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  • 1. DISPENSE DEL CORSO DI OLEODINAMICA E PNEUMATICA
  • 2. Dispense di Oleodinamica INDICE Pag. 1 • INTRODUZIONE I FLUIDI PER L’OLEODINAMICA 1.1 Caratteristiche 1.2 Classificazione dei Fluidi idraulici 4 4 9 II LE POMPE 2.1 Generalità 2.2 Caratteristiche 2.3 Tipologie costruttive e principi di funzionamento 2.4 Regolatori 2.5 Accoppiamento Motore-Pompa 11 11 12 14 20 27 III I MOTORI IDRAULICI 3.1 Caratteristiche 3.2 Tipologie costruttive e principi di funzionamento 28 28 30 IV LE TRASMISSIONI IDROSTATICHE 33 V I CILINDRI 5.1 Generalità 5.2 Tipologie costruttive 5.3 Principi costruttivi 5.4 Sistemi di frenatura 5.5 Instabilità elastica dei cilindri 5.6 Servocilindri 5.7 Motori semirotativi 37 37 37 41 43 44 45 47 VI GLI ACCUMULATORI 6.1 Generalità 6.2 Dimensionamento 6.3 Le sospensioni idrauliche 6.4 Classiche applicazioni degli accumulatori 49 49 51 53 56 VII LE VALVOLE DI BLOCCAGGIO 7.1 Generalità 7.2 Valvole di bloccaggio 7.3 Valvole di non ritorno sbloccabili 59 59 59 61 VIII LE VALVOLE DISTRIBUTRICI 8.1 Generalità 8.2 Distributori a cassetto 8.3 Prestazioni di un distributore 8.4 Limite statico di prestazione 8.5 Limite dinamico di prestazione 8.6 Un distributore a centro aperto 8.7 Distributori a sede 63 63 63 65 66 68 72 75 IX LE VALVOLE DI CONTROLLO DELLA PRESSIONE 9.1 Generalità 9.2 Valvole limitatrici di pressione ad azione diretta 78 78 78 i
  • 3. Dispense di Oleodinamica 9.3 9.4 9.5 9.6 9.7 9.8 Equilibrio dinamico delle valvole limitatrici ad azione diretta Valvole limitatrici di pressione pilitate Equilibrio dinamico delle vlvole limitatrici di pressione pilitate Valvole di inserzione Valvole di esclusione Valvole riduttrici di pressione 80 84 86 88 88 90 X LE VALVOLE DI CONTROLLO DELLA PORTATA 92 XI LE VALVOLE A CARTUCCIA 95 XII DISPOSITIVI DI COLLEGAMENTO 100 XIII I FILTRI 111 XIV L’OLEODINAMICA NELLA MACCHINA MOBILE 114 XV L’OLEOIDINAMICA PROPORZIONALE 125 APPENDICE A: SEGNI GRAFICI (Norme UNI ISO 6861) 136 APPENDICE B: UNITÀ DI MISURA 156 ii
  • 4. Dispense di Oleodinamica INTRODUZIONE In un impianto oleodinamico, l’energia meccanica viene inizialmente convertita in energia idraulica. Questa poi viene trasferita, controllata o regolata e inviata ad uno o più utilizzatori che la riconvertono in energia meccanica. Un impianto oleodinamico è caratterizzato da diversi parti che si occupano ciascuno di una particolare funzione : • Conversione dell’energia: sul primario, mediante pompe si ha la conversione di energia meccanica in energia idraulica, mentre sul secondario, mediante attuatori avviene il passaggio inverso; • Controllo dell’energia: agendo sui parametri di portata e pressione, grazie a valvole di comando e regolazione, pompe a cilindrata variabile, si riesce a controllare la potenza trasmessa; • Trasporto dell’energia: tubi flessibili e rigidi e canali, permettono il trasporto dell’energia o anche solo della pressione; • Trattamento dei fluidi: componenti come serbatoi, filtri, scambiatori di calore, dispositivi di misura e controllo, permettono il trattamento e l’accumulo del fluido. Il diagramma a blocchi sotto riportato rappresenta uno schema del tutto generale che riassume il funzionamento di un impianto oleodinamico: partendo da energia di tipo termico o elettrico tramite un motore primo è possibile azionare una pompa che genera energia idraulica. Detta energia, dopo essere stata controllata attraverso circuiti più o meno complessi contenenti valvole di comando e di regolazione, viene utilizzata in un cilindro, o motore oleodinamico, e riconvertita in energia meccanica necessaria per azionare l’utilizzatore. I vantaggi di un impianto oleodinamico sono molteplici : 1
  • 5. Dispense di Oleodinamica • Trasmissione di grandi forze o coppie, con piccoli ingombri; • Possibilità di partenze a pieno carico; • Variazione continua e facile dei parametri del moto : • Facilità di protezione contro i sovraccarichi; • Possibilità di eseguire e di controllare cicli di movimento rapidi o anche estremamente lenti; • Possibilità di accumulare energia in un gas compresso; • Facilità di centralizzare il generatore Per quanto riguarda il primo aspetto, “ingombri contenuti”, si fa notare che un cilindro Φ 40 soggetto ad una pressione di 250 bar (pressione che potremmo definire media per applicazioni oleodinamiche) sviluppa una forza di: F= πd2 4 p= 3.14 ⋅ 0.04 2 2 N m 250 ⋅10 5 2 = 31400 N 4 m Un motore idraulico avente una cilindrata di 50 cm3, che gira a 3000 giri/min e riceve olio alla pressione di 300 bar presenta i seguenti valori di coppia e potenza utile erogate: VM ∆p 50 ⋅ 10 −6 300 ⋅ 10 5 C =η mη y ≅0.91 Nm=217 Nm 2π 2 ⋅ 3.14 2π 3000 Pu =Cω =217 w=68.25Kw 60 Come si può notare nel campo dei motori termici per avere le stesse potenze ci vogliono cilindrate molto più elevate e conseguentemente ingombri molto maggiori. La possibilità di partenza a pieno carico è legata alla facilità di ridurre la coppia resistente utilizzando componenti (di solito valvole) che sono già presenti nell’impianto per svolgere altre funzioni, ciò permette di evitare l’uso di frizioni. Variando le cilindrate e le portate è possibile regolare in modo continuo i parametri, velocità e velocità angolare, all’utilizzatore; cosa che non è possibile fare per i sistemi meccanici ed, almeno in passato, era anche praticamente impossibile per i sistemi elettrici. Attualmente, mediante convertitori di frequenza, è fattibile anche con sistemi elettricielettronici, ma l’analisi dei costi dimostra che i sistemi oleodinamici sono da preferire. Estremamente importante è la possibilità di proteggere gli impianti oleodinamici dai sovraccarichi, bastano una o più valvole di sovrapressione per assicurare che le pressioni, e quindi le sollecitazioni, siano al di sotto dei limiti di pericolo. Questo requisito non trova 2
  • 6. Dispense di Oleodinamica corrispondenza negli altri settori e rende quasi indispensabile l’uso di sistemi oleodinamici ogni qual volta si prevedono forti oscillazioni del carico e quindi sovraccarichi. Tenuto conto della scarsa comprimibilità dell’olio, è facile intuire la rapidità di risposta di un sistema oleodinamico a qualsiasi comando e ciò permette di eseguire e controllare cicli di movimenti che si susseguono in rapida successione. Sotto questo aspetto, notevoli sono le sinergie con la microelettronica, tanto che, attualmente, i componenti oleodinamici sono costituiti sempre più da sistemi integrati nei quali sono presenti, oltre agli attuatori e alle valvole di regolazione, anche gli amplificatori di segnale, i sensori per la trasduzione delle grandezze fisiche manipolate e l’elettronica di regolazione. D’altra parte, rispetto a sistemi puramente elettrici-elettronici, l’oleodinamica è in grado anche di controllare movimenti estremamente lenti, per i quali i primi mostrano delle difficoltà. L’uso di un accumulatore idraulico permette di immagazzinare energia sotto forma di energia di pressione; energia che può essere utilizzata o negli istanti in cui si devono fronteggiare picchi di potenza richiesta o per completare delle operazione in caso di avaria (per es. frenare e riportare al piano un ascensore, permettere ai passeggeri di scendere da una funivia, ecc.). E’ ben noto come l’handicap principale dei sistemi elettrici sia costituito dall’impossibilità di accumulare energia, pertanto nelle realizzazione di sistemi di sicurezza l’oleodinamica non ha rivali e l’affidabilità di tali sistemi può essere ritenuta quasi assoluta. Per quanto attiene alla facilità di centralizzare il generatore di energia e distribuire le utenze, basta tener presente che generatore ed utenze possono essere facilmente collegati fra loro tramite tubi rigidi o flessibili e valvole distributrici; quindi non vi sono vincoli sulla posizione relativa né sul numero di utenze o di generatori. 3
  • 7. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO I FLUIDI PER L’OLEODINAMICA 1.1 CARATTERISTICHE Negli impianti oleodinamici, in linea teorica, si potrebbe utilizzare un tipo qualsiasi di fluido, in quanto tutti seguono la legge di Pascal. Tuttavia, grazie al buon potere lubrificante e alla elevata protezione contro la corrosione si è affermato come fluido, l’olio minerale. Gli oli minerali sono stati e vengono ulteriormente migliorati con speciali sostanze chiamate additivi. Il principale svantaggio degli oli minerali è quello di essere infiammabili, motivi per il quale, in prossimità di fiamme, metalli fusi o zone a temperature elevate devono essere impiegati fluidi alternativi del tipo difficilmente infiammabile. Viscosità: La viscosità dei fluidi idraulici è la misura della resistenza allo scorrimento, ossia della resistenza opposta dalle particelle di fluido al reciproco scorrimento. Si è affermata l’indicazione della viscosità cinematica che ha come unità di misura il centistoke (1 cSt = 1 mm2/s). La viscosità del fluido si deve trovare all’interno di un range di buon funzionamento. Infatti una viscosità troppo alta comporta elevate perdite di carico e un conseguente eccessivo riscaldamento. Invece, una viscosità troppo bassa comporta eccessivi trafilamenti, aumenti di usura ed anche un eccessivo riscaldamento del fluido. La viscosità diminuisce all’aumentare della temperatura, quindi durante il funzionamento dell’impianto occorre garantire che l’olio abbia la propria temperatura all’interno di un certo range. Esiste inoltre una notevole differenza nella dipendenza della viscosità dalla temperatura per diversi tipi di olio. Questa dipendenza può essere caratterizzata dall’indice di viscosità, che dipende esclusivamente dal tipo di greggio di origine, dai metodi di raffinazione e dalla presenza di additivi. Tanto maggiore è l’indice di viscosità, tanto minore è la dipendenza della viscosità dalla temperatura. Oltre alla variazione con la temperatura, occorre tenere presente anche della variazione con la pressione, che può essere trascurata fino a pressioni di circa 200 bar, ma che per esempio a 400 bar comporta un raddoppio del valore della viscosità. 4
  • 8. Dispense di Oleodinamica Potere lubrificante, protezione dall’usura: Il fluido utilizzato deve essere in grado di bagnare tutte le parti mobili con una pellicola lubrificante continua. La conseguenza della rottura di questa pellicola, causata da alte pressioni, insufficienza di alimentazione, scarsa viscosità e altro ancora, è il grippaggio e per questo, si consideri che il gioco di accoppiamento tra cursore e alloggiamento di un distributore può essere di soli 8-10 micron. Oltre al grippaggio esistono tre tipi di usura : • Da abrasione che si verifica tra parti in reciproco scorrimento, in caso di inquinamento del fluido, dovuto a mancanza o insufficienza di filtrazione dagli inquinanti solidi; • Da fatica che nasce dal fenomeno della cavitazione, che può alterare la struttura chimico-fisica dei componenti; • Da corrosione che nasce da lunghi periodi di fermata dell’impianto e dall’impiego di fluidi non idonei. L’umidità può ossidare le superfici di scorrimento con un ulteriore 5
  • 9. Dispense di Oleodinamica aumento dell’usura. Compatibilità con i materiali: Il fluido deve essere compatibile con tutti i materiali che costituiscono l’impianto, comprese guarnizioni, cuscinetti e vernici. L’umidità può avere l’effetto di ossidare le superfici di scorrimento, contribuendo così all’aumento dell’usura. Resistenza alla sollecitazioni termiche: Durante il funzionamento dell’impianto oleodinamico, il fluido si riscalda, mentre nei periodi di ferma subisce un raffreddamento. Il ripetersi di questo ciclo termico ha conseguenze negative per la vita utile del fluido, per questo motivo in molti impianti oleodinamici si mantiene costante la temperatura del fluido per mezzo di scambiatori di calore. In questo modo si riesce ad ottenere un valore sensibilmente costante della temperatura e quindi anche della viscosità con una conseguente maggiore durata del fluido. Bassa comprimibilità: La comprimibilità di un fluido è la variazione di volume per effetto della pressione. Se l’olio è esente da bolle d’aria al suo interno, il suo volume, a seguito di un aumento della pressione di 100 bar, subisce una riduzione dello 0.7%. Fino a 150 bar la comprimibilità può essere trascurata, mentre per valori superiori, soprattutto in presenza di grosse portate, essa può compromettere la funzionalità del sistema. Inoltre, occorre considerare che la presenza di aria nel circuito, rende l’olio più comprimibile già alle basse pressioni e può provocare disturbi come rumori, vibrazioni, movimenti irregolari. Dilatazione termica: Se alla pressione atmosferica l’olio viene riscaldato aumenta il suo volume, per cui in impianti in cui il volume dell’olio è molto elevato, bisogna tenere conto della temperatura di esercizio. Il coefficiente di dilatazione termica dell’olio minerale è pari allo 0.7% per ogni 10°C di aumento della temperatura. Demulsività: La presenza di acqua nei circuiti oleodinamici è dovuta alle seguenti cause : 6
  • 10. Dispense di Oleodinamica • Condensazione dell’umidità atmosferica sulle pareti interne del serbatoio durante i periodi di fermata dell’impianto; • Perdite delle serpentine degli scambiatori di calore ad acqua, eventualmente installati per refrigerare l’olio. L’acqua imprigionata nell’olio ne riduce le proprietà lubrificanti e favorisce l’arrugginirsi dei componenti, inoltre il contatto dell’olio con l’ossigeno presente nell’aria favorisce un aumento dell’ossidazione. Per ovviare a questi inconvenienti, occorre che l’olio possegga l’attitudine a separarsi completamente dall’acqua e che la demulsività sia assicurata dalle caratteristiche chimiche del fluido. Potere anti-schiuma: Le bollicine d’aria risalenti sulla superficie dell’olio possono formare schiuma nel serbatoio. Questo inconveniente può essere ridotto con una appropriata disposizione delle tubazioni di ritorno e con l’installazione di setti separatori all’interno del serbatoio, per calmare il movimento dell’olio di ritorno. La presenza nell’olio di inquinanti e di acqua di condensa, favorisce sempre la formazione di schiuma, anche se negli oli minerali si introducono additivi chimici con lo scopo di ovviare a questa formazione. Potere antiossidante: Il potere antiossidante degli oli minerali è ottenuto grazie ad additivi chimici, i quali creano sulle superfici metalliche una pellicola idrofuga che è in grado di neutralizzare i prodotti corrosivi di dissociazione dovuto all’invecchiamento dell’olio. In caso di immagazzinamento prolungato dei componenti occorre adottare opportuni accorgimenti per evitare la corrosione, come per esempio immettendo olio conservante. Potere antilacca: Durante lunghi periodi di fermata, in esercizio, durante le fasi di riscaldamento e di raffreddamento, o anche a causa dell’invecchiamento, il fluido non deve produrre sostanze incollanti (lacche) in grado di bloccare le parti mobili dei componenti. Filtrabilità: Durante l’esercizio il fluido viene continuamente filtrato sulla mandata o sul ritorno, o in entrambe le zone, al fine di asportarne gli elementi inquinanti generati per abrasione. 7
  • 11. Dispense di Oleodinamica In base al tipo di fluido ed alla sua viscosità, si scelgono le dimensioni del filtro e il materiale della cartuccia filtrante. A parità di altre condizioni, l’aumento della viscosità determina una maggiore caduta di pressione o ∆p attraverso il filtro e quindi richiede un filtro di maggiori dimensioni. In presenza di fluidi aggressivi il corpo e la cartuccia devono essere costituiti da materiale speciale. Resistenza all’accensione e incombustibilità: Gli impianti oleodinamici vengono impiegati anche su linee per la lavorazione a caldo o ad incandescenza, in stabilimenti dove si opera con fiamme libere o comunque a temperature molto elevate. Al fine di prevenire i pericoli derivanti da possibili rotture di tubazione e conseguente perdita di fluido, in queste condizioni, si ricorre a fluidi speciali ad alto punto di accensione, di difficile infiammabilità. Si definisce punto di fiamma del fluido (fire point) la temperatura alla quale il fluido si incendia a contatto con una fiamma libera. Si definisce punto di fiamma dei vapori (flash point) la temperatura alla quale una sufficiente quantità di fluido è evaporata in modo da formare con l’aria una miscela combustibile che si incendia a contatto con una fiamma libera. FLUIDO FIRE POINT (°C) FLASH POINT (°C) AUTOIGNIZIONE Olio minerale 115 105 245 Fosfato estere 330 310 610 Idrocarburo clorurato 400 380 650 Poliglicol 265 230 390 Estere polifenilico 350 290 590 Silicato estere 220 185 375 Silicone 335 285 480 Tossicità: Il contatto prolungato con alcuni fluidi sintetici e talvolta anche con oli minerali, può provocare irritazioni e malattie della pelle. La soluzione acqua-glicol non comporta normalmente problemi da questo punto di vista, né sono dannose le emulsioni acqua in olio, poiché gli emulsionanti impiegati generalmente non attaccano i grassi naturali della pelle. 8
  • 12. Dispense di Oleodinamica I vapori dei fluidi sintetici, in particolare dei tipi clorurati, sono notevolmente tossici e quindi occorre evitare che l’operatore possa aspirarli. D’altra parte, la presenza di tali vapori in concentrazioni pericolose è molto poco probabile e può verificarsi solo se accidentalmente il fluido viene a contatto con superfici molto calde o con fiamme. In questo caso, il fluido si decompone sviluppando una notevole quantità di fumo denso e biancastro. Tale fumo è particolarmente irritante per l’apparato respiratorio e provoca violente nausee pur non provocando fenomeni di irritazione. Rispetto per l’ambiente: Un fluido, per essere ecologico, deve essere : • Biodegradabile; • Facile da smaltire; • Atossico per i pesci; • Non inquinante per l’acqua; • Non inquinante per i generi alimentari; • Non inquinante per le coltivazioni; • Non irritante per la pelle e le mucose; • Inodore. 1.2 CLASSIFICAZIONE DEI FLUIDI IDRAULICI Liquidi a base acquosa: Data la loro composizione possono essere usati solo quando la temperatura dell’impianto rimane compresa nell’intervallo +10 e +60 °C. Occorre inoltre tenere sotto controllo l’installazione per reintegrare le perdite d’acqua dovute ad evaporazione. Le proprietà antifiamma di questi liquidi sono dovute alla presenza dell’acqua. Emulsioni olio-in-acqua: Contengono dal 5% al 12% di olio. Presentano una viscosità piuttosto stabile nei confronti della temperatura e crescente con la percentuale di olio. La presenza dell’olio migliora le proprietà lubrificanti. Con l’ausilio di additivi queste emulsioni, che si usano soprattutto nelle trasmissioni idrostatiche anticorrosione. 9 ad acqua, offrono buona protezione
  • 13. Dispense di Oleodinamica Emulsioni acqua-in-olio: Contengono dal 40% al 60% di olio e hanno un potere lubrificante molto migliore delle precedenti. Al contrario di queste hanno una viscosità che cala al crescere della percentuale di olio. La costanza della viscosità rispetto alla temperatura è migliore di quella dell’olio. Queste emulsioni si possono usare in impianti oleodinamici alimentati da pompe ad ingranaggi o a palette con pressioni massime fino a 120 bar. Soluzioni acque-glicole: L’acqua è presente nella misura del 35-60%, la viscosità cala all’aumentare della presenza di acqua ed è abbastanza stabile rispetto alla temperatura, mentre il potere lubrificante è paragonabile a quello dell’olio. Al contrario delle emulsioni olio-in-acqua e acqua-in-olio che non hanno un’azione aggressiva sulle guarnizioni e sulle comuni vernici, le soluzioni acqua-glicole attaccano le superfici cadmiate e zincate e hanno una debole azione solvente su alcune materie plastiche e sulla gomma. Esteri fosforici: Presentano un elevatissimo punto di fiamma, hanno un buon potere lubrificante, purtroppo hanno scarsa stabilità termica e la loro viscosità varia sensibilmente con la temperatura. La protezione anticorrosione è discreta e viene migliorata con appositi additivi. Gli esteri fosforici aggrediscono molte vernici e guarnizioni comuni. Siliconi Sono composti chimici a molecole lunghe, costituite da silicio, ossigeno e radicali liberi. Hanno notevole stabilità della viscosità, ottima stabilità chimica al freddo e all’ossidazione e non presentano azioni aggressive. In cambio non offrono una efficace protezione anticorrosione perché bagnano scarsamente le pareti con cui vengono a contatto. Ammettendo valore unitario per l’olio minerale, qui di seguito sono indicati i costi dei vari fluidi elencati: • Olio idraulico minerale 1 • Emulsioni acqua in olio 1.2-1.5 • Poliglicole 2-4 • Estere fosforico 3-4 • Oli siliconici 15-20 • Emulsioni olio in acqua 0.3-0.5 10
