Studiu Documentar Privind Servomecanismele
STUDIU DOCUMENTAR PRIVIND SERVOMECANISMELE
HIDRAULICE
JUSTIFICAREA SOLUȚIEI DE PRINCIPIU ADOPTATĂ
DIMENSIONAREA ȘI ALEGEREA PRINCIPALELOR COMPONENTE
3.1. Construcția și funcționarea cilindrilor hidraulici
3.2. Etanșarea cilindrilor hidraulici
3.3. Calculul cilindrilor hidraulici
Analiza generală a distribuitoarelor
3.4. Ecuații generale de curgere
3.5. Calculul distribuitorului principal.
Coeficentii caracteristici ai distribuitoarelor
Principalele caracteristici tehnice ale amplificatorului
electrohidraulic
Principalele caracteristici tehnice ale cilindrului pneumatic
3.6. Acumulatoare hidro-pneumatice.
CARACTERISTICILE GENERALE ALE SENZORILOR
ȘI TRADUCTOARELOR.
4.1.Caracteristici metrologice
4.1.1. Domeniul de măsurare
4.1.2. Sensibilitatea
4.1.3. Rezoluția (prag de sensibilitate)
4.1.4. Exactitatea
4.1.5. Eroarea de măsurare
4.1.6. Timpul de răspuns
4.1.8. Stabilitatea
4.1.9. Histerezis
4.1.10. Abaterea de la liniaritate
4.1.11. Caracteristici de regim dinamic
4.2.Caracteristici energetice
4.2.1. Puterea consumată
4.3.Caracteristici constructive
4.3.1. Capacitatea de supraîncărcare
4.3.2. Compatibilitatea cu un sistem automat de măsurare
4.3.3. Compatibilitatea electromagnetică
4.3.4. Robustețea
4.3.5. Protecția climatică
4.3.6. Protecția contra exploziilor
4.3.7. Protecția anticorozivă
4.3.8. Rezistența la șocuri și vibrații
4.4. Traductorul electrotensometric rezistiv
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de pozitie inductiv
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de pozitie rezistiv
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de forță
MODELAREA MATEMATICĂ ȘI
SIMULAREA NUMERICĂ
6.1. ECUAȚIA DE CONTINUITATE
6.1.1. Rigiditatea hidraulică
6.1.2. Ecuația continuității pentru subsistemul distribuitor – motor hidraulic liniar.
6.2 ANALIZA COMPORTĂRII DISTRIBUITOARELOR HIDRAULICE ALIMENTATE LA PRESIUNE CONSTANTĂ, IN REGIM STAȚIONAR
6.2.1. Caracteristicile hidraulice ale droserelor cu sertar cilindric
6.2.2. Analiza distribuitoarelor ideale cu sertar cilindric
6.2.3. Analiza distribuitoarelor ideale cu sertar cilindric și centru închis critic
6.2.4 Caracteristicile reale ale distribuitoarelor cu centrul critic
6.3. SIMULAREA NUMERICĂ
METODOLOGIA DE MONTARE ȘI ÎNCERCARE
7.1.1 Montaj.
7.1.2 Pompe
7.1.3 Conducte, racorduri si treceri de fluid
7.1.4 Rezervorul de ulei
7.1.5 Supape, filtre și accesorii
7.1.6 Protecție
7.2. Metodologia de încercare a standului
CALCULUL PREȚULUI DE COST AL SERVOMECANISMELOR
GENERALITAȚI
COSTUL PRODUSULUI
Cheltuieli cu materiale
Cheltuieli de proiectare
Pagini 93
=== STUDIU DOCUMENTAR PRIVIND SERVOMECANISMELE ===
STUDIU DOCUMENTAR PRIVIND SERVOMECANISMELE
HIDRAULICE
Servomecanismele sunt sisteme automate de reglare a poziției.Aceeasi denumire este utilizată în practică și pentru sistemele de reglare automată a forței sau momentului.
Servomecanismele hidraulice utilizează elemente de execuție hidraulice.Ele sunt larg utilizate în practică pentru amplificarea forței sau momentului, având ca principală caracteristică de regim stationar proportionalitatea dintre marimea de intrare (pozitie sau tensiune) și marimea de ieșire (poziție, forța sau moment).
Principalele avantaje oferite de aceste sisteme sunt:
amplificare mare în putere;
dinamica excelentă;
putere specifică superioară tuturor celorlalte tipuri de servomecanisme;
Ca urmare, aplicatiile servomecanismelor hidraulice sunt extrem de diverse, ele fiind încorporate în:
Dispozitive de reglare ale transmisiilor hidrostatice și hidrodinamice;
Sistemele de direcție ale autovehiculelor și utilajelor mobile, submarinelor, navelor, aeronavelor, rachetelor și vehiculelor spațiale;
Regulatoare de turație și putere ale tuturor mașinilor de forță moderne;
Sisteme de prelucrare prin copiere ale tuturor mașinilor – unelte moderne;
Dispozitive de reglare ale transmisiilor hidrodinamice și hidrostatice;
Simulatoarele de solicitări dinamice performante;
Sisteme de reglare automată a grosimii laminatelor;
Sisteme de frânare ale tuturor tipurilor de autovehicule și utilaje mobile, grele sau rapide și material rulant;
Suspensiile active și stabilizatoare anti-ruliu și anti-tangaj ale autovehiculelor;
Sistemele de conducere automată ale tirurilor de artilerie , a stațiilor de radiolocatie și a altor echipamente de artilerie;
Sistemele tehnologice ale tractoarelor și masinilor agricole;
Principalul dezavantaj al servomecanismelor hidraulice îl constitue cerințele tehnologice relative înalte.
Un servomecanism hidraulic contine cel putin o legatură de reacție, corespunzatoare marimii reglate. În practică se întalnesc și alte legaturi de reacție numite ,,adiționale” , utilizate fie pentru marirea stabilității sau preciziei, fie pentru
realizarea unor funcții secundare. De exemplu, servomecanismele direcției autovehiculelor conțin intotdeauna o reactie principală de pozitie și o reacție internă care conferă conducatorului ,,senzația de drum” și asigură revenirea automată a roților la pozitia normală după viraje.
Principalul criteriu de clasificare al servomecanismelor hidraulice este tipul legăturii de reacție principale utilizate. Din acest punct de vedere, exista două mari categorii de servomecanisme:
cu reacție mecanică
cu reacție electrică
Reacția mecanică poate fi:
rigidă, realizată prin parghii, angrenaje, cabluri, came, lanțuri etc.
elastică, realizată prin resoarte elicoidale, lamelare, discoidale,tubulare etc.
hidromecanică, realizată prin motor hidraulic rotativ sau liniar.
Reacția electrică poate fi de poziție, de forță sau de moment, analogică sau numerică. Clasificarea structurală a servomecanismelor mecanohidraulice cu intrare mecanică se face din punct de vedere al modului în care se realizează legatura de reacție și compararea semnalului de intrare cu cel de ieșire.
Intrarea mecanică poate fi de poziție sau de forță. Precizia deosebită specifică anumitor aplicații exclude, în principiu, utilizarea servomecanismelor cu intrare de fortă și reacție elastică. Totuși, reactia elastică este utilizată la unele servomecanisme speciale cu intrare dublă, electrică și mecanică, sau mixtă, de pozitie și de forță.
Structura servomecanismelor hidraulice cu reacție mecanică este exemplificată în figurile 1.1…1.6. Se prezintă în paralel schemele hidraulice echivalente și schemele bloc informaționale.
Fig. 1.1. Schema de principiu a unui servomecanism mecanohidraulic
cu reacție mecanică rigidă realizată printr-o parghie.
Fig. 1.2. Schema bloc a unui servomecanism mecanohidraulic cu reacție
mecanică realizată printr-o parghie.
Fig. 1.3. Schema de principiu a unui servomecanism cu reacție de forță.
Fig. 1.4. Schema bloc a unui servomecanism cu reacție de forță.
Fig. 1.5. Schema de principiu a unui servomecanism cu reacție
hidromecanică.
Fig. 1.6. Schema bloc a unui servomecanism cu reacție hidromecanică.
Din punct de vedere cinematic, servomecanismele cu intrare mecanică de poziție se clasifică în două mari categorii:
a) cu corp fix;
b) cu corp mobil;
a) Servomecanismele cu corp fix sunt caracterizate prin faptul că bucșa distribuitorului este solidară cu corpul cilindrului hidraulic, care este fix sau oscilant(fig 1.7). Măsurarea continuă a pozitiei pistonului motorului hidraulic și compararea acesteia cu semnalul de intrare se realizează uzual printr-un sistem de parghii. Sistemul prezintă avantajul utilizarii unor racorduri flexibile putin solicitate cinematic, deoarece eventualele oscilații ale corpului au o amplitudine redusă. În același timp, masa parții mobile a servomecanismului este neglijabila în raport cu masa acționată. Principalele dezavantaje ale acestui sistem este gabaritul mare precum și precizia ridicată de realizare al acestui sistem de parghii.
b) Servomecanismele cu corp mobil au bucsa distribuitorului solidară cu corpul cilindrului hidraulic, reacția de pozitie rigidă fiind realizată implicit(fig 1.8). Mișcarea de urmarire a sertarului de catre bucsă se realizează prin deplasarea relativă a celor două piese. Astfel nu mai este necesar un sistem de parghii complicat și costisitor, dar există unele dezavantaje:
– racordarea generatorului hidraulic fix la corpul mobil trebuie realizată prin tuburi flexibile de lungime relativ mare, pentru a evita solicitarea lor la oboseală;
– masa corpului mobil nu poate fi neglijabilă fată de cea a sarcinii;
Fig. 1.7. Servomecanism mecanohidraulic cu corp fix.
Fig. 1.8. Servomecanism mecanohidraulic cu corp mobil.
Fig. 1.9. Servomecanism cu reacție electrică.
1 – cilindru hidraulic
2 – amplificator electrohidraulic(servovalvă sau distribuitor proporțional)
3- placă de montaj
4- traductor
5 – servocontroler
JUSTIFICAREA SOLUȚIEI DE PRINCIPIU ADOPTATĂ
Pentru a realiza sistemul de acționare hidraulică al standului pentru încercarea dinamică trebuie să proiectam mai întai instalatia hidraulică prin care se poate realiza acest tip de acționare.
Orice tip de instalație hidraulică presupune existența unui element de transformare a energiei mecanice în energie hidraulică – pompa, a cel putin un element de transformare a energiei hidraulice în energie mecanică – motorul și a elementelor de legătură – comductele.
Instalatia hidraulică va cuprinde:
pompa hidraulică;
distribuitorul hidraulic;
rezervorul;
acumulatoare hidraulice;
filtre de ulei;
conducte;
sisteme de masură a presiunii și debitului de ulei precum și a timpului de răspuns a sistemului;
Caracteristicile elementelor din instalația hidraulică vor fi determinate și adoptate în funcție de solicitările stabilite pentru ca sistemul să funcționeze la parametrii normali.
In continuare sunt prezentate câteva dintre avantajele și dezavantajele sistemelor hidraulice fața de cele mecanice și pneumatice.
Posibilitațile amplasării motoarelor volumice într-o pozitie oarecare față de mașinile de forța constitue un avantaj major al acționarilor hidraulice fată de cele mecanice, simplificând considerabil proiectarea masinilor de lucru. Elementele de comandă ale acestor sisteme solicită operatilor forțe sau momente reduse și pot fi de asemenea amplasate în locuri convenabile, conferind mașinilor calități ergonomice deosebite.
Sistemele hidraulice pot transmite puteri foarte mari la un gabarit redus, asigurand deci o putere specifică pe unitatea de greutate foarte mare comparativ cu sistemele mecanice sau pneumatice.
Lichidele utilizate îndeplinesc și rol de lubrifiant, asigurând mașinilor hidrostatice și sistemelor realizate cu aceasta o existenta îndelungată.
Raportul între forțele active si forțele de inerție ale parților mobile are valori ridicate, asigurând o viteză de raspuns mare, obligatorie în sistemele de poziționare rapidă; randamentul volumic apropiat de unitate le asigură o mare rigiditate și o viteză minimă stabilă redusă.
Deși acționarile hidraulice oferă numeroase avantaje, câteva dezavantaje tind să limiteze utilizarea lor:
acționarile hidraulice sunt scumpe deoarece includ, în afara pompelor și motoarelor volumice, elemente de comandă, reglare și protecție, elemente de filtrare, stocare și transport al lichidului;
majoritatea elementelor din sistem solicită o precizie ridicată de prelucrare;
acționarile hidraulice sunt poluante din cauza faptului că prezintă curgeri existând intotdeauna pericolul pierderii complete a lichidului din cauza neetanșeitătii unui element;
pericolul auto-aprinderii lichidului sau pierderii calitatilor lubrifiante limitează superior temperatura de funcționare;
Totuși performanțele sistemelor hidraulice sunt net superioare, condițiile dificile de realizat în cazul unora dintre acționari impun sistemele hidraulice ca singurele capabile să facă fața în condiții avantajoase.
Cu ajutorul metodei STEM putem face un studiu comparativ între sistemele hidraulice, mecanice și sisteme pneumatice.
Caracteristicile pe baza cărora se va face comparatia vor fi:
K = puterea specifică;
K= raportul dintre forțele active și forțele de inerție;
K= posibilitațile de amplasare;
K= timpul de funcționare;
K= viteza de raspuns;
K= preț;
K= poluare;
K= randamente;
K= pericol in funcționare;
Primii cinci parametrii sunt parametrii care dau calitate instalației. Dacă indicii care o vor definii sunt cât mai mari, la urmatorii trei cu cât ei sunt mai mici cu atât indicii atribuiți vor fi mai mari.
Deci se vor lua, pentru K (i= 1…5) și pentru K la comportările sistemelor I se vor atribui urmatoarele valori:
1= foarte bună;
0,66= bună;
0,33= satisfacătoare;
0= nesatisfăcatoare;
Pentru K(i= 6…9) fară Kse vor atribui urmatoarele valori:
1= foarte mic;
0,66= mic(mediu);
0,33= mare;
0= foarte mare;
Se vor nota:
U- sistem hidraulic;
U- sistem mecanic;
U- sistem pneumatic;
Fig 2.1
In tabelul urmator se vor da importanta caracteristicilor:
Fig. 2.2
S-au acordat: 4- pentru caracteristica principală;
2- pentru caracteristici egale;
0- pentru caracteristici inferioare;
Calculul utilitătii pentru fiecare sistem este prezentat mai jos:
U=;
U= 0,716;
U= 0,59;
U= 0,652;
Fig. 2.3
Se poate observa că sistemul hidraulic este superior celeorlalte sisteme puse în discutie, deci soluția aleasă este justificată, fiind și varianta modernă cea mai justificată.
DIMENSIONAREA ȘI ALEGEREA PRINCIPALELOR COMPONENTE
3.1. Construcția și funcționarea cilindrilor hidraulici
Motoarele volumice liniare (cilindrii hidraulici) transformă energia de presiune a lichidului furnizat de o pompă în energie mecanică de translație, pe care o transmit mecanismelor acționate. Clasificarea acestor motoare se face după numărul direcțiilor în care se deplasează organul activ sub acțiunea forțelor de presiune și după construcția organului activ (Fig.3.1).
Fig. 3.1. Tipuri de cilindri hidraulici.
a)cu dublă acțiune și tijă unilaterală(piston mobil);b)cu dublă acțiune și tijă bilaterală(piston mobil);c)cu simpla acțiune și revenire elastică(piston mobil);d)cu simplă acțiune și plunjer(plunjer mobil);e)telescopic cu dublă acțiune;f)cu dublă acțiune si tija unilaterala(corp mobil);g)cu dubla acțiune si tija bilaterala(corp mobil);h)cu simplă acțiune și revenire elastică(corp mobil);i)cu simplă acțiune(plunjer fix).
Un cilindru hidraulic „ cu dublă acțiune" este format dintr-un cilindru circular numit „cămașă", închis la capete prin două capace, tub în interiorul căruia culisează un piston sub acțiunea forțelor de presiune din cele două camere conectate la racorduri; pistonul transmite forța de presiune printr-o tijă ce poate fi unilaterală (Fig.3.2) bilaterală (Fig.3.3). Daca pistonul este deplasat de forța de presiune într-un anumit sens și revine sub acțiunea unui arc sau a greutății mecanismului acționat, cilindrul hidraulic se numește „ cu simplă acțiune". Daca diametrul pistonului se reduce pană la cel al tijei, ansamblul se numește „plunjer" (Fig.3.4).
