oleoidraulica 1

7/25/2019 Oleoidraulica 1

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Capitolo 7

Oleoidraulica

7.1 Introduzione

LOleoidraulica e una tecnica di azionamento che utilizza come vettore dellenergia un liquido. Tipicamente

viene utilizzato olio minerale e piu raramente fluidi speciali a base acquosa o sintetici. Lenergia a cui si fariferimento e lenergia associata alla pressione del fluido, rispetto alla quale vengono normalmente trascurate,nelle normali applicazioni industriali, lenergia cinetica e quella gravitazionale. La caratteristica piu importantedi questa tecnica e che il fluido puo essere considerato con buona approssimazione incomprimibile.

7.1.1 Limpiego di azionamenti idraulici

Vantaggi:

rapporto potenza/peso degli attuatori molto grande, caratteristica che li rende molto utili per impieghi mobili;

temperature di funzionamento relativamente basse grazie allasportazione del calore da parte del fluido, a volte

anche verso uno scambiatore di calore;

azione lubrificante del fluido che garantisce lunga vita ai componenti;

assenza di circuiti magnetici che rappresentano un onere dal punto di vista del peso e introducono limitazionialla potenza trasmessa a causa di fenomeni di saturazione;

possibilita di raggiungere alte velocita da parte degli attuatori sia lineari che rotativi;

elevata regolarita di movimento alle bassissime velocita.

Svantaggi:

necessita di un apposito impianto per la generazione dellenergia;

lolio minerale e un fluido altamente inquinante e infiammabile;

particolare attenzione al filtraggio del fluido: il suo grado di pulizia e di fondamentale importanza per leprestazioni del sistema oleoidraulico;

costi iniziali dei componenti piuttosto elevati;

rendimenti bassi nel caso di regolazione di tipo dissipativo.


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90 CAPITOLO 7. OLEOIDRAULICA

Figura 7.1: Principio di funzionamento di un attuatore oleoidraulico

7.1.2 Principio di funzionamento

Il principio di funzionamento e rappresentato in figura 7.1. Si considerino trascurabili tutte le perdite di potenzadovute a trafilamenti e perdite di carico nel fluido e si consideri di utilizzare un attuatore cilindrico di area A.Deve essere vinto un carico Fe lattuatore si deve spostare con velocita v .

Per realizzare questo obiettivo si impone una portata volumetrica al fluido tale che:

Q= vA

Conseguentemente sul fluido nasce una pressione p per vincere la forza di carico pari a:

p= F

A

Lincomprimibilita del fluido consente la generazione di pressioni elevate e una elevata precisione della leggedi movimentazione del carico.

La portata Q puo essere inviata allattuatore in due differenti modi:

soluzione circuitale delle trasmissioni idrostatiche;

regolazione della portata tramite una valvola di strozzamento.

Trasmissioni idrostatiche Viene utilizzata una pompa, che in figura 7.2 e una pompa a pistoni, per inviareistante per istante la portata Q necessaria alla generazione del movimento del carico con velocit a v .

Figura 7.2: Regolazione della velocita con la portata della pompa

A tal fine, il pistone della pompa viene mosso con velocitavp secondo la relazione:

vp = Q

Ap

P. Righettini, R. Strada Azionamenti dei sistemi mecccanici - Appunti delle Lezioni c


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CAPITOLO 7. OLEOIDRAULICA 91

In queste condizioni la curva caratteristica dellazionamento risulta essere una retta verticale, cioe a velocitacostante (curva a in figura 7.3).

Figura 7.3: Curve caratteristiche di azionamenti oleoidraulici

Il rapporto di trasmissione tra pompa e carico sara dunque:

= vvp

= Ap

A

Inoltre, poiche p = FpAp

= F

A, si ottiene:

1

=

F

Fp

cioe linverso del rapporto di trasmissione e il fattore di moltiplicazione della forza; con un opportuno dimen-sionamento dellazionamento e quindi possibile ottenere al carico delle forze elevate pur applicando sul pistonedella pompa forze relativamente basse.

Nelle ipotesi semplificative fatte la potenza fornita dalla pompa eguaglia quella assorbita dal carico:

W =pQ = F v

e presenta delle limitazioni superiori dovute solo alla resistenza meccanica dei componenti costituenti laziona-mento (infatti a pari portata aumentando la potenza aumenta la pressione) o alla potenza nominale del motoreche aziona la pompa.

Come indicato in figura 7.2 e opportuno inserire a valle della pompa una valvola di massima pressione confunzioni di valvola di sicurezza. Nel caso in cui la pressione dovesse aumentare oltre i limiti consentiti dallastruttura, la valvola provvederebbe a scaricare portata ed instaurerebbe un valore di pressione costante, parialla sua pressione di taratura. In questo caso la curva caratteristica diventa a pressione, e quindi forza, costantee assume landamento corrispondente alla curva b di figura 7.3.

Regolazione con valvola di strozzamento Questa soluzione prevede lutilizzo di una pompa che eroga unaportata fissa Qp > Q (figura 7.4), mentre la regolazione della portata Q al carico e affidata ad una valvola distrozzamento.

Questultima agisce in maniera tale da innalzare la pressione di mandata della pompa causando lo scarico diuna porzione Qa di portata attraverso la valvola di massima pressione, che quindi, in questo caso, non ha solofunzione di valvola di sicurezza, ma la sua normale condizione di funzionamento e in posizione di apertura.

In queste condizioni, per un determinato valore di strozzamento, si osserva che allaumentare del carico, equindi allaumentare sia di p che di pp, la portata Q diminuisce, poiche aumenta la portata Qa scaricata dallavalvola di massima pressione. La curva caratteristica assume quindi landamento della curva c di figura 7.3.

Con questo tipo di sistema si incorre pero in notevoli perdite energetiche nella valvola di strozzamento enella valvola di massima pressione. Infatti la potenza oleoidraulica generata e Wp = ppQp, quella che fluisceverso la valvola di strozzamento e W =ppQe quella effettivamente utilizzata al carico eWm= F v= pQ.



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Figura 7.4: Regolazione della velocita per strozzamento

Valutando i rendimenti possiamo scrivere:rendimento della valvola di massima pressione:

p = W

Wp

rendimento della valvola di strozzamento:

v = Wm

W

rendimento globale:

g =Wm

Wp=

pQ

ppQp=

ppQ

ppQp

pQ

ppQ =pv

Si nota quindi che, quando le esigenze del carico risultano molto ridotte, gran parte della potenza generatadalla pompa viene dissipata.

7.2 Fluidi oleoidraulici

Come gia accennato in precedenza, i liquidi piu utilizzati in oleoidraulica sono gli oli minerali. Pur essendo piucostosi di altri liquidi, come ad esempio lacqua, possiedono pero delle caratteristiche molto importanti:

garantiscono una buona lubrificazione delle parti in movimento;

esercitano unazione protettiva contro lossidazione degli organi della macchina;

la temp eratura di ebollizione e piu alta di quella dellacqua e quindi possono lavorare a temperature deserciziomaggiori;

la viscosita e maggiore di quella dellacqua. Questo consente di raggiungere velocita relative degli organimolto elevate. Bisogna pero ricordare che la viscosita dipende fortemente dalla temperatura del liquido,diminuendo allaumentare di questultima. Quindi e possibile ad esempio che un olio con buona viscositaallavviamento diminuisca il suo potere lubrificante allaumentare della temperatura, oppure che un olio conbuon comportamento a caldo abbia un pessimo scorrimento a freddo generando problemi di cavitazione eperdite di carico.

Come gia accennato in precedenza, quando si fa riferimento agli azionamenti di tipo oleoidraulico, una dellecaratteristiche piu importanti che vengono evidenziate, e che li rendono preferibili ad esempio agli azionamentipneumatici, e lincomprimibilita del fluido vettore della potenza.

