9.6. Turbotransmisii - mh.mec.upt.romh.mec.upt.ro/ftp/Bibliografie...

Cap. 9. Maşini hidraulice 253 254 MECANICA FLUIDELOR, MAŞINI HIDRAULICE ŞI ACŢIONĂRI

Fig.9.68. Diagrama universală pentru o turbină Kaplan

9.6. Turbotransmisii

9.6.1. Noţiuni generale Turbotransmisiile sunt maşini hidraulice care realizează o dublă transformare energetică:

1. Energie stereomecanică cu anumiţi parametri Energie

hidraulică Energie stereomecanică cu al parametri

2. Energie

hidraulică Energie stereomecanică Energie hidraulică

De obicei varianta 1 este constituită din maşini în circuit închis, iar varianta 2 de transformare se face în maşini în circuit deschis. Din punct de vedere constructiv turbotransmisiile sunt maşini care reunesc în aceeaşi carcasă un rotor de pompă, unul de turbină şi un aparat de conducere fix. La început cele două maşini, generatoare şi motoare, au fost separate, evoluţia ulterioară a tehnicii le-a adus sub aceeaşi carcasă, ele fiind la ora actuală diferite constructiv de maşinile de bază, preluând numai rotoarele. Rotorul de pompă este cuplat cu o maşină primară şi transformă energia de la arborele acestuia în energie hidraulică, iar rotorul de turbină preia această energie transformând-o în energie mecanică necesară unei maşini conduse, numită maşină secundară. Avantajele principale ale turbotransmisiilor constau în reglarea continuă a turaţiei şi momentului la arborele secundar, netransmiterea şocurilor şi vibraţiilor

de la motorul de antrenare la maşina condusă, precum şi a unor tehnologii relativ simple de realizare, costuri relativ reduse şi gabarite mici la puteri mari transmise. Dezavantajul principal al acestor maşini este funcţionarea la randamente ridicate într-un domeniu redus al raportului de transmitere. Turbotransmisiile se utilizează frecvent în tracţiunea rutieră grea, ca parte din cutiile de viteze complexe ale autobuzelor, autocamioanelor, utilajelor terasiere şi tancurilor. Tracţiunea feroviară şi navală sunt de asemenea domenii de aplicare ale acestor maşini, ele regăsindu-se şi în componenţa utilajului petrolier şi a maşinilor unelte. În fig.9.69. sunt prezentate schemele funcţionale pentru turbortransformator şi turbocuplaj.

Fig.9.69. Schema principială a turbotransmisiilor

În cazul turbotransformatorului (fig.9.69a), în funcţie de dispunerea relativă a elementelor circuitului hidraulic, se disting: turbotransformatoare de clasa I, cu dispunerea P - T - R; turbotransformatoare de clasa II, cu dispunerea P - R - T.

Turbocuplajele (fig.9.69b), care nu posedă reactor, au rotoare identice, ele fiind de fapt capabile să funcţioneze şi ca maşini reversibile din punct de vedere al transmiterii energiei. Lichidul de lucru este agentul de transmitere energetic şi are o mişcare spaţială complexă în interiorul suprafeţei toroidale delimitată de componentele maşinii. În mod frecvent ca lichide de lucru se utilizează uleiurile minerale.

9.6.2. Probleme constructive şi funcţionale 9.6.2.1. Turbocuplajul Turbocuplajul sau turboambreajul se compune în principiu dintr-un rotor de pompă şi unul de turbină puşi faţă în faţă şi echipaţi cu palete plane radiale (fig.9.70). Un desen tehnic al unui turbocuplaj este reprezentat în figura 9.72. În spaţiul cuprins între rotoare se află o cavitate toroidală care se umple cu lichid în proporţie de 80...90%. La rotirea arborelui primar, rotorul de pompă transmite lichidului forţe centrifuge ce tind să-l evacueze din rotor; el pătrunde în turbină, pe la periferie şi va roti acest rotor, părăsindu-l prin secţiunea de lângă arbore. Turaţia rotorului de turbină va fi mai mică decât cea a rotorului de pompă, diferenţa purtând numele de alunecare; O exprimare relativă a acesteia este:


Fig.9.70. Turbocuplajul 1 - rotor pompă; 2 - arbore primar;

3 - rotor turbină; 4 - arbore secundar; 5 - carcasă

1

2

1

21 1nn

nnns

(9.197)

În cazul egalităţii turaţiilor 0 , 12 snn şi circulaţia încetează. Dacă 2n 1n lichidul va circula de la turbină la pompă executând frânarea acesteia. Din interacţiunea rotor pompă-lichid de lucru şi respectiv lichid - rotor turbină rezultă momentele: la pompă:

])()[( 11221 PuPuP vrvrQMM (9.198) la turbină:

])()[( 22112 TuTuT vrvrQMM (9.199)

Deoarece rotoarele sunt identice, momentele cinetice de intrare şi ieşire din fiecare rotor se află în relaţiile: TuPu vrvr )()( 1122 (9.200)

PuTu vrvr )()( 1122 (9.201) ceea ce conduce la : 2121 0 MMMM (9.202)

Deci turbocuplajul este o maşină de forţă capabilă să transmită integral momentul, variind numai turaţia. Randamentul turbocuplajului se determină cu:

1

2

1

2

11

22

1

2tc n

nMM

PP

(9.203)

Dacă s-a definit raportul de transmitere în forma 2

1nni va rezulta:

i1

tc (9.204)

adică randamentul este o funcţie liniară de raportul de transmitere, ceea ce se observă şi din diagrama caracteristică de funcţionare a turbocuplajului, fig.9.71. Funcţionarea la randamente ridicate este realizabilă într-un domeniu foarte redus al raportului de transmitere. Din aceste motive s-au găsit o serie de

Fig.9.71. Caracteristica dinamică a turbocuplajului

metode de mărire a acestui domeniu, prin reglarea turbocuplajului, de fapt prin modificarea în timpul funcţionării a unui parametru caracteristic. Astfel cele mai utilizate metode de reglare sunt modificarea turaţiei primarului, modificarea gradului de umplere sau modificarea valorii unei rezistenţe hidraulice din circuitul lichidului. Pentru a funcţiona ca ambreiaj hidraulic, turbocuplajul aflat într-o cutie de viteze va fi pornit fără lichid de lucru, iar introducerea de ulei din exterior cu ajutorul unei pompe volumice va conduce la pornirea lentă a secundarului şi apoi la funcţionarea normală a transmisiei. În fig. 9.73. este reprezentat un cuplaj hidrodinamic cu umplere variabilă folosit la tracţiune feroviară.

Fig.9.72. Turbocuplajul Fig. 9.73. Turbocuplaj cu umplere variabilă


9.6.2.2. Turbotransformatorul hidrodinamic Se mai cunoaşte în literatură şi sub numele de convertizor hidraulic de cuplu deoarece el realizează, spre deosebire de turbocuplaj şi variaţia momentului la arborele secundar.

Fig.9.74. Turbotransformatorul 1- arbore primar; 2 - rotor pompă;

3 - reactor; 4 - rotor turbină; 5 - arbore secundar; 6 - carcasă.

Constructiv, turbotransformatorul este asemănător turbocuplajului, existând însă în circuitul hidraulic o parte de conducere fixă numită reactor, fig.9.75.

Fig.9.75. Turbotransformator

Ecuaţiile de momente sunt în acest caz: ])()[( 1122 PuPuP vrvrQM (9.205)

])()[( 2211 TuTuT vrvrQM (9.206)

])()[( 1122 RuRuR vrvrQM (9.207)

Reactorul fiind fix (n=0) puterea preluată de el este nulă. Studiind traseul hidraulic va rezulta, că din construcţie se poate scrie:

PuTu

TuRu

RuPu

vrvrvrvrvrvr

)()()()()()(

1122

1122

1122

(9.208)

ceea ce permite stabilirea următoarelor relaţii: 0 RTP MMM (9.209)

RTP MMM (9.210)

deoarece, în general, Ruvr )( 11 , Ruvr )( 22 , RM putând lua valori negative. Relaţia (9.210) arată că transformatorul modifică momentele. Dacă considerăm 1MM P şi 2MMT :

12 MkM (9.211)

k fiind coeficientul de transparenţă. Randamentul va fi:

ik

MMk

MM

PP

tr

11

21

11

22

1

2 (9.212)

În acest caz )( ikftr va avea o alură parabolică., fig.9.76. Dacă k < 1, M2 < M1, iar randamentul transformatorului va fi mai mic decât cel al unui turbo-cuplaj în aceeaşi situaţie. Din această cauză reactorul poate fi realizat într-o construcţie specială care să permită solidarizarea acestuia cu rotorul de pompă sau turbină devenind mobil, iar turbotransformatorul devenind turbocuplaj. Din momentul cuplării funcţionarea se face după curba de randament a turbocuplajului, fig.9.77. Construcţia de acest gen poartă numele de turbotransformator complex.

Fig.9.76. Caracteristica dinamică

a turbotransformatorului Fig.9.77. Caracteristica dinamică a turbotransformatorului complex


9.7. Maşini volumice

9.7.1. Generalităţi Maşinile volumice au drept caracteristică comună un proces de aspiraţie -refulare discontinuu, volum cu volum. În cele mai multe cazuri funcţionează cu ulei hidraulic, dar pot vehicula şi alte lichide. Ele se caracterizează prin compactitate, robusteţe şi fiabilitate. Pompele volumice pot dezvolta presiuni mari, până la 500 - 700 bar. Furnizarea lichidului în mod discontinuu constituie un dezavantaj faţă de maşinile cu flux continuu, care poate fi substanţial ameliorat prin măsuri constructive. Analiza diverselor tipuri de pompe se face ţinând seama de câţiva parametri fundamentali. A) Înălţimea de pompare sau presiunea dată de pompă Prin definiţie înălţimea de pompare a unei pompe este diferenţa dintre energia specifică de la ieşire şi cea de la intrare:

1212

21

222

zzg

ppgvvH

(9.213)

În lichide incompresibile 21 . Vitezele de intrare şi de ieşire din pompă sunt în domeniul v 1...5 ms. Presupunând v1 = 1 m/s, v2 = 5 m/s şi g = 10 m/s2, rezultă: mgvv 2,12/)( 2

122 .

