Calculul Generatoarelor Hidrostatice

1. Utilizarea sistemelor pneumatice pentru actionarea si

automatizarea instalatiilor de tratament termic

Avantaje, dezavantaje si perspective

1.1 Utilizarea sistemelor hidropneumatice pentru actionarea si automatizarea instalatiilor de tratament termic

Actionarea utilajelor si instalatiilor din sectoarelede prelucrare la cald, se face cu cele mai diverse motoare, folosind sursele de energie electrica, hidraulica, pneumatic sau combinatiii ale acestora.

Felul actionarii,puterea si caracteristicile motorului sunt in functie de operatia tehnologica ce se efectueaza pe respectivul utilaj,fiind in limite extreme de largi.In general orice actionare destinata sectoarelor calde trebuie sa se caracterizeze printr-o robustete deosebita,pentru a face fata conditiilor de lucru impuse.

Transportul,descarcarea si manipularea materiilor prime si a produselor intermediare sau limite,operatiile de alimentare si deservire a agregatelor si utilajelor,evacuarea produselor la temperaturi ridicate sunt operatii grele care fara mecanizare si automatizare nu s-ar putea realiza decat cu pretul unor eforturi mari din partea personalului de deservire.

Mecanizarea lucrarilor grele si cu volum mare de munca si automatizarea produselor de productie asigura functionarea continua si intensiva la capacitatea maxima a utilajelor si instalatiilor ce au ca efect sporirea productiei,ridicarea insemnata a productivitatii muncii,reducerea pretului de cost si si imbunatatirea calitatii produselor.

In cazul sectorului de tratamente termice,ca si sectorul de prelucrare la cald se folosesc toate cele trei tipuri de motoare:

-motorul electric:la antrenarea instalatiilor de transport,a instlatiilor de curatire.

-motoare hidraulice si pneumatice:la impingerea diferitelor subansamble ale instalatiei,instalatii de manevra.

In general,in cadrul liniilor de mecanizare sau automatizare din sectiile de tratament termic se intalnesc toate tipurile de actionari legate intre ele prin insasi sistemul de mecanizare si automatizare.

1.2 Avantaje si dezavantaje ale sistemelor hidropneumatice pentru actionarea si automatizarea instalatiilor de tratament termic

Avantajele principale ale sistemelor hidropneumatice ale instalatiilor de tratament termic sunt:

-Realizarea comoda a unor forte si puteri mari de mecanisme simple de greutate si gabarite mici,precum si comanda usoara a acestor puteri mari,cu ajutorul aparatajului adecvat si controlul permanent asupra fortelor care actioneaza in masina.

-Posibilitati de obtinere a unor variatii mari si continue a parametrilor si regimurilor de lucru.

-Posibilitati de automatizare a ciclurilor de lucru a le utilajelor

-Schimbarea usoara a sensului de miscare a sensului de lucru a masinii,fara efecte secundare.

-Compactitatea instalatiilor hidropneumatice,gabarit mic si posibilitatea de amplasare convenabila a elementelor de actionare sau de comanda

-Posibilitati multiple de tipizare,normalitate si unificare a elementelor hidraulice si pneumatice,lucru ce duce la reducerea diversificarii elementelor,la fabricarea comoda in serii mari,cu pret de cost redus.

-Functionarea silentioasa,fara vibratii a masinii de lucru

-Comanda usoara,locala,de la distanta sau centralizata

-Posibilitati de asigurare a protectiei impotriva suprasarcinilor la masina de lucru si de oprire la comanda a acestor masini.

Ca dezavantaje ale actionarii hidraulice si pneumatice utilizate in instalatiile de tratament termic:

-Pierderile liniare si locale in circuit sunt cu atat mai mari cu cat vitezele fluidelor cresc.Din acest motiv viteza de curgere la lichide se limiteaza la 9….10m/s, iar rotatiile pompelor si motoarelor hidraulice la 3500….4000 rot/min ,la gaze vitezele si rotatiile motoarelor sunt ceva mai mari.

-Pierderile de presiune si de fluid prin neetansietati,fapt ce micsoreaza viteza si randamentul instalatiilor.

– Functionarea instalatiilor hidropneumatice este puternic influentata de variatiile de temperatura prin variatii ale vascozitatii fluidului utilizat.

-Sunt necesare instalatiile specializate de mentinere a temperaturii fluidului

-Dificultati la obtinerea inor miscari cu viteze precise mici,fiind necesare utilizarea unor stabilizatoare speciale.

-Tehnologia de fabrictie a aparatajului de comanda si control este complexa,iar exploatarea instalatiilor hidraulice sau pneumatice necesita cadre cu calificare ridicata.

In instalatiile de tratament termic se recomanda folosirea actionarilor pneumatice,datorita posibilitatii utilizarii in medii in care peicolul de explozii sau de incendiu este inerentt si datorita fptului ca este indiferent la variatiile de temperatura.

1.3 Perspectivele utilizarii actionarii si automatizare hidropneumatice in constructia instalatiei

Dezvoltarea si perfectionarea aparatajului hidropneumatic presupune cunoasterea temeinica a sistemelor de lucru,atat din punct de vedere teoretic cat si prcatic.In toate tarile se remarca tendinta de tipizare si concentare a aparatelor hidropneumatice.Se impune deci intocmirea sau preproiectarea in instalatiile de tratament termic,a acelor aparate hidropneumatice care fac sa cada randamentul datorita necompetitivitatii pe piata internationala.

Acelasi lucru se poate spune si despre instalatiile cu aparatura hidraulica.Utilizarea elementelor proportionale impune conditii filtrarii aerului si uleiului dat,si eficienta este crescuta datorita faptului ca elimina o parte din aparatura clasica.Si in sectoarele de tratament termic se urmareste o automatizare cat mai completa pentu a mari precizia si usurinta prelucrarii.De aceea trebuie sa se analizeze fiecare aparat care intra in componenta instalatiei.Caracteristicile principale ce trebuie analizate si imbunatatite permanent in cadrul fiecarei familii de aparate:

Caracteristici constructive

Caracteristici functionle

Caracteristici economice

Aceste caracteristici se intrepatrund si depind unele de altele,de aceea trebuiesc gasite solutii optime care sa satisfaca aceste calitati in cadrul fiecarui reper al instalatiei.

2 Utilizarea sistemelor hidropneumatice ȋn construcția instalațiilor de tratament termic

Cuptoare cu incarcatura continua

Aceste cuptoare au un regi mde functionare continuu.incarcarea si descarcarea acestor cuptoare se face continuu,deci in spatiul de lucru al cuptorului exista concomitant piese reci su piese calde.

Incarcarea si descarcarea se face in general mecanizat si automatizat.

Avantaje:

-uniformizarea procesului termic realizat la toate piesele

-incarcarea cuptorului admite folosirea instalatiilor de racier cu capacitate mai redusa si adecvata procesului de racier.

-productivitatea acestor cuptoare este mai ridicata din cauza modernizarii prin introducerea mecanizarii si a eliminarii timpilor neproductivi.

Dezavantaje:

-din punct de vedere constructive aceste cuptoare sunt complicate

-mentinerea atmosferei controlate este mai greoaie din cauza functionarii frecvente a usilor de incarcare si descarcare.

Din familia cuptoarelor cu functionare continua fac parte:

Cuptoarele camera cu banda transportoare verticala

Au avantajul ca la recoaceri se poate realize un regim optim datorita repartizarii inegale a temperaturii in diferite zone ale cuptorului,si au un randament foarte bun.O reprezentare schematica este redata in figura 2.3.

Cuptoarele-camera cu vatra,placa deplasabila vertical

Sistemul de actionare al vetrei este hydraulic sau electric.Vatra se incarca la un nivel de lucru,apoi se ridica la alt nivel unde se afla camera cuptorului cu temperatura ridicata.Descarcarea cuptorului se face printr-o miscare de coborare a vetrei.Are randamentul termic bun,schita instalatiei se prezinta in fig.2.4.

Cuptoarele cu bai de saruri

Sunt de fapt tot cuptoare verticale deoarece introducerea si scoaterea pieselor se face tot la partea superioara.avantajul acestor cuptoare fata de cele cu camera este de fapt ca asigura o uniformitate mai mare a incalzirii,ca urmare a conductivitatii termice mai bune a lichidelor fara de cea a gazelor .De asemenea asigura o viteza mai mare de incalzire, protectia pieselor fata de oxidare si decarburare.Ca avantaj se semnaleaza consumul mare d eenergie,ca urmare a pierderilor termice mari,necesitatea folosirii neintrerupte din cauza duratei mari de punere in functiune,conditii de lucru grele si nocive.

O schita a cuptorului cu baie de saruri,incalzit cu flacara este dat in fig.2.5.

Elementele componente numerotate pe figura sunt:

1.manta metalica

2.caramida diatomite

3.camera de ardere

4.arzatoare

5.orificiu pentru aprindere

6.canal de fum

7.evacuare in caz de avarie

8.creuzet

Cuptor cu actionare continua cu conveier si cu propulsie

Folosirea acestuia este justificata pentru productia in serie mare sau de masa,cand piesele sunt din acelasi material,cu dimensiuni identice sau apropiate.

Avantajul este determinat de productivitatea mai mare si o calitate superioara,mecanizare,automatizare,se lucreaza cu atmosfera controlata.Deplasarea pieselor in functie de forma si marimea lor,se face cu ajutorul unui conveier(transport) reprezentat schematic in figura 2.6. ;sau cu ajutorul unui system de propulsie (impingator-extractor) reprezentat in figura 2.7.

Elementele componente:

1.camera cuptorului

2.transportor

3.piesa

Cuptorul electric cu propulsie are un mare avantaj prin faptul ca are instalatie incalzita electric, si in comparative cu cele incalzite cu flacara,asigura un grad de neuniformitate a incalzirii mai inalt si precizie mai mare de mentinere a temperaturii,concentrarea unor puteri mari in volume mici,automatizare usoara a procesului si randamentului mult mai ridicat.

Elementele componente:

1.impingator

2.mecanism de ridicare a usii

3.ventilator

4.carcasa

5.captuseala termoizolanta

6.extractor

7.camera de racier

8.incalzitor

9.cale de sina

Cuptorul cu vatra dublu pasitoare

In ultimii ani,pe plan mondial s-a impus un nou tip de cuptor pentru tratamentul termic al tablelor groase,cuptorul cu vatra dublu pasitoare.Vetrele acestor cuptoare sunt actionate fie electromecanic,fie hidraulic.Desi are ca dezavantaj competivitatea crescuta fata de tipurile anterioare lui,o serie de avantaje tehnologice,de exploatare si fiabilitate ridicata il fac sa fie utilizat.

Mecanismul de actionare hidraulic al unui astfel de cuptor prezinta urmatoarele avantaje in raport cu alte tipuri de actionari:

-se elimina executia unor piese foarte mari si cu grad ridicat de complexitate

-se fac economii importante exprimate in tone de utilaje,cu repercursiuni asupra spatiului ocupat si a fundatiilor aferente

-se realizeaza o actiune silentioasa cu un grad ridicat de flexibilitate in reglajul fortelor si vitezelor de lucru

-se evita socurile mecanice mari si uzura rapida a pieselor mecanice in miscare(came,articulatii)

-se elimina sistemul centralizat de ungere cu ulei

Vatra unui astfel de cuptor este constituita din doua sisteme de grinzi I, II, actionate independent.Cele doua sisteme executa miscari de ridicare,translatie,tablele fiind transportate,preluate si dispuse de pe un sistem pe celalalt, astfel incat sa rezulte o miscare continua a materialului de transportat cu o viteza constanta.

Schema cinematica este prezentata in fig. 2.8. fiecare sistem de grinzi este actionat separat de catre o asemenea schema:

CHE-cilindrul hidraulic pentru echilibrare

CHT-cilindrul hidraulic pentru realizarea translatiei

CHP-cilindrul hidraulic pentru ridicarea vetrei.

Se realizeaza o miscare , astfel incat la cursa de ridicare a vetrei,la o viteza constanta a pistonului cilindrului de ridicare,corespunde o viteza descrescatoare( variabila sinusoidal) a vetrei cuptorului,astfel ca la nivelul superior unde are loc prelucrarea materialului de pe un sistem pe celalalt,viteza de ridicare a grinzilor cuptorului este foarte redusa,evitand astfel socurile mecanice la prelucrarea materialului.CHE echilibreaza greutatea proprie a grinzilor sistemului.

Schema sistemului hidraulic de actionare a cuptorului este prezentata in fig 2.9.

Din punct de vedere hidraulic actionarea reprezinta un circuit inchis,tip generator-receptor,functionand cu debit variabil si cu miscare de sens in mscarea fluidului.Circuitul mai contine un dispozitiv hidraulic de franare si unul de anulare a gradientului termic din sistem,care are rol de pozitonare.

