1 pompe

ACŢIONAREA HIDRAULICĂ A MAŞINILOR-UNELTECapitolul VI

Capitolul VIPOMPE VOLUMICE

6.1. Generalităţi În orice sistem de acţionare hidraulic, furnizarea energiei hidrostatice necesare elementului de execuţie este asigurată

de generatoare hidraulice (pompe) incluse în sistem. Acest fapt conferă autonomie schemei de acţionare.Conform schemei de principiu a sistemului de acţionare prezentată în figura 6.1, pompa realizează conversia energiei mecanice, caracterizată prin momentul mecanic MP aplicat la arborele pompei şi viteza unghiulară ωp corespunzătoare, în energie hidraulică caracterizată prin debitul furnizat Qp şi respectiv presiunea pp. Această energie este transportată de conducte şi transferată motorului hidraulic.

Figura 6.1. Sistem de acţionare hidraulică

Evident, datorită pierderilor inerente circulaţiei fluidului între pompă şi motor, acesta va primi o energie mai mică caracterizată prin debitul QM şi presiunea pM.

6.2. Energia de pompareDistingem de la început două etape în furnizarea fluidului sub presiune:

comprimarea fluidului; transportul fluidului comprimat prin sistem. Este util să se facă o apreciere cantitativă asupra proporţiilor celor două energii. Se consideră schema simplă de generator hidraulic prezentată în figura 6.2. şi diagrama presiune - volum.

Figura 6.2. Diagrama presiune – volum pentru un cilindru hidraulic

În procesul de refulare, energia de comprimare (acumulată de lichid) reprezentată de aria ABE este dată de integrala:

(6.1)

Considerând un volum mediu supus procesului de comprimare, V = Vm, şi având în vedere expresia coeficientului de elasticitate, rezultă:

(6.2)

(6.3)

Energia de deplasare reprezentată de aria BCDE, are valoarea:W2 = V1 (p1 – p0) (6.4)

Energia totală transmisă lichidului este:

57


(6.5)

Se observă că (p1 – p0)/ E = p/E = - V / Vm,. Înlocuind în relaţia 6.5, rezultă:

(6.6)

(6.7)

Deoarece p1 – p0 ≈(100 – 300) bar, iar E = (14.000 …. 20.000) bar, rezultă W1 / W « 1. În cazul lichidelor, lucrul mecanic de compresiune este neglijabil în raport cu cel de deplasare. Altfel spus lichidele,

spre deosebire de gaze, sunt medii cu o capacitate foarte redusă de a acumula energia prin comprimare. În cazul gazelor , considerând o transformare izotermă, lucrul mecanic de comprimare este:

L = W1 = p0V0 (6.8)

Se observă că o creştere semnificativă a lucrului mecanic poate fi obţinută numai cu variaţii mari ale volumului.

6.3 Clasificarea pompelorClasificarea pompelor volumice poate fi făcută după principiul de acţiune şi după caracterul reglabilităţii.După principiul de acţiune, pompele volumice se împart în două mari categorii:- pompe cu plunjer (piston);- pompe rotative volumice .La pompele cu plunjer, uleiul este refulat dintr-o cameră de lucru imobilă, ca rezultat numai a mişcării alternative al

elementului funcţional (piston, plunjer, diafragmă).La pompele rotative, uleiul refulat din camerele de lucru este rezultatul rotaţiei sau rototranslaţiei elementelor

funcţionale (roată dinţată, şurub, paletă, piston).După caracterul reglabilităţii, se împart în :- pompe cu debit constant (cu roţi dinţate, cu şurub);- pompe cu debit reglabil (cu palete, pistoane).În acţionarea hidraulică, cea mai largă răspândire o au pompele volumice rotative datorită performanţelor lor ridicate:

masă şi volum mic pe unitatea de putere transmisă, randament ridicat, posibilitatea reglării şi inversării debitului, fiabilitate bună.

O clasificare a acestor pompe este prezentată în figura 6.3.Principalul producător de pompe hidraulice din ţară este Întreprinderea Mecanică Plopeni care realizează o gamă

variată de pompe cu roţi dinţate şi pompe cu pistoane axiale.

Figura 6.3 Clasificarea pompelor volumice

În tabelul 6.1 sunt prezentate domeniile uzuale de presiuni, turaţii şi vâscozităţi, precum şi randamentele totale corespunzătoare diverselor tipuri de pompe.

Tabelul 6.1

58

Cu doua surub

uri

Cu trei

suruburi


Modul de codificarea pompelor cu roţi dinţate fabricate în producţie de serie conform catalogului întreprinderii este dată în figura 6.4.

59


Figura 6.4 Codificarea pompelor cu roţi dinţateExemplu de codificare:

PRD 32 – 32/8 – 11LI – 1E32SPRD – pompă cu roţi dinţate-dublă din tiposeria 32.

(unitatea I m=3);(unitatea II m=2,45);

- cu cilindreea unităţii I de 32 cm3/rot;- cilindreea unităţii II de 8 cm3/rot;- capătul arborelui conic 1:5;- flanşă dreptunghiulară ;- cu lagăr întărit inclus;- racordare hidraulică cu flanşă rotundă;- având înglobată în capacul unităţii II supapă de siguranţă de 130 bar, regulator de debit cu debit rezidual de 35

l/min;- sens de antrenare stânga.Modul de codificare al pompelor cu pistoane axiale fabricate la ROMARM este prezentat în figura 6.5.

Figura 6.5 Codificarea pompelor cu pistoane axiale60

Sim

bolu

l uni

tăţil

or fi

xe c

u pi

stoa

ne a

xial

e

Dia

met

rul p

isto

nulu

i

10

,12,

16,1

8,20

25,

32,4

0,50

Ung

hiul

de

încl

inar

e al

2

5,21

,18,

15

bloc

ului

de

cilin

dru

Tipu

l arb

orel

ui

pan

a

P

de a

ntre

nare

ca

nelu

ri

C

C

anel

uri

c

Tipu

l rac

ordă

rii

filet

ată

G

la

inst

alaţ

ie

fla

nşă

F

F1

EDCBA

Sen

sul d

e an

trena

re

stân

ga

indi

fer

ent

drea

pta

S D I


Se foloseşte denumirea de unitate deoarece lucrează atât ca pompă cât şi ca hidromotor.Exemplu de codificare:

F120 – 25.I.P.G.F1 – unitate fixă cu pistoane axiale (F arată că distribuţia pompei este frontală);- diametrul pistonului –20;- unghiul de înclinare al blocului de cilindri -250;- sensul de antrenare – indiferent;- tipul arborelui de antrenare – cu pană;- tipul racordării la instalaţie - cu filet.Alte întreprinderi care produc pompe volumice sunt: HESPER, MEFIN. Toate aceste întreprinderi au codificare

proprie.

6.4. Pompe cu roţi dinţate6.4.1. Generalităţi

Datorită unor avantaje, printre care simplitatea şi compactitatea constructivă, siguranţa în exploatare, domeniul mare de presiuni şi debite, costul redus, pompele cu roţi dinţate reprezintă soluţia cea mai utilizată pentru generarea energiei hidraulice. În construcţii obişnuite pot realiza presiuni de până la 175 bar, iar în cazurile speciale 250 bar. Debitele pot depăşi 100 [l/ min].

Variantele constructive principale sunt determinate de tipul angrenajului, respectiv forma rotoarelor:- pompe cu angrenare exterioară (dantură evolventică), figura 6.6 şi figura 6.7- pompe cu angrenare interioară (dantură profilată cicloidal), figura 6.28 şi figura 6.29

Varianta cu dantură exterioară se poate realiza mono sau multietajată, figura 6.13

După gama presiunilor realizate, pompele cu roţi dinţate pot fi:- pompe de ungere, asigurând presiuni de 3…6 bar, utilizate pentru ungerea hidrodinamică a lagărelor de toate

tipurile;- pompe de joasă presiune, p 25 bar;- pompe de medie presiune, p 60 bar;- pompe de înaltă presiune, p>60 bar.În mod curent debitele au valori de 10…100 l/min, iar turaţiile sunt cuprinse între 1500 şi 3000 de rot/min.

