Oljehydraulikk : teknologisk grunnlag 8251909198 [PDF]

Zitiervorschau

Arne Kjølle

OLJEHYDRAULIKK TEKNOLOGISK GRUNNLAG

" Nasjonalbiblioteket Depotblblloteket

TAPIR FORLAG 1989

© TAPIR FORLAG, 1989 ISBN 82-519-0919-8

Det må ikke kopieres fra denne bok ut over det som er tillatt etter bestemmelser i „Lov om opphavsrett til åndsverk”, „Lov om rett til fotografi” og „Avtale mellom staten og rettighetshavernes organisasjoner om kopiering av opphavsrettslig beskyttet verk i undervisningsvirksomhet”. Omslag ved Leif Gaustad etter utlånt tegning fra Vickers Systems A/S.

GJØYIK INGBHIØRHØGSKOLE Bie^LlOXfKET

FORORD

Teknikken som baserer seg på signal- og effektoverføring gjennom en væske,

benevnes vanligvis med oljehydraulikk eller bare hydraulikk. Andre

betegnelser har også hevd som f.eks. hydrostatiske transmisjoner og hydrostatisk kraftoverføring. I denne boken er det alminnelig gjennomført å bruke benevningen oljehydraulikk, som riktignok i enkelte uttrykksmåter er

avkortet til hydraulikk. Dette svarer godt til de benevninger som oftest brukes også innen tysk og engelsk fagterminologi.

Denne teknikken har i de siste tiår hatt en progressiv vekst i betydning og

omfang. Til operative funksjoner hvor store krefter, momenter og hendig regulering av hastigheter kreves, blir den stadig mer benyttet. Hovedfelter for

anvendelsene i det sivile næringsliv er industri og bergverk, bygge- og

anleggsdrift, offshore, undervannsoperasjoner, fiskeri, skipsfart, transport, luft- og romfart, jord- og skogbruk. I Norge følges denne utvikling opp på brukersiden ved anvendelser i relativt

stort omfang, men opplæringen har ikke ligget like langt framme. Denne boken er skrevet for å gi basiskunnskaper om hydraulikkteknologi. Valg av lærestoff er tilpasset de ordinære studier og kurs ved NTH, men

skulle også passe for de praktiserende ingeniører, både som lærebok og oppslagsbok.

Teknologifeltet oljehydraulikk er nå så stort at det er vanskelig å sette veldefinerte grenser. Enkelte lesere vil nok derfor føle at bestemte områder ikke er viet den oppmerksomhet de fortjener. Intensjonen har likevel vært å fremskaffe informasjoner og data om de fleste hovedtema som knytter seg til ordinære oljehydrauliske

systemer. En hovedsak i fremstillingen har vært å gi både analytiske behandlinger og

fysiske beskrivelser av de karakteristiske forhold som knytter seg til vanlig brukte komponenter, og å styrke innsikt og forståelse av konstruksjon, utforming, drift og

vedlikehold av hydrauliske systemer.

5

Til utarbeidelsen av boken er det bevilget støtte fra strategimidler ved NTH. Uten denne støtte hadde det ikke vært mulig å frembringe boken til en

overkommelig pris.

Til tross for denne økonomiske støtte har det likevel vært nødvendig å tilstrebe en fremstilling av boken med en relativt lav kostnadsprofil. Dette

innebærer at strekfigurer har noe uensartet preg og kvalitet. Maskinskrevne orginaler er benyttet som trykkgrunnlag og utførelsen bærer vel også preg av det harde tidspresset. Det sistnevnte formoder jeg har ført til at det finnes både

trykkfeil og eventuelle andre feil. Jeg ber om overbærenhet med dette, men vil sette pris på å bli gjort oppmerksom på de feil som måtte finnes. Jeg retter en takk til NTTTs studieadministrasjon for støttebevilgningen, og til

alle leverandører for figurmateriale. Dr.ring. Ove Bratland har vært behjelpelig med nyttige kommentarer i forbindelse med presentasjonen av enkelte fagemner. Videre går min takk til Berit Ingvaldsen som med flid og dyktighet har gjort maskinskrivingen. Til sist skylder jeg min hustru Aud

takk for hennes overbærenhet med at et stort antall kveldstimer har gått med til

arbeidet med boken istedenfor til mer familievennlige sysler.

Trondheim i januar 1989 Arne Kjølle

6

SYMBOLER a a

akselerasjon......................................................................... m/s2 temperaturledningstall...................................................... m2/s

a A b b B

trykkbølgeforplantningshastighet.................................. m/s areal, flate........................................................................... m2 bredde.................................................................................. m koeff. i eksponent i funksjonen fordyn.viskositet bar1 stoffkonstant i modelligning for densitet..................... bar

B

dempningskoeffisient.....................................................

c c cf

hastighet.............................................................................. m/s spesifikk varme J/kg/°C friksjonskoeffisient (hydraulisk)

cf Cp

cv

reguleringsfølsomhet....................................................... o/s/rad spesifikk varme ved konst. trykk J/kg/°C spesifikk varme ved konst. volum................................ J/kg/°C

C C C Cs

integrasjonskonstant deformasjonskapasitet m5/N stoffkonstant i modelligning for densitet strålingstall W/m2/°C

d D

diameter............................................................................... m diameter............................................................................... m

D Dc Dh

stoffkonstant i modelligning for densitet kg/m3/°C delesirkeldiameter............................................................. m hydraulisk diameter m

e e E E

maksimal eksentrisitet, radiell klaring m grunntallet i eksponensialfunksjonen:2,71828... elastisitetsmodul N/m2 energi.................................................................................... J

E

stoffkonstant, indeksert for et flertall konstanter i modelligning for densitet frekvens............................................................................... o/s kraft N

f F g G G G Gr h H i

—p

tyngdens akselerasjon m/s2 vekt,tyngde......................................................................... N overføringsforhold torsjonskonstant............................................................... Nm/rad. Grashofs tall

høyde, tanntopphøyde,væskesøyle m akselerasjonsmotstand..................................................... Ns2/m5 indeks for vilkårlig størrelse 7

I

treghetsmoment for roterende masser kgm2

j k k K Kc Kq Ks

fjærkonstant N/m konstant eller koeffisient i flere sammenhenger kompressibilitetsmodul.................................................... N/m2 trykk-volumstrøms-koeffisient forventiler m3/s/bar volumstrømsforsterkning................................................ m3/s/m isentropisk kompressibilitetsmodul N/m2

Kr

tangent - kompressibilitetsmodul N/m2

Kt sekant - kompressibilitetsmodul ............................................... N/m2

8

1 L m m M n n N

lengde........................................................................................... m lengde.................................................................................... m masse.................................................. .................................. kg tannmodul m masse.................................................................................... kg omløpstall. .......................................................................... RPM=o/min polytropeksponent antall partikler i en væske > xqm

Nu

Nusselts tall

o O p

omdreininger, omløp overflate............................................................................... m2 trykk Pa=N/m2

P Pr

effekt_______ __________ __________ ______ _____ _ W Prandds tall

q Q

varmestrøm W volumstrøm......................................................................... m3/s

Q Qc

varmemengde..................................................................... J kompresjonsvolumstrøm. ............................................... m3/s

r R R R R Re Rl Rt

radius............................................................. ...................... m

radius reaksjonskraft ............................................ gasskonstant....................................................................... strømningsmotstand.......................... Reynolds tall laminær strømningsmotstand

s s S t T

veilengde, strekning, veggtykkelse.............. ..... Laplace - operator slaglengde, veilengde...................................................... tid.......................................................................................... temperatur..........................................................................

m N J/kg/°C Ns/m5

Ns/m5 turbulent strømningsmotstand.................................................... Ns2/m8 m

m sek K eller °C

T Tl u U U

dreiemoment Nm belastningsmoment.......................................... Nm hastighet, hastighetskomponent i x-retning.................m/s hastighet i fri strøm........................................................... m/s indre energi j

varmegjennomgangstall v hastighet, hastighetskomponent i y-retning................. V volum, fortrengningsvolum___ __________ _______ Vg geometrisk fortrengningsvolum________________ __ Vm volum pr. omdr. av en motor _________________ VP volum pr. omdr. av en pumpe W arbeid, energi Wo arbeid pr. syklus eller omdreining___ J U

W/m2/°C

m/s m3 m3 m3 m3 j

x x xv

lengde, koordinat _ m amplitude............................................ m ventilutslag, forskyvning m

X

lengde, forskyvningslengde, slaglengde

m

y z

lengde, koordinat....................................... lengde, høyde, nivå, koordinat

m m

z zf

tanntall, stempeltall, vingetall etc. sakking................................................................................. o/s/Nm

Z a a

konduktans eller ledningsevne m5/Ns kontraksjonskoeffisient vinkel, retning...... raø

a P

varmeovergangstall strålingsforhold

W/m2/°C

P

termisk utvidelseskoeffisient

1/»C

P

vinkel, helning, konus..................................

rad, grader

P x Betaforholdet, filtres utskillingskarakteristikk Y

koeffisient for dyse/blende geometri ved

5 8 e £ e ?

laminær strøm klaring, tykkelse, grensesjikttykkelse............ ujevnhetsgrad eksentrisitet................................................ emisjonsforhold veggruhet............................................................... ........ tapskoeffisient

£

dempningsforhold

T| Tl

dynamisk viskositet virkningsgrad

m

m

m

9

T| mh mekanisk-hydraulisk virkningsgrad T| v volumetrisk virkningsgrad ø

dreievinkel, omfangsvinkeL___________________

k

adiabateksponent friksjonskoeffisient

X

t

bølgelengde.............. ......................................... varmeledningstall ......... ........... ....... ... ......... utløp skoeffisient mikro (p m=mikrometer) kinematisk viskositet....................... densitet............................. skjærspenning...........................

(p (p

hastighetskoeffisient fasevinkel...................................................

(p

forstillingsparameter for regulerte komponenter

X X p p v p

co

rad

m W/m/°C

m2/s kg/m3 N/m2

ra(i

ra^/s

vinkelhastighet..........................

Vanlige indekser:

1,2,3,.—» ordensrekkefølge e ekvivalent, effektiv E ekspansjon f fjær, fiktiv, frekvens

10

G h i

gass hydraulisk intern, inngang, isoterm

1 L

luft, lekkasje, laminær last,belastning

m M n o P

midlere motor, modell netto, nyttig omløp,nullpunkt pumpe, prototyp

r t x y z

relativ turbulent koordinat koordinat koordinat

Forkortelser:

dB dBA LBS SBS VBS

desibel desibel A luftbåren støy strukturbåren støy væskebåren støy

INNHOLD Symboler

7

1.INNLEDNING 1.1. 1.2. 1.3.

1.4. 1.5. 1.6.

Generell oversikt ............................ Historisk oversikt ........................... Fordeler og ulemper .......................... 1.3.1. Fordeler ved hydrauliske systemer..... 1.3.2. Ulemper ved oljehydrauliske systemer .. Anvendelsesområder for oljehydraulikken ... Gruppering av oljehydrauliske styringer etter anordning av styreelementene ......... Målsetning for kurset .......................

19 21 23 23 26 28 29 30

2.TEORIGRUNNLAG FRA HYDROMEKANIKK OG TERMODYNAMIKK 2.1. 2.2.

2.3. 2.4.

2.5 2.6. 2.7. 2.8.

Hydrostatikk ............................. Hydrodynamiske grunnligninger .............. 2.2.1. Kontinuitetsligningen ................ 2.2.2. Bernoullis ligning (Energiligningen) .. Effektoverføring i en hydrosylinder ........ Effektoverføring i roterende fortrengningsmaskiner ....................... 2.4.1. Hydropumper............................ 2.4.2. Hydromotor............................. Reaksjonskrefter ............................ Ikkestasjonær strømning (Uelastiskvæske) .... Treghets- og reaksjonskrefter fra en ikke-stasjonær væskestrøm ................... Viskøs strømning ............................. 2.8.1. Reynolds tall.......................... 2.8.2. Viskositetskarakteristikker for hydraulikkoljer........................ 2.8.3. Strømningsformer. Modellov............ 2.8.4. Laminær strømning.................... 2.8.4.1 .

2.8.5.

31 34 34 36 40 43 44 46 47 49 50 53 53

55 58 59

Eksempler...................... 2.8.4.2. Friksjonsforholdene ved innløpet av rør................. 2.8.4.3. Grensesjikt..................... 2.8.4.4 . Trykkfallet i innløpspartiet av rør............... 66

59

Turbulent strømning....................

67 67 70

2.8.5.1. Hastighetsprofil irør.......... 2.8.5.2. Grensesjikt.....................

64 65

11

Trykktap i tverrsnittsoverganger, bend etc.... 71 2.9.1. Plutselig tverrsnittsutvidelse........ 71 2.9.2. Plutselig tverrsnittsforminskelse..... 72 2.9.3. Trykktap i rørbend. Formmotstand...... 73 2.9.4. Tapskoeffisienter ....................... 75 2.10. Termodynamikk ............................. 77 2.10.1. Varmeutvikling i hydraulikkanlegg..... 77 2.10.2. Tidsforløpet av oppvarming og avkjøling........................... 7 8 2.10.3. Varmeovergang fra olje til omgivelsene........................ 80 2.10.4. Beregning av varmeovergangstall ....... 84 2.10.5. Beregningseksempel på varmeproduksjon og avkjøling............................ 89 2.11. Kompressibilitet hos stoffer og legemer .... 96 2.11.1. Deformasjonskapasitet. Deformasjonsmotstand.................. 96 2.11.2. Deformasjonskapasitet hos fjærer..... 91 2.11.3. Ekspansjon av ledninger............... 91 2.11.4. Deformasjonskapasitet av væsker....... 98 2.11.5. Deformasjonskapasitet av gasser....... 100

2.9.

3.HYDRAULIKKVÆSKER 3.1.

3.2.

Arter av trykkvæsker ......................... 3.1.1. Mineraloljer........................... 3.1.2. Brannresistente trykkvæsker........... Fysikalske egenskaper ........................ 3.2.1. Densitet ............................. 3.2.2. Kompressibilitetsmodul................ 3.2.3. Luftoppløslighet i væsker............. 3.2.4. Kavitasjon............................. 3.2.5. Viskositet.............................

103 103

104 106 106 110 116

117 118

3.2.5.1. Viskositets-temperaturkarakteristikker ... 120 3.2.5.2 . Viskositets-trykkkarakteristikker ... 121 3.5.2.3. Innflytelse på viskositeten fra hastighetsgradienter . 123

3.3.

12

Kjemiske egenskaper .......................... 3.3.1. Termisk stabilitet..................... 3.3.2. Oksydasjonsstabilitet................. 3.3.3. Hydrolytisk stabilitet................ 3.3.4. Surhetsgrad............................ 3.3.5. Prøving av oksydasjon................. 3.3. 6. Ut fellinger ved lavtemperaturer....... 3.3.7. Korrosjonsmotstand.................... 3.3.8. Anilinpunkt........................... 3.3.9. Forenlighet med pakningsmateriale..... 3.3.10. Lagringsevne........................... 3.3.11. Giftighet .............................

124 124 125 12 6

12 6 127 128 128 12 9 12 9 12 9 130

3.4.

3.5. 3.6.

Overflateegenskaper .......................... 3.4.1. Emulgering............................. 3.4.2. Skumming ............................. 3.4.3. Smøreegenskaper........................ Tilsetningsstoffer - additiver ............. Noen holdepunkter for valg av trykkvæske ....

130 130 130 130 131 132

4.SYSTEMKOMPONENTER FOR ENERGIOMFORMING 4.1.

Fortrengningsenheter ......................... 136 4.1.1. Hydropumper............................ 136

4.1.2. 4.1.3.

4.2.

4 . 1 . 1.1 . Enkeltvirkende pumpe, arbeidssyklus ....... 137 4 . 1.1.2 . Dobbeltvirkende pumpe, arbeidssyklus ....... 138 4.1.1.3. Kompresjonsarbeid på væsken..... 13 9 Hydromotorer........................... 143

Oversikt over fortrengningsprinsipper ............................. 14 6 Tannhjulsfortrengning ....................... 152 4.2.1. Tannhjulspumper og motorer med utvendig fortanning................... 152 4.2.1.1 . Konstruktiv utvikling av tannhjulspumpene ..............

Tannhjulsenheter med innvendig fortanning............................. 4.2.3. Tannringpumper/motorer. Gerotorenheter......................... Skrupumper Vingepumper, motorer ......................... Stempelmaskiner .............................

154

4.2.2.

4.3. 4.4. 4.5.

4.5.1.

4.5.2. 4.5.3. 4.5.4.

157 158 163 164 166

Aksialstempelmaskiner.................

167

4.5.1.1 . Svivelskiveutførelse .......... 4.5.1.2. Skråplateutførelse ............ 4.5.1.3. Skråblokkutførelse ............

168 169 170

Fordeler skive som styring............. 173 Fordelerskive som aksiallager......... 17 5 Radialstempelmaskiner................. 17 6 4.5.4.1 . Radialstempelpumpe med innvendig pådrag .............. 177 4.5.4.2 . Radialstempelmaskiner med utvendig pådrag ................ 178

4.6.

4.5.5. Rekke st empelpumper ..................... 180 Fortrengningsmaskiners ujevnhetsgrad ...... 180 4.6.1. Volumstrømpulsasjon og ujevnhet sgrad.......................... 181 4.6.1.1 . Teoretisk bestemmelse av ujevnhetsgrad .................. 181 4.6.1.2. Sammenligning med målinger..... 184

4.7.

4.6.2. Dreiemomentpulsasjon hos motorer...... 185 Regulering av fortrengningsmaskiner ....... 186

13

4.8.

4.9.

Lineærmotorer. Arbeidssylindre ............. 4.8.1. Plunger sylindre, enkeltvirkende....... 4.8.2. Enkeltvirkende stempelsylindre........ 4.8.3. Dobbeltvirkende sylindre.............. 4.8.4. Teleskopsy linder....................... 4.8.5. Eriks jonstap og virkningsgrad for arbeidssylindre................... 4.8.6. Retningslinjer for innbygning av arbeidssylindre.................... 4.8.7. Vrimotorer............................. Trykkforsterkere .............................

190 190 191 192 194 196

196 198 159

5.STYRE- OG REGULERINGSKOMPONENTER Trykkregulering ............................. 5.1.1. Trykkbegrensningsventiler ............. 5.1.2. Mottrykks- eller forspenningsventil .................... 5.1.3. Reduksjonsventiler.................... 5.1.4. Tilbakeslagsventiler eller sperreventiler......................... 5.1.5. Sekvensventiler........................ 5.2. Volumstrømregulering ......................... 5.2.1. Strupeventiler volumstrømsventiler................... 5.2.2. 2-veis volumstrømregulatorer.......... 5.2.3. 3-veis volumstrømregulator ............ 5.2.4. Volumst rømde ler........................ 5.3. Retningsregulering ........................... 5.3.1. Eksempler på retningsregulering....... 5.3.2. Holdepunkter for klassifisering av retningventiler....................

5.1.

5.3.2.1.

5.3.2.2.

5.4.

5.3.3. Ventil-styr emetoder. Manøvrering..... 5.3.4. Trykknivå i retur ledning.............. 5.3.5. Spesielle retningsventiler............ Hydrauliske forhold og forstillingskrefter i ventiler ............................. 5.4.1. Trykktap i av- og på-ventiler......... 5.4.2. Forstillingskrefter ved sleideventiler......................... 5.4.3. Strømningsforhold knyttet til blender og slissåpninger ...................... 5.4.3.1. 5.4.3.2 . 5.4.3.3 .

14

Styrte tilslutninger og sjaltestillinger .............. Modus for gjennomstrømningen i midtstillingen ..............

203 203 20 6 20 6

207 210 211 211 212 217 218 219 2 20

221 222 223

22 5 22 6 226 227 228 22 9

235

Eksempler på styreåpninger.... 236 Turbulent strømning gjennom blender ................ 237 Laminær strømning gjennom blender ................ 239

5.4.4.

5.5.

Stråleretninger gjennom styreåpninger i ventiler............................. 5.4.5. Volumstrømkarakteri stikk avhengig av vent il forstillingen.................. 5.4.6. Utgående hydraulisk effekt fra en ventil ............................. Sjalteventiler ............................. 5.5.1. Magnetventiler.........................

241

243 24 4

246

24 6 5.5.1.1. Kraft-utslag-karakteristikk..... 247 5.5.1.2. Tidsforløpet ved innsjalting.... 248 5.5.1.3. Sjaltetidsforkortning for likestrømsmagneter ............ 249 2-veis patronventiler................. 250

5.6.

5.5.2. Kontinuerlig forstillbare reguleringsventiler .......................... 255 5.6.1. Servoventiler.......................... 256 5.6.2. Proporsjonalventiler.................. 259

6. PASSIVE KOMPONENTER 6.1.

6.2.

6.3.

6.4. 6.5.

6.6.

Beholdere 6.1.1. Beholderstørrelse...................... 6.1.2. Konstruktive forhold.................. Forbindelsesledninger ....................... 6.2.1. Rørledninger og oljehastigheter....... 6.2.2. Slangeledninger........................ 6.2.3. Rør- og slange forbindelser............ 6.2.4. Montasjeplater......................... 6.2.5. Montasjeblokker........................ Filtere 6.3.1. Plassering av filtere................. 6.3.2. Renhetsgraden av systemer............. 6.3.3. Valg av filter......................... 6.3.4. Dimensjonering av filtre.............. 6.3.5. Filtertyper og separatorer............ Varmevekslere ............................. Akkumulatorer ............................. 6.5.1. Termodynamiske tilstandsforhold....... 6.5.2. Enkel analyse av akkumulatorsystem .... 6.5.3. Økonomisk akkumulatorstørrelse........ 6.5.4. Egenfrekvens for akkumulator.......... 6.5.5. Anvendelseseksemplarer for akkumulator............................ Tetninger (pakninger) ........................

