MECANICA FLUIDELOR CURS 12

7/30/2019 MECANICA FLUIDELOR CURS 12

1/17

1. MAINI VOLUMICE

1.1. Pompe cu piston

1.1.1. Caracteristicile principale ale pompelor cu piston

Pompele cu piston au urmtoarele caracteristici de baz: debitul este pulsator i limitat uzual la 1L/s;

sarcina mare, independent de debit i de turaie; randament relativ bun pentru orice tip de lichid; reglarea bun prin scurtcircuitarea parial a pompei;

posibilitatea de a pompa lichide foarte vscoase, calde sau agresive dac sefolosesc materiale adecvate;

se autoamorseaz la pornire;

este necesar regularizarea debitului prin folosirea unui hidrofor la aspiraie ia unuia la refulare; este obligatorie folosirea unei supape de siguran (valv maximal) pecircuitul de refulare, aa cum se observ n figura 2.17; turaia este limitat de ineria lichidului deci sunt necesare dimensiuni maimari pentru a obine debite acceptabile; consecina este existena unor mase

metalice mai mari cu micare alternativ, ceea ce implic i costuri mai mari;Debitul mediu teoretic al pompei cu piston se poate calcula cu relaiageneral:

=

60niAsQt , (2.11)

unde i este numrul de fee active ale pompei, s - cursa pistonului; min]rot[n -

turaia arborelui cotit; ]m[ 2 A - aria feei pistonului cilindric:


2/17

]m[4

22 D A = (2.12)

i este un coeficient funcie de numrul de fee active ale pistonului:

=

efect,dublucu piston pentru2

1efectsimplucu piston pentru1

2

2

D Dt (2.13)

n care t D este diametrul tijei pistonului.

1.1.2. Randamente

Disipaiile de energie n pompele cu piston sunt cele generale cunoscute:volumice, hidraulice i mecanice.

Randamentul volumic este:

vvt

v QQ ''' == , (2.14)

n care v' ine seama de pierderile de lichid prin neetaneitile supapelor, presetupelor i segmenilor, precum i de ntrzierea micrii supapei de

aspiraie fa de cea a pistonului, iar v" ine seama de umplerea incomplet cu

lichid a cilindreei prin ptrunderea aerului n corpul pompei sau apariiafenomenului de cavitaie.

Pierderile mecanice se produc datorit:

frecrilor n lagrele arborelui cotit;

frecarea capului bielei de maneton; frecarea ochiului bielei de bolul pistonului sau capului de cruce; frecarea patinei de glisiera capului de cruce (dac exist);

frecarea segmenilor sau garniturii pistonului de cilindru; frecarea tijei pistonului disc sau a pistonului plonjor n garnitura de etanare.


3/17

ab

Fig. 2.18. Curbele caracteristice ale unei pompe cu piston funcionnd la turaiidiferite:

a debitul teoretic n funcie de turaie; b sarcina n funcie de debit la turaiidiferite

Randamentul mecanic al pompei este:

96,0...85,0, ===a

t t

a

t hm P

H gQ P P

. (2.15)

Pierderile hidraulice se datoresc vscozitii lichidului pompat i se producla curgerea lichidului prin porile supapelor i n corpul pompei. Randamentulhidraulic este dat de relaia general cunoscut:

t h H

H = . (2.16)

Valorile recomandate sunt:

99,0...95,0=h pentru pompe cu o bun ghidare interioar a lichidului;

95,0...85,0=h pentru pompe cu canale nguste i vitez mare de curgere pelng supape.

Debitul teoretic este direct proporional cu turaia, conform caracteristicii prezentate n figura 2.18.a, dependent numai de turaie. Figura 2.18.b prezintcurbele caracteristice sarcin n funcie de debitul volumic pentru aceeai pompacionat la turaii diferite. Scderea debitului real la sarcini (presiuni) mari estedatorat scderii randamentului volumic. Sunt evideniate punctele de


4/17

Fig. 2.19. Amplasarea hidrofoarelor la o pomp cu piston

funcionare obinute la intersecia caracteristicilor pompei cu caracteristicaconductei. Trebuie remarcat faptul c pentru pomp, caracteristica este limitatsuperior de presiunea reglat la supapa de siguran.

