5. Maini pneumatice Mainile pneumatice transform energia mecanic n

energia pneumatic sau invers. Dup sensul acestei transformri avem de-a face cu ventilatoare, suflante sau compresoare atunci cnd energia mecanic devine energie pneumatic, sau cu motoare pneumatice atunci cnd energia pneumatic devine energie mecanic.

Deosebirile fa de mainile hidraulice deriv din caracteristicile diferite ale fluidelor de lucru gaze fa de lichide.

Gazele sunt fluide uoare, ale cror fore masice pot fi neglijate. De asemenea ele sunt fluide compresibile, cu densitate variabil la diferite presiuni. Fenomenele termice influeneaz ntr-o msur foarte mare funcionarea mainilor pneumatice. Uneori, n mainile pneumatice gazele pot fi considerate perfecte respect

ecuaia lui Clapeyron Mendeleev ( RTpv sau RTp sau

mRTpV ) evolund n cadrul unor procese izoterme, adiabate

i politrope sau la viteze mici, atunci cnd densitatea lor are modificri neglijabile.

Ecuaia lui Bernoulli pentru gaze uoare

.

2

2

constv

p

dp

(5.1)

devine pentru procesele respective: a) viteze i presiuni mici, const :

.2

2

constvp

, (5.2)

b) proces izoterm,

0

0.

ppconst

p:

00

0

2

0

0

0

2

ln2

ln2

pvpv (5.3)

sau

p presiune; v volum specific; - densitate; T temperatur absolut; V

volumul; m masa; R constanta gazelor perfecte

00

0

2

0

0

0

0

0

2

ln2

ln2

pvp

p

pv (5.4)

c) proces adiabatic,

kkk

ppconst

p

0

0

(k exponent adiabatic):

0

0

2

0

1

00

0

2

1212

p

k

kvp

k

kvk

(5.5)

sau

0

0

2

0

1

00

0

2

1212

p

k

kv

p

pp

k

kvk

(5.6)

d) proces politrop

nnn

ppconst

p

0

0

(n exponent politropic):

0

0

2

0

1

00

0

2

1212

p

n

nvp

n

nvn

(5.7)

sau

0

0

2

0

1

00

0

2

1212

p

n

nv

p

pp

n

nvk

(5.8)

Mainile pneumatice prelucreaz energia potenial i cinetic. Dup felul energiei prelucrate putem grupa mainile pneumatice n maini volumice i turbomaini.

Referindu-ne la mainile pneumatice generatoare, acestea difer constructiv destul de mult n funcie de gradul de compresie raportul dintre presiunea la ieire i cea de intrare:

i

ec

p

p (5.9)

n funcie de c avem:

- ventilatoare 1,1c ;

- suflante (compresoare nercite) 41,1 c ;

- compresoare 4c .

Avnd un grad de compresie ridicat, compresoarele necesit o rcire a gazului n vederea eliminrii cldurii create n procesul de comprimare.

Prezentarea mainilor pneumatice va fI fcut avnd n vedere criteriile de clasificare artate mai sus.

5.1. Generatoare pneumatice volumice Mainile pneumatice generatoare volumice transform

energia mecanic n energie pneumatic prin variaia volumului din spaiu delimitat. Ele prelucreaz energia potenial de presiune.

Compresoarele volumice pot fi cu piston sau rotative (cu lame, cu lobi, elicoidale). Ca orice main volumic, aspiraia i refularea au o anumit intermiten (pulsaie).

Principiul de funcionare al compresoarelor volumice este foarte bine ilustrat de un compresor cu piston ideal (fig. 6.1).

Compresorul cu piston ideal vehiculeaz gaze perfecte, nu are spaiu mort, pierderile de fluid sunt nule iar disiprile de energie datorit frecrilor, neglijabile.

Fig. 5.1

Pistonul aspir la presiunea atmosferic 1p volumul specific

mrindu-se de la 0 la 1v . Comprimarea poate fi izoterm 2 3,

politrop (nk).

refularea se face la presiune constant 2p .

Dup refulare presiunea n compresorul cu piston ideal

scade brusc de la 2p la 1p .

Lucrul mecanic specific (lucrul mecanic raportat unitii de mas) corespunde, la scara respectiv, ariei suprafeei interioare ciclului.

Se observ c lucrul mecanic minim este n cazul comprimrii izoterme, iar cel maxim n cazul comprimrii politrope, cu n>k.