Parametrii functionali utilizati in instalatiile de tratament termic.Limitele de functionare a instalatiei

La operatia de tratament termic se urmareste transformarea structurala care are loc ca urmare a modificarii starii energetice a sistemului,astfel ca la un moment dat in conditii energetice noi se face o trecere la o stare mai stabila a aliajului.In acest scop se recurge aproape in exclusivitate la modificarea temperaturii.Astfel cuptoarele dupa tipurile pe care le-am enumerate,sunt dotate cu echipamente si instalatii care depend de temperature maxima la care se poate ajunge in interiorul cuptorului.In cuptoarele cu camera discontinua se poate ajunge la o temperature de 950C. Temperaturi mai scazute se obtin in cuptorul continuu cu conveier,maxim 850C. Oricum temperatura este destul de mare si aceasta influenteaza alegerea materialului din care se confectioneaza instalatia care deserveste cuptorul si de asemenea dimensionarea acestuia. De asemenea instalatia din exteriorul cuptorului este determinata de temperatura pe care o are cuptorul la peretele din afara.Aceasta trebuie sa fie de 40-70C . Lungimea conductelor trebuie sa fie determinata de dimensiunile cuptorului si de amplasamentul adecvat al acestora.Astfel fixarea conductelor se facein atelier la o inaltime de cel putin 2m, iar in afara atelierului la inaltimea de 5-6 m. Distanta dintre reazeme va fi de 4-6m.

Pe baza analizei instalatiilor de tratament termic ,oferite de literatura de specialitate si prezentate succinct mai sus,se pot formula unele tendinte si limite de functionare ale instalatiei de tratament termic in general si a instalatiilor de tratament termic cu actionare hidropneumatica in special.

Deci putem exemplifica urmatoarele performante la care au ajuns unele cuptoare actionate hidropneumatic:

-lungimea cuptorului: max.75000 mm

-latimea cuptorului: max. 4600 mm

Dimensiunile pieselor supuse tratamentului:

-grosime: 4-200 mm

-latime:1300-2400 mm

-temperatura de lucru: 500-11000 C

-viteza de transport a materialului: 0.25-20 m/min

-productivitatea: max. 2 600 000 t/an

Datele tehnice ale cuptorului continuu,actionat hidropneumatic cu o comanda timp-cursa:

-lungimea cuptorului: 55 000 mm

-latimea cuptorului: 5100 mm

-deschiderea usii intrare:5000×500 mm

-deschiderea usii iesire: 5100×500 mm

-viteza de circulatie(reglabila):0.2 la 9.5 m/min

3. Stabilirea performantelor tehnico-functonale ale liniei automate de tratament termic

Datele de proiectare

Pe baza datelor constructive,functonale oferite de literatura de specialitate si prezentate succinct in capitolele 1 si 2. si tinand seama de datele initiale precizate in continutul temei proiectului de diploma,se pot stabili performantele tehnico-functionale ale liniei automate de tratament termic,respective datele de proiectare.De asemenea la stabilirea acestor date constructive functionale si de proiectare s-au avut in vedere unele cerinte legate de:

-productivitatea instalatiei de tratament termic

-fiabilitatea instalatiei de tratament termic

-accesibilitatea comerciala a componentelor instalatiei,care sa asigure parametrii functionali ceruti prin tema.

Astfel au fost stability urmatorii parametrii constructive functionali ai liniei automate de tratament termic:

-lungimea liniei de tratament termic:L=22 000 mm

-latimea cuptorului: l=4500 mm

-dimensiunile pieselor supuse tratamentului termic: -grosime:4-100mm; latime:1000-4000 mm

-temperatura de lucru:500-950C

-viteza de transport a materialului supus tratamentului termic:0.2-7.5m/min

-productivitatea instalatiei de tratament termic:1 000 000 t/an.

In stabilirea datelor de proiectare o etapa importanta o reprezinta stabilirea nivelului presiunii maxime de lucru,la care va functiona sistemul hidropneumatic proiectat.La proiectarea sistemelor de actionare si automatizare hidropneumatica,proiectantul are la dispozitie doua optiuni esentiale.

1.Solutia construcctiva de principiu

Se stabileste si este particulara fiecarui tip de utilaj actionat,in functie de caracterul acestuia(utilaj mobl sau utilaj stationar)

2.Nivelul presiunii maxime de lucru

Valoarea acestuia caracterizeaza calitatea elementelor componente ale sistemelor hidraulice,respective debitul characteristic,sau decide marimea elementelor componente.

La proiectarea sistemelor de acionare si automatizare hidropneumatica este indicat ca instalatiile hidraulice sa aiba gabarit cat mai mic, lucru posibil daca se realizeaza presiuni mari,respective elemente cu deschideri nominale cat mai mici,ceea ce inseamna ca se utilizeaza viteze mari de curgere in sistem.

Pe baza studiilor efectuate s-a constatat ca in conditiile tehnologice actuale greutatea minima a unei instalatii hidraulice obtinute la utilizarea unei presiuni de lucru pmax=300 bar. Tot experimental,s-a constatat ca costul minim al instalatiei se obtine pentru presiuni maxime de lucru in jur de 200 bar.

Fiabilitatea sistemelor hidraulice scade cu patratul presiunii de lucru.

La stabilirea presiunii maxime de lucru din sistem se tine seama pe langa acesti trei factori economici,de urmatorii parametrii:

-nivelul de zgomot admis

-accesibilitatea comerciala a componentelor de inalta presiune

-regimul dinamic dorit

-conditiile de exploatare-intretinere a instalatiei

In stabilirea presiunii maxime de lucru,pe langa recomandarile prezentate anterior,un rol important il are experienta proiectantului si recomandarile cu character prognozic oferite de literatura de specialitate.

In [1] se prezinta tabelul nivelelor de presiune care se recomanda a fi utilizate pentru diferite categorii de utilaje.

Astfel,in conformitate cu aceste recomandari putem aminti:

-pmax<=100 bar-se utilizeaza pentru masini-unelte

-pmax<=160bar-se utilizeaza pentru:masini-unelte;masini agricole;autovehicule;utilaj metalurgic

-pmax<=200 bar-se utilizeaza pentru:utilaje de constructii;tractoare;autovehicule

-pmax<=250 bar-se utilizeaza pentru: masini de ridicat si transportat;utilaj minier

-pmax<=320 bar-se utilizeaza pentru; utilaje de constructii;utilaj minier; masini de prelucrat materiale plastice

Pentru sistemul nostrum hidraulic,presiunea maxima de lucru este situata in domeniul Pmax=100-160 bar.Pe baza temei formulate de proiectantul liniei automate de tratament termic admitem pmax=150 bar.

Datele de proiectare,respeciv caracteristicile tehnico-fundamentale ale mecanismelor activate hidropneumatic,componente ale liniei continue de tratament termic sunt prezentate in tabelul 3.1.

In cadrul datelor de proiectare intra si ciclograma de functionare a liniei automate de tratament termic(fig.3.1) care a fost elaborata pe baza procesului tehnologic de tratament termic pentru care este proiectata instalatia.Instalatia automata de tratament termic functioneaza dupa un regim ciclic automatizat prin actiunea contactorilor electrici c1….c14

Regimurile de functionare al instalatiei este prezentat in ciclograma.Cu (+) s-a notat tija care iese,respective o rotatie dreapta(in conul MR). Cu (-) s-a notat tija care intra, resspectiv o rotatie stanga.

Pe tija motoarelor liniare se fixeaza limitatori mecanici (bride) cu rolul de a atinge,dupa efectuarea cursei de lucru,un contact electric. Acest contactor electric atins,da comanda la un distribuitor cu comanda electro-magnetica,realizandu-se in acest fel pornirea sau oprirea motorului respective. Plecand de la ciclograma,care alcatuiesc ciclul automat de tratament termic.Operatie care incepe sau se termina la atingerea unui anumit contactor electric,este descrisa in tabelul 3.2.

Plecand de la datele din tabelul 3.2. si de la ciclograma de functionare a liniei automate de tratament termic,se poate analiza simultaneitatea fazelor. Prin urmare in cadrul datelor de proiectare putem include si tabelul 3.3 ce surprinde date privind analiza simultaneitatii fazelor,de fapt o sistematizare a acestor analize.

4.Conceperea structurala a instalatiei de tratament termic

Din punct de vedere structural,linia automata continua de tratament termic strebuie sa cuprinda subansamblele si dispozitivele care sa asigure desfasurarea procesului tehnologic de tratament termic,rezulta ca procesul tehnologic de tratament conceput ca un process automat continuu este constituit din urmatoarele faze mai importante:

-alimentarea cu semifabricate a instalatiei de tratament termic

-introducerea semifabricatelor in cuptor ,inclusive procesul de tratament termic propriu-zis

-scoaterea semifabricatelor din cuptor, racirea acstora si depozitarea lor in buncar

Pentru realizarea acestor faze , linia automata de tratament termic trebuie sa contina urmatoarele subansamble si dispozitive functionale:

-mecanismul de alimentare cu semifabricate a instalatiei de tratament termic

-mecanismul de ridicare a semifabricatelor in vederea introducerii lor in cuptor(mechanism accensor)

-mecanismul de actionare a usii de la intrare in cuptor(inchidere si deschidere usa fata cuptor)

-subansamblul de transport(banda transportoare) a semibabricatelor supuse tratamentului cu viteze de (0,2…..0,75)m/min

-mecanismul de actionare a usii de la iesirea di n cuptor (deschidere-inchidere usa spate cuptor)

-mecanismul de transfer care transporta semifabricatele din cuptor in camera de racire

-mecanismul de actionare usa camera de racire

-mecanismul de basculare,care depoziteaza piesele racite(racire controlata) in buncarul de la depozitare.

O varianta de schema constructive de principiu,care sa inglobeze subansamblele si dispozitivele mai sus amintite este prezentata in figura 4.1. O schema constructive mai detaliata a sistemului de tratament termic a fost prezentata in figura 2.7. la capitolul 2. Instalatia automatizata de tratament termic este o instalatie complexa,avand echipamentul de executie actionat hidro-pneumatic. Pentru ca instalatia sa-si indeplineasca rolul functional,aceasa este alcatuita din sase mecanisme actionate cu servomotoare ML1, ML2…..ML6 si un mecanism actionat cu un motor rotativ MR.

Miscarile acestor mecanisme sunt sincronizate,duratele lor fiind calculate de proiectantul instalatiei si inginerul tehnolog.

In continuare preentam functionarea instalatiei hidro-pneumatice de tratament termic.Mecanismul de alimentare consta dintr-un carucior care este actionat de catre cilindrul hidraulic ML1 si executa o miscare de translatie alternative (inainte-inapoi)pe orizontala. De pe caruciorul de alimentare,piesele care urmeaza a fi tratate termic se depun pe un ascensor actionat hidraulic de servomotorul ML2, ascensorul executand o miscare de translatie alternativa(inainte-inapoi) pe verticala.Ascensorul ridica piesele la nivelul benzii cuptorului.Usa de la intrare in cuptor este actionata cu ajutorul motorului hidraulic(sau pneumatic) liniar ML3,care executa o miscare de translatie alternativa(inainte-inapoi) pe verticala.Usa de la intrarea in cuptor este actionata cu ajutorul motorului hidraulic(sau pneumatic) liniar ML4,care executa omiscare de translatie alternativa(inainte-inapoi) pe verticala.De la iesirea din cuptor piesele ajung in camera de racire prin intermediul unui mecanism actionat de un motor hidraulic liniar ML5,care executa o miscare de translatie alternativa (inainte-inapoi) pe orizontala,avand si pozitie intermediara pentru repaus.Actionarea usii de la camera de racire se face cu un motor hidraulic rotativ MR care executa o miscare de rotatie alternativa(stanga-dreapta).Prin intermediul mecanismului de transfer,piesa tratata termic se depune pe o masa basculanta,care trebuie sa execute o miscare de basculare si una rectilinie.Prin aceasta miscare compusa,masa basculanta arunca piesele tratate termic intr-un buncar,iar de aici piesele sunt transportate in sectiile de prelucrare mecanica.

Masa basculanta executa o miscare de basculare,combinata cu o miscare recctilinie,prein intermediul motorului hidraulic ML6.

In cazul actionarii usilor cuptorului,vom analiza doua variante:

-cu actionare hidraulica

-cu actionare pneumatica

In figura 4.2. se prezinta principiul mecanismului de actionare a usii de la intrare,respective de la iesire din cuptorul de tratament termic,in varianta de actionare pneumatica.

Usa,in coborarea sa,va fi franata de o compresiune constatnta ce actioneaza pe piston.Comanda deplasarii pistonului este obtinuta printr-un distribuitor 3/2 cu doua pozitii,actionat manual,care pune camera din spate a pistonului,alternativ la retea sau in atmosfera.Regulatoarele de debit permit reglarea vitezelor de avans si de retragere a pistonului.O supapa de sens unic blocheaza aerul necesar mentinerii pistonului in pozitia dorita,in cazul caderii presiunii pe conducta principala.

In ceea ce privste conditiile in care functioneaza instalatia automatizata de tratamentul termic,se fac urmatoarele precizari:

-instalatia trebuie sa functioneze la o temperatura pana la 950 0C ,regimul termic corespunzator fiind realizat utilizand ca sursa consumabila energia electrica(cuptorul de tratament termic este un cuptor electric)

-Se dispune de toata aparatura necesara pentru controlul(temperaturii) regimului termic,ciclu de tratament termic, etc.

