ANTON DAVIDESCU

ORGANE DE MAŞINI

CURS DESTINAT STUDENŢILOR FACULTĂŢII DE INSTALAŢII DIN U.T.C.B.

BUCUREŞTI- 2011

2

CUPRINS

NOŢIUNI INTRODUCTIVE……………………………………………... 1. OSII ŞI ARBORI………………………………………………………... 1.1. Definire; rol funcţional; materiale............................................................ 1.2. Calculul arborilor şi osiilor....................................................................... 1.2.1. Stabilirea regimurilor şi a categoriilor de solicitare ale arborilor şi osiilor................................................................................................................1.2.2. Predimensionarea osiilor şi arborilor solicitaţi la încovoiere.................1.2.3. Predimensionarea arborilor solicitaţi exclusiv la răsucire..................... 1.2.4. Predimensionarea arborilor supuşi solicitărilor compuse (încovoiere cu răsucire)....................................................................................................... 2. LAGĂRE..................................................................................................... 2.1. Definire; clasificarea lagărelor………………………………………….. 2.2. Lagăre cu alunecare...................................................................................2.2.1. Forme constructive ale fusurilor de alunecare………………………... 2.2.2. Calculul lagărelor cu alunecare radiale.................................................. 2.3. Lagăre cu rostogolire (rulmenţi)………………………………………... 2.3.1. Clasificarea rulmenţilor ; variante constructive………………………. 2.3.2. Calculul rulmenţilor…………………………………………………... 2.3.3. Scheme de rezemare a arborilor(sau osiilor) prin intermediul lagărelor de rostogolire.................................................................................................... 3. ASAMBLĂRI PRIN FILET……………………………………………. 3.1. Aspecte generale; clasificare…………………………………………… 3.2. Elementele geometrice ale filetelor; materiale utilizate la fabricarea şuruburilor şi a piuliţelor................................................................................. 3.3. Frecarea şi condiţia de autofrânare........................................................... 4. ASAMBLĂRI CU PENE........................................................................... 4.1. Asamblări cu pene longitudinale fără strângere........................................4.2. Asamblări cu pene transversale fără strângere..........................................

4

5

57

81010

11

12

12141416181921

23

26

26

2729

34

3437

3

5. RECIPIENTE............................................................................................. 5.1. Definire; clasificare; elemente constructive.............................................. 5.2. Calculul grosimii mantalei pentru un recipient cu pereţi subţiri, solicitat pe suprafaţa concavă........................................................................................ 5.3. Calculul învelişurilor cu pereţi groşi solicitate la interior........................ 5.4. Racorduri.................................................................................................. 5.5. Compensarea orificiilor............................................................................ 5.5.1. Calculul inelelor de compensare............................................................ 5.5.2. Calculul compensatorilor cu ştuţ îngroşat sau cu bucşe……………… 6. ARMĂTURI……………………………………………………………... 6.1. Armături de comandă…………………………………………………… 6.2. Armături de reţinere.................................................................................. 6.3. Armături de reglare................................................................................... 6.4. Armături de siguranţă…………………………………………………… 7. ETANŞĂRI………………………………………………………………. 7.1. Definire; clasificare................................................................................... 7.2. Etanşări cu contact direct.......................................................................... 7.3. Etanşări cu element intermediar................................................................7.3.1. Pentru suprafeţe aflate în mişcare relativă............................................. 7.3.2. Etanşări fixe…………………………………………………………... 7.4. Etanşări fără contact……………………………………………………. BIBLIOGRAFIE……………………………………………………………

39

39

424749505153

55

55586163

65

656566666870

72

4

NOŢIUNI INTRODUCTIVE Organul de maşină este o piesă simplă sau complexă, ce intră în componenţa maşinilor, a instalaţiilor, având un rol funcţional şi constructiv bine determinat. Fiecare organ de maşină poate fi studiat, proiectat şi executat în mod independent. După destinaţie organele de maşini pot fi clasificate în:

• Organe de maşini de uz general • Organe de maşini speciale

1. Organele de maşini de uz general: • Organe de asmblare: şuruburi, piuliţe, ştifturi, bolţuri,

pene, arbori şi butuci canelaţi, arcuri. • Organe pentru transmiterea mişcării:

o Organe auxiliare transmisiilor: osii şi arbori, lagăre, cuplaje.

o Transmisii mecanice: transmisii prin curele, prin lanţuri, angrenaje.

2. Organele de maşini speciale: cilindri de motor, pistoane, arbori cotiţi, trolii, fitinguri, armături, recipiente, etc.

Disciplina “Organe de maşini” are drept obiectiv, stabilirea bazelor teoretice pentru calculul şi construcţia organelor, ţinând cont de cerinţele funcţionale ale maşinii (instalaţiei) din care acestea fac parte. Etapele proiectării unui organ de maşină sunt următoarele:

• Stabilirea încărcărilor( forţe, momente) ce acţionează asupra organului, precum şi a condiţiilor de lucru cele mai dezavantajoase.

• Stabilirea formei constructive şi a materialului, luând în considerare cerinţele funcţionale, tehnologia de fabricare preconizată, standardele şi normele specifice în vigoare.

• Determinarea rezistenţelor admisibile, luînd în considerare materialul utilizat, forma piesei, tipul solicitării (statică sau variabilă), condiţiile de exploatare.

• Calculul secţiunilor specifice (etapa de predimensionare). • Calculul de verificare. • Adoptarea unor dimensiuni standardizate • Elaborarea desenului de execuţie a organului de maşină.

5

1.OSII ŞI ARBORI 1.1. Definire; rol funcţional; materiale Osiile şi arborii sunt organe de maşini ce au rolul de a susţine organele aflate în mişcare de rotaţie. Osiile nu transmit şi momente de răsucire, fiind solicitate exclusiv la încovoiere. Suplimentar, arborii au şi rol de transmitere a mişcării prin intermediul organelor pe care le susţin (roţi dinţate, roţi de curea, roţi de lanţ, cuplaje, etc.). Prin urmare arborii sunt supuşi unor solicitări complexe, de încovoiere şi răsucire. Osiile (fig.1.1) pot fi clasificate (după gradul de mobilitate) în:

• Osii fixe • Osii rotative (cele care se rotesc solidar cu organele de maşină fixate pe

acestea)

Arborii pot fi clasificaţi (după domeniul de utilizare) în:

• Arbori cu destinaţie generală (fig.1.2): sunt arbori drepţi, de regulă cu secţiune cilindrică (netezi sau în trepte), arbori canelaţi, arbori pinion, etc.

6

• Arbori cu destinaţie specială: care în afară de rolurile de susţinere a organelor de maşină şi de transmitere a momentelor de răsucire, au şi rolul de a transforma mişcarea de rotaţie în mişcare de translaţie (arbori cotiţi, arbori cu came, arbori cu excentric, etc.).

Arborele I: este solicitat la încovoiere şi răsucire pe tronsonul D-C şi exclusiv la răsucire pe tronsonul C-B. Arborele II: este solicitat la încovoiere pe trosonul A-C, la încovoire şi răsucire pe tronsonul C-B şi exclusiv la răsucire pe tronsonul B-E. Materialele utilizate la arbori şi osii sunt alese în funcţie de condiţiile de funcţionare impuse şi de tehnologia de fabricare adoptată.

• La arborii supuşi solicitărilor uşoare şi medii se utilizează oţeluri carbon: OL50, OL60, OL70 (SR500); aceste materiale nu necesită alte tratamente termice în afară de normalizare.

7

• La arborii supuşi unor solicitări medii, dar care suplimentar trebuie să îndeplinească cerinţe de duritate ridicată pentru unele suprafeţe, sunt utilizate oţelurile carbon de calitate: OLC35, OLC45, OLC50 (SR880); aceste oţeluri necesită un tratament termic de îmbunătăţire.

• La arborii puternic solicitaţi sunt utilizate oţelurile aliate: 41MoCr11, 40Cr10, 51VMnCr11 (SR791).

• În cazul arborilor de dimensiuni mari, având forme complexe, se utilizează fonte cu grafit nodular: Fgn800, Fgn900, Fgn1000 (SR ISO 1083), precum şi fontele maleabile perlitice: Fmp450, Fmp500, Fmp550 (SR ISO 5922). Semifabricatele acestori arbori (realizaţi din fontă) se obţin prin turnare.

1.2. Calculul arborilor şi osiilor Osiile şi arborii trebuie să îndeplinească următoarele cerinţe:

• Condiţia de rezistenţă la solicitări:

o n a

n ac cσ σ≤

≥

unde: nσ -tensiunea nominală; aσ -tensiunea admisibilă; cn- coeficient de siguranţă nominal; ca- coeficient de siguranţă admisibil.

• Condiţii de rigiditate: se referă la limitarea deformaţiilor de încovoiere (săgeţi- f, sau unghiuri-ϕ ), precum şi a deformaţiilor la răsucire ( θ )

o n a

n a

n a

f fϕ ϕθ θ

≤

≤≤

• Condiţii de stabilitate la vibraţii: o Evitarea fenomenului de rezonanţă o Limitarea de formaţiilor dinamice (cauzate de prezenţa vibraţiilor)

• Condiţii de stabilitate la flambaj. Metodica de calcul presupune următoarele aproximări succesive: efectuarea unei predimensionări urmată de proiectarea concretă, iar apoi efectuarea calculului de verificare. În cursul efectuării calculului de verificare se poate creea situaţia de a modifica dimensiunile stabilite anterior. Prin urmare, la proiectarea arborilor şi osiilor se vor parcurge următoarele etape:

I. Stabilirea sarcinilor a modelului de calcul şi a regimurilor şi categoriilor de solicitări.

II. Predimensionarea pe baza datelor iniţiale, folosind ipoteze şi calcule simplificatoare. Calculul se face în toate secţiunile importante, stbilind dimensiunile din condiţiile de rezistenţă la solicitările respective.

III. Proiectarea formei concrete pe baza dimensiunilor stabilite în etapa anterioară, ţinând seama de următoarele criterii:

8

a. Dimensiunea adoptată trbuie să aibă o valoare superioară celei calculate să aparţină seriei dimensiunilor nominale standardizate.

b. Cerinţe de asamblare. c. Considerente tehnologice d. Cerinţe impuse de tehnologia de montaj.

IV. Verificarea la alte condiţii: rezistenţa la oboseală, limitarea deformaţiilor, verificarea la vibraţii, împiedicarea flambajului, etc.

1.2.1. Stabilirea regimurilor şi a categoriilor de solicitare ale arborilor şi

osiilor În tabelul 1.1 sunt prezentate regimurile şi categoriile de solicitare la încovoiere pentru osiile fixe.

În tabelul 1.2 sunt prezentate regimurile şi categoriile de solicitare la încovoiere pentru osii mobile şi arbori, iar în tabelul 1.3 regimurile şi categoriile de solicitare la răsucire pentru arbori.

