SISTEME DE ACTIONARE PNEUMATICE – MOTOARE PNEUMATICE

Sursa: Actionari Hidraulice si Pneumatice – Editura Universitara Bucuresti – Autor: Mihai Avram

Introducere
Ca şi motoarele hidraulice (paragraful 3.2) motoarele pneumatice au rolul funcţional de a transforma energia fluidului (aici aer comprimat) într-o energie mecanică pe care o transmit prin organele de ieşire mecanismelor acţionate. După tipul procesului de transformare a energiei pneumatice în energie mecanică motoarele pneumatice se împart în:

– motoare pneumostatice sau volumice; la aceste motoare procesul de transformare are loc pe baza modificării permanente a unor volume delimitate de părţile mobile şi părţile fixe ale camerelor active ale motorului;
– motoare pneumodinamice, cunoscute şi sub denumirea de turbine pneumatice; la aceste motoare energia pneumostatică a mediului de lucru este transformată într-o primă etapă în energie cinetică, care apoi este la rândul ei transformată în energie mecanică.
În sistemele de acţionare pneumatice în marea majoritate a cazurilor motoarele folosite sunt motoare volumice. Este motivul pentru care în cele ce urmează vor fi prezentate numai aceste motoare.
Organul de ieşire al unui motor pneumatic poate fi o tijă sau un arbore. în primul caz organul de ieşire are o mişcare rectilinie alternativă (cazul cilindrilor şi camerelor cu membrană), în timp ce în cel de-al doilea caz mişcarea acestuia este fie de rotaţie alternativă (cazul motoarelor oscilante), fie de rotaţie pe un unghi nelimitat (cazul motoarelor rotative).
Un alt criteriu de clasificare a motoarelor pneumatice îl reprezintă modul în care se realizează mişcarea organului de ieşire; după acest criteriu se disting: motoare cu mişcare continuă şi motoare cu mişcare incrementală.
Tot în această familie, a motoarelor pneumatice, se pot încadra şi motoarele pneumo – hidraulice, la care mişcarea organului de ieşire este controlată prin intermediul unui circuit hidraulic auxiliar.

Motoare pneumatice liniare
Aşa cum s-a arătat în paragraful anterior, aceste motoare transformă energia pneumatică în energie mecanică pe care o transmit prin organul activ de ieşire – tija motorului – mecanismelor acţionate. Mişcarea organului de ieşire are loc între două poziţii limită, stabilite constructiv sau funcţional, ce definesc cursa motorului.
4.5.2.1. Motoare pneumatice liniare de construcţie clasică
Aceste motoare din punct de vedere constructiv – funcţional nu diferă semnificativ de cele hidraulice (paragraful 3.2.7). Diferenţele care apar, valabile de altfel pentru toate echipamentele pneumatice, se referă la următoarele aspecte: etanşarea camerelor active se face întotdeauna cu elemente de etanşare nemetalice; datorită vâscozităţii reduse a mediului fluid de lucru, în cazul motoarelor pneumatice nu se poate realiza o etanşare “vie” sau o etanşare cu segmenţi metalici, aşa cum se întâmplă uneori în hidraulică; materialele folosite pot avea proprietăţi mecanice mai modeste, iar dimensiunile (grosimi de pereţi, secţiuni transversale etc.) unora dintre elementele constructive sunt mai reduse datorită solicitărilor mai mici care apar ca o consecinţă a presiunilor de lucru, limitate la 10 … 12 [bar]; nu de puţine ori în construcţia acestor motoare se întâlnesc aliaje pe bază de aluminiu.
Cele prezentate în paragraful 3.2.7 privind clasificarea, simbolizarea şi parametrii tehnico – funcţionali ai motoarelor hidraulice îşi păstrează şi aici valabilitatea.
După modul în care sunt separate cele două camere funcţionale motoarele pneumatice se pot clasifica în:
– cilindri (fig.4.35 a, b şi c): la aceste motoare separarea se face prin intermediul unui piston 3, iar etanşarea se realizează prin intermediul unor garnituri nemetalice 7;
– camere ca membrană (fig.4.35 d): la aceste motoare rolul pistonului este preluat de o membrană nemetalică 8, care realizează şi etanşarea celor două camere.
Din punct de vedere constructiv motoarele pneumatice liniare sunt formate din două subansambluri principale:
■ subansamblul carcasă: format din cămaşa 1 şi capacele 2 şi .5;
■ subansamblul piston: format din pistonul 3 şi tija 4.
În funcţie de subansamblul ce se deplasează, motoarele pneumatice liniare se pot clasifica în:
– motoare cu carcasă fixă şi piston mobil (fig.4.35 a, b);
– motoare cu carcasă mobilă şi piston fix (fig.4.35 c).