Cilindrii „telescopici" asigură curse mari cu gabarite mici; mai răspândiți sunt cei cu „simplă acțiune" formați din tuburi cilindrice concentrice acționate succesiv, începând cu cilindrul de diametru maxim și sfârșind cu cilindrul central (plunjerul), prin creșterea în trepte a presiunii datorită scăderii suprafeței active. Camerele formate între cilindrii de gulerele necesare limitării cursei acestora pot fi racordate la admisie (Fig.3.5) sau menținute la presiune atmosferică. In toate cazurile discutate pistonul poate fi blocat, acționarea realizându-se prin blocul motorului.
Alimentarea camerelor se face uzual prin găuri practicate în capace sau în cămașă, dar există și variante de racordare prin tijă, utilizate de exemplu la unele servomecanisme.
Fixarea capacelor de cămașă se poate realiza prin mai multe moduri (Fig.3.7) care influențează gabaritul, tehnologia de fabricație și presiunea maximă de funcționare. La presiune mică și medie (sub 100 bar), se utilizează inele de siguranță și tiranți, iar la presiuni mari șuruburi, filete și suduri. In țara noastră au fost tipizate pentru fabricație centralizată ultimele două soluții.
Cilindrii de uz general pot fi echipați cu diverse piese de prindere, conform cerințelor mașinilor acționate (Fig.3.8): filete, articulații cilindrice sau sferice, tălpi sau flanșe.
Cămășile cilindrilor hidraulici se execută din țeava de oțel laminat, din bare de oțel carbon de calitate sau aliat și din aliaje de aluminiu de înaltă rezistentă. Rugozitatea maximă admisă este de 0,4 um, astfel ca eboșul realizat prin alezare, găurire adâncă sau strunjire trebuie urmat de rectificare, honuire sau tasare cu role; cilindrii hidraulici ai servomecanismelor aeronavelor se cromează sau se eloxează cromic, se rectifică și se rodează.
Pistoanele și capacele se execută din fontă, aluminiu sau otel în funcție de gradul de solicitare și de alte cerințe (de exemplu, greutatea).
Tijele pistoanelor se execută din oțel carbon de calitate sau din oțel aliat, se rectifică și se protejează prin cromare dură, urmată de rectificare și lustruire.
Fig.3.2 Cilindru hidraulic cu dublu efect și tijă unilaterală.
a) vedere; b) secțiune: 1 – ureche; 2 – bucșa antifricțiune; 3 – racord; 4 – inel de ghidare a pistonului; 5 – inel de teflon; 6 – inel de presare; 7 – manșeta; 8 – distanțier; 9 – inel O; 10 – cămașa; 11 – tija; 12 – bucșa de ghidare a tijei; 13 – etanșare compusă (inel O cu inele de sprijin); 14 – capacul tijei; 15 -piulița canelată; 16 – inel de presare a manșetelor; 17 – manșeta; 18 -distanțier; 19 – capacul etanșării tijei; 20 – răzuitor; 21 – ureche; 22 – bucșa antifricțiune.
Fig.3.3.Cilindru hidraulic cu dublu efect și tijă bilaterală cu frânare la
cap de cursă.
1 – tija; 2 – răzuitor; 3 – capacul tijei; 4 – etanșare compusă (manșeta cu inel de teflon); 5 – inel de siguranță; 6 – bucșa de ghidare a tijei; 7 – bucșa cu talpa; 8 – corpul supapei de sens; 9 – resort; 10 – ventil; 11 – flanșa; 12 -inel O; 13 – etanșare compusă (manșeta cu inel de teflon); 14 – cămașa; 15 -capacul droselului; 16 – piulița de asigurare a acului; 17 – piulița; 18 – ac conic; 19 -inel O.
Fig.3.4. Cilindru hidraulic cu piunjer.
1 – siguranța tijei; 2 – bolț; 3 – de sprijin; 4 – răzuitor; 5 – inel de siguranță; 6 – etanșare combinată (cauciuc si teflon); 7 – bucșa de ghidare a tijei; 8 – inel O; 9 – corpul ghidajului tijei; 10 – tampon; 11 – resort de protecție a cămășii; 12 – cămașa; 13 – plunjer; 14 – tampon; 15 – șaiba; 16 -siguranță; 17 – bolț; 18 – șaiba; 19 – capac; 20 – racord; 21 – opritor.
Fig.3.5.Cilindru hidraulic cu plunjer.
1 – ureche; 2 – bucșa; 3 – opritor; 4 – niplu; 5 – cămașa; 6 – plunjer; 7 – inel O; 8 – bucșa de ghidare a tijei; 9 – etanșare combinată; 10 răzuitor; 11 – inel de sprijin; 12 – inel de siguranță.
Fig.3.7. Cilindru hidraulic telescopic cu simplu efect.
1 – plunjer; 2 – bucșa de ghidare; 3 -piston tubular; 4 – șurub de blocare a etanșării; 5 – cămașa; 6 – etanșare compusă (cauciuc și metal); 7 – capac; 8 – garnitura; 9 – garnitura; 10 – piulița; 11 – niplu.
3.2. Etanșarea cilindrilor hidraulici
Un cilindru hidraulic tipic necesită etanșare statică a capacelor față de corp, a pistonului față de tijă și a niplurelor față de capace și cămașă, între piston și cămașă, respectiv între tijă și capac, sunt necesare etanșări dinamice; în plus pistonul trebuie ghidat în cămașă, iar tija în capac; pătrunderea prafului și a lichidelor agresive în cilindru este împiedicată de obicei printr-un răzuitor montat în capacul străpuns de tijă. In figurile de mai jos se prezintă tipuri uzuale de elemente de etanșare sau auxiliare întâlnite în construcția cilindrilor hidraulici. Materialele elastomerice uzuale sunt: cauciucul acrilonitrilic sau butadienic, fluorocauciucul și cauciucul poliuretanic; principalul material termoplastic cu întrebuințări multiple este teflonul.
La viteze și curse mici pistoanele pot fi etanșe numai printr-un joc redus, echilibrarea forțelor radiate hidraulice și colectarea contaminanților ce pot provoca griparea și uzarea fiind asigurată de crestături circulare; precizia de prelucrare a celor două suprafețe este ridicată. Reducerea pierderilor volumice poate fi realizată cu segmenți sau elemente de etanșare elastică.
Segmenții necesită o prelucrare superioară a cilindrului (honuire sau rectificare); etanșarea axială este asigurată de prestrângerea de montaj, cât și de presiunea lichidului, iar etanșarea radială numai de forța de presiune.
Segmenții se execută din fontă special turnată centrifugal având duritatea de 170-220 HB. Forma fantei depinde de presiune, fantele oblice sau în trepte asigurând o etanșare mai bună. La viteze mici, specifice necesitaților simulatoarelor de solicitări dinamice ale aeronavelor, automobilelor, construcțiilor, pistoanele și tijele sunt ghidate prin lagăre hidrostatice conice care elimină complet frecarea. Construcția pistonului și a ghidajelor tijelor se bazează pe efectul centrat al curgerilor (axial-simetrice) prin interstiții conice convergente.
3.3. Calculul cilindrilor hidraulici
Fiind larg utilizați cilindrii hidraulici se produc centralizat în întreprinderi specializate; acestea pun la dispoziția proiectanților diagrame ce permit alegerea tipodimensiunii necesare unei transmisii. Dacă nu este posibilă adoptarea unui cilindru tipizat (situație frecvent întâlnită la utilajele mobile și aeronave) trebuie proiectat un cilindru nou.
Calculul unui cilindru necesită reducerea forțelor Fr, care trebuie învinse în regim staționar și tranzitoriu, la tija acestuia. De exemplu, in figura de mai jos:
Fig.3.9.Schema pentru calculul cilindrilor hidraulici
Fr = Fscosa + Fa + Ff = Fscosa + ma + (msg + Fssin<x)p., în care Fs -forța rezistenta; a – unghiul dintre axa tijei și direcția forței rezistente; Fa -forța de inerție corespunzătoare masei și subansamblului mobil al cilindrului; Ff – forța de frecare la alunecare; a – accelerația impusă prin condiția ca masa să atingă viteza din timpul t. Componenta axială a forței rezistente și forța de frecare generează momente care, în absența unor ghidaje adecvate, solicită radial tija cilindrului.
In regim tranzitoriu trebuie să se considere și forțele rezultate din ciocnirea maselor acționate sau din mișcările inerțiale ale acestora.
Forțele realizate de cilindrii hidraulici sunt micșorate de frecările din etanșări și ghidaje. Randamentul mecanic, im = F / Ft este indicat de producători fie explicit,în funcție de presiune, fie prin variația forței reale, și a celei teoretice, în funcție de presiune, la ieșirea tijei, respectiv la intrarea ei, aceste valori fiind cuprinse în intervalul rjm = 0,85….0,92.
Presiunea nominală considerată în calculele de dimensionare depinde de performantele pompelor disponibile și de cerințele mașinilor acționate.
Din relațiile:
se calculează:
D = 3,91 cm = 40 mm
d = 2,4 cm = 25 mm.
In cazul cilindrilor cu plunjer, D este diametrul interior al ghidajului, iar pentru cilindrii telescopici, D reprezintă diametrul ultimei trepte.
Se pot calcula în continuare debitele:
= 1 m/s;
= 0,785();
rezultă că = 0,76 l/s ;
Diametrul racordurilor se calculează inpunând viteza medie a lichidului V.
unde:
m/s;
d= 1,47 cm = 14,7 mm.
Analiza generală a distribuitoarelor
3.4. Ecuații generale de curgere
Distribuitoarele sunt elemente hidraulice ce pot îndeplini următoarele funcții:
realizează diferite conexiuni hidraulice între racorduri (funcția de distribuție);
reglează debitul pe circuitele realizate între racorduri (funcția de reglare).
Elementele care îndeplinesc numai prima funcție se numesc "distribuitoare direcționale" și trebuie să introducă pierderi de presiune minime între racorduri pentru a nu afecta randamentul transmisiilor din care fac parte.
Elementele care realizează și funcția de reglare se numesc "distribuitoare de reglare", iar din punctul de vedere al teoriei sistemelor sunt amplificatoare mecanohidraulice (raportul dintre puterea hidraulică comandată și puterea mecanică necesară pentru comandă este mult mai mare).
Informațiile cu privire la funcțiile îndeplinite, conexiunile realizate, tipul comenzilor etc. sunt cuprinse sintetic în simbolurile distribuitoarelor.
Un simbol tipic este format din două sau mai multe pătrățele care reprezintă seturi de conexiuni posibile; în interiorul acestora se reprezintă prin săgeți legăturile dintre racorduri; lateral sunt indicate tipurile comenzilor prin care se obțin funcțiile îndeplinite.
Primul criteriu de clasificare a distribuitoarelor este numărul de racorduri energetice. Acestea se mai numesc și "căi" (de la cuvântul englezesc "way")
Al doilea criteriu se referă la numărul de poziții distincte ale sertarului (obturatorului) față de corp, egal cu numărul de seturi de conexiuni realizate.
Cel mai simplu distribuitor are două racorduri și două poziții (fig. 3.10), fiind de fapt un drosel întrebuințat pentru întreruperea circuitelor hidraulice sau ca element de reglare a debitului. Soluția constructivă care permite minimizarea forței de comandă are la bază droselul cu sertar cilindric.
Fig.3.10. Distribuitor2/2:
a) simbol complet; b) drosel reglabil; c) simbol echivalent.
Distribuitoarele cu trei căi (fig.3.11) sunt utilizate pentru comanda motoarelor hidraulice unidirecționale cu simplu efect, a căror revenire se face gravitațional sau sub acțiunea unei forțe elastice. De asemenea, ele pot comanda motoare hidraulice liniare cu dublu efect diferențiale, ale căror pistoane au arii utile inegale (fig.3.12).
Fig.3.11.Distribuitor 3/3 comandat hidraulic:
a) schema de principiu; b) simbolul standardizat; c) sistem de acționare hidraulică realizat cu distribuitor cu 3 căi și motor hidraulic cu simplu efect; d) schema hidraulică echivalentă a sistemului.
Cele mai răspândite distribuitoare au patru racorduri și trei poziții (4/3). Corpul lor conține 5 canale toroidale și poate realiza diferite conexiuni prin alegerea adecvată a poziției și lățimii umerilor sertarului, care determină "acoperirea" orificiilor (fig.3.13). Acoperirea este pozitivă dacă pentru deschiderea orificiului sertarului trebuie să realizeze o anumită cursă (egală cu distanța dintre muchiile de distribuție).
Cea mai importantă schemă de conexiuni din categoria 4/3 este caracterizată prin faptul că în poziția centrală (0) toate racordurile sunt închise. Pozițiile 1 și 2 permit simultan alimentarea și drenarea unui motor hidraulic în ambele sensuri. Acest tip de distribuitor se numește "inversor cu centru închis" (fîg.3.14). Un caz particular de importanță practică deosebită este caracterizat prin acoperirea nulă a tuturor orificiilor, fiind specific sistemelor de reglare automată a poziției (servomecanismelor).
O altă schemă importantă de distribuție 4/3 se numește "inversor cu centrul deschis" și este specifică sistemelor de comandă hidraulică proporțională, deoarece în poziția neutră permite revenirea motorului hidraulic sub acțiunea resoartelor de centrare și, în aceiași timp, funcționarea pompei cu un consum mic de energie (fig.3.15).
In cazul sistemelor de acționare cu funcționare intermitentă se poate face o economie de energie esențială dacă se utilizează un distribuitor 4/3 cu centru parțial deschis (fig.3.16).
Fig.3.12. Comanda unui motor liniar diferențial printr-un distribuitor 3/3:
a) sistem de acționare hidraulică cu distribuitor cu 3 căi și motor cu dublu
efect diferențial; b) schema hidraulică echivalentă
Fig.3.13. Definirea acoperirii:
a) acoperire pozitivă; b) acoperire nulă (critică); c) acoperire negativă.
Fig.3.14.Distribuitor 4/3 cu centrul închis.
Distribuitor 4/3 cu Distribuitor 4/3 cu
centrul deschis. centrul partial dechis
Fig. 3.15. Fig. 3.16.
Un distribuitor hidraulic este format în esență din două piese între care are loc o mișcare relativă; aceasta asigură acoperirea sau descoperirea unor orificii amplasate între racordurile externe.
Elementul fix se numește carcasă sau corp, iar cel mobil – sertar sau ventil.
Sertarul poate fi cilindric sau plan și poate efectua o mișcare de rotație sau de translație. Ventilele pot fi conice sau sferice și de fapt aparțin unor supape de sens deblocabile pe cale mecanică, hidraulică, electromecanică sau electrohidraulică, comandate simultan. Cele mai răspândite distribuitoare sunt formate dintr-un sertar cilindric cu mișcare de translație și un corp fix, prevăzut cu canale interioare toroidale. între umerii sertarelor și camerele toroidale se realizează simultan mai multe drosele variabile prin care se reglează debitul. Schema hidraulică echivalentă a unui distribuitor tipic este prezentată în figura 3.17.
Fig. 3.17. Schema hidraulică echivalentă a unui distribuitor utilizat
pentru comanda unui motor hidraulic bidirecțional.
Comanda unui distribuitor poate fi: manuală, mecanică, hidraulică, pneumatică, electromecanică, electrohidraulică, electropneumatică sau combinată.
Simbolul comenzii (fig.3.18) se atașează lateral simbolului distribuitorului; în general există o corespondență între simbolul comenzii și conexiunile realizate de căsuța alăturată acesteia.
Comenzile pot fi "reținute" sau "nereținute"; dacă legăturile generate de o comandă se mențin și după dispariția acesteia, comanda se numește "reținută". O comandă "nereținută" are efect numai cât timp este aplicată.
Revenirea obturatorului în poziția neutră se face sub acțiunea unui resort montat într-o casetă sau cu ajutorul a două resoarte simetrice.
La debite mici este posibilă comanda directă (manuală, mecanică, electromagnetică etc).
În figura (3.19) se prezintă un distribuitor tipic cu comandă manuală.
La debite mari se utilizează comanda indirectă, distribuitoarele având două sau trei etaje.
Se analizează în continuare cazul tipic al distribuitoarelor bietajate electrohidraulice (fig.3.20). Acestea au structura din figura (3.21.):
distribuitor hidraulic cu patru căi și trei poziții, inversor, cu centrul parțial deschis, cu comandă electromagnetică nereținută; în poziția neutră racordurile C, D și Y sunt conectate împreună, permițând egalizarea presiunilor din racordurile C și D la nivelul presiunii din rezervor; acest distribuitor se numește "distribuitor pilot";
distribuitor hidraulic cu patru căi și trei poziții, inversor, cu centrul închis, cu acoperire pozitivă, cu comanda hidraulică nereținută care se numește "distribuitor principal";
grup de drosele reglabile și supape de sens destinat reglării timpului de răspuns al comenzii electrohidraulice, adică a timpului scurs între momentul aplicării comenzii electrice și momentul încheierii deplasării sertarului distribuitorului principal; de asemenea, se reglează timpul de revenire în poziția neutră a distribuitorului principal, ca urmare a anulării unei comenzi electrice aplicate distribuitorului pilot; un drosel reglabil introduce o suprapresiune controla-bilă în camera pasivă realizată între sertarul distribuitorului principal, corpul acestuia și capacul corespunzător.
