Top Banner

of 76

Proiect Actionari hidraulice

Mar 08, 2016

Download

Documents

Tănase Florian

Actionari hidraulice si pneumatice, exemplu proiect
Welcome message from author
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Transcript

Cap

CONCEPIA TRANSMISIEI HIDROSTATICE A UNUI UTILAJ MOBIL

29.1. FORMULAREA PROBLEMEI

n acest capitol se parcurg sistematic principalele etape ale concepiei unei transmisii hidrostatice a unui utilaj mobil, ca o aplicaie de sintez a ntregii lucrri. Principalul obiectiv al aplicaiei este evidenierea corelaiilor obiective dintre cerinele practice i opiunile proiectantului.

29.1.1 Date caracteristice

1. Domeniul de utilizare: transmisia principal a unui utilaj mobil (motocar, motostivuitor, ncrctor frontal, automacara, autobetonier, combin agricol, etc).

2. Domeniul de reglare a vitezei utilajului n regim staionar: ( (0,125 ... 1,0) vmax.

3. Tipul mainilor volumice disponibile: cu pistoane axiale, cu bloc nclinat.

4. Tipul comenzii transmisiei: electrohidraulic, de la distan.

5. Tipul motorului de antrenare al pompei: Diesel, echipat cu pomp de injecie rotativ, cu regulator de turaie universal.

6. Masa maxim a utilajului: mu (se specific n funcie de tipul i mrimea utilajului).

7. Rampa maxim care trebuie s fie urcat de utilaj cu viteza minim stabil: (max = 300;

8. Viteza maxim n ramp maxim: vmax ((max) = 4,5 km/h.

9. Presiunea nominal a sistemului: pn = 320 bar.

10. Viteza maxim a utilajului: vmax = 30 km/h.

11. Raza dinamic a roilor motoare: rd = 0,3 m.

12. Raportul de transmisie al reductoarelor planetare din jantele roilor motoare: i = 6.

13. Turaia de moment maxim a motorului Diesel: nD (MDmax) = 1800 rot/min.

29.1.2 Obiective caracteristice

Concepia unei transmisii hidrostatice poate fi tratat gradual, de la simpla alegere a unui sistem complet dintr-un catalog de specialitate, pe baza unor date preliminare, la calculul complet, hidraulic, termic i organologic al tuturor componentelor, conform umtoarei scheme.

Etapa 1. Activiti preliminare.

1.1. Elaborarea schemei hidraulice a transmisiei.

1.2. Dimensionarea principalelor componente ale transmisiei.

1.3. Alegerea componentelor tipizate din cataloagele disponibile.

Etapa 2. Concepia pompei principale

2.1. Calculul hidraulic, termic i organologic al pompei principale.

2.2. Calculul hidraulic, termic i organologic al dispozitivului de comand al pompei principale.

2.3. Elaborarea documentaiei de execuie a pompei principale.

2.4. Elaborarea documentaiei de execuie a dispozitivului de comand al pompei principale.

Etapa 3. Concepia blocului de mprosptare i protecie.

3.1. Stabilirea soluiei de principiu pentru componentele hidraulice.

3.2. Stabilirea soluiei constructive.

3.3. Calculul supapelor de limitare a presiunii.

3.3.1. Modelarea matematic.

3.3.2. Verificarea performanelor dinamice prin simulare numeric.

3.4. Calculul distribuitorului de mprosptare.

3.5. Calculul supapelor de sens.

3.6. Elaborarea documentaiei de execuie a blocului de mprosptare i protecie.

Dintre aceste etape, n prezenta lucrare sunt parcurse numai cele necesare ilustrrii fazelor caracteristice ale activitii de concepie industrial.

29.2. STABILIREA SCHEMEI HIDRAULICE A

TRANSMISIEI HIDROSTATICE

1. Utilajul pentru care se proiecteaz transmisia hidrostatic este mobil, deci se recomand utilizarea unei scheme de conexiuni a pompei i motorului (motoarelor hidraulice) n circuit nchis. Racordurile mainilor trebuie s fie conectate pe trasee ct mai scurte, cu tuburi rigide sau flexibile, n funcie de condiiile cinematice specifice aplicaiei.

2. Utilajul fiind utilizat pe distane scurte i cu sarcini mari, se recomand evitarea diferenialului mecanic i utilizarea a dou motoare hidraulice, amplasate n jantele roilor (fig. 29.1). Soluia cu "patru roi motoare" este specific vehiculelor pentru terenuri accidentate.

3. Motoarele hidraulice disponibile fiind rapide (capaciti mici i turaii mari), este necesar intercalarea unor reductoare de turaie ntre motoare i jante.

4. Spaiul de amplasare al reductoarelor fiind relativ mic, se recomand utilizarea reductoarelor planetare cu o treapt, inversate (cu carcas rotativ). Pentru aceste reductoare, raportul de transmisie uzual este , soluia constructiv fiind specific acestui gen de aplicaii.

5. La puteri mici (45...65 CP) se recomand utilizarea unei singure pompe n transmisie. La puteri mari se poate considera i varianta cu pomp dubl (dou pompe n aceeai carcas) sau cu dou pn la patru pompe independente, antrenate de motorul termic printr-o "cutie de distribuie".

6. Transmisiile hidrostatice cu reglaj primar (pomp reglabil) funcioneaz cu randamente acceptabile n domeniul:

Prin tem, s-a stabilit ca limit inferioar a domeniului de reglare a vitezei utilajului valoarea 0,125 vmax , deci se impune utilizarea reglajului mixt (pomp reglabil i motoare reglabile).

7. Mainile volumice disponibile fiind cu bloc nclinat, este raional utilizarea unei pompe reglabile bidirecionale i a dou motoare cu reglare unidirecional frontal (TRIMOT).

8. Comanda optim a capacitii pompei i motoarelor este secvenial (fig.29.2).

n cursul demarajului, capacitatea motoarelor este meninut constant la valoarea maxim i se mrete progresiv capacitatea pompei de la zero la valoarea maxim. Dac este necesar creterea ulterioar a vitezei utilajului, se menine pompa la capacitatea maxim i se reduce progresiv capacitatea motorului.

n cursul frnrii, manevrele sunt efectuate n ordine invers.

Comanda hidraulic a motorului trebuie s intre n funciune numai dup realizarea cursei dispozitivului de reglare a capacitii pompei. Acest algoritm de reglare a transmisiei permite realizarea unor randamente ridicate la viteze mici ale utilajului.

9. Utilizarea circuitului nchis implic rcirea uleiului, filtrarea acestuia, protecia mpotriva cavitaiei i protecia mpotriva suprapresiunii.

10. Compensarea scurgerilor din circuitul principal necesit o pomp auxiliar independent de pompa principal.

11. Comanda hidraulic necesit o alt pomp antrenat de motorul Diesel.

12. Ambele pompe auxiliare trebuie protejate mpotriva suprapresiunilor.

13. Presiunea de comand a capacitii pompei i motoarelor poate fi realizat cu supape normal-nchise, supape normal-deschise sau drosele. Se recomand soluia cu supap normal-deschis dubl, care permite evitarea utilizrii unui distribuitor hidraulic direcional. Fiecare supap corespunde unui sens de deplasare a utilajului.

14. Capacitatea motorului se regleaz numai pentru mersul nainte. Presiunea de comand a capacitii motoarelor cu reglare frontal este aceeai ca pentru pomp, dar este activ numai dup atingerea capacitii maxime a pompei.

Fig. 29.1. Structura unei transmisii hidrostatice cu reglaj mixt

Fig. 29.2. Variaia capacitilor mainilor reglabile n funcie de viteza relativ a utilajului.

Fig. 29.3. Caracteristica unui motor Diesel echipat cu pomp de injecie cu regulator de turaie universal.15. Motorul Diesel este echipat cu pomp de injecie prevzut cu regulator de turaie universal. Caracteristica moment - turaie a acestuia (fig. 29.3) este practic o familie de drepte paralele, cu panta foarte mare. Este posibil corelarea poziiei prghiei (pedalei) de comand a vitezei utilajului cu prescrierea turaiei regulatorului pompei de injecie.

Uzual, turaia motorului termic este meninut constant la valoarea corespunztoare momentului maxim pentru a realiza demarajul cel mai rapid posibil al vehiculului.

