cuprins - inoe 2000 ihp-hidraulica, pneumatica, proiectare...

1

CUPRINS

pag.

OBIECTIVE GENERALE…………………………………………….. 3

OBIECTIVELE FAZEI DE EXECUŢIE……………………………… 3

REZUMATUL FAZEI………………………………………………… 4

DESCRIEREA ŞTIINŢIFICĂ ŞI TEHNICĂ…………………………. 5

Cap.1STABILIREA SCHEMELOR DE PRINCIPIU PENTRU DOUĂ

SISTEME DE ACŢIONARE HIDRAULICE REPREZENTATIVE:

PRIMUL, CU REGLAJ ÎN PRIMAR ŞI AL DOILEA, CU REGLAJ ÎN

SECUNDAR……………………………………………………………… 5

1.1. Aspecte privind specificitatea instalaţiilor de acţionare hidraulică a

maşinilor agricole…………………………………………………………... 5

1.1.1. Noţiuni generale…………………………………………………………... 5

1.1.2. Maşina pentru însilozat furaje MIF……………………………………….. 6

1.1.3. Vindrover tractat pentru recoltat furaje VTR……………………………... 8

1.2. Schema de principiu pentru un sistem de acţionare hidraulică cu reglaj în

secundar…………………………………………………………………….. 11


primar……………………………………………………………………… 13

1.4. Ipoteze de lucru pentru modelele de simulare numerică ………………...... 15

Cap.2 MODELAREA MATEMATICĂ A CELOR DOUĂ SISTEME DE

ACŢIONARE HIDRAULICE………………………………………….. 15

2.1. Debitul refulat de pompă……………………………………………………. 15

2.2. Debitul consumat de motor…………………………………………………. 16

2.3. Ecuaţia de continuitate……………………………………………………… 16

2.4. Cuplul dezvoltat de motorul hidraulic……………………………………… 17

2.5. Ecuaţia de echilibru a momentelor………………………………………….. 17

2.6. Debitul consumat de un cilindru hidraulic………………………………….. 17

2.7. Forţa dezvoltată de un cilindru hidraulic…………………………………… 18

2.8. Ecuaţia de mişcare a tijei cilindrului hidraulic……………………………… 18

2.9. Modelul matematic al hidroacumulatorului………………………………… 19

2.10.Modelul matematic al unei transmisii cu motor termic, pompă de

capacitate fixă şi motor hidraulic de capacitate fixă……………………….. 20

Cap.3ANALIZA COMPORTĂRII DINAMICE PRIN SIMULAREA

NUMERICĂ A FUNCŢIONĂRII CELOR DOUĂ SISTEME………….. 22

3.1. Consideraţii privind simulările realizate …………………………………… 22

3.2. Simularea funcţionării unui hidroacumulator ……………………………… 23

3.3. Simularea funcţionarii unui sistem hidraulic cu reglaj secundar…………… 25

3.4. Simularea funcţionării unui sistem cu reglare secundară la trepte de

presiune ……………………………………………………………………. 28

3.5. Simularea funcţionarii unui sistem cu reglare secundară la trepte de moment

rezistent …………………………………………………………................... 31

2

3.6. Simulări pentru determinarea funcţiei de transfer a servomecanismului

electrohidraulic de reglare a capacităţii maşinilor volumice …………………… 34

3.7. Simulare pentru o transmisie hidraulică fără reglaj secundar ……………… 36

3.8. Simulare pentru reglaj secundar cu transformarea motorului hidraulic în

generator……………………………………………………………………. 37

3.9. Simulare pentru o transmisie hidraulică cu reglaj primar; răspunsul la variaţii

sinusoidale ale sarcinii……………………………………………................. 39

3.10. Simulare pentru o transmisie hidraulică cu reglaj primar; răspunsul la

variaţii de tip treaptă ale sarcinii………………………………………….. 44

Cap.4. ANALIZA DOCUMENTAŢIEI TEHNICE DE EXECUŢIE.………….. 48

4.1. Analiza structurală a documentaţiei de execuţie pentru standul de testare a

transmisiei cu reglaj în secundar…………………………………………… 49


transmisiei cu reglaj în primar……………………………………………… 49

4.3. Documentaţie de execuţie stand testare transmisie hidraulică cu reglaj în

secundar……………………………………………………………………. -

4.4. Documentaţie de execuţie stand testare transmisie hidraulică cu reglaj în

primar………………………………………………………………………. -

CONCLUZII……………………………………………………………. 50

BIBLIOGRAFIE……………………………………………………….. 51

3

OBIECTIVE GENERALE

Obiectivul general al proiectului "Cercetări privind creşterea eficienţei

energetice a sistemelor de acţionare hidraulice, prin aplicarea tehnicilor

reglajului secundar" este “Creşterea competitivităţii CD prin stimularea

parteneriatelor în domeniile prioritare, concretizate în tehnologii, produse şi servicii

inovative pentru rezolvarea unor probleme complexe şi crearea mecanismelor de

implementare.”

Proiectul va stimula activitatea de C-D, desfaşurată în cadrul unui parteneriat

constituit în vederea acţionării într-un domeniu prioritar- domeniul energetic - în

scopul rezolvării unor probleme complexe legate de eficienţa energetică a sistemelor

de acţionare hidraulice.

Obiectivul derivat al proiectului este “Creşterea competenţei tehnologice şi

promovarea transferului de cunoştinţe şi tehnologii în domeniul energiei, în condiţii de

calitate, sigurantă în alimentare, cu respectarea principiului dezvoltării durabile.”

Proiectul urmareşte promovarea transferului de cunoştinţe, referitoare la

reglajul secundar al sistemelor de acţionare hidraulice, către beneficiarii şi fabricanţii

de maşini şi utilaje acţionate hidraulic sau către cei care implementează, în diverse

aplicaţii tehnice, sisteme hidraulice de acţionare.

Din lanţul energetic al consumatorilor industriali proiectul tratează problema

reducerii consumurilor energetice al instalaţiilor de acţionare hidraulice, pe baza

promovarii reglajului secundar al transmisiilor hidraulice, ca principiu de baza în

concepţia realizării de noi instalaţii sau ca principiu de reabilitare a celor existente.

OBIECTIVELE FAZEI DE EXECUŢIE

Obiectivul etapei II, " Elaborare doua modele experimentale de sisteme de

acţionare hidraulice: SAH1 cu reglaj primar şi SAH2 cu reglaj secundar ", constă în

elaborarea documentaţiei de execuţie pentru două sisteme de acţionare hidraulice:

primul cu reglaj primar (SAH1) şi al doilea cu reglaj secundar (SAH2) .

Pentru realizarea obiectivului etapei s-au finalizat toate activitaţile menţionate în

planul de realizare al proiectului, şi anume:

Act. II.1– Stabilirea celor doua scheme de principiu ale sistemelor analizate

(SAH 1 şi SAH2);

Act. II.2 – Analiza comportării dinamice, prin simulare numerică, a celor doua

SAH;

Act. II.3- Realizare DE pentru execuţia SAH 1;

Act.II.4– Realizare DE pentru execuţia SAH 2.

4

REZUMATUL FAZEI

În vederea realizării obiectivului prezentei faze de execuţie a proiectului s-au

finalizat cele patru activităţi, cuprinse în planul de realizare, care au permis elaborarea

documentaţiei de execuţie pentru un sistem de acţionare hidraulică cu reglaj în

secundar şi un sistem de acţionare hidraulică cu reglaj în primar.

Materialul este structurat pe patru capitole, după cum urmează:

Cap.1. Stabilirea schemelor de principiu pentru două sisteme de acţionare

hidraulice reprezentative: primul, cu reglaj în primar şi al doilea, cu reglaj în secundar.

Cele două sisteme se diferenţiază în principal prin:

a) Sistemul de acţionare hidraulică cu reglaj în secundar conţine două motoare

hidraulice, primul rotativ, cu capacitate reglabilă şi al doilea liniar, ambele

cuplate la o singură pompă de capacitate fixă, care furnizează ambilor

consumatori presiune constantă;

b) Sistemul de acţionare cu reglaj în secundar, conţine aceleaşi motoare

hidraulice pe post de consumatori, dar motorul rotativ este cu capacitate fixă,

consumatorii sunt alimentaţi fiecare de către o pompă reglabilă, care

funcţionează la debit constant.

Cap. 2. Modelarea matematică a celor două sisteme de acţionare hidraulice.

