Azionamenti oleoidraulici

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie Azionamenti oleoidraulici rev. 1.0 1 Introduzione L Oleoidraulica è una tecnica di azionamento che utilizza come vettore dell energia un liquido. Tipicamente viene utilizzato olio minerale e più raramente fluidi speciali a base acquosa o sintetici. L energia a cui si fa riferimento è l energia associata alla pressione del fluido, rispetto alla quale vengono normalmente trascurate, nelle normali applicazioni industriali, l energia cinetica e quella gravitazionale. La caratteristica più importante di questa tecnica è che il fluido può essere considerato con buona approssimazione incomprimibile. 1.1 L impiego di azionamenti idraulici Vantaggi: rapporto potenza/peso degli attuatori molto grande, caratteristica che li rende molto utili per impieghi mobili; temperature di funzionamento relativamente basse grazie all asportazione del calore da parte del fluido, a volte anche verso uno scambiatore di calore; azione lubrificante del fluido che garantisce lunga vita ai componenti; assenza di circuiti magnetici che rappresentano un onere dal punto di vista del peso e introducono limitazioni alla potenza trasmessa a causa di fenomeni di saturazione; possibilità di raggiungere alte velocità da parte degli attuatori sia lineari che rotativi; elevata regolarità di movimento alle bassissime velocità. Svantaggi: necessità di un apposito impianto per la generazione dell energia;

2 Azionamenti oleoidraulici l olio minerale è un fluido altamente inquinante e infiammabile; particolare attenzione al filtraggio del fluido: il suo grado di pulizia è di fondamentale importanza per le prestazioni del sistema oleoidraulico; costi iniziali dei componenti piuttosto elevati; rendimenti bassi nel caso di regolazione di tipo dissipativo. 1.2 Principio di funzionamento Il principio di funzionamento è rappresentato in figura 1. Si considerino trascurabili tutte le perdite di potenza dovute a trafilamenti e perdite di carico nel fluido e si consideri di utilizzare un attuatore cilindrico di area A. Deve essere vinto un carico F e l attuatore si deve spostare con velocità v. Figura 1: Principio di funzionamento di un attuatore oleoidraulico Per realizzare questo obiettivo si impone una portata volumetrica al fluido tale che: Q = va a: Conseguentemente sul fluido nasce una pressione p per vincere la forza di carico pari p = F A L incomprimibilità del fluido consente la generazione di pressioni elevate e una elevata precisione della legge di movimentazione del carico. La portata Q può essere inviata all attuatore in due differenti modi: soluzione circuitale delle trasmissioni idrostatiche; regolazione della portata tramite una valvola di strozzamento.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 3 Figura 2: Regolazione della velocità con la portata della pompa Trasmissioni idrostatiche Viene utilizzata una pompa, che in figura 2 è una pompa a pistoni, per inviare istante per istante la portata Q necessaria alla generazione del movimento del carico con velocità v. A tal fine, il pistone della pompa viene mosso con velocità v p secondo la relazione: v p = Q A p In queste condizioni la curva caratteristica dell azionamento risulta essere una retta verticale, cioè a velocità costante (curva a in figura 3). Figura 3: Curve caratteristiche di azionamenti oleoidraulici Il rapporto di trasmissione tra pompa e carico sarà dunque: Inoltre, poiché p = F p = F, si ottiene: A p A τ = v v p = A p A 1 τ = F F p

4 Azionamenti oleoidraulici cioè l inverso del rapporto di trasmissione è il fattore di moltiplicazione della forza; con un opportuno dimensionamento dell azionamento è quindi possibile ottenere al carico delle forze elevate pur applicando sul pistone della pompa forze relativamente basse. Nelle ipotesi semplificative fatte la potenza fornita dalla pompa eguaglia quella assorbita dal carico: W = pq = F v e presenta delle limitazioni superiori dovute solo alla resistenza meccanica dei componenti costituenti l azionamento (infatti a pari portata aumentando la potenza aumenta la pressione) o alla potenza nominale del motore che aziona la pompa. Come indicato in figura 2 è opportuno inserire a valle della pompa una valvola di massima pressione con funzioni di valvola di sicurezza. Nel caso in cui la pressione dovesse aumentare oltre i limiti consentiti dalla struttura, la valvola provvederebbe a scaricare portata ed instaurerebbe un valore di pressione costante, pari alla sua pressione di taratura. In questo caso la curva caratteristica diventa a pressione, e quindi forza, costante e assume l andamento corrispondente alla curva b di figura 3. Regolazione con valvola di strozzamento Questa soluzione prevede l utilizzo di una pompa che eroga una portata fissa Q p > Q (figura 4), mentre la regolazione della portata Q al carico è affidata ad una valvola di strozzamento. Figura 4: Regolazione della velocità per strozzamento Quest ultima agisce in maniera tale da innalzare la pressione di mandata della pompa causando lo scarico di una porzione Q a di portata attraverso la valvola di massima pressione, che quindi, in questo caso, non ha solo funzione di valvola di sicurezza, ma la sua normale condizione di funzionamento è in posizione di apertura. In queste condizioni, per un determinato valore di strozzamento, si osserva che all aumentare del carico, e quindi all aumentare sia di p che di p p, la portata Q diminuisce, poiché aumenta la portata Q a scaricata dalla valvola di massima pressione. La curva caratteristica assume quindi l andamento della curva c di figura 3. Con questo tipo di sistema si incorre però in notevoli perdite energetiche nella valvola di strozzamento e nella valvola di massima pressione. Infatti la potenza oleoidraulica