  • 14. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO II LE POMPE 2.1 GENERILITÀ Si definisce pompa un organo in grado di operare la conversione di energia meccanica, prelevata da un motore primo, in energia idraulica (essenzialmente di pressione) del liquido pompato. È opportuno precisare subito che una pompa volumetrica, di qualunque tipo essa sia, eroga semplicemente una portata che può essere considerata circa costante, mentre il livello di pressione alla mandata non dipende dalla pompa ma soltanto dal circuito a valle della stessa. La pressione nasce nel circuito solamente quando il flusso del fluido incontra delle resistenze (perdite di carico, forze o coppie da vincere). Se una pompa alimenta, ad esempio, un motore idraulico e se all’albero di uscita del motore idraulico non è applicata nessuna coppia resistente, il motore gira con velocità corrispondente alla portata di alimentazione e in ogni punto del circuito la pressione è pari esclusivamente alla somma delle perdite di carico che si creano nella tubazione che collega lo stesso allo scarico nel serbatoio e della pressione necessaria per produrre la coppia sufficiente a far girare a vuoto il motore. Gli impianti oleodinamici sono generalmente tali da richiedere contemporaneamente elevati valori di pressione, necessari per vincere il carico resistente applicato agli attuatori e portate ben definite, necessarie per controllare la velocità degli attuatori e realizzare sequenze sincronizzate di operazioni. Per questo, una pompa deve essere in grado di assicurare : • Possibilità di funzionamento a pressioni elevate; • Portata erogata sensibilmente costante al variare della pressione di mandata; • Eventuale possibilità di modificare agevolmente la portata in funzione delle condizioni operative dell’impianto. Inoltre deve soddisfare una serie di requisiti che dipendono essenzialmente dai seguenti fattori : • Fluido impiegato; • Campo di pressione richiesto; • Campo di velocità di rotazione; • Temperatura minima e massima di esercizio; 11
  • 15. Dispense di Oleodinamica • Viscosità minima e massima di esercizio; • Durata richiesta della pompa; • Rumorosità massima ammessa; • Semplicità di manutenzione; • Eventuali limiti di prezzo. L’elevato numero di requisiti richiesti, dimostra come non tutte le pompe possano soddisfarli in maniera ideale e sostanziale, ed è per questo motivo che le pompe in commercio sono realizzate secondo criteri costruttivi molto diversi. Tutte le pompe che qui di seguito verranno presentate, hanno una caratteristica in comune, ossia sono tutte pompe volumetriche. Questo vuol dire che durante il funzionamento, all’interno della pompa si creano dei vani o camere a tenuta, delimitati da elementi costruttivi, in cui il liquido viene trasportato dall’ingresso (attacco di aspirazione) all’uscita (attacco di mandata) variandone il livello di pressione. Principio Tipo di pompa Esecuzione Cilindrata Ad ingranaggi Ingranaggi interni Costante Ingranaggi esterni Costante Capsulismi interni Costante A vite Costante Camera semplice Costante/variabile Camera doppia Costante Pista esterna Costante/variabile Pista interna Costante/variabile Piastra inclinata Costante/variabile Asse inclinato Costante/variabile volumetrico Ingranaggi A coclea Palette Pistoni A palette Pistoni radiali Pistoni assiali 2.2 CARATTERISTICHE Cilindrata Con il termine cilindrata di una pompa si indica il volume teorico di liquido spostato (aspirato ed espulso) in una rotazione completa dell’albero motore. Si parla di volume teorico, perché la cilindrata è un volume geometrico e quindi, a causa dei trafilamenti 12
  • 16. Dispense di Oleodinamica interni, non corrisponde esattamente alla portata erogata dalla pompa nelle condizioni di esercizio. Rendimento volumetrico e portata: La portata effettivamente erogata da una pompa volumetrica è proporzionale al prodotto della cilindrata per la velocità di rotazione, corretta con un coefficiente adimensionale detto rendimento volumetrico : Q = η v V n (m3/s) dove : • V = cilindrata della pompa (m3); • n = velocità di rotazione della pompa (giri/s); • ηv = rendimento volumetrico. Il rendimento volumetrico, definito come il rapporto tra la portata realmente mandata e quella teorica, dipende dai seguenti fattori : • difetto di riempimento delle camere pompanti; • trafilamenti dalle camere ad alta pressione a quelle a bassa pressione; • perdite per comprimibilità del fluido. E’ da notare che i trafilamenti, pur essendo una perdita dal punto di vista energetico, molto spesso, andando a finire nel corpo pompa, svolgono una funzione essenziale, quella di lubrificare le parti in movimento relativo e di refrigerare l’intera pompa asportando il calore generato per le inevitabili perdite. Rendimento globale e potenza Il ciclo ideale delle pompe volumetriche è p un rettangolo avente per base la cilindrata della pompa e per altezza il salto di pressione pm D C che si verifica fra l’aspirazione e la mandata: ad una fase di aspirazione del fluido (AB) a pressione pa segue un brusco innalzamento di pressione (BC) quando il fluido viene in pa A Vp B contatto con l’ambiente di mandata a pressione pm; successivamente si ha la mandata del V fluido a pressione costante (CD), seguito da un brusco crollo di pressione (DA) quando il volume ritorna in comunicazione con l’ambiente di aspirazione. 13
  • 17. Dispense di Oleodinamica Nel ciclo reale si hanno una serie di perdite che vanno ad incrementare l’area del ciclo e quindi la potenza interna richiesta dalla macchina. Si introduce quindi un rendimento idraulico della pompa ηy pari al rapporto tra l’area del ciclo di lavoro ideale e quella del ciclo reale; pertanto si ha: Lc = V ( pm − p a ) Pi = Lc ⋅ n = ; ηy V ( pm − p a ) n ηy Inoltre, a causa delle perdite di tipo meccanico, la potenza assorbita dalla pompa è superiore alla potenza interna: si introduce, a tal fine, il rendimento meccanico ηm pari al rapporto tra la potenza interna e quella assorbita. Tenendo conto delle suddette perdite, la potenza assorbita dalla pompa è esprimibile mediante le seguenti espressioni: Pass = Pi ηm = V ( pm − p a ) n η y ηm = Q ( pm − p a ) ηv η y ηm = Q ( pm − p a ) ηP dalle quali si evidenzia che la potenza idraulica fornita al fluido è esprimibile anche come prodotto della portata volumetrica per il salto di pressione. Il rendimento globale della pompa ηP, che appare nella espressione precedente, è definito come il rapporto tra la potenza idraulica conferita al fluido dalla pompa e la potenza meccanica assorbita attraverso l’albero motore ed è esprimibile come prodotto dei rendimenti volumetrico, idraulico e meccanico prima introdotti. Infine, per varie applicazioni, riveste notevole importanza l’espressione della coppia assorbita dalla pompa: C = Pass ϖ = Pass 2π n = V ( pm − p a ) 2 π ηm ηy 2.3 TIPOLOGIE COSTRUTTIVE E PRINCIPI DI FUNZIONAMENTO Pompe ad ingranaggi esterni Le pompe ad ingranaggi esterni sono molto utilizzate soprattutto nell’oleodinamica per macchine mobili grazie alle seguenti caratteristiche : • Pressione relativamente alta con peso contenuto; • Prezzo relativamente basso; • Ampia gamma di velocità di rotazione; • Ampio campo di viscosità ammesse. In questo tipo di pompa i vani di trasporto del fluido sono delimitati dai fianchi dei denti, dalla superficie interna del corpo pompa e dalle superfici frontali delle bronzine. 14
  • 18. Dispense di Oleodinamica All’avviamento della pompa, nei vani viene trasportata, dall’attacco di aspirazione a quello di mandata, solo l’aria presente nelle tubazioni dall’aspirazione al serbatoio. Ciò provoca una depressione che aumenta fino a richiamare il fluido dal serbatoio alla pompa e quindi ad instaurare la condizione di corretto funzionamento della pompa. Affinché il funzionamento della pompa sia corretto, è necessario che i vani siano a tenuta pressoché perfetta, in modo da garantire un trasporto del fluido senza perdite rilevanti. Le pompe ad ingranaggi esterni hanno cilindrate comprese tra 0.2 e 200 cm3, con una pressione massima di esercizio di circa 300 bar e una velocità di rotazione compresa fra i 500 e i 6000 RPM. Il loro handicap è costituito da una elevata rumorosità. Pompe ad ingranaggi interni La caratteristica più rilevante delle pompe ad ingranaggi interni è la bassa rumorosità. Esse trovano perciò impiego principalmente nell'oleodinamica industriale (presse, macchine per materie plastiche, macchine utensili ecc.) e su veicoli operanti in ambienti chiusi (carrelli elevatori elettrici ecc.). Con riferimento alla figura riportata accanto, mettendo in rotazione il rotore dentato accoppiato al motore di azionamento il volume fra i fianchi dei denti aumenta e la pompa aspira. L'aumento di volume interessa un angolo di rotazione di circa 120°, per cui il vano si riempie in un tempo relativamente lungo. Grazie a ciò il funzionamento della pompa è eccezionalmente regolare e si realizza un'ottima aspirazione. Nella zona delimitata dall'elemento di riempimento a forma di falce il fluido viene 15
  • 19. Dispense di Oleodinamica trasportato senza variazione di volume. Al termine di questa zona si trova l'attacco di mandata, dal quale il fluido fuoriesce per immettersi nell'impianto. La particolare forma della dentatura ha un effetto positivo sul funzionamento, dato che fra il rotore dentato e la ruota cava - a differenza di quanto accade nelle pompe ad ingranaggi esterni - non esiste praticamente un volume morto di ingranamento, che tenderebbe a provocare pulsazioni di pressione. Pertanto le pompe ad ingranaggi interni del tipo rappresentato sono pressoché esenti da pulsazioni e quindi particolarmente silenziose. Pompe a viti Le pompe a viti, così come le pompe ad ingranaggi interni, presentano una notevole silenziosità di funzionamento. All’interno del corpo della pompa sono incorporati 2 o 3 alberi muniti di elicoide (vite). L’albero ad elica destra, viene accoppiato al motore dal quale riceve la coppia e trasmette il movimento rotatorio all’altro albero, munito di elica sinistra. Tra le elica degli alberi si crea un vano che, per effetto della rotazione degli alberi, trasla senza variazione di volume, dall’attacco di aspirazione a quello di mandata. Questo tipo di pompa presenta una portata uniforme e quasi priva di pulsazione e il funzionamento è molto regolare. La cilindrata varia da 15 a 3500 cm3; la pressione massima di esercizio si attesta sui 200 bar e la velocità di rotazione va dai 1000 ai 3500 RPM. Pompe a palette Nella versione più semplice, una pompa a palette è costituita da : • Un rotore cilindrico, calettato sull’albero motore, che riporta delle cave radiali, nelle quali sono alloggiate con precisione delle palette a sezione rettangolare e che hanno la possibilità di scorrere all’interno delle cave; • Un anello fisso o statore, eccentrico rispetto al rotore, anch’esso a sezione circolare e sistemato all’interno del corpo della pompa. 16
  • 20. Dispense di Oleodinamica Il posizionamento del rotore all’interno dello statore e la tenuta assiale sono assicurati da due piastre di riscontro frontali. I volumi sono quindi delimitati : • In senso radiale, dalla superficie esterna del rotore e da quella interna dello statore; • In senso assiale, dalle piastre frontali; • In senso circonferenziale, da due palette consecutive scagliate verso l’esterno per effetto della forza centrifuga. Dal punto a minor distanza tra le due circonferenze, procedendo in senso orario si ha dapprima un progressivo aumento del volume delle camere, per poi subire una diminuzione progressiva. I volumi crescenti e decrescenti sono collegati rispettivamente con l’aspirazione e la mandata. Le pompe a palette a camera semplice hanno una cilindrata compresa tra 5 e 100 cm3, una pressione di esercizio massima di 100 bar e una velocità di rotazione compresa tra 1000 e 2000 RPM. Pompe a pistoni radiali Le pompe a pistoni radiali si impiegano nell’oleodinamica ad alta pressione (oltre i 400 bar), in quanto solo questo tipo di pompe è in grado di funzionare anche in esercizio continuo a pressioni così elevate (ad esempio per le presse atte alla lavorazione di materie plastiche). Normalmente si impiegano due tipi di pompe a pistoni radiali: • con blocco cilindri eccentrico • con albero eccentrico Una pompa a pistoni radiali con blocco cilindri eccentrico è costituita da : • Un rotore contenente una stella di cilindri, in numero dispari in modo da garantire una migliore regolarità della portata, trascinato in rotazione dall’albero motore; • Un distributore fisso coassiale al rotore; • Un anello di reazione, esterno al rotore ed eccentrico rispetto ad esso, al quale sono ancorati mediante nodi sferici e pattini le estremità dei pistoni (piedi di biella). Durante la sua rotazione, il rotore si trascina i pistoni che, per effetto dell’eccentricità tra rotore e pista esterna, spazzano un volume variabile. Nelle pompe a pistoni radiali con albero eccentrico, l’albero rotante eccentrico genera 17
  • 21. Dispense di Oleodinamica movimenti radiali dei pistoni inseriti nel corpo esterno fisso. In entrambi i casi la cilindrata è esprimibile con la seguente formula: V = π d k2 4 ⋅ 2 e ⋅z con z = numero di pistoni e = eccentricità Le pompe a pistoni radiali vengono generalmente progettate con un numero di pompanti dispari, poiché un numero di pompanti pari - anche se maggiore - presenta una pulsazione di portata superiore. Le pompe a pistoni radiali hanno cilindrate comprese tra 1 e 100 cm3, pressioni di esercizio massime fino a 1600 bar (pompa del Common Rail), e velocità di rotazione nel campo 1000-3000 RPM. Pompe a pistoni assiali In questo tipo di macchina il movimento rotatorio dell’albero si trasforma in un moto oscillatorio dei pistoncini (pompanti) nella direzione parallela a quella dell’asse di 18
  • 22. Dispense di Oleodinamica rotazione. Queste pompe, che solitamente sono reversibili, cioè possono funzionare anche da motore, trovano notevole diffusione a causa delle elevate pressioni raggiungibili, della facilità di regolazione, delle elevate velocità di rotazione e delle buone proprietà in fatto di durata e rumorosità. Normalmente si impiegano due tipi di pompe a pistoni assiali: • a piastra inclinata • ad asse inclinato Il blocco cilindri dell’unità a piastra inclinata è un dispositivo volumetrico i cui pistoni sono disposti assialmente rispetto all’albero motore e appoggiano contro una piastra inclinata. Mettendo in rotazione l’albero il blocco cilindri viene trascinato dall’accoppiamento scanalato. I pistoni eseguono una corsa di andata e ritorno, la cui entità è proporzionale all'angolo d'inclinazione della piastra. L' unità a pistoni assiali a blocco cilindri inclinato (detta anche ad asse inclinato) è una macchina volumetrica i cui pistoni, insieme al blocco cilindri in cui scorrono, sono montati in posizione inclinata rispetto all'asse dell’albero. Mettendo in rotazione l'albero il blocco cilindri è trascinato in rotazione, senza interposizione di giunto cardanico, direttamente dai pistoni a testa snodata. Ad ogni giro completo dell'albero i pistoni compiono nei rispettivi alloggiamenti ricavati nel blocco una corsa di andata e ritorno, la cui entità è proporzionale all'angolo d'inclinazione. 19
  • 23. Dispense di Oleodinamica 2.4 Regolatori La funzione di un regolatore è quella di intervenire automaticamente sulla cilindrata della pompa, in modo da mantenere la grandezza da esso controllata uguale a quella di riferimento. Più precisamente, parlando di regolatori ci si riferisce al controllo di grandezze interne del circuito quali pressione del fluido e potenza idraulica della pompa, diversamente da altri dispositivi, che, ad esempio, intervengono sulla cilindrata in modo da variare opportunamente la velocità di un attuatore. Pompe con regolatore diretto Nella figura su riportata è rappresentata una pompa a palette a cilindrata variabile che sfrutta le sue caratteristiche intrinseche per realizzare un regolatore di pressione: l’anello statorico è libero di muoversi, se l’anello statorico si centrasse perfettamente con il rotore si avrebbe una pompa a cilindrata nulla, quando lo stesso è completamente spostato a sinistra si è in corrispondenza della cilindrata massima. Lo spostamento dell’anello statorico è contrastato dalla molla presente sulla destra che tende a mantenere le condizioni di cilindrata massima. Come indicato nella figura, le pressioni del fluido, presente nelle varie camere della pompa, agendo sull’anello statorico danno origine ad una forza risultante non nulla: la componente verticale è facilmente spiegabile perché nella 20
  • 24. Dispense di Oleodinamica parte superiore regnano pressioni più vicine alla pressione di mandata, più difficile da spiegare è la componente orizzontale, infatti la pompa non dimostra una evidente dissimmetria fra la parte destra e quella sinistra. Ciò nonostante i rilievi sperimentali dimostrano l’esistenza di una componente orizzontale rivolta verso destra che, come può essere facilmente intuito, è proporzionale alla pressione di mandata; si può utilizzare questa componente per regolare la cilindrata: quando la pressione di mandata supera quella di taratura, la forza idraulica supera quella elastica della molla ed è in grado di centrare lo statore e di ridurre la cilindrata. Completano la pompa la vite sulla destra che è in grado di variare la precompressione della molla e la, corrispondente, forza elastica che determina la pressione di taratura, la vite sulla sinistra serve per regolare la cilindrata massima, ed, infine, la vite verticale serve per equilibrare la componente verticale della forza agente sull’anello statorico e, creando delle dissimmetrie, riduce la rumorosità. É da sottolineare che se il sistema fosse perfetto dovrebbe essere in grado di mantenere costante la pressione di mandata; nella realtà, man mano che l’anello statorico si auto-centra varia la compressione della molla e, conseguentemente la pressione di mandata, ma nell’ipotesi, sempre valida in queste applicazioni, che lo spostamento dell’anello statorico sia piccolo rispetto alla precompressione della molla, la forza elastica varia poco e la pressione di mandata della pompa è circa costante. Pompe con regolatore pilotato Nel caso più generale è possibile utilizzare un apposito regolatore per controllare la cilindrata ed in questo caso è possibile realizzare più funzioni in base al regolatore adottato. Lo schema generale di un siffatto regolatore è rappresentato nella figura precedente: sull’attuatore che controlla la cilindrata (nella figura riportata si è fatto 21