9

10

1.2.2. Predimensionarea osiilor şi arborilor solicitaţi la încovoiere Pentru fiecare secţiune, a arborelui sau osiei, se pune condiţia de rezistenţă la solicitarea de încovoiere (relaţia de verificare):

( )ini ai n

MW σ

σ σ= ≤ (1.1)

unde: Mi[Nmm]- momentul încovoietor din secţiunea de calcul; W[mm3]- modulul de rezistenţă axial; (σai)nσ[N/mm2]- tensiunea admisibilă la încovoiere pentru categoria de solicitare nσ. În cazul secţiunilor circulare pline, de dimametru d, va rezulta:

330,1

32dW dπ ⋅

= ≅ ⋅ (1.2)

În cazul secţiunilor inelare, cu diametrul interior d0, va rezulta:

( ) ( )3 3

0 3 3 00,1 1 ;32

d d dW d k kd

π ⋅ −= ≅ ⋅ ⋅ − = (1.3)

Înlocuind expresiile (1.2) respectiv (1.3) în (1.1) vor rezulta relaţiile de predimensionare (1.4) şi (1.5) ce se referă la secţiunile circulare pline respectiv la secţiunile inelare:

( )3

10 i

ai n

Mdσ

σ⋅

≥ (1.4)

( ) ( )3 3

101

i

ai n

Mdk

σσ

⋅≥

− ⋅ (1.5)

1.2.3. Predimensionarea arborilor solicitaţi exclusiv la răsucire Pentru fiecare secţiune a arborelui, solicitată exclusiv la răsucire, se pune condiţia de rezistenţă (relaţia de verificare):

( )rnr ar n

p

MW τ

τ τ= ≤ (1.6)

unde: Mr[Nmm]- momentul de răsucire în secţiunea de calcul;

11

Wp[mm3]- modulul de rezistenţă polar; (τar)nτ[N/mm2]- tensiunea admisibilă la răsucire pentru categoria de solicitare nτ. Modulul de reziztenţă polar, Wp, va avea următoarele expresii pentru secţiuni circulare pline, (1.7), iar pentru secţiuni inelare (1.8):

330,2

16pdW dπ ⋅

= ≅ ⋅ (1.7)

( ) ( )3 3

0 3 30, 2 116p

d dW d k

π ⋅ −= ≅ ⋅ ⋅ − (1.8)

Înlocuind expresiile (1.7) respectiv (1.8) în (1.6) vor rezulta relaţiile de predimensionare (1.9) şi (1.10) ce se referă la secţiunile circulare pline respectiv la secţiunile inelare:

( )35 r

ar n

Mdτ

τ⋅

≥ (1.9)

( ) ( )3 3

51

r

ar n

Mdk

ττ

⋅≥

− ⋅ (1.10)

1.2.4. Predimensionarea arborilor supuşi solicitărilor compuse (încovoiere cu

răsucire) Solicitările compuse sunt cele mai des manifestate în cazul arborilor. Abordarea acestui aspect presupune mai întâi stabilirea unei tensiuni echivalente la încovoiere, σei. Aceasta, conform relaţiei de verificare, va fi comparată cu tensiunea admisibilă la încovoiere:

( ) ( ),ei ni nr ai nf

σσ σ τ σ= ≤ (1.11) “Rezistenţa materialelor” a stabilit mai multe ipoteze de rezistenţă la rupere. În cazul oţelurilor, cea mai potrivită este ipoteza III-a (aplicabilă materialelor tenace), conform acestei ipoteze va rezulta:

( )22 ''4ei ni III nrσ σ α τ= + ⋅ ⋅ (1.12)

( )22 ''ei i III rM M Mα= + ⋅ (1.13)

unde: ''

IIIα - coeficient de corecţie corespunzător teoriei a III-a din rezistenţa materialelor. Acesta se determină prin următoarea expresie:

12

( )( )

''

2ai n

IIIar n

σ

τ

σα

τ=

⋅ (1.14)

Ţinând cont de relaţiile (1.11), (1.12) şi (1.13) va rezulta relaţia de verificare :

( ) ( )2 2

2'' 2 ''142

i eirei III i III r ai n

M MM M MW W W W σ

σ α α σ⎛ ⎞ ⎛ ⎞= + ⋅ = ⋅ + ⋅ = ≤⎜ ⎟⎜ ⎟ ⋅⎝ ⎠⎝ ⎠ (1.15)

Dacă în această relaţie vom introduce expresiile modulului de rezistenţă axial (1.2) respectiv (1.3), vor rezulta relaţiile de predimensionare (1.16) şi (1.17) utilizate la secţiuni circulare pline, respectiv la secţiuni inelare :

( )3

10 ei

ai n

Mdσ

σ⋅

≥ (1.16)

( ) ( )3 3

101

ei

ai n

Mdk

σσ

⋅≥

− ⋅ (1.17)

13

2.LAGĂRE 2.1. Definire; clasificarea lagărelor. Lagărele sunt organe de maşini care preiau încărcările radiale şi axiale ale unui arbore (sau osie), permiţând acestuia doar mişcare de rotaţie sau oscilaţie în jurul axei sale şi totodată asigurând sprijinirea arborelui (sau osiei). Lagărele pot fi clasificate utilizând mai multe criterii:

• După tipul frecării: o Lagăre cu alunecare o Lagăre cu rostogolire

• După direcţia sarcinii: o Lagăre radiale o Lagăre radial-axiale o Lagăre axiale

• După regimul de frecare-ungere: o Lagăre cu frecare uscat limită o Lagăre cu frecare mixtă o Lagăre cu frecare fluida

La lagărele cu alunecare rezemarea arborelui se realizează prin intermediul unei cuple cinematice formată formată dintr-o porţiune a arborelui, numită fus de alunecare, şi piesa de rezemare a lagărului, numită cuzinet (fig.2.1).

Lagărele cu rostogolire (rulmenţii) sunt organe de maşini care asigură sprijinirea arborelui prin intermediul unor corpuri de rostogolire (bile sau role) plasate între două elemente ale rulmentului, numite inele. Unul dintre inele se asamblează la organul rotitor (arbore sau osie), iar celălalt la partea fixă (carcasa). În acest fel mişcarea de rotaţie a arborelui este realizată prin frecare de rostogolire (fig.2.2).

14

2.2. Lagăre cu alunecare Lagărele cu alunecare se utilizează mai rar (în comparaţie cu rulmenţii), şi numai în anumite condiţii specifice cum ar fi:

• La încărcări specifice mari, atunci când funcţionarea are loc în prezenţa unor şocuri şi vibraţii importante.

• La dimensiuni de montaj mari. • În condiţii de montaj care necesită demontarea lagărului în plan radial ( de

exemplu la sprijinirea arborilor cotiţi). 2.2.1. Forme constructive ale fusurilor de alunecare Fusurile radiale cilindrice ale arborilor, pot asigura (sau nu) şi sprijinirea axială a arborelui. În funcţie de această posibilitate a sprijinirii axiale, putem distinge trei variante constructive de fusuri :

a) Fus radial cilindric fără umeri (fig.2.3). În acest caz arborele are două grade de libertate şi anume : rotaţia în jurul axei longitudinale şi deplasarea axială spre stânga şi spre dreapta.

b) Fus radial cilindric cu un umăr de sprijin (fig.2.4). Şi la această soluţie constructivă arborele are două grade de libertate : rotaţie în jurul axei şi deplasare axială. Însă deplasarea axială se poate face într-un singur sens ( în exemplul din fig.2.4 deplasarea axială a arborelui este posibilă numai spre dreapta). Pentru a se realiza o sprijinire axială corectă este necesară îndeplinirea condiţiei rc>rf ( rc- raza de racordare a cuzinetului; rf- raza de racordare a fusului).

c) Fus radial cilindric cu doi umeri de sprijin (fig.2.5). În acest caz arborele deţine un singur grad de libertate : rotaţie în jurul axei longitudinale. Deplasările axiale sunt împiedicate de prezenţa celor doi umeri de sprijin. Rezemarea axială corectă impune prezenţa unui joc axial ja=0,2…0,5mm. Acest joc axial are rolul de a prelua efectele fenomenului termic, ce se manifesta la orice cuplă cinematică.

15

16

2.2.2. Calculul lagărelor cu alunecare radiale Dimensiunile fusurilor sunt cele care determină şi dimensiunile lagărelor. La calculul fusurilor trebuiesc îndeplinite următoarele cerinţe (criterii):

1. Condiţia de asigurare a ungerii; 2. Condiţia de limitare a încălzirii; 3. Condiţia de rezistenţă; 4. Condiţia de bună rezemare.

Primele două condiţii pot fi tratate fie printr-un calcul simplificat (aproximativ), fie utilizând un calcul foarte precis.

• La calculul simplificat este pusă condiţia ( ) ( ). .m nom admp v p v⋅ ≤ ⋅ , unde

pm este presiunea medie fus/cuzinet, iar v reprezintă viteza tangenţială a fusului. Acest calcul un ţine cont de diagramele reale ale presiunii fus/cuzinet.

• La calculul exact se ţine cont de teoria hidrodinamică a ungerii, algoritmul de calcul va asigura o funcţionare optimă, din punct de vedere tribologic, a cuplei cinematice fus-cuzinet.

17

Condiţia de bună rezemare este determinată de limitarea deformării prin încovoiere a arborelui pe reazeme. Deci va fi limitată săgeata unghiulară la îcovoiere a arborelui, astfel încât să fie îndeplinită condiţia: n aϕ ϕ< ( φn- săgeată nominală; φa- săgeată admisibilă). A. Calculul fusurilor de capăt din condiţia de rezistenţă Considerând schema de încărcare a unui fus de capăt, din fig. 2.6, şi ţinând cont de faptul că acesta este supus exclusiv la încovoiere, atunci poate fi scrisă condiţia de verificare la rezistenţă:

ni aiσ σ≤ (2.1)

( )ini ai n

MW σ

σ σ= ≤ (2.2)

Dar: 3

31 ; 0,1

2 32il dM R W dπ ⋅

= ⋅ = ≅ ⋅ (2.3)

Înlocuind relaţiile (2.3) în (2.2) va rezulta relaţia de predimensionare:

( )1

35

ai n

R ldσ

σ⋅ ⋅

≥ (2.4)

Se poate ţine cont de valorile uzuale ale raportului: 0,5...0,8.lkd

= = astfel încât

relaţia (2.4) permite determinarea celor două dimensiuni caracteristice ale unui lagăr, lugimea fusului şi diametrul acestuia.

