Actionari hidraulice si pneumatice

 

ACTIONARI HIDRAULICE SI PNEUMATICE

 

Sa se proiecteze o instalatie hidraulica aferenta la o centrifuga.

Parametrii principali de lucru ai instalatiei hidraulice sunt prezentati in Tabelul 1.

Succesiunea fazelor ciclului de functionare este prezentata in Tabelul 2.

Proiectul va cuprinde:

A. Memoriul justificativ si de calcul.

1. Scurta descriere a functionarii schemei hidraulice de actionare.

2. Intocmirea tabloului de comenzi.

3. Dimensionarea hidraulica a componentelor.

3.1. Dimensionarea hidromotoarelor.

3.2. Dimensionarea pompelor si repartizarea debitelor necesare.

3.3. Dimensionarea conductelor si aparatelor.

3.4. Calculul pierderilor de presiune.

3.5. Alegerea motoarelor electrice de actionare a pompelor.

3.6. Bilantul energetic.

3.7. Calculul randamentului total al instalatiei hidraulice.

3.8. Calculul rezervorului de ulei.

4. Intocmirea tabelului de structura al schemei hidraulice.

5. Concluzii critice asupra proiectului intocmit.

6. Masuri de tehnica securitatii muncii, paza si prevenirea incendiilor ce se impun in timpul functionarii instalatiei hidraulice.

B. Partea grafica.

1. Schema hidraulica a instalatiei.

2. Desen de ansamblu pentru un element hidraulic.

3. Desen de executie pentru un reper.

Tabelul 1

Presiunea de lucru, p = 18 MPa

Tabelul 2

Succesiunea fazelor

Inchidere capac

Centrifugare

Spalare

Deschidere capac

Avans cutite

Retragere cutite

Oprire instalatie.

1. SCURTA DESCRIERE A FUNCTIONARII SCHEMEI HIDRAULICE DE ACTIONARE

Tinand cont de succesiunea fazelor data prin tema, schema hidraulica functioneaza astfel:

Pompa P trimite lichid in retea. Prin intermediul distribuitorului corespunzator cilindrului hidraulic C1, aflat pe pozitia S2, lichidul ajunge in camera cu tija a lui C1, pistonul realizand faza "inchidere capac".

Cand s-a atins limitatorul de cursa b2, incepe faza "centrifugare", care este controlata de releul de timp RT1. Distribuitorul aferent motorului M este trecut pe pozitia S4 si motorul se roteste spre dreapta.

Dupa trecerea timpului corespunzator fazei "centrifugare", incepe faza "spalare". Distribuitorul este trecut pe pozitia S3 si motorul M se roteste spre stanga.

La expirarea timpului pentru "spalare", limitata de releul de timp RT2, se comanda faza "deschidere capac". Distribuitorul cilindrului C1 este trecut pe pozitia S1 si lichidul ajunge in camera fara tija a cilindrului, realizand retragerea pistonului pana la limitatorul de cursa b1, care comanda faza "avans cutite".

Distribuitorul corespunzator cilindrului C2 este trecut pe pozitia S6 si tija pistonului iese. Motorul M se roteste corespunzator fazei "spalare". La atingerea limitatorului de cursa b4, se comanda faza "retragere cutite".

Distribuitorul aferent cilindrului C2 este trecut pe pozitia S5, lichidul ajunge in camera fara tija a cilindrului hidraulic si pistonul se retrage. Cand se atinge limitatorul de cursa b3, se comanda "oprirea instalatiei".

Cand se termina fiecare faza, distribuitoarele implicate sunt trecute automat pe pozitia neutra "nimic nu trece'.

Fiecare ansamblu supapa de sens - drosel functioneaza astfel:

La intrarea in motor, lichidul trece prin supapa de sens;

La iesirea din motor, lichidul trece prin drosel supapa de sens fiind blocata. Astfel se poate regla viteza motorului, excedentul de debit fiind deversat la bazin prin supapa de presiune de siguranta NI aferenta pompei.

2. INTOCMIREA TABLOULUI DE COMENZI ELECTRICE

3. DIMENSIONAREA HIDRAULICA A COMPONENTELOR

Realizarea unei instalatii hidrostatice de actionare implica dimensionarea si verificarea principalele componente, in vederea alegerii acestora din cataloagele puse la dispozitie de fabricantii de astfel de echipamente.