261 2 63 2 63 266 266 2 67 27 0

272 272

274 275

27 6 27 9 283 285 288 2 90 2 93 2 95 2 98 301 304 307

7. HYDRAULISKE EFFEKTOVERFØRINGER 7.1. 7.2. 7.3.

Åpne og lukkede kretssystemer .............. Trykkenergioverføring i energiomformere .... Statisk dimensjonering ...................... 7.3.1. Sylinderdimensjoner. Pumpestørrelse. .... 7.3.2. Roterende motor........................ 7.3.3. Volumstrøm - reguleringsventil........ 7.3.4. Bestemmelse av pumpetrykk............. 7.3.5. Drivmotorytelse. Totalvirkningsgrad... ....

313 314 319 320 321 322 324 325 15

7.4. 7.5.

7.6.

Statisk ettergivenhet ....................... Hydrauliske transmisjoner. Hastighetsoverføringer ...................... 7.5.1. Sakking ............................. 7.5.2. Sakking av motoreri serie............. 7.5.3. Parallellkoblede motorer /pumper....... 7.5.4. Sakking av motor drevet fra akkumulator........................

325

Regulerte transmisjoner ..................... 7.6.1. Regulering ved forgrening av væskestrømmen....................... 7.6.2. Reguleringsfølsomhet.................. 7.6.3. Pumpe- og motorregulering.............

336

327 328 331 334 335

336 345 348

8. HYDRAULISKE KRETS-SYSTEMER 8.1.

8.2. 8.3. 8.4.

8.5. 8.6. 8.7. 8.8. 8.9. 8.10. 8.11. 8.12. 8.13.

Styring av enkeltvirkende hydraulikksylinder ........................... Styring av dobbeltvirkende hydraulikksylinder .......................... Regenerativ krets ............................ Dobbel pumpe. Lavtrykks og høytrykks system ............................. Trykkforsterker-krets ....................... Anvendelse av balanseventil ................. Hydraulisk krets med sekvenssylindre ...... Automatisk frem- og tilbakegående sylinder .... Låsing av sylinder ved pilotstyrte tilbakeslagsventiler ......................... Krets for synkronisering av sylindre ...... Egensikre kretser ........................... Hastighetsregulering av en hydraulikkmotor .... Hydraulikkmotor bremsesystem ...............

353 354 356

359 360 361 362 363 364 365 367 369 370

9. DYNAMISKE TILSTANDSFORHOLD I HYDRAULISKE SYSTEMER 9.1. 9.2.

9.3. 9.4.

9.5.

9.6.

16

Hydrodynamiske ligninger ............... ■..... Dynamisk likevekt ............................ 9.2.1. Vent Uregulert sylinder................ 9.2.2. Vent Uregulert hydromotor.............. Laplace-transformasjoner .................... Blokkdiagrammer ............................. 9.4.1. Motstandsnett.......................... 9.4.2. Kobling av blandede motstandstyper... Karakteristiske bevegelserav den energioverførende væske ..................... Elastiske trykksvingninger i væskeførende rør .............................

37 4 375 375 382 384 385 389 3 92 393

401

9.7. 9.8.

9.9.

Trykktransienter i hydrauliske systemer ... Utforming av lineærmotorer med sinusformet bevegelse ved belastning av treghetskrefter og en konstant kraft ......................... 9.8.1. Sammenhengen mellom maksimal slaglengde og båndbredden ........................ 9.8.2. Sammenhengen mellom maksimal ventilkapasitet Qma^s og maksimal hastighet vmaks 9.8.3. Sammenhengen mellom kavitasjonsgrensen og maksimal akselerasjon.............. 9.8.4. Prestasjonsdiagram.................... 9.8.5. Utforming av syrrtnetriske motorer...... 9.8.6. Utfdrmingseksempel.................... 9.8.7. Utforming av differensialsylinder..... Støy og støydemping ........................... 9.9.1. Luftbåren støy. Desibel-skala......... 9.9.2. To hovedbegreper - resonans og isolasjon 9.9.3. Reduksjon av væskebåren støy.......... 9.9.3.1 . Måling av oppførselskarakteristikker ... 9.9.3.2. Overføringstap . Definisjon .... 9.9.3.3. Reaktive dempere ..............

9.9.4. 9.9.5. 9.9.6.

Kjente fabrikater..................... Valg av lyddempertyper................ Avgjørende faktorer for lyddempervirkningen ...................

404

409 410

411

411 412 415 415 417 419 420 422 42 6 427

429 430 432 4 33

43 6

10.TILSTANDSMÅLING OG OVERVÅKING 10.1. Måleutstyr 10.2. Trykkmåling ............................. 10.2.1. Trykkbryter............................ 10.2.2. Manometer ...................... ....... 10.2.3. Elektriske trykkgivere ................ 10.3 . Volumstrømmåling ............................ 10.3.1. Strømningsvakter....................... 10.3.2. Oppstuvningstrykk- følere............. 10.3.3. Måleturbiner........................... 10.3.4. Fortrengningsmåler.................... 10.3.5. Spesielle metoder.....................

439 439 440

440 4 42 443 443 444 444 445 445

Litteratur

.............................

447

Stikkordregister

.............................

449

17

1 . INNLEDNING 1 •1

Generell oversikt

Hydraulisk effektoverføring er en betegnelse som nyttes om teknik­ ken for transmisjon av energi gjennom en væske som energiformidl-

er. 01jehydraulikken representerer en gren innen denne teknikken, og den har

fått sin betegnelse etter arten av den energibærende

væske, dvs. olje.

Som vist

i

flytskjemaet

fig.

er maskineriet for en hydrau—

1.1,

HYDRAULISK EFFEKTOVERFØRING.

Fig. 1.1. Flytskjema for energien gjennom et hydraulisk system

lisk effektoverføring representert

ved

rammen

om et

system som

mottar mekanisk energi ved inngangen og leverer mekanisk energi ved

utgangen.

i

Internt

systemet

skjer

energitransmisjonen

ad

hydraulisk vei.

Energioverføring på denne måten realiseres ved at både inngangen og utgangen av hydrauliske effektoverføringer består av energiom-

formere

som

direkte

energi og omvendt.

omvandler

mekanisk

omløp

som

følge

energioverføringen

til

hydraulisk

Gjennom kretsen som forbinder de hydrauliske

partene av inngangen og utgangen, i

energi

av

drives den energibærende væske

energitilførselen

mellom

væsken

og

ved

inngangen.

energiomformeren

kan

Selve

skje

etter to forskjellige prinsipp:

19

på hydrodynamisk måte:

rotodynamiske maskiner,

som i

f.eks.

turbiner, propell-og sentrifugalpumper etc.

på

hydrostatisk

måte:

som

fortrengningsmaskiner ,

i

f.eks.

tannhjulsmotorer etc.

stempel-pumper,

forøvrig

er

Energitransmisjonen

tap slik som antydet i fig.

en

prosess

forbundet

visse

med

1.1. Hvilken vekt disse tap represen­

terer i energiregnskapet uttrykkes i virkningsgraden for effektoverføringen, som etter betegnelsene på figuren er:

P u 17 " P.

EAP

1 - --P. 1

1

I

oljehydraulikken nyttes

både

det

hydrodynamiske

og hydrosta-

tiske effektoverføringsprinsipp. Men hovedtyngden av o1jehydrauliske systemer er i praksis basert på hydrostatisk effektoverføring, og

behandlingen

videre

systemer av denne art.

mest

brukt

er

at

det

vil

i

det

alt

vesentlige

dreie

seg

om

Grunnen til at hydrostatisk overføring er innen denne teknikk kan anvendes relativt

høye trykk. Vanlige trykk i høytrykksklassen av hydrauliske syste­

mer er for tiden 350 - 450 bar. På denne måten oppnås små dimen­ sjoner av enhetene.

Derved vinnes gjerne en del prismessig,

men

gevinsten er ofte størst når det er trangt om plassen. Et

eksempel

på

en hydrostatisk ef f ektoverf ør ing er vist

1.2. Energiomformer

Pumpe

Fig.

20

Ledninger og

tilbehør

Styrelementer

■

Energiomformere Sylinder

|

Motor

1.2. Prinsipiell oppbygning av hydrauliske system

i

fig.

Denne figuren viser en del av de vanlige komponentene i hydrauli­

ske systemer fremstilt i skjema på basis av normerte tegningssymboler. Norsk Standard NS 1422 inneholder en komplett fremstilling

og forklaring av symbolene.

Historisk oversikt

1 •2

i

Stillingsenergi

har

væsker

kunne

å

forstått

menneskeheten

utnytte i årtusener. Som eksempel nevnes at de første vannhjulene

som er dokumentert, da

om

utnyttelse

utvikling

stammer fra ca.

200 år f. Kr.

hydraulisk energi

av

trykknivå.

lavt

på

Det dreide seg Noen

i retning av hydraulisk energiutnyttelse på vesentlig

høyere trykknivå, ser man imidlertid ikke før langt senere.

Omkring 1600 fant Johannes Kepler opp tannhjulspumpen. Denne opp­

finnelsen

hadde

utviklingen

avgjørende

i

av

første

presse

i

ingen

var

hydrostatikken

betydning.

hydrauliske

omgang

arbeidene

Den

1663.

til

Pascal

prinsippet

offentliggjorde

Han

betydning.

teknisk

industrielle

for

utvikling

For av den

fulgte

imidlertid først i sammenheng med den rolle Josef Bramah (1749 1814) spilte. I 1795 fullførte han en hydraulisk presse for store

krefter med vann som trykkmedium. Etter at James Watt (1736-1819) hadde funnet opp dampmaskinen, tok man i England i bruk hydrostatikken ved trykkenergioverføring gjennom rørnett. Trykkvannet ble

frembrakt med dampmaskindrevne stempelmaskiner .

I andre halvdel av det 19. Armstrong

(1810

-

konstruksjonsdeler.

1900)

århundre utviklet engelskmannen W.

G.

maskiner

og

mange

Disse ble

hydrostatisk

drevne

innen skips­

hovedsakelig anvendt

bygging til ankervinsjer og hevebommer.

Mange av styreelementene

fra den tiden er svært lik våre komponenter i dag.

Grunnen til at hydraulisk effektoverføringsteknikk først i nyere tid har begynt å gjøre sitt

inntog,

er nokså naturlig.

for og kravene til energitransmisjonen har

stillende

dekning

gjennom

et

elektriske effektoverføringer.

langt

jo fått en tilfreds­

tidsrom av

Den eldste

Behovene

de

mekaniske

av disse,

nemlig

og den

21

byr

mekaniske,

på

riktignok

vanskeligheter

ved overføring over

Men da den elektriske overføringsteknikk kom i

lengre avstander.

ble jo denslags problemer løst, og det på en hittil uover—

bruk,

truffen måte.

Det er også velkjent at elektrisk effektoverføring

og elektriske

styringer har

være

et

utstyr

variert

lavt

på

betingelser

av

tilbud

komponenter.

effektnivå

rimelig

det

var

vært

beskjeden anvendelse.

Likevel

at

takket

tilpasningsmuligheter

enorme

Dessuten

relativt

har

billig.

elektrisk

Under

oljehydraulikken

slike

lenge

fikk

skulle den moderne tids krav vise

at også elektrisk effektoverføring har sine begrensninger; og det var først da at oljehydraulikken skulle få sine utviklingsmulig­

heter .

På hvilke felter har så elektronikken kommet til kort

i forhold

til hydraulikken? Å gi et uttømmende svar på dette er vanskelig, men det er lett å finne eksempler.

som i

ett

tilfelle

Man kan bare se på en presse

tenkes manøvrert med en

trekkmagnet

og i et

annet ad hydraulisk vei. Her vil man nemlig finne at det ved bes­

te valg av materialer kan oppnås bare 20 bar med trekkmagneten på

grunn av metning i f luxen, mens man ved en hydraulisk presse med letthet kan operere med 350 bar. På grunn av begrensningene i den

oppnår en elektrisk motor på tilsvarende

magnetiske

fluxtetthet

måte meget

lavere moment-treghetsmoment-forhold enn en roterende

oljemotor. I praktiske tilfelle kan dette forhold bli flere tusen ganger høyere for en hydraulisk motor enn for en elektromotor i høyenergiområdet.

Uten videre utdypning av dette kan man nå si at oljehydraulikken for alvor er kommet inn i bildet som den tredje form for effektoverføring ved siden av den mekaniske og den elektriske. Hver av

disse

har

supplerer

hverandre.

sine

fordeler

hverandre

i

og

ulemper

på

forskjellige

områder

og

langt høyere grad enn de konkurrerer med

Hovedtrekkene

i en innbyrdes sammenligning mellom dem

viser at virkningsgraden for mekanisk overføring vanligvis er noe bedre

enn

for

de

to

andre

overføringsformer

sålenge

det

ikke

dreier seg om langdistanseoverføringer. Med hensyn til styring og regulering

22

er

hydraulisk

og

elektrisk

energi

begge

bedre

enn

mekanisk energi. På lavt energinivå viser forøvrig elektrisiteten de beste reguleringsegenskaper. En prismessig sammenligning mell­ om de tre energioverføringsformer er vanskelig fordi denne i høy

Men generelt kan man si at

grad beror på de enkelte tilfellene.

elektrisk

utstyr

er

ubetinget

billigst

for

lave

energiområder

mens det for høyere energinivåer er ubetydelig prisforskjell mel­ lom elektriske og andre energioverføringer.

Imidlertid har vel denne sammenligningen svært tidsbegrenset gyl­

Det skjer en utvikling for alle overføringsformer og spe­

dighet.

sielt

på

oljehydraulikkens

raskt i det senere.

område

har

utviklingen

gått

meget

Dette skyldes at man har fått en mangfoldig­

het av standardkomponenter med tilsvarende rike anvendelsesmulig­

heter til rådighet. Situasjonen er derfor den at oljehydraulikken stadig byr på større konkurranse på områder der elektroteknikken

tidligere har rådd grunnen alene. Etter hvert som det alminnelige

kjennskap til egenskaper og muligheter for oljehydraulikken blir like utbredt som tilfellet taler for at det

fører

vil

og

er for elektronikken,

er det mye som

i mange tilfelle hvor man i dag uten tvil over­

regulerer

energi

ad elektrisk vei,

i

framtida kanskje

finne seg bedre tjent med oljehydrauliske anlegg.

vikling

har

dessuten åpnet

nye muligheter

konstruksjons- og oppfinnervirksomhet,

for

Denne ut­

nytenkning

innen

og dette vil uten tvil by

på en rekke nyskapninger både innen effektoverføring,

styring og

regulering.

1.3.

Fordeler og ulemper

For å klare litt opp i de aspekter som oljehydraulikken byr på, kan det være på sin plass å nevne noen av dens fordeler og ulemp­ er.

For å ta fordelene først,

kan man peke på de hovedtrekk som

er nevnt i følgende avsnitt.

1.3.1 Fordeler ved hydrauliske systemer

•

Forholdet mellom vekt

og effekt

for oljepumper og oljemo-

torer er bare tiendeparten av det

tilsvarende

forhold

for

23

og

elektrogeneratorer

Minimumsstørrelse

motorer.

for

en

elektrisk komponent er vanligvis bestemt av maksimal nytt-

bar

fluxtetthet,

mens

den

elementer

oljehydrauliske

for

bestemmes av styrkemessige hensyn.

Oljehydraulikk utmerker vesentlig

mindre

seg

rombehov.

elektroteknikk ved et

fremfor

en

Som

midlere

kan

regel

man

regne forholdet mellom rombehovet for en elektromotor og en

hydromotor 26:1 for samme effekt. Tilsvarende vil massetreghetsmomentet for en elektromotor i forhold til en hydromotor være 72:1 for samme effekt. Akse-

lerasjonsevnen

hos

motorer

er

kjennetegnet

ved

forholdet

mellom dreiemomentet og treghetsmomentet :

Denne verdi

ligger

tilsvarende

for

til

en

en

tre

størrelsesordener

elektromotor.

hydromotor

En

andre ord en langt raskere akselerasjonsevne

konstant)

enn elektromotorer.

viktig fordel

f.eks.

har

med

(mindre tids-

Dette representerer en meget

fly- og rakettstyringer og

i

over den

i verk-

tøymaskinstyringer.

Styring og regulering av hydrauliske effektoverføringer skj­

er ved regulering av de hydrauliske parametre volumstrøm og

trykk. Begge størrelser kan påvirkes målrettet ved hjelp av

tilsvarende byggeelementer. Av denne grunn er oljehydraulik-

ken særlig velegnet

i alle anvendelser hvor det ved siden

av høye belastninger kreves hurtig innregulering ved veks­ lende belastninger. Følgestyringer kan bygges opp på en enkel måte. Dette lett­

er automatiseringen av forskjellige arbeidsprosesser.

Oversetning

heter

24

kan

fra store oppnås

til

uten

vilkårlig

innbygning

små bevegelseshastig-

av

ekstra

utveksling.

Ingen andre teknikker gir

så gode muligheter for

trinnløs

Dessuten kan oppnås en bedre drifts­

hastighetsregulering .

økonomi enn for en mekanisk veksel over visse deler av tur-

tallsområdet for utgangen.

bevegelsen

Reversering

av

nevneverdig

støt

ved

av

kan

1 ineærmotorer

anvendelse

av

skje uten

brems

hydraulisk

ved

enden av stempelslaget.

Overgang

fra roterende til

rettlinjet

bevegelse

eller om­

vendt kan skje direkte ved kombinasjon av respektive pumpe/

På samme måten kan overgang fra roter­

motor og sylinder.

ende til vridende bevegelse skje.

Fra lastsiden er et hydraulisk system ideelt sett mekanisk

stivt.

I

praksis

tetningene

ikke

er

ikke dette fullkomment

blir

helt

tilfelle

Dessuten

lekkasjefri.

fordi

spiller

men liten rolle.

varmeutvidelser og elastisiteten en viss,

Likevel kan en oljefylt sylinder fri for luftinneslutninger

regnes felt.

for

uendelig

Strømningsmediet varmebortleder

i

fra

stiv

sammenlignet

oljehydrauliske de

steder

med

et

koblinger

elektrisk

tjener

produseres.

varmen

som

Dette er

det motsatte av hva som skjer i elektriske koblingskomponenter og er av stor betydning for dimensjoneringen.

Ved innbygning av trykkbegrensningsventiler er hydraulikkanlegg

enkelt

og

effektivt

beskyttet

mot

overbelastning.

Derfor havererer eller skades ikke slike anlegg om belast­ ningen tilfeldigvis overskrider deres yteevne.

Manipulatorer og apparater for høye arbeidstemperaturer har

fått sin beste løsning på basis av oljehydraulikk både for­ di den kan tilordnes høye temperaturer og krever liten plass For

de

beste

brannresistente

drives opp til ca.

oljer

kan

oljens

temperatur

300 °C.

25

I eksplosjonsfårlig miljø som f.eks.

i oljetankbåter,

med­

fører elektriske installasjoner og effektoverførInger risiko for antennelser av brann eller eksplosjon på grunn av gnist-

dannelser.

Også på dette felt har oljehydraulikken vist sin

overlegenhet blant annet i kraftoverføringer til lossepumper.

Energioverføring gjennom rørledninger og slanger muliggjør

en vilkårlig plassering av pumper og motorer og byr derved

på store

konstruktive

med mekaniske

sammenlignet

fordeler

drivverk.

1.3.2 Ulemper ved oljehydrauliske systemer Tap oppstår i hydrauliske systemer på grunn av strømnings-

•

friksjon og lekkasje.

Dette fører til en relativt lav virk­

ningsgrad. Disse tap kan påvirkes og minimaliseres ved kon­ struktive tilpasninger av komponentene og systemoppbygningen.

•

Følsomheten for smuss i et hydraulisk system er avhengig av arten av komponentene og trykkhøyden.

Fordi det forekommer

fine klaringspasninger i spalttetninger særlig i høyttrykks-

hydraulikk,

kreves

det

en effektiv

filtrering av

drifts-

væsken. •

Endringer

i

driftstemperaturen

volumstrømmen og

en

tilsvarende

På denne måten endres

endring av væskens viskositet. asjetapene,

bevirker

omløpstall

f.eks.

hos

lekk-

hydro-

motorer.

•

Olje er ca.

finnes

140 ganger mer kompressibel enn stål. Hvis det

uoppløst

luft

i

systemet

dessuten være vesentlig høyere fri

luftmengde

i

systemet.

forskjellige årsaker

avluftet eller at

26

kompressibiliteten

avhengig av andelen av den

Luft

som f.eks.

vil

kan finnes at kretsene

i

systemet

av

ikke er blitt

luft kan lekke gjennom kretsløpskobling-

på

ene

lavtrykkssiden

væsken ved

av

atmosfæretrykk,

Luft

pumper.

kan også

som

unnvike

er

oppløst

og

danne

i

fri

luftbobler når væsken strømmer gjennom soner med trykk som

Når luft er tilstede i

er lavere eller ned mot vakuumnivå.

et system, oppstår gjerne en rykkvis gange. Ved gjennomgang

av kompresjoner av adiabatisk karakter skjer det også tem­

peraturstigninger

som

lokalt

så

bli

kan

oljen

at

høye

(trykkvæsken) derved forringes eller aldres raskere.

Synkron bevegelse av to eller flere hydrauliske drivenheter

ved forskjellige belastninger blir ufullkommen eller ugjen-

nomførbar uten spesielle reguleringstekniske tiltak.

skyldes

væskens

kompressibilitet

og

lekkasjer

at

Dette i

kom­

ponentene blir forskjellig avhengig av variasjoner i klar­

inger og formforhold.