Capitolul dezvoltă principalele modele matematice care stau la baza simulării

numerice a comportării dinamice a subsistemelor şi sistemelor de acţionare hidraulică

cu reglaj în secundar/ primar.

Cap. 3 Analiza comportării dinamice prin simularea numerică a funcţionării celor

două sisteme.

Capitolul prezintă, pe baza schemelor de principiu stabilite în cap.1 şi a modelelor

matematice, stabilite în cap.2, modelele de simulare numerică a comportării dinamice

pentru cele două sisteme de acţionare hidraulice analizate.

Simulările pun în evidenţă atât avantajele energetice şi funcţionale ale reglajului

secundar faţă de cel primar, cât şi constrângerile ce trebuie impuse reglajului

secundar. Ele constituie baza elaborării unei documentaţii de execuţie preliminare.

Cap. 4. Analiza documentaţiei de execuţie.

Capitolul descrie structura pe subansambluri a documentaţiei de execuţie care va

sta la baza materializării în practică a schemei de principiu pentru:

- sistemul de acţionare hidraulică cu reglaj în secundar (cod. STRS-00);

- sistemul de acţionare hidraulică cu reglaj în primar (cod. STRP-00).

Cele două sisteme sunt de fapt două standuri sunt proiectate în structură modulară,

cu majoritatea subansamblurilor comune. Diferenţa majoră o reprezintă tipul

maşinilor volumice rotative din primarul şi secundarul celor două standuri.

Descrierea ştiinţifică şi tehnică a etapei II se finalizează cu concluzii şi material

bibliografic.

5

DESCRIEREA ŞTIINŢIFICĂ ŞI TEHNICĂ

Cap.1. STABILIREA SCHEMELOR DE PRINCIPIU PENTRU DOUĂ

SISTEME DE ACŢIONARE HIDRAULICE REPREZENTATIVE:

PRIMUL, CU REGLAJ ÎN PRIMAR ŞI AL DOILEA, CU REGLAJ

ÎN SECUNDAR.

1.1. Aspecte privind specificitatea instalaţiilor de acţionare hidraulică a maşinilor

agricole.

1.1.1. Noţiuni generale

Proiectul îşi propune identificarea în vederea soluţionării, probleme complexe

legate de creşterea eficienţei energetice la consumatorii industriali privitoare la

exploatarea sau fabricarea unor sisteme de acţionare hidraulice, pentru echipamente

tehnice staţionare sau mobile, care să beneficieze de avantajele reglajului secundar. În

acest sens, proiectul vizează cuantificarea cât mai exactă a avantajelor energetice ale

transmisiilor hidraulice, în vederea determinării utilizatorilor sau fabricanţilor de

sisteme de acţionări hidraulice de a reconsidera astfel de sisteme din punct de al

consumului energetic.

Maşinile agricole sunt maşini complexe care, în componenţa lor conţin organe

de lucru speciale pentru efectuarea procesului tehnologic, transmisii mecanice sau

hidraulice pentru acţionarea organelor de lucru sau pentru autodeplasare, instalaţii

electrice pentru iluminare şi semnalizare pentru circulaţia pe drumurile publice,

precum şi instalaţii hidraulice pentru acţionarea sau reglarea poziţiei optime a

diferitelor organe de lucru în vederea optimizării proceselor tehnologice.

Condiţiile în care lucrează maşinile agricole precum şi procesele tehnologice

executate de acestea sunt foarte diferite. Acestea depind atât de cerinţele agrotehnice

impuse lucrărilor pe care trebuie să le execute cât şi de diversitatea proprietăţilor fizico

- mecanice ale materialelor (sol, îngrăşăminte, plante, seminţe), supuse prelucrării

Modificarea permanentă a condiţiilor de lucru ale maşinilor agricole implică

necesitatea urmăririi continue a modului de desfăşurare a procesului de lucru şi a

reglării rapide a parametrilor ce definesc regimul optim de funcţionare a maşinii.

Aceste operaţii de reglare, în cazul maşinilor agricole moderne, ce efectuează procese

de lucru complexe, nu mai pot fi realizate eficient de către operatori, fiind necesară

recurgerea la sisteme hidraulice automate, care rezolvă asemenea probleme sigur,

rapid şi cu mare eficacitate

În cazul maşinilor agricole tractate (acţionate de la tractor), pentru acţionarea

componentelor hidraulice se utilizează în general instalaţia hidraulică a tractorului, iar

în cazul maşinilor autopropulsate sunt utilizate grupuri speciale care conţin rezervoare

de ulei, pompe hidraulice şi anexe pentru buna funcţionare şi protecţie la suprasarcini.

Presiunea de lucru este de cca. 150 bari, şi tinde să crească către 200…250 bari

Lucrarea prezintă într-o formă unitară principiile de funcţionare şi constricţia a

două maşini agricole tractate: maşina pentru însilozat furaje MIF şi vinvroverul tractat

6

VTR, care folosesc sisteme hidraulice pentru acţionarea şi reglarea poziţiei optime a

organelor de lucru, conducând la simplificarea complexităţii şi utilizarea unor comenzi

ergonomice.

1.1.2. Maşina pentru însilozat furaje MIF

Maşina pentru însilozat furaje în folie de polietilenă, denumită MIF (fig.1.1)

lucrează în agregat cu tractoarele de 65…100CP, este de tipul semipurtată, cuplată la

tractor prin intermediul unui proţap şi se compune din următoarele ansambluri:

cadrul de rulare; rotorul cu pinteni; transportorul cu racleţi; curăţitor;

instalaţia hidraulică; camera de presare;

Fig.1.1. Vedere generală a maşinii de însilozat furaje MIF

Cadrul de rulare este subansamblul pe care sunt fixate celelalte subansambluri

ale maşinii şi prin intermediul căruia se realizează cuplarea la tractor.

Rotorul cu pinteni (fig.1.2), este organul de lucru principal al maşinii şi este

constituit dintr-un cilindru pe circumferinţa căruia sunt sudaţi mai mulţi pinteni aşezaţi

pe două rânduri sub formă de spirală, care înconjoară cilindrul sub un unghi de 180 de

grade

Fig.1.2. Rotorul cu pinteni al maşinii MIF

7

Transportorul cu racleţi, este constituit dintr-o bandă cu racleţi montată pe

două axe cu roţi de lanţ corespunzătoare lanţului de tipul cu zale. Transportorul cu

racleţi este montat articulat între pereţii maşinii pe direcţia axului motric, astfel încât

se poate rabate de la poziţia orizontală până la poziţia verticală. Sensul de deplasare a

benzii transportoare este spre camera de primire a materialului, în care se află montat

rotorul cu pinteni.

Instalaţia hidraulică a maşinii (fig.1.3) serveşte pentru acţionarea rotorului cu

pinteni şi pentru ridicarea sau coborârea transportorului racleţi. Instalaţia hidraulică

este alimentată de la instalaţia hidraulică a tractorului, utilizând un element cu simplu

efect al distribuitorului tractorului pentru acţionarea motorului hidraulic pentru

antrenarea rotorului cu pinteni şi un element cu dublu efect pentru acţionarea

cilindrilor de ridicare a transportorului cu racleţi.

Fig.1.3. Instalaţia hidraulică a maşinii de însilozat furaje verzi MIF

1 - Instalaţia hidraulică a tractorului; 2 regulator de debit; 3 motor hidraulic; 4 reductor; 5

rotor cu pinteni; 6 cilindrii hidraulici

Procesul tehnologic al maşinii MIF este prezentat schema funcţională din fig.1. 4

8

Fig.1.4. Schema funcţională a maşinii de însilozat furaje - MIF

1-Cadru de rulare; 2-transportor alimentare; 3-rotor cu pinteni; 4-curăţitor; 5-perete posterior; 6-

cameră de presare; 7-dispozitiv prindere sac polietilenă 8-plan înclinat

Furajele ce urmează să fie însilozate sunt preluate de pe sol cu ajutorul

încărcătoarelor cu cupă şi deversate pe transportorul cu racleţi 2 (vezi fig.1.3)

În cazul în care remorcile de transport sunt prevăzute cu posibilitatea de

basculare pe spate, acestea pot descărca furajele direct pe banda transportoare.

În continuare furajele sunt transportate cu viteză mică şi deversate în buncărul

rotorului cu pinteni, mărginit de cei doi pereţi ai maşinii şi peretele posterior 5. De aici

furajele sunt preluate de rotorul cu pinteni 3, care realizează transportul, presarea şi

împingerea acestora spre camera de presare 6.