1.1.3. Recomandri privind utilizarea i funcionarea pompelor volumice

alternative

Pompele volumice se recomand n general la vehicularea unor debitereduse, cu nlimi de pompare mari i foarte mari. Folosirea lor este largrspndit la pomparea lichidelor vscoase, la acionrile hidraulice alemainilor unelte, la sistemele de ungere etc.

La pompele volumice alternative debitul pulsator nu poate fi ntotdeaunaacceptat deoarece n conducte se produc oscilaii ale presiunii lichidului cuconsecine nefavorabile: vibraii i instabilitate n sistemul hidraulic. Atenuarea pulsaiilor de debit se realizeaz prin mrirea numrului de pistoane sau prin

introducerea unor hidrofoare (camere decompensare cu pern de aer) att peconducta de aspiraie ct mai ales peconducta de refulare. Datorit elasticitii pernelor de gaz, hidrofoarele preiauvariaiile de debit prin oscilaia nivelului,

asigurnd un debit aproape constant nsistem.

Figura 2.19 prezint schemaamplasrii hidrofoarelor la o pomp cu piston.


5/17

1.1.4. Exemple de calcul

1.1.4.1. Calculul global al unei pompe cu piston

O pomp duplex pentru ap rece ( 3mkg1000= ) are diametrul pistonului

mm20= D , cursa mm80= s , presiunea de refulare bar 100=r p , turaia arborelui

cotit minrot200=n , randamentul volumic 95,0=v i randamentul

mecanohidraulic 85,0=mh . S se calculeze debitul mediu teoretic, debitulmediu real i puterea mecanic pentru antrenare la arbore.

Debitul mediu teoretic este:

]sm[676,116020008,0

402,02

603

2=

=

= niAsQt , (2.17)

deoarece numrul de fee active ale pompei este2=i - pomp duplex deci cudoi cilindri i dou pistoane.

Debitul mediu real:sm10592,1 34== vt QQ . (2.18)

Randamentul mecanohidraulic este:

a

t

t a

t t

t a

t hhmmh P

H gQ H H

P H gQ

H H

P P ==== , . (2.19)

De aici se deduce puterea necesar pentru antrenare:

]kW[971,1]W[197185,0

10100106755,1 54 ====

=

mh

r t

hm

t a

g p gQ

H gQ P .

(2.20)

1.1.4.2. ncercarea unei pompe cu piston

O pomp cu piston simplex cu dublu efect, cu aciune indirect, are


6/17

diametrul pistonului disc: mm120= D ; diametrul tijei: mm24=t D ; cursa:mm125= s .

La ncercarea cu ap rece se msoar urmtoarele mrimi: turaia arborelui

de antrenare minrot/60=n ; debitul volumic: sl7,2=Q ; suprapresiunea

indicat de manometrul montat pe rezervorul de refulare: 2cmkgf 8,3...4,3=r p ;

depresiunea indicat de vacuummetrul montat pe rezervorul de aspiraie:( )torr 120...60=a p ; denivelarea ntre suprafeele libere ale apei n rezervoare:

1=h m.S se determine: randamentul volumic, sarcina i puterea util a pompei.Randamentul volumic se obine din relaiile (2.5) i (2.8):

974,0

60

60125,0

12,02

024,01

4

12,02

107,2

6021

42 2

22

3

2

22=

=

=

n s

D

D D

Q

t v .

(2.21)Suprapresiunea medie n rezervorul de refulare este:

( ) Pa10532,32

1081,98,34,3 54=+=r p . (2.22)

Depresiunea medie n rezervorul de aspiraie este:( ) Pa1012,0

232,13312060 5

=+=a p . (2.23)

innd seama i de denivelarea dintre rezervoare se obine sarcina:

m22,38181,91000 1012,010532,355

=+

=+= h g p p H ar . (2.24)

Se remarc faptul c presiunea de refulare este mic, deci nu se poateneglija energia potenial specific de poziie (denivelarea dintre rezervoare). ncazul de fa eroarea ar fi de 2,6%.