Fig. 4.35

Se preferă ca orificiile să se execute în subansamblul fix al motorului.
Deplasarea subansamblului mobil se poate realiza:
– sub efectul aerului sub presiune în ambele sensuri de mişcare; în acest caz se spune că motorul este cu dublă acţiune (fig.4.35 b şi c); pentru deplasarea în sensul vitezei v1 (fig.4.35 b) – către dreapta se alimentează cu aer sub presiune camera C1 şi se pune în legătură cu atmosfera camera C2, pentru deplasarea în sensul vitezei v2 – către stânga se alimentează cu aer sub presiune camera C2 şi se pune în legătură cu atmosfera camera C1;
– sub efectul aerului sub presiune într-un sens, iar în celălalt sens:
– sub acţiunea unui arc (fig.4.35 a şi d);
– sub efectul greutăţii proprii a ansamblului mobil, situaţie în care motorul trebuie să lucreze în poziţie verticală;
– sub acţiunea mecanismului antrenat;
În acest caz se spune că motorul este cu simplă acţiune.
În cazul motoarelor cu dublă acţiune se pot întâlni două situaţii:
– când cele două suprafeţe active S1 şi S2 sunt egale (fig.4.35 c); în acest caz se spune că motorul este cu tijă bilaterală sau că acesta este nediferenţial; vitezele (v1 şi v2) şi forţele dezvoltate (Fa şi Fr) sunt egale dacă alimentarea celor două camere active se face în aceleaşi condiţii (acelaşi debit şi aceeaşi presiune);
– când cele două suprafeţe active S1 şi S2 sunt diferite (fig.4.35 b); în acest caz se spune că motorul este cu tijă unilaterală sau că acesta este diferenţial; pentru un asemenea motor v1 < v2 şi Fa > Fr atunci când alimentarea celor două camere se face în aceleaşi condiţii.
Una dintre problemele ce apar la aceste motoare este cea a opririi la capetele de cursă. Aici, în urma impactului dintre ansamblul mobil şi capace, apar şocuri mecanice care solicită dinamic elementele constructive ale motorului. Pentru eliminarea acestei deficienţe există următoarele soluţii:
– dacă viteza de deplasare şi sarcina nu sunt foarte mari se poate amortiza impactul cu ajutorul unor inele 1, montate pe pistonul 4, ca în figura 4.36; există şi posibilitatea utilizării în acelaşi scop a unor arcuri elicoidale sau arcuri taler;

Fig.4.36

– de cele mai multe ori se optează pentru o frânare realizată pe cale pneumatică, prin micşorarea secţiunii de evacuare în apropierea capacului; în figura 4.37 este prezentată principial această soluţie; practic, în apropierea capului de cursă se întrerupe evacuarea pe traseul obişnuit şi aerul din volumul V este evacuat prin secţiunea controlată de droselul 2; pentru a nu diminua forţa dezvoltată de presiune în faza de pornire se foloseşte supapa de sens 3; frânarea se poate realiza la un singur capăt (fîg.4.37 a) sau la ambele capete (fig.4.37 b şi c) şi poate fi fixă (fig.4.37 a şi b) sau reglabilă (fig.4.37 c);
– când energia care trebuie amortizată este prea mare, se recurge la amortizoare externe de tip hidraulic.

Fig.4.37
Legendă: 1 – bucşă de frânare, 2 – drosel, 3 – supapă de sens unic

În figura 4.38 este prezentată o materializare a schemei de principiu din figura 4.37.Fig. 4.38

În cazul motoarelor pneumatice liniare cursa de lucru poate fi modificată, folosind în acest scop opritori mecanici. În asemenea situaţii frânarea trebuie să fie externă. Oprirea ansamblului mobil în poziţiile limită se poate realiza cu destulă precizie, în schimb oprirea în poziţii intermediare, prin închiderea camerelor active, este mult mai imprecisă datorită compresibilităţii mediului de lucru. Totodată, ceilalţi parametri ai mişcării (viteza şi acceleraţia) sunt dificil de controlat, fiind influenţaţi de o serie de factori variabili în timpul funcţionării, cum sunt: presiunea şi debitul de alimentare, forţele rezistente, masa inerţială redusă etc.
Pentru prinderea motorului în structura mecanica pe care multe posibilităţi, aşa cum se arată în figura 4.39.