B. Calculul fusurilor intermediare din condiţia de rezistenţă Fusurile intermediare sunt acelea care sunt solicitate la încovoiere şi răsucire, prin urmare sunt supuse solicitărilor compuse. Dacă se analizează schema de încărcare din fig.2.7, atunci este oportună condiţia de verificare la rezistenţă:

18

( )eiei ai n

MW σ

σ σ= ≤ (2.5)

Dar 3

30,132

dW dπ ⋅= ≅ ⋅ şi astfel ( )3

10 eiei ai n

Md σ

σ σ⋅= ≤ (2.6)

Momentul echivalent (respectând ipoteza a-III-a la rupere) se poate determina utilizând expresia:

( )22 ''ei i III rM M Mα= + ⋅ (2.7)

Relaţia de predimensionare a fusului va avea forma:

( )3

10 ei

ai n

Mdσ

σ⋅

≥ (2.8)

2.3. Lagăre cu rostogolire (rulmenţi) Lagărele cu rostogolire prezintă o serie de avantaje în raport cu cele de alunecare, şi anume:

• Pierderi mai reduse prin frecare • Pornire mai uşoară • Dezvoltare de căldură mai redusă • Fusurile arborilor nu se uzează • Nu necesită rodaj • Consum mic de lubrifiant • Dimensiuni mici ale fusului (lungime) • Tipizare la scară internaţională

19

2.3.1. Clasificarea rulmenţilor ; variante constructive Se poate face o clasificare a rulmenţilor, utilizând următoarele criterii:

1. După direcţia sarcinilor preluate de rulment a. Rulmenţi radiali (preiau încărcări radiale, dar şi axiale ce au valori

reduse) b. Rulmenţi radiali-axiali c. Rulmenţi axiali-radiali d. Rulmenţi axiali

2. După forma corpurilor de rostogolire a. Rulmenţi cu bile b. Rulmenţi cu role cilindrice c. Rulmenţi cu role conice d. Rulmenţi cu role butoi e. Rulmenţi cu ace (diametrul rolelor nu depăşeşte 5mm)

3. După numărul rândurilor corpurilor de rostogolire a. Rulmenţi pe un rând b. Rulmenţi pe două rânduri c. Rulmenţi pe mai multe rânduri (foarte rari)

Rulmenţi radiali cu bile pe un rând Aceşti rulmenţi (fig. 2.8) preiau în principal sarcini radiale (R) dar şi sarcini axiale (A) cu valori mici (maximum 20% din valoarea sarcinilor radiale).

Rulmenţi radiali-axiali cu bile pe un rând Căile de rulare ale acestor rulmenţi sunt mai adânci, permiţând preluarea unor încărcări axiale mai mari decât la rulmenţii precedenţi, dar aceste sarcini axiale sunt preluate numai într-un singur sens (fig. 2.9).

20

Rulmenţi radial-axiali cu role conice pe un rând Corpurile de rostogolire au formă de trunchi de con, de asemenea căile de rulare sunt tronconice (fig. 2.10). Aceşti rulmenţi preiau atât sarcini radiale cât şi sarcini axiale mari (comparabile valoric cu cele radiale). Sarcinile axiale sunt preluat într-un singur sens.

Rulmenţi axiali cu bile pe un rând Corpurile de rostogolire (bilele) se rostogolesc între două căi de rulare prelucrate pe suprafeţele frontale ale celor două inele. Inelul superior este rotitor (solidar cu arborele) iar cel inferior este fix (solidar cu carcasa). Aceşti rulmenţi preiau numai sarcini axiale (A), într-un singur sens (fig. 2.11).

21

Rulment radial-axial cu bile pe două rânduri Acest tip de rulment(fig.2.12) este capabil de a prelua sarcini radiale mult mai mari decât rulmenţii radiali-axiali cu bile pe un rând. Sarcinile axiale sunt comparabile ca mărime cu cele radiale.

Fig.2.12 : Rulment radial axial cu bile pe

două rânduri

Rulment radial-oscilant cu bile pe două rânduri La aceşti rulmenţi( fig.2.13) contactul dintre bile şi calea de rulare a inelului exterior se realizează punctiform, deci sarcinile axiale preluate au valori mici. Inelul interior faţă de cel exterior poate oscila, permiţând astfel preluarea deformaţiilor de încovoiere ale arborelui. Săgeata unghiulară a deformaţiei la încovoiere poate avea valori limită 02...3ϕ ≤ . 2.3.2. Calculul rulmenţilor A. Criteriul sarcinii statice admisibile Una din cauzele de deteriorare a rulmenţilor este depăşirea locală a limitei de curgere a materialului, situaţie ce poate produce striviri locale ale corpurilor de rostogolire sau ale căilor de rulare. Se poate admite ca nefiind periculoasă o

22

deformaţie plastică Δ, în relaţie cu diametrul corpurilor de rostogolire, Dw, de următoarea formă :

410 wD−Δ ≤ ⋅ (2.9) Din această condiţie se are în vedere limitarea încărcărilor la valori mai mici, cel mult egale, cu acele sarcini care ar putea produce deformaţii periculoase. Această relaţionare este de forma :

0 0P C≤ (2.10) unde : P0(Fr,Fa)- sarcina statică echivalentă C0- sarcina statică de bază.

Fig.2.13 : Rulment radial-oscilant cu bile pe două

rânduri

B. Criteriul durabilităţii la uzura de oboseală Acest criteriu are la bază evitarea uzurii de oboseală de tip pitting (ciupituri), pentru o anumită durabilitate dată, exprimată în ore de funcţionare (Lh). Pentru rulmenţii radiali şi radial-axiali durabilitatea nominală poate fi exprimată prin:

10

p

r

r

CLP

⎛ ⎞= ⎜ ⎟

⎝ ⎠ (2.11)

unde: • L10-durabilitatea nominală a rulmentului pentru o fiabilitate de 90%,

exprimată în milioane de rotaţii. • Cr- sarcina radială dinamică de bază, determinată experimental. • Pr- sarcina reală dinamică echivalentă, corespunzătoare încărcării lagărului:

,r r aP X F Y F= ⋅ + ⋅ unde coeficienţii X şi Y au valorile indicate în SRISO 281-1994 în funcţie de tipul rulmentului.

23

• p- exponent cu valorile: p=3 pentru rulmenţii cu bile; p=10/3 pentru rulmenţii cu role.

Din relaţia (2.11) se poate determina sarcina radială dinamică necesară, Cnr:

1

10p

nr rC L P= ⋅ (2.12) Valoarea acestui parametru, pentru alegerea rulmentului, se compară cu CrSTAS:

rSTAS nrC C≥ (2.13) 2.3.3. Scheme de rezemare a arborilor(sau osiilor) prin intermediul lagărelor de rostogolire. O regulă importantă, ce necesită maximă atenţie, este următoarea: sprijinirea axială a arborelui în ambele sensuri, trebuie să se realizeze într-un singur loc pentru a se evita apariţia unor suprasolicitări, ce pot depăşi capacitatea nominală a rulmentului. Pot fi considerate următoarele categorii de rulmenţi:

1. Pentru rulmenţii radiali sau radiali –axiali: Categoria A: pot prelua sarcini axiale în ambele sensuri. Categoria B: pot prelua sarcini axiale într-un singur sens. Categoria C: nu pot prelua sarcini axiale.

2. Pentru rulmenţii axiali: Categoria D: pot prelua sarcini axiale în ambele sensuri. Categoria E: pot prelua sarcini axiale într-un singur sens.

Scheme de rezemare de tip I La astfel de scheme de rezemare sarcinile axiale sunt preluate în ambele sensuri într-un singur reazem. În figura 2.14 sunt prezentate şase variante derivate privind schemele de tip I (schema I.1...schema I.6). În aceste scheme sunt utilizaţi rulmenţi din categoriile: A,B,C şi D. Scheme de rezemare de tip II Sarcinile axiale sunt preluate tot în ambele sensuri, dar pe două reazeme diferite. La aceste soluţii de rezemare este necesară existenţa unui joc axial (jA=0,2...0,3mm) pentru compensarea dilatării liniare a arborelui. În lipsa unui astfel de joc axial, prin dilatarea pe direcţie axială a arborelui, s-ar introduce eforturi axiale suplimentare pe rulmenţi, conducând la scăderea fiabilităţii acestora. În figura 2.15 sunt prezentate două variante derivate privind schemele de tip II (schemele II.1 şi II.2). În aceste scheme sunt utilizaţi rulmenţi din categoria B.

24

Fig.2.14: Scheme de rezemare de tip I

a)schema I.1; b)schema I.2; c)schema I.3; d)schema I.4; e)schema I.5; f)schema I.6.

25

Fig.2.15: Scheme de rezemare de tip II

a)schema II.1; b)schema II.2.

26

3. ASAMBLĂRI PRIN FILET 3.1 Aspecte generale; clasificare. Organele de maşini pot fi asamblate între ele şi prin utilizarea filetelor. Asamblările filetate fac parte din categoria asamblărilor demontabile. Una dintre piese este prevăzută cu filet interior- întâlnită de cele mai multe ori sub formă de piuliţă- iar cealaltă este prevăzută cu filet exterior- piesă care este întâlnită în multe cazuri sub formă de şurub. Elementul principal al unei asamblări filetate este filetul. Filetul este o nervură elicoidală cu pas constant, dispusă pe o suprafaţă cilindrică (cel mai frecvent) sau conică. Un filet este generat de un profil oarecare, ce se deplasează pe o elice. Această elice poartă numele de elice directoare , iar profilul ce generează filetul poartă numele de profil generator. În unele cazuri filetele pot fi generate pe mai multe elice paralele înfăşurate în acelaşi sens. Acestea sunt filetele cu mai multe începuturi. În figura 3.1 este prezentată o elice cilindrică directoare, precum şi elementele acesteia.

Înălţimea la care va ajunge elicea, după ce a efectuat o rotaţie completă, poartă numele de pas, p (pasul elicei). Unghiul de înclinare a spirei elicei, α, este unghiul pe care îl formează linia elicoidală cu un plan perpendicular pe axa cilindrului de înfăşurare. Între p, α şi d (diametrul cilidrului de înfăşurare) există relaţia:

ptgd

απ

=⋅

(3.1)

27

Clasificarea filetelor se poate face utilizând diferite criterii, unele dintre acestea fiind prezentate în continuare:

1. După forma elicei directoare a. Filete cilindrice b. Filete conice

2. După sensul de înfăşurare a elicei a. Filete pe dreapta b. Filete pe stânga

3. După numărul de începuturi a. Filete cu un început b. Filete cu mai multe începuturi

4. După profilul generator a. Filete cu profil triunghiular b. Filete cu profil pătrat c. Filete cu profil fierăstrău d. Filete cu profil trapezoidal e. Filete cu profil rotund

5. După mărimea pasului a. Filete cu pas fin b. Filete cu pas normal c. Filete cu pas mare.

Utilizarea filetelor pe scară largă, drept soluţie de realizare a unei asamblări demontabile, este legată de avantajele pe care le asigură acestea:

Gabarit redus. Forţe de strângere mari în condiţiile unei forţe de acţionare (forţa necesară realizării asamblării filetate) relativ redusă.

Asigurarea etanşării (la filetele pentru ţevi, filete conice, semiunghiul conului de înfăşurare are valoarea 1047’24’’).

Tehnologie de execuţie simplă. Dar asmblările filetate prezintă şi unele dezavantaje:

Filetul este un puternic concentrator de tensiune (la asamblările solicitate dinamic trebuiesc luate măsuri privind rezistenţa materialului la uzura de oboseală).

Există riscul de autodeşurubare la acele asamblări care funcţionează în prezenţa vibraţiilor (trebuiesc luate măsuri suplimentare de împiedicare a autodeşurubării- soluţii există).

