE
Aplicatie:Calculul parametrilor hidraulici in functie d e
dimensiunile geometrice a unui filtru
Asigurarea unei functionari corespunzatoaere a
sistemului hidraulic si mentinerea in timp a perform antelor
de lucru ale acestuia, sunt strans conditionate de
proprietatile fizico-mecanice si de calitatea medi ului
hidraulic pe care se opereaza transformarile si
transmiterea energiei si informatiei.
In absenta filtrarii, impuritatile mecanice si chim ice
din lichid conduc la accelerarea proceselor de uzura a le
elementelor sistemului, la degradarea lichidului de lucru, micsorandu-le sensibil durata de exploatare . De
asemenea prezenta impuritatilor in lichid in cazul sistemelor hidraulice de precizie sau de reglare au tomata,
care utilizeaza elemente proportionale, poate condu ce prin obturarea unor orificii fine de reglare, la
scoaterea instantanee din functiune a sistemului si , in absenta unor masuri suplimentare de securitate , la
avarii sau catastrofe.
Cei mai importati factori care pot provoca contamin area lichidului de lucru au o provenienta foarte
diversa-incepand cu procedeele de rafinare, stocare , manipulare, transport si terminand cu conditiile de
executie ale elementelor componente si de exploatar e a sistemului si lichidului de lucru; intre acesti a se
enumera:
•-noroiuri (mal) si compusi parafinici, rezultatele din procesele de descompunere si de oxidare a
uleiurilor minerale; in absenta filtrarii au in sistem efec t obturant;
•-compusi bazici sau acizi ramasi din procedeele de rafi nare sau formati pe parcursul exploatarii
si cu efect coroziv;
•-tunder, rezultat in general de la peretii interior i ai conductelor , necuratati corespunzator;
provoaca blocarea sau obturarea unor elemente, uzuri sau d egradari ale acestora;
•-particule metalice-produse de uzura sau de pe supr afetele pieselor finisate si curatate
necorespunzator; accelereza procesele de uzura si provo aca blocarea functionala a unor elemente;
•-praf abraziv, nisip-aflat in lichid prin patrunder e din mediul ambiant (la nivelul rezervoarelor
necapsulate),sau de pe suprafetele pieselor turnate , curatate necorespunzator; cele doua elemente au i n
sistem efecte abrazive si de blocare;
•-grasimi, particule de vopsea, elastomeri si partic ule adezive, provenite de la sistemele de
curgere, garnituri de etansare, adezivi utilizati la etansarea unor imbinari, etc.au in sistem efecte d e blocare
a unor elemente de reglare si comanda.
•-fibrele texile, de diferite proveniente, sunt polu anti foarte periculosi ai lichidului de lucru,
conducand la blocarea sau obturarea unor elemente ale sist emului.
Dupa cum se vede, cei mai multi contaminanti proveniti din m ediul ambiant,din interiorul
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -2-
Figura 2
Figura 2
sistemului, sau prin degradarea chimica a uleiului in contact cu oxigenul, apa,
particulele solide in suspensie si favorizata de conditii le de temperatura si presiune, au ca principale efe cte
accelerarea proceselor de uzura sau blocarea si scoatere a din functiune a unor elemente componente si
prin aceasta a intregului sistem de actionare.
Aprecierea gradului de poluare a mediului hidraulic se face de regula dupa numarul si dimensiunea
particulelor continute in 100 cm 3 lichid, existand in acest sens conform unor norme conventio nale 7 clase
(tabelul 1).
Clase de contaminare ale mediilor hidraulice
Tabelul 1
Dimensionarea
particolelor [µm] Clasa, [numarul particolelor la 100 cm 3]
0 1 2 3 4 5 6
5…10 2 700 4 600 9 700 24 000 32 000 87 000 128 000
10…25 670 1 340 2 680 5 360 10 700 21 400 42 000
25…50 93 210 380 780 1 510 3 130 6 500
50…100 16 28 56 110 225 430 1 000
Peste 100 1 3 5 11 21 41 92
Efectele filtrarii asupra lichidului de lucru
Tabelul 2
Dimensiunea particulei
[µm] Numarul de particole la 100 mm 3
Ulei nou Ulei uzat Ulei uzat
Numar de % particule Filtrare 25[µm] Filtrare 10[ µm]
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -3-
Figura 2
Figura 3.180
Figura 2 Nr.par-
ticole % Nr.par-
ticole %
5…10 128 000 72 556 10 972 2 300 91 ,8
10…25 42 000 23,6 15 770 27 188 75
25…50 6 500 3,6 210 4 15 6
50…100 1 000 0,7 18 3 2 8
Peste 100 92 0,1 5 8 1 4
In procesul exploatarii sistemului hidraulic, prin asigurarea
unei filtrari corespunzatoare, ponderea impuritatil or de dimensiuni mari scade la uleiul uzat fata de uleiul
nou (tabelul 2), fapt care evidentiaza o data in plus efecte le favorabile ale acestei masuri.