Principala caracteristică a unui distribuitor direcțional este variația căderii de presiune pe diferite căi în funcție de debit (fîg.3.22.). În afară de aceasta, sunt necesare numeroase alte informații referitoare la scurgerile interne, forțele de comandă, timpul de răspuns corespunzător fiecărui tip de comandă etc.
Fig.3.18. Tipuri de comenzi pentru distribuitoare
Fig.3.19. Distribuitor hidraulic comandat manual (REXROTH):
I – corp; 2 – manetă; 3 – sertar; 4 – resort; 5 – piston de indexare; 6 – resort de indexare.
Fig.3.20. Distribuitor electrohidraulic bietajat (REXROTH): 1 – corp; 2 – sertar; 3 – resort; 4 – corpul pilotului; 5 – electromagnet; 6 -cameră de comandă; 7 – canal de alimentare al pilotului; 8 – buton de deblocare manuala.
Fig.3.21. Distribuitor electrohidraulic bietajat.
Fig.3.22. Caracteristica pierderilor de presiune ale unui distribuitor
direcțional.
Din punctul de vedere al teoriei sistemelor automate, distribuitoarele hidraulice sunt amplificatoare, deci au un rol esențial în asigurarea preciziei și stabilității sistemelor automate hidraulice. Analiza caracteristicilor energetice și de pierderi ale acestor elemente constituie o etapă fundamentală în elaborarea unor modele matematice realiste pentru servomecanismele hidraulice prezentate în această lucrare.
a) Scheme constructive
Distribuitoarele de reglare sunt formate din rezistențe hidraulice reglabile comandate simultan. Ariile variabile se realizează între două piese aflate în mișcare relativă, piesa mobilă numindu-se "sertar". În practică se utilizează sertare cilindrice și plane și ventile conice. Distribuitoarele cu sertar cilindric întrebuințează bucșe cu orificii radiale sau cu degajări (camere) toroidale pe suprafața interioară.
Tehnica de realizare a orificiilor precise în bucșă este relativ recentă;
ca urmare, soluția clasică, care utilizează degajări toroidale interioare (fig.
3.23,a), este încă larg folosită la execuția distribuitoarelor de reglare și
direcționale destinate debitelor mari. Pentru a micșora factorul de
amplificare al distribuitorului cu degajări toroidale fără a micșora diametrul
sertarului sub limita tehnologică accesibilă, acesta poate fi prevăzut cu umeri
conici, teșituri sau crestături longitudinale de secțiune triunghiulară(fig.
3.23, b și c).
Sertarele cu fante dreptunghiulare pe umeri sunt utilizate pentru distribuția debitelor mici, prin deplasări relativ mici față de poziția neutră, diametrul rămânând deasupra limitei tehnologice; ele asigură liniaritatea caracteristicii statice, fiind larg utilizate în distribuitoarele proporționale.
Toate schemele constructive descrise generează probleme de execuție și control, iar calitatea profilului muchiilor de distribuție ale camerelor toroidale este mediocră. În plus, teșiturile și crestăturile sertarelor (fig. 3.23. c,d și e) nu permit practicarea crestăturilor de echilibrare care reprezintă, totuși, un mijloc simplu de evitare a gripării hidraulice.
Noile procedee de execuție prin electroeroziune a orificiilor în plăci metalice au permis apariția sertarelor cu muchii riguros drepte, conjugate cu orificii precis profilate, având muchii de laminare foarte ascuțite; aceste distribuitoare sunt mai bine adaptate condițiilor de utilizare în cadrul servomecanismelor decât distribuitoarele cu umeri profilați și camere toroidale.
Schema unei rezistențe hidraulice (drosel) cu orificii în bucșă și sertar cu muchii drepte este indicată în figura (3.24,a).
Profilul orificiilor practicate simetric în cămașă poate fi adaptat cerințelor de stabilitate și precizie ale oricărui sistem (fig.3.24,b, c și d).
b) Scheme structurale
Distribuitoarele cu sertar sunt frecvent întrebuințate pentru reglarea debitului motoarelor hidraulice deoarece în absența unui semnal de comandă prezintă scurgeri minime, calitate importantă din punct de vedere energetic. In plus, este posibilă reducerea forței necesare pentru comandă prin procedee constructive relativ simple.
Fig.3.23. Variante de drosele cu sertar cilindric
Fig.3.24. Tipuri de orificii realizate prin electroeroziune.
Criteriile de clasificare a distribuitoarelor cu sertar alimentate la presiune constantă sunt numeroase.
Din punctul de vedere al caracteristicii de reglare, criteriul cel mai important este numărul muchiilor de laminare (active). Există astfel distribuitoare cu una, două sau mai multe muchii active. In cazul utilizării unei singure muchii de laminare (fig.3.25) distribuitorul trebuie să conțină și un drosel fix. Rezultă o caracteristică statică similară celei oferite de distribuitoarele cu ajutaj și paletă. Acest distribuitor este puțin utilizat în sistemele de comandă moderne datorită asimetriei, caracteristicii și mai ales scurgerilor exagerate.
Un distribuitor cu două muchii de laminare (fig.3.26) poate comanda un motor hidraulic cu piston diferențial. Deși scurgerile acestui distribuitor sunt mici în raport cu cel analizat anterior, el nu este utilizat în sisteme de comandă de mare putere deoarece forța hidrodinamică pe sertar nu este aceeași în cele două sensuri.
Dezavantajele acestor sisteme sunt eliminate prin utilizarea distribuitoarelor cu patru muchii de laminare. Ele asigură următoarele avantaje: caracteristică statică simetrică; forțe de comandă simetrice; scurgeri neglijabile; randament ridicat; în cazul comandării unui motor asimetric este posibilă obținerea aceleași viteze pentru ambele sensuri de mișcare prin utilizarea unor orificii de lățime diferită; variațiile temperaturii și presiunii de alimentare produc o derivă neglijabilă a nulului; forțele de comandă pot fi reduse prin mijloace simple.
Fig.3.25.Distribuitor cu o Fig.3.26.Distribuitor cu două
singură muchie de laminare muchii de laminare
In practică se utilizează atât sertarele cilindrice, cât și cele plane. Primele sunt mai adecvate comenzilor hidraulice aplicate pe suprafețele de capăt. Pilotarea sertarelor plane necesită motoare hidraulice miniaturale, astfel că ele sunt comandate îndeosebi manual, mecanic sau electric.
Sertarele cilindrice nu au aceeași fiabilitate ca cele plane deoarece sunt expuse pericolului gripării prin impuritățile solide care pătrund în jocul radial.
In cazul sertarelor plane, jocul poate fi anulat prin diferite soluții constructive; de asemenea este posibilă îndepărtarea automată a suprafețelor conjugate în cazul pătrunderii unei particule solide în spațiul dintre ele.
Schemele structurale ale distribuitoarelor de reglare cu patru orificii sunt prezentate în figura (3.27). Ele diferă prin: a) numărul de umeri; b) numărul de racorduri de admisie și evacuare; c) sensul de deplasare al pistonului motorului hidraulic comandat pentru un sens dat de deplasarea sertarului din poziția neutră; d) forma suprafețelor conjugate (cilindrice sau plane).
Fig.3.27. Schemele structurale ale distribuitoarelor de reglare cu patru orificii.
3.5. Calculul distribuitorului principal.
Soluția aleasa este un distribuitor cu sertar cilindric cu 4 cai și 3 pozitii.
La proiectare se au în vedere:
Lațimea ferestrelor din bucsă să fie înperechiate cu lațimea umerilor de distribuție;
Numarul umerilor: se recomandă să existe doi umeri suplimentari care să asigure o etanșare mai bună;
Forma ferestrelor din bucsă: este indicat ca secțiunea ferestrelor să fie dreptunghiulară pentru a permite obținerea unui factor de amplificare în debit constant;
Stabilirea tipului de centru al distribuitorului cu centrul închis are avantajul unei benzi moarte caracteristice în centrul originii care produce o tendință de nestabilitate; distribuitorul cu centrul deschis are un gradient de debit mare în origine, dar care se reduce în afara nulului, și o pierdere de putere mare datorită centrului deschis;
Gradientul de arie este principalul parametru în expresia gradientului de debit. Schimbarea gradientului duce la modificarea factorului de amplificare în buclă închisă. Adesea aceasta este unica metodă de control asupra amplificării în buclă inchisă.
Cursa maximă a sertarului constitue un parametru de variație a marimii distribuitorului. La servodistribuitoare, cursele sunt mult mai mari, la aceeași capacitate, ca a unei servovalve electrohidraulice;
Aria maximă a distribuitorului trebuie să fie suficent de mare pentru a asigura debitul maxim și puterea necesară sarcinii.
Coeficentii caracteristici ai distribuitoarelor
Analizînd curgerea debitelor prin fereastrele distribuitorului, se stabilesc din ecuațiile de debit câțiva coeficenti caracteristici:
factorul de amplificare de debit:
coeficentul debit-presiune:
sensibilitatea la presiune:
unde:
y= cursa sertarului
p= presiunea
Q= debitul
Ecuatia liniarizată a curbelor presiune-debit are forma:
-k
Coeficentii caracteristici prezentați sunt importanți în determinarea caracteristicilor dinamice ale distribuitoarelor , astfel:
– factorul de amplificare în debit influențează factorul de amplificare în bucla deschisă și deci stabilitatea sistemului;
– coeficentul debit-presiune afectează factorul de amplificare al sistemului distibuitor-motor;
Sensibilitatea la presiune asigură sistemului actionarea sarcinilor cu frecări mari și eroare redusă. Cel mai important punct de funcționare este cel de poziție medie, în care cursa distribuitorului este nulă; funcționarea sistemului se produce normal în această zonă. Pentru acest punct, factorul de amplificare de debit al distribuitorului este maxim asigurând sistemului o amplificare mare, iar coeficentul debit-presiune este minim, rezultând un coeficent de amortizare redus. Deci acest punct este critic din punct de vedere al stabilității și un sistem stabil în acest punct este stabil în orice punct de funcționare.
Coficenții distribuitorului evaluați în punctul de funcționare discutat, se numesc coeficenți de nul ai distribuitorului, și au expresiile:
Coeficentii de nul(y=0) vor avea expresiile:
Ccoeficent de debit;
B = lațimea orificiilor de distributie;
U = descoperirea ferestrelor în poziția de nul;
Principalele caracteristici tehnice ale amplificatorului
electrohidraulic
– marimea amplificatorului………………………………..…NG6;
– firma producătoare……………………………………..…Bosch;
– codul…………………………………………….….0811404603;
– debitul nominal………………………………………….40 l/min;
– caderea de presiune pe distribuitor la debitul nominal……30 bar;
– caracteristica statică………………………………………liniara;
– presiunea maximă de lucru………………………………315 bar;
– presiunea maximă la racordul ,,T’’………………………250 bar;
– debitul de scurgeri pentru P=100 bar………..…1100 cm/min;
– conexiuni hidraulice………………………………cu placa;
– vibrații…………………………………….………250 m/s;
– gradul de filtrare al uleiului…………………….clasa 7…9;
– histerezis…………………………..……………max 0,1 %;
– timp de raspuns pentru semnalul de intrare…….0…100%;
– P= 100 bar…………………………..max 10 ms;
– derivata termică pentru T=40C………..………max 1 %;
– viscozitatea uleiului
– admisă………………………….10…800 mm/s;
– recomandată……………………20…100 mm/s;
– temperatura uleiului……………………………-20…80C;
– temperatura mediului………………………..…-20…50C;
– tensiunea de alimentare
– nominală………………………… ……..24Vcc;
– min…………………………………..……21Vcc;
– max……………………………………….40 Vcc;
– oscilatie………………………………max. 2 Vcc;
– semnalul de intrare………………………………0…+/-10V;
– puterea consumată……………………………….max.50VA;
– tipul conectorului electric……………………..PG 11.7 pini;
– gradul de protectie…………………………………….IP 60;
– siguranta fuzibila externă……………………………..2.5 A;
Fig. 3.28. Amplificator electrohidraulic cu electronică
încorporată NG6.
Fig.3.29. Schema bloc de comandă.
Principalele caracteristici tehnice ale cilindrului pneumatic
firma producatoare…………………………………………….Bosch;
presiunea maximă……………………….…1 – 10 bar (15 – 145 psi);
temperatura ambiantă…………………-20˚C…+80˚C (-4˚…+176˚F);
aer comprimat……………………….ISO 8573-1:2000 , clasa 6-4-3;
piston …………………………………………………..….100 mm;
forța de înpingere…………………………………………….4145 N;
forța la 6 bar…………………………………………………3886 N;
greutatea………………………………………………………3,8 kg;
Fig. 3.30.
3.6. Acumulatoare hidro-pneumatice.
Acumulatoarele hidro-pneumatice sunt larg folosite în sistemele hidraulice. Ele înmagazinează energia în perioadele de consum redus, restituind-o în perioadele de vârf de sarcină și atenuează pulsațiile de presiune și de debit produse de șocurile hidraulice din conducte, de fluctuațiile de debit ale pompelor și de salturile de presiune ale supapelor. Acumulatorul este analog ca principiu de funcționare cu volantul sau resortul dintr-un sistem mecanic, cu bateria de acumulatoare sau condensatorul din circuitele electrice. Folosirea acumulatoarelor hidraulice este indicată în special la sistemele hidraulice cu vârfuri mari de sarcină. Dimensionarea sistemului acumulator-pompă este totdeauna functie de ciclul de funcționare al sistemului.
Spatiul de înmagazinare a gazului este preîncarcat cu aer sau azot, la o presiune predeterminată. Uleiul care patrunde în acumulator sub o anumită presiune, dislocuieste un volum egal de gaz. Intrucât acumulatorul funcționează pe principiul legii lui Boyle pentru gaze () gazul este comprimat pană se atinge presiunea lichidului din sistem. Presiunea gazului astfel comprimat este capabilă să refuleze lichidul înmagazinat, în concordantă cu ciclul de functionare al sistemului. Aceasta presiune nu este constantă, datorită relației presiune-volum scrisă mai sus.
Calculul volumului total al acumulatorului și al volumului de lucru necesar se face în mod obisnuit cu ajutorul diagramelor. In figura 3.31 sunt prezentate două astfel de diagrame.
>> încărcare >>
acumulator cu
membrană
<< descărcare <<
acumulator cu
burduf
In condiții izotermice. In condiții adiabatice.
Fig. 3.32.
Mai jos este redat un exemplu de calcul al parametrilor unui acumulator. Limita superioară de presiune este dată. Presiunea minimă admisibilă și volumul de lucru sunt funcții de sarcină. Astfel, dacă presiunea sistemului P este 175 bar, presiunea minimă admisibilă P este 105 bar și volumul de lucru necesar este 820 cm.
PV= PV;
175V= 105 (V+ 820);
V= 1230 cm;
V= 820 + 1230 = 2050 cm;
Dacă este dată o presiune de preîncărcare P de 70 bar:
PV= PV;
70 V= 105 x 2050;
V= 3075 cm.
Un acumulator cu o capacitate nominală de ~ 4l va avea un volum de lucru ~ 1l.
CARACTERISTICILE GENERALE ALE SENZORILOR
ȘI TRADUCTOARELOR.
Modul în care este realizată relația intrare-ieșire a unui mijloc de măsurare este reflectat de caracteristicile funcționale ale acestuia. Caracteristicile de regim staționar ale traductoarelor se referă la situația în care mărimile de intrare și de ieșire ale acestora nu variază în timp. Relația de dependență dintre mărimea de intrare și mărimea de ieșire poate fi exprimată analitic sau poate fi redată grafic. Încă din faza de concepție se impun caracteristici statice liniare traductoarelor. În cazuri particulare sunt realizate și traductoare care au caracteristici statice neliniare sau liniare pe porțiuni.
În figurile 4.1…. 4.6. sunt prezentate principalele tipurile de caracteristici statice ale traductoarelor.
4.1.Caracteristici metrologice
4.1.1. Domeniul de măsurare
Domeniul de măsurare sau domeniul de funcționare al unui mijloc de măsurare reprezintă ansamblu de valori ale măsurandului pentru care eroarea de măsurare este presupusă că se află între limite specificate.
