Actionari Hidraulice

Actionari Hidraulice

1.1. Titlul temei : Pompa cu pistoane de tipul 3.1 actionata electrohidraulic (EHC + EHs) 1.2. Beneficiar : Nume : Tomescu

Prenume : Adrian 1.3. Termen de predare: 18.01.20111.4 Faza de proiectare : PT1.5 Forul de avizare : SEF1.6 Caracterul Lucrarii: Produs Nou

2. OBIECTICVUL LUCRARII:

2.1 Destinatie: Pompa asigura vehicularea petrolului intr-o instalatie tehnologica. Configuratiaretelei hidraulice a instalatiei de pompare corespunde figurii 01

2.2 Necesitatea temei: Se justifica prin tendinta actuala privind realizarea de echipamentesi masini petroliere cu un grad inalt al performantelor , in scopul cresterii competitivitatiiinstalatiilor de foraj in conditiile de piata.

2.3 Avantaje: Introducerea actionarii hidraulice ofera posibilitatea reglarii parametrilorfunctionali ai pompei , in funtie de cerintele procesului tehnologic deservit , reduceriicomplexitatii instalatiei de pompare , precum si introducerea elementelor de automatizare aprocesului si utilizarii rationale a puterii masinii motoare.

2.4 Implicatii economice: Se regasesc in reducerea consumului de energie , a costurilor si apersonalului de deservire , precum si in cresterea gradului de valorificare a materialelor.

2.5 Continutul lucarii: Lucrarea va contine documentatia corespunzatoare fazei de proiectareproiect tehnic (PT) , in conformitate cu normele in vigoare.

3. CARACTERISTICI TEHNICE

-Debitul Qp = (40 + 4 * nn) m3/h

-Fluidul veficulat: petrol

-Densitatea fluidului : = 890

Kg/m3-Vascozitatea cinematica: = 40cSt

-Temperatura de lucru: t = (0...30)0 C

-Solutia de actionare adoptata trebuie sa ofere posibilitatea reglarii parametrilorfunctionali ai pompei , in functie de cerintele procesului tehnologic deservit.

3.1 Stabilirea parametrilor functionali (de proiectare) ai pompei.

Pentru stabilirea parametrilor funtionali ai pompei se pleaca de la cerintele procesuluitehnologic deservit de instalatiile de pompare , respectiv de la configuratia retelei hidraulice.

FD = Q - P unde FD este functia de definire

detereminarea presiunii: Zp + Pr/g = Z2 + P2/g +hhr unde hhr = pierderile hidraulice

hhr = Vr2/2g (r + Pr/dr +ir unde - suma pierderilor locale pe traseul de refulare de la i-r

Date :

nn 14

l1 15 m l2 1000 m l3 8000 m l4 8000 m

dr130.7

10000.131 m

Qp40 4 nn( )

36000.027 m3/s lr l2 l3 l4 17000 m

lr - lungimea conductei de refulareVrt1

4

π

Qp

dr2

1.988Vr 2 m/s

Vrt - viteza de refulare teoretica Vr - viteza de refulare folosita conform STASindrumar laborator

drt4

π

Qp

Vr0.13 m drt - diametru interior teoretic al conductei

Din STAS .... alegem teava cu dr = 130,7 mm si Dr = 139,7 mm

Artπ dr

24

0.013 m2 Art - aria sectiunii transversale la intrarea in pompa

i 3 j 1 β 0.40 - conform tabel 1.1

K31 ij j 1( ) β

2

π 0.955 K31- constanta tipului de pompa

ω 20.95 Cs 1.45

ηv 0.95 QntQp

ηv0.028 debitul mediu teoretic (de calcul)

D318 Qnt

π K31 Cs ω

1

3

0.135 Diametrul pistonului

S31 Cs D31 0.196 m cursa pistonului

r31S31

20.098 m raza manivelei

Din datele producatorilor de pompe reiese ca in functie de pompa aleasa randamentul estecuprins intre: = 0,90 - 0,94 % caz in care max = 0,97 - 1%

Vom nota cu QM - debitul maxim , cu Qm - debitul minim si cu Qn - debitul mediu

Documentatia de calcul al debitelor QM , Qm ,Qn provine din cartea "Actionari Hidraulice siPneumatice " autor : Petre Savulescu editura :UPG-Ploiesti 2007 , astfel :

Art r31 ω

π0.009

ηv 0.95 QntQp

ηv0.028

ωtπ nn

301.466 rad/s (?) t- viteza unghiulara teoretica in rad/s

Conform datelor din tabel si cele calculate teoretic , respectiv: , Cs , ; putem alegedin tabelul cu pompe realizat de producator aflat in "Indrumarul de laborator " editia 2008, editura UPG=Ploiesti , pompa de petrol specifica instalatiei . ( de ce? daca ai calculat?)

3.2 Calculul PresiuniiPresiunea pe partea de refulare o notam cu Pr si este : Pr = *g(z2 - zp ) + P2 /*g + hhr

unde hhr este suma pierderilor locale pe traseul de refulare.

hhr = vr2 /2*g ( r* lr / dr + )

Zp este inaltimea la care se afla pompa fata de sol sau un punct fix , iar Z2 inaltimea la care se

afla rezervorul 2 (colectorul)

r este regimul de curgere exprimat in functie de Re - regimul laminar de curgere , unde Re

trebuie sa fie < 105 si se calculeaza cu formula r = 0,3164/Re0.25

ν 40 106 m2/s

ReVr dr

ν6535 Re >2300 => regim de curgere turbulent

λr 0.3164 Re0.25

0.035 Σξ 67.5 g 9.81 m/s2

Z2 176 mρ 890 Kg/m3

Zp 176 m

hhrVr

2

2 gλr

lr

dr Σξ

946.929

Pr ρ g Z2 Zplr

ρ g hhr

8284538.261 Pa

4.1 Debitul PP- 3.1

Date initiale:- diametrul pistonului, D:

- lungimea cursei, s:

- raza manivelei, r:

- viteza unghiulara a manivelei, :

- raportul =d/D:

- parametrul structural =r/l:

Aπ D31

2

40.014 A 0.014

s 2 r31 0.196

ω 20.95

β 0.395

λ 0.02

i 3 j 1 N i j N 3

nr 360 k 0 1 nr ϕk k2 π

nr

γ12 π

N γ1 2.094 γ2 2 γ1 γ2 4.189

Qnt K31 A r31 ω 0.028

Qnt 0.028

qI1k A r31 ω sin ϕk λ

2

sin 2 ϕk

qII1k A r31 ω sin ϕk γ1 λ

2

sin 2 ϕk γ1

qIII1k A r31 ω sin ϕk γ2 λ

2

sin 2 ϕk γ2

QI1k if qI1k 0 qI1k 0 QII1k if qII1k 0 qII1k 0

QIII1k if qIII1k 0 qIII1k 0

Q31k QI1k QII1k QIII1k Q3k Q31

k

QM max Q3( ) QM 0.029 Qm min Q3( ) Qm 0.025

δQ31QM

Qnt

δQ31 1.047 C31QM

A r31 ω C31 1

cnQ31QM Qm

Qnt cnQ31 0.15

2.2 Graficul gradului de neuniformitate al debitului

0 0.785 1.571 2.356 3.142 3.927 4.712 5.498 6.2830

0.0025

0.005

0.0075

0.01

0.0125

0.015

0.0175

0.02

0.0225

0.025

0.0275

0.03

Fig. 2.2. Variatia debitului

unghiul de rotatie [rad]

debi

tul [

mc/

s]

QntQM

QI1

QII1

QIII1

Q3

2 π

ϕ

0 0.262 0.524 0.785 1.047 1.309 1.571 1.833 2.0940.02

0.0212

0.0224

0.0236

0.0248

0.026

0.0272

0.0284

0.0296

0.0308

0.032

Fig. 2.3. Variatia debitului pentru unghiul gama1

unghiul de rotatie [rad]

debi

tul [

mc/

s]

QM

Q3

ϕ

5.1 Dimensionarea supapelor 1. Generalităţi Prin deplasarea rectilinie alternativă a pistonului se pune în mişcare lichidul din camera pompei şi dinconductele legate de aceasta. Pentru asigurarea deplasării lichidului într-un sens determinat, pompa este prevăzută cu dispozitive speciale numite supape, care întrerup alternativ comunicaţia dintrecilindru şi conducta de refulare, respectiv de aspiraţie. Supapele sunt elemente de cea mai mare importanţă, construcţia şi starea lor influenţând în mare măsură siguranţa în funcţionare şi debitul pompelor cu pistoane. 2. Criterii constructive ale supapelor