Alegerea cilindrilor, recomandări privind utilizarea acestora.
În multe aplicaţii industriale se poate opta pentru un cilindru tipizat, care se alege din cataloagele firmelor producătoare, astfel încât principalele caracteristici tehnico – funcţionale să corespundă scopului urmărit. De altfel, există multe firme producătoare de echipamente pneumatice de automatizare, care pun la dispoziţia utilizatorilor cataloage complete cu echipamentele fabricate, unde sunt precizate pentru construcţiile promovate dimensiunile constructive principale, parametrii tehnico – funcţionali, recomandări privind utilizarea produselor respective etc. Pentru alegerea cilindrului trebuie mai întâi precizate:
– forţa ce trebuie dezvoltată de motor;
– viteza de deplasarea;
– cursa;
– modul de montare a motorului în structura mecanică şi restricţiile privind gabaritul şi greutatea motorului.
Predimensionarea cilindrului şi apoi alegerea din catalog poate să urmeze, cu mici adaptări, algoritmul prezentat în paragraful 3.2.7.
În cele ce urmează se prezintă a altă modalitate de alegere a cilindrilor pneumatici. Metoda presupune ca pornind de la valoarea forţei ce trebuie dezvoltate de motor, să se determine mai întâi diametrul pistonului. Trebuie ţinut seama de faptul că o parte din forţa de presiune este pierdută pentru a învinge forţele de frecare existente. La cilindrul cu simplă acţiune este necesar să se ţină seama şi de forţa consumată prin comprimarea arcului. În cazul unui astfel de cilindru, notând cu p1 presiunea din camera activă, cu S1 secţiunea pistonului, cu Ff forţa de frecare şi cu Fa forţa datorată arcului (forţă proporţională cu deplasarea ansamblului mobil) se poate scrie expresia forţei utile:
F=p1·S1-Ff – Fa
În cazul unui cilindru cu dublă acţiune dacă se notează cu p1 presiunea din camera de descărcare şi cu S2 secţiunea pe care acţionează această presiune se poate scrie expresia forţei utile:
F=p1·S1-p2·S2 – Ff
Se face precizarea că în expresiile (4.2) şi (4.3) presiunile p1 şi p2 sunt presiuni relative; totodată, aceste expresii sunt valabile numai în regim de mişcare stabilizat. În fazele de accelerare şi frânare a mişcării trebuie ţinut seama şi de forţele inerţiale.
Referitor la valorile orientative ale presiunilor din camerele active ale motorului, în calculele de predimensionare, se poate considera:
– p1 ≈ 0.8 • p , unde p reprezintă presiunea de alimentare; nu se lucrează cu această presiune deoarece trebuie ţinut seama de pierderile de sarcină existente pe circuitul de alimentare a motorului;
– p2 =0,2…0,4 [bar].
Forţele de frecare sunt dependente de tipul de garnitură folosit pentru etanşarea pistonului şi a tijei şi de condiţiile de utilizare. Condiţiile de ungere şi de gresare pot să reducă considerabil valorile forţelor de frecare.
La iniţializarea mişcării trebuie învinse şi forţele de aderenţă (paragraful 2.4.2) care sunt mai mari chiar decât forţele de frecare; aceste forţe cresc semnificativ dacă pistonul rămâne oprit într-o anumită poziţie un timp mai îndelungat. Pentru a ţine cont de forţele de frecare (termenul Ff) se reduce procentual forţa teoretică maximă de presiune p1S1 cu 10 … 20 %.
În tabelul 4.7 sunt indicate în [N] forţele utile dezvoltate de un cilindru cu dublă acţiune atât pentru faza de avans cât şi pentru cea de revenire. Pentru determinarea valorilor din tabel s-a considerat că forţele de frecare reprezintă 10 % din valoarea forţei de presiune. Determinările s-au făcut pe baza relaţiilor:

Pentru o predimesionare rapidă a unui cilindru pneumatic se pot folosi o serie de grafice, puse la dispoziţie de firmele producătoare.