Lucrul mecanic specific total este compus din lucrul mecanic al comprimrii, refulrii i aspiraiei:

asprefcom llll . (5.10)

Pentru comprimarea izoterm avem:

.2211 constvpvppv (5.11)

deci:

1

211

2

11111

ln

ln1

2

1

2

p

pvp

v

vvp

v

dvvppdvll

v

v

v

v

comp

. (5.12)

Pentru comprimarea adiabat avem:

.3211 constvpvppvkkk (5.13)

deci:

1132

1

1

1

311

11

1

1

1

1

32

1

3

vpvpk

vvk

vp

v

dvvppdvl

kkkv

v

k

k

v

v

comp

. (5.14)

Lucrul mecanic specific total se exprim prin relaia:

11

11

11

1

21

1

1

211

1132

k

k

k

k

p

pRT

k

k

p

pvp

k

k

vpvpk

kl

. (5.15)

nlocuind k cu n, obinem lucrul mecanic specific pentru comprimarea politrop:

11

11

11

1

21

1

1

211

1132

n

n

n

n

p

pRT

n

n

p

pvp

n

n

vpvpn

nl

. (5.16)

Dac notm cu mQ debitul masic i cu vQ debitul volumic al

compresorului, putem scrie puterea compresorului n cazul transformrii adiabate:

.11

11

11

1

1

21

1

1

21

1

1

211

k

k

m

k

k

v

k

k

m

p

p

k

kRTQ

p

p

k

kQp

p

pvp

k

kQP

(5.17)

5.1.1. Compresoare cu piston Compresoarele cu piston sunt foarte rspndite n multe

domenii de activitate. Datorit acestui fapt ele se prezint ntr-o larg gam constructiv i funcional.

Clasificarea compresoarelor cu piston poate fi fcut dup mai multe criterii : numrul de cilindrii, numrul de etaje de compresie, dispunerea cilindrilor, debit, presiunea de refulare etc.

Fig. 5.2

Pentru debite mai importante compresoarele se construiesc cu doi sau mai muli cilindrii care funcioneaz n paralel (fig. 5.2 a). Legarea cilindrilor compresoarelor n serie se efectueaz pentru ridicarea presiunii. ntre etajele de compresie aerul este rcit. Pn la 5 -8 bar compresoarele se construiesc monoetajate.

Compresoarele cu dou etaje pot fi n dou trepte (fig. 5.2. b,e) sau cu piston diferenial (fig. 5.2. c). Pentru presiuni mari numrul de etaje poate fi mai mare (pn la 5).

Exist compresoare cu cilindrii legai n serie i n paralel. Astfel putem vorbi de compresoare cu 3 cilindrii i dou etaje de compresie (fig. 5.2. d) cu 4 cilindrii i dou etaje de compresie etc. Datorit compresibilitii gazelor i a necesitaii meninerii constante a debitului masic, volumul etajelor inferioare este mai mare dect cel al etajelor superioare.

Cilindrii compresoarelor pot fi dispui n linie (fig. 5.2.a), n V (fig. 5.2.e), n W (fig. 5.2.d), n L, pot fi opui (fig. 5.2.f) etc.

n funcie de presiunea maxim de refulare avem

compresoare de joas presiune (2/ 10 cmdaN ), de presiune

medie (2/ 100 - 10 cmdaN ) i de nalt presiune

(2/ 100 cmdaN ).

De asemenea, avem compresoare cu debite micIi

( N/min m, 350 ), mijlocii ( N/min m, 31050 ) i mari

( N/min m310 ). Compresoarele cu piston au o construcie asemntoare cu

cea a motoarelor cu ardere intern: parte fix (carter, chiulas, cilindrii), parte mobil (arbore cotit, biele, pistoane), supape de aspiraie i de refulare, sistem de ungere, sistem de rcire, filtre.

n fig. 5.3. sunt reprezentate pri componente ale unui compresor: 1 filtru de aer cu amortizor de zgomot; 2 coloane de aspiraie; 3 supapa de aspiraie cu dispozitiv de blocare; 4 cilindru; 5 piston; 6 biel; 7 uruburi de biel; 8 carter; 9 joj; 10 dispozitiv de umplere i aerisire a carterului; 11 chiulas; 12 supap de refulare; 13 coloane de refulare; 14 supap de siguran.

La compresoarele cu pistoane reale procesele de lucru nu mai respect ipotezele de la compresoarele ideale. Deci i diagramele sunt diferite. Diferenele se datoreaz mai multor cauze printre care i existena spaiului mort sau vtmtor ntre piston i chiulas. Totui, presupunnd o funcionare perfect a compresorului real putem considera c nu avem schimb de cldur ntre piesele compresorului i exterior (transformare adiabat), c nu avem pierderi prin neetaneiti i c aerul este un gaz perfect.

Fig. 5.3 n acest caz putem trasa diagrama teoretic a compresorului

cu piston real (cu linie punctat n fig. 6.4). Diagrama real (suprapus peste cea teoretic n fig. 6.4) ne arat c presiunea de aspiraie nu mai este constant i este mai mic dect presiunea atmosferic, iar presiunea de refulare variaz i ea, depind presiunea de refulare teoretic. Aceste fenomene se datoreaz

strangulrii fluxului de aer la supapa de aspiraie ca i rezistenelor pe conducta de refulare.

Fig. 5.4

Compresoarele cu mai multe trepte i cele difereniale realizeaz o cretere a presiunii de refulare evitnd o nclzire puternic a aerului. Pe lng raportul mai mic de compresie a fiecrei trepte, ntre aceste trepte se realizeaz o rcire a fluidului.

n fig. 5.5 a) este prezentat diagrama compresorului ideal cu dou trepte de compresie. Pentru o comprimare politropic, lucrul mecanic specific al unui compresor ideal va fi dat de relaia:

21

1

2

1

1

11

n

n

i

n

n

i

p

p

p

pvp

n

nl . (5.18)

Fig. 5.5

n aceeai fig. 5.5 la poziiile b i c sunt prezentate diagramele teoretice i reale ale unui compresor real cu dou trepte de compresie i rcire intermediar.