3.1. DIMENSIONAREA HIDROMOTOARELOR

3.1.1. Dimensionarea cilindrilor hidraulici

Pentru determinarea diametrului pistonului unui cilindru hidraulic, , necesar dezvoltarii fortelor solicitate, sau , se folosesc relatiile [1, 3, 6

,

respectiv

,

in care: - forta necesara la impingere (la iesirea tijei pistonului, fig. 1, a); - forta necesara la tractiune (atunci cand tija pistonului se retrage, fig. 1, b); - presiunea de lucru; - randamentul mecanic; - raportul dintre ariile suprafetelor de lucru ale pistonului, in cazul cilindrilor cu tija unilaterala; - diametrul tijei pistonului.

a) b)

Fig. 1

In componenta fortelor , respectiv , trebuie considerate atat sarcinile statice, cat si cele dinamice (de accelerare - decelerare a maselor antrenate, in timpii doriti), reduse la tija pistonului cilindrului hidraulic.

Valorile randamentului mecanic sunt puse la dispozitie de fabricant, fie in mod implicit (prin curbe ), fie in mod explicit (prin curbe ). In general, are valori cuprinse in intervalul . Se adopta = 0,95.

Valoarea raportului dintre ariile suprafetelor de lucru , precum si valoarea randamentului mecanic pot fi alese preliminar (printr-o interpolare simpla) conform datelor prezentate in Tabelul 1 respectiv Tabelul 2

Tabelul 1

Tabelul 2

In functie de valorile calculate pentru diametrul pistonului cilindrului hidraulic (determinate de fortele si respectiv ) se alege, tinand seama de accesibilitatea comerciala, o valoare , care corespunde, in general, unui produs din fabricatia de serie a firmelor producatoare de echipament hidraulic.

In Tabelul 3 sunt prezentati parametrii principali ai cilindrilor de lucru (extras din STAS 7779-88

Tabelul 3

Se adopta:

pentru C1: un cilindru hidraulic cu tija unilaterala, cu = mm, d = 32 mm si raportului dintre ariile suprafetelor de lucru = 1,69;

pentru C2: un cilindru hidraulic cu tija unilaterala, cu = 63mm, d = 45 mm si raportului dintre ariile suprafetelor de lucru =2,04.

3.1.2. Dimensionarea motoarelor hidraulice volumice rotitoare

Pentru stabilirea capacitatii geometrice a hidromotorului rotitor, , necesara invingerii momentului rezistent , se foloseste relatia [1, 3, 6]:

,

unde si au aceeasi semnificatie ca in cazul relatiilor precedente.

a) b)

Fig. 2

Tinand seama de valorile calculate pentru capacitatea geometrica a hidromotorului, corespunzatoare momentelor active si (pentru rotirea motorului la stanga si, respectiv, la dreapta - vezi fig. 2) se alege, din catalogul fabricantului, o valoare , verificandu-se daca se confirma valoarea preliminara adoptata pentru randamentul mecanic si daca nu, se aduc corecturile necesare.

Tabelul 4

Genul hidromotorului - rapid sau lent - se alege in functie de turatia minima si, implicit, se opteaza pentru tipul cu accesibilitate comerciala. In Tabelul 4 este prezentata gama capacitatilor geometrice ale pompelor si motoarelor hidrostatice, cu miscare rotativa sau alternativa (extras din SR ISO 3662:1995

Se adopta pentru motorul M un motor hidraulic rotitor rapid, cu pistoane axiale, cu
= 16 cm³/rot..Dupa determinarea si alegerea definitiva a marimii caracteristice a motoarelor hidraulice (pentru cilindrii hidraulici, diametrul pistonului , respectiv capacitatea geometrica , pentru hidromotoarele rotative), rezultatele sunt prezentate in Tabelul I

3.2. DIMENSIONAREA POMPELOR

Presiunile efective din hidromotoare, , necesare pentru a invinge sarcinile exterioare (fortele, respectiv momentele), sunt [3, 6]:

à      pentru cilindrii hidraulic

;

à      pentru motoarele hidrostatice rotative

,

unde , , si , cu semnificatiile cunoscute, au acum valori bine precizate.

