1 DUMITRU DINU MAINI HIDRAULICE I PNEUMATICE 2 3 Unitate de nvate Titlul Pagina CUVNT NAINTE5 1Generaliti6 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 111 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare11 2Pompe volumice11 Obiectivele unitii de nvare nr. 2 2.1Pompa cu piston12 2.2Pompe cu pistoane radiale15 2.3Pompe cu palete21 2.4Pompe cu pistoane axiale25 2.5Pompe cu roi dinate30 2.6Alte tipuri de pompe volumice33 2.7Caracteristicile pompelor volumice35 2.8Ejectoare37 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 238 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare39 3Turbopompe40 Obiectivele unitii de nvare nr. 3 3.1Construcie i clasificare40 3.2Teoria turbo-pompelor41 3.3Funcionarea turbo-pompelor n reea43 3.4Legarea n serie i n paralel a pompelor centrifuge47 3.5Aspiraia pompelor centrifuge52 3.6Pompe axiale54 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 358 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare59 4Motoare hidraulice volumice i turbine60 Obiectivele unitii de nvare nr. 4 4.1Cilindri hidraulici60 4.2Motoare cu pistoane radiale63 4.3Motoare cu palete63 4.4Motoare cu pistoane axiale65 4.5Motoare rotative oscilante65 4.6Turbine67 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 470 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare71 5Maini pneumatice71 Obiectivele unitii de nvare nr. 5 5.1Generatoare pneumatice volumice72 5.2Generatoare pneumodinamice82 5.3Pompe de vid91 5.4Motoare pneumatice92 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 596 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare97 4 6Aparatur de comand, control i auxiliar97 Obiectivele unitii de nvare nr. 6 6.1Aparatur de comand i control97 6.2Aparatur auxiliar106 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 6111 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare111 7Aparatur de msur111 Obiectivele unitii de nvare nr. 7 7.1Aparate pentru determinarea proprietilor fizice ale fluidelor112 7.2Aparate de msur a nivelului lichidelor117 7.3Aparate de msur a presiunilor119 7.4Aparate de msur a vitezelor122 7.5Msurarea debitelor126 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 7131 Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare131 BIBLIOGRAFIE132 5 Cuvnt nainte Cunoaterea construciei, funcionrii i exploatrii mainilor hidropneumatice utilizate labordulnavelorreprezintobiectivulprincipalalcursuluinostru.Deasemenea,nsuirea depriderilor inginereti privind proiectarea i funcionarea mainilor hidraulicei pneumatice ca i pregtirea cursanilor pentru ndeplinirea sarcinilor de inginer sau ofier de cart (main) att la mal ct i pe mare, pot fi considerate deziiderate majore ale ecestui curs. Sistemele deacionarehidropneumatictransmit energiamecanicdelaunelement conductor la unul condus prin intermediul fluidelor. Fadesistemelemecanicesauelectrice,sistemeledeacionarehidropneumatic prezint o serie de avantaje: -greutate i gabarit, raportate la putere reduse; -fiabilitate i funcionare silenioase; -posibiliti importante de automatizare, tipizare, normalizare, modulizare; -reglarea continu a vitezei; -intrare rapid n regimul normal de funcionare; -oprirea funcionrii n timp scurt; -posibilitatea realizrii unor fore i momente importante, ca i a unor puteri mari n condiiile n care comanda i controlul se fac cu uurin; Sistemele hidropneumatice prezint i unele dezavantaje: -gradnaltdeprecizienexecuiaelementelorcomponenteceeacepresupuneo tehnologie de fabricaie complex; -posibiliti de obliterare (nfundare) a orificiilor; -funcionare la presiune cu pericolele care decurg din acest lucru; -confecionarea elementelor din materiale de bun calitate, deci pre de cost destul de ridicat. Cursul este destinat inginerilor din domeniul naval i ofierilor de marin, de aceea s-a pus accent pe acele tipuri de echipamente hidropneumatice utilizate la nave. Cursulsebazeazpensuireacunotinelordemecanicafluidelorncare,prin prisma interpretrii fenomene teoretice, s-a ncercat dezvoltarea gndirii tehnice n ceea ce priveste funcionarea instalaiilor. 6 1. Generaliti n funcie de modul de transmitere al energiei, sistemele de acionare hidropneumatice se pot clasifica n: -sisteme hidropneumatice de tip hidrostatic; -sisteme hidropneumatice de tip hidrodinamic; -sisteme hidropneumatice de tip sonic. La sistemele hidropneumatice de tip hidrostatic, prin intermediul fluidelor se transmite energia potenial. n figura 1.1 este prezentat schematic un astfel de sistem. Generatorul hidraulic GH, de faptopompvolumic,preiaenergiamecanictransmisdemotorulelectricME,o transformnenergiehidraulicpotenialiotransmiteprinintermediulconducteloria altoraparatedecomand,control,reglarelamotorulhidraulicMH,careestetotdetip volumic. Acesta, la rndul su transform energia hidraulic n energie mecanic utilizat n organul de lucru OL. Fig.1.1. Sistemeledeacionaredetiphidrodinamicutilizeazenergiacineticafluidului.Ele se mai numesc turbo-cuplaje sauturbo-transmisii. n figura 1.2 este prezentat schema unei turbo-transmisii.Energiamecanicprimitdelaarborele1estetransformatdepompa hidrodinamic 2 n energie cinetic. n turbina 3 este transformat energia cinetic n energie mecanic care este preluat de arborele 4. Acestsistemdeacionarearenafararoluluidecuplareiunrolvariatordeturaie. Inventatn1904dectreprofesorulFotinger,turbo-transmisiaeradestinatscupleze arborele unui motor Diesel naval cu elicea realiznd i o reducere substanial a turaiei. Sistemele de acionare de tip hidrodinamic sunt sisteme de puteri mari. 7 Fig.1.2 Sistemedeacionaredetipsonicsebazeazpepropagareaundelordepresiune furnizatedeungeneratorsonicmonosautrifazat(uncilindruhidraulicla120o),ctreun receptor (motor) sonic mono sau trifazat. Prin deplasarea pistonului n micare alternativse creeaz o zon de nalt presiune care se transmite de-a lungul conductei pn la pistonul motor 3 (Fig. 1.3). deci, la fel ca la sistemele precedente, energia mecanic se transform n energie hidraulic(de data aceasta hidro-sonic) i apoi n energie mecanic. Fig. 1.3. Transmisiadeenergiesefacelapresiunifoartemari,10002000daN/cm2. Distanadintreceledoupistoanetrebuiesfieunmultipluntreglalungimiideund, . Dac notm cu v viteza de propagare a undei de presiune i cu n turaia n rot/s a manivelei, atuncin v = . Trebuiessubliniemfaptulcsonicitatea-transmitereaenergieiprinconductecu ajutorulundelordepresiuneafostfondatcatiindesavantulromnGheorghe Constantinescu. Unsistemdeacionarehidropneumaticreprezintunansambludeelementecu ajutorulcroraseproduceisedirijeazcontrolatenergiahidraulicsaupneumatic nmagazinat ntr-un fluid ctre un motor care o reconvertete n energie mecanic. Pentruandeplinifunciiledegenerareaenergieihidraulice,dereconversieaein energie mecanic, de dirijare a agentului fluid, de comand i control a parametrilor si exist o mare varietate de elemente hidraulice pe care le vom studia n cele ce urmeaz. Pompele i compresoarele reprezint elemente generatoare de energie hidraulic sau pneumatic.Motoarelehidraulicesaupneumaticetransformenergiafluiduluinenergie mecanic.ncadrulelementelordecomanddistingem elemente de dirijare(distribuitoare), dereglareadebitului(drosele),dereglareapresiunii(supape).Sistemeledeacionare hidropneumaticconinelementeauxiliarecarenciudadenumiriiprezintodeosebit importannbunafuncionareaansambluluirealizndconducereafluidului(conducte), filtrarealui(filtre),nmagazinarealui(rezervoare),etanarea,amortizareavibraiiloria ocurilor de debit. Nu trebuie s omitem aparatura de msura parametrilor de funcionare a instalaiei. ntabelul1.1suntprezentateconformSTAS7145-76,ctevadinsimbolurile elementelor sistemelor de acionare hidro-pneumatic. 8 Tabelul 1.1 Nr. crt.Denumirea elementuluiSimbol 1.POMPE 1.1. Pomp reglabil cu un sens de refulare 1.2. Pompreglabilcudou sensuri de refulare 1.3. Pompnereglabilcuun sens de refulare 1.4. Pompnereglabilcudou sensuri de refulare 2. MOTOAREIUNITI POMP-MOTOR 2.1. Motorhidrostaticcircular ireversibilcucapacitate constant 2.2. Motorhidrostaticcircular reversibilcucapacitate constant 2.3. Motorhidrostaticcircular ireversibilcucapacitate reglabil 2.4. Motorhidrostaticcircular reversibilcucapacitate reglabil 2.5. Pomp-motornereglabilcu inversareasensului curentului 2.6. Pomp-motorreglabilcu inversareasensului curentului 2.7. Motorliniar(cilindru)cu piston cu simpl aciune 2.8. Motorliniar(cilindru)cu pistoncuaciunedublcu tij uni i bilateral 9 2.9. Motorliniar(cilindru) diferenial 3. TRANSMISII HIDROSTATICE 3.1. Transmisie hidrostatic nereglabil cu un singur sens de rotaie 3.2. Transmisiehidrostatic reglabilprinpompcuun singur sens de rotaie 4. DISTRIBUITOARE HIDROSTATICE Discrete 4.1. Cudoucanaleidou poziii (2/2) 4.2. Cu trei canale i dou poziii(3/2) 4.3. Cupatrucanaleidou poziii (4/2) 4.4. Cu patru canale i trei poziii(4/3) Continue (servodistribuitoare) 4.5. Distribuitoaremecano - hidraulice cu o muchie activ 4.6. Distribuitoareelectro-hidraulice 5.SUPAPE DE PRESIUNE Normal nchis Normal deschis 10 Cu comand diferenial Desigurancucomand pilotat (extern) De reducie 6. REZISTENEHIDRAULICEI REGULATOAREDE DEBIT 6.1. Rezisten hidraulic fix sau reglabil 6.2. Regulator pentru meninerea constant a debitului (cu rezisten fix), cu supap normal deschis cu dou ci 6.3.Drosel de cale fix sau reglabil 6.4. Regulator de debit cu supap de ocolire 6.5. Rezisten reglabil (drosel) cu reglaremanual 7.APARATUR AUXILIAR 7.1.Acumulator hidraulic 7.2.Filtru 7.3.Rcitor 7.4.Manometru 7.5.Debitmetru 11 Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 1 1. Turbotransmisia Fotinger este un sistem hidropneumatic de tip: a.hidrostatic; b.hidrodinamic; c.sonic; d.manual. 2.Definii sistemul de acionare hidropneumatic. 3.Sistemele de acionare de tip sonic se bazeaz pe: a.propagarea undelor de presiune; b.variaiile de volum; c.centrifugarea fluidului; d.energia potenial a fluidului. Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare 1b 3a 2. Pompe volumice Pompele i motoarele hidraulice mainile hidraulice reprezint elementele de baz aleunuisistemdeacionarehidraulic.Mainilehidraulicetransformenergiamecanicn energie hidraulic sau invers fiind caracterizate prin puterea mecanicNmcu componentele sale:foraF,vitezavsaumomentulMituraianiprinputereahidraulicNh cu componentele sale debitul Q i sarcina H. Dacnereferimlatransformareenergeticputemgrupamainilehidraulicedup sensulacesteitransformringeneratoarehidraulice(pompe)caretransformenergia mecanicnenergiehidraulicimotoarehidraulicecaretransformenergiahidraulicn energie mecanic. Mai exist o categorie de maini hidraulice transformatoare hidraulice (cuplesauambreiaje)careconverteteenergiamecanictotnenergiemecanic,laali parametrii,prinintermediulenergieihidraulice,sauenergiahidraulicnenergiehidraulic, prin intermediul energie mecanice. PentrumainilehidraulicegeneratoareMHGputemscrie,referindu-nelaputerile caracteristice, transformarea: Nm (M, n) MHGNh (Q, H) (2.1) Existmainihidraulicegeneratoarelacareputereahidraulic(secundar)este obinut tot dintr-o putere hidraulic (primar): Nh (Qp, Hp) MHGNh (Qs, Hs) (2.2) La motoare hidraulice MHM avem transformarea: Nh (Q, H) MHMNm (M, n). (2.3) Transformatoarelehidraulicereprezintdefaptocombinaientremainahidraulic generatoareiunamotoare.Dupfelulcumareloctransformareaputemavea transformatoare hidraulice (MHT) n circuit nchis (2.4) sau deschis (2.5): Nm (Mp, np) MHGNh (Q, H) MHMNm (Ms, ns) (2.4) 12 Nh (Qp, Hp) MHMNm (M, n) MHGNh (Qs, Hs)(2.5) Trebuie s subliniem faptul c exist o larg categorie de maini hidraulice reversibile care pot funciona att capomp ct i ca motor. ntr-omainhidraulicareloctransformareaenergiei(sarcinii)depoziiepoteniale sau cinetice. Referindu-ne la tipul sarcinii transformate putem clasifica mainile hidraulice n maini volumice i turbomaini. Mainilevolumice(hidrostatice)prelucreazenergiapotenialdepresiune. Turbomainile (mainile hidrodinamice) prelucreaz energia potenial de presiune i energia cinetic.Maiexistocategoriedemainihidraulicecaretransformenergiapotenialde poziie, ntlnite acum foarte rar, dar care n trecut au avut o larg rspndire.Este vorba de elevatoarelehidraulice(MHG)ideroiledeap(MHM).Deasemenea,existmaini hidraulice motoare care transform numai energia cinetic (turbine cu aciune Pelton). Mainile hidraulice volumice pot fi: -liniare sau alternative (cu piston, cu plunger, cu piston i membran); -rotative (cu pistoane radiale sau axiale, cu palete, cu roi dinate, cu urub etc.). Turboamainilerealizeaztransformareadeenergieprininteraciunehidrodinamic dintre rotorul cu palete profilate i fluid. Dup turaia specific ele se pot clasifica n pompe cu canal lateral, pompe centrifuge, pompe axiale. nprezentareamainilorhidraulicevominecontdeceledoumaricriteriide clasificare. Pompele volumice transform energia mecanic n energie hidraulic care apare sun formdeenergiepotenialdepresiune.Acestlucruserealizeazprinintermediulspaiilor nchise dintre organele fixe i cele mobile ale pompei, procesul desfurndu-se discontinuu. Pompele volumice sunt, n marea lor majoritate, reversibile, putnd funciona att ca pomp cticamotor,dupcumlichidulintrcusubpresiunesaucusuprapresiunencorpul agregatului. Presiunea pompelor volumice este n general mare 250 300 bar, iar debitele sunt cuprinse ntr-o gam foarte larg: 1 8000 l/min. puterea lor poate atinge 3.500 kW. n cazul pompelor volumice rotative turaiile sunt cuprinse ntre 3.000 5.000 rot/min putnd ajunge uneori i pn la 15.000 30.000 rot/min. 2.1. Pompa cu piston Pompacupistonesteomaincarerealizeazefectuldepompareprindeplasarea rectilinie alternativ a unui piston n interiorul unui cilindru (fig.2.1). Fig. 2.1. Pompelecupistonpotficusimpluefect(fig.2.1)saucudubluefect(fig.2.2).Dup cumsepoateobservadinprincipiullorsimpludefuncionare,lapompelecusimpluefect variaia debitului are un caracter discontinuu pronunat (fig.2.3), ameliorat n cazul pompelor cu dublu efect (fig.2.4). 13 Fig. 2.2. Vom calcula debitul mediu i debitul instantaneu al unei pompe cu piston. Volumul de lichid refulat la o curs a pistonului (cilindree) va fi dat de relaia: V =hD42t (2.6) undeD este diametrul pistonului, iar r h 2 = , cursa lui. Notnd cu n turaia n rot /min a arborelui de antrenare, putem calcula debitul mediu: Qmed = 60242nrD t. (2.7) Pentruacalculadebitulinstantaneu,vomdeterminamaintivitezapistonului. Pornind de la valoarea distanei: x = 1 coso+ r cos( ) t = 1 coso - r cos(2.8) i observnd c( ) t o =sin1sinr (2.9) sau o sin sinlr= .(2.10) deci o222sin 1 coslr = (2.11) Caredezvoltatnseriecureinereaprimilor2termeni(eroareaesteredusdatorit faptului c r/l este mult subunitar) se poate scrie: o222sin211 coslr ~ , (2.12) i vom obine: 222sin21cos 1lrr x = (2.13) i |.|