  • 25. Dispense di Oleodinamica riferimento sempre ad una pompa a palette con anello statorico mobile, ma potrebbe essere una pompa assiale a piatto inclinato o qualsiasi altra pompa a cilindrata variabile) agisce la pressione di mandata della pompa che sfrutta una superficie utile minore ed è contrastata dalla forza di una molla e dalla pressione prelevata a valle del regolatore che agisce su di una superficie superiore. Scegliendo opportunamente le superfici utili e la caduta di pressione determinata dal regolatore è possibile far si che il sistema realizzato sia in grado di variare la cilindrata secondo una ben definita legge di controllo. Le applicazioni più frequenti sono quelle in cui il regolatore controlla la pressione di mandata, la portata o la potenza assorbita dalla pompa, casi che saranno analizzati più in dettaglio qui di seguito. Regolatore a pressione costante Nella figura su riportata si può meglio apprezzare come vengono realizzati i regolatori, in questo caso un regolatore di pressione. Il regolatore riportato in figura comprende il corpo (2), il pistone di regolazione (1), la molla (3) e la vite di taratura (4). Attraverso canali interni alla pompa il fluido raggiunge il pistone di regolazione, dotato di un foro longitudinale, due fori trasversali ed un ugello per limitare la portata. Attraverso il foro longitudinale ed i fori trasversali del pistone (1) il fluido in pressione, proveniente dalla mandata della pompa, agisce sia sul pistone di posizionamento maggiore posto sulla destra dell’anello statorico, sia nel vano interno al regolatore in collegamento con il foro 22
  • 26. Dispense di Oleodinamica trasversale di sinistra, vano che si realizza per la presenza di una scanalatura circonferenziale sulla sede e di una corrispondente riduzione del diametro del pistone. Il fluido presente nel vano su citato trafila attraverso il giuoco radiale esistente fra il risalto del pistoncino (1) (quello a sinistra del vano) e la sede e si va a scaricare al serbatoio. Nella posizione iniziale la molla tiene il pistone di regolazione completamente spostato a sinistra ed il risalto essendo completamente in corrispondenza della sezione ridotta della sede determina notevoli perdite di carico, per cui la portata di trafilamento è estremamente contenuta e le perdite di carico nel foro longitudinale sono trascurabili. Sul pistone di posizionamento maggiore posto a destra dell’anello statorico agisce una pressione di poco inferiore a quella di mandata della pompa, pressione che agendo su di un’area maggiore esercita una forza notevole che sommata alla forza elastica della molla supera decisamente la forza agente sul lato sinistro e mantiene la cilindrata della pompa al valore massimo. Quando la pressione di mandata della pompa supera il valore di taratura del regolatore, essa agendo sulla faccia sinistra del pistone (1) (il contributo delle altre superfici del pistone è nullo perché la stessa pressione agisce sia sul risalto di destra che di sinistra) vince la resistenza elastica della molla e sposta il pistone verso destra. In queste condizioni il risalto del pistone, che limita la portata di trafilamento diretta al serbatoio, va a finire, parzialmente o completamente, all’interno della scanalatura circonferenziale presente nella sede determinando una maggiore portata di trafilamento. 23
  • 27. Dispense di Oleodinamica Ne consegue che le perdite di carico nel foro longitudinale aumentano e la pressione che agisce sul pistone di posizionamento maggiore posto a destra della pompa si avvicina alla pressione di scarico come evidenziato, utilizzando le differenti colorazioni, nella figura precedente. In queste condizioni la pressione agente sul pistone di posizionamento di sezione minore posto a sinistra è in grado di vincere la forza contrapposta dovuta alla pressione dell’olio e alla forza elastica e di spostare a destra l’anello statorico riducendo la cilindrata della pompa. È evidente che nel caso la pressione di mandata della pompa torna ad abbassarsi il regolatore funziona all’inverso riportando la pompa verso la cilindrata massima, inoltre è da sottolineare che, anche in questo caso, il regolatore non è perfetto per cui esiste un range di pressioni all’interno del quale il regolatore varia la cilindrata dal valore massimo a quello minimo. Tramite la vite di taratura (4) è possibile variare la precompressione della molla e, conseguentemente, la pressione di taratura del regolatore. Regolatore di portata Nella figura precedente è riportato un regolatore di portata: il principio di funzionamento del regolatore è identico a quello, già illustrato, del regolatore di pressione, l’unica differenza è costituita dal segnale utilizzato per la regolazione. In questo caso si utilizza la caduta di pressione attraverso un diaframma di misura tarabile, in particolare la pressione di mandata della pompa agisce sulla faccia di sinistra del pistone (1), mentre la pressione 24
  • 28. Dispense di Oleodinamica a valle dello strozzatore agisce dal lato molla, pertanto la forza elastica esercitata dalla molla deve equilibrare non tutta la pressione di mandata ma solo la caduta di pressione attraverso il diaframma. Con il meccanismo descritto in precedenza il regolatore è in grado di variare la cilindrata mantenendo costante il salto di pressione attraverso il diaframma. Come ben noto la portata attraverso uno strozzatore è proporzionale alla sezione ristretta e alla radice quadrata del salto di pressione, essendo il regolatore in grado di mantenere quest’ultimo costante, l’impiantista è in grado di controllare la portata controllando, di solito mediante un segnale elettrico, l’area della sezione ristretta del diaframma. Regolatore di potenza Più complesso risulta un regolatore di potenza che controlla la potenza assorbita dalla pompa ed interviene per ridurre la cilindrata al fine di evitare che il motore elettrico sia sovraccaricato. Il principio di funzionamento è sempre lo stesso ma risulta più complessa la realizzazione costruttiva: nella figura riportata sulla sinistra della pagina seguente è indicato lo schema generale del regolatore, nella figura sulla destra un ingrandimento del sistema a squadra utilizzato. Il regolatore mantiene costante la coppia assorbita dalla pompa; ciò equivale ad una regolazione a potenza costante, se la velocità di rotazione è costante. AI pari di un calcolatore, il regolatore di potenza moltiplica istantaneamente la pressione per la portata e confronta il risultato con la potenza impostata: in caso di scostamento positivo o negativo il regolatore riduce o aumenta automaticamente la cilindrata. L'inizio e la fine della regolazione corrispondono alla cilindrata massima ed alla pressione massima; tali limiti vengono fissati con due viti di arresto. È da osservare che aumentando la cilindrata della pompa oltre il massimo impostato in fabbrica si rischia la cavitazione; riducendo la cilindrata oltre il minimo impostato in fabbrica si rischia di superare la pressione massima o il fuori-giri. La pressione d'esercizio, tramite un foro interno allo stelo dell'attuatore di regolazione (6), agisce sul pistone di misura (5), che è inserito trasversalmente nello stelo, determinando una forza FH proporzionale alla pressione di mandata della pompa. Tale forza agisce sul bilico (4) con un braccio che dipende dalla posizione dell'attuatore di regolazione (6) e che si può realizzare proporzionale alla cilindrata della pompa. In tal modo il momento che il pistone (5) esercita sul bilico è proporzionale alla potenza idraulica e, nell’ipotesi di rendimento circa costante, alla potenza assorbita dalla pompa. Tale coppia è equilibrata dalla coppia esercitata da una molla (3) tarabile dall'esterno, che serve ad impostare il valore di potenza del regolatore. Se la potenza assorbita dalla pompa supera il valore di taratura, il bilico ruota in senso antiorario spostando verso 25
  • 29. Dispense di Oleodinamica sinistra il distributore a cursore (1). Il distributore a cursore (1) presenta un risalto che si viene a posizionare in corrispondenza di una scanalatura circonferenziale presente sulla sede determinando due sezioni ristrette che il fluido proveniente dalla mandata della pompa deve attraversare per scaricarsi verso il serbatoio. In posizione di equilibrio le perdite di carico nelle due sezioni ristrette sono tali da realizzare una opportuna pressione intermedia che agendo sull'attuatore di regolazione (6) dal lato pistone equilibra la forza dovuta alla pressione di mandata della pompa che agisce dal lato stelo. Nel momento in cui il cursore (1) si sposta verso sinistra, lo spostamento del risalto centrale incrementa la prima sezione ristretta e riduce la seconda; conseguentemente la prima perdita di carico si riduce e la seconda risulta accentuata: ciò determina un innalzamento della pressione intermedia che agendo sull'attuatore di regolazione (6) ne determina uno spostamento verso sinistra ed una conseguente riduzione della cilindrata. La riduzione della cilindrata determina una riduzione della coppia agente sul bilico che ruotando in senso orario ritorna nella posizione di riposo ripristinando l’equilibrio delle forze agenti sul pistone attuatore (6). La situazione diametralmente opposta si ha nel caso di una riduzione della potenza assorbita: in questo caso il bilico ruota in senso orario, il cursore del distributore (1) si sposta a destra e la pressione agente sul pistone attuatore (6) decresce determinando uno spostamento verso destra dello stesso ed un incremento della cilindrata della pompa. Questo sistema permette di realizzare un perfetto andamento iperbolico della pressione con la portata, ma essendo molto complesso da realizzare frequentemente 26
  • 30. Dispense di Oleodinamica viene sostituito da un sistema con più molle dove l’iperbole è approssimata mediante tre tratti rettilinei tangenti all’iperbole stessa. 2.5 ACCOPPIAMENTO MOTORE-POMPA Nelle applicazioni industriali viene in genere utilizzato il motore elettrico a 4 poli con attacco a flangia. Lanterna, giunto elastico e guarnizioni costituiscono i componenti di accoppiamento, che assolvono le funzioni di supporto, centraggio e trasmissione del moto rotatorio e non richiedono particolari spiegazioni (vedasi illustrazione sotto). 27
  • 31. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO III I MOTORI IDRAULICI 3.1 CARATTERISTICHE I motori oleodinamici svolgono la funzione inversa delle pompe, cioè convertono l’energia idraulica in energia meccanica di tipo rotatorio. Come per le pompe, anche per i motori esiste una ampia gamma di forme e principi costruttivi. Gran parte delle considerazioni costruttive fatte per le pompe volumetriche possono essere riferite anche ai motori volumetrici corrispondenti. Peraltro, le diverse esigenze funzionali richiedono in genere, per il motore, una maggiore simmetria costruttiva rispetto alle pompe in quanto, normalmente, è prevista la possibilità di invertire il senso di rotazione e di utilizzarlo in fase di frenatura (ossia il motore, se trascinato dal carico che deve frenare, si comporta come pompa). Rendimento volumetrico e portata Nel caso dei motori la portata smaltita è superiore a quella teorica, perché i trafilamenti si vanno ad aggiungere alla portata che riempie le camere della macchina; il rendimento volumetrico viene definito come rapporto fra la portata teorica e quella effettiva, per cui: Q= V n ηv Anche in questo caso i trafilamenti svolgono la funzione di lubrificare le parti in movimento relativo e di refrigerare l’intero motore asportando il calore generato per le inevitabili perdite, e devono essere scaricati direttamente al serbatoio senza generare contropressioni. Velocità di rotazione Pochi tipi di motori sono utilizzabili sia a velocità di rotazione molto basse che a quelle superiori a 1000 RPM. Per questo motivo, i motori oleodinamici si classificano in : • Motori veloci (velocità comprese tra 500 e 10000 RPM); • Motori lenti (velocità comprese tra 0 e 1000 RPM). I motori veloci, dal punto di vista costruttivo sono del tutto identici alle pompe già descritte con la semplice inversione del funzionamento: ricevono olio ad alta pressione e lo scaricano a bassa pressione. 28
  • 32. Dispense di Oleodinamica I motori lenti detti anche motori LSHT (Low Speed High Torque) oltre a presentare basse velocità di rotazione presentano coppie elevate e sono ideali per tutte quelle applicazioni nelle quali l’utilizzatore richiede un carico notevole e basse velocità; infatti in questi casi un motore veloce, oltre a lavorare male, richiede ingombri e, quindi, costi molto più elevati. Ciò nonostante, è da sottolineare che negli ultimi tempi, per esigenze di questo tipo, si sta affermando la soluzione di utilizzare un motore veloce accoppiato ad un riduttore. Coppia La formula esprimente la coppia erogata da un motore oleodinamico è simile a quella di una pompa, ma in questo caso le perdite vanno a ridurre la coppia all’utilizzatore, per cui: C = ηm η y V ( p2 − p1) 2π Come si può notare, la coppia erogata da un motore oleodinamico è direttamente proporzionale alla sua cilindrata ed alla differenza di pressione ai suoi attacchi, per cui i motori lenti per esercitare grandi coppie devono avere grandi cilindrate e ciò viene realizzato facendo eseguire ad ogni camere più cicli in un giro dell’albero motore. Rendimento globale e potenza Il ciclo ideale dei motori oleodinamici e p identico a quello delle pompe con la semplice inversione del verso di percorrenza che in questo caso diventa orario. Per pm A B cui l’espressione della potenza è simile a quella delle pompe con la semplice inversione dei rendimenti che in questo caso vanno a ridurre pa D Vp C la potenza utile: V Pu = η y η m V ( p 2 − p 1 ) n = η M Q ( p 2 − p 1 ) Il rendimento globale del motore ηM viene, pertanto, definito come il rapporto tra la potenza utile, fornita dal motore, e la potenza idraulica posseduta dal fluido. 29
  • 33. Dispense di Oleodinamica 3.2 TIPOLOGIE COSTRUTTIVE E PRINCIPI DI FUNZIONAMENTO Come già sottolineato, i motori veloci sono del tutto simili alle corrispondenti pompe per cui qui di seguito ci si soffermerà velocemente sulla descrizione dei soli motori lenti. Motori a pistoni radiali multicorsa In un motore a pistoni radiali multicorsa, lo statore è costituito da una pista a camme su cui appoggiano tramite rulli i pistoni, per ogni giro dell’albero motore ciascun cilindro viene riempito e vuotato un numero di volte pari al numero di camme esistenti sulla pista. In questi motori notevole complessità assume il sistema di distribuzione che deve essere in grado di collegare il vano interno a ciascun cilindro con l’ammissione in fase di discesa del pistone e con lo scarico in fase di risalita. Nell’esempio in esame, ciò è realizzato tramite un anello fisso che presenta una serie di condottini disposti in direzione assiale, di questi una metà (pari al numero delle camme) è posta in comunicazione con condotto toroidale in comunicazione con l’ammissione e l’altra metà con un condotto toroidale collegato allo scarico. Il rotore, all’interno del quale sono realizzati i cilindri in cui alloggiano i corrispondenti pistoni, presenta, per ciascun cilindro, un condottino disposto anch’esso in direzione assiale e collegato al cilindro stesso. Questo condotto, a causa della rotazione del rotore, viene in contatto, alternativamente, con i condotti fissi di alta e bassa pressione. La difficoltà di ottenere una buona tenuta tra l’anello fisso della distribuzione ed il rotore è notevole. Motori a pistoni assiali multicorsa La versione multicorsa di questi motori presenta, al posto del piatto inclinato, un disco che è disposto perpendicolarmente all’asse di rotazione. Il moto alternativo dei pistoni è 30
  • 34. Dispense di Oleodinamica dovuto al profilo ondulato che questo disco presenta in direzione circonferenziale; coerentemente con la disposizione assiale dei pistoni, le camme portate dal disco hanno uno sviluppo assiale,. Lo schema concettuale di funzionamento è mostrato nella figura superiore dove è riportato lo sviluppo in piano di una sezione cilindrica: il distributore, solidale con il disco che porta le camme, contiene condotti di alta e bassa pressione, mentre il corpo mobile, che contiene i cilindri ed i relativi pistoni, nel suo movimento mette in contatto questi ultimi con l’alta o la bassa pressione a seconda che il pistone stia scendendo o risalendo. Nella figura a destra è illustrato il meccanismo secondo il quale la forza assiale dovuta alla pressione dell’olio genera una forza tangenziale responsabile della coppia motrice. Nella pagina seguente sono riportate due applicazioni classiche di questi motori: la prima si riferisce alle ruote motrici di mezzi pesanti, la seconda è costituita dai verricelli; in entrambi i casi si può apprezzare la compattezza che è propria di queste soluzioni. Prima di concludere la trattazione dei motori idraulici, si vuol sottolineare la capacità dei motori idraulici di sviluppare una notevole coppia di spunto capace di vincere la coppia resistente e di avviare il sistema sotto carico senza l’utilizzo di frizioni. Solo i motori a 31
  • 35. Dispense di Oleodinamica palette fanno eccezione in quanto all’avviamento, per l'iniziale assenza delle forze centrifughe, le palette non riescono ad aderire sufficientemente ai fianchi dello statore per fare una adeguata tenuta, conseguentemente la coppia di avviamento si riduce notevolmente. Inoltre è da sottolineare che, nelle unità a cilindrata variabile, un eventuale regolatore di portata deve intervenire aumentando la cilindrata se aumenta la pressione e viceversa, contrariamente a quanto precedentemente visto per le pompe. 32
  • 36. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO IV LE TRASMISSIONI IDROSTATICHE Pompe e motori possono essere variamente combinati (con l'aiuto di organi intermedi quali valvole di distribuzione, di sicurezza, di controllo portata, nonché di circuiti ausiliari e di pilotaggio) per formare una trasmissione idrostatica completa. In effetti una “trasmissione” in senso lato si realizza ogniqualvolta in una pompa si genera dell'energia idraulica che viene riconvertita in energia meccanica in un attuatore, indipendentemente dal tipo di attuatore utilizzato, e, quindi, anche nel caso si utilizzi un cilindro a moto lineare. Tuttavia le trasmissioni idrostatiche per antonomasia sono quelle costituita dalla combinazione, raggruppata o distinta, di pompe e motori idraulici rotativi. Esse sono adatte per la trasmissione di potenze che vanno da qualche kW fino a parecchie centinaia di kW, ed offrono numerosi vantaggi rispetto agli altri dispositivi meccanici o elettromeccanici, quali: • l’eliminazione di giunti e frizioni • la controllabilità e variabilità della coppia e del regime di rotazione in modo continuo • la possibilità di avere accelerazioni e frenate rapidissime e senza danno per le strutture meccaniche • la possibilità di distanziare motore primo ed utilizzatore senza problemi di interconnessione meccanica • la facilità di limitare e controllare la potenza • la possibilità di invertire i movimenti finali. Nella figura accanto è riportato un primo esempio, estremamente elementare di trasmissione idrostatica: una pompa unidirezionale aspira olio dal serbatoio e lo invia ad un motore o ad un cilindro che trasformano l’energia idraulica in energia meccanica. Sia il motore che il cilindro in questo caso sono unidirezionali. E’ da notare nello schema la presenza delle linee tratteggiate che indicano i condotti per i trafilamenti della pompa e del motore. Una prima complicazione che si può apportare al circuito è l’introduzione di un distributore che permette di invertire il senso di rotazione del motore (o la direzione di traslazione del cilindro): invertendo la posizione del distributore si scambiano fra loro il 33