Cu toate acestea,avand in vedere regimul de temperature ridicate la care functioneaza cuptorul de tratament termic,este necesar sa se ia toate masurile tehnice,de securitate,etc., impotriva accidentelor,precum si masuri speciale de asigurare a garniturilor impotriva extrudarii avand in vedere pericolul de foc si explozie. Mediul de lucru nu este coroziv,nu se semnaleaza vibratii,iar personalul din exploatare si intretinere are o calificare slaba.Comenzile instalatiei se efectueaza electric,intreaga instalatie fiind conceputa pentru a lucra in regim automat.

5.Elaborarea schemei hidropneumatice de actionare si automatizare

Elaborarea schemei hidropneumatice reprezinta prima etapa in procesul de proiectare solicitat prin tema.La construirea schemei hidraulice se parcurg mai multe etap.Se elaboreaza,in prima faza,mai multe scheme hidraulice de principiu care se pot realiza numai cu componente standardizate si care realizeaza in linii mari cerintele functionale ale sistemului ce urmeaza a fi proiectat.Dintre aceste scheme de principiu se allege schema considerate a fi cea mai simpla,care in final este definitivata cu celelalte componente complementare,ajungand astfel la schema hidraulica definitiva.

Inginerul proiectant care elaboreaza schema trebuie sa tina cont de urmatoarele:

-numarul de componente care alcatuiesc schema trebuie sa fie minim deoarece in general fiablitatea unui sistem scade cu cresterea numarului de componente

-o schema hidraulica care se considera optima,daca realizeaza functiile necesare(impuse prin tema)cu un numar minim de componente si la un prêt de cost minim.

Desi componenta schemei hidraulice variaza nelimitat in functie de o serie intreaga de factori,orice schema hidraulica trebuie sa solutioneze aceleasi probleme majore: tipul de circuit pompa-hidromotor,precum si modul si mijloacele de realizare a functiilor hidraulice: executia,generarea energiei hidrostatice,distributia si comanda,reglajele,protectiile si asigurarile.

Circuitul pompa-hidromotor:

-in circuit deschis

-in circuit inchis

Avantajele primului tip de circuit o constituie racirea buna in circuit,posibilitatea de actionare a motoarelor cu capacitati de aspiratie-refulare diferite.Schemele cu circuit inchis se realizeaza practic numai la actionarea hidromotoarelor rotative.Din aceasta cauza am optat pentru prima varianta ,deoarece majoritatea motoarelor hidraulice din instalatie sunt liniare.

Distributia mediului lichid se face printr-un grup de aparate de distributie care datorita schemelor lor interne de comutare si a legaturilor dintre ele au posibilitatea de a conecta liniile de laimentae a motoarelor hidraulice cu liniile de surse de presiune si cele de evacuare in asa fel incat pe baza informatiilor primate de la sistemul de comanda,se realizeaza ciclul de functionare dorit al motoarelor.

Pentru realizarea schemei trebuie tinut cont ca:

-pentru fiecare motor cu ciclul de functionare distinct se utilizeaza distribuitoare distincte

-pentru fiecare motor cu simpla actiune cu functionare distincta de utilizeaza un distribuitor cu doua pozitii si trei orificii de legatura: la motor,la presiune si la evacuare.Daca motorul are diverse pozitii de functionare,se utilizeaa un distribuitor cu trei pozitii,avand la pozitia centrala orificiul motor blocat.

-pentru motoare cu dubla actiune se utilizeaza un distribuitor cu doua pozitii si patru orificii de legatura:doua la motor,unul la presiune si unul la evacuare,sau trei pozitii si patru orificii.

Reglarea presiunilor si a debitelor de lucru se efectueaza cu supape de presiune si rezistente hidraulice ce se plaseaza pe trasee corespunzatoare.Supapele de preiune pot controla presiunea unui singur circuit sau a mai multor circuite inseriate.

Supapele de debit pot fi instalate in diferite solutii:

-drosel pe admisia din motor: este o solutie simpla de reglare a debitului:ieftina,permitand cilidrului sa lucreze la presiunea efectiv dictate de sarcina,dar n uasigura constanta debitului util lavariatia sarcinii si pierde total controlul vitezei in cazul aparitiei unei sarcini negative care tinde sa transforme motorul in pompa.

-drosel pe evacuarea din motor:solutia pastreaza controlul vitezei la aparitia sarcinii negative;dar solicita in permanenta integul circuit,inclusive cilindrul,la presiunea maxima a supapei de siguranta.

In schema hidraulica se folosesc drosele pe retur,pentru ca motorul sa lucreze la presiunea ceruta de sarcina si pentru controlul vitezei.

Protectia elementelor si circuitelor din schema se realizeaza cu supape de descarcare pentru evitarea suprasarcinilor,cu filtre de ulei pentru curatirea mediului hidraulic.Plecand de la principiile care stau la baza elaborarii schemelor de actionare si automatizare hidropneumatica prezentate mai sus,corelat cu cerintele temei de proiectare si cu celelalte componente complementare(rezervor de ulei,accumulator,conducte, etc.) s-a elaborat schema hidraulica definitiva.Schema prezentata in figura 5.1.Varianta de actionare pneumatica a usilor cuptorului de tratament termic este indicate a se utilize in cazul cand procesul tehnologic de tratament termic se realizeaza la temperature ridicate,evitandu-se astfel pericolul de aprindere a mediului hidraulic de lucru(in cazul actionarii hidraulice)

Prezentarea detaliata a functionarii sistemului hidraulic adoptat pe baza ciclogramei de functionare a instalatiei si a cerintelor tehnico-functionale

Din punct de vedere organizatoric schema hidraulica elaborata in varianta definitiva este prevazuta ci doua grupuri de pompe care actioneaza succesiv,alimentand motoarele hidraulice,in functie de cerintele de debit. Dupa pornirea instalatiei,primul mecanism care executa miscarea este mecanismul de actionare usa fata cuptor.Initial acest mecanism are usa inchisa si pentru deschidere actionam ML3 care face cursa de ridicare avand distribuitorul in pozitia 2 iar lichidul furnizat de pompa trece prin supapa de sens unic,ajungand sub pistonul acestui motor.Uleiul aflat deasupra pistonului ML3 este evacuate la rezervor prin ddroselul montat la iesirea motorului.Pentru cursa de coborare se aduce distribuitorul in pozitia 1 astfel incat uleiul furnizat de pompa,cu parametrii debit si presiune necesari,ajunge deasupra pistonului,pistonul efectueaza cursa de coborare(care corespunde coborarii usii),iar uleiul de sub piston este evacuat la rezervor prein drosel si prin distribuitor.Aceste drosele prevazute pe iesirea motorului servesc pentru reglarea vitezei de coborare,ridicare,respective pentru reglarea debitului la coborare.Odata cu terminarea cursei de deschidere a usii fata cuptor prin intermediul contactorului C2 este pus in miscare mecanismul ascensor.Acest mecanism face miscarea de ridicare prin intermediul ML2,distribuitorul fin in pozitia 1. Lichidul furnizat de

pompa trece prin supapa de sens deblocabila,prin supapa de sens,actionand asupra pistonului imprimandu-I o miscare de ridicare.

Pentru coborarea pistonului se trece distribuitorul in pozitia 2,prin care se da semnalul de comanda supapei de sens deblocabila,care se deschide si uleiul de sub piston trece prin supapa de sens unic,prin supapa de sens deblocabila si prin distribuitorul de tanc.Trebuie precizat ca,datorita supapei de sens deblocabila,pistonul ramane in pozitia superioara,anterioara coborarii,atat timp cat nu se da semnal de comanda.Odata cu inceperea cursei de coborare ML2,prin intermediul C3 incepe functionarea mecanismului de alimentare.Pistonul care s-a aflat in pozitia retras primeste,datorita pozitiei 1 a distribuitorului,ulei de pompa,care trece prin supapa de sens unic si ajunge in spatele pistonului.Uleiul aflat in fata pistonului trece prin drosel,prin distribuitor si ajunge la rezervor.

Odata cu terminarea cursei,prin trecerea distribuitorului in pozitia 2,se inverseaza directia de deplasare a pistonului,uleiul de la pompa trece in fata pistonului prin supapa de sens,iar uleiul din spatele pistonului trece la tanc prin drosel si distribuitor.In acest moment incepe inchiderea usii fata cuptor prin intermediul ML3,conform mersului deschis anterior.Cand contactul C6,da comanda,incep sa actioneze simultan mecanismul de actionare usa spate cuptor prin intermediul ML4 si mecanismul de actionare usa camera de racire prin intermediul MR.

Usa spate cuptor,care initial era inchisa,s-a deschis de catre ML4 printr-un mecanism similar celui deschis de ML3.Uleiul de la pompa trece la dstribuitor aflat in pozitia 2 si roteste MR spre stanga.Pentru protectia acestui motor a fost prevazut sistemul de doua supape de siguranta si a doua supape de sens unic.In faza urmatoare intra in actiune mecanismul de transfer care este actionat de motorul ML5.Pistonul acestui motor trece prin pozitia intermediara in pozitia inapoi,cand toata tija intra in cilindru.Aceasta miscare se realizeaza prin comutarea distribuitorului din pozitia 0 in pozitia 2.In continuare motorul care functioneaza este tot ML5,care din pozitia inapoi trece direct in pozitia inainte printr-o prealabila comutare a distribuitorului in pozitia 1.Contactorul C9 da comanda lui ML4,care inchide usa spre cuptor.Simultan cu aceasta miscare,uleiul furnizat de pompa trece prin distribuitorul readus in pozitia 2 si aduce ML5 in pozitia intermediara.Terminarea cursei ML5 actioneaza un intrerupator ce comanda C10,care da semnal prin care MR inchide usa camerei de racire si totodata mecanismul de basculare a cupei prin intermediul ML6 incepe ridicarea cupei.Ridicarea cupei se realizeaza prin punerea distribuitoului in pozitia 2,cand uleiul de la pompa trece prin supapa de sens,ajunge in fata pistonului si introduce tija in cilindru.Ajuns la capat,prin comutarea distribuitorului in pozitia 1,pistonului I se inveseaza directia de miscare.Uleiul aflat in fata pistonului este trimis la tanc prin drosel si distribuitor.Cand cursa este terminata cupa este coborata.Tot in acest moment s-a terminat un ciclu automat si

instalatia este pregatita sa reinceapa un nou ciclu.Aceasta se face prin actionarea contactorului C14 (C1).

6 Calculul de dimensionare a componentelor din schema hidropneumatica de actionare si automatizare adoptata la capitolul 5

6.1. Calculul dimensiunilor principale si a parametrilor principali ai motoarelor hidraulice. Alegerea motoarelor hidraulice

Pentru calculul motoarelor hidraulice liniare se porneste de la solutia de montaj, care poate fi:

Montaj pe talpi

Montaj pe flanse de capat

Montaj pe articulatii

Din schema de principiu si schema hidraulica definitiva, precum si din motive constructive, pentru motoarele din schema se aleg urmatoarele vaiante de montaj:

ML 1, ML 3, ML 4, ML 5 – pentru montajul pe talpi

ML 2 – pentru montajul pe flanse de capat

ML 6 – pentru montajul in articulatie

Avand in vedere multitudinea variantelor constructiv-functionale de cilindri hidraulici, in continuare propun etapizari ale proiectarii pentru cilindrii cu simpla sau dubla actiune.

Fortele rezistente care trebuiesc invinse de cilindrul hidraulic in regim stationar dinamic:

Fa- forțe de sarcină activă, constantă sau variabilă

Ffp – forțe de frecare dintre piston si cilindru

Fft – forța de frecare dintre tija si etanșarea in capac

Fcp – forțe de contrapresiune din camera reactiva a cilindrului

Fi – forța de inerție

Ftot=Fa+Ffp+Fft+Fcp+Fi=Kf*Fc

Unde Kf= 1.4÷1.15

Kf – coeficient al forței care ține cont de faptul că ȋn faza de proiectare nu se cunoaște participarea forțelor perturbatoare la sarcină.

Rezultă astfel pentru diametrul calculat al pistonului:

D ≥ sau D ≥

Unde – coeficient de grosime al tijei

=1.55÷1.65 – tije groase

=1.23÷1.30 – tije subțiri

Ftot ȋ, Ftot t – forța necesara la ȋmpingere, respectiv tragere.

Ȋn raport cu valoarea calculată D, diametrul pistonului se stabilește valoarea ȋtreagă imediat următoare, prevăzută ȋn STAS 7228-78, STAS 7233-84 ce conține gama alezajelor nominale.

Stabilirea diametrului tijei d se face procedand similar in raport cu diametrul calculat, se adoptă valoarea cea mai aproprită din șirul de valori nominale (deot<d). Recomandarea se bazeaza pe urmatoarele aspecte:

Tija urmează a fi supusă mai multor calcule de verificare si este posibilă o modificare a diametrului ei, in timp ce diametrul pistonului ȋn cazuri mult mai rare va trebui modoficat.

Valoarea imediat urmatoare pentru diametru va asigura un surplus de forțe la tijă, si diametrul tijei va trebui micșort, suprafata de lucru din camera cu tija nu va scadea sub valoarea necesara dezvoltării forței impuse.

Pentru stabilirea tipodimensiunii necesare se ține seama că:

Lungimea maxima de montaj dintre punctele de fixare ale tijei si ale corpului cilindrului pentru diverse variante de instalare mecanică, este recomandată ȋn general de producator prin raportarea ei la lungimea coloanei de referință Lr, cu ajutorul unor coeficienti hr.