Supapele trebuie să satisfacă următoarele cerinţe: a) asigurarea etanşeităţii în stare închisă; b) închiderea şi deschiderea în momentul potrivit a secţiunilor de trecere a lichidului; c) rezistenţă minimă la trecerea lichidului; d) aşezarea pe scaun fără lovituri; e) rezistenţă suficient de mare la uzură, ţinând seama şi de proprietăţile abrazive ale

noroiului de foraj. La pompele cu pistoane, supapele sunt în general cu închidere automată. La acest tip de supape, închiderea se realizează automat sub acţiunea greutăţii proprii şi a unui resort, iar deschiderea,sub acţiunea diferenţei de presiune dintre lichidul din pompă şi cel din conducta respectivă. Supapele folosite la pompele de noroi sunt în formă de disc tronconic cu tije sau aripioare deghidare, având garnitura fie pe disc, fie pe scaunul supapei. 3. Schema funcţională şi de calcul a supapei

Fig. 2. Schema functionala si de calcul a supapei

D2

5 6

1

7

2

4

3

C

D1

Dn

conicitate 1/6

yn

v0 v0

vnvn

1.scaunul supapei; 2.ventil; 3.ghidaj superior; 4.tijă de ghidare superioară; 5.ghidaj inferior; 6.tijă de ghidare inferioară; 7.corp; 8.arc;

C-înălţimea corpului supapei; unghiul de înclinare al scaunului;

00 45.......15 conform [2].

5.2 Dimensionarea scaunului şi locaşului supapei. Secţiunea de trecere a fluidului prin scaunul supapei rezultă din ecuaţia de

continuitate:

Cc * As * Vs = Ar*r**sint

unde: As sectiunea minima de trecere a fluidului prin scaunul supapei

Vs viteza minima a lichidului la debitul momentan exprimat in m/s; Vs = 2 m/s(adoptat)

Ar Aria pistonului cu diametrul D31 = 0.133 m

Voteza unghiulara a manivelei pompei ; =20,95 rad/s

r Cursa pistonului ; r = S/2 = 1,697 x 10-3 m Cc Coeficientul rezistentei locale, care tine seama de variatia sectiunii dintre A r si

As

Vs 2 m/s ω 20.95 r31 0.098 D31 0.135

4 A ω r31

π D31 Vs0.139 Cc 0.13

4 A ω r31

π D31 Vs0.139 Cc 0.13

D14 A ω r31

Cc ω Vs

D1 0.147 m sin ωt( ) 1

Cc As Vs A r31 ω sin ω t( )Cc As Vs

AsArt r31 ω sin ωt( )

Cc Vs0.106

As 0.106 m2

Datorita constructiei geometrice a formei de intrare al lichidului prin scaunul supapei , am ales

Asp = 0.120 m2 . Unde Asp este Aria sectiunii practice de intrare a lichidului prin scaunulsupapei. Forma complexa a canalelor de trecere al lichidelor se poate executa prin strungire cu ,cutit drept , iar laturile unde se formeaza unghi drept se poate strunji cu ajutorul cutitului deget.

Q1max A ω r31 0.029

Q1max 0.029 m3/s

3.3 Determinarea diametrului supapei (D2)Forta dezvoltata la presiunea maxima asupra scaunului se exercita pe suprafata conica.Suprafata conica se durifica prin carbonitrurare ca si suprafata de contact a talerului supapei.Presiunea specifica este Ps = (80 ... 100)MPa.. Se adopta Ps = 90MPa

Fig. 2. Descompunerea apasarii lichidului pe scaun

PNN

D2

D1

C

DA

"49'454o

Ps 90 106 Pmax 8.3 10

6

Dm este diametrul mediu aflat undeva lamijlocul distantei dintre cele 2 dimametre D1respectiv D2

D2 D1Ps

Ps Pmax 0.154 m

DmD1 D2

20.151

F este forta ce apasa perpendicular pe peretiiscaunului supapei F

π D2

4Pmax 1005232.175 N

F 2 N α 4.76

5.4 Alegerea materialului scaunului supapeiDin cauza eforturilor mari la care este supus scaunul supapei, aceasta se executa din : Otel -

35MnSi12 STAS 791-88 cu c = 600 x 106 N/m .Pentru preluarea socurilor, scaunul se executa din otel cu Mn si Si , calit in intregime.

C - inaltimea scaunului supapei

CPmax

π D2 Ps sin α( )0.19 m

σc 600 106 N/m

2

σaσc

C N/m2 cs

F

π D2 σa sin α( )3.93 10

9 m cs -coeficient desiguranta

Asimiland scaunul supapei cu un tub cu pereti grosi , presiunea critica dupa formula luiLamee este :

tD2 D1

20.004 m t - grosimea materialului tubului

Adoptam grosimea tubului 5 mm

Pk 2 σct

D2

t t( )

D2 D2( )

27666666.667 N/m2

Pk < c

σt Pmax

D2

2

2D1

2

2

D2

2

2D1

2

2

8300000 N/m2σr Pmax

Tensiunea efectiva care ia nastere are formula:

daca : r - tensiunea radiala t - tensiunea tangentiala

r=-Pmax=-8.3x106 Pa

σef σr2

σt2

11737972.568 N/m2

ef < c

Se observa ca in toate cazurile rezistenta , presiunea critica si specifica sunt mai mici

decat limita de curgere. Pentru rigidizare scaunul se armeaza in interior cu trei nervuri. Calculam diametrul maxim al locasului AL

AL D2C

2 6 0.17 m

Locasul scaunului de supapa are dimensiunile A = 0.164 m ; C = 0.198 m .Considerand suprainaltarea scaunului pompei peste corpul pompei , hi = 0.008 m , rezulta De -diametrul maxim al scaunului supapei.

hi 0.008 mDe AL

hi

6 m

Inaltimea scaunului supapei Hs este : Hs C hi 0.198 m

5.5 Dimensiunile talerului si ale garniturii

Considerand ca pe suprafata conica cu inclinarea = 45 , se aseaza in jumatatea inferioara,partea metalica a talerului si pe cea superioara partea garniturii de etansare rezulta grosimeatalerului si a garniturii de etansare.

βi 45

htaD2 D1

2tan βi( ) 0.006 m

Diametrul talerului , respectiv diametrul mediu de asezare a acestuia pe scaun este :

Dta D1 2 hta tan βi( ) 0.166 m Alegem diametrul talerului Dta = 160

Dm 0.151 m diametrul mediu

Diametrul tijei supapei este : dts 0.3 Dta 0.05 m => aprox 0.05 m

Garnitura este simetrica astfel ca poate fi intoarsa pe fata opusa dupa un anumit timp defunctionare.

hga 2 hta 0.012 m hga - grosime garnitura. Alegem hga = 12 mm

Pentu ca talerul sa calce mai bine buza scaunului marim garnitura cu 4 mm fata dediametrul talerului

Dgtal = 160+4 Dgtal - diamterul garniturii talerului

Se observa ca tija este formata din urmatoarele elemente : - piciorul tijei + talerul inferior (acelasi corp), unde picorul tijei are diametrul de 46

mm , si inaltimea de 192 mm , pentru ca montajul acestuia in canalul de ghidaj al scaunuluisa fie facut lejer acesta a fost prevazut cu un capat conic de diametru 42 mm , executia luise face prin strunjire normala asemanatoare arborilor. Talerul inferior este construit din

acelasi material ca si piciorul tigei , are diametrul de 160mm muchia mare si 154mm muchiamica , distanta intre cele doua cercuri fiind de 6 mm , executia acestuia se face prinstrunjire normala , iar pentru a face economie de material acesta se sudeaza in gaz inert depiciorul tijei si se finiseaza cu utilaje de finisaj cu piatra abraziva pana la rugozitatea deminim 0.8

- garnitura tijei , este formata din doua conuri asezate unul peste altul cu cercul marela mijlocul distantei ce strabate garnitura. Cercul mare are diametrul de 164mm iar cercul micde 160 mm , distanta dintre aceastea fiind 6mm , totalizand o grosime a garniturii de 12 mm. Materialul folosit este caucic , trat pentru a putea rezista la frecare cu anumite corpuriabrazive si impotriva atacurilor chimice rezultate din substantele transportate. Rolul garnituriieste de a asigura o etansare cat mai buna in momentul cand supapa este in pozitia inchis ,dar si de a curata peretii capacului cu care aceasta intra in contact de anumite depuneriabrazive , asigurand totodata o durata mai mare de functionare a tuturor componentelorsupapei.