  • 37. Dispense di Oleodinamica condotto dell’attuatore in contatto con la mandata della pompa e quello in contatto con il serbatoio. Una ulteriore modifica del circuito, che va sempre adottata, è quella di inserire una valvola limitatrice di pressione per impedire che un brusco arresto dell’attuatore possa generare pressioni eccessive sul condotto di mandata della pompa con possibile rottura dei componenti. L’introduzione di una valvola regolatrice di flusso permette di controllare la velocità dell’attuatore, velocità che è legata alla portata di olio. Infine il circuito va completato con l’introduzione di alcuni accessori, quali il filtro e lo scambiatore di calore, che non svolgono alcuna funzione dal punto di vista funzionale, ma sono essenziali per il buon funzionamento dell’impianto; si giunge così allo schema riportato nella pagina precedente. Si fa notare che l’aver inserito un distributore 4/3 con posizione di riposo a ricircolo permette di lasciare in funzione il motore primo e la pompa anche quando l’attuatore resta in posizione bloccata con uno spreco di energia minimo (la pompa deve fornire solo la prevalenza necessaria a vincere le perdite di carico nei condotti e negli accessori). Inoltre questa soluzione permette di avviare il motore primo senza l’uso di una frizione. L’impianto finora illustrato prende il nome di “Circuito aperto”: tra lo scarico del motore e l’aspirazione della pompa è interposto il serbatoio. Questa soluzione è di uso comune sia nelle applicazioni industriali che in quelle mobili (dalle macchine utensili alle presse, dai verricelli alla trazione di macchine mobili) ma per alcune applicazioni può creare degli inconvenienti sia dal punto di vista delle condizioni di aspirazione della pompa (cavitazione) sia dal punto di vista del controllo del transitorio (in caso di brusco arresto della pompa, per inerzia l’attuatore continua a muoversi richiedendo una portata di olio superiore a quella fornita dalla pompa mandando in depressione il condotto di mandata). In questi casi si preferisce adottare un “Circuito chiuso” nel quale l’olio scaricato dall’attuatore ritorna direttamente alla pompa. Lo schema elementare di principio è riportato nella figura seguente dove è prevista una pompa unidirezionale (ciò solitamente è dovuto al motore primo che è unidirezionale 34
  • 38. Dispense di Oleodinamica mentre, nella quasi totalità dei casi le pompe oleodinamiche sono reversibili) avente una cilindrata variabile al fine di poter regolare la velocità di rotazione del motore. Lo schema di principio va notevolmente complicato affinché sia utilizzabile industrialmente. Nell’impianto reale vanno introdotte, innanzitutto due valvole limitatrici di pressione affinché la pressione nei due rami del circuito non raggiunga valori critici. L’uso di due valvole non è dovuto unicamente alla reversibilità del circuito; anche se il motore viene fatto girare in modo unidirezionale, è necessario prevedere due valvole per le fasi di transitorio: quando la pompa rallenta bruscamente, per inerzia, il motore rallenta più lentamente e per un certo intervallo di tempo scarica, nel condotto normalmente di bassa pressione, più portata di quanta ne preleva la pompa e questo ultimo può raggiungere pressioni eccessive. Anche in questo caso vanno previsti i condotti per lo scarico al serbatoio delle portate di trafilamento, inoltre è necessario l’uso di una pompa di sovralimentazione che reintegra nel circuito chiuso l’olio rifluito verso il serbatoio. Questa pompa, solitamente, è sullo stesso albero della pompa principale (molto spesso le due pompe sono racchiuse in un unico corpo pompa), è a cilindrata fissa ed è in collegamento, tramite due valvole di non ritorno, con i due rami del circuito di potenza e, tramite una valvola di sovrapressione, con il serbatoio. L’olio della pompa di sovralimentazione va a reintegrare l’olio mancante sul ramo di bassa pressione, mentre la valvola di non ritorno impedisce un riflusso dell’olio dal ramo di alta pressione verso la pompa. La portata in esubero rifluisce verso il serbatoio attraverso la valvola di sovrapressione che, in pratica, serve a fissare la pressione nel circuito di sovralimentazione e sul ramo di bassa pressione del circuito di potenza (le perdite di carico nella valvola di non ritorno sono trascurabili). Non è necessario introdurre un distributore, in quanto l’inversione del moto dell’attuatore può essere effettuato sfruttando il sistema di controllo della cilindrata che può essere azzerata per arrestare l’utilizzatore e, successivamente, può essere 35
  • 39. Dispense di Oleodinamica incrementata invertendo aspirazione e mandata in modo da invertire il moto dell’attuatore. L’impianto è completato dal filtro e dallo scambiatore di calore; questo ultimo va posizionato sui condotti di riflusso perché, come già sottolineato, è la portata di riflusso che provvede allo smaltimento del calore dovuto alle perdite. Il filtro può essere messo sull’aspirazione della pompa di sovralimentazione, in modo da poterlo dimensionare per una portata notevolmente più piccola di quella che attraversa il circuito di potenza. Qui di seguito si riporta una tabella con un riepilogo delle proprietà dei circuiti aperti e chiusi, ed un loro confronto. circuito aperto Filtri e scambiatori circuito chiuso sezione di passaggio e di- sezioni di mensioni costruttive determi- dimensioni passaggio e contenute, in nate dalla portata, in quanto quanto montati sul circuito montate sul circuito principa- ausiliario. le. capacità del serbatoio volume multiplo della porta- modesta, determinata solo ta massima della pompa al dalla portata delle pompe minuto; scambiatore di calo- ausiliarie; scambiatore di care non sempre necessario. lore quasi sempre necessario. regime di rotazione della limitato dall'altezza d'aspira- ammessi elevati valori maspompa zione, per evitare la cavita- simi, grazie alla sovralimenzione. disposizione di montaggio tazione. le pompe devono essere libera. montate a fianco oppure sotto il serbatoio sostentamento del carico sul ritorno, mediante valvole tubazioni di aspirazione corte e di grande sezione recupero energetico mediante il motore primo possibile in fase di frenatura 36
  • 40. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO V I CILINDRI 5.1 GENERALITÀ Il cilindro, come il motore idraulico, è un attuatore che converte energia idraulica in energia meccanica. A differenza del motore che ha un moto rotatorio e trasmette una coppia, il cilindro ha un moto rettilineo e trasmette una forza. La forza massima che un cilindro può esplicare, trascurando gli attriti, dipende dalle pressione di esercizio p e dall’area utile del pistone A : F = p⋅A Se una macchina deve compiere movimenti lineari, l’utilizzo dei cilindri offre una serie di vantaggi : • Semplicità di montaggio e facilità di posizionamento in fase di progettazione; • Forza costante lungo tutta la corsa; • Velocità costante lungo tutta la corsa, dipendente solo dalla portata di alimentazione; • Possibilità di generare forze di spinta o di trazione con lo stesso attuatore; • Realizzazione di azionamenti di grande potenza con piccoli ingombri. I compiti affidati ai cilindri sono il sollevamento, l’abbassamento, il bloccaggio e lo spostamento di un carico, ma molto spesso sono accoppiati con altri organi meccanici per dar luogo a sistemi articolati in grado di realizzare movimenti complessi, anche in questo caso i cilindri esercitano le cospicue forze necessarie all’azionamento del meccanismo. 5.2 TIPOLOGIE COSTRUTTIVE In base al loro funzionamento i cilindri si suddividono in : • Cilindri a semplice effetto; • Cilindri a doppio effetto. Cilindri a semplice effetto Nei cilindri a semplice effetto, l’olio in pressione entra in una sola camera e può quindi comandare movimenti solo in una direzione. I cilindri a semplice effetto possono essere a pistone tuffante o con richiamo a molla. 37
  • 41. Dispense di Oleodinamica Cilindri a pistone tuffante Questo tipo di cilindro può effettuare solo un’azione di spinta e a seconda delle necessità, può essere dotato o meno di pistone di guida interno. Questo tipo di cilindro viene utilizzato quando l’esistenza di una forza di contrasto di direzione certa garantisce il movimento di rientro nella posizione iniziale. Quindi, la fase di uscita è resa possibile dall’azione della pressione dell’olio sulle superfici del pistone, mentre quella di rientro è garantita dall’azione di una forza esterna. Cilindri con richiamo a molla Questo tipo di cilindro si usa quando non c’è una forza esterna che garantisca la fase di richiamo: questa fase è quindi garantita dall’azione di una molla, che a seconda della modalità costruttiva del cilindro, può agire o in fase di uscita del pistone o in fase di rientro, La fase opposta, ossia quella in cui il cilindro effettua la sua azione motrice, è assicurata dall’azione dell’olio in pressione. Cilindri a doppio effetto Il cilindro a doppio effetto possiede due superfici utili contrapposte di area uguale o diversa ed è munito di due attacchi di alimentazione, che in maniera alternativa funzionano uno da alimentazione vera e propria e l’altro da scarico. Esistono diverse tipologie di cilindro a doppio effetto : • Cilindro differenziale; • Cilindro sincrono; Cilindri differenziali Il cilindro a doppio effetto differenziale possiede due superfici utili contrapposte di sezione diversa ed è munito di due attacchi di alimentazione. Alimentando con fluido in pressione uno dei due attacchi, si trasmette al pistone una forza di spinta o di trazione ed un conseguente moto di uscita o rientro. F=pA Il cilindro si dice differenziale perché le due sezioni utili sono diverse. Ciò comporta un 38
  • 42. Dispense di Oleodinamica differente comportamento del cilindro nella fase di uscita del pistone e in quella di rientro. Nella fase di uscita, poiché la pressione agisce sulla superficie maggiore si avrà una forza maggiore rispetto a quello di rientro, al contrario la velocità sarà maggiore nella fase di rientro, perché la stessa portata agirà su una superficie minore. Cilindro a doppio stelo (cilindro sincrono) Il cilindro a due steli è ottenuto collegando al pistone due steli di diametro uguale o diverso, comunque inferiore a quello del pistone. La forza massima sviluppata nei due sensi è data dal prodotto delle rispettive aree anulari per la pressione di esercizio. Se i diametri dei due steli sono uguali, lo sono anche le aree anulari sui due lati del pistone, per cui a parità di pressione sono uguali le forze sviluppate nei due sensi. Inoltre, essendo uguali le aree anulari, a parità di portata immessa attraverso le connessioni A e B, si sviluppano velocità uguali nei due sensi, da qui il nome di cilindro sincrono. Cilindri speciali Esistono una serie di costruzioni particolari di cilindri. Tra queste, di particolare interesse, sono : • Cilindri tandem; • Cilindri a due velocità; • Cilindri telescopici. Cilindri tandem Si tratta di un cilindro a doppio effetto composto da due cilindri collegati meccanicamente in serie e idraulicamente in parallelo: lo stelo del secondo cilindro esercita la sua forza sul pistone del primo passando attraverso il fondello forato del secondo. Grazie a questa costruzione di ottiene, per un dato diametro del pistone e per una data pressione, il raddoppio della superficie utile e quindi della forza sviluppata. Da tenere presente che questa soluzione presenta un maggiore ingombro di quelle 39
  • 43. Dispense di Oleodinamica precedentemente descritte. Cilindri a due velocità Questi cilindri trovano impiego soprattutto nella costruzione delle presse. Finché non è richiesta la forza massima di pressata, la pressione agisce su una sezione ridotta, corrispondete al cosiddetto pistone veloce o pistone di avvicinamento. Nel momento in cui è richiesta la forza massima, la pressione, per intervento di una valvola di sequenza o di un finecorsa va ad agire sulla sezione totale. A parità di portata della pompa, questo tipo di cilindro permette di ottenere : • alte velocità di avvicinamento, grazie al piccolo volume da riempire con la pompa nella prima fase; • elevata forza di pressata grazie alla grande superficie utile del pistone nella seconda fase. Questo tipo di cilindro prevede sia una costruzione a semplice effetto che una a doppio effetto. Cilindri telescopici Il cilindro telescopico si distingue dal cilindro normale perché a parità di corsa presenta una lunghezza in posizione rientrata nettamente inferiore. Grazie al rientro telescopico dei pistoni, l’ingombro è uguale alla corsa divisa per il numero di elementi più una quota morta (spessore del fondello, lunghezza della guida, elementi di fissaggio). Per una data corsa totale i cilindri telescopici possono essere costituiti a 23-4-5 elementi a seconda dei limiti di ingombro prefissati. Le applicazioni usuali riguardano ascensori, piattaforme di sollevamento, antenne. 40
  • 44. Dispense di Oleodinamica In figura è visibile un cilindro telescopico a semplice effetto. Alimentando il cilindro dalla connessione A, gli elementi si sfilano uno dopo l’altro iniziando dall’elemento di area maggiore; infatti, poiché la pressione che si instaura nel sistema è data dal rapporto tra carico resistente ed area utile, esce sempre per primo l’elemento che provoca la pressione più bassa, ossia quello con la superficie utile maggiore e solo successivamente escono gli elementi di sezione inferiore. Per lo stesso motivo, per un valore prefissato di pressione e portata, il movimento di uscita di un cilindro telescopico, inizia con la massima forza e la minima velocità e si conclude con la minima forza e la massima velocità. Nei cilindri telescopici a semplice effetto il rientro provocato da un carico esterno avviene in sequenza inversa all’uscita, rientra per primo il pistone con la superficie utile minore, perché oppone minore resistenza. 5.3 Principi costruttivi L’esecuzione costruttiva di un cilindro oleodinamico dipende innanzitutto dalla particolare applicazione alla quale è destinato: in funzione dell’impiego previsto, che può spaziare dalle macchine utensili alle macchine per movimento terra, dalle centrali elettriche agli impianti siderurgici e alle acciaierie, occorre valutare quali siano le caratteristiche costruttive più idonee. In linea generale, da un punto di vista costruttivo, i cilindri oleodinamici si distinguono in : • a tiranti; • a profilo circolare. 41
  • 45. Dispense di Oleodinamica Cilindri a tiranti Nei cilindri a tiranti, la testata, il mantello cilindrico ed il fondello sono tenuti insieme da tiranti. Essi trovano impiego soprattutto sulle macchine utensili e negli impianti di produzione per l’industria automobilistica. Cilindri a profilo circolare Nei cilindri a profilo circolare, la testata, il corpo e il fondello sono congiunti strettamente tra di loro con viti o per saldatura o mediante anelli di bloccaggio. Grazie alla loro costruzione robusta, questa tipologia di cilindri è indicata per condizioni di lavoro molto gravose. Tipici settori di applicazione sono : • macchine utensili in genere; • laminatoi; • siderurgia; • presse; • gru; • macchine operatrici mobili; • centrali e impianti idroelettrici; • costruzioni navali. Qui di seguito sono riportati maggiori dettaglio sulle tecniche di realizzazione degli elementi costitutivi di un cilindro. Corpo Il corpo di un cilindro è ottenuto da acciaio di qualità trafilato a freddo, con lavorazione di finitura interna particolarmente accurata e sgrossatura esterna. 42
  • 46. Dispense di Oleodinamica Steli Sono normalmente in acciaio di qualità rettificato e cromato, di spessore 0.020 mm per diametri fino a 110 mm e 0,070 per diametri superiori. Guarnizioni Sono previste delle guarnizioni standardizzate. Ne vengono usate di tipi diversi, in base all’applicazione; i tipi a labbro ed a pacco, generalmente in gomma nitrilica, coprono le applicazioni correnti con olio idraulico ed acqua-glicole. Corsa Le corse massime dei cilindri vengono normalmente limitate ad un valore limite di circa 40 volte il diametro del pistone (fino a 5000 mm). Le tolleranze sulla corsa sono comprese fra 0 e 5 mm. Per cilindri senza frenatura di finecorsa si consiglia di scegliere corse superiori di qualche millimetro rispetto al necessario, onde evitare di usare le testate come finecorsa. 5.4 Sistemi di Frenatura Tutti i cilindri possono essere equipaggiati di dispositivi standard di frenatura di finecorsa senza variazione degli ingombri: tali dispositivi sono regolabili tramite viti. I dispositivi di frenatura sono sempre consigliabili, in quanto consentono arresti dolci e regolabili a velocità elevate, assicurano una maggiore durata del cilindro ed alle strutture che funzionano da arresti di finecorsa. Uno di questi dispositivi standard di frenatura è riportato nella figura accanto: lo stelo (2), passando attraverso il pistone (1), sporge oltre e può impegnare un corrispondente foro presente nel fondello del cilindro (3). Fin quando lo stelo non impegna il foro, l’olio presente nella corrispondente camera del cilindro si può scaricare liberamente attraverso il foro; quando lo stelo impegna il foro questa strada di deflusso viene occlusa per cui l’olio deve defluire attraverso il condottino 43
  • 47. Dispense di Oleodinamica (5) e lo strozzatore (6), ciò determina una notevole contropressione nel volume (4) che provvede a frenare il pistone e a ridurre notevolmente l’energia cinetica con cui esso sbatte contro il fondello. La forza di frenatura può essere regolata avvitando o svitando l’otturatore (7) dello strozzatore, otturatore che, una volta regolato, può essere bloccato tramite il controdado (8). La valvola di non ritorno (9) permette la ripartenza rapida del pistone nella direzione opposta, infatti quando il distributore commuta per comandare la corsa di uscita del pistone l’olio in pressione non è costretto ad attraversare lo strozzatore che ridurrebbe notevolmente la pressione utile, ma può passare liberamente attraverso la valvola di non ritorno che in quella direzione permette il flusso. Un sistema del tutto simile provvede alla frenatura nella direzione opposta, l’unica differenza è costituita dal fatto che lo stelo attraversa sempre il foro che è di diametro superiore, per cui la sezione di deflusso dell’olio in condizioni normali è costituita da una corona circolare. Quando il pistone sta per giungere in corrispondenza del finecorsa, un ingrossamento che lo stelo presenta nelle vicinanze del pistone occlude completamente il foro costringendo l’olio che si scarica a trafilare attraverso lo strozzatore regolabile. In alcune realizzazioni costruttive è il giuoco fra il foro ed il corrispondente albero che lo impegna a realizzare la sezione ristretta, in questo caso non regolabile, attraverso cui trafila l’olio. 5.5 Instabilità elastica dei Cilindri I pistoni dei cilindri sono soggetti a carico di punta. Per la verifica al carico di punta, si considera il caso di carico di punta di tipo elastico o di Hooke e si assimila il cilindro, completamente esteso, ad un’asta snella del diametro dello stelo. A seconda della tipologia e della modalità di utilizzo, si determinano le condizioni di vincolo dell’asta. Il carico di punta in corrispondenza del quale l’asta cede alla flessione, calcolato con la teoria dell’instabilità elastica dovuta ad Eulero, è pari a: K= π 2EJ 2 sK mentre il carico massimo di esercizio si sceglierà pari a : F= K S con: • sK = lunghezza libera di inflessione; • E = modulo di elasticità dell’acciaio; 44
  • 48. Dispense di Oleodinamica • J = momento d’inerzia della sezione dell’asta (sezione circolare); • S = fattore di sicurezza (solitamente si assume pari a 3.5). Per la determinazione della lunghezza libera di inflessione si deve moltiplicare la lunghezza geometrica dell’asta per un opportuno coefficiente, che dipende dalle condizioni di vincolo, per la determinazione del suddetto coefficiente si può fare riferimento alla tabella seguente: Scelta del cilindro Per tutti i cilindri sono indicati due valori di pressione : • Pressione nominale consigliata per avere una buona durata; • Pressione massima da non superarsi. Tutti i componenti sono dimensionati per garantire un elevato grado di sicurezza anche alla pressione massima. Nella scelta della pressione di lavoro, è bene orientarsi sulla pressione nominale e verificare che le maggiorazioni dovute a frenature, impatti bruschi ed altro, non comportino aumenti di pressione tali da superare il valore massimo indicato. 5.6 SERVOCILINDRI Quando al cilindro vengono richieste prestazioni dinamiche molto spinte (frequenza del ciclo di lavoro elevata) diventa estremamente importante ridurre al minimo l’attrito interno al cilindro, attrito che determina lo sfasamento fra segnale in ingresso e risposta del cilindro. In questo caso si possono usare servocilindri del tipo rappresentato nella figura 45