6.4.2. Pompe cu roţi dinţate cu angrenare exterioarăÎn figura 6.6 se prezintă principiul constructiv a unei pompe cu roţi dinţate cu angrenare exterioară. Aceasta

cuprinde două pinioane din care unul este motor şi carcasa cu orificiul de aspiraţie şi cel de refulare. Sensul de rotaţie este dat de săgeata care pleacă din punctul de angrenare către racordul de aspiraţie. În figura 6.7 este prezentată construcţia pompei.

Figura 6.7 Construcţia pompei cu roţi dinţate

61


Figura 6.6 Principiul constructiv al pompei cu roţi

Perechea de roţi dinţate 1 şi 2 se roteşte în carcasa 3, susţinute de bucşele lagăr 6. În capacul 7 pot fi înglobate organe de reglare, ca supape sau regulatoare de debit. Flanşa 8 poate avea o construcţie care să conţină un lagăr radial axial pentru antrenarea pompei prin roţi dinţate sau prin curele. Asamblarea se realizează prin intermediul şuruburilor 9. Etanşarea construcţiei este asigurată de inelele de etanşare 10 şi de manşeta de rotaţie 11.

Lichidul este transportat volum cu volum de către golurile dintre dinţi (care formează camerele de lucru) spre orificiul de refulare. Etanşarea spaţiului de înaltă presiune de cel de joasă presiune se realizează prin contactul dinţilor în zona de angrenare. În afară de această zonă, curgeri inverse se mai pot produce prin spaţiile dintre vârfurile dinţilor şi carcasă, precum şi pe părţile laterale ale pinioanelor. Funcţionarea poate fi asimilată cu cea a pompei cu piston. Fiecare gol dintre doi dinţi a roţii conducătoare se asimilează cu un cilindru, iar un dinte al roţii conduse trece drept piston.

Evitarea uzurilor excesive şi deci menţinerea jocurilor corespunzătoare necesită măsuri de echilibrare a presiunilor pe partea de lucru a carcasei. În figura 6.8 este prezentată epura nesimetrică a presiunilor pe carcasă din care rezultă forţele de presiune radiale F şi solicitarea unilaterală a rotoarelor, arborilor şi lagărelor pompei.

În scopul compensării acestor forţe de presiune, la unele construcţii de pompe se practică soluţia din figura 6.9. În carcasă se execută canalele aa1 şi bb1 care comunică cu spaţiul de aspiraţie, respectiv cu cel de refulare. Astfel are loc o redistribuire a epurei de presiune pe conturul rotoarelor şi carcasei.

62

Figura 6.8 Repartiţia presiunilor pe carcasa pompei cu roţi dinţate


Figura 6.9 Echilibrarea epurei de presiune

O importanţă deosebită o au şi forţele axiale, în particular influenţa lor asupra jocului dintre flancurile pinioanelor şi carcasă. Constructiv se prevede o compensare automată a jocului la flancuri, piesele de etanşare fiind acţionate de presiunea din camera de refulare, figura 6.10.

Figura 6.10 Compensarea forţelor axiale la pompa cu roţi dinţate

Funcţionarea corectă a unui angrenaj cu roţi dinţate presupune un grad de acoperire supraunitar. Rezultă că înainte de ieşirea unei perechi de dinţi din angrenare, perechea următoare de dinţi intră în contact. În consecinţă, în spaţiul dintre dinţii în angrenare rămâne o cantitate de lichid puternic comprimată de dinţii conjugaţi.

Strivirea lichidului are consecinţe negative asupra funcţionării pompei şi se manifestă prin şocuri, pulsaţii ale eforturilor în lagăre, degradarea mediului hidraulic. Practicarea unor degajări în capacele laterale în dreptul zonei de angrenare, figura 6.11 sau în arbore, figura 6.12 conduce, prin mărirea volumului de lichid supus comprimării, la atenuarea efectelor negative datorate strivirii.

63

Figura 6.11 Degajări în carcasa pompei


Pentru realizarea presiunilor mari, unele construcţii de pompe cu roţi dinţate se realizează etajat, figura 6.13. În aceeaşi carcasă există de fapt două pompe legate în serie. Roţile motoare 4 şi 5 sunt antrenate de arborele 3, roata condusă 2 face corp comun cu arborele 1, iar roata condusă 6 este liberă pe arbore.

Figura 6.13 Pompa cu roţi dinţate etajată

6.4.2.1 Calculul debituluiMetoda aproximativă se bazează pe ipoteza că secţiunea dintelui Sp este egală cu cea a golului dintre dinţi Sg, figura

6.14.

Figura 6.14 Schema de calcul al debitului pompei

Volumul total al golurilor corespunzător unei jumătăţi din coroana circulară a unui pinion este dat de relaţia:

(6.9)

în care:h=2 m - înălţimea dintelui; Dp = zm – diametrul primitiv;

64

Figura 6.11 Degajări în arbore pompei


b – lăţimea pinionului; m – modulul danturii.

Deoarece ambele pinioane transportă lichid, volumul total transportat pentru o rotaţie completă va fi:

(6.10)iar pentru n [ rot/min ],

(6.11)Deoarece lăţimea roţii este un multiplu de modul, b= m , rezultă:

(6.12)Se observă că debitul este proporţional cu modulul la puterea a treia, de unde rezultă concluzia că ar fi convenabil să

se construiască pompe cu modul mare. La dimensionarea angrenajului se ţine cont de pulsaţia debitului.Calculul debitului în ipoteza gradului de acoperire unitar

Se consideră două pinioane identice, cu dantură evolventă, unghi de angrenare , M punctul de contact între dinţi şi P – punctul de rostogolire. Pentru dantură evolventă, punctul M se deplasează pe linia de angrenare MP, înclinată cu unghiul faţă de tangenta comună, descriind distanţa variabilă u figura 6.15.

Figura 6.15 Schema pompei cu roţi dinţate pentru calculul debitului

Valoarea instantanee Qi a debitului care este refulat în camera de refulare R la presiunea p se prezintă ca o sumă algebrică a debitelor obţinute ca rezultat a deplasării relative a secţiunilor mobile A – B, E – F, L – M, M – N:

Qi = QAB + QEF – QLM – QMN (6.13)

Debitul corespunzător care intră în camera de aspiraţie A este determinat de deplasarea secţiunilor D – C, H – G, L’ – M’, M’ – N’.

; h=re-ri (6.14)

Deoarece roţile sunt indentice, QEF = QAB.Dintele vecin, în angrenare, diminuează acest debit cu valoarea:

(6.15)

În consecinţă, debitul instantaneu refulat de roata condusă este :

(6.16)

65


Examinând şi roata conducătoare, se observă că numai flancul MN contribuie la refularea lichidului, deci:

(6.17)

Debitul instantaneu total este:

(6.18)

În triunghiul O1MO2 figura 6.16, în care PM este mediană, există relaţiile:

(6.19)

(6.20)

Figura 6.16 Schema de calcul

Din relaţia 6.18 şi 6.20 rezultă expresia debitului instantaneu: (6.21)

în care u este singura variabilă.

Pentru o rotaţie cu pasul unghiular (z – numărul de dinţi), secţiunile AB şi EF trec în poziţiile A’B’, respectiv

E’ F’, iar punctul de contact M se deplasează după linia de angrenare în punctul M’. Astfel se modifică secţiunile LM şi MN care conduc la variaţia debitului instantaneu pe durata unui ciclu.

Din teoria angrenajelor dinţate se cunoaşte că pentru o rotaţie în domeniul pasului unghiular, lungimea secţiunilor LM şi MN se modifică după o lege parabolică şi corespunzător se modifică debitul instantaneu. Mărimile geometrice care caracterizează angrenajul permit să se exprime dependenţa debitului de unghiul de rotaţie = t.

