-

CAPITOLUL 1Rolul acţionărilor pneumatice. Avantaje. Dezavantaje

1.1 Rolul acţionărilor pneumatice

Utilizarea acţionărilor şi comenzilor pneumatice este extinsă în prezent practic în toate ramurile industriale. Sistematizarea domeniilor de utilizare a acestor acţionări şi comenzi poate fi făcută pornind de la clasificarea operaţiilor de lucru. Ponind de la tipul de mişcare, impusă, elementele pneumatice pot fi folosite sub următoarele forme:

- elemente cu mişcare liniara în care se încadrează cele de avans precum şi cele de tipul unităţilor pneumohidraulice de translaţie;- elemente de mişcare liniară pas cu pas din care fac parte dispozitivele de avans cu comandă intrisecă pentru diferite lungimi de cursă, reglabile, reversibile şi limitate;- elemente cu mişcare oscilatorie în care se încadrează cilindrii oscilanţi în domeniul de pînă la 180, 290 sau chiar 360;- elemente cu mişcare circulară pas cu pas ca de exemplu masa rotativă cu posibilităţi de fixare a unui număr corespunzător de paşi în cadrul unei rotaţii complete;- elemente cu mişcare rotativă de tipul motorului pneumatic care poate dezvolta o putere de pînă la 25 CP.

În continuare sunt prezentate cîteva exemple de aplicare a acţionărilor si comenzilor pneumatice care, cu mici modificări, se întîlnesc aproape în toate domeniile şi anume:

- pentru echiparea uneltelor pneumatice se utilizează cilindrii cu simplă şi dublă acţiune folosiţi pentru fixările pieselor care urmează a fi prelucrate; dispozitivele de fixare pneumatice pot fi concepute şi construite pentru a fi acţionate manual sau automat, acestea din urmă avînd un domeniu larg de aplicaţii;- pentru realizarea dispozitivelor de alimentare a maşinilor-unelte de prelucrare a pieselor metalice sau a lemnului;- pentru asamblarea mai multor piese în operaţii de montaj se apelează la staţii pneumatice dispuse în serie sau pe o masă rotativă care pot asigura chiar şi operaţiile de înşurubare;- pentru efectuarea operaţiilor de prelucrare a metalelor: prin aşchiere (găurirea metalelor uşoare şi neferoase, oţelului precum şi a lemnului, pentru diametre, în general, sub 10 mm), frezare prin aigurarea avansului obţinut cu ajutorul dispozitivelor pneumatice sau pneumohidraulice şi prin deformarea plastică la nivelul unor forţe de cel mult 0,3 kN prin folosirea preselor pneumatice de gabarit redus;- pentru echiparea maşinilor de prelucrat lemnul cu dispozitive pneumatice de fixare precum şi pentru asigurarea avansului;

- 4-

-

- pentru prelucrarea maselor plastice în care intervin uneltele de tensionare pneumatice, la producerea semifabricatelor din mase plastice, în scopul prelucrării termoplastelor precum şi în tehnica împachetării cu mase plastice;- pentru realizarea operaţiilor de măsurare a lungimilor la maşinile de prelucrat sau la instalaţiile de sortare automată prin mijloace pneumatice;- pentru formarea prin presare a plăcilor de beton utilizate în domeniul construcţiilor precum şi pentru realizarea operaţiilor de dozare a materialelor necesare preparării betonului şi introducere acestora în betoniere;

Pentru asigurarea transportului unor obiecte mai mari, ca de exemplu, a plăcilor de carton, lăzilor sau a unor obiecte compuse din mai multe repere; de asemenea sunt folosite în mod curent utilaje de ridicat prevăzute cu motoare pneumatice. Un domeniu aparte îl constituie tehnica pneumatică de transport pentru materiale granulate prin tubulaturi, mediul de transport fiind chiar aerul comprimat.

1.2 Avantajele acţionărilor pneumatice

Acţionările pneumatice şi-au găsit aplicaţii în domenii ale tehnicii extrem de variate, pentru cele mai diferite scopuri. Acest fapt se datorează avantajelor prezentate de aceste acţionări :- datorită vitezelor de lucru şi de avans mari, precum şi momentelor de inerţie mici, durata operaţiilor este mică.- acţionările pneumatice pot fi foarte rapide: utilizînd elemente logice sau convertoare electropneumatice se pot realiza instalaţii cu funcţioanre în ciclu automat, care oferă productivitate mare;- forţele, momentele şi vitezele motoarelor pot fi reglate uşor, utilizînd dispozitive simple;- supraîncărcarea motoarelor pneumatice nu introduce pericol de avarii;transmisiile pneumatice permit porniri, opriri, opriri dese şi schimbări de sens bruşte, fără pericol de avarie;- aerul comprimat este relativ uşor de produs şi de transportat prin reţele este nepoluant şi neinflamabil;- poate fi stocat în cantităţi apreciabile;- pericolul de accidentare este redus;- întreţinerea instalaţiilor pneumatice este uşoară dacă se dispune de personal calificat.

- 5-

-

1.3 Dezavantajele acţionărilor pneumatice

În comparaţie cu alte tipuri de acţionări (hidraulice, electice) acţionările pneumatice prezintă următoarele dezavantaje:- datorită limitării presiunii de lucru forţele şi momentele oferite de motoarele pneumatice sunt reduse;- compresibilitatea aerului nu permite reglarea precisă a unor parametri de funcţionare, de exemplu menţinerea constantă a unor viteze mici de deplasare;- aerul nu poate fi complet purificat cu costuri rezonabile, fapt ce duce la uzura unor piese prin eroziune şi abraziune precum şi la coroziunea componentelor;- în anumite condiţii de mediu şi funcţionare, există pericol de îngheţ;- randamentul transmisiilor pneumatice este scăzut.

Acţionările pneumatice sunt utilizate: în industrie cu pericolul de incendii, explozii: metalurgie, chimie, minerit, prelucrarea lemnului, termocentrale.

- 6-

-

CAPITOLUL 2Producerea aerului comprimat

2.1 Condiţii generale

Condiţiile pe care trebuie să le îndeplinească aerul comprimat ca agent de lucru în sistemele de acţionare şi automatizare pneunatice sunt prezentate în STAS 7224-76.

Producerea aerului comprimat necesar elementelor şi sistemelor pneumatice care funcţionează în intervalul Standard de presiuni se realizează cu ajutorul compresoarelor. Temperatura de refulare relativ ridicată precum şi prezenta umidităţii, uleiului şi prafului nu permit utilizarea imediată a aerului comprimat furnizat de compresor. În majoritatea cazurilor se poate considera că aerul comprimat are o umiditate relativă de 100% independent de anotimp. Utilizarea unui asemenea aer nu este permisă deoarece în diferitele zone ale sistemului cu temperatură mai coborîtă poate avea loc condensarea vaporilor de apă, iar în perioada de iarnă formarea gheţii creează dificultăţi în ceea ce priveşte asigurarea condiţiilor de mişcare ale pieselor mobile. Din acest motiv instalaţia de preparare a aerului furnizat sistemelor pneumatice este prevăzută cu un dispozitiv de uscare.

În ceea ce priveşte vaporii de ulei se constată că aceştia determină atît înfundarea rezistenţelor pneumatice cit şi deteriorarea membranelor de cauciuc. Aceşti vapori provin din uleiul necesar pentru ungerea echipajului mobil şi îndeosebi a pistonului compresorului. Pentru reţinerea vaporilor de ulei se recurge la montarea unor filtre speciale; de ademenea, în ultima perioadă de timp, sunt din ce în ce mai mult utilizate compresoarele fără piston.

Din cele arătate rezultă că instalaţia de producere şi preparare a aerului comprimat avînd presiunea standard este compusă din compresor, filtru de praf, filtru pentru vaporii de ulei, sistem de uscare şi răcire a aerului şi un rezervor de aer comprimat utilizabil în caz de avarii. Dacă sistemul pneumatic funcţionează la presiuni joase, se recurge la utilizarea ventilatoarelor şi pompelor, astfel că în această situaţie nu mai este necesară uscarea şi nici filtrarea pentru reţinerea vaporilor de ulei. Faptul că, la presiuni joase, diametrele rezistenţelor pneumatice sunt relativ mari face ca şi reţinerea prafului să nu mai fie necesară. În consecinţă, instalaţiile de producere a aerului de joasă presiune sunt compuse numai din compresoare şi rezervor.

- 7-

-

2.2 Producerea aerului comprimat

Pentru obţinerea aerului comprimat la presiunea standard se recurge la utilizarea unor instalaţii speciale automatizate în care comprimarea aerului se efectuează eu ajutorul compresoarelor cu piston sau cu membrană.

În figura următoare sunt arătate schema de principiu a unui compresor cu piston cu doi cilindri identici, într-o treaptă de comprimate şi diagrama simplificată P-V de funcţionare a acestuia.

Aerul atmosferic de presiune P0 este aspirat în compresor fiind în prealabil purificat în filtrul de praf 1. La trecerea aerului prin supapele de aspiraţie 2 au loc procesele de aspiraţie d — a la presiuni Pa inferioare presiunii Px = P0 ou valoarea pierderilor de presiune ∆Pa datorate rezistenţei hidraulice a traseului de aspiraţie. În aceste procese pistoanele 3 prevăzute cu segmenţi se deplasează în sens descendent de la punctul mort superior (p.m.s.) prin cilindrii 4. Diagramele P — V ale celor doi cilindri ai compresorului sunt decalate la 180°. Pistoanele sunt puse în mişcare de translaţie alternativă de către bielele 5, antrenate de arborele cotit 6 care efectuează o mişcare de rotaţie în carterul 7, în care se află ulei avînd rolul de a asigura ungerea pieselor în mişcare relativă. Prin intermediul transmisiei cu curele 8, motorul electric, 9, furnizează lucrul mecanic L necesar efectuării proceselor de comprimare a—c în care pistoanele se deplasează în sens ascendent, iar presiunea creşte în cilindri de la cea de aspiraţie Pa pînă la cea refulare Pr. La trecerea aerului comprimat prin supapele de refulare 10 au loc

- 8-

Fig. 2.1

-

procesele de refulare c — r la presiuni Pr superioare presiunii finale P2 = 6 ... 10 bar, cu valoarea pierderilor de presiune ∆Pr determinate de rezistenţele hidraulice create de aceste supape, precum şi de filtrul de ulei 11 care are rolul de a reţine vaporii de ulei. În final, aerul comprimat este înmagazinat în rezervorul 12 de unde este trimis pentru răcire şi uscare în instalaţia de alimentare cu aer comprimat a sistemului pneumatic de automatizare. În ceea ce priveşte aerul comprimat rămas în spaţiile moarte de volum F0 la presiunea Pr, acesta se destinde în cilindri pînă la Pa (procesul r — d) după care procesele funcţionale se repetă. Spre deosebire de procesele de aspiraţie şi refulare în care cantităţile de aer din cilindri sunt variabile, supapele de aspiraţie şi, respectiv, de refulare fiind deschise, în cele de comprimare şi destindere cantităţile de aer se menţin constante supapele fiind închise.

Caracteristicile constructive şi funcţionale cele mai importante ale unei trepte de compresor cu piston sunt următoarele:- coeficientul spaţiului mort:

E0=V 0

V s

=4 …8 %

în care V s=πD2

4S volumul cursei pistonului (D – diametrul cilindrului, S – cursa

pistonului);- raportul de creştere a presiunii:

H=P2

P1

=6…10

- coeficientul de debit:

λ=λe

1−Ψ a

θa {1−E0[θa( HΨ )

1nd−1]}

unde λe reprezintă coeficientul de etanşeitate a cilindrului, Ψ =(1−Ψ a)(1−Ψ r) – coeficientul global al pierderilor de presiune în supape, θa – coeficientul supraunitar care ţine seama de aportul de căldură în procesul de aspiraţie, nd – exponentul politropic al procesului de destindere care ia în considerare aportul de căldură QPd în desfăşurarea acestui proces.