Intervalul de măsurare reprezintă modulul diferenței dintre limita superioară și limita inferioară a domeniu de măsurare. De exemplu pentru un domeniu de măsurare de la –100N la +100N, intervalul de măsurare este de 200N.
4.1.2. Sensibilitatea
Sensibilitate reprezintă raportul dintre creșterea răspunsului unui mijloc de măsurare și creșterea corespunzătoare a semnalului de la intrare, sau raportul dintre variația mărimii de ieșire și variația corespunzătoare a mărimii de intrare. Relația de calcul a sensibilității este unde: S – reprezintă sensibilitatea; y – reprezintă mărimea de ieșire, x – reprezintă mărimea de intrare. Inversul sensibilității se numește constanta aparatului, traductorului etc. Sensibilitatea este o noțiune utilă mai ales la mijloacele de măsurat analogice; ea nu se folosește la mijloacele de măsurat digitale. Sensibilitatea poate fi privită ca o caracteristică de transfer .
4.1.3. Rezoluția (prag de sensibilitate)
Rezoluția unui mijloc de măsurare reprezintă cea mai mică variație a măsurandului care poate fi apreciată pe dispozitivul de afișare al rezultatului. Astfel, în cazul aparatelor analogice, cu o sară gradată și indicator, rezoluția este considerată de obicei o diviziune, iar uneori ½ sau 1/3 sau chiar 1/5 dintr-o diviziune. La aparatele digitale rezoluția este egală cu o unitate a ultimului rang zecimal (un digit). Rezoluția se exprimă de obicei în unități ale mărimii măsurate. Rezoluția este o caracteristică a tuturor tipurilor de mijloace de măsurare și poate fi privită ca o caracteristică de ieșire.
Pragul de sensibilitate (pragul de discriminare, pragul de mobilitate) al unui mijloc de măsurare este cea mai mare modificare a semnalului de intrare (variație a măsurandului) care nu produce o modificare detectabilă a răspunsului unui mijloc de măsurare, variația semnalului se intrare fiind lentă și monotonă. Noțiunea de prag de sensibilitate prezintă importanță deoarece ea determină în ultimă instanță, precizia pe care o poate avea un mijloc de măsurare și valoarea minimă măsurabolă a măsurandului. Pragul de sensibilitate este detreminat de următorii factori: rezoluția aparatului de măsurat, fluctuațiile datorită perturbațiilor proprii și exterioare aparatului (zgomotul) și sensibilitatea indicatorului de nul. Pragul de sensibilitate poate fi privit ca o caracteristică de intrare.
4.1.4. Exactitatea
Exactitatea este un concept calitativ și prin definiție exactitatea unui mijloc de măsurare reprezintă proprietatea acestuia de a da răspunsuri apropiate de valoarea adevărată a măsurandului. Exactitatea de măsurare reprezintă gradul de concordanță între rezultatul unei măsurători și o valoare adevărată a măsurandului. Clasa de exactitate reprezintă clasa de mijloace de măsurare care satisfac anumite condiții metrologice destinate să mențină erorile în limitele specificate. O clasă de exactitate este, de regulă, indicată printr-un număr sau un simbol adoptat prin convenție și denumit indice de clasă.
4.1.5. Eroarea de măsurare
La efectuarea unei măsurători se obține o valoare măsurată a mărimii supusă măsurării care este diferită de valoarea adevărată a acesteia. Prin definiție eroarea de măsurare reprezintă diferența dintre rezultatul unei măsurători și valoarea adevărată a măsurandului .
Deoarece mărimea adevărată nu poate fi principial cunoscută, rezultă că nici eroarea de măsurare nu poate fi cunoscută, dar poate fi evaluată.
Principalele surse din care pot proveni erorile de măsurare sunt:
– obiectul supus măsurării, care generează erori de model;
– aparatul de măsurat, care generează erori instrumentale;
– interacțiunea obiect-aparat, care generează erori de interacțiune;
– influențe exterioare, care generează erori de influență;
– metoda de măsurare, care generează erori de metodă;
– operatorul, care generează erori de operator sau subiective.
Eroarea de măsurare pot fi exprimate ca eroare absolută, eroare relativă sau eroare raportată. Eroarea absolută este diferența dintre valoarea măsurată și valoarea adevărată și se calculează cu relația
unde
– – reprezintă eroarea de măsurare;
– Xm- reprezintă valoarea măsurată;
– Xe- reprezintă valoarea adevărată a mărimii măsurate.
Eroarea absolută are aceleași dimensiuni fizice ca și măsurandul, se exprimă în aceleași unități de măsură, și poate fi pozitivă sau negativă.
Eroarea relativă este raportul dintre valoarea absolută și valoarea adevărată a măsurandului și se calculează cu relația:
Eroarea relativă este o mărime adimensională și se exprimă ca un număr, în procente (%) sau părți pe milion (ppm) și poate fi pozitivă sau negativă.
Dacă măsurătorile sunt efectuate cu o precizie suficient de mare atunci în relația de calcul a erori relative se poate utiliza valoarea măsurată a mărimii în locul valorii reale a acesteia.
Eroarea raportată este raportul dintre eroarea absolută și o valoare convențională Xc a măsurandului și se calculează cu relația:
.
Eroarea raportată este o mărime adimensională și se exprimă ca un număr, în procente (%) sau părți pe milion (ppm) și poate fi pozitivă sau negativă. Eroarea raportată exprimată în procente de mai numește și eroare procentuală.
Pentru caracterizarea rezultatelor măsurătorilor se utilizează noțiunea de incertitudine de măsurare. Incertitudinea de măsurare este un parametru care caracterizează împrăștierea valorilor ce ar putea fi atribuite măsurandului cu o anumită probabilitate. Incertitudinea de măsurare „u” estimează limitele erorilor de măsurare . O incertitudine de măsurare mare este asociată cu o exactitate scăzută, iar o exactitate ridicată este asociată unei incertitudini de măsurare mici. În consecință măsurarea este caracterizată de o anumită incertitudine. Incertitudinea de măsurare poate fi exprimată în unități ale mărimii de măsurat sau în unități relative.
Incertitudinea de măsurare reprezintă intervalul (sau plaja) în care se apreciază, cu o probabilitate dată, valoarea adevărată a măsurandului. Termenii de eroare și incertitudine au semnificații diferite. Eroarea de măsurare poate fi o diferență între două valori și ea poate fi eliminată, în anumite condiții, prin corecții adecvate. Deoarece în definiția incertitudinii de măsurare se face apel la noțiunea de probabilitate aceasta este un concept probabilistic.
Probabilitatea cu care se face afirmația că valoarea adevărată a măsurandului este situată în interiorul intervalului de incertitudine (în limitele ) se numește nivel de încredere. Nivelul de încredere se poate exprima ca un număr subunitar sau în procente și de notează cu „p”.
Rezultatul unei măsurători pentru a fi complet trebuie prezentat sub forma
unde
-Xe – reprezintă valoarea adevărată;
-Xp – reprezintă valoare cea mai probabilă;
– u- reprezintă incertitudinea de măsurare;
– p- reprezintă probabilitatea asociată incertitudinii de măsurare.
Dacă rezultatului unei măsurători de presiune este bar îi este asociat nivelul de încredere p=98%, înseamnă că probabilitatea ca valoarea adevărată a presiunii se să găsească între limitele 34,5 … 35,5 bar este de 98%.
Eroarea de măsurare a unui aparat are două componente: eroarea de bază și eroarea suplimentară. Eroarea de bază este eroarea instrumentală determinată în condiții de referință, stabilite prin norme. Erorile suplimentare sunt erorile instrumentale provocate de variațiile mărimilor de influență în afara intervalelor de referință, dar în interiorul intervalului de utilizare al mijlocului de măsurare.
Eroarea de bază poate fi exprimată prin una din formele prezentate în continuare.
A. Eroarea de bază exprimată în funcție de valoarea măsurată. În acest caz indicele de clasă se notează cu „b”, eroarea este constantă pe intervalul de măsurat și se calculează cu relațiile:
– – eroarea de bază este exprimată în aceleași unități ca și Xm;
– – eroarea de bază este exprimată în procente
B. Eroarea de bază exprimată în funcție de o valoare convențională dependentă de scara gradată. În acest caz indicele de clasă se notează cu “c”, eroarea este constantă pe intervalul de măsurare și se calculează cu relațiile:
– – eroarea de bază este exprimată în unități de Xc;
– – eroarea de bază este exprimată în procente;
Valoarea convențională aleasă poate fi: limita superioară de măsurare, suma modulelor limitelor de măsurare sau lungimea scării gradate.
C. Eroarea de bază exprimată în funcție de valoarea măsurată și de limita superioară de măsurare.În acest caz eroarea se calculează cu relațiile:
– – eroarea de bază exprimată în unități de Xm sau Xc;
– – eroarea de bază exprimată în procente.
unde
– – reprezintă eroarea de bază (eroarea limită de măsurare în condiții de referință);
– – reprezintă eroarea relativă de bază;
– Xm – reprezintă valoarea măsurată;
– Xc – reprezintă valoarea convențională;
– XM – reprezintă limita superioară a intervalului de măsurare;
– b și c – sunt numere adimensionale exprimate în procente.
Observație: La aparatele digitale, uneori, se înlocuiește termenul cu valoarea ultimei cifre a intervalului de măsurare.
În fig. 4.7. sunt ilustrate zonele de incertitudine ale măsurării corespunzătoare celor trei moduri de exprimare a erorii de bază.
În figura 4.8 este prezentată eroarea relativă a unui mijloc de măsurare în funcție de clasa de exactitate a acestuia și de valoarea relativă măsurată. Din diagramă se constată că în prima jumătate a intervalului de măsurare eroare relativă este mare și în consecință este recomandată utilizarea mijloacelor de măsurare numai pentru valori cuprinse în a doua jumătate a intervalului de măsurare unde eroarea de măsurare are valori acceptabile.
4.1.6. Timpul de răspuns
Timpul de răspuns al unui mijloc de măsurare reprezintă intervalul de timp dintre momentul în care un semnal de intrare suferă o modificare bruscă și momentul în care semnalul de ieșire atinge și își menține, în limite specificate, valoarea sa finală în regim stabil.
4.1.8. Stabilitatea
Stabilitatea unui mijloc de măsurare reprezintă proprietatea acestuia de a menține constante caracteristicile sale metrologice în decursul timpului. Stabilitatea poate fi considerată și în funcție de altă mărime decât timpul, iar în acest caz ea este menționată explicit. O caracteristică tipică în acest sens fiind stabilitate în funcție de temperatură.
4.1.9. Histerezis
Fenomenul de histerezis al unui mijloc de măsurare se manifestă prin aceia că se obțin valori diferite ale mărimii de ieșire, pentru aceiași valoare a măsurandului, în funcție de sensul crescător sau descrescător în care se ajunge la această valoare. În figura 4.10. este prezentată o curbă de histerezis și modul de determinare erorii de histerezis.
4.1.10. Abaterea de la liniaritate
Caracteristica statică reală a traductoarelor este neliniară. În practică este utilizată caracteristica liniarizată a traductoarelor, determinată grafic sau analitic, care este reprezentată printr-o dreaptă care aproximează caracteristica reală a acestuia. Caracteristica reală a unui traductor se poate liniariza și pe intervale sau local mai ales sunt cazul traductoarelor numerice.
Abaterea de la liniaritate a caracteristicii unui traductor reprezintă diferența dintre caracteristica reală și caracteristica linizată a acestuia. În fig. 4.11 sunt prezentate modurile de determinare a caracteristicii liniarizate a traductoarelor, iar în figura 4.12. modul de determinare a abaterii de la liniaritate.
Cu notațiile din figura 4.12 abaterea relativă de la liniaritate se calculează cu relația
unde
– reprezintă domeniul de măsurare al traductorului.
4.1.11. Caracteristici de regim dinamic
Caracteristicile de regim dinamic ale traductoarelor se referă la situația în care măsurandul și implicit semnalul de ieșire sunt variabile în timp. Se constată experimental că, atunci când măsurandul își schimbă valoarea, semnalul de ieșire nu ajunge instantaneu la noua sa valoare finală corespunzătoare noii valorii a măsurandului. De asemenea, uneori, semnalul de ieșire are deformații semnificative în raport cu valorile corespunzătoare caracteristicii statice a traductorului. Această întârziere apare datorită inerțiilor din sistem care pot fi de natură mecanică, termică sau electromagnetică și amortizărilor din sistem care sunt dependente de vitezele de variație ale diverselor mărimi. Această comportare a traductoarelor în regim dinamic trebuie cunoscută deoarece acestea fac parte din structura diverselor echipamente de automatizare și în consecință performanțele acestor echipamente sunt dependente de comportarea în regim dinamic a traductoarelor.
Funcționarea traductoarelor în regimului dinamic poate fi descrisă prin:
– ecuații diferențiale liniare (derivatele semnalelor sunt în raport cu timpul);
– funcții de transfer;
– funcția indicială (răspunsul traductorului la un semnal de tip treaptă);
– caracteristicile de frecvență.
În domeniul timpului principala caracteristică experimentală utilizată pentru determinarea unor indicatori de performanțe dinamice este funcția indicială. Funcția indicială este importantă și pentru măsurătorile statice deoarece la începutul operației de măsurare apar regimuri tranzitorii (trecerea de la starea de repaus la o nouă stare de echilibru static).
Traductoarele uzuale admit ca modele pentru regimul dinamic modelele elementelor de întârziere de ordinul I sau de ordinul II.
Modelele elementelor de întârziere de ordinul I sunt descrise de ecuația diferențială
.
Dacă la intrarea elementului de ordinul I se aplică un semnal de tip treaptă
unde
K0 – reprezintă amplitudinea funcției treaptă
– reprezintă funcția treaptă unitară definită de relația
,
atunci răspunsul acestui element este descris de relația
.
Pentru traductoarele care au ca model elementul de întârziere de ordinul I, parametrul K0 reprezintă valoarea staționară a semnalului de ieșire al traductorului, atunci când la intrarea acestuia este aplicat un semnal treaptă care are amplitudinea K0.
Parametrul T se numește constanta de timp a traductorului și reprezintă timpul după care semnalului de ieșire y(t) ajunge la valoarea y(t)=0,632K0. Determinarea parametrilor K0 și T se poate face grafic și analitic. În figura 4.13 este reprezentată grafic variația în timp a semnalului de ieșire al unui element de ordinul I, atunci când la intrarea acestuia este aplicat un semnal de tip treaptă. Pentru determinarea grafică a constantei de timp a traductorului se procedează astfel:
– de trasează tangenta în origine la curba y(t);
– se determină punctul „A” de intersecție al tangentei cu dreapta y(t)=K0;
– abscisa punctului „A” reprezintă constanta de timp a traductorului.
Se constată că punctul A are coordonatele (T, K0). Dacă din punctul „A” trasăm o dreaptă perpendiculară pe axa timpului, aceasta intersectează curba y(t) în punctul „B”, care are coordonatele (T, 0,632K0), iar axa timpului în punctul „C” care are coordonatele (T, 0).
Deoarece trasarea tangentei în origine la curba y(t) introduce erori mari, inerente metodelor grafo-analitice, în practică pentru determinarea constantei de timp T se procedează astfel:
– se trasează dreapta paralelă cu axa timpului y(t)=0,632K0;
– se determină punctul „B” de intersecție al curbei y(t) cu această dreaptă;
– se determină coordonatele punctului „B”.
Constanta de timp T a traductorului reprezintă abscisa punctului „B”. Timpul de răspuns, Tr, al traductorului se determină din grafic atunci când valoarea semnalului de ieșire este y(t)=0,95K0 așa cum este arătat în figură.
Modelele elementelor de întârziere de ordinul II sunt descrise de ecuația diferențială
unde
– reprezintă amortizarea elementului;
0 – frecvența proprie a elementului.
Dacă la intrarea elementului de ordinul I se aplică un semnal de tip treaptă
atunci răspunsul acestui element este descris de relația
unde
= arccos ();
În figura 4.14 este reprezentată grafic variația în timp a semnalului de ieșire al unui element de ordinul II, atunci când la intrarea acestuia este aplicat un semnal de tip treaptă. Parametrii care trebuie determinați sunt K0, și 0.
Pentru traductoarele care au ca model elementul de întârziere de ordinul II, parametrul K0 reprezintă valoarea staționară a semnalului de ieșire al traductorului, atunci când la intrarea acestuia este aplicat un semnal treaptă care are amplitudinea K0. Pentru determinarea grafico-analitică a parametrilor și 0 se determină grafic valoarea suprareglajului M și perioadei de oscilație T.