1. Clasificarea filtrelor . Se face dupa natura elementului filtrant si dupa amplas area in circuitul hidraulic
(presiunea de lucru).
• Dupa natura elementului filtrant utilizat se folosesc:
•filtre cu sita metalica (fig.2,a) care pot asigura o finete de filtrare cuprinsa obisnuit intre 60
si200µm ,fiind utilizate in special ca filtre de aspiratie pentru pompe;
•filtre-ecrane cu hartie (carton filtrant) utilizate in special pentru filtrarea generala pe circuitul de
retur la rezervor (fig.2,b); pot asigura o finete de filtrare de 10…25µm; in vederea cresterii supr afetei
filtrante si a rezistentei mecanice, conturul filtrant 1 se grofeaza;
•filtre de adancime cu element filtrant textil (pasl a) pot asigura o finete de filtrare de pana la
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -4-
Figura 3
Figura 4,a
Figura 4,b 5…10µm (fig.2,c);elementul filtrant 1,putad fi executa t sub formacilindrica sau lamelara;
•filtre cu lamele (fig.2,d)la care in functie de interstitii le interlamelare se poate obtine o finete de
filtrare de 15…250µm;
•filtre de adancime din metal sau pulberi ceramice sinte rizate ;elementul filtrant 1 se realizeaza in
forma cilindrica(fig.2,e) sau de discuri (fig.2,f); finet ea de filtrare este cuprinsa intre 2 si 1 µm, funct ie de
dimensiunile capilarelor al caror diametru mediu d= 0,1D, unde D este diametrul mediu al granulelor
sinterizate; frecvent sunt utilizate filtre sinterizate d in pulberi de bronz, otel, titan, wolfram sau portelan;
•filtre magnetice (fig.2,g) la care magnetul permane nt 5 retine impuritatile metalice in interstitiile
6;
•filtre electrostatice si centrifugale (fig.2,h,i) u tilizate mai putin frecvent, separa in camp
electrostatic particulele electrizate in prealabil, sau in al doilea caz
separa particulele grele prin rotirea cartusului filtra nt 1.
Sunt utilizate de asemenea frecvent filtre cu elemente
combinate, (fig.3); in acest caz se procedeaza la o filtrare in trepte,
primara, prin sita metalica 1 si finala prin carton ul filtrant 2. Filtrul,
ca si alte constructii similare este prevazut cu supape de ocolire
3, in cazul infundarii (imbacsirii) elementului filt rant. La unele
realizari, imbacsirea filtrului
este si semnalizata electric.
La sistemele hidraulice de reglare automata, car e utilizeaza elemente cu comanda proportionala, in a
caror constructie intra potentiometre hidraulice cu o rificii de restrictie, cum sunt de exemplu servoval vele
electrohidraulice, se utilizeaza in unele situatii si filtre din straturi suprapuse din plasa de sarma sau din
bobine de sarma care are diametre de ordinul 0,03.. .0,05 mm si asigura o finete de filtrare de pana la 3…10
µm. Aceste constructii sunt mai sigure decat filtrel e sinterizate sau textile care prin desprinderi de granule
sau fibre pot obtura orificiile fixe sau reglabile ale serv ovalvei, scotand-o astfel din functiune.
In figura 4 se prezinta fotografia facuta la micros cop in laboratoare, a unor astfel de elemente
filtrante.
Se observa modul de obturare a unor capilare in timpul exploa tarii filtrului pe servovalva.
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -5-
Figura 5
Figura 6 Elementele filtrante, dupa imbacsire pot fi refolos ite dupa o curatire prin spalare cu jet de petrol c are circula
in sens invers fata de lichidul de lucru si suflare cu aer.
•In functie de natura sistemului de actionare hidrostati ca si de necesitatile de filtrare impuse de
catre fabricantii echipamentelor si aparatelor component e, sunt practicate frecvent urmatoarele pozitii de
instalare in circuit a filtrului:
•filtrul pe circuitul de aspiratie a pompei
de joasa presiune(fig.5,a) se utilizeaza in acest c az
filtre sorb cu sita metalica, cu finete de filtrare de
100…200µm, pentru protejarea pompei de
impuritati mari; filtrul-sorb nu trebuie sa introdu ca
o cadere de presiune mare pentru a proteja pompa
de cavitatie.