Dacă cercul de bază pe care se rostogoleşte dreapta ce descrie evolventa are raza rb, se pot scrie relaţiile: u = rb = rp cos (6.22)

Înlocuind în 6.21 expresia rb = rp cos rezultă: (6.23)

Debitul mediu se determină prin integrare:

(6.24)

Ţinând cont că re=rp+h/2, rp=z m/2, max=/z (există două roţi, fiecare cu z dinţi) rezultă:

(6.25)

Cu aproximaţia m h/2, expresia debitului mediu este:

(6.26)

Pentru = n/30 şi 2/121, rezultă,

[l/min] (6.27)

Relaţia debitului se poate exprima şi în funcţie de viteza periferică a pinioanelor. v = 2re n/60.re = rp + h/2 = z m/2 + m = m(z+2)/2 (6.28)

v = m(z+2) n/60 n = /60 v/m(z+2).

Pentru = 200 şi sin2 ≈ 0,1:66


(6.29)

În calculele de dimensionare se consideră b/m = 6….10 iar v = 10….20 m/s.Calculul debitului în cazul gradului de acoperire supraunitar

Deoarece deplasarea elementară du pe linia de angrenare, figura 6.17, se exprimă prin du = v dt = rb dt, în care v este viteza de deplasare pe cercul de rază rb, relaţia 6.19 se poate exprima în funcţie de volumul elementar Qdt refulat pentru deplasarea du.

(6.30)

Figura 6.17 Schema de calcul al debitului în cazul graduluide acoperire supraunitar

Notând cu lungimea liniei de angrenare şi cu t0 pasul pe cercul de bază, volumul refulat este :

(6.31)

Notând , rezultă

Pentru valoarea pasului to = 2 rb/z, se obţine debitul mediu:

(6.32)

Dacă re = m (z+2)/2; rp = m z/2; to = m cos , relaţii valabile pentru o dantură cu dinţi normali, necorijaţi, rezultă:

(6.33)

Se observă că pentru k=1 şi , se obţine relaţia 6.26 a debitului pentru cazul gradului de acoperire unitar.Variaţia debitului, coeficientul de pulsaţieRevenind la expresia 6.21 a debitului instantaneu, se obţine valoarea maximă pentru u=0:

(6.34)

Valoarea minimă, se obţine pentru u= /2,

(6.35)

Deoarece to= m cos, iar în cazul folosirii angrenajului în evolventă /2 = m cos /2 to se obţine:

(6.36)

Variaţia de debit este:

67


; (6.37)

Pentru rezultă:

(6.38)

Coeficientul de pulsaţie are expresia:

(6.39)

Pentru = 20o şi /to = 1,1, dependenţa coeficientului de pulsaţie cu numărul de dinţi este prezentată în tabelul 6.2 Tabelul 6.2

z 6 8 10 12 14 16 20 % 43,2 32,4 26,1 21,8 18,7 16,4 10,9

Aceste valori arată că pulsaţia debitului la pompele cu roţi dinţate este pronunţată în cazul unui număr mic de dinţi. Creşterea numărului de dinţi are drept consecinţă scăderea coeficientului de pulsaţie , dar se reduce şi debitul şi apar în plus probleme dificile legate de debitul strivit în dantură. În figura 6.18, este prezentată variaţia debitului la pompa cu roţi dinţate cu grad de acoperire supraunitar.

Figura 6.18 Variaţia debitului la pompa cu roţi dinţate

6.4.2.2 Momentul şi puterea de antrenare la axul roţii conducătoareÎn procesul de lucru, prin rotirea pinioanelor cu unghiul elementar d, este refulat volumul de lichid dV. Lucrul

mecanic corespunzător este dL=p dV în care p este presiunea din spaţiul de refulare, figura 6.19.

68


Figura 6.19 Schema de calcul a momentului şi puterii de antrenare la pompa cu roţi dinţate

Dacă M este momentul aplicat la arborele roţii conducătoare, există egalitatea:M d = dL = p dV (6.40)

(6.41)

(6.42)

Utilizând ecuaţia 6.30 rezultă: (6.43)

Puterea teoretică a pompei este dată de relaţia: (6.44)

6.4.2.3 Probleme specifice funcţionării pompelor cu roţi dinţateComprimarea lichidului în danturăÎn general, în construcţia pompelor cu roţi dinţate, se folosesc angrenaje cu grad de acoperire supraunitar, astfel încât

în procesul de lucru, într-o anumită poziţie a punctului de angrenare, lichidul este închis în spaţiul mort cuprins intre vârful

unui dinte şi fundul golului roţii conjugate. Pe măsura rotirii, volumul spaţiului mort scade şi corespunzător presiunea în lichid creşte. Efectul este producerea unor pierderi energetice importante, suprasolicitarea axelor şi lagărelor, supraîncălzirea lichidului, eroziunea cavitaţională a dinţilor, creşterea zgomotului pompei, amplificarea pulsaţiei presiunii pe conducta de refulare.

Variaţia de presiune din lichidul comprimat se determină cu relaţia p = EV/V, în care V este volumul iniţial iar V este variaţia maximă de volum corespunzătoare poziţiei în care linia medie a golurilor coincide cu linia centrelor.

Pentru decomprimarea lichidului din zona de strivire, în practică se folosesc următoarele soluţii:

- executarea de canale de descărcare pe suprafaţa frontală a capacelor sau în corpul pinioanelor, iar în unele cazuri în arbore, figura 6.11 şi figura 6.12;

- executarea unor canale pe flancurile inactive ale dinţilor, fără modificarea jocului lateral;- teşirea profilului de lucru al fiecărui dinte de la roata condusă , figura 6.20.

Figura 6.20 Metodă de decomprimare a lichidului prin teşirea profilului dintelui

Aspiraţia şi influenţa vitezei periferice asupra umplerii pompeiParametrii realizaţi de pompele cu roţi dinţate depind în mare măsură de condiţiile din spaţiul de aspiraţie, respectiv

de siguranţa umplerii golurilor dintre dinţi cu lichid în dreptul zonei de aspiraţie. Umplerea este funcţie de:- durata contactului spaţiilor respective cu zona prin care se face aspiraţia;

- execuţia corectă a canalizaţiilor căii de aspiraţie ;- presiunea din spaţiul de aspiraţie;- vâscozitatea lichidului;- viteza periferică a roţii dinţate.O umplere incompletă are consecinţe nefavorabile. Debitul şi randamentul volumic scad puternic, apare emulsionarea

lichidului şi chiar fenomenul de cavitaţie. De asemenea un gol umplut incomplet ajuns în zona spaţiului de refulare, figura 6.21 va fi supus unui flux invers, însoţit de un şoc hidraulic care se manifestă prin creşteri de presiune de câteva ori mai mari ca presiunea de regim a pompei. Funcţionarea în aceste condiţii este periculoasă şi pompa este scoasă rapid din funcţiune.

O umplere bună poate fi realizată prin asigurarea unei geometrii corecte a spaţiului de aspiraţie, în primul rând printr-o mărire corespunzătoare a arcului de cerc în limitele căruia se produce umplerea. Experienţele şi calculele arată că la viteze de 6..8 [m/s], lungimea optimă trebuie să corespundă unui unghi la centru ≈ 450

69


Figura 6.21 Fluxul invers în cazul umplerii incomplete

În ceea ce priveşte presiunea din spaţiul de aspiraţie, aceasta nu trebuie să fie mai mică de 0,7 bar în valoare absolută. Se preferă montarea pompei înecat ( sub nivelul din rezervorul de aspiraţie ).

Influenţa vitezei periferice asupra umplerii se manifestă prin forţa centrifugă care apare asupra lichidului din spaţiul dintre dinţi. Problema se tratează având în vedere teoria echilibrului relativ de rotaţie.

Figura 6.22 Influenţa vitezei periferice asupra umplerii pompei cu roţi dinţate

Presiunea pe discul în rotaţie în masa de lichid se repartizează parabolic, figura 6.22. Între presiunile p şi p0

corespunzătoare razelor exterioară re şi interioară ri, există relaţia:

(6.45)

(6.46)

în care ve, vi sunt viteze periferice corespunzătoare razelor re şi ri În consecinţă, se impune condiţia ca presiunea absolută a uleiului la intrarea în pompă să fie superioară

contrapresiunii rezultate în urma efectului de echilibru de rotaţie ( contrapresiunea absolută la nivelul razei ri ). Se admite în practică o valoare de 0,3…0,4 bar la baza dintelui pentru care se consideră o umplere satisfăcătoare a golului dintre dinţi.