Fazele ciclului compresorului n dou trepte cu rcire intermediar (dup diagrama teoretic), sunt : aspiraia izobar etaj I, 1-2; compresie adiabat, etaj I, 2-4; rcire izobar, 3-4; compresie adiabat etaj II, 4-5, refularea 5-6; destinderea 6-1.

Ca la orice main hidropneumatic, principalele caracteristici ale compresorului cu piston sunt debitul i presiunea de refulare.

Raportul dintre volumul de aer refulat la un ciclu i cilindreea etajului I sau dintre debitul real refulat i debitul teoretic posibil se numete coeficient de debit:

s

r

V

V . (5.19)

Coeficientul de debit, de fapt randament volumic, se poate scrie sub forma:

ne , (5.20)

n care e este coeficientul de pierderi prin neetaneiti, iar n este

coeficientul de umplere. Pentru un compresor cu i cilindrii de diametru d i curs s, debitul teoretic va fi dat de relaia:

sNmnidsQt /604

32

. (5.21)

n care n este turaia arborelui cotit n rot/min. Debitul real, mai mic dect cel teoretic, va fi:

tr QQ (5.22)

n afar de presiunea de aspiraie 1p sau ap i presiunea

de refulare 2p sau rp se utilizeaz i noiunea de presiune medie

indicat care reprezint nlimea unui dreptunghi avnd baza egal

cu cilindreea sV i aria egal cu lucrul mecanic al diagramei indicate

(reale). Piesele mobile ale compresorului au o micare liniar

(pistonul, bolul pistonului), o micare de rotaie (arbore cotit) sau o

n calculul compresoarelor se exprim n m

3N, adic volumul de fluid la presiune

atmosferic i temperatura t = 200C

micare combinat (biela). O parte a bielei poate fi considerat n micare liniar, iar alta n micare de rotaie.

Asupra pieselor aflate n micare rectilinie alternativ acioneaz urmtoarele fore:

a) Fora de presiune. Este o for variabil n funcie de poziia pistonului. Ea depinde de presiune care are diferite valori n cursul unui ciclu:

pd

Fp4

2 . (5.23)

b) Fora de inerie. Studiind cinematica mecanismului biel-manivel putem determina valoarea acestei fore. n capitolul 2.1 am determinat pentru pompele volumice cu piston valoarea vitezei pieselor aflate n micare alternativ:

2sin

2sin

l

rrv (5.24)

n relaia (5.24) am notat (fig. 5.6): r raza manivelei; l lungimea bielei;

viteza unghiular a manivelei; unghiul de rotaie.

Acceleraia pistonului se obine derivnd viteza n raport cu timpul:

2coscos2l

rrva . (5.25)

Fora de inerie va fi dat de relaia:

2coscos2

l

rrmamF aai (5.26)

n care am este masa pieselor aflate n micare rectilinie alternativ.

c) Forele de frecare. Frecarea n cazul micrii alternative a pistonului se manifest ntre acesta i segmeni, ca i ntre segmeni i cmaa pistonului.

n cazul n care tija pistonului are dispozitiv de etanare, apare i aici o for de frecare. Fora de frecare are sens opus deplasrii pistonului.

Forele care acioneaz asupra pieselor aflate n micare

rectilinie alternativ se compun; fora rezultant pF avnd direcia

axei pistonului (fig. .7). Aceasta la rndul ei se descompune dup

direcia bielei bF i dup o direcie normal pe axa pistonului N .

Fig. 5.6

Fora N este echilibrat de reaciunea peretelui cilindrului. Fora de frecare se datoreaz acestei componente normale

NFf , (5.27)

n care este coeficientul de frecare ntre piston i segmeni sau ntre segmeni i cilindru.

Fora N d natere unui cuplu de basculare NaMb

care se transmite fundaiei. Forele care acioneaz asupra pieselor aflate n micare de rotaie sunt:

a) Fora transmis prin biel bF care se descompune ntre o

for tangenial aplicat la manetonul manivelei tF i o for

radial rF . Fora tangenial creeaz un cuplu rezistent:

rFM tt (5.28)

nvins de cuplul motorului de antrenare al compresorului.

Fora radial rF solicit lagrele arborelui cotit.

b) Fora centrifug 2rmF rc (5.29)

n care rm reprezint masa pieselor aflate n micare de rotaie

(manetonul, braul maneton, o parte din biel). c) Forele de frecare. Aceste fore apar ntre fusurile arborelui i

lagre i evident se opun micrii de rotaie. Cuplul rezistent al forelor de frecare mpreun cu cel dat de forele tangeniale trebuie nvins de cuplul motorului de antrenare. Forele i momentele care acioneaz asupra pieselor compresorului au un caracter variabil. Ele provoac vibraii care se transmit batiului compresorului. La solicitri variabile sunt supuse i organele de legtur ale compresorului cu motorul de antrenare (cuplaje, axe intermediare). Reducerea vibraiilor i a efectelor acestora reprezint o preocupare important a proiectanilor de compresoare cu piston. 5.1.2. Compresoare cu lamele

Compresoarele cu lamele sunt maini pneumatice

generatoare rotative, asemntoare funcional cu pompele cu palete. Sunt maini de tip volumic, comprimarea aerului realizndu-se prin variaia de volum n spaiul delimitat de lamele, stator, rotor excentric i capacele frontale (fig. 5.7).