In realta lolio, come daltra parte tutti i liquidi, presenta una certa comprimibilita valutabile attraverso ilcoefficiente di elasticita a compressione cubica:



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= dpdV

V

dove:

dp=variazione di pressione imposta al volume VdV=variazione di volume conseguente alla variazione di pressione dp

Per i liquidi il valore di si aggira attorno a 109. Questo vale nel caso in cui si consideri un liquido puro; inrealta nellolio e sempre presente dellaria in soluzione, per cui la comprimibilita aumenta e si deve fare quindiriferimento non piu al coefficiente ma ad un coefficiente equivalente e piu piccolo che tiene conto anche delcontributo dato dalla presenza di aria in soluzione.

Leffetto della comprimibilita del fluido si manifesta nel conferimento al sistema di una certa elasticita chein alcune condizioni di funzionamento si puo manifestare con una certa evidenza.

Si consideri ad esempio la portata:

Q= dV

dt =

V

e

dp

dt

Supponendo che in una camera di un cilindro di volume V = 0.1 m3 riempita di olio con e= 1 109N/m sigeneri un aumento di pressione p= 100 105P ain un intervallo di tempo t= 0.1s, considerando landamentodella pressione lineare nel tempo, si ottiene una richiesta di portata pari a Q = 600 l/min, cioe un valore affattotrascurabile.

Lintroduzione di una elasticita determina poi, in associazione con le inerzie presenti, una frequenza propriadel sistema che impone dei precisi limiti di impiego dal punto di vista dinamico.

7.3 Il problema termico

Il campo di temperature in cui generalmente i fluidi idraulici operano e compreso tra 50 e 60 C, mentre perquanto riguarda la massima temperatura di lavoro questa dipende dai limiti imposti dalla viscosita dellolio,dalla sua durata e dal deterioramento dei vari organi in materiale sintetico presenti nellimpianto.

Laumento della temperatura e generato dalla parte di potenza Wd non utilizzata come potenza utile, cheviene dissipata ad esempio su resistenze idrauliche introdotte appositamente per effettuare un controllo diportata, o su valvole di massima pressione, come nellesempio di figura 7.4.

In un impianto oleoidraulico risulta quindi molto facile che la temperatura tenda ad aumentare verso valorimolto elevati, ed e proprio per questo che lanalisi termica assume una notevole importanza.

Il problema termico viene affrontato con le stesse modalita utilizzate per i motori elettrici.Indicando con Rth la resistenza termica dellimpianto, con Cth la capacita termica dellolio e con la

sovratemperatura dellolio rispetto alla temperatura ambiente, si puo scrivere lequazione di bilancio termico:

Cthd

dt +

Rth=Wd

La temperatura, ad ogni istante di tempo, non e uniformemente distribuita nel fluido ma e comunque possibile

prendere come temperatura di riferimento la temperatura del serbatoio, dove e presente la maggior parte delfluido e dove la temperatura e distribuita in maniera pressoche uniforme. Risolvendo lequazione differenzialedi bilancio termico si ottiene landamento della temperatura dellolio:

(t) =r(1 e

t

th)

dove:r =WdRth sovratemperatura di regimeth= CthRth costante di tempo termica

In generale la potenza dissipata Wd non e costante nel tempo, ma varia durante il ciclo di funzionamento.La sua durata risulta pero molto inferiore al tempo th (che e dellordine di 30 min), quindi allinterno di un



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ciclo la potenza dissipata puo ritenersi costante e pari alla potenza dissipata media Wdm. Se poi tutti i ciclisono identici la potenza media risulta costante.

Per limitare laumento di temperatura e per poter rimanere quindi nel campo di lavoro indicato inizialmenteoccorre seguire parallelamente due strade:

effettuare la progettazione dellimpianto cercando di limitare il piu possibile le dissipazioni energetiche. Adesempio nei casi simili a quello di figura 7.4 la pressione di scarico della valvola limitatrice di pressione deveessere tarata al minimo valore necessario al corretto funzionamento del sistema evitando cos inutili dissipazioniaggiuntive. Inoltre da una attenta analisi dei cicli potrebbe emergere che in alcune fasi limpianto non richiedene portata ne pressione; in questo caso e possibile prevedere linserimento di un gruppo di valvole che in questefasi mandino a scarico tutta la portata della pompa ad una pressione pari a quella atmosferica, riducendo alminimo le perdite energetiche.

dopo aver effettuato le opportune scelte progettuali, occorre dimensionare correttamente il volume e le superficidel serbatoio al fine di ridurre la resistenza termica (Rth) favorendo cos lo scambio termico con lambiente. Aquesto scopo le superfici del serbatoio possono poi essere anche alettate, al fine di aumentare la superficie discambio termico, oppure si puo ricorrere allinstallazione di scambiatori di calore ad aria o ad acqua.

7.4 La generazione dellenergia

Negli azionamenti oleoidraulici lenergia viene generata tramite le pompe, che operano la trasformazione delle-nergia meccanica fornita da un motore primo, generalmente elettrico, in energia oleoidraulica del fluido.

Le pompe piu utilizzate sono quelle di tipo volumetrico, poiche consentono di elevare notevolmente lapressione del fluido mantenendo buoni rendimenti e una portata poco variabile con il carico.

7.4.1 Le pompe volumetriche ideali

In figura 7.5 e rappresentata una pompa volumetrica a pistoni monocilindrica, in cui si possono identificare lacamera C a volume variabile, i condotti di aspirazione A e di mandata M e le relative valvole che consentonolapertura o la chiusura dei collegamenti tra camera e condotti.

Figura 7.5: Schema di una pompa volumetrica monocilindrica in fase di mandata

Nella fase cosiddetta di aspirazione, la camera C aumenta il proprio volume provocando lapertura dellavalvola di aspirazione e la chiusura di quella di mandata e quindi lingresso di fluido alla pressione di aspirazionepA.

Invece nella fase di mandata il volume della camera diminuisce, la pressione allinterno aumenta e causalapertura della valvola di mandata e la chiusura di quella di aspirazione. Il fluido imbocca quindi il condottodi mandata alla pressione pM maggiore di pA.

In condizioni ideali (cioe con fluido incomprimibile e in assenza di trafilamenti o difetti di riempimento dellacamera C) ad ogni ciclo viene inviato nel condotto di mandata una quantita di fluido pari allacilindrata al giroCp della pompa (volume massimo della camera C).



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La portata Q inviata assume quindi un andamento periodico in un ciclo, fluttuante attorno al valor medioQp. Le fluttuazioni vengono caratterizzate attraverso il grado di irregolaritadella pompa definito come:

i=Qmax Qmin

Qp

In realta le fluttuazioni avvengono a frequenza elevata e hanno unampiezza limitata poiche vengono utilizzati

piu cilindri pompanti. Nel seguito la portata verra quindi ritenuta costante e pari al valor medio Qp. (Riguardoal numero di cilindri pompanti la figura 7.6 mostra che e preferibile utilizzare un numero dispari di cilindri,poiche in questo modo e garantita una minor oscillazione della portata.)

Figura 7.6: Oscillazioni della portata al variare del numero di cilindri

Una pompa volumetrica puo quindi essere considerata un generatore di portata. La prevalenzapp = pMpAdipende invece solo dai carichi applicati; lunico limite e rappresentato dalla resistenza strutturale della pompa.

La curva caratteristica, nel piano pressione portata, e dunque rappresentata da una retta verticale (curva ain figura 7.7).

Figura 7.7: Curve caratteristiche di pompe volumetriche

Si consideri ora al posto della cilindrata al giro Cp la cilindrata al radianteDp:

Dp = Cp2



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Detta p la velocita angolare della pompa espressa in rad/s , la portata, sempre in condizioni ideali, puoessere espressa come:

Qpi= Dp p (7.1)

La potenza meccanica fornita dal motore alla pompa e pari a:

Wm = Tpi p

dove:Tpi e la coppia fornita dal motore in condizioni ideali.La potenza oleoidraulica fornita dalla pompa ha lespressione:

Wo = ppQpi

In condizioni ideali Wm sara uguale aWo e quindi si ottiene per la coppia la seguente espressione:

Tpi = Dppp (7.2)

7.4.2 Le pompe volumetriche reali

A causa della presenza di trafilamenti, difetti di riempimento e della comprimibilita del fluido, la portatavolumetrica reale risulta minore di quella ideale espressa dalla relazione 7.1.