Cursa maximă a pistonului e limitată de lungimea de flambare Cf,la forța respectivă de solicitare, astfel:

Cf=

Cefectiv<Cflambaj =>Ln stas≥L0+2C

L0=100mm

Diametrul d se determină din condiția de rezistență la flambaj:

dnec≥

unde Fȋ – forța de ȋmpingere [daN]

Ln – lungimea de referința [m]

Pentru varianta de fixare pe tălpi, Ln se determină cu relația:

Ln=

hn=0.7 => Ln=

∆c=50 mm

∆c – rezerva de tije la piston complet retras

L0 – lungimea inactivă a cilindrului la cura nulă, a cărei valoare este precizată de către furnizor

L0 ≈ 100mm

Fut=1000 daN

Fuȋ=8500 daN

c=1300mm

LnSTAS ≥100mm + 2*1300mm =2700mm

LB= c + ∆c =1300+50=1350mm

Ln= =1928.57mm

dnec ≥

∆STAS=125 mm

Se adopta: dSTAS=80 mm

LnSTAS=2941 mm

Fu=12270 daN

p=100 bar

Se calculeza:

1.694

MOTORUL ML3

∆STAS=50 mm

Se adopta: dSTAS=32 mm

LnSTAS= 1176.2 mm

Fu=1963 daN

p=100 bar

Se calculeza:

1.694

MOTORUL ML4

∆STAS=50mm

Se adopta: dSTAS=32mm

LnSTAS=811.7mm

Fu=4123 daN

p=210 bar

Se calculeza:

1.694

MOTORUL ML5

∆STAS=50mm

Se adopta: dSTAS=32mm

LnSTAS=1176.2mm

Fu=1963daN

p=100bar

MOTORUL ML6

∆STAS=50mm

Se adoptă: dSTAS=32mm

LnSTAS=1176.2mm

Fu=1963daN

p=100bar

După alegerea motoarelor din cataloage, se verifică realizarea efectivă a forței precizate ȋn tema de proiectare.

Unde – randamentul mecanic la presiunea de lucru

Se stabilește soluția de montaj a motoarelor hidraulice liniare:

Ln – lungimea maximă de referință la solicitarea Fumax

LA,B – lungimea L, maximă de montaj dintre punctele de fixare a tijei motorului, respectiv a corpului cilindrului, si se exprimă ȋn literatură prin raportare la Ln

LA – lungimea de fixare pe flanșă

LB – lungimea de fixare pe tălpi

hn – coeficientul de adaptare a lungimii de referință la soluția de montaj

c – cursa motorului

∆c – rezerva de tijă la piston, complet retras

L0 – lungimea inactivă a cilindrului la cursa nulă, a cărei valoare e precizată de furnizor

Calculul de rezistență mecanică și flambaj

Fixarea pe flanșă

L=LA=c+∆c+L0+c=2c+∆c+L0 [mm]

Fixarea pe tălpi

L=LB=∆c+c [mm]

Soluția de montaj definitivă se stabilește ȋn urma calculului de rezistență și flambaj, și anume se alege soluția la care diametrul tijei calculat din solicitarea la flambaj, verifică această solicitare: dflambaj ≤ dSTAS.

Tijele sunt supuse la două tipuri de solicitare:

Rezistență la tracțiune pentru

Rezistență la flambaj pentru

Verificarea la tracțiune se face cu relația : [cm]

Ft – forța de tracțiune [daN]

– rezistența la ȋntindere a materialului tijei [daN/cm2]

Solicitarea preponderentă ȋn tijele pistoanelor este solicitarea la flambaj, care apare la ȋmpingerea pistonului, celelalte solicitări avand valori mai mici ȋn raport cu aceasta.

Verificarea la flambaj se face cu relația:

Ln – lungimea coloanei de referință [cm]

hf – coeficientul de rezistență la flambaj; hf =3,5…5

hf = 4 la cilindri tipizați in RSR [-]

E – modulul de elasticitate al materialului tijei [daN/cm2]

I – momentul de inerție al tijei [cm4]

Pentru tija plină , =>

La hf= 4 și E =2,1*106 daN/cm2 =>

Pentru motorul ML6 varianta de fixare este ȋn articulație:

LA=Ln=L

L=hn*Ln

hn=1

Pentru motorul rotativ MR destinat acționarii mecanismului ușă cameră de răcire, se calculeaza capacitatea geometrică cu următoarea relație: =>

p – presiunea nominală de lucru [bar]

V – capacitatea geometrică amotorului [cm3/rot]

M – momentul dezvoltat la presiunea nominală [daN*cm]

ηm= 0.9 – randamentul mecanic la presiunea de lucru

M este momentul maxim dezvoltat de motorul rotativ la presiune maximă de lucru, iar ȋn datele de proiectare se dă momentul maxim reductor.

Raportul de transmitere dintre motorul rotativ MR și mecanismul antrenat este i=1:5

n1 – turația de la mecanismul antrenat

n2 – turația de la motorul rotativ

z1,2 – numărul de dinți ai roților dințate angrenate

In datele de proiectare avem turația n1 data, fiind turația minimă sau maximă la ieșirea din reductor.

In punctul A egalitatea puterilor stereomecanice, P1=P2

P1=M1*ω1

P2=M2*ω2

M1 – momentul dezvoltat de motorul rotativ MR la presiunea de lucru p

M2 – momentul maxim reductor dat, adică momentul necesar acționării ușii de la camerea de răcire

M2=M1*i

i= 0.2

M2=50*0.2=10 [daN*m]

[cm3/rot]

Cunoscand capacitatea geometrică a motorului rotativ MR, avand dată valoarea presiunii maxine de lucru, ca și valorile pentru momentul maxim, turația minimă și maximă, se va trece la alegerea motorului hidraulic rotativ.

Se alege unitatea pompa – motor cu pistoanele axiale tip Ex 700 M.Plopeni.

720 ExF120:

Volum geometric: 63 cm3/rot

Presiunea nominală de lucru: 210 bar

Turația minimă: 200 rot/min

Turația maximă: ȋn circuit deschis: 2200 rot/min; ȋn circuit ȋnchis:3000 rot/min

Masa: 30 kg

Unghiul de ȋnclinare: α= 250

Fixarea motoarelor rotative, ȋn general se poate face, ȋn majoritatea cazurilor pe flanșa arborelui de ieșire și mai rar este folositsoluția de fixarenpe tălpi. Pentru acest caz se va alege ca soluție de fixare motorul rotativ, fixarea pe flanșa arborelui de ișire.

6.2. Calculul generatoarelor hidrostatice(pompe volumice)

Alegerea pompelor din catalogul de elemente tipizate.

Cunoscand motoarele hidraulice liniare care actioneaza mecanismele din sistem(∆stas, dstas, ξstas, cursa, presiunea de lucru), se pune problema calculului si alegerii pompelor,definitivarea parametrilor acestora.

Pentru calcul trebuie cunoscute debitele maxime si presiunile mexime necesare in fiecare faza de lucru.Datele principale necesare,care stau la baza calculului grupului de pompare si alegerii lui sunt:

a)Diagramele debitului maxim necesar si a presiunii maxime in sistem,functie de timp in fiecare faza de lucru si pentru motoarele din sistem.

Debitul maxim necesar in sistem este egal cu suma debitelor necesare motoarelor care functioneaza simultan la un moment dat,motoare alimentate de la acelasi grup de pompare,care se majoreaza cu 5-10% pentru a acoperi pierderile datorate neetanseitatilor.

Presiunea maxima necesara in sistem reprezinta cea mai mare presiune necesara functionarii motoarelor la un moment dat: motoare alimentate de la acelasi grup de pompare,presiune ce se majoreaza cu 5-12% pentru a acoperi pierderile hidraulice din sistem.

b) Observatii cu privire la functionarea instalatiei(gradul de folosire a instalatiei in 24h,numarul de schimbari,programul de revizii tehnice,etc.)

Pentru determinarea debitului maxim necesar in sistemul de-a lungul unui ciclu de fabricatie este necesara determinarea timpilor fiecarei faze de lucru a MHL,MR,respective trasarea diagramelor timpilor care formeaza durata unui ciclu automat de tratare termica C,egal cu suma timpilor de lucru ai fiecarui motor in fiecare faza de lucru,conform ciclogramei:

Timpul se calculeaza cu relatia:

[s]

[s]

Vmax,min [m/s] – viteza maximă de lucru a hidromotoarelor liniare

C[m]-cursa motoarelor hidraulice liniare

Pentru motorul rotativ MR,folosit la deschiderea usii camerei racire,usa trebuie rotita in pozitiile opusa cu maxim 180 grade.Rezulta ca timpul necesar deschiderii ,respectiv inchiderii usii,deci actionarii MR,este dat de relatiile:

ηmin,max – trațiile minimă și maximă ale motorului rotativ, calculate cu relația:

n1=in2

i=0.2

nmax=40 rot/min

nmin=15 rot/min

Avand in vedere ca motorul rotativ si implicit usa de la camera de racire sunt supuse unor incercari mari,vom accepta un timp de deschidere,respectiv inchidere a usii mai mare.

tmin≈4t*min=16.37 s

tmin≈6t*min=28.6 s

Aceasta si pentru a evita manevrarea brusca a usii de la camera de racire,in idea ca motorul rotativ MR poate fi alimentat la o presiune corespunzatoare unui timp mai mare de 1,6 s.Inlocuind cu datele de proiectare in relatiile prezentate anterior si centralizand rezultatele obtinem tabelul 6.2,construit pe faze de lucru,dupa ciclograma de functionare.Pe baza tabelului 6.2 se poate reprezenta pentru cele sapte motoare hidraulice,diagrama timpilor redata in fig.

Presiunile effective din hidromotor,necesare pentru a invinge sarcinile Fu(forta utila) si M,se calculeaza cu urmatoarele relatii:

-cand lichidul de lucru intra in partea cu tija

–cand lichidul de lucru intra pe partea fara tija

∑tmin=103.1 s

∑tmax=152.6 s

Pentru motoarele hidraulice rotative:

DSTAS – diametrul pistoanelor cilindrilor ML1,…,ML6 [cm]

VSTAS – capacitatea geometrică a motorului rotativ [cm3/rot]

Fu – forța utilă pe diferite faze de lucru [daN]

– momentul dezvoltat la motorul rotativ [daN*cm]

Pe baza acestor presiuni efective se poate stabili limita maxima a presiunilor necesare, avand in vedere ca trebuie acoperite si pierderile hidraulice care apar in circuit.

Pentru hidromotoarele din sistemul hidraulic proiectat, debitele efective Qef, pentru a dezvolta vitezele si turatiile cerute se calculează cu relatiile:

[l/min]

Pentru motoarele hidraulice rotative:

[l/min]

Alegerea grupului de pompare parcurge urmatoarele etape:

a)Stabilim tipul pompei pentru motoarele hidraulice liniare dupa debitul maxim care trebuie vehiculat si nivelul presiunii efective maxime din sistem

b)Tiposeria de incadrare a pompei trebuie sa aiba p.nom>p.max(presiunea maxima de lucru)

Tipul de pompa care urmeaza a fi utilizat trebuie determinat in functie de caracterul solicitat capacitatii acestuia (pompa fixa sau reglabila) si de nivelul presiunii maxime de lucru. Marimea pompei (capacitatea Vg) se stabileste cu ajutorul relatiilor de calcul,aducandu-se la nivelul produselor accesibile commercial date prin catalogul de produs pus la dispozitie de fabricantul pompei alese.Pompa sistemului hidraulic se alege punand conditia ca aceasta sa realizeze un debit de ulei,care sa asigure viteza necesara de actionare a pistonului cilindrului hidraulic,Vp,respectiv viteza de rotatie a arborelui motorului hidraulic rotativ.