În procesul de lucru, datorită alimentării neuniforme cu material al rotorului cu

pinteni, este necesar ca turaţia acestuia să fie reglabilă pentru a asigura un debit

constant supus presării şi umplerii uniforme a sacului de însilozare. Această condiţie

este realizată de antrenarea rotorului cu ajutorul unui motor hidraulic 4 (fig. 1.4) a

cărui turaţie se poate regla de la regulatorul de debit 2.

Pentru ridicarea sau coborârea transportorului cu racleţi se folosesc doi cilindri

hidraulici 6 (fig.1.4) legaţi în paralel, care datorită rigidităţii transportorului, ambii

cilindrii se deschid sau se închid simultan

1.1.3. Vindrover tractat pentru recoltat furaje VTR

Vindroverul tractat pentru recoltat furaje VTR este destinat să efectueze

operaţiile de cosire, strivire şi aşezare pe sol în brazdă continuă şi uniformă a plantelor

furajere ierboase de pe pajiştile cultivate sau naturale, în vederea uscării naturale.

Vindroverul lucrează în agregat cu tractorul U 650, fiind cuplat la bara de tracţiune a

acestuia, iar organele de lucru sunt acţionate de la priza de putere, prin intermediul

unei transmisii cardanice. Vindroverul tractat VTR (fig.1.5) se compune în principal

din următoarele subansambluri: - echipament de recoltat, cadrul de rulare, transmisie

cardanică, cuplaj de siguranţă; instalaţie hidraulică.

9

Fig.1.5. Vindroverul VTR în agregat cu tractorul U650- vedere laterală

Echipamentul de recoltat constituie partea componentă a maşinii care

realizează cositul, strivitul şi aşezarea furajelor cosite în brazdă continuă pe sol şi se

compune din: aparat de tăiere; strivitor de furaje; multiplicator de turaţie; transmisia.

Cadrul de rulare, este partea componentă a vindroverului care asigură

deplasarea atât în timpul lucrului cât şi în transport a echipamentului de lucru şi are în

componenţă roţile de rulare, proţapul, instalaţia hidraulică.

Echipamentul de lucru se cuplează pe cadrul de rulare prin intermediul a doi

tiranţi inferiori (plasaţi laterali) şi un tirant central superior. Acest mecanism permite

echipamentului să copieze microrelieful solului în timpul lucrului, atât pe direcţia de

deplasare cât şi transversal, rezultând o înălţime de tăiere uniformă (cerinţă

agrotehnică importantă impusă acestui tip de maşină). Pentru limitarea apăsării

echipamentului pe sol, pe mecanismul de cuplare s-au prevăzut două arcuri elicoidale

care preia o parte din forţa de apăsare a echipamentului pe sol.

Instalaţia hidraulică a vindroverului (fig.1.6) serveşte exclusiv pentru ridicarea

sau coborârea echipamentului de lucru faţa de poziţia de lucru şi este alimentată de la

instalaţia hidraulică a tractorului, de la un element cu simplu efect al distribuitorului.

Cilindri sunt plasaţi lateral, între braţele de cuplare a roţilor de rulare şi cadru

vindroverului. Dacă ar fi legaţi în paralel, atunci primul s-ar destinde cilindrul care are

sarcina mai mică urmând ca după ce ajuns la capăt să se destindă şi al doilea, fapt ce ar

conduce la o ridicare, respectiv coborâre neuniformă a maşinii.

Pentru eliminarea acestui neajuns s-a recurs la schema de alimentare prin

compensare al celui de al doilea cilindru, acesta fiind alimentat de uleiul sub presiune

eliminat de primul cilindru, în acest caz ambii cilindri destinzându-se în acelaşi timp.

Condiţia de funcţionare concomitentă a celor doi cilindri pentru curse egale ale tijelor,

este ca volumul de ulei eliminat de primul cilindru să fie egal volumul celui de al

doilea cilindru, care poate fi cu simplu efect. Distribuitorul 3 (fig.1.6) este deschis

numai când se umple circuitul cu ulei, după care se închide. În acest caz pentru

comanda de ridicarea a maşinii, uleiul refulat de primul cilindrul este împins în cel de

al doilea cilindru, iar la comanda de coborâre uleiul revine la loc.

10

Fig.1.6. Scheme hidraulică a vindroverului tractat VTR

1 – instalaţia hidraulică a tractorului; 2. cilindrii hidraulici; 3. distribuitor cu două căi; 4.

supapă de presiune

În concluzie se poate afirma că acţionările hidraulice din componenţa maşinilor

agricole se folosesc pentru:

- acţionarea unor cilindri cu simplu sau dublu efect pentru ridicarea sau

coborârea echipamentelor de lucru, reglarea poziţiei optime de lucru, pentru

deschiderea sau închiderea unor obloane, bascularea remorcilor în vederea descărcării

materialelor, etc.;

- acţionarea unor motoare hidraulice pentru punerea în funcţiune a unor

subansambluri care, prin variaţia turaţiei de antrenare se obţine regimul optim de lucru;

În cazul maşinilor agricole tractate (acţionate de la tractor) pentru acţionarea

componentelor hidraulice se utilizează în general instalaţia hidraulică a tractorului.

11


secundar. Sistemul de acţionare hidraulică cu reglaj în secundar, conform schemei de

principiu din fig.1.1, se caracterizează prin:

Sistemul conţine în primar o pompa fixă (PV1), care încarcă o conductă

prevăzută cu hidroacumulator (AH) de 25 l, cu funcţionare alternativă: se opreşte, când

în reţea se asigură, sa zicem 100 bar şi porneşte, când reţeaua are 90 bar.

Secundarul sistemului conţine doi consumatori, cu următoare caracteristici

funcţionale generale:

O maşină volumică rotativă reversibilă, reglabilă şi bidirecţională (MV), cu axul

cuplat la o sarcină rotativa reglabila (de tip hidraulic sau mecanic). Aceasta maşina va

funcţiona în regim de motor, când momentul său hidraulic este mai mare decât

momentul rezistent şi în regim de pompă, când momentul hidraulic este mai mic decât

momentul rezistent. Maşina reglabilă din secundar, echipată cu un dispozitiv automat

de reglare a capacităţii (de tipul unui servomecanism hidraulic), îşi va "căuta"

capacitatea corespunzătoare variaţiei sarcinii (momentului rezistent), astfel încât

aceasta să păstreze o turaţie constantă, prestabilită.

Un cilindru hidraulic cu tijă bilaterală (CH1), cu rol de motor (consumator)

hidraulic pentru testare. El este alimentat de aceeaşi pompă volumică principală (PV1)

şi comandat prin intermediul unei servovalve (SV).

Cei doi consumatori hidraulici ai sistemului cu reglaj secundar sunt, din punct

de vedere al teoriei sistemelor automate, două servomecanisme hidraulice de reglare a

poziţiei pentru blocul cilindrilor, în cazul maşinii volumice reglabile (MV), respectiv

poziţia sertarului servovalvei, în cazul cilindrului hidraulic cu tijă bilaterală (CH1).

Fiecare din cei doi consumatori hidraulici sunt cuplaţi mecanic la câte un

dispozitiv de simulare a sarcinii, după cum urmează:

Maşina volumică reglabilă (MV), la dispozitivul de tip mecanic (DS2) sau de tip

hidraulic (DS1), cel de-al doilea conţinând pompa fixă PV2, supapa proporţională SP2,

distribuitorul proporţional DP1 şi un motor volumic rotativ;

Cilindrul hidraulic cu tijă bilaterală (CH1), la dispozitivul de tip hidraulic DS3, care

conţine pompa fixă PV3, supapa proporţională SP3, distribuitorul proporţional DP2 şi

cilindrul hidraulic cu tijă bilaterală CH2.

Numărul minim de doi consumatori este necesar pentru studierea influenţei variaţiei

sarcinii unui consumator asupra variaţiei sarcinii celuilalt consumator.

Din punctul de vedere al teoriei reglajului secundar, definitorie este comportarea

maşinii volumice reversibile (MV). Pentru aceasta, reglajul secundar ar trebui sa

permită blocarea hidraulica a sarcinii, pentru o stare de echilibru, în care momentul sau

hidraulic este egal cu momentul rezistent al sarcinii.

Faţă de aceasta stare de echilibru, dacă momentul hidraulic al maşinii creşte,

maşina funcţionează ca motor, iar dacă acesta scade, maşina funcţionează ca pompă.