Trykkvæsker Dette

på

mineraloljebasis særlig

gjelder

for

representerer

flyhydraulikk

når

brannfare.

f.eks.

driftskomponenter kommer i berøring med oljetåke. ved trykkgodsmaskiner og i

bergverk kan branner

grunn av utettheter og slangebrudd.

varme

Men også oppstå på

Derfor blir i dag for­

skjellige brannresistente væsker brukt i hydraullikksystemer

som

installeres

i

omgivelser hvor

tenningsfare ellers kan

oppstå.

På grunn av høy spesifikk kraftbelastning på enkelte ele­

menter i hydraulikken kan under uheldige omstendigheter, en

hurtig nedsliting av disse finne sted. levetid.

Dette kan bety kort

For å overvinne dette problem er kombinasjonen av

materialene

i

deler

som glir

mot hverandre av meget stor

betydning.

En ulempe som det har blitt mer og mer

hvert

er

støy.

I

vanlige

utførelser

lagt vekt på etter av

oljehydrauliske

drivverksystemer har det hittil vært et relativt høyt støy­

nivå.

Særlig gjelder dette for høyttrykksenheter .

De skjer­

pede miljømessige krav har imidlertid ført til øket innsats

27

for å redusere støyen ved konstruktive forandringer og en utstrakt forskning for å bringe klarhet i støyproduksjonens

natur. I

grad de ulemper

hvilken

stede,

er

mestre

teknikken.

som her

ligger klart

Det

dagen

i

til

vil være

evne og dyktighet

avhengig av

imidlertid

er nevnt

at

til

å

fleste

de

tilfelle av nevnte ulemper lar seg redusere eller eliminere ved konstruktiv innsats og materialtekniske tiltak.

1.4

Anvendelsesområder for oljehydraulikken

for ol jehydraulikken er svært

Anvendelsesområdene

kan

her

hovedtrekk ved

i

berøres

bare

å peke

på

mangfoldig

og

de viktigste

felter.

I verktøymaskiner skjer avsponing av arbeidsstykker ofte på

basis

av

hydraulisk

drift

av verktøyet ved

følgestyring,

forstilling med sylinder etc. Smie- og støpemaskiner.

Smipressene stiller i særlig grad

høye krav til pumpenes belastningsevne. Disse utsettes for høye trykk og hurtige trykkvekslinger. Dette henger sammen med

at

arbeidssylinderen

prestere

stor

mineralolje

kraft.

når

det

høytemperaturområder. resistente

oljer.

disse oljene fordi

Men

innen

Det

er

et

også

hydrauliske

meget

kort

tidsrom

problematisk

anlegg

må

anvende

å

befinner

seg

i

Da er det nødvendig å anvende branndet eksisterer problemer også med

levetiden for høytrykkbelastede elemen­

ter gjerne blir lavere enn det rimelig aksepterbare.

Transport-kjøretøyer.

I kjøretøyer stilles særlige krav med

hensyn

temperatursvingniger,

til

tillatte

mellom sommer

og vinter.

Hydraulikken

bl. a. til styringsoppgaver, kjøretøysystemer

verk.

28

for bremser,

får

dvs. her

veksling

anvendelse

fjæring, blokkerings-

servokoblinger og automatiske

driv-

•

Fly.

anvendelsesområder som

De

forbeholdes

i

hydraulikken

fly er styringer og betjening av kjøre- og driftsorganer .

Store effekter kan være installert her,

150 kW og i Boeing 747 ca.

dreier det seg om ca.

totaleffekt.

hydraulisk

i Boeing 707

f.eks.

I

370 kW i

generelt

kreves

flyhydraulikken

gunstig effekt/vektsforhold , gode tidsegenskaper (lave tids-

og høy driftssikkerhet.

konstanter)

•

Raketter.

Kravene til hydraulikken

i raketter er

ikke

lik

men stilles enda høyere fordi akselera­

med kravene i fly,

sjonene kan bli flere ganger jordakselerasjonen.

I tillegg

opptrer gjerne høye temperaturforskjeller.

•

Bygg- og anleggsmaskiner. Jord-/skoqbruksmaskiner . Skipsmaskiner i. Kraner. robust

I

oppbygning

degenerering

av

arbeidsredskapene

maskintyper

disse

og

lav

oljen.

skjer

for

følsomhet

Kjøringen i

dag

kreves

såvel

en

innflytelse

styringen

som

praktisk

talt

og

enkel

bare

fra av

ved

hydraulisk drift.

1■5

Gruppering av oljehydrauliske styringer etter anordning av

styreelementene

Man skiller mellom tre områder i hydraulikken etter kravene til oppbygning og anordning av styreelementene:

•

Stasjonærhydraulikk.

Her blir det i hovedsak satt inn kom­

ponenter som kan festes med skruer.

Disse komponentene har

normerte anslutningsmål for å bli flenset mot montasjeplater og blokker. Signaltilførselen skjer for det meste elekt­

risk.

Stasjonærhydraulikken

representerer

det

største

an­

vendelsesområdet .

•

Mobilhydraulikk. På dette felt blir bestemte byggeelementer

foretrukket

Videre

sammenfattet

kreves

elementene

en

relativt

og styringene.

til

såkalte

enkel

og

hydraulikkblokker.

robust

Betjeningen skjer

oppbygning

av

for det meste

for hånd.

29

Flyhydraulikk.

•

vekt

i

forhold

volumstrøm.

flybyggingen kreves spesialutstyr med lav

I

til

effekter,

høye

trykk og

relativt

stor

Videre benyttes servoventi ler til kontinuerlig

varierbar volumstrøm

avhengighet av et

i

elektrisk signal

på lavt energinivå.

1.6.

Målsetning for kurset

Innen oljehydraulisk teknikk finnes det nå som allerede nevnt, et stort

og variert

tilfang

av byggemateriale

Disse

standardkomponenter .

kalle

enheter

til som

sipper

representerer

enkeltdeler

og

av kretssystemer analogt med de prin­

sammenbygning

elektro—teknikken.

kjennetegner

som det er vanlig å

På

tilsvarende

måte

som i elektroteknikken kan også behandlingen av analyse og syn­

tese foregå.

Siktepunktet for dette kurset er å kunne bygge systemer for effektoverføring og kretser

for

styring og regulering.

disse oppgaver etter sunne prinsipper,

For

å

løse

å kjenne

er det påkrevet

visse fagdisipliner. De temaer som er mest nærliggende å vite noe om, er:

- hydrostatikk og strømningslære

- termodynamikk - egenskaper for oljer - komponentegenskaper med funksjonskarakteristikker

- dynamiske tilstandsforhold - analyse og syntese av kretser

- koblingssystematikk I

de

følgende

avsnitt

berøres

deler av disse disipliner.

og

Det er

behandles i

nærmere

avgrensede

tillegg til kurset

av stor

betydning å øve opp og styrke evnen til å konstruere maskiner og apparater.

30

2 . TEORIGRUNNLAG FRA HYDROMEKANIKK OG TERMODYNAMIKK Hydrostatikk

2.1.

I et hydrostatisk system er trykket i et punkt likt i alle retn­

Dette

inger.

trykk er avhengig av væskens densitet

opp til den frie væskeflate og trykket over denne.

p,

høyden h

Fig. 2.1 viser

et vertikalsnitt gjennom to sylindre 1 og 2, med hvert sitt stem­

pel

rør,

Ai

og A2.

Sylindrene er

og bunnen av sylinder

forbundet

med hverandre gjennom et

1 er påsatt et manometerrør som viser

en væskehøyde h over bunnivået 0-0. Vi vil uttrykke væskenivået i bunnivået 0 - 0:

, = — 1 +, z1pg = — 2 + z2 pg Po = pgh

Fig.

(2.1)

2.1. To kraftbelastede sylindre i hydraulisk forbindelse med

hverandre

De mest vanlige enheter for trykk er fremstilt i tabell 2.1.

I Norge er det nå alminnelig å angi trykket i bar.

Dette er imid­

lertid ikke en ISO-enhet (ISO = International Standardition Orga­ nization).

For

å være i pakt med ISO-normene,

er det Pa som er

den gyldige trykkenheten. Av denne grunn finner man i litteratur­

en mer og mer at Pa benyttes. For høyere trykk som man vanligvis

har i oljehydraulikk, ser man videre at nye enheter innføres som dekader av Pa, dvs. kPa = kilo-Pascal = 103 Pa og MPa = mega-Pascal = 106 Pa.

31

Tabell 2.1

sl s

w

1

1 Pa (Pascal)

1 bar

105

pound 1 psi square inch • u

0,0703 bar

1 kp/cm2

0,981 bar

For å vende tilbake til

lign.

(2.1),

m2

gjelder

den bare

så lenge

stempelfriksjonen, hastighetsenergien i væsken og strømningsfriksjonen samlet er så lav

Ved bevegelse si

at de kan neglisjeres.

av stempel

1

utføres et

arbeide til

stempel

2

som tilsvarende beveges en lengde S2=

A

=

Fi • sj = F2 • S2

(2.2)

Settes trykket på de to stempelflater Ai og A2 likt, dvs. at nivå­ forskjeller,

stempelfriksjon

og

strømningstap

neglisjeres,

får

vi :

=

Fi

p • Ai

F2

=

som innsatt i ligning (2.2) gir:

A

=

herav fås:

32

p • Ai • si = p • A2 • S2

p • A2

(2.3)

S1

h

S2

Ai

(2.4)

Dette er tilfelle bare når væsken kan regnes inkompressibel. Tas kompressibiliteten i betraktning, blir altså:

A1 S2 < S1 ’ A2

(2.5)

Hvor nøye man skal regne på dette, må vurderes i de enkelte til­ felle .

For effektoverføringen fra stempel 1 til stempel 2 gjelder samme betraktning som for arbeidet. Når man forutsetter energioverfør­

ing med jevn hastighet, blir: p F

_ F1S1 " t

vi = Altså:

S1 r-

~

°g

F2S2 t

(2.6)

S2 v2 = r

F^v^ = F2V2 og videre

PA1V1 = PA2V2 = P • Q

vlAi =

v2a2

(2.7)

= Q = væskestrømmen.

Den overførte effekt på et vilkårlig sted fra strømningsmediet er altså produktet av væskeføringen Q og trykkfallet p over stedet.

33

2.2

Hydrodynamiske grunnligninger

2.2.1 Kontinuitetsligningen

Vi

tenker

oss

og et

strøm

en

væske-

volum AV av­

grenset i denne som vist i fig.

2.2. Hvis det i denne

væskestrøm hverken oppstår eller forsvinner væske, må

den væskemengde som strøm­ mer inn i AV enten strømme

ut

igjen eller bli

lagret

der. Vi kan altså formule­

re følgende setning:

Fig.

2.2. Strømningsfelt (tredimensjonalt)

Massestrømmen inn i volumet AV er lik massestrømmen ut av dettg_

pluss masseendringen pr. tidsenhet i volumet.

Dette kan vi formulere matematisk:

Betegner massen i AV:

m

=

(2.8)

/ p • dV AV

Masseendring i AV i tiden At:

Am = At

» 9t IAV p

dV

(2.9)

Denne må være lik resultanten av massestrømmen som har passert

grenseflaten S, men med motsatt fortegn:

34

Am

=

- At j> p • c • ds = At / V (p • cf) dV AV

Av ligning (2.9) og (2.10)

K = ■ 7 (pc>

(2.10)

finnes

eller

I? + V (pc) = 0

(2.11)

Dette er kontinuitetsligningen i dens generelle form, og som gjelder for alle strømningsforhold, dvs. stasjonære og ikkestasjo-

nære strømningstilstander og kompressibelt såvel som inkompressibelt medium. Lign.

9t

Her er V

(2.11) kan omformes til:

(pV)

ff + (pV) -c

P

a

vektoroperator = — i

8 9y

(2.12)

9 9z

slik at ligning

(2.11) kan skrives:

9£ 9t

9^ x 9x

9£ z 3z

y dy

9c __ x 9x

9c

3y

9c __ z 9z

0 (2.13)

Uttrykket i parantesen betegnes divergensen til c og skrives:

div.

9c __ x 9x

9c 9y

9c __ z 9z

(2.14)

For en inkompressibel væske er:

div. c = 0 når kontinuitetsligningen er oppfylt.

For å anvende det vi har funnet på praktiske forhold, kan vi tenke oss en vilkårlig kanal og der betrakte tverrsnittene A^,

Ag,

An * Forutsettes en inkompressibel væske får vi:

35

C1A1

(2.15)

c A n n

C2A2

når kontinuitetsligningen er oppfylt.

Eksempel:

Når 1 = konst. får vi: C1A1 = C2A2 Hvis 1 endres i løpet av tiden,

får konst.ligningen

følgende form: _ a a dl C1A1 ■ C2A2= At dt

Fig.

2.3. Åpen tank med inn- og og utstrømningsledning

Bernoullis ligning (Energiligningen)

2.2.2

En strømlinje er en tenkt

linje lagt gjennom en strømmende væske

på en slik måte at hastighetsvektoren i ethvert punkt er tangent til linjen. Et strømrør er et "rør" dannet av slike strømlinjer.

av lengde dl avgrenset i et strømrør. Likevekten for dette elementet når ledd av høyere orden sløyfes,

På fig.

2.4 er et element

- A

dl - pgAdlcosa = pAdl 37 o1 uL

eller ordnet: dz dl

Nå er Fig.

36

2.4. Strømrør

dc dt

(2.16)

dc _ 3c _ 3c dt _ at + c ai

For stasjonære strømningsforhold er “ = 0. Ved integrasjon av ligning (2.16)

får vi da: 2

p + pgz +

som

er

pc

Bernoullis

(2.17)

- konst. ligning

for

en

friksjonsfri,

inkompressibel

væske ved stasjonær strømning. Antas at væsken ikke er friksjons­ fri,

men forutsatt inkompressibel og strømningen stasjonær,

sammenhengen

mellom

strømlinjen fig.

Fig.

energi-t Ustanden

i

pkt.

1

til

blir

2

pkt.

på

2.5.

2.5. Strømlinje

C1 P1 + pgz1 + P 7- = P2 + pgz2 hvor Aptap

cp Aptap

(2.18)

= summen av alle strømningstap som går over til varme

i væsken. Eksempel 1

En pumpe leverer en volumstrøm Q = 200 1/min gjennom en horisontal

ledning som

vist

i

fig.

2.6.

Tapet

ved tverrsnittsovergang

1

uttrykkes

Fig.

dl

=

40 mm

d2

=

25 mm

d3 1

=

35 mm

=

2 m

2.6. Rørledning med tverrsnittsoverganger

37

ved Ap

L Xd? = R(2

32r?L Ad2 d2 16 7) dx

laminær strømningsmotstand (Ns/m5)

2c

m

2 2 = c A max

(2.58)

Den laminære strømning i rør inntar altså en parabolsk hastighets­ profil med maksimum hastighet

i

lik den dobbelte av mid­

senter

delhastigheten cm.

Eksempel 2: Strømning i spaltring. Spaltlekkasje. i

Vi

betrakter

tilsvarende et

stempel

en

ringspalt

klaringen

mellom

med diameter

d og

sylinder med diameter d + 26. Stempelet sentrisk

Fig.

2.19 Strømning i spaltring

med

kon­

sylinderen

og

strømningen i spalten laminær.

Likevektsbetingelser :

dc 2nr 2ydp + rj • — • 2 • 2nr dx = 0 m 1 * dy m

60

forutsettes

Grensebetingelse

c = 0 1 2n

c

For y = 0:

c

for

l4

\ — v y2 1

2 •

106

Også ved turbulent

(2.69)

ved

c

=

c

1_ y.10

strømning trengs en viss innløpsstrekning av

væskeledningen før hastighetsprofilen er fullt utviklet, slik som vist i eksempel på fig.

2.27.

Trykkfall som skyldes tapene ved turbulent strømning i sylindri­

ske rør uttrykkes i alminnelighet ved:

Ap

=

P * 5

c 2 m 2

(2.70)

67

Å

hvor

friksjonskoeffisient.

=

konstant,

ikke

men en

friksjonskoeffisient

Denne

funksjon av

Reynolds

tall

er

og veggruheten

e/D som defineres i samsvar med betegnelsene på fig. 2.28. Vi kan derfor sette: x = x (Re, §)

For helt glatte rør,

, € dvs.-

=

0, har Blasius angitt:

konst.

Den videre sammenheng mellom Å, R

fig.

_ 0,3164

, 2 7 .jj

og e/D finnes av Moodydiagram

2.29.

Eksempel

Anta et heltrukket stålrør med diameter D = 50 mm, strømningshastighet c — 5 m/s. Rørlengde L = 10 m. Kinematisk seighet v — 3

•

10"5 m2/s og densitet p = 900 kg/m3.

Finn Å av Moody-diagrammet og beregn trykktapet for rørlengden.

Løsning = D ' 9 = 0,05 = 8333, dvs. turbulent strømV 3 • 10 ning. For heltrukne stålrør finnes av Moody-diagram e = 0,0015 mm. Reynolds tall R

e. D

_ 0 < 00-15 _ 50

q

QQQQ3. &v Moody-diagrammet finne Å = 0,032.

Tapet for rørstrekningen: Ap = pX

= 900 • 0,032

j

= 7,2

■

10~” Pa = 0,72 bar.

Ligning (2.70) vil vi videre kunne skrive på formen:

Ap hvor R

68

t

=

= it

RtQ2

2 D5

= turbulent strømningsmotstand

(2.72)

(Ns2/m8).

x

l/

i/a

r rk rvi |

69

‘ C EVELOCITY

VALUE5 OF (VB ‘ ) FOR W ATER AT 15.5

IN M /SEC «DIAM ETER IN

M)

Laminære strømningstap kan også uttrykkes på samme måten som ved

turbulent strømning. I følge lign.

(2.57) er

q 2 n L Ad Q 2 = 32 3 2 P d2 c = PpÅ — 32nL D ~2—

Ap

for isoterm tiIstandsendring , som for R e = 2300 gir e 75 Å _ 6 4 - _ o,O278 (Ved adiabatisk tiIstandsendring er Å R 2300 ' e ved laminær strømning i følge Blasius).

hvor Å =

R

Moody-diagrammet,

fig.

2.29, inneholder også det laminære område.

2.8.5.2 Grensesjikt

Strømningen i rør blir turbulent for Rg > 2000 - 3000. Tykkelsen av grensesjiktet vokser med avstanden fra innløpskanten.

løpsdelen kan man beregne sjikttykkelsen

For inn-

av formelen:

(2.73) for laminært grensesjikt når 6

. Ved store Reynolds tall


L positiv overdekning (overlapp)

Overdekningsforholdene spiller en

viktig rolle for forsterkningen av omkring midtstil-

volumstrømmen lingen.

Dette er illustrert i fig.

5.41 som viser forløpene av volum­ strømmen Ql avhengig av sleideut-

slaget

Xv

for

de

tre

av

typer

overdekningen.

Når det gjelder fremstillingen av overdekningen

elser

har

i

det

praktiske utfør­

vist

seg

mest

hensiktsmessig å definere den ut

Fig. 5.41. Sleidekarakteri-

fra formen på forsterkningskurven

stikker (forsterk- istedenfor ut fra de geometriske

ningskurver) av­

forhold. En sleideventil med null

hengig av over­

overdekning er da den som gir en

dekningen

lineær volumstrømskarakteristikk

gjennom midtstillingen. For å oppnå denne kreves

som regel en liten overlapp for å eliminere virk­

ningen av den radielle klaring.

243

Mesteparten

av

fire-veis

ventiler er fremstilt med tanke på

lineær forsterkning og blir definert tilsvarende som ventiler med null overlapp. Ventiler med positiv overdekning er vanligvis ikke

ønskelige fordi de gir et dødbånd i forsterkningskarakteristikken omkring midtstillingen. stasjonærtilstandene.

lemer.

Dødbåndet

forårsaker feil eller slark i

Dette kan igjen føre til

stabilitetsprob-

Ventiler med negativ overdekning blir brukt i tilfeller

hvor det kreves en kontinuerlig væskestrøm

for å beholde en

akseptabel temperatur og i systemer med konstant væskestrøm. Men

det store effekttap i midtstillingen og synkningen i

forsterk­

ningen utenfor underlappsonen avgrenser likevel deres bruk til bestemte anvendelser.

Fremstillingen

av sleideventiler krever nøyaktighet

og

fine

toleranser. Derfor blir slike ventiler dyre og følsomme for smuss Dyseplate-ventilene som blir benyttet i

eller forurensninger.

servoventiler, krever derimot ikke så strenge toleranser. henseende er derfor denne ventiltype mer attraktiv.

I dette

På den annen

side arbeider disse ventiler med en relativt stor lekkasjestrøm. Derfor begrenses deres anvendelse også til

trinn i

1.

elektro-

hydrauliske og hydro-mekaniske servoventiler.

5.4.6. Utgående hydraulisk effekt fra en ventil

I ventilregulerte systemer må en del av

energien ofres for å beholde en presis regulering.

Dette

kan

vises

ved

å

beregne maksimum effekt som kan avgis

gjennom ventilen. elsene,

Fig. 5.42. Ventilregu-

fig.

I

samsvar med angiv­

5.42, er trykkfallet som

svarer til belastningen

lert sylinder

PL = Pl " P2

Utgående effekt

- ------- ] 2 -

P

244

(5.20)

(Pi - Pi) Pl

(5.21)

hvor a = ttd og d = diameteren av sleidestemplet i ventilen.

Nå er

(5.22)

Pi = Pl + P2 Ved å kombinere lign.