In particolare allaumentare della pressione di mandata si nota una diminuzione della portata: la curvacaratteristica assume landamento rappresentato dalla curva b di figura 7.7.

Al fine di quantificare questo fenomeno si definisce il rendimento volumetrico di una pompa come rapportotra la portata volumetrica reale Qp e ideale:

v = Qp

Dp p

Analogamente, a causa di fenomeni dissipativi quali lattrito sui cuscinetti o le perdite nel fluido, allalbero

della pompa deve essere fornita una coppia maggiore di quella ideale calcolata attraverso la relazione 7.2.Viene quindi introdotto il rendimento meccanico espresso come rapporto tra la coppia ideale e quella reale

Tp.

m= Dppp

Tp

Ricordando le relazioni del paragrafo precedente, il rendimento globale, definito come rapporto tra la potenzaoleoidraulicaWoche la pompa fornisce e la potenza Wmin ingresso fornita dal motore, puo essere espresso come:

g =vm

I costruttori generalmente forniscono indicazioni sul rendimento globale mediante grafici nel piano portata

pressione che rappresentano curve isorendimento. In questo modo e possibile identificare la zona del piano Qppp in cui si ha minor dispendio energetico e quindi in cui conviene lavorare.

7.4.3 Tipi di pompe volumetriche

Dal punto di vista costruttivo, le pompe volumetriche possono essere raggruppate nelle seguenti famiglieprincipali:

pompe a viti;

pompe ad ingranaggi;

pompe a palette;



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pompe a pistoni radiali;

pompe a pistoni assiali.

La possibilita di effettuare la regolazione della portata e la reversibilita rappresentano altre caratteristichedistintive importanti, trasversali rispetto alla classificazione precedente.

Pompe a viti

Le pompe a viti si distinguono per lelevata silenziosita di funzionamento. Per questo motivo trovano impiegoad esempio per la movimentazione di scenografie o palchi in teatri dopera.

Sono costituite da due o tre alberi muniti di un elicoide (figura 7.8).

Figura 7.8: Pompa a viti

Lalbero centrale, dotato di elica destra, e mosso dal motore e trasmette il moto agli altri due alberi munitiinvece di elica sinistra.

Lingranamento tra le eliche origina un volume chiuso che, a causa della rotazione degli alberi, trasla dallazona di aspirazione e quella di mandata.

Alcuni parametri caratteristici di questo tipo di pompa sono:

cilindrata: da 15 a 350 cm3;

pressione massima di esercizio: 200 bar ;

velocita di rotazione: da 1000 a 3500 giri/min;

rendimento globale inferiore a 0.85.

Pompe ad ingranaggi

Le pompe ad ingranaggi si dividono in pompe ad ingranaggi esterni e pompe ad ingranaggi interni.

Pompe ad ingranaggi esterni Le pompe ad ingranaggi esterni (figura 7.9) sono molto usate nel campomobile poiche consentono il raggiungimento di pressioni piuttosto elevate con dimensioni contenute.

Lo schema di figura 7.10 esemplifica il principio di funzionamento.Lingranaggio (7) e calettato sullalbero che riceve la potenza dal motore; le bronzine (4) e (5) servono a

posizionare i due ingranaggi in modo da avere il minimo gioco di ingranamento.



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Figura 7.9: Pompe ad ingranaggi esterni

Figura 7.10: Schema di una pompa ad ingranaggi esterni

I vani di trasporto del fluido sono delimitati dai fianchi dei denti, dalla superficie interna del corpo pompae dalle superfici frontali delle bronzine. Il fluido viene quindi trasportato lungo i due percorsi esterni, mentre identi ingrananti nella parte centrale della pompa servono a garantire la tenuta.

Per consentire il corretto funzionamento senza rilevanti perdite volumetriche e necessario che la tenuta deivani sia molto buona. Quando la pressione aumenta, pero, le bronzine tendono scostarsi dai fianchi degliingranaggi dando quindi origine a perdite di carattere volumetrico. Per ovviare a questo inconveniente si adottala tecnica di autobilanciamento: si fa agire la stessa pressione di esercizioPsulle facce esterne delle bronzinein modo da equilibrare la pressione che tende ad allontanarle dagli ingranaggi.

Questo tipo di pompe presenta una rumorosita piuttosto elevata a causa dellolio che resta intrappolato tra identi ingrananti: la pressione aumenta notevolmente e sulle ruote dentate si manifestano pulsazioni di pressione.


cilindrata: da 0.2 a 200 cm3;




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Pompe ad ingranaggi interni Sono pompe molto silenziose e trovano applicazione in ambito industriale(macchine per materie plastiche, macchine utensili) e su veicoli che operano in ambienti chiusi.

Figura 7.11: Pompa ad ingranaggi interni

Il principio di funzionamento si basa sullingranamento tra una ruota dentata mossa da un motore e unrotore dentato internamente (figura 7.12).

Figura 7.12: Schema di una pompa ad ingranaggi interni

La rotazione del rotore dentato accoppiato alla ruota dentata principale genera un aumento del volume trai fianchi dei denti identificando chiaramente la zona di aspirazione a cui il fluido giunge attraverso lomonimocondotto. Dopo un angolo di rotazione di circa 120, durante il quale avviene laspirazione, vi e una zonain cui e presente un elemento falciforme in cui si ha semplice trasporto del fluido senza variazioni di volume.Successivamente il volume diminuisce identificando una zona di mandata in cui il fluido viene spinto attraversolomonimo condotto ad una pressione pari a quella di lavoro.



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La forma delle dentature garantisce unelevata silenziosita dovuta allassenza di volumi di olio intrappolatiche possano generare delle pulsazioni di pressione.






Pompe a palette

Le pompe volumetriche a palette (figura 7.13) sono caratterizzate da un rotore ad asse fisso in cui sono ricavatedelle cave per lo scorrimento delle palette e da uno statore esterno.

Figura 7.13: Pompe a palette

Lo statore, il cui asse presenta una eccentricita rispetto a quello del rotore, costituisce la superficie di appoggiodelle palette, come indicato nello schema di figura 7.14.

Durante la rotazione, le palette, sotto lazione della forza centrifuga, vanno a contatto della superficie internadello statore, dando origine ad un volume delimitato dalle due palette contigue e dalle piastre laterali di chiusuradella pompa.

Durante la rotazione, a causa delleccentricita, le zone cos delimitate subiscono delle variazioni di volume.In particolare, considerando una rotazione oraria, nel tratto che va da B a C si ha un aumento di volume conconseguente aspirazione di fluido, mentre nel tratto che va da C a B si ha una diminuzione del volume conconseguente espulsione del fluido nel condotto di mandata. I condotti di aspirazione e di scarico vengono quindiposti in comunicazione rispettivamente con le zone a volume decrescente e crescente attraverso cavit a ricavatenello statore o mediante fori sulle piastre laterali di chiusura.

A basse velocita di rotazione questo tipo di pompa non funzionerebbe correttamente, poiche il contatto tra

paletta e superficie statorica e garantito solo dalla forza centrifuga.Per questo motivo vengono inserite allinterno delle cave rotoriche delle molle di spinta o dellolio in pressione.

In questo modo il contatto e sempre garantito indipendentemente dalla velocita di rotazione.Occorre pero tener presente che linserimento di dispositivi ausiliari di spinta contribuisce ad aumentare

lusura delle palette.Le pompe a palette sono realizzate anche nella versione cilindrata variabile. In questo caso viene inserito un

dispositivo che varia leccentricita tra gli assi del rotore e dello statore agendo su questultimo (figura 7.15).Alcuni parametri caratteristici delle pompe a palette sono:





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Figura 7.14: Schema di una pompa a palette

C B

Figura 7.15: Schema di una pompa a palette a cilindrata variabile



Pompe a pistoni radiali

Le pompe a pistoni radiali (figura 7.16) sono tipicamente impiegate nelle applicazioni ad alte pressioni (oltre i400 bar), infatti sono le uniche pompe in grado di funzionare in maniera continuativa ed efficiente a pressionicos alte.