Din aceste condiii rezult schema hidraulic a transmisiei hidrostatice din figura 29.4, n care s-au utilizat urmtoarele notaii:

PR- pompa principal a transmisiei (unitate cu pistoane axiale reglabil);

MD

- motor Diesel;

PD

- pomp dubl;

P1

- seciune pentru alimentarea sistemului de comand;

P2- seciune pentru alimentarea sistemului de compensare a scurgerilor din circuitul principal;

F1

- filtru de aspiraie cu supap de ocolire;

SLP1- supap de limitare a presiunii de alimentare a dispozitivului de comand;

SLP2

- supap de limitare a presiunii de compensare a scurgerilor;

SNDD

- supap normal-deschis dubl electrohidraulic;

CHDERE- cilindrul hidraulic cu dublu efect i revenire elastic al dispozitivului de comand al pompei principale;

BICP- bloc de mprosptare, compensare i protecie mpotriva suprapresiunii din circuitul principal;

SS1...SS4- supape de sens;

SLP3, SLP4- supape de limitare a presiunii din circuitul principal;

DHCH 3/3- distribuitor hidraulic comandat hidraulic, cu trei ci i trei poziii;

SLIP

- supap de limitare inferioar a presiunii de compensare;

RU

- rcitor de ulei;

MHVRF- motor hidraulic volumic cu reglare frontal;

RT

- reductor de turaie planetar;

CHDED- cilindru hidraulic cu dublu efect, diferenial.

29.3. DIMENSIONAREA PRINCIPALELOR COMPONENTE

ALE TRANSMISIEI

29.3.1. Dimensionarea motoarelor hidraulice

Motoarele hidraulice trebuie s asigure propulsia utilajului n ramp maxim (fig. 29.5).

Fig. 29.4. Schema hidraulic a transmisiei.

Fig. 29.5. Schem de calcul a forei de traciune.

Fig. 29.6. Schem de calcul a momentului de traciune.

n acest caz, forele caracteristice care intervin n dinamica vehiculului sunt: Fg - fora de greutate; Ft - fora de traciune; Fgt - componenta tangenial a forei de greutate a utilajului ncrcat.

Momentul necesar unei roi este Mr = Ft rd / 2 (fig. 29.6).

Neglijnd ntr-o prim aproximaie rezistena aerodinamic i rezistena de rulare, fora de traciune necesar n acest caz este:

(29.1)

Cele dou motoare hidraulice dezvolt fora de traciune:

(29.2)

Momentul furnizat de un motor hidraulic este:

(29.3)

unde

(29.4)

este momentul teoretic maxim dezvoltat de un motor sub cderea de presiune maxim, capacitatea sa fiind maxim, iar este randamentul mecanic corespunztor acestui regim de funcionare. Se admite

.

Introducnd relaiile (29.3) i (29.4) n relaia (29.2), se obine:

(29.5)

Din relaiile (29.1) i (29.5) rezult:

(29.6)

Relaia de dimensionare a motoarelor hidraulice (de calcul a capacitii maxime necesare) este:

(29.7)

Din ANEXA 1 se aleg motoarele care ndeplinesc condiia de capacitate maxim i cdere de presiune maxim.

Observaie. n cataloage sunt indicate trei presiuni caracteristice pentru mainile volumice:

a) presiunea maxim de funcionare continu;

b) presiunea nominal;

c) presiunea maxim de funcionare intermitent.

Presiunea maxim de funcionare continu corespunde n general randamentului total maxim () al mainii i unei durate de funcionare cel puin egal cu viaa celui mai perisabil element din utilaj. Soluia ideal de echipare a unui utilaj corespunde unei durate de via unic pentru toate componentele importante (motor, transmisie hidraulic, direcie, suspensie, instalaie tehnologic).

Pentru ilustrarea calculelor se consider un motocar uzinal, avnd masa mu= 2200 kg.

Cu ajutorul relaiei (29.7) se calculeaz capacitatea maxim, Vmax = 55 cm3/ rot.

Se alege acoperitor un motor din seria F6, fabricat de Uzina Mecanic Plopeni, codificat conform anexei 1 astfel:

F 6 - 20 - HC

a b c d

Semnificaia codurilor este urmtoarea:

a) F- unitate cu pistoane axiale modernizat cu plac de distribuie sferic, cu bloc nclinat (main reversibil);

b) 6- main de capacitate variabil cu reglare frontal (fr carcas basculant);

c) 20- diametrul pistoanelor n mm (z = 7 pistoane);

d) HC- comand hidraulic (servomecanism mecanohidraulic cu reacie de for comandat n presiune).

Principalele caracteristici ale acestor motoare sunt:

d = 20 mm;

Vmax = 63 cm3/rot;

nmax = 3000 rot/min.

Unghiul minim de basculare a blocului cilindrilor este reglabil printr-un dispozitiv mecanic, valoarea minim absolut fiind de cca 7o. Capacitatea acestor motoare se calculeaz cu relaia:

(29.8)

n care: z este numrul pistoanelor; d - diametrul pistoanelor; R - raza discului de antrenare; ( - unghiul de basculare; KV - constanta capacitii.

Raportul capacitilor extreme este:

(29.9)

Unghiul minim de basculare este limitat de turaia maxim admisibil. Se admite c motoarele i pot reduce capacitatea la 50% din cea maxim. Din aceast ipotez rezult

i

.

Aceast alegere corespunde domeniului de reglare impus prin tem pentru regimul staionar:

- capacitatea pompei se regleaz ntre 1/4 i 1/1 din capacitatea maxim,

, cu

acceptabil la capacitatea minim i presiunea de refulare maxim;

- capacitatea motoarelor se regleaz ntre 1/1 i 1/2 din capacitatea maxim, fr a depi turaia maxim admis de productor. n ansamblu, rezult o gam de reglare cuprins ntre 1/8 i 1/1 din viteza maxim a utilajului, gam impus prin tema de proiectare.

29.3.2. Dimensionarea pompei principale

Determinarea capacitii maxime a pompei se face din condiia asigurrii vitezei maxime impuse utilajului:

(29.10)

n aceast relaie,

reprezint turaia maxim a roilor. Rezult:

(29.11)

Debitul necesar motoarelor hidraulice n acest regim este:

(29.12)

unde (vm(nmmax) este randamentul volumic al motoarelor la turaia maxim i capacitatea minim. Se admite (vm(nm max) = 0,97. Pompa furnizeaz debitul maxim

(29.13)

unde nD(MDmax) este turaia de moment maxim a motorului Diesel.

Se admite c motorul termic funcioneaz permanent la turaia de moment maxim, pentru a utiliza integral momentul de demaraj disponibil. Acest reglaj este specific utilajelor mobile intens utilizate (de ex. motostivuitoarele portuare).

Din relaiile (29.12) i (29.13) se calculeaz capacitatea maxim necesar a pompei:

(29.14)

Aceasta este relaia de dimensionare a pompei principale a transmisiei.

Uzual, (vp(Qp max) = 0,97 la o presiune de cca 100 bar, corespunztoare n medie capacitii maxime a pompei, capacitii minime a motoarelor i rulrii la vitez maxim pe drum orizontal.

n cazul concret considerat, utiliznd relaia (29.11) se calculeaz mai nti turaia maxim a celor dou motoare hidraulice:

Se calculeaz apoi capacitatea maxim a pompei principale a transmisiei cu relaia (29.14), rezultnd valoarea:

Se admite acoperitor Vp max = 63 cm3/rot. innd seama de structura transmisiei, se alege capacitatea maxim a pompei principale egal cu cea a motoarelor.

Viteza maxim pe care o poate realiza utilajul se poate calcula cu relaia:

(29.15)

Rezult:

n ANEXA 2 sunt prezentate caracteristicile unitilor cu pistoane axiale din seria F2 produse de Uzina Mecanic Plopeni, codificate astfel:

F 2 20 - K 2

a b c d e

Semnificaia acestor coduri este urmtoarea:

a) F- unitate cu pistoane axiale modernizat cu plac de distribuie sferic, cu bloc nclinat (main reversibil);

b) 2- unitate reglabil cu carcas basculant;

c) 20- diametrul pistoanelor, n mm (z = 7 pistoane);

d) K- unitate capsulat (cu carcas proprie);

e) 2- unitate pentru circuit nchis.