Debitul volumic de aer atmosferic avînd parametrii P0 şi t 0 aspirat de compresor este precizat de relaţia:

V 0= λZ V snunde Z este numărul de cilindri, iar n turaţia compresorului.

Creşterea presiunii de refulare P2 şi, implicit, a raportului de presiuni H determină reducerea debitului de aer aspirat de compresor. Modificarea acestei presiuni influenţează în mod direct temperatura de refulare a aerului comprimat care se poate determina cu relaţia:

T 2=T a

θr( H

Ψ )nc−1

nc

unde T a este temperature la finele procesului de aspiraţie, superioară lui T 0 datorită încălzirii aerului în acest proces, θr coeficient supraunitar care ţine seama de răcirea aerului în procesul de refulare şi nc

- 9-

Fig. 2.2

-

exponentul politropic al comprimării care ia în considerare evacuarea căldurii QPc în timpul procesului de comprimare, cilindrii compresorului fiind răciţi cu aer sau apă.

În figura 2.2 este reprezentată grafic dependenţa politropică T2

T0

=H pentru

nc=1,1…1,4 şi t 0=20oC . Puterea furnizată de motorul electric pentru antrenarea compresorului se poate

calcula cu relaţia:

Pa=Z∨L∨n

60∗103 ηem

[kW ]

unde |L| reprezintă valoarea absolută a lucrului mecanic al diagramei de funcţionare a unui cilindru de compresor, în J şi ηem randamentul electromecanic al grupului compresor-motor electric.

În figura 2.3 sunt precizate valorile lucrului mecanic specific de comprimare politropică a aerului:

Economicitatea instalaţiei de producere a aerului comprimat poate fi apreciată cu ajutorul consumului specific de energie electrică necesară pentru comprimarea unui mN

3 de aer atmosferic:

- 10-

Fig. 2.3

-

K=60Pa

V n [ kWhmN

3 aer ]În ultimii ani se recurge din ce în ce mai mult la utilizarea compresoarelor

volumice cu piston fără ungere prevăzute cu segmenţi din diferite materiale precum teflonul care exclud necesitatea introducerii în schema de preparare a aerului comprimat a filtrului de ulei.

În ceea ce priveşte compresorul cu membrană, schema de principiu a acestuia este arătată în figura 2.4. Ca şi în cazul precedent, motorul electric 1, prin intermediul transmisiei cu curele 2, pune în mişcare de rotaţie arborele 3 al compresorului. Pe arbore este montat excentricul 4 cu secţiune circulară pe care este montat un rulment cu bile 5. Inelul exterior al rulmentului este fixat în capul bielei 6. La rotirea arborelui compresorului biela imprimă o mişcare periodică în sens ascendent şi descendent ciupercii 7 prevăzute cu membrana 8. La deplasarea în jos a ciupercii, deasupra membranei se creează o depresiune ceea ce determină deschiderea supapei de aspiraţie 9 astfel că aerul atmosferic este aspirat în camera de lucru a compresorului trecînd prin filtrul 10. Cînd ciuperca se deplasează în sus supapa de aspiraţie se închide şi aerul este comprimat pînă la presiuni de circa 3 bar. Prin deschiderea supapei de refulare aerul este trimis în coloana de refulare şi, în continuare, în rezervor.

Dezavantajul principal al compresorului cu membrană constă în aceea că, periodic, este necesară schimbarea acesteia din cauza deteriorării.

- 11-

Fig. 2.4

-

2.3 Prepararea aerului comprimat

În continuare, este analizată schema şi funcţionarea instalaţiei de alimentare cu aer comprimat a elementelor pneumatice care intră în structura aparatelor şi sistemelor care lucrează în intervalul standard de presiuni. Schema unei asemenea instalaţii este arătată în figura 2.5; ea constă, în principal, din compresor, dezumidificator (adsorber) şi sistemul de supraveghere automată.

Aerul comprimat în compresorul 1 trece prin răcitorul 2, supapele inversate 3 şi 4 ajungînd la adsorberele eu silicagel 5 şi 6 după care parcurge filtrele 7 şi 8, ventilele solenoidale 9 şi 10, supapa inversată 11, rezervorul tampon 12, ventilul 13, regulatorul de presiune 14, indicatorul de umiditate 15 şi rezervorul de aer comprimat 25 după care este furnizat consumatorilor.

Sistemul de supraveghere automată controlează ventilele solenoidale 9, 16, 10 şi 17 şi încălzitoarele electrice 18 şi 19 prin intermediul unui releu de timp programat şi care nu apare în schemă, în aşa fel încît dacă adsorberul 5 se află în regim de uscare, atunci adsorberul 6 funcţionează în regim de regenerare şi răcire ulterioară. În această situaţie ventilele solenoidale 9 şi 17 sunt deschise, cele solenoidale 10 şi 16 sunt închise, încălzitorul electric 18 este deconectat, iar 19 este cuplat la reţeaua electrică. În această situaţie în decursul ciclului de 12 ore, cea mai mare parte a debitului de aer comprimat trece prin adsorberul 5 care are rolul de a reţine umiditatea pînă la punctul de rouă la — 30° C. Restul de 10 ... 13 % din debitul de aer comprimat trece prin adsorberul 6 unde se

- 12-

Fig. 2.5

-

încălzeşte pînă la 200° C şi regenerează umiditatea din silicagel, după care trece prin ventilul solenoidal 17 şi droselul 20 fiind evacuat în atmosferă.

După un ciclu de regenerare de 7 ore încălzitorul electric 19 este deconectat, iar adsorberul 6 intră în regim de răcire al cărui ciclu are o durată de 5 ore. După consumarea ciclului de lucru de 12 ore, adsorberul 5 intră în regim de regenerare şi răcire, iar adsorberul 6 regenerat şi răcit, în ciclu de lucru.

Regulatoarele bimetalice de temperatură 21 şi 22 limitează creşterea temperaturii aerului în procesul de regenerare la cel mult 200° C. Releul de presiune 23 controlează regimul de funcţionare a compresorului; la scăderea presiunii aerului sub 2 . . . 2,5 bar compresorul este pus în funcţiune, iar la depăşirea presiunii de 2,5 . . . 3 bar acesta este deconectat şi oprit, iar supapa 24 evacuează aerul din capacul compresorului în atmosferă ceea ce uşurează condiţiile de pornire a compresorului. Regulatorul de presiune 14 are rolul de a menţine presiunea aerului în linia de ieşire a instalaţiei la funcţionarea fără rezervor. Indicatorul de umiditate 15 controlează, dar cu un grad de precizie mai redus, umiditatea aerului după adsorbere. El este constituit dintr-uu tub de sticlă umplut cu silicagel, preparat cu 10 % soluţie de clorură de cobalt. Un asemenea silicagel are proprietatea de a-şi modifica culoarea de la albastru la roz la creşterea umidităţii aerului.

- 13-

-

CAPITOLUL 3Elemente utilizate în acţionarea pneumatică

3.1 Motoare pneumatice. Noţiuni generale

Motoarele pneumatice au rolul funcţional de a transforma energia fluidului (aici aer comprimat) într-o energie mecanică pe care o transmit prin organele de ieşire mecanismelor acţionate. După tipul procesului de transformare a energiei pneumatice în energie mecanică, motoarele pneumatice se împart în:- motoare pneumostatice sau volumice; la aceste motoare procesul de transformareare loc pe baza modificării permanente a unor volume delimitate de părţile mobile şi părţilefixe ale camerelor active ale motorului;- motoare pneumodinamice, cunoscute şi sub denumirea de turbine pneumatice; laaceste motoare energia pneumostatica a mediului de lucru este transformată într-o primaetapă în energie cinetică, care apoi este la rîndul ei transformată în energic mecanică.

În sistemele de acţionare pneumatice în marea majoritate a cazurilor motoarele folosite sunt motoare volumice.

Organul de ieşire al unui motor pneumatic poate fi o tijă sau un arbore. În primul caz organul de ieşire are o mişcare rectilinie alternativă (cazul cilindrilor şi camerelormembrană), în timp ce în cel de-al doilea caz mişcarea acestuia este fie de rotaţiealternativă (cazul motoarelor oscilante), fie de rotaţie pe unghi nelimitat (cazul motoarelorrotative).

Un alt criteriu de clasificare a motoarelor pneumatice îl reprezintă modul în care se realizează mişcarea organului de ieşire; după acest criteriu se disting: motoare cu mişcare continua şi motoare cu mişcare incrementală. Tot în această familie, a motoarelor pneumatice, se pot încadra şi motoarele pneumohidraulice, la care mişcarea organului de ieşire este controlată prin intermediul unui circuit hidraulic auxiliar. În general maşinile pneumatice sunt reversibile, adică pot funcţiona ca gnerator (pompă) şi ca motor. Din cauza randamentului, ca motoare se folosesc în special cele cu piston, dar se folosesc şi cele rotative.

- 14-

-

3.2 Motoare pneumatice liniare

Motoarele pneumatice liniare efectuează lucrul mecanic printr-o mişcare rectilinie, ele se mai numesc şi cilindri pneumatici. Mişcarea organului de ieşire are loc între două poziţii limită, stabilite constructiv sau funcţional, ce definesc cursa motorului.

După modul în care sunt separate cele două camere funcţionale motoarele pneumatice se pot clasifica în:- cilindri la aceste motoare separarea se face prin intermediul unui piston 4, iar etanşarea se realizează prin intermediul unor garniture nemetalice (fig. 3.1);- camere cu membrană la aceste motoare rolul pistonului este preluat de o membrană nemetalică, care realizează şi etanşarea celor doua camere.

Din punct de vedere constructiv motoarele pneumatice liniare sunt formate din două subansambluri principale:- subansamblul carcasă: format din cămaşa 1 şi capacele 2 şi 3;- subansamblul piston format din pistonul 4 şi tija 5.

Motoarele pneumatice cu piston de construcţie clasică au aplicaţii foarte largi şi se constituie într-o varietate de forme şi tipodimensiuni foarte mare. În figura 3.2 sunt reprezentate simbolurile unor cilindri pneumatici.

- 15-

Fig. 3.1

-

a - cilindru cu simplu efect; b - cilindru cu dublu efect; c - cilindru cu dublu efect cu tijă bilaterală; d - cilindru cu dublu efect fără ajustarea cursei; e - cilindru cu dublu efect cu ajustarea cursei într-un sens; f - cilindru cu dublu efect cu ajustarea cursei în ambele sensuri; g - cilindru cu dublu efect cu ajustarea cursei într-un sens şi inel magnetic; h - cilindru cu dublu efect cu ajustarea cursei în ambele sensuri şi inel magnetic.

Performanţele constructiv-funcţionale sunt foarte diversificate:- diametre : 6 – 320 mm;- lungimea cursei: pînă la 4 m;- viteze:

- cilindri de uz general : pînă la 1,5 m/s;- cilindri de uz special: pînă la 10 m/s;

- forţe: pînă la 50000N.

După tipul constructiv, se poate face o clasificare generală a cilindrilor:- cilindri cu simplu efect:

- cu revenire cu arc;- cu revenire sub acţiunea unei forţe rezistente.

- cilindri cu dublu efect:- cu tijă unilaterală;- cu tijă bilaterală.