Diferenţa zzz 21 dintre refulare şi aspiraţie este maximum 0,5(0,8) m. Deci cele două componente ale energiei specifice, cea cinetică şi cea de poziţie nu ating împreună 2 m coloană apă. Pompele aspiră de regulă de la o presiune situată în jurul presiunii atmosferice şi refulează lichidul la presiuni cuprinse în domeniul 60...300 bari. Deci

5512 103001060 ppp N/m2. Considerând ulei = 900 kg/m3 şi g = 10 m/s2,

rezultă m3300...600

12 g

pp coloană ulei. Faţă de această valoare celelalte

energii specifice sunt neglijabile.

gp

gppH

12

(9.214)

şi gHp (9.215)

ceea ce justifică întru-câtva şi denumirea de pompe hidrostatice. B) Înălţimea de aspiraţie Se calculează în acelaşi mod ca la pompele centrifuge. Se ţine seama atât de faptul că uneori presiunea de la suprafaţa liberă a rezervorului de aspiraţie este mai mică decât presiunea atmosferică normală (de exemplu la aeronave), cât şi de temperatura de lucru.

C) Debit, cilindree Cilindreea reprezintă volumul refulat de pompă într-un ciclu. Majoritatea pompelor fiind antrenate prin mişcări de rotaţie, cilindreea înseamnă volumul refulat într-o rotaţie. Legătura între debit şi cilindree este:

260t gg VVnQ (9.216)

unde Qt este debitul teoretic în m3/s, n turaţia în rot/min şi gV cilindreea sau volumul geometric în m3. D) Putere, moment, randamente Puterile teoretice, mecanică şi hidraulică sunt egale: ttt pQM (9.217)

puabs PPP (9.218) Randamentul este:

abs

uPP

(9.219)

Pierderile de putere mecanice PmecP se produc prin frecare uscată, semi-lichidă şi lichidă a pieselor maşinii în mişcare relativă. Pierderile de putere hidraulice se produc datorită frecării lichidului cu pereţii solizi sau a frecării lichidului în interior. Pierderile de putere volumice se datoresc scăpărilor de lichid între zona de presiune şi cea de depresiune a maşinii. hmv (9.220)

t

p

t

pt

t QQ

QQQ

QQ

1v (9.221)

t

p

t

pt

t pp

ppp

pp

1h (9.222)

frt

tm MM

M (9.223)

Momentul efectiv care se aplică la arborele pompei este mai mare decât cel teoretic datorită pierderilor prin frecare.

9.7.2. Pompe volumice 9.7.2.1. Pompe cu piston Acest tip de pompe se foloseşte mai ales la utilajul petrolier. În fig.9.77 este prezentată schema constructivă a unei astfel de pompe cu piston plonjor şi mecanism bielă-manivelă. Distribuţia se realizează cu două supape, una de aspiraţie şi una de refulare.


Fig.9.77. Schemă principială pentru pompa cu piston

Cilindreea pompei (volumul de lichid refulat la o cursă) este:

hDVg 4 2

(9.224)

iar debitul teoretic:

604

60

2 nhDnVQ gt

(9.225)

Debitul mediu efectiv este mai mic din cauza pierderilor la etanşarea pistonului sau la supape: )96,0...93,0( ; vtvQQ (9.226)

Debitul instantaneu are o variaţie sinusoidală şi pulsaţia lui se reduce dacă pompa este cu dublu efect. fig.9.78.

Fig.9.78. Pompa cu dublu efect

Debitele acestor tipuri de pompe ating 1 m3/min la cele orizontale, respectiv 0,15 m3/min la cele verticale, iar presiunile 300 bar. 9.7.2.1.1. Pompe cu pistoane axiale Acestea sunt cele mai utilizate din clasa pompelor cu piston. Presiunea maximă poate atinge 350 daN/cm2 şi debitele variază între 8 şi 580 l/min. Se întâlnesc mai des trei principii constructive: pompe cu corp înclinat; pompe cu disc înclinat; pompe cu disc fulant.

Cele cu corp înclinat sau disc înclinat au o construcţie asemănătoare, diferenţa constând doar în elementul care este înclinat, discul sau corpul cu pistonaşe. În figura 9.79 este prezentata construcţia unei pompe cu pistonaşe axiale cu corp înclinat.

Fig.9.79.Pompa cu pistonaşe axiale cu corp înclinat

În fig.9.80 este prezentată schema constructivă pentru o pompă cu pistonaşe axiale cu disc înclinat.

a) b)

Fig.9.80. Schema de principiu a pompei cu pistonaşe axiale

Momentul se aplică arborelui 1 şi în acelaşi timp discului 2 (fig.9.58b). Blocul cilindrilor 3, este şi el antrenat în mişcare de rotaţie prin intermediul arborelui cardanic 4. Pistonaşele 5, acţionate prin intermediul bielelor 6 parcurg fiecare, la o rotaţie de radiani, un spaţiu liniar h pe care se face aspiraţia, respectiv pentru intervalul - 2 radiani, refularea, cu aceeaşi valoare a cursei. Distribuţia se face prin discul 7 imobil, în care sunt amplasate racordurile la conductele de aspiraţie şi refulare. Debitul poate fi reglat prin modificarea unghiului de înclinare . Bielele 6 sunt articulate cu rotule sferice.