  • 49. Dispense di Oleodinamica seguente che presentano un supporto idrostatico per il sostentamento dello stelo, supporto riportato in dettaglio nella figura successiva. In questo modo l’attrito fra stelo e cilindro ed in generale fra parti mobili e parti fisse si riduce notevolmente come si evince dalla figura dove sono confronto le seguente messe a forze di attrito relative ad un servocilindro ed un cilindro di tipo tradizionale aventi le stesse caratteristiche dimensionali e di esercizio. Come si può notare il servocilindro presenta forze di attrito ridotte del 75% circa. Nella figura seguente è riportata la foto di un servocilindro: è da sottolineare la presenza del distributore proporzionale direttamente collegato al servocilindro e di due accumulatori. Come sottolineato in precedenza questi cilindri vengono utilizzati quando è 46
  • 50. Dispense di Oleodinamica richiesta una dinamica molto spinta, per cui risulta inopportuna la presenza di condotti fra il distributore ed il cilindro, condotti che svolgendo un’azione capacitiva rallentano la prontezza di risposta del sistema. giustificata La presenza dalla degli necessità accumulatori è mantenere la di pressione a monte e a valle del distributore circa costante anche quanto vengono richieste brusche variazioni della portata, ciò sarebbe impossibile se tale portata dovesse giungere direttamente dalla pompa o da un ac-cumulatore posizionato ad una notevole distanza. 5.7 MOTORI SEMIROTATIVI Il motore semirotativo è un particolare tipo di attuatore oleodinamico concepito per compiere un movimento rotativo di ampiezza limitata. La coppia sviluppata è trasmessa all’esterno da un albero in uscita. L’ampiezza dell’angolo descritto, definito da battute interne fisse o spostabili, varia a seconda dei tipi e determina i campi di impiego dell’attuatore. La costruzione compatta e robusta e la capacità di erogare coppie elevate, consentono al motore semirotativo di affrontare condizioni di esercizio molto gravose. In base alla costruzione adottata, i motori semirotativi si distinguono in : • a palette (vedasi fig. accanto); • a pistone rotante; • a pistone assiale. 47
  • 51. Dispense di Oleodinamica Una particolare costruzione di motore semirotativo è quello a pistone con trasmissione pignone-cremagliera. L’elemento attivo è un pistone guidato in una carcassa cilindrica, alimentato a scelta da una delle due estremità. Nella zona centrale è ricavata una cremagliera, che si accoppia al pignone solidale con l’albero in uscita. A seconda del rapporto di trasmissione del pignone si ottengono angoli di rotazione di 90°, 180°, 240°, 360° ed oltre. 48
  • 52. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO VI GLI ACCUMULATORI 6.1 Generalità Il compito principale di un accumulatore idraulico è quello di accumulare liquido sotto pressione per restituirlo in caso di necessità. Dal punto di vista teorico, è pensabile di realizzare la compressione del liquido e la compensazione di volume, al fine di ottenere l’accumulazione d'energia, mediante un peso, una molla o un gas compresso. Gli accumulatori a peso sono ideali dal punto di vista del comportamento stazionario in quanto sono in grado di assicurare una pressione costante (pari al rapporto fra la forza peso e la superficie utile) in tutto il campo di funzionamento, ma non trovano pratico impiego in campo industriale sia perché richiedono pesi di dimensioni enormi e, soprattutto, perché i tempi di risposta sono notevoli a causa dell’inerzia connessa alla grande massa del peso. Anche gli accumulatori a molla hanno un'importanza relativa perché è difficile reperire in commercio molle di rigidezza adeguata alle enormi forze richieste dagli accumulatori. Altrettanto limitato è l’uso degli accumulatori a gas senza elemento di separazione, ciò a causa dell'assorbimento del gas da parte del liquido. Nella maggior parte degli impianti oleodinamici vengono quindi impiegati accumulatori a gas muniti di elemento di separazione tra gas e liquido. Secondo il tipo di elemento di separazione si distinguono accumulatori a sacca, a pistone, a membrana. 49
  • 53. Dispense di Oleodinamica Gli accumulatori sono diffusamente impiegati nei sistemi oleodinamici per vari compiti, come ad esempio: - accumulazione di energia - riserva di liquido - azionamento di emergenza - compensazione di forze - smorzamento di urti meccanici - smorzamento di punte di pressione - compensazione di trafilamenti - smorzamento di urti e di oscillazioni idrauliche - smorzamento di pulsazioni - ammortizzamento di veicoli - recupero dell'energia di frenatura - mantenimento di una pressione costante - compensazione di dilatazione. Il grafico (ciclogramma) precedente mostra la potenza richiesta da una macchina per lo stampaggio di materie plastiche: come si può notare, con un'elevata velocità d'iniezione del materiale plastico, la massima potenza è richiesta solo per breve tempo. Senza un sistema di compensazione la pompa dovrebbe essere dimensionata per la potenza di punta, anche se richiesta per pochi istanti. Impiegando un accumulatore la potenza (e quindi la portata) della pompa può essere invece fissata in base all'assorbimento medio. 50
  • 54. Dispense di Oleodinamica Nelle fasi del ciclo di lavoro in cui il fabbisogno di portata del sistema è inferiore alla portata della pompa, questa riempie l'accumulatore. Quando è richiesta la portata massima, la differenza rispetto a quella erogata dalla pompa viene prelevata dall'accumulatore. I vantaggi che ne derivano sono: • impiego di pompe di portata inferiore • minore potenza installata • minore sviluppo di calore • facilità di manutenzione e di installazione • smorzamento delle punte e delle pulsazioni di pressione, con aumento della durata dei componenti e dell’intero impianto. Per gli impianti con fortissimi assorbimenti istantanei o di breve durata oppure con cicli d’esercizio brevi l'unica soluzione economica è rappresentata dagli accumulatori idropneumatici. Per contro un accumulatore è soggetto alla normativa sui recipienti a pressione e ai relativi controlli, per cui spesso i progettisti di impianti oleodinamici non gradiscono inserire degli accumulatori. 6.2 Dimensionamento Dimensionare un accumulatore significa, essenzialmente, determinarne il volume tenendo conto del volume di olio da accumulare e della variazione di pressione ammessa. A tal fine, con riferimento alla figura precedente si individuano i seguenti parametri: p0 = pressione di precarica del gas p1 = pressione minima di esercizio p2 = pressione massima di esercizio V0 = Volume effettivo dell’accumulatore V1 = Volume del gas alla pressione p1 V2 = Volume del gas alla pressione p2 ∆V = Volume utile erogato/assorbito 51
  • 55. Dispense di Oleodinamica Per motivi di sicurezza di funzionamento, il volume V1 solitamente è assunto pari al 90% del volume V0 (cioè si impone che durante l’esercizio almeno un 10% dell’accumulatore resti sempre ripieno di olio), mentre il rapporto V2/V1 è funzione del rapporto fra le pressioni minima e massima di esercizio ammesse e del tipo di trasformazione subita dal gas durante la compressione/espansione. Solitamente si suppone: • Trasformazione adiabatica/isentropica per cicli con durata inferiore al minuto • Trasformazione isoterma per cicli con durata superiore ai 3 minuti • Trasformazione politropica per i casi intermedi. E’ da tener presente che, viste le elevate pressioni in giuoco, il coefficiente della isentropica non può essere ritenuto quello classico, dipendente dal tipo di gas (mono-, bi-, tri-atomico) ma è funzione della pressione come indicato dal grafico in basso a destra della pagina precedente, perché il covolume (volume occupato dalle molecole) non è più trascurabile rispetto al volume complessivo occupato dal gas, ipotesi alla base della teoria dei gas perfetti. Traducendo in formule quanto detto fin qui, si ha che: V1 = 0.9 V0 p  ; V2 =  1  p   2 1 n V1   p  1n  ; ∆V = V1 − V2 = V1 1 −  1   = 0.9 V0   p2         p  1n  1 −  1     p2       Nella formula precedente, solitamente, l’incognita è il volume dell’accumulatore da utilizzare, mentre la variazione di volume dell’olio è un dato della progettazione che può determinato in base al ciclo di lavorazione, pertanto la formula precedente può essere riscritta in forma più efficace nel modo seguente: V0 = ∆V   p  1n  0.9 1 −  1     p2       Dall’equazione che esprime il volume dell’accumulatore si vede che esso deve essere tanto più grande quanto più piccole sono le oscillazioni di pressione permesse (p2 vicina a p1); pertanto, come al solito, è affidato alle capacità del progettista il compito di mediare fra due esigenze contrapposte: a) L’esigenza di contenere le dimensioni dell’accumulatore ed anche i costi fissi dell’impianto b) L’esigenza di contenere le oscillazioni di pressione per migliorare la qualità dell’esercizio ed in parte anche i costi di esercizio. 52
  • 56. Dispense di Oleodinamica Relativamente al calcolo del ∆V, come sarà più chiaro con l’esempio numerico, deve essere nota la richiesta di portata degli attuatori, sulla base del quale è possibile calcolare la portata media che deve essere fornita dalla/e pompa/e. Integrando la differenza fra la portata fornita dalla/e pompa/e e quella richiesta dagli attuatori si ottiene il diagramma della quantità di olio che si accumula nell’accumulatore o viene restituito dallo stesso. Dal diagramma suddetto è possibile individuare il massimo ed il minimo assoluto, al primo corrisponderà la massima pressione di esercizio indicata con p2 , il minimo assoluto corrisponderà la pressione minima p1; proprio la differenza fra il volume massimo e quello minimo determina il ∆V atto a individuare la dimensione dell’accumulatore. È evidente che nel processo di integrazione, su definito, non assume alcuna importanza la costante di integrazione, infatti ciò che conta è la differenza fra massimo e minimo, non i valori assoluti di quest’ultimi. 6.3 Le sospensioni idrauliche Nella figura accanto è riportata una sospensione idraulica: in essa l’accumulatore svolge la funzione di elemento elastico sostituendo la funzione che svolge la molla in una sospensione classica, mentre gli strozzatori svolgono la funzione ammortizzante (smorzante) come si può verificare scrivendo l’equilibrio dinamico della sospensione. Per semplicità di trattazione si farà riferimento al caso in cui la ruota sia in linea con il cilindro, in Schema di una Sospensione Idraulica modo da eseguire solo l’equilibrio alla traslazione, ma i risultati sono del tutto simili a quelli che si otterrebbero facendo l’equilibrio alla rotazione intorno all’asse sul quale è infulcrata la biella che sostiene la ruota. Inoltre si supporrà che quando il veicolo, e quindi la sospensione, è in equilibrio statico la pressione nell’accumulatore assuma il valore p0 che sarà preso come valore di riferimento per lo sviluppo in serie. Pertanto la forza peso che il telaio esercita sulla sospensione sarà equilibrata dalla forza che la pressione dell’olio esercita sul cilindro e sarà pari a: P = p0 Acil Nell’equilibrio dinamico si può scrivere che: p cil A cil - P = M && z 53
  • 57. Dispense di Oleodinamica dove p è la pressione che regna nel cilindro, M è la massa equivalente che si scarica sulla sospensione (è evidente che una trattazione rigorosa comporterebbe l’analisi completa del veicolo con tutte le sue ruote: cioè si è ipotizzato che il veicolo abbia un solo grado di libertà, la traslazione in direzione verticale, oltre alla traslazione nella direzione del moto) e z è la coordinata che individua la posizione del baricentro del veicolo in verticale. La quantità di olio presente all’interno del cilindro dipende dalla posizione del pistone con riferimento al cilindro, questa, a meno di una costante, è legata alla differenza fra la posizione del baricentro del veicolo e la posizione dell’asse della ruota che si indicherà con y; pertanto si potrà scrivere che Vcil = A cil (z - y + c1 ) dove c1 rappresenta la distanza del pistone dalla testata del cilindro quando sia z che y sono nulle. La variazione del volume di olio nel cilindro comporta una eguale, ma di segno opposto, variazione del volume di olio presente nell’accumulatore; la portata di olio che passa dal cilindro all’accumulatore può essere determinata derivando il volume su definito: & & Q = A cil (y - z) Il segno è coerente con l’assunzione fatte, infatti se la ruota si solleva più velocemente del telaio, il volume all’interno del cilindro diminuisce e vi è una portata positiva, cioè che va dal cilindro all’accumulatore, l’opposto avviene se il telaio sale più velocemente della ruota. Nello schema riportato in figura, il cilindro è collegato all’accumulatore tramite due strozzatori unidirezionali, infatti sono accoppiati a due valvole di non ritorno, per cui quando si ha portata dal cilindro all’accumulatore è attivo lo strozzatore superiore essendo impedito dalla valvola di non ritorno il flusso nel ramo inferiore. Quello inferiore nel caso di flusso dall’accumulatore al cilindro; ciò permette di differenziare il comportamento della sospensione nel caso vi sia un avvallamento della superficie stradale dal caso in cui quest’ultima presenti una asperità. Questo differente comportamento non modifica il tipo di equazioni differenziale che caratterizza il sistema per cui si utilizzerà una unica costante che caratterizza le perdite di carico negli smorzatori. Inoltre si supporrà che le perdite di carico negli strozzatori siano essenzialmente di tipo viscoso; anche questa assunzione non è essenziale, ma è finalizzata ad avere una equazione differenziale di tipo lineare come quella classica riportata nei testi sulle vibrazioni, ma anche nel caso di perdite di carico proporzionali al quadrato della portata gli strozzatori avrebbero un effetto smorzante. 54
  • 58. Dispense di Oleodinamica Con le ipotesi fatte, si ha che: & & ∆p = p cil - p acc = α Q = α A cil (y - z) L’equazione precedente è valida sia nel caso di portata positiva, nel qual caso la pressione nel cilindro sarà superiore a quella nell’accumulatore, sia nel caso di flusso inverso, nel qual caso la pressione nell’accumulatore superiore a quella nel cilindro è analiticamente tenuta in conto dal segno negativo della portata. Per poter ricavare la pressione nel cilindro ed andarla a sostituire nell’equazione dell’equilibrio dinamico del veicolo è necessario determinare la pressione all’interno dell’accumulatore per far ciò si scriverà l’equazione dell’isentropica relativamente al gas presente all’interno dell’accumulatore (le oscillazioni all’interno di una sospensione hanno una frequenza molto elevata, per cui si può senz’altro fare l’ipotesi di evoluzione isentropica), ottenendo che: p acc  V0  =  p0  V  k dove V è il volume del gas in un generico istante e V0 lo stesso volume quando il veicolo è in condizioni statiche (veicolo fermo). Sviluppando in serie e considerando solo gli infinitesimi del primo ordine, si ha che:  − k V0k   ∂p  p acc = p 0 +  (V − V0 ) = p 0 +  p 0 (V − V0 ) =   ∂V  V =V V k +1  V =V   0 = p0 − 0 k p0 k p0 (V − V0 ) = p 0 + A cil ( y − z) V0 V0 Nell’espressione precedente si è tenuto conto che le variazioni di volume del gas presente nell’accumulatore sono concordi con le variazioni di volume del cilindro: un aumento del volume di olio presente nel cilindro corrisponde ad una uguale diminuzione del volume di olio contenuto nell’accumulatore e ad un eguale aumento del volume del gas. Inoltre è evidente che la costante C1, che appare nella definizione del volume all’interno del cilindro, non contribuisce alle variazioni di volume, e si è assunto di prendere i sistemi di riferimento in modo tale che in condizioni statiche (veicolo in quiete) z0 e y0 siano nulli. Andando a sostituire si ha che: [p acc & & + α A cil ( y − z)] A cil − P = M && z   k p0 & & z p 0 + V A cil ( y − z) + α A cil ( y − z) A cil − P = M &&  0  55
  • 59. Dispense di Oleodinamica 2 & M && + α A cil z + z k p0 2 k p0 2 2 & A cil z = α A cil y + A cil y V0 V0 dove, in base alla definizione di p0 la forza peso è stata semplificata con il termine p0 Acil. L’equazione precedente è la classica equazione di un sistema vibrante nel quale l’accumulatore svolge il ruolo di molla idraulica (le caratteristiche dell’accumulatore contribuiscono a definire il coefficiente del termine z) e lo strozzatore ha la funzione di smorzatore (le caratteristiche dello strozzatore, attraverso il coefficiente α, contribuiscono & a definire il coefficiente del termine z ). Il termine forzante è dovuto al profilo della strada y; la frequenza della forzante è funzione sia della velocità del veicolo v, sia della lunghezza caratteristica L del profilo stradale (periodo delle oscillazioni di maggiore ampiezza), utilizzando i quali si può scrivere che:  x  vt y = y max sen  2π  = y max sen  2π  = y max sen (ω t ) L  L  ω = 2π v L 6.4 Classiche applicazioni degli Accumulatori Nelle figure seguenti sono riportate alcune delle applicazioni classiche degli accumulatori. Il primo esempio è relativo ad un sistema tendicavo per i cavi portanti di una funivia. Come ben noto, la tensione in una fune dipende dai carichi verticali che deve sopportare, ma anche dalle pendenze che essa assume. Infatti non è possibile ipotizzare una disposizione perfettamente orizzontale che comporterebbe una tensione infinita anche per carichi molto bassi. In Tensione dei cavi portanti di una funivia una applicazione con carichi fortemente va- variabili, quali sono quelli di una funivia, è necessario che la fune si allunghi quando il carico trasportato è elevato e si accorci, in modo da assumere un profilo più rettilineo, quando i carichi sono più contenuti, al fine di mantenere la sollecitazione nella fune circa costante. 56
  • 60. Dispense di Oleodinamica Ciò, nonostante tutti progressi fatti dall’elettronica, è difficile, praticamente impossibile, da effettuare con un sistema elettrico-elettronico per la rapidità con cui il sistema di controllo dovrebbe intervenire e per la difficoltà di inserire dei sensori che siano in grado di rilevare la sollecitazione all’interno del cavo e di fungere da input per il sistema di controllo. Viceversa può essere facilmente realizzato con sistemi oleodinamici: basta ancorare il cavo agli steli di due cilindri che rientrando e fuoriuscendo sono in grado di accorciare ed allungare il caso. Il tiro T che si realizza nel cavo sarà pari alla pressione dell’olio per la sezione utile del pistone: nell’ipotesi di collegare i cilindri a due accumulatori in grado di mantenere la pressione circa costante, si è realizzato un sistema del tutto passivo in grado di mantenere le sollecitazioni nel cavo costanti. Lo stesso concetto può essere sfruttato per ottenere un rullo tenditore che sia in grado di mantenere una sollecitazione costante sul ramo conduttore di una trasmissione con cinghia, o per serrare fra loro i cilindri di una gabbia di laminatoio in modo che le sollecitazione di flessione sugli stessi siano costanti indipendentemente dalla resistenza (incrudimento) del materiale che si sta laminando. Frenatura di emergenza per funivie Sistema per riportare automaticamente il cilindro in posizione fuoriuscita in caso di mancanza di energia elettrica Nel secondo e terzo esempio, l’accumulatore funge da riserva di energia, in caso di mancanza di energia elettrica e, quindi, in assenza di energia idraulica proveniente dalla pompa, in un caso per l’azionamento delle ganasce del freno di emergenza di una funivia, e nell’altro caso per far fuoriuscire il pistone (per es. per riportare l’ascensore al livello di un piano). Riserva di olio per la lubrificazione 57
  • 61. Dispense di Oleodinamica L’ultimo esempio è relativo all’utilizzo dell’accumulatore quale riserva di olio, per es. per lubrificare un cuscinetto a strisciamento in caso di non funzionamento della pompa di lubrificazione. 58