- Talerul Superior , este deasemeni simetric celui inferior asezat insa cu cercul marepe fata garniturii , are diametrul mare de 164 , si cel mic de 154 , forma conica , distantadintre cele doua fete fiind de 6 mm . Este montat pe tija prin strangere cu ajutorul unui inelgrower , in locasul special decupat al tijei. Ca flux tehnologic al fabricarii talerului sa folositstrunjirea cu cutit drept.

- Piciorul superior al tijei este considerat de la talerul superior spre directia capaculuisuperior al supapei , are diametrul de 46 mm si inaltimea de 118 mm . Pentru a se montausor in ghidajul capacului superior al supapei , acesta a fost prevazut cu un cap conic ,capatul fiind in diametru de 42 mm , la o distanta de 5mm fata de ultima muchie dreapta atijei. Piciorul superior este corp comun cu cel inferior si se realzeaza prin strunjire odata cucel inferior.

5.6 Camera Supapei

Lichidul iesind de sub supapa , trece in camera supapei si apoi in canalul conducator sprecolectorul de refulare. La aspiratie , sensul de curgere este invers. Pentru a evita acumularilede gaze sau aer ce se degaja in lichid , canalele se executa putin inclinate in sensul curgerii.Diametrul canalului de trecere rezulta din ecuatia de continuitate la debitul momentan maxim.

Pentru supapa de refulare vn = 3 ........8 m/s. Se alege vn = 5 m/s.Cco - coeficientul de contractie si este egal cu 1

vn 5 Cco 1 A 0.014

AcrA ω r31

Cco vn0.006 m Dcref D31

r31 ω

Cco vn 0.087 m

Acrefπ

4Dcref

2 0.006 m

Obs: Pentru pompele cu pistoane , untilizate in foraj , din motive de interschimbabilitatesupapele de aspiratie si de refulare sunt identice.

a) Inaltimea supapei: Din figura 2.4 se scrie inaltimea camerei supapei :rr 0.003 m α2 15

rr - raza de racordare

G hiDcref

cos α2( ) rr 0.125 m

Camera supapei , are forma cilindrica , prevazuta la baza cu o flasa construita dupa STAS8014-74 , avand D1 250 mm , D2 220 mm , g 20 mm. Strangerea acesteia cu capacul inferiorse face cu ajutorul a patru suruburi M16 cu cap hexagonal si pas de trecere . Rolul camereisupapei este de a asigura etansarea si continuitatea lichidului vehiculat prin supapa dar si acelade strangere prin presare pentru a imobiliza scaunul supapei in locasul conic al capaculuiinferior. Din proiectarea tijei supapei , s-a ajuns la concluzia ca , canalul de ghidare al tijei dincamera supapei trebuie sa permita o miscare transversala dar si un joc foarte mic , astfel incat is-a calculat o strangere cu joc de 0.4 . Inaltimea permisiva a canalului este de 99 mm din caretija poate parcurge maxim 88 mm , 10 mm fiind protectia capacului de gazele existente in lichidce pot apasa pe peretii interiori ai capacului , dar si pentru a permite tijei sa ajunga la nivelulmaxim fara sa bata in capac. Tot pentru a proteja camera supapei de presiunile acumulate degazele din lichid ce pot exista in timpul functionarii , legatura dintre supapa si

restul echipamentelor ce sunt prezente in instalatie se face printr-o teava cu inclinatie de 15grade fata de axa camerei . Teava este de DN 74 si este legata de restul echipamentelorprintr-o flansa construita conform STAS 8012-74 cu D1 160 mm , D2 130 mm , g 14 mm .Camera mai este prevazuta cu un canal ce are rolul de de ghidaj al arcului care actioneaza pesuprafata tijei , mentinad-ul pe acesta in pozitia corecta de functionare si permitandu-i omiscare de translatie corespunzatoare cerintelor de funtionare a supapei.

b) Inaltimea de ridicare a supapei : Distributia pompelor cu piston este comandata de presiunea creata de piston. Inaltimea deridicare maxima hmax , a supapei , rezulta din ecuatia de continuitate a curgerii lichiduluiscrisa in mijlocul sectiunii de trecere conform figurii 2.5

3 sin 45( ) 3

figura 2.5 Ridicarea supapei / sectiunea de trecere

Q = Q1+ Q2

Q A r31 ω sin ωt( ) 0.029 m3/s

Q1 Cc π Dm hi sin β( ) vn 0.002 m3/s Q1 - debitul prin fanta supapei

Q2 - Debitul de inlocuire al volumului ramas liber sub supapa la ridicarea ei. Ecuatia decontinuitate devine :

A r31 sin ωt( ) Cc π Dm hi sin β( ) vn±Asth

d

d

vn±As

Prin integrare , prin conditiile la limita si prin neglijarea unor termeni la patrat , rezulta :

hA r31 ω

Cc Dm vn π sin β( )sin α2( ) ±

Dm ω cos α( )

4Cc vn sin β( )

±

unde: A = 0.014 aria pistonului r31 = 0,096 m raza manivelei = 20,95 rad / s viteza unghiulara a pompei Cc = 0,13 coeficient al rezistentei locale vn = 5 m/s - viteza media de circulatie a lichidului = 45 , sin() = sin(45) = 0,707

Dm 0.151

rezulta : h0.014 0.096 20.95

0.13 π 0.144 5 0.707sin α2( ) ± cos α2( )

0.144 20.954 0.13 5 0.707

±

cos α2( ) 0.76 sin α2( ) 1

rezulta : h 0.135 1 ± 1.247( )( ) ±

cu semnul (-) pentru deschiderea supapei si semnul (+) pentru inchiderea acesteia.

Notand cu y = h , ecuatia devine :

A r31 ω sin ωt( ) Cc π Dm y sin β( ) vn±Asty

d

d

A r31 ω sin ωt( ) impartim prin 1/As

Notand: aCc π Dm sin β( ) vn

Asy y

a 2.834 y y

bA

Asr31 ω 0.271

Ecuatia devine :ty

d

d

±a y b sin ωt( )yb

20.074

solutia ecuatiei este : y ±

b2

a2

ω2

a sin φ( ) ω cos φ( )( )

a

=>

aCc π Dm sin β( ) vn 4

π As

daca : φπ

2

bD31

D1

2

r31 ω 1.734

yb

2

a2

ω2

a sin φ( ) ω cos φ( )( )Cand supapa urca solutia ecuatiei este :

Legea de variatie a organului de opturare al suprafetelor.

1)Variatia in timp a vitezei si acceleratiei organului de opturare al supapelor:

vosty

d

d

=> 5.684

451.9270.013

vos5.684

451.9273.609 cos φ( ) 20.95 sin φ( )( ) =>

vos 0.013 3.609 cos φ( ) 20.95 sin φ( )( )

2) Variatia acceleratiei este :aos

2t

yd

d

2 =>

aos 1b ω

2

a2

ω2

ω cos φ( ) a sin φ( )( )

pentru : φπ

2 => ymax = 0.002 m

In figura 2.6 sunt prezentate variatiile teoretice ale vitezei si acceleratiei de deplasare aleorganului de obturare al supapelor

5.7 Calculul masei supapeiSe adopta hs1 = 0.04 m , hs2 = 0.02 m

hs1 0.04

hs2 0.02

ρotel 7850 Kg/m3

Volumul supapei este :

VolSπ dts

24

hs1 hs2( )π Dta

2

43 hta

1

3hta

π

4Dta

2

π

4D1

2

0.001 m3

Masa supapei : msup ρotel VolS 4.521 Kg

Greutatea supapei este : Gsup msup g 44.348 g

5.8 Calculul arcului supapei :

Parametrii de proiectare ai resortului sunt : - tensiunea de montaj - tensiunea corespunzatoare inaltimii maxime a pompei - cursa de lucru a resortului

Caracteristica arcului fiind liniara , forta elastica Far in resort este proportionala cu sageata x.