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 5 generata è W p = p p Q p, quella che fluisce verso la valvola di strozzamento è W = p p Q e quella effettivamente utilizzata al carico è W m = F v = pq. Valutando i rendimenti possiamo scrivere: rendimento della valvola di massima pressione: η p = W W p rendimento della valvola di strozzamento: rendimento globale: η v = W m W η g = W m W p = pq p p Q p = p pq p p Q p pq p p Q = η pη v Si nota quindi che, quando le esigenze del carico risultano molto ridotte, gran parte della potenza generata dalla pompa viene dissipata. 2 Fluidi oleoidraulici Come già accennato in precedenza, i liquidi più utilizzati in oleoidraulica sono gli oli minerali. Pur essendo più costosi di altri liquidi, come ad esempio l acqua, possiedono però delle caratteristiche molto importanti: garantiscono una buona lubrificazione delle parti in movimento; esercitano un azione protettiva contro l ossidazione degli organi della macchina; la temperatura di ebollizione è più alta di quella dell acqua e quindi possono lavorare a temperature d esercizio maggiori; la viscosità è maggiore di quella dell acqua. Questo consente di raggiungere velocità relative degli organi molto elevate. Bisogna però ricordare che la viscosità dipende fortemente dalla temperatura del liquido, diminuendo all aumentare di quest ultima. Quindi è possibile ad esempio che un olio con buona viscosità all avviamento diminuisca il suo potere lubrificante all aumentare della temperatura, oppure che un olio con buon comportamento a caldo abbia un pessimo scorrimento a freddo generando problemi di cavitazione e perdite di carico. Come già accennato in precedenza, quando si fa riferimento agli azionamenti di tipo oleoidraulico, una delle caratteristiche più importanti che vengono evidenziate, e che li rendono preferibili ad esempio agli azionamenti pneumatici, è l incomprimibilità del fluido vettore della potenza. In realtà l olio, come d altra parte tutti i liquidi, presenta una certa comprimibilità valutabile attraverso il coefficiente di elasticità a compressione cubica:

6 Azionamenti oleoidraulici ϵ = dp dv V dove: dp=variazione di pressione imposta al volume V dv =variazione di volume conseguente alla variazione di pressione dp Per i liquidi il valore di ϵ si aggira attorno a 10 9. Questo vale nel caso in cui si consideri un liquido puro; in realtà nell olio è sempre presente dell aria in soluzione, per cui la comprimibilità aumenta e si deve fare quindi riferimento non più al coefficiente ϵ ma ad un coefficiente equivalente ϵ e più piccolo che tiene conto anche del contributo dato dalla presenza di aria in soluzione. L effetto della comprimibilità del fluido si manifesta nel conferimento al sistema di una certa elasticità che in alcune condizioni di funzionamento si può manifestare con una certa evidenza. Si consideri ad esempio la portata: Q = dv dt = V dp ϵ e dt Supponendo che in una camera di un cilindro di volume V = 0.1 m 3 riempita di olio con ϵ e = 1 10 9 N/m si generi un aumento di pressione p = 100 10 5 P a in un intervallo di tempo t = 0.1s, considerando l andamento della pressione lineare nel tempo, si ottiene una richiesta di portata pari a Q = 600 l/min, cioè un valore affatto trascurabile. L introduzione di una elasticità determina poi, in associazione con le inerzie presenti, una frequenza propria del sistema che impone dei precisi limiti di impiego dal punto di vista dinamico. 3 Il problema termico Il campo di temperature in cui generalmente i fluidi idraulici operano è compreso tra 50 e 60 C, mentre per quanto riguarda la massima temperatura di lavoro questa dipende dai limiti imposti dalla viscosità dell olio, dalla sua durata e dal deterioramento dei vari organi in materiale sintetico presenti nell impianto. L aumento della temperatura è generato dalla parte di potenza W d non utilizzata come potenza utile, che viene dissipata ad esempio su resistenze idrauliche introdotte appositamente per effettuare un controllo di portata, o su valvole di massima pressione, come nell esempio di figura 4. In un impianto oleoidraulico risulta quindi molto facile che la temperatura tenda ad aumentare verso valori molto elevati, ed è proprio per questo che l analisi termica assume una notevole importanza. Il problema termico viene affrontato con le stesse modalità utilizzate per i motori elettrici.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 7 Indicando con R th la resistenza termica dell impianto, con C th la capacità termica dell olio e con θ la sovratemperatura dell olio rispetto alla temperatura ambiente, si può scrivere l equazione di bilancio termico: dθ C th dt + θ = W d R th La temperatura, ad ogni istante di tempo, non è uniformemente distribuita nel fluido ma è comunque possibile prendere come temperatura di riferimento la temperatura del serbatoio, dove è presente la maggior parte del fluido e dove la temperatura è distribuita in maniera pressoché uniforme. Risolvendo l equazione differenziale di bilancio termico si ottiene l andamento della temperatura dell olio: θ(t) = θ r (1 e t τ th ) dove: θ r = W d R th sovratemperatura di regime τ th = C th R th costante di tempo termica In generale la potenza dissipata W d non è costante nel tempo, ma varia durante il ciclo di funzionamento. La sua durata risulta però molto inferiore al tempo τ th (che è dell ordine di 30 min), quindi all interno di un ciclo la potenza dissipata può ritenersi costante e pari alla potenza dissipata media W dm. Se poi tutti i cicli sono identici la potenza media risulta costante. Per limitare l aumento di temperatura e per poter rimanere quindi nel campo di lavoro indicato inizialmente occorre seguire parallelamente due strade: effettuare la progettazione dell impianto cercando di limitare il più possibile le dissipazioni energetiche. Ad esempio nei casi simili a quello di figura 4 la pressione di scarico della valvola limitatrice di pressione deve essere tarata al minimo valore necessario al corretto funzionamento del sistema evitando così inutili dissipazioni aggiuntive. Inoltre da una attenta analisi dei cicli potrebbe emergere che in alcune fasi l impianto non richiede nè portata nè pressione; in questo caso è possibile prevedere l inserimento di un gruppo di valvole che in queste fasi mandino a scarico tutta la portata della pompa ad una pressione pari a quella atmosferica, riducendo al minimo le perdite energetiche. dopo aver effettuato le opportune scelte progettuali, occorre dimensionare correttamente il volume e le superfici del serbatoio al fine di ridurre la resistenza termica (R th ) favorendo così lo scambio termico con l ambiente. A questo scopo le superfici del serbatoio possono poi essere anche alettate, al fine di aumentare la superficie di scambio termico, oppure si può ricorrere all installazione di scambiatori di calore ad aria o ad acqua.