La funcţionarea în regim de pompă sensul presiunii pe racorduri se menţine, dar se

schimba sensul de rotaţie al maşinii volumice reversibile.

12

Fig.1.7. Schema de principiu pentru un sistem de acţionare hidraulică cu reglaj în secundar

Semnificaţia notaţiilor din fig.1.7 este următoarea:

PV1- pompă volumică principală, de capacitate reglabilă, care alimentează două

motoare hidraulice;

PV2- pompă volumică de alimentare a motorului hidraulic rotativ de sarcină;

PV3- pompă volumică de alimentare a motorului hidraulic liniar de sarcină;

MV- maşină volumică reversibilă unidirecţională, care poate funcţiona în regim de

pompă sau de motor;

CH1- cilindru hidraulic cu tijă bilaterală cu rol de motor (consumator) hidraulic

pentru testare;

CH2- cilindru hidraulic cu tijă bilaterală cu rol de sarcină hidraulică pentru cilindrul

testat;

DS1- dispozitiv hidraulic de sarcină pentru MV;

DS2- dispozitiv mecanic de sarcină pentru MV;

13

DS3- dispozitiv hidraulic de sarcină pentru CH1;

TG- tahogenerator (traductor de turaţie);

Tα- traductor unghiular;

RT- regulator de turaţie cu comportare PID;

RÎ- regulator înclinare bloc cilindri MV cu comportare PD;

RD- regulator deplasare liniară;

A1, A2- amplificatoare;

SP2, SP3- supape de presiune proporţionale;

SV- servovalvă;

DP1, DP2- distribuitoare hidraulice proporţionale;

AH- acumulator hidraulic;

DR- dispozitiv reglare pompă.

În acest caz, simularea numerică ţine cont de următoarele ipoteze de lucru:

1) La intrarea unui prim comparator se fixează o tensiune de referinţă U1ref,

corespunzătoare turaţiei prereglate a MV, care se compara cu U1ex, preluată de la

traductorul de turaţie TG;

2) Eroarea dintre cele doua tensiuni intra in regulatorul de turaţie RT, din care iese

tensiunea Uα1;

3) Aceasta tensiune se compară într-un al doilea sumator cu Uαex., preluată de la

traductorul unghiular Tα;

4) Eroarea ΔUα intră în regulatorul RI, din care iese sub forma Uregl1, apoi aceasta

intra in amplificatorul A2, de unde iese sub forma I1, care se aplică electromagnetului

proporţional al DH, componentă a SVAB (servomecanism de acţionare bloc cilindri

maşină volumică).


primar.

Sistemul de acţionare hidraulică cu reglaj în primar, conform schemei de

principiu din fig.1.8, se caracterizează prin:

Sistemul conţine în primar două pompe reglabile (PV1, PV2), echipate cu

servomecanisme adecvate de reglare a capacităţii, care alimentează un motor rotativ

fix (pompa P1), respectiv un cilindru hidraulic (pompa P2).

Secundarul sistemului conţine doi consumatori, respectiv motorul hidraulic

rotativ de capacitate fixă (MH) şi cilindrul hidraulic cu tijă bilaterală (CH1).

Cele două dispozitive de reglare a capacităţii pompelor PV1.1 şi PV1.2 din

schema sistemului cu reglaj primar sunt, din punct de vedere al teoriei sistemelor

automate, două servomecanisme hidraulice de reglare a poziţiei pentru blocul

cilindrilor.

14

Fig.1.8. Schema de principiu pentru un sistem de acţionare hidraulică cu reglaj în primar

Semnificaţia notaţiilor din fig.1.8 este următoarea:

PV1.1, PV1.2-pompe volumice reglabile, echipate cu servomecanism hidraulic de

reglare a capacităţii;

PV1, PV2- pompe volumice fixe pentru alimentarea dispozitivelor de sarcină;

DS1, DS2- dispozitive hidraulice de sarcină;

TG- tahogenerator;

TC- traductor de cursă;

RT- regulator de turaţie cu compensare de tip PID;

A1, A2- amplificatoare;

SP1, SP1.1, SP1.2, SP2- supape de presiune proporţionale;

SV- servovalvă;

DP1, DP2- distribuitoare proporţionale;

MH- motor hidraulic rotativ de capacitate fixă;

CH1- cilindru hidraulic cu tijă bilaterală;

R3Q1, R3Q2- regulatoare de debit cu 3 căi.

Fiecare din cei doi consumatori hidraulici sunt cuplaţi mecanic la câte un

dispozitiv de simulare a sarcinii, respectiv DS1, pentru motorul rotativ de capacitate

fixă şi DS2, pentru cilindrul hidraulic cu tijă bilaterală.

Numărul minim de doi consumatori este necesar pentru studierea influenţei

variaţiei sarcinii unui consumator asupra variaţiei sarcinii celuilalt consumator.

Din punctul de vedere al teoriei reglajului primar, definitorie este comportarea

maşinii motorului rotativ fix (MV). Pentru aceasta, reglajul primar ar trebui asigure un

debit relativ constant (deci tot turaţie constantă), indiferent de variaţia sarcinii sale

rezistente.

Datorită unor variaţii rapide ale momentului rezistent, timpul de reglare a

capacităţii pompei va fi mai mare (decât timpul de reglare al capacităţii motorului - în

cazul reglajului secundar), pentru a menţine sub control creşterea sau reducerea

presiunii, datorate variaţiei sarcinii şi, implicit, stabilitatea sistemului hidraulic, în

cazul reglajului primar ar fi mai mică, decât în cazul reglajului secundar. Aceasta s-ar

15

datora influenţei fenomenului de "arc hidraulic" prezent, la reglajul primar şi absent, la

reglajul secundar.

1.4. Ipoteze de lucru pentru modelele de simulare numerică.

Modelele de simulare numerică, realizate în baza celor două scheme de principiu,

ar trebui sa demonstreze, comparativ, pentru aceeaşi turaţie constanta şi variaţie de

moment rezistent (prescrise motoarelor hidraulice rotative din ambele

sisteme), următoarele:

1) Aspecte legate de timpul de răspuns al servomecanismului de reglare a capacităţii

maşinilor volumice reglabile, la o creştere brusca a momentului rezistent dezvoltat de

dispozitivul de sarcină;

2) Aspecte legate de stabilitatea celor doua sisteme de reglare;

3) Aspecte legate de avantajele energetice ale sistemului de reglaj secundar, datorate:

a- lipsei pierderilor disipative prin droselizare;

b- funcţionării în regim de pompă a maşinii volumice din secundar, atunci când

momentul sau hidraulic este mai mic decât momentul rezistent.

Cap.2. MODELAREA MATEMATICĂ A CELOR DOUĂ SISTEME DE

ACŢIONARE HIDRAULICE.

Pentru efectuarea modelării matematice au fost scrise ecuaţiile caracteristice ale

fiecărui subsistem din cadrul celor două scheme hidraulice de principiu precum şi

relaţiile de legătură dintre diverse subsisteme.

2.1. Debitul refulat de pompă

Debitul teoretic al unei pompe volumice care are capacitatea reglabilă se

determină cu relaţia:

XNVQ pptp (1)

unde

- tpQ - reprezintă debitul teoretic al pompei exprimat în [m3/s];

- pV - reprezintă capacitatea maximă a pompei exprimată în [m3/rot];

- pN - reprezintă turaţia pompei exprimată în [rot/s];

- X – reprezintă o mărime adimensională cu valori cuprinse în intervalul [0 , 1].

Debitul de scurgeri al pompei se determină, acceptând ipoteza curgerii fluidului

în regim laminar, cu relaţia:

PKQ spsp (2)

unde

- spQ - reprezintă debitul de scurgeri al pompei exprimat în [m3/s];

- spK - coeficientul de scurgeri al pompei exprimat în [m5/N.s];

- P - reprezintă presiunea de refulare a pompei exprimată în [N/m2].

Debitul refulat de pompă reprezintă diferenţa dintre debitul teoretic al pompei şi

debitul de scurgeri al pompei şi se determină cu relaţile:

16

sptpp QQQ (3)

respectiv

PKXNVQ spppp . (4)

2.2. Debitul consumat de motor

Debitul teoretic al unui motor hidraulic rotativ se determină cu relaţia:

XNVQ mmtm (5)

unde

- tmQ - reprezintă debitul teoretic al motorului exprimat în [m3/s];

- mV - reprezintă capacitatea motorului exprimată în [m3/rot];

- mN - reprezintă turaţia motorului exprimată în [rot/s].