•filtrul pe conducta de refulare a pompei
de inalta presiune(fig.5,b)-un astfel de montaj este
impus de aparatele hidrostatice amplasate intre
pompa si motor, care reclama o finete ridicata de
filtrare, de 2…10µm ,cum sunt aparatele de preciz ie
,servoelementele, servovalvele, etc.; in acest caz
filtrul trebuie sa poata suporta presiunile ridicat e ale
sistemului, fiind utilizate de obicei, cele cu lame le
metalice sinterizate si din sarma fina bobinata;
•filtrul pe conducta de retur la rezervor
(fig.5,c,d)-fara sau cu filtrarea si a lichidului c are
deverseaza prin supapa S s; este una dintre cele mai
utilizate solutii, asigurand o finete de filtrare d e
10…40 µm, de regula cu filtre de carton, prevazute
uneori si cu element de retinere magnetica; in
varianta din figura 5,d filtrul este prevazut si cu o
supapa de ocolire S o in caz de colmatare, situatie
semnalizata electric de avertizorul A.In functie de necesi tati, se pot utiliza si combinatii de instalare a mai
multor filtre in circuit, cu respectarea principiilor enu ntate mai sus, pentru fiecare varianta in parte.
Parametri caracteristici ai filtrelor. De regula filtrele hidraulice sunt executate de produ catori
specializati, care pun la dispozitie principale car acteristici ale acestora, determinte de regula pe c ale
expermentala si anume:
•finetea de filtrare ö[µm] exprima dimensiunea maxima a particulelor care po t trece prin filtru,
in proportie mai mare de 90…95% fata de total particulel or ;
•debitul nominal Q nom [cm 3/s] exprima debitul de lichid care poate trece prin filtr u la cadere de
presiune nominala si inbacsire nula ;
•deschidea nominala DN[mm] reprezinta diametrul interior al orificiilo r intrare – iesire si este
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -6- Äp•128 í ñ
ðnL
D4Qnom
S.corelata cu capacitatea de filtrare Q nom ;
•presiunea maxima p max [daN/cm 2] exprima presiunea maxima la care rezista filtru, conditionad
intre altele locul in care poate fi montat in circuit ;
• caderea de presiune pe filtru Äp [daN/cm 2] la debitul Q nom si inbacsire nula. Caderea de
presiune pe filtru se poate determina teoretic daca se iau in consideratie marimile : D – diametrul ca pilarului
filtrant cilindric; L – lungimea capilarului; n – n umarul de capilare; S – suprafata totala a capilare lor prin care
trece debitul Q nom ; in acest caz, rezulta,
Evident aplicarea relatiei este foarte laborioasa s i poate conduce la abateri importante, asa incat es te
preferabila utilizare caracteristicilor expermentale (f igura 6) Äp=f(Q), pentru o anumita finte de filtrare;
• cdaderea de presiune maxima pe filtru Äpmax [daN/cm 2] exprima caderea de presiune la
traverserea filtrului aflat la gradul de inbacsire ma xim admis de catre Q nom , dupa un timp h[ore], cand este
necesara curatirea sau inlocuirea acestuia.
Alti parametri mentionati in literatura si de catre executanti sunt : suprafata de filtrare, gradul de
filtrare, capacitatea de retinere.
In functie de aceste caracteristici si de necesitat ile impuse de sistemul de actionare, se alege un fi ltru
corespunzator.
Aplicatie filtru. Sa se dimensioneze sorbul unei pompe montate deasu pra nivelului lichidului dintr-un
rezervor nepresurizat la inaltimea h=0,7+i/10m, Se dau:Q –debitul pompei; ñ-greutatea specifica a ulei ului;
Äpa-pierderea de presiune in conducta de aspiratie; í – vasscozitatea cinematica a uleiului . Sita din care
se executa sorbul are urmatoarele caracteristici: ; q=0,100 l/min/cm 2 – debitul specific pe unitatea de
suprafata a sitei la Äpc si í c. Suma pierderilor de presiu ne pe aspiratia pompei nu trebuie sa depaseasca
Ó Äp.
Solutie:
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -7- i 0 1,20 ..:= hi 0.7 i
10 +m⋅ := bar 10 5N
m2:=
Q 75 liter
min ⋅:=
∆pa 0.15 bar ⋅:= νr 36 10 6−⋅m2
s⋅:=
∆pc 0.07 bar ⋅:= q 0.1 liter
min cm 2⋅⋅:=
νc 60 10 6−⋅m2
s⋅:= Σ∆ pa 0.5 bar ⋅:=
ρ 850 kg
m3⋅:=
∆pr Σ∆ pa ∆pc − ρ g⋅h⋅− := Qc Qνr
νc∆pa
∆pr ⋅⋅:= Ssita Qc
q:= Intrebari:
1. Cum se clasifica filtrele hidraulice?
2. Descrieti structura si functionarea unui filtru hidraul ic ?
3. Care sunt functiile unui filtru hidraulic ?
4. Mentionati si prezentati locul unei filtru in circuitel e hidraulice ?
5 .