29.4. JUSTIFICAREA SOLUIILOR DE PRINCIPIU I

CONSTRUCTIVE ADOPTATE

29.4.1. Justificarea soluiilor de principiu i constructive

adoptate pentru pompa principal

1. n cadrul unui proiect de pomp cu pistoane axiale cu bloc nclinat (fig.29.7), prima problem care trebuie soluionat este de natur cinematic i se refer la modul de antrenare a blocului cilindrilor de ctre arbore. n prezent sunt larg rspndite trei soluii de antrenare:

a) prin arbore cardanic;

b) prin contactul lateral dintre pistoane i biele;

c) printr-un angrenaj conic.

a) Prima soluie este specific transmisiilor de nalt fiabilitate, deoarece utilizarea arborelui cardanic exclude posibilitatea ruperii bielelor prin oboseal la ncovoiere, specific soluiei b). Arborele cardanic este solicitat de un cuplu mic, n care predomin componenta inerial ce se manifest n cursul regimurilor tranzitorii. Cu toate acestea, el complic esenial construcia, mrind gabaritul radial al ntregii maini.

Meninerea contactului dintre blocul cilindrilor i placa de distribuie impune utilizarea unui resort amplasat la exteriorul capacului racordurilor. Contactul dintre resort i blocul cilindrilor necesit un rulment suplimentar axial.

Arborele cardanic trebuie s fie poziionat axial printr-un resort care se sprijin pe blocul cilindrilor i pe una din extremitile sale. n partea opus, arborele cardanic se sprijin pe blocul cilindrilor printr-o articulaie sferic.

Aceast soluie prezint i avantajul reglrii din exterior a presiunii de contact dintre blocul cilindrilor i placa de distribuie, permind un control sever al scurgerilor. De asemenea, cuplul piston - biel devine mult mai uor, permind mrirea turaiei. Datorit acestor avantaje, antrenarea blocului cilindrilor prin arbore cardanic tinde s se extind de la domeniul aeronautic la domeniul aplicaiilor mobile industriale, ndeosebi n varianta reversibil utilizat ca motor pentru sarcini ineriale mari. Dezavantajul esenial al acestei soluii l reprezint costul ridicat.

b) Cea de-a doua soluie ofer cel mai mic gabarit radial la o capacitate dat. Prin utilizarea distribuitorului sferic se elimin necesitatea ghidrii blocului cilindrilor printr-un arbore sprijinit pe discul de antrenare al pistoanelor i pe placa de distribuie. Rmne ns obligatorie utilizarea unui arbore cilindro - sferic al crui rol este de a presa blocul cilindrilor pe placa de distribuie, mpotriva forei portante din lagrul complex format de cele dou piese.

Principala precauie care trebuie luat n utilizarea unei astfel de maini ca pomp este prescrierea unui cuplaj ct mai elastic pentru antrenarea de ctre maina de for. n prezent se utilizeaz n acest scop cuplaje din familia "Periflex", al cror element elastic este nc n curs de ameliorare sub aspectul rigiditii torsionale.

c) A treia soluie necesit o mare precizie de execuie i montare a angrenajului conic. Reglarea jocului din angrenaj necesit o carcas divizat, format din dou semicarcase. ntre acestea se prevede un distanier a crui lime se stabilete la montaj.

Soluia este adecvat ndeosebi mainilor reversibile utilizate ca motoare pentru sarcini ineriale deosebit de mari. Fiind compact, este de asemenea utilizat n transmisii al cror gabarit este important. Un exemplu tipic de aplicare l constituie antrenarea pompelor submersibile portabile pentru epuismente.

Se adopt pentru pompa principal a transmisiei varianta b), cu precauii de montare i utilizare (se recomand evitarea ocurilor care au loc n cursul regimurilor tranzitorii rapide).

2. Prima opiune discutat trebuie completat cu alte observaii de natur cinematic i hidraulic.

Pentru a evita un consum permanent de energie prin utilizarea unui distribuitor direcional ntre pomp i motoare se adopt soluia de pomp reglabil n ambele sensuri (( = -25o... 0 ... +25o). Astfel, se exclude pentru pomp soluia cu reglare frontal, al crei gabarit este mult mai mic.

Pompele cu reglare frontal reduc mult greutatea grupurilor de pompare, dar fiind unidirecionale, n cazul transmisiilor care necesit inversarea sensului motoarelor hidraulice trebuie nsoite de distribuitoare direcionale.

Fig. 29.7. Seciune caracteristic prin pompa principal.

Se adopt deci soluia tipic de pomp direcional care este caracterizat prin amplasarea blocului cilindrilor ntr-o carcas basculant format din urmtoarele componente:

- carcas cilindric prevazut cu racorduri n form de L;

- capac de distribuie prevzut cu racorduri n form de U;

- cepuri de basculare (arbori) coaxiali care conin la interior canale de distribuie.

Un cep de basculare, de obicei cel superior, este prevzut cu caneluri pentru acionarea carcasei basculante de ctre dispozitivul de reglare.

3. Carcasa basculant trebuie ghidat i susinut. Este posibil utilizarea a doi rulmeni radial - axiali cu role conice care permit i reglarea poziiei axiale a carcasei, astfel nct centrul articulaiei sferice dintre discul de antrenare i arborele de ghidare al blocului cilindrilor s fie situat la intersecia axei blocului cilindrilor cu axa arborelui. Aceast soluie complic structura racordului rotitor (orientabil) format ntre cepul de basculare i carcasa fix a mainii.

n consecin, se adopt soluia ghidrii cu rulmeni radiali pentru care cepurile de basculare constituie i inele interioare, susinnd n acelai timp carcasa basculant cu un lagr elementar format ntre cepul de basculare inferior i capacul racordului corespunztor; piesa de uzur este un inel distanier dur, plan i neted. Grosimea acestuia este opional, permind ndeplinirea condiiei cinematice fundamentale pentru mainile reglabile.

4. Utilizarea unui racord orientabil format ntre cepurile de basculare i capacele carcasei necesit patru etanri dinamice greu solicitate, deoarece pulsaiile presiunii se asociaz cu micarea carcasei basculante. Uzual, aceste etanri sunt compuse, n sensul c ele conin un inel de seciune circular sau ptrat i inele laterale antiextruziune.

5. Pentru a obine un gabarit minim al lagrelor se adopt soluia cu trei rulmeni: 2 rulmeni radial - axiali cu bile n tandem i un rulment radial cu role cilindrice.

6. Utilizarea unei etanri mecanice scumpe ntre arbore i carcas poate fi evitat dac racordurile de drenare ale celor trei maini din transmisie sunt conectate direct la rezervor (nu trec prin schimbtorul de cldur i prin filtrul de retur). n acest caz, se poate utiliza o manet de rotaie simpl sau dubl.

7. innd seama de posibilitatea realizrii sub forma unei singure piese a corpului racordului superior i a corpului dispozitivului de reglare, se adopt pentru cilindrul hidraulic al acestuia soluia simetric (2 cilindri hidraulici cu simplu efect realizai ntre dou capace i un piston de tip plunjer).

n interiorul cilindrului se amplaseaz dou seturi de cte dou resoarte precomprimate. Comprimarea suplimentar a acestora n cursul reglajului este asigurat de o tij central a crei poziie axial este ajustabil din exterior.

Utilizarea acestei soluii permite readucerea carcasei basculante n poziia neutr cu precizie foarte mare i ntr-un timp reglabil cu ajutorul precomprimrii resoartelor. n acelai timp, caracteristica de comand este afectat, n sensul c reglarea capacitii nu ncepe dect la o presiune de ordinul a ctorva bari.

n ansamblu, rezult o caracteristic de reglare liniar cu prag (cuprins uzual ntre 5 i 10 bar pe sens), compatibil cu presiunea minim furnizat de supapele normal-deschise comandate mecanic sau prin electromagnei proporionali.

29.4.2. Justificarea soluiei de principiu i constructive adoptate

pentru motoarele hidraulice

Datorit posibilitii schimbrii sensului de rotaie al arborilor motoarelor prin schimbarea sensului circulaiei lichidului n pomp, se pot utiliza motoare cu reglare frontal prevzute cu un dispozitiv de comand hidraulic, a crui presiune de comand este identic cu presiunea de comand a capacitii pompei pentru mersul nainte al utilajului.

Subansamblul de antrenare al motorului difer de subansamblul de antrenare al pompei deoarece este necesar ghidarea blocului cilindrilor n cursul reglajului prin intermediul plcii de distribuie.

Resortul de meninere a contactului dintre blocul cilindrilor i placa de distribuie este amplasat ntre un guler al arborelui de ghidare i blocul cilindrilor.

Blocul cilindrilor i arborele de ghidare se rotesc sincron, fiind solidarizate printr-un tift sau o pan de mici dimensiuni.

Capacitatea motoarelor cu bloc nclinat poate fi constant sau variabil, intervalul uzual de reglare fiind cuprins ntre 1:1 i 1:4. La variantele reglabile, blocul cilindrilor este amplasat ntr-o carcas basculant sau este ghidat de un arbore sprijinit pe flana de antrenare a pistoanelor i ghidat de placa de distribuie; aceasta se deplaseaz pe o suprafa cilindric sub aciunea unui dispozitiv de reglare mecanic, hidraulic, electrohidraulic sau combinat.