3.2. Elementele geometrice ale filetelor; materiale utilizate la fabricarea şuruburilor şi a piuliţelor. Elementele geometrice ale filetelor sunt următoarele:

28

β- unghiul profilului filetului; p- pasul filetului; d- diametrul exterior al şurubului (diametrul nominal al asamblării filetate); D- diametrul interior al piuliţei; d2, D2- diametrul mediu al şurubului, respectiv al piuliţei; d1, D1- diametrul interior minim al şurubului, respectiv exterior minim al piuliţei;

H1, H2,- înălţimea totală, respectiv înălţimea utilă a filetului; α- unghiul de înfăşurare al elicei.

În figura 3.2 sunt exemplificate aceste elemente geometrice pentru filete triunghiulare, pătrate şi trapezoidale.

Materialele din care sunt fabricate şuruburile (în mod uzual) sunt oţelurile de diferite mărci: nealiate, slab aliate sau aliate. Întrucât la şuruburi interesează în special rezistenţa la rupere (σr) şi limita de curgere (σc), prin STAS 2700/3-89, oţelurile au fost împărţite în grupe de caracteristici mecanice. Acestea sunt notate

29

prin intermediul a două grupe de cifre (despărţite de un punct). Marcajul imprimat pe capul şurubului reprezintă grupa de caracteristici mecanice a oţelului din care este fabricat şurubul. Aceste grupe sunt:

3.6; 4.6; 4.8; 5.6; 5.8; 6.8; 8.8; 10.9; 12.9

Prima cifră exprimă 1 [ ]100 r MPaσ⋅ . A doua cifră exprimă 10 c

r

σσ

⋅ . De exemplu pentru

grupa 5.6 , oţelul şurubului are σr=500[Mpa] iar σc=300[Mpa]. Piuliţele sunt executate de regulă din aceleaşi materiale ca şi şuruburile şi sunt împărţite, de asemenea, în grupe de caracteristici mecanice (conform STAS 2700/4-89) după cum urmează:

04; 05; 4; 5; 6; 8; 10; 12

Numărul prin care este simbolizată grupa exprimă: 1 [ ]100 r MPaσ⋅ . Primele două

grupe ( 04 şi 05) sunt grupe cu portanţă moderată, nerecomandată asamblărilor filetate supuse unor solicitări dinamice. 3.3. Frecarea şi condiţia de autofrânare Un interes deosebit la asamblările cu filet, este acela al determinării momentelor necesare strângerii (Mrs) şi desfacerii (Mrd) în legătură cu forţa axială (F- forţa de strângere a şurubului) şi cu elementele geometrice ale filetului). A. Determinarea momentului de frecare dintre şurub şi piuliţă Deplasarea piuliţei faţă de şurub (alunecarea relativă între flancurile filetului şurubului şi cele ale filetului piuliţei), poate fi modelată ca fiind deplasarea pe un plan înclinat (desfăşurata plană a spirei mediane), a unui corp cu greutatea F, deplasare produsă de aplicarea în plan orizontal a unei forţe Ft (forţă tangentă la cilindrul median de diametru d2). Se consideră sarcina F ca fiind aplicată axial, şi fiind preluată prin intermediul presiunii de contact, p, pe întreaga suprafaţă a spirelor aflate în contact. Schematizarea contactului şurub-piuliţă este ilustrată în figura 3.3. Piuliţa se află în echilibru dacă este îndeplinită condiţia:

0;(3.2)t fN F F F+ + + = Se poate considera poligonul forţelor pentru stângerea piuliţei (figura 3.4.b), respectiv poligonul forţelor pentru desfacerea piuliţei (figura 3.4.a). De la analiza grafică a celor două poligoane se va putea determina forţa tangenţială necesară Ft pentru ambele situaţii: strângere Fts şi desfacere Ftd

30

( )2tsF F tg α ρ= ⋅ + (3.3) ( )2dF F tg α ρ= ⋅ − (3.4)

Cunoscând astfel expresiile forţelor tangenţiale, se poate determina momentul de răsucire pentru strângerea/desfacerea piuliţei utilizând relaţia:

( )2 2, , 22 2rs d ts d

d dM F F tg α ρ= ⋅ = ⋅ ⋅ ± (3.5)

unde: - semnul (+) este utilizat la Mrs; - semnul (-)este utilizat la Mrd;

31

- ρ este unghiul de frecare: μ=Ff/N=tgρ. Informativ coeficientul de frecare μ=0,018…0,18 pentru contact lubrifiat iar pentru contact nelubrifiat μ=0,15…0,38 în cazul cuplului de materiale oţel-oţel. Aceste ipoteze de calcul sunt valide pentru filete la care flancurile profilului sunt perpendiculare pe axa filetului (filet pătrat). În cazul filetelor cu flancuri înclinate (triunghiular, trapezoidal, fierăstrău) este necesară o corecţie, iar pentru aceasta vom considera schematizarea din figura 3.5.

Din analiza fig.3.5 se poate calcula forţa de frecare 'fF cu relaţia:

' '

cos2

f NNF F Nμ μ μβ= ⋅ = ⋅ = ⋅ (3.6)

în care μ’- coeficient de frecare aparent. '

cos2

μμ β= (3.7)

Prin înlocuirea lui μ cu μ’ şi a lui ρ cu ρ’, se pot obţine din relaţiile (3.3),(3.4) şi (3.5) expresiile forţelor tangenţiale necesare strângerii şi desfacerii (F’ts,d), precum şi expresiile momentelor de răsucire (M’rs,d), în cazul filetelor cu flancuri înclinate faţă de axă:

( )' ', 2ts dF F tg α ρ= ⋅ ± (3.8)

( )' '2, 22rs d

dM F tg α ρ= ⋅ ⋅ ± (3.9)

32

B. Condiţia de autofrânare Dacă unghiul elicei, α2, are valori ridicate atunci piuliţa se poate deşuruba sub acţiunea sarcinii F. Pentru a nu se întâmpla acest lucru, va trebui ca forţa tangenţială să aibă valoare suficient de mare (îmbinare filetată cu autofrânare). Rezultă condiţia de autofrânare:

'2ρ α≥ (3.10)

Această condiţie este valabilă numai pentru asamblări filetate solicitate static. În cazul solicitărilor dinamice, chiar dacă este îndeplinită condiţia (3.10), asamblarea se poate slăbi datorită influenţei şocurilor, vibraţiilor. C. Momentul de frecare dintre piuliţă şi suprafaţa de reazem Momentul necesar strângerii piuliţei pe o suprafaţă de reazem, presupune învingerea momentului de frecare din spirele asamblării, dar şi a momentului de frecare dintre suprafaţa frontală a piuliţei şi suprafaţa de reazem. Forţa axială de strângere, F, dă naştere unei presiuni de contact pe suprafaţa inelară cuprinsă între piuliţă şi suprafaţa de sprijin. Presiunea de contact, p1, poate avea expresia:

( )1 2 21

4

g

FpD dπ

⋅=

⋅ − (3.11)

Pentru analiza acestei situaţii poate fi studiată schema asamblării din figura 3.6.

33

Momentul de răsucire necesar învingerii frecării dintre piuliţă şi suprafaţa de reazem, Mrr va fi:

11 / 2 3 32 3 22 12

2 1 2 1 2 2 201/ 2 0

23 3g

g

DD

grr

d gd

D dr FM p r dr d pD d

ππμ ϕ μ ϕ μ

−⎛ ⎞= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅⎜ ⎟ −⎝ ⎠

∫ ∫ (3.12)

Momentul total de răsucire necesar strângerii sau desfacerii piuliţei va fi:

, ,trs d rs d rrM M M= + (3.13)

34

4. ASAMBLĂRI CU PENE Pentru transmiterea momentului de torsiune de la arbore la elementele susţinute de acesta (roţi dinţate, roţi de curea, cuplaje, etc), este necesară realizarea unei asamblări demontabile de tip arbore-butuc. La o astfel de asamblare, piesa cuprinsă este arborele iar piesa cuprinzătoare este butucul. După modul de transmitere a momentului de torsiune, asamblările arbore-butuc pot fi clasificate în următoarele categorii:

1. Asamblări prin formă (pene longitudinale, pene transversale, caneluri); 2. Asamblări prin strângere (strângere pe con, inele tronconice, strângere

elastică propriuzisă); 3. Asamblări prin formă şi strângere (pene longitudinale sau transversale cu

strângere). Alegerea unei anumite modalităţi de asamblare arbore-butuc ţine cont de de următoarele criterii principale:

Mărimea şi caracterul încărcării; Tipul asamblării (fixă sau cu posibilităţi de deplasare axială sau unghiulară); Frecvenţa demontării.

4.1. Asamblări cu pene longitudinale fără strângere Penele longitudinale sunt de două tipuri:

A. Pene paralele B. Pene disc

A. Penele paralele au formă paralelipipedică, cu capete rotunde sau drepte (fig.4.1). Sunt standardizate în trei forme: forma A- cu ambele capete rotunjite; forma B- cu ambele capete drepte; forma C- cu un capăt rotunjit şi un capăt drept, această formă fiind utilizată exclusiv la capetele de arbori.

Fig.4.1: Pene paralele a-forma A; b-forma B; c-forma C

35

Penele paralele se montează longitudinal, în canale executate în arbore şi în butuc. Între faţa superioară a penei şi fundul canalului din butuc există un joc, datorat dimensiunilor nominale diferite. Asamblarea cu pană paralelă (forma A) este prezentată în figura 4.2.

Fig. 4.2: Asamblare cu pană paralelă forma A

Canalele din arbore pentru penele paralele forma A şi forma C se execută prin frezare cu freză deget, iar cele pentru forma B se execută prin frezare cu ajutorul frezelor disc. Canalul din butuc este deschis şi poate fi executat prin mortezare sau broşare (la producţia de serie mare). Penele paralele se execută din oţeluri carbon sau oţeluri carbon de calitate, având rezistenţa la rupere σr=500...600MPa. Momentul de torsiune se transmite între arbore şi pană, respectiv între pană şi butuc, pana fiind solicitată la strivire şi forfecare. Calculul penei presupune parcurgerea următoarelor două etape:

1. Predimensionarea penei din condiţia de contact (rezistenţă la strivire); 2. Verificarea penei alese, din condiţia de rezistenţă la forfecare.

1. Se aleg (din standard) dimensiunile secţiunii transversale ale penei: b- lăţimea penei şi h-înălţimea penei. Aceste dimensiuni sunt alese în funcţie de valoarea diametrului arborelui, d. Utilizând ipoteza simplificatoare: t1=t2=h/2, va rezulta lungimea necesară a penei:

4 [ ]tnec

ak

Ml mmh d σ

⋅≥

⋅ ⋅ (4.1)

36

unde: Mt[Nmm]- momentul de torsiune transmis de asamblarea arbore-butuc, σak[MPa]- tensiunea admisibilă la strivire. Se va adopta: STAS necl l≥ . 2. Verificarea la forfecare a penei se face utilizând relaţia:

2 tnf af

STAS

Mb l d

τ τ⋅= ≤

⋅ ⋅ (4.2)

unde: τnf[MPa]- tensiunea nominală la forfecare; τaf[MPa]- tensiunea admisibilă la forfecare a penei. B. Penele disc se obţin din secţionarea unui disc de grosime b şi diametru D pe înălţime h (fig.4.3).