Debitele efective, necesare pentru ca hidromotoarelor sa dezvolte vitezele si, respectiv, turatiile se calculeaza cu relatiile [1, 3, 6]:

pentru cilindrii hidraulici

;

à      pentru motoarele hidraulice rotative

,

unde este randamentul volumic.

Pentru o turatie de antrenare, , capacitatea geometrica a fiecarei pompe trebuie sa indeplineasca conditia :

.

Valorile rezultate din calcul se rotunjesc pana la marimi normalizate, conform prospectelor prezentate de producatori .

Debitul instalat al pompei se calculeaza cu relatia :

.

Pompele alese trebuie sa fie capabile sa asigure, pentru fiecare faza :

à      un debit egal cu cel putin suma dintre debitele efective, , cerute de hidromotoarele alimentate si debitul , care se pierde pe traseul pompa - aparate - motoare (indicat in prospectele acestor componente);

à      o presiune egala cu cel putin suma dintre presiunea utila din hidromotoarele alimentate, , si pierderile de presiune datorate elementelor de legatura si aparatelor.

Alegerea pompelor se face prin intermediul histogramei prezentate in fig. 3

Se aleg:

pentru P : pompa cu roti dintate, cu V_P = 4 cm³/rot si turatia n_a = 1500 rot/min;

pentru P2 : pompa cu pistoane axiale, cu V_P = 16 cm³/rot si turatia n_a = 1000 rot/min.

Fig. 3

Valorile efective sunt prezentate in Tabelul II

3.3. DIMENSIONAREA CONDUCTELOR SI APARATELOR

Determinarea deschiderii nominale, , a conductelor si aparatelor se efectueaza pentru trei categorii de trasee [6]:

a) trasee care leaga pompele de magistrale

b) trasee magistrale (de presiune, respectiv de evacuare);

c) trasee care fac legatura intre magistrale si hidromotoare

In lipsa altor criterii mai exacte, se poate admite ca deschiderea nominala a aparatelor traversate de traseele prezentate mai sus sa fie alesa egala cu cea a conductelor.

In cazul cilindrilor hidraulici cu tija unilaterala calculele se efectueaza numai pentru traseele care intra in camerele mari (fara tija) ale cilindrilor, pentru ca acestea transporta debitele maxime.

Debitul maxim, , se iau din Tabelul II , la valoarea maxima intalnita pentru traseul in cauza de-a lungul intregului ciclu de functionare al instalatiei (fig. 4), dupa cum urmeaza:

à      pentru faza de avans - ;

à      pentru faza de retragere - .

a) b)

Fig. 4

Deschiderea nominala, , se calculeaza cu relatia [3, 6]:

,

in care este viteza lichidului de lucru.

Valoarea obtinuta se rotunjeste superior la prima dimensiune normalizata.

Traseele opuse sunt egale cu primele, deoarece impreuna se conecteaza, de regula, la aceleasi distribuitoare.

In Tabelul 5 sunt prezentate valorile parametrilor principali ai aparatajului hidraulic de uz general: distribuitoare, supape de presiune, supape de sens, relee, rezistente si regulatoare de debit (extras din STAS 7777-88

Tabelul 5

Viteza de curgere a lichidului de lucru, , se poate alege, orientativ, prin interpolarea simpla a valorilor prezentate in Tabelul 6

Tabelul 6

Rezultatele acestor calcule sunt prezentate in Tabelul III

3.4. CALCULUL PIERDERILOR DE PRESIUNE

Aceasta etapa este necesara pentru determinarea puterii motoarelor de antrenare a pompelor folosite in instalatie, precum si pentru stabilirea bilantului energetic, in vederea dimensionarii rezervorului in care se stocheaza lichidul de lucru.

Pierderile de presiune pentru fiecare faza in parte sunt date de relatia:

,

in care: reprezinta pierderea de presiune pe traseul care leaga pompa de hidromotor (traseul de presiune); - pierderea de presiune pe traseul care face legatura dintre hidromotor si rezervor (traseul de evacuare

Pentru fiecare din cele doua trasee (de presiune, respectiv de evacuare) se calculeaza pierderile de sarcina liniare si locale, care se insumeaza.