8 Azionamenti oleoidraulici 4 La generazione dell energia Negli azionamenti oleoidraulici l energia viene generata tramite le pompe, che operano la trasformazione dell energia meccanica fornita da un motore primo, generalmente elettrico, in energia oleoidraulica del fluido. Le pompe più utilizzate sono quelle di tipo volumetrico, poiché consentono di elevare notevolmente la pressione del fluido mantenendo buoni rendimenti e una portata poco variabile con il carico. 4.1 Le pompe volumetriche ideali In figura 5 è rappresentata una pompa volumetrica a pistoni monocilindrica, in cui si possono identificare la camera C a volume variabile, i condotti di aspirazione A e di mandata M e le relative valvole che consentono l apertura o la chiusura dei collegamenti tra camera e condotti. Figura 5: Schema di una pompa volumetrica monocilindrica in fase di mandata Nella fase cosiddetta di aspirazione, la camera C aumenta il proprio volume provocando l apertura della valvola di aspirazione e la chiusura di quella di mandata e quindi l ingresso di fluido alla pressione di aspirazione p A. Invece nella fase di mandata il volume della camera diminuisce, la pressione all interno aumenta e causa l apertura della valvola di mandata e la chiusura di quella di aspirazione. Il fluido imbocca quindi il condotto di mandata alla pressione p M maggiore di p A. In condizioni ideali (cioè con fluido incomprimibile e in assenza di trafilamenti o difetti di riempimento della camera C) ad ogni ciclo viene inviato nel condotto di mandata una quantità di fluido pari alla cilindrata al giro C p della pompa (volume massimo della camera C). La portata Q inviata assume quindi un andamento periodico in un ciclo, fluttuante attorno al valor medio Q p. Le fluttuazioni vengono caratterizzate attraverso il grado di irregolarità della pompa definito come: i = Q max Q min Q p

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 9 In realtà le fluttuazioni avvengono a frequenza elevata e hanno un ampiezza limitata poiché vengono utilizzati più cilindri pompanti. Nel seguito la portata verrà quindi ritenuta costante e pari al valor medio Q p. (Riguardo al numero di cilindri pompanti la figura 6 mostra che è preferibile utilizzare un numero dispari di cilindri, poiché in questo modo è garantita una minor oscillazione della portata.) Figura 6: Oscillazioni della portata al variare del numero di cilindri Una pompa volumetrica può quindi essere considerata un generatore di portata. La prevalenza p p = p M p A dipende invece solo dai carichi applicati; l unico limite è rappresentato dalla resistenza strutturale della pompa. La curva caratteristica, nel piano pressione portata, è dunque rappresentata da una retta verticale (curva a in figura 7). Figura 7: Curve caratteristiche di pompe volumetriche

10 Azionamenti oleoidraulici Si consideri ora al posto della cilindrata al giro C p la cilindrata al radiante D p : D p = C p 2π Detta θ p la velocità angolare della pompa espressa in rad/s, la portata, sempre in condizioni ideali, può essere espressa come: Q pi = D p θ p (1) La potenza meccanica fornita dal motore alla pompa è pari a: W m = T pi θ p dove: T pi è la coppia fornita dal motore in condizioni ideali. La potenza oleoidraulica fornita dalla pompa ha l espressione: W o = p p Q pi In condizioni ideali W m sarà uguale a W o e quindi si ottiene per la coppia la seguente espressione: 4.2 Le pompe volumetriche reali T pi = D p p p (2) A causa della presenza di trafilamenti, difetti di riempimento e della comprimibilità del fluido, la portata volumetrica reale risulta minore di quella ideale espressa dalla relazione 1. In particolare all aumentare della pressione di mandata si nota una diminuzione della portata: la curva caratteristica assume l andamento rappresentato dalla curva b di figura 7. Al fine di quantificare questo fenomeno si definisce il rendimento volumetrico di una pompa come rapporto tra la portata volumetrica reale Q p e ideale: η v = Q p D p θ p Analogamente, a causa di fenomeni dissipativi quali l attrito sui cuscinetti o le perdite nel fluido, all albero della pompa deve essere fornita una coppia maggiore di quella ideale calcolata attraverso la relazione 2. Viene quindi introdotto il rendimento meccanico espresso come rapporto tra la coppia ideale e quella reale T p. η m = D pp p T p

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 11 Ricordando le relazioni del paragrafo precedente, il rendimento globale, definito come rapporto tra la potenza oleoidraulica W o che la pompa fornisce e la potenza W m in ingresso fornita dal motore, può essere espresso come: η g = η v η m I costruttori generalmente forniscono indicazioni sul rendimento globale mediante grafici nel piano portata pressione che rappresentano curve isorendimento. In questo modo è possibile identificare la zona del piano Q p p p in cui si ha minor dispendio energetico e quindi in cui conviene lavorare. 4.3 Tipi di pompe volumetriche Dal punto di vista costruttivo, le pompe volumetriche possono essere raggruppate nelle seguenti famiglie principali: pompe a viti; pompe ad ingranaggi; pompe a palette; pompe a pistoni radiali; pompe a pistoni assiali. La possibilità di effettuare la regolazione della portata e la reversibilità rappresentano altre caratteristiche distintive importanti, trasversali rispetto alla classificazione precedente. 4.3.1 Pompe a viti Le pompe a viti si distinguono per l elevata silenziosità di funzionamento. Per questo motivo trovano impiego ad esempio per la movimentazione di scenografie o palchi in teatri d opera. Sono costituite da due o tre alberi muniti di un elicoide (figura 8). L albero centrale, dotato di elica destra, è mosso dal motore e trasmette il moto agli altri due alberi muniti invece di elica sinistra. L ingranamento tra le eliche origina un volume chiuso che, a causa della rotazione degli alberi, trasla dalla zona di aspirazione e quella di mandata. Alcuni parametri caratteristici di questo tipo di pompa sono: cilindrata: da 15 a 350 cm 3 ; pressione massima di esercizio: 200 bar; velocità di rotazione: da 1000 a 3500 giri/min; rendimento globale inferiore a 0.85.

12 Azionamenti oleoidraulici Figura 8: Pompa a viti 4.3.2 Pompe ad ingranaggi Le pompe ad ingranaggi si dividono in pompe ad ingranaggi esterni e pompe ad ingranaggi interni. Pompe ad ingranaggi esterni Le pompe ad ingranaggi esterni (figura 9) sono molto usate nel campo mobile poiché consentono il raggiungimento di pressioni piuttosto elevate con dimensioni contenute. Figura 9: Pompe ad ingranaggi esterni Lo schema di figura 10 esemplifica il principio di funzionamento.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 13 Figura 10: Schema di una pompa ad ingranaggi esterni L ingranaggio (7) è calettato sull albero che riceve la potenza dal motore; le bronzine (4) e (5) servono a posizionare i due ingranaggi in modo da avere il minimo gioco di ingranamento. I vani di trasporto del fluido sono delimitati dai fianchi dei denti, dalla superficie interna del corpo pompa e dalle superfici frontali delle bronzine. Il fluido viene quindi trasportato lungo i due percorsi esterni, mentre i denti ingrananti nella parte centrale della pompa servono a garantire la tenuta. Per consentire il corretto funzionamento senza rilevanti perdite volumetriche è necessario che la tenuta dei vani sia molto buona. Quando la pressione aumenta, però, le bronzine tendono scostarsi dai fianchi degli ingranaggi dando quindi origine a perdite di carattere volumetrico. Per ovviare a questo inconveniente si adotta la tecnica di autobilanciamento: si fa agire la stessa pressione di esercizio P sulle facce esterne delle bronzine in modo da equilibrare la pressione che tende ad allontanarle dagli ingranaggi. Questo tipo di pompe presenta una rumorosità piuttosto elevata a causa dell olio che resta intrappolato tra i denti ingrananti: la pressione aumenta notevolmente e sulle ruote dentate si manifestano pulsazioni di pressione. Alcuni parametri caratteristici di questo tipo di pompa sono: cilindrata: da 0.2 a 200 cm 3 ; pressione massima di esercizio: 300 bar; velocità di rotazione: da 500 a 6000 giri/min; rendimento globale inferiore a 0.80.