La unele construcţii se utilizează efectul de difuzor în aspiraţie, figura 6.23. Evazarea racordului de aspiraţie permite transformarea energiei cinetice în energie de presiune şi deci creşterea presiunii statice la intrarea în golurile dintre dinţi.

70


Figura 6.23 Difuzor la intrarea în pompă

6.4.2.4 Probleme de calcul şi proiectare la pompele cu roţi dinţateDatele iniţiale de calcul pentru proiectarea unei pompe cu roţi dinţate sunt: debitul Q [l/min], turaţia n [rot/min] şi

caracteristicile fluidului (în special vâscozitatea).În cazul pompelor cu angrenare exterioară, se utilizează relaţiile 6.27 şi 6.29, în care b se exprimă în funcţie de

modulul m (b=C m z). Coeficientul C se alege în funcţie de mărimea presiunii de lucru:p 10 bar C = 1.... 0,65p = 10...20 bar C = 0,65.... 0,4p = 20...25 bar C = 0,4.... 0,25Diametrul primitiv Dp se poate estima în funcţie de debit şi turaţie, cu relaţia empirică:

[mm] (6.47)

Pentru Q [cm3/min] şi n [rot/min] pentru calculul modulului se utilizează relaţia:m = (0,06…0,08) Dp (6.48)

Diametrul exterior în cazul angrenajului cu profilul dintelui necorijat este:

De = m (z+3) [mm] (6.49)Forţa care solicită lagărele, figura 6.24, este egală cu produsul presiunii p din camera de refulare, cu aria conturului

dinţat proiectat pe planele AP, BP, respectiv laturile pătratului înscris în cercul exterior :F = 0,7 De bp = 0,7Cz (z+3) m2 p (6.50)

Figura 6.24 Schema de calcul a forţei care solicită lagărele pompei cu roţi dinţate

Materiale, condiţii tehnice şi tehnologicePentru presiuni mici şi moderate, corpul pompei se construieşte din FC 25 sau aliaje din aluminiu, iar pinioanele din

oţel carbon netratat termic, sau fontă FC 25. La presiuni mari se folosesc oţeluri OLC 45, oţel aliat cu crom, oţel de cementare aliat cu crom şi tratat la 50…60 HRC.

Lagărele, în majoritatea cazurilor sunt de alunecare, din fontă cenuşie, bronz, aluminiu, practicate direct în carcasă. Lagărele de rostogolire se folosesc mai rar şi numai la pompele de mari dimensiuni.

Jocul radial pinion – carcasă este de ordinul 0,0015· De. Jocul frontal pinion – capac este de oridinul 0,01 mm.Arborele pinionului trebuie să îndeplinească condiţia de rigiditate fmax/L = 0,0005…..0,0001, în care L este lungimea

dintre lagăre.Abaterea la distanţa dintre axe este 0,02 mm.

6.4.2.5 Caracteristici statice ale pompelor cu roţi dinţate cu angrenare exterioarăÎn figura 6.25 este prezentată gama de pompe fabricate la U.M.Plopeni şi parametrii principali ale acestora.

71


Figura 6.25 Caracteristicile generale ale pompelor cu roţi dinţate

În figura 6.26 sunt prezentate caracteristicile statice Q(n) pentru pompele cu cilindree între 4 cm3/rot şi 26 cm3/rot.

Figura 6.26 Caracteristica statică Q(n)

În figura 6.27 sunt prezentate caracteristicile statice de putere P(n) şi caracteristicile statice de cuplu M(n) pentru o pompă cu cilindreea de 8 cm3/rot.

72


Figura 6.27 Caracteristicile statice P(n) şi M(n)

6.4.3 Pompe cu roţi dinţate cu angrenare interioarăPompele cu roţi dinţate cu angrenare interioară folosesc profile neevolventice, de regulă cicloidale dar şi de alte tipuri.

Pentru varianta cu piesă de separaţie, figura 6.28, pinionul motor 2 se roteşte în aceeaşi direcţie cu pinionul condus 1. Prin mişcarea de rotaţie, spaţiul dintre dinţi creşte şi depresiunea astfel rezultată permite aspiraţia. Lichidul aspirat umple spaţiul dintre dinţi şi este transportat către zona de refulare în care cele două pinioane au dinţii din nou în contact.

Figura 6.28 Pompa cu roţi dinţate cu piesă de separaţie

Camerele de aspiraţie A si de refulare R (de inalta presiune) sunt separate de un miez imobil 3 plasat între roţile 1 si 2 între ale căror axe există o excentricitate e. Pinionul 2 are un numar z de dinţi mai mic cu 2 dinţi decât roata 1. Piesa 3 preia uzura dintre roţile 1 si 2 putând fi înlocuită după compromiterea sa. În acest fel etanşarea între flancurile dinţilor roţilor angranajului şi implicit uzura sunt mai mici. Aspiraţia se produce la ieşirea dinţilor roţii 2 din angrenarea cu dinţii roţii 1, fapt

care dă naştere la o depresiune. Fluidul este refulat după parcurgerea unui unghi de urmare a intrării în angrenare a

dinţiilor danturii. Roţile dinţate se rotesc simultan în acelaşi sens după cum arată săgeţile.În figura 6.29 se prezintă o altă variantă constructivă care are particularitatea lipsei piesei de separaţie

Figura 6.29 Pompă cu roţi dinţate cu angrenare interioară

Roata dinţată 3 cu un dinte în plus faţă de pinionul 2 este realizată prin sinterizare sau prin aşchiere. Viteza relativă dintre roata cu dantură interioară şi cea cu dantură exterioară este mică. Dacă numerele de dinţi sunt corespunzător 10 şi 11, roţile vor efectua 10 respectiv 11 rotaţii. Viteza relativă mică conduce la uzura mică a angrenajelor şi deci la prelungirea vieţii pompei. În timpul funcţionării roata 3 se roteşte în corpul 4. Aspiraţia şi refularea se produc ca urmare a aceloraşi fenomene care însoţesc ieşirea şi intrarea dinţilor în angrenare. Canalele 1 asigură alimentarea cu fluid de joasă presiune în vederea aspiraţiei şi evacuarea fluidului sub presiune.

73


6.4.4. Pompe cu şuruburiPompele cu şuruburi fac parte din categoria pompelor cu angrenaje, cu particularitatea că angrenarea este axială.Cilindreea este constantă, pulsaţia debitului inexistentă, iar funcţionarea deosebit de silenţioasă. Creează presiuni

maxime de până la 175 bar iar debitele pot ajunge până la 50 l/min. Se fabrică în variantele constructive: cu două şuruburi ( figura 6.31) sau mai multe şuruburi. În figura 6.31 este prezentată o pompă cu două şuruburi din care unul este motor iar celălalt condus.

Figura 6.31 Pompă cu două şuruburi

La pompa cu trei şuruburi, figura 6.32, filetul şurubului central este pe dreapta iar ale şuruburilor laterale pe stânga. Profilul este cicloidal iar filetul se execută de regulă cu două începuturi. Deoarece spaţiile sub presiune înconjoară şuruburile în angrenare, forţele laterale (radiale) asupra acestora se autoechilibrează.

Figura 6.32 Pompă cu trei şuruburi

Randamentul acestor pompe este totuşi mai mic decât al pompelor cu roţi dinţate datorită frecărilor relativ mari în angrenaje. Se remarcă faptul că fluidul debitat nu se roteşte în interiorul pompei, ci se deplasează rectiliniu, rotorul comportându-se ca un piston fără sfârşit care se mişcă în mod continuu.

Debitul pompelor cu şuruburi se poate calcula cu relaţia generală: Q = n h A (6.51)

În care n - este turaţia arborelui de antrenare; h - pasul şurubului; A - aria proiecţiei frontale a flancului filetului.