Debitul de ulei ce trebuie asigurat de pompa va fi: Q=K*Qm (6.29)

K-coeficient care tine seama de pierderile de debit prin elemente de comanda

K=1,1÷1,2

Pentru asigurarea debitului necesar rezultat din calcul se alege o pompa a carei volum geometric Vg va fi dat de relatiile: Qp=Vg*n*ηv

Pentru pompa P1:

Q= 45 l/min

Qp=K*Q=1.15*45=51.75 l/min

Vg1=35.2 cm3/rot

Urmarind prospectele “Intreprinderii Mecanice Plopeni” alegem pompa cu urmatoarele caracteristici:

F120-15 I.P.F

Cilindree-38,6cm³/rot

Presiunea nominala de lucru-210 bar

Presiunea nominala-320 bar

Turatia minima-200 rot/min

Turatia maxima in circuit inchis:3000 rot/min

Masa: 31kg

Pentru pompa P2

Q= 25 l/min

Qp=K*Q=1.15*25=28.75 l/min

Vg2= 19.56 cm3/rot

Alegem: F116-18 I.P.F

Cilindree-22,7cm³/rot

Presiunea nominala de lucru:210 bar

Presiunea nominala-320 bar

Turatia minima-200 rot/min

Turatia maxima in circuit inchis:3000 rot/min

Masa:16 kg

Puterea motoarelor electrice care antreneaza pompele de alimentare din sistem se calculeaza cu relatia

N-puterea motorului electric de antrenare[kw]

ρ-presiunea maxima a pompei alese[bar]

Q-debitul maxim al pompei

Pentru determinarea randamentului total SIMBOL :se folosesc nomogramele trasate de constructor pentru fiecare unitate de pompa-motor in parte.

l/min

N1= 58.14 kw N2= 37.51 kw

np1=1500 rot/min np2=1500 rot/min

Pe baza acestor rezultate se aleg din [3] electromotoarele necesare de putere imediat superioara puterii maxime necesare,electromotoare ce trebuie sa aiba turatia nominala egala cu turatia nominala a pompep sau apropiata de aceasta.Pentru sistemul de pompare al motoarelor hidraulice liniare,alegem “Motorul asincron trifazat cu rotorul in scurt scircuit,de uz general”

Seria unitara de motoare asincrone trifazate cu rotorul in scurt circuit,de uz general,este destinata utilizarilor industriale cele mai diverse,fara conditii speciale de mediu,robustete sau sub aspectul unor parametrii de functionare impusi.Ca exemplu de utilizare mentionam actionarea agregatelor de orice natura, a pompelor, a ventilatoarelor,compresoarelor,etc. Motoarele din seria unitara sunt realizate intr-o constructie robusta din fonta,cu o carcasa prevazuta cu aripioare de racire,pe lagare cu rulmenti si au bobinaje executate din conductor de cupru rotund izolat cu email.

Pentru pompa P1 alegem:

ASI 280S-75-4

Puterea : 75 kw

Turația : 1470 rot/min

Curent nominal la 380 V : 141 A

Randamentul : 92%

Masa netă :590 kg

Pentru pompa P2 alegem:

ASI -255S-60-4

Puterea : 37 kw

Turația : 1465 rot/min

Curent nominal la 380 V : 72.6 A

Randamentul : 90.5%

Masa netă :365 kg

6.3.Calculul de dimensionare al conductelor rigide si elementelor elastice ale sistemului

Calculul de rezistenta mecanica a conductelor.Alegerea conductelor din catalog

Mediul hidraulic de lucru utilizat pentru acționarea diferitelor mecanisme ale instalației automatizate de tratament termic,trebuie condos liber sau sub presiune ,între diferite elemente ale instalției care pot avea poziții fixe sau mobile.In mod corespunzător conductele folosite sunt conducte de joasa presiune sau de inalta presiune si sunt rigide sau flexibile. Conductele rigide,construite din teava sunt intrebuintate in instalatii si in zone ale acestora cu folosinta indelungata,fara demontare.Ele sunt prezentate de regula in circuite de presiune ridicata si realizeaza legatura in special intre distribuitor si motorul hidraulic.Asamblarile demontabile sunt foarte raspandite,desi prezinta dezavantajul unor presiuni de lucru reduse.Pentru conductele cu diametre mari si presiuni ridicate se folosesc asamblari cu flansa.Conductele flexibile se executa pentru utilizari in instalatii de joasa presiune si inalta presiune.

Conductele rigide su flexibile destinate vehicularii agentului hidraulic intre elementele sistemului hidraulic se calculeaza din punct de vedere hidraulic si din punct de vedere al rezistentei mecanice.

Calculul de dimensionare al sistemului de conducte rigide se face in doua etape:

a)calculul hidraulic

b)calculul de rezistenta mecanica

a)Calculul hidraulic

Urmareste determinarea diametrului interior al conductelor dn[mm]:

Unde:

Vu – viteza de curgere a lichidului prin conductă, care asigură undiametru economic

Q-debitul maxim care apare la functionarea fiecarui motor

Pentru alegerea vitezei Vu se recomanda urmatoarele intervale de valori:

Vu=0,5-1,5(2,5)m/s-pentru conducte de aspiratie de la rezervor la pompa

Vu=1,5÷2,5(4)m/s-pentru conducte de retur(de refulare) de la sistem la rezervor

Pentru conductele de presiune ale circuitului de actionare:

Vu=6÷7 m/s –pentru conductele cu 1>100 dc

Vu=3÷4 m/s –pentru conductele lungi(1<100 dc), 1 fiind lungimea conductei

Se va admite o viteza de curgere a lichidului prin conducte Vu=3…5m/s astfel incat diametrul dn sa nu depaseasca 32mm ,deoarece diametrul nominal al conductelor a corelat cu deschiderea nominala a aparaturii de distributie,reglare si comanda.

b) Calculul de rezistenta mecanica

Consideran conductele ca recipienti sub presiune,vom avea 𝛻1>>𝛻2 => dimensionarea se va face pentru 𝛻1.

𝛻a=225 N/mm2 – oțel laminat

𝛻a=110 N/mm2 – pentru cupru

ρ – presiunea maximă pe fiecare tronson de conductă

Dacă – avem conducte cu pereți groși, la care dimensionarea grosimii peretelui se face pe baza relației:

Marimile peretilor conductelor calculate,vor fi rotunjite la valori standardizate imediat superioare.

Pentru prevenirea fisurii si ruperii conductelor datorita oscilatiilor proprii,frecventa proprie fc va trebui sa difere de frecventa pulsatiei lichidului.Practic acest lucru se realizeaza prin fixarea conductelor din loc in loc cu mansoane din cauciuc poros.In practica s-au observat cazuri de distrugere a unor conducte la presiuni ale lichidului care nu ating valori determinate experimental pentru presiunea statica la care se distruge teava. Analiza fenomenului a aratat ca in acest caz distrugerea a survenit ca urmare a socului hidraulic care apare la obturarea brusca a conductie de curgere.Armaturile se considera cilindrii cu pereti grosi,grosimea peretilor calculandu-se in consecinta cu algoritmul de calcul prezentat pentru conductele cu peretii grosi.In cazul de fata avem numai conducte cu pereti subtiri.Valorile obtinute prin calcule din relatiile corespunzatoare calculului conductelor cu pereti subtiri sunt centralizate in tabelul 6.4

6.4 Calculul de dimensionare pentru aparatura de distributie,reglare si protectie.

Alegerea elementelor de comanda,distributie si reglaj din cataloagele de elemente tipizate

In sistemele hidraulice de actionare si automatizare,fluidul de lucru furnizat de grupurile de pompare este dirijat catre elementul de executie de aparatura de distributie,reglaj si protectie,care indeplineste si rolul de reglare a parametrilor hidraulici(Q si p),conform solicitarilor motoarelor hidraulice.Aparatura de distributie,reglaj si protectie se monteaza in sistemele hidraulice pe placa de baza,respectiv montaj traseu.

Parametrii principali pentru aparatura de distributie,reglaj si protectie sunt prezentati in prospectele intreprinderii “Balanta” Sibiu si sunt:

-Pnom-presiunea nominala[bar]

-Qnom-debitul nominal[l/min]

-Dn-deschiderea nominala[mm]

-Dp=f(Qef)-caderea de presiune la trecerea prin aparat a debitului efectiv[bar]

-Dq=f(pef)-pierderi de debit la presiunea efectiva de lucru

Dimensiunea aparaturii de distributie,reglaj si protectie nu dispune de formule precise,ci se utilizeaza o metoda mai putin fundamentala mathematic si hidraulic,de a egala diametrul Dn al aparatului cautat cu diametrul nominal dn al conductei in care se monteaza aparatul respectiv.

Determinarea corecta a marimii necesare trebuie facuta ,insa,prin confruntarea parametrilor functionali doriti cu cei indicate in prospectele fabricantului,dupa tipul de aparat dorit.

Distribuitoarele Hidraulice

Distribuitoarele hidraulice sunt aparate hidraulice ce au rolul de a repartiza debitele de lichid pe circuitele hidraulice,in conformitate cu ciclul de lucru al motoarelor alimentate.In conformitate cu schema hidraulica intocmita pentru sistemul hidraulic proiectat s vor folosi distribuitoarele cu comanda electromagnetica cu patru cai si trei pozitii de lucru D4/3 pentru distribuitoarele:

DII,DIII,DIV,DVI,DVII-distribuitor cu comanda electromagnetica pentru placa Tip:DE 10

1.Generalitati

1.1.Solutia constructive

-cu sertar longitudinal in sistem cu 5 camer

-diverse scheme functionale pentru:

-4 cai si 2 pozitii cu comutare

-4 cai si 3 pozitii cu comutare

-montaj pe placa: oglinda internationala

1.2.Modul de actionare

-direct,cu electromagneti de current continuu sau alternative

-revenire cu arc mechanic

-cu sau fara indexare

1.3.Mediul hidraulic de lucru

-ulei mineral aditivat conf.STAS 9691-80 (sau DIN 51524) in limitele de temperatura indicat in punctul 2.

-finetea de filtrare: 25…..30 μm

2.Caracteristici tehnice

Racordarea:pe placa internationala

Pozitia de montaj: indiferenta

Schema functionala:

Masa: varianta cu electromagnet c.c.6.1 kg cu 1 electromotor magnetic

Temperatura mediului ambient: -200 C…..+500 C

2.2.Caracteristici hidraulice

Presiunea de lucru: max 315 bar

Presiunea de orificiul T:max 80 bar

Domeniul de vascozitate:10 mm2/s…….500mm2/s

Temperatura mediului de lucru: -25C…..+80C

Debitul nominal(Dp=1 bar):28….32 l/min in functie de schema si directia de curgere

Debitul maxim: 60….100 l/min

2.3.Caracteristica Dp=f(Q)

Se da in diagrama alaturata pentru schema si directiile de curgere.

2.4.Caracteristicile electromagnetilor

Curentul de alimentare: curent continuu si curent alternative

Protectia:IP 65 conform STAS 5325

Durata relative de actionare:DA 100%

Numarul maxim de comutari pe ora:3600

Abaterea admisa a tensiunii:±10%

Puterea nominala(la 20C) :38w

3.Dimensiuni constructive

3.1.Distribuitor electromagneti cu curent continuu

4.Codificare

Di,Dv-distribuitor cu camera electrohidraulica pentru placa Tip:DEH 20

1.Generalitati

1.1.Solutia constructiva

-cu sertar longitudinal in sistem cu 5 camere

-diverse scheme longitudinale functionale pentru:

-4 cai si 2 pozitii (4/2)

-4 cai si 3 pozitii (4/3)

-montaj pe placa: oglinda intternationala

1.2.Modul de actionare

-indirect, cu electromagneti de curent continuu sau alternative

-distribuitor de comanda tip DE 10

-revenirea sertarului principal cu arc mecanic

-presiunea necesara actionarii distribuitorului de comanda provenita:

-de la sursa de presiune separata-comanda externa

-de la orificiul P al distribuitorului principal-comanda interna

1.3.Reprezentarea schemei functionale

Comanda:externa

Drenaj: extern

Schema detaliata

Schema simplificata:

1.4.Mediul hidraulic de lucru

-ulei mineral aditivat conf.STAS 9691-80, in limitele temperaturii indicate la punctul 2

-finetea de filtrare:25……30 μm

2.Caracteristicile tehnice

2.1.Caracteristici tehnice generale

Racordarea: pe placa internationala

Pozitia de montaj: indiferenta

Masa: distribuitorul cu 1 electromagnet -19,0 kg

Temperatura mediului ambient: -20 0C…..+50 0C

2.2.Caracteristici hidraulice

Presiunea de lucru; max 315 bar

Presiunea la orificiul T:250 bar

Domeniul de vascozitate:10 mm2/s…..500 mm2/s

Temperatura mediului de lucru: -25C….+80C

Presiunea de comanda la distribuitorul principal: min 5 bar

2.3.Caracteristica ∆p= f(Q)

2.4.Caracteristici electromagneti

Curentul de alimentare: curent continuu

Protectia: IP 65 conform STAS 5325

Numarul maxim de comutari pe ora: 3600

Abaterea admisa a tensiunii:±10 %

Puterea nominala(la 20C): 38 w

Racordarea electrica: cupla de tip steker conform ISO 4400

Supape de presiune

Sunt aparate ce au rolul de a limita presiunea in circuitele instalatiei sau de a realize succesiunea automata a unor faze din ciclul de lucru in sistemul hidraulic proiectat sunt utilizate patru supape de presiune normale inchise.Doua supape montate in circuitul motorului si doua montate pe circuitul de regulare a pompelor.Aceste doua din urma sunt folosite ca si supape de siguranta,in acest caz se mentine in sistem o anumita presiune pentru care a fost reglata si pentru care a fost calculate intregul aparataj hidraulic.Cele doua supape normal inchise din circuitul motorului rotativ au rolul de supape de descarcare,cand presiunea realizata de pompa depaseste valoarea presiunii motorului MR

SP3,SP2,SP4-supapa de presiune pilotata pentru placa Tip: SPP 10

1.Generalitati

1.1.Solutia constructiva

-de tip cu sertar longitudinal

-cu pilot propriu montat lateral fata de supapa principala

-pentru placa-oglinda internationala

1.2.Mediul hidraulic de lucru

-ulei mineral aditivat conf. STAS 9691-80 in limitele de temperatura indicate la punctul 2

-finetea de filtrare: 25…..30 μm

2.Caracteristici tehnice

2.1.Caracteristici tehnice generale

Racordarea : pe placa

Pozitia de montaj: indiferenta

Sensul de curgere pentru care se regleaza presiunea : A–B

Masa : 7.4 kg

Temperatura mediului ambient: -20C….+50C

2.2.Caracteristici hidraulice

Domeniul de reglare a presiunii: 3….160 bar

Domeniul de vascozitate: 10mm2/s…..500mm2/s

Temperatura mediului de lucru: -25C….+80C

Debitul maxim: 60 l/min

2.3.Curbele caracteristice pentru supape de siguranta

-normal inchise cu comanda interna

4.Schema functionala

Cod:04

Supapa de siguranta

Comanda: interna

Drenaj:intern

5.Codificare

In cazul montarii supapei pe alte placi decat cea de baza,se vor respecta urmatoarele:

-oglinda internationala de legatura

-abaterea cotelor de legatura si montaj:±0.1 mm

-abaterea diametrelor maxime ale gaurilor functionale: ±0.25 mm

-abaterea de la planeitatea suprafetei de asezare: 0.01/100 mm

-calitatea suprafetei de asezare: Ra=1,6 μm

Supape de sens unic

Supape de sens unic pentru traseu Tip:SUT

1.Generalitati

1.1.Functia

Supapele de sens de tip SUT permit trecerea libera a fluidului intr-un sens de curgere si inched trecerea acestuia in celalalt sens.Ele se mai numesc si supape de blocare(inchidere) sau antiretur.

