Rezolvarea Unei Probleme Stringente In Domeniul Valorificarii Materialelor Refolosibile de Densitate Scazuta

CUPRINS

1.Presa de compactat deseuri………………………………………………5

1.1Domeniu de utilizare………………………………………………..5

1.2.Conditii de utilizare…………………………………………………5

1.3.Caracteristici principale……………………………………………..5

1.4.Descrierea produsului si a solutiei constructive ……………………6

1.5.Aparate de masura si control………………………………………10

1.6.Reguli de protectie referitoare la instalatia electrica ………………10

1.7.Mod de functionare…………………………………………………17

2.Stadiul actual al evolutiei sistemelor hidraulice…………………………17

2.1.Masini hidraulice volumice ………………………………………..17

2.2Clasificarea pompelor volumice …………………………………….22

2.3.Pompe cu pistoane………………………………………………….23

2.4.Turatia maxima a pompelor cu pistoane…………………………….25

2.5.Pompa cu debit variabil A7V……………………………………….27

2.6.Inceperea reglarii puterii minim 50 bar……………………………..30

2.7.Echipament auxiliar limitator de cursa………………………………31

2.8.Echipament auxiliar intreruperea presiunii…………………………33

2.9.Caracteristicile Q-P…………………………………………………34

2.10.Pompa hidraulica seriile P2/P3……………………………………36

2.11.Regulatoare de presiune tip F.S……………………………………38

2.12.Pompe cu ax central ………………………………………………39

2.13.Tipul de pompa P14/P260 cu debit variabil……………………….39

2.14.Motoare hidraulice seria V14……………………………………..41

2.15.Seria de pompe cu regulatoare incorporate ………………………44

2.16.Regulatoarele………………………………………………………46

3.Calculul elementelor hidraulice ………………………………………….49

3.1.Stabilirea fortei de presare…………………………………………..49

3.2.Solutia tehnica constructiva de principiu……………………………49

3.3.Stabilirea schemei hidraulice de principiu………………………….53

3.4.Calculul pricipalelor elemente hidraulice …………………………..53

4.Caracteristicile regulatorului de putere…………………………………..63

5.Calculul de rezistenta al elementelor componente ale presei…………….72

5.1.Calculul la flambaj al tijei cilindrului……………………………….72

5.2.Calculul de rezistenta al camasii pistonului ………………………..74

5.3.Calculul la compresiune al tijei cilindrului…………………………77

5.4.Calculul suruburilor de prindere a cilindrului pe batiu …………….79

6.Modelarea reglarii puterii…………………………………………………82

7.Concluzii …………………………………………………………………88

TEMA DE PROIECT

Proiectul este destinat rezolvarii unei probleme stringente in domeniul valorificarii materialelor refolosibile de densitate scazuta (volum mare ocupat in spatiu si masa mica ).

Actualmente , cheltuielile de transport ale acestora in stare necompactata sunt deosebit de mari.

Sunt confruntate cu asemenea dificultati consiliile municipale , firmele de salubritate publica , societatile specializate de colectare si valorificare , intreprinderile industriale marile magazine etc.

In categoria deseurilor refolosibile de densitate mica intra:

-span foios metalic sau nemetalic

-deseuri de sarma tabla etc.

-deseuri sub forma containerelor metalice usoare (cutii de aluminiu de bere , sucuri etc.)

-sticle de unica folosinta de material plastic (PET-uri)

-ambalaje de carton , hartie etc.

-alte deseuri

Denumirea de PET vine de la compozitia chimica a materialului plastic din care sunt fabricate acestea , material ce poarta denumirea de Poli Etilen Tereftalat.

Normele uniunii europene in domeniul valorificarii materialelor refolosibile si protectia mediului impun gasirea de solutii imediate si eficiente pentru problemele mai sus amintite astfel incat data de 1 ianuarie 2007 , data intrarii tarii noastre in Uniunea Europeana , sa nu ne gaseasca nepregatiti in acest domeniu.

Schema hidraulica si electrica a acestei prese de compactat deseuri , o face usor adaptabila oricarui tip de deseu din cele enumerate mai sus .Astfel ea a fost prevazuta cu elemente de reglare a presiunii de lucru , a timpului de mentinere pentru o compactare corespunzatoare , cu sisteme de protectie si siguranta in cazul suprasarcinilor accidentale .

Se pot adapta parametrii tehnologici de lucru intr-un timp scurt de la un tip de deseuri la altul.

Forta de presare a acestei prese a fost stabilita la 65 tone forta . Dimensiunile balotului compactat 1000x1000x750 mm.Masa lui aproximativa , tinand cont de densitatea scazuta a materialului din care sunt fabricate deseurile este de 800 kg. In aceste conditii presiunea maxima de lucru este de 300 bar.

Presa are dimensiunile de gabarit 4560x1200x1500 mm, deoarece subansamblele ei trebuie sa reziste in timpul presarii unor solicitari relativ mari iar dimensiunile balotului compactat fac ca cursa cilindrului sa fie si ea un factor important in cresterea dimensiunilor de gabarit .

Dupa presarea deseurilor existente in camera de compactare balotul format astfel este legat cu platbanda prin nisele special practicate in peretii oblonului , balotul este impins afara de catre placa de presare .

Sesizarea efectuarii cursei de presare de catre cilindrul hidraulic se putea face im mai multe moduri :

a)Cu microintrerupatoare (limitatoare de cursa )-solutie neadecvata deoarece nu toate brichtele(balotii) au acelasi volum in spatiu deci cursa tijei difera de la caz la caz .

b)Cu senzori inductivi in camasa cilindrului dar s-ar fi intampinat problema mai sus mentionata si in plus solutia este scumpa .

S-a preferat utilizarea releelor de presiune care pot sesiza:

-atingerea presiunii maxime de presare (la compactare si implicit la forta maxia)

-sesizarea inchiderii-deschiderii oblonului de incarcare

-sesizarea retragerii cilindrului 65 tf

Comenzile realizate la tabloul electric sunt cu butoane de comanda neretinute . Orice miscare a cilindrului se face la comanda .Mansetele si garniturile folosite la cilindrul hidraulic sunt din material ECOPUR, de la FARTEC Brasov , rezistente la 400 bar(cauciucul nu rezista in aceste conditii).Pentru realizarea acestor cerinte hidraulice s-au folosit urmatoarele componente:

-pompa hidrostatica cu debit reglabil cu pistonse axiale tip F316-25-RN DPGM cu cilindreea Vg=31,1cm3/rotsi puterea de 14,6 kW

-regulator de putere atasat pompei cod F316-25-RN DPGM ce regleaza o putere de pana la 11,2 kW

-distribuitoare DEIO-05-220/50-S si DEIO-41N-220/50-S

-motorul electric de actionare a pompei hidrostatice este ASI 180M-48-4 cu puterea de 15kWsi turatia n=1480rot /min.

Conexiunile dintre elementele hidraulice se vor face cu

-teva ø16×2(pentru circuitele de presiune)

-teava ø20×1,5(pentru circuitele de aspiratie)

1.PRESA COMPACTAT DESEURI

1.1.DOMENIUL DE UTILIZARE

Ne propunem sa proiectam o presa hidraulica pentru compactarea deseurilor reciclabile de tip PET adica in termeni stintifici Poli Etilen Tereftalat.In aceasta categorie de de deseuri intra sticlele de unica folosinta de bauturi racoritoare ,paharele ,farfuriile ,tacamurile sau orice alte obiecte de unica folosinta fabricate din acest material.

Initial aceasta presa hidraulica orizontala a fost destinata compactarii si balotarii deseurilor de tabla cu grosimea de 2-2,5 mm si a sarmelor cu diametrul maxim de 4 mm.Balotii compactati aveau aproximativ dimensiunile 1000x1000x750 mm.Forta de presare necesara era de 65 tf.

1.2.CONDITII DE UTILIZARE

Datorita solutiei constructive aplicate la aceasta presa cat si a subansamblelor din componenta acestei prese produsul poate fi utilizat in conditii de climat temperat.Temperatura minima si maxima a mediului ambient in timpul lucrului si depozitarii poate varia de la -30° si respectiv pana la 80° C.Substantele chimic active nu sunt admise in timpul transportului , depozitarii si utilizarii deoarec e ele ar putea afecta produsul.Nu sunt admise lovituri aplicate produsului in timpul transportului , depozitarii si utilizarii.

Nu este admisa patrunderea in interiorul produsului a corpurilor straine solide, apei sau a altor substante afara de ulei mineral.

Indicatorii de fiabilitate prevazuti sunt stabiliti pentru urmatoarele conditii:

-temperatura mediului inconjurator…………10-30°C.

-umiditatea relative………………………….30-80%.

-presiunea atmosferica………………………84-107 kPa.

Campurile magnetice si electrice nu influenteaza functionarea produsului.

1.3. CARACTERISTICI PRINCIPALE

Caracteristici functionale si tehnologice

-Dimensiunea balotului compactat: 1000x1000z750 mm

-Masa balotului compactat : 800 Kg

-Cursa tijei cilindrului :1500 mm

-Forta de presare la presiune max.:650 kN

-Diametrul pistonului cilindrului 185 mm

-Presiunea maxima de lucru :300 BAR

-Viteza tijei cilindrului :1m/min

-Presiunea specifica de presare :0,65 N/mm²

.Caracteristici dimensionale

-Dimensiunile de gabarit 4560x1200x1500 mm

-Functionarea in pozitie orizontala

1.4. DESCRIEREA PRODUSULUI SI A SOLUTIEI CONSTRUCTIVE

Aceasta presa este compusa din mai multe subansamble ce sunt construite astfel incat sa faca fata solicitarilor la care sunt supuse in timpul functionarii cat si al repaosului presei.

a) Subansamblul batiu

Este o constructie metalica sudata care datorita considerentelor de rezistenta la care este supusa s-a convenit sa se realizeze din profil U12 si foaie de tabla cu grosimea de 5 mm.Aceasta constructie asigura suportul pentru camera de incarcare-presare si celelalte elemente componente ale presei.

b)Subansamblu oblon incarcare

S-a stabilit ca aceasta sa fie o constructie sudata din profil U12 si foaie de tabla cu grosimea de 5 mm , articulata pe batiu prin 4 balamale si actionata de un cilindru hidraulic.Acesta permite incarcarea cu deseuri a presei hidraulice comod si la capacitate maxima.

c)Subansamblu oblon golire

S-a stabilit ca aceasta sa fie tot o constructie sudata din profil U12 si foie de tabla de 5 mm si articulata de batiu prin 3 balamale.Rolul sau este acela de permite evacuarea balotului de deseuri compactate afa din camera de presare.Asigurarea impotriva desfacerii se se face cu drugi metalici care confera marirea rezistentei la deformare in timpul presarii.

d)Placa de presare

Este realizata din profil U12 si tabla de 5 mm rigidizata cu nervuri ce ii maresc rigiditatea in timpul presarii.Placa este fixata articulat de cilindrul de presare si este ghidata cu role in interiorul cilindrului.

e)Cilindru hidraulic de presare

Solutia adoptata pentru cilindrul hidraulic trebuie sa tina seama de realizarea fortei de presare de 65 tf. necesara compactarii balotului de pet-uri.