Ciclul teoretic al compresorului cu lamele are urmtoarele faze: aspiraie izobar 1-2, compresie 2-3, refulare izobar 3-4 i destinderea aerului dintre rotor i stator 4-1.

Aerul intr prin racordul de aspiraie 1 datorit spaiilor variabile cresctoare,create de paletele 2, ce culiseaz n interiorul unor canale practicate n rotorul excentric 3. Fora centrifug la mpinge pe statorul 4. n partea de jos a figurii, spaiile au o variaie descresctoare, aerul fiind comprimat, apoi evacuat prin racordul de refulare 5.

Fig. 5.7

5.1.3. Compresoare cu membran Compresoarele cu membran cu compresoare volumice

utilizate n special pentru vehicularea gazelor pure sau atunci cnd

fluidul vehiculat nu trebuie s intre n contact cu uleiul de ungere. Compresoarele cu membran sunt asemntoare cu

pompele cu membran (vezi capitolul 2.6). Membranele metalice (mai multe suprapuse pentru a se

evita pericolul contaminrii n cazul spargerii uneia dintre ele) sunt prinse ntre dou discuri concave. La partea superioar este vehiculat gazul datorit variaiilor de volum create de membrane care se deplaseaz elastic sub aciunea unui piston i a lichidului de

Cazul vehiculrii oxigenului care nu trebuie s intre n contact cu grsimi datorit

pericolului foarte mare de explozie. n cazul compresoarelor cu oxigen i uleiul de lucru este de tip special.

lucru. O pomp realizeaz compensarea din carter a pierderilor de ulei din neetaneitile pistonului, iar o supap (plasat tot pe circuitul de ulei) limiteaz presiunea de refulare.

n fig. 5.8 este prezentat un astfel de compresor cu membran: 1 limitator de presiune(supap), 2 talere membrane, 3 tubulatura pompei compensatoare, 4 cilindru piston, 5 fulie, 6 carter, 7 pomp compensatoare.

Fig. 5.8 Maina pneumatic din figur se utilizeaz pentru

comprimarea oxigenului sau a altor gaze pure de la presiunea minim de aspiraie de 20-25 bar, pn la 200 bar de aceea o ntlnim sub denumirea de surpresor, ea fiind de fapt un etaj II de compresie.

Pentru a putea aspira gazul de la presiune atmosferic este nevoie de etajul I, de acelai tip, evident de un volum mult mai mare, care s ridice presiunea de la 1 bar la 20-25 bar. Cele dou etaje formeaz mpreun un compresor pentru gaze pure. Surpresorul poate funciona i singur atunci cnd vehiculeaz gaze din butelii aflate la o anumit presiune (nu mai mic de 20-25 bar).

5.1.4. Compresoare cu lobi Acest tip de compresoare, ntlnite i sub denumirea de

compresoare Roots, sunt alctuite n principal din dou rotoare profilate (unul conductor) care se rotesc n sens invers. Principial sunt asemntoare cu pompele cu angrenaje cicloidale ntlnite n capitolul 2.6. Spaiile variabile create ntre rotoarele profilate i carcas realizeaz mpingerea aerului ntre racordul de aspiraie i cel de refulare.

n fig. 5.9 este prezentat schematic un astfel de compresor. Spaiile punctate de sub lobul orizontal reprezint aerul acumulat la sfritul aspiraiei ( poziia din figur reprezint un astfel de moment). n faza imediat urmtoare ncepe refularea aerului acumulat, refulare care se ncheie dup rotirea cu 180

0 a lobului inferior. Lobul superior

execut aceleai faze.

Fig. 5.9

5.2. Generatoare pneumodinamice Mainile pneumatice generatoare dinamice fac parte din

categoria turbomainilor pneumatice, putnd fi clasificate dup

gradul de compresie n : ventilatoare ( 1,1c ); suflante sau

compresoare nercite ( 41,1 c ); compresoare centrifuge

( 4c ).

n cazul ventilatoarelor, vitezele i presiunile mici la care lucreaz ne permit s considerm fluidul practic incompresibil.

Dac fluxul prin rotor este radial avem ventilatoare centrifuge, dac este axial, ventilatoare axiale.

La suflante unde gradul de compresie este mai ridicat fluidul nu mai poate fi considerat incompresibil, totui influena temperaturii nu este aa important.

La compresoare procesele termice joac un rol important; apare necesitatea rcirii fluidului. Lucrul mecanic consumat este cu att mai mic cu ct temperatura medie a fluidului n procesul de compresie este mai mic. Este evident c rcirea provoac i o cretere a pierderilor, deci o micorare a randamentului. De aceea, modul n care se realizeaz rcirea trebuie atent studiat astfel nct s se gseasc o soluie optim.