  • 62. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO VII VALVOLE DI BLOCCAGGIO 7.1 Generalità Sono le valvole in senso lato, includendo nel loro interno anche i distributori, gli elementi che permettono di far svolgere agli impianti oleodinamici le funzioni più disparate. In base alla loro funzione possono essere suddivise in: • Valvole di bloccaggio • Valvole direzionali o Distributori • Valvole di controllo della pressione • Valvole di controllo della portata In questo capitolo saranno affrontate le valvole di bloccaggio, rinviando ai prossimi capitoli per le altre tipologie 7.2 Valvole di bloccaggio In un sistema oleodinamico le valvole di bloccaggio, chiamate anche valvole di non ritorno, hanno il compito di bloccare il passaggio del liquido in un senso e di consentirlo nel senso opposto. Costruttivamente le valvole di bloccaggio sono a sede e quindi fanno una perfetta tenuta senza trafilamenti. L'elemento di tenuta è normalmente una sfera, una piastrina, un cono su sede rigida o un cono con guarnizione morbida. In base alla funzione svolta, le valvole di bloccaggio si suddividono in : • valvole di non ritorno semplici • valvole di non ritorno sbloccabili • valvole di preriempimento I componenti costruttivi delle valvole di non ritorno semplici sono il corpo (1) ed il pistone temperato (2) che viene premuto sulla sede (4) dalla molla (3). Se il flusso deve avvenire da destra a sinistra la pressione solleva il cono dalla sede ed apre il passaggio. Nel senso opposto la molla ed il liquido premono il cono sulla sede bloccando il collegamento. Il flusso che si instaura in una valvola di non ritorno è un flusso turbolento che può essere simulato solo con complessi codici di fluidodinamica computazionale (CFD), ciò nonostante le perdite di carico che esso comporta sono 59
  • 63. Dispense di Oleodinamica facilmente calcolabili scrivendo l’equazione di equilibrio dell’otturatore p1 A = p 2 A + k ( x + x0 ) dove p1 è la pressione a monte dell’otturatore che può essere ritenuta circa costante; p2 è la pressione a valle dell’otturatore, anch’essa circa costante; A è la sezione della sede su cui fa battuta l’otturatore; K è la costante elastica della molla; X0 è la precompressione della molla; X è l’alzata dell’otturatore. Dall’equazione precedente si ricava che: ∆p = p1 − p 2 = k ( x + x0 ) k x0 ≅ A A Come si può notare, nell’ipotesi di x << x0 , condizione solitamente rispettata, la perdita di carico necessaria per l'apertura della valvola è circa costante, indipendentemente dalla portata e, quindi, dall’alzata dell’otturatore. La perdita di carico delle valvole in commercio va normalmente da 0,5 a 5 bar. Le valvole di non ritorno sono impiegate ad esempio: • per by-passare uno strozzamento • per bloccare un senso di flusso • per by-passare un filtro sul ritorno al raggiungimento di una determinata contro pressione dovuta all'intasamento della cartuccia • come valvola di contropressione (valvola di tenuta) per esercitare una contropressione controllata all’uscita di un'utenza sotto carico. 60
  • 64. Dispense di Oleodinamica Nella figura alla pagina precedente viene riportato un ponte idraulico di raddrizzamento o ponte di Graetz che utilizza quattro valvole di non ritorno: nella figura di sinistra è riportato lo schema di principio, mentre in quella di destra è riportata una realizzazione costruttiva all’interno di una piastra di attacco, soluzione che risulta estremamente compatta. Come è facile comprendere il ramo orizzontale del ponte è sempre attraversato dal flusso nella stessa direzione ( da sinistra a destra in figura) indipendentemente dal fatto che il flusso esterno raggiunga il ponte dal basso e dall’alto. A differenza delle valvole di non ritorno semplici, le valvole di non ritorno a sblocco idraulico possono aprirsi (a comando) anche nel senso normalmente bloccato. Queste valvole sono impiegate ad esempio: • per il bloccaggio di circuiti di lavoro sotto pressione • come sicurezza contro la caduta di un carico dovuta alla rottura di un tubo • per evitare movimenti incontrollati di utenze bloccate idraulicamente. 7.3 Valvole di non ritorno sbloccabili Nella valvola riportata accanto il flusso è libero da A verso B: la pressione agisce sulla superficie A1 del cono principale (1) e lo solleva dalla sede contro la forza della molla(3). Da B verso A il flusso è normalmente bloccato come in una valvola di non ritorno semplice. Lo sblocco si comanda con il pistone (4), che viene spostato verso destra dalla pressione di pilotaggio applicata all'attacco X, il quale, ad una certa pressione, è in grado di sollevare il cono (1). La pressione di pilotaggio necessaria, solitamente, è notevolmente inferiore a quella di esercizio p1, infatti dipende dal rapporto tra sezione A1 e quella del pistone di pilotaggio, normalmente uguale a circa 1:3. Applicando la pressione di pilotaggio l’apertura dell’intera sezione A1 avviene repentinamente. Ciò può provocare urti di decompressione, soprattutto quando vengono liberati grandi volumi d'olio in pressione; i colpi dl ariete non solo sono rumorosi, ma sollecitano l'intero sistema ed in particolare i raccordi e gli elementi mobili delle valvole. Se questi effetti sono indesiderati si usa la valvola sbloccabile nella variante con preapertura. 61
  • 65. Dispense di Oleodinamica Applicando pressione all'attacco di pilotaggio X il pistone (4) solleva dalle rispettive sedi prima il cono di preapertura (2) e quindi il cono principale (1). Grazie a questo accorgimento viene liberata anzitutto una sezione ridotta, per cui il liquido si scarica lentamente; successivamente con l'apertura del cono principale viene liberata l’intera sezione ed il liquido può passare liberamente attraverso la valvola da B verso A. Questa soluzione permette la decompressione controllata del volume di liquido in pressione. Inserendo due valvole di non ritorno sbloccabili in un unico corpo si realizza la doppia valvola di non ritorno. Il passaggio da A1 verso A2 o da B1 verso B2 è libero, mentre è bloccato il flusso nel senso opposto. Se il flusso è diretto da A1 verso A2 il pistone di pilotaggio (3) viene spostato verso destra e solleva dalla sede il cono della valvola di non ritorno (2); a questo punto è libero anche il passaggio da B2 verso B1. La valvola funziona in modo analogo se il fluido è diretto da B1 verso B2. Viceversa se l’alta pressione proviene dall’utilizzatore (attacchi A2 e B2), per effetto del carico ad esso applicato, non solo la valvola interessata dal carico è bloccata ma anche l’altra valvola resta bloccata; infatti il pistone di pilotaggio non è soggetto ad alcuna pressione. Questa valvola viene utilizzata come valvola di sicurezza quando si hanno carichi sospesi o, comunque, si voglia evitare che il cilindro, durante arresti di lunga durata, possa avere degli spostamenti dovuti al suo carico o a carichi esterni. Infatti, avendo una tenuta a sede, la doppia valvola di non ritorno assicura una tenuta perfetta ed evita che il cilindro possa essere spostato da forze esterne. Le valvole di preriempimento sono sostanzialmente delle valvole di non ritorno a sblocco idraulico di grandi dimensioni che si aprono sotto l’effetto di un salto di pressione molto limitato, dovuto alla depressione che si genera nel cilindro rispetto alla pressione atmosferica, esse sono usate soprattutto per il riempimento di camere di grandi cilindri differenziali e per il successivo bloccaggio in pressione del cilindro di lavoro: un tipico settore di impiego è quello delle presse. 62
  • 66. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO VIII LE VALVOLE DISTRIBUTRICI 8.1 Generalità Con il termine "distributori" o "valvole direzionali" sono chiamate tutte le valvole che comandano l'avvio, l’arresto e le variazioni del senso di flusso in un impianto oleodinamico. Una prima sintetica definizione dei distributori si basa sul numero di "vie" o attacchi utili (che non includono gli attacchi di pilotaggio) e sul numero di posizioni d'inserzione possedute. Un distributore a 2 vie con 2 posizioni d'inserzione è definito distributore 2/2. Simbolo di distributore 2/2 Nella successiva figura è riportato un distributore 4/3 con l’indicazione degli attacchi utili e delle posizioni d'inserzione: le posizioni d'inserzione ed i corrispondenti dispositivi di azionamento sono contrassegnati con le lettere minuscole "a" e "b", la posizione centrale è detta Simbolo di distributore 4/3 "posizione di riposo" (o posizione di centraggio o posizione zero). Per definizione la posizione di riposo è quella assunta spontaneamente dagli elementi mobili del distributore in mancanza di azionamento, ad esempio, per effetto delle forze esercitate da molle. Il simbolo riporta anche le indicazioni sul tipo di azionamento (elettromagnetico) e di centraggio (a molle). Esistono fondamentalmente tre tipi di distributori, diversi per costruzione e per funzionamento: • distributori a cursore o a cassetto • distributori a sede • distributori rotativi. 8.2 Distributori a Cassetto Il distributore a cassetto, o a cursore, è il più comunemente usato per i molti vantaggi offerti, come ad esempio: • concezione costruttiva relativamente semplice • ottima compensazione di pressione e quindi modeste forze d'azionamento 63
  • 67. Dispense di Oleodinamica • elevata potenza d’inserzione • basse perdite di carico Il distributore a cassetto sopra riportato comprende un corpo munito di cavità assiale di forma complessa, in cui è inserito un cursore scorrevole. Nel corpo, costruito in ghisa idraulica, ghisa sferoidale, acciaio o altro materiale adatto, sono ricavati per fusione o per tornitura intorno alla cavità cilindrica centrale due o più (secondo il numero di vie del distributore) canali anulari, concentrici o eccentrici rispetto al foro. Le intersezioni tra foro cilindrico e canali anulari generano gli spigoli pilotanti del corpo, che interagiscono con gli spigoli del cursore. Lo spostamento del cursore crea o interrompe i collegamenti tra i canali anulari del corpo. Poiché nei distributori a cursore la tenuta si verifica lungo il meato creato dall’indispensabile gioco di accoppiamento tra corpo e cursore, la qualità della tenuta (ossia l’entità del trafilamento) dipende dall’altezza del meato oltre che dalla viscosità e dalla pressione del fluido. Alle alte pressioni (fino a 350 bar) le perdite per trafilamento dei distributori a cursore sono di un’entità tale, da doverne necessariamente tenere conto nel calcolo del rendimento del sistema. I distributori a cursore possono essere muniti di azionamento diretto o pilotato. La scelta dipende principalmente dall’entità della forza di azionamento richiesta e quindi dalla grandezza nominale. 64 Distributore ad azionamento manuale
  • 68. Dispense di Oleodinamica Nel distributore ad azionamento diretto il cursore è azionato con leva o altro dispositivo meccanico, elettromagnetico, oleodinamico o pneumatico, senza interposizione di un amplificatore di forza. A causa delle forze resistenti statiche e dinamiche presenti nel distributore l'azionamento diretto è impiegato di norma fino ad una portata di circa 120 I/min e ad una pressione d’esercizio di 350 bar. Fra i vari tipi di azionamento, quello più frequen-temente impiegato è l’azionamento elettromagnetico (con magneti sia in corrente continua che alternata, sia a secco che a bagno d'olio). Ma sono diffusi anche distributori ad azionamento meccanico, manuale e distributori ad azionamento fluidico (idraulico o pneumatico) 8.3 Prestazioni di un Distributore Le prestazioni e la qualità di un distributore vengono valutate secondo i seguenti criteri: • limite statico di prestazione • limite dinamico di prestazione • resistenza idraulica al flusso • trafilamento (distributori a cursore) Limite di prestazione di un • tempo d'inserzione. distributore Il limite statico di prestazione definisce la pressione massima di esercizio di un distributore: infatti in funzione dell'entità della pressione, del tempo in cui essa agisce e di altri fattori, come i contaminanti, si instaura tra cursore e corpo una forza d'incollaggio che ne ostacola il successivo movimento. È facile intuire che la forza di incollaggio è legata alla pressione di esercizio, per cui, oltre una certa pressione, non è assicurato che il sistema di azionamento sia in grado di movimentare il cursore e di garantire il corretto funzionamento del distributore. Il limite dinamico di prestazione indica la massima portata ammissibile per il distributore, ed è determinato dalla forza assiale che si instaura sul cursore del distributore e che tende a richiudere lo stesso, forza che deve essere superata, con un sufficiente margine di sicurezza, dalla forza che il sistema di azionamento è in grado di produrre. Il campo di utilizzo di un distributore, oltre ad essere delimitato dalle linee che rappresentano il limite statico e quello dinamico, è chiuso da una terza linea in corrispondenza della quale la pressione massima di esercizio varia in funzione della portata: è evidente che quando sia la pressione che la portata sono elevate si ha una interazione fra i fenomeni propri del limite statico con quelli che caratterizzano il limite 65
  • 69. Dispense di Oleodinamica dinamico per cui la pressione va ridotta all’aumentare della portata. La differenza ∆p tra pressione all'entrata e all'uscita del distributore, solitamente, è trascurabile rispetto ai salti di pressione tipici degli impianti oleodinamici, comunque i costruttori riportano i dati relativi alle perdite di carico per i vari collegamenti possibili (da P verso A e verso B, da A e da B verso T, da P verso T) sotto forma di diagrammi nel piano Q-∆p. Il tempo d'inserzione di un distributore è il tempo intercorrente tra l'applicazione della forza di azionamento ed il completamento della corsa del cursore. 8.4 Limite Statico di Prestazione Per chiarire meglio le cause del limite statico di prestazione, qui di seguito, si riporteranno alcuni dei risultati ottenuti con Fluent che può essere ritenuto il più diffuso codice commerciale di fluidodinamica computazionale (CFD). I risultati su riportati sono relativi al caso in cui un cursore perfettamente cilindrico sia posizionato in una sede, anch’essa perfettamente cilindrica, con un piccolissimo errore di parallelismo fra gli assi. È evidente che l’inclinazione relativa fra gli assi determina una 66
  • 70. Dispense di Oleodinamica variabilità dello spessore del meato, dovuto agli inevitabili giochi fra sede e cursore: con riferimento alla figura precedente, lo spessore del meato è decrescente da sinistra verso destra nella parte superiore; l’opposto avviene nella parte inferiore. Per questo motivo la pressione, che in un caso perfettamente assialsimmetrico sarebbe funzione solo della posizione assiale, lungo la generatrice superiore decresce prima lentamente (spessore del meato maggiore e, quindi, minori perdite di carico) e poi più velocemente. La situazione opposta si ha lungo la generatrice inferiore dove il gradiente di pressione è superiore nella zona di sinistra ed inferiore in quella di destra. Il discorso è meglio chiarito dalla figura successiva dove sono riportati gli andamenti della pressione in funzione della posizione assiale relativi a cinque differenti generatrici: in un caso perfettamente assialsimmetrico le linee dovrebbero sovrapporsi completamente; nel presente caso, le linee, pur partendo da uno stesso livello di pressione (pressione nella camera in contatto con l’attacco P) e giungendo tutte alla pressione regnate nella camera di valle, hanno andamenti differenti. Si potrebbe dimostrare che i suddetti andamenti determinano sul cursore una forza radiale risultante (nel caso assialsimmetrico essa è nulla), che non tende a riallineare il cursore con la sede, ma a ruotarlo ulteriormente generando il pericolo di inpuntamento. È evidente che la forza radiale è proporzionale alla pressione che deve essere limitata per evitare che il sistema di azionamento non sia in grado di azionare il cursore. A conclusioni simili si giungerebbe analizzando altre inevitabili imprecisioni quali l’errore di cilindricità del cursore e/o della sede, ecc. 67
  • 71. Dispense di Oleodinamica 8.5 Limite Dinamico di Prestazione. Il limite dinamico, come già detto, è legato alle forze di flusso che si instaurano sul cursore nelle fasi iniziali dell’apertura e che tendono a richiuderlo; per questo motivo la portata deve essere limitata se non si vuol rischiare che il sistema di azionamento risulti insufficiente ad azionare il distributore. Per calcolare le forze di flusso si possono utilizzare due metodologie: 1) Integrare le pressioni agenti sul cursore sull’intera superficie del cursore. 2) Applicare il principio di conservazione della quantità. La prima è molto semplice se si utilizza un codice CFD in grado di calcolare il flusso all’interno del distributore e di fornire puntualmente il valore della pressione, il secondo approccio è preferibile se si vuol affrontare il problema dal punto di vista teorico con una trattazione semplificata e sarà utilizzato in questa sede: Come sarà mostrato alla fine del paragrafo anche la seconda metodologia, se non si vogliono fare approssimazioni, richiede una simulazione numerica del flusso mediante un codice CFD. Preso un volume di controllo tipo quello riportato nella figura accanto (volume toroidale esterno all’alberino del cursore e 1 L1 IN Fsleeve avente diametro esterno coincidente con il diametro M2 OUT M1 2 Control volume interno della sede, volume che, in direzione assiale, si estende fra i due risalti del cursore), Fspool L applicando il principio di conservazione della quantità di moto si ha: Fspool − Fsleeve + M1ax − M2ax = d ρvaxdV CV dt ∫∫∫ Nella forma classica il principio di conservazione della quantità di moto afferma che il risultante delle forze esterne è pari alla variazione nell’unità di tempo della quantità di moto. In questo caso, poiché lo si sta applicando ad un volume di controllo e non ad una massa fissa, bisogna mettere in conto anche il flusso di quantità entrante e quello uscente: anch’essi vanno a variare la quantità di moto contenuta nel volume di controllo. L’equazione precedente è una equazione vettoriale, ma è la sua proiezione in direzione assiale quella di interesse per la presente applicazione finalizzata a quantificare la forza assiale che i magneti devono esercitare sul cursore al fine di azionare il distributore. A tal fine si può trascurare la forza esercitata dalla sede (sleeve) perché, per l’assialsimmetria della geometria, sono solo le forze di attrito viscoso che contribuiscono a 68
  • 72. Dispense di Oleodinamica questa forza ed esse sono trascurabili rispetto alle forze dovute alle pressioni. Anche il flusso di quantità di moto entrante ha una componente assiale trascurabile in quanto la velocità in ingresso è puramente radiale e non vi sono motivi che possano deviare il flusso in direzione assiale. Infine è trascurabile anche la derivata temporale della quantità di moto contenuta nel volume di controllo, questa è rigorosamente nulla nel caso stazionario, ma, come si potrebbe dimostrare, anche nel caso non stazionario, con le attuali velocità di apertura dei cursori, è trascurabile. Con queste assunzioni, è possibile scrivere che: Fspool = M 2ax La forza che il cursore (spool) esercita sul volume di controllo, che è uguale e contraria alla forza che il fluido esercita sul cursore, è pari al flusso di quantità di moto uscente, che ipotizzando un angolo di efflusso costante può essere facilmente calcolato: Fspool = M2ax = G vass = ρ π D x vrad vass = ρ π D x 2 ∆p ρ senθ 2 ∆p ρ cosθ = π D x ∆p sen 2θ dove x rappresenta l’ampiezza in direzione assiale della sezione di efflusso, θ rappresenta l’angolo di efflusso per il quale H. Merritt, oltre quaranta anni fa, indicò il valore di 57°, e la velocità di efflusso è stata calcolata con la classica ipotesi Borda (flusso isentropico fino alla sezione ristretta ed isobarico a valle della stessa). La formula precedente presenta due campi di applicazione, nella prima fase (piccole aperture) non tutta la portata fornita dalla pompa riesce ad essere smaltita attraverso il distributore, per cui è ipotizzabile che sia aperta la valvola limitatrice di pressione e che il salto di pressione sia costante per cui la forza di flusso è proporzionale all’apertura x. Nella seconda fase tutta la portata fornita dalla/e pompa/e passa attraverso il distributore, per cui questa fase è caratterizzata da portata costante e salto di pressione variabile. Come si può vedere dalla formula della portata: G=ρπ Dx 2 ∆p ρ senθ in queste condizioni il salto di pressione è inversamente proporzionale al quadrato dell’apertura x del distributore e, in definitiva, la forza di flusso è inversamente proporzionale all’apertura x del distributore. Pertanto l’andamento della forza di flusso in funzione dell’apertura x è del tipo riportato nel diagramma all’inizio della pagina seguente, con un picco di forza nel punto in cui termina il tratto lineare e comincia il tratto iperbolico, picco che è tanto più elevato quanto più elevata è la portata, da qui nasce il limite alla portata massima ammissibile con un corretto funzionamento del distributore o limite dinamico. 69