- cilindri în tandem:- cu amplificare de forţă;- avînd cursa în două trepte.

După posibilitatea de frînare la cap de cursă:- cilindri fără frînare la cap de cursă.- cilindri cu frînare la cap de cursă:

- reglabilă;- nereglabilă.

a - simbolul;

- 16-

Fig. 3.2

Fig. 3.3 Cilindrul cu simplu effect cu revenire cu arc

Fig. 3.2

-

b - secţiunea; 1 - corpul; 2, 3 - capacele;4 - pistonul;5, 8 - garniturile de etanşare; 6 - resortul de revenire; 7 - bucşa de ghidare a tijei; 9 – tija

În figura 3.3 este prezentat un cilindru cu simplu efect cu revenire cu arc. Dacă racordul A este alimentat cu aer de la compresor, pistonul este împins cu o forţă, care va determina deplasarea acestuia spre dreapta, racordul B este conectat la atmosferă. Cînd racordul A va fi conectat la atmosferă, resortul 6 determină revenirea pistonului la poziţia iniţială.

1, 2 - capacele; 3 - corpul; 4 - pistonul; 5 - tija;6, 7 - garniturile de etanşare; 8 - bucşă de ghidare.

În figura 3.4 este prezentat un cilindru cu dublu efect cu tijă unilaterală fără frînare la cap de cursă. Cilindrul are două racorduri de alimentare: pentru cursa de avans se alimentează racordul A, iar racordul B este conectat la atmosferă, iar pentru cursa de retragere se alimentează racordul B şi racordul A se ventilează (această manevră se face cu ajutorul distribuitoarelor).

În figura 3.5 este prezentat un cilindru cu dublu efect cu tijă bilaterală.

- 17-

Fig. 3.4 Cilindru cu dublu efect cu tijă unilaterală fără frânare

Fig. 3.5 Cilindru cu dublu efect cu tijă bilaterală

-

Există cazuri cînd este necesară frînarea la capăt de cursă, pentru a evita şocurile care pot duce la deteriorarea mecanismului acţionat sau chiar a cilindrilor.

În figura 3.6 este prezentat un cilindru cu dublu efect cu frînare reglabilă la ambele capete. Cilindrul are două racorduri de alimentare: pentru cursa de avans se alimentează racordul A, iar racordul B este conectat la atmosferă, iar pentru retragere se alimentează racordul B şi racordul A se ventilează. Se observă că fiecare capăt de cursă este prevăzut cu un circuit suplimentar de evacuare a camerei inactive printr-o secţiune droselizată. Luăm ca exemplu cursa de avans: în momentul în care manşonul 4 ajunge în dreptul etanşării 6, evacuarea camerei din dreapta nu se mai poate face prin spaţiul dintre tijă şi capac. Aerul este obligat să curgă printr-un orificiu a cărui secţiune este reglată de droselul 2. Deoarece secţiune de evacuare a aerului este mult mai mică, rezultă un efect de frînare a pistonului. În funcţie de reglajul droselului, rezultă un efect de frînare mai redus sau mai mare. Reglînd cele două drosele în moduri diferite, se obţin viteze de frînare diferite pentru cele două sensuri.

a - simbolul; b - secţiunea;1,2 - şuruburile (drosel) de reglare;3,4 - manşoanele;5,6 - garniturile de etanşare

Forţa unui cilindru este data de relaţia: F=P*S, unde F este forţa aerului comprimat, iar S este aria secţiuni pitonului.

Pentru a satisface o gamă largă de aplicaţii, au o serie de motoare de construcţie specială, numite motoare speciale. Cele mai importante construcţii de acest tip sunt:- motoare cu mai multe pistoane solidarizate;- motoare fără tijă;- motoare antirotaţie;- motoare cu cursă scurtă;- motoare cu cămaşă deformabilă;- motoare cu mai multe poziţii.

- 18-

Fig. 3.6 Cilindru cu dublu effect cu frânare reglabilă la ambele capete de cursă

-

Aceste motoare se folosesc acolo unde există restricţii privind gabaritul radial, sau în cazurile în care este necesar la un anumit diametru o forţă mai mare decît cea care rezultă din relaţia F=P*S. Pentru astfel de situaţii se construiesc cilindrii cu două pistoane (fig. 3.7). Acest cilindru are patru racorduri de alimentare: pentru cursa de avans sunt alimentate racordurile A şi B, iar C şi D sunt conectate la atmosferă, iar pentru cursa de întoarcere racordurile C şi D sunt alimentate, iar A şi B sunt ventilate. Forţa dezvoltată de cest cilindru este aproape dublă faţa de cel cu un singur piston de acelaşi diametru.

Există aplicaţii în care gabaritul axial nu permite montarea cilindrilor clasici (cu tijă), în acest caz se utilizează motoare fără tijă. Soluţiile posibile sunt:

- motoare cu cablu sau bandă;- motoare cu legătură rigidă;- motoare cu cuplaj magnetic.

Motoare cu cablu sau bandă (fig. 3.8) transmit mişcare alternativă a pistonului 1, prin intermediul cablului 2, la sania 3, la care se cuplează sarcina ce trebuie antrenată.

Cablul de secţiune circulară este confecţionat din plastic sau metal plastifiat, şi este înfăşurat peste roţile 4 şi 5. Există construcţii la care cablul este înlocuit cu o lamelă elastică de secţiune dreptunghiulară.

- 19-

Fig. 3.8 Motor cu cablu

Fig. 3.7

-

În figura 3.9a este prezentat simbolul, iar în figura 3.9b, vederea unui motor liniar antirotaţie. Acest motor este utilizat în cazul cînd sarcina antrenată nu trebuie să se rotească în jurul axei longitudinale. Cilindrul are două tije paralele 1, pe care se deplasează căruciorul 2, de care se legat ansamblul mobil care trebuie deplasat.

În cazul în care sarcina trebuie deplasată pe o distanţă mică (sub 100mm), se pot folosi cilindri cu o construcţie specială (fig. 3.10) caracteristici motoarelor cu cursă scurtă. Comparativ cu construcţia clasică se constată următoarele diferenţe:- cămaşa exterioară este înlocuită cu piesa 1 în care este prelucrat alezajul cilindrului;- lipseşte capacul posterior, orificiul de alimentare este prelucrat în piesa 1;- capacul anterior 2 este montat în interiorul piesei 1, fiind fixat cu un inel elastic 3.- pistonul 5 are pe el un inel de etanşare 4.

- 20-

Fig. 3.9

Fig. 3.10

-

În categoria motoarelor cu cămaşă deformabilă intră motoarele liniare la care

deplasarea sarcinii se obţine prin deformarea unui elemente elastic (fig.3.11). Elementul deformabil 3 se realizează din cauciuc sau metal. Considerînd piesa 2 fixă, sub efectul aerului comprimat elementul elastic 3 se deformează; piesa de capăt 1, mobilă, se va apropia de piesa fixă 2, dezvoltînd astfel o forţă de tragere.

S-a arătat deja ca unul dintre dezavantajele motoarelor pneumatice liniare constă în faptul că poziţionarea precisă a sarcinii antrenate se poate face numai în două poziţii de pe cursa de lucru. Aceste poziţii pot fi capete de cursă, sau poziţii intermediare de pe cursă, stabilite cu ajutorul unor limitatori mecanici. În lipsa acestora din urmă, oprirea în orice altă poziţie de pe cursa de lucru este greu de controlat, din cauza compresibilităţi aerului comprimat. Se pot însă concepe şi realiza variante de motoare care să permită oprirea precisă într-un număr limitat de poziţii.

În figura 3.12 este prezentat un cilindru care permite oprirea în patru puncte de pe cursa de lucru. În structura acestui cilindru există trei ansambluri mobile independente 1,

2 şi 3 care se pot deplasa cu cursele S1, S1+S2 şi respective S1+S2+S3, diferite ca valoare. Cele patru poziţii se obţin după cum urmează:- poziţia "0" (poziţia reprezentată în figura 3.12): atunci când cele trei orificii nu sunt alimentate cu aer comprimat; această poziţie se obţine fie sub efectul sarcinii antrenate, fie cu ajutorul unor arcuri (nefigurate);- poziţia "A": atunci când este alimentat numai primul orificiu; în acest caz sarcina se deplasează cu S1;- poziţia "B": atunci când sunt alimentate primul şi cel de-al doilea orificiu; în acest

- 21-

Fig. 3.11

Fig. 3.12

-

caz sarcina se deplasează cu S1+S2;- poziţia "C": atunci când sunt alimentate toate cele trei orificii; în acest caz sarcina se deplasează cu S1+S2+S3.

3.3 Motoare pneumatice rotative

La motoarele pneumatice rotative aerul comprimat roteşte rotorul cu palete, caretransmite mişcarea de rotaţie la mecanismul acţionat.

În figura 3.13 sunt reprezentate simbolurile unor motoare pneumatice rotative.

a - motor cu sens unic;b - motor cu dublu sens; c - motor cu sens unic cu debit variabil; d - motor cu dublu sens cu debit variabil; e - motor cu limitarea cursei;f - generator de vacuum.

În figura 3.14 este prezentat un motor rotativ cu dublu sens. Pe rotorul aşezat excentric faţă de corp, se găsesc mai multe palete dispuse radial. Paletele sunt menţinute în contact cu peretele carcasei datorită presiunii unor arcuri aflate în canalele dintre palete şi rotor. Dacă se poate regla excentricitatea rotorului faţă de carcasă motorul devine cu debit variabil.

- 22-

Fig. 3.13

-

a - simbolul;b - secţiunea:a - corpul(carcasa);b - rotorul.

În figura 3.15 este prezentat un generator de vacuum. Generatorul este alcătuit dintr-un distribuitor, un regulator de presiune cu evacuare în aer şi o ventuză.

Distribuitorul este de tip 3/2 cu acţionare pneumatică şi revenirea la poziţia iniţială cu arc. La racordul 1V se leagă ventuza.a - schema de bloc;b - vederea.

3.4 Elemente de distribuţie

Distribuitoarele pneumatice sunt elemente ce controlează puterea pneumatică prin intermediul debitului. Datorită modului în care se face acest control, de tipul „tot sau nimic" discret, circuitele pneumatice deservite de el sunt încărcate sau nu cu energie pneumatică după cum sunt cerinţele de consum ale diverselor faze de lucru. În această utilizare rezultă că distribuitorul are rolul funcţional de a distribui (dirija) energia pneumatică pe anumite circuite în concordanţă cu comenzile pe care le primeşte. Legătura distribuitorului cu circuitele deservite se face prin intermediul orificiilor sale. Distribuţia este realizată prin modul de interconectare a orificiilor de consumatori cu cele două orificii principale ale distribuitorului: orificiul de alimentare (de presiune) - P şi orificiul de atmosferă – a. De regulă, la orificiul de alimentare întotdeauna este instalată energie pneumatică.