Puterea util a pompei este:

W101222,38107,281,91000 3 === gQH P u . (2.25)


7/17

1.1.5. Tipuri de pompe volumice (exemple)

Fig. 2.21 . Pompa cu roi dinate:1 - carcasa pompei; 2 - roat dinat motoare; 3 - roat dinat, liber

pe ax; 4 - arbore antrenat; 5 - arbore neantrenat; 6 - pan disc

a b

Fig. 2.22 . Pompe cu roi dinate:a cu dini nclinai; b cu dini n V


8/17

Fig. 2.23 . Simbolizarea pompelor cu roi dinate:a - pomp volumic cu debit constant, avnd un singur sens de

refulare; b - pomp volumic cu debit reglabil, cu un singur sens derefulare; c - pomp cu debit constant, reversibil ca sens de refulare;

d - pomp cu debit reglabil, reversibil ca sens de refulare

Fig. 2.24 . Pompa cu angrenaj planetar i roata interioarconductoare:

1 carcasa pompei; 2 - coroan mobil cu caviti profilate; 3 rotor profilat; 4 arbore de antrenare a rotorului; 5 canal

lateral de aspiraie; 6 - canal lateral de refulare


9/17

a b c

Fig. 2.25. Pompe cu angrenaje interioare i roata exterioar conductoare:

a varianta clasic; b sensul de antrenare orar; c sensul de antrenareantiorar

Fig. 2.26 . Pompa cu angrenaje

hiperboloidale:1 carcasa pompei; 2, 3 rotoare

profilate de form cicloidal

Fig. 2.27. Suflant Roots


10/17

Fig. 2.28. Pompa cu trei uruburi

Fig. 2.29. Pompa cu dou uruburi


11/17

Fig. 2.30. Pompa cu pistoane radiale:

1 stator (carcas cilindric); 2 rotor cu alezaje radiale; 3 . piston rotitor;

4 butuc fix, prevzut cu canale de aspiraie i refulare; 5 canal de aspiraie; 6 canal de refulare

Fig. 2.31. Pompa cu pistoane axiale:1 distribuitor nerotitor (fix) solidar cu carcasa pompei; 2 blocul cilindrilor care se rotete; 3 pistoane, 4 biel; 5

ax cardanic; 6 disc de antrenare rotitor; 7 arbore de

antrenare a discului


12/17

Fig. 2.32 . Pompa cu palete culisante

Fig. 2.33 . Pompa cu inel de lichid:1 carcas cilindric; 2 rotor cu palete; 3 canal lateral de

asoiraie; 4 canal lateral de refulare; 5 arbore de antrenare; 6 racord de refulare; 7 racord de aspiuraie; 8 racord suplimentar pentru alimentarea cu lichid rece


13/17

Fig. 2.34 . Schema pompei peristaltice

1.2. Motoare hidrostatice liniare

1.2.1. Construcie i funcionare

Motoarele hidrostatice liniare numite i cilindri de for sunt elementele deexecuie cel mai des utilizate n sistemele de acionare hidraulice. Figura 2.15 prezint dou variante de motoare hidrostatice liniare: motorul nediferenial imotorul diferenial.

Construcia cuprinde cilindrul 1, pistonul 2, tija pistonului 3, capaculcilindrului 4, etanarea la tij 5, etanarea la piston 6, prinderea tijei 7 irespectiv prinderea cilindrului 8.

Se observ c la motorul nediferenial, tija pistonului avnd diametrult D

strbate ambele capace, cele dou suprafee de lucru ale pistonului avndaceleai valori ale ariei. Astfel, la aceeai valoare a debitului, vitezele de lucruvor fi egale n ambele sensuri i n plus, dac presiunile sunt egale i foreledezvoltate de motor vor fi aceleai n ambele sensuri.