Tinand cont de randamentul mecanic al cilindrilor hidraulici care este de ηm=0,85…0,92 adoptand ηm=0,9 rezulta forta reala care trebuie dezvoltata de cilindru Fr=F/ηm

Din considerente de fabricatie s-a adoptat diametrul pistonului de Φ185 mm, caruia ii corespunde o suprafata de

S=πxD2/4=3,14×1852/4=26880,25mm2=268,8cm2

Va fi necesara o presiune (vezi diagrama)

P=Fr/S=72200/268,80=268,6 bar

Constructiv ,cursa maxima a cilindrului va fi de L=1500 mm

Timpul pentru efectuarea cursei maxime adoptat este de 1…1,1min., careia ii corespunde un debit maxim

Qmax=S x L=40,3 l/min

Pentru o turatie de antrenare de 1480 rot/min., acest debit va fi realizat cu o pompa cu pistoane axiale F316,cu un volum geometric de 31,1 cm³/rot.

In consecinta puterea maxima furnizata de pompa hidraulica va fi

Nh=(pxQmax)/612=(268,8x 40,3)/612=17,7kW

Tinand cont de randamentul total al pompei hidraulice ηt=0,95 este necesar un motor electric de actionare cu puterea N=11 kW.

Cilindrul hidraulic a fost fixat pe batiu cu o flansa , prevazuta cu 20 de suruburi M20, care vor prelua sarcina de 65 tf , dezvoltata de cilindru.Aceasta flansa este prevazuta cu o ureche de prindere ce sta permite incarcarea cu deseuri a presei hidraulice comod si la capacitate maxima.

c)Subansamblu oblon golire

S-a stabilit ca aceasta sa fie tot o constructie sudata din profil U12 si foie de tabla de 5 mm si articulata de batiu prin 3 balamale.Rolul sau este acela de permite evacuarea balotului de deseuri compactate afa din camera de presare.Asigurarea impotriva desfacerii se se face cu drugi metalici care confera marirea rezistentei la deformare in timpul presarii.

d)Placa de presare

Este realizata din profil U12 si tabla de 5 mm rigidizata cu nervuri ce ii maresc rigiditatea in timpul presarii.Placa este fixata articulat de cilindrul de presare si este ghidata cu role in interiorul cilindrului.

e)Cilindru hidraulic de presare

Solutia adoptata pentru cilindrul hidraulic trebuie sa tina seama de realizarea fortei de presare de 65 tf. necesara compactarii balotului de pet-uri.

Tinand cont de randamentul mecanic al cilindrilor hidraulici care este de ηm=0,85…0,92 adoptand ηm=0,9 rezulta forta reala care trebuie dezvoltata de cilindru Fr=F/ηm

Din considerente de fabricatie s-a adoptat diametrul pistonului de Φ185 mm, caruia ii corespunde o suprafata de

S=πxD2/4=3,14×1852/4=26880,25mm2=268,8cm2

Va fi necesara o presiune (vezi diagrama)

P=Fr/S=72200/268,80=268,6 bar

Constructiv ,cursa maxima a cilindrului va fi de L=1500 mm

Timpul pentru efectuarea cursei maxime adoptat este de 1…1,1min., careia ii corespunde un debit maxim

Qmax=S x L=40,3 l/min

Pentru o turatie de antrenare de 1480 rot/min., acest debit va fi realizat cu o pompa cu pistoane axiale F316,cu un volum geometric de 31,1 cm³/rot.

In consecinta puterea maxima furnizata de pompa hidraulica va fi

Nh=(pxQmax)/612=(268,8x 40,3)/612=17,7kW

Tinand cont de randamentul total al pompei hidraulice ηt=0,95 este necesar un motor electric de actionare cu puterea N=11 kW.

Cilindrul hidraulic a fost fixat pe batiu cu o flansa , prevazuta cu 20 de suruburi M20, care vor prelua sarcina de 65 tf , dezvoltata de cilindru.Aceasta flansa este prevazuta cu o ureche de prindere ce se va fixa in consola pe un suport aflat pe batiu, si se va asigura cu un bolt.

f)Cilindru inchidere oblon

Acest cilindru are codul 30 AG 30 si se gaseste in productie de serie la fabrica hidraulica din Plopeni.

g)Rezervor hidraulic

Rezervorul este realizat din tabla de 2 mm grosime si este fixat pe batiu cu un cadru.

Rezervorul are capacitatea de 150 l.

h)Motorul electric

Este un motor asincron trifazat care are caracteristicile urmatoare: 11kW; 380/660 V; 50 Hz; 1500 rot/min., si are codul ASI 160 M-4

i)Pompa hidraulica

Este de tipul cu pistoane axiale si are codul F316 -25

Caracteristicile principale sunt:

-Volumul geometric :31,1 cm³/rot

-Presiunea nominala de lucru 320 bar

-Turatia nominala 1450 rot/min

j)Instalatia electrica

Instalatia electrica este prezentata mai jos :

(scheme electrice)

j)Instalatia hidraulica

Schema hidraulica a fost conceputa astfel incat sa asigure miscarile de presare a deseurilor precum si miscarea de ridicare/coborare si blocare a oblonului de incarcare.

Instalatia hidraulica are in componenta urmatoarele echipamente:

-Placa de distributie;

-Rezervor cu capacitate maxima de 159 l.Volum util -100 l ulei hidraulic H46 EP;

-Flansa pompa;

-Cuplaj motor electric-pompa hidraulica;

-Supape de iguranta Dn 10;

-Distribuitori hidraulici;

-Conectarea intre elementele hidraulice se face cu teava din otel cu Dn 10mm;

-Manometru;

-Elemente de etansare conectare si asamblare;

1.5.APARATE DE MASURA SI CONTROL

Pentru reglarea presiunii si pentru urmarirea parametrilor instalatiei in cursul exploatarii s-a prevazut constructiv un manometru

Controlul parametrilor mediului hidraulic de lucru (presiune si debit)sunt realizate cu urmatorul echipament hidraulic:

-distribuitor DE10-05-220/50-S

-distribuitor DE10-41N-220/50-S

-supapa SPP 10-04.1-7.M

1.6.REGULI DE PROTECTIE REFERITOARE LA INSTALATIA ELECTRICA

Punerea in functiune a echipamentelor electrice ale instalatiei se va face in conditiile in care aceasta este integral realizata , verificata si reglata.

Exploatarea se va face conform Normelor de Tehnica Securitatii Muncii in vigoare .

Echipamentele furnizorilor de aparatura elctrica vor fi insotite de cartile tehnice respective , care sa ofere cel mai bun suport pentru exploatarea si intretinerea instalatiei electrice.

Inlocuirea elementelor defecte ale instalatiei se va face cu altele identice tehnico-functional.

Intalatia electrica realizeaza:

a)Actionarea pompei hidraulice. Motorul pompei este pornit Stea-Triunghi ( puterea absorbita in conexiune stea

este de 3 (trei) ori mai mica decat in Triunghi) . Curentul efectiv de linie de regim stationar cand conexiunea in stator este in stea are expresia: IlY=Ul/(√3*Zf) iar in cazul conexiunii in triunghi IlΔ=√3*( Ul / Zf), verificandu-se ca:

IlY/ IlΔ=1/3 unde Zf semnifica impedanta echivalenta pe faza la s=1. Pornirea stea-triunghi poate fi aplicata numai motoarelor asincrone a caror infasurare statorica are accesibile toate cele sase borne , avand tensiunea statorica de faza egala cu tensiunea de linie a retelei de alimentare.

Motorul electric este protejat la scurtcircuit de sigurantele e01-e03, iar la suprasarcina de releul termic Th1. Pentru conexiunea Stea sunt comandate contactoarele KM1 si KM2, iar pentru conexiunea Triunghi KM2 si KM3.

Dimensionare:

Contactor principal : KM2 0.58 Inom

Contactor „triunghi” : KM1 0.58 Inom

Contactor „stea’ : KM3 0.34 Inom

Releu termic : Th1: 0.58 Inom

Unde Inom=P[w]/ (√3 * Ul * η * cos φ)

b)Comanda distribuitorilor hidraulici de inchidere,respectiv deschidere a oblonului Presei, ca si pe cei ai Cilindrului de presare. Aceasta se realizeaza prin comanda bobinelor distribuitorilor in secventele de lucru prin apasarea butoanelor

b3-b6 . Oprirea din cursa a Cilindrilor se face in conditiile in care se atinge presiunea reglata pentru fiecare din regulatoarele de presiune montate pe intrarile, respectiv iesirile distribuitorilor de comanda a cilindrilor. Exceptie face comanda de avans a cilindrului de presare a carui oprire este temporizata , actionarea pe ultima parte a cursei facandu-se

prin jocul reglajelor de presiune ale regulatorului montat pe iesirea distribuitorului si regulatorul intern ce asigura bascularea pompei hidraulice.