Fig.4.3: Pană disc

Aceste pene se utilizează la montarea butucilor, mai ales pe capete de arbore cilindrice sau conice, deoarece este necesar un canal de pană adânc în arbore, canal ce micşorează secţiunea arborelui şi introduce un concentrator de tensiune ridicat. Penele disc sunt utilizate la transmiterea momentelor de torsiune mici sau atunci când între arbore şi butuc se pot creea dezaxări unghiulare pe direcţie longitudinală cu valori ridicate. O asamblare cu pană disc este prezentată în figura 4.4.

Fig.4.4: Asamblare cu pană disc

37

Penele disc sunt solicitate, ca şi cele paralele, la strivire şi forfecare. Calculul penelor disc presupune verificarea la strivire precum şi verificarea la forfecare. Din standard se aleg dimensiunile penei: b, h, D şi t1 în funcţie de diametrul arborelui, d.

Verificarea la strivire:

( )1

2 tnk ak

Md D h t

σ σ⋅= ≤

⋅ ⋅ − (4.3)

Verificarea la forfecare: 2 t

nf afM

d D bτ τ⋅

= ≤⋅ ⋅

(4.4)

4.2. Asamblări cu pene transversale fără strângere Penele transversale sunt perpendiculare pe axa pieselor care se asamblează şi între care există tendinţa de deplasare relativă axială sau de rotaţie. Materialele utilizate la fabricarea penelor transversale sunt:

Oţelurile carbon OL50, OL60 şi OL70 care nu necesită tratament termic secundar;

Oţelurile carbon de calitate OLC35 şi OLC45 care sunt utilizate cu un tratament termic de îmbunătăţire;

Uneori se folosesc şi oţeluri aliate. Penele transversale au secţiuni dreptunghiulare (bxh) cu margini rotunjite. Forma penei, pe direcţie longitudinală, poate fi trapez isoscel sau dreptunghi. O asamblare cu pană transversală, utilizată la transmiterea momentului de torsiune, este prezentată în figura 4.5.

Fig.4.5: Asamblare cu pană transversală ce transmite moment de torsiune

38

O asamblare cu pană transversală (asamblare tip tijă-manşon) pentru transmiterea forţelor axiale este prezentată în figura 4.6.

Fig.4.6 : Asamblare tip tijă-manşon cu pană transversală

39

5. RECIPIENTE 5.1. Definire; clasificare; elemente constructive Recipientele: învelişuri metalice sau nemetalice, care depozitează fluide în condiţii de siguranţă a etanşării şi a rezistenţei. Recipiente sub presiune: acele recipiente la care presiunea fluidului conţinut depăşeşte presiunea atmosferică. Prin faptul că un accident provocat de avarierea unui recipient sub presiune, din varii cauze (proiectare greşită, fabricare defectuoasă, mentenanţă necores-punzătoare, exploatare necorespunzătoare), poate conduce la urmări grave (pagube materiale importante şi victime umane), este obligatorie (caracter de lege) respectarea prescripţiilor tehnice ISCIR (Inspecţia de Stat pentru Controlul Recipientelor Sub Presiune şi a Instalaţiilor de Ridicat). Normativul C4-ISCIR reglementează proiectarea şi construcţia recipientelor sub presiune. Clasificarea recipientelor se poate face după diferite criterii, câteva dintre acestea (cele mai importante) fiind prezentate în continuare:

1. După poziţia de funcţionare • Recipiente verticale • Recipiente orizontale

2. După gradul de mobilitate • Recipiente fixe (instalate pe reazeme fixe) • Recipiente mobile (instalate pe o platformă mobilă)

3. După raportul nD

δΔ = (unde: δ-grosimea mantalei; Dn-diametrul mantalei)

• Recipiente cu pereţi subţiri: 0,1Δ < • Recipiente cu pereţi groşi: 0,1Δ ≥

4. După forma recipientului • Recipiente cilindrice • Recipiente conice • Recipiente sferice

5. După suprafaţa pe care se exercită presiunea • Recipiente solicitate pe suprafaţa concavă (la interior) • Recipiente solicitate pe suprafaţa convexă (la exterior)

6. După tehnologia de execuţie • Recipiente obţinute prin sudare (manta, funduri). Acestea sunt utilizate la

presiuni nominale, Pn[bar], de ordinul zecilor. • Recipiente obţinute prin forjare. Acestea sunt utilizate la presiuni

nominale, Pn[bar], de ordinul sutelor.

40

• Recipiente cu manta multistrat. Mantaua este fabricată din elemente inelare concentrice, asamblate între ele prin fretare. Aceste recipiente sunt utilizate la presiuni înalte, de ordinul miilor de bari.

Elementele constructive ale recipientelor sunt următoarele (Fig.5.1 şi Fig.5.2):

Fig.5.1: Recipient vertical

Fig.5.2: Recipient orizontal

1. Mantaua recipientului -poz.1- (corpul recipientului) este executată din tablă, prin roluire cu ajutorul unor valţuri. Obţinerea corpului cilindric este

41

finalizată prin sudarea pe generatoare (sudură cap la cap) a semifabricatului roluit. Roluirea se face la rece dacă 20

2nD s

s+

>⋅

, unde s[mm] este grosimea tablei

iar Dn[mm] este diametrul interior al mantalei, sau la cald, dacă 202nD s

s+

≤⋅

.

Mantaua poate fi executată şi din virole, asamblate între ele prin sudură. Fiecare virolă (element inelar) se obţine din tablă, prin roluire, sudată pe generatoare. 2. Fundurile recipientului –poz.2- (de regulă elipsoidale) pot fi obţinute din tablă, debitată sub formă de disc, care apoi este ambutisat (procedeu de deformare plastică) pentru a căpăta profilul eliptic. Pentru diametre mari fundurile pot fi executate din tablă debitată în formă de segmente de cerc (fig.5.3a) sau în formă de petale (fig.5.3b). Aceste elemente (segmente sau petale) sunt deformate plastic prin ambutisare sau forjare iar apoi sunt asamblate prin sudură, rezultând subansamblul sudat denumit fund.

Fig.5.3: Construcţia fundurilor de recipient

a-din segmente de cerc; b- din petale

3. Gura de verificare (sau gura de vizitare)-poz.3- are rolul de a permite inspecţia interioară a recipientului. Gura de verificare are dimensiuni standardizate (400...600 mm) şi este alcătuită dintr-un corp cilindric (sudat la manta) şi un capac de închidere. Fixarea capacului la corpul gurii se face cu şuruburi şi piuliţe, iar etanşarea capac-gură se realizează prin intermediul unei garnituri de etanşare. 4. Sistemul de rezemare a recipientului –poz.4- este constituit din suporturi de sprijin şi au rolul de a asigura stabilitatea poziţiei recipientului. Suporturile de sprijin pot fi de tip picior ( 3 sau 4 picioare sudate la fundul inferior al recipientului), pentru recipientele verticale, sau de tip şa (2 suporturi sudate la manta), pentru recipientele orizontale. 5. Sistemul de ridicare –poz.5- este necesar manipulării recipientului la operaţiile de tranport şi montaj. În cazul recipientelor verticale sunt utilizate trei urechi de ridicare, sudate la fundul superior al recipientului. În cazul recipientelor orizontale sunt utilizaţi patru butoni de ridicare, sudaţi câte doi la extremităţile mantalei, poziţionaţi diametral opuşi.

42

6. Racorduri –poz.6. Racordurile sunt elementele de legătură ale recipentului cu restul instalaţiei sau cu mediul înconjurător (racordul de aerisire, racordul de golire, racordul supapei de siguranţă). De regulă racordul este alcătuit dintr-un ştuţ tubular (ţeavă), ce are asamblat( prin sudură) la unul din capete o flanşe, iar prin intermediul celuilat capăt este sudat la recipient (la manta sau la funduri).

5.2. Calculul grosimii mantalei pentru un recipient cu pereţi subţiri, solicitat pe suprafaţa concavă Recipientele cele mai răspândite, cilindrice sau sferice, au profile de rotaţie, adică profile obţinute prin rotirea unei curbe (curbă meridiană) în jurul unei axe de simetrie. Mantaua unui astfel de recipient poartă numele de înveliş de rotaţie. Orice secţiune (perpendiculară pe axa de rotaţie) printr-un înveliş de rotaţie este un cerc. O ipoteză simplificatoare pentru calculul învelişului, este aceea de al considera cu un comportament tip membrană, deci solicitat exclusiv la întindere. Se va aplica în această situaţie teoria de membrană (distribuţia uniformă a tensiunilor pe grosimea plăcii), utilizănd ecuaţiile Laplace. Considerăm un model de calcul materializat de un înveliş de rotaţie solicitat pe suprafaţa concavă, model prezentat în fig.5.4.

Fig.5.4: Înveliş de rotaţie

Cu ajutorul a două meridiane (m1, m2) şi a două paralele (p1, p2) se izolează un element ABCD al învelişului (fig.5.5). Curba meridiană, BC, este curba principală, are centrul de curbură O1 şi raza de curbură 1ρ ( rază ce aparţine planului vertical O1BC). În planul O2AB (plan perpendicular pe O1BC şi care conţine o paralelă la normala elementului ABCD) se află curba AB, ce are raza de curbură 2ρ .

43

Fig.5.5: Suprafaţă elementară

Dacă notăm cu 1θ unghiul format între planul O2AB şi axa de rotaţie OO’, atunci vor fi evidente expresiile:

1 1 2 2;BC d AB dρ θ ρ θ= ⋅ = (5.1) '2 2 1sinr O B ρ θ= = ⋅ (5.2)

Prin izolarea elementului ABCD de înveliş şi introducerea tensiunilor longitudinale

1σ , precum şi a celor transversale 2σ , se va obţine sistemul de forţe ce acţionează asupra elementului. În centrul elementului acţionează forţa Fp iar pe feţele rezultate prin decuparea elementului acţionează forţele 1Fσ şi 2Fσ .