Unghiul de basculare variaz ntre 70 i 250, astfel c

= 3,47.

Un dispozitiv de comand hidraulic este de fapt un servomecanism cu reacie de for, nglobnd urmtoarele componente:

- un cilindru hidraulic cu dublu efect diferenial, format din dou pistoane cu arii inegale i doi cilindri practicai n corpul comenzii;

- un selector de cale, format dintr-un sertar cilindric comandat prin diferena de presiune dintre racorduri;

- un distribuitor de reglare cu trei ci, comandat hidraulic;

- un resort de prescriere a presiunii de ncepere a reducerii capacitii;

- un resort de reacie elastic;

- o prghie de reacie, solidar cu tija cilindrului hidraulic, acionnd sertarul distribuitorului prin cele dou resoarte.

Funcionarea dispozitivului de comand este urmtoarea.

Camera de arie mic a cilindrului hidraulic i racordul P al distribuitorului sunt conectate la racordul de admisie al motorului printr-una din supapele de sens.

Racordul T al distribuitorului este conectat la drenajul motorului, iar racordul A - la camera de arie mare a cilindrului hidraulic.

Dac presiunea de comand este inferioar valorii corespunztoare precomprimrii resoartelor i ariei pistonului de comand, sertarul distribuitorului asigur drenarea camerei de arie mare a cilindrului hidraulic, capacitatea motorului fiind maxim, deci pentru un debit dat turaia motorului este minim.

La creterea presiunii de comand sertarul nvinge fora resoartelor i conecteaz camera de arie mare a cilindrului la racordul de admisie al motorului. Datorit diferenei de arii, tija pistonului se deplaseaz n sensul comprimrii resoartelor, micornd unghiul dintre axa arborelui i axa blocului cilindrilor; capacitatea motorului scade, deci la debit constant turaia sa crete. Deplasarea tijei nceteaz cnd fora de comand pe sertar este echilibrat de fora de reacie (elastic). Rezult o caracteristic presiune de comand - capacitate practic liniar, cu panta negativ.

Dac presiunea de comand variaz ntre pc min i pc max , capacitatea motorului variaz de la Vmax la Vmin.

29.4.3. Justificarea soluiei de principiu i constructive adoptate

pentru dispozitivul de reglare al capacitii pompei

principale

Reglarea primar a turaiei motoarelor hidraulice se face conform temei cu un sistem electrohidraulic format n esen din:

- o pomp auxiliar de capacitate mic, prevzut cu o supap de reglare a presiunii;

- o supap electrohidraulic dubl normal-deschis, comandat prin poteniometre (inductive) acionate de pedale;

- un cilindru hidraulic cu dublu efect i revenire elastic, amplasat pe carcasa pompei n scopul reglrii unghiului de basculare.

Frecrile din sistemul de reglare, variaia forei de basculare n funcie de presiunea de refulare a pompei principale i ali factori perturbatori afecteaz liniaritatea caracteristicii de comand a transmisiei, care constituie relaia dintre poziia uneia dintre pedalele de comand i viteza motoarelor hidraulice (capacitatea pompei). Neliniaritatea caracteristicii de comand nu este esenial la capaciti medii i mari. Cea mai important problem a caracteristicii de comand este anularea capacitii pompei la scderea semnalului de comand sub o anumit valoare. Teoretic, revenirea elastic cu dou resoarte amplasate de o parte i de alta a pistonului cilindrului hidraulic asigur o caracteristic liniar. Fora de centrare elastic este de forma:

n care Kel este rigiditatea resoartelor iar y este cursa pistonului cilindrului hidraulic. n jurul nulului, frecrile devin comparabile cu fora de centrare elastic, fcnd practic imposibil controlul anulrii capacitii pompei.

Soluia modern a acestei probleme este legat de tipul sistemului de comand apreciat din punct de vedere informaional:

a) dac se utilizeaz un sistem cu reacie de poziie, centrarea se realizeaz cu un singur resort precomprimat ("casetat") care acioneaz asupra sertarului distribuitorului;

b) dac nu se utilizeaz o legtur de reacie, fora de readucere se obine cu dou sau patru resoarte amplasate n piston, astfel nct acestea s fie comprimate suplimentar indiferent de sensul de micare al pistonului.

Se adopt soluia firmei Hydromatik, caracterizat prin utilizarea unei tije centrale prevzut cu umeri multipli prin care se acioneaz resoartele n ambele sensuri de micare ale pistonului (fig. 29.8). n zona central, pistonul este prevzut cu o degajare perpendicular pe axa sa prin care acioneaz prghia de basculare a carcasei blocului cilindrilor. Cilindrul hidraulic se flaneaz pe carcasa pompei, ncluznd corpul racordurilor.

Fig. 29.8. Dispozitiv de comand electrohidraulic pentru pompa F220 K2

Aplicaia 29.1 Concepia pompei principale a unei

transmisiei hidrostatice

1. Etapele concepiei pompei principale

n concepia pompei principale se parcurg urmtoarele etape:

a) calculul subansamblului rotativ, care include:

- calculul diametrului discului de antrenare a pistoanelor;

- calculul diametrului blocului cilindrilor;- calculul coeficientului de neuniformitate a debitului i a frecvenei impulsurilor de debit;

- calculul unghiului de oscilaie a bielelor n pistoane.

b) calculul sistemului de distribuie, care cuprinde:

- stabilirea soluiei de principiu;

- calculul unghiurilor de acoperire a distribuiei;

- calculul dimensiunilor fantelor i ferestrelor de distribuie;

c) calculul de rezisten al arborelui;

d) calculul lagrelor;

e) calculul dispozitivului de reglare a capacitii.

2. Calculul subansamblului rotitor

n paragraful 29.3 au fost dimensionate principalele componente ale transmisiei. Conform condiiilor impuse prin tema de proiectare, pompa principal are urmtoarele caracteristici:

- capacitatea maxim: Vp max ;

- numrul de pistoane: z = 7;

- diametrul pistoanelor: d;

- unghiul maxim dintre axa blocului cilindrilor i axa arborelui de antrenare:

= 25o.

Valorile capacitii maxime i diametrului pistoanelor rezult din calculul de dimensionare prezentat n paragrafului 29.3, fiind specifice mrimii componentelor alese pentru transmisie.

Numrul de pistoane (z = 7) este specific mainilor fr arbore cardanic deoarece ofer, pe de o parte, un grad maxim de utilizare al volumului blocului cilindrilor cu cilindri i, pe de alt parte, o pulsaie acceptabil a debitului.

Valoarea

= 25o este specific mainilor hidraulice volumice cu pistoane axiale i bloc nclinat, la care pistoanele sunt sertizate cu bielele.

2.1. Calculul diametrului discului de antrenare (diametrul de dispunere a

sferelor mari ale bielelor)

Din expresia capacitii maxime a pompei,

(29.1.1)

se obine raza de dispunere a sferelor mari ale bielelor, R:

(29.1.2)

Diametrul discului de antrenare este .

2.2. Calculul diametrului blocului cilindrilor (diametrul de dispunere a sferelor mici ale bielelor)

nclinarea axei blocului cilindrilor fa de axa arborelui determin oscilaii ale bielelor n jurul axelor cilindrilor. Diametrul bielelor este maxim dac axele acestora descriu conuri practic circulare n jurul axelor cilindrilor. Condiia de optim, respectiv condiia de oscilaie simetric a bielelor n pistoane, este:

(29.1.3)

Din aceast relaie se calculeaz raza r i diametrul blocului cilindrilor, , pentru

= 25o.

2.3. Calculul unghiului de oscilaie al bielelor n pistoane

Acest unghi se calculeaz cu relaia

(29.1.4)

Din ANEXA 3 se obine valoarea raportului R/lb corespunztoare capacitii unitii cu pistoane axiale aleas ca pomp principal a transmisiei.

Din expresia unghiului

se calculeaz lungimea bielei. Acelai unghi intervine n geometria bielei. Erorile de calcul sau de execuie ale acestui unghi conduc la ruperea prematur a bielelor datorit nlocuirii contactului liniar dintre biele i pistoane cu un contact punctiform.