1. 7.MOD DE FUNCTIONARE

Etapele functionarii PRESEI DE COMPACTAT DESEURI sunt urmatoarele:

1)Verificarea parametrilor de lucru ai grupului hidraulic

2)Asigurarea ca oblonul de golire este inchis , si drugii de siguranta sunt montati, iar oblonul de incarcare este deschis.

3)Incarcarea camerei de compactare cu deseuri , pana la capacitate maxima.

4)Inchiderea oblonului de incarcare

5)Asigurarea oblonului de incarcare cu zavoare

6)Actionarea butonului electric care comanda distribuitorul prin acesta realizandu-se cursa de presare a cilindrului hidraulic de presare.

7)Se actioneaza butonul electric de retragere a cilindului hidraulic de presare , retyragerea tijei facandu-se pe o distanta de 300-500 mm.

8)Se deblocheaza oblonul de golire de drugii metalici, si se deschide oblonul la maxim.

9)Se actioneaza butonul electric de realizare a cursei de presare a cilindrului hidraulic de presare , pana la expulzarea balotului de deseuri.

10)Ciclul se reia identic

2.STADIUL ACTUAL AL EVOLUTIEI SISTEMELOR HIDRAULICE

2.1 MASINI HIDRAULICE VOLUMICE

Masinile hidraulice volumice (pompe si motoare )constitue componentele fundamentale ale sistemelor hidraulice de actionare ,comanda si reglare.Pompele transforma energia mecanica furnizata de un motor termic , electric , hidrodinamic sau pneumatic in energie hidraulica , marind practic numai energia de presiune a lichidelor vehiculate .

Motoarele volumice realizeaza transformarea energetica inversa,convertind energia de presiune in energie mecanica.Din acest motiv masinile hidraulice volumice se mai numesc si masini hidrostatice.

In anumite conditii, masinile hidraulice volumice sunt reversibile.

Aceasta caracteristica este obligatorie pentru motoare in majoritatea aplicatiilor, datorita componentelor inertiale ale sarcinilor uzuale.

Numeroase aplicatii necesita inversarea sensului de miscare al motoarelor volumice, deci acestea trebuie sa fie bidirectionale , in timp ce pompele sunt in general unidirectionale .

Motoarele disponibile pentru antrenarea pompelor au uzual turatii ridicate si momente mici, astfel ca pompele volumice trebuie sa fie “rapide” si sa aiba performante cavitationale bune.In schimb actionarea sarcinilor mari la turatii reduse, necesita motoare volumice “lente”, care functioneaza stabil la turatii mici si furnizeaza momente mari cu randamente ridicate.

Reglarea fara disipare de energie a turatiei motoarelor se poate realiza prin reglarea debitului pompelor. Motoarele reglabile se utilizeaza numai in cazuri speciale , cand domeniul de reglare a turatiei este mare.

Cu toate aceste deosebiri, formularea problemelor de natura statica ,cinematica , dinamica , hidraulica , termica este unitara pentru ambele categorii de masini.

Deoarece pompele volumice sunt utilizate si n alte sisteme decat cele de actionare, comanda,si reglare vom aborda doar pompele volumice pentru motoare si vom evidentia doar caracteristicile specifice.

Principiul de functionare al pompelor volumice

Pompele volumice sunt caracterizate de trecerea discontinua a lichidului din racordul de aspiratie in cel de refulare prin camerele de volum variabil constituite din elemente ale unui mecanism numite “elemente active”.

In faza de aspiratie camerele sunt conectate la racordul de aspiratie ,volumul lor creste iar presiunea lor scade pana la valoarea necesara umplerii cu lichid.Cand volumul camerelor devine maxim , acestea sunt inchise mecanic si apoi conectate la racordul de refulare . Urmeaza scaderea volumului , care produce suprapresiunea necesara pentru evacuarea lichidului in racordul de refulare.

Presiunea minima in camere este presiunea minima de vaporizare a lichidului la temperatura de functionare a pompei, iar presiunea de refulare poate fi teoretic oricat de mare, fiind practic limitata numai de rezistenta organelor pompei.

Teoretic o camera aspira si refuleaza intr-un ciclu de pompare un volum de lichid Δγ egal cu diferenta dintre volumul sau maxim ,γmax, si volumul sau minim, γmin.

Δγ=γmax-γmin

care nu depinde de presiunea de refulare impusa practic de instalatie.

Debitul volumic teoretic mediu, Qtm, al pompei este proportional cu frecventa de refulare ,f:

Qtm=fxΔγ

Debitul volumic teoretic(instantaneu), Qt(t), aspirat sau refulat de o camera , reprezinta viteza de variatie a volunului acesteia

si in cazul general , este variabil in timp , depinzand numai de tipul mecanismului utilizat si de viteza de antrenare a elementului sau conducator.

Daca se utilizeaza o singura camera ,debitul aspirat si cel refulat au un caracter intermitent, determinand miscari nepermanente in conductele de aspiratie si refulare . Utilizarea mai multor camere sincrone si sinfazice mareste debitul mediu fara a schimba caracterul intermitent al curgerii in exteriorul pompei . Prin defazarea adecvata a functionarii camerelor , neuniformitatea debitelor poate fi micsorata pana la valori admisibile pentru instalatie.

Neuniformitatea debitelor se mai poate reduce cu acumulatoare hidropneumatice.

Debitul volumic real , Q, este mai mic decat cel teoretic , Qt, din cauza pierderilor de lichid din spatiile de inalta presiune spre spatiile de joasa presiune ale pompei , prin interstitiiile necesar miscarii relative a elemntelor active.Pierderile volumice , ΔQ=Qt-Q, sunt proportionale cu presiunea de refulare , astfel ca debitul volumic real scade scade fata de cel teoretic la cresterea presiunii.

Debitul volumic real este mai mic decat cel teoretic si din cauza compresibilitatii lichidului.Datorita uzurii inerente a elementelor de etansare ,pierderile volumice cresc in timp, alterand randamentul (debitul) volumic.Durata de utilizare a unei pompe este limitata de scaderea excesiva a acestuia.

Pierderile hidraulice sunt neglijabile fata de inaltimea de pompare datorita unor viteze de curgere mici , astfel ca randamentul hydraulic este practice egal cu unitatea.

Daca elementele active nu pot realize inchiderea si comunicarea alternative a camerelor de volum variabil su racordurile, pompa trebuie prevazuta cu un sistem de distributie Nesincronizarea acestuia cu elementele active poate provoca depresiuni si suprapresiuni importante in camerele pompei si micsorarea debitului.

Momentul teoretic , Mt, necesar pomparii este proportional cu rezultanta fortelor de presiune pe elementele active, deci depinde numai de sarcina si de marimea pompei, fiind independent de turatia acesteia .

Pulsatiile debitului determina pulsatii de presiune astfel ca momentul theoretic este variabil in timp.Momentul real M, depinde si de turatie datorita frecarilor.

Presiune a instantanee in racordul de aspiratie este determinata de pierderea de sarcina pe traseul de aspiratie impusa de debitul instantaneu.

Astfel turatia maxima a pompelor volumice este limitata de aparitia fenomenului de “cavitatie”.O alta limitare a turatiei rezulta din solicitarile elementelor mecanismului pompei , dar usual conditia de cavitatie este mai severa.

Pompele volumice sunt utilizate in domeniul debitelor mici si sarcinilor mari, unde pompele centrifuge multietajate au randamente mici, mase si volume mari.Ele au urmatoarele dezavantaje:sensibilitate la impuritati,pulsatii ale debitului si presiunii,zgomote si vibratii , tehnologii speciale si cost ridicat, durata de utilizare redusa personal de intretinere si reparatii calificat.

Pompele volumice sunt utilizate indeosebi in sistemele de actionare hidraulica , in sistemele de ungere , in sistemele de alimentare cu combustibil , in transportul fluidelor vascoase si ca pompe de process.

Debitul unor pompe volumice poate fi reglat nedisipativ.Daca sistemul de distributie este comandat de mecanismul care actioneaza elemntele active , pompele volumice sunt reversibile (pot functiona ca motoare).

2.2. CLSIFICAREA POMPELOR VOLUMICE

Cunoasterea pompelor volumice intereseaza trei genuri de activitate tehnica :conceptia executia si utilizarea.

Conceptia are ca scop proiectarea pompei astfel incat sa realizeze parametrii functionali(debit , sarcina inaltime de aspiratie etc.) si obiective tehnico-economice(randament maxim , cost minim, greutate minima, fiabilitate etc.)impuse prin tema de proiectare.

Executia are drept scop realizarea pompei conform proiectului, in conditii tehnice , economice si sociale date.

Utilizarea implica alegerea , dintre pompele disponibile , a aceleia care corespunde cel mai bine particularitatilor instalatiei,montajul, punerea in functiune , exploatarea, intretinerea si depanarea. Rezolvarea acestor probleme necesita studierea pompelor volumice din punct de vedere hidraulic , termic, organologic, tehnologic, economic.

Dintre problemele tratate se mentioneaza :debitul teoretic si real , mediu si instantaneu, presiunea medie si instantanee , caracteristicile energetice si cavitationale, sistemul de distributie , fortele hidraulice si echilibrarea acestora, drenarea spatiilor secundare de volum variabil, compensarea automata a jocurilor, etansarea , ungerea si incercarea.

Criteriul usual de clasificare a pompelor volumice are in vedere forma organului activ si genul de miscare efectuat de acesta.

Ca elemente active se utilizeaza pistoane , angrenaje , palete , suruburi etc.Se analizeaza in continuare , din punct de vedere hidraulic , tipurile de pompe cele mai importante pentru sistemele hidraulice de actionare, comanda si reglare.

2.3. POMPE CU PISTOANE –Dscriere ,functionare si clasificare

Pistonul este utilizat frecvent ca element activ de pompa volumica , deoarece asigura o etansare buna a cilindrului la presiune mare printr-un joc radial redus sau cu ajutorul unor elemente de etansare specifice(segmenti, mansete etc.).Mecanismul din care face parte trebuie sa asigure o miscare alternativa fata de cilindru si poate fi de tip biela-manivela sau cama-tachet.