1 1 2 2 2 2 1 1 1 2 1 2; ; pF d F d F p d dσ σσ δ ρ θ σ δ ρ θ ρ ρ θ θ= ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ (5.3) Proiecţia acestor forţe pe direcţia normalei conduce la expresia:

1 21 22 sin 2 sin 0

2 2 pd dF F Fσ σ

θ θ⋅ + − = (5.4)

unde putem face aproximările:

44

1 1 2 2sin ;sin2 2 2 2

d d d dθ θ θ θ≅ ≅ (5.5)

Înlocuind (5.3) şi (5.5) în (5.4) va rezulta:

1 2 1 2 2 1 1 2 1 2 1 2 0d d d d p d dσ δ ρ θ θ σ δ ρ θ θ ρ ρ θ θ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ = (5.6) Această ecuaţie, în urma simplificărilor, devine (ec. Laplace):

1 2

1 2

pσ σρ ρ δ

+ = (5.7)

În ec. Laplace, p este pozitiv când acţionează în sens opus centrului de curbură. Când p are sensul spre centrul de curbură se va introduce în membrul drept al ecuaţiei (5.7) semnul minus. Pentru a obţine şi o a doua ecuaţie (necesară determinării celor două necunoscute ( 1σ şi 2σ ) vom studia corpul I obţinut prin secţionarea învelişului de rotaţie (din fig.5.4) cu un plan perpendicular pe axa de rotaţie, plan de urmă EE’. Izolăm acest corp, fig.5.6, prin introducerea Forţei 1Nσ

de expresie:

1 12N rσ π δ σ= ⋅ ⋅ ⋅ Proiecţia forţelor ce acţionează asupra corpului I (izolat) pe axa OO’ va conduce la ecuaţia de echilibru:

21 12 sin 0r r pπ δ σ θ π⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ⋅ = (5.8)

112 sin

r pσδ θ

⋅=

⋅ (5.9)

Utilizând expresia (5.2) în (5.9) va rezulta:

21 2

pρσδ⋅

= (5.10)

45

Fig.5.6: Corpul I, izolat

Observaţii:

• σ1 şi σ2 au fost obţinute (rel. 5.7 şi 5.10) numai din condiţiile de echilibru, neglijând deformaţiile.

• învelişul este supus unei stări plane de tensiuni (σ1 şi σ2). Cea de-a treia tensiune σ3( pe direcţie normală) este σ3=−p (la interiorul elementului) se neglijează întrucât recipientele cu pereţi subţiri se construiesc pentru presiuni mici (de ordinul zecilor de bari) valori ce sunt inferioare cu cel puţin un ordin de mărime decât tensiunile admisibile de rupere ale oţelurilor.

Cazul recipientelor cilindrice Pentru recipiente cilindrice vom avea:

1 2;2Dρ ρ= ∞ =

Astfel din relaţiile (5.10) şi (5.7) vor rezulta expresiile tensiunilor:

1 4p Dσ

δ⋅

= (5.11)

46

2 2p Dσ

δ⋅

= (5.12)

Se observă că 2 12σ σ= ⋅ , deci îmbinările prin sudură aflate pe direcţii longitudinale (paralele cu axa mantalei) sunt solicitate la valori duble faţă de cele tranversale. Utilizând teoria IV din rezistenţa materialelor, tensiunea echivalentă este:

( ) ( ) ( )2 2 21 2 2 3 3 1

12echσ σ σ σ σ σ σ⎡ ⎤= − + − + −⎣ ⎦ (5.13)

Întrucât σ3=0 atunci vom avea:

2 21 1 2 2echσ σ σ σ σ= − ⋅ + (5.14)

Utilizând expresiile (5.11) şi (5.12) în (5.13) se obţine:

34ech at

p Dσ ϕ σδ⋅

= ⋅ ≤ ⋅ (5.15)

unde: ϕ este coeficientul de calitate a sudurii; atσ este tensiunea admisibilă de rupere la tracţiune a oţelului din care este fabricat recipientul. Dacă în (5.15) vom înlocui D (diametrul mediu) cu D=Di+δ, va rezulta relaţia de dimensionare a recipientului cilindric(grosimea mantalei):

2,31i

at

p Dp

δϕ σ

⋅≥

⋅ ⋅ − (5.16)

47

5.3. Calculul învelişurilor cu pereţi groşi solicitate la interior În mod convenţional un înveliş este considerat cu pereţi groşi dacă este îndeplinită condiţia:

0, 2b a aδ = − ≥ ⋅ (5.17) unde: a- raza interioară a învelişului b- raza exterioară a învelişului δ- grosimea învelişului Utilizarea recipientelor cu pereţi groşi este destinată exclusiv domeniului presiunilor înalte. Datorită simetriei axiale a învelişului, deci şi a încărcărilor, orice element inelar decupat prin două plane perpendiculare pe axa tubului se comportă identic. Prin urmare, determinarea stărilor de tensiuni constituie o problemă plană, problemă ce poate fi studiată pe un in inel plan (fig.5.7), inel de lungime ( măsurată pe direcţia axei învelişului) egală cu unitatea.

Fig.5.7: Starea de tensiuni dintr-un inel plan cu pereţi groşi

Alegând coordonatele polare r şi θ, pe feţele unui element infinitezimal dA r dr dθ= ⋅ ⋅ se vor manifesta numai eforturile unitare normale: σr (pe direcţie radială) şi σt ( pe direcţie tangenţială). Considerând presiunea exterioară nulă (pe=0), din teoria vaselor cu pereţi groşi (ecuaţiile Lame) vor rezulta expresiile acestor eforturi:

48

2 2

2 2 21ir

a p bb a r

σ⎛ ⎞⋅

= −⎜ ⎟− ⎝ ⎠ (5.18)

2 2

2 2 21it

a p bb a r

σ⎛ ⎞⋅

= +⎜ ⎟− ⎝ ⎠ (5.19)

Prezintă interes studiul acestor eforturi pentru condiţiile limită. Astfel vom considera valoarea minimă a razei r (cazul r a= ), respectiv valoarea maximă a razei r (cazul r b= ). Pentru valoarea minimă a razei r (r=a) vom avea:

int

2 2

int 2 2

r i

t i

p

b a pb a

σ

σ

= −

+= ⋅

− (5.20)

Pentru valoarea maximă a razei r (r=b) vor rezulta expresiile:

2

2 2

0

2rext

text ia p

b a

σ

σ

=

⋅= ⋅

− (5.21)

Din analiza expresiilor (5.20) şi (5.21) se constată că efortul unitar normal pe direcţie tangenţială, σt , are valoarea maximă pe suprafaţa interioară a învelişului

max intt tσ σ= . Utilizând teoria I-a din rezistenţa materialelor, teoria tensiunii maxime, va rezulta relaţia de verificare:

2 2

max 2 2echiv t i atb a pb a

σ σ σ+= = ⋅ ≤

− (5.22)

unde: atσ - rezistenţa admisibilă de rupere la tracţiune. Pentru o aplicaţie practică, unde se cunosc presiunea interioară, pi=Pn, diametrul nominal al învelişului, Dn=2a, şi atσ , poate fi calculată grosimea învelişului

b aδ = − , prin utilizarea ecuaţiei (5.22).

49

5.4. Racorduri Racordurile sunt elemente componente ale unui recipient şi au rolul de a face legătura dintre recipient şi instalaţia din care face parte recipientul, sau legătura recipientului cu aparate de siguranţă, de control ai unor parametri funcţionali, sau cu mediul înconjurător. Astfel un recipient este echipat cu un racord de intrare a fluidului, un racord de ieşire, un racord de aerisire (montat la cota cea mai înaltă a recipientului) având Dnaer=max(Dnintr.,Dniesire), un racord de golire, un racord al supapei de siguranţă, un racord al manometrului, racorduri pentru indicatorul de nivel al fluidului din recipient. Din punct de vedere constructiv, racordurile utilizate la recipientele metalice pot fi:

• Racord tip ştuţ sudate lung (SSL) • Racord tip ştuţ sudat scurt (SSS)

În mod uzual racordul SSL este alcătuit dintr-un ştuţ de oţel sudat la unul din capete la recipient. La extremitatea opusă racordul poate fi prevăzut cu o flanşă sudată la ştuţ (fig.5.8.a), sau pentru diametre mici, (Dn<50), cu un filet exterior (fig.5.8.b).

Fig.5.8: Racorduri sudate lungi a-racord cu flanşă; b-racord cu filet

Pentru aceste două variante constructive, lungimea în consolă (l1) a ştuţului se stabileşte în funcţie de grosimea recipientului de condiţiile de montaj. În cazul

50

ştuţurilor montate cu axa orizontală, trebuie să existe o depăşire interioară (l2= 3...5mm), cu rolul de a împiedica prelingerea condensului pe manta, fenomen care ar putea provoca apariţia prematură a amorselor de coroziune. Racordurile de tip ştuţ sudat lung, care au diametre nominale mici, se construiesc cu nervuri de consolidare. Racordurile SSS pot fi de tip mufă (fig.5.9.a) sau de tip bosaj (fig.5.9.b). Racordurile tip mufă sunt prevăzute cu filet interior (filet de etanşare-G), iar racordurile tip bosaj sunt alcătuite dintr-o piesă tubulară sudată la unul dintre capete la recipient iar la celălalt capăt configurată ca şi o flanşă, cu deosebirea că găurile de fixare sunt găuri filetate.

Fig.5.9: Racorduri sudate scurte a-racord tip mufă; b-racord tip bosaj

5.5. Compensarea orificiilor

51

Amplasarea racordurilor la un recipient este posibilă prin executarea unor perforări (orificii) ale mantalei sau fundurilor recipientului. Amplasarea gurii de verificare (vizitare) la recipient presupune de asemenea executarea unui alezaj străpuns în mantaua recipientului. Prin prezenţa acestor orificii se produce o scădere a rezistenţei mecanice a recipientului, pe de o parte, dar şi apariţia unor concentratori de tensiune, însemnaţi ca valoare (valori care pot depăşi chiar de cinci ori valoarea tensiunilor nominale), pe de altă parte. Soluţia care permite exploatarea în siguranţă a unui recipient este utilizarea unui compensator local amplasat în zona afectată de prezenţa orificiului. Această zonă este plasată în perimetrul unui dreptunghi ABCD (fig.5.10) avâd centrul pe axa orificiului. În general orificiile cu Dn>50 se compensează printr-un inel de compensare sudat în zona orificiului, iar în cazul orificiilor cu Dn<50 se utilizează compensarea cu ştuţ îngroşat sau cu bucşe. 5.5.1. Calculul inelelor de compensare Se poate considera schiţa din figura 5.10, unde pentru amplasarea unui racord de diametru “d” la mantaua unui recipient (manta de grosime “s”), a fost necesară utilizarea unui compensator inelar (de diametru “Dc” şi grosime “h”). Suprafaţa ce necesită compensare, de formă dreptunghiulară, A’B’C’D’ (fig.5.10) a fost notată cu A0, iar suprafaţa compensatorului a fost notată cu Ac. Soluţia de compensare este corectă (din punct de vedere al secţiunii de substituţie) dacă este respectată condiţia:

0cA A≥ (5.23) Suprafaţa A0, dacă vom considera şi efectul uzării de coroziune, poate avea următoarea expresie:

( )0 12A d c sϕ= + ⋅ ⋅ ⋅ (5.24) unde: d-diametrul nominal al racordului; c1- adaosul de coroziune; φ- coeficientul de calitate a sudurii; s- grosimea recipientului;

52

Fig.5.10: Compensator inelar

Suprafaţa compensatorului Ac se determină cu relaţia:

( )12c cA D d c h= − + ⋅ ⋅⎡ ⎤⎣ ⎦ (5.25) unde: Dc- diametrul exterior al compensatorului inelar; h- grosimea inelului de compensare; Înlocuind (5.24) şi (5.25) în (5.23) va rezulta:

( ) ( )1 12 2cD d c h d c sϕ− + ⋅ ⋅ ≥ + ⋅ ⋅ ⋅⎡ ⎤⎣ ⎦ (5.26)

( )11

22c

s d cD d c

hϕ ⋅ ⋅ + ⋅

≥ + ⋅ + (5.27)

Dacă va fi neglijată coroziunea, deci c1=0, utilizând φ=0,85 şi adoptând h=s, atunci va rezulta:

1,85cD d≥ ⋅ (5.28)

53

Întrucât în exploatare coroziunea nu poate fi neglijată ( 1 0c ≠ ), în mod uzual se utilizează un inel de compensare cu diametrul exterior:

2cD d= ⋅ (5.29) Inelul compensator se poate monta la exteriorul recipientului (soluţie uzuală) sau la interior. Poate fi utilizată şi soluţia de consolidare (compensare) cu ajutorul a două

inele de compensare cu grosimea 2s , unul sudat la exterior iar celălalt la interior.