În cazul pompelor cu două şuruburi, figura 6.33, unde în care

este unghiul de suprapunere al filetelor în grade.74


= 2 arc cos (6.52)

Figura 6.33 Schema pentru calculul debitului la pompa cu şuruburi

La pompele cu trei şuruburi cu profil cicloidal, debitul poate fi calculat cu relaţia:

[ / min ] (6.53)

În care: de [cm] – diametrul exterior al şuruburilor conduse; n [rot/min] – turaţia şurubului conducător ; v = 0,75 ….. 0.85 - randamentul volumic. Lungimea şuruburilor în angrenare este dependentă de presiunea pompei, fiind cuprins între (1,5 …2) h la pompele de

joasă presiune şi (6..8) h la pompele de presiune înaltă.Datele iniţiale de calcul sunt debitul şi turaţia şurubului conducător. În cazul pompelor cu trei şuruburi cu profil

cicloidal, relaţia de calcul a diametrului exterior al şurubului conducător este:

(6.54)

Celelalte dimensiuni sunt orientative: Di = de; De = 5 de/3; di = de/3; h = 3,3 de. Din punct de vedere tehnologic, execuţia şuruburilor prezintă dificultăţi atât în ceea ce priveşte prelucrarea cât şi ca

material utilizat. Pentru şuruburi se folosesc oţeluri aliate cu Cr şi Ni iar pentru carcasă, fonta cenuşie. Pentru asigurarea unui randament volumic bun sunt necesare prelucrări care să asigure jocuri minime între filete şi carcasă, precum şi între filete şi fundurile canalelor elicoidale.

6.5. Pompe cu palete radiale6.5.1.Construcţie, funcţionare

Pompele cu palete radiale realizează debite de până la 900 l/min la presiuni de 60..70 bar (cazul construcţiilor obişnuite, cu simplă acţiune) şi respectiv de 125..175 bar la construcţiile speciale, etajate şi pompelor cu dublă acţiune. Sunt maşini în general reversibile şi se construiesc în varianta cu debit constant cât şi cu debit reglabil.

În general, pompa cu palete radiale, figura 6.34 a, b şi c este formată dintr-o carcasă, cilindrică (stator) 1, închisă lateral cu două capace plane şi un rotor cilindric circular 2, antrenat în mişcare de rotaţie. În rotor sunt practicate degajări în care culisează paletele 3 aflate în contact permanent cu statorul sub acţiune forţelor centrifuge.

La pompele cu simplă acţiune, figurile 6.34 a şi b, statorul este circular, iar la pompele cu dublă acţiune, figura 6.34 c, acesta are o formă cvasieliptică.

75


a a b

c

a) b)

c)Figura 6.34 a,b,c Pompe cu palete radiale

Pompele cu simplă acţiune pot fi cu aspiraţie exterioară prin ferestrele 4 şi 5 practicate în capacele laterale figura 6.34 a, sau cu aspiraţia - refulare interioară prin canalizaţiile 4 şi 5 din axul fix al rotorului, figura 6.34 b.

Camerele de volum variabil se obţin între carcasă, palete, rotor şi elementul de distribuţie. La ieşirea paletelor din rotor volumul camerelor creşte determinând scăderea presiunii, deci aspiraţia lichidului. Atunci când două palete alăturate realizează o cameră de volum maxim, aceasta este izolată de ferestrele de distribuţie.

Urmează faza de refulare prin intrarea paletelor în rotor, micşorarea volumului camerei şi evacuarea lichidului prin fereastra de refulare.

Pompa cu simplă acţiune realizează un proces de aspiraţie – refulare pe o rotaţie, iar debitul poate fi reglat prin modificarea excentricităţii e .

Pompa cu dublă acţiune, figura 6.34 c realizează două cicluri aspiraţie - refulare pe o rotaţie, iar debitul nu este reglabil. Poziţionarea ferestrelor de aspiraţie – refulare în capacele laterale ale pompei permite echilibrarea totală a forţelor radiale.

Menţinerea contactului dintre palete şi stator poate fi asigurat de forţele centrifuge numai la turaţii ridicate (n > 500 rot/min ). La pompele de capacitate mare, paletele sunt prevăzute cu cepuri laterale şi culise sau role care se deplasează în canale practicate direct în capacele carcasei.

Construcţia paletelor influenţează decisiv funcţionarea pompei. În figura 6.35 sunt prezentate profile de palete clasice (a, b, c, d, e, f) şi construcţii moderne. (g, h, I, j).

76


Figura 6.35 Profile de palete

La pompele cu aspiraţie – refulare exterioară, în spaţiul în care paleta eliberează canalul se creează o depresiune accentuată ce nu permite aşezarea paletei pe stator. Pentru rezolvarea acestei probleme se utilizează palete duble (figura 6.35 g) sau simple, dar cu canale de legătură între camerele 3 şi 4. Se obţine o etanşare mai bună prin spaţiul 3 şi echilibrarea forţelor radiale pe paletă. Spaţiul 4 este pus succesiv în legătură cu ferestrele de aspiraţie şi refulare prin dreptul cărora trece în mişcarea de rotaţie.

În figura 6.36 sunt prezentate două secţiuni într-o pompă cu palete radiale cu dublu efect. Sunt evidenţiate următoarele elemente:1 – semicarcasă demontabilă; 2 – placă de distribuţie posteriaoară;3 – cuzinet; 4 – stator; 6 – paletă;7 – placă de distribuţie anterioară; 8 – semicarcasă nedemontabilă;9 – arbore.

Figura 6.36

6.5.2. Calculul debitului la pompe cu palete radiale cu simplă acţiune În figura 6.37 este prezentată schiţa funcţională a unei pompe cu palete culisante cu simplă acţiune. Se pun în evidenţă

mărimile de calcul pentru determinarea debitului.

77


Figura 6.37 schiţa funcţională a pompei cu palete radiale

Capetele exterioare ale paletelor alunecă pe circuferinţa de rază Rs a statorului. Rotorul, cu raza activă ra, este amplasat cu excentricitatea e faţă de stator. Raza ra este mai mare decât raza r a rotorului cu mărimea jocului minim între rotor

şi stator. Două camere alăturate sunt amplasate la pasul unghiular , în care z reprezintă numărul de palete ale pompei.

Volumul camerei este minim în punctul mort inferior (B) şi maxim în punctul mort superior (A).Pentru o rotaţie a rotorului din zona cu presiune p1 în zona cu presiunea p2, se transportă z volume, fiecare fiind egale

cu diferenţa dintre volumul corespunzător suprafeţei maxime a, b, b`, a` şi minime c, d, d`, c` dintre palete. Diferenţa aproximativă dintre cele două volume este dată de suprafaţa f, g, g`, f`, cu raza medie R = R m = ra + e şi lăţime L = 2e din care se scade volumul corespunzător grosimii a paletei.

(6.55)

în care b este lăţimea rotoruluiRezultă că volumul geometric al pompei se calculează cu relaţia aproximativă:

p (6.56)Ţinând cont de mărimea volumului recirculat din spaţiul de înaltă presiune spre zona de joasă presiune, rezultă

expresia exactă a volumului geometric: (5.57)

în care k este un coeficient de corecţie a cărui valoare depinde de numărul de palete, tabelul 6.3Tabelul 6.3

z 3 5 7 9 11

k 0,827 0,936 0,968 0,980 0,986

78


Debitul teorectic al pompei cu simplă acţiune care se roteşte cu turaţia no, este dat de relaţia:

(6.58)

(6.59)Calculul debitului la pompe cu palete cu dublă acţiune

Fie volumul de lichid din spaţiul abcd aflat în zona refulării prin orificiul R1, figura 6.38.