In timpul deplasarii intre punctele moarte , volumul camerei formate intre piston , cilindru si corpul pompei variaza cu

Δﻻ=cπD²/4,

D fiind diametrul pistonului, iar c-cursa acestuia.

Distributia se poate realiza cu supape de sens sau cu distribuitor comandat.

La pompele cu un piston neuniformitatea debitului este mare astfel ca acestea de obicei sunt prevazute cu hidrofoare sau utilizeaza ambele fete ale pistonului pentru pompare (pompe cu dublu effect).

Pompele policilindrice se construiesc cu cilindri imobili sau in miscare relativa fata de carcasa (pompe cu pistoane rotative).Axele cilindrilor imobili pot fi dispuse parallel (“in linie”)intr-un plan care trece prin axa arborelui de antrenare pe un cilindru coaxial cu arboreal(“axial”)sau radial fat a de axa arborelui(“in stea”)Axele cilindrilor mobili pot fi radiali fata de axa de rotatie sau paralele cu aceasta.

In cazul pompei cu un piston, prin deplasarea acestuia de la punctual mort interior , spre punctul mort exterior, volumul camerei delimitate de piston creste , determinand scaderea presiunii, deci inchiderea supapei de refulare(din cauza presiunii lichidului din conducta de refulare), deschiderea supapei de aspiratie si patrunderea lichidului din conducta de aspiratie in corpul pompei datorita presiunii gazului de la suprafatalibera a lichidului din rezervorul de aspiratie.

Miscarea inverse a pistonului provoaca scaderea volumului camerei, deci cresterea presiunii , avand ca efect inchiderea supapei de aspiratie , deschiderea celei de refularesi evacuarea lichidului in conducta de refulare .

Volumul camerei variaza in timp dupa relatia :

ﻻ(t)=ﻻ0+πD²/4x(t)

unde ﻻ0 este “volumul mort” al camerei , iar x(t)- deplasarea pistonului fata de punctual mort interior.(fig.4.10.)

x(t)=b+r-b cosα(t)-r cosθ(t);

bsinα(t)=rsinθ(t)

unde θ(t)=ωt si ω-viteza unghiulara a manivelei.

Debitul theoretic instantaneu rezulta din relatia

Qt(t)=dﻻ(t)/dt=(πD²/4)*(dx/dθ)*(dθ/dt)

in care dθ/dt=ω deci

Q(t)=(πD²/4)*ωr*[sin ω(t)+(λ/2)sin2θ(t)]

Pompele cu piston se folosesc in general la debite foarte mici si pentru presiuni mari , daca pulsatia debitului nu afecteaza instalatia , de exemplu pentru proba de rezistenta si etanseitate a rezervoarelor si retelelor de conducte , in tehnologia recomprimarii betonului , pentru ungerea cutiilor de viteze si diferentialelor autovehiculelor.

Actionarea pote fi manuala cu motor electric sau termic.

2.4. TURATIA MAXIMA A POMPELOR CU PISTOANE-Turatia unei pompe este limitata din punct de vedere hidraulic de aparitia fenomenului de cavitatie care este initiat de faza de aspiratie prin scaderea presiunii din zona de aspiratie sub presiunea de vaporizare a lichidului.

La pompele volumice elemental active provoaca depresiunea necesara aspiratiei prin marirea volumului camerei pe care o creeaza impreuna cu celelalte elemente ale mecanimuluidin care face parte.Marimea depresiunii necesara umplerii camerei cu lichid depinde de valoarea presiunii din rezervorul de aspiratie, de inaltimea aspiratiei si de pierderea de sarcina pe traseul de aspiratie, determinate de debitul instantaneu.

In transmisiile hidraulice se vehiculeaza lichide a caror vascozitate , relative mare , variaza mult cu temperatura.La scaderea acesteia , vascozitatea creste , si pentru un debit dat mareste pierderea de sarcina pe traseul de aspiratie deoarece curgerea are in general un caracter laminar.

Astfel pericolul cavitatiei creste necesitand fie reducerea turatiei fie preincalzirea lichidului.

Pentru a evidential concret influenta temperaturii asupra functionarii pompelor volumice se calculeaza turatia maxima a unei pompe cu un piston avand diametrul D=0,02m si raza manivelei r=0,02m, echipata cu hidrofor de aspiratie.Depresiunea maxima admisa la intrarea in pompa este (pat-pa)/(ρg)=3m col. lichid.Se pompeaza ulei mineral H12 (STAS 9691-80), avand la 50°vascozitatea cinematica υ50=21,5/10-6 m²/s

In intervalul de temperature de lucru , t=30…70°C, vascozitatea acestui ulei variaza dupa legea

υ(t)=υ50(50/t)².

Conducta de aspiratie are diametrul da=0,01 m nsi lungimea echivalenta la=1,4 m,iar inaltimea de aspiratie Hag=1m.

Din relatia lui Bernoulli aplicata intre uprafata libera a lichidului din rezervorul de apiratie si suprafata de intrare in pompa , rezulta

Pat/(ρg)=pa/(ρg)+Hag+hra

Vascozitatea lichidului fiind mare se poate presupune ca miscarea sa pe conducta de aspiratie este laminara.

Hra=(64/Re)*(Va²/2g)*(la/da)=(32υlaVa)/(gda²)

Din cele daua relatii rezulta

(pat-pa)/ρg-Hag=(32υlaVa)/gda²

Hidroforul de aspiratie uniformizeaza curgerea in conducta de aspiratie.Se constata ca la temperature reduse turatia admisibila a pompei se reduce mult , impunand preincalzirea uleiului, presurizarea rezervorului de aspiratie sau supraalimentarea pompei cu o alta pompa mai putin sensibila la cavitatie

Functionarea la temperature reduse fara aceste precautii poate provoca alterarea rapida a perfomantelor pompelor ..

2.5. POMPA CU DEBIT VARIABIL A7V

Descriere

Pompa cu cilindree reglabila, cu axa pistoanelor axiale inclinata,pentru transmisii hidrostatice in circuite deschise.Debitul este proportional cu viteza de angrenare si cu cilindreea, care este variabila la o aceeasi viteza de rotatie a pompei.Are un program comprehensive de reglare pentru orice functie de control si reglare a puterii.

Caracteristici speciale ale seriei 5.1

Grup rotativ simplificat de inalta performanta cu date tehnice deosebite si suprafata sferica de control . Lagare robuste pentru solicitari mari .Descarcarea hidrostatica a lagarelor posibila pentru presiuni continue de pana la 350bar.Operare atat cu uleiuri minerale cat si cu fluide ne-inflamabile.Reducerea zgomotului cu pana la 5dBA.

SECTIUNE

Pompa cu debit variabil A7V, seria5.1. cu control permanent al puterii.

1-Opritor pentru Qmin

2-Opritor pentru Qmax

3-Cilindru

4-Pistonas

5-Placa de reglare

6-Piston diferential

7-Surub de ajustare pentru inceperea reglarii (cu capac de protectie)

8-Sertar distribuitor

9-Tija

10-Arcuri de reglare

11-Capacul superior al carcasei regulatorului

12-Plunjer

13-Aerisire

14-Arbore de antrenare

15-Rulment radial axial

Se impun cateva precizari cu privire la unele subansamble ale acestui regulator.Pistonasele sunt conectate la arborele de antrenare prin articulatii sferice care sunt fixate cu ajutorul unei flanse .Un element de remarcat la aceasta pompa cat si la cele de tipul ei este faptul ca la nivelul placii de reglare exista o etansare “vie “ metal pe metal.Aceasta problema presupune solutii constructive deosebite si tehnologii de prelucrare de inalta precizie.

Pistonul diferential are practicate canale pe suprafata sa in care intra fluidul hidraulic pentru a crea etansare chiar prin propria tensiune superficiala.

CONTROLUL PERMANENT AL PUTERII

Controlul constatnt si permanent al puterii regleaza debitul si presiunea astfel incat sa se mentina puterea constanta. P=(p*Q)/600=ct

P-puterea[kW]

p-presiunea[bar]

Q-debitul[l/min]

Toate acestea cand viteza de antrenare este constanta.

Modul in care se face aceasta reglare si interdependentele dintre subansamblele implicate sunt descries mai jos:

1)Presiunea din circuitul de refulare creste acest lucru insemnand ca rezistenta la nivelul motorului hidraulic ,fie el liniar in cazul nostru, creste si ea.In acest caz fluidul de la circuitul de refulare ajunge printr-o duza care se mai numeste si restrictor hidraulic, pe suprafata plunjerului 12.De regula plunjerul are un diametru mic pentru ca presiunea ce apasa pe suprafata acestuia sa poata fi compensata de un arc(set de arcuri )cu un gabarit redus,chiar la presiuni foarte mari.

2)Deplasarea plunjerului care este solidar cu sertarul 8 duce la comutarea acestuia(de regula 3/2)din pozitia preferentiala in pozitia actionat acest lucru permitind fluidului captat tot de la refularea pompei sa ajunga pe suprafata pistonului diferential cu aceiasi presiune pe ambele diametre.

Aceasta duce la deplasarea pistonului , si prin lantul cinematic existent respectiv boltul solidar cu pistonul diferential ce se cupleaza printr-o articulatie sferica cu placa de reglare, duce la deplasarea cu un unghi α a corpului pistonaselor respectiv la micsorarea volumului geometric al pompei si implicit a debitului.

Deplasarea pistonului diferential (datorita fortei mai mari pe suprafata mai mare)duce la cresterea fortei elastice in arcul plunjerului si deci la inchiderea sertarului distribuitorului (3/2) si ramanerea in starea preferentiala la echilibru , pompa furnizand un debit mai mic decat cel anterior.

3)La scaderea presiunii din circuitul de refulare al pompei fluidul hidraulic de pe suprafata plunjerului ajunge la aceeasi presiune cu fluidul de refulare , sertarul distribuitorului culiseaza insa pe cealalta pozitie.Aceasta permite pierderea presiunii de pe suprafata cu diametru mai mare a pistonului diferential ceea ce face ca sistemul de arcuri de reglare sa deplaseze ansamblul piston-stift-placa de reglare marind cilindreea pompei si deci debitul.