- X – reprezintă o mărime adimensională cu valori cuprinse în intervalul [0 , 1].

Debitul de scurgeri al motorului se determină, acceptănd ipoteza curgerii

fluidului în regim laminar, cu relaţia:

PKQ smsm (6)

unde

- smQ - reprezintă debitul de scurgeri al motorului exprimat în [m3/s];

- smK - coeficientul de scurgeri al motorului exprimat în [m5/N.s];

- P - reprezintă presiunea de alimentarea a motorului exprimată în [N/m2].

Debitul consumat de un motorul hidraulic rotativ reprezintă suma dintre debitul

teoretic şi debitul de scurgeri şi se calculează cu relaţiile:

smtmm QQQ (7)

respectiv

PKXNVQ smmmm (8)

Dacă neglijăm pierderile de sarcină prin conductele şi racordurile de conexiune dintre dintre

pompă şi motor atunci putem admite că presiunea de refulare a pompei este egală cu presiunea de

alimentare a motorului.

2.3. Ecuaţia de continuitate

Ecuaţia de continuitate specifică transmisiilor hidraulice are forma

dt

dP

E

VQQ

e

mp0 (9)

unde

- V0 - reprezintă volumul total de ulei sub presiune (jumătate din capacitatea

pompei hidraulice, jumătate din capacitatea motorului hidraulic şi volumul de ulei din

conductele de conexiune dintre pompă şi motor) exprimat în [m3] ;

- eE - reprezintă modulul de compresibilitate echivalent [Pa].

17

2.4. Cuplul dezvoltat de motorul hidraulic

Momentul cuplului dezvoltat de motorul hidraulic se calculează cu relaţia:

2

PVM m

m (10)

unde

- Mm- reprezintă momentul cuplului dezvoltat de motor exprimat în [N.m].

2.5. Ecuaţia de echilibru a momentelor

Momentul cuplului dezvoltat de motorul hidraulic trebuie este egal cu suma

dintre momentul cuplului datorat inerţiei, momentul cuplului dezvoltat de forţele de

frecare şi monentul cuplului rezistent.

rfm M

dt

dK

dt

dJ

sPV2

2

2 (11)

unde

- J – reprezintă momentul total de inerţie, redus la arborele motorului, al

pieselor aflate în mişcare exprimat în [kg.m2];

- Kf - coeficientul de frecare vâscoasă exprimat în [N.m.s];

- - unghiul parcurs de arborele motorului exprimat în [grade];

- Mr- momentul cuplului rezistent exprimat în [N.m].

Dacă notăm cu „ ” viteza unghiulară a arborelui motorului hidraulic atunci

între mărimile şi există următoarele relaţii:

dt

d (12)

2

2

dt

d (13)

mN2 (14)

În aceste condiţii relaţia (11) devine

rfm MKJsP

V

2 (15)

rmfmm MNKNJsP

V22

2 (16)

Deoarece momentul cuplului rezistent poate avea orice formă, liniară sau neliniară, pentru

început şi pentru uşurinţa prezentării vom considera că momentul cuplului rezistent are valoare

nulă.

2.6. Debitul consumat de un cilindru hidraulic

Debitul teoretic consumat de un cilindru hidraulic simetric (motor hidraulic

liniar) cu tijă bilaterală se determină cu relaţia:

18

dt

dyAQ ptc (17)

unde

- tcQ - reprezintă debitul teoretic al cilindrului, exprimat în [m3/s];

- pA - reprezintă aria utilă a pistonului, exprimată în ];[ 2m ;

- y - deplasarea pistonului, exprimară în ][m .

Debitul de scurgeri al cilindrului se determină, acceptănd ipoteza curgerii

fluidului în regim laminar, cu relaţia:

PKQ ssc (18)

21 ppP

unde

- scQ - reprezintă debitul de scurgeri al cilindrului, exprimat în [m3/s];;

- sK - coeficientul total al scurgerilor (interne şi externe), exprimat în [m5/N.s];

- P - căderea de presiune pe cilindru, exprimată în [Pa];

- 21 , pp - presiunile din camerele cilindrului, exprimate în [Pa].

Debitul consumat de un cilindru hidraulic simetric cu tijă bilaterală reprezintă

suma dintre debitul teoretic şi debitul de scurgeri şi se calculeată cu relaţiile:

sctcc QQQ (19)

PKdt

dyAQ scpc (20)

2.7. Forţa dezvoltată de un cilindru hidraulic

Forţa dezvoltată de un cilindru hidraulic de calculează cu relaţia

2211 pApAF (21)

unde

- 21 , AA sunt ariile suprafeţelor utile ale pistonului.

Dacă cilindrul este simetric şi cu tijă bilaterală atunci

pAAA 21 (22)

iar relaţia (21) devine

PAppAF pp )( 21 (23)

2.8. Ecuaţia de mişcare a tijei cilindrului hidraulic

Ecuaţia de mişcare a tijei cilindrului hidraulic se determină din ecuaţia de

echilibru a forţelor

vefp FyKdt

dyK

dt

ydmPA

2

2

(24)

unde

- m - reprezintă masa inerţială echivalentă, redusa la tija pistonului

exprimată în [kg];

- fK - reprezintă coeficientul de frecare vâscoasă, exprimat în ]/[ msN ;

- eK - reprezintă coeficientul forţei elastice, exprimat în ]/[ mN ;

- vF - reprezintă forţa perturbatoare, exprimată în ].[N

19

2.9. Modelul matematic al hidroacumulatorului

Modelul matematic al hidroacumulatorului este determinat pornind de la legile

gazelor reale. Legea politropică de transformare a gazelor este dată de ecuaţia:

nn VpVp 2211 (25)

Dacă notăm cu 0V - volumul total al hidroacumulatorului şi cu 0p valoarea

presiunii iniţiale a gazului din hidroacumulator (presiunea la care a fost o fost încărcată

camera de gaz a hidroacumulatorului) atunci pentru o valoare oarecare 0ppg a

presiunii gazului din hidroacumulator relaţia (25) devine: ngg

n VpVp 00 (26)

de unde rezultă

n

g

ng V

p

pV 0

0

(27)

Dacă valoarea presiunii uleiului din camera de ulei a hidroacumulatorului este

mai mare decât 0p atunci, la echilibru, valoarea presiunii gazului din hidroacumulator

este egală cu valoarea presiunii uleiului din hidroacumulator si relaţia (27) devine

nng V

p

pV 0

0 (28)

Variaţia presiunii uleiului are ca efect variaţia volumului de gaz din

hidroacumulator şi în consecinţă şi a volumului de ulei din acesta. Dacă presiunea

uleiului din sistem creşte peste valoarea „p0”, în hidroacumulator va fi acumulată o

cantitate de ulei, iar dacă presiunea uleiului din sistem scade, din hidroacumulator va fi

evacuată o cantitate de ulei. Variaţia volumului de gaz din camera de gaz a

hidroacumulatorului va fi egală cu variaţia volumului de ulei din camera de ulei a

hidroacumulatorului.

Din relaţia (28) putem determina volumul de gaz din hidroacumulator pentru o

presiune a uleiului p>p0 cu relaţia:

0

1

0 Vp

pV

n

g (29)

Volumul de ulei din hidroacumulator se determină cu relaţia

gu VVV 0 (30)

Debitul de ulei care intră sau este evacuat din hidroacumulator se determină din

relaţia (30) prin derivare în raport cu timpul:

dt

dp

pn

V

p

pV

dt

d

dt

dVQ

n

gu

h0

1

0

Dacă transformarea gazului este izotermă atunci 1n , relaţia (30) devine

dt

dp

p

VpQh 2

00 (31)

20

Se observă că relaţia (31) este neliniară în raport cu parametrul „p”. În condiţii

reale de exploatare intervin forţele de frecare şi forţele inerţiale care introduc o

defazare între semnalul de debit şi cel de presiune specifice hidroacululatorului. În

acelaşi timp pentru un punct dat de funcţionare relaţia (31) poate fi liniarizată pentru o

variaţie mică a presiunii. În general se admite că în regim dinamic hidroacumulatorul

se comportă ca un element de ordinul I pentru un interval mic de variaţie a presiunii.