1.2.Solutia constructiva

-inchiderea etansa in sensul BA prin supapa conic ape scaun circular

-devierea curentului de fluid de la trecerea libera prin supapa: unghi 180 grade

-revenirea supapei si mentinerea ei pe scaun: cu sau fara arc de compresiune

-montaj pentru traseu prin filete de racordare in corpul supapei

1.3.Utilizari

Supapele cu arc de revenire standard(deschidere 0,5 bar) se utilizeaza pentru inchiderea unei directii de curgere a debitului pentru ocolirea (by-pass) unor elemente in circuit hidraulic.

1.4.Mediul hidraulic

-ulei mineral aditivat,conform STAS 9691-80,in limitele de temperatura indicate la punctul 2.2.

-finetea de filtrare: 25…..30 μm

2.Caracteristici tehnice

2.1.Caracteristici tehnice generale

Racordarea : pe filetul pentru traseu

Pozitia de montaj: indiferenta

Schema functionala:

Sensul curentului de fluid: liber in sensul sagetii,blocat in sens invers

Temperatura mediului ambient:-20C…..+50C

2.2.Caracteristici hidraulice

Domeniul presiunilor de lucru:0…..315 bar

Domeniul de vascozitate: 10mm2/s……380mm2/s

Temperatura mediului de lucru:-20C….+80C

Debitul nominal :Vulei=6m/s

2.3.Curbe caracteristice

Δp=f(Q) (pierderea de presiune in functie de debit )

In diagramele prezentate,pierderile de presiune in functie de debit sunt indicate pentru presiunile de deschidere: 0,5 ; 3 bar

5.Montaj

-Supapele de sens unic tip SUT se monteaza in instalatii prin insurubarea unor racorduri corespunzatoare in filetele prevazute in corp.Etansarile si momentele de strangere vor fi cele indicate de catre producatorul racordurilor.

Supapa de sens deblocabila

Supapele de sens de tip SUDP permit trecerea libera a fluidului intr-un sens de curgere si inched trecerea acestuia in cealalta directie de curgere numai daca nu exista o comanda hidraulica de deblocare din exterior.La comanda externa,trecerea fluidului prin sensul interzis este posibila.

Solutia constructiva

-Inchiderea etansa in sensul BA,prin supapa conica pe scaun circular

-Scaunul supapei este piesa separata de corpul supapei si demontabila

-Revenirea si mentinerea supapei pe scaun,cu arc de compresiune

Mediul hidraulic de lucru

-Ulei mineral aditivat,conf.STAS 9691-80,in limitele de temperatura indicate la punctul 2

2.Caracteristici tehnice

2.1. Caracteristici tehnice generale

Racordarea:pe placa

Pozitia de montaj:indiferenta

Schema functionala:

Drenaj:intern

Sensul curentului de fluid: liber in sensul AB, trecere deblocata la comanda in sens BA

Temperatura mediului ambient: -20C…..+50C

2.2.Caracteristici hidraulice

Presiunea maxima de lucru si comanda:315 bar

Dimensiunea nominala: Dn 20

Presiunea de deschidere in sensul AB:0,4 bar

Debit nominal: 80 l /min

Volumul uleiului de comanda la orificiul X: 6,5 cm3

Domeniul de vascozitate:10mm2/s…..500mm2/s

Temperatura mediului de lucru: -20C….+80C

2.3.Curbe caracteristice ∆p=f(Q)

(pierderea de presiune in functie de debit)

In diagrama urmatoare pierderile de presiunein functie de debit sunt indicate pentru sensurile AB si BA ,la o vascozitate a fluidului de 35 mm2/s

5.Montaj

Supapele se pot monta pe placi de baza proprii sau pe alte placi si blocuri cu circuite hidraulice

5.1.Placa de baza

Are cote internationale de legatura si montaj; Codul de comanda pentru placa de baza:PBS 20-1

Drosele de cale

1.Generalitati

1.1.Functia

Drosele si drosele de cale pentru traseu sunt elemente hidraulice(rezistente) care servesc la influenta vitezei de miscare a consumatorilor,prin modificarea sectiunii de trecere a debitului de fluid prin element.Debitul trecut prin drose este dependent de diferenta de presiune dintre partea de intrare si partea de iesire din strangulare,precum si vascozitatea fluidului de lucru.La drosele simple strangularea curentului de fluid are loc in ambele directii de curgere,pe cand la drosele de cale aceasta are loc numai intr-un singur sens(in sens opus curentului trece liber printr-o supapa de ocolire).

1.2.Schema constructiva

-Strangulare intre muchiile a doua piese cilindrice concentrice,care se pot deplasa axial una fata de cealalta; reglaj manual(cu chei fixe)

-Montaj pentru traseu prin filete de racordare in corpul droselului

-Afisarea prin gradatii a starii de strangulare a droselului

1.3.Mediul hidraulic de lucru

-ulei mineral aditivat conform STAS 9691-80,in limitele de temperatura indicate la punctul 2

-finetea de filtrare:25……30 um

2.Caracteristici tehnice

2.1.Caracteristici tehnice generale

Racordarea: pe filetul pentru traseu

Pozitia de montaj: indiferenta

Schema functionala:

Sensul curentului de ffluid droselizat:AB,BA

Temperatura mediului ambient:-20C…..+50C

2.2.Caracteristici hidraulice

Presiunea maxima de lucru 315 bar

Domeniul de vascozitate:10 mm2/s…..380mm2/s

Temperatura mediului de lucru:-20C….+80C

2.3.Curbele caracteristice

2.3.1. Pierderea de presiune in functie de debit la drosele si drosele de cale,deschise(supapa de ocolire inchisa), ∆p=f(Q), este indicate in diagrama:

2.3.2.Pierderea de presiune,in functie de debit la drosele de cale,prin supapa de ocolire(drosel inchis ∆p =f(Q), este indicate in diagrama:

5.Montaj

Drosele si drosele de cale tip DR2T si DR1T se monteaza in instalatii prin insurubarea unor racorduri corespunzatoare in filete prevazute in corp.Etansarile si momentele de stingere vor fi cele indicate de catre producatorul racordurilor.

6.5.Calculul acumulatorului si rezervorului de ulei.Calculul regimului termic al rezervorului de ulei

Acumulatoarele hidropneumatice sunt aparate destinate inmagazinarii unei energii hidrostatice pe o perioada de timp mai mare sau mai mica,dupa transformarea acesteia intr-o energie pneumostatica.

Lichidul dub presiune din instalatia hidraulica,comprima la faza pasiva de incarcare,gazul din accumulator,care la randul sau se deschide de la faza activa de descarcare,evacuand lichidul inmagazinat intre cele doua faze.Acest proce de acumulare-descarcare se bazeaza pe inalta compresibilitate a mediului gazos.

Acumulatoarele hidropneumatice au diferite utilizari:

Generatoare de energie hidrostatica,destinate acumularii intr-un timp relative lung a unei energii relative mici,in scopul restituirii intr-un timp scurt a unei energii relative mari,pentru generarea de debite momentane mari,evitandu-se instalarea in sistemul hidraulic a unor pompe mari,supradimensionate,mentinerea in functionare a unei instalatii la care se defecteaza pompa,mentinerea presiunii constante la stationarea motorului alimentat.

Amortizor de pulsatii ale debitului pompelor,amortizor de socuri hidraulice sau mecanice prin absorbirea energiilor in exces.

Calculul acumulatorului

Vom considera ca sistemul primeste energie de la accumulator,in faza in care este necesar debitul maxim.In cazul instalatiei proiectate debitul maxim se vehiculeaza in faza 4 cand are loc retragerea pistonului,motorul ML1 care actioneaza sistemul de alimentare.

-Timpul util,adica durata fazei in care sistemul lucreaza cu debitul maxim: tut=6.73 s

-Natura lichidului de lucru

-Se cunosc pierderile care apar pe circuit in faza 4: )

-Forta utila pe care trebuie sa o dezvolte motorul ML1 in faza respectiva:Fu=950 daN

-Temperatura mediului ambient:T1=298K

Etapele de lucru:

Se calculează volumul util de lichid al acumulatorului, ȋnmagazinat de presiunea P1 și P2

DSTAS= 125 mm

c=1300 mm

Vut= 15935.40 cm3

Se calculează căderea de presiune medie:

dSTAS= 80 mm

P1 – presiunea gazului la ȋncheierea fazei de descărcare ( presiunea minimă uitilizată efectiv)

P2 – presiunea gazului la ȋnceputul fazei de descărcare ( presiune maximă utilizată efectiv)

P2 = 2∆ρmed+P1= 2*3.707+7.74=15.15 bar

P0 – presiunea de ȋncărcare a gazului ȋn momentul cand acesta ocupă ȋntreaga capacitate

Raportul s-a stabilit 1.1 deoarece acumulatorul nu trebuie desccat complet.

Din tabelul precizat obținem:

T2=1.219*298=363.26

V0=2.739*15953.4=43696.36 cm3

Deci volumul acumulatorului V0= 43, 696 litri.

Cunoscand capacitatea totală a acumulatorului, se va trece la alegerea unui acumulator convenabil, avand capacitatea VSTAS [cm3] și presiunea Pmax> [bar] astfel ȋncat:

V0calculat=V0necesar< V0STAS [cm3]

Pmax> [daN/cm2]

Deci V0STAS= 50 litri

Calculul rezervorului de ulei.Calculul regimului termic al rezervorului de ulei

Dimensionarea rezervorului de ulei se efectueaza pe baza calculului termic al instalatiei

Ecuatia diferentiala a schimbului de caldura Qc,provenita din pierderile energetice ale sistemului hidraulic si rezervorul de ulei,confectionat din metal este:

Gm,Ge[kg]-greutatea metalului,respectiv a lichidului

T,T0[0C]-temperatura lichidului la un moment dat,respectiv temperatura mediului ambient

h[kcal/m2 h 0C]-coeficientul de convectie a caldurii in aer

S[m2]-suprafata de radiatie a rezervorului

Q[kcal/h]-cantitatea de caldura introdusa de instalatie in lichid

Calculul cantitatii de caldura introdusa in ulei,in mod practic se face cu o relatie obtinuta prin particularizarea urmatoarelor relatii: Qc=860(1-η) Nc

unde:

n-randamentul instalatiei

Nc[kw]-puterea consumata in masina de forta,care antreneaza pompele instalatiei

Nutl[kw]-puterea utila produsa in hidromotoarele instalatiei pe fiecare faza

Deci avem:

– suma pierderilor de energie pe fiecare fazde lucru, pentru [kwh] toate motoarele hidraulice ale sistemului proiectat.

Tinand seama de debite, timpi si pierderi hidraulice pe fiecare faza ȋn parte avem:

– pierderea de energie pe o fază [kwh]

Qi – debie efectiv pe faza respectivă [l/min]

ti – timp pe faza respectivă [s]

[bar] – pierderi hidraulice pe faza respectivă

tciclu=103 s =0.028634

=894.03 [kcal/h]

Calculul suprafeței necesare de radiție a rezervorului se face cu relația:

– coeficientul de convecție a căldurii ȋn aer. Această valoare fiind obținută experimental

Ts – temperatura de staționare [0C]

T0 – temperetura mediului ambiant [0C]

T0=250C

Ts=550C

Se calculează volumul de ulei din rezervor:

Se calculeză volumul rezervorului de ulei:

Calculul timpului de ȋncălzire auleiului tȋ de la temperatura T0 la temperatura de staționare Ts se face cu relația: [h]

cm= 0.12 kcal/kg*c

cl= 0.45 kcal/kg*c

Gm=ym*S*s=91.68 kg

ym= 8000 kg/m3; Gm=91.68 kg; S=2.292 m3; s=0.005 m

Gl=yl*Vl=189 kg; yl=900 kg/m3; Vl=0.20944 kg/m3

tȋ =4

Admitem că rezervorul are forma unui paralelipiped, ȋn care lățimea este egala cu ȋnalțimea.