Mişcarea relativă a cilindrilor poate fi creată şi dacă arborele antrenează direct blocul cilindrilor, pistonaşele, împinse de un arc care asigură contactul, sprijinindu-se pe un rulment axial înclinat, cazul pompelor cu disc fulant.Discul portrulment poate fi înclinat mai mult sau mai puţin faţă de carcasă, prin aceasta realizându-se reglarea debitului, fig.9.81.

Fig.9.81. Funcţionarea pompei cu pistonaşe axiale cu disc fulant

Debitul teoretic mediu al pompei cu pistonaşe axiale se calculează ţinând cont de volumul geometric al unui pistonaş, fig. 9.80:

hdVg 4 2

1

(9.227)

sin2sin RDh (9.228) Volumul geometric total este:

sin2 2

1 RzdVzV gg (9.229)

cu care se obţine debitul teoretic mediu:

sin

2 2

RzdnVnQ gt med (9.230)

Pentru calcule curente se utilizează relaţii obţinute cu ajutorul debitului mediu: ttt QpM (9.231)

tt pRzndnM

sin2

22

(9.232)

4

sin2t

tpRzdM

(9.233)

9.7.2.1.2. Pompe cu pistoane radiale Pompele cu pistoane radiale realizează presiuni până la 210 bar şi debite cuprinse între 0,02...0,75 m3/min. Între rotorul 1 şi statorul 3 există o exentricitate e, datorită căreia fiecare piston radial 2 execută o cursă h = 2e. Distribuţia se face prin canalele 5 de aspiraţie şi 6 de refulare practicate în axul central 4. Contactul pistoanelor la

suprafaţa de ghidare se realizează datorită forţelor centrifuge, fig.9.82. Volumul geometric al pompei poate fi modificat prin modificarea excentricităţii.

Fig.9.82. Pompa cu pistoane radiale

Debitul teoretic mediu este:

zhdnVnQ gt

4

6060

2 (9.234)

602

2 nzedQt

(9.235)

9.7.2.2. Pompe cu palete alunecătoare Pompele cu palete alunecătoare (glisante) se folosesc în acţionările hidraulice pentru debite de maximum 200 l/min şi presiuni de 60...70 bar. Există două tipuri de bază: cu aspiraţie şi refulare centrală, fig.9.83; cu aspiraţie şi re fulare exterioară. fig.9.84.

Fig.9.83. Pompa cu aspiraţie şi

refulare centrale Fig.9.84. Pompa cu aspiraţie şi

refulare exterioară


Ca şi la maşinile cu pistoane radiale, rotorul acestor maşini este dispus excentric în carcasă. În rotor sunt prevăzute locaşuri pentru palete, care conţin de fapt palete alunecătoare. Datorită forţelor centrifuge care se produc în timpul punerii rotorului în mişcare de rotaţie, paletele sunt proiectate spre periferie, sprijinindu-se tot timpul pe suprafaţa interioară a carcasei. Spaţiul de lucru se creează între palete şi carcasă şi blocul rotitor. De la punctul mort inferior până la punctul mort superior celulele determinate de două palete cresc, iar de la punctul mort superior până la punctul mort inferior, scad. Acest efect este utilizat pentru aspirarea lichidului în prima parte a cursei şi pentru refularea lui în partea a doua a cursei.

9.7.2.3. Pompe cu roţi dinţate Maşinile hidrostatice cu angrenaje sunt simple şi compacte din punct de vedere constructiv, prezintă siguranţă în funcţionare şi au un domeniu larg de presiuni şi debite, respectiv până la 180 bar şi 600 l/min. Variantele cele mai utilizate sunt pompele cu angrenare exterioară şi cele cu angrenare interioară. În fig.9.85 este prezentată construcţia clasică a unei pompe cu roţi dinţate care cuprinde două pinioane în angrenare. Lichidul este transportat volum cu volum de către golurile dinţilor, spre orificiul de refulare, etanşarea spaţiului de înaltă presiune de cel de joasă presiune făcându-se prin contactul dinţilor în zona de angrenare. În fig.9.86 este prezentată epura presiunii pe carcasă, din care rezultă solicitarea unilaterală a rotoarelor şi lagărelor dinspre refulare spre aspiraţie. De aceea, pentru echilibrare se procedează la aducerea presiunii înalte prin nişte canale speciale în partea opusă (fig.9.85)

Fig.9.85. Pompa cu roţi dinţate Fig.9.86. Epura presiunii pe carcasă

Stabilirea debitului teoretic se face admiţând următoarele ipoteze: roţile profilate sunt identice; volumul golului dintre doi dinţi consecutivi este egal cu volumul unui dinte; volumul de lichid transportat la o rotaţie completă este egal cu volumul

reprezentând suma golurilor dintre dinţi.