14/17

a b

Fig. 2.20 . Motor hidrostatic liniar (cilindru de for):

n cazul motorului diferenial, suprafeele de lucru ale pistonului suntdiferite, avnd ariile:

4

2

1 D A = ; (2.26)

4

22

2t D D A = . (2.27)

n acest caz, la aceleai valori ale debitului i presiunii de alimentare,vitezele i forele teoretice vor fi diferite n cele dou sensuri:

1,1 A

Qv t t = ,2

,2 AQv t t = , deci t t vv ,1,2 > ; (2.28)

111 A p F = , 222 A p F = . deci 12 F F < . (2.29)Cele dou tipuri de motoare descrise mai sus pot realiza fore n ambele

sensuri. Dac pistonul este de tip plonjor, cursa de readucere nu se mai poaterealiza hidraulic, ci printr-un alt mijloc. Cel mai adesea se exercit o for(evident mai mic) contrar fa de fora util care mpinge uleiul direct sprerezervorul din care a fost pompat n timpul cursei utile. Ca exemplu clasic seamintete cilindrul hidraulic al autobasculantelor pe antierele de construcii. Deasemenea, trebuie menionat faptul c aceti cilindri de for pot fi realizai i

sub form telescopic.


15/17

1.2.2. Calculul hidraulic pentru alegerea motoarelor hidrostatice liniare

Se pune problema alegerii unui cilindru hidraulic care s realizeze o

anumit acionare avnd parametrii cunoscui: fora util de acionare,u F i

viteza pistonului n cursa util, pv . Randamentele se estimeaz.

Debitul teoretic de ulei se obine din ecuaia de continuitate.Pentru un motor diferenial, n cursa activ debitul teoretic necesar pentru

deplasarea pistonului este:

4

2 DvQ pt

= . (2.30)

Debitul real este:

v

t QQ= . (2.31)

Aceleai relaii se folosesc i pentru motorul cu piston plonjor.Debitul teoretic de ulei pe conducta de retur conectat cu spaiul din spatele

pistonului disc al motorului diferenial este mai mic:( )22, 4 t pr t D DvQ

= . (2.32)

Debitul real de retur este:

( )

=

+=+= 22,,

14

11 t v

pv

vt r t vr t r D DvQQQQQ . (2.33)

n cazul motorului nediferenial, debitul teoretic este:

( )224 t pt

D DvQ = , (2.34)

iar debitul real cu relaia (2.31).Debitele teoretic i real pe conducta de retur sunt identice cu cele pe

conducta de ducere.Relaiile (2.29) se folosesc pentru calculul presiunii de intrare n motoarele

hidrostatice liniare. Deoarece pierderile mecanice i hidraulice nu se pot


16/17

evidenia individual, produsul randamentelor mecanic i hidraulic se considerca un singur randament, denumit randament mecanohidraulic:

hmmh = . (2.35)

Din echilibrul forelor pe pistonul disc, innd seama de randamentulmecanohidraulic i de contrapresiunea din conducta de retur - regsit la ieirea

uleiului din spaiul aflat n spatele pistonului, (e p ):

( ) umht ei F D D p D p = 222 44 . (2.36)

se obine presiunea uleiului la intrarea n motorul diferenial:

+

= 2

22 14 D

D p D

F p t emh

ui . (2.37)

Pentru motorul nediferenial echilibrul forelor este dat de relaia:

( ) ( ) umht ei F D D p p = 224 , (2.38)

din care se obine presiunea de intrare:

( ) emht u

i p D D F

p += 224

. (2.39)

1.2.3. Exemplu de calcul

Un cilindru de for de tip diferenial are diametrul mm50= D , diametrul

tijei mm25=t D , randamentul volumic 99,0=v i randamentulmecanohidraulic 93,0=mh . Se cere s se determine debitul i presiunea de

intrare pentru a realiza o acionare cu fora util daN1100=u F i viteza

pistonului scm10= pv .

Din relaiile (2.3-) i (2.31) se obine debitul real necesar pentru realizareavitezei pistonului:


17/17

[ ]sm10983,199,01

405,01,01

434

22

===

v p

DvQ , (2.40)

Presiunea de intrare se obine din relaia (2.30)

MPa][52,605,0025,01105

93,005,0110004

225

2 =

+

=i p . (2.41)

n funcie de aceste rezultate se alege cilindrul dintr-un catalog de firm, lavalori acoperitoare superioare acestora.

MECANICA FLUIDELOR CURS 12

Documents

Transcript of MECANICA FLUIDELOR CURS 12