Far = k * x

a - resortul inainte de montareb - resortul dupa montarec - resortul pentru h = h0d - resortul pentru h2 = hM

hMarc = b/a

hMb

a0.469 m

2.7 caracteristica resortului supapei

Constanta K se poate derermina cu relatia : KFr0

hn h0

Fr0

Din asemanarea triunghiurilor : FrM

Fr0

hn hM

hn hM

FrMunde: h0arc

b

a2

ω 2.656 m

hn - sageata de montaj a resortului Fr0 - sageata de resort pentru h = h0FrM - forta maxima din resort

Se recomanda :FrM

Fr01.2.......1.5( ) 1.2.......1.5

Se alege :FrM

Fr01.5

FrM

Fr0=> 1.5 hn h0( ) hn hMhn =>

1.5 hn 2.878( ) hn 0.496 => hn1.5 2.878 0.496

2.5hn => hn 0.02 mm

1* FrM k hn hM( ) k

2* G Fr A0 ΔpFr

3* vn2 G FrM( )

ρ A1

FrM

unde p - diferenta de presiune G - 33.05 N - greutatea specifica vn - 5 m/s viteza fluidului prin fanta superioara ridicata A1 - aria minima de trecere a fluidului prin scaunul supapei

A1π D1

24

0.017 m2 G 33.05

2533.05 FrM7850 0.016

255

2 33.05 FrM( )7850 0.016

5 =>

FrM

125.6

33.05

125.625

FrMFrM

3140 33.05125.6

24.737 N=>

Se adopta forta din resort FrM = 25 N(medie)

KFrM

hn hM50.6 Pa

FrM 50

Diametrul sarmei din care se confectioneaza arcul se determina pe baza calcululuirezistentei la torsiune

Drs - diametrul median al resortului , se alege constructiv 0.05 m Drs 0.05

a - materialul arcului Arc 3 SREN 1089 : τa 600 MPa

ds8 FrM Drs

π τa0.103 mm Adoptam ds = 2 mm

Gs 0.3 104 MPa

numarul de spire :

istGs ds

4

8 K Drs3

6.675 spire ≈ 7 is 7

Verificarea arcului τadm 600 106 Pa

τmax τadmτmax

8FrM Drs

π ds3

5824.878 Pa

Lungimea arcului in stare comprimata este : arc 3 distanta minima intre spire

Lm is ds is 1( ) arc 18.721 mm

Din calculul geometric rezulta ca lungimea arcului necomprimat este 108 mmsi distanta intre spire este de aproximativ 7,5 mm

5.9 Montajul Spapei La asamblarea componentelor supapei , se va tine cont de :

- centrarea corespunzatoare a scaunului supapei , a capacului , garnituriloir - respectarea cotelor de toleranta - respectarea strangerii corespunzatoare a suruburilor cu cheia dinamometrica- verificarea tuturor pieselor ce compun supapa-respectarea axelor de centrare , a cotelor si inaltimilor tuturor componentelor

Ordinea montajului : 1. capacul inferior 2. scaunul supapei3. garnitura de pe flansa capacului inferior 4. tija 5. garnitura cuprinsa intre talerele tijei 6. talerul superior7. inelul Oring8. arcul9. capacul superior

10. Suruburile de strangere impreuna cu piulitele de strangere

Ansamblul pompei si sectiune

6. RISCUL FUNCTIONARII IN CAVITATIE

Generalitati privind aparitia fenomenului de cavitatie. Fenomenul de cavitatie se declanseaza atunci cand presiunea minima din camerele de lucru alepompei egaleaza presiunea de vaporizare (pv) a fluidului , la temperatura minima din camerele delucru. Fenomenul se initiaza in faza de aspiratie prin scaderea presiunii pana la egalarea presiuniide vaporizare a lichidului. La pompele volumice , organul de pompare , ca element activ , provoacadecomprimarea necesara aspiratiei prin scaderea presiunii pana la egalarea presinuii de vaporizare alichidului. Marimea depresiunii necesara umplerii camerei de lucru cu lichid , depinde de valoareapresiunii din rezervorul de aspiratie , de inaltimea de aspiratie , si de pierderile de sarcina pe traseulde aspiratie , determinata de curgerea fluidului . In momentul in care presiunea din camera de lucru

se egaleaza cu preseiunea de vaporizare , fluidul incepe sa fiarba , vaporii patrunzand inmicrofisurilor materialelor , accentundu-se , iar umplerea camerelor de lucru va fi completa , ceeace va determina reducerea eficientei volumice a pompei.

In faza de refulare , cand presiunea creste , se produc fenomene de implozie , surpareamoleculelor spre interior , care vor provoca efecte degradante dintre cele mai diverse : mecanice ,electrice , chimice , etc . , ce se manifesta mai ales prin zgomote si vibratii puternice , varfuripericuloase de presiune , eroziuni s.a.m.d

Pentru evitarea aparitiei cavitatiei , trebuiesc indeplinite conditiile : P31min > Pv ωmax < ωcr Hg max < Hgacr - (2.....4) m in care Pv este presiunea de vaporizare a lichidului si Hga este inaltimea geodezica de aspiratie .

Deci pentru verificarea conditiei in care apare riscul functionarii in cavitatie a pompei ,trebuie cunoscuta legea de variatie a presiunii pe fata pistonului in cursa de aspiratie a pompei cupistoane. ρ

Legea de variatie a presiunii pe fata pistonului in cursa de aspiratie a pompei cu pistoane

Pm31

ρ g

Px

ρ g

Pm31x = 0 =>

Pa

ρ gHga

Vx2

2g hh hii hs

Pv

ρ g

hii hai hci hsi hai unde: hh - pierderile cauzate de frecarile care apar lacurgerea fluidului hii- pierderile de energie cauzate de inertia maselorfluidului din conducta de aspiratie hai- pierderile de energie cauzate de inertia maselorfluidului din conducta de aspiratie hci- pierderile de energie cauzate de inertia maseifluidului din camera de lucru hsi- pierderile de energie cauzate de inertia maseisupapei hs - pierderile de energie cauzate de mentinereasupapei de aspiratie ridicata (deschisa)

6.2 Calculul de alegere al hidroforului

K31 0.955 Cs 1.45 δQ31 1.047 φ asin1

δQ31

1.269

r31 0.098 S31 0.196

Vpe S31 r31 2 C cos φ( ) K31 π 2 φ( )[ ] 0.009

n1 2

Ve n1 Vpe 0.018 ΔV31 Ve

La calculul de alegere al hidroforului consideram doua situatii :

6.2.1 Alegerea hidroforului fara presiune initiala a gazului :

εp 7

Cf 2 Unde Cf este coeficientul de formapentru hidroforul cu forma sfericaVn31

ΔV31

εpCf 0.005

Vt Cf Vn31 0.01

R31 3Vt

4 π 0.002

6.2.2 Alegerea hidroforului cu presiune initala a gazului

pin 0.5

εp1εp

1 pin14 εp εp1

Vst Cf Vs 4 Vs Vt

Rp31 3Vst

4 π 0.955 Rp31 R31

Conform datelor rezultate montam pe conducta de aspiratie un hidrofor cu presiuneinitiala a gazului

7. Proiectarea Constructiva a Pompei

7.1 Consideratii privind alegerea materialelor si proiectareaformei

Pompele cu pistoane utilizate ca pompe de noroi asigură în cadrul instalaţiilor de foraj circulaţianoroiului pînă la talpa sondei, care are printre altele şi rolul de a antrena detritusului şi a-l aduce lasuprafaţă pentru a degaja gaura de sondă, iar în cadrul instalaţiilor petrochimice vehicularea, lapresiuni ridicate, a fluidelor incompatibile cu mecanismul de acţionare. Fluidele vehiculate prezintă,în general, un grad ridicat de agresivitate asupra suprafeţelor metalice cu care intră în contact.Acestea sunt cămăşile, pistoanele, scaunul supapei şi alte piese care periodic se înlocuiesc.

Uzura pieselor ce intră în contact cu fluidul se datorează frecvenţei foarte mari a lucruluiprin contact (cămaşă piston, supapă corp supapă, tijă piston). De aceea aceste piese componente

se vor executa din materiale de calitate superioară, cele metalice din oţeluri aliate, iar cele din cauciucse execută cu durităţi mari cu inserţie şi din reţele de cauciuc superior.