5.5.2. Calculul compensatorilor cu ştuţ îngroşat sau cu bucşe

Fig.5.11: Compensare cu ştuţ îngroşat

Considerând schema de compensare din figura 5.11, şi admiţând că suprafaţa ce trebuie compensată, A0, se determină cu relaţia (5.24), vom calcula suprafaţa compensatorului, '

cA , utilizând expresia:

'1 12 3,5 ( ) 7 ( )cA s s c s s c= ⋅ Δ ⋅ ⋅ − = ⋅ Δ ⋅ − (5.30)

unde: Δs=sb-st îngroşarea necesară; sb- grosimea finală a bucşei; st- grosimea iniţială a ştuţului Din condiţia de compensare '

0cA A≥ va rezulta:

1 17 ( ) ( 2 )s s c d c sϕ⋅ Δ ⋅ − ≥ + ⋅ ⋅ ⋅ (5.31)

54

( )1

1

( 2 )7

d c sss c

ϕ+ ⋅ ⋅ ⋅Δ ≥

⋅ − (5.32)

Dacă presupunem c1=0 şi φ=0,85 va rezulta:

0,12s dΔ ≥ ⋅ (5.33) În mod uzual se utilizează o îngroşare de mărimea:

(0,15...0, 20)s dΔ = ⋅ (5.34) Această soluţie de compensare poate fi realizată fie prin utilizarea unui ştuţ cu perete mai gros, faţă de cel normal, sau prin utilizarea unei bucşe speciale. Această bucşe asigură o trecere treptată de la grosimea bucşei (majorată pentru compensare) la grosimea ţevii cu care se racordează. Trecerea se poate face printr-o conicitate (fig.5.12a) sau printr-o suprafaţă curbă (fig.5.12b).

Fig.5.12: Compensator tip bucşe a-conic; b-racordat

55

6. ARMĂTURI Organele de maşini ce se montează pe conducte sau pe recipiente şi care au rol de comandă, reglare, reţinere sau siguranţă a circulaţiei fluidului, poartă numele de armături.

• Armăturile de comandă: au rolul de a modifica debitul fluidului la trecerea acestuia prin armătură. Acest lucru se produce prin variaţia secţiunii de trecere a fluidului, între o valoare minimă (egală cu zero) şi o valoare maximă. Aceste armături se numesc şi robinete.

• Armăturile de reţinere: au rolul de a permite circulaţia fluidului numai într-un singur sens (sunt cunoscute şi sub numele de supape de sens sau clapete).

• Armăturile de reglare: sunt destinate menţinerii la valori prestabilite a unor parametri funcţionali (presiune, temperatură, debit) ai fluidului. Aceste armături reprezintă organele de execuţie ale unui circuit de automatizare.

• Armăturile de siguranţă: au rolul de a limita presiunea fluidului din circuit la o valoare maximă (admisibilă).

6.1. Armături de comandă Acestea sunt armăturile cele mai utilizate în domeniul lucrărilor de instalţii. Se impun următoarele cerinţe principale:

a. poziţia “închis” a armăturii să asigure o blocare sigură a circulaţiei fluidului prin armătură;

b. poziţia “deschis” a armăturii să introducă rezistenţe hidraulice minime, referitor la circulaţia fluidului prin armătură;

c. să existe compatibilitate maximă între materialele armăturii şi fluidul comandat de armătură;

d. rezistenţa mecanică a armăturii trebuie să fie în concordanţă cu solicitările la care este supusă aceasta;

e. fiabilitate ridicată f. cheltuieli minime de mentenanţă

Considerând poziţia relativă între direcţia de curgere a fluidului (prin armătură) şi direcţia de deplasare a elementului de reglare, drept un criteriu de clasificare a armăturilor de comandă, atunci putem deosebi trei tipuri de robinete:

1. Robinete cu ventil: elementul de reglare se deplasează pe aceaşi direcţie cu fluidul.

2. Robinete cu sertar: elementul de reglare se deplasează pe direcţie perpendiculară curgerii fluidului. Aceste robinete poartă şi numele de “vane’.

56

3. Robinete cu cep: elementul de reglare se roteşte în jurul axei sale, direcţia de circulaţie a fluidului prin robinet este perpendiculară pe această axă. Un astfel de robinet este cunoscut şi sub numele de “cana”.

1. Robinetele cu ventil Acestea sunt utilizate la presiuni nominale Pn<250 bar, pentru diametre nominale Dn< 300 mm şi temperaturi t< 5000C. Ca avantaje ale acestor robinete pot fi menţionate: siguranţă în exploatare, cursă mică a elementului de închidere, fiabilitate ridicată. Un singur dezavantaj major şi anume: rezistenţă hidraulică ridicată. În figura 6.1 este prezentată schema constructivă a unui robinet cu ventil.

Fig.6.1. Robinet cu ventil: 1-roată de manevră; 2-tije filetată; 3-capac; 4- pres-

garnitură ; 5- garnitură de etanşare; 6-element de închidere (ventil); 7-scaun; 8-corp robinet.

Corpul robinetului se obţine prin turnare din fontă sau oţel, poate avea formă sferică sau elipsoidală. Închiderea sau deschiderea robinetului se face prin acţionarea ( prin rotire) roţii de manevră, care la rândul ei va roti tija filetată a ventilului. Datorită cuplei cinematice şurub-piuliţă (aflate în partea superioară a capacului) se va produce deplasarea pe verticală a elementului de închidere.

57

Deplasarea pe verticală a ventilului produce modificarea distanţei(deci a secţiunii) dintre acesata şi scaun, prin urmare modificarea debitului fluidului. 2. Robinetele cu sertar Acestea sunt utilizate la presiuni nominale Pn<100 bar, pentru diametre nominale Dn< 1200 mm şi temperaturi t< 3000C. Avantajele robinetelor cu sertar: rezistenţă hidraulică mică, reglare fină a debitului, forţă de manevrare redusă. Dezavantaje: etanşare mai deficitară( faţă de cele cu ventil), cursa sertarului mare, uzarea mai rapidă a suprafeţelor de etanşare, cost mai ridicat. În figura 6.2 este prezentată schema constructivă a unui robinet cu sertar tip pană.

Fig.6.2. Robinet cu sertar pană:

1-roată de manevră; 2-tijă filetată; 3-presgarnitură; 4-garnitură; 5-capac; 6-corp robinet; 7-element de închidere (sertar).

Închiderea sau deschiderea robinetului se face prin acţionarea roţii de manevră. Aceasta va roti tija filetată, ce este cuplată cinematic cu sertarul printr-un mecanism şurub-piuliţă, producând ridicarea sau coborârea sertarului.

58

3. Robinetele cu cep Se utilizează la presiuni mici, Pn<6 bar, pentru diametre nominale mici Dn<50 mm. Avantajele robinetelor cu cep: construcţie simplă, preţ de cost redus, bună etanşeitate. Dezavantaje: riscul gripării cepului, uzură rapidă a suprafeţelor de etanşare. În figura 6.3 este reprezentată schematic construcţia unui robinet cu cep.

Fig.6.3. Robinet cu cep 1- cep tronconic; 2- corpul robinetului.

Aceste robinete au elementul de închidere (cepul) de formă tronconică. Cepul tronconic este traversat de un orificiu perpendicular pe axa de rotaţie. Prin rotirea cepului, se poate poziţiona acest orificiu (fereastră) perpendicular pe axa longitudinală a robinetului (direcţia de curgere a fluidului): poziţia închis, sau în coincidenţă cu axa longitudinală a robinetului: poziţia deschis. 6.2. Armături de reţinere Armăturile de reţinere pot fi clasificate după următoarele criterii:

a. După forma elementului de reţinere: - armături cu valvă - armături cu ventil - armături cu bilă

b. După cursa elementului de reţinere: - armături cu cursă fixă - armături cu cursă variabilă (reglabilă)

59

Rolul funcţional al armăturilor de reţinere este acela de a permite fluidului ce traversează armătura, să circule numai într-un singur sens. După cum elementul de reţinere poate fi: o valvă, un ventil sau o bilă, se pot diferenţia următoarele variante constructive de armături de reţinere: 1. Armături de reţinere cu valvă Elementul de reţinere (valva) are formă de taler (clapetă) şi poate oscila, prin intermediul unui braţ, în jurul unei articulaţii fixe la corpul armăturii. La axul clapetei poate fi fixată o pârghie ce are ataşată la cealaltă extremitate o greutate G. Sub acţiunea acestei greutăţi clapeta este menţinută, cu forţă mai mare de etanşare, închisă pe scaunul armăturii. Sub acţiunea presiunii fluidului clapeta se deschide permiţând circulaţia fluidului într-un singur sens. Avantajele acestei variante constructive: sunt sensibile la variaţii de presiune, având un timp de răspuns bun, rezistenţa hidraulică este mică. Dezavantaje: etanşare deficitară, mai ales la presiuni mici (soluţia: ataşarea pârghiei suplimentare). În figura 6.4 este prezentată schema constructivă a armăturii de reţinere cu valvă.

Fig. 6.4. Armătură de reţinere cu valvă

1-capac; 2-braţul valvei; 3-valvă; 4-corpul armăturii.

60

2. Armături de reţinere cu ventil Elementul de închidere este asemănător unui robinet cu ventil. Presiunea fluidului acţionează asupra ventilului (pe suprafaţa inferioară a acestuia) deplasândul în sus şi asfel eliberând secţiunea de trecere a fluidului. Atunci când fluidul acţionează în sens invers, se creează o presiune cu sens descendent asupra ventilului care va produce obturarea secţinii de trecere. În acest mod nu este posibilă traversarea armăturii de către fluid decât într-un singur sens. În figura 6.5 se prezintă schema constructivă a unei armături de reţinere cu ventil

Fig. 6.5. Armătură de reţinere cu ventil

1-capac; 2-ventil; 3-corpul armăturii.

3. Armături de reţinere cu bilă Elementul de reţinere este o bilă, care sub acţiunea greutăţii proprii obturează secţiunea de trecere. Atunci când se manifestă presiune sub bilă, ea este împinsă în ghidajul din capacul armăturii şi este degajată secţiunea de trecere. Prin acest mod de acţiune al bilei, practic fluidul va circula prin armătură numai într-un singur sens. În figura 6.6 este prezentată schematic o armătură de reţinere cu bilă.