Deci volumul rezervorului: V=l2*L [m3]

Admitem un raport ȋntre aceste dimensiuni obținem: l=0.5077 m; L=1.015492m

Volumul de ulei din rezervor se ridică pană la ȋnălțimea h=0.81.

Deci h=0.40616 m.

6.6. Alegerea grupurilor de filtrare si a mediului hidraulic de lucru.

Calculul curbelor caracteristice functionale

Alegerea mediului hidraulic de lucru

Mediul hidraulic de lucru se allege tinand seama de conditiile de functionale ale instalatiei,de nivelul performantelor elementelor care compun sistemul.Lichidul hidraulic de lucru trebuie sa satisfaca intr-o ordine de prioritate o serie de cerinte:

-sa aibe plaja dorita de vascozitate,inclusive indicele necesar de vascozitat

-sa fie lubrifiant

-sa aiba rezistenta chimica si termica ridicata

-sa fie stabil la agenti termici

-sa nu formeze spuma

-sa aiba valori dorite ale punctului de inflamabilitate,modulul de elasticitate si conductibilitatii termice

-sa aiba un continut minim de impuritati

Tipul de pompe utilizat in instalatia de actionare hidraulica decide asupra domeniului de variatie a vascozitatii.Astfel pentru pompele cu pistoane axiale utilizate in cadrul instalatiei proiectate s-a constatat experimental ca vascozitatea are urmatoarele valori:

vascozitate:-minima(12-16)Cst

-optima(20-30)Cst

-maxima(200-500)Cst

Tinand seama de aceste recomandari si de mediul hidraulic de lucru,folosin tabelul 5.6 din [1] se allege ca mediul hidraulic de lucru:

-ulei hidraulic aditivat norma STAS 9691-80 tipH2O

-densitate la 15C,maxim 0,900g/cm3

-vascozitate cinematica la 50C:(19,4….23,0)Cst

-Vascozitate conventionala la 50C:(2,9……3,2)E

-punct de inflamabilitate minim M: 175C

-punct de congelare maxim: -35C

-indice de vascozitate minim: 95%

-cantitatea de apa maxima in ulei: -%

Alegerea filtrelor de ulei:

Filtrele sunt elemente hidraulice care asigura puritatea mediului hidraulic.Prezinta pentru sistemul hidraulic o importanta deosebita si mai ales pentru fiabilitatea acestuia.Incluziunile mecanice precum si cele chimice ajungand la suprafetele diverselor elemente,inrautatesc regimul de curgere,de aceea se folosesc filtre pentru retinerea particulelor.Exista o mare varietate de filtre folosite in actionarea hidraulica,tipurile constructive diferind in functie de capacitatea de filtrare si de tipul elementului filtrant.

In cadrul instalatieiproiectate sunt montate 3 filtre:

-doua pompe pe aspiratia pompelor:filtru grosier asigurand o finite de filtrare SIMBOL

-unul pe returul catre rezervor,care este un filtru fin,asigurand o finete de filtrare SIMBOL

Ambele tipuri de filtre sunt prevazute cu supape de ocolire:

a)Supapa de scurt circuit are rolul de a evita golirea instalatiei,cand pompa e oprita si de a permite aspiratia lichidului din rezervor daca filtrul este imbacsit

Se utilizeaza pe aspiratie un filtru grosier pentru a se evita cavitatia in pompa

b) Supapa de scurt-circuit are rol de a permite curgerea lichidului de lucru in rezervor,atunci cand filtrul e imbacsit.

Finetea de filtrare determina tipul de filtru folosit,iar marimea filtrului se allege functie de debitul aspirat de pompa,respectiv refulat de rezervor.

Calculul curbelor caracteristice,functionale ale filtrelor

Utilizarea informatiilor furnizate anterior se finalizeaza in algoritmi de calcul.Variabilele cheie care intervin in modelul instalatiei:

-debitul prin filtru,luand in considerare debitul maxim al pompei

-suma tuturor debitelor care ocolesc nefiltrate filtrul,prin drenarea pompei;supapa de limitare

-cantitatea de contaminare care patrunde in unitatea de timp in instalatie

-factorul al elementului filtrant

-nivelul de contaminare maxim admis

Analizand schema hidraulica a instalatiei,constatam ca este ca este formata in principal din:

-pompe cu pistoane axiale.Consideram ca 3l.min din debit se scurge nefiltrat catre rezervor

-Supapa de limitare a presiunii prin care un debit de 3,5 l/min se scurge nefiltrat la rezervor

-Motoarele hidraulice liniare,prin care 10 la patrat particule pe minut mai mari de 10 um patrund in lichidul din instalatie

-filtru de aspiratie,protejeaza pompa de particule mari,prezente in rezervor,dar n usi particule micicare sunt oprite de filtrul de retur

Cu aceste date se selecteaza filtrul utilizand monograme special concepute.

Pentru efectuarea acestui calcul se parcurg mai multe etape:

1.Se determina toleranta la contaminare a celui mai sensibil element din instalati

Consideram ca cel mai sensibil element al instalatiei este pompa cu pistonase axiale.In acest caz clasa nivelului de curatenie,necesar pentru functionarea ei in cadrul instalatiei este clasificata dupa clasa nivelului de curatenie,necesar pentru functionarea ei in cadrul instalatiei este clasificata dupa ISO 16/13.Pe baza codului ISO se determina concentratia de contaminanti.In cazul de fata,numarul particulelor pe 1 litru mai mare de 10 um este de 140 000 particule/litru.

2.Se estimeaza viteza de patrundere a particulelor in instalatie .Pentru echipamente care lucreaza in mediu industrial,avand marimea particulelor de 15um avem o viteza de patrundere a particulelor.

3. Se determina debitul mediu prin filtru luand ȋn considerare orice sursă suplimentara, datorate modificarii capacitatii pompei.

Considerand debitul : Qml=Qmaxp- ∆Qp – ∆QSL=56.74-3-3.5=49.24 l/min

6.7.Calculul de dimensionare a componentelor din schema pneumatica de actionare si automatizare

Calculul cilindrilor hidraulici conform STAS 9732/3-80.Cilindrul pneumatic are rolul functional de a dezvolta in nivelul subansamblului sau mobil tija-piston, aflata in miscare de translatie,

Un lucru mecanic definit prin intermediul fortei utile de la tija, manifestat pe parcursul unui spatiu echivalent cursei sale de lucru c.

Calculul preliminar al diametrelor D si d:

η= 0.85 pentru F ≥ 1000 daN

ρ=ρn- Dρ0

Dρ0 ≤ 0.2bar

Dc=137.65mm

φ – coeficientul de grosime al tijei

φ=1.15

dc= 49.71 mm

dSTAS= 50 mm

ȋn raport cu valoarea calculată dc, diametrul tijei, d se stabileste la valoarea ȋntreagă imediat următoare prevăzută ȋn STAS 7233-78.

Verificarea diametrului tijei:

Pentru a suplini corecțiile necesare asupra forței inpuse la tija F, se va considera forța de acționare, deci implicit forța ce solicită tija, prin intermediul unui coeficient de corecție conform relației:

I – momentul de inerție [m4]

l= 1.4lf

l=l0+l1+c

l0=1.5*D

pentru 100≤D≤160

l0=1.5*140=210 mm

l1=50 mm

c=550 mm

l=810 mm

λ0=100…..105 pentru tije de oțel

λ0=valoarea minimă a coeficientului care delimiteză zona flambajului elastic de cea a celui plastic

λ>λ0

vom folosi ecuația lui Euler:

E=2.1*1011 N/m2

Ff= 49406.62 N

Cf=3.74

Fa=(1.15….1.2)F

Forța Fa provoacă tijei o solicitare simplă de ȋntindere sau/și de compresiune, cand ea este aplicată pe axa tijei.

𝛻a=rezistența admisibilă la ȋntindere- compresiune

𝛻a=580MPa pentru OLC-STAS 880-80

Fa=1.2F= 1.2*1100=1320daN

𝛻ef=6.72 MPa

Verificarea la flambaj

Lungimea barei supusa la flambaj se identifica la cilindri pneumaticicu o lungime de referinta – l, constituita de ansamblul cilindru – tija la cursa maximă.

Prin inermediul lungimii de flmbaj lf, fota critica de flambaj are forma generala:

7. Probleme tehnologice si de montaj a subansamblelor hidropneumatice din cadru instalatiei de tratament termic

In actionarie hidrostatice producerea si transmiterea energiei hidraulice se face prin intermediul fluidului hidrauic circulat sub presiune in spatii inchise ,variabile ca volum si forma,in elementele hidraulice aceste spatii se realizeaza cu organe aflate in miscare relative,in care pentru a se permite miscarea sunt necesare jocuri.Corespunzator presiunilor inalte de lucru utilizate in present,marimea instalatiilor trebuie limitata la valori foarte stranse pentru a nu se ajunge la pierderi volumice inacceptabile.Realizarea in limitele acestor jocuri foarte mici,a unor ajutaje care sa permita miscarea relative cu frecari reduse si fara pericol de gripare,implica la randul ei tolerante dimensionale de forma si pozitie deosebit de stranse,precum si o calitate a suprafetelor in contact deosebit de inalta.Prima cerinta principala ce se impune fabricatiei de elemente hidraulice este precizia de executie.Datorita folosirii unei presiuni din ce in ce mai crescute,odata cu reducerea gabaritului se implica a doua cerinta importanta folosirea unor materiale superioare,obtinute prin metode moderne de elaborare.

O problema importanta la proiectarea instalatiilor hidraulice este folosirea blocului hidraulic.Utilizarea blocurilor hidraulice prezinta o serie de avantaje:asigura o constructie compacta la un randament relative mare,montaj simplu,etc.Pentru proiectarea blocului hidraulic folosit in cadrul instalatiei hidraulice pentru cuptorul de tratament termic,avem nevoie de oglinzile internationale ale elementelor care se monteaza pe bloc,pe care le-am prezentat in cap.6.4.Gaurile tehnologice sunt inchise(astupate cu dopuri realizate prin strunjire si apoi sudate in bloc).

Alegerea materialului necesar realizarii blocului:

La alegerea materialului necesar blocului hidraulic trebuie sa consideram diferite conditii de ordin economic,tehnologic si constructive.Alegem otelul OLC 30,STAS 880-88.Acesta are o buna sudabilitate,permitand astuparea gaurilor tehnologice prevazute la proiectarea blocuui.

Probleme de tehnologie a subansamblelor hidropneumatice

Pentru subansamblele hidropneumatice ale instalatiei se executa o tehnologie mai speciala privind calitatea acestora.Materialee din care se confectioneaza aparatura de reglaj si distributie(distribuitoare,supape,drosele,regulatoare,etc.) sunt oteluri aliate pentru cementare,care au o densitate mare ,fiind supuse la frecari,la uzura crescuta.De asemenea diferitele parti componente ale aparaturii hidropneumatice pot fi realizate din elemente diferite.

Tehnologia de prelucrare a echipamentelor hidraulice are aceleasi procedee ca si in constructia de masini:

-Frezarea si alezarea gaurilor

Se realizeaza pentru distribuitoare cu sertar.Realizata cu metode traditionale,implica multe neajunsuri(acumularea aschiilor,supraincalzirea sculei,etc.),si de aceea operatia clasica de gaurire s-a inlocuit cu o varianta particulara de strunjire frontala,printr-un cap de forare montat pe o bara tubulara.

-Alezarea lina

Se realizeaza pentru executarea gaurilor de inata precizie geometrica si inalta calitate a suprafetei,prin aschiere cu scula rotitoare.

Pentru elementele hidraulice se fac operatii de finisare pentru obtinerea unei calitati superioare a suprafetei.

-Honuirea:cu o scula speciala:capul de honuit.Aceasta operatie indeparteaza aschiile gaurilor cilindrice si a suprafetelor plane si realizeaza precizia dimensionala si de forma precum si calitatea suprafetei.

Tehnologia de fabricatie pentru cilindrul hidraulic ML6

Alegerea ajustajelor:

Stabilirea ajustajelor ce apar in constructia ciindrului hidraulic s-a facut pe baza urmatoarelor considerente:

-ajustajele sa asigure functionarea in bune conditii

-sa se poata executa in limitele economice de precizie

Ajustajele sunt in sistem de alezaj unitar.

Am utilizat ajustaje mobile:

–

–

Ajustaje utilizate in cazul asamblarilor mobile cu ghidare foarte precisa.Joc minim egal cu zero,joc probabil foarte mic.

Ajustaje fixe: ;

Sunt ajustaje cu joc mic,pentru a usura montarea-demontarea

Ajustaj cu strangeri mici,fixarea pieselor in cazul unui element suplimentar de fixare.Montarea si demontarea fara pericol de deteriorare.Toate ajustajele de mai sus sunt preferentiale.Campurile de tolerante de uz general pentru componentele ajustaje se pot obtine din:

-STAS 3103-63 pt Alezaje

-STAS 8102-63 pt Arbore

Alegerea materialelor necesare realizarii componentelor

Pentru alegerea judicioasa a materialelor trebuie sa se cunoasca in primul rand cerintele de functionare a componentelor din subansamblu.