2.10. Modelul matematic al unei transmisii cu motor termic, pompă de capacitate

fixă şi motor hidraulic de capacitate fixă

Pentru o transmisie formată dintr-o pompă şi motor rotativ cu capacităţi fixe,

specifică unui echipament hidraulic de fragmentare, modelul matematic al comportării

dinamice al acesteia se obţine din relaţiile (4), (8), (9) şi (16)

Dacă aplicăm transformata Laplace acestor relaţii aceste pot fi scrise în funcţie

de variabila complexă „s” după cum urmează: sPKsXNVsQ spppp (32)

sPKsNVsQ smmmm (33)

sPsE

VsQsQ

e

mp0 (34)

sNKsNsJsPV

mfmm 22

2 (35)

Din relaţiile (32), (33), (34) şi (35) se poate determina variaţia vitezei

unghiulare a arborelui motorului hidraulic şi a presiunii uleiului în funcţie de variabila

X care poate avea o evoluţie oarecare în timp (liniară, treaptă, parabolă etc.).

Din relaţia (20) rezultă

sPKsJ

VsN

f

m

m 22

(36)

Din relaţiile (32), (33) şi (34) rezultă

sPsE

VsPKsNVsPKsXNV

e

smmmsppp0 (37)

Din relaţiile (21) şi (22) rezultă

sPsE

VsPKsP

KsJ

VsPKsXNV

e

sm

f

msppp

0

21

2 (38)

Dacă notăm coeficientul de scurgeri totale

smspst KKK (39)

rezultă

21

sPsE

VsP

KsJ

VsPKsXNV

ef

mstpp

0

21

2

(40)

De unde rezultă

fstm

e

f

st

e

fpp

KKV

sE

VKKJs

E

VJ

KsJNV

sX

sP2

020

2

(41)

Din relaţia (20) rezultă

sPKsJ

VsN

f

m

m 22

sNKsJV

sP mf

m

22

(42)

Din relaţiile (41) şi (42) rezultă

fstm

e

f

st

e

fppmf

m

KKV

sE

VKKJs

E

VJ

KsJNV

sX

sNKsJV

2

020

2

2

2

(43)

fstm

e

f

st

e

pmp

m

KKV

sE

VKKJs

E

VJ

NVV

sX

sN2

020

2

2

2 (44)

Valorile numerice ale parametrilor transmisiei

Nr.

crt

Denumirea

parametrului Instalaţia

de avans

Instalaţia de

mărunţire

Instalaţia de

evacuare

0 1 2 3 4

1 Capacitatea pompei Vp [cm3/rot] 4

2 Turaţia pompei Np[rot/min] 1800

3 Debitul teoretic al pompei Qtp[l/min] 6

4 Presiunea nominală de refulare a

pompei Ppnom [bar]

100

5 Debitul de scurgeri al pompei la

presiunea nominală Qscp[l/min]

0,5

6 Capacitatea motorului Vm [cm3/rot] 160

7 Turaţia motorului Nm[rot/min] 40

22

0 1 2 3 4

8 Debitul teoretic al motorului Qtm[l/min] 6

9 Presiunea nominală de alimentare a

motorului Pmnom[bar]

100

10 Debitul de scurgeri al motorului la

presiunea nominală Qscm[l/min]

1

11 Momentul de inerţie al pieselor

amtrenate de motor J[Kg.m2]

0,062

12 Volumul de ulei sub presiune V0 [l] 1

13 Modulul de compresibilitate echivalent

Ee[bar]

4.000

14 Coeficientul debitului de scurgeri al

pompei Ksp[m5/Ns]

15 Coeficientul debitului de scurgeri al

motorului Ksm [m5/N.s]

16 Coeficientul forţelor de frecare de

vâscoasă Kf [N.m.s]

Cap.3. ANALIZA COMPORTĂRII DINAMICE PRIN SIMULAREA

NUMERICĂ A FUNCŢIONĂRII CELOR DOUĂ SISTEME.

3.1. Consideraţii privind simulările realizate.

Simulările realizate, în principal cu programul MATLAB-SIMULINK, dar şi cu

programul AMESim, se caracterizează prin:

a) Schemele de simulare au fost întocmite pentru subsisteme componente ale celor

două scheme de principiu de transmisii hidraulice, respectiv cu reglaj în primar şi cu

reglaj în secundar. Ele mai pot fi optimizate din punct de vedere funcţional.

b) Înainte de aprovizionarea cu componentele necesare celor realizării celor două

sisteme hidraulice, pe baza acestor modele de simulare se vor face simulări cu date

concrete;

c) Simulările demonstrează necesitatea de realizare în practică a celor două standuri

(cu reglaj în secundar şi cu reglaj în primar) în construcţie modulară, cu cât mai puţine

interconectări între module;

d) În fazele ulterioare ale proiectului se vor utiliza cât mai multe date privind practica

reglării capacităţii pompelor şi motoarelor hidraulice;

e) Se vor realiza în etapele viitoare şi simulări globale, pentru cele două scheme, dar

după definitivarea caracteristicilor componentelor hidraulice. Eventual se vor realiza

scheme de simulare pentru mai multe variante de echipare;

f) Foarte important în timpul simulărilor este modul în care se realizează sarcina

rezistentă, mai ales în situaţia în care se doreşte ca aceasta să devină activă (reglajul

secundar). Menţinerea pe zero a turaţiei unui motor hidraulic este uşoară, în cazul unei

23

sarcini pur inerţiale (un troliu), dar pentru o sarcină elastică (pompe sau motoare

hidraulice), există posibilitatea apariţiei oscilaţiilor în sistem;

g) Se recomandă utilizarea pompelor şi motoarelor hidraulice reglabile cu electronică

aferentă, deoarece aceasta este specifică şi optimizată.

3.2. Simularea funcţionării unui hidroacumulator.

În figura 3.1 este prezentata schema de principiu a unei instalaţii hidraulice

prevăzute cu hidroacumulator. Se considera ca instalaţia alimentează simultan mai

multi consumatori. Pentru determinarea comportării în regim dinamic a

hidroacumulatorului au fost efectuate simulări numerice în următoarele condiţii:

- capacitatea hidroacumulatorului (V0) ….…………...………………………… 25l;

- constanta de timp a hidroacumulatorului (T)……...……………………........... 2 sec;

- presiunea maximă din instalaţie ……...………………………………………100 bar;

- presiunea minimă din instalaţie ………………………..…………………….. 80 bar;

- presiune iniţiala a gazului din hidroacumulator ………………………………..30 bar.

p

Q

Q p

h

mQ

Fig.3.1.Schema de principiu a unei surse de presiune echipată cu hidroacumulator

Pentru realizarea simulărilor numerice a fost utilizat pachetul de programe Matlab-Simulink.

Reţeaua de simulare este prezentată în figura 3.2. Rezultatele simularilor sunt prezentate in figurile

3.3, 3.4 şi 3.5.

Fig.3.2. Reţeaua de simulare pentru determinarea comportării dinamice a unui sistem de alimentare

prevazut cu hidroacumulator

24

Fig.3.3.Variaţia în timp a presiunii din conducta de refulare a pompei

Fig.3.4.Variaţia în timp a volumului de ulei din hidroacumulator

25

Fig.3.5.Variaţia în timp a debitului furnizat de hidroacumulator

Valorile pozitive corespund sensului de curgere spre hidroacumulator

Observaţie:

- Se consideră că sursa de presiune are un debit limitat, iar hidroacumulatorul este

utilizat ca sursă de energie.

3.3. Simularea funcţionarii unui sistem hidraulic cu reglaj secundar.

În figura 3.6. este prezentată schema de principiu a unei instalaţii hidraulice

alimentata la presiune cvasiconstantă. Se urmăreşte răspunsul sistemului de reglare la

variaţiile simultane ale presiunii şi ale momentului rezistent.

Scopul simulărilor îl constituie determinarea răspunsului sistemului la variaţiile

simultane ale presiunii si ale momentului rezistent, în condiţiile menţinerii turaţiei

constante.

Pentru realizarea simulărilor numerice a fost utilizat pachetul de programe

Matlab-Simulink. Reţeaua de simulare este prezentată în figura 3.7. Rezultatele

simulărilor sunt prezentate în figurile 3.8., 3.9., 3.10. şi 3.11.