2.6. INCEPEREA REGLARII PUTERII:MIN 50 BAR

Controlul puterilor insumate este posibila prin directionarea fluidului de comanda din exterior prin portul G.

Acest regulator de putere functioneaza in mod similar cu cel prezentat mai sus.

NH-puterea hidraulica[kW]

p- presiunea de refulare[bar]

Q- debit [l/min]

Reglarea puterii este posibila pentru o turatie constanta.

Reglarea presiunii de lucru incepand cu 50 bar este posibila prin pretensionarea setului de arcuri de reglare printr-un surub de reglare.

2.7. ECHIPAMENT AUXILIAR:LIMITATOR DE CURSA

Prin intermediul limitatorului de cursa mechanic sau hidraulic cilindreea pompei poate fi variata intr-o gama de valori infinita sau limitata.Intervalul de ajustare este intre Vg max si Vg min.

Acest tip de regulator este un regulator de putere insumata .Reglarea este posibila prin ajustarea mecanica , de regula surub –piulita a debitului maxim.

Conexiunile

A,B -linii de serviciu T1-linia de refulare a ulei

S -linie de aspiratie ului pilot

G -portul de reglare(controlul puterii) R -aerisire

X1 -presiunea pilot U –linia de ungere a rul

X2 -presiunea de comanda (reglare) mentilor

M -conectarea la presiunea de la pompa

Regulatorul din imaginea de mai jos este tot un regulator cu limitare de cursa dar cu diferenta ca ceasta limitare se face hidraulic.

O presiune pilot de (comanda) X1 de cel putin 10%din presiunea de operare a pompei este necesara pentru limitatorul hidraulic de cursa.Aceasta presiune este de fapt presiunea de comanda. Presiunea maxima admisibila la portul X1 este de 200 bar (pentru toate marimile).Daca se cere reglarea debitului la o presiune mai mica de 50 bar atunci este necesara o marire a presiunii de cel putin 50 bar la portul X2.

2.8. ECHIPAMENT AUXILIAR:intreruperea presiunii

Intreruperea presiunii este un tip de control al presiunii suprapus peste controlul puterii,si este indeplinita de o supapa de sens normal inchisa.Cand este atinsa presiunea maxima din sistem (de pana la 315 bar)supapa se deschide iar debitul este automat redus(Q=0).

2.9.CARACTERISTICILE Q-P

Fra intreruperi de presiune.

a)Pe coloana din dreapta sunt prezentate caracteristicile de reglare fara regulator de presiune (fara supapa).

Pe verticala intr-o coloana sunt date caracteristicile pentru acelasi tip de pompa dar pentru diferite marimi.Se observa ca , curba notata A1 utilizeaza in mod efficient resursele pompei in intervalul p*Q(corespunzator unei puteri reglate minime).

Curba A2 utilizeaza cu mai putina acuratete posibilitatile de reglare oferite de regulatorul de putere.

b)In coloana din dreapta curba B1 utilizeaza bine resursele regulatoruluipe cand B2 este mai putin performanta din acest punct de vedere.Dezavantajul este ca la presiunea reglata se limiteaza puterea.

2.10.POMPA HIDRAULICA SERIILE P2/P3

LEGENDA

1-arbore de intrare 7-placa de retinere

2-simering 8-carcasa

3-rulmenti 9-piston

4-invelis exterior cu rol antifrictiune 10-scaunul supapei

5-fulie 11-servo-piston

6-rulment radial-axial 12-control

` 13-capacul final

Aceasta pompa face parte din categoria celor cu pistoane rotative axiale ,si sunt printre cele mai raspandite,utilizandu-se frecvent in sistemele de actionare hidraulica datorita gabaritului redus , reversibilitatii, posibilitatii de reglare a debitului si momentului de inertie redus al partii mobile.Cilindrii sunt dispusi circular intr-un bloc , avand axele paralele cu axa de rotatie a acestuia. Miscarea rectilinie alternative a pistoanelor este determinate de un disc a carui axa este inclinata fata de axa blocului cilindrilor. Discul poate fi imobil sau in miscare de rotatie.In primul caz contactul dintre pistoane si discul inclinat se face printr-un rulment radial –axial sau prin lagare hidrostatice(cum este cazul nostru), pistoanele fiind extrase din cilindri de o placa de retinere a patinelor hidrostatice, de arcuri amplasate in cilindri sau prin supraalimentarea pompei la o presiune corespunzatoare turatiei.

In cazaul pompelor cu disc mobil , acesta actioneaza pistoanele prin biele avand ambele extremitati sferice.Desprinderea bielelor de pistoane si de disc este impiedicata prin mai multe procedee cel mai raspandit fiind sertizarea.

Daca arborele pompei roteste blocul cilindrilor ,pompa se numeste cu disc inclinat iar daca arborele roteste discul si acesta antreneaza blocul cilindrilor, pompa se numeste cu bloc inclinat.In acest caz , transmiterea miscarii de la disc la bloc se face cu un arbore cardanic, prin contactul lateral dintre biele si pistoane sau printr-un angrenaj conic.

Datorita rotatiei blocului cilindrilor fata de carcasa , este posibila realizarea distributiei cu distribuitor fix frontal , plan sau sferic , care limiteaza presiunea maxima de functionare continua la 350…420 bar.

Performantele energetice si cavitationale ale pompelor cu disc inclinat si ale celor cu bloc inclinat sunt comparabile.

CARACTERISTICI: Este compacta si este usor de instalat.Atasarea ei la dispozitiv este facila si datorita faptului ca este compacta si are un sistem de prindere versatile.In mod normal nu necesita cutie de viteze ceea ce va diminua costul.

Se observa o diminuare semnificativa a zgomotului la acest dispozitiv.Compactitatea ei o rigidizeaza conducand astfel la diminuarea zgomotului atat a celui hidraulic cat si a celui generat de rezistenta aerodinamica a elementelor pompei in miscare de rotatie.Este fiabila datorita modului de actionare sin u necesita reparatii costisitoare in viitor.

2.11. REGULATOARE DE PRESIUNE DE TIP F.S

In fig. 1 este prezentat acest tip de regulator care regleaza debitul pentru a mentine presiunea constanta.Daca presiunea de pe refularea pompei nu depaseste presiunea la care a fast reglat setul de arcuri al regulatorului sa inceapa sa regleze portul A este conectat la rezervor iar suprafata pistonului de reglare nu este incarcata.Din momentul in care presiunea pe refularea pompei depaseste valoare prereglata la regulator portul P1 se conecteaza la portul A si incepe reglarea.Corpul pivotant al pompei este dirijat astfel incat debitul sa scada conform cerintelor sistemului.

In fig.2 este prezentat un regulator cu limitare de sarcina dotat cu o interfata de control tip NG6 direct pe partea de sus a acestuia . Aceasta permite montarea unei valve pilot pentru reglarea presiunii.

Datorita interactiunii celor doua tipuri de control , al presiunii si al debitului acest tip de regulator nu dispune de caracteristicile “ideale” de control , si reglare.Deviatia este datorata valvei de reglare montate pe acesta.

fig.1 fig.2

2.12.POMPE CU AX CENTRAL PENTRU CUPLAREA MAI MULTOR POMPE

-Montare : -flansa cu 4 gauri ISO 3019/2(metric)-standard

-flansa cu 4 gauri ISO 3019/1(SAE)-optional

-Servo-piston mare cu arc puternic de inclinare ceea ce duce la in raspuns imediat -cursa in sus 70ms

-cursa in jos 40ms

-Varfuri de presiune maxima reduse datorita decompresiei rapide la cursa in jos

-La presiune scazuta in sistem , are un compensator de presiune fiabil (pentru presiuni mai mari de 10 bar).

-Dotarea cu 9 pistonase si tehnologia de recomprimare duc la pierderi de debit foarte mici in sistem.

2.13.TIPUL DE POMPA CU DEBIT VARIABIL P16/P260

Are cea mai mare presiune de lucru dintre tote pompele de acest tip de pe piata.Datorta arborelui de antrenare permite functionarea in tandem a doua pompe la presiuni si debite maxime.

Compensatorul de presiune cu raspuns rapid permite minimizarea variatiilor de presiune .Acest compensator cu intreruperea presiunii functioneaza in doua stagii , de obicei regland presiunea cu o marja de eroare in intervalul 3,5 bar.

2.14.MOTOARE HIDRAULICE –seria V14-de la firma Denison

1.Capac de acoperire ,cilindree minima

2.Modul de control

3.Piston de reglaj

4.Cuplaj la piston

5.Capac de acoperire,cilindree maxima

6.Modul de conectare

7.Portul de presiune de la pompa

8.Portiunea cu supape

9.Carcasa intermediara

10.Camerele pistonaselor

11.Piston sferic cu segmenti laminati pentru etansare

12.Arbore de sincronizare

13.Rulment interior cu role

14.Rulment exterior cu role

15.Cracasa rulmentilor

16.Garnitura arborelui cu simering

17.Arborele de cuplaj

INFORMATII TEHNICE ALE SERIEI V14

Functia de reglare a presiunii

Cand presiunea din portul A (sau B) creste, pistonasul servo-valvei este impins inspre dreapta dirijand fluidul catre camera din dreapta a pistonasului actionat de corpul mobil al pompei.Astfel pistonul de reglare este impins in stanga in desen;cilindreea si cuplul pompei creste.In acelasi timp viteza arborelui scade corespunzator unui debit constant la motor.

Cand presiunea in porturile A(sau B)scade , pistonasul servo-valvei se misca spre stanga , directionand fluidul catre camera din stanga a pistonului de reglare ;cilindreea si cuplul pompei scade .In acelasi timp , viteza arborelui creste corespunzator(la un debit constant la motor).