(5.20)

og (5.22)

og sette inn i lign (5.21)

blir uttrykket for effekten

1 P = |iaxv A/- (Pi - pL) pL

(5.23)

Vp For å

finne maksimum effekt deriveres

ligning

(5.23)

med hensyn

På pL.

dp

----- =

aF r r-------- ’ Pl naxv y- [JPi - Pl-------•

’P

dPL

2

1

,

,] y/Pi - Pl

dp Pmaks finnes for --- = 0 dPL

Herav

2 Pl = " Pi 3

for

p = pmaks

(5.24)

Vanlig konstruksjonspraksis er å fastlegge den maksimale motor-

belastning og hastighet og deretter dimensjonere arbeidsflaten i motoren

slik at

denne belastning

oppveies ved

pL = 2/3 p^.

Deretter må ventilen dimensjoneres så væsketilførselen blir tilstrekkelig til å gi motoren den ønskede hastighet.

Grunnen til at man dimensjonerer ventilen på basis av pL = 2/3 p^ er mest hensynet

motoren

til å ha

en tilstrekkelig oljelevering til

i det tilfelle at pL er lik eller kanskje også skulle

overstige den forutsatte maks.verdi.

Dette innser man ved f.eks.

245

å

forutsette at dersom pL skulle nærme seg p^,

ville motoren

tendere mot stopp. Fordi trykkfallet over ventilen da nærmer seg null,

strømmen redusert til miste

styringen

av

null,

og ventilen

belastningen.

blir volum­

får en tendens til å

Derfor

er det

ønskelig

å

begrense pL slik at det oppnås høy nok volumstrøm til å beholde en sikker styring og regulering.

5.5. S jalteventiler I oljehydrauliske systemer anvendes to hovedgrupper ventiler som utfører sjaltefunksjonene av og på,

dvs.

diskontinuerlig volum-

strømregulering. Det er gruppene

- magnetventiler

- 2-veis patronventiler

De tjener i det vesentlige til omsetning av gitte signaler til

eller

arbeidsoperasjon

energiomformere. elektrisk form.

Disse

stans

av

igangværende

signaler foreligger

operasjon av

for det meste

i

På denne basis representerer disse ventilene et

viktig hjelpemiddel

for automatisering av operasjonssekvenser

i

prosessystemer. I mobile anlegg er disse ventilfunksjonene i stor utstrekning også basert på manuell betjening.

Fig.

5.27 i avsn.

5.3.2.2 viser et eksempel på en slik håndbetjent retningsventil.

5.5.1.

Magnetventiler

Ventilgruppen som omfattes av fellesbetegnelsen magnetventiler, betjenes ved hjelp av elektromagneter. stilles i to typer:

- likestrømsmagneter - vekselstrømsmagneter

246

Elektromagnetene

frem­

Fig.

5.4 3 viser skjematisk oppbygning av de to typer elektro-

1. Veksel strømsmagnet 2. Likestrømsmagnet 3. Ankerrommet er for magneter i luft, tettet mot tankkanalen gjennnom tetninger i hylsene 7. Reservemanøvrering

Fig.

5.43. Magnetventil med vekselstrømsmagnet til venstre og likestrømsmagnet til høyre

Begge typer fremstilles elser.

(Rexroth)

for tørre eller våte innbygningsbeting-

Som tørre magneter er de adskilt ved tetning fra olje-

kamrene i ventilen, og som våte magneter er de fullstendig omgitt

av eller dykket

i driftsoljen.

Tetningen kan da utelates.

Men

maksimalt trykk i magnetdelen av våte magneter begrenser seg til lavtrykksområdet med gjengs verdi omkring 30 bar.

Den vanligste

spenning for likestrømsmagneter er 24 V.

likevel mulig å anvende andre spenningsnivåer.

Det er

For vekselstrøms-

magnetene er vanlig spenning 220 V.

En

fordel ved

1 ikestrømsmagnetene er

at de kan aktiveres ved

hjelp av elementer som f.eks. transistorer.

Elektromagnetisk betjente ventiler størrelser

(kfr.

leverandørkataloger).

markedsføres

i

en

rekke

De direkte styrte magnet-

ventiler får gjerne anvendelse opp til ND 10, dvs. Q = 40 1/min.

opp til 80 1/min. og og trykk opp til ca 310 bar.

5.5.1.1. Kraft-utslag-karakteristikk

Den statiske kraft-utslag-karakteristikk for begge typer elektromagneter har i sin natur ganske likt forløp.

Fig.

5.44 viser en

typisk statisk karakteristikk for en likestrømsmagnet avhengig av

ventilens utslag x. Fnaks = 320 N ved nominell spenning 24 V ved x = 0.

247

Fig. 5.44. Relativ magnet-

kraft avhengig

av utslaget

X mm

*■ Utslag

For en vekselstrømsmagnet betyr imidlertid en karakteristikk som

vist i

fig.

5.44

at den danner omhyllingskurven for en sinus­

formet vekselkraft,

som altså

innebærer at kraften periodisk

gjennomløper null.

5.5.1.2. Tidsforløpet ved innsjalting

Likestrøms- og vekselstrømsmagneter oppfører seg forskjellig i innsjaltingsfasen. Strømstyrken gjennom spolene er bestemt av den

ohmske motstand og

induktiviteten.

For likestrømsmagnetene er

induktiviteten dominerende i aktiveringsøyeblikket, over tiden.

men dør ut

Først når induktivitetens innflytelse er utdødd,

Denne strøm-

oppnås maksimum strømstyrke gjennom magnetspolen. styrkeutvikling skjer

imidlertid forholdsvis langsomt slik at

normal sjaltetid for f.eks.

området 9 0 ms.

en ND 10 ventil

Dette er vesentlig langsommere enn for veksel­

strømsmagneter.

I

disse oppnår strømmen

innsjaltningsøyeblikket

fordi

ytterkant av influensområdet.

tilsvarende høy.

for 24 V vil være i

sin maks.

verdi

i

jernkjernen da befinner seg

i

Derfor blir vekselstrømstyrken

Av denne grunn blir innsjaltetiden

strømsmagneter bare ca 1/3

av likestrømsmagneter .

for veksel­

For en ventil

som nevnt i eksemplet ovenfor, vil det være en innsjaltetid ca 30 ms ved 220 V vekselspenning.

248

En viktig ulempe ved vekselstrømsmagneter er det likevel at hvis sleiden sitter fast p.g.a.

klebing,

silting e.l.,

kan spolen

brenne opp.

Tidsforløpet ved utsjalting arter seg på nær samme måte som ved innsjalting for begge typer elektromagneter.

5.5.1.3. Sjaltetidsforkorting for likestrømsmagneter Sjaltetiden for likestrømsmagneter kan forkortes enten ved såkalt hurtigaktivering eller ved

overspenningsaktivering.

I

begge

tilfelle oppnås forkortingen ved en økning av klemmespenningen U. For å begrense den stasjonære strøm, settes det inn i kretsen en tilsvarende beskyttelsesmotstand.

Fig. 5.46.

Sjaltetider for 1 ikestrømsmagneter avhengig

Fig. 5.45. Aktiveringsmåter

av

klemme-

spenning og aktiver-

ingsmåter Hvordan disse aktiveringsmåter er anordnet i kretsen, er vist ved koblingsskjemaene i fig. 5.45:

249

I hurtigaktiveringsprinsippet er en formotstand Rp innkoblet

a)

i

serie med

selve elektromagneten som altså består av en

og en induktivitet Lrø. Ved innkoblingen av

ohmsk motstand

Rp oppnås en reduksjon i tidskonstanten for elektromagneten

fra T = Lpj/Rj^ til T = Lrø/Rrø+Rp. en ledning med

I prinsippet for overspenningsaktivering er

b)

bryter B

lagt parallell med motstand Rp.

og kortslutter derved over

legges bryter B inn til kontakt

motstand Rp.

Da blir

Trekkraften

B

for­

fra magneten er proporsjonal med kva­

dratet av strømstyrken. bryter

gjennom magnetspolen

strømmen

en vesentlig høyere spenning enn den nomi­

sterket p.g.a. nelle.

Ved innsjalting

åpnet

igjen.

Så snart magneten har sjaltet, Derved

begrenser

blir

formotstand

Rp

strømstyrken til nominell verdi for magneten.

Hvilke

forkortinger av sjaltetiden som oppnås

magneter ved de to nevnte prinsipper,

er vist

5.46. Ved en økning av klemmespenningen til f.eks. sjaltetiden med ca 45%

for likestrøms-

i diagram

fig.

60 V reduseres

for hurtigaktivering og ca 65% ved over­

spenningsaktivering .

5.5.2. 2-veis patronventiler En

type ventiler som har

fått mer

industrihydraulikk i nyere tid, ventilene.

bruk

og mer

anvendelse

innen

de såkalte 2-veis patron-

er

en viss utvikling bort

Denne trend betyr altså

av enkeltkomponenter som f.eks.

retningsventiler

fra

eller

trykkbegrensningsventiler, til hydraulisk styrte enkeltmotstander representert ved disse 2-veis patronventilene.

2-veis patronventiler utføres både

som seteventiler og sleide-

ventiler og kan anordnes slik at de enten lukker eller åpner når styresignal er på.

I samsvar med dette kalles ventilene gj.erne

også stenge- henholdsvis åpneventiler. Fig.

5.47 viser i skjematisk fremstilling disse fire grunnutfør-

elser.

250

Styretverrsnittet

og

flateforholdet A^/Ay kan

lages

forskjellig.

Eksempler på konstruktive utførelser

i praksis er

vist i fig. 5.48 og 5.49.

Styresignal

X

på:

Fig. 5.47. Skjematisk fremstilling av grunnutførelser av patron-

ventiler

Styretverrsnittet bestemmes av diameteren dA og vinkelen B (fig. 5.47

(1)).

Når vinkelen B er liten,

kreves en større åpnings-

lengde for å gi et bestemt åpningsareal enn ved høy verdi for B.

På denne måten kan oppnås en åpningsbevegelse med høy følsomhet.

I fig. 5.47

sete

er

(1) er stemplet utført med konus mens det motsvarende

skarpkantet.

Flateforholdet AA/AX mellom under-

og

251

overside av stemplet er i dette tilfelle mindre enn 1.

I 2-veis

patronventiler for sjalteoperasjoner blir for det meste flate-

forholdet utført med AA/AX = 0,5, og gjennomstrømningen kan skje såvel fra A til B som fra B til A.

Resirictor spool *A:AAP” 1:2

Fig. 5.49. Patronventil

Fig. 5.48. Patronventil

(Vickers)

(Vickers)

I

fig.

5.49 er setet utført med konus og stemplet skarpkantet.

Flateforholdet AA/AX blir da

lik 1.

Dette

flateforhold blir

foretrukket for 2-veis patronventiler som benyttes

for reguler-

ingsoppgaver. Styrte enkeltmotstander trenger også en funksjoner

benyttes

dimens j onsrekke

til

gjerne denne

forstyring.

retningsventiler

forstyring.

For sjalte-

den nedre

fra

Forsyningsol j en til

forstyringen tas enten fra trykkledningen eller fra en separat

forsyningspumpe.

I

systemer hvor forsyningsoljen tas

ledningen blir forstyringstrykket lastavhengig,

fra trykk­

mens dette ikke

er tilfelle ved separat pumpeforsyning til forstyringen. kan

ha

betydning

for

sjaltesikkerheten.

Ved høye

Dette

krav

til

sjaltesikkerhet bør separat pumpeforsyning tilordnes.

Et eksempel på styring av en enkeltvirkende sylinder er vist fig.

5.50 hvor sjalting med en ordinær 3/2-ventil

i

er vist til

venstre og med 2-veis patronventiler til høyre i figuren.

Grunnprinsippet for sjaltekonseptet med 2-veis patronventiler består i konsekvent adskillelse av effektdelen fra signaldelen i

252

styringen.

Basisen for styring av trykk og volumstrøm til

fortrengningsrom blir

derved at

det

kreves

et

to hydrauliske

enkeltmotstander, dvs. en inngangsmotstand og en utgangsmotstand. Sjalting med V2-ventil

Fig.

5.50. Styring av enkeltvirkende arbeidssylinder med 3/2ventil til venstre og 2-veis patronventiler til høyre på figuren

For en lineærmotor eller roterende motor med to

fortregningsrom

er altså i normaltilfelle 4 stk. 2-veis patronventiler nødvendig.

Med disse 4 ventiler:

-

styres driften i begge retninger utføres

sjaltefunksjon såvel

som

regulering av trykk og

volumstrøm

Fig.

5.51 viser

patronventiler.

I

grunnprinsippet for

en

sjalting med

2-veis

effektkretsen befinner seg kun de fire 2-veis

innbygningsventilene som må være dimensjonert for de respektive

fortrengningsvolumstrømmer.

Styreelementene i

forstyringen har

vesentlig mindre dimensjoner fordi de bare skal overføre signal­ ene til styring av 2-veis patronventilene.

Ved sjalting med

2-veis patronventiler er antall

strømnings­

motstander i effektdelen redusert til en minsteverdi.

253

Fig. 5.51. Styring av en dobbeltvirkende sylinder ved hjelp av 4 stk. 2-veis patronventiler

Inn

til

forstyringen går

styringsinterne kilder.

det

Disse

signaler både utenfra signaler kan bli

og

fra

overført ad

mekanisk, hydraulisk eller elektrisk vei. Fordelene ved 2-veis patronventiler i forhold til en styring med

andre enkelt-komponenter kan summeres opp i følgende punkter:

*

Lavere

byggekostnad

særlig ved

store volumstrømmer og

tallrike funksjoner i styringen. Videre ligger ventilene vel

til rette for enkel og rasjonell fremstilling som medfører en tilsvarende rimelig kostnad. *

Gunstige dynamiske forhold for totalstyringen.

*

Når

en styring skal

første

gang,

kan

de

innreguleres

og settes

dynamiske

forhold ved

ventiler justeres inn med moderate kostnader. *

254

Reservedelsholdet blir enkelt og billig.

i

drift for de

enkelte

Av ulemper

er det rimelig å hevde

sammenheng med den strukturelle type systemer.

at 2-veis patronventiler i

innbygning fremdeles er en ny

De tilhørende krav til dynamisk tilpasning av

systemene og skjøtselen av dem forutsetter en kyndighet

som må

være på høyde med disse krav.

5.6. Kontinuerlig forstillbare requlerinqsventiler

Tidligere i

dette kapittel

også hører

sjonsmessig

er omtalt noen ventiler som funk­

inn under

betegnelsen kontinuerlig

forstillbar, nemlig trykkbegrensnings- og reduksjonsventiler samt

volumstrømregulatorer.

De ventiler som betegnelsen i hovedsak er

tilegnet, er imidlertid de to viktige ventilgruppene

- servoventiler

- proporsjonalventiler som blir beskrevet i det

følgende.

Disse ventiler manøvreres

eller betjenes ved hjelp av elektriske organer som kan forstille

ventilpådraget kontinuerlig i motsetning til sjalteventilene som

utfører kun av-/på-operasjoner. Dessuten er ventilene utført slik at

de ved konstant trykkfall

leder

en volumstrøm meget

nær

proporsjonal med strømstyrken i det elektriske forstillingsorgan.

I systemsammenheng kan disse ventiler karakteriseres som elektrohydrauliske

omformere,

og de danner altså

bindeledd

mellom

elektriske styresignaler ved inngangen og effekt- eller kraftoverføringsorganer ved utgangen.

Servoventilene er blitt utviklet i sammenheng med flyteknikken og er

de

første

regulering.

elektrohydrauliske ventiler

for kontinuerlig

De baserer seg på et lavt elektrisk effektnivå og

utmerker seg særlig ved gode statiske og dynamiske egenskaper og

høy presisjon

i posisjonsregulering.

På den annen side er de

ømtålelig for forurensninger i oljen og krever derfor fin olje-

filtrering. Ventilene er heller ikke velegnet i barske miljøer, og de er relativt dyre elementer.

255

Proporsjonalventilene representerer en videreutvikling av magnet-

ventilene i

samme formål som servoventilene.

retning av

De er

egentlig forholdsvis ny på markedet, men har i de senere år hatt en tiltagende

De

ventilene.

anvendelse og erstatter i mange tilfelle har gode

dynamiske

egenskaper,

servo­

men dekker

et

smalere bånd enn servoventilene og baserer seg på en betydelig

høyere

inngangseffekt .

enn

de vesentlig billigere

I pris er

servoventiler og passer bedre til barske miljøbetingelser.

5.6.1. Servoventiler

Som tidligere nevnt er servoventiler i sin natur elektorhydrauliske omformere,

og beskrivelsen av dem vil

derfor omfatte en

hydraulisk del og en elektrisk del.

Den hydrauliske delen vil alt etter ventildimensjon og utførelse bestå av to vil

eller tre trinn.

Det

første trinnet,

i praksis være enten en strålerørsventil

5.28,

eller

en dyse-plate-ventil.

hydraulisk energi til

2.

dette være den direkte

styresleide

utgående trinnet

effektorgan.

være

hovedsleiden

et

trinnet.

For en

som vist

Fra pilottrinnet

i

fig.

styres

For en to-trinns ventil vil for trykkenergien inn på det

tre-trinns

kraftforsterkningsledd

i det 3.

pilottrinnet ,

servoventil

til

vil

2.

forstilling av

trinn som igjen styrer trykkenergien til

det effektavgivende organ.

For å gå nærmere i detalj

om

1.

trinn,

pilottrinnet,

er det

riktig å hevde at strålerørsventilene i praksis blir mindre anvendt enn dyse-plate—ventilene.

Derfor skal dyse-plate—ventil­

ene beskrives noe nærmere i det følgende. Den prinsipielle oppbygning av en såkalt dobbel dyse-plate-ventil

er vist i fig. 5.52. Platen er vist dreibar om en akse vinkelrett på papirplanet.

I en

ledning på

hver side av platen tilføres

trykkolje som omsettes til en stråle gjennom en dyse. Disse dyser ligger på samme akse og retter sine stråler mot platen på hver

sin side av denne. Dysene er like og volumstrømmen er betegnet Q2

256

på den ene og Q4 på den andre side av platen.

ningene er innebygget en

hver. som

I tilførselsled-

fast blende med likt åpningsareal Ao i

Parallelt med dysene er innkoblet en sylinder med stempel

kan representere sleiden i 2.

f.eks.

trinnet i en servo-

ventil.

Fig.

5.52. Skjematisk frem­ stilling av en dobbel dyseplate-ventil

5.53. Karakteristikker

Fig.

Ql = f(xd)

for en

dobbel dyse-plateventil

Virkemåten for dyse-plate-ventilen vil være følgende:

det

organ som blir forstilt av ytre

befinner seg i midtstilling (Ql=

vil

°) •

styrekrefter.

(nullstilling)

det være likt trykk

Platen er Når platen

og stemplet i ro

(px = p2)

i

kamrene

foran

dysene, og

Q2 ~ Q4

I

neste

(ved

fase tenkes fortsatt stemplet

fastlåsing) ,

stillingen f.eks. større motstand

i ro

mens platen posisjoneres et stykke fra midt­

oppover på

i

i sylinderen holdt

figuren.

Utstrømningen vil da møte

øvre dyse og mindre motstand i nedre dyse.

257

Derved inntar Q2

en mindre og Q4

en større verdi enn

før.

På

grunn av de faste blendene Ao i tilførselsledningene har trykket P1

foran øvre dyse øket fordi strupningen er blitt mindre,

og

trykket p2 foran nedre dyse har sunket fordi strupningen er blitt større.

Den

dysekamrene,

trykkforskjell

som

derved

har

virker samtidig over stemplet

oppstått

mellom

sylinderen og gir

i

dette en tilsvarende hydraulisk kraft rettet nedover på figuren.

Hvis stemplet påvirkes av en ytre motkraft som er mindre enn den

hydrauliske kraften, vil stemplet tilsvarende beveges nedover med en volumstrøm QL inn i øvre og QL ut av nedre sylinderkammer.

Tankegangen kan gjennomføres på

samme måte

for en tilsvarende

posisjonering av platen til motsatt side av det som er beskrevet

foran. I forklaringene vil forandringene av Q2 og Q4 byttes om og trykkforskjell,

kraftretning

og bevegelse

vil

også

opptre

motsatt. Karakteristikker for sammenhengen mellom volumstrøm Ql til/fra sylinderen avhengig av belastningstrykket pL og plateutslaget xd

er vist i diagrammet fig. 5.53. Diagrammet baserer seg på relative koordinater hvor Ql er dividert med Qmaks = M'oAo ^Pi/P ' belastningstrykket

pL dividert med

plateutslaget xd dividert med

forsyningstrykket

fullt utslag

fra midtstillingen

xdo-

Retur

Forsyning

Fig. 5.54. To-trinns servoventil

258

pj_ og

(Dowty)

Det organ

som mottar elektriske styresignaler er direkte for­

bundet med platen i dyse-plate-ventilen. Fig. på

5.54 viser eksempel

en praktisk løsning av dette for en to-trinns servo-ventil.

Det elektriske organ er der en elektromagnet med et dreieanker

Dette

mellom polene.

Platen er videre

ventilen.

stivt

anker er

forbundet med

forlenget med

en

platen

i

såkalt tilbake-

føringsfjær som stikker med fin klaringspasning inn i et spor i styresleiden i 2. trinnet.

Når et elektrisk styresignal tilføres elektromagneten, ankeret dreiet en vinkel blir

platen

dreiet

og

avhengig av inngangsstrømmen.