2.4. Calculul coeficientului de neuniformitate a debitului

Pentru un numr impar de pistoane, coeficientul de neuniformitate a debitului se calculeaz cu relaia:

(29.1.5)

2.5. Calculul frecvenei impulsurilor de debit

Pentru un numr impar de pistoane, frecvena impulsurilor de debit se determin cu relaia:

(29.1.6)

2.6. Exemplu de calcul pentru pompa F 220 K2

Din tema de proiectare se cunosc urmtorii parametri:

- capacitatea maxim a pompei: Vp max = 63 cm3/rot;

- numrul de pistoane: z = 7;

- diametrul pistoanelor: d = 20 mm;

- unghiul maxim de nclinare al blocului cilindrilor fa de axa arborelui de antrenare:

= 25o.

nlocuind aceste valori n expresia razei de dispunere a sferelor mari ale bielelor, rezult:

deci

.

Din condiia de optim,

rezult

i

Conform Anexei 3, valoarea optim a raportului R/lb este:

Rezult

Dac se admite se obine

Valoarea coeficientului de neuniformitate a debitului este:

Frecvena impulsurilor de debit este:

deoarece

3. Calculul sistemului de distribuie

3.1. Stabilirea soluiei de principiu pentru sistemul de distribuie

Componentele sistemului de distribuie sunt blocul cilindrilor i placa de distribuie. Rotirea blocului cilindrilor n faa distribuitorului frontal permite conectarea alternativ a cilindrilor la racordurile de aspiraie i refulare prin fante practicate n cilindri i ferestrele realizate n placa de distribuie.

Fantele i ferestrele de distribuie se obin cu freze cilindro - frontale; forma lor uzual este de segment de coroan circular, avnd capetele rotunjite. Placa de distribuie trebuie s asigure nchiderea ermetic a cilindrilor n vecintatea punctelor moarte ale pistoanelor, pentru a nu permite trecerea lichidului din fereastra de refulare n cea de aspiraie.

La pompele clasice placa de distribuie este plan; la variantele moderne se utilizeaz din ce n ce mai frecvent placa de distribuie sferic.

Maina fiind calculat ca pomp i avnd un singur sens de rotaie al arborelui, este posibil utilizarea unei distribuii asimetrice, cu acoperire pozitiv la nceputul refulrii i la nceputul aspiraiei, celelalte dou acoperiri (la sfritul aspiraiei i la sfritul refulrii) fiind nule. Astfel se asigur o reducere semnificativ a zgomotului i se evit cavitaia corespunztoare unei acoperiri pozitive la sfritul aspiraiei. Acoperirile menionate, simetrice n raport cu axa de rotaie sunt echivalente cu rotirea parial a plcii de distribuie n sensul rotaiei blocului cilindrilor, care se practic la cele mai evoluate maini cu pistoane axiale. Principalele caracteristici geometrice ale plcii de distribuie sferice a unei pompe cu pistoane axiale sunt prezentate n fig. A.29.1-1.

Fig. A.29.1-1 Geometria plcii de distribuie

Datorit opiunii pentru antrenarea blocului cilindrilor prin contactul lateral dintre biele i pistoane, nu mai este necesar ca n zona central a blocului cilindrilor s se amplaseze un arbore de ghidare complet (cu 2 articulaii) ci numai un cep de ghidare i de presare a blocului cilindrilor pe placa de distribuie pentru a realiza etaneitatea de start a refulrii.

Cilindrii pot fi dispui concentrat n jurul cepului i distribuia poate fi sferic, astfel c diametrul mediu al ferestrelor poate fi mai mic dect diametrul blocului cilindrilor.

Fantele de distribuie sunt circulare i practic perpendiculare pe suprafaa sferic a plcii de distribuie. Reducerea diametrului de distribuie permite n principiu realizarea unui produs presiune - vitez mai mare (viteza relativ se msoar pe cercul de diametru D0).

Forma i dimensiunile fantelor de distribuie trebuie s asigure curgerea lichidului prin seciunile caracteristice cu viteze moderate, pentru a evita pierderile de sarcin exagerate. n acelai timp, este necesar s se asigure un joc optim ntre blocul cilindrilor i placa de distribuie, care s permit trecerea particulelor solide din lichid cu pierderi de debit minime.

Placa de distribuie este caracterizat prin urmtoarele unghiuri:

-

: unghiul fantei (unghiul sub care se vede fanta din axul de rotaie);

-

: unghiul de distribuie, avnd dou valori caracteristice:

-

: unghiul de frezare a ferestrelor, avnd dou valori caracteristice:

-

: unghiul de etanare;

-

: unghiul de acoperire avnd dou valori caracteristice:

3.2 Calculul unghiurilor de acoperire a distribuieiPentru determinarea unghiurilor de acoperire a distribuiei se utilizeaz relaiile:

(29.1.7)

(29.1.8)

n care:

-

EMBED Equation.2 400017000 bar este modulul de elasticitate echivalent al lichidului din transmisie; valoarea inferioar corespunde prezenei racordurilor elastice n circuitul energetic, ntre pomp i motor;

- Pm = p2m - p1m = 80160 bar este cderea de presiune medie dintre racordurile motorului; uzual, Pm = 0,250,5 p2max , corespunztor turaie maxime a motorului hidraulic, care apare n cursul deplasrii utilajului n plan orizontal, cu vitez maxim;

- V0 este volumul mort al cilindrului, calculat cu relaia

(29.1.9)

unde c0 ( 0,250,5 este un coeficient adimensional de form.

3.3 Calculul dimensiunilor fantelor i ferestrelor de distribuie

a) Pentru a asigura un joc optim ntre blocul cilindrilor i placa de distribuie trebuie s se asigure un raport optim ntre aria fantelor i aria ferestrelor, precum i ntre aria fantelor i aria seciunii transversale a cilindrilor.

Pentru coeficientul de suprafa fant - cilindru se consider domeniul:

(29.1.10)

Valoarea tipic este

.

b) Pentru evitarea cavitaiei viteza lichidului prin fante trebuie limitat. ntre suprafaa pistonului i fanta corespunztoare, ecuaia continuitii are forma

(29.1.11)

Din aceast relaie, se calculeaz viteza medie a lichidului prin fante,

:

(29.1.12)

unde

este unghiul de poziionare al pistonului.

Viteza pistonului se calculeaz cu relaia:

(29.1.13)

Aceasta devine maxim cnd unghiul

are valoarea

:

(29.1.14)

Pentru a evita apariia cavitaiei se impune condiia ca valoarea maxim a vitezei lichidului prin fant s nu depaeasc 8 m/s:

(29.1.15)

Dac valoarea obinut n urma calculelor este prea mare, se impune reducerea turaiei pompei sau supraalimentarea acesteia.

c) n cazul distribuitoarelor plane ale pompelor cu disc nclinat, diametrul mediu de amplasare a fantelor de distribuie, D0, se calculeaz cu relaia:

(29.1.16)

unde Dc este diametrul cilindrului.

n cazul distribuitoarelor plane moderne, D0 < Dc datorit convergenei axelor fantelor spre axul de rotaie.

n cazul distribuitoarelor sferice moderne,

(29.1.17)

soluie care asigur performane maxime.

Unghiul sub care se vede fanta din axul de rotaie este:

,

(29.1.18)

unde este raza fantei de distribuie.

d) Pentru calculul unghiurilor de etanare se utilizeaz urmtoarele relaii:

- unghiurile de etanare la refulare:

(29.1.19)

- unghiurile de etanare la aspiraie:

(29.1.20)

e) Unghiurile de distribuie se calculeaz cu relaiile:

- unghiul de distribuie la refulare:

(29.1.21)

- unghiul de distribuie la aspiraie:

(29.1.22)

Unghiurile de frezare ale ferestrelor de distribuie se calculeaz innd seama de faptul c fantele de amortizare necesare la nceputul refulrii i la nceputul aspiraiei se extind pe o lungime aproximativ egal cu raza fantei de distribuie.

(29.1.23)

n acest caz, unghiul de frezare mediu este

(29.1.24)

f) Viteza medie n ferestrele de distribuie se calculeaz cu ajutorul relaiei:

(29.1.25)

Valoarea obinut nu trebuie s depeasc 4,5 m/s.

Mrimea

care intervine n relaia (29.1.25) reprezint aria ferestrei de distribuie i se calculeaz cu relaia:

(29.1.26)

g) Limea gulerelor de etanare rezult din rezolvarea ecuaiei de echilibru a blocului cilindrilor n raport cu placa de distribuie.