Distribuitoarele pneumatice îşi bazează funcţionarea pe principiul compensării forţelor. În raport cu soluţia constructivă subansamblul mobil poate f i : un element de distribuţie - sertarul la distribuitoarele pneumatice cu sertar, un echipaj de distribuţie

- 23-

Fig. 3.14

Fig. 3.15

-

constituit din membrane şi supape la distribuitoarele cu supape sau o altă combinaţie de elemente prin intermediul cărora se face conexiunea între orificiile de circuit. Poziţiile stabile de funcţionare se generează şi se menţin sub efectul forţei rezultante ce acţionează asupra elementului de distribuţie. În continuare denumirea de element de distribuţie se atribuie oricărei structuri care îndeplineşte această funcţie. Atâta timp cît forţa rezultantă, generată de forţe din interiorul distribuitorului sau de forţe externe corespunzătoare comenzilor, nu este compensată, elementul de distribuţie primeşte anumite acceleraţii şi sensuri de mişcare. După faza de mişcare (de tranziţie, de comutaţie) elementul de distribuţie se poziţionează în puncte stabile de funcţionare. Forţa rezultantă este echilibrată de o forţă de acţiune, atunci cînd punctele de oprire sunt controlate prin limitări mecanice (suprafeţe de sprijin) sau de o forţă care a evoluat sau a apărut pe parcursul mişcării. La distribuitoarele cu funcţionare discretă, ce fac obiectul acestui paragraf, punctele stabile de funcţionare sunt la capăt de cursă. Elementul de distribuţie are astfel o mişcare relativă faţă de corpul fix al distribuitorului. Pentru unele tipuri de distribuitoare geometria corpului este aceeaşi, diferitele moduri de distribuţie obţinîndu-se numai prin modificarea configuraţiei elementului de distribuţie.

Legăturile între orificiile distribuitorului constituie schemele sale de circuit. Anumite structuri de asemenea scheme se realizează pentru fiecare din stările stabile de funcţionare ale distribuitorului şi corespund numărului său de poziţii. Majoritatea poziţiilor sunt determinate de comenzi din exteriorul distribuitorului. Alte poziţii sunt realizate fără să necesite asemenea comenzi - poziţii normale de funcţionare. O astfel de funcţionare caracterizează tipul de distribuitoare cu poziţie preferenţială. În unele cazuri poziţiile distribuitorului se păstrează atît timp cît este prezentă comanda - distribuitoarele cu comandă nereţinută, în alte cazuri poziţia se păstrează şi după dispariţia comenzii -distribuitoare cu comandă reţinută, cu memorie. Distribuitoarele cu poziţie preferenţială sunt şi cu comandă nereţinută. Rezultă că poziţiile nepreferenţiale ale distribuitorului sunt în corespondenţă absolută cu comanda aferentă fiecăreia. Numărul de orificii, numărul de poziţii, schemele de circuit precum şi tipul şi modul de comandă caracterizează total din punct de vedere funcţional un distribuitor. Toate aceste elemente sunt indicate şi de sim-bolul prin care se reprezintă un distribuitor - STAS 7145-76.

Avînd un rol funcţional determinat în sistemele pneumatice de acţionare, distribuitorul trebuie să îndeplinească condiţii riguroase privind modul de distribuţie a energiei pneumatice şi frecvenţa în raport cu viteza de evoluţie şi succesiune a fazelor de acţionare. Distribuitorul trebuie să etanşeze cît mai riguros circuitele sale aflate la stări diferite de presiune, adesea la diferenţe maxime de presiune, între presiunea de alimentare şi presiunea atmosferică. Aceste condiţii trebuie să fie îndeplinite pe toată durata de viată - durabilitatea distribuitorului. Pierderea capacităţii de etanşare şi a frecvenţei nominale de funcţionare constituie cele mai frecvente şi grave defecţiuni în exploatare. Din acest motiv modul constructiv în care se obţine funcţionarea dorită a distribuitorului are o importanţă deosebită.

După forma constructivă avem următoarea clasificare:- distribuitoare cu sertar rectiliniu (cilindric, plan);- distribuitoare cu sertar rotativ (plan, conic).

Distribuitoarele sunt clasificate în funcție de:- numărul de căi: 2/2, 3/2, 4/2, 4/3, 5/2, 5/3, 5/4;- numărul de poziții de comutare și poziția normală: normal închis și deschis;

- 24-

-

- metoda de acționare: cu comandă manuală și electrică.Simbolul distribuitorului este un dreptunghi împărţit într-un număr de căsuţe egal

cu numărul de poziţii pe care poate comuta. În fiecare căsuţă este reprezentată schemade conectare corespunzătoare.În tabelul următor se prezintă diferite tipuri de distribuitoare:

Părțile componente ale unui distribuitor sunt corpul distribuitorului, elementul mobil (sertarul) şi capacul. Pe umerii sertarului, în canale special practicate se introduc garniturile de etanşare ce asigură, în condiţiile mişcării sertarului faţă de corp, izolarea între orificiul de presiune şi cele aflate la presiunea atmosferică.

- 25-

-

3.5 Elemente de reglare şi control

Poziţionate între elementele de execuţie şi grupul de preparare a aerului comprimat, elementele de reglare şi control al puterii pneumatice au rolul de a acorda parametrii unici, de debit m şi de presiune P, asiguraţi de grupul de preparare cu parametrii, de diverse valori, necesari la intrarea elementelor de execuţie. Distribuţia energiei pneumatice către elementele de execuţie, în raport cu ciclograma de lucru a acestora (impusă de mecanismele acţionate), la parametrii acordaţi, rezolvă prin componentele de debit m1 … mi obţinerea a „i” regimuri de viteze repartizate pe unul sau toate elementele de execuţie, iar prin componentele de presiune p1 ... p j similar, „j” regimuri de forţe.

În corespondenţă cu acest rol funcţional important pe care îl au într-un sistem pneumatic de acţionare elementele de reglare şi control trebuie raţional proiectate astfel încît să asigure :- regimuri optime de funcţionare, atît în interiorul unei faze cît şi la nivelul întregii ciclograme de lucru;- productivităţi şi randamente maxime;- posibilităţi largi de automatizare prin comenzi simple şi precise.

În funcţie de modul în care se realizează reglarea şi controlul celor două componente ale puterii pneumatice, debitul şi presiunea, se diferenţiază tipuri particulare de elemente pneumatice. Fiecărui tip, pe lîngă rolul funcţional general de a regla şi controla unul dintre parametri, îi revine şi un rol particular definit de modul în care se realizează reglarea şi controlul respectivului parametru.

Toate elementele orientate spre a regla şi controla unul dintre parametri au influenţă valorică şi asupra celui de-al doliea parametru prin intermediul caracteristicii debit - presiune. Spre exemplu, la modificarea debitului ce trece printr-o secţiune de curgere dată se modifică şi viteza de curgere care, prin noile pierderi de presiune ∆h, afectează şi parametrul de presiune şi invers, modificarea presiunii conduce la noi viteze de curgere ale aerului şi astfel printr-o secţiune dată se obţin alte componente de debit.

Din acest motiv prin împărţirea elementelor pneumatice în elemente de reglare şi control al debitului şi elemente de reglare şi control al presiunii se acceptă clasificarea pe baza criteriului de influenţă directă - principală, pentru fiecare element fiind de analizat şi influenţa secundară dată de caracteristica debit - presiune.

În continuare criteriile de clasificare au în vedere: existenţa posibilităţii de reglare, tipul reglajului (fix sau variabil), caracterul reglajului (manual sau automat) şi caracteristica de reglare (discretă sau continuă). Structura acestei clase de elemente pneumatice este prezentată în figura 3.16. Ea a urmărit numai acele criterii de clasificare pe baza cărora să se poată stabili şi defini rolul funcţional particular fiecărui tip de element pneumatic de reglare şi control a puterii. În interiorul fiecărui tip pot exista

- 26-

-

multiple criterii constructiv - funcţionale care dau o mare varietate de produse cu acelaşi

rol funcţional, componente ale unei familii de asemenea elemente.

Ca prima categorie de elemente ale clasificării din figura 3.16, distribuitoarele pneumatice au rolul de a controla puterea pneumatică prin debit, fără a-i modifica valoarea, distribuind-o pe diverse circuite între 2, 3, 4 sau mai multe orificii, conectate în diverse structuri corespunzătoare a 2, 3 sau mai multe poziţii, după o caracteristică funcţională discretă de tipul „tot sau nimic".

Categoria de elemente reprezentată de supapele de sens realizează acelaşi gen de control asupra puterii pneumatice cu deosebirea că aceasta este prezentă sau nu pe un circuit în raport cu sensul de curgere. Rezistenţele pneumatice denumite şi drosele reglează puterea pneumatică prin modificarea debitului în trepte valorice fixe. Acţionarea manuală sau mecanică iniţială a droselelor permite reglarea unui anumit debit care rămîne neadaptabil în timp la variaţia parametrilor pneumatici din circuit. Reglarea continuă a debitului, în scopul menţinerii lui constante indiferent de variaţia parametrilor pneumatici din circuit sau în scopul obţinerii şi conservării unei funcţii de debit în raport cu o mărime de intrare cu rol de comandă, este realizată de servodistribuitoare, în fond distribuitoare ce reglează debitul după o funcţie continuă. Este evident că această categorie de elemente pneumatice controlează, prin debit, puterea pneumatică după o caracteristică funcţională de tip analogic.

A doua cale de a controla puterea pneumatică prin reglarea de principiu a presiunii o oferă supapele de presiune. Ele pot regla şi menţine reglajul presiunii independent de variaţia parametrilor circuitului. Unele dintre ele, cele normal închise, reglează presiunea de pe circuitul de intrare, iar cele normal deschise presiunea de pe circuitul de ieşire. Deşi,

- 27-

Supape de presiune

Elemente de modificare a P

Servodis-tribuitoare

Rezistenţe Drosele

Supape de sens

Distribui-toare

Elemente cu mod. continuă

Elemente cu mod. fixă

Elemente de sens

Elemente de drum

Elemente cu modificare valorică V (M)

Elemente fără modificare valorică V (M)

Elemente ce acţionează asupra PElemente ce acţionează asupra V

Puterea pneumatică: N p=V∗p/c

Fig. 3.16

-

pînă în prezent în sistemele pneumatice sunt utilizate numai supape ce reglează presiunea în trepte fixe, prin acţionare manuală iniţială (numai acestea au fost considerate şi în figura 3.16) sunt de conceput şi supape cu reglaj continuu al presiunii de tipul servosupapelor, analoage funcţional servodistribuitoarelor. Domeniul restrîns al valorilor presiunilor din sistemele pneumatice nu a necesitat, pe de o parte, reglarea presiunii după o astfel de caracteristică iar, pe de altă parte, complexitatea fenomenelor şi a funcţiilor lor de descriere au opus rezistenţă în rezolvarea tehnică a problemelor. În raport cu utilizarea tot mai largă a sistemelor pneumatice de automatizare, mai ales în acţionarea roboţilor industriali, asemenea elemente de reglare a presiunii sunt necesare datorită contribuţiei lor asupra controlului parametrilor mişcării.

Avînd în vedere rolurile funcţionale importante pe care elementele de reglare şi control le au în sistemele pneumatice, în funcţie şi de cerinţele impuse acestor sisteme, ele trebuie să îndeplinească următoarele condiţii tehnice generale:- pierderi interne de debit şi de presiune minime;- simplitate constructivă şi siguranţă funcţională;- comandă uşoară, fără eforturi şi deplasări mari la elementul ce materializează funcţia de reglare;- timpi de răspuns la comandă minimi - frecvenţe ridicate de funcţionare;- sensibilitate mare la schimbarea regimurilor de funcţionare;- cost scăzut.

Toate aceste condiţii tehnice se impun a fi permanent urmărite în activitatea de calcul şi proiectare a acestor elemente.

- 28-

-

CAPITOLUL 4Sistem de strîngere pneumatic

4.1 Rolul sistemelor de strîngere pneumatică

Mecanismele cu bucşe elastice sau mandrinele pneumatice sunt frecvent folosite în construcţia dispozitivelor staţionare sau rotative datorită unor avantaje ca:precizia mare de centrare (bătaia radială de pînă la 0.02 mm);- construcţia simplă;- costul redus;- buna fiabilitate;- posibilitatea mecanizării acţionării.