Derved

en trykkdifferanse

mellom

samsvar med virkemåten

som er

Sleiden vil

derved

fremkaller

endeflatene på styresleiden

forklart

i

for dyse-plate-ventilen.

foran

forskyve seg ut fra midtstillingen

bevegelsen)

(i motsatt retning av plate-

til en posisjon hvor det

aksielle trykkrefter på sleiden, ingsfjæren.

blir

inntrer likevekt mellom de

og motkraften fra tilbakefør-

På denne måten innstiller sleiden seg på utslag som

er proporsjonale med inngangsstrømmen.

Tilsvarende føres sleiden

og platen tilbake til midtstillingen når styrestrømmen går mot null.

Som nevnt tidligere krever en servoventil lav elektrisk inngangseffekt i

forhold til den hydrauliske utgangseffekt på det organ

den styrer. Som eksempel nevnes at en ventil med 20 mW inngangs-

effekt kan styre utgangseffekter i overkant av 100 kW.

5.6.2. Proporsj onalventiler

Karakteristisk for proporsjonalventilene er at de fleste har en propors j onalmagnet som elektrisk styreelement ved inngangen. motsetning til

I

servoventilene krever de vesentlig høyere inn-

gangseffekt enn disse, dvs.

inngangseffekter opp til ca 40 W.

Proporsjonalventilene utføres med ett eller flere trinn alt etter størrelsen på den hydrauliske effekt som skal styres. I entrinns-

utførelsene virker proporsjonalmagneten direkte på styresleiden slik som vist

i

fig.

5.55.

I

denne utførelsen blir

sleiden

259

beveget aksielt og gir altså en volumstrøm proporsjonal med

inngangsstrømmen ved konstant trykkfall.

Fig.

5.55. Proporsjonal magnetventil

(Rexroth)

1 og 2. Proporsjonale magneter

5 og 6. Trykkfølende stempler

3. Ventilhus 4. Pilot-trinnet

Aksiell

sleidebevegelse

Proporsj onalventiler

er

ikke

fremstilles

den

eneste

også med

utførelsesmåte. sleider

som blir

dreiet. For å tilpasse ventilenes statiske karakteristikker har det vært nødvendig å supplere ventilene med en elektronikkdel og forsterk­

er.

På basis av dette og en posisjonsføler styres sleiden til sin

posisjon avhengig av inngangssignalet.

Elektronikkortet med forsterker, (f.eks.

rampefunksjoner)

blir levert sammen med eller i direkte

tilslutning til ventilene.

260

regulering og ekstrafunksjoner

6.PASSIVE KOMPONENTER

De elementer som ikke deltar aktivt i den egentlige omforming av nytteenergien og styring eller regulering av energioverføringen,

kalles passive komponenter.

Gruppert på denne måten vil

sammen­

stillingen av disse dreie seg om følgende hovedkomponenter: ol j ebeholdere ,

ledninger,

tetninger,

filtere,

varmevekslere og

akkumulatorer.

6.1. Beholdere

I hovedsaken er en beholder en tank for oljereserver som trengs

for et hydraulisk system. En nøyere betraktning av dens funksjon

klarlegger at den tjener en rekke formål som:

gi

plass

for

pendlinger

i

volumstrømmen,

dvs.

utligne

differanser mellom volumstrømmen som suges inn i pumpen, og

returvolumstrømmen

kunne gi spillerom for termisk ekspansjon og sammentrekning skille ut luft og bunnfelle forurensninger for fjerning

utligne eksterne lekkasjetap -

bortføring av varme som føres med væsken fra tapskildene i systemet.

Fig.

6.1 viser en beholder i

fremstilling.

skjematisk

forsynt med en påfyllingsåpning,

sugeledning (med sil)

retur ledning, sirkulasj onsledning med

Den er

til pumpe,

filter og kjøler samt

tømmeledning i tillegg til en tappestuss i bunnen.

Beholderne kan deles

lukkede.

i to typer:

de ventilerte og de hermetisk

De førstnevnte har funksjon bare som beholder for oljen

og har åpen forbindelse med atmosfæren.

Hermetiske tanker kan

settes under trykk hvis anlegget legges ut for det. I så tilfelle

har

disse

tanker

i

tillegg

en viss

evne

til

å

arbeide

som

261

trykkakkumulator. hermetiske tanker,

Det kan også være andre grunner til å velge

f.eks. til:

mobilt utstyr, fly etc. hvor bevegelse kan føre til lekkasje fra en ventilert tank for å utelukke forurensninger når det arbeides med sterkt forurensende omgivelser.

Fig.

6.1. Skjematisk fremstilling av oljebeholder med tilbehør.

I vanlige omgivelser er det siste punkt neppe av betydning fordi en ventilert tank også må være utstyrt med støvtett lokk for å

"isolere" påfyllingsåpningen mot fremmedlegemer. I selve ventilasjonsåpningen settes inn et luftfilter for rensing av luften som

trekkes

inn.

Denne type beholdere har den

fordel

fremfor de

hermetiske at de kan lages mindre for samme oljevolum på grunn av

at hermetiske beholdere trenger et visst luftvolum for å redusere trykkvariasjonene når væskenivået øker eller

faller.

Lukkede

beholdere kan arbeide med atmosfæretrykk eller ladningstrykk opp til

0,7-1,4 bar overtrykk.

Som skjematisk vist i

fig.

6.2 må da

trykkbegrensningsventil være satt på ovenfor væskespeilet for å

avlaste høye trykk og dessuten en vakuumsugeventil til innsugning

av luft hvis trykket blir for lavt.

262

Fig. 6.2. Hermetisk oljebeholder med overtrykksventil og vakuum-

sug-ventil.

6.1.1. Beholderstørrelse Størrelsen av oljebeholdere bør dimensjoneres rikelig ikke bare av hensyn til ubalanse i volumet i systemet,

men også for å gi

stor flate for avkjøling. Nå må ikke avkjølingshensynet veie for tungt

i

dimensjoneringen.

Dette kan nemlig føre til urimelig

store beholdere og tilsvarende store kostnader foruten at ulemper lang oppvarmingstid ved oppstarting av anlegget

kan inntre ved

når oljevolumet

er stort.

Forskjellige empiriske regler finnes

for å dimensjonere størrelsen av konvensjonelle beholdere.

Det

alminnelige er å uttrykke beholdervolumet V i liter på basis av

pumpeleveringen Q i 1/min. ved å sette V = kQ. skal gis,

ingssak

Hvilke verdier k

blir i samsvar med de hensyn som er nevnt,

i

de

enkelte tilfelle.

På

basis

av

en vurder­

erfaringer

kan

holdepunker gis. Her er valgt å referere verdier fra [3]:

Stasjonærhydraulikk

k = 3 -5

Mobilhydraulikk

k = 1 -2

Flyhydraulikk

k = 0,5 - 1

Den maksimale høydeav væskespeilet

ibeholderen bør være

i

området 80 til 90% av beholderhøyden.

6.1.2. Konstruktive forhold

En alminnelig oppbygning og bestykning av beholdere er sammen­ fattet i fig. 6.3.

263

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

Fig.

Oljebeholder Forskrifter angående oljen Påfyllingsstuss med filter Avlufting i returløp Returløp Luftestuss med filter Sugeledning Luke for rengjøring Tappestuss Nivåviser Delevegg for å roe ned oljestrøm

6.3. Prinsipiell oppbygning og bestykning av oljebeholdere (Technische Rundschau)

Beholderne må konstrueres ut fra hensyn som henger sammen med

montering og demontering av pumper, styreorganer osv. plassforholdene på stedet

transportkrav og muligheter for forflytning

utskilling av luft og partikkelforurensninger

Innløpet

til

sugeledningen

må

anordnes

så

lavt

som mulig

i

tanken, men ikke så lavt at forurensninger som har bunnfelt, blir sugd inn. Ut fra dette er det alminnelig regel at innløpsåpningen

posisjoneres i overkant av 30 mm fra bunnen. Som vist på fig. 6.1

anordnes

også en sil eller et filter ved innløpet

for å holde

tilbake de grøvste forurensninger som eventuelt ellers kunne bli

sugd

inn.

Rørtverrsnittet velges forøvrig så stort at maksimal

strømningshastighet ikke

overskrider 1 m/s.

Sugeledninger bør

være kortest mulig for å holde strømningstapene lave.

Returledninger må alltid ende under lavest mulig oljestand for å unngå plasking og innblanding av luft.

Dessuten kan returstrøm-

utløpet utnyttes til å skape sirkulasjonsstrømning med tanke på

bedre kjøleeffekt.

Mellom sugeledning og returledning må det anordnes ribber eller

vegger for å:

264

hindre at returolje går direkte inn på pumpen igjen, men til

gjengjeld befordre god blanding med oljebeholdningen. stoppe forurensninger som kan komme inn fra returledningen og gi dem anledning til å bunnfelle. Fig.

6.4

viser

i

prinsipp et arrangement

av

returledning,

delevegg og sugeledning som er utprøvet ved Fluid Power Centre i Bath.

Denne utforming av returutløpet har vist seg mest formåls­

tjenlig.

Fig.

6.4. Sugeledning inntak og returledning utløp i oljetank

Enhver tank må være innrettet for rengjøring. I denne forbindelse kan demonterbare

sideveggene være hensiktsmessige.

lokk i

Det

trengs gjerne et eget ledningsuttak for utpumping av oljebehold­

ningen.

Men under alle

forhold må

laveste posisjon i tanken.

det finnes en tappestuss i

Med tanke på fullstendig tømming bør

tankbunnen være lagt med litt helning og kanskje en forsenkning mot denne stussen.

Tanken bør også være utstyrt med en oljestandsviser som er lett å komme til.

Denne kan være utført eksempelvis som peilestav eller

et utvendig visningsrør.

For å unngå rust på grunn av kondensvann og andre aggressive

ingredienser, må tanker males innvendig med en oljefast maling.

265

6.2. Forbindelsesledninqer

6.2.1. Rørledninger og oljehastigheter av

Prosjektering

rørledninger vil

omfatte to

fundamentale

forhold: -

materialvalg og styrkemessige beregninger

beregning av trykktap

Oljekvaliteten og arbeidsbetingelsene er bestemmende for hvilket materiale

som skal velges i

rørledninger.

I størsteparten av

oljehydrauliske anlegg benyttes stålrør som finnes klassifisert eksempelvis som: sømløse presisjonsstålrør gjengerør for midlere trykk

gjengerør for høyttrykk sømløse stålrør for pulserende trykk sømløse stålrør

industri,

kjemisk og petrokjemisk

innen skipsfart,

For bestemte områder

nærings- og nytelsesmiddelindustri benyttes

luftfart,

andre materialer som rustfritt stål,

kobberrør,

kobber-nikkel-

legeringer og kunststoff. Styrkeberegningene skjer i samsvar med fasthetslæren og retnings­

linjer

gitt

i maskinkonstruksjonsfag .

Under vurderingen

av

belastningene må det tas hensyn også til de trykkstøt og trykksvingninger som kan inntreffe.

Rørtverrsnittene bestemmes på

basis

av

volumstrømmen og de

grenser som settes for trykktapene. For tapsberegninger i rør er holdepunkter gitt

i

håndbøker som f.eks.

kap.

2.

Hutte.

for tapskoeffisienter

i

I

tillegg til dette henvises til

Det skal videre angis noen verdier

rørbend

hvor

D

er rørdiameter og

representerer krumningsradien for senterlinjen i rørbendet.

266

r

kan regnes med

£ = 0,5

r/D = 0,12

kan regnes med

£ = 0,15

r/D =0,16

kan regnes med

= 0,06 £ = 1,1 - 1,3

for: r/D = 0

Skarpe T-stykker

For strømningshastigheter

i hydraulikkrør kan angis

følgende

verdier:

- sugeledninger

vmaks =

m/s

- returledninger

vmaks

=2

m/s

- trykkledninger

vmaks

=3

m/s for P

< 25 bar

- trykkledninger

vmaks

= 4-5

m/s for p

> 50 bar

Disse verdier er middelverdier, og det skal poengteres at de bare

kan være veiledende.

De lokale forhold må tas i betraktning før

det egentlige valg gjøres.

Blant annet må man være på vakt mot

kavitasjon i sugeledningen for pumper der trykksenkningen ikke bør bli større enn 0,3 bar.

6.2.2. Slangeledninger

Slanger for trykkledninger består av oljefast syntetisk gummi og

flere lag tekstilduk eller ståltrådduk innvulkanisert.

Forøvrig

henvises til prospekter og kataloger fra leverandører for å finne

nærmere

spesifikasjoner over

slangekvaliteter.

Man vil

der

vanligvis

finne slangene inndelt i følgende fire trykk-klasser:

lavtrykk,

mellomtrykk,

høyttrykk og høyt høyttrykk.

Slangene

i

den høyeste trykklasse har alltid stålarmering og er utstyrt med slitasjesterk gummihylse.

Ved valg

av

slanger

og bestemmelse av

dimensjonene

tilsvarende synspunkter til grunn som for rør.

legges

Herunder må det

tas nøye hensyn til trykksvingninger eller trykkstøt. For slanger som benyttes i sugeledninger må det vurderes om de er stive nok

til å motstå sammenklapping ved de undertrykk som kan inntreffe.

Videre kan slanger som følge av driftsforholdene bli utsatt for stenslag,

beskadigelse fra annet verktøy eller lignende.

I slike

267

tilfelle kan det være nødvendig å velge en høyttrykkslange for de

høyeste trykk selv for en lavtrykks-returledning.

Et

moment

annet viktig

er

angriper gummien i slangen.

brannresistente

å

kontrollere

om hydraulikkoljen

Normale slanger egner seg ikke for de

oljer som hører til gruppen

Slanger av syntetisk gummi kan heller

fosforsyreestere.

ikke brukes .hvis tempera­

turen skulle komme over 100°C.

Et viktig forhold ved anvendelse av slanger er hvordan de skal

være montert for å bli minimalt påkjent av de aktuelle drifts- og

bevegelsesforhold.

Til hjelp

to sett

eksempler

6.5

vist

for denne vurdering er det i hvor

det

ene

sett

fig.

representerer

korrekt og det andre ukorrekt montasje.

Vertikal forlegn. foretrekkes fremfor Horisontal for­ legning Korrekt slakke Stram slange ukorrekt Korrekt Ukorrekt og 8. Korrekt montering uten vridning av slange og 10. Ukorrekt montering med vridd slange Korrekt med stor bendradius under bøyning og 13. Ukorrekt

Fig.

6.5.

(Hydraulic Handbook)

Slangene har naturlig nok en viss ekspansjonsevne avhengig av trykket.

Hvilke

slangelengde,

ekspansjoner det kan dreie seg

meter

ved forskjellige slangediametre og overtrykk er

vist i et eksempel, fig. 6.6.

268

om pr.

Fig.

På

6.6. Slangers ekspansjon avhengig av trykk og dimensjon [25]

grunn av elastisiteten har slanger en akkumuleringsevne som

kan være en ulempe for regulerte

eksempel

hvor

en

slange

volumstrømsregulator.

drivverk.

Fig.

mellom en

er koblet

6.7 viser et

sylinder og en

Her vil slangen virke ugunstig i belast-

ningsforhold som kan beskrives i det følgende.

Fig.

6.7. Slange koblet mellom sylinder og vol.strømsregulator er

uheldig

Volumstrømreguleringsventilen sørger

uavhengig

av

kraften F,

blir trykket

trykkendringene i

for konstant oljestrømutløp

foran

ventilen.

Stiger

sylinderringkammeret

f.eks.

og i slangen

lavere. Slangen trekker seg sammen og det oljevolum som tilsvarer slangens krympvolum,

kommer som tillegg til volumstrømmen

fra

sylinderen ved stasjonær kraft. Følgen av dette er en tilsvarende

kortvarig senkning av stempelhastigheten.

Jo større forholdet

mellom slangekapasiteten og stempelflaten er, blir

innflytelsen av

vekslende

last

slangekapasiteten.

føre til

ujevn

På

desto ugunstigere

denne måten

stempelbevegelse

selv

om

vil

det

benyttes volumstrømregulator i den hensikt å få stempelbevegelsen

jevn.

269

Som følge av elastisiteten nedsetter slangen egenfrekvensen av de

hydrauliske kretskoblinger som de er part av,

sammenlignet med

tilsvarende rørledninger.

6.2.3. Rør- og slangeforbindelser

Rør og slanger forbindes med pumper,

motorer,

ventiler etc.

gjennom en eller annen type fittings med gjenget forbindelse. Det er

stusser,

markedsføres

nipler med

og uten

med gjenger av

overgang,

forskjellige

unioner

typer.

osv.

som

Valget av

gjengetype bør vies oppmerksomhet ved prosjekteringen av system­

er,

og det anbefales at man holder seg til de metriske som blir

mer og mer brukt i Europa.

De vanligste

fittings

for anslutning av

byggekomponentene er snittring-, ser.

rør og

klemring og konusringforbindel-

Disse forbindelser gir metallisk tetning. Fig.

snittringforbindelse,

og

fig.

slanger til

6.9

viser

6.8 viser en

noen utførelser av

klemringsforbindelser. Etter tiltrek-

Fig. 6.8. Snittringforbindelser (Technische Rundschau)

__ M______ U__

Fig. 6.9. Klemringforbindelser (Technische Rundschau)

270

Et eksempel på en konusforbindelse er den såkalte KSA-forbindelse på fig.

6.10.

Fig. 6.10. KSA-rørforbindelse

De nevnte

dag

for

(Technische Rundschau)

forbindelser er de typer som hovedsakelig benyttes

rørdimensjoner opp

til

3 8 mm.

Forskruningene

i

i selve

tetningsforbindelsene er fremstilt etter normer som de respektive

produsenter har valgt.

Den gjengede stuss på

fittingene for

anslutning til gods er utført med enten rørgjenger i tommer eller

metriske

fingjenger.

kobberringer,

Gjengeforbindelser til gods

U-sitringer

eller at

stussene

tettes med

også

kan være

forberedt for O-ringtetning.

Rørforbindelser med metallisk tetning kan bare i begrenset omfang åpnes og bringes til fullkommen tetning igjen.

Ved ekstrem svingningspåkjenning på en rørledning blir ofte rør

opp til 3 8 mm utvendig diameter, montert med O-ringforskruning. I disse forbindelser besørger 0-ringen tetningen, mens innfestingen skjer ved forskruning av en konus som blir sveiset til rørenden.

Forbindelser av rør med ytterdiameter større enn vanligvis

utført

som flenskoblinger.

I

38

mm blir

alminnelighet benyttes

sveiseflenser som sveises til rørene.

Slanger kan utstyres med markedsførte endefittings

for en rekke

forbindelsestyper . Eksempler på forbindelser mellom rør og nipler

og mellom slanger og holdere med tilslutningsnipler er vist på fig. 6.11.

271

Tetningsformer

Slangekons truk s j on

Overganger

HOSE SECTION

PERMANENT SWAQED OR CRIMPEO HOSE FITTING

Elastomer profil

Albue REUSABLE, SCREWED HOSE FITTING

Fig.

O-ring

6.11. Eksempler på slangeforbindelser og -fittings

6.2.4. Montasjeplater

Ventiler blir i alminnelighet ikke levert med gjengeanslutning, men utført for å

festes med skruer på

en montasjeplate.

Denne

platen er videre utført med gjenger for rørtilslutning. Fordelen

ved denne løsning er at ventilen kan skiftes ut uten å løse eller

åpne noen av ledningsforbindelsene.

Tetningen mellom montasje-

platen og ventilen er utformet med O-ring.

For enhver ventilstørrelse og type finnes normerte tilslutnings-

åpninger slik at ventiler

fra de forskjellige produsenter kan

skrus på den samme montasjeplate. Likeledes kan f.eks. retningsventiler byttes ut med proporsjonalventiler av samme størrelse.

6.2.5. Montasj eblokker

Byggekomponenter

i hydrauliske styresystemer kan

forbindes med

hverandre også på en annen måte enn gjennom slanger og rør. Dette kan

272

skje ved å

skru komponentene på normerte montasjeblokker.

Denne løsning vil være fordelaktig når komponenter som ligger nær hverandre, skal forbindes.

Montasjeblokkene har normerte posisjoner av tilslutningsåpningene

tilførselsledning,

for henholdsvis til

forbruker.

Alle

forbindelser mellom byggekomponentene er

dannet ved boringer inne i blokken.

stål,

støpejern

ledning til tank og ledning

eller aluminium,

blokker er bestemt av de

Blokkene blir fremstilt av og

boringene

i

de

enkelte

respektive typer av koblingsforbind-

elser.

Fordelene ved anvendelse av montasjeblokker er:

mer kompakt og montasjevennlig oppbygning anvendelse av 2-veis patronventiler er mulig

ingen tetningsproblemer liten støyutstråling.

Ulempene er:

høyere insats av konstruksjonsarbeid

-

endringer etter at blokken er fremstilt, er vanskelig.

Fordelene med montasjeblokker utmerker seg om større serier.

seg mest når det dreier

Men også ved mindre serier har fordelene

ved montasjeblokk latt seg utnytte ved at blokker kan dannes ved hjelp av et byggeklossystem bestående av forskjellige skiveele-

menter.

På basis av disse kan blokkfunksjoner bygges sammen til

skjellige formål.

for­

I denne sammenheng nevnes at skiveelementene

kan bygges sammen todimensjonalt, dvs. både i høyde og bredde.

273

6.3. Filtere Kravene

til moderne hydrauliske systemer er at de

funksjonerer

pålitelig og kan yte høy nøyaktighet. Forutsetningene for å oppnå

dette er at systemene bygges opp av komponenter fremstilt med høy

nøyaktighet.

Den verste fiende for presisjonsfremstilte hydraul-

ikkomponenter er

forurensninger

i væsken.

Forurensninger er

fremmedstoffer i væsken som kan resultere i skade og feilfunksjon på en eller annen komponent i systemet.

Forurensningene kan være i form av væske, gass eller faststoff og kan stamme fra:

1.