Pompa cu pistoane este construită din partea hidraulică şi cea de transmisie. Corpul depompă reprezintă piesa principală a părţii hidraulice şi se compune din mai multe camere formate din

elemente cilindrice.În ultimul timp se folosesc şi construţii din oţel forjat, în special pentru pompele cu

presiuni mai mari de 20MPa.Forjarea se execută pe elemente care se asamblează între ele prin sudare.Cămaşa este piesa

din interiorul corpului de pompă în care se deplasează pistonul.Ea trebuie să fie uşor demontabilă pentru a se înlocui în caz de defectare sau în cazurile în

care se doreşte schimbarea regimului de lucru. Diametrele interioare ale că măşilor sunt tipizate şi

sunt în concordanţa cu cele ale pistoanelor.Cămăşile se confecţionează din oţel având suprafaţa interioară durificată, obţinută prin cimentare,călire superficială sau prin alt procedeu care să-i asigure o bună rezistenţă la abraziune. Duritatea

trebuie realizată la 56 HRC.Pistonul. Pompele au pistoanele de tip disc şi are garnituri detaşabile. Discul metalic se execută dinoţel 18MnCr11, deoarece reprezintă o rezistenţă mare la uzură. Suprafaţa exterioară a pistonului este

cilindrică, călită superficial şi prelucrată foarte fin. Garniturile utilizate se execută din cauciucrezistent la produse petroliere şi cu rezistenţa la uzură ridicată fiind întarită pe partea din spate cu oinserţie de pâa care opreşte refularea cauciucului.Tija pistonului este piesa care leaga pistonul cu

capul de cruce.La capătul dinspre piston tija se termină cu o parte tronconică de conicitate 1:12 şi cu una

cilindrică filetată.Tija se confecţionează din oţel 42 MoCr11 călit superficial la o duritate de minim58HRC. Datorită faptului că tija se freacă în presetupă, trebuie ca suprafaţa cilindrică exterioară să fie

dură şi bine lustruită. Pentru aceasta se face o cromare a suprafeţei exterioare.Scaunul supapei se execută din oţel aliat 35 MnSi 12 sau 34 MoCrNi 15x, o conicitate 1:6 ,

prezentând o suprafaţă cât mai fină pentru asigurarea etanşeităţii.Supapa are rolul de a dirija curentul de lichid intrun sens întrerupând periodic comunicaţia

cilindrului cu conductele de aspiraţie şi refulare.Supapele de aspiraţie şi de refulare sunt identice,confecţionate din 34 MoCrNi 15x. Garnitura se execută din cauciuc care trebuie să fie rezistent la

produse petroliere şi uzură abrazivă.Capacele deservesc închiderea cilindrilor şi a camerelor supapei.Fiind supuse la presiuni

mari se confectionează din oţel OL60K.

Etanşarea dintre capace şi corp se realizează prin garnituri inelare de formă dreptunghiulară. Fixareacapacelor de corpul pompei se face prin prezoane şi prin înşurubare.

7.2. Indicaţii privind abaterile de formă şi poziţieSe va acorda o importanţă desosebită dimensiunilor ce influenţează direct buna funcţionare a

pompei şi valorilor parametrilor de lucru.Diametrul interior al cămaşilor cilindrilor şi diametrul exterior al pistoanelor vor forma un

ajustaj intermediar şi vor fi tolerate dimensional strict.

După cum se vede, toate toleranţele de formă, respectiv abaterile de la cilindricitate vor fistrict limitate pentru a nu apărea jocuri. Se recomandă ca la elementele de etanşare abaterilede formă şi abaterile dimensionale să fie strict limitate.

7.2.1. Cerinţe tehnice de bazăa. Pompa se va executa conform desenului de execuţie. Toate subansamblele şi

reperele componente vor corespunde întocmai desenelor de execuţie şi condiţiilor tehnice decalitate a materialelor, geometria şi rugozitatea suprafeţelor, tratamentele termice. Cotele

netolerate se vor executa conform STAS 2300-75 clasa mijlocie.b. Piesele forjate vor satisface condiţiile tehnice specificate în standardele de

materiale STAS 1971/2-84 şi STAS 1097/2-86.c. Semifabricatele matriţate trebuie să corespundă condiţiilor tehnice înscrise în

documentaţie şi STAS 1299-86.d. Nu se admit defecte de material, fisuri, incluziuni nemetalice care pot influenţa

rezistenţa şi durabilitatea pieselor.e. Se admite remedierea prin sudură a defectelor de turnare care nu periclitează

rezistenţa pieselor.

7.2.2. Prescripţii pentru reperele mai importante

- se vor respecta cu stricteţe dimensiunile din corpul hidraulic;- paralelismul axelor fusului arborelui cotit;- precizia prelucrării manetoanelor;- perpendicularitatea axei bolţului capului de cruce pe suprafaţa de glisare a capului decruce;- distanţele între axele bielelor şi etanşare piston în corp să fie egale (în limitele aceluiaşcâmp de toleranţă);- coplaneitatea flanşelor de racordare ale colectorului de aspiraţie pe corpul pompei;- paralelismul între axul ochiului mare şi axul ochiului mic al bielei şi perpendicularitateaacestor axe pe axul bielei;- coaxialitatea axului presetupei cu axul alezajului corespunzător din corp;- coaxialitatea între axul capului de cruce şi axul glisierei;- paralelismul între axele glisierelor.La prelucrarea mecanică a tuturor pieselor se impune respectarea întocmai a condiţiilor tehniceindicate în desenele de execuţie, precum şi menţinerea în toleranţe a abaterilor de formă şi depoziţie la toate piesele componente.Se va controla calitatea suprafeţelor de frecare, ghidare şi de etanşare ale pieselor.La piesele finite nu se admit urme de lovituri, muchii ascuţite sau bravuri.Cordoanele de sudură se execută conform STAS 6662-74.

7.2.3. Interschimbabilitatea

În conformitate cu cerinţele de exploatare şi întreţinere piesele şi subansamblele interschimbabiletrebuie să fie următoarele:- piesele componente ale supapelor de aspiraţie şi refulare;- ansamblul cămaşă piston;- tijele prelungitoare;- inelele de etanşare ale tijelor prelungitoare;- corpurile hidraulice la cotele de asamblare pe fremă;- garniturile de etanşare;- capetele de cruce;- bielele;- cuzineţii;- arborele cotit;- supapele de siguranţă, recirculare şi reţinere;ventilul de comandă.

7.3. Calculul de dimensionare, verificare şi alegere alelementelor componente 7.3.1. Calculul pistonului.

Pistonul este reprezentat în următoarea figură:

bc

d

h 2

3

4

bc

d

h

d f

Fig.3.3. Pistonul: 1. Corp metalic; 2. Garnitură în formă de cupă; 3. Tole de fixare;

4. Inel de siguranţa.

1

2

3

4

7.3.2.Calculul garniturii de etanşareGarnitura de etanşare este prezentată în figura următoare :

dt 0.046

dgeD31 dt

2

1

3 dt 0.061 mm

D31- diametrul pistonului 133mmdt - diametrul tijei = 46mm

Forta de frecare dintre cilindru si garnitura de cauciuc:

= 0,02 ....0,1 coeficient de frecare ; se alege =0,1p = 1,5 x Pr , unde Pr este presiunea max in camera pompei3 = 25......50 grade , se alege 3 = 40 gradepc = 1,5......2.5Mpa - presiunea specifica a cauciucului. Se adopta pc = 2,5 Mpa

p 1.5 Pr Pa μ 0.1 α3 40 pc 2.5 106 Pa

Ff μ pπ D31

2dge

2

4

sin α3( ) sin α3( )

cos α3( ) 21279.937 N

Lungimea garniturii de cauciuc : lcFf

μ π D31 pc0.201 m

7.3.3 Claculul discului metalic

Discul se consideră ca o placă încastrată în butucul cilindric de diametru dt şi supusă unei presiunipN şi a unei sarcini pe contur Ff .

pN p cos α3( ) Pa

Din [N.Posea “Rezistenţa materialelor” pag 587] expresia efortului maxim este:

σmaxd

k1 pND31

2

2

h2

k2Ff

h2

h

unde: pt D/dt = 133/48 = 2 , 77 => k1 = 1,04 si k2 = 0,753

k1 1.04 k2 0.753

Conform STAS 7450-89 se alege materialul 18MnCr11 având următoarele caracteristici:

Rp02 = 735N/mm2 => ad = 735/2 = 367,5 * N/mm2 σmaxd 0.3675 N/m2

σmaxd

1.04 8287910.8340.133

2

2

h2

0.75320151.174

h2

h

=>

h 145009.875 380.802 mm folosim mai departe h = hd = 0.38 m

hd 0.4 m se adopta hd = 0.4 m

σmaxd σad σad

Lungimea totala a pistonului : Lp hd lc 0.601 m

se adopta Lp = Lpa = 0.6 m Lpa 0.6 m

7.3.4. Calculul cămăşiiSe face analogia cămaşii cu un tub cu pereţii groşi, supus la presiunea interioară.

Pi 1.5 Pr PaCămasa se confecţionează din oţel 41MoCr11,având următoarele caracteristici:

σrc 0.54 N/m2

σcc 0.75 N/m2

σacσcc

20.375 N/m2

Pentru a nu crea confuzie in limbajul deprogramare al softului , utilizez notatiile pentrutensiunile "" insotite la indice de initiala pieseila care se calculeaza

unde c - coeficient de siguranta

Cămaşa se durifică la interior până la duritatea de 56-58 HRC prin cromare.σrrc Pi

σock

21

k2

1Pi

kStarea de tensiuni este :

unde: kDec

D31

Dec; σechc σoc σrc σac σoc

k2

1

k2

1Pi Pi σac

k=> Pi

2k2

k2

1 σac

k=>

k375 10

6

375 106 2 12.426 10

61.035

Dec k D31 m

Folosim 5 mm grosimeaperetelui

Grosimea peretelui : δcDec D31

20.002 m

Datorita uzurii la interior in timpul functionarii grosimea de prete are valoarea :

C1 0.002 m C2 0.006 m r - grosime reala

unde : C1 - adaos de coroziune C2 - adaos tehnologicδr δc C1 C2

Diametrul exterior al camasii este : Dec1 D31 2 δr 0.156 m

Constructiv se alege : Decc 0.16

Decg Decc 2 δr 0.181 m

Se alege diametrul exterior Dex 0.225 m

Grosimea gulerului : bg 2.2 δr 0.023 m

Lungimea cămăşii pistonului rezultă din posibilitatea efectuării cursei şi lăţimii pistonului lacare se adaugă un spaţiu necesar racordărilor de montare a pistonului, tijei prelungitoare,garniturilor de etanşare etc.

S - cursa pistonuluiLcp- lungimea pistonuluie - spatiul necesar elementelor de montaj

Spaţiile separate din piston trebuie etanşate în interiorul cămăşii; etanşarea serealizează pe piston, în capul ei şi cămaşa de garnitură.

e 0.027 m Lpa 0.6 m

Lcp S31 Lpa 2e 0.85 m

7.3.5. Dimensionarea capacului pompei

Capacul pompei este solicitat la o presiune uniform distribuită, cu valoarea maximă corespunzătoarepresiunii de probă : Pp = 12426807.391 PaCapacul se consideră ca o placă circulară încastrată pe conturul asupra căruia acţionează sarcinauniform distribuită.

Pentru confecţionarea capacului se alege oţel OL60 cu a = 180 x 106 PaStarea de tensiuni este reprezentată în următoarea diagramă :

σa 180 106

Starea de tensiuni este următoarea :Pp 12426807.391 Pa

σr

3 PpDex

2

2

4 hd2

737234.911 p - coeficientul lui Poisson

σr6Mr

hd2

Mr

=>

μp 0.25

σ

3 μp PpDex

2

2

4 hd2

184308.728 => σ2 σ μp

σ6M

hd2

M

=>

Efortul unitar echivalent se calculează cu teorema lucrului mecanic

σ12

σ22

σ32

σ2 σ1 σ2 σ3 σ3 σ1 => σ12

μ2

σ12

μσ12

=> σ1 μp2

μp 1 σa

σ1

3 PpDex

2

2

4 hd2

737234.911 N/mm2 σ2 σ1 μp 184308.728 N/mm2

σ3 03 Pp

Dex

2

2

4 hd2

μp

2μp 1 σa

3 PpDex

2

2

4 hd2

μp

2μp 1 =>

hd

3

4Pp

Dex

2

2

μp2

μp 1

σa0.024 mm

M δr 0.005 m

Grosimea flanşei corpului şi a capacului:

jh 1.2...1.4( ) 1.2...1.4 indice de multiplicare flansa. Alegem jh = 1.3 jh1 1.3jh2 1.2

lf1 jh1 M m

Grosimea plăcii de susţinere a supapei:lf2 jh2 M m

7.3.6. Calculul tijei pistonului

Tija pistonului este solicitată alternativ la compresiune şi întindere respectiv flambaj. Forţa careacţionează asupra tijei se calculează cu formula :

Pmaxp 17 106 Pa

Ft Fp Ff Fp

unde: Fpπ

4D31

2 Pmaxp N Fp - forta componentei de presiune ce

actioneaza pe suprafata pistonului.

Ff 21279.937 N

Forta de freceare dintre garnitura si cilindru :

Ft Fp Ff 264862.777 N

Lungimea totala a tijei se calc cu relatia : l0 0.15 m - lingimea pana la tijaprelungitoare

ltt S31 Lpa l0 0.946 m

Schema de încărcare a tijei este:

(a)

lt

x

β

(a)

(b)

(c)

(d)

lt/2lf

lf

l f

lt

x

β

Pentru confecţionarea tijei se consideră materialul 42MoCr11 cu următoarele condiţii:

σrtj 1.2 N/m2

σctj 0.9 N/m2

Lungimea de flambaj a tijei pistonului pentru sistemul de rezemare conform figurii anterioare şise determină cu următoarea relaţie:

μf 0.32

lfbj μf ltt 0.303 m

unde: f = funcţie ce depinde de sistemul de rezemare şi se exprimă în funcţie de raportul :

x1Dex

20.113 m

X x1 S31 0.308 m

μf μX

ltt

0.033

Verificarea la Flambaj :

σeftj σaftj σaftj Tensiunea admisibila de flambaj

σeftjFt

Atj

σcrtj

c

AtjE 2.1 10

11 Pa Modul de elasticitate

ltjπ dt

464

0 m

Atjπ dge

264

0

σcrtjπ

2E ltj

Atj lfbj2

27362793055.157 Tensiunea critica

cf 4Coeficientul de flambaj : cf = 4 .... 8 . Se adopta cf = 4

σeftjFt

Atj1457487724.901 Pa

σaftjσcrtj

cf6840698263.789 Pa

aftj > eftj

8: Calculul si alegerea actionarii electrohidraulice (EHC) a pompei

Pentru a stabili in ce masoara actionarea electro-hidraulica de tip EHC (motor electric asincron cuturbotransformator) este favorabila, din punct de vedere functional si energetic, sistemului de pompareeste necesara cunoasterea caracteristicii exterioare de iesire a convertizorului (turbotransformatorului).Caracteristica exterioara de iesire a TT reprezinta locul geometric al punctelor de functionare in comunal grupului de actionare format din MEA si TT.

mRPme PP

ise

hE

elP

mt1mRT PP mPmt2 PP

hPP

P

2

P

2

P

2tm M

M

ω

ω

n

ni - raportul de transmitere

al tranmisiei mecanice (TM)- coeficientul de transmitere;

- coeficientul de transformare a momentului;

1

2

1

2

ω

ω

n

nx

xkη TTTT - randamentul TT1

2TT M

Mk

mRPme PP

ise

CHC (TT)

RP RT

1M 1 2M 2

hE

MEA TMelP

AD mt1mRT PP

OPPP

mPmt2 PP

hPP

PM P PP Q,p

Fig. 4.1. Structura energetica a sistemului de pompare

Un punct de functionare in comun (pentru o valoare a coeficientului de transmitere a TT, x) se obtine cain schema de calcul (fig. 4.2).

52 DnpxkMnpxM1

npn

nmn

MpnMmn

MmP

nm0nma

MmM

Mma

n2n

N

A

rpmn

NmM

zona rationala defunctionare a MEA

M2n

n2M2

M2

M2nn2n,M2M1nkM2n

npnxn2nM2

TT

TTalefunctionardepunctunuilecoordonate

0M2 CEx de iesire a TT

O CEx de intrare a TT

Fig. 4.2. Schema de calcul pentru stabilirea punctelor de functionare

Etapele de calcul pentru trasarea caracteristicii:1. Alegerea motorului electric in functie de puterea solicitata de pompa si se traseaza caracteristicamecanica a MEA Mm(nm).2. Dimensionarea TT (determinarea diametrului activ, D). Calculul si alegerea transmisiilor hidrodinamiceprezinta dificultati, motiv pentru care, pe baza studiului experimental efectuat pe prototip si aplicareasimilitudinii, se genereaza o familie de TT, cu aceleasi valori ale coeficientilor caracteristici, independentde dimensiuni. In acest sens, pentru familia acceptata carcteristicile corespund tabelului urmator:

TT

kM1 kTT

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

0 75.6 4.5 00.1 64.8 3.8 0.28

0.2 59.4 3.3 0.48

0.3 52.2 2.5 0.62

0.4 46.8 2.1 0.73

0.5 43.2 1.7 0.85

0.6 36 1.3 0.87

0.7 30.6 1 0.86

0.8 25.2 0.9 0.84

0.9 23.4 0.8 0.7

0.95 21.6 0.75 0.55

x TT

Tab. 4.1. Valorile coeficientilor pentrufamilia TT (Pana, I. Actionari

hidraulice. Ed. UPG,2003)

Diametrul, se calculeaza cu relatia:

DMmn

kM1 nmn2

1

5

=

in care coeficientul kM1este determinat de caracteristicile constructive ale TT.