5.2.1. Ventilatoare centrifuge Exist o mare asemnare funcional i constructiv ntre

ventilatoarele i pompele centrifuge. Destinate transportului gazelor la joas presiune, ventilatoarele pot fi considerate c vehiculeaz fluide practic incompresibile. n acest caz teoria turbo-mainilor poate fi aplicat n mare msur ventilatoarelor.

n fig. 5.10 este prezentat schematic un ventilator centrifug. Se observ racordul de aspiraie 1, rotorul 2, camera spiral 3. Ceea ce difer fa de pompele centrifuge este raportul ntre dimensiunile diferitelor componente, acestea datorndu-se diferenelor apreciabile ntre valorile densitilor fluidelor vehiculate.

Dup presiunea relativ de refulare, ventilatoarele pot fi de joas presiune (

Fig. 5.10

Ecuaia fundamental a turbo-mainilor, valabil indiferent

de natura fluidului, se poate scrie sub forma sarcinii, a presiunii sau a energie specifice:

11221

vuvug

H t ; (5.30)

1122 vuvupt ; (5.31)

1122 vuvuYt . (5.32)

n fig. 5.11 este prezentat schematic cinematica ventilatorului centrifug cu palete curbate napoi, cinematic asemntoare celei de la pompele centrifuge.

Dac nlocuim ctgvuv mu i Db

Qvm

(pentru

intrare i ieire), obinem relaia sarcinii teoretice pentru un ventilator cu numr infinit de pale:

1

111

2

12

222

2

2 111

ctgubD

Quctg

ubD

Qu

gH t

(5.33) Cu b1 i b2 am notat limile palei la intrare i la ieire. Dependena sarcin-debit este liniar, dar, ca i la pompele

centrifuge (vezi capitolul 3), cnd se trece la sarcina teoretic Ht i apoi la sarcina real H, dependena devine parabolic.

Exist i ventilatoare centrifuge cu palete curbate nainte sau drepte (fig. 5.12 a i b).

Fig. 5.11

Fig. 5.12

Dei pot crea debite i presiuni mai mari, ventilatoarele centrifuge cu palete curbate nainte au randamente mai mici. Ventilatoarele cu palete radiale se utilizeaz atunci cnd exist necesitatea schimbrii sensului de rotaie (ex. rcirea motoarelor electrice).

Exist 4 modaliti principale de funcionare a unui ventilator n reea:

1. Cu conduct de aspiraie, n care ventilatorul aspir prin intermediul unei conducte din spaiul de aspiraie, care de cele mai multe ori este mediul atmosferic ambiant (ventilator aspirant).

2. Cu conduct de refulare, n care ventilatorul aspir direct din spaiile de aspiraie sau din atmosfer i refuleaz prin intermediul unei conducte (ventilator refulant).

3. Cu conduct de aspiraie i de refulare. Presiunea la intrare n ventilator este mai mic dect cea din spaiul de aspiraie, iar presiunea la ieire mai mare dect presiunea din spaiul de refulare.

4. Fr conducte ventilatoare de fereastr, de acoperi, de birou etc.

n fig. 5.13 este prezentat un ventilator cu conducte de aspiraie i refulare care aspir i refuleaz la presiunea atmosferic.

Creterea presiunii n ventilator va fi dat de relaia:

22

22

asa

rsrtatrt

vp

vpppp

222

arsasr vvpp

. (5.34)

Din relaia (5.34) se poate observa c dac ar vv ntreaga

energie care se transmite fluidului se transform n energie

potenial . Dac ar vv , o parte din energie devine energie

cinetic, iar dac ar vv nu numai energia transmis curentului n

ventilator se transform n energie potenial, ci i o parte din energia cinetic de intrare a fluidului.

n cazul ventilatorului fr reea putem considera presiunea dinamic la intrare neglijabil. Atunci:

2

2

rdrt

vpp (5.35)

pt presiunea total; ps presiunea static. Indicii r i a se refer la refulare i aspiraie.

Fig

. 5

.13

Caracteristicile ventilatoarelor sunt asemntoare ce cele de la pompele centrifuge (fig. 5.14)

Fig. 5.14

n tabelul 5.1 sunt prezentai parametrii funcionali ai

ventilatoarelor. Tabelul 5.1

Parametru Simbol Formul

1 2 3

Debit volumic vQ

Presiunea total teoretic tp 12 12 uu vuvu

Presiunea total real tp 222

arsasr vvpp

Puterea util uP tpQ

Puterea aerodinamic hP

Puterea consumat pentru frecri

mP

Puterea absorbit P mh PP

Randamentul general P

Pu

Coeficient de presiune

2

2

2u

pt

Coeficient de debit 2

2

2

4

uD

Q

Coeficient de putere

2

2

3

242

Du

P

Coeficient de rapiditate 4/3

2/1

5,28

tpQ

n

Turaia specific sn 4/3

20

tp

Qn

Caracteristicile ventilatoarelor Qpt , QP i Q pot fi transformate cu ajutorul coeficienilor adimensionali n , , (fig. 5.15).