Fremstilling og montasje hvor forurensningene kan bestå av små

metallfolier,

rørimpregnering,

biter

av gjengespon,

remser av plasttape,

grader

fra rør,

biter av tetnings-

ringer, sveiseperler, slangebiter og annen skitt.

2.

forurensninger ved

Generering av

systemets

drift. Under

drift kan forurensninger opptre fra mange kilder i systemet. Disse forurensninger inneholder fuktighet fra kondensvann i

tanken,

inntrengte gasser,

tetningsringer,

rustskall,

biter

av slitte

metallpartikler som stammer fra slitasje,

slam og ferniss som skyldes oksydasjon av oljen.

3.

Omgivelsene. Hovedkilden til forurensningene fra omgivelsene er

skittent

verktøy.

vedlikeholdsutstyr

filter og

Demonterte komponenter bør vaskes ved bruk av en

ren hydraulikkvæske før montering.

systemet,

som trakter,

Enhver olje som tilføres

bør være fri for forurensninger og fylt inn fra

rene beholdere.

Som nevnt under avsnittet om beholdere tjener de også til å felle ut forurensninger.

I mange tilfelle blir beholdere ut fra samme

å

samle opp

metallpartikler av stål som føres rundt med strømmen.

Imidlertid

hensikt

utstyrt

med magnetplugger

i

bunnen

for

er ikke dette tilstrekkelig for å holde væsken ren.

274

Derfor blir

det i hovedsak siler og filtere som må sørge for å

holde væsken

ren.

Siler og filtere er utstyr for å samle opp eller holde tilbake Filtere er bygget opp av en struktur med finfor-

forurensninger.

delt masse som gir porer for væskestrøm gjennom dem. Siler lages

en metallramme, maskevidde

av metallnetting som legges rundt

Siler kan brukes bare til grovfiltrering.

150 |im.

f.eks.

gir de

side

annen

lavt

trykktap

og benyttes

På den

av den grunn i

sugeledningen på pumper.

6.3.1. Plassering av filtere

Filtertype,

filteres plassering og filterfinhet er avhengig av

komponentene

i

vedkommende anlegg.

På

fig.

6.12

er angitt

prinsipielt mulige anordninger av filtere.

Sugefilteret

er som nevnt i innledningen,

gjerne en sil

for å

oppnå lavt trykktap. Av samme grunn bør filterflaten være størst

Fig. 6.12. Mulige plasseringer av filtere

mulig.

Likevel er det

fare for at

forurensninger etter en tids

drift kan legge seg på silen og tette den til. fall

føre

til

kavitasjon

manometer (vakuummeter) kan

og skade

på pumpen.

Dette kan i så

Derfor bør et

kobles til sugeledningen slik at trykket

overvåkes og driften stoppes hvis trykket blir lavere enn

275

tillatt.

Silen må da renses eller skiftes. Av denne grunn er det

viktig at sugefilteret er lett tilgjengelig.

Lavtrykksfilter blir gjerne plassert mellom føde- og hovedpumpe. Dette er såkalte finfiltere som anbefales særlig i større anlegg.

Med de valgmuligheter som eksisterer for filterfinhet, byr dette på effektiv beskyttelse av pumper, dette

motorer og styreorganer.

Men

filteret beskytter ikke styreelementene etter høytrykks-

pumpen mot slitasjepartikler fra denne.

Høytrykksfilter må anordnes i et hus som tåler det høye trykket.

Dette filter blir hyppig plassert som finfilter foran ømfintlige

styreorganer

som servoventiler.

Filterfinheten må velges

i

samsvar med renhetskravene som elementene stiller. Ved trykkstøt i

systemet er faren til

stede for at filterinnsatsen kan øde­

legges hvis denne ikke er tilstrekkelig trykkfast.

Returfilter brukes ofte

i små anlegg for å rense all olje som

strømmer tilbake til tanken. Disse filtre kan også bli utsatt for skade dersom avlastningsmanøvre fører til trykkstøt eller at det oppstår hyppige svingninger i volumstrømmen. Av grunner som dette

må filterinnsatsen oppfylle visse krav til trykkfasthet.

Sirkulasjonsfiltrering

skjer ved pumping gjennom et filter i en

avsondret krets. Ved denne stadige filtreringen er det tilstrek­

kelig at den sirkulerende volumstrøm representerer bare en mindre del

av volumstrømmen i hovedkretsen.

I denne

filterkretsen kan

også nødvendige varmevekslere innbygges.

6.3.2. Renhetsgraden av systemer

For å bestemme et systems renhetsgrad, er det nødvendig å foreta en representativ prøve av væsken i systemet.

blir normalt tatt ut avtapningspunkter i

av trykkledninger hvor det er forberedt strategisk viktige posisjoner.

skjer gjennom spesialkonstruerte ventiler.

276

Prøver av denne art

Uttapningen

Renhetsstandarder

som er foretrukket for å bestemme antall

Den metode

partikler i 4 4 06.

en prøve,

faststoff-

til ISO

og her vises

er standardisert,

Denne standard er dannet av kombinasjonen av to områdetall

fra tabell

6.1.

Det

første områdetallet

representerer antall

partikler større enn 5 |im og det andre tallet partikler

større

enn 15 Jim i en prøve på 100 ml.

Tabell 6.1. ISO område-tall

Antall partikler pr.

Mer enn 8 4 2 1 500 250 130 64 32 16 8 4 2 1 500 250 130 64 32 16 8 4 2 1

x x x x x x x x x x x x x X

Område tall

Opp til og inklusive

106 106 106 106 103 103 103 103 103 103 103 103 103 103

Eksempel: 250.000

100 ml

18 8 4 2 1 500 250 130 64 32 16 8 4 2 1 500 250 130 64 32 16 8 4 2

Kode

18/13

x x x x x x x x x x x x x x X

106 106 106 106 106 103 103 103 103 103 103 103 103 103 103

indikerer at

24 23 22 21 20 19 18 17 16 15 14 13 12 11 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1

det

partikler større enn 5 mikron,

er mellom

130.000 og

og mellom 4000 og 8000

partikler større enn 15 mikron.

277

Forurensningstoleranse i hydrauliske systemer En rekke faktorer og hensyn er avgjørende for det forurensnings­ nivå

som kan tolereres

de enkelte

i

disse faktorer vil dessuten arte seg

system.

Innvirkningen av

forskjellig fra ett system

til et annet. Naturlig nok er det derfor et vurderingsspørsmål å

fastlegge tillatt forurensningsnivå.

Til hjelp for dette kan

tabell 6.2 benyttes. Den er satt opp på basis av undersøkelser og erfaringer fra praksis [33]. Tabell 6.2.

Antatte

forurensningsnivå

som tolereres

i

for­

skjellige hydrauliske systemer

Forurensn. klasse iflg. ISO S.C. kode

5 |im

15 |im

Antatt maks. partikkel — antall

5 |im

Følsom­ het

15 |im

13

9

8.000

500

Superkritisk

15

11

32.000

2.000

Kritisk

16

13

64.000

8.000

Svært viktig

18

14

250.000

16.000

Viktig

19

15

500.000

32.000

Midlere

21

17

2000.000

130.000

Moderat

278

Type av systemer

Slamfølsomt reguler­ ingssystem med svært høy pålitelighet. Laboratorium eller romfart. Høyeffektive servoog høyttrykks lang levetids systemer, dvs. fly, verktøy­ maskiner etc. Presisj onssystemer med høy pålitelighet Generelle maskinkrav Generelt maskineri og mobilsystemer . Middels trykk og midlere kapasitet. Lavtrykks tunge industrisystemer eller anvendelser hvor lang levetid ikke er kritisk. Lavtrykkssystemer med store klaringer.

Hvorvidt

denne

tabell

er

tilstrekkelig

forurensningsnivået når systemets

meget viktig,

avhenger i

for

følsomhet

bedømmelsen av er kritisk eller

høy grad av komponenttypen og trykk-

nivået. Derfor danner diagrammet fig.

6.13 ytterligere støtte for

bedømmelsen når trykket og komponentenes følsomhet for skitt er

kj ent.

Æowensn/noswå

%

W?

Per ISO S.C. KODE

Fig.

6.13. Veiledende verdier av renhetsnivået for å oppnå rimelig god levetid

6.3.3. Valg av filter

For å holde oljen i et system innen et foreskrevet forurensnings ­ nivå må det velges filtre som har tilstrekkelig filtreringsevne

og har en konstruksjon som passer til driftsbetingelsene.

Filterfinhet

Filtreringsevnen er bestemt av poreåpningenes størrelse og form i

filterelementet.

Størrelsen av forurensningspartiklene måles i

279

lim,

og de største partikler som kan passere gjennom porene i

filterelementet, er et mål for filterfinheten.

En metode til å bestemme filterfinheten er å lage en suspensjon

med sfæriske partikler som tilføres filterelementet, og analysere væsken etter utstrømningen fra filteret. På basis av denne metode blir

f i 1 ter f inheten

bestemt ved diameteren av den

faststoffpartikkel som passerte,

største

og benevnes absolutt filterfin-

het.

Imidlertid

har både denne metode og andre

ikke standardiserte

metoder bydd på vansker fordi resultatene ved bruk av disse har

variert fra produsent til produsent. For å overkomme vanskene ble

den såkalte "Multipass Method",

innført.

Kretssystemet

i sin tid

resirkulasjonsprøven,

for prøving etter denne metode er skje­

matisk vist i fig. 6.14.

Nyfil ført forurensning

Resirkulert forurensning

LJl/æs/ceprø/e

Prøv efilter

Måling av trykk differanse

Fig. 6.14. Resirkulerings filterprøve

I

denne prøve

foregår

en kontinuerlig

forurensning av finkornet sand (AC.

tilførsel

av

gradert

fine test dust) til systemet.

Da forurensninger kan holdes tilbake bare i filteret som prøves,

vil forurensningen fortsette å sirkulere i systemet hvis de ikke

blir fanget opp.

Prøvefilterets

evne

til

å utskille

forurensningene

fra den

gjennomstrømmende væske bestemmes ved måling av partikkelinn-

holdet i væsken foran og etter filteret. Kapasiteten for opptaket

280

av forurensninger og skitt måles i som kan tilføres systemet

gram av forurensningsmengden

før et spesifisert trykkfall

Ap over

filteret nås.

Her innføres følgende definisjoner på antall partikler i væsken:

Nox

~ opprinnelig antall partikler av størrelse > x pm

Nix

= antall tilførte partikler av størrelse > x pm

Nfx

= antall partikler fanget opp i filteret av størrelse

> x pm Nnx

~ antall partikler i væsken nedstrøms filteret av

størrelse > x pm.

På basis av disse definisjonene kan prøven beskrives med følgende ligning:

Nnx

Nox + Nix

Nfx

(6.1)

I tillegg til dette innføres begrepet utskillingskarakteristikk

som er gitt ved Beta-forholdet og definert ved Nox + Nix Bx = -----------Nnx Standarden definerer "x"

filterets effekt

(6.2)

som 10,

dvs.

x pm =

10 pm,

selv om

for andre partikkelstørrelser kan evalueres.

Mengdene både i teller og nevner i Bx-uttrykket refererer seg til

samme volum, vanligvis 100 ml.

Et eksempel kan

illustrere Beta-forholdet nærmere.

Dersom en

prøve viser 270 000 partikler og en annen prøve 75 000 partikler

pr.

100

filteret,

ml

ved

henholdsvis

10

pm

og

15 pm

når de tilføres

og henholdsvis 9000 og 1000 partikler passerer gjennom

dette, da er

270 000 B10 = ------9000

= 30 og

75 000 B15 = -----1000

= 75

281

Størrelsen i |im når B = 75 er den definisjon av absolutt filterfinhet som har fått bredest godkjennelse.

Praktisk klassifikasjon av filteres yteevne Graden av filtrering som et filter presterer,

vil falle innen en

av tre kategorier avhengig av i hvilken grad det kan fange opp eller kontrollere slaminnholdet.

Typiske data for disse kate­

gorier er gitt i tabell 6.3. Tabell 6.3. Definisjon av praktiske klassifikasjonskategorier

Kategori

Nominell finhet |im

Absolutt finhet Jim

Tilbakeholder slam Partielt tilbakehold av slam Intet tilbakehold av slam

1/2 til 1 3 til 5 10 til 15

3 til 5 10 til 15 25 til 40

Det

er

to

vesentlige

prestasjonsevne.

faktorer

som virker

inn på

filterets

Det er pulserende strøm og noen ganger usikker­

het ved tetninger og forbislipningsventiler.

strøm kan tvinge fine partikler gjennom poremedier,

Pulserende dvs.

partikler som ellers ville bli holdt tilbake mellom fibrene

og mellom større partikler som er fanget opp. det under pulsasjonene skjer en

partikler

lettere

gjennom.

form for

Derfor vil

Dette skyldes at

skaking

pulserende

som driver

strøm øke

andelen av slam nedstrøms filteret.

Forbislipninq gjennom interne

eller eksterne ventiler er en

løsning som er akseptabel i mange systemer.

For filtre som ikke

er konstuert for forbislipning, vil det være normalt å regne med at forbislipning trer i funksjon bare når filterelementet nærmer

seg slutten av normal

levetid.

Imidlertid er det vanskelig å

holde kontroll med dette uten særskilt overvåking. betydningen

282

Derfor har

av for tidlig forbislipning eller lekkasje i tet-

ninger vært undersøkt,

og

da har det vist

at bare

seg

0,1%

forbislipning på det nærmeste har fordoblet partikkelforurens­ ningen nedstrøms

filteret.

Ved 1%

forbislipning har forurens­

ningen blitt tredoblet, og ved 10% øket til faktoren fem. 6.3.4. Dimensjonering av filtre

Siktepunktet ved dimensjoneringen er å holde ved like en balanse mellom forurensninger som tilføres systemet og forurensninger som

fjernes av filteret. Samtidig er målet også å oppnå en akseptabel

levetid for filteret.

Til hjelp for konstruktører i korrekt dimensjonering av filtre er

i

det

tabellen nedenfor satt opp sju grader av

forurensning i

omgivelsene og grader av kontroll med tilført forurensning.

For

eksempel, grad 1 vil være et lavt nivå for inntrengning eksempel­

vis ved få syl indre, plassert i et rent rom og høyeste grad av

påpasselighet med forurensningskontrollen av drifts- og vedlikeholdspersonalet. et

På den annen side kan et system av grad 7 være

system med mange sylindre som opererer i

et

støperi hvor

vedlikeholdet er dårlig og nivået av forurensningsinntrengning er

høyt.

Tabell 6.4. Omgivelsesforurensning

Nivå av forurensning i omgivelsene

God

Midlere

Graden av kontroll over tilført forurensning

Dårlig

3

6

7

2 1

4 2

5 3

Liten eller ingen kontroll - mange sylindre, utilstrekkelig luftefiltre Noe kontroll, få sylindre God kontroll, få inntrengningspunkter, filtrert påfylling, gode luftefiltre

283

Når graden av forurensning er fastlagt, kan konstruktøren avgjøre

som

hvilket maksimalt trykkfall bestemte filteret.

6.16

over det

Den videre dimensjonering av filteret kan nå

skje ved hjelp av diagram fig. og fig.

akseptabelt

anses

6.15 for filtre i trykkledninger For det valgte trykk­

for filtre i returledninger .

Maksimum

tr y k k f a ll (b a r)

fall trekkes en linje parallelt med abscisseaksen til skjæring

Multipl ikasjonsfaktor

Multiplikasjonsfaktor

Fig. 6.16.

Fig. 6.15. Filtre i trykkledning

Filtre i returledning

med kurven for forurensningsgraden. Tallverdien for abscissen til

skjæringspunktet

avleses,

den angir

og

hvilken

faktor den

konstruksjonsrelaterte volumstrøm skal multipliseres med for å få den volumstrøm som

grunn for dimensjoneringen av

legges til

filterelementet. Dette skal belyses nærmere ved et eksempel: Det antas

en presse

bruk i et verksted.

som er i

differensialsylinder med arealforhold

aggregat med

levering

omgivelsene anslås

til

70

4,

1/min.

og

4:1

Graden

filteret

av

Den har en

som drives

fra et

forurensninger

kan plasseres

enten

i i

trykkledningen eller i returledningen:

Trykkledningen:

Maksimum trykkfall er 3 bar (innstilt verdi

på ventilen i by-pass-ledning) , og ved grad 4 avleses da en multiplikasj onsfaktor 1,75

284

i fig.

6.15.

Altså blir dimen-

sjonerende volumstrøm Q = 122,5 1/min. ved trykkfall 0,5 bar

for rent filter.

Returledningen:

Maksimum trykkfall er

en multiplikasjonsfaktor 1,3 strømmen

er

4

i fig.

ganger større

2

bar,

6.16.

og grad 4 gir

Fordi returvolum-

enn pumpeleveringen,

dimensjonerende volumstrøm for filteret

4

•

70

•

blir

1,3 = 464

1/min. ved 0,3 bars trykkfall for rent filterelement.

Når filterfinheten og kapasiteten er fastlagt,

må konstruktøren

påse at tilpasningen av filterinstallasjonen svarer til formålet.

Andre faktorer som må tas i betraktning er:

forenligheten mellom materialene og væsken ved maksimal temperatur motstand mot brist og kollaps sikkerhet mot utmatting, element og hus.

Disse

faktorer er dekket opp av standarder og vil

ikke være

angitt i produsentkataloger .

6.3.5. Filtertyper og separatorer

Siler

Siler er filterelement som består av relativt grovvevd metallduk. De brukes hovedsakelig i påfyl1ingsåpninger innløpet

i pumpesugeledninger .

sugefiltre.

Fig.

6.17

Disse skal beskytte systemet mot

relativt store forurensningspartikler. at de kan renses og

i tanker og ved

viser eksempler på

inntrengning av de

Hovedfordelen med dem er

settes på plass igjen

forutsatt at de er

tilgjengelige.

Fig. 6.17. Sugefilter [Hydro-Pneum]

285

Filterelement Disse

er fremstilt av cellulose,

glass- eller metallfibre og

sammensatt slik at oppbygningen danner en buktet vei i strøm­

retningen. element

Fig.

6.18 viser et eksempel på et høyttrykks filter­

og fig.

6.19 et komplett høyttrykks filter med element

innsatt. Denne elementtype er mest vanlig brukt i oljehydraulikkindustrien.

Elementene blir

laget i mange forskjellige finhets-

grader.

Fig.

6.18. Filterelement

(ARGO)

Fig. 6.19. Høyttrykksfilter (Parker Hannifin)

Nettelementer

Disse elementer blir vanligvis vevd av rustfri ståltråd og finnes i en rekke finhetsgrader.

De kan være av konvensjonell patronform

eller skiver eller konus for innpassing direkte i komponenten som skal beskyttes. Mange av disse elementene kan renses og brukes på

nytt.

286

Elektrostatiske separatorer

I disse renseenhetene gjøres bruk av elektrostatisk ladning for å

separere forurensninger fra væsken. tilbake

aler,

Disse er i stand til å holde

forurensninger av alle størrelser og de fleste materi­

inklusive små mengder vann. Disse krever lave væskehastig-

heter for å fange opp og holde tilbake partiklene.

Deres effek­

tivitet for fjerning av partikler ved en gangs gjennomstrømning er ikke høy.

Derfor passer de bare

sirkulasjonspumping.

i

avgreningsledninger for

De fleste typer av disse separatorer virker

ikke for vannbaserte væsker.

Magnetiske separatorer

Disse renseenheter er i prinsippet i stand til å samle opp bare jernholdige partikler.

Men effektiviteten hos disse er avhengig

av væskehastigheten gjennom separatoren.

Generelt er de derfor

beregnet på installasjon i returledninger . Magnetiske separatorer spiller en nyttig

rolle som diagnoseredskap for overvåking av

slitasjefeil i systemet.

Luftefiltre

Alle luftefiltre må tilpasses

finhet

som filtre

for filterinnsats med lignende

for væsken i arbeidskretsen.

Ventilasjons-

kapasiteten bør være stor nok til at trykkoppbygning i tanken ikke skjer når væskenivået forandres.

delvis blokkert tanken.

luftefilter

kan bli

Et underdimensjonert eller årsak til bruddskade på

Fig. 6.20 viser eksempel på en luftefilterkonstruksjon.

Spesielle

forholdsregler bør tas

for

systemer

som drives

i

aggressive omgivelser.

287

Fig.

6.20. Luftefilter (UCC).

6.4. Varmevekslere Varme genereres i hydrauliske systemer fordi ingen komponent kan drives med 100% virkningsgrad.

ingen

er

pumper,

De viktigste kilder til oppvarm­

trykkbegrensningsventiler og

regulering av volumstrømmen.

ventiler

for

Denne varmeproduksjon vil kunne heve

temperaturen over normal driftstemperatur som svarer til området

60°C.

40°C -

Høye temperaturer påskynder oksydasjon av oljen og

gjør at viskositeten blir for lav. Dette kan igjen føre til skade på tetninger og pakninger og påskynde slitasjen mellom deler som beveges

i

forhold til

hverandre med

fine klaringer

i

slike

hydraulikkomponenter som ventiler, pumper og sylindre.

Den

stasjonære temperatur

i væsken

i

et hydraulisk system er

avhengig av balansen mellom oppvarmingseffekten og varmeavgiv-

elsen fra systemet. Dersom driftstemperaturen blir for høy, betyr det at oppvarmingseffekten er for høy i forhold til avkjølingen, og en

ekstra kjøling må til

akseptabelt nivå.

for å bringe temperaturen ned på

Denne tilleggsavkjøling skaffes ved innbygning

av varmevekslere som i dette tilfelle også kalles kjølere. I noen anvendelser kan tilfellet være omvendt, dvs. at varme må tilføres

systemet for å gi tilfredsstillende viskositet. Dette forekommer

288

ofte med mobilhydraulikk som er i drift ved omgivelsestempera-

turer nede

i

-20°C og

lavere.