Fora de presiune care tinde s lipeasc blocul cilindrilor de placa de distribuie este

(29.1.27)

iar fora care tinde s ndeprteze blocul cilindrilor de placa de distribuie se calculeaz cu relaia

(29.1.28)

Se admite convenional c fora portant (

) este mai mic dect fora deportant (

), raportul lor fiind:

(29.1.29)

Rezult :

(29.1.30)

Uzual a = 1...6 mm, n funcie de capacitate (valorile mici corespund capacitilor mici).

Pentru calculul limii gulerelor de etanare se utilizeaz ipoteza c n orice direcie radial a jumtii plcii de distribuie corespunztoare refulrii presiunea variaz liniar, deci presiunea medie este egal cu jumtatea presiunii de refulare nominale.

Verificarea limii gulerelor de etanare se face calculnd o presiune de contact echivalent ntre cele dou piese n micare relativ,

(29.1.31)

unde A este aria de sprijin, calculabil cu relaia:

(29.1.32)

Valoarea limit superioar admis pentru

este

N/m2.

Viteza relativ a celor dou suprafee este limitat uzual la valoarea

m/s.

Valoarea maxim admis pentru produsul

este de

N/ms.

3.4. Calculul resortului din blocul cilindrilor

Presiunea de contact furnizat de resortul amplasat n blocul cilindrilor se calculeaz cu relaia:

(29.1.35)

n care

(29.1.36)

iar

are valori cuprinse n intervalul

N/m2. Spaiul n care este amplasat resortul are diametrul nominal egal cu cel al cilindrilor, iar lungimea disponibil pentru resort este de ordinul a dou diametre de cilindru.

Dac resortul este elicoidal, trebuie dimensionat la limita superioar de rezisten (cazul modern). Se poate utiliza i un pachet de arcuri disc, dar condiia rectificrii muchiilor de sprijin este dificil.

Se accept resortul elicoidal deoarece influena erorilor de execuie este mai redus, dei arcul este deosebit de rigid.

3.5. Exemplu de calcul pentru pompa F 220 K2

Unghiul de acoperire minim la refulare se calculeaz pentru urmtoarele date :

= 16000 bar;

;

P =

bar;

.

Volumul mort al cilindrului este:

mm3

Rezult unghiul de acoperire la refulare:

Pentru valorile de mai sus, unghiul de acoperire la aspiraie are valoarea:

Se admite c

.

Se limiteaz viteza lichidului prin fant la valoarea

m/s

Aria fantei este

mm2

iar diametrul fantei

EMBED Equation.2 mm.

Rezult

mm.

Viteza maxim a pistonului este

m/s.

n aceast relaie:

rad/s

Viteza maxim a lichidului prin fant are valoarea

vfmax

5,51 m/s < 8 m/s

Turaia maxim admisibil la aceast main din punctul de vedere al vitezei lichidului n fant este:

rot/min.

Diametrul mediu de amplasare a fantelor este

mm

Pentru

mm i

mm rezult

mm.

Unghiul sub care se vede fanta din axul de rotaie va fi:

Unghiurile de etanare au urmtoarele valori:

Unghiurile de distribuie corespunztoare sunt:

Rezult unghiul de frezare mediu:

Pentru

,

mm2 i debitul mediu

rezult

Se admite

i se calculeaz limea umrului de etanare pentru urmtoarele date: ;;

; ; . Rezult: a = 3,5 mm.

Verificarea limii umerilor de etanare se face calculnd presiunea de contact echivalent. Aria de sprijin este

Pentru presiunea de refulare medie

bar rezult fora portant . Fora deportant are valoarea Fbc=17584 N. n acest caz presiunea de contact echivalent va fi:

N/m2deci .

Viteza relativ a celor dou suprafee aflate n contact este:

.

Produsul este mai mic dect valoarea admis de .

Presiunea de contact elastic furnizat de resortul amplasat n blocul cilindrilor este:

unde

i .

Arcul are urmtoarele caracteristici:

R = raza de nfurare = 8 mm;

d = diametrul spirei = 3 mm;

n = numrul de spire = 4;

G = rigiditatea arcului = 850 000 daN/cm2.

Se admite (resort elicoidal).

Rezult :

Sgeata arcului va fi:

Efortul unitar maxim datorat rsucirii este:

Pentru oelul de arcuri .

Constanta elastic a arcului are valoarea

.

4. Calculul de rezisten al arborelui pompei

4.1 Calculul unghiurilor de dispunere a pistoanelor

Pistoanele care se afl n faza de refulare pot fi reperate prin unghiurile:

(29.1.37)

unde: k = 1, 2, ..., m i

este pasul unghiular al pistoanelor pe disc (fig.4.39). Deoarece pentru

, momentul teoretic corespunztor pistoanelor care refuleaz este maxim, unghiurile de dispunere a pistoanelor aflate n faza de refulare vor fi:

(pentru z = 7 pistoane).

Rezult:

. Valorile unghiurilor

sunt:

4.2 Calculul componentelor forelor de presiune

Reglarea capacitii pompei este echivalent cu reglarea momentului de antrenare. Dac presiunea la aspiraia pompei este neglijabil fa de presiunea de refulare, momentul necesar pentru deplasarea unui piston poziionat prin unghiul

(fig. A.29.1-2) se calculeaz considernd c fora de presiune:

(29.1.38)

este format dintr-o component

paralel cu axa arborelui i o for

paralel cu planul discului de antrenare.

Coordonatele centrelor sferelor mari ale bielelor celor patru pistoane aflate n faza de refulare sunt:

(29.1.39)

Fig. A.29.1-2. Schema de calcul a solicitrilor arborelui.

n cazul concret studiat se obine:

- pentru pistonul 1:

m

m

- pentru pistonul 2:

m

- pentru pistonul 3:

- pentru pistonul 4:

Se observ c i , deci centrele sferelor mari ale bielelor pistoanele sunt dispuse simetric n raport cu un plan orizontal care trece prin axa arborelui

Pentru Pmax = 320 bar i d = 20 mm, fora de presiune are valoarea

N

(29.1.40)Pentru ( = 250, componentele forei de presiune corespunztoare celor patru pistoane aflate n faza de refulare sunt

Solicitrile echivalente sunt:

Momentul teoretic corespunztor pistoanelor care refuleaz este:

,

(29.1.41)

unde

.

(29.1.42)

Efectund calculele se obine

deci

Momentul teoretic specific mediu are valoarea

iar momentul mediu la arborele de antrenare este

deoarece V = 63 cm3/rot i Pmax = 320 105 N/m2.

4.3. Calculul reaciunilor

innd seama de structura adoptat pentru lagre se fac urmtoarele recomandri:

a) Rulmenii radiali cu role cilindrice fiind greu solicitai, se aleg din seria grea, cu role cilindrice pe un singur rnd.

b) n calculul solicitrii rulmenilor, reaciunea corespunztoare rulmentului dublu va fi considerat la jumtatea acestuia.

c) Ungerea rulmenilor se face cu ulei, astfel c gradul de ncrcare dinamic radial i axial va fi considerat la limita superioar uzual.

Adoptnd aceste recomandri se obin urmtoarele relaii:

4.4. Exemplu de calcul pentru pompa F 220 K2

Se consider pentru pompa calculat urmtoarea geometrie:

Dup efectuarea calculelor se obine:

4.5. Calculul eforturilor n seciunile caracteristice ale arborelui.

Arborele este fabricat dintr-un oel aliat de nitrurare: 38 MoCA09, conform STAS 791-80. Materialul ales are urmtoarele caracteristici mecanice:

- limita de curgere:

Rco2 = 790 N/mm2;

- rezistena la traciune:

Rm = 980 ... 1180 N/mm2;

- alungirea la rupere:

10%;

- reziliena (KCU/5):

39 J/cm2;

- duritatea Brinell:

229 HB.

a) Zona de diametru minim a semicuplajului.

Arborele are aici diametrul d1 = 35 mm. n aceast zon arborele este solicitat la torsiune. Modulul de rezisten polar este:

Efortul tangenial are valoarea:

b) Zona periculoas din reazemul B.

n aceast seciune diamterul arborelui are valoarea dB = 50 mm. Dup efectuarea calculelor se obin urmtoarele valori pentru mrimile caracteristice:

Arborele fiind supus unei solicitri compuse, pentru determinarea efortului unitar echivalent se utilizez una dintre cele patru teorii:

-teoria I:

(29.1.43)

-teoria a II-a:

(29.1.44)

-teoria a III-a:

(29.1.45)

-teoria a IV-a:

(29.1.46)

Pentru cazul concret studiat se obin urmtoarele rezultate:

-teoria I:

-teoria a II-a:

-teoria a III-a:

-teoria a IV-a:

Se constat c eforturile unitare echivalente sunt relativ mici.