Criteriile pe baza carora s-au ales materialele sunt:

-indeplinirea rolului functional

-siguranta in exploatare

-tehnologicitate

-economicitate,durabilitate economica.

Pe baza acestor considerente reperele nestandardizate sunt executate din materialele:

-OL 52 otel de uz general pentru constructii de masini,avand rezistenta minima la tractiune 520 N/mm2 ,folosit la constructii metalice puternic solicitate,avand bune proprietati de prelucrare prin aschiere,sudabilitate si rezistenta destul de mare pentru a suporta presiuni mari.

-Pentru piesele mai putin importante s-a ales OL32,OL37,avand proprietati asemanatoare cu cele de mai sus.

-OLC 15 –otel carbon de calitate pentru tratament termic destinat constructiei de masini,s-a ales acest material pentru o piulita,avand rol de fixare si strangere a pistonului pe tija prin intermediul capacului de rezemare,deci rol functional relative mare.

-40 C210-un otel aliat cu 0,4% C si 1% C2,cu bune proprietati de prelucrabilitate prin aschiere,fiind un material classic pentru tije de pistoane.

-Cu Sn 4 Zn 4 Pb 17- un aliaj cupru cu staniu(4%Sn) si cu 17 Pb,avand proprietati bune de antifrictiune,folosit pentru cupluri de alunecare (in cazul de fata bucsa de ghidare).

-Pentru camasa cilindrului,materialul ales este OLT 65 STAS 8183-80.

Pentru reperele standardizate ,materialele sunt prevazute in standardele corespunzatoare reperelor.

Alegerea semifabricatului pentru camasa cilindrului

Pentru realizarea cilindrului propriu-zis se allege ca semifabricat teava de otel fara sudura,laminat la cald,cu pereti grosi.

Notarea semifabricatului:

.Teava comerciala 70/12 OLT 65,STAS 404/1-80

70/12-70-diametrul exterior[mm],12-grosimea peretelui[mm]

OLT 65-marca otelului

STAS 404/1-80-numarul standardului

Material livrat:

-Tevile de otel cu pereti grosi se executa din lingouri poligonale de otel nealiat,marca OLT 65,conform STAS 8183-80.

-Densitatea otelului 785 kg/dm3

-Lungimi de livrare,peste 4 m,deci necesita o operatie de debitare

-Abateri limita la diametrul exterior ±0,5 mm

-Abateri de forma,ovalitate sub 0,8 din campul de toleranta al diametrului exterior De=70mm,excentricitatea san u depaseasca campul de tolerante la grosimea peretelui,abaterea la rectilineitate-maxim 1,5mm/m.

Caracteristicile mecanice sunt conform standardelor de marci.

In cazul de fata OLT 65,STAS 8183-80,caracteristicile mecanice determinate pe epruvete in stare laminate,normalizata la 840C-860C(conform STAS 6300-64)sunt:

-Limita de curgere conventionala:Rpa2=370N/mm2.

-Rezistenta la rupere la tractiune Rm=640N/mm2.

-Alungirea la rupere:A=16%.

Aspect livrare

Aspectul suprafetei interioare si exterioare trebuie sa fie fara fisuri,sufluri,depuneri de materiale,incluziuni nemetalice,sau alte defecte vizibile.Se livreaza neprotejat.

Stabilirea regimurilor de aschiere

Pentru obtinerea pieselor de masini-in cazul de fata a camasii cilindrului hidraulic-cu precizia necesara si calitatea suprafetelor impuse de conditii functionale,este necesara de pe semifabricat sa se indeparteze prin anumite operatii de aschiere un strat de material denumit adaos de prelucrare.

Adaosul de prelucrare total este de fapt suma adaosurilor intermediare,acesta fiind indepartat la diferitele procedee de prelucrare prin aschier,rezultand in final camasa cilindrului cu cota finala si calitatea suprafetei interioara si exteioara impusa.

Pentru semifabricatul ales,rezulta diametrul interior.

Dnom sf=46mm

Netinand seama de campul de tolerante al semifabricatului,adaosul de prelucrare total va fi:

2At=4mm.

Pentru stabilirea adaosurilor intermediare:

-s-a incadrat piesa in treapta 7 de precizie [(7)vol I tab 870]

-clasa de calitate a rugozitatii suprafetei(pt Ra=0,4 pm) este clasa mn9 [(7)volI,tab.871].

-In functie de treapta de precizie,rugozitatea suprafetei,dimensiunea si configuratia piesei,s-a determinat procedeul final care asigura realizarea preciziei prescrise.

Astfel pe baza tab.870(7) vol I s-a ales ca procedeul final honuirea.

Pe baza tab.870(7) vol I s-au ales si celelalte operatii de prelucrare,care sunt (in ordinea inversa):

-rectificarea(de finisare,de degrosare)-Interioare

-strunjirea (de finisare,de degrosare)-Interioare.

-strnjirea de degrosare-Exterior.

S-au ales din tabelele corespunzatoare (7) adaosurile intermediare asa cum se arata in schema urmatoare:

Observatie:\

La prelucrarile prin aschiere (inainte de honuire) trebuie sa se obtina un diametru de , pentru ca dupa cromare,cand se depune un strat interior de crom 2a=0,13mm sa rezulte diametrul Ø49,97mm,care se prelucreaza prin honuire,ajungandu-se la final la .

Pentru prelucrarea capetelor cilindrului la camasi este necesara strunjirea de semifinisare(ajungandu-se la Ro=3,2um).

Din tab.804 vol I, se allege adaosul de prelucrare d 1mm.Atunci rezulta si lungimea de debitare a semifabricatului.

LSF=lfinal +2*A=242mm

Stabilirea regimurilor de aschiere pentru operatiile de strunjire

Dupa cum se indica si in fisa tehnologica avem:

-strunjire interioara de degrosare

-strunjirea interioara de finisare

-strunjirea exterioara de degrosare

-strunjire frontala

-tesiri

Succesiunea fazelor este cea indicata in fisa tehnologica.

t=0,8mm-finisare interioara

t=1mm-frontala

t=4mm-degrosare

Avansul de aschiere

-pt exterior D=0,36mm/rot

-pt interior-degrosat D=0,32mm/rot

-pt finisat-interior D=0,1 mm/rot

-pt strunjit-frontal D=0,16mm/rot

Stabilirea turatiei semifabricatului

-pentru degrosare exterioara:n=614rot/min

-pentru degrosare(v=107,25mm/min,D=50mm) n=660rot/min

-pentru finisare(v=163,5;D=50) n=1100 rot/min

-pentru strunjire frontala n=1200 rot/min

Din caracteristicile masnii SN 250 tab.10.1(7) vol I se allege:

-pt degrosare exterioara n=500rot/min

-pt degrosare n=710rot/min

-pt finisare n=1000rot/min

-pt strunjire frontala n=1410 rot/min.

Vitezele reale de aschiere

Vn=πDn/1000

V1=103,67mm/min DV=2,7%

VII=111,53 rot/min DV=4%

VIII=157,10 mm/min DV=3,91

VIV= 221rot/min DV=1,8%.

Stabilirea regimurilor de aschiere pentru operatia de rectificare interioara

Avand in vedere ca adaosul de prelucrare pentru rectificare este 0,4mm,indepartarea acestui strat se face printr-o rectificare de degrosare (A=0,3 mm) si una de finisare(A=0,1mm).

Alegerea sculei abrasive

In functie de diametrul alezajului D=50mm,din STAS 5086-76 se allege o piatra de rectificat cilindrica tip I ,cu liant ceramic

Notare:Piatra cu tija I-40×60 STAS 5086-65

Din tab.9.142.(7) vol II in functie de materialul de prelucrat si tipul rectificarii se allege materialul abraziv E (STAS 1469-68) granulatie 50-40,duritate K,liant ceramic.

Alegerea durabilitatii sculei

Pentru discul abraziv la rectificare cilindrica interioara,din tab.9,146(7) vol II ,in functie de treapta nr.7,ISO de precizie,rezulta T=16 min

Stabilirea regimurilor de aschiere pentru honuire

Alegerea sculei abrasive

In functie de materialul prelucrat si rugozitatea impusa (Ro=0,4pm) din tab.9.180(7) vol II ,se aleg urmatoarele caracteristici ale abrazivului:corbura de siliciu cu granulatie M28,duritate I.

Scula folosita este cap de honuit cu 4 bare abrasive si B=8mm si lb=120 mm.

Viteza de rotatie a capului de honuit

din tab.9.182(7) vol.II ,in functie de material se alege V=20m/min.

Stabilirea vitezei de avans rectiliniu alternativ

In functie de rugozitatea impusa Ro=0,4 um si material,rezulta Vs=10m/min

Masina utilizata este o masina de honuit cu ax orizontal.

Stabilirea regimurilor de aschiere la gaurire

La gauriri si largiri se folosesc burghie elicoidale cu coada conica STAS 575-80,cu diametrul D=10mm,din otel rapid.

Din tab.9.93,se aleg unghiurile recomandate:

ω=300

2n=1160

α= 120

Alegerea regimului de aschiere

Adancimea de aschiere reprezinta chiar adaosul de prelucrare pe raza.

t=D/2=10/2=5 mm.

Avansul de aschiere

D=10mm

Vn=65daN/mm2

tab.9.98(7) vol.II-se recomanda S=0,17-0,28 mm/rot.

Se alege din caracteristicile masinii unelte (tab.10.3),Sn=0,19 mm/rot

Durabilitatea economica si uzura admisibila a sculei aschietoare:

tab.9.113 Te=12 min

tab.9.116 h alfa=1,2 mm

Viteza de aschiere

Pt. D=10 mm si S=0,18 mm/rot, se recomanda:

Vtab=19,3 m/min

Coeficientii de corectie sunt:

K1=1,0 functie de starea materialului(tab.9.121)

K2=1,0 functie de adancimea gaurii(tab.9.121)

K3=0,85 functie de rezistenta materialului(tab.9.121)=>Vcar=VtabFORMULA

Turatia sculei aschietoare:

n=1000Vcar/πD=522 rot/min.

Se alege din gama de turatii a masinii unelte (tab.10.3)

nn=450 rot/min.

Viteza de aschere va fi:

Vn=πDn/1000=14,14 m/min.

Verificarea puterii motorului electric

Din tab.9.121valoarea momentului de torsiune

Mt=688 daN*mm

Puterea reala va fi:

Nn=2Mt*Vn/(600*D*η)=0.41KW

NME=3KW

10 Concluzii

In cadrul proiectului s-a elaborat schema de actionare si automatizare optima in varianta hidraulica,respectiv hidropneumatica a instalatiei de tratament termic si s-a efectuat calculul termic de proiectare al componentelor.In functie de destinatia instalatiei de tratament termic,respectiv de domeniul de temperature,acesta poate fi actionata hidraulic,respectiv hidropneumatic.

Ca si varianta,pentru realizarea unei constructii mai compacte,la un randament relative mare si un montaj simplu,se pot utiliza blocuri hidraulice

Productivitatea instalatiei de tratament termic poate sa fie marita prin analiza procesului tehnologic de tratament termic,respectiv analiza ciclogramei de functionare a instalatiei in sensul reducerii timpilor aauxiliari,in functie de tratamentul termic realizat.

Bibliografie

[1]. Sergiu Medar,Florin Ionescu “Editura Tehnica Bucuresti”,1986

[2].Arpad Ferdinand Kuzman “Echipamente hidropneumatice de automatizare” Institutul Politehnic “Traian Vuia” Timisoara 1986

[3].Virgil Marin,Rudolf Moscovici,Dumitru Teneslav, “Sisteme hidraulice de actionare si reglare automata.Probleme practice,proiectare,executie,exploatare”, Editura Termica Bucuresti,1981

[4].Sergiu Medar,Florin Ionescu “Editura Tehnica Bucuresti”,1986.

[5].Florin Ionescu,D.Catrina,Al.Dorin, “Mecanica fluidelor si Pedagogica”,Bucuresti 1980

[6].C.Raduti,E.Niculescu “Masini electrice rotative fabricate in Romania-Indreptar”

Editura Tehnica Bucuresti-1981

[7].Vlase,A.:”Regimuri de aschiere,adaosuri de prelucrare si normatehnice de timp”,Editura Tehnica Bucuresti 1984,1985

[8].Vsevold Radcenco,Niculae Alexandru “Calculul si proiectarea elementelor schemelor pneumatice de automatizari” ,Editura Tehnica Bucuresti,1985.

[9].V.Cosoraba,Gh.Georgescu Azuga,R.Visan “Actionari pneumatice”,Editura Tehnica Bucuresti,1974.

[10].Victor Balasoiu,Calin Razga “Actionari si comenzi hidropneumatice.Indrumator de proiectare.” Institutul Politehnic “Traian Vuia” Timisoara,1988

[11].”Balanta” Sibiu-catalog de produse

[12].G.Draghici “Tehnologia Fabricarii masinilor”,vol.I-II,Institutul Politehnic “Traian Vuia” ,Timisoara,1986.

[13].M.Popa “Desen tehnic-Indrumator,partea a II-a,Culegere de norme” ,Institutul Politehnic “Traian Vuia” ,Timisoara,1989.

[14].”Institutul standardelor de STAS 1987”,Editura Tehnica Bucuresti,1987