I slike tilfeller kalles varme-

veksleren oppheter. I de fleste hydrauliske systemer vil imidler­

tid den naturlige oppvarming være tilstrekkelig etter en

gående startoppvarming.

forut­

Det alminnelige varmevekslingsproblem i

hydraulikksystemer er derfor å bortføre varme.

Det er to hovedtyper varmevekslere: luftkjølere og vannkjølere. I luftkjølerne blir oljen pumpet gjennom en rørbunt og avkjølt ved at en vifte blåser luft på tvers av rørbunten.

Denne kjølertype

kan nyttes for volumstrømmer av olje opp til 700 1/min.

Fig.

6.21

viser en vannkjøler.

I

denne type

strømmer

oljen

gjennom rørene og kjølevannet passerer gjennom det omgivende hus

og omspyler rørene utvendig under gjennomstrømningen.

Fig.

6.21. Vannkjølt varmeveksler.

Hvordan varmeproduksjonen beregnes overtrykksventiler etc.

I

det

samme

nødvendig heteflate

i

fra

tapene

i hydrauliske systemer,

er

kapittel

ut

grunnlaget vist

varmevekslere.

pumper,

er vist i kap. 2.

også

For

i

å

for å beregne

minne

om hvilke

temperaturendringer og vameeffekter det dreier seg om når det strømmer olje gjennom en

overtrykksventil,

skal

et eksempel

betraktes. Det antas følgende data: Ap

P

Cp

=200 bar, innstilt trykknivå over tanktrykket = 850 kg/m3, oljens densitet = 2000 J/kg K, oljens spesifikke varme

Temperaturøkningen

i volumstrømmen ved gjennomstrømningen i

ventilen blir da

289

Ap 200 * 105 AT = ----- = ------------- = pcD 850 • 2000 Hvis

11,75°C

volumstrømmen gjennom ventilen er

Q

=

9

1/min.,

blir

varmeeffekten

P =

6.5.

200 • 105 • 9 Ap Q = -------- ------ - = 3 kW 60 * 103 * 103

Akkumulatorer

Akkumulatorer er en type høyttrykksbeholder som er fremstilt for

å

lagre

eller

avgi

De skiller

trykkenergi.

seg fra

vanlige

reservoarer ved at væsken alltid står under trykk. Energien blir opptatt av en gassfylling,

vekt- eller fjærbelastning.

Sekundært

har akkumulatorer samme funksjon som reservoarer, men prinsipielt

tilordnes de ett av følgende vanlige hovedformål:

-

danne

forsyning

av

trykkoljeenergi

når pumpe

installert eller pumpen er tatt ut f. eks.

Denne måte å benytte akkumulator på,

ikke er

for reparasjon.

kan være aktuell

i

tilfelle hvor energitappingen er kortvarig. -

danne tilleggskilde ved toppbelastninger når pumpen er for

liten.

Dette er

den mest vanlige

anvendelse

i

moderne

hydrauliske systemer. -

å holde trykket i

lukkede systemer f.eks.

på grunn av ytre

lekkasjer eller volumforandringer ved temperaturvariasjoner,

Pulsasjoner i trykket oppstår

å utjevne trykksvingninger.

f. eks.

gjennom ujevnheten

i

leveringen

fra pumper.

Disse

pulsasjoner blir effektivt neddempet av en akkumulator. -

danne

et

lukning

støtabsorberende

organ.

Ved

f. eks.

plutselig

av en ventil, vil det på tilløpssiden av ventilen

oppstå støt som følge av retardasjonen av massen i væsken og

de bevegelige organer i kretsen. akkumulator med

290

rimelig

I

slike tilfelle vil en

tilpasset

gassvolum

redusere

trykkspissen til et minimum gjennnom den måten støtenergien

opptas på.

I forbindelse med disse energiakkumulatorene er det viktig å være oppmerksom på at den akkumulerte energi frigjøres svært raskt når

det

åpnes

opp

Dette må

for den.

oppbygning og drift av

vies

systemer for

særlig

å hindre

omtanke

under

at ulykker kan

oppstå.

De mest vanlige akkumulatorkonstruksjoner kan

inndeles

i tre

typer:

- membranakkumulator - belgakkumulator - stempelakkumulator

Fig.

6.22. viser eksempel på disse utførelser.

Energiakkumuleringen kan skje på tre forskjellige måter:

fylling

av

stemplet

som vist

gasstrykk

på

ene

siden av membranen

for membran-

eller

og stempelakkumulator, og

fylling av gasstrykk inne i belgen på belgakkumulatoren

vektbelastning

av

stemplet

som vist

i

et

eksempel

på

stempelakkumulator

fjærbelastning som vist i et eksempel på stempelakkumulator

Den mest vanlige type er belgakkumulatorene som har en tilbake­

slagsventil ved tilslutningen mot rørledningen gummibelger skal ekspandere

inn i

denne blir for lavt eller forsvinner. fra

toppen av beholderen.

nitrogengass,

altså ikke

rørledningen når trykket i Gummibelgen lades med gass

Som gassfylling

luft,

for å hindre at

nyttes vanligvis

av hensyn til

oksydasjons-

og

brannfare.

291

1. Stempelakkumulator, vektbelastet stempel 2. Fjærbelastet stempel 3. Gassbelastet stempel 4. Belgakkumulator 5. Membranakkumulator

XJtXJt (Rexroth)

1. Stål beholder 2. Gjengetilkobling til væskeledningen 3. Tallerkenventil 4. Gummibelg 5. Gassventil

Belgakkumulator (Rexroth)

Fig. 6.22. Akkumulatorutførelser

292

De viktigste egenskaper hvor disse tre akkumulatortyper byr på forskjeller er:

Membranakkumulator

Belgakkumulator

Stempelakkumulator

Størrelse, volum (1) Trykkområde (bar) Diffusjonstap % pr. år Maks. vol.strøm (1/s) Overvåking

0,07 - 50 10 - 500 1-3% 140 Ingen over­ våking

Akkumulatorstørrelsen må

i hovedsaken fastlegges på basis av de

0,2 - 200 35 - 550 1-3% 120 (140) Lite over­ våking

0,6 - 600 160 - 400 ikke kjent 120 Høy overvåkingsgrad

aktuelle variasjoner i energiladningen og hvilke trykkgrenser som

aksepteres.

Dessuten må maksimaltrykket velges lavere enn det

trykk akkumulatorhuset er konstruert for. For dimensjoneringen av

gassvolumet må gassligningen benyttes.

I de

følgende avsnitt

betraktes dette nærmere.

6.5.1. Termodynamiske tilstandsforhold

I

fig.

6.23

er vist en

nemlig (p0, Vo, To) ,

akkumulator for tre tilstandstilfelle,

(P1, Vp Tx) og (p2, V2, T2).

Fig. 6.23. Akkumulator-gasstilstander

Tilstanden har

fått de

indekser

som er angitt,

med tanke på

oversikt over sammenhenger mellom gasstilstandene og de

energi­

overføringer eller -utvekslinger som betraktes i det følgende.

Av tilstandsligningen for gasser bestemmes gassmassen

293

m = P0V0/RT0 hvor

(6-3)

R

= gasskonstanten = cp - cv

Cp

= spesifikk varme ved konst. trykk

cv

= spesifikk varme ved konst. volum

Den indre energi U i gassen er gitt av ligningen

U-L = mcvT

Under ladning av en akkumulator utføres et arbeid AW på gassen.

Dette arbeide defineres

varmemengde AQ.

som negativt.

Videre avgir gassen en

Ifølge

Denne varmemengde defineres også negativ.

varmelærens 1. hovedsetning er da

- Aqx + AW-l = AU-l

dvs. AWj = AUj + Aq-^

(6.4)

Når gassen ekspanderer og driver olje ut av akkumulatoren, positiv og AQ positiv.

AQ2 - AW2 =

Derfor uttrykkes

au2

dvs. AW2 = AQ2 - AU2

(6.5)

For en isoterm prosess er:

To = Ti = T2

Av lign.

slik at

AU^ = Au2 = 0

(6.4) blir da

AWX = AQT = p0V0 In Pi/Po

og av lign.

(6.5)

AW2 = poV0 In Pi/p2

294

er

(Her forutsettes p2 > p0)

7

Akkumulatorer blir vanligvis

Dette bestemmer altså massen av gassen,

maksimumstrykket som betegnes med plz som

en gitt gassmengde kan

I

tillagt betydningen for-

sammenheng med dette blir trykket p0

ladningstrykk.

til et visst trykk.

forladet

mens

bestemmer hvor mye energi

overføre.

I

den

forbindelse med

isoterme prosess må det ellers bemerkes at ingen varmeenergi blir lagret i gassen, den blir i sin helhet overført til og gjenvunnet

fra omgivelsene. For en adiabatisk (isentropisk) prosess:

AQ]_ = AQ2 — 0

Av 1ign.

(6.4)

AWX = AUX = mcv (Tt - To) og av lign.

(6.5)

Aw2 = - Au2 = -mcv

(T2 - Tx) = mcv (Tx - T2)

I dette tilfelle oppstår det ingen varmeoverføring mellom gassen

og omgivelsene.

Ved isentropiske prosesser

representeres all

overført energi av tilsvarende endringer i gassens indre energi.

I praksis vil tilstandsendringene i gassen i akkumulatorer være

en mellomting mellom den isoterme og den isentrope prosess.

vil

si at noe energi lagres

i gassen som økning i den

Det

indre

energi og noe energi utveksles med omgivelsene.

6.5.2. Enkel analyse av akkumulatorsystem

I

et system hvor volumstrømmen som kreves,

er variabel,

vil en

pumpe med fast fortrengningsvolum måtte avgi en betydelig del av sin trykkenergilevering i

form av tap.

Det kan i slike tilfelle

vanligvis oppnås bedre energiøkonomi ved bruk av en mindre pumpe

295

* C3

Fig. 6.24. Forbruksdiagram

kombinert med en akkumulator.

Den midlere volumstrøm kan bestem­

mes av et forbruks-tidsdiagram som vist i diagram fig.

6.24,

og

kan uttrykkes ved 1 Qm - ~

t f Qdt for tidsrommet t = 0 til t = t

0 Velges en pumpe slik at den leverer Qra vil

altså akkumulatoren

dekke dif f eransevolumstrømmen når Q > Qm og tilsvarende maga­ sinere den når Q < Qm.

I

tillegg til oljevolumet som kreves fra akkumulatoren,

er det

nødvendig å vite minimumstrykket til forbrukersiden. Når akkumu­

latoren lades med olje, vil gassen i denne komprimeres. da kunne yte et trykk

som svarer til maks.

Pumpen må

trykk når akkumu­

Av praktiske grunner er det best å operere

latoren er fulladet.

en akkumulator slik at den aldri vil gå tom for olje.

vil man ha et minste restvolum på ca.

Vanligvis

10% av det fulle oljevolum

i akkumulatoren.

Med

utgangspunkt

i

betraktningene

foran

kan akkumulatoren dimensjoneres. I den forbindelse innføres følgende betegnelser:

p0 = begynnelsestrykket i gassen,

forladningstrykk

(abso­

lutt)

Pl = maks. gasstrykk (absolutt) ved fulladet akkumulator

P2 = minimumstrykket

(absolutt)

som systemet kan operere ved

Vo = begynnelsesvolumet av gassen i akkumulatoren

296

Vjl = volumet av gassen ved maks.

trykk

V2 = volumet av gassen ved trykk P2 Av = V2

- Vj = volumet av olje som leveres fra akkumulatoren ved avlastningen fra p1 til p2.

Ifølge tilstandsligningen for ideelle gasser:

P0v0

Plvl

T0

TX

P2V2

(6.6) T2

hvor T er den absolutte temperatur av gassen.

På basis av denne

ligning uttrykkes det leverte oljevolum

Av = v2

P0t2

- Vi = v0 ==

P2t0

og

Pl v0 = — Po

(6.7) P1TO

1 AV — Tl —

To

I

PqT1

(------

samsvar med

(6.8) Pl T2 -------- 1) (---Tl P2

denne beregning velges den standardstørrelse av

akkumulatorer som ligger nærmest Vo

i overkant av den beregnede

verdi.

Dersom ladnings- og utladningsprosessen foregår ved konstant temperatur (isoterm prosess) blir

Pl 1 Vo = — ------------- AV PO Pl — - 1 P2

(6.9)

Foregår prosessen svært raskt (adiabatisk prosess) blir P1V1K=

p2v2k

hvor K = 1,4

(for toatomig gass)

297

og

Pi v0 = —

Po

Ligningene

1 Pl K (—) Av Po

i Av -----------------------1 Ti P1 K — [( —) " T0 P2

(6.8)

-

(6.10)

1

(6.10 1 Pl K (—) P2

- 1

til å beregne akkumulator-

kan brukes

størrelsen under forskjellige driftsbetingelser.

sjonsprosessen tilstandene

kan variere

i hastighet,

av polytropisk karakter.

ekspan-

Fordi

endringene

blir

I praksis

i

til-

foregår

standsendringene ikke hurtigere enn at det er vanlig å regne med polytrop-eksponent n = 1,2

pyl,2 _ jconst.

slik at gasstilstanden følger

istedenfor den ideelle pV

loven

= konst.

Det er verdt å merke seg at p0 representerer begynnelsestrykket

for gassen i den uladede akkumulator.

øker når

viser at Vo

p0

avtar.

Ligningene

Imidlertid

(6.8)

er det et

ønskemål å ha en minst mulig akkumulatorstørrelse.

en tilsvarende høy verdi akkumulatoren

forlade til

forlades

p0 er ca.

av trykket p0.

fra en trykkflaske.

-

(6.10)

vanlig

Dette krever

For å oppnå det,

kan

Det vanlige er da å

10 bar under den kjente verdi av p2 •

I

sammenheng med dette blir gjerne p0 betegnet som forladnings-

trykk.

6.5.3. Økonomisk akkumulatorstørrelse En akkumulator som er dimensjonert

slik at den kan avgi

størst

mulig hydraulisk energi i forhold til sin størrelse kan defineres som mest økonomisk gunstig.

Maksimum nyttbar energi er etter

betegnelsene foran E = P2

(V2 - Vi)

fordi P2 er det trykk som kreves for driftsbelastningen,

(6.1D

og alle

trykk over dette er unyttig. Derimot er disse overtrykk nødvendig for at en gass akkumulator i det hele tatt skal kunne arbeide.

Antas en isoterm prosess blir

298

P2

Vl = V2 Pl

og

2 V2 E = p2V2 - p2 “ Pl

For å

finne E maks.

deriveres

E med hensyn på p2

og maksimum

bestemmes av dE/dp2 = 0. Dette gir

V2 = V2

2p2 (--- ) Pl

1 eller p2 = - px 2

dvs.

(6.12)

at minimumstrykket bør være

lik halvparten av maks.

trykk

for å utnytte maksimum akkumulert energi.

1 Emaks = - P2V2 2

(6.13)

og akkumulatorens gassvolum

Pl Vq = —

(V2 - VX)

P0 For en adiabatisk prosess:

povoK= P1V1K= p2v2K

E - P2V2 ” P2

P2 (—) Pl

P2 ’V2 “ v2 (P2 “ --- ---- ) P!1/K

299

dE = V2

1 (1+ -) K

(1 -

dP2 P2 « K — = (—) Pl 1+K Ifølge lign.

P2 (— P1

1,4 ( -) = 2,4

(6.4)

k

gir

) = 0

= 0,47

blir gassvolumet

Pl 1

Pl

i

Vo = (—)K AV --------Po

Pi i

(—)

i

1

Pl i

= (—) K AV ------ = K (— )K Po

- i

AV

Po

1+K

----- i

Dn

K

Eksempel; En akkumulator

skal dimensjoneres for å kunne levere

olje mellom trykkene

= 2 00 bar og p2 = 100 bar.

AV =

5

1

Det antas et

forladningstrykk p0 = 90 bar.

a)

For en isoterm prosess ifølge lign.

p-L 1 200 Vo =--------- AV = ----p0 pj 90 ---- 1 p2

b)

(6.9):

1 • ------ • 200 ---- - 1 100

5 = 11,11 1

For adiabatisk prosess ifølge lign.

(6.10):

1

px 1 AV 200 v0 = (—) ---- ;--- = (—) Po

Pl |

90

(— )K- 1

200

P2

Dersom prosessen akkumulator på

14

5 ------------- = 13'8 1

(--- ) 100

foregår

hurtig,

er

- 1

det passende å velge en

1, mens det for en langsom prosess kan redu­

seres til 11,5 1 gassvolum ved det gitte forladninstrykk.

300

6.5.4. Egenfrekvens for akkumulator

Generelt uttrykkes egenfrekvens ved W = ^cF/m' hvor Cp = gassen fjærkonstant m = massen av oljen

Fig. 6.25. Akkumulator

på rørledning

Gassfjærkonstanten kan uttrykkes ved:

dF d(p-A) dp cF = — = - ------ = - A2 — dl V dV d (-) A

molje = Vp

= A-l-p

Av dette blir egenfrekvensen

Eksempel; Det antas en akkumulator Vo = 5 1 ved p = 90 bar. Akkumulatoren er sylindrisk med en diameter d = 150 mm.

Det antas at den har

sitt arbeidspunkt ved pF = 160 bar. Høyden av oljesøylen er da 1 = 250 mm. På basis av dette beregnes egenfrekvensen:

p0V0 90 • 5 Beregner volumet Vp = ---- = ------ = 2,81 1 p-L 160

301

For polytropisk prosess PiV^1"1 = poVon = pVn

Ved differensiering fås npVn-1 dV + Vndp = 0 og

dp np np! 1,2 • 160 • 105 N - — = — = --- = ---------------- = 6,84 • 109 — dV V VT 2,81 • 10"3 m5

når polytropeksponent n = 1,2. A = K/4*d2 = V4 ’ 0,152 = 0,0177 m2

p = 850 kg/m3

I

I

0,0177 ’ 6,84 • 109 CD = V--------------------- = 754 rad/s 0,250 • 850 a

f = æ/2K = 120

I den beregnede egenfrekvens er ikke strømningstapene tatt med. må vurderes

Disse

i hvert

neglisjerbar i akkumulatoren. egenfrekvensen er et mål

enkelt

tilfelle,

men

er normalt

Det er viktig å legge merke til at

for hvor hurtig akkumulatoren kan avgi

et bestemt oljevolum. Hvis behovene for visse volumtilførsler har preg

av å være plutselige,

svarer

for sent.

Dette

er

kan det vise seg at

akkumulatoren

betingelser som må

vurderes

når

akkumulatoren tilpasses et system. Av ligningene foran fremgår at

egenfrekvensen blir høyere

jo høyere

trykket er og jo mindre

volumet er.

Ved tilknytning av rørledninger som forøvrig kan ha forskjellige diametre,

endres

egenfrekvensen.

Dette skal vises ved følgende

eksempel der akkumulatoren er knyttet til en rørledning med to

diametre, jfr. fig. 6.26.

302

Fig. 6.26. Akkumulator koblet til rørledning med to diametre Av kraftloven

Ef =

Erna

(6.15)

Kontinuitetsligningen vlAi =

v2A2

(6.16)

= V3A3

Al AX v2 = vx —, v3 = V1 — a2 A3

(6.17)

dv2 dvp Ap --- = a2 = --dt dt A2

(6.18)

EAp

Al = al — a2

m-L dv-p

m2 dv2

= — ----

+ — ------

Ap

dt

A2

m3 dv3 +

A3

dt

dt Ap 2 dvp Ap 2 (—) + m3 ( ) dt a2 dt a3

dvp

dVp

Z F = A]_ EAp = mp --- + m2 --

dt

mR = mp + m2

Ap 2 (—) + m3 a2

Ai 2 ( —)

(6.19)

(6.20)

a3 7

Cp

(6.21)

mp + m2

Ap 2 (—) + m3 a2

A± 2 (—) A3

Dette viser at æ synker ved tilslutning av rørledning. I tillegg kommer

friksjonstap som bevirker at egenfrekvensen synker enda

mer.

303

6.5.5. Anvendelseseksempler for akkumulatorer

En av de mest alminnelige anvendelser for akkumulatorer er som h j elpeenergikilde.

Hensikten med akkumulatoren i denne anvend­

elsen er å lagre oljeenergi fra pumpen i en del av arbeidssyk-

lusen og levere den tilbake i deler av syklusen når pumpeleveringen

er mindre

enn behovet.

veksler hyppig mellom stopp

I og

slike start,

systemer hvor

driften

kan installasjon av en

akkumulator bety at belastningene dekkes av en mindre pumpe og

dermed billigere drift.

Fig. 6.27. Akkumulator som hjelpeenergikilde.

En annen anvendelse

for akkumulatorer er

som kompensator for

intern lekkasje gjennom en periode da systemet er trykksatt, men

ikke i drift. Som vist på fig.

systemet opp til maks. bryteren kontakten,

6.28 lader pumpen akkumulatoren og

innstilt trykk på trykkbryteren.

og driftsmotoren på pumpen stopper.

Da åpner

Akkumu­

latoren står deretter og leverer olje som dekker lekkasjen i systemet.

Alt etter forholdene på stedet kan dette dreie seg om

forholdsvis lange perioder. Til slutt når trykket har sunket ned på et

innstilt minimumsnivå,

sluttes kontakten i trykkbryteren

igjen og starter driftsmotoren på pumpen igjen, og den drives på nytt

så

lenge

som til

akkumulatoren er

oppladet

til

maks.

trykket. Bruken av en akkumulator som lekkasjekompensator, sparer

energi og reduserer varmegenereringen i systemet.