Dezavantajul principal este legat de faptul că toleranţele t d ale diametrelor D, ale bazelor de centrare trebuie să respecte condiţia:t d<0.05√ D, ceea ce impune o prelucrare foarte precisă a semifabricatelor şi necesitatea folosirii unor bucşe speciale pentru fiecare dimensiune; de obicei bucşele elastice care echipează maşinile unelte universale se livrează în seturi de dimensiuni D uzuale.

4.2 Descrierea sistemelor de strîngere pneumatică

Se caracterizează prin faptul că centrarea şi fixarea semifabricatelor se realizează cu ajutorul unor bucse elastice având forma de burduf. Sunt mecanisme autocentrate. Principalele lor avantaje sunt: precizia ridicată, simplitatea constructivă, costul redus şi siguranţa în exploatare. Ele pot fi utilizate în construcţia mecanismelor destinate pentru prelucrări grele.

Domeniul de utilizare al acestor mecanisme este în special construcţia dispozitivelor de tip dornuri autocentrate pentru piese cu baze de centrare avînd diametre cuprinse între 6 şi 350 mm şi lungimi mari pentru prelucrare pe strunguri şi maşini de rectificat rotund, în producţia de serie mare sau de masă. Pot fi acţionate manual sau mecanizat. Bucşele burduf se execută din material şi cu tratamente termice indicate pentru

- 29-

-

construcţia bucşelor elsastice cu pereţi subţiri. Mecanismele de acest tip se construiesc în două variante: cu o bucşă elastică şi cu două bucşe elastice.

Elementelul caracteristic al acestor mecanisme este bucşa elastică sau extensibilă a cărei fălci sunt deplasate pe o direcţie radiată de conuri sau manşoane rigide.

4.3 Elemente de strîngere pneumatică

Elementele de strîngere pneumatice se pot împărţi în: dispozitive de strîngere cu bucşă elastică şi mandrine pneumatice.

La aceste dispozitive, deplasarea pală a bucşei faţă de alezajul conic al corpului, se transformă într-o strîngere a piesei. Această deplasare axială în general este provocată de un cilindru pneumatic cu simplă acţiune.

În funcţie de sensul de deplasare axială se deosebesc: dispozitive cu bucşă trasă în figura 4.1 şi dispozitive cu bucşă împinsă în figura 4.2.

------

Dispozitivele cu bucşă trasă sunt simple, robuste, dar au dezavantajul deplasării axiale a piesei, la strîngerea ei. De asemenea, schimbarea bucşei presupune demontarea pistonului şi a dispozitivului, deoarece accesul la piston are loc numai la partea din spate.Dispozitivele cu bucşă împinsă înlătură dezavantajele arătate, fiind mai recomandate.

- 30-

Fig. 4.1 Fig. 4.2

-

Mandrinele pneumatice permit strîngerea rapidă şi precisă a unei piese, cu două sau trei bacuri, ce se deplasează concentric. Deplasarea bacurilor este dată de un mecanism cu camă sau cu pîrghii, comandat de către un cilindru.

Aceste mandrine pot fi cu două bacuri (pentru piese matriţate, fitinguri etc.) sau cu trei bacuri (pentru piese de revoluţie). Bacurile sunt reglabile ca poziţie pe port-bacuri striate, deoarece în general cursa de lucru a lor este mică (de la 3 la 10 mm).

Principalele tipuri de mandrine pneumatice sunt: cu cilindru de comandă încorporat în mandrin în figura 4.3 şi cu cilindru de comandă separat de mandrin în figura 4.4.

Mandrinele pneumatice sunt comandate de către distribuiotoare manuale (alimentare manuală a piesei) sau de distribuitoare pilotate electric sau pneumatic (alimentare automata a piesei). Ele îşi găsesc aplicarea în numeroase aplicaţii pe strung, freye, maşini de rectificat, posture fixe de montaj etc., reducînd timpii de strîngere cu 20 – 30 % şi chiar mai mult.

- 31-

Fig. 4.3

Fig. 4.4

-

4.4 Parametrii tehnico - funcţionali ai cilindrului pneumatic

Cilindrii pneumatici, prin caracterul lor de motoare pneumatice cu mişcare de translaţie, sunt definiţi prin parametri tehnico - funcţionali ce au în vedere mărimile de intrare — de natură pneumatică, şi mărimile de ieşire — de natură mecanică. Mărimile de ieşire se identifică cu cele necesare, impuse de utilizarea cilindrului pneumatic într-o acţionare mecanică şi reprezintă, de regulă, parametrii iniţiali conţinuţi de tema de proiec-tare. Astfel parametrii tehnico - funcţionali de ieşire se materializează la nivelul elementului de ieşire din cilindrul pneumatic — tija pistonului, şi constituie datele iniţiale de proiectare.

Parametrii tehnico - funcţionali de ieşire:- forţa nominală la tijă: F [daN];- cursa (spaţiul de deplasare a pistonului): c [m];- viteza de deplasare: w [m/s];- acceleraţia de deplasare: a [m/s2];- timpul ele realizare a cursei c: te [s].

Parametrii tehnico - funcţionali de intrare:- presiunea nominală de lucru: p [bar];- debitul nominal: Qn [m3/s];

Parametrii constructivi principali:- diametrul pistonului: D [mm];- diametrul tijei: d [mm];- diametrul nominal al orificiilor de alimentare - evacuare: Dn [mm].

4.5 Calculul şi proiectarea cilindrului pneumatic

Parametrii tehnico-funcţionali precizaţi, în general, de tema de proiectare sunt:- forţa necesară la tijă: unică — F [daN], sau diferită în raport cu sensul de mişcare – Fd, Fi [daN], forţa pe cursa de ducere, respectiv pe cursa de întoarcere; F=1200 [daN]

- cursa necesară: c [m]; c=350 [mm]- presiunea de alimentare posibilă la orificiile de alimentare - evacuare (de circuit):

P [bar]. P=20 [daN/cm2]Dacă primii trei parametri sunt impuşi de mecanismul acţionat, presiunea de

alimentai e posibilă la orificiile de circuit are valoarea:(4.1) P=P r−∆ Pc−∆ Pe unde: Pr este presiunea utilă la reţeaua industriala de aer comprimat (de regulă 6, 8 sau 10 bar), ∆ Pc - pierderile de presiune totale ca sumă a pierderilor de presiune liniare şi locale pe elementele de circuit (conducte, tuburi, racorduri, ramificaţii, etc.), ∆ Pe - pierderile de presiune totale, ca sumă a pierderilor de presiune pe elementele de reglare şi control ale

- 32-

-

puterii pneumatice (drosele, distribuitoare, supape de sens, etc.) existente pe circuitele de alimentare ale cilindrului pneumatic.

Alegerea tipului constructiv-funcţional. În raport cu mecanismul acţionat, prin prisma cerinţelor de acţionare şi posibilităţilor de montare se adoptă soluţia constructivă ce particularizează: montarea cilindrului pneumatic în structură mecanică şi, corelat cu aceasta, eventual soluţia de asamblare cilindru-capace, cuplarea tijei cu elementul acţionat, etanşarea piston - cilindru şi tijă - capac recomandabilă cu manşetă UE, respectiv cu manşete U sau cu inele O (se vor avea în vedere preliminar capacitatea de etanşare, randamentul maxim, gabaritul radial al pistonului şi implicit diametrul cilindrului), protecţia tijei, frînarea (necesară sau nu, reglabilă sau nereglabilă, la un capăt sau la ambele capete), elementul în mişcare (pistonul cu tija sa sau cilindrul).

Deşi un cilindru pneumatic, prin structura propusă lui, necesită calcule mai restrînse, în ordinea de desfăşurare a etapelor de proiectare se vor considera şi caracteristici pe care nu le are precum şi alte soluţii constructive în paralel cu cele adoptate, urmărindu-se o cuprindere cît mai largă a variantelor constructiv - funcţionale posibile.

Calculul preliminar al diametrului pistonului — Dc şi diametrul tijei — dc. Deoarece forţa F trebuie să fie asigurată la tijă, în condiţiile în care în interiorul cilindrului pneumatic sunt forţe interne de frecare datorate elementelor de etanşare şi ghidajelor, se apelează şi se adoptă iniţial randamentul cilindrului pneumatic: η=0,75 ... 0,95. Randamente mai mici (η=0,7 ... 0,8) le au microcilindrii - cilindrii cu alezajul nominal An<50 mm, iar randamente cu valori η=0,8 ... 0,95 cilindrii cu An>63 mm. Cum diametrul pistonului, ce se identifică cu alezajul nominal, nu este încă determinat, se alege acoperitor valoarea randamentului în funcţie de forţa necesară la tijă: η=0,75 pentru F<100 daN şi η=0,85 pentru F>100 daN.

În legătură cu această alegere sunt de făcut următoarele observaţii:dacă randamentul adoptat este mai mic decît cel real, atunci ar fi posibil un supliment de forţă utilă la tijă. În consecinţă, presiunea ce se va instala pe suprafaţa de lucru a pistonului, impusă de forţa F va fi mai mică decît cea posibilă dată de alimentare şi din punct de vedere energetic nu s-a ajuns la o utilizare optimă. Totodată presiunea de lucru mai mică, în condiţiile asigurării forţei necesare, înseamnă diametru de piston mai mare, deci gabarit mai mare - consecinţă economică nefavorabilă. Singurul avantaj ce rezultă din diferenţa mai mare între presiunea de alimentare P în amonte de orificiul de circuit şi presiunea de lucru Pl în aval de orificiu, constă în faptul că prin secţiunea orificiului, determinată de diametrul nominal Dn, viteza de curgere a aerului comprimat este mai mare şi astfel sunt posibile viteze de deplasare ale pistonului mai mari. (4.2) Pl=P−∆ P0

Pl=20−0.2=19.8¿Cu toată existenţa acestor situaţii nedefinite, ce nu pot fi concretizate, deoarece

principalele componente ce influenţează direct randamentul - forţele de frecare, devin calculabile numai după dimensionarea pistonului, tijei, ghidajelor şi alegerii elementelor de etanşare, randamentul se adoptă preliminar la valorile indicate mai sus. Aceasta înseamnă că urmează a se aduce corecţiile necesare, chiar de redimensionare, într-o etapă corespunzătoare a proiectării, după calculul randamentului real al cilindrului pneumatic.

- 33-

-

Rezultă astfel diametral calculat al pistonului:

(4.3) Dc=√ 4π

FPl η

unde presiunea (relativă) – P l , are valoarea din relaţia (4.2), în care, din nou, se adoptă o pierdere de presiune maximă pe orificiul de circuit: ∆P0<0,2 bar.

Relaţia de calcul (4.3) este corectă numai atunci cînd presiunea din cealaltă cameră de lucru a cilindrului, camera cu tijă - C t este nulă. În realitate, deşi în mod obligatoriu elementul de distribuţie asigură descărcarea presiunii din camera C t în atmosferă, în timpul procesului de golire în această cameră există o contrapresiune care diminuează forţa la tijă. Această situaţie are consecinţe asupra întîrzierii mişcării pistonului, fie cu timpul după care presiunea (relativă) din camera C t a devenit nulă, fie cu timpul în care presiunea din camera Cp creşte pînă la valoarea posibilă - P şi cea din camera Ct scade pînă la o anumită valoare. Contrapresiunea din camera C t va rămîne la fel de importantă şi în timpul mişcării pistonului, influenţînd direct viteza de deplasare a lui, lucru ce se va vedea mai tîrziu, la etapa de analiză a fazei de acţionare.