14 Azionamenti oleoidraulici Pompe ad ingranaggi interni Sono pompe molto silenziose e trovano applicazione in ambito industriale (macchine per materie plastiche, macchine utensili) e su veicoli che operano in ambienti chiusi. Figura 11: Pompa ad ingranaggi interni Il principio di funzionamento si basa sull ingranamento tra una ruota dentata mossa da un motore e un rotore dentato internamente (figura 12). Figura 12: Schema di una pompa ad ingranaggi interni La rotazione del rotore dentato accoppiato alla ruota dentata principale genera un aumento del volume tra i fianchi dei denti identificando chiaramente la zona di aspirazione a cui il fluido giunge attraverso l omonimo condotto. Dopo un angolo di rotazione di circa 120, durante il quale avviene l aspirazione, vi e una zona in cui e presente un elemento falciforme in cui si ha semplice trasporto del fluido senza variazioni di volume. Successivamente il volume diminuisce identificando una zona di mandata in cui il fluido viene spinto attraverso l omonimo condotto ad una pressione pari a quella di lavoro.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 15 La forma delle dentature garantisce un elevata silenziosità dovuta all assenza di volumi di olio intrappolati che possano generare delle pulsazioni di pressione. Alcuni parametri caratteristici di questo tipo di pompa sono: cilindrata: da 3 a 250 cm 3 ; pressione massima di esercizio: 300 bar; velocità di rotazione: da 500 a 3000 giri/min; rendimento globale inferiore a 0.80. 4.3.3 Pompe a palette Le pompe volumetriche a palette (figura 13) sono caratterizzate da un rotore ad asse fisso in cui sono ricavate delle cave per lo scorrimento delle palette e da uno statore esterno. Figura 13: Pompe a palette Lo statore, il cui asse presenta una eccentricità rispetto a quello del rotore, costituisce la superficie di appoggio delle palette, come indicato nello schema di figura 14. Durante la rotazione, le palette, sotto l azione della forza centrifuga, vanno a contatto della superficie interna dello statore, dando origine ad un volume delimitato dalle due palette contigue e dalle piastre laterali di chiusura della pompa. Durante la rotazione, a causa dell eccentricità, le zone così delimitate subiscono delle variazioni di volume. In particolare, considerando una rotazione oraria, nel tratto che va da B a C si ha un aumento di volume con conseguente aspirazione di fluido, mentre nel tratto che va da C a B si ha una diminuzione del volume con conseguente espulsione del fluido nel condotto di mandata. I condotti di aspirazione e di scarico vengono quindi posti in comunicazione rispettivamente con le zone a volume decrescente e crescente attraverso cavità ricavate nello statore o mediante fori sulle piastre laterali di chiusura. A basse velocità di rotazione questo tipo di pompa non funzionerebbe correttamente, poiché il contatto tra paletta e superficie statorica è garantito solo dalla forza centrifuga.

16 Azionamenti oleoidraulici C B Figura 14: Schema di una pompa a palette Per questo motivo vengono inserite all interno delle cave rotoriche delle molle di spinta o dell olio in pressione. In questo modo il contatto è sempre garantito indipendentemente dalla velocità di rotazione. Occorre però tener presente che l inserimento di dispositivi ausiliari di spinta contribuisce ad aumentare l usura delle palette. Le pompe a palette sono realizzate anche nella versione cilindrata variabile. In questo caso viene inserito un dispositivo che varia l eccentricità tra gli assi del rotore e dello statore agendo su quest ultimo (figura 15). Alcuni parametri caratteristici delle pompe a palette sono: cilindrata: da 5 a 100 cm 3 ; pressione massima di esercizio: 100 bar; velocità di rotazione: da 1000 a 2000 giri/min; rendimento globale inferiore a 0.80. 4.3.4 Pompe a pistoni radiali Le pompe a pistoni radiali (figura 16) sono tipicamente impiegate nelle applicazioni ad alte pressioni (oltre i 400 bar), infatti sono le uniche pompe in grado di funzionare in maniera continuativa ed efficiente a pressioni così alte. Questo tipo di pompa viene realizzato essenzialmente in due tipologie costruttive: con cilindri rotanti; con cilindri stazionari.

Universita degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 17 Figura 15: Schema di una pompa a palette a cilindrata variabile Pompe a pistoni radiali con cilindri rotanti Come indicato in figura 17 sono costituite da un rotore ad asse fisso, collegato al motore, su cui sono ricavati un certo numero di cilindri radiali all interno dei quali scorrono i rispettivi pistoni. I pistoni, collegati opportunamente a dei pattini tramite biellette, scorrono sulla superficie interna di un anello esterno al rotore che presenta una eccentricita rispetto a quest ultimo. Mettendo in rotazione l albero della pompa iniziano a ruotare anche i cilindri con i relativi pistoni che, essendo a contatto della superficie interna dell anello statorico esterno al rotore, variano il volume della loro camera. In particolare, considerando una rotazione oraria, lungo il tratto B-C il volume aumenta dando origine alla fase di aspirazione, mentre nel tratto C-B il volume diminuisce dando origine all espulsione del fluido nel condotto di mandata. Figura 16: Pompe a pistoni radiali