2.15.SERIA DE POMPE CU REGULATOARE DE PUTERE INCORPORATE

DENISON

CALITATI ALE PRODUSELOR

-Operare-silentioasa-imbunatateste conditiile de munca prin nivelul de zgomot redus

-Fiabilitate-imbunatateste calitatea si reduce costurile de exploatare

-Mai multa putere-deoarece seria PV poate lucra la presiuni intermitente depana la 310 bar

-Economiile sistemului-deoarece presiunile mari presupun echipamente mici ce realizeaza astfel o economie de spatiu

1.Ajustarea volumului maxim

2.Raspuns rapid al compensatorului si alte tipuri posibile de compensatoare:compensator cu supape , compensator cu limitare de sarcina si limitator de putere

3.Flansa blocului pistonaselor este inlocuibila

4.Putere continua si operare silentioasa-grup de rotatie cu 9 pistonase

5.Compensator reglabil

6.Conectare la arbore conform standardelor industriale

7.Sistem de montare conform SAE

DATE GENERALE-Seriile de pompe din gamaPV/PVT de la firma DENISON sunt pompe cu cilindree variabila pentru circuit deschis proiectate pentru economia operationala.Aceste pompe nu suporta incaracri radiale ale arborelui de angrenare

CONECTAREA CONDUCTELOR

Presiunea din carcasa pompei nu trebuie sa depaseasca valoarea mentionata de constructor cu mai mult de 0,9 bar.Cand se conecteaza evacuarea presiunii din carcasa trebuie ca aceasta sa treaca pe la punctul cel mai de sus al carcasei inainte de a fi deversata la rezervor . Toate conductele care diijeaza fluidul indifferent daca sunt metalice sau futune trebuie sa aiba caracteristicile specificate pentru ca fluidul sa circule liber si san u intampine rezistenta la intrarea in pompa.Un circuit intern subdimensionat va duce la nefunctionarea pompei la parametric maximi.Un circuit exterior subdimensionat va duce la creearea de presiuni aditionale in pompa si la crearea de caldura.Coturile bruste ale conductelor trebuie eliminate pentru diminuarea rezistentei.

INTRETINERE

Pompa se autolubrifiaza iar intretinerea consta in mentinerea fluidului de lucru curat prin inlocuirea filtrelor cat mai frecventa.Trebuie sa se mentina etanseitatea tuturor cuplajelor si sa nu se depaseasca presiunile si vitezele de lucru maxime mentionate de producator.Fluidul de lucru trebuie curatat inainte si in timpul mersului prin filtrare in filter ce mentin un nuvel de puritate conform ISO17/14 adica , cu aproximatie, pentru particule de minim 15 microni.

2.16.REGULATOARELE

Raspunsul rapid (de obicei 50 ms inainte si 120 ms inapoi)si debitele mari ale acestor regulatoare reduce drastic efectele cresterilor bruste de presiune.Sunt prevazute cu un surub de reglare cu contrapiulita care poate varia volumul geometric al pompei intre 0 si volumul maxim.Pompele care au sensul de rotatie in sensul acelor de ceasornic au regulatoarele pe partea stanga iar cele care au sensul de rotatie antiorar au regulatorul pe partea dreapta .

REGULATORUL DE TIP “C”

Acest tip de regulator se mai numeste si cu drenare si se foloseste la unitatile care folosesc presiunea de comanda .Supapa de control poate fi conectata la portul de aerisire .Presiunea poate fi controlata pentru orice nivel al presiunii sub cel al regulatorului.Portul de drenare pote fi folosit si pentru aerisirea si drenarea regulatorului .

-A-intrare -B-iesire -D-golirea carcasei -V-aerisire

REGULATOR DE PUTERE –pentru suprasarcina de tip L

Acestea sunt folosite pentru sesizarea sarcinii din sistem.Regulatorul de tip L impiedica fluidul de la sertarul pilot sa intre in circuit ceea ce inseamna eliminarea mersului incet . Regulatorul de tip l va mentine pompa la un nivel constant al debitului cedand un ∆P constanta la orificii .Pompa va opera la o presiune cu 17-28 bar mai mare ca presiunea de sarcina.

REGULATOARE DE PUTERE MOCANO-HIDRAULICE

Aceste regulatoare de putere constau din regulatoare de presiune cu comanda externa modificate (Tip L) sau regulatoare cu limitare de sarcina modificate (TipC) , si o servovalva.Aceasta servovalva este integrata in pompa si este controlata cu ajutorul unei came.Cama are forma necesara pentru a regla puterea pe care regulatorul a fost proiectat sa o regleze.

La debite mari presiunea data de servovalva controlata de cama este mai mica decat la debite mici.Aceasta face ca pompa sa regleze o putere constanta si un cuplu

constant.

Pentru fiecare putere nominala a motoarelor electrice exista o anumita cama de reglare .Schimbarea acestei came poate fi facuta cu usurinta fara a se demonta pompa .

Mai mult ,o ajustare a puterii reglate in anumite limite se poate face prin reglarea pretensionarii arcurilor de reglare

Aceasta presupune ajustarea puterii si pentru alte viteze de rotatie decat cea nominala ( 1500min-1) sau pentru alte puteri.

Regulatorul de tip C are in componenta sa o valva de ajustare manuala a presiunii la maxim 350 bar.

3. CALCULUL ELEMENTELOR HIDRAULICE 3.1.STABILIREA FORTEI DE PRESARE

Adoptam ca necesara o forta de presare unitara, in cazul presarii-compactarii deseurilor tip PET si/sau a cutiilor din aluminiu (suc, PEPSI, bere) cu grosimea peretelui de de max. 0,2 mm,

Pp=0,5 N/mm2.

Se va studia forta de presare in functie de gradul de compactare, acesta fiind si criteriul de alegere a pompei.Pe masura ce gradul de compactare creste, presiunea de lucru si implicit forta la tija cilindrului creste, fiind necesara o pompa cu debit variabil si cu regulator de putere.

3.2. SOLUTIA TEHNICA CONSTRUCTIVA DE PRINCIPIU

Ne propunem sa realizam o constructie sudata cu o capacitate utila de aprox. 1,5 m2.

Aceasta solutie, in cazul de fata, este superioara comparativ cu o constructie turnata.

Solutia aleasa foloseste in mod avantajos profile laminate si foi de tabla, astafel ca profilul U sa formeze grinzi longitudinale tip „cheson”-profil inchis.

Presa va actiona asupra deseurilor PET si/sau cutii centric, printr-o placa de presare, realizind practic o presa cu batiu inchis.

Volumul de aproximativ 1,5 m3 l-am ales din considerente practice, forma si greutatea specifica a deseurilor este foarte mica, respectiv 35g/dm3, (pentru cutii bere)

Constructia presei va fi orizontala, cu alimentare/umplere pe la partea superioara si evacuare/golire in prelungirea cilindrului.

Raportul dintre volumul initial Vi si volumul final al brichetei compactate Vf

Cc==0,3 max.

Presarea va fi realizata prin intermediul unei placi de presare actionata de tija unui cilindru hidraulic, cilindru fixat prin capac pe batiul presei, conf. fig. 1, fig. 2.

Pentru o placa de presare cu dimensiunile 1000×1000 mm, tija cilindrului trebuie

sa dezvolte o forta

F=ppSp [N] , unde

F-forta dezvoltata de placa de presare

pp=0,5N/mm2-presiunea necesara unitara

Sp=1000×1000 mm2

Deci

fig. 1

fig.2

Fp=0,5x(1000×1000)=500 kN.

Aceasta forta este forta maxima dezvoltata de Placa de presare in faza finala a compactarii.

In raport cu deplasarea placii, in functie de gradul de compactare, putem presupune urmatoarea curba fig. 3:

Fig. 3

Greutatea si pozitia oblonului de incarcare impun actionarea acestuia, respectiv inchiderea-deschiderea cu ajutorul unui cilindru hidraulic tip 30 AG 30 produs de HIDRAULICA PLOPENI.

3.3.STABILIREA SCHEMEI HIDRAULICE DE PRINCIPIU

A fost adoptat un circuit hidraulic deschis, vezi fig. 4

3.4.CALCULUL PRINCIPALELOR ELEMENTE HIDRAULICE

a) Dimensionarea hidromotorului liniar

Plecind de la forta ce trebuie dezvoltata, 500 kN si de la pozitia tijei la evacuarea brichetei se adopta un cilindru cu dubla actionare cu tija unilaterala.

Din considerente tehnologice, de realizare a alezajului Camasii cilindrului-respectiv

dificultati in realizarea diametrelor de peste 200 mm si lungimi de peste 2000 mm-

vom proiecta un Cilindru cu dimensiunile:

-Diametru alezaj/piston D=185 mm

fig. 4

-Diametru tija d=135 mm

-Cursa tija c=1500 mm

-Randament η=0,85-0,92

Alezajul camasii cilindrului fiind alezat si roluit(tratament mecanic de tasare prin rulare) se adopta η=0,92.

Forta reala necesara dezvoltata de cilindru Fr

Fr===543,5 kN

Aceasta forta necesara pentru invingerea frecarilor din etansari si ghidaje si este dezvoltata de o presiune p,

p===20,23 N/mm2=200 bar.

Forta de revenire, dupa realizarea cursei utile,

Fr=p(D2-d2)=250 kN

Am adoptat diametrul tijei d=135 mm pentru a rezista la posibilele solicitari la incovoiere si flambaj.

In plus, Placa de presare va fi ghidata pe peretii interiori ai Batiului presei prin 8 role de ghidare.

Din cauza greutatii cilindrului hidraulic, aprox. 592 kg. , fixarea pe batiu se va face cu suruburi M24 prin Capacul tija iar greutatea va fi preluata prin Capacul ochet.

b) Dimensionarea pompei

Pentru calcularea debitului necesar furnizat de pompa consideram un timp de

efectuare a cursei de 1 min., debitul maxim va fi

Qnec=Scil

La o turatie de antrenare a pompei n=1450 rot/min, pompa care satisface necesarul de debit este F316 RN produsa de HIDRAULICA PLOPENI.

Volumul geometric(cilindreea) Vc=31,1 cm3/rot.