\|2 = = e sin2sinlrrdtdxv .(2.14) Debitul instantaneu va fi: |.|

\| = = et t2 sin2sin4 42 2lrrDvDQ (2.15) 14 Fig. 2.3 Definim coeficientul de pulsaie a debitului raportul: 100 %min maxmedQQ Q = o .(2.1-16) DeoarecemaxQ se obine atunci cnd 2t = , iar0 Qmin =(figura 2.3), vom avea % 314 1006030244%22= =t e tetorDrD(2.17) Lapompelecupistoncusimpluefectpulsaiadebituluiestefoartemare.Deaceea acestepompeauprevzuteprinconstrucierecipientecusalteadeaeramplasaten apropierea cilindrului de lucru. Pompelecupistoncudubluefectrefuleazinzonadentoarcereapistonuluicu debit ceva mai mic. Debitul instantaneu pe poriunea| | t t 2 , va fi (Fig. 2.4): ( )|.|

\| = et2 sin2sin42 2lrr d D Qx.(2.18) Fig. 2.4 DeoarececurbeleQi xQ nuseintersecteazdectpe axaabsciselor,coeficientul depulsaiea debituluirmneaproximativacelaicalapompelecusimpluefect.Avantajul lor, deloc neglijabil, const, n faptul c debiteaz i pe cursa de ntoarcere a pistonului. Pompelecupistonclasicesentlnescdincencemairarninstalaiilehidraulice, datorit, n special, coeficientului ridicat de pulsaie a debitului. 15 2.2. Pompe cu pistoane radiale Pompelecupistoaneradialesuntpompevolumicerotative,cudebitvariabil. Coeficientuldepulsaieadebituluiestemultredus,cuefectebeneficeprivindgradulde oscilaii hidraulice introdu-se n sistemul de acionare. Ele se pot clasifica n pompe cu aspiraie exterioar i pompe cu aspiraie interioar. Pompele cu pistoane radiale cu aspiraie exterioar (fig.2.5) sunt compuse n principal din : statorul 1, rotorul 2, pistoanele 3 cuplate prin intermediul bielelor 4 de axul excentric 5 (cuexcentricitateavariabil).Excentricitateaaxuluipistoanelorfacecadeplasareaacestora s fie diferit, unele pistoane aflndu-se n aspiraie, altele n refulare. Fig. 2.5 Pompele cu pistoane radiale cu aspiraie interioar (fig.2.6) sunt compuse din statorul 1,rotorulexcentric2, pistoanele3,axulcentral4careconinecanalelede aspiraie 5ide refulare6.datoritexcentricitiierotorului,pistoaneleexecutomicarealternativde curs2e,aflndu-seperndnaspiraiesaurefulare.Pistoanelesuntpresatepepereii statoruluideforaunorarcurisaunumaideforacentrifug.Modificndexcentricitatease poate modifica debitul pompei. Fig. 2.6 Cilindreeacelorzcilindriidediametrudsauvolumuldelichidrefulatntimpulunei rotaii va fi : 16 e zdV 242t= . (2.19) La turaia| | min / rot nvom avea debitul mediu: te t tzed ne zdQmed4 60242 2= = . (2.20) Fig. 2.7 Pentruacalculadebitulinstantaneucarevariazntreovaloareminimiuna maxim, s stabilim mai nti viteza punctului A de contact a pistonului cu statorul (Fig. 2.7). viteza absolutvse compune din viteza 1vn raport cu centrul O1 i viteza 2vde deplasare a pistonului n interiorul cilindrului. Notm distana variabil AO1 cu . Vom avea atunci : e =1v ,(2.21) dtdv=2. Din triunghiul A O O2 1 obinem: cos 22 2 2e e R + =(2.22) De unde : 222 2 2 2sin 1 coscos cos|.|

\| == + =ReR eR e e e (2.23) Deoarece1 | ,astfel spuscnd paletele rotorului sunt curbate nainte. Pompelecu 0290 > | icelecu 0290 = | auunrandamentmaimicdectcelecu 0290 < | ,datoritpierderilormarideenergielaintrarealichiduluincanalulcolector (acceleraiemareimprimatlichiduluincanalulinterpaletar).Pompelecentrifugecu 0290 > | prezint i o instabilitate a energiei. Aceste dezavantaje fac preferabile pompele cu 0290 < | , dei nlimea lor manometric este destul de mic. Fig.3.6 Avnd n vedere relaiile (3.31), (3.35) i (3.39) putem scrie expresia sarcinii reale : 47 ( )2221 22 22211||.|

\| ||.|

\|+=NQQK Q K ctgb DQup guH |t. (3.40) nfigurafig.3.7estereprezentatcaracteristicainterioarapompeirezultatdin suprapunerea variaiei liniare a sarcinii teoretice cu variaiile parabolice a disipaiilor datorate vscozitii i ocurilor. Punctuldentreinereauneipompentr-oanumitreeasegsetelaintersecia caracteristicii reelei cu caracteristica interioar (fig.3.8). Fig.3.7 Fig.3.8 Funcionarea optim a unui sistem de acionare hidraulic va fi atunci cnd punctul de funcionare se va gsi n zona de randament maxim. Curba) (Q q se obine experimental, n urma determinrii dependenei P(Q). nvedereambuntiriiperformanelorpompeincadrulsistemuluideacionare hidraulicsepoaterecurgelamodificareapoziieipunctuluidefuncionareprinmodificarea caracteristiciireelei.Acestlucrusepoaterealizanmaimultemoduri.Unprocedeusimplu esteacelamodificriiconstantei rK prinvariaiacoeficienilorderezistenlocal ai organelor de reglaj. Se poate modifica de asemenea sarcina static a reelei. n fig.2.33 este prezentatglisareapunctuluidefuncionarealpompeincondiiilemodificriicaracteristicii reelei. 3.4 Legarea n serie i n paralel a pompelor centrifuge Pentrumrireadebituluisauasarciniiunuisistemhidraulicseutilizeazlegarean serie sau n paralel a pompelor. a)Legarea n paralel (fig.3.9) ncazullegriinparaleladousaumaimultepompeserealizeazomrirea debitului la sarcin constant. Pentru dou pompe vom avea : 2 1Q Q Qc+ = ,(3.41) Expresie ce reprezint de fapt ecuaia de continuitate48 2 1H H Hc= = .(3.42) semnific autoechilibrarea sistemului pomp-reea. Fig. 3.9 Lacuplareanparaleladoupompeidentice(fig.3.10)caracteristicainterioarse obine prin dublarea absciselor punctelor de pe caracteristica interioar a unei pompe. Punctuldefuncionareaasistemului cF sevagsilainterseciacaracteristicii interioare cu caracteristica reelei. Eficiena cuplrii n paralel a pompelor centrifuge depinde de caracteristica reelei. Fig.3.10 SeobservcncazulreeleiRcretereadedebitfadesistemulcuosingur pompestemaiimportantdectcreterea 'Q A ncazulreelei.Seobservcncazul cuplriinparalelapompelorapareiocretereasarcinii,dependentidecaracteristica reelei. Randamentul celor dou pompe identice esteq q q = =2 1. Randamentul reprezint raportul dintre puterea util i puterea consumat: 2 1PH QPH Qc F c F q = = .(3.43) n regim cuplat fiecare pomp lucreaz n F, iar c FQ Q21= . Deci: 49 qc cH QP P212 1= = . (3.44) Randamentul cuplrii va fi: qqqq =+=+=c c c cc c c cCPH Q H QH QP PH Q21212 1.(3.45) ncazullegriinparaleladousau maimultepompeidenticerandamentulgeneral este egal cu randamentul fiecrei pompe. Lacuplareanparaleladoupompecucaracteristicidiferite,problemaestemai complex. Caracteristica cuplajului se obine n mod asemntorprin nsumarea absciselor celor dou pompe la sarcin constant,( )2 1Q Q Q Hc c+ = (fig.3.11). Pediagramacuplajuluiaparepunctulcritic crP ,aflatlacotasarciniicritice crH , corespunztoareintersecieicaracteristiciipompeimaimicicuordonata.Dacpunctulde funcionarealsistemuluiestesub crP ,cancazulcaracteristiciireeleiR,atuncilegarean paraleladousejustific.ncazulcaracteristicii 'R ,punctuldefuncionareseaflsituat deasupra lui crP , pompa cea mai mic funcionnd pe caracteristica de frnare. n acest caz avemsituaiacnddebitulcuplajuluiestemaimicdectdebituluneisingurepompe(cea mare) cuplarea devenind astfel nejustificabil. Fig.3.11. Randamentul cuplajului a dou pompe diferite va fi dat de relaia [8]: 22112211q q qqqQ QQH Q H QH Qcc cc cCP+=+= . (3.46) b)Legarea n serie (fig.3.12) Pentru mrirea sarcinii se utilizeaz legarea n serie a dou sau mai multe pompe centrifuge. Debitul care trece prin dou pompe legate n serie este acelai: 2 1Q Q Qc= = , (3.47) iar sarcina: 2 1H H Hc+ = . (3.48) 50 Fig. 3.12 Pentruconstruireacaracteristiciiansambluluisensumeazordonatelepunctelor caracteristicilorfiecreipompe.nfig.3.13.esteprezentatcaracteristicacomunadou pompe identice cuplate n serie. n funcie de caracteristica reelei, punctul de funcionare corespunde mai mult sau mai puin scopului propus. Fig. 3.13. nfig.3.13.seobservcncazulcaracteristiciiRseobineocreteremaimare dect n cazul caracteristicii 'R . De asemenea, se observ c la cuplarea n serie se obine o mrire a debitului.Randamentul cuplajului este egal cu randamentul fiecrei pompe luate separat. qqq q =+=+=c c c cc c c cCPH Q H QH QP PH Q21212 1.(3.49) La cuplarea n serie a dou pompe diferite , caracteristica cuplajului se obine tot prin nsumarea ordonatelor de pe caracteristicile celor dou pompe (fig. 3.14). 51 Fig. 3.14 ExistiaiciunpunctcriticcorespunztorabsciseidesarcinOapompeimici.n reeleleacrorcaracteristicipunctuldefuncionareestesub crP nuesteraionalsse utilizeze dou pompe a cror debit total este mai mic dect al unei singure. Randamentul cuplajului la legarea n serie a dou pompe diferite va fi [8]: 22112211q q qqqH HHH Q H QH Qcc cc cCP+=+= .(3.50) Dinmotivederezistenamaterialelor,vitezeleperifericealerotoarelornupotdepi anumitevalori.Cum sarcinateoreticmaximdepindedevitezaperifericarotorului, fiind astfel limitat de acesta , pentru mrirea sarcinii pe un singur agregat se utilizeaz pompe cu mai multe rotoare legate n serie (fig. 3.15.) Fig.3.15 De asemenea, obinerea debitelor mari este limitat de turaie i de diametrul de ieire din rotor, ca i de viteza de circulaie a lichidului. Utilizarea rotoarelor duble i legarea lor n paralelncadruluneipompe(fig.3.16),realizeazmrireadebituluidariautoechilibrarea forelor de mpingere axial. 52 Fig. 3.16 Pentru obinerea simultan de sarcini i debite mari pe o singur pomp se pot utiliza mai multe rotoare ntr-o dispunere axial serie i paralel. (fig. 3.17) Fig.3.17 3.5 Aspiraia pompelor centrifuge Aspiraiapompelorcentrifugesedatoreazdepresiuniicreatenrotor,defapt difereneidepresiunedintrerotorirezervoruldeaspiraie.ncazulncarepompaaspir presiuneatmosferic(barometric)b ap p = ,iardepresiuneadinrotoraratingevidul, nlimea maxim teoretic de aspiraie ar fi : mh pHb baspt33 , 10 = = =. (3.51) n fig. 3.18 este prezentat o pomp centrifug care aspir de la presiunea ap . Vom considera 3 puncte de reper: a nivelullichidului, O punctul cel mai nalt nainte de intrare n rotor, 1 imediat dup intrarea n rotor. Vom considera ca plan de reper nivelul lichidului care urmeaz s fie aspirat i care se afl n micare cu viteza av -. Aplicm relaia lui Bernoulli ntre punctele considerate: rir ra aspra aspa ah h Hgv ph Hgv pgv p+ + + + == + + + = +22 221 120 02 . (3.52) unde rah reprezint pierderile locale i liniare pe traseul de aspiraie, iar rirhpierderea de sarcinlaintrareancanalelerotorului.Aceastpierderedesarcinpoatefiscrissub forma: - Dac b ap p =atunci avem cazul unei pompe centrifuge care aspir dintr-un ru. 53 ,221gvhrir, = (3.53) unde ,este coeficientul de pierdere local la intrarea n pomp. Dac aspiraia se face dintr-un rezervor( ) 0 =av , sarcina de aspiraie va fi:( ) + =raaasphgv p pH2121 1,. (3.54) Sarcina maximla aspiraies-arobinecnd01 = p ,darsecunoatecnmodreal depresiuneamaximntr-unlichidnmicarecorespundepresiuniiabsolutedesaturaiea lichidului la temperatura respectiv, momentul apariiei fenomenului de cavitaie: vp p =1. Deci: ( ) + =rav aasphgv p pH2121max,. (3.55) Termenul( )gv2121, + depindedecaracteristicileconstructivealemainiihidraulice,el putnd fi exprimat n funcie de sarcin efectiv a pompei H prin coeficientul de cavitaie de sarcin efectiv o : Fig. 3.18 ( ) Hgvo , = +2121.(3.56) Rescriem expresia (2.2-77): =rav aasph Hp pH omax.(3.57) Coeficientul de cavitaie este dat de relaia experimental [8]: ( ) rotation specific n n aS S =3 / 4o . (3.58) n literatura de specialitate sunt date mai multe valori pentru coeficientul a: 410 29 , 2(Thoma);410 20 , 2(Stepanoff); 410 16 , 2(Escher Wyss). 54 Sa stabilit c i coeficientul a depinde de turaia specific . coeficientul o se mai poate scrie [8]: H CQ n103 / 4||.|