Preze
ntati
aplica
t i i l e
filtrul
u i
hidra
ulic la
a u t o
mobil
e ?
CUSR DE
ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE
C10 -8-
BIBLIOGRAFIE
[1]. BASTA T.M. Transmisiile hidraulice de urmarire ale mas inilor.Bucuresti. Ed.Tehnica 1961
[2]. CRISTEA V. s.a. Etansari , Ed. tehnica , Bucuresti , 1973 .
[3]. D.Nicolae,R.Lungu – Masurarea parametrilor fluidel or- echipamente
si sisteme Ed.scrisul Romanesc 1985
[4]. ERMAKOV V.V. Bazele calcului ac •ionarilor hidraulice. I.D.T. 1962
[5]. E. GILLE, M. PELLEGRIN – Elementele sistemelelor de
ac •ionare hidraulica -Ed. tehnica, Bucuresti, 1966.
[6]. E.E. Lewis , H Stern Sisteme automate hidraulice Ed. teh nica 1968
[7]. FLOREA S., DUMITRACHE I. Elemente de executie hidrauli ce si pneumatice.
Ed.Didactica 1967
[8]. FLOREA S.,CATANA Echipamente de automatiza re pneumatice si hidraulice.
I.P.B./1977
[9]. FL. IONESCU, CATRINA D., AL.DORIN Mecanica fluidelor si acsionari
hidraulice si pneumatice. Ed. D. P. Bucuresti , 1980
[10] I.M.KRASSOV – Elementele sistemelor de reglare automa ta hidraulice –
Ed. tehnica Bucuresti, 1965.
[11]. L . Deacu , s.a Tehnica hidraulicii proporsionale Ed. Dacia 1989
[12]. MAZILU I. MARIN V. Sisteme hidraulice de reglare autom ata.
Ed.Academiei 1981
[13]. MAZILU I.VIRGIL L P.DIMA Sisteme hidraulice automate . Ed.Academie1982
[14]. VIRGIL M., ALEXANDRU M. Sisteme hidraulice automate.
Ed.Tehnica 1987
[15] .OPREAN A. s.a Sisteme hidraulice ale masinilor unelte . Ed.Tehnica 1965
[16]. OPREAN A. s.a Actionari si automatizari hidraulice. E d.Tehnica 1989
[17]. VASILIU NICOLAE,CATANA ILIE Transmisii hidraulice si electronice [18].
H.Dorr,R.Evald,J.D.Kretz-Tehnica supapelor proportio nale.Hidraulic trainer Rexroth
[19]. ST. MIHAILESCU, P.PATRUT – Actionari hidraulice la ma sinile de
constructii, IDT, Bucuresti. 1985
[20]. ST.MIHAILESCU, P.PATRUT – Noutati in domeniu l actionarilor hidraulice –
IDT, Bucuresti.
[21]. P.PATRUT , I.NICOLAE – Actionari hidraulice si automa tizari-Nausicaa 1998
[22].V.Balasoiu – Hidraulica sistemelor de actionare. Mir ton 1996
[23]. Colectia revistei Mecanizarea constructiilor 1980- 1990
[24] Colectia revistei Cranes Today 1975-1993
[25] Colectia de prospecte a firmelor firmelor: AT OS HYDRAULIK, ABEX AEROHYDRAULIK,
ARGO FILTER, ROBERT BOCH, BUCHER HYDRAULIK, DANFOSS , ENERGPAC, HYDAK
SYSTEM, LINDE AG, MANNESMANN REXROTH, MOOG, OILGEAR , ORIGA
PNEUMATIK, PARKER HANNIFIN , POCLAIN HYDRAULIKS, DE NYSON HYDRAULIK,
FESTO PNEUMATIK U.M.PLOPENI, REXROTH, F.E.A.BUCURE STI, NICOLINA-IASI,
CATERPILLAR, U.P.BRAILA, TAKRAF, PLASER & THERURER, OLIGEAR TOWLER,
BALANTA SIBIU, J.C. BANFORD.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: 1UNIVERSITATEA “OVIDIUS” CONSTANTA FACULTATEA INGINERIE MECANICA ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE – NOTE DE CURS PENTRU IDD – autor: conf. dr. ing…. [620756] (ID: 620756)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.