Dacă forţa la tijă F, de valoare unică, impusă prin tema de proiectare, trebuie asigurată şi pe cursa de întoarcere, cînd se alimentează camera cu tijă C t şi suprafaţa încărcată cu presiune este:

(4.4) St=π4

(D2−d2)

atunci diametrului pistonului se calculează cu relaţia:

(4.5) Dc=√ 4π

FφPl η

(4.6) φ= D 2

D2−d2

unde cu φ s-a notat coeficientul de grosime al tijei.Conform relaţiei de definiţie (4.6), φ>1, de unde rezultă că, pentru aceleaşi F, P l ,

şi η, diametrul calculat al pistonului va avea valori mai mari. Deci, pe cursa de ducere, la aceeaşi presiune de lucru P l , instalată în camera C p , ar fi posibil de obţinut forţe la tijă mai mari. Deoarece însă forţa la tijă F a fost impusă de valoare unică, înseamnă că, deşi la orificiile de circuit există aceeaşi presiune de alimentare - P, în camerele de lucru CP

şi C t forţa F va impune presiunile de l uc ru : P l , Cp<P l , C t . În consecinţă, cum şi orificiile de circuit au, de regulă, aceeaşi secţiune nominală (acelaşi Dn), prin orificiul de alimentare al camerei Cp va avea loc o curgere cu un debit mai mare decît prin orificiul de alimentare al camerei C t . Această situaţie este dorită fiindcă, în condiţia aceleiaşi viteze de evoluţie a volumelor camerelor de lucru, ce se identifică cu viteza de deplasare a pistonului pe fiecare sens de mişcare, volumul camerei Cp este, mai mare decît volumul camerei C t . Ca efect, s-ar putea obţine conservarea vitezei de deplasare.

Pentru a ajunge la o asemenea stare de presiuni coeficientul φ cu valori în domeniul: 1<φ<1,4 trebuie judicios ales. Prin diametrul tijei pe care îl determină, el se implică direct şi în celelalte verificări de rezistenţă la care se supune tija. Deşi îndeplinirea simultană a acestor cerinţe impune condiţii greu de corelat matematic, operabile în nici un caz în această etapă de dimensionare preliminară (sunt încă necunoscute foarte multe elemente constructive importante), coeficientul φ se propune a avea valorile:(4.7) tije subţiri: φ=1,06 … 1,1; tije groase: φ=1,15 … 1,2

- 34-

-

Propunerea este făcută în baza datelor de catalog pentru cilindrii pneumatici produşi de diverse firme şi a celor standardizaţi în ţara noastră, în aceste condiţii, cînd proiectarea impune forţa unică la tijă – F, se calculează diametrul Dc cu relaţia de dimensionare (4.5) şi apoi diametrul tijei cu relaţia:

(4.8) dc=D c√ φ−1φ

Se constată încă neconsiderarea contrapresiunii pe cursa de întoarcere, din camera Cp, cu efecte similare ca şi pe cursa de ducere.

Dacă prin tema de proiectare se diferenţiază forţele la tijă în raport cu sensul de mişcare forţele Fd şi Fi, diametrul pistonului se calculează considerînd aceeaşi presiune de lucru P cu relaţiile (4.3), respectiv (4.5 ) , în care se adoptă aceleaşi valori pentru φ

propuse la (4.7). Se consideră apoi ca diametru de piston calculat valoarea cea mai mare, cu care se calculează diametrul tijei dc din relaţia (4.8).

Mai trebuie observat că în această etapă preliminară de calcul a diametrelor pistonului şi tijei s-a considerat acelaşi randament η pe ambele sensuri de mişcare. Aprecierea rămîne corectă numai cînd presiunile de lucra din camerele Cp şi Ct sunt egale. În rest, la presiuni de lucru diferite, situaţie mult mai des existentă, randamentul este şi el diferit, datorită dependenţei forţelor de frecare din elementele de etanşare cu presiunile de lucru etanşate. În etapa de calcul a randamentului real al cilindrului pneumatic va interveni şi acest aspect.

Un caz special de calcul se constituie atunci cînd prin tema de proiectare forţele impuse la tijă sunt mici sau se doresc viteze de deplasare foarte mari - frecvenţe ridicate de lucru. Deoarece viteza de deplasare a pistonului este funcţie directă de debitul admis pe orificiul de circuit, rezultă, ca necesare, componente de debit mari. Analizînd relaţia ce determină debitul de aer printr-un orificiu, posibilităţi reale în acest scop sunt: creşterea presiunii de alimentare - P, creşterea secţiunii nominale a orificiu lui de alimentare – Dn

şi asigurarea regimului sonic (critic) de curgere prin Sn, cînd admisia aerului în camera de lucru se face cu viteză de curgere maximă. Cum presiunea de alimentare este limitată şi calculul se desfăşoară considerînd valoarea ei maximă, prima posibilitate este inoperantă. A doua posibilitate impune orificii de circuit cu diametre nominale mai mari, deci aceleaşi şi la elementele de reglare şi control ale puterii pneumatice şi la elementele de circuit, rezultînd astfel gabarite mai mari ale acestora.

A treia posibilitate este oportună, şi ea se materializează dacă se îndeplineşte condiţia:(4.9) Pl<0,528 Punde presiunile de lucru şi de alimentare sunt valori absolute:(4.10) Pl=pl+1,013¿; P=p+1,013¿

În presiunea relativă presiunii de lucru i se va impune valoarea Pl +1,013<0,528, ce conduce la:(4.11) Pl<0,528 P−0,478¿

Se remarcă valori mult mai mici pentru presiunile de lucru admisibile. Spre exemplu, la o presiune de alimentare P=6 [bar] corespunde o presiune de lucru Pl<2,69 [bar].

În continuare, considerînd valoarea presiunii maxime de lucru ce rezultă din inecuaţia (4.11) se calculează similar diametrul pistonului Dc şi diametrul tijei dc.

- 35-

-

Este evident faptul că pentru aceleaşi forţe la tijă în acest caz rezultă diametre de cilindri mai mari. Din acest motiv cazul s-a particularizat pentru cilindrii pneumatici cu forţe la tijă mici sau pentru cilindrii pneumatici la care interesează numai obţinerea unor poziţii de referinţă cu frecvenţe mari - deci viteze de deplasare rapide.

Extinderea acestui caz la proiectarea în general a cilindrilor pneumatici, în scopul creşterii vitezelor de deplasare, este posibilă, dar trebuie avut în vedere că, deşi debitul prin orificiile lor de alimentare este maxim - debitul sonic, prin diametre de piston ce rezultă mai mari, în faza de acţionare vor trebui umplute şi volume mai mari. La baza analizei privind rezolvarea optimă a acţionării pneumatice cu viteze de deplasare ale pistonului de valori ridicate, stau diferenţierile aduse de presiunile de lucru acceptate diferit de relaţiile (4.2) şi (4.11), cu consecinţele economice şi funcţionale globale de mai jos.

Dimensionarea diametrului pistonului cu presiunea de lucru admisă de relaţia (4.2), ce determină regim subsonic (subcritic) de curgere a aerului prin orificiile de alimentare, are următoarele consecinţe:- diametre de piston mai mici - cilindrii pneumatici de gabarit mai mic;- diametre nominale, la orificiile de alimentare mai mari şi implicit la toate elementele ce compun schema de acţionare – gabarite mai mari ale acestora. Se au în vedere elemente ca: regulatorul de presiune, distribuitorul, droselele, supapele de sens, racordurile, elementele de circuit (tuburi sau conducte) etc.;- presiuni de etanşare în „faza” de mişcare mai mari, deci forţe de frecare proporţional mai mari;- dependenţa vitezei de deplasare cu variaţia forţei pe cursă care prin raportul presiunilor absolute Pl/P modifică debitul admis.

Dimensionarea cu presiunea de lucru admisă de relaţia (4.11), ce determină regim sonic (critic) de curgere a aerului prin orificiile de alimentare, are consecinţele:diametre de piston mai mari - cilindrii pneumatici de gabarit mai mare;diametre nominale la orificiile de alimentare mai mici - elementele pneumatice ale schemei de acţionare de gabarite mai mari;diametre de etanşare mai mari, deci forţe de frecare proporţional mai mari;viteza de deplasare constantă, ce nu mai depinde de variaţia forţei pe cursăc în regim sonic debitul nu depinde de raportul presiunilor. Se au în vedere scăderile forţei de la tijă pe cursă ce vor impune presiuni de lucru mai mici, în domeniul condiţiei (4.11).

Comparativ, numai asupra forţelor de frecare (implicit al randamentului) nu se pot face precizări. Forţele de frecare sunt direct proporţionale cu presiunea şi cu diametrul de etanşare. În rest se constată, prin prisma gabaritului, avantajele locale în primul caz, cînd cilindrii pneumatici vor rezulta mai mici şi avantaje globale în al doilea caz cînd toate celelalte elemente pneumatice din schema de acţionare vor rezulta cu gabarite mai mici. Totuşi al doilea caz aduce un avantaj funcţional deosebit - menţinerea constantă a vitezei de deplasare independentă de variaţia (scăderile) forţei de la tijă pe cursă, cu implicaţii favorabile în controlul mişcării şi opririi pistonului şi sarcinii acţionate (acceleraţii nule).

Analiza consecinţelor de mai sus invită la un studiu comparativ asupra tuturor elementelor componente ale unui cilindru pneumatic precum şi asupra caracteristicilor funcţionale pe care le asigură. Privind viteza de deplasare, rezultatele se vor vedea numai în etapa de analiză a fazei de acţionare cînd se determină cinematica ansamblului mobil al cilindrului pneumatic. Prin prisma unui optim al schemei de acţionare trebuie avute în vedere aceste aspecte la nivelul tuturor elementelor componente. O proiectare în care

- 36-

-

cilindrul pneumatic este privit izolat de elementele schemei de acţionare poate duce, pe ansamblu, la performanţe suboptime şi ineficienţă economică.

Proiectarea cilindrilor pneumatici, în varianta regimului sonic de curgere al aerului prin orificiile de circuit, merită înca o analiză atentă avînd în vedere originalitatea ei . În anumite situaţii, impuse prin tema de proiectare, acest mod de calcul poate aduce avantajele dorite. Prezentîndu-se întreaga problematică a calculului diametrelor pistonului şi tijei, s-a urmărit a se scoate în evidenţă importanţa acestor parametri în construcţia şi funcţionarea cilindrilor pneumatici, în opoziţie cu posibilitatea de determinare a lor, în această etapă de predimensionare, cînd se lasă la “liberă” alegere randamentul şi coeficientul de grosime al tijei φ. Eventualelor corecţii necesare, pentru a face acordul final cu cerinţele impuse de tema de proiectare, li se cunosc astfel efectele şi devine posibilă o orientare asupra sensului de operare asupra lor.

Dc=√ 4π

FφPl η

=√ 4π

1200∗1.2520∗0.8

=10.92 [ cm ]=109.2[mm]

dc=D c√ φ−1φ

=109.2√ 1.25−11.25

=4.88 [ cm ]=48.8 [mm]

F p=π4

Dc2 Pl=1633[N ]

Stabilirea diametrului pistonului - D si diametrului tijei - d. În raport cu valoarea calculată Dc diametrul pistonului D se stabileşte la valoarea întreagă, imediat următoare prevăzută în STAS 7233-78 ce conţine gama alezajeior nominale. Conform acestui standard, valorile recomandate sunt:(4.12) D [mm]=(6); 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; (45); 50; (55); 63; (70); (75); 80 (85); (90); 100; (110); (115); (120); 125; (130); (140); (145); (150); (152); 160; (130); 200: (220); (225); (250); (280); 320; (360); 400.