Debitul furnizat de pompa la turatia data

Q=nVc=1450×31.1=45 l/min.

Pentru aceste valori, Q si p, vom stabili puterea hidraulica furnizata de pompa NH,

NH===14,5 kw.

Deoarece pompele din familia F3 au regulatoare de putere pentru puteri hidraulice de max. 11,2 kw, se va folosi o astfel de pompa cu regulator RN,cod F316-25-RN DPGM

Caracteristica de reglaj a pompei este data in figura schemei hidraulice .

Utilizarea unui astfel de regulator permite depasirea presiunii maxime de 200 bar

prin bascularea pompei pe „0” si micsorarea debitului, pastrind constanta puterea reglata

de 11,2 kw.

Se poate calcula, pentru, ultima parte a compactarii, debitul furnizat de pompa

Q===34,2 l/min.

Pentru protectia instalatiei hidraulice vom lega in paralel cu pompa F316

o supapa de siguranta reglata la 250 bar, acestei presiuni coresunzindu-i un debit

reglat Q=27,4 l/min si o forta la tija pistonului de 65tf.

In acest fel putem utiliza mai eficient puterea furnizata de pompa deversind o parte foarte mica a debitului excedentar la tank, utilizind la maximum energia.

Avantajul utilizarii pompei F316 RN comparativ cu pompa F116A-25-IPG este

evident, in cazul pompei fixe debitul excedentar este trimis in totalitate la tanc, pompa functionind practic tot timpul la putere maxima.

c) Dimensionarea conductelor

Vom lua in consideratie urmatoarele viteze de curgere ale mediului fluid de lucru

prin conducte

-Conducta de aspiratie wa=1 m/s

-conducta de refulare wr=5 m/s

-Conducta de retur wt=3 m/s

In acest fel vom detrmina diametrele nominale ale circuitelor respective:

Da=()1/2=30,9 mm

Dr=()1/2=13,8 mm

Dt=()1/2=17,9 mm

Se poate adopta pentru circuitul de refulare ca diametru nominal Dn=10, aceasta pentru a nu utiliza distribuitoare hidraulice pilotate.

Aceasta valoare va fi considerata ca valoare de referinta pentru echipamentul de reglare si control.

Alegerea echipamentelor de reglare si control

Din cataloagele firmelor de profil se aleg urmatoarele:

-Distribuitor hidraulic DE 10-05-220/50-S

-Caderea de presiune Δp=2 bar; Timp de raspuns 0,065-0.1 s

-Distribuitor hidraulic DE 10-41N-220/50-S

-Caderea de presiune Δp=2 bar; Timp de raspuns 0,065-0.1 s

-Supapa de siguranta SPP 10-04.1.M

-Caderea de presiune Δp=2 bar (la Q=40,3l/min)

-Releu de presiune RPP-315-Y-R-P

-Filtru de ulei de retur 668.23.032.00

-Caderea de presiune Δp=0,5 bar

d) Alegerea motorului electric

Motorul care satisface conditiile de putere, debit si presiune este un motor asincron trifazat de 15 kw, cod ASI 160L-4/50Hz.

Antrenarea pompei este realizata prin intermediul unui cuplaj elestic cu bolturi.

e) Dimensionarea rezervorului de ulei

Documentatia de specialitate recomanda un volum al rezervorului de 3-5 ori mai mare decit cantitatea de ulei din circuit.

Teoretic se poate calcula volumul rezervorului de ulei cu relatia

V=()3/2

Unde -Qc=860(1-η)Nc(kcal/h)

-Nc=11 kw-Puterea consumata

-η=0,85-Randamentul total al instalatiei

-k=13 (kcal/m3h°C) –Coef. de convectie a caldurii in aer.

-Ts=60 °C -Temperatura stationara

-T0=20 °C -Temperatura initiala

Inlocuind rezulta

V=((860x(1-η)xNc/0,065xkx(Ts-T0))3/2=

((860x(1-0,85)x11/0,065x13x(40-20))3/2=272 l

4.CARACTERISTICILE REGULATORULUI DE

PUTERE

Dispozitivele de reglare tip RN asigura varierea automata a debitului Q(unghiul ά de inclinare ablocului de cilindrii) in functie de valoarea presiunii de comanda p in asa fel incit puterea hidraulica

NH==ct.[kw]

Sa fie constanta la turatia constanta n=1450rot/min

Aceasta conditie se realizeaza prin utilizarea a doua arcuri A1 si A2 ale caror caracteristici

aproximeaza hiperbola data de NH=ct.

Presiunea p actioneaza asupra unui piston diferential de reglare R(de arie AR) dind o forta hidraulica FH

care este echilibrata cu suma fortelor date de (vezi fig. 1.1):

-Momentul static Ma’ de impotrivire la rotire, datorita presiunilor de pe pistoanele ce refuleaza,Ma’=FB’xBA , (BA fiind distanta de la axa de rotatie la suportul fortei)

-Momentul dinamic Ma’’=FB’’xBA

-Fortele din sistemul de arcuri Fa

FH=+Fa=(FB’+FB’’)+Fa (1)

Fa=k1(S+S0) unde k1 este constanta arcului iar S0 pretensionarea de montaj a arcului.

Valoarea FB’ este pusa la dispozitie de fabricant-vezi diagrama-in functie de marimea pompei,

si de valoarea presiunii(HYDROMATIK)

FB’=k2(p-p0) in care p0 este limita de presiune de la care forta de impotrivire datorita pistoanelor pompei devine semnificativa.

Valoarea FB’’ se calculeaza tot din datele furnizate de fabricant(vezi tabelul de mai jos-HYDROMATIK)

FB’’= in care

mr-masa redusa a ansambului la axa de basculare

amax-acceleratia de reglare maxim admisa (amax=2sBmax/tmin2)

Valoarea cursei maxime de reglare (in pct. B ) SBmax precum si a timpului de reglare minim admis tmin se indica tot de fabricant, ca in tabelul de mai jos(HYDROMATIK)

Valoarea FH in regim dinamic este :

(2)

unde p este presiunea furnizata de pompa .

Δp- este caderea de presiune pe duza de amortizare

unde δ si lδ fiind diametrul si lungimea duzei

caderea de debit pe duza de amortizare

Facand inlocuirile corespunzatoare rezulta

Introducand toate datele in relatia (1) se obtine

(3)

Dimensionarea setului necesar de arcuri se face in regim stationar , ecuatia de mai sus devine

(4)

Debitul in functie de deplasare la pistonul diferential, putem scrie:

S=k4 xQ

Pe de alta parte se doreste ca regulatorul sa mentina o putere constanta

: si deci

, ecuatia (4) devine

(5)

Reprezentarea grafica a relatiei (5) conduce la o variatie neliniara k1(S), fiind ca in figura 1.1.

Pentru materializarea aproximativa a acestei curbe se construiesc grafic doua drepte ale caror pante reprezinta mai intai constanta primului arc A1 si apoi suma constantelor celor doua arcuri A1+A2

Vom calcula setul de arcuri necesar dispozitivului de reglare a pompei in circuit deschis cu volumul geometric 31cm3/rot.

Pentru ca acest dispozitiv sa mentina automat reglarea la o turatie n=1450 rot/min la un randament ηtot=0,9 si un consum de putere de N0=11,2 kW

Datele constructiv-functionale puse la dispozitie de fabricant , sunt urmatoarele:

mr=11[kg]

SB max= 3,0 [cm]=30[mm]

tmin=0,04[s]

P0=50[bar]

D=18 [mm]

d=8[mm]

D si d fiind diametrele celor doua pistoane ale cilindrului diferential

[mm2]=2,042 cm2

δ=1mm ; lδ=2[mm]

η=2,72×10-7 daN*s/cm2=2,72×10-8[N*s/mm2]

se calculeaza constantele k2, k3, k4, k5

Dimensionarea setului de arcuri se face pe baza setului de relatii

(6)

(7)

(8)

Se calculeaza tabelar relatiile (6) , (7) , (8).

Se reprezinta grafic curba p=f(Q) si se aproximeaza curba reglata prin doua drepte:

k2 D=13 ;d=2,6 ;p=4,7; h=44

Se dimensioneaza arcul 1 cu k1=70[daN/cm]

cu k1 D=20 ; d=3 ; p=6,7; h=74

Calculul arcurilor de compresiune se face conform STAS 7067-70

5.CALCULUL DE REZISTENTA AL ELEMENTELOR COMPONENTE ALE PRESEI

5.1.CALCULUL LA FLAMBAJ AL TIJEI CILINDRULUI DE PRESARE

1)Solutia constructiva a cilindrului fiind deja stabilita , se va face calculul de verificare stabilind urmatoarele:

-diametrul tijei cilindrului d=135mm

-lungimea in consola a tijei cilindrului 1500mm

-caracteristicile de material pentru OLC 45

E=2,1x105N/mm2 ;σC=400 N/mm2 ; σr=660N/mm2

Cazul de incarcare –bara incarcata la un capat si libera la celalalt.

Am considerat acest caz, apreciind ca ghidarea placii de presare in batiu nu este sigura si precisa asimiland capatul dinspre placa ca fiind liber.

Cazul 1 de incarcare la flambaj

-coeficientul de siguranta la flambaj Cf=5(R.M.-Buzdugan pag. 374)

Se va calcula pentru dimensiunile date coeficientul de zveltete λ.

λ=lf/imin lf-lungimea de flambaj lf=2l

imin-raza de inertie minima a sectiunii

facand inlocuirile

lf=3000mm

Pentru materialul tijei , respectiv OLC 45 se calculeaza X0 din formula lui Euler , pentru σer=σp

deci

Deoarece λ>λ0 relatia lui Euler pentru flambaj in domeniu elastic , utilizata aici este corecta .

Se va determina coeficientul de siguranta la flambaj , real pentru tija data si se va compara cu coeficientul de siguranta adoptat Cf

Unde P este forta la tija cilindrului P=65tf

Inlocuind cu variabilele anterior date

In concluzie C>Cf si putem considera ca tija cilindrului a fost corect aleasa.