18 Azionamenti oleoidraulici B C Figura 17: Schema di una pompa a pistoni radiali a cilindri rotanti I condotti di aspirazione e di mandata sono realizzati attraverso un distributore fisso coassiale al rotore e vengono messi in comunicazione con i cilindri attraverso le due scanalature ricavate sul rotore stesso, rappresentate in figura 17. I pistoni vengono mantenuti a contatto con l anello esterno mediante la pressione di lavoro durante la fase di mandata e dalla pressione imposta da un circuito ausiliario di sovralimentazione durante la fase di aspirazione. Pompe a pistoni radiali con cilindri stazionari Il funzionamento si basa sulla presenza di un rotore ad asse fisso, collegato all albero motore, che presenta una zona eccentrica su cui poggiano gli elementi pompanti (schema di figura 18). La zona eccentrica è anche caratterizzata da una scanalatura attraverso la quale il fluido in bassa pressione, che riempie tutto il corpo pompa, viene inviato agli elementi pompanti. Con riferimento allo schema di figura 18 si nota che i pompanti sono costituiti da un pistone (3), una bussola (4), una testa sferica (5), una molla di compressione (6), una valvola di aspirazione (7) e una valvola di mandata (8). Lo schema di figura 19 evidenzia il principio di funzionamento del singolo pompante, mostrando le fasi di aspirazione e mandata più le due fasi intermedie in cui il pistone si trova al punto morto superiore e inferiore. Per entrambi i tipi di pompe i parametri caratteristici possono essere così riassunti: generalmente vengono costruite a cilindrata fissa; cilindrata: da 0.5 a 100 cm 3 ; pressione massima di esercizio: 700 bar; velocità di rotazione: da 1000 a 3000 giri/min; rendimento globale compreso tra 0.80 e 0.90.

Universita degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 19 Figura 18: Schema di una pompa a pistoni radiali con cilindri stazionari 4.3.5 Pompe a pistoni assiali Le pompe a pistoni assiali sono caratterizzate da un gruppo in cui sono ricavati dei cilindri disposti assialmente in cui scorrono i relativi pistoni la cui estremita e fissata ad una piastra. La trasmissione del moto tra i due elementi puo essere affidata ad un giunto cardanico doppio o semplicemente alle biellette di collegamento tra pistone e piastra. A seconda che la parte rotante sia il gruppo pistoni o la piastra, si hanno due diverse tipologie di pompa: pompa a pistoni assiali a testa inclinabile; pompa a pistoni assiali a piastra inclinabile. Sia in un tipo di pompa che nell altro, durante la rotazione relativa tra i due elementi, i pistoni effettuano un moto alternativo aumentando e diminuendo il volume delle camere dei cilindri: in questo modo si identificano la zona di aspirazione e quella di mandata. La distribuzione del fluido viene effettuata attraverso un distributore fisso recante delle luci a fagiolo di aspirazione e di mandata, come indicato nelle figure 20 e 21.

20 Azionamenti oleoidraulici Figura 19: Fasi di funzionamento di un pompante Questi tipi di pompe sono facilmente realizzabili in configurazione a cilindrata variabile: e semplice infatti inserire un dispositivo di regolazione dell inclinazione della testa cilindri o della piastra. Si noti che comunque la tipologia costruttiva in cui risulta piu conveniente effettuare la regolazione della portata e sicuramente la configurazione a piastra inclinabile. Il motivo risiede nella minore inerzia che ha la piastra rispetto al gruppo cilindri che la rende ideale soprattutto per applicazioni che richiedono una dinamica piuttosto elevata. Alcuni parametri caratteristici delle pompe a pistoni assiali sono: cilindrata: fino a 420 cm3 ; pressione massima di esercizio: 300 bar; velocita di rotazione: da 500 a 3000 giri/min; rendimento globale compreso tra 0.80 e 0.92. 4.4 Criteri di scelta della pompa Una volta configurato il circuito idraulico per il comando degli attuatori, la scelta della pompa viene effettuata innanzitutto sulla base dei valori di portata e pressione massime richieste. A completamento dei criteri di scelta vanno poi aggiunte altre considerazioni quali ad esempio la variabilita della cilindrata, i rendimenti, la rumorosita e i costi.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 21 Figura 20: Schema di una pompa a pistoni assiali a testa inclinabile Figura 21: Schema di una pompa a pistoni assiali a piastra inclinabile Figura 22: Pompa a pistoni assiali a testa inclinabile Figura 23: Pompa a pistoni assiali a piastra inclinabile

22 Azionamenti oleoidraulici La scelta della pompa costituisce comunque in genere lo stadio finale della progettazione della macchina o dell impianto oleidraulico. 5 Gli accumulatori oleoidraulici Nel paragrafo precedente è stato affermato che uno dei criteri per la scelta del tipo di pompa è la sua capacità di soddisfare le richieste massime di portata dell impianto. Molto spesso però le richieste di portata degli attuatori variano ciclicamente in modo molto sensibile, perciò si rischia di sovradimensionare notevolmente la pompa rispetto al suo impiego medio. Tutto ciò si ripercuote poi anche sulla scelta del motore che conseguentemente dovrà essere in grado di fornire coppie massime superiori. Inoltre nelle fasi di esubero della portata della pompa quest ultima viene messa a scarico attraverso una valvola limitatrice di pressione con conseguente dissipazione di energia. Questi tipi di inconvenienti possono essere risolti mediante l utilizzo di accumulatori oleoidraulici. Gli accumulatori sono dispositivi che consentono l accumulo e la restituzione di fluido. Sono costituiti da una camera a volume variabile in cui viene accumulato il fluido che assume un valore di pressione imposto con diverse metodologie: a peso (figura 24); a molla (figura 24); a gas compresso (figura 25) con elemento di separazione: a pistone; a sacca; a membrana. Figura 24: Accumulatori a peso e a molla I più utilizzati in campo industriale sono gli accumulatori a gas compresso. I motivi che inducono ad inserire in un circuito un accumulatore possono essere così riassunti:

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 23 Figura 25: Accumulatori a gas compresso come già anticipato precedentemente permettono di effettuare un dimensionamento corretto della pompa e del motore che la aziona, nel caso di richieste di portata da parte degli attuatori variabili sensibilmente. In questo caso l accumulatore svolge la funzione di integratore del generatore di energia e consente di dimensionare la pompa per un valore pari alla portata media, sopperendo alle richieste di portata mediante la restituzione del liquido accumulato durante le fasi di esubero della portata della pompa. L accumulatore può essere impiegato come dispositivo di sicurezza o di emergenza per garantire in una determinata zona del circuito che la pressione, anche quando la pompa dovesse essere esclusa dal circuito, mantenga un valore superiore ad un certo valore minimo che consenta ad esempio di portare a termine un ciclo di lavoro. L accumulatore svolge anche la funzione di smorzatore consentendo di limitare le oscillazioni di pressione periodiche indotte dalle oscillazioni di portata della pompa e di attenuare le sovrappressioni dovute ad esempio a colpi d ariete generati da brusche manovre sulle valvole. Questo è uno dei casi in cui il fluido non può essere ritenuto incomprimibile e per questo motivo nascono delle onde di pressione che possono danneggiare i componenti più sensibili, soprattutto quando le eventuali valvole limitatrici di pressione presenti hanno tempi di intervento troppo alti rispetto alla dinamica del fenomeno. 6 Valvole Le valvole comunemente impiegate nei circuiti oleoidraulici possono essere raggruppate nelle seguenti categorie: valvole di controllo della pressione; limitatrici di pressione; riduttrici di pressione; valvole di regolazione della portata; distributori.

24 Azionamenti oleoidraulici 6.1 Valvole di controllo della pressione Le valvole di controllo della pressione si suddividono in valvole limitatrici di pressione (dette anche di massima pressione) e valvole riduttrici di pressione. 6.1.1 Valvole limitatrici di pressione Le valvole limitatrici di pressione hanno la funzione di garantire che la pressione, nella sezione in cui sono inserite, non superi il valore di taratura impostato. Vengono essenzialmente utilizzate come valvole di sicurezza; nel caso in cui la pressione nel circuito dovesse crescere accidentalmente fino a raggiungere i limiti di sicurezza dell impianto, la valvola manderebbe a scarico parte della portata in modo da mantenere la pressione al valore impostato. Come già accennato nel paragrafo 1.2 e indicato in figura 4, questo tipo di valvola può anche essere utilizzata per effettuare una alimentazione a pressione costante mandando costantemente a scarico una porzione della portata generata dalla pompa. Dal punto di vista costruttivo possono essere identificate due configurazioni principali: ad azione diretta o monostadio; pilotata o bistadio. La configurazione ad azione diretta (figura 26) è la più semplice. La pressione di alimentazione agisce su di un cursore che, sotto l azione di una molla precaricata attraverso un elemento di regolazione, mantiene chiusa la bocca di scarico. Quando la pressione di alimentazione raggiunge un valore tale da superare la forza generata dalla molla, il cursore si sposta lasciando fluire portata verso lo scarico. Figura 26: Schema di una valvola di massima pressione ad azione diretta Una caratteristica di questa realizzazione costruttiva è che, poiché si devono vincere forze elevate con ingombri ridotti, la molla deve essere piuttosto rigida. Ciò impone che all aumentare della portata da scaricare, e quindi dell apertura del cursore, la pressione

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 25 Figura 27: Curve caratteristiche di valvole limitatrici di pressione del fluido aumenti sensibilmente fino a superare il 40% del valore di taratura (curva a in figura 27). Questo tipo di problema viene risolto mediante la configurazione pilotata (figura 28). Figura 28: Schema di una valvola di massima pressione a due stadi (o pilotata) Lo stadio pilota è essenzialmente una valvola di massima pressione monostadio alimentata, questa volta, attraverso una strozzatura S. In condizioni di riposo della valvola, sul cursore pilota e su entrambe le facce del cursore principale, agisce una pressione pari alla pressione di alimentazione P. In queste condizioni, il cursore principale, grazie anche all azione di una molla cedevole e poco precaricata, mantiene chiuso il collegamento tra la bocca di alimentazione e la bocca di scarico. Quando la pressione di alimentazione supera il valore di taratura della molla dello stadio pilota, il relativo cursore si sposta consentendo al fluido di raggiungere lo scarico attraverso un condotto ricavato all interno del cursore principale.

26 Azionamenti oleoidraulici Questo flusso viene anche laminato attraverso la strozzatura S generando una diminuzione della pressione sulla faccia superiore del cursore principale che, non trovandosi più in condizioni di equilibrio, apre il passaggio tra l alimentazione e lo scarico. Questo tipo di configurazione permette di dimensionare lo stadio pilota per valori di portata inferiori al caso ad azione diretta e quindi consente di utilizzare una molla di taratura più cedevole. Si ottiene quindi una curva caratteristica in cui la pressione di massima apertura della valvola non supera il 15% della pressione di taratura (curva b in figura 27). 6.1.2 Valvole riduttrici di pressione Le valvole riduttrici di pressione vengono introdotte quando si ha la necessità di avere una parte di circuito ad una pressione minore della pressione di alimentazione (ad esempio per regolare le forze di serraggio di manipolatori). Anche questo tipo di valvola può essere realizzato in configurazione ad azione diretta o pilotata. Nella configurazione ad azione diretta (figura 29), sui due estremi del cursore agiscono la forza della molla di regolazione e la forza generata dalla pressione a valle. Quando dovesse verificarsi una diminuzione di quest ultima, il cursore, non più in equilibrio, si sposterebbe aprendo maggiormente il passaggio del fluido in modo da riportate la pressione a valle al valore impostato. Figura 29: Schema di una valvola riduttrice di pressione ad azione diretta Analogo è il funzionamento della versione pilotata (figura 30). La taratura del valore di pressione viene effettuata da una valvola di massima pressione pilota. In condizioni di riposo della valvola, il cursore principale è soggetto sulle facce di estremità alla pressione di valle e all azione di un molla cedevole. In questa posizione di equilibrio mantiene aperto il collegamento tra monte e valle garantendo una certa differenza di pressione.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 27 Figura 30: Schema di una valvola riduttrice di pressione pilotata Quando la pressione a valle supera il valore di taratura della valvola pilota quest ultima manda a scarico parte di fluido che viene quindi laminato attraverso la strozzatura S. La pressione sulla faccia inferiore del cursore principale diminuisce e quest ultimo si sposta verso il basso riducendo il passaggio di fluido. In questo modo si ottiene il ripristino del valore della pressione a valle. In entrambi i tipi di valvola il cursore principale, una volta ripristinato il valore della pressione a valle, si riporta nella posizione iniziale. 6.2 Valvole di regolazione della portata Le valvole regolatrici di portata sono utilizzate per il controllo di velocità degli attuatori. Il principio di funzionamento è di tipo dissipativo: poiché la velocità degli attuatori è rigidamente determinata dalla portata fluente, si fa in modo di innalzare la pressione a monte attraverso un strozzatura variabile causando così lo scarico di parte della portata attraverso una valvola di massima pressione. La relazione che lega la perdita di carico p attraverso una resistenza idraulica R alla portata fluente Q è la seguente: p = RQ 2 (3) Se non si avessero variazioni delle pressioni di monte e di valle o variazioni di viscosità dovute alla variazione di temperatura, il valore di portata sarebbe unicamente dipendente dalla resistenza idraulica R, cioè dal valore di strozzamento del fluido impostato sulla valvola. In questo caso potrebbero essere impiegate delle semplici strozzature tarabili. Quando invece i fenomeni precedenti assumono importanza nella determinazione della portata, si deve ricorrere a valvole che attraverso opportune compensazioni tengano conto delle variazioni di temperatura e di pressione.