\|= o , (3.59) undeC este coeficientul de cavitaie a lui Rudnev i are valorile: . 150 . . . .. 80 1000 . . . . . 800 80 . . . . . 50 800 . . . . . 600= == =SSn for Csi n for C Relaia(3.57)neprezintonlimedeaspiraiemaximcaredindiferitemotivenu corespunde cu nlimea de aspiraie real. Astfel, viteza 1vde intrare n rotor poate avea n unele puncte o valoare mai mare crend condiii de aspiraie a cavitaiei. Deaceea,pentrustabilireanlimiideaspiraieutilizabileseopereazasupra coeficientului de cavitaie , considerndu-se un ( )o o 4 , 1 ..... 2 , 1lim = . (3.60) Sau, mai simplu direct asupra sarcinii de aspiraie reducnd-o la: max75 , 0asp aspH H = .(3.61) Conform relaiei (2.2-81) nlimea de aspiraie va fi: =rav aasph Hp pHlimo. (3.62) nlimea de aspiraie a pompelor centrifuge este influenat de o serie de factori. ncazulaspiraieidelapresiune atmosferic b ap p = ,nlimea de aspiraiedepinde de variaia acestei presiuni cu situaia meteorologic, latitudine i mai ales altitudinea locului. Dac notm cu 0ppresiunea la nivelul mrii, variaia de presiune cu altitudinea|| m zpoate fi scris sub forma: ( ) z p pb5010 4 , 2 1 = . (3.63) nlimea de aspiraie depinde prin vp , de natura fluidului vehiculat i temperatura lui. Sepoatemergepnacolonctnlimeadeaspiraiesadevinnegativ-atunci cnd: >ravh Hp plim0o . (3.64) naceastsituaiepresiuneadinrezervoruldeaspiraietrebuiemritsau,ncazul cndrezervorulestedeschisacestatrebuiemontatdeasuprapompei,laonlime corespunztoare. 3.6 Pompe axiale Conformclasificriiprezentatencapitolul2.2.1,pompeleaxialeseafln extremitateaspectruluituraiilorspecificealepompelor( ) 1200 ..... 500 =CPSn .Laacesttipde pompe, energia specific se obine printr-o transformare parial a energiei cinetice n canalul interpaletar, deplasarea fluidului fcndu-se axial. n fig. 3.19 este reprezentat schematic o pomp axial. Ea este alctuit n principal din : aparatul director 1, butucul cu palete 2 care mpreun cu axul 7 constituie partea mobil apompei,aparatulredresor3,carcasa4mpreuncucotul5ipresetupa6,carenajul rotorului 8. - n cazul vehiculrii apei la temperaturi ami mari deC060 . Pentru ap la 010 5 , m Hasp7 ..... 6 = . 55 Fig. 3.19 ngeneralpompeleaxialeaupaletecupasfix.Lapompeleaxialedeputerimarise pot utiliza rotoare cu pas variabil pentru diferite situaii de ncrcare. Construcia paletei este asemntoare cu construcia elicei navale, adic o niruire de profile hidrodinamice dispuse sub unghiuri de aezare diferite de la butuc spre periferie. Aparatul director are rolul de a asigura o intrare fr oc a particulelor fluide n rotor, iaraparatulredresorpelngtransformareauneipriaenergieicineticenenergiede presiune este destinat orientrii jetului de fluid n direcie axial. n fig. 3.20 am considerat o seciune cilindric prin pomp , la distana r, seciune din care am luat cte un singur profil din aparatul director, rotor i aparatul redresor. 56 Fig. 3.20 Spredeosebiredepompelecentrifuge,vitezaperifericlaintrareanrotor 1u este egal cu viteza periferic de la ieirea din rotor,2u : e r u u u = = =2 1. (3.65) Vitezaabsolutlaintrareanrotor, 1v ,rezultdincompunereavitezeirelative,1w , tangentlapal,cuvitezaperiferic, 1u .Rolulprofiluluidinaparatuldirectorestecala ieireasrezulteovitezabsolutpectposibilpedireciavitezei 1v .Deasemenea,la intrarea n aparatul director vitezaa vtrebuie s aib o direcie axial,090 =ao .Laieireadinrotorviteza 2w ,tangentlaborduldefug,compuscuviteza periferic, 2u(egal cu 1u ), va da viteza 2v de intrare n rotor. Profilele palelor se influeneaz reciproc. Problema este cea a unei reele de profile cu pasul t. putem considera c profilul rotorului din fig. 2.49 este atacat cu viteza w , o medie a vitezelor 1wi 2w . Observnd triunghiul vitezelor din aceeai figur putem scrie: .2,22 12 122u uau uav vuvtgv vu v w+=||.|

\| + + =| (3.66) Dac notm cu 1 profunzimea profilelor i cu b anvergura lui, putem scrie relaia forei portante i de rezisten care acioneaz asupra acesteia: 57 .2,222lbwC Fb lwC Fx xz z==(3.67) Cu zCi xCam notat coeficientul forei portante i al rezistenei la naintare. Rezultanta2 2z xF F F + = sepoatedescompunedupdireciaaxialiuna tangenial: ( )( ) . sin, cos | |+ =+ =F TF A (3.68) Pentru o pomp axial cu z pale vom avea o mpingere axial: ( ), cos |+ = =F z zA FA(3.69) i o putere hidraulic: ( ) . sin | + = =uF z u T z Ph (3.70) Puterea hidraulic elementar o putem scrie n mai multe moduri: ( ) ( )( ) . sincos 2sincossin2 | | |+ == + = + = dr lwC u zdFu z dF u z dPzzh(3.71) Printr-oseciunecilindricdeanvergurdr situatlaodistanr ,vatrecedebitul elementar av rdr dQ t 2 = . Puterea hidraulic elementar poate fi scris sub forma: a t a t t hv dr t z Y v dr r Y dQ Y dP t = = = 2 .(3.72) ncare tY esteenergiaspecifictransmisdepompacreivaloareoaflmegalnd relaiile (3.72) i (3.71): ( ) |+ = sincos 22wv tC l uYaZt.(3.73) Unghiul avndovaloarerelativmic 011 8 ,putemfaceaproximaiile1 cos ~ i ( ) = + | | sin sin . Observm de asemenea c av w = | sin . Energia specific creat de pompa axial va putea fi astfel exprimat prin expresia: = = w utl CgH YZt t2.(3.74) Seobservcsarcinapompeisauenergiaeispecificdepinddirectproporionalde turaieprinvitezaperifericideformaprofiluluiprincoeficientuldeportan ZC .Dacse micoreazpasult,decisemretenumruldepale,cretesarcinapompei.Numrulde pale nu poate fi ns mrit datorit pierderilor hidraulice mari ce apar n reeaua de profile. Apariia fenomenului de cavitaie limiteaz creterea vitezei w . n fig. 3.21 sunt reprezentate caracteristicile pompelor axiale) (Q f H =la diferite turaii caicurbelederandament.Considerndnfurtoareacurbelorderandamentsepoate stabiliunrandamentmaximmaximorumcecorespundeunuiregimoptimdefuncionarea pompei axiale [8]. Caracteristicilepompeloraxialesuntdestuldeabruptedatoritprofiluluipalelor compus dintr-o succesiune de profile hidrodinamice. 58 Fig.3.21 Se tie c lap modificare a unghiului de inciden , provocat de modificare debitului n cazul nostru (mai precis al lui av ), coeficientul de portan poate scdea brusc. Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 3 1.La pompele centrifuge unghiul 2| reprezint: a.unghiuldintrev2iu2;b.unghiuldintrew2 iu2 ;c.suplementulunghiului dintre v2 i u2 ; d. suplementul unghiului dintre w2 i u2. 2. tYreprezin: a.sarcina teoretic;b. presiunea teoretic;c. energia specific teoretic;d. putereateoretic. 3.Deosebireafundamentalntreventilatoarelecentrifugeiceleaxialeconstn faptul c: a.la cele centrifuge 0190 > | , iar la cele axiale 1| , iar la cele axiale 1 2u u = ; c.la cele centrifuge 1 1 1w u v + = , iar la cele axiale 1 1 1w u v + = ; d.la cele centrifuge 0190 = o , iar la cele axiale 0190 = o . 4.La o pomp cu pistoane axiale se noteaz: r1 raza cercului pe care sunt dispuse articulaiilesfericealebielelorpedisculnclinabil;r2 razacerculuipecaresuntdispui cilindrii n bloc: o- unghiul de inclinare al discului. Cursa pistoanelor va fi: a.o sin1r h = ; b.o sin2r h = ; c. o sin 21r h = ; d. o sin 22r h = . 5.Sarcina teoretic a unei turbopompe gv uHuT22= cnd: a. 0190 = o ; b. 0290 = o ; c.01 = o ; d.. 02 = o 6.Energia specific a unei pompe axiale este invers proporional cu: 59 b.viteza medie la infinit w ; c.viteza periferic u; d.pasul elicei t; e.coarda profilului palei elicei l.

7.La legarea n paralel a unor pompe centrifuge vom avea: a. 2 1Q Q Qc+ = ; b. 2 1H H Hc+ = ; c. 1H Hc = ; d. 2H Hc = . 8.Inlimea de aspiraie a pompelor centrifuge nu este diminuat de creterea: e.altitudinii;b.temperaturiifluidului;c.lungimiiconducteideaspiraie;d. presiunii atmosferice.

9.In fig. 3.19, reperul 1 reprezint: a.aparatul redresor; b. aparatul director; c. elicea; d. presetupa.