Valoarea suprareglajului „M” se poate determina utilizând valoarea primului maxim al funcției y(t), sau utilizând câteva extreme ale funcției, știind că amplitudinea oscilației se reduce cu factorul „M” pentru fiecare semiperioadă de oscilație.
Din expresia analitică a suprareglajului
se determină valoarea amortizării cu relația
Din relația analitică a perioadei de oscilație
se determină valoarea frecvenței proprii a sistemului
Coeficientul de amortizare al traductoarelor are în general valori cuprinse în intervalul 0,7 … 0,9 astfel încât poziția de echilibru este atinsă cu o eroare de 0,1% după efectuarea primului maxim, iar timpul de răspuns nu este mai mare de 4 secunde.
4.2.Caracteristici energetice
4.2.1. Puterea consumată
Prin puterea consumată se înțelege în principiu, puterea preluată de la un fenomen supus măsurării pentru formarea semnalului metrologic și obținerea valorii măsurate. Unele mijloace de măsurare necesită o energie suplimentară pentru prelucrarea semnalului analogic, energie pe care o preia de la o sursă auxiliară de energie.
Problema consumului energetic al senzorilor și traductoarelor constituie o preocupare permanentă a cercetătorilor din domeniul. Pentru măsurarea mărimilor active senzorii trebuie să fie cu dimensiuni cât mai mici astfel ca impedanța lor (mecanică termică sau electrică) să fie cât mai mare. Adaptarea impedanței traductorului în raport cu impedanța sursei conduce la consumuri energetice reduse și erori de măsurare mici.
Pentru măsurarea mărimilor pasive avem nevoie de o sursă de energie auxiliară exterioară. Puterea preluată de la această sursă trebuie să permită obținerea unei mărimi electrice active (tensiune, curent) și în același timp să nu conducă la modificări ale mărimii măsurate. Puterea solicitată de la măsurand este caracterizată de impedanța de intrare a senzorului. Pentru sursele auxiliare de energie trebuie specificate natura sursei (c.c. sau c.a.), valoarea parametrilor (tensiune, curent) și limitele admisibile de variație a acestora.
Pentru semnalul de ieșire al traductorului trebuie specificate natura semnalului, domeniul de variație al acestuia și impedanța necesară pentru aparatul receptor al semnalului.
4.3.Caracteristici constructive
4.3.1. Capacitatea de supraîncărcare
Prin capacitatea la supraîncărcare se înțelege capacitatea unui mijloc de măsurare de a suporta, fără defecțiuni, valori ale mărimii de măsurat care depășesc condițiile de referință sau intervalul de măsurare. Prin construcție un mijloc de măsurare prezintă o capacitate la supraîncărcare de lungă durată, rezistență la suprasarcină, și una de scurtă durată, rezistență la șoc. Capacitatea de suprasarcină se exprimă în procente din limita superioară a domeniului și durată în timp. De exemplu un traductor de presiune cu intervalul de măsurare 0 … 1 bar care o capacitate de suprasarcină de 500% (5 bar) timp de 10 secunde, iar un traductor de presiune cu intervalul de măsurare 0 … 400 bar are o capacitate la suprasarcină de 150% (600 bar) timp de 2 ore.
4.3.2. Compatibilitatea cu un sistem automat de măsurare
Un mijloc de măsurare digital este compatibil cu un sistem automat de măsurare dacă este prevăzut cu o interfață de intrări-ieșiri cu ajutorul căreia se poate conecta la liniile magistralei sistemului automat de măsurare pentru a primi comenzi și a furniza date în cod.
4.3.3. Compatibilitatea electromagnetică
Compatibilitatea electromagnetică reprezintă proprietatea unui dispozitiv, echipament sau sistem de a funcționa satisfăcător în mediul său electromagnetic, fără a introduce el însuși perturbații electromagnetice intolerabile pentru orice aparat care se găsește în acest mediu.
Compatibilitatea electromagnetică comportă două aspecte:
– nivelul de emisie propriu al sistemului, care se poate propaga în mediul înconjurător;
– susceptibilitatea (imunitatea sistemului) care reprezintă proprietatea acestuia de a nu reacționa la perturbațiile electromagnetice produse de alte surse.
Perturbația electromagnetică reprezintă orice fenomen electromagnetic care poate degrada performanțele unui dispozitiv, echipament sau sistem. O perturbație electromagnetică poate fi un zgomot electromagnetic, un semnal nedorit sau o schimbare în mediul de propagare al undelor electromagnetice.
Imunitatea electromagnetică reprezintă aptitudinea unui dispozitiv, echipament sau sistem de a funcționa fără degradarea calității în prezența unei perturbații electromagnetice. Senzorii, traductoarele și în general mijloacele de măsurare sunt utilizate frecvent în zone în care sunt prezente câmpuri electromagnetice puternice. Din acest punct de vedere cele mai sensibile sunt traductoarele inductive și cele care funcționează cu pe principiul curenților turbionari.
Interferența electromagnetică este reprezentată printr-un semnal nedorit, care este indus datorită câmpului electromagnetic din mediul de lucru al traductorului, semnal care poate defecta funcționarea unui echipament sau sistem.
Traductoarele de înaltă fiabilitate sunt astfel concepute și realizate încât să poată funcționa în condițiile unui mediu electromagnetic puternic, problemele interferenței și susceptibilității electromagnetice fiind rezolvate încă din faza de proiectare.
În cadrul proceselor industriale, nivelul perturbațiilor de natură tehnologică este, uneori, deosebit de mare, iar condițiile de compatibilitate electromagnetică, mai ales din punct de vedere al imunității, pot fi deosebit de severe. În funcție de frecvență distribuția perturbațiilor este următoarea:
– în domeniul 50 Hz … 1 kHz predomină zgomotele provenite din rețeaua de alimentare;
– în domeniul 1 kHz … 100 kHz predomină zgomotul alb cu o distribuție constantă;
– în domeniul mai 100 kHz … 10MHz predomină perturbațiile generate de stațiilor radio și de aplicațiile industriale de înaltă frecvență.
4.3.4. Robustețea
Caracteristicile traductoarelor sunt dependente în anumite limite de factorii de mediul, parametrii surselor de alimenare etc. Traductoarele robuste asigura prin soluții constructive adoptate o bună stabilitate a caracteristicilor în raport cu condițiile de mediu în care acestea funcționează.
4.3.5. Protecția climatică
Protecția climatică este constituită de un ansamblu de măsuri care se iau, în cadrul calculelor de dimensionare și al activității de alegere a materialelor și componentelor traductoarelor, astfel încât acțiunea factorilor de mediu asupra traductoarelor, pe o anumită durată, să nu influențeze nefavorabil caracteristicile acestora în condiții reale de exploatare. Tipurile de protecție climatică, prevăzute în STAS 6535-83, sunt următoarele: N- protecție pentru climat temperat; F- protecție pentru climat rece; TH- protecție pentru climat tropical umed; TA- protecție pentru climat tropical uscat; EF- protecție pentru climat foarte rece; M- protecție pentru climat temperat marin rece; MT- protecție pentru climat tropical marin. Fiecare tip de protecție climatică are mai multe categorii în funcție de locul în care sunt utilizate (aer liber, spații exterioare acoperite, spații închise, spații climatizate).
4.3.6. Protecția contra exploziilor
Protecția antiexplozivă cuprinde măsurile specifice aplicate la construcția și montarea traductoarelor cu scopul de a evita aprinderea atmosferei explozive exterioare de către regimurile de funcționare ale acestora. Traductoarele destinate să fie utilizate în zonele cu pericol de explozie trebuie să fie protejate, conform STAS 6877/1-73, în următoarele moduri pentru evitarea contactului între sursa de aprindere și amestecul exploziv:
– capsulare antideflagrantă – Ex.d;
– capsulare presurizată- EX.p;
– capsulare intrinseca -Ex.i;
– capsulare în nisip-EX.q;
– capsulare în ulei-Ex.o;
– siguranță mărită- Ex.e;
– protecție specială- Ex.s.
4.3.7. Protecția anticorozivă
Elementele sensibile ale traductoarelor pot veni în contact direct cu diferite fluide (acizi baze, săruri etc.) caracterizate printr-o puternică acțiune corozivă. Pentru a se evita corodarea suprafețelor de contact se utilizează materiale rezistente la coroziunea agenților respectivi sau sunt utilizate lichide sau gaze de separare necorozive. Componentele traductoarelor care lucrează în medii corozive sunt realizate din materiale anticorozive sau se execută acoperiri de protecție a suprafețelor exterioare (galvanizare, vopsire adecvată în straturi multiple etc.).
4.3.8. Rezistența la șocuri și vibrații
Sunt foarte frecvente situațiile în care senzorii și traductoarele sunt supuse unor șocuri sau vibrații mecanice în timpul transportului sau la în timpul funcționării normale a acestora.
Vibrațiile mecanice pot să apară atât în timpul operațiilor de montare a traductoarelor cât și în timpul funcționării acestuia dacă sunt montate în instalații sau direct pe agregate care au în componența lor mașini de mare putere (turbine, pompe, mașini unelte etc.). În cazul vibrațiilor o atenție deosebită se acordă vibraților care au frecvența egală cu frecvența proprie a traductorului. Șocurile sunt în general specifice utilajelor mobile sau pot fi provocate de fenomene seismice.
Șocurile și vibrațiile pot deteriora părților mecanice ale traductoarelor, dar pot influența și caracteristicile acestora. Pentru asigurarea traductoarelor împotriva șocurilor și vibrațiilor se rigidizează corespunzător piesele componente, se reduc masele și momentele de inerție ale acestora și se utilizează elemente speciale pentru amortizare.
4.4. Traductorul electrotensometric rezistiv
Traductorul electrotensometric rezistiv (TER), denumit și senzor rezistiv, tensorezistor sau marcă tensometrică, cel mai răspândit mijloc de măsurare în analiza experimentală a tensiunilor din diverse structuri elastice, este totodată și elementul de bază utilizat în captoarele pentru măsurarea electrică a mărimilor mecanice, care formează tema lucrării de față.
TER este alcătuit dintr-un circuit metalic în formă de rețea, așezat pe un suport izolant subțire, pe care sunt marcate repere pentru alinierea pe piesa testată; deasupra rețelei se află o îmbrăcăminte izolantă, ce lasă libere terminalele, care permit conectarea în circuitul electric. Porțiunea sensibilă la deformație este l, numită bază de măsurare.
La baza utilizării TER stă fenomenul de variație a rezistentei electrice a unui conductor datorită deformației sale mecanice. S-a demonstrat că variația rezistenței traductorului este, între anumite limite, practic proporțională cu deformația specifică suferită de acesta o dată cu piesa pe care este aplicat. Se definește o constantă a traductorului:
unde este rezistența inițială a mărcii, – variația rezistenței electrice cu solicitarea mecanică, – deformația specifică (raportul dintre alungirea a rețelei deformate și – lungimea sa inițială). Valoarea uzuală pentru TER din constantan este =2.
In figura 4.15. sunt prezentate mai multe tipuri de TER: cu fir sub formă de grilă plană (a) sau înfașurat (b), cu folie (c), obținută prin procedee fotochimice, asemănătoare cu cele folosite pentru circuitele inprimate din electronică, sau cu material semiconductor (d).
Fig.4.15.
Tehnologia de fabricație a TER cu fir este în prezent depașită și costisitoare, iar marcile cu semiconductoare, în ciuda factorului k net superior, au dezavantajul unei neliniarităti mai pronunțate și al compensarii mai dificile a erorilor de temperatură, nefiind recomandate pentru captoarele de uz industrial.
Așadar sunt preferate TER cu folie, realizare într-o mare varietate tipo-dimensională, cu caracteristici și performanțe indicate în cataloagele producătorilor.
De asemenea, se realizează rozete tensometrice, care reunesc pe un suport unic două pană la patru TER. Deoarece elementele elastice ale captoarelor au de obicei forme care prezintă diverse plane de simetrie sau sunt calculate prin metode analitice (cele din rezistența materialelor) și numerice (de exemplu, metoda elementelor finite) sau studiate experimental (fotoelasticitate, holografie), se cunosc direcțiile principale ale deformațiilor specifice, deci sunt suficente rozete pe doua directii. Prin varietatea și caracteristicile lor, rozetele pe două directii sunt utile într-o arie largă de aplicații, pentru masurări în regim static și dinamic.
Principalele criterii de alegere a TER pentru utilizari în domeniul captoarelor sunt urmatoarele:
materialul elementului elastic, care impune un anumit coeficent de temperatură al mărcii tensometrice;
adezivul disponibil, ținând seama de tabelele de compatibilitate față de diferite tipuri de suporturi ale TER. Pentru captoarele cu performanțe ridicate este obligatorie utilizarea unui adeziv cu tratament în cuptor;
gradientul deformației specifice, care determină baza de măsurare optimă. O marcă integreaza deformațiile specifice și indică o valoare mai mică decât cea maximă. Un traductor cu baza foarte mică poate sesiza maximul lui cu condiția de a fi poziționat cu mare precizie pe elementul elastic;
rezistența marcii tensometrice, care trebuie sa satisfacă două cerinte contrarii: să fie suficent de mică în comparație cu rezistența de izolație dintre conductorul metalic din componenta TER și structura metalică a elementului elastic al captorului, dar să fie cât se poate de mare față de rezistența conductorului de legatură spre aparatul electronic de măsurare. Din gama rezistivă uzuală pentru TER (50…1000), valori rezonabile, atât pentru producători cât și pentru utilizatori, sunt 120 și, în ultimul timp, 350;
constanta k a traductorului, legată de posibilitatile de reglaj ale punții tensometrice, dacă ;
marimea deformatiei specifice, care nu trebuie să depasească, în concordantă cu limita de elasticitate a materialului elementului sensibil al captorului, valoarea = , adică 2000 (micro-deformații);
flexibilitatea suportului, rezultând raza de curbură minimă a elementului elastic pe care se poate lipi TER;
precizia cerută, direct proportională cu costul măsurării;
stabilirea deformației specifice statice;
durabilitatea, adică durata de viață la solicitari ciclice;
comportarea în regim dinamic, ținând seama de recomandarea ca baza TER să fie de cel mult o zecime din lungimea de undă a fenomenului studiat (astfel frecvența maximă poate ajunge la 100 kHz);
durata încercării, cerând TER cu histerezis și fluaj redus;
domeniul de temperatură, care inplică mai multe aspecte, începând cu sensibilitatea suportului la lipirea terminalelor cu ciocanul de lipit și terminând cu condițiile de disipare termică ale TER în timpul măsurării;
condțiile de lucru (laborator, hală industrială, teren), care impun măsuri corespunzatoare de protecție la influența factorilor ambianți;
raportul semnal/zgomot;
spațiul disponibil pentru instalare la elementele elastice miniaturizate sau de forme complicate;
simplitatea instalării, care depinde de materialele avute la dispoziție și de îndemanarea operatorului.
Datorită multitudinii acestor criterii, adesea contradictorii, alegerea TER este o problemă delicată, care necesită cunostinte pluri-disciplinare, experiență și ingeniozitate, atribute indispensabile realizării unor captoare cu performanțe ridicate.
Montajul cel mai adecvat pentru a sesiza micile variatii de rezistentă ale mărcilor tensometrice în procesul de masurare (10) este puntea Wheatstone (fig 4.16.).
Fig. 4.16.
TER se amplasează în cele patru brate ale punții. Pe diagonala de alimentare (în c.c. sau c.a.) se aplică o tensiune constantă U, iar pe diagonala de măsurare se obține semnalul de ieșire U, care, în metoda punții dezechilibrate, ideală pentru caproare, este o expresie directă a variației rezistentelor din brațele acrive ale punții.
Condiția de echilibru cunoscută pentru punte:
impune o regulă fundamentală pentru tensometria electrică rezistivă și anume:
efectele din două brațe opuse se adună;
efectele din două brațe adiacente se scad;
Modelul matematic liniarizat al puntii Wheatstone complete se obține facând urmatoarele ipoteze:
impedanta sursei de alimentare este neglijabilă;
impedanta instrumentului de masură este infinită;
TER sunt identice (luate in același pachet), adică
;
variația rezistenței marcii este mult mai mică decât valoarea sa inițială:, unde i= 1,2,3,4.
In aceste condiții, se ajunge la relația:
;
în care este tensiunea de alimentare a punții, aleasă astfel încât să nu se producă o încălzire excesivă a traductoarelor, n- numarul de brațe active sau factorul de punte, obținut prin insumarea valorilor alocate pentru fiecare braț;
1- daca TER este activ, așezat pe direcția principală de solicitare; (coeficentul lui Poisson) – dacă TER este așezat transversal, 0 – pentru TER pasiv (nelipit pe structura elastică) sau rezistor de completare a punții, k – factorul de sensibilitate al marcii, cu valori uzuale între 1,9 si 2,1, – deformația specifică sub marca, – tensiunea în diagonala de măsurare.