Questo tipo di pompa viene realizzato essenzialmente in due tipologie costruttive:



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Figura 7.16: Pompe a pistoni radiali

Figura 7.17: Schema di una pompa a pistoni radiali a cilindri rotanti

C

B

con cilindri rotanti;

con cilindri stazionari.

Pompe a pistoni radiali con cilindri rotanti Come indicato in figura 7.17 sono costituite da un rotoread asse fisso, collegato al motore, su cui sono ricavati un certo numero di cilindri radiali allinterno dei qualiscorrono i rispettivi pistoni.

I pistoni, collegati opportunamente a dei pattini tramite biellette, scorrono sulla superficie interna di unanello esterno al rotore che presenta una eccentricita rispetto a questultimo.Mettendo in rotazione lalbero della pompa iniziano a ruotare anche i cilindri con i relativi pistoni che,

essendo a contatto della superficie interna dellanello statorico esterno al rotore, variano il volume della lorocamera. In particolare, considerando una rotazione oraria, lungo il tratto B-C il volume aumenta dando originealla fase di aspirazione, mentre nel tratto C-B il volume diminuisce dando origine allespulsione del fluido nelcondotto di mandata.

I condotti di aspirazione e di mandata sono realizzati attraverso un distributore fisso coassiale al rotore e ven-gono messi in comunicazione con i cilindri attraverso le due scanalature ricavate sul rotore stesso, rappresentatein figura 7.17.

I pistoni vengono mantenuti a contatto con lanello esterno mediante la pressione di lavoro durante la fase dimandata e dalla pressione imposta da un circuito ausiliario di sovralimentazione durante la fase di aspirazione.



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Pompe a pistoni radiali con cilindri stazionari Il funzionamento si basa sulla presenza di un rotore adasse fisso, collegato allalbero motore, che presenta una zona eccentrica su cui poggiano gli elementi pompanti(schema di figura 7.18).

Figura 7.18: Schema di una pompa a pistoni radiali con cilindri stazionari

La zona eccentrica e anche caratterizzata da una scanalatura attraverso la quale il fluido in bassa pressione,che riempie tutto il corpo pompa, viene inviato agli elementi pompanti.

Con riferimento allo schema di figura 7.18 si nota che i pompanti sono costituiti da un pistone (3), unabussola (4), una testa sferica (5), una molla di compressione (6), una valvola di aspirazione (7) e una valvola dimandata (8).

Lo schema di figura 7.19 evidenzia il principio di funzionamento del singolo pompante, mostrando le fasi di

aspirazione e mandata piu le due fasi intermedie in cui il pistone si trova al punto morto superiore e inferiore.Per entrambi i tipi di pompe i parametri caratteristici possono essere cos riassunti:

generalmente vengono costruite a cilindrata fissa;

cilindrata: da 0.5 a 100 cm3;



rendimento globale compreso tra 0.80 e 0.90.



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Figura 7.19: Fasi di funzionamento di un pompante

Pompe a pistoni assiali

Le pompe a pistoni assiali sono caratterizzate da un gruppo in cui sono ricavati dei cilindri disposti assialmentein cui scorrono i relativi pistoni la cui estremita e fissata ad una piastra. La trasmissione del moto tra i dueelementi puo essere affidata ad un giunto cardanico doppio o semplicemente alle biellette di collegamento trapistone e piastra.

A seconda che la parte rotante sia il gruppo pistoni o la piastra, si hanno due diverse tipologie di pompa:

pompa a pistoni assiali a testa inclinabile;

pompa a pistoni assiali a piastra inclinabile.

Sia in un tipo di pompa che nellaltro, durante la rotazione relativa tra i due elementi, i pistoni effettuano unmoto alternativo aumentando e diminuendo il volume delle camere dei cilindri: in questo modo si identificano

la zona di aspirazione e quella di mandata.La distribuzione del fluido viene effettuata attraverso un distributore fisso recante delle luci a fagiolo di

aspirazione e di mandata, come indicato nelle figure 7.20 e 7.21.Questi tipi di pompe sono facilmente realizzabili in configurazione a cilindrata variabile: e semplice infatti

inserire un dispositivo di regolazione dellinclinazione della testa cilindri o della piastra.Si noti che comunque la tipologia costruttiva in cui risulta piu conveniente effettuare la regolazione della

portata e sicuramente la configurazione a piastra inclinabile. Il motivo risiede nella minore inerzia che ha lapiastra rispetto al gruppo cilindri che la rende ideale soprattutto per applicazioni che richiedono una dinamicapiuttosto elevata.

Alcuni parametri caratteristici delle pompe a pistoni assiali sono:

cilindrata: fino a 420 cm3;



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Figura 7.20: Schema di una pompa a pistoni assiali a testa

inclinabile

Figura 7.21: Schema di una pompa a pistoni assiali a

piastra inclinabile

Figura 7.22: Pompa a pistoni assiali a testa inclinabile Figura 7.23: Pompa a pistoni assiali a piastra inclinabile



rendimento globale compreso tra 0.80 e 0.92.

7.4.4 Criteri di scelta della pompa

Una volta configurato il circuito idraulico per il comando degli attuatori, la scelta della pompa viene effettuatainnanzitutto sulla base dei valori di portata e pressione massime richieste.



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A completamento dei criteri di scelta vanno poi aggiunte altre considerazioni quali ad esempio la variabilitadella cilindrata, i rendimenti, la rumorosita e i costi.

La scelta della pompa costituisce comunque in genere lo stadio finale della progettazione della macchina odellimpianto oleidraulico.

7.5 Gli accumulatori oleoidrauliciNel paragrafo precedente e stato affermato che uno dei criteri per la scelta del tipo di pompa e la sua capacitadi soddisfare le richieste massime di portata dellimpianto.

Molto spesso pero le richieste di portata degli attuatori variano ciclicamente in modo molto sensibile, perciosi rischia di sovradimensionare notevolmente la pompa rispetto al suo impiego medio. Tutto ci o si ripercuote poianche sulla scelta del motore che conseguentemente dovra essere in grado di fornire coppie massime superiori.

Inoltre nelle fasi di esubero della portata della pompa questultima viene messa a scarico attraverso unavalvola limitatrice di pressione con conseguente dissipazione di energia.

Questi tipi di inconvenienti possono essere risolti mediante lutilizzo di accumulatori oleoidraulici.Gli accumulatori sono dispositivi che consentono laccumulo e la restituzione di fluido. Sono costituiti da

una camera a volume variabile in cui viene accumulato il fluido che assume un valore di pressione imposto condiverse metodologie:

a peso (figura 7.24);

a molla (figura 7.24);

a gas compresso (figura 7.25) con elemento di separazione:

a pistone;

a sacca;

a membrana.

Figura 7.24: Accumulatori a peso e a molla

I piu utilizzati in campo industriale sono gli accumulatori a gas compresso.I motivi che inducono ad inserire in un circuito un accumulatore possono essere cos riassunti:

come gia anticipato precedentemente permettono di effettuare un dimensionamento corretto della pompa e delmotore che la aziona, nel caso di richieste di portata da parte degli attuatori variabili sensibilmente. In questocaso laccumulatore svolge la funzione diintegratore del generatore di energia e consente di dimensionarela pompa per un valore pari alla portata media, sopperendo alle richieste di portata mediante la restituzionedel liquido accumulato durante le fasi di esubero della portata della pompa.

Laccumulatore puo essere impiegato come dispositivo di sicurezza o di emergenza per garantire in unadeterminata zona del circuito che la pressione, anche quando la pompa dovesse essere esclusa dal circuito,mantenga un valore superiore ad un certo valore minimo che consenta ad esempio di portare a termine un ciclodi lavoro.