  • 73. Dispense di Oleodinamica Il calcolo della forza di flusso su effettuato è un calcolo semplificato Forza (N) che si presta molto bene a chiarire il fenomeno, ma che non è sufficiente se si vuole una quantificazione precisa della forza di flusso. Le approssimazioni non sono insite nel prin- 120 100 80 60 40 20 0 Qmax=230l/m in Qmax=150l/m in 0 cipio di conservazione della quantità 10 20 30 tem (ms) po di moto, che è rigoroso, ma in alcune assunzioni semplificative che qui di seguito si andranno ad esplicitare: 1) L’angolo di efflusso non è una costante per tutti i filetti fluidi, ma varia da filetto fluido a filetto fluido ed è funzione anche delle condizioni di efflusso 2) Nell’applicare l’ipotesi Borda, il salto di pressione da inserire è quello a cavallo della sezione ristretta, mentre normalmente si ha a disposizione il salto totale fra monte e valle del distributore, che comprende anche altre perdite, fra le quali assumono particolare rilievo quelle nelle scanalature circonferenziali che portano l’olio dal condotto di alta pressione all’intero sviluppo circonferenziale del cursore e le corrispondenti in uscita legate ai flussi circonferenziali che raccolgono l’olio sui 360° e lo inviano verso il condotto collegato all’attuatore. 3) La presenza dello strato limite riduce la velocità media nella sezione di efflusso: questo fenomeno riveste una importanza percentuale superiore alle basse aperture. Per chiarire meglio i concetti su esposti, qui di seguito saranno riportati alcuni risultati numerici ottenuti con il codice CFD Fluent relativi ad un distributore 4/3 a centro chiuso avente la geometria riportata a fianco. Nella prima immagine si vede il campo di velocità in una analisi assialsimmetrica: È ben visibile come la velocità nella sezione di efflusso non sia costante e lo stesso dicasi per l’angolo di efflusso che si avvicina ai 90° in corrispondenza dello spigolo del risalto del cursore, mentre è decisamente inferiore in corrispondenza dello spigolo della sede anche a causa del gradino che essa presenta. 70
  • 74. Dispense di Oleodinamica Le successive quattro figure sono relative ad una analisi completamente tridimensionale e sono finalizzate a mostrare come il salto di pressione nella sezione ristretta non è costante e coincidente con il salto di pressione nell’intero distributore. Le prime due mostrano le superfici isovelocità ed isobare in corrispondenza di una piccola apertura del distributore: in questo caso le portate sono piccole e le perdite di carico nei flussi circonferenziali sono sufficientemente piccole da poter essere trascurate, ci si avvicina molto alla situazione assialsimmetrica. La pressione a monte della sezione ristretta è circa costante (colore rosso), lo stesso dicasi per la pressione a valle (colore celeste), la velocità è trascurabile dappertutto eccetto che nella sezione ristretta dove raggiunge valori circa indipendenti dalla sezione circonferenziale presa in considerazione. 71
  • 75. Dispense di Oleodinamica Situazione del tutto opposta si ha alle grandi aperture, in corrispondenza delle quali la portata è notevole, le perdite di carico circonderenziali sono considerevoli ed il salto di pressione a cavallo della sezione ristretta, e la corrispondente velocità, sono funzione della posizione circonferenziale θ. In questa situazione la formula della forza di flusso su riportata fornisce un risultato molto appressimato in quanto non è in grado di stimare le velocità in corrispondenza delle sezioni ristrette. 8.6 Un Distributore a centro aperto. In questo paragrafo sarà brevemente illustrato il funzionamento di un Distributore a centro aperto che in posizione di riposo mette a scarico l’alta pressione limitando la potenza assorbita dalla pompa. Questo esempio cercherà di fornire un’idea della notevole varietà di distributori in commercio e le complicazioni costruttive che le varie soluzioni comportano. Nella figura accanto è riportata una foto del distributore smontato, nella quale si vede la sede, le due chiusure laterali, esternamente alle quali sono 72
  • 76. Dispense di Oleodinamica montati i due magneti, le due ancore sulle quali agisce la forza elettromagnetica e che provvedono a spostare il cursore ed, infine, il cursore che è la vera particolarità di questo distribuitore. Un ingrandimento di questo ultimo è riportato nella foto successiva: esso è cavo e presenta quattro serie di fori radiali per il passaggio dell’olio dall’interno all’esterno e viceversa. Dal disegno quotato è possibile rilevare le dimensioni del distributore e comprendere meglio il funzionamento dello stesso. In posizione di riposo l’olio proveniente dall’attacco di alta pressione va verso gli attacchi di scarico passando attraverso le cavità realizzate all’interno del cursore. Partendo da questa posizione e spostando il cursore verso destra si vengono a creare varie situazioni di flusso fino a giungere alla situazione di distributore completamente aperto, situazioni rappresentate nelle figure seguenti, figure che riportano le curve isovelocità ottenute con il codice CFD Fluent Per spostamenti inferiori a 1.4 mm si crea la situazione riportata nella prima figura con gli attacchi verso l’attuatore ancora chiusi, ma si va riducendo l’area di passaggio del flusso di alta pressione verso la cavità destra interna al cursore con evidente crescita della velocità (le velocità vanno dall’azzurro, velocità nulla, al rosso, velocità massima). La 73
  • 77. Dispense di Oleodinamica stessa riduzione di sezione si realizza fra la cavità sinistra interna al cursore e lo scarico con relativo incremento delle velocità. Per spostamenti superiori a 1.4 mm e inferiori a 2.4 mm si crea la situazione riportata nella seconda figura: la cavità sinistra interna al cursore in collegamento con l’alta pressione ha abbandonato il collegamento con lo scarico ed inizia ad essere in contatto con l’attacco diretto verso l’attuatore. Viceversa, sul lato destro si vede che la cavità destra interna al cursore è ancora in contatto con l’alta pressione, ma contemporaneamente è venuta in contatto con il flusso di ritorno dall’attuatore ed è sempre più in contatto con lo scarico. In questa fase la pressione tende a salire ma piuttosto lentamente, poiché l’attacco P è in contatto con lo scarico T tramite la cavità di destra, difficilmente l’attuatore si riesce ad avviare in questa fase. La terza fase comincia quando la corsa del cursore supera i 2.4 mm e si conclude con la completa apertura del cursore corrispondente ad uno spostamento di 3.4 mm. Come si vede dalla terza figura, la cavità di sinistra mette in collegamento l’attacco P con quello 74
  • 78. Dispense di Oleodinamica diretto all’attuatore (per es. attacco A), mentre quella di destra mette in collegamento il ritorno dall’attuatore (attacco B) con lo scarico T. È da sottolineare che nelle figure e nelle simulazioni con Fluent si è realizzato un collegamento dell’attacco A con l’attacco B che nella realtà non esiste e che serve a simulare la presenza dell’attuatore; fra l’altro Fluent permette di imporre su di una superficie una discontinuità di pressione, e questa possibilità è stata sfruttata per simulare il carico sull’attuatore (la discontinuità di pressione è stata imposta in corrispondenza della sezione evidenziata con linea nera continua al centro del condotto di collegamento fra gli attacchi A e B). 8.7 Distributori a Sede Quando i trafilamenti non sono accettabili, si ricorre ai distributori a sede, in questo tipo di distributore uno o più otturatori mobili costituiti da sfere, coni o piattelli accoppiati a sedi geometricamente corrispondenti ricavate nel corpo realizzano un effetto di tenuta che Tipi di otturatore: a sfera, a cono e a piattello aumenta con il crescere della pressione. Caratteristiche principali dei distributori a sede: • assenza di trafilamento • possibilità di prolungati arresti in pressione grazie alla mancanza di meati soggetti ad incollaggio funzione di intercettazione ottenibile senza componenti aggiuntivi • possibilità d'impiego per alte ed altissime pressioni grazie all'assenza di trafilamenti e di deformazioni dovute alla pressione • notevole perdita di carico a causa delle brevi corse di apertura 75
  • 79. Dispense di Oleodinamica • crollo della pressione durante l'inserzione a causa del ricoprimento negativo conseguente al collegamento contemporaneo dei canali P - A - T • incompleta compensazione assiale della pressione. I distributori a sede possono essere sia ad azionamento diretto che pilotato; la scelta dipende soprattutto dall'entità della forza di azionamento necessaria e quindi dalla grandezza nominale. Nei distributori a sede ad azionamento diretto gli elementi di tenuta sono azionati direttamente da un dispositivo meccanico. A causa delle forze statiche dovute alla pressione e delle forze dinamiche dovute al flusso i distributori a sede ad azionamento diretto sono normalmente costruiti per portate inferiori a 36 I/min e per pressioni fino a 630 bar. Qui di seguito è riportata la descrizione del funzionamento del distributore a sede ad azionamento elettromagnetico riportato nella figura a destra: l’otturatore è costituito dalla sfera (1) che in posizione di riposo viene spinta verso sinistra contro la sede (3) dalla molla (2). In posizione di riposo il collegamento da P verso A è aperto, mentre l’attacco T è bloccato. La commutazione del distributore si ottiene eccitando l’elettromagnete, la cui forza si trasmette alla sfera (1) tramite la leva (5), la sfera (7) e l’astina di comando(6). La sfera (1) Distributore 3/2 a sede ad aziona- viene spinta verso destra contro l’azione della mento elettromagnetico molla (2) e premuta contro la sede. Ora l’attacco P è bloccato, mentre si apre il collegamento da A verso T. Durante la commutazione, per un breve istante, gli attacchi P A - T sono collegati fra loro. Tenuto conto della difficoltà di equilibrare le forze agenti sull’otturatore di un distributore a sede, e, quindi, delle notevoli forze di azionamento richieste, ben presto, cioè anche per distributori di dimensioni non eccessive, si rende necessario passare alla soluzione pilotata, nella quale è la forza dovuta alla pressione dell’olio a movimentare l’otturatore principale. Per il pilotaggio di un distributore a sede si usa un altro distributore a sede ad azionamento elettromagnetico diretto di grandezza nominale inferiore: nelle figure che seguono si riporta un esempio commerciale ed il relativo schema funzionale: 76
  • 80. Dispense di Oleodinamica Nella posizione di riposo il pistone (2) viene sottoposto alla pressione agente sull’attacco P, che attraverso il pilota aperto (1) raggiunge il vano di pilotaggio (4). Poiché la superficie del pistone (2) è maggiore di quella dell’otturatore (3), quest’ultimo viene premuto sulla sede; l’attacco P è bloccato e gli attacchi A e T sono collegati. Eccitando il magnete del pilota (1) il vano di pilotaggio (4) viene collegato con l’attacco T. La pressione sull’attacco P solleva l’otturatore dalla sede, l’attacco T viene bloccato e A viene collegato con P. 77
  • 81. Dispense di Oleodinamica CAPITOLO IX LE VALVOLE DI CONTROLLO DELLA PRESSIONE 9.1 Generalità Il concetto di "valvole di controllo della pressione" raggruppa tutte le valvole che influenzano secondo una modalità predeterminabile la pressione in un impianto oleodinamico o in una parte di esso. Tale risultato si ottiene variando determinate sezioni di strozzamento per mezzo di dispositivi a comando meccanico, idraulico, pneumatico o elettrico. Secondo il tipo di tenuta della sezione di strozzamento le valvole si distinguono in valvole a otturatore e valvole a sede. In base alla funzione le valvole di controllo pressione si suddividono in quattro gruppi: • valvole limitatrici di pressione • valvole di inserzione • valvole di esclusione • valvole riduttrici di pressione. L’ultimo gruppo, quello delle valvole riduttrici di pressione, si differenzia dagli altri perché controlla la pressione in uscita dalla valvola. Tutte le valvole di controllo pressione, eccetto quelle di esclusione, possono essere realizzate sia nella versione ad azionamento diretto sia in quella pilotata. 9.2 Valvole limitatrici di pressione ad azione diretta La valvola limitatrice di pressione serve a limitare la pressione in un impianto oleodinamico ad un determinato valore di taratura. Al raggiungimento di tale valore la valvola entra in funzione, scaricando dal sistema al serbatoio il fluido in eccesso, pari alla differenza tra la portata della pompa ed il fabbisogno istantaneo delle utenze. Essa va sempre installata in derivazione (by-pass). In relazione alla funzione svolta Schema di principio della la valvola limitatrice di pressione è chiamata anche valvola limitatrice di pressione a sede valvola di sicurezza. Il funzionamento di tutte le valvole limitatrici di 78
  • 82. Dispense di Oleodinamica pressione ad azionamento diretto si basa sul fatto che la pressione in entrata agisce su una superficie di misura, costituita da un elemento di chiusura caricato da una forza resistente. La forza della molla precaricata agisce nel senso della chiusura e contrasta la forza idraulica generata dalla pressione d'entrata che agisce sulla superficie frontale inferiore dell'otturatore, mentre il vano molla è collegato al serbatoio. Finché la forza della molla supera quella della pressione l'elemento mobile rimane serrato contro la sede. Quando la pressione supera il valore di taratura, la forza della pressio- Valvola limitatrice di ne supera la forza della molla e l'elemento mobile si al- pressione a cartuccia za aprendo un passaggio verso il serbatoio ed il fluido in eccesso si scarica attraverso tale linea. Nella figura accanto è riportata una foto dell’esploso degli elementi costitutivi di una valvola commerciale di questo tipo. Si tratta di una valvola limitatrice di pressione ad azionamento diretto con pressione massima di lavoro pari a 250 bar. Dallo spaccato appaiono ben evidenti il corpo principale della valvola con foro di ingresso e uscita dell’olio, l’otturatore troncoconico con all’estremità il pistoncino di smorzamento (la cui funzione sarà più chiara nel prossimo paragrafo), la molla che tende a comprimere l’otturatore sulla sede del corpo valvola, ed infine il pistoncino di precompressione della molla, spinto dal volantino di taratura accessibile dall’esterno tramite chiave a brugola da 4 mm. Al fine di fornire una idea di massima delle caratteristiche di queste valvole, qui di seguito sono riportate le principali grandezze geometriche e fisiche rilevate sulla valvola. 79
  • 83. Dispense di Oleodinamica Diametro sede [mm] 8 Massa dell’otturatore [g] 14 Massa della molla [g] 44 Cost. elastica della molla [N/m] 97500 dati geometrici della valvola limitatrice di pressione provata in laboratorio Per quanto concerne il pistoncino di smorzamento, poiché dalla fotografia scattata non si evince con chiarezza la sua geometria, nella figura superiore è stato riportato un disegno in AutoCad dello stesso. 9.3 Equilibrio dinamico delle valvole limitatrici ad azione diretta Volendo descrivere in termini analitici il comportamento delle valvole limitatrici di pressione ad azione diretta, è opportuno trattare separatamente il comportamento in condizioni stazionarie da quello durante il transitorio. In condizioni stazionarie si può fare l’equilibrio fra la forza esercitata dall’olio sull’otturatore e quella esercitata dalla molla, ottenendo che: p A = k ( x + x0 ) da cui p= k ( x + x0 ) A dove k è la costante elastica della molla, x0 la sua precompressione, x l’alzata dell’otturatore e A la sua area utile, su cui agisce la pressione p. La valvola si apre fino al punto in cui si raggiunge l'equilibrio tra forza idraulica e forza della molla; la corsa d'apertura varia secondo la portata di fluido che attraversa la valvola, fino al raggiungimento della corsa d'apertura massima (limite di prestazione della valvola). Una valvola limitatrice di pressione ideale dovrebbe essere in grado di mantenere costante la pressione a monte della stessa indipendentemente dal valore della portata che si scarica attraverso la valvola. Nella realtà anche le valvole limitatrici di pressione non sono perfette e presentano una pressione crescente con la portata: infatti al crescere della portata che si scarica deve aumentare l’alzata della valvola (che si potrebbe dimostrare è circa proporzionale alla portata), ciò comporta un incremento della compressione dell’elemento elastico e, conseguentemente, della pressione di esercizio. Come si può notare dal grafico riportato nella pagina seguente che mostra le curve caratteristiche di 80
  • 84. Dispense di Oleodinamica una valvola limitatrice di pressione, lo scostamento dal comportamento ideale e molto limitato in corrispondenza della pressione nominale della valvola, mentre cresce notevolmente quando agendo sull’organo di regolazione si abbassa il valore della pressione di taratura. In effetti nelle condizioni nominali la valvola presenta un valore della precompressione della molla molto maggiore dell’alzata massima dell’otturatore, per cui la forza elastica della molla, percentualmente, varia poco con l’alzata dell’otturatore. Viceversa, quando, intervenendo sull’organo di regolazione, si abbassa notevolmente la pressione di taratura, non è più verificato che l’alzata dell’otturatore sia molto minore della precompressione della molla, conseguentemente, la pressione, così come la forza elastica, varia notevolmente con la portata ed il grado di apertura della valvola. Quanto finora descritto, è maggiormente evidente dal grafico successivo che confronta quattro valvola simili ma aventi differenti pressioni nominali: 400 bar (curve a tratto continuo), 315 bar (curve a tratti lunghi), 200 bar (curve a tratti e punti) e 100 bar (curve a tratti brevi). Come si può notare, per una stessa pressione di taratura, la valvola avente una pressione nominale inferiore si comporta molto meglio perché, pur presentando lo stesso prodotto k x0, ha una rigidezza inferiore ed una precompressione maggiore. Infine è da sottolineare che, quando l’otturatore raggiunge l’alzata massima, la valvola si comporta come uno strozzatore fisso che, come ben noto, presenta una perdita di carico proporzionale al quadrato della portata (curva celeste nelle due figure precedenti). 81