Exemplu: Fie un captor TER având k=2, toate active (n=4), cu element elastic proiectat să lucreze la valoarea =10.
Dacă se alimentează cu =5V, rezultă semnalul util : = 10 mV.
Traductoarele tensometrice se pot conecta în punte în mai multe moduri:
sfert de punte, completând schema cu trei rezistențe calibrate montate în aparat;
semipunte, la care celor doua TER exterioare li se adaugă doua rezistențe calibrate interioare;
punte completă, unde toate cele patru brațe sunt alcătuite din marci tensometrice;
Montajul preferat pentru captoare este puntea completă, care asigură urmatoarele avantaje importante:
posibilitatea eliminării fenomenelor nedorite (temperatură, solicitare transversală);
,,amplificarea” efectelor dorite, deci marirea sensibilității măsurării;
eliminarea dependenței captorului de rezistențele de completare din aparat;
Este de semnalat posibilitatea amplasării pe elementul elastic al captorului a două sau mai multe punți independente cu TER, având urmatoarele scopuri:
o punte asigură indicarea permanentă sau periodică, în timp ce o alta este inclusă în bluca de reglare automată;
puntea de rezervă intră în functiune în caz de avarie la cea principală, evitând oprirea unei instalatii complexe, costisitoare;
mai multe punți pot asigura măsurarea unor solicitari diferite (întindere, încovoiere, răsucire) ale unui element elastic complex pentru un captor multicomponent (3 forțe + 3 cupluri) sau pot realiza medierea statistică pentru o solicitare unică a unui captor standard.
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de pozitie inductiv
– tipul traductorului……………………………………………………….VRVT 190 ;
– firma producătoare…………………………………………………….Panny-Giles ;
– codul…………………………………………………………….…….….0405-10-03 ;
– rezoluția…………………………………………………………………………..infinită ;
– temperatura mediului……………………………………-40C pana la +85C ;
– rezistența………………………………………………………….50M la 100Vdc ;
– cursa………………………………………………………………………………200 mm ;
Fig. 4.17.
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de pozitie rezistiv
– tipul traductorului…………………………………………………………..SLS 190 ;
– firma producătoare…………………………………………Panny-Giles ;
– viteva maximă……………………………………………….……10 m/s ;
– rezoluția……………………………………………………………..infinita ;
– temperatura mediului…………………………….……-30C până la +100C ;
– rezistența……………………………………….……………8 k ±10 % ;
– cursa…………………………………………………………………………200 mm ;
– histerezis…………………………………………………..mai puțin de 0,01 mm ;
Fig. 4.18.
Principalele caracteristici tehnice ale traductorului de forță
– tipul traductorului…………………………………………………………………….S9 ;
– firma producătoare………………………………………………………….Hottinger ;
– forța nominală……………………………………………………………………..2 KN ;
– deviația liniară…………………………………………………………………..0,05 % ;
– rezistența la intrare…………………………………………………………..> 345Ω ;
– rezistența la ieșire…………………………………………………………300-400 ;
– temperatura nominală …………………………………………………-10 – 70º C ;
– deplasarea nominală……………………………………………………….<0,4 mm ;
– greutatea………………………………………………………………………….0,77 kg ;
Fig. 4.19.
MODELAREA MATEMATICĂ ȘI
SIMULAREA NUMERICĂ
În cadrul modelării matematice a servomecanismelor servopompelor realizate cu distribuitoare cu patru căi s-a pornit de la studiul fenomenelor nepermanente asociate curgerii lichidelor prin elementele specifice servomecanismelor. În acest scop, a fost utilizată ecuația continuității sub forma specifică sistemelor de acționare hidrauilică,care a fost aplicată subsistemului format dintr-un distribuitor și un motor hidraulic liniar.În continuare, au fost studiate caracteristicile distribuitoarelor hidraulice alimentate la presiune constantă(sub formă neliniară și neliniarizată), ecuația de mișcare a pistoanelor motoarelor hidraulice liniare și ecuația comparatoarelor mecanice.
S-au construit astfel două sisteme de ecuații care descriu comportarea dinamică a unui servomecanism instalat în condiții ideale: unul liniar și celălalt neliniar, principala neliniaritate fiind inclusă în caracteristica distribuitorului.
Liniarizarea caracteristicii distribuitorului a fost realizată prin simularea numerică a răspunsului unui servomecanism tipic la semnale standard cu ambele modele matematice și identificarea punctului de calcul al coeficientului debit-presiune.
A doua parte a acestui capitol a fost rezervată determinării funcției de transfer și a condițiilor de apariție a fenomenului de cavitație.
În ultima parte a fost studiată influența unor neliniarități tipice asupra stabilității și preciziei servomecanismelor hidraulice ale servopompelor mecanohidraulice realizate cu distribuitoare cu patru căi, utilizând procedeul simulării numerice.
6.1. ECUAȚIA DE CONTINUITATE
6.1.1. Rigiditatea hidraulică
Se consideră o transmisie hidrostatică elementară formată dintr-o pompă volumică și un motor volumic.Ecuația continuității are forma
(6.1)
în care este debitul refulat de pompă;-debitul admis în motor; -modulul de elasticitate(izoterm) al lichidului; -volumul de lichid supus vibrațiilor de presiune între pompă și motor; p-presiunea în racordul dintre pompă și motor.
Această formă a ecuației de continuitate este adecvată sistemelor de acționare hidraulică deoarece include cea mai importantă proprietate a lichidului care evoluează la presiuni mari:compresibilitatea. În utilizarea acestei ecuații sunt utile următoarele observații: a) presiunea de refulare a pompei este o mărime derivată,depinzând numai de diferența dintre debitul refulat de pompă și cel admis în motor; b)derivata presiunii în raport cu timpul este proporțională cu raportul dintre modulul de elasticitate al lichidului și volumul de lichid supus vibrațiilor de presiune între pompă și motor; c)modulul de elasticitate efectiv al lichidelor utilizate în sistemele de acționare hidraulică variază între 700 și 7000 bar,în funcție de conținutul de aer și de rigiditatea racordului dintre pompă și motor. Volumul de lichid supus variațiilor de presiune variază în limite largi. Pentru o valoare uzuală de 0,4 – 0,7 l, raportul este de ordinul 10 N/m. Ca urmare, diferențe mici între debitul pompei și debitul motorului conduc la valori mari ale derivatei presiunii în raport cu timpul, conferind sistemelor de acționare hidraulică o viteză de răspuns superioară altor tipuri de sisteme de acționare, îndeosebi în domeniul sarcinilor inerțiale mari.
Raportul , care intervine in ecuația continuității are o semnificație majoră în dinamica sistemelor de acționare hidraulică deoarece poate fi asociat cu rigiditatea mecanică a coloanelor de lichid supuse unor variații importante de presiune. Se consideră un cilindru hidraulic cu dublu efect, conținând o coloană de lichid de lungime z și arie A, pe tija căruia se aplică o forță F. Aceasta provoacă reducerea lungimii coloanei de lichid cu z. Prin definiție, rigiditatea cilindrului hidraulic este raportul:
R=. (6.2)
Ținând seama de modul de definire a modulului de elasticitate izoterm al lichidului,rezultă:
R=A. (6.3)
În cazul unui cilindru hidraulic cu dublu efect și tijă bilaterală, comandat printr-un distribuitor cu patru căi și centrul închis critic, având orificiile împerecheate și simetrice, dacă sertarul se află în poziție neutră (x = 0), presiunile în camerele de volum variabil ale cilindrului sunt practic egale cu jumătatea presiunii de alimentare. Cele două coloane cilindrice de lichid pot fi asimilate cu două resoarte ale căror rigidități se calculează cu relația (6.3). Expresia rigidității hidraulice totale a cilindrului hidraulic este:
R(z)=A (6.4)
Unde este cursa pistonului. Se constată că rigiditatea hidraulică totală depinde de poziția pistonului în cilindru. Derivata rigidității hidraulice,
(6.5)
Se anulează pentru z = 0, punct în care a doua derivată este pozitivă. Rezultă că rigiditatea hidraulică totală este minimă când pistonul se află în poziția neutră,volumele celor două camere fiind egale:
. (6.6)
Expresia rigidității hidraulice totale minime, R(0) = R capătă forma finală:
. (6.7)
Pentru a evidenția cantitativ influența poziției pistonului asupra rigidității hidraulice, se consideră expresia adimensională a acesteia:
. (6.8)
Relația (6.4) devine:
(6.9)
în care s-a notat cu c deplasarea relativă a pistonului, c=z/z. Se constată că în jurul poziției neutre a pistonului variația rigidității hidraulice adimensionale este neglijabilă. De exemplu, pentru c = 0,2 rezultă r = 1,04. Dacă se adaugă la volumele camerelor cilindrului hidraulic volumele racordurilor distribuitorului, această variație este și mai mică. Ca urmare, în studiul stabilității unui servomecanism mecanohidraulic, ale cărui oscilații se produc în jurul poziției neutre a pistonului, rigiditatea hidraulică poate fi considerată practic constantă.
Rigiditatea hidraulică este o mărime fundamentală în dinamica servomecanismelor hidraulice deoarece influențează direct pulsația naturală și factorul de amortizare ale acestora.
6.1.2. Ecuația continuității pentru subsistemul distribuitor – motor hidraulic liniar.
Se consideră subsistemul format dintr-un distribuitor cu patru căi și centrul închis critic și un motor hidraulic liniar real (cu pierderi hidraulice și mecanice), cu tijă bilaterală și camere egale (fig. 6.1).
Fig. 6.1. Subsistemul distribuitor-motor hidraulic liniar
Se aplică ecuația de continuitate sub forma stabilită mai sus celor două spații de volum variabil realizate între motor, distribuitor și racordurile dintre acestea. Se admite că sarcina motorului este pozitivă, se asociază sensul pozitiv al diferenței de presiune dintre camerele motorului cu o forță rezistentă orientată în sens contrar mișcării pistonului.
Debitul furnizat motorului de distribuitor, Q, provoacă mișcarea pistonului prin comprimarea lichidului și acoperă scurgerile interne și externe ale motorului:
Q= cip (p- p)+ cep p1 +Ap (6.10)
unde cip este coeficientul de scurgeri interne ale motorului ; cep – coeficientul de scurgeri externe ale motorului; p1- presiunea din camera de admisie a motorului; p2 –presiunea din camera de evacuare a motorului; Ap –aria utilă a pistonului; -volumul de lichid al camerei de admisie a motorului și racordului corespunzător; e- modulul de elasticitate echivalent al lichidului, racordurilor și frontierelor solide. S-a arătat că scurgerile interne și externe se produc în regim laminar, deci sunt proporționale cu diferențele de presiune care le produc. În cazul camerei de evacuare a motorului,
Apcip(p1 – p2 ) =Q2 + cepp2 + (6.11)
unde Q2 este debitul evacuat prin distribuitor iar 2 este volumul camerei de evacuare a motorului și al racordului corespunzător. Volumele celor două camere variază liniar și în opoziție:
1(t) = 01 + Ap (6.12)
2(t) = 02 – Ap (6.13)
În aceste relații,01 și 02 reprezintă volumele inițiale ale camerelor (la momentul t = 0).
Din punctul de vedere al comportării dinamice a motorului, poziția inițială cea mai dezavantajoasă a pistonului corespunde egalității celor două volume variabile:
01 = 02 = 0 = 1/2 (6.14)
unde 1 este volumul total de lichid supus variațiilor de presiune în motor și în racordurile acestuia.
În scopul micșorării numărului variabilelor modelului matematic, se însumează cele două ecuații de continuitate rezultând:
Q1+ Q2=2cip(p1 – p2)+ cep(p1 – p2)+2Ap- (6.14)
În calculul ultimilor doi termeni se utilizează relațiile(6.12) și (6.13):
= (6.16)
= (6.17)
Rezultă:
– = (p1 – p2)+ (p1 + p2) (6.18)
Dacă distribuitorul este simetric (cazul uzual) căderile de presiune pe cele două drosele realizate între umerii sertarului și bucșă sunt practic egale,
ps – p1= p2 – pT p2 (6.19)
deci
ps = p1 + p2 = ct. (6.20)
Ca urmare, ultimul termen din relația (6.18) se anulează și ecuația de continuitate echivalentă a distribuitorului și motorului devine:
Q1+ Q2=2cip(p1 – p2)+ cep(p1 – p2)+2Ap(p1 – p2) (6.21)
Se introduce mărimea de calcul numită “debitul mediu al racordurilor”,
= , (6.22)
se notează cu
P= p1 – p2 (6.23)
căderea de presiune pe motor și se definește mărimea
ctp = cip+cep/2 (6.24)
care reprezintă coeficientul total de scurgeri al motorului. Ecuația de continuitate devine:
Q = ctpP + Ap (6.25)
Ținând seama de expresia rigidității hidraulice a motorului, rezultă forma finală a ecuației de continuitate a subsistemului distribuitor-motor:
Q = ctpP + Apz + (6.26)
Dacă între racordurile motorului se amplasează un drosel pentru mărirea stabilității servomecanismului, ecuația de continuitate trebuie să includă debitul acestuia. În cazul regimului laminar,
Qd = KdP, (6.25)
Coeficientul droselului Kd fiind determinat obligatoriu pe cale experimentală. Ecuația de continuitate devine:
Q = K1P + Apz + (6.28)
unde
K1 = ctp + Kd (6.29)
este coeficientul de scurgeri al subsistemului distribuitor-motor – drosel de amortizare.
6.2 ANALIZA COMPORTĂRII DISTRIBUITOARELOR HIDRAULICE ALIMENTATE LA PRESIUNE CONSTANTĂ, IN REGIM STAȚIONAR
Din punct de vedere al teoriei sistemelor automate, distribuitoarele hidraulice sunt amplificatoare, deci au un rol esențial în asigurarea preciziei și stabilității servomecanismelor mecanohidraulice. Analiza caracteristicilor energetice și de pierderi ale acestor elemente constituie o etapă fundamentală in elaborarea unui model matematic realist pentru servomecanismele mecanohidraulice.
Distribuitoarele cu sertar sunt frecvent întrebuințate pentru reglarea debitului motoarelor hidraulice deoarece în absența unui semnal de comandă prezintă scurgeri minime, calitate importantă din punct de vedere energetic. În plus, este posibilă reducerea forței necesare pentru comandă prin procedee constructive relativ simple.
Criteriile de clasificare a distribuitoarelor cu sertar alimentate la presiune constantă sunt numeroase.
Din punct de vedere al caracteristicii de reglare, criteriul cel mai important este numărul muchiilor de laminare(active). Exista astfel distribuitoare cu una, două sau mai multe muchii active. În cazul, utilizării unei singure muchii de laminare, distribuitoarul trebuie să conțină și un drosel fix. Rezultă o caracteristică statică similară celei oferite de preamplificatoarele cu ajutaj și paletă. Acest distribuitor este puțin utilizat in sistemele de comandă moderne datorită asimetriei caracteristicii și mai ales scurgerilor exagerate.
Un distribuitor cu două muchii de laminare paote comanda un motor hidraulic cu piston diferential. Deși scurgerile acestui distribuitor sunt mici în rapot cu cel analizat anterior, el este utilizat mai rar în sistemele de comandă de mare putere deoarece forța hidrodinamică pe sertar nu este aceeași în cele două sensuri.
Dezavantajele acestor sisteme sunt eliminate prin utilizarea distribuitoarelor cu patru muchii de laminare. Ele asigură următoarele avantaje: caracteristică statică simetrică; forțe de comandă simetrice; scurgeri neglijabile; randament ridicat; în cazul comandării unui motor asimetric este posibilă obținerea aceleiași viteze pentru ambele sensuri de mișcare prin utilizarea unor orificii de lățime diferită; variațiile temperaturii și presiunii de alimentare produc o derivă neglijabilă a nulului; forțele de comandă pot fi reduse prin mijloace simple.
În practică, se utilizează atât sertarele cilindrice cât și cele plane. Primele sunt mai adecvate comenzilor hiraulice aplicate pe suprafețe de capăt. Pilotarea sertarelor plane necesită motoare hiraulice miniaturale, astfel că ele sunt comandate îndeosebi manual, mecanic sau electric.
Sertarele cilindrice nu au aceeași fiabilitate ca și cele plane deoarece sunt expuse pericolului gripării prin impuritățile solide care pătrund în jocul radial.