Fig. 5.15

Q[m3/s]; tp [kgf/m

2]; n[rot/min]; [kgfs2/m4]

Reglarea ventilatorului centrifug se poate face prin modificarea turaie sale la turaia constant a motorului de antrenare (reductor cu mai multe trepte, cuplaj hidraulic) sau la turaie variabil a motorului de antrenare.

La turaia constant a ventilatorului putem interveni prin obturare (robinet, van, clapet) pe refulare ori aspiraie (fig. 5.16) sau prin dispozitiv de conducere cu palete mobile, montat pe aspiraie (fig. 5.17).

Fig. 5.16

Fig. 5.17

Se pot folosi metode combinate de reglare a ventilatoarelor centrifuge.

5.2.2. Ventilatoare axiale Situndu-se n domeniul coeficienilor de compresie mici,

putem considera fluidul vehiculat de ventilatoarele axiale ca incompresibil. Funcionarea lor este asemntoare cu funcionarea pompelor axiale. Diferenele constructive se datoreaz n principal densitii mult diferite a fluidelor vehiculate.

Ventilatoarele axiale au debite mari. Pentru a mri presiunea de refulare se folosesc ventilatoare axiale multietajate (fig. 5.18).

Fig. 5.18 Prile principale ale unui ventilator axial sunt: rotorul 1

cuplat de obicei direct cu motorul electric de antrenare 2, aparatul director 3, aparatul redresor 4 care ndeplinete i rol de susinere a motorului de antrenare, carcasa 5.

Fluxul prin ventilatorul axial este asemntor cu cel la pompele axiale (vezi capitolul 3.6). n fig. 5.19 este prezentat o seciune cilindric desfurat efectuat la distana r de axa unui ventilator axial.

Fig. 5.19

5.2.3. Compresoare centrifuge axiale n cazul suflantelor i compresoarelor vitezele fluidului sunt

mult mai mari. Energia datorat frecrilor este absorbit de fluidul

compresibil care, spre deosebire de lichide, i modific n mod substanial parametrii de stare. Aceasta datorit proceselor termice care apar cu efect direct asupra variaiilor de volum, deci i a densitii. De asemenea, la gaze cldura specific este mult mai mic.

La compresoare o parte din energia preluat de la motorul de antrenare se transform n cldur. O parte din aceast cldur rmne n lichid, iar alta este cedat exteriorului prin rcire natural sau forat.

Sarcina teoretic a compresorului este egal cu sarcina efectiv plus suma pierderilor prin frecare:

rt hHH (.2-7)

Notnd cu fq cldura echivalent frecrilor, vom avea

integrnd ntre intrare i ieirea din compresor:

e

i

fr dqg

h1

. (.2-8)

Dac notm cu dq cldura specific cedat exteriorului i cu

di modificarea de entalpie a gazului, vom obine pentru o diferen

de sarcin de poziie neglijabil ( 0dz ):

ddidqdq f . (.2-9)

Sarcina efectiv ntre intrarea i ieirea din compresor va fi:

e

i

ie

g

vvd

gH

2

122

. (.2-10)

Conform relaiilor (.2-7), (.2-8), (.2-9), (.2-10), sarcina teoretic a compresorului va putea fi scris sub forma:

e

i

ieiet dq

gg

vvii

gH

1

2

122

. (.2-11)

Rcirea poate fi exterioar atunci cnd gazul se comprim n etajul nercit, iese din acesta i intr ntr-un schimbtor de cldur, ca apoi s intre n etajul urmtor. Putem avea aa zisa rcire interioar n care etajele de compresie au circuite de rcire.

Exist deosebiri constructive ntre compresoarele nercite (suflante) i compresoarele rcite. Aceasta se datoreaz nu numai existenei sistemului de rcire ci i construciei fiecrei trepte rezultate din calculul de proiectare diferit.

Pentru a realiza presiuni ridicate, compresoarele se construiesc n mai multe trepte (etaje) de compresie, grupate pe secii. n fig. .21 este prezentat un compresor centrifug cu 9 trepte de compresie. Se observ reducerea dimensiunilor etajelor superioare datorit necesitaii meninerii constante a debitului masic la creterea densitii. n cadrul unei secii, fr rcire ntre trepte, diametrele rotoarelor nu difer. Acest compresor are gradul de

compresie 9c i refuleaz un debit volumic de 500 m3N/min la o

presiune absolut de 9 bar. Prin legarea n serie se realizeaz o cretere a presiunii.

Caracteristica compresorului cu mai multe etaje se obine din caracteristica fiecrui etaj prin adunarea ordonatelor. Lucrnd n coordonate adimensionale obinem n acest mod curbe

optimi

e

Q

Q

p

p sau

optim

cQ

Q (fig. .22 caracteristica unui

compresor centrifug cu apte trepte de compresie)[8]. La compresoarele axiale creterea de presiune ntre trepte

este foarte mic 0,2 0,3 bar. De aceea este nevoie de multe trepte de compresie pentru a realiza o presiune de refulare important. n fig. .23 este prezentat un compresor axial cu 13 trepte de compresie. Se observ reducerea treptat a volumelor de lucru spre

etajele superioare n vederea meninerii constante a debitului odat cu creterea densitii fluidului.