Paleta II determină debitul: q2 = A2 2 , În care:

A2 = (r2 – ro) b - secţiunea paletei 2 = ro + (r2 – ro) /2 = (r2 + ro) /2 – raza medie b – lăţimea paletei

(6.60)

În acelaşi timp, paleta I diminuează acest debit cu valoarea:

(6.61)

Debitul teoretic al pompei cu dublă acţiune este: (6.62)

Dacă se ţine seama şi de volumul ocupat de cele z palete, debitul se micşorează cu cantitatea

(6.63)

unde este unghiul de înclinare al paletelor iar no = / 2 este numărul de rotaţii pe secundă. Rezultă expresia debitului teoretic:

(6.64)

79

Figura 6.38


La pompele cu dublă acţiune pulsaţia debitului este în general mică, deoarece între orificiul de aspiraţie şi cel de refulare (mn şi pq – figura 6.38) paletele descriu traiectorii circulare concentrice cu axul rotorului iar debitul corespunzător este constant.

Pe porţiunile de tranziţie (mq şi np), curba statorului se proiectează în aşa fel încât suma vitezelor radiale a două palete opuse să fie constantă.

La pompele cu simplă acţiune pulsaţia debitului este mare şi depinde de excentricitate. Pentru aceleaşi dimensiuni, pulsaţia scade cu reducerea grosimii paletelor şi cu creşterea numărului lor.

Calculul valorii momentului la arborele pompei cu palete radialeDacă A () = b R() este suprafaţa paletei pe care epura de presiune nu se echilibrează, figura 6.39, valoarea

momentului instantaneu se calculează cu relaţia de principiu.M() = p · A () · r ().

în care

Figura 6.39 Schema de calcul a momentului de antrenare la pompa cu palete radiale

În cazul unei pompe cu palete cu simplă acţiune, momentul corespunzător paletei I, figura 6.40 are valoarea:

Figura 6.40

(6.65)

80


Similar, pentru paleta II rezultă

(6.66)

Momentul teoretic rezultant este:

(6.67)

Având în vedere relaţiile geometrice: (6.68)

(6.69)rezultă expresia finală a momentului teoretic de antrenare:

(6.70)

Pentru cazul = , relaţia 6.66 devine:MT = 2 p b R e cos (6.71)

Momentul este maxim pentru = e şi are valoareaMTmax = 2 p b R e (6.72)

Momentul are valoarea minimă pentru = / z,

MTmin = 2 p b R e (6.73)

Gradul de neuniformitate al momentului este:

(6.74)

în care:

(6.75)

Expresiile valorilor momentului teoretic sunt valabile şi pentru funcţionarea în regim de motor. În cazul pompelor (motoarelor) cu dublă acţiune, se obţine expresia.

(6.76)

Ca observaţie importantă se specifică faptul că valoarea momentului nu depinde de poziţia unghiulară ().

6.6. Pompe cu pistoane radiale 6.6.1 Construcţie, funcţionare

Pompele cu pistoane radiale se utilizează în acţionările hidraulice pentru realizarea presiunilor mari, p = 200 .. 210 bar şi a unor debite Q = 10÷100 l/min).

Principiul de funcţionare se poate urmări în schema din figura 6.42. Între rotorul 1 şi statorul 3 există excentricitatea e datorită căreia fiecare piston radial 2 execută o cursă h=2 e . Distribuţia se face prin axul central fix 4, cu canalizaţia de aspiraţie 6 şi cea de refulare 5. Statorul are rol de ghid, contactul pistonaşelor pe suprafaţa de ghidare fiind menţinută prin forţa centrifugă.

81


Cilindreea pompei poate fi modificată în timpul funcţionării prin deplasarea statorului în sensul creşterii sau scăderii excentricităţii şi prezintă avantajul unei reglări continue a debitului între limitele 0 şi Qmax.

Datorită plasării în poziţie excentrică a rotorului 1 faţă de statorul 3, pistonaşele 2 execută pe lungimea unghiulară (0,) a rotaţiei rotorului sprijinit pe axul 4, o deplasare spre exterior, iar pe lungimea unghiulară (, 2) o deplasare spre interior. Prin deplasarea spre exterior volumul închis sub pistonaşe se măreşte şi are loc aspiraţia, iar prin mişcarea inversă, volumul scade şi fluidul este obligat să părăsească incinta, realizând astfel refularea.

Axul central 4 asigură, prin construcţia sa, legătura succesivă a camerelor cilindrilor cu conductele de aspiraţie A şi de refulare R ale pompei.

Există construcţii la care sunt realizate mai multe aspiraţii şi refulări pentru o rotaţie. În acest caz este necesar ca, fie rotorul (la aspiraţia exterioară), fie statorul (la aspiraţia interioară) să aibă mai multe proeminenţe cu supraînălţarea e.

Asemenea cicluri multiple realizează construcţiile din figura 6.43 d, f, g. Pistonaşul se construieşte de regulă de tip plunjer, ca în figura 6.43 a, d, e, sub formă de bilă din figura 6.43, b, f, g, după cum sunt şi construcţii care folosesc clasicul principiu bielă-manivelă.

La sisteme cu aspiraţie interioară ghidarea se face pe stator, cu care pistonul trebuie să menţină un contact continuu. Obţinerea acestuia se face fie prin împingerea forţată a pistonului printr-un arc, figura 6.43 e, fie prin ghidarea în locaşuri special amenajate în stator sau capacele laterale (figura 6.43 c).

Figura 6.43 Tipuri constructive de realizare a ghidării piston-stator

82

Figura 6.42 Schema funcţională a pompei cu pistoane radiale


Arborele pompei este puternic solicitat de forţe radiale neechilibrate care se manifestă dinspre camera de refulare către cea de aspiraţie.

Realizarea distribuţiei la acest tip de pompă nu poate elimina complet strivirea lichidului. Fiecare pistonaş trece printr-o anumită poziţie când lichidul din spatele său este complet izolat de camera de aspiraţie şi cea de refulare şi tinde să treacă prin spaţiul pistonaş – rotor, sau prin jocul dintre rotor şi axul central fix. Acest fapt duce la încălzirea uleiului şi la mărirea frecărilor organelor în mişcare.

La unele pompe, excentricitate se poate modifica automat cu ajutorul unei construcţii speciale care preia rolul şurubului de reglaj şi resortului, figura 6.44. Statorul este menţinut hidraulic într-o anumită poziţie în funcţie de parametrii hidraulici solicitaţi pompei de către sistemul hidraulic de acţionare. Dacă presiunea tinde să crească (din cauza creşterii sarcinii la motor), pistonul 2 deplasează statorul 1 în sensul creşterii excentricităţii e, ceea ce asigură creşterea corespunzătoare a debitului pompei.

Figura 6.44 Sistem de reglare automată a excentricităţii

6.6.2 Calculul debituluiCilindreea pompei cu z pistoane radiale de diametru d care lucrează cu excentricitatea e, este dată de relaţia:

(6.77)

în care h este cursa unui pistonaş. Debitul mediu refulat de pompă la n [rot/min] este:

(6.78)

Debitul instantaneu se poate calcula pe baza schemei funcţionale din figura 6.45.

Fig. 6.45 Schema de calcul a debitului

83


Deplasarea radială a unui pistonaş corespunzătoare unui unghi de rotaţie este:x= (r+e) - = (r+e) – (e cos + r cos ) (6.79)

în care: r - raza statorului;

e – excentricitatea.Deoarece unghiul este mic, cos 1 şi rezultă:

x= e (1 – cos ). ( 6.80)Viteza pistonului este:

(6.81)

Debitul instantaneu al unui pistonaş este dat de relaţia:

(6.82)

iar debitul total instantaneu al pompei se calculează cu relaţia:

(6.83)

În perioada de refulare se pot găsi cel mult m = (z+1)/2 pistonaşe. Unghiul dintre două pistonaşe vecine este = 2/z.

6.6.3 Calculul coeficientului de pulsaţie Calculul coeficientului de pulsaţie presupune determinarea valorii debitului maxim, minim şi mediu. Determinarea

condiţiei pentru care debitul instantaneu dat de relaţia 6.83 are valoare maximă impune determinarea unghiului x care asigură condiţia de maxim pentru suma:

(6.84)respectiv:

şi (6.85)

(6.86)

Rezultă:

(6.87)

Se poate verifica uşor că şi d2Y/d2x<0, deci unghiul x din relaţia (6.87) asigură valoarea maximă a sumei sinusurilor.