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Figura 7.25: Accumulatori a gas compresso

Laccumulatore svolge anche la funzione di smorzatore consentendo di limitare le oscillazioni di pressioneperiodiche indotte dalle oscillazioni di portata della pompa e di attenuare le sovrappressioni dovute ad esempioa colpi dariete generati da brusche manovre sulle valvole. Questo e uno dei casi in cui il fluido non puoessere ritenuto incomprimibile e per questo motivo nascono delle onde di pressione che possono danneggiare icomponenti piu sensibili, soprattutto quando le eventuali valvole limitatrici di pressione presenti hanno tempidi intervento troppo alti rispetto alla dinamica del fenomeno.

7.6 Valvole

Le valvole comunemente impiegate nei circuiti oleoidraulici possono essere raggruppate nelle seguenti categorie:

valvole di controllo della pressione;

limitatrici di pressione;

riduttrici di pressione;

valvole di regolazione della portata;

distributori.

7.6.1 Valvole di controllo della pressione

Le valvole di controllo della pressione si suddividono in valvole limitatrici di pressione(dette anche di massimapressione) e valvole riduttrici di pressione.

Valvole limitatrici di pressione

Le valvole limitatrici di pressione hanno la funzione di garantire che la pressione, nella sezione in cui sono

inserite, non superi il valore di taratura impostato.Vengono essenzialmente utilizzate come valvole di sicurezza; nel caso in cui la pressione nel circuito dovesse

crescere accidentalmente fino a raggiungere i limiti di sicurezza dellimpianto, la valvola manderebbe a scaricoparte della portata in modo da mantenere la pressione al valore impostato.

Come gia accennato nel paragrafo 7.1.2 e indicato in figura 7.4, questo tipo di valvola pu o anche essereutilizzata per effettuare una alimentazione a pressione costante mandando costantemente a scarico una porzionedella portata generata dalla pompa.

Dal punto di vista costruttivo possono essere identificate due configurazioni principali:

ad azione diretta o monostadio;

pilotata o bistadio.



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La configurazione ad azione diretta (figura 7.26) e la piu semplice. La pressione di alimentazione agiscesu di un cursore che, sotto lazione di una molla precaricata attraverso un elemento di regolazione, mantienechiusa la bocca di scarico. Quando la pressione di alimentazione raggiunge un valore tale da superare la forzagenerata dalla molla, il cursore si sposta lasciando fluire portata verso lo scarico.

Figura 7.26: Schema di una valvola di massima pressione ad azione diretta

Una caratteristica di questa realizzazione costruttiva e che, poiche si devono vincere forze elevate con ingombriridotti, la molla deve essere piuttosto rigida. Cio impone che allaumentare della portata da scaricare, e quindidellapertura del cursore, la pressione del fluido aumenti sensibilmente fino a superare il 40% del valore ditaratura (curva a in figura 7.27).

Figura 7.27: Curve caratteristiche di valvole limitatrici di pressione

Questo tipo di problema viene risolto mediante la configurazione pilotata (figura 7.28).

Lo stadio pilota e essenzialmente una valvola di massima pressione monostadio alimentata, questa volta,attraverso una strozzatura S. In condizioni di riposo della valvola, sul cursore pilota e su entrambe le facce delcursore principale, agisce una pressione pari alla pressione di alimentazione P.

In queste condizioni, il cursore principale, grazie anche allazione di una molla cedevole e poco precaricata,mantiene chiuso il collegamento tra la bocca di alimentazione e la bocca di scarico.

Quando la pressione di alimentazione supera il valore di taratura della molla dello stadio pilota, il relativocursore si sposta consentendo al fluido di raggiungere lo scarico attraverso un condotto ricavato allinterno delcursore principale.



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Figura 7.28: Schema di una valvola di massima pressione a due stadi (o pilotata)

Questo flusso viene anche laminato attraverso la strozzatura S generando una diminuzione della pressionesulla faccia superiore del cursore principale che, non trovandosi piu in condizioni di equilibrio, apre il passaggiotra lalimentazione e lo scarico.

Questo tipo di configurazione permette di dimensionare lo stadio pilota per valori di portata inferiori al casoad azione diretta e quindi consente di utilizzare una molla di taratura piu cedevole.

Si ottiene quindi una curva caratteristica in cui la pressione di massima apertura della valvola non supera il15% della pressione di taratura (curva b in figura 7.27).

Valvole riduttrici di pressione

Le valvole riduttrici di pressione vengono introdotte quando si ha la necessita di avere una parte di circuitoad una pressione minore della pressione di alimentazione (ad esempio per regolare le forze di serraggio dimanipolatori).

Anche questo tipo di valvola puo essere realizzato in configurazione ad azione direttao pilotata.

Nella configurazione ad azione diretta (figura 7.29), sui due estremi del cursore agiscono la forza dellamolla di regolazione e la forza generata dalla pressione a valle. Quando dovesse verificarsi una diminuzione diquestultima, il cursore, non piu in equilibrio, si sposterebbe aprendo maggiormente il passaggio del fluido inmodo da riportate la pressione a valle al valore impostato.

Analogo e il funzionamento della versione pilotata (figura 7.30). La taratura del valore di pressione viene

effettuata da una valvola di massima pressione pilota.In condizioni di riposo della valvola, il cursore principale e soggetto sulle facce di estremita alla pressione di

valle e allazione di un molla cedevole.

In questa posizione di equilibrio mantiene aperto il collegamento tra monte e valle garantendo una certadifferenza di pressione.

Quando la pressione a valle supera il valore di taratura della valvola pilota questultima manda a scaricoparte di fluido che viene quindi laminato attraverso la strozzatura S. La pressione sulla faccia inferiore delcursore principale diminuisce e questultimo si sposta verso il basso riducendo il passaggio di fluido. In questomodo si ottiene il ripristino del valore della pressione a valle.

In entrambi i tipi di valvola il cursore principale, una volta ripristinato il valore della pressione a valle, siriporta nella posizione iniziale.



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Figura 7.29: Schema di una valvola riduttrice di pressione ad azione diretta

Figura 7.30: Schema di una valvola riduttrice di pressione pilotata

7.6.2 Valvole di regolazione della portata

Le valvole regolatrici di portata sono utilizzate per il controllo di velocita degli attuatori. Il principio difunzionamento e di tipo dissipativo: poiche la velocita degli attuatori e rigidamente determinata dalla portatafluente, si fa in modo di innalzare la pressione a monte attraverso un strozzatura variabile causando cos loscarico di parte della portata attraverso una valvola di massima pressione.

La relazione che lega la perdita di carico p attraverso una resistenza idraulica R alla portata fluente Q ela seguente:

p= RQ2 (7.3)



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Se non si avessero variazioni delle pressioni di monte e di valle o variazioni di viscosita dovute alla variazionedi temperatura, il valore di portata sarebbe unicamente dipendente dalla resistenza idraulicaR, cioe dal valoredi strozzamento del fluido impostato sulla valvola. In questo caso potrebbero essere impiegate delle semplicistrozzature tarabili.

Quando invece i fenomeni precedenti assumono importanza nella determinazione della portata, si deve ri-correre a valvole che attraverso opportune compensazioni tengano conto delle variazioni di temperatura e dipressione.

La compensazione di temperatura non risulta essere molto efficiente, quindi nel seguito si analizzeranno solole due configurazioni costruttive relative alla compensazione della pressione:

configurazione a due bocche;

configurazione a tre bocche.

Valvole di regolazione della portata a due bocche

Questo tipo di valvola e sostanzialmente costituita da una strozzatura tarabile, sulla quale viene impostato uncerto valore di caduta di pressione desiderato, e una strozzatura variabile automaticamente realizzata attraverso

un cursore mobile.

Figura 7.31: Schema di una valvola regolatrice di portata a due bocche

Nello schema di figura 7.31 la strozzatura tarabile T e posta a valle della strozzatura S regolata dal cursoremobile.

Con riferimento alla schema della valvola di figura, in cui si fa notare che i due lati del cursore sono incollegamento fra di loro attraverso un foro praticato nel cursore stesso, la spola risulta soggetta alle forzegenerate dalla pressione di monte e di valle che insistono su aree uguali e alla forza generata dalla mollaprecaricata.