304

Fig. 6.28. Akkumulator som lekkasjekompensator

I noen hydrauliske systemer er det sikkerheten som kan kreve at et sylinderstempel er trukket helt tilbake også når forsynings-

oljetrykket er borte fordi pumpedriften er falt ut.

I

et slikt

tilfelle kreves det bruk av en akkumulator som nødenergikilde slik som angitt i skjemaet fig. 6.29.

I denne kretsen benyttes en

treveis magnetventil i forbindelse med akkumulatoren. Når treveis

Fig. 6.29. Akkumulator som nødenergikilde

305

ventilen står med spenning på,

går olje inn på bakre

(venstre)

side av stemplet og gjennom tilbakeslagsventilen inn på akkumu­ latoren og på

stangsiden av stemplet.

stemplet går utover til høyre. av

strømutfall,

skyver ventilen

Akkumulatoren lades når

Dersom pumpen faller ut på grunn

går spenningen av på magnetventilen og inn i den andre posisjonen.

baksiden av stemplet i

fjæren

Derved kan oljen på

sylinderen unnvike til

tank og stemplet

skyves inn i sylinderen igjen av akkumulatoren.

Eksempel på automatisk avlastninq/pålastninq av pumpe

Fig.

6.30 viser en enkel hydraulisk krets med akkumulator utstyrt

med et avlastningssystem som besørger en automatisk avlastning av

pumpen ved trykk P! og pålastning ved trykk p2.

Virkemåten for avlastnings-/pålastningssystemet er følgende:

Fig. 6.30. Automatisk avlasting/pålasting av pumpe.

Det antas at pumpen leverer på normal måte gjennom tilbakeslags­

ventilen A til systemet og samtidig lader akkumulator B.

F2

Fjæren

er forspent til et lavere trykk enn fjæren F| . Mens system-

trykket stiger fra null oppnås først p2 og fjærkraften fra F2 vil

bli oppveiet og beveger sleiden i

avlastningsventilen C

oppover

på figuren. Denne regulering styrer nå trykket p2 inn på ventil D hvor det motvirkes av det samme

trykk fra knutepunkt E pluss

fjæren F3 slik at ventil D forblir lukket.

306

Det antas videre at systemtrykket trykknivået blir p^_

ventilen G åpnes.

da kraften

fortsetter å

fra

fjæren

inntil

overvinnes

og

Den lille oljestrøm som derved oppstår gjennom

strupeåpningen R resulterer i at trykket i pos.

enn ved H og E,

høyere

stige

slik at ventil

2,

og 3 blir

D beveges til

åpning og

1,

forbinder E med tanken. Ventil D forblir åpen under påvirkning av

i pos.

trykket

trykket.

3,

og trykket ved H blir redusert henimot tank-

Dette resulterer i at ventil I åpnes og pumpeleveringen

går gjennom denne og direkte til tanken ved et trykk som svarer til den relativt lavt forspente fjæren F4. Pumpen arbeider dermed

praktisk talt avlastet, og systemet utenfor A blir dermed forsynt

fra akkumulatoren B. ventil G. bare

Videre har

fjæren Fx

igjen lukket

Mens olje avgis fra akkumulatoren til systemet vil systemtrykket

gradvis synke.

fjæren F2

Men straks det kommer ned til trykknivået p2 vil

lukke ventil C og derved drenere trykket

i pos.

3 ut

til tanken. Derved lukkes ventil D igjen av fjæren F3 og trykket ved E og H stiger til p3 slik at ventil I også lukker igjen. neste fase avgir pumpen på nytt hele leveringen til

akkumulatoren,

I

systemet og

og prosessrekkefølgen gjentar seg som beskrevet

foran.

6.6. Tetninger (pakninger)

Tetningselementer

forskjellige deler bevegelser. f. eks.

har til

oppgave å begrense lekkasjen mellom

i maskiner,

vanligvis

relative

Ofte møter man spesielle vansker for tetningene

på grunn av aggressive omgivelser,

og trykk,

deler med

ekstreme temperaturer

høy glidehastighet og væsker som angriper tetnings-

materialet.

For størstedelen av dynamiske pakninger kreves en levedyktighet

på flere tusen timer. Slike tetninger er vanligvis beregnet på at

glideflaten blir smurt av mediet som den tetter mot.

307

De

typer

viktigste

av tetninger er

sammenstilt

tabellen

i

nedenfor. Tabell 6.5. Tetningstyper

Tetning ved roterende bevegelse

Stiv tetn.

Tetning ved frem- og tilbakegående bevegelse

Fleksibel tetn.

Stiv tetn.

Fleksibel tetn.

Pakkboks Leppetetning O-ring Filtring

Hylsetetning Stempelring

Pakkboks U-ring V-ring X-ring

Mekanisk setetetn. Hylsetetning Labyrint Skrutetning Sentrifugaltetning Hydrostat. tetning

O-ring

Belgtetning Membran

Vanlige materialer

rustfritt stål,

i mekaniske glidetetninger

stellit

og

keramikk.

I

er blybronse,

fleksible

pakninger

benyttes forskjellige kvaliteter av gummi. De mest vanlige er:

naturgummi

butyl

SBR

neopren

nitril

polyacrylat

polysulfid

polyuretan

silikon

fluorsilikon

fluoracarbon

etylpropylen

PTFE (Teflon)

For å gjøre et riktig valg av materiale i tetningene, må man ha fastlagt

hvilken

væske

arbeidsbetingelser.

som benyttes,

arbeidstemperatur

I kataloger over tetninger

og

finnes en del

spesifikasjoner over de forskjellige pakningsmaterialers forhold

til

aktuelle væsker og temperaturnivået slik at materialvalget

kan

skje direkte på basis av dette.

ikke

finnes,

materialvalget.

308

bør man

Men i tilfelle hvor dette

konferere med

pakningsfabrikanter

om

I det følgende vises noen eksempler på tetninger og innbygningen

av dem.

Fig.

6.31 viser konstruksjonsløsninger med O-ringtetning

brukt mellom deler som både er statiske og i lineær bevegelse i forhold til hverandre.

Fig.

6.31. O-ringtetninger mellom stasjonære deler og deler i lineær relativbevegelse (Technische Rundschau)

Fig.

6.32. Glideringstetninger på stempel og stempelstang. Egnet for lavere trykk (Rexroth)

En moderne tetningstype lavere fig.

for de lavere

og

stempelhastigheter

trykk er de såkalte glideringstetninger som er vist på

6.32. Ved høyere trykk blir det brukt andre typer tetnings-

ringer

som f.eks.

mansjettetninger og U-ringer som vist i

fig.

6.33 .

Fig.

6.33. Stempelringer med mansjettring til venstre og U-ring

til høyre (Technische Rundschau)

309

For

de

trykkene har

høyeste

tetningsringer

(V-ringer)

tetningstypene med

trykkring,

fig.

og støttering som vist i

blitt anvendt med godt resultat.

6.34,

Antall tetningsringer bestemmes

av trykknivået. Stempeltetning

7 deler: Trykkring 5 tetteringer Støttering

Fig. 6.34. V-ringtetninger på stempel og stempelstang

(Rexroth)

Videre holdepunkter for dette vil være angitt i katalogmateriale fra

fabrikanter av tetninger og pakninger.

tetningsleverandører vil man

finne mange

Fra de

forskjellige

flere varianter av

tetningsringer enn angitt her.

De tetningstyper som er betraktet foran, har dreid seg om tetning ved

aksiell

bevegelse.

Som tetning mellom stillestående

bevegelige deler ved roterende bevegelse,

kan en

leppetetning

benyttes som vist i fig. 6.35, eller pakkbokser.

Fig. 6.35. Leppetetning

(Technische Rundschau)

310

Fig.

og

6.36. Sleperingstetning (Technische Rundschau)

Ved siden av leppetetninger og pakkbokser anvendes nå mer og mer sleperingstetninger som vist i eksemplet fig. 6.36.

Friksjonen mellom bevegelige deler arter seg forskjellig av tetningsform og trykk. Fig. 6.37 viser kvalitativt forløp for tre typer tetningsringer.

Fig. 6.37. Friksjonskraft for forskjellige tétningsringer

avhengig av driftstrykket

311

7.HYDRAULISKE EFFEKTOVERFØRINGER

I de foregående kapitler har betraktningene vært konsentrert om spesifikke hoveddetaljer i hydrauliske system og om komponenter

Det er videre naturlig å

enkeltvis.

(syntese)

se nærmere på sammenkobling

av komponenter i systemer eller effektoverføringer for

å klarlegge muligheter og egenskaper som knytter seg til disse. Driftsbetingelser og belastningsforhold kan i praksis arte seg på

svært ulike måter fra en type effektoverføring til en annen,

for effektoverføringer enkeltvis.

og

Med andre ord kan funksjons­

forholdene veksle fra stasjonære til hyppig variable tilstander.

Dette betinger at dimensjonering og konstruksjon

av hydrauliske

effektoverføringer i mange tilfelle ikke kan baseres på stasjon­ ære driftsforhold alene,

men også på undersøkelser av hvordan de

vil oppføre seg under dynamiske forhold.

I

dette kapitlet behandles

egenskapene ved endringer i belast­

ningen av hydrauliske effektoverføringer på basis av stasjonære

likevektsforhold.

7.1. Åpne og lukkede kretssystemer

Kretssystemene

som forbinder inngang og utgang av hydrauliske

effektoverføringer, sorteres i to typer:

- åpen krets - lukket krets

Særmerkt for en åpen krets,

basert på,

motorutløp

som de fleste hydrauliske anlegg er

er at det ikke er direkte ledningsforbindelse mellom og

pumpeinnløp.

Forbindelsen dannes

oljebeholder som pumpen suger oljen

gjennom

en

fra og motoren leverer den

tilbake til. 01jeinnholdet i beholderen er som tidligere nevnt i kap.

6,

flere ganger større enn slagvolumet for en arbeidssyklus.

313

Dette tjener blant annet til å bortføre produsert tapsvarme i oljen.

Derfor er det ofte unødvendig å utstyre slike anlegg med

en ekstra kjøler. krets er vist

i

Et

eksempel på en effektoverføring med åpen

skjemaet

fig.

7.1.

Der er

dessuten vist en

mulighet til å snu dreieretningen av belastningen ved hjelp av en retningsventil.

Fig. 7.1. Effektoverføring med åpen krets

I

lukkede kretsløp er pumpe og motor forbundet med hverandre

gjennom slanger eller rør.

Oljen som strømmer gjennom motoren,

løper ikke inn i tanken, men direkte inn på pumpen igjen slik som

fig.

7.2

viser.

For

å

etterfylle

lekkasjene

i

systemet og

dessuten opprettholde tilstrekkelig trykknivå (matetrykk)

på

Fig. 7.2. Effektoverføring med lukket krets sugesiden av pumpen,

blir en ekstra matepumpe i

tilsluttet den lukkede krets

som vist.

åpen krets,

Leveringen

fra denne

pumpen må dimensjoneres slik at den med sikkerhet holder hoved-

314

pumpens matetrykk ved største volumstrøm i kretsen. Som matepumpe benyttes vanligvis en tannhjulspumpe,

og dens dimensjon blir ca.

10% av maks hovedstrøm.

I hvilke tilfelle det skal anvendes

lukket krets,

må bli gjenstand for vurdering og avgjørelse i de Generelt er det slik at åpne kretser har en

enkelte tilfelle.

relativt

åpen og i hvilke tilfelle

stor oljebeholdning,

liten oljebeholdning.

anvendelser.

mens

lukkede kretssystemer har

Dette kan ha

stor betydning i bestemte

Variatorer

farkoster baseres

eller effektoverføringer

vanligvis på

lukkede kretsløp

i

f.eks.

nettopp

av

plasshensyn for å unngå å bringe med et stort oljereservoar.

7.2. Trykkenergioverførinq i enerqiomformere

I de følgende betraktninger er det nyttig å uttrykke effekten hos

pumper og motorer ikke bare ved de hydrauliske størrelser volum­ strøm og trykk,

men også ved mekaniske størrelser og parametre.

Effekten uttrykt ved hydrauliske størrelser

P = Vo-fAp

Ved mekaniske størrelser

P = 2-K’f-T

hvor f

(7.1)

= 1/Tp = bevegelsesfrekvens

Tp = tiden pr. omdreining Vo = pumpens/motorens fortrengningsvolum

T

= akselmomentet

Wo = arbeidet pr. omdr. eller pr.

I kap.

slag.

2 ble volumetrisk virkningsgrad for fortrengningsmaskiner

definert.

Her skal

angir lekkasjen Q1

denne

spesifiseres

litt nærmere.

skjematisk for pumper og motorer.

oljens kompressibilitet oppstår ytterligere en

volumstrømmen mellom innløp og avløp.

Fig.

7.3

På grunn av

endring Qc

i

Og denne endring er prop.

315

trykkendringen

Ap.

I Q-Ap-diagrammet for en pumpe (eller motor)

som vist eksempelvis i

fig.

volumetrisk virkningsgrad

7.4,

representerer AQ =

+ Qc og

r|v = 1 - AQ/Q*.

Fig. 7.3. Pumpe og motor med

Fig.

7.4. Trykk-volumstrøm

angitt lekkasje-

karakteristikk for

strøm

pumpe (motor)

Volumstrømmene Q1 trykkfallet.

og Qc kan begge uttrykkes som funksjoner av

For' et bestemt driftspunkt i Q-Ap-diagrammet fig.

7.4 kan vi sette:

Ap = R1Q1

eller

Qx = Ap/Rx

(7.2)

hvor Rj. =laminær lekkasjemotstand gjennom pumpe/motor.

For Qc finner vi på basis av kompressibiliteten av oljen i pumpe/ motor:

Q* Vof Qc = —-Ap ------ Ap = Ch-f*Ap K K

(7.3)

hvor Cft = deformasjonskapasiteten av oljevolumet som svarer til fortrengningsvolumet i pumpe/motor.

Endringen AQ i volumstrømmen blir da:

316

1 1 Q = (— + Ch-f) Ap = - Ap Rt R

For alminnelige utførelser og størrelser av pumper og motorer er 1/R »

(Vof)/K,

slik at det i vanlige beregninger for stasjonære

driftstilstander kan regnes med

R = R;

Som

det

fremgår også

av

Q-Ap-diagrammet fig.

karakteristikken lineær. Det betyr at R

7.4,

er

ikke

ikke er konstant, men

R^

= Rx (Ap) .

For en pumpe/motor med regulerbart fortrengningsvolum betegnes regulerings-

Q

(p ) q*

parameteren = Q2 X Rtj_ ) : turbulent strøm i=l

(9.13)

Fig. 9.12. Strømningsmotstander i serie

Strømningstaps-motstander i parallell, fig. Skjerna

9.13.

Motstandsdiagram: Q=Ap

n 1 £ — i=l Ri

:

laminær strøm (9.14)

turbulent strøm

(9.15)

Fig. 9.13. Strømningsmotstander i parallell

389

Akselerasjonsmotstander i serie, fig.

9.14

Skjerna

n dQ n = £APHi = — X Hi i=l dt i=l

Fig.

(9.16)

9.14. Akselerasjonsmotstander i serie

Akselerasjonsmotstander i parallell, fig. 9.15

Skj ema

Motstandsdiagram :

dQT ^2 ^3 APH = H1 -- = H2 — =H3 — dt dt dt (9.17)

n n 1 Q = X Qi= X — i=l i=l J

Fig.

9.15. Akselerasjonsmotstander

i parallell

390

. APdt

(9.18)

Kapasitive motstander i serie,

fig. 9.16.

Sk j ema:

Motstandsdiagram :

n n 1 f APC = X APc.= X — Qdt i=l 1 i=l C£ J

(9-19)

A Pc

Fig. 9.16. Kapasitive motstander i serie

Kapasitive motstander i parallell, fig. 9.17. Skjema:

Motstandsdiagram:

1

, Q]dt = 1— f J C2 J

1 f

Q2dt = — C3 J

Q3dt

(9.20)

n n d(Ap) Q - X Qi = X C£ ---i=l i=l dt

(9.21)

Fig. 9.17. Kapasitive motstander i parallell

391

9.4.2. Kobling av blandede motstandstyper

Elementene som hydrauliske koblinger bygges opp av, kan betraktes som kombinerte motstander kombinerte motstander kan

koblet

i

forekomme i

serie eller parallell.

De

forskjellige variasjoner,

f.eks. RH, RC, RHC osv. I de videre betraktninger blir de enkelte

motstander og deres kombinasjoner gitt

følgende

symboler

og

forkortede betegnelser:

=

kombinert strupnings- og

akselerasjonsmotstand i serie

=

kombinert strupnings- og

kapasitiv motstand i serie

=

kombinert strupnings-,

akselerasjons- og kapasitiv motstand i serie Fig.

9.18. Blandede motstander

Hydrauliske elementer og systemkoblinger kan altså fremstilles

som

et

kompleks

av parallell-

og

seriekoblede,

kombinerte motstander i såkalte motstandsnett.

enkelte

og

Denne fremstil­

lingsmåte er fordelaktig når statiske og dynamiske parametre skal undersøkes.

Et hydraulisk motstandsnett karakteriseres også ved sine frihets­

grader. Antall frihetsgrader er vist i eksempler på fig. 9.19.

1 Frihetsgrad

Fig.

392

2 Frihetsgrader

3 Frihetsgrader

9.19. Motstandsnett med forskjellig antall frihetsgrader

9.5. Karakteristiske bevegelser av den energioverførende væske

Hydrauliske koblingssystemer kan inndeles i følgende tre grupper etter måten som er karakteristisk for bevegelsen av den energi­

overførende væske:

- likestrøm - vekselstrøm - pulserende likestrøm

I kretser med likestrøm strømmer væsken altså bare i én retning

fra pumpe til motor. Ved stasjonær bevegelse er bare R-motstanden merkbar.

Under oppstarting og bremsing

av volumstrømmen inn­

treffer transiente tilstandsforhold da også dynamiske motstander er virksomme.

Som konstatert

tidligere

beskrives

transiente

tilstander av differensialligningen:

dQ Ap = H — + dt

1 > + RtQ2 C RQ

Qdt

Virkningen av leddet 1/C j Qdt er imidlertid av betydning bare når spesielt fjærende element er til stede i sløyfen. Ved oppstarting

og likestrøm kan derfor dette ledd i alminnelighet neglisjeres. Da blir differensialligningen:

dQ Ap = H -- + RQ + RtQ2 dt

(9.22)

Denne type ligning kan løses direkte.

Men leddet RtQ2 kan som

oftest lineariseres slik at ligningen blir lineær. Den kan derved overføres

til operator form,

og løsningsmåten blir enklere.

På

operatorform kan ligningen skrives:

Ap(s) = (Hs + R)Q(s)

Forutsettes at Ap(s)

representerer et konstant trykk,

(9.23)

og at det

393

skjer en momentan åpning av volumstrømpådraget fra null, dvs. Q =

0 ved tidspunkt t = 0, blir operatorligningen

Ap — = (Hs + R)Q(s) s

(9.24)

Ap

og

1

Ap

s(s+R/H)

H

11

)

(

Q(s) =

s(Hs+R)

H

H

s

s+R/H

R

Ap 1 1 ) — (- s+R/H R s

(9.25)

Den inverse Laplace-transformasjon av denne gir:

Ap -(R/H)t -(R/H)t Q = —(1-e ) = Qo(l-e ) R

(9.26)

Nå er R/H = 1/T,

dvs. T = tidskonstant for systemet som vist på fig.

Fig.

9.20. Sprangrespons for

pådragsåpning

9.20.

strømningsmotstand og kapasitiv

motstand

Settes verdien t = T i lign.

(9.26), finnes verdien Q = 0,63Qo.

Ser man til sammenligning også på sprangresponsen for en serie-

kobling av en strupningsmotstand og en kapasitiv motstand som angitt i fig. 9.21, blir differensialligningen:

1 f Ap = R Q + - I Q dt C J

394

og operatorligningen i dette tilfelle når Ap = konstant

Ap 1 — = RQ(s) + — Q(s) s Cs

(9.27)

Ap Ap 1 Q(s) = -------- = — • -------Rs+(1/C) R s+(l/RC)

Ap —(t/RC) dvs.: Q = — • e R

Trykkoverføringsforholdet

(9.28)

for eksempelvis en RH-motstand

på

operatorform blir: (Hs+R) Gp(s) =1-------- • Q(S) p*(s)

(9.29)

Pulserende

likestrøm

kan

betraktes som sammensatt av en

1ikestrømskomponent Q

pulserende komponent vist på fig. av

9.22.

pulsasjonen

pumpens

art

og

en

og Qp

som

Karakteren av

avhenger

konstruktive

utforming. Den pulserende Fig. 9.22. Volumstrømtids-

diagram

strøm forårsaker væskestrømog

trykksvingninger slik

at

alle tre motstandstypene må tas

i betraktning.

utvikler dem

i

Tidsforløpet av pulsasjonene krever at man

fourierrekker for den matematiske behandling.

Derved oppnås pulsasjoner som inneholder bare sinus- og cosinuskomponenter, og samlet væskestrøm dannes altså av summen av disse

komponenter og likestrømsandelen.

395

For å

få innblikk i hvordan sammenhengen mellom trykk og væske­

strøm arter seg ved vekselstrøm for forskjellige kombinasjoner av

motstandstyper, betraktes her en sinusformet vekselstrøm.

I denne

forbindelse kan det være nyttig først å merke seg at operatøren s = a + jco på grunn av den stasjonære vekselstrøm, kan erstattes med jco. Videre er ifølge Eulers formel

ei