10.In fig. 3.19, reperul 3 reprezint: a.aparatul redresor; b. aparatul director; c. elicea; d. presetupa. 11. Viteza relativa a unei particule din rotorul pompei centrifuge este a.tangenta in orice punct la linia de current; b.rezultanta vitezelor tangente la linia de curent si al vitezelor periferice ; c.identica cu viteza periferica; d.egala cu. R = 12. Ecuatia fundamentala a pompelor centrifuge este data de relatia : a.( )1 21 2 u u Tv u v u g H = ; b.gv u v uHu uT1 21 2= ;c.( )1 21 2 u u Tv u v u H =; d.1 21 2 u uTv u v uH=.

Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare 1d 2c 3b 4c 5a 6c 7a 8d 9b 10a 11a 12b 60 4. Motoare hidraulice volumice i turbine Cumodificriconstructiveminimemareamajoritateapompelorhidraulicepotfi transformatenmotoarehidraulice.Introducndlichidulsubpresiunemainatransform energia hidraulic n energie mecanic. Motoarele hidraulice volumice, pot fi clasificate la fel caipompeledincareau fost obinute.Framaiintrandetaliiconstructiveidecalcul, vomspecificancontinuarectevaelementececaracterizeazfuncionaremainilor hidraulice ca motor. Motoarele hidraulice volumice rotative pot avea o micare continusau oscilant.Ocategorie apartedemotoarehidraulicevolumicesunt motoareleliniare(cilindrii hidraulici). 4.1.Cilindrii hidraulici Cilindrii hidraulici sunt motoare hidraulice volumice cu o larg rspndire n sistemele de acionare hidraulic. nfig.4.1esteprezentatschematicuncilindruhidrauliccompusdinpistonul1,tija pistonului 2 i cilindrul 3, ca n figura de mai jos. Fig. 4.1 Existomarevarietatedecilindriihidraulici,carepotficlasificaidupmaimulte criterii: 1.Dupmodulcumpresiuneaacioneazasuprapistonului:cusimplaciune,ncare readucereapistonuluinusefacepecalehidraulicicudublaciune,cndpresiunea acioneaz pe ambele fee ale pistonului. 2.Dupseciuneacelordoufeealepistonului:cutijunilateral(2 1S S = )icutij bilateral (2 1S S = ). Motoarelehidrauliceliniarepotfimonosaumulticilindrice.Cursapistoanelorpoatefi constant sau variabil, reglarea efectundu-se mecanic sau hidraulic. Constructivcilindriihidraulicisuntdemaimultefelurinfunciedepresiunedelucru, poziia de utilizare i scopul urmrit.n fig. 4.2 sunt prezentate principalele elemente ale unui cilindru hidraulic: 1 cilindrul propriu-zis; 2 capacul, 3 urub de strngere; 4 garnitur de etanare; iar n fig. 4.3 sunt prezentateelementeledeetanarealetijeipistonului(unadivarianteleconstructive):1 flan de strngere; 2 urub; 3 pies de strngere; 4 garnituri; 5 tija pistonului. 61

Fig.4.2Fig.4.3 Pistoanelecilindrilorseprezintielentr-omaregamconstructiv.nfig.4.4este prezentat un piston cu segmeni. Fig.4.4 Existpistoanefrgarniturideetanare(pistoanecucanalecirculare).nacestcaz suprafeelesuntfoarteprecise,realizndu-seorodarereciprocntrecilindruipiston.De asemenea, putem ntlni pistoane cu garnituri circulare, cu garnituri profilate etc. Dacnereferimlacilindriihidrauliciundeetanarearealizeazprinjoculredusdintre suprafeele cilindrilor pistonului, o importan deosebit n calcul o are determinarea pierderilor hidraulice. Aceste pierderi hidraulice se determinpornind de la ecuaiile de curgere prin fante cilindricecentrice.Pistonulderaz 1r sedeplaseazrectiliniucuvitezaconstant pu n cilindrul de raz 2r(fig.4.5). Fig. 4.5 IntegrndecuaialuiNavier-Stokesscrisncoordonatecilindrice,ncazulmicrii permanenteliniare,efectuatdupdireciaaxeiz( 0 , 0 = =uv vr)cuneglijareaforelor masice i( ) z p p = , obinem: 2 12ln41C r C rdzdpv + + =q.(4-1) Pentru a determina contantele 1Ci 2Cscriem condiiile la limit: 62 . 0 ,; ,21= = = =v r ru v r rp (4-2) n final obinem relaia vitezei: 1222122122 2 22lnlnlnln41rrrrurrrrr rr rdzdpvp|||||.|

\|+ =q.(4-3) Debitul de fluid pierdut va fi dat de relaia: ( ) ( )( )||.|

\|(((((

= =}12 212122121222122 4142ln2lnln8221rrrr rrrurrr rr rdzdpdr r r v Qprrtqtt. (4.4) Cderea de presiune pe lungimea b o notm cup A . Fora de frecare vscoas este dat de relaia: t t b r F12 = , (4-5) unde drdvq t = . (4-6) Deci: 1211221221 1ln2ln 22rrru b rrrrr rr p rdrdvb r Fpq tt q t |||||.|

\| A = = . (4.7) Fora de frecare hidraulic (2.4-7) maxim se obine pentru 1r r = : 12122122 21 maxln2ln 2rru brrr rr p Fpq tt |||||.|

\| A = .(4-8) Oproblemimportantestedeterminareaforelordefrecarepecilindrua elementelor de etanare. Aceast for este dat de relaia: ==ziis p r F122t , (4-9) unde:pestepresiuneaactiv, -coeficientuldefrecare(pentrugarnituridinpiele 008 , 0 006 , 0 = ,01 , 0 = pentru cauciuc), is - limea unei garnituri. ncazuletanriicusegmenimaiapareiapsareaelasticasegmentuluipe cilindru, cp : ( )+ =zii cs p p r F122t , (4-10) unde15 , 0 ..... 07 , 0 = . Pentru determinarea presiunii de lucru necesare la piston se determin suma forelor rezistente,R. n aceast sum intr fora necesar la organul de lucru, forele de frecare i forele de inerie cu segmentul respectiv. 63 Presiunea de lucru 1pse determin din relaia: = 02 1 1R S p S pe.(4-11) ncare 1S i 2S suntsuprafeelepistonuluipeceledoufee,iar ep estepresiuneade evacuare. Dac 2 1S S =i0 =ep(nu avem supap de contrapresiune pe refulare) atunci ecuaia de echilibru devine: = 01R S p . (4-12) 4.2.Motoare cu pistoane radiale ncazulfuncionriimainiihidraulicecupistoaneradialecamotor,forelei momentele se determin utiliznd schema din fig.4.6. Fig.4.6 Freprezintforacucarelichidulcupresiuneapacioneazasuprapistonuluide dimetru ||.|

\|=42dp F dt.TesteforanormalpedireciaAO,ceacaredeterminrotaia motorului hidraulic cu viteza unghiular e : | tg F T = . (4-13) Componenta N, avnd direcia 2AO , solicit lagrele motorului. Momentul de rsucire corespunztor unui piston este dat de relaia: T Mr = . (4-14) iarmomentuldersuciretotaldatdecelejpistoaneasupracroraseacioneazcu suprapresiune: ==jii i rtT M1 . (4-15) Valorile luiTisunt aceleai ca la pompa cu pistoane radiale. 4.3.Motoare cu palete Pentrucalcululacestortipdemotoaresepornetedela 1M i 2M ,desemne contrare, datorit presiunii p care acioneaz asupra palelor (fig.4.7) [12]. 64 Fig.4.7 ( ) ( )2 2111 12 2rpb rr r b p M = |.|

\| + = .(4-16) ( ) ( )2 2222 22 2rpb rr r b p M = |.|

\| + = .(4-17) Momentul la axul motorului va fi: ( )2221 2 12 = =pbM M M .(4-18) n relaia de mai sus( ) , cos cos2 1R e and R e + + ~ + ~ u u undet = pentruunnumrpardepalete k z 2 =iztt = pentru un numr impar de palete1 2 + = k z , dup cum1 0 , + |.|

e kztuinterstiii n refulare, respectiv kz, , 0((

\|etuinterstiii n refulare. n primul caz, cndk z 2 =it = , vom avea: ( ) ( ) u u u cos Re 2 cos cos22 2b p R e R epbM = + + = . (4-19) Mpmentul variaz n funcie de unghiulu . Domeniul de definiie al funciei( ) u Meste ((

e2,2 u n care zt2= . . cos Re 2, Re 2minmaxzb p Mb p Mt== (4-20) n cazul n care avem un numr impar de palete1 2 + = k z , vom avea: ( ) ( ) | |( ) | |. cos coscos cos2cos cos2 2 + ==)`+ + + =R e b pReR e b p M

(4-21) Pentru1 + kinterstiii refulante,ztt + = : ((

|.|

\|+ + =zR e b p Mt cos cos ,(4-22) 65 Iar pentru k interstiii refulante, ztt = : ((

|.|

\| + =zR e b p Mt cos cos . (4-23) Dupcumseobservmomentullaaxulmotoruluinuesteconstant.Variaialuieste caracterizatprinpulsaiamomentului,acruivaloareesteegalcupulsaiadebitului calculat n capitolul2.1.3 pentru pompele cu palete. Pornind de la un moment se pot determina forele care acioneaz asupra paletelor i lagrelor, putndu-se efectua dimensionarea acestor elemente. 4.4.Motoare cu pistoane axiale n cazul motoarelor cu pistoane axiale fora cu care lichidul de presiune p acioneaz asupra unui piston de diametru d 42dp Ft= . (4-24) s descompune ntr-o for tangenial i una normal (fig. 4.8). Fig.4.8 Fora tangenialo sin F T = ,(4-25) creeaz momentul de rsucire. Pentru un piston vom avea: ot sin sin412rdp T Mr= = .(4-26) Cele z pistoane vor crea un moment de rsucire total: ==zirr pdMt112sin sin4 ot. (4-27) Se observ c momentul de rsucire are un caracter pulsatoriu. Puterea la axul motorului va fi dat de relaia: etrM P = , (4-28) ncare edepinde de debitul cu care este alimentat motorul. 4.5. Motoare rotative oscilante Motoarelerotattiveoscilantereprezintocategorieapartedemotoarehidraulice utilizatenacionrilecenunecesitrotaiicompletealeelementuluiactiv:servocomenzi, roboi industriali, maina crmei la nave etc. 66 Aceste motoare pot fi cuuna sau mai multe pale (fig.4.9), circular oscilante (fig.4.9 i fig.4.10) sau liniar oscilante (fig.4.11). Considerndpresiunedincameradeevacuareegalcu0,decip p = A ,putemscrie relaia momentului la arborele motorului cu o singur palet de lime b: ( )( )2 28 4 2d Dpb d D b d D pR F M =+ = = .(4-29) Fig. 4.9 Fig.4.10 Fig.4.11 67 Viteza unghiular va fi : ( )2 28d D bQ= e .(4-30) Pentru motoare cu z palete relaiile momentului i a vitezei unghiulare devin: ( )2 28d Db p zM = ,(4-31) and ( )2 28d D b zQ= e .(4-32) 4.5. Turbine Turbinelesuntmainihidraulicemotoarecarerealizeaztransformareaenergieiprin aciune hidrodinamic a fluidului asupra rotorului. Turbinele fac parte din categoria mainilor hidrodinamice (turbomaini) de multe ori putnd funciona att ca pomp ct i ca motor.Ele prelucreaz energia potenial de presiune i energia cinetic. n capitolul3.2. am prezentat principiile generale de funcionare a turbomainilor. Un criteriu important de clasificare a turbinelor o reprezint turaia specific. 4 / 3 4 / 565 , 3HQnHPn nS= = , (4.33) care de fapt determin forma cea mai potrivit de rotor. Dup turaia specific, avem principalele tipuri deturbine: -turbine Pelton; 50 2 =Sn-turbine Francis; 550 40 =sn-turbine Kaplan. 1200 400 =Sn 4.5.1.Turbina Pelton TurbinaPeltonesteoturbincuaciunecareprelucreazenergiacineticafluidului (apa). Aceast energie cinetic provine din transformarea unei pri a energiei poteniale de presiune a apei n injectorul 1 (fig. 4.12).Jetul de ap de la injector lovete palele curbate 2(cupe) ale rotorului 3, provocnd micarea de rotaie a acestuia cu viteza unghiulare . Debitul poate fi reglat prin deplasarea acului injector 4 cu ajutorul unui servomecanism 5. AcestaesteprincipiulsimpludefuncionarealturbineicuaciunePelton.Pentru stabilirea parametrilor funcionali ai acestei maini hidraulice motoare, considerm c rotorul eiesteconceputastfelnctspreiantreagaenergiecineticajetuluidefluid(energia cinetic a apei din rotor s fie nul): Fig.4.12 68 gvHn221= .(4-34) nH- cdere hidraulic net disponibil la intrarea n main. Cupele rotorului sunt de obicei de form elipsoidal.n fig.4.13 este prezentat o seciuneprintr-ocupformatdindoielipsoizilipiipeaxamare.Cupaesteatacat simetricdejetuldeapcuviteza 1v .Jetulestentorsdecupcuunghiul 2| ,valoare mai mic dect cea teoretic de 0180 [2]. Fig.4.13 Viteza absolut 2veste compus din viteza relativ 2wi viteza periferic u : u w v + =2 2.(4-35) Jetul mpinge turbina imobil cu fora: ( )2 1 1cos 1 | = Qv F ,(4-36) iar turbina n micare cu fora: ( )( )2 1 2cos 1 | = u v Q F . (4-37) Deci fora de mpingere va fi maxim atunci cnd 0290 = | . Puterea dat de turbin va fi dat de relaia: ( )( )2 1 2cos 1 | = = u v Qu u F P . (4-38) Puterea teoretic fiindQH Pt = , randamentul hidraulic al turbinei Pelton va fi: ( )( ) . cos 111 2u u vgH PPth = = | q(4-39) Pentru a stabili randamentul hidraulic maxim derivm expresia (2.4-7) n raport cu viteza periferic u: ( )( )02 cos 11 2= =ccgHu vuh| q. (4-40) Deci: 21vuoptim = . (4-41) De obicei ( )1485 , 0 42 , 0 v u = . 69 4.5.2.Turbina Francis TurbinaFrancis(fig.4.14)esteoturbincureaciuneparial.Foracaredetermin rotireaturbineiseproduceprinaciuneajetuluideap,dariprincretereavitezeintre palete (reaciune).