3. Calculul caracteristicii TT, conform schemei din fig. 4.2.

4.1. Alegerea motorului electric asincon trifazat cu rotorul in scurtcircuitConsiderand ca parametrii hidraulici stabiliti pentru pompa proiectata sunt:

- debitul pompei: QP=0,0028 m3/s;

- presiunea pompei: pP=11,6 MPa.

Puterea hidraulica a pompei: PhP=QPXpP [W]

QP 2.9 103

pP 0.82 107

PhP QP pP 23780 W

ANEXA IIa

Valoarea coeficientului de rezerva de putere(cs ) în functie de puterea P a motorului de actionar

>200P

[kW]

cs

1,5

1,50

1,5...4,0

1,25

4,0...7,5

1,20

7,5...40

1,15

40...100

1,10

100...200

1,08 1,05

Din Anexa IIa, pentru puterea calculata, se alege valoarea coeficientului de rezerva de putere:

Rezulta putera necesara a motorului electric:

cs 1.1

Pne1 cs PhP 26158

Din: Potlog, D.M., Mihaileanu, C. Actionari electrice industriale cu motoare asincrone . Bucuresti,Editura Tehnica, 1989, pg.196 , se alege motorul electric asincron tipizat, cu urmatoarele caracteristici:

Caracteristicile motorului electric asincron din SERIA ASI cu turatia sincronã ns=1500rot/min (cu 4 poli, respectiv cu 2 perechi de poli: p=2), cu puterea P=37kW

Pn[kW]

In[A]

sn

nM

MMMek

nM

pM

pk nI

pI

ipk n s

nns1

nn

30nnπ

n

Nm nωnP

nM Jg=GD2

[N.m2]

37 72,60 0,023 2,5 0,9052,7 6,5 1466 153,467 241,094 23

Momentul de giratie: Jg=GD2 [N.m2]:

Momentul de inertie masic: J [kg.m2]:g=9,81m/s2

Jg=GD2=4Jg

J=Jg/4g=GD2/4g

OBSERVATIE: Turatia de sincronism (ns) pentru un motor trifazat asincron se determina cu relatia:

rot/min15002

5060

p

f60sn

unde f=50Hz, este frecventa curentului electric alternativ (in Romania f=50Hz)

Pn - puterea nominala a motorului electric; In - intensitatea nominala a curentului electric;Ip - intensitatea la pornire; Mn - momentul nominal al motorului electric; MM - momentul maxim;Mp - momentul de pornire; n - randamentul la puterea nominala;

nominal. (slipul) alunecarea n

nns

s

nsn

In continuare, in calcule, se vor face urmatoarele schimbari ale notatiilor:

Pne 37000- puterea nominala a motorului electric: Pn=Pne;

smn 0.023- alunecarea (slipul) MEA la puterea nominala: sn=smn;

kmM 2.7 kmP 2.5- kMe=kmM; kp=kmP;

- vitezele la sincronism: ns=nm0; ωs=ωm0;

- vitezele nominale: nn=nmn; ωn=ωmn;

nm0 1500ωm0

π nm030

ωm0 157.08

nmn 1 smn( ) nm0 nmn 1465.5

ωmn 1 smn( ) ωm0 ωmn 153.467

- Mn=Mmn; MM=MmM; Mp=MmP

- definind "coeficientul de transmitere" al MEA:

MmnPne

ωmn Mmn 241.094

MmM kmM Mmn MmM 650.95512

MmP kmP Mmn MmP 602.73622

xmnm

nm0=

ωm

ωm0= 1 sm=

rezulta pentru puterea nominala: xmn 1 smn xmn 0.977

Pentru trasarea caracteristicii mecanice a MEA, M(n), se apeleaza la;

Formula lui Kloss: M2 Mk

sk

s

s

sk

= k

sk sm Mk=

rezulta ca, in functie de alunecarea s, momentul poate fi definit :

Mm xm( )2 MmM

smM

s

s

smM

= MmM kmM Mmn

Calculand alunecarea (smM) pentru MmM:

smM2

2 kmM smM smn smn2

0.1242 smM smM2

0.000529

smn kmM 1( ) kmM 1( ) kmM smn

kmM smn smn kmM 1( ) kmM 1( )

0.11978370653832848145

0.004416293461671518555

Se alege valoarea:

smM 0.11978370653832848145 xmM 1 smM xmM 0.88

nmM xmM nm0 nmM 1320.324 rpm

Se alege si valoarea maxima a domeniului rational de functionare a MEA, pana la Mma=0,85MmM:

Mma 0.85 MmM Mma 553.312

Mma2 MmM

smM

sma

sma

smM

=

0.281844015384302309294 sma sma2

0.0143481363520603973967

0.066686733732083412449

0.21515728165221889684

Se alege valoarea:

sma 0.0667 xma 1 sma xma 0.933 nma xma nm0 nma 1399.95 rpm

Rezulta urmatoarele valori:

Mmn 241.094 smn 0.023 xmn 0.977 nmn 1465.5 nm0 1500

Mma 553.312 sma 0.067 xma 0.933 nma 1399.95

MmM 650.955 smM 0.12 xmM 0.88 nmM 1320.324

MmP 602.736

Pentru trasarea caracteristicii mecanice a MEA se definesc:

v 1000 z 0 1 v xmz 0.001 z

Mm xm( ) MmP xm 0=if

MmM xm xmM=if

Mma xm xma=if

Mmn xm xmn=if

0 xm 1=if

2 MmM

smM

1 xm

1 xm

smM

otherwise

nm xm( ) xm nm0 nmn xmn nm0 MM Mm xm( )

xmm xm

0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0.5 0.55 0.6 0.65 0.7 0.75 0.8 0.85 0.9 0.95 10

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

600

650

700

750

800

Fig. 4.3. Caracteristica mecanica a MEA [Mm(xm)]

coeficientul de transmitere [xm=n1/n2]

mom

entu

l Mm

[N

m]

Mmn

Mma

MM

xmaxmn

xmm

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 16000

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

600

650

700

750

800

Fig. 4.4. Caracteristica mecanica a MEA [Mm(nm)]

turatia [rpm]

mom

entu

l [N

m]

Mmn

Mma

MM

nmanmn

nm xmm( )

MME augment xmm MM( ) WRITEPRN "carelectr"( ) MME

MME

0 1

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

0 602.7360.001 153.891

0.002 154.041

0.003 154.191

0.004 154.342

0.005 154.492

0.006 154.643

0.007 154.795

0.008 154.946

0.009 155.098

0.01 155.25

0.011 155.403

0.012 155.555

0.013 155.708

0.014 155.862

0.015 ...