9.7.2.4. Pompe cu şuruburi Pompele cu şuruburi fac parte din categoria pompelor cu angrenaje cu particularitatea că angrenarea este axială. Cilindreea este constantă, pulsaţia debitului nu există şi funcţionarea este silenţioasă. Aceste pompe pot realiza presiuni până la 175 bar şi debite până la (45...50) l/min. Din punct de vedere constructiv se disting pompe cu un singur şurub, cu două şuruburi, cu trei şuruburi şi cu şuruburi multiple. Aşa cum indică şi denumirea pompei, organele de lucru, respectiv rotoarele, au formă de şuruburi, constând dintr-o spiră înfăşurată elicoidal pe un cilindru. O caracteristică importantă a pompelor cu şurub o reprezintă continuitatea debitului, care are un grad de neuniformitate foarte redus, aşa cum s-a arătat. Aceasta se explică prin faptul că mişcarea de rotaţie a rotorului este o mişcare continuă, cu viteză uniformă, de aceea lichidul cuprins în spaţiul delimitat de spirele şuruburilor şi carcasa pompei înaintează cu aceeaşi viteză, debitarea are loc continuu. O altă caracteristică este lipsa organelor de distribuţie - supape, sertare - aici rolul separării şi etanşării spaţiului de aspiraţie de cel de refulare fiind preluat de spirele şuruburilor şi de jocul redus dintre acestea şi carcasa pompei. Lipsa organelor de distribuţie contribuie şi ea la uniformizarea debitului. Constructiv, pompa cu un singur şurub este alcătuită dintr-un rotor cu profil elicoidal (şurub) cu un singur început, având unghiul de înclinare al spirei de 57...60 şi care este plasat într-un stator, ce are de asemenea profil elicoidal, dar cu două începuturi diametral opuse. În acest fel, pasul elicei rotorului este dublul pasului elicei statorului. Datorită poziţiei excentrice a rotorului faţă de axa statorului, la rotire, rotorul va executa o mişcare de rostogolire pe suprafaţa statorului, iar spirele rotorului vor delimita volume închise care se deplasează în lungul axului. Etanşeitatea dintre spaţiul de refulare şi cel de aspiraţie se realizează pe linia de contact dintre rotor şi stator. În figura 9.87 este reprezentată construcţia unei pompe de acest tip, care comportă un rotor 1, realizat sub forma unui şurub cu filet foarte alungit. Statorul 2 este cilindric dar are suprafaţa interioară profilată sub forma unui şurub cu două începuturi.

Fig.9.87. Pompa cu şurub

În fig. 9.88a este prezentată secţiunea transversală a şurubului care în orice poziţie este circulară, iar în figura 9.66b este prezentată proiecţia în planul longi-tudinal a suprafeţei laterale şi axul şurubului, care este o sinusoidă notată bcd.


Fig. 9.88. Secţiune şi proiecţie a şurubului

Poziţiile relative rotor-stator se pot observa în fig.9.89.

Fig.9.89. Poziţiile relative rotor-stator la

pompa cu şurub

Pompele cu două şuruburi sunt alcătuite din două rotoare cu profil elicoidal, dispuse paralel într-o carcasă comună. Angrenarea celor două rotoare nu este o angrenare de contact între profilele elicoidale corespondente, mişcarea de rotaţie fiind transmisă de la şurubul conducător la cel condus prin două roţi dinţate montate la capetele exterioare ale celor două şuruburi, aflate în afara camerei de lucru a pompei. Dispunerea şuruburilor în pompă este astfel făcută încât profilurile flancurilor se întrepătrund, de aceea sensul de înfăşurare a elicei unui şurub este dreapta, iar a şurubului conjugat, stânga. Pompele cu şurub sunt destinate să vehiculeze paste, lichide vâscoase, lichide ce conţin particule solide în suspensie. Rotorul se execută, de obicei, din oţeluri aliate cu Cr-Ni sau Cr-Ni-Mo. Suprafaţa se durifică prin cromare. Suprafaţa de lucru se prelucrează foarte fin (se lustruieşte). Statorul se execută, în general din cauciuc de diverse calităţi, fie cauciuc sintetic de diferite durităţi. Carcasa pompelor cu două şuruburi este confecţionată din fontă cenuşie. La unele construcţii speciale pentru rafinării, se construiesc din oţeluri pentru a prelua şocurile. Şuruburile se execută din oţeluri aliate şi se nitrurează, obţinându-se durităţi ale suprafeţei de 800...900 HB. Atunci când pompele vehiculează lichide corozive, spre exemplu reziduuri petroliere în amestec cu apă de mare, şuruburile se confecţionează din oţeluri inoxidabile şi se durifică prin nitrurare. Şuruburile se confecţionează pe maşini de frezat orizontale, folosind ca scule aşchietoare freze disc de profil corespunzător.

9.7.2.5. Pompe cu inel de lichid Pompele cu inel de lichid sunt pompe volumice care au un rotor paletat, aşezat excentric în carcasă, fig.9.90. Principiul de funcţionare al pompei cu inel de lichid se bazează pe variaţia volumului spaţiului celular delimitat de palete, butucul rotorului, discurile laterale şi inelul de lichid.