Fig. 22

X.3. Pompe de vid Pentru crearea unei presiuni relative negative (sub presiunea

atmosferic) se folosesc maini pneumatice depresoare, aa numitele pompe de vid. Ele au o larg rspndire n diferite sisteme tehnologice. n instalaiile hidraulice, pompele de vid se utilizeaz pentru amorsarea pompelor.

Un exemplu de pomp de vid l reprezint pompa cu inel lichid (fi. .24). n principal, acest tip de pomp conine urmtoarele elemente: rotorul excentric cu palete 1; carcasa 2; orificiile de aspiraie i de refulare 3 i 4 practicate n capacul posterior i aflate n legtur cu conducta de aspiraie i de refulare 5 i 6; inelul lichid 7.

Datorit forei centrifuge, lichidul este mpins pe periferia carcasei. Spaiile create ntre rotor, palete, inelul lichid i capace sunt variabile. n partea stng (fi. .24) are loc aspiraia (spaii cresctoare), iar la dreapta, refularea (spaii descresctoare). Principiul de funcionare este cel al unei pompe volumice.

Fig. .24 Pompele de vid cu un singur etaj sunt capabile s obin vid

95%. Pentru a obine vid mai naintat se folosesc pompe cu mai multe etaje.

Pompele cu inel lichid pot fi utilizate i drept compresoare. Pe mai multe etaje de compresie se pot obine n final o presiune de refulare de pn la 7 bar.

X.4. Motoare pneumatice Motoarele pneumatice transform energia fluidului n energie

mecanic pe care o transmit organelor de lucru. Felul n care se face aceast transformare determin, ca i la motoarele hidraulice, principalul mod de clasificare:

- motoare volumice sau pneumostatice n care energia mecanic se obine datorit variaiilor de volum;

- turbine sau motoare pneumodinamice n care energia mecanic se obine din energia cinetic a fluidului.

Trebuie s subliniem c majoritatea motoarelor pneumatice sunt de tip volumic. Turbinele pneumatice au un randament foarte sczut. Ele se folosesc atunci cnd avem nevoie de turaii foarte mari, la acionarea unor dispozitive cu momente rezistente mici.

Motoarele pneumatice volumice pot fi liniare sau rotative. Motoarele liniare cu piston (cilindrii pneumatici) sau cu elemente elastice metalice sau nemetalice (camere nemetalice). Dintre diferitele tipuri de motoare pneumatice rotative amintim: motoare cu palete, motoare cu pistoane axiale, motoare cu roi dinate, motoare cu rotoare profilate etc.

Micarea pe care o imprim motoarele pneumatice organelor de lucru poate fi de translaie alternativ, de rotaie continu, de rotaie alternativ.

Motoarele pneumatice pot funciona cu presiune integral, cu expansiune sau cu ciclu mixt de lucru. n primul caz legtura cu sursa de presiune este meninut pe ntreaga curs a elementului de lucru.

n cazul motoarelor cu expansiune, dup introducerea aerului comprimat, camera de lucru se nchide, urmnd destinderea gazului cu reducerea temperaturii. Motoarele cu ciclu mixt lucreaz mai nti cu presiune integral, apoi cu expansiune.

Vom prezenta n continuare cteva tipuri de motoare pneumatice.

X.4.1. Cilindrii pneumatici Datorit compresibilitii aerului, parametrii micrii (vitez,

acceleraie) sunt mult mai greu de controlat la cilindrii pneumatici. De asemenea, oprirea n poziii intermediare nu poate fi realizat cu precizie, existnd o anumit elasticitate a fluidului de lucru. Simplitatea lor constructiv ca i fiabilitatea lor ridicat face ca aceti cilindrii pneumatici s fie utilizai n multe instalaii complexe.

Dup felul n care acioneaz fluidul de lucru asupra pistonului, cilindrii pot fi cu simpl aciune sau cu dubl aciune. Cilindrii pot fi prevzui cu arc de revenire sau pot avea curs reglabil. Dup poziia pe care o au fa de elementul acionat, cilindrii pot fi fici sau oscilani.

n fig. .25 a) este prezentat un cilindru cu simpl aciune i arc de revenire, iar n fig. 25 b) un cilindru cu dubl aciune i frnare la capetele curselor (1 cilindru; 2 piston; 3,4 granituri; 5 arc de revenire).

Pentru a efectua un calcul de predimensionare a cilindrilor pneumatici, trebuie s cunoatem sarcina de acionat, viteza de acionare a acestei sarcini, cursa, poziia de acionare.