4.2. Calculul caracteristicii TT

Calculul diametrului activ (D). Se va considera valoarea coefientului kM1=10, corespunzatoare randam

maxim (tab.4.1).

kM16 10 kM6 3.6 kM16 kM6 36 , in kg/m3

DMmn

kM6 nmn12

1

5

=nmn1

nmn

60 nmn1 24.425 rot/s Mmn 241.094 Nm

DMmn

kM6 nmn12

1

5

D 0.407 m

x k M1 kTT

η TT

DATA10 21 4.5 0

0.1 18 3.8 0.28

0.2 16.5 3.3 0.48

0.3 14.5 2.5 0.62

0.4 13 2.1 0.73

0.5 12 1.7 0.85

0.6 10 1.3 0.87

0.7 8.5 1 0.86

0.8 7 0.9 0.84

0 9 6 5 0 8 0 7

0.9 6.5 0.8 0.7

0.95 6 0.75 0.55

x DATA10

kM1 DATA11

kM 3.6 kM1 kTT DATA12

η DATA13

x

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

00.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

0.95

kM1

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

2118

16.5

14.5

13

12

10

8.5

7

6.5

6

kM

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

75.664.8

59.4

52.2

46.8

43.2

36

30.6

25.2

23.4

21.6

kTT

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

4.53.8

3.3

2.5

2.1

1.7

1.3

1

0.9

0.8

0.75

DATA augment x kM kTT η( ) WRITEPRN "KMTT"( ) DATA

DATA

0 1 2 3

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

0 75.6 4.5 00.1 64.8 3.8 0.28

0.2 59.4 3.3 0.48

0.3 52.2 2.5 0.62

0.4 46.8 2.1 0.73

0.5 43.2 1.7 0.85

0.6 36 1.3 0.87

0.7 30.6 1 0.86

0.8 25.2 0.9 0.84

0.9 23.4 0.8 0.7

0.95 21.6 0.75 0.55

Calculul caracteristicii de iesire a TT

Se calculeaza caracteristicile de intrare pentru x=0...1 si se reprezinta:

nnp 1600 npx 0nnp

60 100

nnp

60

x 0 kM0 75.6 kTT0 4.5 Mp10 npx( ) kM0 npx2

D5

x 0.1 kM1 64.1 kTT1 3.8 Mp11 npx( ) kM1 npx2

D5


D5


D5


D5


D5

x 0.6 kM6 36 kTT6 1.3 Mp16 npx( ) kM6 npx2

D5

x 0.7 kM7 30.6 kTT7 1 Mp17 npx( ) kM7 npx2

D5


D5


D5


D5

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 16000

20406080

100120140160180200220240260280300320340360380400420440460480500520540560580600620640660680700720740760780800

Fig. 4.5. Carcteristicile de intrare ale TT

turatia [rpm]

Mmn

Mma

Mm xm( )

Mp10 npx( )

Mp11 npx( )

Mp12 npx( )

Mp13 npx( )

Mp14 npx( )

Mp15 npx( )

Mp16 npx( )

Mp17 npx( )

Mp18 npx( )

Mp19 npx( )

Mp110 npx( )

nmanmn

nm xm( ) npx 60

Din figura 4.5, se determina valorile n1 si M1 situate la intersectiile dintre caracteristicile de intrareMp(npx) si caracteristica mecanica a MEA Mm(npx) (din grafic; se poate si analitic). Pentru valorilecorespunzatoare ale lui x si kTT, se calculeaza coordonatele M2(n2).

n2 x n1= M2 kTT M1=

x 0 kTT0 4.5 n10 1422Mp100 475

x 0.1 kTT1 3.8 n11 1436Mp101 412.5

x 0.2 kTT2 3.3 n12 1441Mp102 387.5

x 0.3 kTT3 2.5 n13 1449Mp103 346.67

x 0.4 kTT4 2.1 n14 1455Mp104 309

x 0.5 kTT5 1.7 n15 1458.3Mp105 287

x 0.6 kTT6 1.3 n16 1465.5Mp106 241.094

x 0.7 kTT7 1 n17 1470.7Mp107 206.5

x 0.8 kTT8 0.9 n18 1476Mp108 170.5

x 0.9 kTT9 0.8 n19 1478Mp109 159.5

x 0.95 kTT10 0.75 n110 1479.4Mp1010 148.5

x 1

n20 0 n10 M20 kTT0 Mp100

n21 0.1 n11 M21 kTT1 Mp101

n22 0.2 n12 M22 kTT2 Mp102

n23 0.3 n13 M23 kTT3 Mp103

n24 0.4 n14 M24 kTT4 Mp104

n25 0.5 n15 M25 kTT5 Mp105

n26 0.6 n16 M26 kTT6 Mp106

n27 0.7 n17 M27 kTT7 Mp107

n28 0.8 n18 M28 kTT8 Mp108

n29 0.9 n19 M29 kTT9 Mp109

n210 0.95 n110 M210 kTT10 Mp1010

Coordonatele punctelor de functionare: n2=nT si M2=MT

x 0 n20 0 M20 2137.5

x 0.1 n21 143.6 M21 1567.5

x 0.2 n22 288.2 M22 1278.75

x 0.3 n23 434.7 M23 866.675

x 0.4 n24 582 M24 648.9

x 0.5 n25 729.15 M25 487.9

x 0.6 n26 879.3 M26 313.422

x 0.7 n27 1029.49 M27 206.5

x 0.8 n28 M28 153.45

x 0.9 n29 1330.2 M29 127.6

x 0.95 n210 1405.43 M210 111.375

x 1 n211 1500 M211 0

j 0 1 11

nTj

n20

n21

n22

n23

n24

n25

n26

n27

n28

n29

n210

n211

MTj

M20

M21

M22

M23

M24

M25

M26

M27

M28

M29

M210

M211

nT

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

0143.6

288.2

434.7

582

729.15

879.3

1029.49

1180.8

1330.2

1405.43

1500

MT

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

2137.51567.5

1278.75

866.675

648.9

487.9

313.422

206.5

153.45

127.6

111.375

0

500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 16000

20406080

100120140160180200220240260280300320340360380400420440460480500520540560580600620640660680700720740760780800

Fig. 4.6. Caracterstica exterioara de iesire FPD

turatia [rpm]

Mmn

MT

Mm xm( )

Mp10 npx( )

Mp11 npx( )

Mp12 npx( )

Mp13 npx( )

Mp14 npx( )

Mp15 npx( )

Mp16 npx( )

Mp17 npx( )

Mp18 npx( )

Mp19 npx( )

Mp110 npx( )

nmn

nT nm xm( ) npx 60

MTT12 augment nT MT( ) WRITEPRN "MTnT"( ) MTT12 nmn 1465.5

Mmn 241.094

n10 1422 Mp100 475 n20 0 n10 M20 kTT0 Mp100

n11 1436 Mp101 412.5 n21 0.1 n11 M21 kTT1 Mp101

n12 1441 Mp102 387.5 n22 0.2 n12 M22 kTT2 Mp102

n13 1449 Mp103 346.67 n23 0.3 n13 M23 kTT3 Mp103

n14 1455 Mp104 309 n24 0.4 n14 M24 kTT4 Mp104

n15 1458.3 Mp105 287 n25 0.5 n15 M25 kTT5 Mp105

n16 1465.5 Mp106 241.094 n26 0.6 n16 M26 kTT6 Mp106

n17 1470.7 Mp107 206.5 n27 0.7 n17 M27 kTT7 Mp107

n18 1476 Mp108 170.5 n28 0.8 n18 M28 kTT8 Mp108

n19 1478 Mp109 159.5 n29 0.9 n19 M29 kTT9 Mp109

n110 1479.4 Mp1010 148.5 n210 0.95 n110 M210 kTT10 Mp1010

n20 0 M20 2137.5

n21 143.6 M21 1567.5

n22 288.2 M22 1278.75

n23 434.7 M23 866.675

n24 582 M24 648.9

n25 729.15 M25 487.9

MTT12

0 1

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

0 2137.5143.6 1567.5

288.2 1278.75

434.7 866.675

582 648.9

729.15 487.9

879.3 313.422

1029.49 206.5

1180.8 153.45

1330.2 127.6

1405.43 111.375

1500 0

n26 879.3 M26 313.422

n27 1029.49 M27 206.5

n28 1180.8 M28 153.45

n29 1330.2 M29 127.6

n210 1405.43 M210 111.375

n211 1500 M211 0

Prin prelucrarea datelor, a fost stabilita legea de variatie a lui MT(nT), sub forma:

n2 0 1 1500 aa1 2138 bb1 4.159083334 cc1 0.00318 dd1 9.05 107

MT22 n2( ) aa1 bb1 n2 cc1 n22

dd1 n23

0 10020030040050060070080090010001100120013001400150016000

100200300400500600700800900

10001100120013001400150016001700180019002000210022002300

Mmn313.422

MT22 n2( )

Mm xm( )

879.3 nmn

n2 nm xm( )

MT

0

01

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

2137.51567.5

1278.75

866.675

648.9

487.9

313.422

206.5

153.45

127.6

111.375

0

600 650 700 750 800 850 900 950 100010501100115012001250130013501400145015000

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

600

650

700

750

800

241.094

313.422

MT22 n2( )

Mm xm( )

900 nmn

n2 nm xm( )

Actionari Hidraulice

Documents

Transcript of Actionari Hidraulice