  • 85. Dispense di Oleodinamica Tutte le curve caratteristiche della valvola convergono a questa parabola per portate sufficientemente elevate, ma un corretto utilizzo della valvola dovrebbe prevedere portate ben al di sotto di questo limite. Le valvole limitatrici di pressione, oltre alle caratteristiche stazionarie, devono assicurare una adeguata prontezza di risposta, per evitare pericolosi picchi di pressione ed il rischio che si generino dannose oscillazioni di pressione. Da questo punto di vista, è da sottolineare che, dal punto di vista delle equazioni, non vi è differenza se la valvola sia in esecuzione a sede o ad otturatore, ma l'esecuzione a sede, oltre ad assicurare la perfetta tenuta senza trafilamenti, ha il pregio della rapidità di reazione, poiché già con corse molto piccole dell'elemento di tenuta si scaricano portate relativamente elevate. Dal punto di vista dinamico, la valvola costituisce un sistema molla-massa, che può essere studiato con le equazioni classiche dei sistemi oscillanti, ma esso sarebbe fortemente sottosmorzato, e presenterebbe un lungo transitorio prima di raggiungere le condizioni stazionarie, se non si interviene con opportuni accorgimenti. A tal fine viene progettato un adeguato sistema di smorzamento che nel caso di valvole ad azione diretta viene realizzato mediante: - pistoncino e ugello - pistoncino con smusso - pistoncino con gioco maggiorato. Con riferimento al sistema con pistoncino smussato, si possono scrivere le seguenti equazioni valide per il transitorio: p A − k ( x + x0 ) = M && x dove M rappresenta la massa dell’otturatore e p rappresenta la pressione nel vano sottostante il pistoncino smorzatore. La pressione pE non interviene esplicitamente in quanto essa agisce p sull’otturatore dalla parte inferiore e sul pistoncino dal lato superiore dando origine ad un risultante nullo. Per poter risolvere l’equazione precedente è necessario esprimere la p in funzione della pE , a tal fine si supporrà che le perdite di carico legate al flusso attraverso lo smusso del pistoncino siano essenzialmente di tipo viscoso, per cui si può scrivere che: & p = p E − α Qtr = p E − α A x 82
  • 86. Dispense di Oleodinamica dove α rappresenta la costante di proporzionalità fra le perdite di carico e la portata di trafilamento. Quest’ultima è legata alla variazione del volume nel cilindretto inferiore, volume che l’olio di trafilamento deve riempire o svuotare, per cui la portata di trafilamento è nulla quando il cursore è fermo, anche se in posizione aperta, mentre è diversa da zero ogni qual volta la valvola tende ad aprirsi o a chiudersi. È da sottolineare che la formula precedente vale sia in fase di apertura che di chiusura della valvola ed è rispettosa dei & segni: infatti in fase di apertura ( x positivo) una certa quantità di olio deve trafilare dalla zona superiore verso il cilindretto inferiore determinando delle perdite di carico e, quindi, nella zona inferiore si determinerà una depressione (pressione inferiore) che contrasterà & l’apertura della valvola. Dal punto di vista numerico essendo x positivo la pressione p risulta inferiore alla pressione pE. La situazione opposta si ha in fase di chiusura della valvola, in questa fase l’olio deve trafilare dal cilindretto inferiore alla zona superiore, determinando una sovrapressione nella zona inferiore che si oppone alla chiusura: in entrambi i casi il pistoncino di trafilamento determina una azione che si oppone allo spostamento del cursore, cioè una azione smorzante, come sarà evidenziato anche dalla equazione dell’equilibrio dinamico del cursore. Dal punto di vista numerico, è il segno & negativo della velocità x che determina una p > pE. Andando a sostituire, nell’equazione dell’equilibrio dinamico del cursore, l’espressione della p appena ricavata si ottiene: & ( p E − α A x) A − k ( x + x0 ) = M && x da cui: & M && + α A 2 x + k x = p E A − k x0 = ( p E − ptar ) A x L’equazione precedente è la classica equazione di un sistema vibrante smorzato nel quale l’effetto smorzante è legato al coefficiente α, cioè alle caratteristiche del flusso che si instaura attraverso gli smussi del pistoncino di smorzamento La frequenza naturale del sistema ω n = K M , con valori caratteristici di queste valvole (tipo quelli riportati in tabella), è molto elevata, mentre il coefficiente di smorzamento 2 ζ = α A 2 M ω , in una corretta progettazione della valvola deve essere n preso prossimo al valore critico che, come ben noto, è pari a 1 2 ≅ 0.7 . Un coefficiente di smorzamento critico evita che vi siano oscillazioni intorno alla posizione stazionaria, e determina un andamento asintotico verso la situazione stazionaria, ma non bisogna eccedere con il coefficiente di smorzamento altrimenti si ha una eccessiva lentezza 83
  • 87. Dispense di Oleodinamica nell’apertura della valvola con il rischio di raggiungere notevoli sovrapressioni nel primo picco di pressione. È da sottolineare che, con i valori sopra consigliati, in tutte le attività di ricerca svolte sull’argomento, non si sono mai evidenziate sovrapressioni pericolose. Il fatto di aver supposto le perdite di carico collegate alle potata di trafilamento di tipo laminare semplifica l’equazione finale in quanto determina una equazione differenziale lineare, ma anche nel caso di perdite di carico proporzionali al quadrato della portata (flusso turbolento e/o perdite di carico concentrate) l’effetto del pistoncino sarebbe stato smorzante. Una curiosità può essere costituita dal fatto che l’olio attraversando una valvola limitatrice di pressione si riscalda parecchio: è ben noto da Macchine che attraversando uno sezione ristretta l’energia di pressione viene trasformata in energia cinetica e successivamente non viene ritrasformata in energia di pressione, ma dissipata in calore (Lw), ma per le macchine idrauliche, solitamente, si trascura di calcolare la variazione di temperatura poiché le energie in gioco per i fluidi incomprimibili sono piccole e le variazioni di temperatura trascurabili. Nel caso dell’Oleodinamica, essendo le pressioni in giuoco enormi ed essendo il calore specifico dell’olio circa la metà di quello dell’acqua, le variazioni di temperatura non sono affatto trascurabili, dell’ordine della decina di gradi per un salto di pressione di 200 bar, come si potrebbe facilmente calcolare applicando il principio di conservazione dell’energia al flusso: ∆p ρ = c ∆T (con c calore specifico) 9.4 Le Valvole limitatrici di pressione pilotate La valvola limitatrice di pressione pilotata comprende la valvola principale con relativo otturatore e la valvola pilota con il dispositivo di taratura, che è, anch’essa, una valvola limitatrice di pressione, ma del tipo ad azionamento diretto. Nello schema di principio rappresentato nella figura seguente, si può vedere come l’olio in pressione proveniente dalla pompa agisce non solo sulla superficie inferiore dell’otturatore principale, ma anche, attraverso dei collegamenti interni, sulla valvola pilota e nel vano interno 84
  • 88. Dispense di Oleodinamica all’otturatore principale dove agisce anche la molla di chiusura. Lo schema è completato da due strozzatori: il primo è posizionato fra il flusso principale e la valvola pilota, il secondo fra il vano molla dell’otturatore principale e la valvola pilota. Quando la pressione di mandata della pompa è inferiore alla pressione di taratura della valvola pilota, quest’ultima risulta chiusa e all’interno del corpo valvola si verifica una situazione idrostatica. Pertanto sull’otturatore principale regna la stessa pressione sia inferiormente che superiormente ed esso risulta chiuso per effetto dell’azione della molla che presenta una rigidezza molto inferiore (si sta parlando di un ordine di grandezza) rispetto a quella presente in una valvola limitatrice di pressione ad azionamento diretto: infatti, in questo caso, l’azione di chiusura è affidata, soprattutto, all’azione dell’olio presente nel vano molla. Quando si supera la pressione di taratura della valvola pilota, essa si apre determinando un flusso continuo attraverso il primo strozzatore: in tal modo si generano delle perdite di carico che riducono la pressione agente superiormente all’otturatore principale rispetto a quella agente inferiormente, ed è questa differenza di pressione che vincendo la forza resistente della molla provvede ad aprire la valvola principale. Lo strozzatore che mette in collegamento l’olio a monte della valvola pilota con quello presente nel vano molla dell’otturatore principale, in condizioni stazionarie non svolge alcuna funzione; mentre, durante il transitorio, a causa dello spostamento dell’otturatore principale, si ha una variazione del volume del vano molla che comporta una portata attraverso questo secondo strozzatore. Le perdite di carico conseguenti determinano una sovrapressione nel vano molla in fase di apertura della valvola ed una depressione in fase di chiusura. In entrambi i casi si genera una forza che si oppone al movimento dell’otturatore principale e che definisce l’effetto smorzante di cui era responsabile il pistoncino collegato all’otturatore nelle valvole ad azionamento diretto. 85
  • 89. Dispense di Oleodinamica Nella figura precedente è riportato il disegno costruttivo di una valvola pilotata, si possono facilmente individuare la valvola principale (1) con otturatore (3) e la valvola pilota (2) con otturatore a sfera (8) e dispositivo di taratura in grado di variare la precompressione della molla (9). I canali di pilotaggio (6) e (7) sono muniti degli ugelli (4) e (5) responsabili, rispettivamente, dell’apertura della valvola e dell’effetto smorzante. Il comportamento della valvole limitatrici di pressione pilotate è molto più vicino a quello ideale di quanto non lo siano quelle ad azionamento diretto proprio grazie alla limitata rigidezza dell’elemento elastico (9) e alla portata molto limitata che attraversa la valvola pilota. 9.5 Equilibrio dinamico delle valvole limitatrici di pressione pilotate Definire il funzionamento dinamico di un distributore pilotato è più complesso in quanto bisogna accoppiare l’equazione dell’equilibrio dinamico dell’otturatore principale con quella dell’otturatore pilota ottenendo un sistema di equazioni differenziali. In questo paragrafo, non dovendo procedere alla risoluzione del sistema di equazioni differenziali, ci si limiterà alla semplice scrittura dell’equilibrio dinamico, in condizioni non stazionarie, dell’otturatore della valvola principale; l’equilibrio dinamico della valvola pilota, essendo una valvola ad azionamento diretto, è del tutto simile a quello ricavato nel paragrafo 9.3. Con riferimento allo schema di principio P1 riportato accanto, è possibile individuare la pressione a monte della valvola pE, la pressione a valle del primo strozzatore p1, che coincide con la pressione a monte della valvola pilota, e la pressione nel vano molla dell’otturatore principale pSt, in funzione delle quali è possibile scrivere la seguente equazione dell’equilibrio dinamico dell’otturatore principale: p E A − p St A − k ( x + x0 ) = M && x Anche in questo caso è necessario esplicitare la pressione nel vano molla in funzione della pressione a monte della valvola al fine di avere una equazione nella sola incognita x (alzata della valvola). Per far ciò si potranno scrivere le equazioni delle perdite di carico attraverso i due strozzatori, ottenendo: 2 p1 = p E − β Q pil 86
  • 90. Dispense di Oleodinamica & p St = p1 + α Qtr = p1 + α A x dove Qpil rappresenta la portata attraverso la valvola pilota, Qtr la portata che trafila attraverso il secondo strozzatore passando dal vano molla alla zona a monte della valvola pilota. Le perdite attraverso il secondo strozzatore sono state supposte di tipo laminare, cioè proporzionali alla portata, ed α rappresenta la costante di proporzionalità. Le perdite attraverso il primo strozzatore sono state supposte di tipo turbolento, cioè proporzionali al quadrato della portata, perché non vanno ad inficiare la linearità dell’equazione differenziale finale, e β rappresenta la costante di proporzionalità. La portata di trafilamento attraverso il secondo strozzatore è legata alla variazione del volume nel vano molla, volume che l’olio di trafilamento deve riempire o svuotare, per cui la portata di trafilamento è nulla quando il cursore è fermo, anche se in posizione aperta, mentre è diversa da zero ogni qual volta la valvola tende ad aprirsi o a chiudersi. Relativamente ai segni, è da sottolineare, la pressione p1 è sempre più bassa della pressione pE infatti il flusso è sempre diretto da monte verso la valvola pilota. Per quando riguarda la pressione pSt, essa sarà maggiore della p1 quando la valvola principale si sta aprendo ed il volume del vano molla diminuendo costringe l’olio a trafilare attraverso il secondo strozzatore per passare dal vano molla alla zona a monte della valvola pilota, l’opposto si verifica quando la valvola principale si sta chiudendo e l’olio deve trafilare dall’esterno verso il vano molla. Il segno + che appare nella seconda formula è rispettoso di quanto su illustrato. Andando a sostituire le due formule precedenti nell’equilibrio dinamico dell’otturatore principale si ha: 2 & p E A − ( p E − β Q pil + α A x) A − k ( x + x0 ) = M && x da cui: 2 & M && + α A 2 x + k x = β Q pil A − k x0 x Anche in questo caso si giunge alla classica equazione differenziale delle vibrazioni forzate: il termine smorzante è rappresentato dal secondo strozzatore tramite il suo coefficiente di perdita α, mentre il termine forzante è dovuto al primo strozzatore tramite il suo coefficiente di perdita β. È evidente che i due strozzatori non sono in serie e non svolgono la stessa funzione per cui non possono essere sostituiti da uno strozzatore equivalente. A titolo indicativo si fa notare che i fori dei due strozzatori hanno diametri dell’ordine dei 2÷3 decimi di millimetro. 87
  • 91. Dispense di Oleodinamica 9.6 Valvole di Inserzione Le valvole di inserzione, chiamate secondo l’impiego anche valvole di sequenza, montate in linea sul flusso principale di un impianto oleodinamico, al raggiungimento della pressione di taratura provocano l’inserzione di un ulteriore impianto o ramo di circuito: nello schema impiantistico riportato nella figura accanto, la valvola di inserzione serve ad avviare il cilindro di sinistra quando, essendo uscito il cilindro di destra, la pressione di mandata della pompa sale e raggiunge il valore di taratura. Costruttivamente sono simili alle valvole limitatrici di pressione ma necessitano di un drenaggio esterno: affinché il cono otturatore si possa sollevare è necessario che parte dell’olio al suo interno possa essere scaricato, ciò nelle valvole limitatrici di pressione può essere effettuato verso l’attacco di uscita B (drenaggio interno) in quanto questo è collegato a scarico. Nelle valvole di inserzione l’attacco B è collegato con l’utenza che deve essere inserita per cui è strettamente necessario effettuare un drenaggio esterno; altrimenti la pressione esistente sul collegamento verso l’utenza genererebbe una forza tendente a richiudere la valvola che si somma a quella elastica, dovuta alla molla, falsando il valore di taratura della valvola ed impedendone il corretto funzionamento. 9.7 Valvole di Esclusione Le valvole di esclusione svolgono la funzione opposta delle valvole di inserzione, cioè escludono una pompa (la mettono a scarico) quando la pressione in una certa zona dell’impianto supera il valore di taratura. Applicazione classica è quella in cui si hanno due pompe in parallelo delle quali una di alta pressione e l’altra di bassa (vedasi schema riportato sulla sinistra): nelle fasi a basso carico (per es. rientro del cilindro) entrambe le pompe forniscono la portata utile contribuendo ad incrementare la velocità di questa fase. Nella fase utile, quando il carico è elevato, solo la pompa ad alta pressione fornisce la portata utile per movimentare l’attuatore e, contemporaneamente, interviene la valvola di esclusione che mette a scarico la pompa di bassa pressione evitando che essa continui ad 88
  • 92. Dispense di Oleodinamica assorbire una potenza significativa come si avrebbe nel caso si utilizzi una valvola limitatrice di pressione. Un’altra applicazione classica delle valvole di esclusione è costituita dagli impianti in cui è presente un accumulatore (vedasi lo schema riportato sulla destra), con la funzione di mettere in ricircolo senza pressione la portata della pompa appena l’accumulatore raggiunge la pressione massima di carica. Le valvole di esclusione necessitano di un pilotaggio esterno: non può essere la pressione sull’attacco di ingresso (come accade nelle valvole limitatrici di pressione) a determinare l’apertura della valvola, perché questa ultima crolla ad un valore prossimo alla pressione ambiente quando la valvola entra in funzione. È pertanto necessario che vi sia un segnale esterno (prelevato da un altro punto dell’impianto) a comandare la valvola. La figura seguente riporta una realizzazione costruttiva di queste valvole che si differenziano parecchio dalla valvole limitatrici di pressione: la pressione di pilotaggio, proveniente dall’attacco A, tramite il condotto (5) agisce sul pistoncino (6) che, a riposo, è spostato completamente a sinistra per effetto dell’azione della molla (10). Quando la pressione di 89
  • 93. Dispense di Oleodinamica pilotaggio supera la pressione di taratura, la forza idraulica vincendo la forza elastica sposta verso destra il pistoncino (6) e la sfera (9) ad esso collegata. Il flusso principale, proveniente dall’attacco P agisce inferiormente sull’otturatore principale (3) e passando attraverso l’ugello (7), realizzato all’interno dell’otturatore, agisce anche superiormente allo stesso. Alla pressione presente nel vano otturatore si somma la forza elastica della molla che anch’essa tende a chiudere l’otturatore. Finché la pressione di pilotaggio è inferiore alla pressione di taratura la sfera (9) facendo battuta contro la sua sede impedisce al fluido presente nel vano otturatore di scaricarsi e si realizza una situazione idrostatica con la pressione sull’attacco P che regna sia inferiormente che superiormente all’otturatore, il quale resta chiuso per effetto della molla. Quando il segnale di pilotaggio supera la pressione di taratura, la sfera (9) spostandosi verso destra libera un passaggio che permette all’olio proveniente dall’attacco P di scaricarsi verso lo scarico T: si genera così un flusso che passando attraverso l’ugello (7) determina una perdita di carico sufficiente a vincere la forza elastica della molla e ad aprire l’otturatore principale mettendo a scarico la portata proveniente dalla pompa che deve essere esclusa. È facilmente comprensibile che queste valvole, per le loro caratteristiche di funzionamento, non possono essere realizzate ad azionamento diretto, come già sottolineato in precedenza. 9.8 Valvole riduttrici di pressione A differenza della valvola limitatrice di pressione, che stabilisce il valore della pressione in ingresso (pressione della pompa), la valvola riduttrice di pressione influenza la pressione di uscita (pressione di utenza). La valvola riduttrice ha il compito di ridurre la pressione d’entrata (pressione primaria) ad un valore in uscita (pressione secondaria) costante, inferiore alla pressione primaria ed indipendente da essa. In pratica la valvola 90
  • 94. Dispense di Oleodinamica riduttrice serve a creare in un ramo di circuito una pressione inferiore a quella dell’impianto a monte. Sulla destra è riportato lo schema di funzionamento di una valvola riduttrice di pressione: la pressione di uscita pA viene applicata alla superficie frontale del compensatore (pistone o cono), dove sviluppa una forza che viene messa in confronto con la forza di contrasto tarata sulla molla di regolazione. Se la pressione pA aumenta , la forza pA Ak supera la forza della molla ed il compensatore si muove verso l’alto tendendo a chiudere lo spigolo pilotante; in tal modo aumentano le perdite di carico nel suddetto spigolo (sezione ristretta) e la pressione ritorna al valore di taratura. Una realizzazione costruttiva ad azionamento diretto è riportato nella figura precedente: la pressione in uscita, tramite il condotto (2), agisce sulla faccia destra del pistoncino (5) ed è contrastata dalla forza della molla (3). Il pistoncino (5) tramite il risalto di sinistra è in grado di variare le perdite di carico fra l’attacco di alimentazione P e quello di uscita A, mantenendo costante la pressione in quest’ultimo. La pressione di taratura può essere variata tramite il sistema di regolazione (1) che varia la precompressione della molla (3). 91