Fig.9.90. Pompa cu inel de lichid

Pompa este alcătuită din carcasa 1 şi rotorul 2 cu palete radiale, amplasat excentric în interiorul acesteia. Lateral, rotorul este mărginit de nişte discuri cu ferestre (fante) de aspiraţie şi refulare 4. Aceste ferestre comunică cu ştuţurile de aspiraţie 5 şi de refulare 6. Înainte de prima punere în funcţiune se umple pompa cu lichidul de lucru numit "lichid auxiliar" sau "lichid de etanşare" care de obicei este apa. La pornirea pompei, datorită forţei centrifuge lichidul de etanşare este proiectat la periferia carcasei şi formează un inel de lichid 7, concentric cu carcasa. Suprafaţa interioară a inelului de lichid devine tangentă la nivelul ferestrelor de aspiraţie şi de refulare, deoarece surplusul de lichid a fost evacuat pe la refulare. În interiorul carcasei se formează un spaţiu în formă de seceră, divizat de paletele rotorului în celule. Urmărind sensul săgeţii din figură, se observă că în celulele de la A la B volumul creşte, presiunea scade şi deci se produce aspiraţia fluidului vehiculat prin fereastra 3 şi în celelalte de la B la A volumul scade, presiunea creşte şi se produce refularea. Dacă pompa vehiculează aer sau gaze şi dacă aspiraţia sa este pusă în legătură cu un spaţiu închis, pompa va fi o pompă de vid, evacuarea făcându-se în atmosferă. Dacă pompa absoarbe aer din atmosferă, ea va refula acest aer la o presiune superioară presiunii atmosferice şi va fi suflantă sau compresor. În urma procesului de comprimare a aerului sau gazului, inelul de lichid se încălzeşte şi aceasta conduce la micşorarea depresiunii create de pompă. Pentru eliminarea acestui inconvenient este necesară aducerea la pompă a unei cantităţi suplimentare de lichid auxiliar care serveşte la răcirea inelului de lichid şi completarea cantităţii de lichid evacuate o dată cu gazul vehiculat. Ca agent de lucru, pentru inelul de lichid se poate folosi , în afară de apă, orice lichid compatibil cu fluidul vehiculat. Astfel în industria chimică, unde există vapori de apă ce trebuie evacuaţi, se foloseşte ca lichid de lucru orice bază, acid sau soluţii cu punct de fierbere ridicat.


Din punct de vedere constructiv pompele cu inel de lichid pot fi cu un singur etaj şi cu mai multe etaje, când sunt utilizate pentru obţinerea vidului înaintat sau drept compresoare care pot realiza presiuni până la 7 bar. Avantajele acestor pompe sunt: obţinerea aerului comprimat fără impurităţi de ulei; lipsa organelor speciale de distribuţie (supape, sertare), ceea ce asigură fiabilitate şi uzuri minime; gabarite reduse; funcţionare silenţioasă; debit constant.

9.7.2.5.1. Calculul debitului Pentru determinarea debitului teoretic al acestor pompe se scrie acesta în poziţia 0 - 0 a unei palete, fig.6.91:

ar

rt

a

i

drrubQ )( (9.236)

unde: rru )( (9.237)

0

0

Fig. 9.91. Schemă pentru calculul debitului la pompa cu inel

Dacă se ţine seama de factorul care introduce grosimea paletei:

t

st (9.238)

unde t este pasul paletei şi s este grosimea paletei,

])[( 22iat rarbQ (9.239)

Pentru aflarea debitului real se introduce randamentul volumic:

])[( 22iavt rarbQ (9.240)

9.7.2.6. Pompe cu membrană Pompele cu membrană sunt pompe volumice cu mişcare alternativă, la care rolul pistonului este îndeplinit de o membrană flexibilă, care preia deformaţia de volum ce realizează fenomenul de pompare. Membrana este legată de o tijă acţionată de mecanismul de antrenare, fig.9.92.

Fig.9.92. Pompa cu membrană

Pompele cu membrană se mai numesc pompe cu diafragmă. Caracteristic acestor tipuri de pompe este faptul că membrana, de forma unui disc, este încastrată pe conturul exterior, asigurând astfel o etanşare totală a camerei de lucru în care pătrunde lichidul vehiculat, faţă de locaşul mecanismului de antrenare, care este protejat de contactul cu lichidul, acesta la rândul lui nu este impurificat de unsoarea mecanismului. Pompele cu membrană sunt folosite în: industria minieră, industria construcţiilor, industria chimică, industria celulozei şi hârtiei, industria de medicamente, gospodăria comunală.

9.2.2.6.1. Debitul pompei cu membrană Conform schemei din fig.9.92, membrana flexibilă execută o cursă s = 2r, distribuţia lichidului în camerele de lucru realizându-se prin supapele de sens A şi R. Se observă că pompa cu membrană este cu simplu efect. Având în vedere că presiunea de lucru se exercită direct asupra membranei, valorile ei maxime sunt limitate de rezistenţa materialului membranei. Presiunile obişnuite pentru pompele cu membrane sunt de 3 bari la cele acţionate cu mecanism bielă-manivelă şi 15 bari la cele acţionate pneumatic sau hidraulic. Pompele cu membrană metalică, de construcţie specială pot realiza presiuni până la 100 bari. Debitul teoretic al pompelor cu membrană se calculează pe baza dimensiunilor geometrice din figură, considerând că membrana se deformează astfel încât la capătul cursei primeşte forma unui sector sferic. Atunci volumul dislocat la o cursă dublă va fi:

rRrRsRV

2221 188,4

34

2322 (9.241)

Debitul teoretic va fi:

nrRnrRQ

22t 188,4

34 (9.242)

unde n este turaţia arborelui cotit, fiind echivalentă cu numărul de curse duble efectuat de diafragmă.