Debitul instantaneu maxim este:

(6.88)

Debitul instantaneu minim se determină cu relaţia :

(6.89)

Debitului mediu se calculează folosind expresia vitezei medii a pistonaşului care rezultă din egalitatea:

(6.90)

(6.91)

(6.92)

Coeficientul de pulsaţie este dat de relaţia:

100 % (6.93)

Variaţia coeficientului de pulsaţie în funcţie de numărul de pistonaşe z este prezentată în tabelul 6.4.Tabelul 6.4.

z 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

84


Q %14 32,5 5 14 2,5 10 1,5 4,95 0,8 1

Se observă că alegerea unui număr impar de pistonaşe favorizează scăderea coeficientului de pulsaţie. În cazul în care pentru a creşte debitul pompei se montează n rânduri de cilindri pe acelaşi ax, pulsaţiile vor fi minime dacă defazajul dintre doi cilindri va avea valoarea =2 / nz.

6.6.4 Calculul momentului şi puterii de antrenare Momentul de antrenare al rotorului se poate calcula pe baza distribuţiei forţelor la contactul pistonaşului cu statorul,

figura 6.46.Rezultanta N în punctul de contact se descompune în forţa F pe direcţia axei pistonului şi forţa T perpediculară pe

aceasta. Forţa F creează presiunea de refulare, iar forţa T realizează momentul în raport cu axa de rotaţie a rotorului pompei.

Rezultă astfel relaţiile: T = F tg (6.94)

F = p d2/4 (6.95)=e cos + rcos (6.96)

Deoarece e<<r, se poate lua în primă aproximaţie =r. Expresia momentului este: M = T = F r tg. (6.97)

Deoarece unghiul este mic,

. (6.98)

Rezultă valoarea momentului instantaneu corespunzător antrenării unui singur piston:

(6.99)

Momentul sumă, corespunzător celor m pistoane care refulează este:

(6.100)

Expresia arată că momentul este maxim pentru expresia debitului instantaneu (relaţia 6. 84).Puterea pompei N se calculează cu relaţia:

(6.101)

Pompele cu pistoane radiale sunt reversibile.Prin alimentarea cu lichid sub presiune lucrează ca motoare hidraulice.În cazul când maşina lucrează în regim de pompă este evident că va debita la orice regim reglat (parametru al

reglării). În regim de motor însă, mişcarea rotorului va fi posibilă numai atunci când momentul sumă creat de pistonaşe va depăşi momentul forţelor de frecare.

6.6.5 Elementele constructive şi tehnologice Pentru calculele de proiectare se recomandă valorile:

diametrul axului central: da = (5 ...6) Q [mm]; Q [l/min];diametrul bucşei rotorului: db 1,5 da;diametrul rotorului: dr = db + 4(e+d);diametrul statorului: dsdr + 2e;

85

Figura 6.46 Schema de calcul a forţelor


diametrul pistonaşului rezultă din relaţia debitului pompei;lungimea pistonaşelor se alege (2,5…3,5)dMărimea excentricităţii depinde de valoarea debitelor, tabelul 6.5Tabelul 6.5.

Q [l/min] 50 100 200 300 400e[mm] 10 11,5 12,5 13,5 14

Corpul pompei se construieşte din fontă cenuşie Fc 25, axul distribuitor din oţel de cementare aliat cu crom (180 ..200 HB), iar rotorul din bronz sau Fc 35 (180 ..200 HB).Pentru pistonaşe se foloseşte oţel de rulment sau oţel de cementare aliat cu crom sau nichel (57..60 HRC)Pretenţiile de prelucrare sunt maxime la perechea pistonaş - alezaj rotor, unde jocul admis este 0,005 ..0,008 [mm].În figura 6.47 se prezintă o secţiune printr-o pompă cu pistoane radiale în care:

Figura 6.47 Pompă cu pistoane radiale:

1 – lagărul axial al carcasei mobile; 2 – rulment radial-axial; 3 – cuplaj frontal; 4 – distribuitor cilindric; 5 – blocul cilindrilor; 6 – piston; 7 – carcasa blocului cilindrilor; 8 – bolţ; 9 – carcasă.

6.7. Pompe cu pistoane axiale6.7.1. Construcţie, funcţionare

Pompele cu pistoane axiale fac parte din categoria pompelor cu piston. Prezintă o construcţie compactă, gabarit redus şi asigură în condiţii de fiabilitate ridicată o gamă largă de debite şi presiuni. Se fabrică în variantele cu debit constant şi cu debit reglabil.

Constructiv-funcţional, pompele cu pistoane axiale sunt de două tipuri:- cu disc fulant (cu cilindri imobili axiali);- cu pistoane axiale rotative (cu cilindri mobili)

Randamentele sunt dintre cele mai bune pentru clasa pompelor cu piston (v=0,930,97, t=0,840,93).

6.7.2. Pompe cu disc fulantSchema funcţională a unei pompe cu disc fulant cu cilindri axiali imobili este prezentată în figura 6.49.Denumirea de disc fulant provine de la faptul că inelul 5 al rulmentului axial execută o mişcare de rotaţie, cu senzaţia

vizuală a unei mişcări fulante.În figură se prezintă schematic o secţiune printr-o pompă cu disc fulant cu 6 pistoane, asimilată în fabricaţia de UM

Plopeni S.A. după licenţă Meiller.86


Figura 6.49 Pompă cu disc fulant

Prin rotirea arborelui 12, se rotesc discurile 5 şi 6 în ansamblul de ghidare 8, 8’, 10 obligând pistoanele 9 să execute mişcări rectilinii alternative în corpul fix 2. Etanşarea pistoanelor în corpul 2 se realizează cu segmenţii 11 .

În construcţia pistoanelor se pun în evidenţă supapele 3, cu etanşare conică pe pistoane. Astfel, atunci când pistonul iese din corp, are loc în prima fază deschiderea supapei 3 care permite umplerea cilindrului în care culisează pistonul. Deplasarea pistonului în sens contrar, are ca efect în prima fază închiderea supapei 3 şi blocarea aspiraţiei. În următoarea fază, pistonul se deplasează în corpul 2 ceea ce conduce la comprimarea lichidului şi realizarea presiunii care deschide supapa cu bilă 1. Se pune în legătură astfel ieşirea supapei 1 cu camera de refulare R.

Alte tipuri constructive de pompe cu disc fulant utilizează în locul rulmentului radial-axial, lagăre axiale, ceea ce permite creşterea presiunii de lucru până la 700 bar (excepţional 2000 bar). Antrenarea pistoanelor prin rulment limitează presiunea maximă de funcţionare la 250 bar prin solicitarea ridicată a inelului mobil al rulmentului la contactul cu pistoanele.

Pompele cu disc fulant sunt pompe cu debit constant.

6.7.3. Pompe cu pistoane axiale rotativePompele cu pistoane rotative sunt cele mai utilizate din clasa pompelor cu piston. Asigură presiuni de până la 350 bar

pentru o gamă largă de debite. Se realizează într-o mare varietate constructivă, atât cu debit constant, cât şi cu debit reglabil.Sunt cunoscute două principii constructiv-funcţionale:

- cu disc înclinat, figura 6.50 şi figura 6.52- cu corp înclinat, figura 6.53

Dacă arborele pompei roteşte blocul cilindrilor, pompa se numeşte cu disc înclinat (discul pompei este imobil).

Dacă arborele pompei roteşte discul, iar acesta antrenează blocul cilindrilor, pompa se numeşte cu bloc înclinat.

În general cilindrii sunt dispuşi circular într-un bloc cu axele paralele cu axa de rotaţie a acestuia. Mişcarea rectilinie alternativă a pistoanelor este dictată de discul înclinat faţă de axa blocului cilindrilor. Distribuţia se realizează cu distribuitor fix frontal (plan sau sferic) care limitează presiunea maximă de funcţionare continuă.

6.7.3.1. Pompa cu pistoane axiale şi disc înclinat.Schema funcţională a unei pompe cu pistoane axiale şi disc înclinat este prezentată în figura 6.50.