Fig. 4.14 Energia potenial de poziie a apei din camera de admisie 1 se transform parial n energiacineticndistribuitorul2.Rotorulcupaletecurbate,rsucitenspaiu,modific direciaapeiproducndcupluirealizndenergiemecanic.Apaiesecuoimportant energie cinetic recuperat n parte de difuzorul 5. Camera de admisie, care poate fi de trei tipuri: deschis (bazin), nchis (rezervor) sau spiral(canfigur),facelegturantreconductadeaduciuneidistribuitor.Distribuitorul are rolul de a dirija apa ctre rotor i de a transforma o parte din energia potenial a acesteia nenergiecinetic.Debituladmisnrotorpoatefimodificatprinmodificareaseciuniide treceredintrepaleteledistribuitorului.Reglareadebituluisefacecuajutoruldispozitivului3. Rotorul poate avea axul orizontal sau vertical (la turbinele mijlocii i mari). Palele sale sunt n form de cuit de plug i sunt de mukte ori turnate mpreun cu corpul sau plafonul de care estefixataxul.Difuzorul,numitiaspirator,esteuntubcuseciunevariabilcurolde recuperare a unei pri din energia cinetic a apei la ieire i de conducere a acesteia spre canalul de fug. SeobservasemnareaconstructivdintreopompcentrifugioturbinFrancis. Amndou sunt turbo-maini a cror funcionare difer prin sensul transformrii energetice. Ecuaia fundamental a turbo-mainilor este aceeai, indicele vitezelor diferind evident datorit schimbrii sensului de circulaie al apei: ( )2 12 11u u Tv u v ugH =.(4.42) Aplicnd ecuaia lui Bernoulli ntresuprafaa de ieire din rotor i suprafaa apei vom avea: fatahgv pgvHp+ + = + +2 24 2 2 , (4-43) n care fhreprezint pierderea de sarcin n aspirator. Rezult: atf aatph Hgv v p p< + =22422 2.(4-44) 70 n aspirator se creaz o sugere a apei, mrind cderea de presiune. Se recupereaz astfel o partea parte din sarcina cinetic la ieire, gv222. Totui 2pnupoatefiorictdemic,fiindlimitatdepresiuneadevaporizarela temperaturarespectiv vp .Evitareafenomenuluidecavitaieseobineprincondiiaca nlimea de aspiraie s nu depeasc valoarea: fv aahgv v p pH +=22422max. (4-45) 4.5.3Turbina Kaplan Corespondentul pompelor axiale n domeniul turbomainilor motoare o reprezint turbinele Kaplan. n fig. 4.15 este reprezentat schematic o turbin Kaplan. Fig. 4.15 Apadinconductadeaduciuneptrundencameraspiral1,iardeaiciprin distribuitorul 2, dotat cu palete orientabile, cu ajutorul dispozitivului 3, la rotorul 4. Rotorul este de tip axial format dintr-un butuc pe care sunt fixate 2 6 pale elicoidale, cucaptulliber.Butuculsetermincuoogivparabolic.Paletelerotoruluipotfifixesau reglabile. Aspiratorul5areunrolimportantlaturbineleKaplandeoarecetrebuierecuperato mare cantitate de energie cinetic. TurbineleKaplanpotficuaxorizontal,verticalsauoblic.Suntfolositepentrudebite mari i sarcini mici. Ca i turbinele Francis sunt turbine cu reaciune parial, forma rotorului fiind determinat de turaia specific mai mare. Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 4 1.Cilindrii hidraulici sunt: a. pompe volumice; b. turbopompe; c. motoare hidraulice volumice; d. motoare hidraulice dinamice. 2. Mainile hidrodinamice motoare se mai numesc: a. pompe; b. turbine; c. ejectoare; d. compresoare. 71 3. Viteza unghiular a motoarelor hidraulice oscilante nu depinde de: a. presiune; b. debit; c. numrul de pale; limea palelor. Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare 1c 2b 3a 5. Maini pneumatice Mainile pneumatice transform energia mecanic n energia pneumatic sau invers. Dup sensul acestei transformri avem de-a face cu ventilatoare, suflante sau compresoare atuncicndenergiamecanicdevineenergiepneumatic,saucumotoarepneumatice atunci cnd energia pneumatic devine energie mecanic. Deosebirile fa de mainile hidraulice deriv din caracteristicile diferite ale fluidelor de lucru gaze fa de lichide. Gazelesuntfluideuoare,alecrorforemasicepotfineglijate.Deasemeneaele suntfluidecompresibile,cudensitatevariabilladiferitepresiuni.Fenomeneletermice influeneaz ntr-o msur foarte mare funcionarea mainilor pneumatice. Uneori, n mainile pneumatice gazele pot fi considerate perfecte respect ecuaia lui Clapeyron Mendeleev ( RT pv = sauRT p = saumRT pV =-)evolundncadrulunorproceseizoterme, adiabate i politrope sau la viteze mici, atunci cnd densitatea lor are modificri neglijabile. Ecuaia lui Bernoulli pentru gaze uoare ( )}= + .22constvpdp(5.1) devine pentru procesele respective: a)viteze i presiuni mici,const ~ : .22constv p= +, (5.2) b)proces izoterm, ||.|

\|= =00. p pconstp:

00020002ln2ln2p v p v+ = +(5.3) sau 0002000002ln2ln2p vppp v+ = +(5.4) c)proces adiabatic, ||.|

\|= =k k kp pconstp00

(k exponent adiabatic): 002010 0021 2 1 2 pkk v pkk vk+ =||.|

\|+ (5.5) sau - p presiune; v volum specific; - densitate; T temperatur absolut; V volumul; m masa; R constanta gazelor perfecte 72 002010 0021 2 1 2 pkk vpp pkk vk+ =||.|

\|+(5.6) d)proces politrop||.|

\|= =n n np pconstp00 (n exponent politropic): 002010 0021 2 1 2 pnn v pnn vn+ =||.|

\|+ (5.7) sau 002010 0021 2 1 2 pnn vpp pnn vk+ =||.|

\|+(5.8) Mainilepneumaticeprelucreazenergiapotenialicinetic.Dupfelulenergiei prelucrate putem grupa mainile pneumatice n maini volumice i turbomaini. Referindu-ne la mainile pneumatice generatoare, acestea difer constructiv destul de mult n funcie de gradul de compresie raportul dintre presiunea la ieire i cea de intrare: iecpp= c (5.9) n funcie de ccavem: -ventilatoare 1 , 1 scc ; -suflante (compresoare nercite)4 1 , 1 s cc . Avndungraddecompresieridicat,compresoarelenecesitorcireagazuluin vederea eliminrii cldurii create n procesul de comprimare. Prezentarea mainilor pneumatice va fI fcut avnd n vedere criteriile de clasificare artate mai sus. 5.1. Generatoare pneumatice volumice Mainilepneumaticegeneratoarevolumicetransformenergiamecanicnenergie pneumatic prin variaia volumului din spaiu delimitat. Ele prelucreaz energia potenial de presiune. Compresoarele volumice pot fi cu piston sau rotative (cu lame, cu lobi, elicoidale). Ca orice main volumic, aspiraia i refularea au o anumit intermiten (pulsaie). Principiuldefuncionarealcompresoarelorvolumiceestefoartebineilustratdeun compresor cu piston ideal (fig. 6.1). Compresorul cu piston ideal vehiculeaz gaze perfecte, nu are spaiu mort, pierderile de fluid sunt nule iar disiprile de energie datorit frecrilor, neglijabile. 73 Fig. 5.1 Pistonul aspir la presiunea atmosferic 1pvolumul specific mrindu-se de la 0 la 1v . Comprimareapoatefiizoterm23,politrop(nk). refularea se face la presiune constant 2p . Dup refulare presiunea n compresorul cu piston ideal scade brusc de la 2pla 1p . Lucrul mecanic specific (lucrul mecanic raportat unitii de mas) corespunde, la scara respectiv, ariei suprafeei interioare ciclului. Se observ c lucrul mecanic minim este n cazul comprimrii izoterme, iar cel maxim n cazul comprimrii politrope, cu n>k. Lucrul mecanic specific total este compus din lucrul mecanic al comprimrii, refulrii i aspiraiei: asp ref coml l l l + = .(5.10) Pentru comprimarea izoterm avem: .2 2 1 1const v p v p pv = = =(5.11) deci: 121 1211 1 1 1lnln1212ppv pvvv pvdvv p pdv l lvvvvcomp== = = = =} }.(5.12) Pentru comprimarea adiabat avem: .3 2 1 1const v p v p pvk k k= = = (5.13) deci: ( )( )1 1 3 211131 11 111

113213v p v pkv vkv pvdvv p pdv lk kk vvkkvvcomp== = = = } }. (5.14) Lucrul mecanic specific total se exprim prin relaia: 74 ( )((((

||.|

\|=((((

||.|

\|== = 1111111211121 11 1 3 2kkkkppRTkkppv pkkv p v pkkl . (5.15) nlocuind k cu n, obinem lucrul mecanic specific pentru comprimarea politrop: ( )((((

||.|

\|=((((

||.|

\|== = 1111111211121 11 1 3 2nnnnppRTnnppv pnnv p v pnnl .(5.16) Dacnotmcu mQ debitulmasicicu vQ debitulvolumicalcompresorului,putem scrie puterea compresorului n cazul transformrii adiabate: . 11

1111112111211121 1((((

||.|

\|==((((

||.|

\|=((((

||.|

\|= kkmkkvkkmppkkRT QppkkQ pppv pkkQ P(5.17) 5.1.1. Compresoare cu piston Compresoarele cu piston sunt foarte rspndite n multe domenii de activitate. Datorit acestui fapt ele se prezint ntr-o larg gam constructiv i funcional. Clasificarea compresoarelor cu piston poate fi fcut dup mai multe criterii : numrul de cilindrii, numrul de etaje de compresie, dispunerea cilindrilor, debit, presiunea de refulare etc. 75 Fig.5.2 Pentrudebitemaiimportantecompresoareleseconstruiesccudoisaumaimuli cilindrii care funcioneaz n paralel (fig. 5.2 a). Legarea cilindrilor compresoarelor n serie se efectueaz pentru ridicarea presiunii. ntre etajele de compresie aerul este rcit. Pn la 5 -8 bar compresoarele se construiesc monoetajate. Compresoarelecudouetajepotfindoutrepte(fig.5.2.b,e)saucupiston diferenial (fig. 5.2. c). Pentru presiuni mari numrul de etaje poate fi mai mare (pn la 5).Existcompresoarecucilindriilegainserieinparalel.Astfelputemvorbide compresoare cu 3 cilindrii i dou etaje de compresie (fig. 5.2. d) cu 4 cilindrii i dou etaje decompresieetc.Datoritcompresibilitiigazelorianecesitaiimenineriiconstantea debitului masic, volumul etajelor inferioare este mai mare dect cel al etajelor superioare. 76 Cilindriicompresoarelorpotfidispuinlinie(fig.5.2.a),nV(fig.5.2.e),nW(fig. 5.2.d), n L, pot fi opui (fig. 5.2.f) etc. nfunciedepresiuneamaximderefulareavemcompresoaredejoaspresiune (2/ 10 cm daN s ), de presiune medie (2/ 100 - 10 cm daN ) i de nalt presiune (2/ 100 cm daN > ). Deasemenea,avemcompresoarecudebitemicIi( N/min m ,35 0 < ),mijlocii ( N/min m ,310 5 0 ) i mari ( N/min m310 > ). Compresoarelecupistonauoconstrucieasemntoarecuceaamotoarelorcu ardereintern:partefix(carter,chiulas,cilindrii),partemobil(arborecotit,biele, pistoane), supape de aspiraie i de refulare, sistem de ungere, sistem de rcire, filtre. n fig. 5.3. sunt reprezentate pri componente ale unui compresor: 1 filtru de aer cu amortizordezgomot;2coloanedeaspiraie;3supapadeaspiraiecudispozitivde blocare;4cilindru;5piston;6biel;7uruburidebiel;8carter;9joj;10 dispozitivdeumplereiaerisireacarterului;11chiulas;12supapderefulare;13 coloane de refulare; 14 supap de siguran. La compresoarelecu pistoane reale procesele de lucru nu mai respect ipotezele de lacompresoareleideale.Deciidiagramelesuntdiferite.Diferenelesedatoreazmai multorcauzeprintrecareiexistenaspaiuluimortsauvtmtorntrepistonichiulas. Totui,presupunndofuncionareperfectacompresoruluirealputemconsideracnu avemschimbdecldurntrepieselecompresoruluiiexterior(transformareadiabat),c nu avem pierderi prin neetaneiti i c aerul este un gaz perfect. Fig. 5.3 nacestcazputemtrasadiagramateoreticacompresoruluicupistonreal(culinie punctatnfig.6.4).Diagramareal(suprapuspesteceateoreticnfig.6.4)nearat c 77 presiunea de aspiraie nu mai este constant i este mai mic dect presiunea atmosferic, iarpresiuneaderefularevariaziea,depindpresiuneaderefulareteoretic.Aceste fenomene se datoreaz strangulrii fluxului de aer la supapa de aspiraie ca i rezistenelor pe conducta de refulare. Fig.5.4 Compresoarele cu mai multe trepte i cele difereniale realizeaz o cretere a presiunii de refulare evitnd o nclzire puternic a aerului. Pe lng raportul mai mic de compresie a fiecrei trepte, ntre aceste trepte se realizeaz o rcire a fluidului. nfig.5.5a)esteprezentatdiagramacompresoruluiidealcudoutreptede compresie. Pentru o comprimare politropic, lucrul mecanic specific al unui compresor ideal va fi dat de relaia: ((((