În cazul sertarelor plane, jocul poate fi anulat prin diferite soluții constructive sau se prevede posibilitatea îndepărtării automate a suprafețelor conjugate în cazul pătrunderii unei particule în spațiul dintre ele.
Servomecanismele servopompelor și servomotoarelor industriale sunt realizate uzual cu sertare cilindrice, fiind deci necesară studierea caracteristicilor acestora. Din punct de vedere structural, sertarele cilindrice sunt combinații de drosele cu sertar cilindric.
6.2.1. Caracteristicile hidraulice ale droserelor cu sertar cilindric
Droserele cu sertar cilindric pot fi caracterizate prin doi coeficienți de debit: unul corespunzător orificiului deschis (descoperit), notat cu c’d și altul corespunzător orificiului închis(acoperit), notat cu c’d . Primul se definește prin relația:
cd = (6.30)
în care b este lățimea cumulată a ferestrelor dreptunghiulare ale droserului; j – jocul radial mediu; x – deplasarea sertarului față de poziția neutră geometrică.
Coeficientul de debit al orificiului deschis,cd, depinde de numărul Re și de condițiile de acces al lichidului la orificiu, fiind necesară definirea sa specifică pentru cazul intrării lichidului în spațiul dintre umerii sertarului (cdi) și ieșirii din acesta (cde). Diferența dintre cele două variații este minoră, astfel că în calculele practice preliminare se poate adopta pentru coeficientul de debit o valoare medie, cuprinsă între 0,61 și 0,75 ce trebuie verificată experimental. Coeficientul de debit al orificiului acoperit, c’d se definește uzual prin relația
c’d = (6.31)
și depinde esențial de poziția sertarului. Valoarea maximă a coeficientului de debit c’d max corespunde mișcării turbulente și este independentă de poziția sertarului, dar depinde de raza muchiei de laminare, Rm . Aceasta este uzual cuprinsă între 1 și 50m, realizarea valorilor inferioare fiind posibilă numai cu tehnologii speciale de finisare a bucșei și sertarului. Pentru Rm iar la Rm
6.2.2. Analiza distribuitoarelor ideale cu sertar cilindric
Scopul analizei este definirea caracteristicilor de regim staționar ale distribuitoarelor hidraulice cu sertar cilindric și a coeficienților utilizați în caracterizarea sintetică a acestora.
a)Caracteristici de regim staționar
Se consideră distribuitorul din fig. 6.2. Cele patru rezistențe hidraulice reglabile, realizate între sertar și orificiile bucșei,pot fi considerate similare celor patru brațe ale unei punți Wheatstone (fig 6.3). Săgețile din apropierea orificiilor indică direcțiile de curgere posibile, iar numărul atribuit unui orificiu constituie indicele ariei și debitului acelui orificiu.
Ecuația
Q = Q(x,P) (6.32)
reprezintă “caracteristica de regim staționar a distribuitorului” deoarece include toate regimurile de funcționare posibile ale acestuia. În cazul general, determinarea analitcă a caracteristicii este dificilă deoarece o parte din ecuațiile algebrice implicate sunt neliniare. Totuși, distribuitoarele nu sunt niciodată atât de complexe încât legile de variație ale ariilor orificiilor să fie diferite. În majoritatea cazurilor, orificiile distribuitoarelor sunt „împerecheate” și „simetrice”.
T(pT = 0) P(pS = ct) T(pT0)
Fig.6.2. Schema unui distribuitor de reglare cu sertar cilindric
Fig.6.3. Schema hidraulică echivalentă a unui distribuitor
hidraulic de reglare cu sertar cilindric
Dacă distribuitorul îndeplinește aceste condiții, în poziția neutră a sertarului ariile tuturor orificiilor sunt egale:
A1(0) =A2(0) A0 (6.33)
Datorită acestor restricții asupra ariilor orificiilor,este necesară definirea unei singure arii de orificiu, celelalte variind în același mod.
În cazul cel mai simplu, care este și cel mai răspândit, ariile orificiilor variază liniar în funcție de poziția sertarului, distribuitorul fiind definit printr-un singur parametru:lățimea cumulată a ferestrelor practicate în bucșă, b. Acest parametru este numeric egal cu gradientul de arie al orificiului, exprimat în m2/m, singurul parametru important al distribuitorului.
Simetria și împerecherea orificiilor distribuitorului necesită un efort tehnologic deosebit, în absența căruia coeficientul de debit poate avea valori particulare în regiunea nulului. Stabilitatea unor servomecanisme poate fi asigurată prin reducerea gradientului de arie al orificiilor distribuitorului în jurul nulului. Soluția uzuală constă în folosirea ferestrelor de formă trapezoidală. În acest caz, variația ariei în raport cu deschiderea este ușor de calculat și utilizat în cadrul analizei neliniare cu ajutorul calculatoarelor numerice.
Pentru un distribuitor împerecheat și simetric fără sarcină (P = 0), presiunile în racordurile motorului sunt egale cu jumătate din presiunea sursei. Dacă se aplică o sarcină motorului hidraulic, presiunea unui racord crește iar a celuilalt scade cu aceeași cantitate.
În studiul distribuitoarelor sunt necesare relații de calcul pentru debitul sursei și debitul consumat de motorul hidraulic. Debitul sursei poate fi calculat cu relația:
Qs = cdA1cdA2 (6.34)
În mod similar, se calculează debitul consumat de motorul hidraulic:
Qs = cdA1cdA2 (6.35)
Aceste relații pot fi utilizate numai în cadrul unei analize neliniare. Evaluarea analitică a preciziei și stabilității oricărui sistem hidraulic de reglare automată necesită definirea unor coeficienți care să caracterizeze sintetic comportarea distribuitorului.
b)Coeficienții distribuitorului
Se dezvoltă în serie Taylor în jurul unui punct de funcționare caracteristica distribuitorului, exprimată sub formă generală (6.32):
Q = Q0 +x + P +… (6.36)
Dacă se studiază funcționarea în vecinătatea unui punct, infiniții mici de ordin superior pot fi neglijați, deci:
Q – Q0 Q = x + P (6.37)
Derivatele parțiale se obțin prin derivarea caracteristicii de regim staționar, analitic sau grafic. Prin definiție, factorul de amplificare în debit al distribuitorului este mărimea
KQx (6.36)
Prin definiție, coeficientul debit – presiune este
KQP (6.36)
Se poate demonstra că ultimul coeficient este întotdeauna pozitiv, deoarece derivata Q / P este negativă pentru orice tip de distribuitor.
O altă mărime utilă în analiza unui distribuitor este coeficientul presiune – deplasare, definit prin relația:
KPx = (6.38)
Acesta se mai numește și “sensibilitatea distribuitorului în presiune” și este corelat cu ceilalți doi coeficienți prin relația
= (6.39)
sau
KPx = (6.40)
Cu aceste notații, caracteristica statică liniarizată a distribuitorului devine:
Q = KQxx – KQPP (6.41)
Această relație este aplicabilă tuturor tipurilor de distribuitoare iar coeficienții definiți mai sus sunt utilizați în determinarea stabilității și preciziei sistemelor deservite. Factorul de amplificare în debit, denumit în practică și “gradientul debit – deschidere”, influențează direct factorul de amplificare în buclă deschisă al sistemului, deci stabilitatea acestuia. Coeficientul debit – presiune influențează direct factorul de amortizare al subsistemului distribuitor – motor. Sensibilitatea în presiune a distribuitoarelor este suficient de mare pentru a asigura subsistemului distribuitor – motor capacitatea de a acționa precis sarcini cu frecări importante.
Valorile coeficientului distribuitorului variază în funcție de punctul de funcționare.
Cel mai important punct de funcționare este originea sistemului de referință al curbelor debit – presiune (Q = 0; P = 0; x = 0 ) deoarece funcționarea sistemelor automate hidraulice se produce în mod frecvent în această regiune, în scopul anulării erorii. Aici factorul de amplificare în debit este maxim, asigurând sistemului o amplificare mare, iar coeficientul debit – presiune este minim, determinând o amortizare minimă.
Din ultimele două observații rezultă că originea curbelor debit – presiune este punctul critic din punct de vedere al stabilității; un sistem stabil în acest punct este stabil în orice punct de funcționare.
Coeficienții distribuitorului evaluați în punctul de funcționare particular considerat se numesc coeficienții de nul ai distribuitorului.
6.2.3. Analiza distribuitoarelor ideale cu sertar cilindric și centru închis critic
Distribuitoarele cu geometrie ideală sunt caracterizate prin muchii de laminare perfect ascuțite și joc radial nul între sertar și bucșă. Deși perfecțiunea geometrică nu este practic realizabilă, este posibil să se construiască un distribuitor având caracteristica de debit liniară în jurul poziției neutre a sertarului. Un astfel de distribuitor cu centru critic este optim deoarece are un factor de amplificare bine determinat și scurgeri neglijabile. Caracteristica de regim staționar a unui distribuitor ideal cu centru critic, având orificii simetrice și împerecheate este:
Q = cd (6.42)
unde: A este aria orificiilor distribuitorului; cd – coeficientul de debit al orificiilor distribuitorului; x – deplasarea sertarului distribuitorului din poziția neutră (x = 0); ps – presiunea sursei de alimentare; P – căderea de presiune pe motor; Q – debitul furnizat motorului hidraulic.
Dacă se utilizează ferestre dreptunghiulare având gradientul de arie b, caracteristica de regim staționar capătă forma simplă
Q = cd (6.43)
Prin diferențierea relației (1.6.43) pot fi determinați următorii coeficienți:
– factorul de amplificare în debit,
KQx = (6.44)
– coeficientul debit – presiune,
KQP = (6.45)
– sensibilitatea distribuitorului,
KPx = (6.46)
Punctul de funcționare cel mai important este definit prin x = 0, Q = 0 și P = 0. În acest caz, coeficienții distribuitorului sunt
(6.47)
(6.48)
(6.49)
Valoarea factorului de amplificare în debit în origine este o funcție simplă de două mărimi certe și precis măsurabile: gradientul de arie al distribuitorului și presiunea de alimentare a acestuia. Validitatea expresiei factorului de amplificare în origine a fost sistematic verificată experimental. Din fericire, stabilitatea sistemelor de reglare automată hidraulice depinde esențial de această mărime.
Valorile calculate pentru ceilalți doi coeficienți diferă mult de cele determinate experimental. Valori realiste ale acestora, utilizabile în proiectare, nu pot fi determinate decât prin cercetarea caracteristicilor de scurgeri ale distribuitoarelor.
6.2.4 Caracteristicile reale ale distribuitoarelor cu centrul critic
Distribuitoarele reale cu centrul critic se deosebesc de cele ideale prin scurgeri, care domină comportarea lor statică în domeniul deschiderilor mici
(= 25m). În afara acestei regiuni caracteristica teoretică poate fi aplicată cu certitudine.
Un distribuitor practic cu centrul critic are un joc radial tipic de 5m și o acoperire pozitivă sau negativă de același ordin de mărime.
Se consideră un distribuitor ale cărui racorduri de sarcină sunt conectate la două manometre. Debitul furnizat motorului hidraulic este nul. Cu acest montaj se pot măsura și defini trei caracteristici de scurgeri pentru distribuitor.
Se deschide progresiv distribuitorul măsurându-se diferența de presiune indicată de manometre și debitul total al sursei, care în realitate este un debit de scurgeri. În cursul acestei încercări presiunea sursei este menținută constantă. Se poate trasa astfel curba P(x), care permite determinarea sensibilității distribuitorului definită prin panta curbei în origine. Se constată experimental că presiunea în racordul alimentat de distribuitor crește foarte repede până la presiunea sursei pentru o deplasare foarte mică a sertarului.
Debitul de scurgeri, Q1, prezintă un maxim în poziția neutră a sertarului și descrește rapid odată cu descentrarea sertarului deoarece umerii acestuia acoperă orificiile de retur. Această curbă este o măsură a pierderilor de putere hidraulică.
A treia caracteristică se obține măsurând debitul total prin distribuitor cu sertarul centrat, variind presiunea de alimentare. Acest debit este numit “de nul” (Qc), iar curba obținută este numită “curba debitului de nul”.
Din această caracteristică rezultă că un distribuitor nou este caracterizat prin scurgeri laminare, acestea devenind turbulente pentru un distribuitor uzat, deoarece contaminanții abrazivi erodează muchiile active ale orificiilor, mărind ariile lor.
Debitul nul corespunzător unei presiuni oarecare de alimentare poate fi determinat din această curbă și este identic cu debitul maxim de scurgeri pentru aceeași presiune de alimentare.
Forma curbei de debit de nul (liniară sau parabolică ) arată calitatea ajustajului distribuitorului. Valoarea debitului de nul pentru presiunea de calcul a sursei poate fi utilizată pentru stabilirea toleranței de execuție.
Din această curbă se poate obține valoarea coeficientului debit-presiune de nul. Considerând că orificiile distribuitorului sunt împerecheate și simetrice, din relațiile (6.34) și (6.35) rezultă debitul furnizat motorului de distribuitor, respectiv debitul furnizat distribuitorului de sursă. Prin diferențierea relației (6.34) rezultă
(6.50)
Datorită faptului că ariile orificiilor sunt întotdeauna pozitive, mărimea Q/P este întotdeauna negativă.
Prin diferențierea relației (6.35) în raport cu ps rezultă raportul Q/P cu semn schimbat:
(6.51)
Acest rezultat este valabil pentru orice distribuitor cu orificii împerecheate și simetrice atât în cazul scurgerii laminare, cât și al celei turbulente.
Curba debitului de nul este obținută pentru x = 0, Q = 0 și P = 0, astfel că panta acestei curbe este chiar coeficientul debit – presiune de nul.
Dacă se compară valorile acestui coeficient pentru un distribuitor nou și pentru unul uzat, se constată că deși debitul de nul poate crește foarte mult, creșterea pantei curbei este considerabil mai mică. Pe măsură ce distribuitorul de uzează, coeficientul debit – presiune de nul poate să crească de două sau trei ori, reducând sensibilitatea la presiune.
Scăderea sensibilității distribuitorului nu este esențială în raport uzura acestuia. În caz contrar, performanțele sistemului care include distribuitorul s-ar altera rapid, pe măsura uzurii muchiilor de laminare.
Curgerea prin orificiile cu muchie ascuțită are un caracter laminar. Căderea de presiune și debitul asociate unui orificiu sunt respectiv ps/2 și Qc/2.
Pentru un domeniu de curgere delimitat de două plăci plane, de lățime b mult mai mare decât distanța dintre ele, h, debitul în regim laminar poate fi calculat cu relația:
Q= P (6.52)
În cazul unui distribuitor, b reprezintă lățimea ferestrelor iar h – jocul radial j dintre sertar și bucșă,astfel că
Qc = ps (6.53)
Prin derivarea acestei relații rezultă o relație aproximativă pentru calculul coeficientul debit – presiune de nul:
(6.54)
Valoarea calculată cu această relație este mai realistă decât valoarea teoretică . În calculele preliminare se poate utiliza pentru jocul radial valoarea tipică j = 5 m. Se observă că acest coeficient este proporțional cu gradientul de arie al distribuitorului.
Datorită importanței valorii coeficientului debit – presiune în jurul nulului, în cadrul acestei lucrări a fost elaborată o metodă de calcul a acestuia suficient de exactă pentru scopuri practice.
Din relațiile (6.47) și (6.54) se poate obține o expresie aproximativă pentru sensibilitatea distribuitoarelor practice cu centrul închis critic:
(6.55)
Utilizând valori tipice pentru mărimile care intervin în această relație (= 850 kg/m3, cd = 0,61, j = -6 m și 0,0138 Ns/m2) rezultă:
(6.56)
Pentru o presiune de alimentare ps = 70 bar, rezultă o sensibilitate
N/m2/m (6.57)
Practic, se poate verifica că pentru o presiune de alimentare de 70 bar, se poate obține ușor o sensibilitate de ordinul N/m2/m, confirmând utilitatea acestei relații.
6.3. SIMULAREA NUMERICĂ
Utilizând modelul matematic neliniar prezentat mai sus, s-au efectuat experimente sistematice de simulare numerică pentru a stabili influența parametrilor consecutivi și funcționali asupra comportării dinamice a servomecanismului.
Simularea sistemelor dinamice reprezintă o tehnica larg utilizată de analiză asistată de calculator a sistemelor, constituind în același timp o componentă de bază a oricărui ansamblu de procedee de comparație asistată de calculator. Analiza unui sistem dinamic are ca rezultat concret colectarea de informații cu privire la variația în timp a valorilor mărimilor sistemului.
Prelucrarea prin intermediul căreia se obțin, cu ajutorul calculatorului numeric, date comportamentale reprezentând evoluția în timp a modelelor sistemelor dinamice este denumită simulare numerică a sistemelor dinamice.