Debitul real este: vtQQ (9.243)

9.7.3. Motoare volumice Motoarele hidraulice volumice se utilizează în scopul transformării energiei hidrostatice a lichidului în energie mecanică. După mişcarea realizată la arbore, motoarele pot fi: cu mişcare de rotaţie continuă; cu mişcare de rotaţie oscilantă; cu mişcare de tip liniar.

Marea majoritate a pompelor volumice descrise anterior sunt reversibile, adică pot funcţiona fără modificări esenţiale, prin alimentarea cu presiune, ca motoare. Pe lângă acestea se mai întâlnesc motoare oscilante şi liniare.

9.7.3.1. Motoare hidraulice oscilante Pentru antrenarea unor sarcini în mişcări de rotaţie incomplete şi în ambele sensuri, se utilizează motoare hidraulice oscilante. Aceste motoare se realizează mai ales în două forme constructive: cilindrii cu pistoane având o cremalieră pe tijă şi o roată dinţată pentru

transformarea mişcării rectilinii în mişcare de rotaţie; motoare oscilante cu palete.

9.7.3.1.1. Motoare cu cilindrii hidraulici şi roată dinţată Sub acţiunea presiunii, pistoanele transmit prin cremalieră forţe la roata dinţată, care produce un moment de rotaţie.

Fig.9.93. Motor oscilant cu cilindrii hidraulici şi roată

dinţată

Dacă se notează diferenţa de presiune ei ppp şi cu dD diametrul divizor al roţii dinţate, momentul total transmis roţii este:

pRdDFDFM dd

pd

tt

2

22

2

2

1 (9.244)

pisttot QQ 12 (9.245)

pQM tt (9.246)

de unde rezultă viteza unghiulară:

d

pist

d

t

Rd

Q

RdQ

22

4

2

(9.247)

Fiind echilibrat prin existenţa celor doi cilindrii simetrici, motorul poate realiza momente mari, până la 50.000 daNm.

9.7.3.1.2. Motoare hidraulice oscilante cu paletă Dacă se necesită momente şi unghiuri oscilante mai mici, se utilizează motoare hidraulice oscilante cu palete care prezintă avantajul unei compactităţi deosebite. Mişcarea oscilantă se obţine prin introducerea succesivă a uleiului sub presiune pe o parte sau cealaltă a unei palete radiale încastrate într-un butuc rotoric central, fig. 9.94 şi 9.95.

Fig.9.94. Motor oscilant cu o paletă Fig.9.95. Motor oscilant cu două palete

În timpul cursei spaţiul de lucru creşte datorită deplasării paletei. La capăt de cursă se inversează alimentarea cu evacuarea şi mişcarea are loc în sens invers. În cazul unei singure palete se poate ajunge la un unghi de oscilaţie = 270. Pentru a spori momentul la acest tip de motor, se poate majora numărul de palate la două sau chiar trei. În acest caz suprafaţa pe care acţionează presiunea se dublează sau se triplează şi corespunzător creşte şi momentul produs de motor. Forţa care acţionează asupra unei palete oscilante este:

pbdDpbrRF

2

)( (9.248)

unde b este lăţimea rotorului. Se consideră că această forţă acţionează în mijlocul paletei la raza:

422

dDrRrRrRF

(9.249)

Deci momentul va fi:

pbdDdDpbdDRFM Ft

842

22 (9.250)


Debitul necesar realizării unei viteze periferice medii (la mijlocul paletei), respectiv a vitezei unghiulare , este:

bdDQt 8

22 (9.251)

9.7.3.2. Motoare hidraulice liniare Motoarele hidraulice liniare sau cilindrii de forţă transformă energia de presiune a lichidului de lucru în energie mecanică de translaţie transmisă mecanismelor acţionate. Construcţia unui motor liniar cuprinde cilindrul 1, pistonul 2, tija pistonului 3, capacul cilindrului 4, etanşarea pistonului 5, etanşarea tijei 6 şi prinderea 7 (fig.9.96). Clasificarea motoarelor hidraulice se face după numărul direcţiilor în care se deplasează organul activ sub acţiunea forţei de presiune şi după construcţia organului activ.

Fig.9.96. Ansamblul unui motor hidraulic

liniar

Astfel motoarele hidraulice sunt cu dublă acţiune, fig.9.97 a,b,c,d, şi cu simplă acţiune, fig.9.98 a,b,c,d,e, cu tijă unilaterală fig.9.97 a,b şi fig.9.98 a,b,c,d,e, şi tijă bilaterală, fig. 9.97 c,d.

a b

c d

) )

) )

Fig.9.97. Cilindri cu dublă acţiune

Sunt cunoscute şi variantele de cilindri hidraulici telescopici care se folosesc atunci când se doreşte obţinerea unei curse mai mari, fig. 9.98 e. Mai răspândiţi sunt cei cu simplă acţiune formaţi din tuburi cilindrice concentrice acţionate succesiv, începând cu cilindrul de diametru maxim şi sfârşind cu cilindrul central, plungerul, prin creşterea în trepte a presiunii datorită scăderii suprafeţei active.