||.|

\|+||.|

\|= 2112111 1nninnippppv pnnl.(5.18) Fig. 5.5 naceeaifig.5.5lapoziiilebicsuntprezentatediagrameleteoreticeirealeale unui compresor real cu dou trepte de compresie i rcire intermediar. Fazelecicluluicompresoruluindoutreptecurcireintermediar(dupdiagrama teoretic), sunt : aspiraia izobar etaj I, 1-2; compresie adiabat, etaj I, 2-4; rcire izobar, 3-4; compresie adiabat etaj II, 4-5, refularea 5-6; destinderea 6-1. Calaoricemainhidropneumatic,principalelecaracteristicialecompresoruluicu piston sunt debitul i presiunea de refulare. RaportuldintrevolumuldeaerrefulatlauncicluicilindreeaetajuluiIsaudintre debitul real refulat i debitul teoretic posibil se numete coeficient de debit: srVV= .- (5.19) - n calculul compresoarelor se exprim n m3N, adic volumul de fluid la presiune atmosferic i temperatura t = 200C 78 Coeficientul de debit, de fapt randament volumic, se poate scrie sub forma: n e = , (5.20) n care e este coeficientul de pierderi prin neetaneiti, iar neste coeficientul de umplere. Pentru un compresor cu i cilindrii de diametru d i curs s, debitul teoretic va fi dat de relaia: | | s N mnids Qt/60 432t= . (5.21) n care n este turaia arborelui cotit n rot/min. Debitul real, mai mic dect cel teoretic, va fi: t rQ Q = (5.22) nafardepresiuneadeaspiraie 1p sau ap ipresiuneaderefulare 2p sau rp se utilizeazinoiuneadepresiunemedieindicatcarereprezintnlimeaunuidreptunghi avndbazaegalcucilindreea sV iariaegalculucrulmecanicaldiagrameiindicate (reale). Pieselemobilealecompresoruluiauomicareliniar(pistonul,bolulpistonului),o micarederotaie(arborecotit)sauomicarecombinat(biela).Oparteabieleipoatefi considerat n micare liniar, iar alta n micare de rotaie. Asupra pieselor aflate n micare rectilinie alternativ acioneaz urmtoarele fore: a)Fora de presiune. Este o for variabil n funcie de poziia pistonului. Ea depinde de presiune care are diferite valori n cursul unui ciclu: pdFp42t= . (5.23) b)Foradeinerie.Studiindcinematicamecanismuluibiel-manivelputemdetermina valoareaacesteifore.ncapitolul2.1amdeterminatpentrupompelevolumicecupiston valoarea vitezei pieselor aflate n micare alternativ: |.|

\| = e 2 sin2sinlrr v (5.24) n relaia (5.24) am notat (fig. 5.6): r raza manivelei; l lungimea bielei; e viteza unghiular a manivelei; unghiul de rotaie. Acceleraia pistonului se obine derivnd viteza n raport cu timpul: |.|