5. Calculul lagrelor principale

Pentru aceste calcule sunt utile urmtoarele sugestii:

a) Se recomand utilizarea rulmenilor radiali - axiali cu bile n tandem din seria BDT, conform tabelului nr. 3, din anexa 3. Rulmenii radiali cu role cilindrice pe un singur rnd din seria grea se aleg din tabelul nr. 1 al anexei 3.

b) Ungerea rulmenilor se face cu ulei, astfel c gradul de ncrcare dinamic radial i axial va fi considerat la limita superioar uzual.

5.1. Calculul durabilitii rulmenilor

Durabilitatea (durata de funcionare) a unui rulment reprezint numrul de rotaii efectuate de acesta naintea apariiei semnelor de oboseal ale materialului, la unul din inele sau la unul din corpurile de rulare. Durabilitatea se determin cu relaia:

(29.1.47)

unde:

= durabilitatea nominal [mil. rotaii];

C= capacitatea de ncrcare dinamic de baz a rulmentului [N];

P= sarcina dinamic echivalent [N];

p= exponent care are urmtoarele valori: p = 3 n cazul contactului punctiform (rulmeni cu bile), respectiv p = 3,33 n cazul contactului liniar (rulmeni cu role).

5.2 Calculul capacitii de ncrcare dinamic de baz

Se pot defini urmtoarele noiuni de baz:

- capacitatea radial (Cr - pentru un rulment radial) este sarcina radial de valoare i direcie constant care poate fi suportat teoretic pe durata nominal de funcionare de 106 rotaii;

- capacitatea radial (Cr - pentru un rulment radial-axial cu bile sau role conice pe un rnd) este componenta radial a acelei sarcini care provoac o deplasare pur radial a inelelor unul fa de cellalt i care poate fi suportat pe durata nominal de funcionare de 106 rotaii;

- capacitatea axial (Ca - pentru un rulment axial) este sarcina central pur axial, de valoare constant care poate fi suportat teoretic pe durata nominal de funcionare de 106 rotaii; datorit dispersiei durabilitii, capacitatea de ncrcare a unui rulment pe dou rnduri nu este de dou ori mai mare dect cea a unui rulment pe un rnd de construcie identic;

- sarcina radial dinamic echivalent (Pr) este sarcina radial, de valoare i direcie constant, sub a crei aciune durata de funcionare nominal a rulmentului radial ar fi aceeai ca n condiiile de ncrcare reale;

- sarcina axial dinamica echivalent (Pa) este sarcina central pur axial, de valoare constant, sub a crei aciune durata de funcionare nominal a rulmentului axial ar fi aceeai ca n condiiile de ncrcare reale;

- sarcina radial dinamic echivalent (Pr) a rulmenilor radiali cu bile i radiali-axiali cu bile de tipuri curente, ncrcai simultan cu o sarcin radial

i o sarcin axial

, se determin cu relaia:

(29.1.48)

n care: X este coeficientul de ncrcare radial iar Y- coeficientul axial.

Coeficienii X i Y se aleg n funcie de valoarea raportului

sau > e.

Pentru turaii constante este mai comod s se utilizeze valoarea durabilitii nominale

, exprimat n ore:

(29.1.49)

5.3. Exemplu de calcul pentru pompa F220 K2

1. Se aleg rulmeni radiali cu role cilindrice pe un singur rnd din seria

NJ 310 (STAS 3043 86) care au urmtoarele caracteristici:

- capacitatea de ncrcare echivalent dinamic: Cr = 85 kN = 85000 N

- capacitatea de ncrcare echivalent static: C0r = 56 kN = 56000 N

- turaia limit n cazul ungerii cu ulei: nmax = 6300 rot/min

- sarcina radial dinamic echivalent:

(29.1.50)

deoarece X = 1 i Y = 0.

Durabilitatea nominal

se calculeaz cu relaiile:

[mil. rotaii]

(29.1.51)

[ore]

(29.1.52)

Pentru p = 320 bar:

mil.rotaii

Durabilitatea nominal a rulmenilor pentru presiunea de 320 bar este:

mil.rotaii

orePentru p = 160 bar,

N

N

mil.rotaii

ore

mil.rotaii

ore

Pentru p = 80 bar,

N

N

mil.rotaii

ore

mil.rotaii

ore

2. Rulmentul radial-axial cu bile cu simplu efect, dublu, este din seria 7310 BG sau B NT conform STAS 7416/1/2 86. Acest tip de rulment are urmtoarele caracteristici:

- capacitatea de ncrcare echivalent static: C0r = 85000 N;

- capacitatea de ncrcare echivalent dinamic: Cr = 90000 N;

- turaia limit n cazul ungerii cu ulei: nmax = 5000 rot/min;

- sarcina dinamic echivalent:

(29.1.53)

Dac

, X = 1 i Y = 0; dac

> e, X = 0,35 i Y = 0,57, pentru e = 1,14.

Pentru

N

N

<

rezult

N

N

Durabilitatea nominal

va fi:

(29.1.54)

(29.1.55)

Pentru p = 320 bar,

mil.rotaii

ore

Pentru p = 160 bar,

Pentru p = 80 bar,

mil.rotaii

6. Calculul lagrelor carcasei basculante.

n calculul lagrelor carcasei basculante se consider c aceasta este solicitat de o for centric egal cu rezultanta forelor de presiune pe placa de distribuie. Se calculeaz cele dou reaciuni din lagre,

i se verific rulmenii considernd pentru acetia o solicitare static deoarece bascularea carcasei se face relativ lent n raport cu turaia nominal uzual a rulmenilor.

Sunt necesare urmtoarele verificri:

- solicitarea cepurilor basculante n seciunea minim, situat n dreptul rulmenilor radiali cu ace (role cilindrice); rulmenii nu au inel interior, cepurile de basculare constituind inele interioare;

- solicitarea la forfecare a uruburilor de asamblare a cepului canelat de acionare a carcasei basculante cu corpul acesteia;

- solicitarea la traciune a uruburilor de asamblare a capacului carcasei basculante cu corpul acesteia.

a) Calculul reaciunilor.

Neglijnd asimetria repartiiei presiunii pe placa de distribuie rezult:

b) Verificarea rulmenilor.

Rulmenii sunt radiali cu ace, din seria RNA 4913 conform STAS 7016/1 - 76 i au urmtoarele caracteristici:

-d = 65 mm;

-D = 90 mm;

-b = 25 mm;

-Fw = 72 mm (diametrul interior al coliviei);

-n max vaselin = 4800 rot/min;

-n max ulei = 5600 rot/min.

-capacitatea de ncrcare dinamic: Cr = 54000 N;

-capacitatea de ncrcare dinamic: Cor = 60000 N.

c) Verificarea la forfecare a seciunii minime a cepurilor de basculare.

Dimensiunile caracteristice ale acestei seciuni sunt:

Pentru aceste diametre rezult:

(neglijabil)

deoarece fora tietoare este

d) Verificarea la forfecare a uruburilor cepului de basculare canelat.

n cazul pompei F220, pentru asamblarea cepului de basculare canelat cu corpul caracasei basculante se utilizeaz 4 uruburi M8 x 25 din grupa 8.8 conform STAS 5144-70; acestea au urmtoarele caracteristici:

Se consider acoperitor c momentul maxim de basculare,

este preluat de un singur urub. Fora tietoare are valoarea:

deoarece raza tietoare este:

Efortul de forfecare este:

unde

iar

.

Cu aceste valori se verific condiia:

.

Considernd toate cele 4 uruburi existente rezult:

d) Verificarea uruburilor capacului carcasei basculante

Aceste uruburi sunt solicitate la ntindere i forfecare, prima solicitare fiind dominant. innd seama de valoarea forei de presiune pe placa de distribuie,

se efectueaz n continuare urmtoarele calcule. Fora de traciune ce poate fi prelut de cele 4 uruburi este

unui urub revenindu-i fora maxim

.

Considernd valorile eforturilor admisibile:

;

;

i diametrul uruburilor,

rezult:

N

N

Raportul dintre fora admisibil i cea necesar este acoperitor (cca 4,3) dar uruburile trebuie pretensionate pentru a asigura etaneitatea orificiilor dintre carcasa basculant i capacul acesteia. Astfel se ajunge la o rezerv relativ mic de rezisten, care impune controlul momentului de montaj.