28 Azionamenti oleoidraulici La compensazione di temperatura non risulta essere molto efficiente, quindi nel seguito si analizzeranno solo le due configurazioni costruttive relative alla compensazione della pressione: configurazione a due bocche; configurazione a tre bocche. 6.2.1 Valvole di regolazione della portata a due bocche Questo tipo di valvola è sostanzialmente costituita da una strozzatura tarabile, sulla quale viene impostato un certo valore di caduta di pressione desiderato, e una strozzatura variabile automaticamente realizzata attraverso un cursore mobile. Figura 31: Schema di una valvola regolatrice di portata a due bocche Nello schema di figura 31 la strozzatura tarabile T è posta a valle della strozzatura S regolata dal cursore mobile. Con riferimento alla schema della valvola di figura, in cui si fa notare che i due lati del cursore sono in collegamento fra di loro attraverso un foro praticato nel cursore stesso, la spola risulta soggetta alle forze generate dalla pressione di monte e di valle che insistono su aree uguali e alla forza generata dalla molla precaricata. Poiché la molla ha una costante di rigidezza molto bassa, si può assumere che il cursore sia in equilibrio quando la forza generata dalla differenza delle pressioni eguaglia il precarico. Nel caso in cui dovesse verificarsi un aumento della pressioni di monte e quindi un aumento della caduta di pressione sulla strozzatura T, si avrebbe un conseguente aumento della portata (come si osserva dalla relazione 3). A questo punto il cursore, non più in equilibrio, si sposterebbe a sinistra in modo da diminuire la strozzatura S e da mandare a scarico attraverso la valvola di massima pressione, che deve essere prevista a monte nel circuito, l eccesso di portata diminuendo così la pressione di monte fino al ripristino delle condizioni di equilibrio.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 29 6.2.2 Valvole di regolazione della portata a tre bocche Come mostrato dallo schema di figura 32, questo tipo di valvola è costruttivamente molto simile alla versione a due bocche. La differenza sostanziale risiede nella presenza della terza bocca attraverso la quale il fluido in eccesso viene scaricato senza quindi che vi sia la necessità di impiegare una valvola di massima pressione a monte. Figura 32: Schema di una valvola regolatrice di portata a tre bocche In base alla configurazione costruttiva della valvola, il cursore risulta soggetto, come nel caso precedente alle forze generate dalla pressione di monte, di valle e dalla molla precaricata. Quando si verifica un aumento del salto di pressione (e quindi un aumento della portata in base alla relazione 3) il cursore si sposta ancora verso sinistra aprendo però il passaggio dall alimentazione verso la terza bocca di scarico, finché la pressione di monte diminuisce e si ritorna nelle condizioni iniziali. 6.3 Distributori I distributori sono valvole che consentono di variare la direzione di flusso all interno del circuito idraulico. Sono generalmente costituiti da quattro bocche: l alimentazione P, lo scarico T e le bocche di utenza A e B a cui possono essere collegate ad esempio le bocche di mandata e di scarico di un attuatore. Dal punto di vista funzionale possono realizzare una notevole varietà di collegamenti interni fra le varie bocche come indicato in figura 34. Il funzionamento è molto semplice: un cursore alloggiato all interno del corpo valvola viene azionato in maniera da aprire o chiudere dei passaggi tra le varie bocche. Lo spostamento del cursore può essere imposto attraverso comandi manuali (ad esempio a leva), idraulici (pilotati da un segnale proveniente dallo stesso circuito in cui è inserito il distributore o da un circuito ausiliario) o elettrici (elettromagnete).

30 Azionamenti oleoidraulici Figura 33: Schema di impiego di un distributore Figura 34: Alcune tipologie di collegamenti tra le bocche di un distributore 7 Attuatori Gli attuatori utilizzati nei circuiti idraulici sono attuatori di tipo volumetrico: cilindri; motori idraulici. Con questo tipo i attuatori è possibile regolare in maniera efficace la velocità e sviluppare forze notevoli. 7.1 Attuatori ideali Cilindri Si consideri il cilindro oleoidraulico ideale schematicamente rappresentato in figura 35 in cui le aree delle camere di alimentazione e scarico sono uguali e pari ad A. La caduta di pressione sul cilindro è pari a: p m = p 1 p 2 La forza esercitata in condizioni ideali dal cilindro sarà:

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 31 Figura 35: Schema di un cilindro idraulico ideale e la velocità: F mi = p m A (4) ẋ m = Q mi A (5) dove Q m = Q 1 = Q 2 in base all assunzione di essere in un caso ideale senza trafilamenti. L area A rappresenta quindi un importante parametro per la definizione della grandezza di un cilindro. La potenza meccanica erogata dal cilindro sarà quindi: W mi = F mi ẋ m e la potenza idraulica fornita al cilindro: W o = p m Q mi In queste condizioni la curva caratteristica di un cilindro sarà una retta verticale nel piano forza velocità, cioè può essere considerato come un generatore di velocità in cui la forza erogabile è limitata solo dalla sua resistenza strutturale. Motori idraulici Le considerazioni fatte precedentemente riguardo ai cilindri ideali possono essere ripetute per i motori idraulici ideali. Sostituendo all area A la cilindrata al radiante D m si ottiene per la velocità la seguente espressione: θ m = Q mi D m (6) Detta T mi la coppia generata dal motore idraulico la potenza erogata può essere espressa come: W m = T mi θm