Realizarea simulării numerice a unui sistem dinamic impune codificarea într-un limbaj de programare a tuturor informațiilor cu privire la experimentele de simulare necesare. Limbajul de programare utilizat în acest scop poate fi un limbaj universal sau un limbaj specializat, numit limbaj de simulare.
SIMULINK este un program performant pentru simularea sistemelor dinamice, conceput ca o extensie a pachetului de programe MATLAB.
Programul SIMULINK se utilizează în doua faze: definirea modelului și analiza acestuia. O sesiune de lucru tipică începe cu definirea modelului sau apelarea la un model definit anterior, dopă care se trece la analiza modelului respectiv. In practică, aceste două etape sunt efectuate adesea iterativ, astfel încât utilizatorul creează și modifica modelul pentru a realiza comportarea dinamică dorită.
Pentru a facilita definirea modelului, SIMULINK utilizează o nouă clasă de ferestre numită diagrame bloc. In locul desenării blocurilor individuale, acestea sunt copiate din biblioteci. Bibliotecile standard sunt furnizate de SIMULINK, iar cele specifice sunt concepute de utilizator.
O bibliotecă standard de blocuri este organizată în mai multe subsisteme, grupând blocuri cu o comportare asemănătoare. Blocurile pot fi copiate din aceste biblioteci, din altele sau modele , în modelul creat.
Prin așezarea blocurilor frecvent utilizate într-un sistem și setarea preferințelor pentru valorile implicite, poate fi creată o bibliotecă personală de blocuri. Acesta poate conduce ulterior la o mare economie de timp în crearea unor noi modele.
După definirea modelului, acesta poate fi analizat fie prin alegerea opțiunilor din meniurile oferite de SIMULINK, fie prin utilizarea unor comenzi în ferestrele oferite de MATLAB.
SIMULINK include toți algoritmii moderni de simulare, un program pentru extragerea modelelor liniare ale sistemelor neliniare, numit linmod și un program pentru determinarea punctelor de echilibru, numit trim.
Evoluția simulării poate fi urmărită pe parcursul rulării experimentului de simulare, iar rezultatele finale pot fi regăsite în spațiul de lucru al programului MATLAB după realizarea simulării.
Pentru reprezentarea sistemelor dinamice, SIMULINK utilizează diagrame de bloc. Definirea unui sistem se poate face prin desenarea unei astfel de diagrame.
Modelele numerice disponibile utilizate pentru analiza modelelor create cu programul SIMULINK permit integrarea numerică, extragerea parții liniare și determinarea stării de echilibru.
Programul SIMULINK poate fi utilizat în trei moduri:
metoda interactivă constă în controlul simulării prin intermediul meniurilor și urmărirea comportării sistemului cu ajutorul blocului Scope; aceasta metodă este simplă și conduce la rezultate imediate, mai ales când se creează și se finisează un nou model;
a doua metodă utilizează funcțiile de simulare și de analiză din linia de comandă; această metodă nu este la fel de interactivă ca prima, dar asigură o flexibilitate mai mare; introducând datele simulării in spațiul de lucru al programului MATLAB este posibilă analiza suplimentară și vizualizarea datelor prin utilizarea facilităților grafice standard;
metoda cea mai complexă și flexibilă de utilizare a programului SIMULINK este accesul direct la funcția atașată modelului, numită functia S.
Toate modelele create în SIMULINK sunt disponibile în programul MATLAB ca funcții S, acestea încorporând comportarea dinamică a sistemului analizat.
Fiecare funcție S are același nume ca și modelul corespunzător. Funcțiile S pot furniza informații despre numărul intrărilor, ieșirilor și stărilor modelului, atât continue cât și discrete, precum și derivatele și mărimile de ieșire. Toate instrumentele de analiză incluse în SIMULINK interacționează cu modelele prin funcțiile S. Programele linmod și trim utilizează aceste funcții.
Aceste trei nivele de utilizare nu se exclud reciproc și nu au frontiere precise. Ele se aleg în conformitate cu cerințele diferitelor stadii de elaborare a metodelor.
Simularea modelelor create în SIMULINK implică integrarea numerică a sistemelor de ecuații diferențiale. SIMULINK furnizează câțiva algoritmi de integrare pentru simularea acestor ecuații. Din nefericire, din cauza diversității comportării sistemelor dinamice, nu este suficientă utilizarea unei singure metode pentru simularea precisă și eficientă a unui model. Alegerea corectă a metodei și selectarea atentă a parametrilor simulării sunt elemente foarte importante pentru obținerea unor rezultate corecte.
Traiectoriile de ieșire obținute cu SIMULINK pot fi reprezentate grafic utilizând una din următoarele trei metode:
blocurile Scope(osciloscoape);
variabilele de ieșire și comenzile de reprezentare grafică ale programului MATLAB;
blocurile To Workspace și comenzile de reprezentare grafică ale programului MATLAB;
Simularea modelelor obținute cu ajutorul programului SIMULINK implică integrarea unor sisteme de ecuații diferențiale ordinare. SIMULINK furnizează o serie de metode pentru integrarea unor astfel de ecuații:
linsim: metoda adecvată sistemelor liniare;
rk23: metoda Runge-Kutta de ordinul 3;
rk45: metoda Runge-Kutta de ordinul 5;
gear: metoda predictor-corector pentru sisteme robuste(Gear);
adams: metoda predictor-corector(Adams);
euler: metoda lui Euler;
Fig. 6.4. Schema de simulare.
METODOLOGIA DE MONTARE ȘI ÎNCERCARE
7.1.1 Montaj.
-Standul și conductele hidraulice vor fi astfel amplasate și protejate încât să preîntampine deteriorarea din cauza utilajului de manipulare.
-Toate comenzile vor fi protejate înpotriva obiectelor care ar putea cădea sau pentru manevrele greșite ale operatorului.
-Utilajul și conductele hidraulice nu vor fi supuse la temperaturi excesive și nu vor fi amplasate în locuri unde pot apare alte efecte dăunatoare.
-Comenzi manuale. Toate dispozitivele de comandă manuală vor fi montate la îndemâna operatorului, când acestea se gasesc în pozitie normală de lucru.Operatorul nu trebuie să treacă peste arbori în rotație sau scule în mișcare, pentru a ajunge la dispozitivele de comandă manuală.
-Comenzi automate.Dispozitivele de comandă automată vor fi astfel amplasate și protejate încât să se preîntampine funcționarea accidentală a acestora.
-Toate dispozitivele de comandă hidraulică vor fi astfel montate încât acestea să fie accesibile pentru reglare și întreținere.
-Toate distribuitoarele de comandă și celelalte elemente de comandă și reglare vor fi montate pe panoul sau în apropierea grupului de acționare corespunzator.
-Toate carcasele vor avea capace articulate, care se pot roti în plan orizontal sau vor avea capace glisante. Usile vor fi ținute închise cu ajutorul zăvoarelor.
-Se recomandă ca toate elementele de comandă automată sa fie montate într-o singură carcasă.
-Amplasarea carcaselor pentru elementele de comandă va asigura spațiul necesar pentru întreținere.
7.1.2 Pompe
Montarea pompelor
-Pompele sau subansamblele care cuprind pompe vor fi usor accesibile pentru întreținere.
-Pompele vor fi montate în locurile unde sunt corespunzător protejate față de deteriorări.
-Pompele direct cuplate vor fi montate astfel încât să se asigure coaxialitatea în conditii normale de funcționare.
-Suprafața de montare prevăzută pentru pompă și motor va fi rigidă și va evita necoaxialitatea la cuplare, datorită vibrațiilor de sarcină sau de temperatură.
-Între motor și pompă se vor folosi cuplaje elastice aprobate de beneficiar.
-Urmatoarele date trebuie să fie indicate în pemanență pe pompa hidraulică:
a) numele și adresa producătorului, b) numărul de piesă, de model sau/și de serie,dat de producător.
-Ori de câte ori eticheta nu este usor vizibilă se va prevede o a doua placă alaturi de pompă unde poate fi citită ușor. Eticheta originală nu va fi scoasă de pe pompă.
-Sensul de rotație a fiecărei pompe va fi indicat clar pe pompă, într-un loc vizibil.
7.1.3 Conducte, racorduri si treceri de fluid
(Conductele include tevi,tuburi flexibile și racorduri. Trecerile include toate felurile de canale de trecere a fluidelor, diferite de conducte).
-Secțiunea transversală a conductelor trebuie să fie suficent de mare pentru a preîntampina cavitația sau intreruperile coloanei de fluid și creșterile de temperatură sau turbulență nedorită.
-Conductele vor avea rezistentă necesară pentru a rezista la presiunea suplimentară, inclusiv salturile de presiune care sunt cuprinse în limitele de sigurantă ale întregului circuit.
-Salturile vor fi micșorate la surse. Se vor prevede dispozitive corespunzătoare de protecție în circuitele conductelor pentru a proteja conductele și racordurile față de lovitura de berbec.
-Rezistența conductelor va fi corespunzatoare pentru a rezista la viteza maximă de creștere a presiunii și la valoarea maximă de presiune, la frecvența dezvoltată de ciclul de funcționare a instalației.
-Toate racordurile de conducte vor fi astfel concepute și instalate încat să permită demontarea și reasamblarea rapidă cu mijloace manuale.
-Conductele, racordurile de conducte, trecerile de ulei, găurile obținute prin turnare sau cele prelucrate nu vor prezenta bravuri sau corpuri străine, care ar putea deteriora elementele hidraulice prin contaminarea fluidului hidraulic.
-Conductele nu vor fi așezate pe o mașină unde vor înpiedica reglarea, reparația sau înlocuirea dispozitivelor de comandă. Racordurile de conducte vor fi usor accesibile pentru întreținere.
-Blocurile hidraulice prevăzute cu racorduri de drenare exterioare vor fi legate independent la rezervor, sau la un distribuiror pus în legatură cu atmosfera.
7.1.4 Rezervorul de ulei
-Rezervorul va fi proiectat și construit pentru a preîntampina patrunderea corpurilor straine inclusiv apa.
-Orificiile de umplere cu fluid vor fi prevazute cu o sită ușor demontabilă pentru filtrarea uleiului.
-Orificiile de umplere vor fi prevăzute cu capace bine ajustate sau cu capace atașate permanent pe rezervoare, cu ajutorul unor mijloace corespunzatoare.
-Se va prevede un orificiu de aerisire protejat cu un dispozitiv de curațire a aerului.
-Dispozitivul de curațire a aerului va avea o capacitate suficentă pentru a menține aproximativ presiunea atmosferică, în condițiile functionarii la sarcină maximă a sistemului hidraulic și va înpiedica pătrunderea picăturilor de lichid.
-Fluidul de retur va avea o curgere periferică în jurul pereților rezervorului.
-Capacitatea rezervorului de fluid va fi suficentă pentru: a) a conține tot fluidul care va fi drenat înapoi la rezervor prin curgere liberă; b) a menține nivelul de fluid la o înălțime corespunzătoare în timpul ciclului de funcționare.
-Rezervorul va fi prevăzut cu un indicator de nivel montat în consolă sau protejat, preferabil amplasat în apropierea capacului de umplere. Acesta va fi prevăzut cu repere care vor arăta nivelele maxim și minim în timpul funcționării pompei și dacă e necesar , nivelul maxim când pompa este oprită.
-Atât orificiul de admisie, cât și conducta de retur vor fi montate sub nivelul minim de lucru al fluidului, pentru a nu provoca patrunderea aerului sau cavitația.
7.1.5 Supape, filtre și accesorii
Filtre
-Se va prevede un filtru pentru îndepartarea continuă din fluidul hidraulic a materialelor care sunt dăunatoare funcționării instalației.
-Filtrele vor fi astfel construite și montate încat elementul de filtrare să poată fi schimbat fară a demonta conductele.
-Se vor prevede mijloace corespunzătoare pentru a indica necesitatea înlocuirii filtrului.
Dispozitive de etanșare
-Toate dispozitivele de etanșare vor fi construite din materiale corespunzătoare, care nu vor fi afectate de fluidul hidraulic.
-Dispozitivele de etanșare pentru tijele cu mișcare rectilinie, sau pentru arborii rotitori, vor fi prevăzute cu mijloace pentru evitarea scurgerilor.
Supape
-Supapele reglabile se vor amplasa astfel încât să se poată realiza blocarea și etanșarea precisă.
-Supapele nu vor fi montate în rezervoare.
-Supapele vor fi așezate deasupra nivelului maxim de fluid al rezervorului, cu excepția cazului în care funcționarea ventilelor necesită ca poziția lor să fie sub nivelul de fluid al rezervorului.
-Supapele cu electromagneți vor fi astfel construite și montate pentru a elimina loviturile de berbec asupra electromagnetului sau supapei.
-Scurgerile interne vor fi drenate la rezervor sau la o conductă pusă în legatură cu atmosfera.
Acumulatoare
-Acumulatorul va fi proiectat pentru a rezista la cel putin de 5 ori presiunea de lucru a sistemului hidraulic pe care-l deservește.
-Se vor prevede mijloace speciale pentru descărcarea sigură a gazelor din acumulatur sau a presiunii de lichid înainte ca acumulatorul să fie demontat.
7.1.6 Protecție
– Se vor prevede pe circuitul de refulare al pompelor măsuri de protecție pentru suprapresiune.
-Toate dispozitivele de reglare a presiunii și debitului vor fi astfel construite încât ele să nu poată fi reglate la o valoare în afara domeniului nominal de funcționare sigură.
-Acolo unde pot apare pierderi de presiune pe circuitul de refulare a unei pompe, se produce o defecțiune a instalației prin scăderea preciziei și datorită riscului de accidentare, vor fi luate măsuri pentru preîntampinarea funcționării în aceste condiții.
7.2. Metodologia de încercare a standului
Încercarea standului constă în a detemina și a vedea felul în care arată sarcina elastică ,cicli sinusoidali.
CALCULUL PREȚULUI DE COST AL SERVOMECANISMELOR
GENERALITAȚI
Pentru aprecierea asimilării în fabricația de serie a amplificatoarelor electrohidraulice trebuie luate în seamă urmăroarele:
valoarea de asimilare care cuprinde pe lângă costul produsului și cheltuieli legate de cercetare, proiectare, omologare;
durata economică de utilizare care dovedește capacitatea produsului de a funcționa la parametrii proiectați;
costul energiei consumate în fabricație;
costul materialelor și materiilor prime;
cheltuieli de întreținere în exploatare;
fiabilitatea produsului;
importanta tehnică a produsului, în cadrul utilajului în care este inclus;
timpul si calificarea personalului care execută acest produs si care exploatează acest produs.
COSTUL PRODUSULUI
Costul produsului se stabileste în varianta asimilarii produsului în țara.Relația de calcul al prețului de cost este:
[lei/u.p]
unde:
= cost total de producție;
= cheltuieli cu materiale;
= cheltuieli cu salariile;
= cheltuieli cu regia de secție;
=cheltuieli cu regia de întreprindere;
= cheltuieli de desfacere;
Cheltuieli cu materiale
Pentru determinarea cheltuielilor cu mareriale se foloseste relația:
unde:
cantitatea de material utilizată;
prețul fiecarui material;
costul pieselor din componență;
cheltuieli de aprovizionare;
Se consideră că prin prelucrarea materialelor rezultă deșeuri reutilizabile ce se scad din cheltuielile pentru materii prime.
Procentul de deșeuri recuperabile este de 5%.(D=0,05
Cheltuieli cu salariile(
=retribuție medie orară;
=timp de prelucrare;
Q = masa produsului;
Cheltuieli datorate regiei de secție()
Cheltuieli datorate regiei de întreprindere(
Costul total al produsului:
Calculul prețului produsului:
Preț livrare :
Determinarea cheltuielilor de asimilare
în care:
cheltuieli de asimilare;
cheltuieli de cercetare;
cheltuieli de proiectare;
cheltuieli de proiectare tehnologie;
cheltuieli proiectare SDV-uri;
cheltuieli execuție SDV-uri;
cheltuieli de execuție a prototipului;
cheltuieli de omologare a prototipului;
Cheltuieli de proiectare
C = marime fixa în functie de numarul de repere;
tarif de proiectare tehnologica;
tarif pentru desenele de execuție;
K = grad de reutilizare a reperelor;
pentru fabricație de peste 100 buc/an;
pentru condiții speciale de proiectare;
pentru complexitatea tehnologică;
desene de executie detaliate complet;
documentația de execuție este completată cu fișe tehnice,memoriu tehnologic;
produsul intra în specialitatea proiectantului;
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Studiu Documentar Privind Servomecanismele (ID: 161203)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.