5.2.CALCULUL DE REZISTENTA AL CAMASII PISTONULUI

A)Calculul camasii ca vas cu pereti subtiri

Acest caz este neadecvat deoarece presiunea maxima admisa este de ordinul zecilor de atmosfere

(in plan meridian) p-presiunea interna ;D-diametrul;h-grosimea

(in plan circumferential)

B)Vas cu pereti grosi

Pi=265 bar (presiune interioara)

Pe=0 bar (presiune exterioara)

/r=R1,R2

/r=R1

/r=R2= a-max R1+R2>2R1

/r=R1

Din considerente tehnologice , de existenta a furnizorului de teava , alegem pentru camasa cilindrului o teava din OLT 65 STAS8183-80 cu caracteristicile:

Rpo2=370 N/mm2

Rn=640 N/mm2

A5=16%

Cu dimensiunile de gabarit D2=229 mm si D1=185 mm.

Pentru conditiile de mai sus facem calculul de verificare a camasii :2R1=D1 ;2R2=D2)

/r=R1

/r=R1

Pentru OL 60 avem urmatoarele rezistente admisibile

Σ0aOL60=150N/mm2

5.3.CALCULUL LA COMPRESIUNE AL TIJEI CILINDRULUI

A) Se va lua in considerare ca , sectiunea transversala a tijei este uniforma , nu are salturi de diametru sau concentratori de eforturi deci sectiunea critica corespunde practic diametrului tijei , d=135 mm.

Vom face un calcul de verificare a tijei cilindrului considerand un ciclu de incarcare pulsator.

P=65 tf

d=135mm

)

B) Se va face un calcul la presiune de contact , a suprafetei frontale a tijei in zona de asamblare Tija-Placa de presare (identica cu asamblarea Tija-Piston)

σkmax-tensiunea maxima de contact

Acc -aria coroanei circulare incarcate de P

σka -tensiunea admisibila la contact

σka ≤ 550N/mm2

σkmax=

Mentionez ca luand in consideratie presiunea admisibila de contact pa in locul σk(tensiunii de contact) tensiunea maxima produsa este in limite admisibile.

Pa=100÷150N/mm2

5.4.CALCULUL SURUBURILOR DE PRINDERE A CILINDRULUI PE BATIU

Solutia aleasa pentru prinderea cilindrului hidraulic pe batiu , din punct de vedere dimensional , este similara cu fixarea capacelor cilindrului (capac tija si capac ochet) pe camasa cilindrului pe cele doua flanse.

Prinderea camasii cilindrului pe capacul tija, si fixarea cilindrului pe batiu, impun un numar relativ mic de suruburi pentru a nu slabi rezistenta capacului tija , asa cum se vede in figura atasata acestui calcul pe pagina urmatoare.

Adoptam un numar de 12 suruburi M22 pentru prinderea capacelor pe camasa si 12 suruburi M24 pentru prinderea cilindrului pe batiu.

Vom face un calcul de verificare al suruburilor M24

Unde am notat :

d-diametrul de fund al spirei filetului M24

n-numarul de suruburi n=12

σ0a-rezistenta admisibila a materialului pentru ciclul pulsator

Calculul de verificare al surubului M22 de prindere a capacelor pe camasa(d≈19) la o tensiune efectiva

Valoarea foarte ridicata a tensiunii efective impune alegerea unui material inalt aliat pentru suruburu, si anume 40Cr10 STAS 791-88 cu specificatia ca acest surub trebuie sa fie din grupa 88 minim (preferabil 10.8)

Pentru acest material

Σ0a=220x280N/mm2 (ECMFA, pag 84)

6.MODELAREA REGLARII PUTERII

Plecand de la relatia (3) de la pagina 66 care este :

Se determina deplasarea pistonului diferential de reglare si viteza in conditii de functionare dinamica pastrand aceeasi semnificatie a constantelor precum si valorile lor calculate anterior:

(1)

Aceasta ecuatie fiind diferentiala de ordinul 2 se transforma intr-un sistem de doua ecuatii diferentiale de ordinul 1 care se poate rezolva numeric prin metoda Runge-Kutta si cu conditii initiale cunoscute .

Aceste conditii sunt

Viteza =0

Spatiul =0,1

Derivatele necunoscutelor sunt :

necunoscutele sunt :

y(1) necunoscut =viteza

y(2)necunoscut =spatiul

Expresia presiunii din sistemul de ecuatii se determina din conditia ca puterea hidraulica sa fie constanta si deci se calculeaza cu relatia:

Unde D este distanta de la articulatia sferica a boltului ce se cupleaza cu placa de reglare la axa pistonasului diferential de reglare.

PROGRAMUL DE MODELARE

Vom prezenta in continuare programul de calcul realizat in Matlab program ce realizeaza modelarea reglarii si graficele ce arata interdependenta marimilor ce se supun reglarii.

a) Fisierul regulator.m contine functia “regulator” cu variabilele x(timpul) si y care este un vector cu doua componente:

-y1-care este viteza

-y2-care reprezinta spatial

y’ este un vector cu doua componente:

y’1-derivata vitezei in raportcu timpul

y’2-derivata spatiului in raport cu timpul

b)Fisierul prog.principal contine valorile initiale intr-un vector y0 care sunt:

0-pentru viteza

0,1-pentru spatiu

Aceasta valoare reprezinta prestrangerea initiala a arcului de reglare , prestrangere ce se realizeaza prin reglajul de prestrangere al regulatorului.

Sistemul de ecuatii diferentiale se rezolva cu metoda numerica Runge –Kutta de ordinul 4 pentru care in Matlab exista functia ODE23.

Solutiile sunt cuprinse in matricea y1 care are 2 coloane si 347 linii.

In fisierul prog.principal se calculeaza variatia presiunii in raport cu deplasarea pistonului.

Graficele realizate de prog.principal sunt urmatoarele:

1)variatia vitezei in raport cu timpul

2)variatia spatiului de deplasare a pistonului in raport cu timpul

3)variatia presiunii reglate in raport cu spatial de deplasare a pistonului

Graficul de la punctual 3) reprezinta de fapt graficul dupa care se face reglarea puterii hidraulice deoarece valorile debitului sunt direct proportionale cu spatial de deplasare a pistonului diferential

Graficele sunt prezentate in continuare in ordinea de mai sus :

In continuare sunt prezentate listingurile programelor care realizeaza modelarea:

Prog.principal

%solutii initiale

y0=[0; 0.1];

tinitial=0;

tfinal=0.1;

[t1,y1]=ode23('regulator',[tinitial tfinal],y0);

[m1 n1]=size(y1);

spatiul=y1(:,2);

N=11.2;

n=1450;

eta=0.95;

Vgmax=31.1; %dm^3/rot

Dist=5; %cm

for i=1:m1

pres(i)=N*612*sin(25*pi/180)/(n*eta*Vgmax*1e-02*sin(atan(spatiul(i)/Dist)));

end

indiceA=115;

spatiulA=0.25;

presA=spline(spatiul,pres,spatiulA)

figure(1);

plot(t1,y1(:,1),'r');

grid;

gtext('viteza');

figure(2);

plot(t1,y1(:,2),'m');

grid;

gtext('spatiul');

figure(3);

plot(spatiul,pres,'b');

grid;

gtext('pres-spatiul');

Programul regulator.m

function yprim=regulator(x,y)

pi=3.14158;

mr=11; %kg

D=1.8; %cm

d=0.8; %cm

suprafata=pi*(D^2-d^2)/4;

N=11.2;

n=1450;

eta=0.95;

Vgmax=31.1; %cm^3/rot

p0=50; %daN/cm^2

k3=45.12; %cm^5/(daN*s)

k1=5; %modificat de la 70; %daN/cm

k2=0.22; %cm^2

Rp=9.5; %cm

Dist=5.0; %cm

s0=0; %prestringerea la arc in cm

p=N*612*sin(25*pi/180)/(n*eta*Vgmax*sin(atan(y(2)/Dist)));

yprim(1)=981/(mr*1e-03)*(suprafata*p-k2*(p-p0)-k1*(y(2)+s0)-suprafata^2*y(1)/k3);

yprim(2)=y(1);

yprim=[yprim(1); yprim(2)];

7.CONCLUZII

Concluziile acestei simulari bazate pe intregul proiect sunt urmatoarele:

Reglarea se face intr-un timp relativ scurt de aproximativ 0,09 secunde .

Spatiul de deplasare al pistonului este de 2-2,5 cm ceea ce poate fi realizat cu cele doua arcuri de reglare .

Conform graficului de la punctual 3), cunoscand presiunea reglata din sistem se poate determina deplasarea pistonului ,S, astfel incat puterea reglata sa ramana la valoarea constanta de11,2(verifica cat e presiunea reglata).

BIBLIOGRAFIE

-Marin Virgil s.a.-”SISTEME HIDRAULICE de actionare si reglare automata”-EDITURA TEHNICA ,Bucuresti 1981

-Nicolae Vasiliu, Ilie Catana-“TRANSMISII HIDRAULICE si ELECTROHIDRAULICE masini hidraulice volumice”-EDITURA TEHNICA, Bucuresti 1988

-Gh. Buzdugan-“REZISTENTA MATERIALELOR”-EDITURA TEHNICA , Bucuresti 1974

-A. Oprean , V.Marin, A. Dorin-“ACTIONARI HIDRAULICE”-EDITURA TEHNICA , Bucuresti

-Dale Constantin s.a.-“DESEN TEHNIC INDUSTRIAL, pentru constructii de masini”-EDITURA TEHNICA , Bucuresti 1990

-Vasilescu Elisabeta s.a.-“DESEN TEHNIC INDUSTRIAL .Elemente de proiectare”-EDITURA TEHNICA, Bucuresti 1995

STANDARDE (Colectii STAS)

-“ORGANE DE MASINI Vol.II. Elemente de fixare si asamblare .Arcuri si inele .”-EDITURA TEHNICA ,Bucuresti 1984

-“ORGANE DE MASINI Vol.III. Armaturi si piese de legatura ale conductelor .” EDITURA TEHNICA ,Bucuresti 1985