87


Fig. 6.50 Pompă cu pistoane rotative axiale şi disc înclinata) schemă funcţională;

b) distribuitor plan

Arborele 7 al pompei, fixat pe rulmenţii radiali 1, roteşte blocul cilindrilor 3 aflat în contact permanent cu elementul de distribuţie 2 (distribuitor plan). Discul fix 6 poate fi poziţionat cu un unghi de mărimea căruia depinde cursa pistoanelor 4, respectiv debitul pompei. Se pune în evidenţă lagărul hidrostatic axial 5 şi placa de reţinere a lagărelor axiale 8.

Fiecare piston, acţionat prin intermediul bielelor articulate sferic, parcurge la o rotaţie de radiani o cursă h pe care se face aspiraţia. Pentru intervalul - 2 radiani are loc refularea cu aceeaşi valoare a cursei. Distribuţia se realizează prin distribuitorul 2 în care se găsesc canalizaţiile de aspiraţie şi de refulare.

În figura 6.51 este prezentată sub formă desfăşurată funcţionarea unei pompe cu cinci pistoane axiale.

În figura 6.52 se prezintă o secţiune printr-o pompă cu pistoane axiale şi disc înclinat în care: 1- disc înclinat; 2- cilindru hidraulic al regulatorului de presiune; 3- corpul regulatorului de presiune; 4- placă de distribuţie; 5-resort de menţinere a contactului dintre blocul cilindrilor şi placa de distribuţie, respectiv între bucşa sferică şi placa de reţinere a patinelor hidrostatice; 6- bolţ; 7- placă de reţinere a patinelor hidrostatice; 8 - patină hidrostatică; 9 - bucşă sferică.

88

Fig. 6.51 Schema funcţională desfăşurată a pompei cu pistoane axiale


Fig. 6.52 Pompa cu pistoane axiale şi disc înclinat

6.7.3.2. Pompa cu pistoane axiale şi bloc înclinatSchema funcţională a unei pompe cu pistoane axiale şi bloc înclinat este prezentată în figura 6.53.

Fig. 6.53 Schema funcţională a pompei cu pistoane axiale şi bloc înclinat

Momentul se aplică arborelui 1 al pompei şi în acelaşi timp discului 2. Blocul cilindrilor 3, înclinat cu unghiul faţă de disc, este antrenat în mişcare de rotaţie prin intermediul arborelui cardanic 4. Pistoanele 5, acţionate prin intermediul bielelor dublu articulate, execută mişcări rectilinii alternative realizând curse variabile în zonele de aspiraţie şi refulare. Distribuţia se realizează prin discul 7, fix, în care se găsesc camerele de aspiraţie şi refulare.

Debitul poate fi reglat continuu prin modificarea unghiului .Calculul debitului la pompa cu pistoane axiale şi bloc înclinat.Debitul pompei se determină din cinematica mecanismului, figura 6.53.Pentru o rotaţie a discului cu unghiul , punctul A se deplasează în D şi corespunzător, pistonul în sens dreapta cu

distanţa x care reprezentă o fracţiune din cursa h. Din triunghiurile AEC şi OCD, rezultă: (6.102)

în care R este raza discului de antrenare. Pistonul se deplasează cu viteza:

(6.103)

Debitul instantaneu pentru un piston cu diametru d este :

(6.104)

Debitul total instantaneu corespunzător unei deplasări unghiulare , este:

(6.105)

în care:- = 2/z; - z- numărul total de pistonaşe; - m- numărul de pistonaşe care se găsesc în poziţia de refulare .

Debitul mediu al unui piston se obţine cu relaţia:

(6.106)

Debitul mediu teoretic al pompei cu z pistoane la o turaţie n [rot/min] este:

(6.107)

Ca şi la pompele cu pistoane radiale, legea de variaţie a debitului instantaneu (pentru = constant) este sinusoidală. Şi în acest caz pulsaţiile vor fi mici la număr impar de cilindri.

89


Calculul momentului de antrenareMomentul de antrenare la arbore se determină din analiza forţelor la contactul pistonaş-disc. În figura 6.54 a şi 6.54 b,

sunt reprezentate schemele forţelor la pompa cu disc înclinat, respectiv la pompa cu bloc înclinat.

Fig. 6.54 Schema de principiu pentru calculul momentului de antrenare

Notând cu Rp raza cercului pe care sunt dispuse pistoanele (figura 6.53) momentul de rotaţie pentru un piston este: M=T Rpsin (6.108)

T = P tg (6.109)M=P Rp sin tg = P R sin sin = p d2 R sin sin /4 (6.110)

Momentul total este dat de expresia:

(6.111)

unde este unghiul la centru pe cercul de rază R, corespunzător poziţiei a două pistonaşe vecine.Din schema forţelor se mai observă că în cazul pompei cu disc înclinat, forţa normală N = P / cos este mai mare

decât forţa P = p d2/4. Pentru pompa cu bloc înclinat, forţa N = P cos este mai mică decât componenta P. Din acest motiv, unghiul maxim de înclinare la pompa cu disc înclinat este de obicei mai mic ( 200) decât în cazul cu bloc înclinat ( 250).

În figura 6.55 este prezentată schema forţelor pentru o pompă cu bloc înclinat.

Figura 6.55 Schema forţelor pentru o pompă cu bloc înclinat

În figura 6.56 se prezintă o secţiune printr-o pompă cu pistoane axiale şi bloc înclinat.

90


Fig. 6.56 Pompă cu pistoane axiale cu bloc înclinat 1- arc disc; 2- placă de reţinere a bielelor; 3- placă de distribuţie sferică.

6.7.3.3. Probleme specifice pompelor cu pistoane axialeDistribuţia la pompele cu pistoane axiale se face prin discul de distribuţie, care îndeplineşte un rol similar cu al axului

central fix de la pompele cu pistoane radiale. Deoarece discul de distribuţie este fix (pompa cu disc înclinat) iar blocul cilindrilor este mobil, etanşarea realizându-se prin contact direct, se pun probleme tehnologice deosebite la prelucrarea celor două suprafeţe.

Canalizaţiile A de aspiraţie şi R de refulare sunt separate prin zonele neutre de grosime b, în dreptul cărora fiecare pistonaş trece de la cursa de aspiraţie la cea de refulare şi invers figura 6.57.

Fig. 6.57 Disc de distribuţie plan pentru pompa cu pistoane axiale

Din cauza grosimii b necesare separării spaţiilor, de aspiraţie – refulare apare efectul de strivire a lichidului, însoţit de şocuri de presiune. În procesul de comutare se produc lovituri de berbec întreţinute care se propagă în sistem cu celeritatea C , dată de expresia:p

(6.112)

în care: E - modulul de elasticitate al lichidului; - modulul de elasticitate al materialului conductelor în care se propagă lovitura; d - diametrul şi grosimea peretelui conductelor; e – grosimea peretelui conductelor; - masa specifică a lichidului.

Frecvenţa undelor de presiune este determinată de viteza de rotaţie şi de numărul de pistonaşe.Atenuarea oscilaţiilor de presiune datorate comutăriilor se obţine prin realizarea la capetele ferestrelor distribuitorului

a unor teşituri, astfel încât 2 1. Se obţine astfel o conectare – deconectare progresivă a cilindrilor pompei.Forţa care tinde să îndepărteze blocul de discul de distribuţie se datoreşte presiunii de refulare şi are valoarea

(6.113)

unde notaţiile au semnificaţia din figura 6.57.

91


În realitate, forţa care determină desprinderea discului de distribuţie este mai mare din cauza etanşării imperfecte metal pe metal:

(6.114)

în care A1 şi A2 sunt secţiunile coroanelor circulare de contact ale blocului şi discului. Constructiv, , 1=d; 2 1/3; b = d1 + 0,6 mm.În figura 6.58 se prezintă variaţia coeficientului de pulsaţie a debitului în funcţie de numărul de pistoane al pompei.

92


Fig. 6.58 Variaţia coeficientului de pulsaţie a debitului

93

1 pompe

Documents