Poiche la molla ha una costante di rigidezza molto bassa, si puo assumere che il cursore sia in equilibrioquando la forza generata dalla differenza delle pressioni eguaglia il precarico.

Nel caso in cui dovesse verificarsi un aumento della pressioni di monte e quindi un aumento della caduta dipressione sulla strozzatura T, si avrebbe un conseguente aumento della portata (come si osserva dalla relazione7.3).

A questo punto il cursore, non piu in equilibrio, si sposterebbe a sinistra in modo da diminuire la strozzaturaSe da mandare a scarico attraverso la valvola di massima pressione, che deve essere prevista a monte nel circuito,leccesso di p ortata diminuendo cos la pressione di monte fino al ripristino delle condizioni di equilibrio.



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Valvole di regolazione della portata a tre bocche

Come mostrato dallo schema di figura 7.32, questo tipo di valvola e costruttivamente molto simile alla versionea due bocche. La differenza sostanziale risiede nella presenza della terza bocca attraverso la quale il fluido ineccesso viene scaricato senza quindi che vi sia la necessit a di impiegare una valvola di massima pressione amonte.

Figura 7.32: Schema di una valvola regolatrice di portata a tre bocche

In base alla configurazione costruttiva della valvola, il cursore risulta soggetto, come nel caso precedente alleforze generate dalla pressione di monte, di valle e dalla molla precaricata. Quando si verifica un aumento delsalto di pressione (e quindi un aumento della portata in base alla relazione 7.3) il cursore si sposta ancora verso

sinistra aprendo pero il passaggio dallalimentazione verso la terza bocca di scarico, finche la pressione di montediminuisce e si ritorna nelle condizioni iniziali.

7.6.3 Distributori

I distributori sono valvole che consentono di variare la direzione di flusso allinterno del circuito idraulico. Sonogeneralmente costituiti da quattro bocche: lalimentazione P, lo scarico Te le bocche di utenza A e B a cuipossono essere collegate ad esempio le bocche di mandata e di scarico di un attuatore.

Dal punto di vista funzionale possono realizzare una notevole varieta di collegamenti interni fra le variebocche come indicato in figura 7.34.

Il funzionamento e molto semplice: un cursore alloggiato allinterno del corpo valvola viene azionato inmaniera da aprire o chiudere dei passaggi tra le varie bocche. Lo spostamento del cursore puo essere impostoattraverso comandi manuali (ad esempio a leva), idraulici (pilotati da un segnale proveniente dallo stesso circuitoin cui e inserito il distributore o da un circuito ausiliario) o elettrici (elettromagnete).

7.7 Attuatori

Gli attuatori utilizzati nei circuiti idraulici sono attuatori di tipo volumetrico:

cilindri;

motori idraulici.

Con questo tipo i attuatori e possibile regolare in maniera efficace la velocita e sviluppare forze notevoli.



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Figura 7.33: Schema di impiego di un distributore

Figura 7.34: Alcune tipologie di collegamenti tra le bocche di un distributore

7.7.1 Attuatori ideali

Cilindri Si consideri il cilindro oleoidraulico ideale schematicamente rappresentato in figura 7.35 in cui le areedelle camere di alimentazione e scarico sono uguali e pari ad A.

Figura 7.35: Schema di un cilindro idraulico ideale

La caduta di pressione sul cilindro e pari a:

pm= p1 p2

La forza esercitata in condizioni ideali dal cilindro sara:



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Fmi= pmA (7.4)

e la velocita:

xm =Qmi

A (7.5)

doveQm= Q1 = Q2 in base allassunzione di essere in un caso ideale senza trafilamenti.LareaA rappresenta quindi un importante parametro per la definizione della grandezza di un cilindro.La potenza meccanica erogata dal cilindro sara quindi:

Wmi= Fmixm

e la potenza idraulica fornita al cilindro:

Wo= pmQmi

In queste condizioni la curva caratteristica di un cilindro sar a una retta verticale nel piano forza velocita,cioe puo essere considerato come un generatore di velocita in cui la forza erogabile e limitata solo dalla suaresistenza strutturale.

Motori idraulici Le considerazioni fatte precedentemente riguardo ai cilindri ideali possono essere ripetuteper i motori idraulici ideali. Sostituendo allarea A la cilindrata al radiante Dm si ottiene per la velocita laseguente espressione:

m= Qmi

Dm(7.6)

Detta Tmi la coppia generata dal motore idraulico la potenza erogata puo essere espressa come:

Wm= Tmim

La potenza idraulica fornita al motore e:

Wo= pmQmi

Eguagliando, in condizioni ideali, le due potenze si ottiene lespressione della coppia erogata dal motore:

Tmi= Dmpm (7.7)

Anche in questo caso si nota come in condizioni ideali il motore possa essere considerato un generatore divelocita caratterizzato da una curva caratteristica verticale nel piano coppia velocita.

7.7.2 Attuatori reali

Le prestazioni degli attuatori, sia che si tratti di motori che di cilindri, sono influenzate dalla presenza ditrafilamenti, dai difetti di riempimento delle camere, dalla comprimibilita del fluido e da fenomeni di perdita dipotenza come ad esempio le perdite per attrito sui cuscinetti.

A causa di questi fenomeni dissipativi, lattuatore e in grado di generare forze o coppie inferiori a quelleidealmente erogabili (espresse dalle relazioni 7.4 e 7.7).

I trafilamenti e i difetti di riempimento determinano la necessita di avere in ingresso portate superiori aquella ideale espressa per ottenere la stessa velocita espressa dalle 7.5 e 7.6.

Al fine di valutare le prestazioni degli attuatori, vengono utilizzati ancora i rendimenti volumetrici, meccanicie globali.

Viene definitorendimento volumetricov il rapporto tra la portata ideale Qmi e la portata realmente neces-saria Qm, e rendimento meccanico m il rapporto tra la coppia (o la forza) realmente erogata dallattuatore equella ideale.



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Nel caso di un motore idraulico si ottengono le seguenti espressioni:

v = Dmm

Qm

m =

TmDmpm

Per valutare le prestazioni globali di un attuatore si ricorre allutilizzo del rendimento globale g espressocome rapporto tra la potenza meccanica Wm realmente uscente dallattuatore e la potenza oleoidraulica Wofornitagli in ingresso.

g =Wm

Wo=

TmmpmQm

= mDm

Qm

TmpmQm

=vm

Rappresentando graficamente landamento di questi rendimenti in funzione della grandezza m/p1, dovee la viscosita del fluido e considerando trascurabile la pressione p2, si ottengono gli andamenti di figura 7.36.

Figura 7.36: Andamento dei rendimenti di un motore idraulico

Analogamente al caso delle p ompe volumetriche, i costruttori forniscono pero delle curve isorendimentoglobale per ogni motore rappresentate nel piano coppia velocit a angolare, in maniera tale da poter stabilire lazona ottimale in cui far lavorare il motore.

La costante di rigidezza di un cilindro

La comprimibilita del fluido introduce elasticita nellattuatore oleoidraulico dando origine alla nascita di feno-meni indesiderati durante particolari condizioni di funzionamento.

Si consideri di bloccare le bocche delle due camere del cilindro e di applicare una forza dF allo stelo delcilindro: lo stelo subira uno spostamento dx in direzione della forza, il fluido contenuto in una camera sicomprimera mentre laltro si espandera.

Come indicato nello schema di figura 7.37, il fluido nelle due camere puo essere rappresentato attraverso duemolle di rigidezza K1 e K2 poste in parallelo rispetto allo stelo. Il valore di costante di rigidezza equivalenteKe sara pari a K1+K2.