Pierderile de presiune liniare se calculeaza cu relatia:

,

unde este coeficientul de rezistenta.

Practic, valoarea acestui coeficient se calculeaza cu relatia:

,

unde este vascozitatea cinematica a lichidului de lucru (uzual, pentru uleiuri minerale, se poate adopta valoarea ).

Pierderile de presiune locale (din coturi si aparate) se calculeaza cu relatia:

,

unde este coeficientul de rezistenta locala, iar in cazul uleiurilor minerale pentru densitate se poate adopta valoarea .

Pierderile unitare de presiune din aparate, la debitele care le traverseaza efectiv, se determina cu ajutorul diagramelor din cataloagele fabricantului.

a) b)

Fig. 5

Sumele si se calculeaza conform indicatiilor din fig. 5, in asa fel incat pierderile de presiune sa fie permanent aduse la nivelul pompelor, care sunt obligate sa acopere presiunea utila instalata in hidromotor si aceste pierderi de sarcina.

In lipsa unor informatii concrete, se poate admite ca pierderea de presiune pentru fiecare faza reprezinta (10 . 15) % din valoarea presiunii efective corespunzatoare.

3.5. DIMENSIONAREA MOTOARELOR ELECTRICE NECESARE PENTRU ACTIONAREA POMPELOR

Pentru alegerea motoarelor electrice de actionare a pompelor se determina, pentru fiecare faza din ciclul de functionare al instalatiei, momentul de antrenare necesar pentru a imprima debitului pompat o presiune :

,

in care: - presiunea maxima necesara la faza respectiva; - capacitatea geometrica a pompei; - randamentul mecanic al pompei.

Puterea mecanica de antrenare, , consumata de masina de forta este:

,

in care:  - viteza unghiulara de antrenare a pompei; - randamentul total al pompei.

Puterea hidraulica, , produsa de pompa este:

.

Valorile pentru puterea motoarelor electrice de actionare se rotunjesc superior pana la prima marime normalizata, adoptandu-se un motor electric accesibil comercial.

Datele se centralizeaza in Tabelul IV

3.6. BILANTUL ENERGETIC AL INSTALATIEI

Puterea consumata, , de pompa implicata in fiecare din fazele ciclului de functionare, se calculeaza cu relatia :

,

in care: este considerata presiunea de reglaj pentru supapa de siguranta;
- debitul instalat al pompei de capacitate fixa.

Reglajul de debit la toate fazele se realizeaza prin deversarea debitului excedentar cu ajutorul droselelor.

Puterea utila, , dezvoltata la fiecare din fazele ciclului, se calculeaza cu relatiile:

à      pentru cilindri hidraulici

;

à      pentru motoare hidraulice rotative

.

Durata fazelor, , se calculeaza cu relatiile:

à      pentru cilindrii hidraulici C1 si C2

,

in care: - cursa pistonului; - viteza de deplasare a pistonului, pentru faza ;

à      pentru motorul hidraulice rotativ M este data prin tema

Pierderea de energie pentru fiecare faza, , se calculeaza cu formula:

.

Totalul pierderilor de energie dintr-un ciclu, , se obtine prin insumarea pierderilor de energie din toate fazele

= 320,676 kJ.

Durata ciclului de functionare, , se obtine prin insumarea duratelor ciclului.

= 183,261

Toate datele se centralizeaza in Tabelul V

3.7. CALCULUL RANDAMENTULUI TOTAL AL INSTALATIEI HIDRAULICE

Dupa definitivarea calculelor si alegerea tuturor elementelor componente ale instalatiei este necesar sa se evalueze modul in care sunt folosite sursele de energie hidraulica.

Randamentul total al instalatiei se determina cu relatia:

Valoarea acestui raport al energiilor implicate pe intreg ciclul de functionare al instalatiei este cuprins in domeniul recomandat, = (0,6 . 0,75).

3.8. CALCULUL REZERVORULUI

Pentru determinarea fluxului de caldura total introdus in lichidul de lucru se foloseste relatia [3]:

Suprafata de radiatie, , necesare racirii libere a lichidului de lucru, este:

.

in care:  = 16  coeficientul de transfer termic (Tabelul 14);  - temperatura de stabilitate a lichidului de lucru (se poate adopta valoarea ); - temperatura mediului ambiant ().