Fig. .25 Diametrul cilindrului se determin din relaia:

uFcs FkD

p 22

14

(.4-1)

n care am notat:

sp - presiunea relativ;

cD - diametrul interior al cilindrului;

c

t

D

d , (.4-2)

raportul dintre diametrul tijei pistonului ( td ) i diametrul cilindrului;

Fk - factorul de amplificare a forei utile datorat pierderilor de frecare

i a altor cauze;

uF - fora util care atunci cnd trebuie s nving numai forele de

inerie i de greutate se calculeaz cu relaia:

gamFu (.4-3) Pentru calculul de rezisten a peretelui cilindrului se consider relaia de la vase cu perei subiri.

Astfel notnd cu h grosimea peretelui i considernd o presiune de calcul

nc pcp , (.4-4)

n care np este presiunea maxim de alimentare nominal, iar c un

coeficient de siguran, putem determina eforturile: - efort unitar axial

h

Dp ccx

4 ; (.4-5)

- efort unitar circular

hDp ccy

2 (.4-6)

- efort unitar tangenial maxim

2max

yx

(.4-7)

Dac notm cu D diametrul exterior al cilindrului:

hDD c 2 (.4-8)

vom verifica grosimea peretelui cu formula [4]:

atcc

cef p

DD

DD

22

22 3,14,0 (.4-9)

De obicei, elementele unei instalaii de acionare pneumatic se aleg din cataloage, astfel nct s corespund necesitailor. Am discutat despre faptul c datorit elasticitii sistemului este dificil de realizat un control al parametrilor de lucru. Ecuaia urmtoare descrie, evident cu unele simplificri, comportarea dinamic a unui cilindru pneumatic cu dubl aciune:

firto FFdt

dxCkxFaSpSpSp

dt

xdm 022112

2

(.4-10) n ecuaia (.4-10) am notat:

m - masa pieselor aflate n micare;

21, pp - presiunile de pe feele pistonului de suprafa 1S i 2S ;

0p - presiunea atmosferic;

tS - seciunea tijei;

0Fa - fora iniial din arc;

k - constanta arcului;

0C - constanta de amortizare vscoas;

fiF - suma forelor de frecare.

X.4.2. Camere pneumatice Principiul de funcionare a camerelor pneumatice este

acelai cu cel al cilindrilor, numai c au o curs mult mai scurt, determinat de deplasarea elementului elastic: membran, tub

Grosimea peretelui rezult de obicei mic din calcul i se adopt constructive.

ondulat. n schimb sunt perfect etane, au o mai mare siguran n funcionare i sunt mai fiabile.

n fig. .26 este prezentat schematic o camer pneumatic cu membran.

Fig. .26

X.4.3. Motoare pneumatice cu palete Motoarele pneumatice cu palete sunt motoare de tip volumic.

Principalele pri componente ale acestui tip de motor sunt (fig. .27):

Fig. .27

- statorul 1 cu orificiile de admisie i de refulare; - rotorul cu palete radiale sau nclinate 2 a crui ax este

excentric fa de axa statorului; - palete culisante 3 ale rotorului; - capacele care nu se vd n figur i care delimiteaz

mpreun cu paletele, rotorul i statorul volumele variabile de lucru. Pentru calculul puterii i al momentului motor ne folosim de

fig. .28 n care apare i diagrama teoretic de funcionare - Vp [4].

Fig. .28 Pe poriunea AB paleta nvinge presiunea aerului comprimat,

deci se efectueaz un lucru mecanic negativ 1L . Pe poriunea BB,

corespunztoare admisiei, nu se efectueaz lucru mecanic, deoarece presiunea pe cele dou fee ale paletei este aceeai. Un lucru mecanic activ se efectueaz ncepnd din B pn cnd urmtoarea palet a ajuns n acelai punct B deci pe poriunea

dintre 0 i o . S notm acest lucru mecanic cu 2L . Urmeaz

faza de expansiune, pn cnd prima palet a ajuns n punctul C.

Notm lucrul mecanic pe aceast poriune cu 3L . Pentru evacuarea

aerului paleta consum lucrul mecanic 4L . Pe poriunea CA se

consum, pentru recomprimare lucrul mecanic 5L . Notnd cu fL

lucrul mecanic consumat prin frecare, putem scrie expresia lucrului mecanic total:

fLLLLLLL 54132 . (.4-11)

Notm cu b limea paletei. Expresiile lucrului mecanic pe diferite poriuni se determin

astfel:

00

0

0

0

12

dh

rbhpMdL s , (.4-12)

0 0

0 0

022

dh

rbhpMdL s , (.4-13)

1

213 ln

V

VVpL s

, (.4-14)

1

1

1

12

04

dh

rbhpMdL s , (.4-15)

2

2

0

2

2

5

002

dh

rbhpMdL s , (.4-16)

2

0

dML ff. (.4-17)

Pentru z spaii interpaletare (z palete, puterea motorului care se rotete cu n rot/min, este dat de expresia):

60

bLznKP , (.4-18)

n care bK reprezint un coeficient adimensional ce ine cont de

grosimea palelor, s:

021

R

szKb

, (.4-19)

iar L se exprim n J. Momentul motor se obine din expresia:

n

P

n

PM 55,9

2

60

[Nm], (.4-20)

n care puterea se exprim n W, iar turaia n rot/min.

Am considerat destinderea izotermic.

fM este momentul datorat frecrii dintre palet, stator i capace.