Pentru a determina consumul de aer atunci când pistonul se retrage cu l [cm] se foloseşte relaţia:

în aceste condiţii volumul de aer consumat pentru ca pistonul să realizeze un ciclu complet este:
q=(qa + qa ·c)[l]
unde c reprezintă cursa de lucru, exprimată în centimetri.
Se poate exprima acum debitul de aer consumat de un motor liniar:
Q = q·n [l/min] (4.7)
unde n reprezintă numărul de cicluri efectuate de piston într-un minut.
În continuare, pentru a evidenţia modul de utilizare a nomogramelor de mai sus, se predimensionează un cilindru pneumatic pentru care se cunosc:
– valoarea forţei utile: F = 600 [N];
– cursa de lucru: c = 600 [mm];
– valoarea maximă a presiunii de lucru: p = 6 [bar]. Rezolvarea acestei probleme presupune parcurgerea următoarelor etape:
a. pe nomograma din figura 4.43 se identifică punctul de funcţionare “A” la intersecţia verticalei corespunzătoare forţei de 600 [N] cu dreapta oblică corespunzătoare presiunii de 6 [bar]; ducând o linie orizontală prin punctul A se determină diametrul alezajului cilindrului d&35 [mm]; cum această valoare nu face parte din şirul de valori unificate prin norma UNI ISO 3320 se alege pentru diametrul alezajului valoarea imediat superioară de 40 [mm]; cu un cilindru având acest diametru forţa precizată prin temă se obţine cu o presiune p = 5 [bar] (valoare determinată tot cu ajutorul nomogramei din fig.4.43);
b. pe nomograma din figura 4.44 se determină punctul de funcţionare “B” la intersecţia verticalei corespunzătoare forţei de 600 [N] cu dreapta orizontală corespunzătoare cursei de 600 [mm]; acest punct corespunde unui diametru al tijei d, – 14,3 [mm]; cum această valoare nu face parte din şirul de valori stabilite de norma amintită, se alege valoarea imediat superioară, deci dt = 16 [mm];
c. cu ajutorul nomogramei din figura 4.45 se stabileşte consumul de aer; se localizează mai întâi punctul de funcţionare “C” la intersecţia orizontalei corespunzătoare diametrului alezajului d = 40 [mm] cu dreapta oblică corespunzătoare presiunii de lucru p = 5 [bar]; pe verticala coborâtă din acest punct se citeşte volumul de aer consumat la avansul pistonului cu 1 [cm], şi anume qa =0,065 [IJ; pentru a stabili consumul de aer la retragerea pistonului cu 1 [cm] se determină cu ajutorul nomogramei volumul de aer care corespunde volumului ocupat de tijă; pentru dt = 16[mm] şi p = 5 [bar] rezultă q = 0,01 [l], iar volumul de aer consumat la retragerea pistonului cu 1 [cm] va fi:
q, = qa – q = 0,065 – 0,01 = 0,055 [l].
Pentru determinarea acestui volum se poate proceda şi altfel:
– se determină mai întâi un diametru echivalent, cu relaţia:
de =
=37 [mm];
– pentru această valoare şi la o presiune de 5 [bar] din nomograma se citeşte direct: qr = 0,055 [l].
Cele două valori, pentru qa şi qr se pot determina exact cu ajutorul relaţiilor (4.5) şi (4.6); pe această cale se găseşte:
qa =0,063 [l]
qr = 0,053 [l];
Între aceste valori şi cele citite din nomograma există o diferenţă datorată în primul rând erorilor de citire făcute.
Pentru un ciclu complet de lucru consumul de aer va fi:
q=( 0,063 + 0,053) -60 =6,96 [l ] .
Trebuie remarcat faptul că necesarul consumului de aer al cilindrului este o dată importantă, deoarece pe baza lui se dimensionează conductele de legătură.
În sistemele pneumatice de automatizare, în mod uzual presiunea relativă de lucru este de 5…6 [bar] .
În ceea ce priveşte cursa de lucru la cilindrii cu simplă acţiune nu depăşeşte 100…200 [mm], în timp ce la cilindrii cu dublă acţiune în mod obişnuit cursa este de 1…2 [m]; cilindrii de construcţie specială pot avea curse de până la 5…6 [m].
Viteza de deplasare a pistonului şi deci şi a sarcinii antrenate poate varia în intervalul 0,2 … 2 [m/s]. În cazuri speciale se poate atinge 3…5 [m/s] .