\| = = - e 2 cos cos2lrr v a .(5.25) Fora de inerie va fi dat de relaia: |.|

\| = = e 2 cos cos2lrr m a m Fa a i (5.26) n care ameste masa pieselor aflate n micare rectilinie alternativ. c)Forele de frecare. Frecarea n cazul micrii alternative a pistonului se manifest ntre acesta i segmeni, ca i ntre segmeni i cmaa pistonului. ncazulncaretijapistonuluiaredispozitivdeetanare,apareiaicioforde frecare. Fora de frecare are sens opus deplasrii pistonului. Forelecareacioneazasuprapieseloraflatenmicarerectiliniealternativse compun;forarezultant p F avnddireciaaxeipistonului(fig..7).Aceastalarnduleise descompune dup direcia bieleib Fi dup o direcie normal pe axa pistonuluiN . 79 Fig. 5.6 ForaN esteechilibratdereaciuneapereteluicilindrului.Foradefrecarese datoreaz acestei componente normale N Ff = , (5.27) n careeste coeficientul de frecare ntre piston i segmeni sau ntre segmeni i cilindru. ForaNd natere unui cuplu de basculareNa Mb =care se transmite fundaiei. Forele care acioneaz asupra pieselor aflate n micare de rotaie sunt: a)Fora transmis prin bielb Fcare se descompune ntre o for tangenial aplicat la manetonul maniveleit Fi o for radialr F . Fora tangenial creeaz un cuplu rezistent: r F Mt t = (5.28) nvins de cuplul motoruluide antrenare al compresorului. Fora radialr F solicit lagrele arborelui cotit. b)Fora centrifug 2e r m Fr c = (5.29) n care rm reprezint masa pieselor aflate n micare de rotaie (manetonul, braul maneton, o parte din biel). c)Foreledefrecare.Acesteforeaparntrefusurilearboreluiilagreievidentse opun micrii de rotaie. Cuplul rezistent al forelor de frecare mpreun cu cel dat de forele tangeniale trebuie nvins de cuplul motorului de antrenare. Foreleimomentelecareacioneazasuprapieselorcompresoruluiauuncaracter variabil.Eleprovoacvibraiicaresetransmitbatiuluicompresorului.Lasolicitrivariabile sunt supuse i organele de legtur ale compresorului cu motorul de antrenare (cuplaje, axe intermediare). Reducereavibraiiloriaefecteloracestorareprezintopreocupareimportanta proiectanilor de compresoare cu piston. 80 5.1.2. Compresoare cu lamele Compresoarele cu lamele sunt maini pneumatice generatoare rotative, asemntoare funcional cu pompele cu palete. Sunt maini de tip volumic, comprimarea aerului realizndu-seprinvariaiadevolumnspaiuldelimitatdelamele,stator,rotorexcentricicapacele frontale (fig.5.7). Ciclul teoretic al compresorului cu lamele are urmtoarele faze: aspiraie izobar 1-2, compresie 2-3, refulareizobar 3-4 i destinderea aerului dintre rotor i stator 4-1. Aerul intr prin racordul de aspiraie 1 datorit spaiilor variabile cresctoare,create de paletele2,ceculiseazninteriorulunorcanalepracticatenrotorulexcentric3.Fora centrifuglampingepestatorul4.nparteadejosafigurii,spaiileauovariaie descresctoare, aerul fiind comprimat, apoi evacuat prin racordul de refulare 5. Fig. 5.7 5.1.3. Compresoare cu membran Compresoarelecumembrancucompresoarevolumiceutilizatenspecialpentru vehiculareagazelorpuresauatuncicndfluidulvehiculatnutrebuiesintrencontactcu uleiul de ungere.- Compresoarelecumembransuntasemntoarecupompelecumembran(vezi capitolul 2.6). Membranele metalice (mai multe suprapuse pentru a se evita pericolul contaminrii n cazul spargerii uneia dintre ele) sunt prinse ntre dou discuri concave. La partea superioar estevehiculatgazuldatoritvariaiilordevolumcreatedemembranecaresedeplaseaz elastic sub aciunea unui piston i a lichidului de lucru. O pomp realizeaz compensarea din carter a pierderilor de ulei din neetaneitile pistonului, iar o supap (plasat tot pe circuitul de ulei) limiteaz presiunea de refulare. -Cazulvehiculriioxigenuluicarenutrebuiesintrencontactcugrsimidatoritpericoluluifoartemaredeexplozie.ncazul compresoarelor cu oxigen i uleiul de lucru este de tip special. 81 nfig.5.8esteprezentatunastfeldecompresorcumembran:1limitatorde presiune(supap), 2 taleremembrane, 3 tubulatura pompei compensatoare,4 cilindru piston, 5 fulie, 6 carter, 7 pomp compensatoare. Fig. 5.8 Maina pneumatic din figur se utilizeaz pentru comprimarea oxigenului sau a altor gaze pure de la presiunea minim de aspiraie de 20-25 bar, pn la 200 bar de aceea o ntlnim sub denumirea de surpresor, ea fiind de fapt un etaj II de compresie. PentruaputeaaspiragazuldelapresiuneatmosfericestenevoiedeetajulI,de acelai tip, evident de un volum mult mai mare, care s ridice presiunea de la 1 bar la 20-25 bar. Cele dou etaje formeaz mpreun un compresor pentru gaze pure. Surpresorul poate funciona i singur atunci cnd vehiculeaz gaze din butelii aflate la o anumit presiune (nu mai mic de 20-25 bar). 5.1.4. Compresoare cu lobi Acesttipdecompresoare,ntlniteisubdenumireadecompresoareRoots,sunt alctuitenprincipaldindourotoareprofilate(unulconductor)careserotescnsens invers. Principial sunt asemntoare cu pompele cu angrenaje cicloidale ntlnite n capitolul 2.6. Spaiile variabile create ntre rotoarele profilate i carcas realizeaz mpingerea aerului ntre racordul de aspiraie i cel de refulare. n fig.5.9esteprezentatschematicunastfeldecompresor. Spaiilepunctatedesub lobul orizontal reprezint aerul acumulat la sfritul aspiraiei ( poziia din figur reprezint un astfel de moment). n faza imediat urmtoare ncepe refularea aerului acumulat, refulare care se ncheie dup rotirea cu 1800 a lobului inferior. Lobul superior execut aceleai faze. 82 Fig. 5.9 5.2. Generatoare pneumodinamice Mainilepneumaticegeneratoaredinamicefacpartedincategoriaturbomainilor pneumatice, putnd fi clasificate dup gradul de compresie n : ventilatoare ( 1 , 1 scc ); suflante sau compresoare nercite ( 4 1 , 1 s cc ). ncazulventilatoarelor,vitezeleipresiunilemicilacarelucreaznepermits considerm fluidul practic incompresibil. Dacfluxulprinrotoresteradialavemventilatoarecentrifuge,dacesteaxial, ventilatoare axiale. La suflante unde gradul de compresie este mai ridicat fluidul nu mai poate fi considerat incompresibil, totui influena temperaturii nu este aa important.Lacompresoareproceseletermicejoacunrolimportant;aparenecesitatearcirii fluidului. Lucrul mecanic consumat este cu att mai miccu ct temperatura medie a fluidului nprocesuldecompresieestemaimic.Esteevidentcrcireaprovoaciocreterea pierderilor, deci o micorare a randamentului. De aceea, modul n care se realizeaz rcirea trebuie atent studiat astfel nct s se gseasc o soluie optim. 5.2.1. Ventilatoare centrifuge Existomareasemnarefuncionaliconstructivntreventilatoareleipompele centrifuge. Destinate transportului gazelor la joas presiune, ventilatoarele pot fi considerate cvehiculeazfluidepracticincompresibile.nacestcazteoriaturbo-mainilorpoatefi aplicat n mare msur ventilatoarelor. nfig.5.10esteprezentatschematicunventilatorcentrifug.Seobservracordulde aspiraie1,rotorul2,cameraspiral3.Ceeacediferfadepompelecentrifugeeste raportulntredimensiunilediferitelorcomponente,acesteadatorndu-sediferenelor apreciabile ntre valorile densitilor fluidelor vehiculate. Dup presiunea relativ de refulare, ventilatoarele pot fi de joas presiune ( , o parte din energie devine energie cinetic, iar dac a rv v | , iar la cele axiale 1| , iar la cele axiale 1 2u u = ; c.la cele centrifuge 1 1 1w u v + = , iar la cele axiale 1 1 1w u v + = ; d.la cele centrifuge 0190 = o , iar la cele axiale 0190 = o . Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare 1b 2a 3a 4b 5b 6d 7b 6.Aparatur de comand, control i auxiliar Principalelefunciialeunuisistemdeacionarehidropneumaticsuntcelede producereaanergieihidraulicesaupneumaticeidereconversieaacestoranenergie mecanic.Elementelecareproducsaureconvertescenergiahidraulicsaupneumatic, pompele(compresoarele)imotoarele,suntconsiderateprincipalelecomponenteale sistemului de acionare. Trebuiesubliniatnscoimportandeosebitnbunafuncionareasistemuluio reprezint i celelalte elemente hidropneumaticepe care le vom studia n capitolul de fa. Aceste elemente pot fi clasificate n aparatur de comand i auxiliar. Aparaturadecomandareroluldeadirijaidearegladebitulsaupresiunea fluidului, rol jucat n principal de distribuitoare, drosele i , respectiv, supape. Aparaturaauxiliarservetelaconducereamediuluifluid(conductele),lafiltrarealui (filtrele), la nmagazinarea i rcirea acestuia (rezervoarele i schimbtoarele decldur), la acumularea de energie hidropneumatic (acumulatoare), la etanare (sisteme de etanare). 6.1.Aparatur de comand i control Mediulfluidtrebuiedirijatdelaelementulgeneratorctrediferiteprialesistemului de acionare n vederea parcurgerii unui traseu, uneori foarte complicat, nainte de a ajunge la elementul motor i de aici, eventual, napoi n elementul generator.Schimbareasensuluimotoruluicaiparcurgereaselectivadiferitelortraseeale instalaiei este realizat de aparatura de distribuie. 98 Modificarea vitezei liniare sau unghiulare la motoarele liniare sau rotative hidraulice i pneumatice este realizat prin variaia debitului. Aceast variaie a debitului se face fie de la elementul generator, n cazul cnd acesta este cu debit reglabil, fie cu ajutorul droselelor, n mod rezistiv, cu pierdere de energie. Fora sau cuplul la motoarele liniare sau rotative sunt modificate prin variaia presiunii. Comanda i reglarea presiunii n instalaie, dar i alte funciuni, sunt ndeplinite de elementele hidropneumatice cu denumirea generic de supape. 6.1.1.Aparatur de distribuie Rolulaparaturiidedistribuieestedeadirijafluiduldelaelementulgeneratorctre diferite pri ale instalaiei. Aceast dirijare se poate face i cu reglare rezistiv. Clasificare distribuitoarelor poate fi fcut innd cont de mai multe criterii:a)Dup numrul finit sau infinit de poziii de lucru avem: distribuitoare discrete (fig.6.1 a, b, c) sau continue (fig.6.1 d). b)Dup forma organului de distribuie: -cilindric cu micarea de translaie sertar (fig.6.1 a) sau de rotaie (fig.6.2 b); -plan cu micare de translaie (fig.6.1 c) sau de rotaie. c)Dup modul de acionare avem: distribuitoare manuale, electrice , hidraulice, pneumatice, electrohidraulice, pneumohidraulice, mecanice; d)Dupfelulcomenzii:directsaupilotat(undistribuitormaimiccomandunulde dimensiuni mai mari fig. 6.1 e); e)Dupgraduldeacoperire(diferenadintredimensiuneapistonului pL iceaacanalului cL (fig.3.1a)),avem:acoperirecritic, c pL L = ;acoperirepozitiv, c pL L > ;acoperire negativ, c pL L < . Funcionarea unui distribuitor este n general foarte simpl. La o comand tip manual, electric,hidraulicetc.organuldedistribuiesedeplaseazdiscretsaucontinuudeschiznd sau obturnd trecerea ctre diferite trasee. Distribuitoarelepilotatedinfig.3.1e)funcioneaznfelulurmtor:electromagneii1 comandplunjerulpilotat2caresedeplaseazsprestngasauspredreaptadeschiznd caleauleiuluicareacioneazsertarulprincipal3deplasndu-lspredreapta,respectivspre stnga. n acest fel se realizeaz circuitul principal de ulei PA i BR, respectiv PB i AR. Debitulcaretreceprindistribuitorestedirectproporionalcuseciuneadetrecere ( ) t x d A =t , unde d reprezint diametrul pistonului, x deschiderea variabil, iar c pL L t =- gradul de acoperire. 99 Fig. 6.1 Debitul Q depinde de asemenea de cderea de presiunep A : ( )t pt x d QA =2. (6.1) 65 , 0 6 , 0 = , coeficientul de debit. Putemobservadependenaliniaradebitulfadedeplasare.nfig.6.2sunt reprezentatediagramele( ) x Q pentruruteleAP,AR,BPandBRladistribuitoarelecu acoperire critic, positiv sau negativ. 100 Fig.6.2 aFig.6.2 bFig.6.2 c Pentru anumite deschideri, cderea de presiune depinde de ptratul debitului. 6.1.2. Aparatur pentru controlul debitului Ne vom referi n acest capitol la reglarea rezistiv a debitului. Aceast reglare se face cuajutorulunorrezistenehidraulice,fixesauvariabile,careformeaz,mpreuncualte elemente un dispozitiv numit drosel. Droselelepotfidiscretesaucontinuedupcumnumrulpoziiilordelucruestefinit sau infinit. Mai exist aa numitele drosele digitale care reprezint o contrucie complex de 3-5 drosele identice care asigur, n raport cu un debit de baz, mai multe variante de debite aflatenseriegeometric.Reglareacontinupoatefirealizatsimultancudistribuian distribuitoare. (fig.6.1 d). Fig.6.3 Elementuldebazaldroselului,rezistenahidraulic,poatefidemaimultefeluri: muchie de control (fig.6.3 a, b, c), capilar (fig.6.3 d) sau fant (fig.6.3 e). Droselesemonteazncircuitehidraulicedeputerimiciacrorelementgenerator esteopompcudebitconstant.Montareasefacepecircuituldealimentareamotorului hidraulic, pe circuitul de retur sau n paralel cu motorul hidraulic (fig. 6.4). 101 Fig.6.4 n fig. 6.5 este prezentat un drosel de cale care realizeaz o reglare a debitului numi dac circuitul se face de la stnga la dreapta [5]. Piuliareglabil1sedeplaseazncorpul2modificndspaiuldedroselizare3. FluidulcirculpetraseulAB3CD.nsensinvers,circuitulsefacenetrangulatpetraseul DEA, supapa de sens 4 fiind deschis. Fig.6.5 Relaia (1) este valabil i la drosele. Se observ c debitul Q depinde de cderea de presiune, nu numai de deschiderea x. n scopul evitrii dependenei inevitabile a debitului de cdereadepresiune,droselulsemonteazmpreuncuunregulator.Ansambluldrosel-regulator poate fi de tip restrictor (fig.6.6 a), n care avem regulatorul i apoi droselul, i de tip by-pass (fig.6.6 b) n care debitul principal trece prin drosel (pentru a meninep Aconstant, o cantitate mai mare sau mai mic de fluid trece prin regulator n rezervor). Regulatorul se poate monta i n paralel cu droselul (fig.6.7). Notnd cu A seciunea piesei mobile a regulatorului i cu aFfora arcului, putem scrie echilibrul forelor: A p F A pa 0 1= + .(6.2) 102 Fig.6.6 De aici rezult .1 0constAFp p pa= = = A (6.3) Fig. 6.7 naintedeasestabiliza,debitulreglattreceprintr-unregimtranzitoriu.Ecuaiacare descrie acest regim tranzitoriu este n general cunoscut: ( ) = + +extF t x kdtdxcdtx dM22,(6.4) ncareMmasapieseinmicare,ccoeficientuldefrecarevscoas,Krigiditatea resortului, t gradul de acoperire i extF- suma forelor exterioare. Funcionarea droselului n regim staionar este definit de mai multe caracteristici: -caracteristicile de reglare n care debitul Q este exprimat n funcie de cursa liniar h, cursa unghiular sau numrul de diviziuni ale rotorului de comand (fig.6.8 a); -caracteristica foreidecomandncareforanecesarcomenziidroseluluiseexprimn funcie de curs i de presiune (fig.6.8 b); -caracteristica hidraulic - () Q p A(fig.6.8 c). Fig.6.8 103 6.1.3.Aparatur pentru controlul presiunii Lucrulmecanicefectuatnsistemeledeacionarehidropneumaticestedeterminat, pelngdebit,dectrepresiune.Presiunea,cavariabildeefort,trebuiecontrolatn sistem. Prin controlul presiunii se nelege o multitudine de funciuni: protecia instalaiei prin limitareavaloriimaximeadmisibile,reducereapresiuniipentruaputeafiadaptat particularitilordiferiilorconsumatori,reglareapresiunii,meninereaeiconstantindiferent decerineleconsumatorilor,asigurareauneiintrrisuccesivenfunciuneamotoarelor hidraulice, crearea unei sarcini suplimentare n instalaie, interzicerea circulaiei fluidului. Elementelesistemelordeacionarehidropneumaticcarerealizeazcontrolul presiunii sunt supapele. Ele se monteazn serie sau n paralel cu generatorul sau motorul hidropneumatic, n aval sau n amonte de acesta. Dup funcia pe care o ndeplinesc, supapele se pot clasifica astfel: - supape de siguran; - supape de reducere - supape de reglare; - servoregulatoare de presiune; - supape de succesiune; - supape de contrapresiune; - supape de sens etc. Reglarea presiunii poate fi fcut prin deversarea surplusului de debit la rezervor, prin trangulare sau prin modificarea debitului pompei. Supapelepotficomandatedirectsaupilotat(prinmodificareaelementuluide referin). n esen, supapele cu comand direct sunt constituite din urmtoarele componente (fig.6.9):sesizordepresiune1;elementdereferin2(resortdeobicei)ielementde reglare 3 (deschidere variabil). Fig. 6.9 Moduldeacionareasupapeicucomanddirectesteurmtorul:presiunea acioneaz asupra sesizorului de presiune; la o anumit valoare fora resortului va fi nvins iar o parte a debitului se va scurge prin orificiul supapei, ceea ce duce la reducerea presiunii n sistem. n regim staionar, cderea de presiune din sistem,p A , depinde de seciunea variabil a orificiului de scurgere xS : 222xdSQC p= A . (6.5) Seciunea poate fi considerat dependent liniar de deschiderea x: x k Ss x = . (6.6) Scriind echilibrul forelor pe direcia supapei, obinem: 104 x k F F p SR H+ = + A0 0,(6.7) ncare 0S -suprafaaactiv; 0F -foradeprereglarearesortului, HF -forahidrodinamic datoratcurgeriifluiduluiprinseciuneadereglare,foradirectproporionalcucdereade presiune. p x k FH HA = . (6.8) Din(5), (6), (7) i (8) obinem: ||.|

\| AA A=00 02SFpp k kS kCpQH RSd . (6.9) Dupcumseobservcaracteristicasupapeidepindedeoseriedeparametrii: constantaresortului Rk ,constanta Sk ,constanta hk careesteinfluenatdeforma elementului de sesizoare .a. Relaia (6) este valabil pentru deschideri x relativ mici. Atunci cndsupapaaredeschiderenominal,variaialuip A cudebituldevineparabolicconform relaiei (5), n care xSeste constant. n fig. 6.10 este prezentat caracteristica supapei. Fig. 6.10 Seobservcreterealentaluip A ,nzonadeschiderilormici,urmatdevariaia parabolic. Vom prezenta, n continuare, cteva din multitudinea tipurilor de supape cu comand direct. Supapa de siguran (fig. 6.11). Rolul supapei de siguran este de a proteja instalaia n cazul creterilor de presiune. Supapa de siguran este format din ventilul 1, arcul 2, urubul de reglare a forei din arc 3 i corpul supapei 4. Funcionareeiestefoartesimpl.Lapresiunenormal,foraarculuiineapsat ventilul pe scaun. Odat depit o valoare admisibil a presiunii, fora arcului este nvins i oparteadebituluidefluidestedisipatsprerezervorsaunaltdirecie,provocnd scderea presiunii n instalaie.