Con riferimento alla camera 1 e possibile scrivere la relazione:

K1 = dF1

dx

dove:



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Figura 7.37: Schema equivalente di un cilindro

dF1 = Adp1

Ricordando lespressione del coefficiente di elasticita a compressione cubica equivalente e possibile scrivere:

dp1 = e dV1

V1

da cui:

K1 = AedV1V1

1

dx =Ae

Adx

V1

1

dx=

A2eV1

Analogamente si ottiene perK2 la seguente espressione:

K1 = A2e

V2

La costante di rigidezza equivalente del sistema e dunque:

Ke= K1+K2 = A2e

1V1+ 1V2

La relazione precedente puo essere espressa in funzione del volume totale di fluidoVt = V1+V2 ottenendo:

Ke= A2e

1

V1+

1

Vt V1

Landamento di Ke puo essere rappresentato adimensionalmente come indicato nel grafico di figura 7.37. Sinota che la curva ha un valore minimo in corrispondenza di un rapporto tra i volumi V1 e Vt pari a 1/2.

Il valore corrispondente di Ke e:

Ke= 4A2e

Vt

Da queste considerazioni emerge quindi che di notevole importanza per la determinazione della costante dirigidezza e il volume elasticante di olio Vt, che in realta comprende non solo il volume delle camere 1 e 2 maanche quello presente nei condotti e nelle valvole.

In base allespressione della costante di rigidezza e possibile valutare la pulsazione delle oscillazioni libere:

n=

KeM

=

4eDm

2

VtM

doveM rappresenta la massa del carico ridotta allo stelo del cilindro.Considerazioni analoghe valgono per il motore idraulico e si ottengono le stesse relazioni in cui al posto

dellarea A e della massa M compaiono rispettivamente la cilindrata Dm e il momento dinerzia del caricoridotto allalbero motoreJr

.



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7.7.3 Tipi di motori idraulici

Il motore idraulico trasforma lenergia oleoidraulica in energia meccanica con un movimento rotatorio attornoa un asse.

Spesso ad un motore e richiesto di funzionare anche in frenatura (cioe da p ompa), se trascinato dai carichi.Cio corrisponde ad estendere il funzionamento al IVo quadrante del piano caratteristico coppia velocita. Il

motore deve poi anche essere in grado di invertire il senso di rotazione (cioe il senso di flusso del fluido): ilfunzionamento dovra essere esteso anche al I IIo quadrante ed eventualmente al I Io.

I motori oleoidraulici possono essere suddivisi in due grandi gruppi:

motori veloci (campo di funzionamento tra 30 e 3000 giri/min);

motori lenti (campo di funzionamento tra meno di 1 e 300 giri/min).

A parita di potenza massima erogabile i motori lenti sono in grado di fornire una coppia maggiore e quindi,ricordando lespressione della coppia di un motore idraulico, sono caratterizzati da una cilindrata maggiore. Nelcampo di velocita coperto da entrambi i tipi di motori, limpiego di un motore lento e piu conveniente di quellodi un motore veloce.

I motori lenti piu diffusi sono a pistoni alternativi con cilindri stazionari, con pistoni radiali detti motori

stellari (figura 7.38).

Figura 7.38: Motore oleoidraulico stellare

In questa configurazione costruttiva un distributore coassiale al motore e solidale con lalbero provvede adalimentare e a scaricare ciclicamente i cilindri che a loro volta mettono in rotazione lalbero stesso.

7.8 Le trasmissioni idrostatiche

Per controllare in velocita un attuatore e possibile agire generando attraverso una pompa la portata corrispon-dente alla velocita desiderata. La pompa puo essere a p ortata fissa o variabile, cos come il motore puo essere avelocita fissa o variabile. Questo metodo di controllo della velocita si rivela molto vantaggioso dal punto di vista



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del rendimento (il rendimento globale puo arrivare fino a 0.90), mentre presenta dei tempi di risposta piuttostolenti. Viene quindi utilizzato quando le potenze in gioco sono rilevanti, caso in cui in genere le richieste divelocita di risposta non sono particolarmente impegnative.

Verranno nel seguito analizzati due gruppi di trasmissioni idrostatiche:

a circuito aperto;

a circuito chiuso.

7.8.1 Trasmissioni idrostatiche a circuito aperto

Le trasmissioni idrostatiche a circuito aperto prevedono laspirazione della pompa e lo scarico del fluido diret-tamente al serbatoio. Diverse sono le realizzazioni circuitali possibili, dipendenti soprattutto da due esigenze:

i quadranti del piano caratteristico Tm, m in cui il motore deve funzionare;

le modalita di frenatura del motore.

Funzionamento nel primo quadrante

La figura 7.39 mostra un motore oleidraulico azionato da una pompa a cilindrata variabile che gira a velocitacostante.

Figura 7.39: Schema di una trasmissione idrostatica a circuito aperto: funzionamento nel Io quadrante

La velocita del motore e proporzionale alla cilindrata della pompa che e variabile tra 0 e un valore massimo.La pressione che si instaura nel circuito e proporzionale alla coppia richiesta dal carico ed e limitata da unavalvola di massima pressione p osta immediatamente a valle della pompa. Finche la valvola di massima pressionenon agisce, il rendimento, supponendo di essere in condizioni ideali, e pressoche unitario.

In questo schema il verso della portata che fluisce al motore e uno solo (il motore puo girare solo in unverso), e la coppia da esso generata puo essere solo motrice, altrimenti il circuito entra in cavitazione. Il motorefunziona dunque solo nel Io quadrante.

La frenatura del motore richiede la riduzione progressiva della cilindrata della pompa. Linerzia del carico,pero, introduce il rischio di far entrare il circuito in cavitazione fungendo da coppia motrice e trascinando cosin rotazione il motore. La frenatura quindi puo avvenire solo in presenza di una coppia resistente superiore allacoppia dinerzia del carico generata a causa della decelerazione.



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Funzionamento nel primo e terzo quadrante

Per far in modo che il motore possa avere due versi di rotazione, e necessario invertire il flusso della portata almotore. Come indicato in figura 7.40, cio puo essere realizzato mediante lintroduzione di un distributore a dueposizioni. Anche in questo caso la coppia puo essere solo motrice, quindi il motore puo funzionare solo nel Io enelI IIo quadrante. Per effettuare il passaggio dal Io alI IIo quadrante il motore deve prima essere arrestato.

Figura 7.40: Schema di una trasmissione idrostatica a circuito aperto: funzionamento nel Io e II Io quadrante

Per quanto riguarda la frenatura valgono esattamente le stesse considerazioni fatte per il caso precedente.

Funzionamento a quattro quadranti

Utilizzando un distributore a tre posizioni, come indicato in figura 7.41, e possibile realizzare il funzionamentodel motore nei quattro quadranti.

Figura 7.41: Schema di una trasmissione idrostatica a circuito aperto: funzionamento a 4 quadranti

La posizione intermedia del distributore consente di mandare a scarico la portata della pompa realizzando unarresto rapido del motore. Nel caso in cui si avessero delle inerzie elevate, una frenatura cos brusca genererebbe



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delle notevoli sovrappressioni nel circuito. Per ottenere una frenatura graduale si possono introdurre due valvoledi massima pressione V e V , una per ogni senso di rotazione del motore, al fine di generare una pressioneprestabilita sul condotto di scarico, e quindi una coppia frenante, mentre la portata del motore viene mandataal serbatoio.

Le valvole di ritegno R e R servono ad impedire la cavitazione del condotto di alimentazione del motore,consentendo laspirazione di fluido dal serbatoio quando il motore, trascinato in rotazione dalla coppia dinerziadel carico, si trova a funzionare come pompa.

In questo modo il motore, nella fase di frenatura, puo lavorare nel I Io e nel I Vo quadrante.

Quando il distributore si trova invece nelle posizioni di lavoro, valgono le stesse considerazioni fatte inprecedenza.

7.8.2 Trasmissioni idrostatiche a circuito chiuso

La trasmissione idrostatica a circuito chiuso consente di regolare il funzionamento del motore idraulico neiquattro quadranti.

In questa configurazione circuitale (figura 7.42) il motore e collegato alla pompa mediante due condotti,formando appunto un circuito chiuso, senza linterposizione del serbatoio.