7. Calculul dispozitivului de reglare a capacitii pompei principale.

7.1. Dimensionarea dispozitivului de reglare a capacitii pompei

principale.

ntr-o prim etap se face dimensionarea dispozitivului de comand electrohidraulic din considerente statice, urmnd ca ntr-o etap ulterioar s se confirme dimensiunile i celelalte caracteristici ale elementelor componente ale comenzii hidraulice printr-un calcul dinamic care are ca principal obiectiv determinarea rspunsului la un semnal treapt tipic prin simulare numeric.

Din punct de vedere static este necesar s se stabileasc constantele elastice ale resoartelor de centrare, precomprimrile acestora, diametrul cilindrului hidraulic, precum i nivelurile extreme de presiune pentru comand. n acest scop se utilizeaz ecuaia de echilibru a pistonului comenzii hidraulice, completat cu diferite restricii de natur practic.

Ecuaia de echilibru static a pistonului comenzii hidraulice este:

(29.1.56)

n continuare se determin expresiile forelor implicate, innd seama de restriciile impuse prin soluia constructiv aleas.

a) Fora elastic

n cazul soluiei clasice, precomprimarea resoartelor nu intereseaz n calcule. Dac resoartele sunt montate "n caset", fora elastic de centrare include precomprimarea resoartelor, y0e. Fora elastic se calculeaz cu relaiile:

- pentru resoartele montate "n caset":

(29.1.57)

- pentru resoartele montate liber:

(29.1.58)

Se admite aceeai precomprimare pentru toate resoartele. Pentru a reduce diametrul spaiului n care se amplaseaz resoartele, se utilizeaz cte dou resoarte de fiecare parte a pistonului. Sensul de nfurare a spirelor acestora trebuie s fie contrar, pentru a evita ntreptrunderea spirelor datorit unui eventual flambaj.

b) Fora de comand

Supapa proporional dubl utilizat pentru comand furnizeaz fora:

(29.1.59)

c) Fora de basculare

Fora necesar pentru asigurarea basculrii la orice unghi este proporional cu presiunea de refulare a pompei reglate:

(29.1.60)

Aceast for tinde ntotdeauna s anuleze unghiul de basculare. Pentru calculul constantei

trebuie s se cunoasc fora de basculare corespunztoare presiunii nominale:

(29.1.61)

Aceast for acioneaz la raza

a prghiei de basculare. Constanta elastic total este

(29.1.62)

urmnd ca definitivarea constantelor s se fac dup calculul de predimensionare a resoartelor. Ecuaia de echilibru static devine

(29.1.63)

deci

(29.1.64)

Se remarc gruparea ntr-o singur necunoscut a constantei elastice echivalente i a precomprimrii resoartelor. Ca urmare, sunt necesare cteva iteraii. Pentru y = 0 (pompa la capacitatea nul), ( = 0 deoarece

(29.1.65)

La funcionarea n gol, presiunea de comand are uzual valoarea pc = 5 bar, iar la presiunea nominal de refulare a pompei, ppn , presiunea de ncepere a reglrii capacitii este pc = 10 ... 12 bar.

Rezult:

(29.1.66)

Pentru y = ymax (( = (max), se impune presiunea de comand

Rezult:

(29.1.67)

Se alege

, inndu-se seama de faptul c precomprimarea resoartelor este funcie de capacitatea pompei. Din prima condiie se calculeaz constanta elastic total, Ke , iar din a doua condiie rezult diferena de presiune care trebuie s aib valori cuprinse ntre 25 i 50 bar. Se alege preliminar

i se dimensioneaz resoartele cu urmtoarele restricii:

a) diametrul exterior al arcului trebuie s fie compatibil cu alezajul cilindrului hidraulic;

b) la comprimarea maxim, resoartele trebuie s intre unul n cellalt cu un joc suficient de mare.

7.2 Exemplu de calcul pentru pompa F 220.

1. Informaii preliminare

a) Pentru resortul exterior:

- mm (diametrul exterior al srmei)

- mm (pasul)

-mm (lungimea liber)

- mm (raza de infurare)

b) Pentru resortul interior:

-

mm

- mm

- mm

- mm

-Diametrul cilindrului:

mm

-Raza manivelei: mm

-Momentul de reglare:

Nm

2. Calculul rigiditii resoartelor

a) Se utilizeaz relaia:

(29.1.68)

n care: G este modulul de elasticitate transversal (G = 810000 daN/cm2 pentru oel de arc); R - raza medie de dispunere a spirelor (de nfurare); de - diametrul srmei; ne - numrul spirelor.

b) Din relaia de calcul a rigiditii resortului exterior,

pentru

spire

rezult

daN/cm

N/m

c) Din relaia de calcul a rigiditii resortului interior,

pentru

spire

se obine

d) Rigiditatea total a resoartelor este:

3. Calculul forei de basculare.

La presiunea nominal,

N

4. Calculul pretensionrii resoartelor.

Condiiile specifice nceperii reglrii sunt:

- unghiul de basculare: ( = 0;

- cursa pistonului cilindrului hidraulic: y = 0;

- presiunea de refulare a pompei: pn = 0;

- fora de basculare: Fb = 0.

Se alege pentru presiunea de comand care determin nceperea reglajului valoarea pc = 5 bar. n acest regim,

,

sau

(29.1.69)

n aceast ecuaie,

m2

m

5. Calculul presiunii de ncepere a reglajului la presiunea de refulare nominal.

Acest regim este definit prin urmtoarele condii:

- cursa pistonului cilindrului hidraulic este nul: y = 0;

- presiunea de refulare a pompei are valoarea nominal: pn = 320 bar.

Din ecuaia de echilibru a pistonului sub forma complet,

rezult

(29.1.70)

sau

6. Calculul presiunii de reglare pentru capacitatea maxim.

n acest caz,

deci

m

mm

Din relaia

(29.1.71)

rezult

7. Calculul presiunii de reglare pentru capacitatea maxim i presiune

de refulare nul.

Ecuaia de echilibru static devine:

(29.1.72)

deci

8. Calculul eforturilor tangeniale din resoarte.

Efortul unitar tangenial se calculeaz cu relaia

(29.1.73) Pentru oelul de arc uzual (55VCr11),

Primul resort furnizeaz fora

sau

Rezult

Pentru al doilea resort,

sau

n acest caz

Caracteristica de reglare, pc (y, p) este un domeniu de tip band (fig.A29.1-3).

Fig. A.29.1-3. Caracteristica static a dispozitivului de comand.

7.3. Studiul comportrii dinamice a dispozitivului de reglare a capacitii

pompei principale

Prin tema de proiectare s-a indicat tipul comenzii utilizate pentru reglarea capacitii pompei principale: comand hidraulic proporional. Ca element de comand s-a ales o supap normal-deschis dubl comandat prin pedale, care n varianta electrohidraulic este echivalent cu o supap normal-deschis dubl proporional. n practic, pe utilajele mobile se utilizeaz ambele comenzi, cea mecanohidraulic fiind specific utilajelor clasice.

Calculul dinamic al dispozitivului de comand are ca scop predeterminarea performanelor dinamice (timpul de rspuns al comenzii), n condiiile unei aparaturi cu performane cunoscute i a unor elemente complementare specifice pompei date.

Modelul matematic al sistemului fiind neliniar, nu este posibil determinarea rspunsului comenzii la diferite semnale fr ajutorul simulrii numerice. Calculele corespunztoare pompei F220 K2 sunt prezentate detaliat n capitolul 24, consacrat analizei servopompelor electrohidraulice lente. Aceste calcule sunt confirmate de experimentele ntreprinse de primii doi autori. n figura A.29.1-4 se prezint ca exemplu rspunsul servopompei F220 K2 echipat cu dispozitiv de comand electrohidraulic la semnale treapt alternative de amplitudine medie.

Fig. A.29.1-4. Rspunsul servopompei F220 K2 echipat cu dispozitiv de comand electrohidraulic la semnale treapt alternative.

ANEXE

DESENE

_1021394910.unknown

_1021394926.unknown

_1021394374.unknown

_1021308601.unknown

_1021190615.unknown

_1021139172.unknown

_1021139217.unknown

_1014980697.unknown

_1021133336.unknown

_1014984583.unknown

_1014979596.unknown

_1008841361.unknown

_1014978852.unknown

_1014978845.unknown

_1014978849.unknown

_1014978760.unknown

_1008759986.unknown

_1008831620.unknown

_1008760346.unknown

_1008760827.unknown

_1008760258.unknown

_1008760316.unknown

_1008760193.unknown

_1005308788.unknown

_1005303061.unknown

_1004858087.unknown

_943789834.unknown

_943786854.unknown

_943785042.unknown

_943784455.unknown

_943784454.unknown