26

TG

SCSMEH

p=ct

J

Fig.3.6. Schema de principiu a unei instalaţii hidraulice alimentată la presiune cvasiconstantă

Fig.3.7. Reţeaua de simulare pentru determinarea comportării dinamice a unei instalaţii hidraulice

alimentată la presiune cvasiconstantă

27

Fig.3.8. Variaţia în timp a presiunii din conducta de alimentare a motorului

Fig.3.9. Variaţia în timp a momentului rezistent

28

Fig.3.10. Variaţia în timp a turaţiei motorului hidraulic

Fig.3.11. Variaţia în timp a capacităţii motorului hidraulic

3.4. Simularea funcţionării unui sistem cu reglare secundară la trepte de

presiune.

În figura 3.12. este prezentata schema de principiu a unei instalaţii hidraulice

alimentată la presiune cvasiconstantă. Scopul simulărilor este determinarea

răspunsului sistemului la variaţiile de tip treaptă ale presiunii de alimentare, în

condiţiile menţinerii turaţiei constante a motorului hidraulic.

29



simulărilor sunt prezentate in figurile 3.14, 3.15. şi 3.16.

TG

SCSMEH

p=ct

J

Fig.3.12. Schema de principiu a unei surse de presiune echipată cu hidroacumulator


prevăzut cu hidroacumulator

30

Fig.3.14. Variaţia în timp a presiunii din conducta de alimentare a motorului

Fig.3.15. Variaţia in timp a turaţiei motorului hidraulic

31

Fig.3.16. Variaţia in timp a capacităţii motorului hidraulic

3.5. Simularea funcţionarii unui sistem cu reglare secundară la trepte de moment

rezistent.

În figura 3.17. este prezentata schema de principiu a unei instalaţii hidraulice

alimentata la presiune cvasiconstantă. Scopul simulărilor este determinarea

răspunsului sistemului la variaţiile de tip treaptă ale momentului rezistent, în condiţiile

menţinerii turaţiei constante a motorului hidraulic.

Obiectiv:



simularilor sunt prezentate in figurile 3.19., 3.20 şi 3.21.

32

TG

SCSMEH

p=ct

J

Fig.3.17. Schema de principiu a unei surse de presiune echipată cu hidroacumulator


prevăzut cu hidroacumulator

33



34


3.6. Simulări pentru determinarea funcţiei de transfer a servomecanismului electrohidraulic de

reglare a capacităţii maşinilor volumice.

Simulările au drept scop determinarea răspunsului la semnal treaptă al unui

servomecanism electrohidraulic pentru reglarea capacităţii pompei sau motorului

hidraulic din schemele de principiu ale transmisiilor hidraulice cu reglaj secundar şi

primar.

Fig.3.22. Reţeaua de simulare Simulink corespunzătoare ecuaţiei de mişcare

a pistonului cilindrului hidraulic

35

Fig. 3.23. Modelul AMESim al servomecanismului electrohidraulic de reglare a capacităţii

a b

Fig.3.24. Variaţia debitului servovalvei (a) şi a presiunii (b)

în racordul de admisie al cilindrului hidraulic (AMESim)

a b

Fig. 3.25. Răspunsul unui servomecanism electrohidraulic la semnal treaptă

simulat cu Simulink (a) şi AMESim (b)

36

3.7. Simulare pentru o transmisie hidraulică fără reglaj secundar.

În această simulare debitul este constant, iar momentul rezistent variabil. Pentru

a învinge momentul rezistent, trebuie sa varieze presiunea. Turaţia motorului este

constantă şi, în consecinţă, trebuie să se modifice momentul de antrenare al pompei.

Motorul de antrenare poate fi termic sau electric.

Fig.3.26. Schema de simulare pentru o transmisie hidraulica (pompa-motor) fără reglaje

Fig.3.27. Variaţia în timp a debitului pompei

37


Fig.3.29. Variaţia în timp a presiunii

3.8. Simulare pentru reglaj secundar cu transformarea motorului hidraulic în

generator.

Condiţiile de simulare sunt:

- momentul rezistent este egal cu momentul activ;

38

- turaţia este zero.

Schema instalaţiei hidraulice este schema de principiu de la reglajul secundar.

Aceasta simulare ne arată cum putem sa transformam un motor hidraulic în generator

(pompă) prin variaţia capacităţii. Simularea demonstrează ca putem să ţinem turaţia

motorului la valoarea zero şi, în acelaşi timp, să avem moment activ. Practic putem să

menţinem o masă acţionată cu un troliu la punct fix.

Fig.3.30. Schema de simulare pentru o transmisie hidraulica cu reglaj secundar.

Motorul hidraulic devine generator

Fig.3.31. Variaţia în timp a presiunii din racordul de intrare al motorului

39




variaţii sinusoidale ale sarcinii. Pompa este antrenata la turaţie constantă şi debitul ei se modifică datorită

modificării capacităţii.

40

Se urmăreşte răspunsul la variaţii sinusoidale ale sarcinii în condiţiile menţinerii

turaţiei constante a motorului hidraulic, prin reglarea capacităţii pompei. Pentru a se

învinge momentul rezistent presiunea trebuie să varieze necontrolat, în mod automat.

Fig.3.34. Schema de principiu a unei transmisii hidraulice cu reglaj în secundar

Fig.3.35. Schema de simulare pentru o transmisie hidraulică (pompa-motor) fără reglaje

41

Fig. 3.36. Variaţia în timp momentului rezistent al motorului hidraulic

Fig. 3.37. Variaţia în timp a capacităţii pompei (detaliu)

42

Fig.3.38. Variaţia în timp a debitului pompei (detaliu)

Fig.3.39. Variaţia în timp a presiunii în racordul de intrare al motorului hidraulic

43


Fig.3.41. Variaţia în timp a turaţiei motorului hidraulic (detaliu)

44



variaţii de tip treaptă ale sarcinii.

În această situaţie pompa este antrenată la turaţie constantă, iar debitul ei se

modifică datorită variaţiei capacităţii.

În simulare se menţine turaţia motorului constantă, prin reglarea capacităţii

pompei, iar pentru a învinge momentul rezistent presiunea variază necontrolat (în mod

automat).

Fig.3.43. Schema de principiu a unei transmisii hidraulice cu reglaj în secundar

45

Fig.3.44. Schema de simulare pentru o transmisie hidraulică(pompă-motor) fără reglaje

Fig.3.45. Variaţia în timp a momentului rezistent al motorului hidraulic

46

Fig.3.46. Variaţia în timp a capacităţii pompei

Fig.3.47. Variaţia în timp a debitului pompei

47

Fig.3.48. Variaţia în timp a presiunii în racordul de intrare al motorului hidraulic


48

Fig.3.50. Variaţia în timp a presiunii în racordul de intrare al motorului hidraulic (detaliu)

Cap.4. ANALIZA DOCUMENTAŢIEI TEHNICE DE EXECUŢIE.

În cadrul acestei etape s-a întocmit documentaţia tehnică de execuţie pentru

două standuri: stand testare transmisie hidraulică cu reglaj în secundar şi stand testare

transmisie hidraulică cu reglaj în primar.

Această documentaţie este rezultatul activităţilor de modelare matematică şi

simulare numerică efectuate în baza a două scheme hidraulice de principiu,

reprezentative pentru cele două variante de reglaj a transmisiilor (instalaţiilor)

hidraulice. Pentru a se introduce anumiţi parametrii în simularea numerică au fost

necesare identificări experimentale incipiente (utilizând plăci de achiziţie de date şi

programul Test Point) asupra unor montaje, efectuate în laborator, de sisteme

hidraulice de acţionare.

Metoda de cercetare utilizată în cadrul proiectului este iterativă, activităţile de

modelare matematică, simulare numerică şi identificare experimentală se

completându-se reciproc în vederea atingerii obiectivului propus – demonstrarea

avantajelor şi limitelor reglajului secundar faţă de reglajul primar al transmisiilor

hidraulice.

Documentaţia tehnică întocmită este minimală şi provizorie. Ea se va definitiva

după:

- alegerea optimă a tipurilor de maşini volumice cu capacitate reglabilă (pompe şi

motoare), echipate cu servomecanisme hidraulice adecvate de reglare a capacităţii, cu

electronică integrată;

49

- alegerea optimă a simulatoarelor de sarcină pentru motoarele hidraulice componente

ale celor două transmisii (instalaţii) hidraulice.

Cele două standuri sunt realizate în construcţie modulară şi conţin toate

modulele de bază, urmând a se definitiva modulele de simulare a sarcinii şi modulele

de reglare a capacităţii maşinilor volumice. Cea mai mare parte dintre modulele

componente sunt comune celor două standuri

Pentru fiecare din cele două standuri documentaţia conţine: schema hidraulică

dezvoltată, desenul de ansamblu al standului, specificaţia tehnică, desenele de

ansamblu ale modulelor principale


transmisiei cu reglaj în secundar.