32 Azionamenti oleoidraulici La potenza idraulica fornita al motore è: W o = p m Q mi Eguagliando, in condizioni ideali, le due potenze si ottiene l espressione della coppia erogata dal motore: T mi = D m p m (7) Anche in questo caso si nota come in condizioni ideali il motore possa essere considerato un generatore di velocità caratterizzato da una curva caratteristica verticale nel piano coppia velocità. 7.2 Attuatori reali Le prestazioni degli attuatori, sia che si tratti di motori che di cilindri, sono influenzate dalla presenza di trafilamenti, dai difetti di riempimento delle camere, dalla comprimibilità del fluido e da fenomeni di perdita di potenza come ad esempio le perdite per attrito sui cuscinetti. A causa di questi fenomeni dissipativi, l attuatore è in grado di generare forze o coppie inferiori a quelle idealmente erogabili (espresse dalle relazioni 4 e 7). I trafilamenti e i difetti di riempimento determinano la necessità di avere in ingresso portate superiori a quella ideale espressa per ottenere la stessa velocità espressa dalle 5 e 6. Al fine di valutare le prestazioni degli attuatori, vengono utilizzati ancora i rendimenti volumetrici, meccanici e globali. Viene definito rendimento volumetrico η v il rapporto tra la portata ideale Q mi e la portata realmente necessaria Q m, e rendimento meccanico η m il rapporto tra la coppia (o la forza) realmente erogata dall attuatore e quella ideale. Nel caso di un motore idraulico si ottengono le seguenti espressioni: η v = D m θ m η m = D m p m Per valutare le prestazioni globali di un attuatore si ricorre all utilizzo del rendimento globale η g espresso come rapporto tra la potenza meccanica W m realmente uscente dall attuatore e la potenza oleoidraulica W o fornitagli in ingresso. η g = W m W o Q m T m = T mθ m = θ md m T m = η v η m p m Q m Q m p m Q m Rappresentando graficamente l andamento di questi rendimenti in funzione della grandezza µ θ m /p 1, dove µ è la viscosità del fluido e considerando trascurabile la pressione p 2, si ottengono gli andamenti di figura 36. Analogamente al caso delle pompe volumetriche, i costruttori forniscono però delle curve isorendimento globale per ogni motore rappresentate nel piano coppia velocità angolare, in maniera tale da poter stabilire la zona ottimale in cui far lavorare il motore.

Università degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 33 Figura 36: Andamento dei rendimenti di un motore idraulico 7.2.1 La costante di rigidezza di un cilindro La comprimibilità del fluido introduce elasticità nell attuatore oleoidraulico dando origine alla nascita di fenomeni indesiderati durante particolari condizioni di funzionamento. Si consideri di bloccare le bocche delle due camere del cilindro e di applicare una forza df allo stelo del cilindro: lo stelo subirà uno spostamento dx in direzione della forza, il fluido contenuto in una camera si comprimerà mentre l altro si espanderà. Come indicato nello schema di figura 37, il fluido nelle due camere può essere rappresentato attraverso due molle di rigidezza K 1 e K 2 poste in parallelo rispetto allo stelo. Il valore di costante di rigidezza equivalente K e sarà pari a K 1 +K 2. Figura 37: Schema equivalente di un cilindro Con riferimento alla camera 1 è possibile scrivere la relazione: dove: K 1 = df 1 dx df 1 = Adp 1 Ricordando l espressione del coefficiente di elasticità a compressione cubica equivalente è possibile scrivere:

34 Azionamenti oleoidraulici da cui: dp 1 = ϵ e dv 1 V 1 dv 1 1 K 1 = Aϵ e V 1 dx = Aϵ Adx 1 e V 1 dx = A2 ϵ e V 1 Analogamente si ottiene per K 2 la seguente espressione: K 1 = A2 ϵ e V 2 La costante di rigidezza equivalente del sistema è dunque: K e = K 1 + K 2 = A 2 ϵ e ( 1 V 1 + 1 V 2 ) La relazione precedente può essere espressa in funzione del volume totale di fluido V t = V 1 + V 2 ottenendo: ( ) 1 K e = A 2 1 ϵ e + V 1 V t V 1 L andamento di K e può essere rappresentato adimensionalmente come indicato nel grafico di figura 37. Si nota che la curva ha un valore minimo in corrispondenza di un rapporto tra i volumi V 1 e V t pari a 1/2. Il valore corrispondente di K e è: K e = 4A2 ϵ e V t Da queste considerazioni emerge quindi che di notevole importanza per la determinazione della costante di rigidezza è il volume elasticante di olio V t, che in realtà comprende non solo il volume delle camere 1 e 2 ma anche quello presente nei condotti e nelle valvole. In base all espressione della costante di rigidezza è possibile valutare la pulsazione delle oscillazioni libere: ω n = 2 K e 4ϵ e D m M = V t M dove M rappresenta la massa del carico ridotta allo stelo del cilindro. Considerazioni analoghe valgono per il motore idraulico e si ottengono le stesse relazioni in cui al posto dell area A e della massa M compaiono rispettivamente la cilindrata D m e il momento d inerzia del carico ridotto all albero motore J r.

Universita degli Studi di Bergamo Dipartimento di Progettazione e Tecnologie 7.3 35 Tipi di motori idraulici Il motore idraulico trasforma l energia oleoidraulica in energia meccanica con un movimento rotatorio attorno a un asse. Spesso ad un motore e richiesto di funzionare anche in frenatura (cioe da pompa), se trascinato dai carichi. Cio corrisponde ad estendere il funzionamento al IV o quadrante del piano caratteristico coppia velocita. Il motore deve poi anche essere in grado di invertire il senso di rotazione (cioe il senso di flusso del fluido): il funzionamento dovra essere esteso anche al III o quadrante ed eventualmente al II o. I motori oleoidraulici possono essere suddivisi in due grandi gruppi: motori veloci (campo di funzionamento tra 30 e 3000 giri/min); motori lenti (campo di funzionamento tra meno di 1 e 300 giri/min). A parita di potenza massima erogabile i motori lenti sono in grado di fornire una coppia maggiore e quindi, ricordando l espressione della coppia di un motore idraulico, sono caratterizzati da una cilindrata maggiore. Nel campo di velocita coperto da entrambi i tipi di motori, l impiego di un motore lento e piu conveniente di quello di un motore veloce. I motori lenti piu diffusi sono a pistoni alternativi con cilindri stazionari, con pistoni radiali detti motori stellari (figura 38). Figura 38: Motore oleoidraulico stellare In questa configurazione costruttiva un distributore coassiale al motore e solidale con l albero provvede ad alimentare e a scaricare ciclicamente i cilindri che a loro volta mettono in rotazione l albero stesso.