Fig.9.98. Cilindri cu simplă acţiune

Alimentarea cilindrilor hidraulici se face prin orificiile practicate în capace sau în cămaşă, dar există şi aplicaţii speciale la care alimentarea se face prin tijă. Capacele cilindrilor se fixează prin şuruburi, filete şi suduri pentru presiunile mari peste 100 bar, dar există şi soluţii cu tiranţi sau inele de siguranţă la presiuni mai mici. Prinderea motoarelor hidraulice liniare se realizează în diferite forme constructive, conform cerinţelor maşinilor acţionate: cu filete, articulaţii cilindrice, sferice, tălpi sau flanşe. O problemă importantă la motoarele hidraulice liniare o constituie asigurarea etanşeităţii dintre piston şi cilindru şi dintre tija motorului şi capac. În acest sens se folosesc mai multe soluţii, fig.9.99 a,b,c,d:

a) piston cu canale circulare; b) piston cu segmenţi metalici (metal moale, Al); c) piston cu garnituri manşetă; d) piston cu inele "O".

Fig.9.99. Tipuri de etanşări ale

pistoanelor


9.7.3.2.1. Elemente de calcul Motoarele hidraulice liniare se execută în întreprinderi specializate în tipo-dimensiuni standardizate, fiind uşoară alegerea lor. Dacă nu este posibilă adaptarea unui cilindru tipizat, trebuie proiectat un cilindru nou. La calculul unui motor hidraulic liniar se parcurg următoarele etape: a) calculul hidraulic de dimensionare, prin care se determină secţiunea, respectiv

diametrul pistonului şi al tijei astfel încât să asigure o anumită viteză de deplasare; aici trebuie ţinut cont dacă motorul este cu tijă bilaterală sau unilaterală:

4 2

1dS

(9.252)

4

)( 22

1dDS

(9.253)

b) calculul hidraulic de verificare a secţiunii, prin care se determină presiunea de alimentare astfel încât forţa utilă uF să învingă ansamblul forţelor rezistente:

RFu (9.254) sau:

021 RSpSp ei (9.255)

unde ip şi ep sunt presiunile de alimentare la intrare şi evacuare, iar R este suma forţelor rezistente:

ifr.ghidfr.etS FFFFR (9.256)

unde SF este sarcina utilă de transportat, fr.etF sunt forţe de frecare în etanşări (la piston), fr.ghidF sunt forţe de frecare în ghidaje (la tije), iF este forţa de inerţie.

Presiunea ip rezultă din :

22

i

)(4

D

SpFFFFp eifr.ghidfr.etS

(9.257)

c) calculul de rezistenţă al cilindrului considerat ca un recipient închis; se consideră că între diametrul D şi grosimea peretelui cilindrului există relaţia

16/ c D , ceea ce permite a se scrie:

a

aC

Dp

2

(9.258)

unde a = (500...800) daN/cm2; se verifică tija motorului la flambaj, sarcina critică la flambaj exprimându-se cu relaţia:

f

e cr lEIF

2 (9.259)

în care lungimea de flambaj fl depinde de tipul elementelor de prindere ale tijei şi corpului.

Cilindrii hidraulici se execută curent pentru presiuni cuprinse între 20 şi 350 bar, limita superioară fiind de 2000 bar; diametrele nominale variază 10 şi 600 mm, în cazul preselor hidraulice atingând 1400mm; cursele uzuale sunt cuprinse între 10 şi 6000 mm, în cazul instalaţiilor hidroenergetice depăşind 18000 mm. 9.7.3.2.2. Frânarea cilindrilor la cap de cursă Pistoanele care ating viteze mai mari sau acţionează mase importante provoacă lovirea repetată a capacelor şi distrugerea lor. Acest proces de scoatere prematură din funcţiune a cilindrilor hidraulici poate fi evitat prin frânarea pistoanelor la cap de cursă cu procedee mecanice sau hidraulice. O metodă de frânare a cilindrilor care funcţionează până la viteze medii, constă în introducerea unor arcuri elicoidale sau disc (fig.9.100a). La această metodă există pericolul ruperii arcului, de aceea cele mai răspândite metode de frânare constau în introducerea unor rezistenţe hidraulice în circuitul hidraulic de evacuare a lichidului de lucru. Aceste rezistenţe determină creşterea presiunii pe faţa pasivă a pistonului, deci frânarea acestuia. O soluţie simplă constă în executarea pistonului în două trepte (fig.9.100b) şi practicarea unui alezaj corespunzător în capac, deci motor hidraulic cu cep la capătul cursei. Legea de variaţie a vitezei poate fi controlată prin conicitatea cepului (fig.9.100c) sau prin realizarea unor crestături practicate pe cep (fig.9.100d). Supapa de sens amplasată în paralel cu rezistenţa permite accelerarea maximă a pistonului în sens contrar. Decelerarea poate fi reglată cu ajutorul unui drosel variabil (fig.9.100e) dispus în paralel cu racordul de alimentare al cilindrului de diametru mic. Dacă droselul este înlocuit de o supapă de limitare a presiunii (fig.9.100f) se obţine o decelerare practic constantă.

Fig.9.100. Scheme de frânare a

cilindrilor la cap de cursă

a) b) c)

d) e) f)

9.6. Turbotransmisii - mh.mec.upt.romh.mec.upt.ro/ftp/Bibliografie...

Documents

Transcript of 9.6. Turbotransmisii - mh.mec.upt.romh.mec.upt.ro/ftp/Bibliografie...