Fig. 6.11 105 Supapa de sens (fig. 6.12). Supapa de sens permite trecerea fluidului ntr-un singur sens, cellalt fiind blocat. Ele se mai numesc i supape de reinere. Exist i supape de sens deblocabile care permit la o anumit comand, trecerea fluidului i n sens opus. Fig. 3.12 Supapa de reducie (fig. 6.13). Acest tip de supap permite obinerea unei presiuni constante la ieire 2p , chiar dac presiunea la intrare 1peste variabil. Condiia este ca 1ps fie mai mare ca 2p . Fig. 6.13 n fig. 6.13 este prezentat un regulator de presiune tip Progresul. Arcul1estetaratastfelnctforasasnvingforacreatdepresiunea 2p . Presiunea 1pfiind mai mare deplaseaz pistonul 2, obturnd parial sau total orificiul 3, pn la echilibrarea forelor. Ladebiteipresiunimaimaricomandasupapeinumaipoatefifcutdirectdin considerentedegabaritigreutate. Sesizareapresiuniieste efectuat dectresupap mai miccucomanddirectcarecontroleazfuncionareaelementuluidereglarepropriu-zis. Acestansambluformeazsupapacucomandindirectsaupilotat.nfig.6.14este prezentat schematic o astfel de supap. n momentulncare presiuneansistem depetevaloarea 0p pentrucareresortul supapeicucomand direct 1S se deschide, presiuneanparteasuperioar aelementului 2S scade,crendu-seposibilitateacaoparteimportantadebituluissescurgprin seciunea 2A . Putem regla presiunea n ntreg sistemul prin reglarea resortului supapei 1S . 106 Fig. 6.14 6.2. Aparatur auxiliar ncadrulunuisistemdeacionarehidropnenumaticexistoserientreagde elemente,curolprecisdeterminat,careconcurlarealizareatransformriienergeticen condiiictmaibune.Aparaturaauxiliarnugenereazenergiahidraulicsaupneumatic, nuotransformnenergiemecanicinicinucomandsauregleazfuncionarea sistemului.nschimbpermitelegturantrediferiteelemente,nmagazineazfluidul,l filtreaz i l rcete, acumuleaz energie, asigur etanarea sistemului .a. Existolargcategoriedeelementehidropneumaticeauxiliare.nceleceurmeaz vom vorbi despre conducte, filtre, rezervoare i acumulatoare. 6.2.1. Conducte Conducerea mediului hidraulic se efectueaz printr-o mare varietate de conducte. Conductele pot fi rigide sau flexibile (furtune). Conductele rigide de diametre mai mici pot fi rsucite sub form de spiral, permind o anumit flexibilitate. Traseele pe care circul fluidulpotfipracticatencorpurileelementelorsistemuluisaupotfiexterioare.Dup presiunealacarelucreazavemconductedejoas,medie,naltiultranaltpresiune. Exist i furtune de nalt presiune prevzute cu inserie metalic. ConductaestecaracterizatprindiametrulnominalDN,carereprezintdiametrul seciuniiinterioare.Existorelaientrediametrulnominal,presiuneanominal np i grosimea conductei. Aceast relaie este reglementat n standarde i este dat tabelar. Existdeasemenearelaiintrepresiuneanominalivitezadecurgere,relaii determinate n special de limitarea pierderilor de presiune. Conducteleseleaglaelementelesistemelorhidropneumaticeintreeleprin intermediulunorracorduri,T-uri,coturi,reducii.Acesteasuntstandardizateicorespund diametruluinominalalconductelorrespective.Mareavarietatedelegturiexistentenune permite, n economia lucrrii de fa, dect s prezentm cteva legturi.-racord cu eav rebordurat (fig. 6.15 a); -racord cu eav rebordurati buc (fig. 6.15 b); -racord cu buc sferic pe con (fig. 6.15 c); -racord cu manon elastic tip ERMETO (fig. 6.15 d). 107 Fig. 6.15 La curgerea fluidului prin conducte i prin racorduri, robinei etc., datorit frecrii dintre particulele fluide i dintre acestea i perei se produc pierderi de presiune care pot fi liniare i locale: 212vDplin = ,(6.10) 22vploc, = , (6.11) unde estecoeficientulpierderilordesarcinliniare,, -estecoeficientulpierderilorde sarcin locale, l lungimea conductei, D diametrul conductei,- densitatea fluidului, v viteza fluidului. 6.2.2. Filtre Filtrareamediuluihidraulicsaupneumaticareodeosebitimportannbuna funcionareaelementelorsistemului.Filtrelereducegraduldecontaminareafluiduluicu impuriti sub o anumit limit astfel nct, pe lng funcionarea sistemului n bune condiii, s se evite uzura prematur a elementelor sale. Impuritile provenite din mediul exterior sau din cel interior (din fluidul nsui sau de la elementelecomponentealesistemuluihidropneumatic)potfidenaturmecanicsau chimic. Graduldecontaminareestedatdemrimea,formainumrulparticulelor impurificatoare. El este influenat de viteza i presiunea lichidului. Fig.6.16 nfig.6.16esteprezentatunfiltrucompusdin:1orificiudeintrare,2capac,3 element filtrant, 4 arc, 5 inel O, 6 orificiu de ieire, 7 supap de ocolire (by-pass).[5] 108 ncazulncarefiltrul estenfundat,presiuneacreatnsistem deschidesupapabypass,realizndu-seastfelcircuituldirect,cuocolireaelementuluifiltrant.Existfiltrecare permitsemnalizareaacesteisituaii,putndu-seluamsurideschimbaresaucurarea elementului filtrant. Unele filtre sunt prevzute cu priz pentru manometru, a crui indicaii permit stabilirea gradului de colmatare aelementului filtrant. De multe ori se utilizeaz filtre duble, n paralel, putndu-se schimba astfel elementul filtrant, fr oprirea instalaiei. Elementelefiltrantepotfidesuprafa,atuncicndreinparticulelepesuprafaalor, saudeadncime,cndparticulelesuntreinutenntreagamasaelementului.Filtrelede suprafapotfidehrtie,carton,esturmetalic,putndu-irecptademulteoriprin suflare sau prin inversarea sensului de circulaie al fluidului, capacitatea de filtrare. Filtrele de adncimesuntconstituitedinstraturisuccesive,fiecarestratputndfialctuitdinhrtie impregnat cu rini, din bile sau alte elemente metalice sinterizate, material textil pliat etc. Fineeafiltrriipoatefiapreciatnunitiabsolutesaurelative.Caunitateabsolut avem diametrul celei mai mari particule aferice care poate trece prin elementul filtrant. Privit astfel, filtrarea poate fi: - grosierm 200 ; - mediem 60 50 ; - finm 15 10 ; - micronicm 5 2 ; - sub-micronic m 1 . Fineea relativ raporteaz numrul de particule de un anumit diametru care trec prin filtru la numrul total de particule. Filtrele se pot monta pe aspiraie, pe refulare, sau pe retur. Montarea filtrelor pe aspiraie, prezint avantajul protejrii pompei, ca i al faptului c nu lucreaz la presiune. n schimb, introduc rezistene suplimentare pe circuitul de aspiraie, cu efect asupra reducerii sarcinii de aspiraie a pompei i asupra condiiilor de producerea a cavitaiei. Montareafiltrelorperefulare,aanumitelefiltredepresiune,permiteprotejarea elementelorinstalaieicarecomportomecanicmaifin(distribuitoare,supapeetc.). prezintdezavantajulctrebuierealizateastfelnctsrezistelapresiune,iarpompanu este protejat direct. Filtrele de retur, montate de obicei pe rezervor, reprezint o soluie foarte rspndit. Presiunea la care lucreaz, este relativ sczut. Bineneles,ncadruluneiinstalaiisepotmontamaimulteelementefiltrante,n diferite zone. Pelngproteciainstalaieiprincurireamediuluifluid,filtrelepotcontribuila mbuntirea regimului de pulsaii ntr-un sistem de acionare hidrostatic. 6.2.3. Rezervoare nmagazinareamediuluihidraulicpoatefifcutlapresiuneatmosferic,n rezervoare,lajoaspresiune,nrezervoaredeumpleresaulapresiuneridicat,n acumulatoare. ntr-un sistem de acionare hidrostatic rolul rezervorului este multiplu: nmagazineaz mediulfluid,permitedecantareaimpuritilor,creeazcondiiinvederearciriifluidului, constituieunsuportpentrudiferiteelementealeinstalaiei(demulteoripompelesunt montate direct pe rezervor). 109 Fig.6.17 nfig.6.17esteprezentatschematicunrezervorhidraulic.Seobservconductade aspiraie1iconductaderefulare2.Lacaptulconducteideaspiraieavemfiltrul3.Cele doucameresuntseparatedeunperetedeversor4.Umplereasefaceprinelementul5 prevzut cu filtru . Robineii 6 i 7 servesc la eliminarea depunerilor. Dup,cumammaispus,rezervoarelepermitrcireaattprinamestecarealichidului din instalaie cu lichidul din rezervor mai rece, ct i radierea cldurii. inndcontdebilanultermic,sepoatestabilivolumulnecesaralrezervoruluicu relaia [8]: | |3 33010 mT TQV||.|

\|= , (6.12) n care: T temperatura de funcionare stabilizat; 0T temperatura mediului exterior; ( )P Q q = 1 860 ,(6.13) cantitateadecldurdegajatnsistem;PputereapompeiexprimatnkW;q randamentul total. Volumul rezervorului mai poate fi stabilit cu formula: ( ) ] [ 5 ..... 3maxl Q VP= ,(6.14) n care maxPQreprezintdebitul maxim al pompei n l / min. 6.2.4. Acumulatoare Rolul acumulatorului ntr-o instalaie hidraulic este multiplu: - rezervor de lichid sub presiune; - furnizor de debite mari n anumite momente; - compensator al pierderilor de lichid i al pierderilor volumice datorate dilatrilor. - generator hidraulic pentru perioade scurte; - amortizor de pulsaii; - absorbitor de ocuri hidraulice; - recuperator al energiei de frnare. nmagazinarea energiei se poate realiza hidromecanic (acumulatoare cu greuti fig. 6.18a,cuarcfig.6.18b)sauhidropneumatic.Laacumulatoarelehidropneumaticegazul comprimatnmagazineazenergie.nfazadedescrcare,gazulsedestindeevacund lichidul.Acumulatoarelehidropneumaticepotficugazfrseparaie(fig.6.18c)saucu separaie de tip piston (fig. 6.18 d), burduf (fig. 6.18 c) sau membran (fig. 6.18 f). 110 Fig. 6.18 Pentrucalcululacumulatoarelorseconsidercomportareagazuluipolitropic ( . const pV n= ).Datoritfaptuluicncrcareaacumulatoruluisefacentimpscurt, exponentulpolitropicnudepetevaloarea1,1,aanctipotezatransformriiizoterme ( . const pV = ) nu este prea departe de adevr. n fig. 6.19 sunt prezentate 3 fazeale funcionrii acumulatorului [8]. Fig. 6.19 a)nainte de intrarea lichidului gazul ocup ntreg volumul V (considerm volumul pistonului neglijabil) la presiunea p. b)Lichidul refulat de pomp a ocupat volumul maxim MVla presiunea Mp . Gazul se va afla tot la presiunea Mpocupnd volumul MV V . c)n faza de descrcare trebuie s rmn un volum minim de lichid mVla presiunea mp . Cunoscnd V, p i Mp , determinm MVdin legea transformrii izoterme: MMppV V V = .(6.15) Deci: ||.|

\| =MMppV V 1 .(6.16) Scriind legea transformrii izoterme pentru faza de descrcare vom avea: mmppV V V = ,(6.17) sau: ||.|

\| =mmppV V 1 .(6.18) Volumul util al acumulatorilor va fi dat de relaia: 111 ||.|

\| = =M mm M uppppV V V V .(6.19) Lucrare de verificare unitatea de nvare nr. 6 1. Sertarul este un distribuitor a.cilindric cu miscare de translatie ; b.cilindric cu miscare de rotatie ; c.plancu miscare de translatie ; d. plancu miscare de rotatie. 2.Droserul se utilizeaza la a.reglarea presiunii ; b. reglarea debitului; c reglarea densitatii; d. reglarea viscozitatii. 3.Acumulatoarele nu indeplinesc functia de a. generator hidraulic ; b, rezervor de lichid ; c. absorbitor de socuri hidraulice; d. d. regulator de debit.

Rspunsuri i comentarii la ntrebrile din testele de autoevaluare 1a 2b 3d 7. Aparatura de msur Dinpunctdevederecantitativ,apreciereauneimrimifizicepoatefifcutfieprin calcul, fie prin msurare. Msurarea unei mrimi fizice const n compararea i cu o mrime de aceeai natur care,n modconvenional,constituie unitateademsur.Carezultat almsurriise obine un numr abstract numit valoarea numeric care ne arat de cte ori este cuprins unitatea demsurnmrimeafizicrespectiv.Caurmare,omrimefizicBsepoateexprima ntotdeauna printr-un produs simbolic dintre valoarea numeric b i unitatea de msur, : | b B = . (7.1) ngeneral,rezultatelemsurtorilorsuntafectatedeerori.Astfel,dacnotmcu ib valoarea numeric a unei mrimi fizice, obinut printr-o msurtoare, i (i= 1, 2, . . . . n) i cu 0bvaloarea numeric adevrat a aceleai mrimi fizice, definim:-eroarea absolut: ( )0 0B B b b Bi i i = = A | ;(7.2) -eroarea relativ: 0000bb bBB Bi ii== c ;(7.3) carepoate fi exprimat i procentual, sub forma: | | % 10000BB Bii= c . (7.4) Eroarea absolut luat cu semn contrar, reprezint corecia msurtorii iK , adic: 112 i i iB B B K = A =0, (7.5) de unde rezult valoarea adevrat a mrimii fizice respective sub forma: i iK B B + =0.(7.6) Dac procedeul de msurare s-a repetat de n ori, se poate calcula o valoare medie: ==niiBnB11,(7.7) i o medie ptratic a erorilor: ( )==niiBn121o . (7.8) Eroareademsurarepoateficonsideratcaosumdeerorintmpltoare,erori sistematice i, uneori, chiar a unor greeli (erori grosolane). Identificarearezultatelorafectatedeerorigrosolanesefaceprinstabilireaunui domeniu de toleran: | | ( ) ( ) | | o o Z B Z B B B D + = = , ,max min, (7.1-9) unde Z este un coeficient care depinde de numrul de msurtori, n (astfel, pentru n = 6, Z = 1.73 ; pentru n = 10, Z = 1.96 ; pentru n = 15, Z = 2.13). Rezultatelemsurtorilor iB carenuaparindomeniuluiD,definitprinrelaia(7.1-9), sunt considerate erori grosolane i ele sunt eliminate. 7.1. Aparate pentru determinarea proprietilor fizice ale fluidelor Proprietilefizicealefluidelorsuntcaracterizateprintr-oseriedemrimifiziceca: densitatea,vscozitatea,temperatura,coeficientuldecompresibilitateizoterm,coeficientul dedilataieizobar,clduraspecific,tensiuneasuperficialetc.Dintreacestea,ncelece urmeaz, se vor analiza procedeele de msurare ale densitii i ale vscozitii fluidelor. 7.1.1. Msurarea densitii Pentrucorpuriomogene,densitateareprezintmasaraportatlaunitateadevolum ( V m/ = ). Dintreaparatelepentrumsurareadensitiienumerm:aerometrul,balana hidrostatic, tubul n form de U. a)Aerometrul este un plutitor avnd