Figura 7.42: Schema di una trasmissione idrostatica a circuito chiuso

Per evitare fenomeni di cavitazione e prevista lalimentazione forzata di tutte le condotte che potrebbero

fungere da condotto di aspirazione. Tale alimentazione e realizzata da una pompa ausiliaria che elabora unaportata leggermente superiore a quella di trafilamento del circuito (solitamente 10-15% della portata principale).Leccesso di portata viene scaricata attraverso la valvola di massima pressione M solitamente tarata a valori dipochi bar sia per limitare le perdite energetiche sia per evitare di ridurre il salto di pressione tra i condotti dialimentazione e scarico del motore causando una riduzione della coppia erogabile. Le due valvole di ritegno R

e R consentono di inviare la portata di sovralimentazione a quello dei due condotti che si trova a pressioneminore.

La valvola di massima pressione V, tarata al valore massimo di pressione ammesso per limpianto, e pilotatadai segnali di pressione prelevati da entrambi i condotti.

Se una delle due pressioni supera il valore di taratura, la valvola V si apre scaricando lolio nel condotto chesi trova a pressione minore. In tal modo si evita un momentaneo fenomeno di cavitazione dovuto al ritardo nelriempimento del circuito di alimentazione da parte della pompa ausiliaria.



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Il distributore D realizza limportante funzione di operare un opportuno ricambio del fluido. Senza lasua presenza infatti rimarrebbe intrappolata nel circuito sempre la stessa quantit a di fluido, con pericolo disurriscaldamento. Daltra parte non risulta conveniente installare uno scambiatore di calore direttamente suuna delle condotte principali poiche, data lelevata pressione del fluido, risulterebbe molto costoso e di difficiletenuta. Il distributore D provvede a mettere a scarico di volta in volta il condotto che si trova a pressioneminore. La valvola W e necessaria per impedire il crollo delle pressione nel condotto di ritorno; deve essere

tarata ad una pressione leggermente inferiore a quella della valvola M.

7.9 La tecnica proporzionale

La tecnica proporzionale si basa fondamentalmente sullintroduzione di un elettromagnete proporzionale qualeelemento di attuazione delle valvole.

Caratteristica peculiare di un elettromagnete proporzionale e la proporzionalita esistente tra la corrente dialimentazione e la forza generata. Accoppiando lelettromagnete ad una molla e semplice ottenere poi unaproporzionalita con lo spostamento del cursore dellelettromagnete.

Questo principio viene sfruttato ad esempio nei distributori, sui quali sara ora concentrata lattenzione,per ottenere delle aperture graduali delle bocche consentendo quindi il funzionamento in un numero infinito diposizioni. In questo caso si parla di distributori proporzionali.

Potendo modulare quindi sia la direzione del flusso sia la portata, questi componenti risultano estremamenteutili per effettuare la regolazione della velocita di un attuatore.

7.9.1 Controllo della velocita

Si consideri il sistema formato da un distributore proporzionale che comanda un motore idraulico rappresentatoin figura 7.43.

Figura 7.43: Schema di un sistema valvola-motore

Fissata lapertura del cursore del distributore, sara possibile associare ad esso una curva caratteristica.Si ricorda che lespressione della caduta di pressione p su una strozzatura e pari a RQ2; nel caso di un

distributore proporzionale il legame tra salto di pressione e portata e lo stesso e in particolare, esprimendolo infunzione della pressione di alimentazione ps e del salto di pressione sul caricopm risulta:

Qm= cdwxv

2

(ps pm) (7.8)



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dove:cd 0.6 e il coefficiente di efflusso adimensionale;xv e lapertura del cursore della valvola;w= A/xv e il coefficiente di proporzionalita tra larea di passaggio del fluido e lapertura della valvola; e la densita del fluido.La portata risulta quindi essere una funzione Qm = Qm(xv, pm) nelle due variabili apertura e salto di

pressione sul carico. Per fissata apertura, rappresentata nel pianopm, Qm avra la forma indicata in figura 7.44.Il carico applicato al motore sara a sua volta caratterizzato da una curva caratteristica nel piano coppia

velocita, quale ad esempio quella rappresentata in figura 7.45.

Figura 7.44: Curva caratteristica di un distributore

proporzionale

Figura 7.45: Curva caratteristica del carico

Funzionamento a regime

Per trovare il punto di funzionamento della valvola occorre riportare la curva caratteristica del carico sul piano

Qm, pm.Se tra motore e carico e inserito un riduttore ideale di rapporto di trasmissione, la coppia del carico Tr ela sua velocita r riportate allalbero motore risulteranno pari aTr

=Tr e m = r/. In condizioni ideali perlequilibrio alla rotazione attorno allalbero del motore si ottiene che la coppia generata dal motoreTm eguagliaquella ridotta del carico Tr

.Sempre nellipotesi di idealita, per la coppia motrice e per la portata valgono le seguenti relazioni:

Tm = Dmpm

Qm = Dmm

Si nota quindi che 1/Dm rappresenta un rapporto di trasmissione generalizzato tra i fattori oleoidraulici pmeQm e i fattori meccanici Tm e m.

Con riferimento al carico si puo analogamente definire un rapporto di trasmissione generalizzato g = /Dmche lega i fattori oleoidraulici a quelli del carico.

Una volta riportata la curva caratteristica del carico sul piano relativo alla curva caratteristica della valvola,la condizione di funzionamento a regime e identificata dallintersezione delle due curve.

Comportamento dinamico

In questo paragrafo si vuole fornire gli elementi essenziali per studiare landamento nel tempo della velocitadel sistema valvola-motore in corrispondenza ad un ingresso costituito dallapertura della valvola, generalmentevariabile, e in presenza di un carico resistente, anchesso in generale variabile.

Rispetto allo studio svolto per la condizione di funzionamento a regime, in questo caso occorre tener contoanche delle inerzie del carico ridotte allalbero motore. Lequazione di equilibrio allalbero motore sara quindi:



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Tm = Tr +Jm

dm

dt (7.9)

Di fondamentale importanza per lo studio del comportamento dinamico sono, come si vedra in seguito, icoefficienti di valvoladel distributore proporzionale. Essi vengono definiti sviluppando in serie di Taylor, attornoad un punto di funzionamento R ed arrestandosi al termine di primo grado, la funzione Qm = Qm(xv, pm)espressa dalla 7.8:

QmR=

Qmxv

R

xv+

Qmpm

R

pm

Vengono definiti il coefficiente (o guadagno) di portataKq e il coefficiente portata-pressioneKc:

Kq = Qm

xv

Kc = Qmpm

Lequazione linearizzata della portata diventa quindi:

QmR= Kqxv Kcpm (7.10)

Viene inoltre definito anche il guadagno di pressioneKp:

Kp =pmxv

per il quale vale evidentemente la relazione:

Kp = KqKc

Lanalisi del comportamento dinamico viene affrontata partendo dalle equazioni 7.9, 7.10 e dalle espressioni

della portata e della coppia di un motore oleidraulico, tutte linearizzate nellintorno di una condizione difunzionamento:

Qm = Kqxv+Kcpm

Tm = Tr +Jm

dm

dtQm = Dmpm

Tm = Dmm

Operando delle opportune sostituzioni tra queste equazioni ed effettuando la trasformata di Laplace si ottiene:

m=

KqDm

KcJm

Dm2

s+ 1

Xv

Kc

Dm2

KcJm

Dm2

s+ 1

Tr

Il sistema valvola-motore si comporta come un sistema del primo ordine tra gli ingressi e luscita con costantedi tempo:

m= KcJm

Dm2

Dallosservazione di queste equazioni e evidente limportanza, gia accennata in precedenza, dei coefficientidi valvola per definire il comportamento del sistema.



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Introducendo gli effetti della comprimibilita del fluido si ottiene, per il sistema in esame, una relazione delsecondo ordine:

m=

KqDm

1

n2 s

2

+

2n

n s+ 1

Xv

Kc

Dm2

1 +

1

2nns

1

n2 s

2

+

2n

n s+ 1

Tr

dove:

n =

4eDm

2

VtJm

e la pulsazione propria del sistema non smorzato e n = KcDm

eJm

Vte il coefficiente di

smorzamento adimensionale.


oleoidraulica 1

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