Volumul ocupat de lichidul de lucru, , necesar intr-un rezervor paralelipipedic, cu raportul laturilor cuprins intre si , umplut pana la din capacitate, cu racire libera este:

.

in care: - suprafata rezervorului.

Tabelul 3.14

Pentru ca volumul de lichid necesar este mai mare de cat

este necesar sa se prevada un schimbator de caldura, care sa raceasca lichidul de lucru.

4. Intocmirea tabelului de structura al schemei hidraulice

5. Concluzii critice asupra proiectului intocmit

Desi randamentul hidraulic este destul de bun,

,

la faza 6, raportul dintre puterea utila si puterea consumata este foarte mic:

deci energia hidraulica furnizata de pompa P1 nu este folosita corespunzator. Marea majoritate a lichidului refulat de pompa in aceasta faza este trimis la bazin. Lichidul de lucru se incalzeste excesiv, fiind necesar, asa cum s-a aratat un racitor.

Daca la faza 3 sau faza 4, cand nu tot debitul pompei este utilizat, s-ar umple un acumulator, urmand ca acesta sa se descarce in timpul fazei 6, atunci randamentul hidraulic ar fi:

In aceasta situatie ar fi nevoie de un acumulator si de aparatura suplimentara care ar duce la cresterea pretului de fabricatie al instalatiei.

La fazele 1 si 6, puterea consumata de pompa nu este transformata in putere utila decat in proportie de cca 50 %, desi debitul este folosit relativ optim. Faptul ca pompele lucreaza in paralel, impune ca presiunea instalata sa fie corespunzatoare valorii maxime, p = 21,1 MPa. Deversarea debitului in cazul fazei 1 se face la aceasta valoare, desi presiunea efectiva este
p =13,40 MPa. Se impune revederea parametrilor de lucru pentru cilindrul C1.

6. Prescriptii tehnice referitoare la securitatea muncii

Supapele de siguranta trebuie mentinute permanent in functiune si reglate corect pentru a se evita producerea de suprapresiuni.

Pe manometrele instalatiei se va marca presiunea maxim admisibila si se va urmari ca aceasta sa nu fie depasita.

Se vor lua masuri in vederea preintampinarii producerii de incendii, asigurandu-se protectii speciale la aparatajul electric.

Se vor lua masuri de evitare a punerii in functiune accidentala a motoarelor si pompelor.

Arborii pompelor si motoarelor se vor acoperi cu carcase de protectie.

Tuburile flexibile se vor proteja cu ecrane de protectie.

Nu se va folosi flacara oxiacetilenica la demontarea oricaror componente, deoarece se pot produce explozii si / sau incendii.

Se vor mentine curate toate platformele si caile de acces, pentru a se evita alunecarile datorita uleiului cazut pe aceste suprafete.

Orice interventie tehnica se va face dupa deconectarea instalatiei electrice si depresurizarea instalatiei.

Personalul care deserveste instalatia hidraulica va fi instruit special in vederea utilizarii corecte a acesteia.

Bibliografie.

Banu, V. "Echipamente hidropneumatice pentru automatizare. Partea I," Universitatea Politehnica Bucuresti, 1994.

Florea, J., Vasiliu, N. "Actionari si comenzi hidropneumatice. Vol. I, Masini hidrostatice", Institutul Politehnic Bucuresti, 1984.

Marin, V. s.a. "Sisteme hidraulice de actionare si reglare automata. Probleme practice. Proiectare, executie, exploatare", Editura Tehnica, Bucuresti, 1981.

Oprean, A. s.a. "Actionari hidraulice", Editura Tehnica, Bucuresti, 1976.

Schmitt, A. "Hydraulik Trainer", G.L. Rexroth GmBH, 1978.

Vasiliu, N., Catana, I. "Transmisii hidraulice si electrohidraulice. Vol. I, Masini hidraulice volumice", Editura Tehnica, Bucuresti, 1988.

* * * Prospecte si cataloage ale firmelor producatoare de echipamente hidraulice.

Tabelul I.

Tabelul II.

Tabelul III.

Tabelul IV.

Tabelul V.