Documentaţia conţine următoarele desene de execuţie:

Schema hidraulică: cod desen STRS-0-SH;

Desen de ansamblu stand transmisie hidraulică cu reglaj în secundar: cod desen STRS-

0;

Specificaţie tehnică: cod desen STRS-0-SP;

Electropompă circuit primar: cod desen STRS-1.0S;

Bloc circuit primar: cod desen STRS-2.0S;

Panou comenzi hidraulice: cod desen STRS-3.0;

Bloc acumulator: cod desen STRS-4.0;

Electropompă comenzi: cod desen STRS-5.0;

Bloc comenzi sarcină: cod desen STRS-6.0;

Bloc reglaje frânare: cod desen STRS-7.0;

Bloc distribuţie: cod desen STRS-8.0;

Servomecanism control basculare: cod desen STRS-9.0;

Dispozitiv testare motoare rotative: cod desen STRS-10-0S;

Bloc aparate sarcină: cod desen STRS-11.0;

Bazin asamblat: cod desen STRS-12.0;

Electropompă răcire/ alimentare: cod desen STRS- 13.0;

Dispozitiv testare motoare liniare: cod desen STRS- 14.0.


transmisiei cu reglaj în primar.

Documentaţia conţine următoarele desene de execuţie:

Schema hidraulică: cod desen STRP-0-SH;

Desen de ansamblu stand transmisie hidraulică cu reglaj în secundar: cod desen STRP-

0;

Specificaţie tehnică: cod desen STRP-0-SP;

Electropompă circuit primar: cod desen STRS-1.0P;

Bloc circuit primar: cod desen STRS-2.0P;

Panou comenzi hidraulice: cod desen STRS-3.0;

Electropompă comenzi: cod desen STRS-5.0;

Bloc comenzi sarcină: cod desen STRS-6.0;

Bloc distribuţie: cod desen STRS-8.0;

Dispozitiv testare motoare rotative: cod desen STRS-10-0P;

50

Bloc aparate sarcină: cod desen STRS-11.0;

Bazin asamblat: cod desen STRS-12.0;

Electropompă răcire/ alimentare: cod desen STRS- 13.0;

Dispozitiv testare motoare liniare: cod desen STRS- 14.0.

CONCLUZII

În etapa II s-au elaborat doua modele experimentale de sisteme de acţionare

hidraulice: SAH1 cu reglaj primar şi SAH2 cu reglaj secundar. Pentru atingerea acestui

obiectiv s-au realizat succesiv:

1. Două scheme hidraulice de principiu, reprezentative, pentru: un sistem de

acţionare hidraulică cu reglaj în secundar, respectiv un sistem de acţionare

hidraulică cu reglaj în primar;

2. Modelele matematice pentru cele două scheme de principiu;

3. Simularea comportării dinamice a componentelor şi sistemelor de reglare;

4. Documentaţia de execuţie a două standuri pentru testarea celor două sisteme.

Simulările realizate, în principal cu programul MATLAB-SIMULINK, dar şi cu

programul AMESim, se caracterizează prin:

a) Schemele de simulare au fost întocmite pentru subsisteme componente ale celor

două scheme de principiu de transmisii hidraulice, respectiv cu reglaj în primar şi cu

reglaj în secundar. Ele mai pot fi optimizate din punct de vedere funcţional.

b) Înainte de aprovizionarea cu componentele necesare celor realizării celor două

sisteme hidraulice, pe baza acestor modele de simulare se vor face simulări cu date

concrete;

c) Simulările demonstrează necesitatea de realizare în practică a celor două standuri

(cu reglaj în secundar şi cu reglaj în primar) în construcţie modulară, cu cât mai puţine

interconectări între module;

d) În fazele ulterioare ale proiectului se vor utiliza cât mai multe date privind practica

reglării capacităţii pompelor şi motoarelor hidraulice;

e) Se vor realiza în etapele viitoare şi simulări globale, pentru cele două scheme, dar

după definitivarea caracteristicilor componentelor hidraulice. Eventual se vor realiza

scheme de simulare pentru mai multe variante de echipare;

f) Foarte important în timpul simulărilor este modul în care se realizează sarcina

rezistentă, mai ales în situaţia în care se doreşte ca aceasta să devină activă (reglajul

secundar). Menţinerea pe zero a turaţiei unui motor hidraulic este uşoară, în cazul unei

sarcini pur inerţiale (un troliu), dar pentru o sarcină elastică (pompe sau motoare

hidraulice), există posibilitatea apariţiei oscilaţiilor în sistem;

g) Se recomandă utilizarea pompelor şi motoarelor hidraulice reglabile cu electronică

aferentă, deoarece aceasta este specifică şi optimizată;

h) Pentru a se introduce anumiţi parametrii în simularea numerică au fost necesare

identificări experimentale incipiente (utilizând plăci de achiziţie de date şi programul

Test Point) asupra unor montaje, efectuate în laborator, de sisteme hidraulice de

acţionare.

Metoda de cercetare utilizată în cadrul proiectului este iterativă, activităţile de

modelare matematică, simulare numerică şi identificare experimentală se

51

completându-se reciproc în vederea atingerii obiectivului propus – demonstrarea

avantajelor şi limitelor reglajului secundar faţă de reglajul primar al transmisiilor

hidraulice.

Documentaţia tehnică întocmită este minimală şi provizorie. Ea se va definitiva

după:

a) alegerea optimă a tipurilor de maşini volumice cu capacitate reglabilă (pompe şi

motoare), echipate cu servomecanisme hidraulice adecvate de reglare a capacităţii, cu

electronică integrată;

b) alegerea optimă a simulatoarelor de sarcină pentru motoarele hidraulice componente

ale celor două transmisii (instalaţii) hidraulice.

BIBLIOGRAFIE 1. Catană, I. Reglarea şi automatizarea sistemelor hidraulice. (Litografiat).

Institutul Politehnic Bucureşti, 1981.

2. Catană, I., Vasiliu, D., Vasiliu, N. Acţionări hidraulice şi electrohidraulice -

Aplicaţii. (Litografiat). Institutul Politehnic Bucureşti, 1993.

3. Catană, I., Vasiliu, D., Vasiliu, N. Servomecanisme electrohidraulice.

(Litografiat). Universitatea "Politehnica" din Bucureşti, 1996.

4. Mazilu, I., Marin, V. Sisteme hidraulice automate. Editura Academiei R.S.R.,

Bucureşti, 1982.

5. Oprean, A. Acţionări şi automatizări hidraulice. Sisteme mecano-pneumo-

electrohidraulice. Editura Tehnică, Bucureşti, 1983.

6. Vasiliu, N., Catană, I. Transmisii hidraulice şi electrohidraulice. vol. I - Maşini

hidraulice volumice, Editura Tehnică, Bucureşti, 1988.

7. Vasiliu, N., Vasiliu, D., Catană, I., Theodorescu, C. Servomecanisme

hidraulice şi pneumatice. vol.I (Litografiat). Universitatea "Politehnica" din

Bucureşti, 1992.

8. Vasiliu, D., Vasiliu, N. Acţionări şi comenzi hidropneumatice în energetică.

(Litografiat). Universitatea "Politehnica" din Bucureşti, 1993.

9. Vasiliu, N., Vasiliu, D. Acţionări hidraulice şi pneumatice. Vol.I, Editura

Tehnică, Bucureşti, 2004.

10. Viersma, T.J., Ham, A.A. Hydraulic line dynamic. Delft University of

Technology, 1979.

11. The Hydraulic Trainer. vol.I-VI, Mannesman Rexroth, Lohr am Main, 1986.

12. *** TestPoint for Windows - User' Guide. Capital Equipment Corporation,

Burlington, MA, 2004.

13. *** DAS-1600/1400 Series - User' Guide. Keithley Metrabyte Division, Taunton,

MA, 1994.

14. *** Matlab 6.5 - User' Guide. MathWorks, Natick, MA, 2002.

15. *** Simulink 5.0 - User' Guide. MathWorks, Natick, MA, 2002.

16. *** The Hydraulic Trainer. Vol.I-VI, Mannesman Rexroth, Lohr am Main,

1986.

17. *** AMESim User Manual. Imagine, Roanne, France, 2004.

cuprins - inoe 2000 ihp-hidraulica, pneumatica, proiectare...

Documents