Valorile fără paranteze sunt preferate şi corespund cu ISO 3320-1975.Stabilirea diametrului tijei - d se face procedînd similar, în raport de diametrul

calculat, se adoptă valoarea cea mai apropiată din şirul 1 (preferabil) sau 2 de valori normalizate. Cele mai utilizate diametre de tijă în corespondentă cu şirul de valori pentru diametrul pistonului - D (4.12) sunt:(4.13) d [mm]=4; 6; (6,3); 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 70; 80; 90.

Se recomandă adoptarea diametrelor pentru piston la valoarea imediat următoare, în timp ce pentru tijă, la valoarea cea mai apropiată. Pot apărea astfel şi alegeri în care d<dc. Recomandarea se bazează pe următoarele aspecte:tija urmează a fi supusă mai multor calcule de verificare şi este posibilă o modificare a diametrului ei în timp ce diametrul pistonului în cazuri mult mai rare va trebui modificat;valoarea imediat următoare pentru diametrul pistonului va asigura un surplus de forţă la tijă, şi dacă diametrul tijei va trebui majorat, suprafaţa de lucru din camera cu tijă nu va scădea sub valoarea necesară dezvoltării forţei impuse;elementele de etanşare standardizate au gabarite radiale mari şi în unele situaţii apar imposibilităţi constructive de practicare a locaşelor de aşezare a lor pe piston.

O consecinţă avantajoasă funcţional, datorată stabilirii diametrului de piston mai mare, este aceea că surplusul de forţă la tijă va compensa diferenţa dintre forţele interne de frecare statică şi cele de mişcare care au fost considerate prin valoarea adoptată pentru

- 37-

-

randament. Pericolul de neiniţializare a mişcării este eliminat de această majorare a forţei la care se adaugă (dacă nu este totuşi suficientă) majorarea produsă de creşterea presiunii din volumul iniţial al camerei de lucru pînă la valoarea P.

Stabilirea finală a diametrelor pistonului şi tijei trebuie făcuta şi în corelaţie directă cu dimensiunile elementelor de etanşare standardizate ce se au în vedere spre a fi utilizate. Unele valori de alezaje nominale nu au elemente de etanşare omoloage sau, pe de altă parte, există elemente de etanşare pentru alezaje şi de alte diametre. Deci, o consultare a standardelor (indicate) de elemente de etanşare este strict necesară.

Dc=109.2 deci vom alege D=110 [mm]dc=48.8 deci vom alege d=50 [mm]

Verificarea, eventual redimensionarea, diametrului tijei. Diametrul tijei a fost stabilit din condiţia ca în raport cu diametrul pistonului să asigure o suprafaţă încărcată de presiunea de lucru Pl (uniform distribuită) ce ar dezvolta forţa necesară de acţionare. Nu se cunoaşte însă cum se comportă tija în raport cu forţa de care este solicitată. La fel nu se ştie încă dacă forţa rezultantă la tijă învinge forţa nominală impusă F, adică dacă randamentul real este mai mare sau cel puţin egal cu randamentul adoptat. Forţa rezultantă la tijă se poate calcula exact numai după determinarea forţelor interne de frecare din elementele de etanşare şi de ghidare şi a forţelor de contrapresiune din camera cilindrului din care se evacuează aerul. Este prematură calcularea acestor forţe deoarece tija nu este verificată la propria ei solicitare şi orice modificare a diametrului d atrage după sine o modificare a elementelor de etanşate şi de ghidare sau, în cazuri extreme, chiar a diametrului pistonului şi elementelor lui de etanşare.

În contextul acestor forţe încă necalculabile, un lucra este cert, în final cilindrul pneumatic va avea la tijă o forţă utilă: Fu>Fa (forţa de acţionare), dar tija va fi solicitată numai de Fa. Important este dacă se poate identifica această forţă cu forţa nominală la tijă F impusă prin tema de proiectare. În accepţiunea că forţa F a fost determinată în urma analizei statice şi dinamice a mecanismului acţionat, se subînţelege că la calculul ei s-a operat cu anumite mase ale elementelor componente (sau cu masa redusă) în condiţiile anumitor componente de mişcare (viteze şi acceleraţii). Abateri de la aceste considerente apar datorită masei proprii în mişcare din cilindrul pneumatic (piston şi tijă) imposibil de apreciat iniţial în analiza mecanismului (cilindrul pneumatic ar fi trebuit considerat cunoscut însă proiectarea lui abia acum se face) şi datorită cinematicii proprii ce o impune cilindrul pneumatic, determinată de modul de evoluţie a presiunilor din camerele sale de lucru în faza de acţionare. Evident, la studiul fazei de acţionare a cilindrului pneumatic, se va considera masa echivalentă în mişcare, a cilindrului pneumatic şi a sarcinii, dar obţinerea componentelor de viteze şi acceleraţii, egale cu cele cu care s-a operat în analiza mecanismului acţionat, va fi imposibilă. Pentru a suplini corecţiile necesare asupra forţei impuse la tijă F se va considera forţa de acţionare, deci implicit forţa ce solicită tija, prin intermediul unui coeficient de corecţie (dinamic), conform relaţiei:(4.15) Fa=(1,15…1,2)F

Forţa Fa provoacă tijei o solicitare simplă de întindere sau/şi de compresiune cînd ea este aplicată pe axa tijei sau o solicitare compusă de întindere (compresiune) şi de încovoiere cînd ea este aplicată (din condiţiile de acţionare) excentric, paralelă cu axa tijei. Momentul de încovoiere poate apărea şi datorită unor forţe transversale ce solicită tija, nerecomandate sau admise la valori limitate în acţionarea cu cilindrii pneumatici.

- 38-

-

Chiar în condiţiile existenţei numai a forţei axiale de compresiune tija se poate încovoia din cauza atingerii sarcinii critice, cînd va flamba. Din acest motiv tija trebuie verificată sau dimensionată pe baza fenomenului de flambaj, ceea ce înseamnă a determina valoarea forţei critice în raport cu care, prin intermediul coeficientului de siguranţă la flambaj, se limitează forţa admisibilă de acţionare Fa. Totodată efortul unitar critic de flambaj va da informaţii asupra tipului de flambaj, elastic sau plastic şi, prin intermediul aceluiaşi coeficient de siguranţă la flambaj, se va compara cu efortul unitar de compresiune real, produs de forţa Fa.

Calculul de rezistenţă devine în fond un calcul de verificare, avînd determinat deja diametrul tijei – d. Atunci cînd diametrul d nu sastisface, se va proceda la majorarea lui la valori imediat superioare din şirul de valori normalizate. Dacă însă coeficienţii de siguranţă vor fi prea mari, se va opera în sensul micşorării lui.

Verificarea la solicitarea de întindere – compresiune se face calculînd:

(4.16) σ ef =Fa

A t

=4 Fa

πd2 <σa

Rezistenţa admisibilă pentru OL37 este σ a=150.Fa=(1,15…1,2 ) F=1440 [N ]

(4.17) σ ef =4 Fa

πd2 = 4∗1440π d2 =114.64<σa

Verificarea la solicitarea compusă de întindere – compresiune şi încovoiere:- sarcină excentrică, paralelă cu axa tijei la distanţa e aplicată pe o axă principală de inerţie

(4.18) σ ef . max=Fa

A t

+eFa

W z

<σa

- sarcină excentrică, paralelă cu axa tijei, aplicată într-un punct oarecare (y0, z0)

(4.19) σ ef . max=Fa

A t

+y0 Fa

W z

+z0 Fa

W y

<σ a

- sarcina este aplicată după o direcţie ce face unghiul α cu axa tijei, într-un punct de pe axă

(4.20) σ ef . max=Facos α

At

+Fa sin αl

W z

<σ a

- tija solicitată la forţa axială centrică Fa şi forţa transversală Ta

(4.21) σ ef . max=Fa

A t

+T al

W z

<σa

Verificarea la flambaj.O forţă de compresiune, avînd valoarea forţei critice, poate provoca încovoierea unei bare provocînd fenomenul de flambaj.

Prin intermediul lungimii de flambaj lf, forţa critică de flambaj are forma generală (formula lui Euler):

(4.22) F f =π2 EI

lf2

Un caz special de verificare la flambaj se constituie atunci cînd cilindrului pneumatic i se impun curse de lucru foarte mari, peste valoarea maxim posibilă determinată din lf şi nu este permisă creşterea diametrului tijei. Diametrul minim al tijei se va calcula, în acest caz, numi din solicitarea simplă de întindere - compresiune sau

- 39-

-

solicitarea compusă de întindere - compresiune şi încovoiere produsă de forţele reale ce încarcă tija. Pentru rezolvarea problemei se apelează la concluziile ce se desprind din studiul stabilităţii echilibrului elastic al unei bare supuse la compresiune. Se demonstrează că, dacă bara este împiedicată să se deplaseze lateral într-un punct situat la jumătatea lungimii ei, forţa critică de flambaj creşte de patru ori, iar dacă există două asemenea puncte, amplasate la 1 /3 , creşterea esae de nouă ori. Creşterile similare şi ale efortului unitar critic de flambaj vor conduce la obţinerea coeficientului de siguranţă la flambaj necesar în condiţiile unor lungimi de flambaj, deci de curse, mult mai mari. Aplicarea practică a acestei concluzii impune ghidarea tijei cilindrului în diverse puncte ale cursei, soluţie posibilă şi utilizată, care introduce însă unele dificultăţi constructive de amplasare a ghidajelor.

Se constată că după aceste prime etape de proiectare s-au calculat şi definitivat elementele constructive principale ale unui cilindru pneumatic, care satisfac cerinţele impuse prin temă: diametrul pistonului, diametrul tijei şi cursa. Adesea, pentru a evita eventualele erori de calcul ale unor proiectanţi mai puţin iniţiaţi în domeniul acţionărilor pneumatice, aceste mărimi caracteristice se pot determina cu ajutorul unor diagrame ce consideră ca parametrii iniţiali numai forţa la tijă şi presiunea de alimentare. Asemenea diagrame sunt cunoscute şi furnizate în cataloagele diverselor firme producătoare de cilindri pneumatici. Fără a lua în discuţie faptul că de la aceleaşi date iniţiale, apelînd la o diagramă sau alta, se ajunge la valori diferite, se subînţelege că din diversitatea soluţiilor de construcţie şi utilizare a cilindrilor pneumatici, la întocmirea diagramelor s-au considerat anumite condiţii iniţiale. Astfel utilizarea unei diagrame este oportună numai cînd condiţiile temei de proiectare se identifică cu cele considerate de producător (adesea nespecificate). Din acest motiv se restrîng mult posibilităţile de operare pe diagrame. În plus nici o diagramă nu face referiri la cinematica cilindrului pneumatic impusă de utilizare prin prisma parametrului mai general, timpul maxim de realizare a cursei – tc. În consecinţă, cilindrul pneumatic va efectua cursa de lucru cu o cinematică proprie satisfăcătoare, sau nu, în raport cu aceste cerinţe.

Se poate concluziona că devin absolut necesare calculele de proiectare cuprinse de etapele de mai sus şi că, în continuare, chiar un cilindru pneumatic adoptat trebuie verificat.

Calculul grosimii peretelui cilindrului. Presiunea Ps=1,5 P reprezintă presiunea de suprasarcină posibilă în cilindrul pneumatic.

