View
536
Download
4
Category
Preview:
DESCRIPTION
Proiectare unei pompe de tipul 3.1 actionata de un motor ECH
Citation preview
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
x 0.2 kM2 59.4 kTT2 3.3 Mp12 npx( ) kM2 npx2
D5
x 0.3 kM3 52.2 kTT3 2.5 Mp13 npx( ) kM3 npx2
D5
x 0.4 kM4 46.8 kTT4 2.1 Mp14 npx( ) kM4 npx2
D5
x 0.5 kM5 43.2 kTT5 1.7 Mp15 npx( ) kM5 npx2
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
x 0.8 kM8 25.2 kTT8 0.9 Mp18 npx( ) kM8 npx2
D5
x 0.9 kM9 23.4 kTT9 0.8 Mp19 npx( ) kM9 npx2
D5
x 0.95 kM10 21.6 kTT10 0.75 Mp110 npx( ) kM10 npx2
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( )
Recommended