(4.23) h=P s D

2 σ a

Efortul unitar σ a reprezintă efortul unitar al stării limită de elasticitate de la solicitarea de întindere simplă.

h=P s D

2 σ a

=1.5∗20∗122∗150

=12[mm]

Calculul diametrului nominal Dn al orificiilor de circuit. Pentru orificiile de alimentare - evacuare de secţiune circulară, diametrul nominal se identifică cu diametrul geometric al secţiunii. Cum, de regulă, circuitele pneumatice se realizează prin intermediul a două racorduri, înfiletate în capace, diametrul lor nominal este egal cu cel al orificiilor. Filetul găurilor în care se montează racordurile se va adopta corelat cu

- 40-

-

diametrul nominal, astfel încît să existe grosimea necesară de perete care să reziste forţelor de strîngere ale racordului.

În general, în literatura de specialitate, se propune calculul diametrului nominal pe baza unei relaţii constructive, în funcţie de diametrul pistonului:(4.24) Dn=(0.08…0.12)D

Dn=0.1∗110=11 [mm ]Valoarea astfel obţinută nu garantează realizarea unui parametru impus prin tema

de proiectare - timpul maxim de efectuare a cursei.

Calculul ghidajului tijei. Subansamblul mobil al unui cilindru pneumatic are controlată mişcarea de translaţie prin intermediul a două ghidaje prin alunecare constituite de inelul de ghidare, cilindrul şi bucşa de ghidare. Cum însă atît partea fixă a ghidajelor cît şi partea mobilă sunt alcătuite din asamblarea a cîte două piese (piston - tijă şi cilindru - capac cap tijă), datorită toleranţelor de execuţie, este greu de asigurat o coaxialitate perfectă şi astfel nu ambele ghidaje sunt eficace. În plus inelul şi bucşa de ghidare, prin intermediul unor toleranţe proprii, se asamblează pe piston, respectiv în capacul cap tijă. Din acest motiv ghidarea mişcării se consideră a fi preluată de ghidajul principal bucşă de ghidare-tijă, cealaltă zonă de ghidare fiind secundară. Astfel, calculul ghidajului se face în situaţia cea mai defavorabilă posibilă, cînd solicitările provocate de forţa F, necesară la tijă, sunt suportate de ghidajul principal. Prin prisma acestor solicitări tija a fost deja verificată şi eventual redimensionată. Diametrul ei se identifică cu diametrul bucşei de ghidare, cu care se recomandă a realiza unul din ajustajele: H7/f7, H7/g6, H7/h7.

Calculul de proiectare are ca scop dimensionarea lungimii de ghidare lg, evitarea înţepenirii si determinarea forţelor de frecare din ghidaj

lg=(1 …1,5)dlg=1,3∗50=65[mm ]

Alegerea elementelor de etanşare. În funcţie de diametrul pistonului D, identic cu mărimea alezajului nominal An şi diametrul tijei d, de valori standardizate sau normalizate, se aleg elementele de etanşare. Etanşările vor fi de tip alezaj pentru piston şi tip arbore pentru tijă. Opţiunea pentru elemente de etanşare de tip garnitură - manşetă de translaţie sau de tip inel O se face în raport cu caracteristicile lor prevăzute de fiecare STAS în parte, de limitările dimensionale impuse de D şi d, în scopul obţinerii unor performanţe funcţionale optime la cilindrul pneumatic. În final atît pistonul cît şi capacul cap tijă vor avea practicate locaşurile de montare a elementelor de etanşare la dimensiuni recomandate de STAS. Totodată dimensiunile geometrice ale elementelor de etanşare, necesare calculării forţelor de frecare din etanşări, vor fi complet cunoscute.

Între cilindru și piston sunt 4 garnituri de tip “O”. Garniturile și locașurile corespunzătoare se aleg conform STAS 7320/3-83. Se alege garnitura 53010300 cu di

recomandat de 104 [mm].

- 41-

-

Alegerea garniturii dintre piesa port bucşă şi capacul străpuns se alege conform STAS 7320/3-83.

Se alege garnitura 53011200 cu di recomandat de 112 [mm].Dacă forța care încarcă tija este pe direcție axială nu apar solicitări în bucșă și se

va considera având dimensiunile:lungime: lb= (1,2 …1,7 )∗d tijă=75 [ mm ];diametru: Db=d tijă+(8…10 )=60 [ mm ].

Calculul asamblării piston – tijă. Soluţiile constructive ale asamblării piston - tijă sunt destul de variate. Cu toată această diversificare, la care trebuie considerate şi alte variante posibile de asamblări, în calculele de proiectare se dimensionează :- umărul de sprijin al pistonului pe tijă pentru preluarea forţei de încărcare;- asamblarea concretă a pistonului cu tija;- elementele de asigurare contra desfacerii.

Pentru calcule se are în vedere solicitarea, în continuare, după un ciclu pulsatoriu datorat variaţiei presiunii ce încarcă suprafeţele de lucru ale pistonului. Se admite că valoare posibilă a presiunii, presiunea de suprasarcină: P s = 1,5 P .

d1=√d2−Fe∗4π∗σ a

=√502−1200∗4π∗300

d1 = 49.9[mm]

- 42-

-

Se alege filetul M5 (P=2 [ mm ]). Pentru acest filet, dimensiunile nominale sunt: D1=4,8 şi D2=4,7. Lățimea piuliței este:

Lp=0,8∗d=0,8∗50=40 [mm ]Numărul de spire este:

z=Lp

P=40

2=20

Asigurarea piuliţei împotriva desfacerii se face cu o şaibă grower.

Calculul asasmblărilor cilindru – capace. Asasmblarea cu capace filetate are următoarele avantaje: capacele cu dimensiuni geometrice mai mici, ceea ce contribuie la micşorarea gabaritului diametral şi axial al cilindrului pneumatic; asigură prinderea precisă în structura mecanică direct, dînd formă constructivă corespunzătoare capacelor; elimină elementele suplimentare construcţiei - tiranţii; elimină efectul alungirii axiale (considerabilă la cilindrii pneumatici de cursă mare) asupra încărcării asamblării filetate. Ca dezavantaje se pot enumera: grosimea peretelui cilindrului în zona de asamblare este mai mare pentru a suporta practicarea filetului, de regulă, de dimensiuni mari, corespunzătoare diametrului exterior al cilindrului; condiţii de asigurare a coaxiaiităţii mai grele: orientarea orificiilor de alimentare - evacuare, în urma strîngerii complete a capacelor pe filetul cilindrului, mai dificil de obţinut; pericolul de deşurubare a capacelor. Pentru diminuarea dezavantajelor sunt posibile unele soluţii constructive. Grosimea peretelui h se asigură în raport cu diametrul interior al filetului - d1 şi apoi pe toată zona nefiletată a cilindrului. În consecinţă ţeava din care se execută cilindrul are grosime de perete mai mare, adusă la dimensiunea necesară, printr-o operaţie suplimentară de strunjire. Pentru micşorarea înălţimii spirei filetului şi prin aceasta a diferenţei de grosime, filetul ce se practică pe cilindru va fi cu pas fin. Coaxialitatea cilindru - capace este obţinută datorită unor suprafeţe cilindrice de centrare practicate la extremităţile cilindrului şi corespunzător în capace. Această măsură este eficientă numai dacă abaterea de la concentricitate între suprafeţele de centrare şi cele filetate este minimă; în consecinţă tehnologie şi execuţie foarte precisă. Tot pe suprafeţele de centrare, de regulă, se amplasează şi elementele de etanşare ale asamblării cilindru - capace. Obţinerea orientării dorite a orificiilor de alimentare - evacuare se poate face, fie introducînd şaibe de anumite grosimi pe suprafeţele frontale de la capetele cilindrului, fie ajustînd lungimea cilindrului. Ambele soluţii au in vedere ca după strîngerea totală a capacelor orificiile să aibă direcţiile necesare, însă operaţiile de ajustare sunt greoaie şi adesea pentru a impune orientarea se strîng capacele cu forţe de înşurubare necontrolate. Evitarea deşurubării se face apelînd la soluţii ce asigură contra desfacerii: cu ştift filetat de poziţionare sau cu un inel filetat cu rol de contrapiuliţă. Soluţia cu contrapiuliţă, cea mai des utilizată, conduce la încărcarea suplimentară a filetelor de pe cilindru şi din capace.

Avînd în vedere că elementele geometrice ale cilindrului au fost calculate, filetul se va adopta în corespondenţă cu dimensiunile sale. În această situaţie filetul va fi verificat la solicitarea produsă de forţa maximă dată de presiunea de suprasarcină, care încearcă axial asamblarea:

(4.25) F=π4

D2

P s

F=π4∗11

2

∗30=2849[daN /cm2]

- 43-

-

(4.26)σ t=

Fπ4

(d12−D 2)

σ t=2849

π4

(49.92−112)=1.53

(4.27)ps=

Fπ4(d2−d1

2)z

ps=2849

π4(502−49.92)20

=18.16

(4.28) σ i=0.8578 F

z d1 P

σ i=0.8578∗284920∗20∗49.9

=0.12

Calculul asamblării tijei cu sarcina. Indiferent de soluţia constructivă adoptată în general filetul este executat la capătul tijei în două variantte:- în continuarea zonei de capăt a tijei pentru asamblare directă cu sarcina, sau pentru asamblare prin ochiuri basculante sau oscilante;- în continuarea unei zone de ghidare existentă la capătul tijei pentru asamblare directă cu sarcina, rigidă sau cu preluare de jocuri axiale sau radiale.

În prima variantă diametrul exterior al filetului poate avea valoarea maximă echivalentă diametrului tijei d . El se adoptă însă de valori mai mici în concordanţă cu filetul admis de contrapiuliţă, ce are diametrul exterior aproximativ egal cu diametrul tijei. În varianta a doua, avînd în vedere că la sensul de mişcare de pe cursa de ducere forţa este preluată de umărul dintre suprafaţa de ghidare şi suprafaţa tijei, diametrul filetului se adoptă în raport cu diametrul d1, acelaşi de la asamblarea piston – tijă.

Suplimentar, în cazul asamblării indirecte a tijei cu sarcina prin intermediul ochiurilor basculante sau oscilante, se dimensionează diametrul bolţului, element prin care efectiv se transmite forţa.

Calculul lui se face la forţa maximă F. Dimensiunile supuse calculelor sunt, alături de diametrul db, lungimile suprafeţelor de contact între bolţ şi ochi. Bolţul se montează, formînd un ajustaj H8/h7, direct în corpul ochiului sau într-o bucşă de alunecare montată presat în corp. Ochiul oscilant conferă asamblării şi posibilitatea unei rotiri suplimentare.

Avînd în vedere că ochiul basculant sau oscilant este cuprins de o furcă sau cuprinde în furcă, lungimea de contact a bolţului lb se identifică cu dimensiunea l5. Lungimea de contact între bolţ şi tijă l3 are valoarea constructivă: l3 = (1,5 ... 1,7)db, iar lungimea bolţului: lb = (1,5 ... 2) şi l3 = (2,25 ... 3,4)db. Din solicitarea de încovoiere provocată de forţa βF (β=1,4 este un coeficient ce ţine cont de concentrarea eforturilor):

(4.29) σ i=βF l3/8

π db3/32

- 44-

-

σ i=1.4∗2849∗12/8

π 7.53/32=144.5

(4.30) db=√ 3 Fσ ai

db=√ 3∗2849150

=7.5[mm]

(4.31) p1=βF

db l3

p1=1.4∗28497.5∗12

=44.31¿

(4.32) p2=βF

db(lb−l3)

p2=1.4∗2849

7.5(22−12)=53.18¿

Dacă una dintre presiunile de contact nu verifică, se vor majora corespunzător dimensiunile conţinute de relaţiile respective.

- 45-