61

Fig. 6.6: Armătură de reţinere cu bilă

1-capac; 2-ghidajul bilei; 3-bilă; 4-scaun de etanşare;4-corpul armăturii.

6.3. Armături de reglare Armăturile de reglare fac parte componentă a unui sistem automat, ele reprezentând organul de execuţie. Organul complex denumit armătură de reglare este alcătuit din două subansamble de construcţie specială, anume organul de reglare (OR) şi organul de comandă (OC). Această armătură(fig.6.7) permite menţinerea debitului fluidului la valori constante. Armătura primeşte de la sistemul de comandă un semnal de intrare (SI), în cazul acestei armături, un semnal pneumatic. Organul de comandă, servomotorul liniar cu membrană elastică, sub acţiunea semnalului de intrare va produce deplasarea pe verticală a tijei ventilului (deplasare descendentă). Astfel organul de reglare va micşora valoarea debitului ce este vehiculat prin armătură. Pentru semnal de intrare nul, datorită resortului elicoidal de compresiune, membrana elastică va avea poziţia cea mai ridicată, deci şi tija ventilului va avea aceiaşi poziţie extremă, prin urmare debitul va avea valoarea maximă. Un senzor de debit plasat în avalul armăturii de reglare monitorizează continuu valoarea debitului, o transformă în semnal pneumatic, semnal ce se întoarce la armătură. Datorită acestei bucle de răspuns este posibilă menţinerea unui parametru funcţional al fluidului (în cazul prezentat, debitul) la valori constante prin intermediul armăturilor de reglare.

62

În figura 6.7 este prezentată schema constructivă a unei armături de reglare cu dublu ventil.

Fig. 6.7. Armătură de reglare cu dublu ventil

OC-organ de comandă cu servomotor liniar; OR- organ de reglare; 1-membrană elastică; 2-resort elicoidal de compresiune;3-tija ventilului dublu

În figura 6.8 este prezentată schema de principiu a unei armaturi, de reglare a debitului, cu clapetă.

Fig. 6.8. Armătură de reglare cu clapetă

OC- organ de comandă; OM- organ de reglare; SM- servomotor unghiular; 1- corp armătură; 2- clapetă(fluture).

63

Organul de comandă este un servomotor unghiular. Semnalul de intrare (SI) este un semnal electric, ce comandă rotaţia axului servomotorului cu un anumit unghi. Prin urmare, clapeta (ce aparţine organului de reglare-OR) va căpăta o anumită poziţie, înclinată faţă de planul vertical, permiţând circulaţia fluidului cu un anumit debit. Modificarea semnalului electric conduce implicit la modificarea debitului în avalul armăturii. 6.4. Armături de siguranţă Prezenţa unei armături de siguranţă în circuitul unei instalaţii sub presiune este indispensabilă, sub aspectul exploatării în condiţii de securitate a acelei instalaţii, fără producerea unei avarii din cauza depăşirii unor valori maxime pentru anumiţi parametri funcţionali. Referitor la armăturile de siguranţă ce limitează presiunea din instalaţie, supape de siguranţă, acestea trebuie să răspundă următoarelor cerinţe principale:

• Să se deschidă la presiunea de reglare, astfel permiţând evacuarea unei cantităţi de fluid din instalaţie, cu consecinţa: scăderea presiunii;

• La scăderea presiunii sub presiunea de reglare, armătura trebuie să se închidă etanş;

• Să aibă grad înalt de sensibilitate(diferenţa dintre presiunea de închidere şi cea de deschidere să fie mică);

• Să aibă fiabilitate ridicată; • Să aibă costuri reduse de mentenanţă.

În timpul funcţionării normale a instalaţiei, ventilul supapei de siguranţă este permanent închis sub acţiunea unei forţe de închidere( reglabilă). Atunci când presiunea fluidului din instalaţie, prin acţiune asupra suprafeţei active a ventilului învinge forţa de închidere( +greutatea ventilului+ forţele de frecare), supapa de siguranţă se deschide automat, permiţând fluidului să părăsească incinta, restabilind astfel presiunea normală de funcţionare, apoi se închide automat. După modul de asigurare a forţei de închidere, supapele de siguranţă pot fi:

• Cu contragreutate; • Cu arc; • Cu impuls.

În figura 6.9 este prezentată schema constructivă a unei supape de siguranţă cu contragreutate. Contragreutatea, 2, poate fi montată pe pârghia 1 la distanţe diferite de articulaţia pârghiei, asfel se pot stabili diferite presiuni de reglare. Construcţia este simplă şi fiabilă.

64

În figura 6.10 se prezintă schema constructivă a supapei de siguranţă cu arc(resort elicoidal de compresiune). Şi la această supapă este posibilă modificarea presiunii de reglare, prin modificarea forţei de pretensionare a resortului elicoidal.

Fig.6.9. Supapă de siguranţă cu contragreutate

1-pârghie; 2-contragreutate; 3-capac armătură; 4-tija ventilului; 5-ventil; 6-corp armătură.

Fig.6.10. Supapă de sigu- ranţă cu arc

1-capac armătură; 2-arc; 3- presgarnitură; 4-garnitură; 5-tija ventilului; 6-ventil; 7-corp armătură.

65

7. ETANŞĂRI 7.1. Definire; clasificare. Etanşările sunt definite ca sisteme mecanice concepute cu rolul de a împiedica pierderile de fluid între două spaţii bine determinate, sau rolul de a împiedica pătrunderea unor impurităţi într-o incintă în care se află un fluid. Etanşările pot fi clasificate după următoarele criterii:

1. După mişcarea relativă a suprafeţelor etanşate a. Fixe b. Semimobile

i. Pentru mişcare de rotaţie ii. Pentru mişcare de translaţie

iii. Pentru mişcare elicoidală c. Mobile

2. După tipul contactului a. Cu contact direct b. Cu element intermediar

i. Cu inele ii. Cu manşete

iii. Cu cutii de etanşare( presgarnituri) iv. Cu segmenţi v. Cu garnituri de etanşare

c. Fără contact i. Cu labirint( şicane)

ii. Cu canal elicoidal iii. Etanşări ermetice( zăvor pneumatic sau hidraulic)

d. Combinate 3. După forma suprafeţei etanşate

a. Suprafaţă plană b. Suprafaţă cilindrică c. Suprafaţă conică d. Suprafaţă sferică

7.2. Etanşări cu contact direct Cele două suprafeţe, între care poate exista o mişcare relativă sau nu, vin în contact direct. Etanşarea se produce printr-un grad ridicat al preciziei de prelucrare a celor două suprafeţe. Se impune o precizie ridicată a formei suprafeţelor în contact( atât din punct de vedere macrogeometric cât microgeometric), precum şi precizie

66

ridicată a poziţiei relative dintre cele două suprafeţe( paralelism pentru suprafeţele plane sau coaxialitate pentru suprafeţele de revoluţie). Obţinerea unei precizii ridicate necesită uneori rodajul suprafeţelor în contact, aşa numitul rodaj tehnologic, operaţie efectuată de către producător. Astfel de etanşări, din cauza costurilor impuse de utilizarea unor tehnologii complexe de fabricare, sunt utilizate numai în situaţii bine justificate. 7.3. Etanşări cu element intermediar 7.3.1. Pentru suprafeţe aflate în mişcare relativă Etanşarea dintre cele două suprafeţe în mişcare relativă se realizează prin utilizarea unui element de etanşare, de regulă nemetalic. La etanşările smimobile, elementul de etanşare este fix iar la etanşările mobile, elementul de etanşare este mobil.

A. Etanşare semimobilă cu inel de pâslă Inelul( vezi figura 7.1) de pâslă (2) este fixat în canalul prelucrat din carcasă (1). Arborele (3) se află în mişcare de rotaţie, inelul de pâslă aflânduse în contact cu suprafaţa cilindrică a arborelui. Această soluţie de etanşare este utilizată în special pentru a nu permite pătrunderea impurităţilor din mediul exterior într-o incintă ce conţine cuple cinematice lubrifiate. Se utilizează la viteze de rotaţie relativ mici, 5 /v m s< şi pentru diferenţe de presiune 0,5 .e ip p p barΔ = − <

Fig.7.1. Etanşare cu inel de pâslă

1-carcasă ; 2-inel de pâslă ; 3-arbore.

67

B. Etanşare semimobilă cu manşetă de etanşare(simering)

Fig. 7.2. Etanşare cu manşetă de etanşare

1-carcasă ; 2- manşetă de etanşare ; 3-arc ; 4-arbore.

Manşeta (vezi figura 7.2) de etanşare (2) este executată din cauciuc( uneori are o armătură metalică) ea fiind presată în locaşul carcasei (1). Manşeta (simeringul) este prevăzută cu un arc elicoidal de întindere (3), ce asigură o anumită forţă de strângere a manşetei pe suprafaţa cilindrică a arborelui (4) aflat în mişcare de rotaţie. Simeringurile sunt utilizate în aceleaşi condiţii ca şi inelele de pâslă, având o fiabilitate mai mare decât acestea din urmă ( 15 /v m s< ).

C. Etanşare semimobilă cu presgarnitură.

Fig.7.3. Etanşare cu pres- garnitură

1-arbore ; 2-şurub ; 3-presgarnitură ; 4-pachet de garnituri ; 5-carcasă.

68

În figura 7.3 este prezentată soluţia de etanşare cu presgarnitură. Pachetul de garnituri executate din cauciuc sau alte materiale cu proprietăţi elastice, este fixat în locaşul prelucrat în carcasă. Prin strângerea şuruburilor se produce apropierea presgarniturii de carcasă, deci se va produce o presiune de deformare elastică a pachetului de garnituri ceea ce conduce la creşterea presiunii de etanşare. Astfel de sisteme de etanşare se utilizează pentru e ip p pΔ = − de ordinul zecilor de bari. Au avantajul că în perioada de exploatare, pe măsura uzării garniturilor, această uzură poate fi compensată prin strângerea şuruburilor.

D. Etanşare mobilă cu segmenţi.

Fig.7.4. Etanşare cu segmenţi

1-segment ; 2-cilindru ; 3-piston

Etanşarea dintre piston, care execută o mişcare rectilinie alternativă, şi cilindru, care este fix, se realizează prin intermediul unor segmenţi (1). Segmenţii au formă inelară, întreruptă printr-o tăietură radială. Datorită elasticităţii materialului segmenţilor (fontă specială) se realizează o presiune de contact între segment şi cilindru, împiedicând pierderile de presiune pΔ dintre camera de ardere şi carter. Astfel de sisteme de etanşare sunt utilizate în special la cupla cinematică piston-cilindru a motoarelor cu ardere internă. 7.3.2. Etanşări fixe Pentru a compensa erorile de prelucrare ale celor două suprafeţe de etanşare, se interpune un element de etanşare cu proprietăţi elasto-plastice, numit garnitură de etanşare. Prin strângerea acesteia între cele două suprafeţe se va produce deformarea garniturii ( elastică, elasto-plastică sau plastică) şi va fi realizată etanşarea. Condiţia de bună etanşare este ca presiunea de etanşare etp p> Δ .

69

Aceste garnituri pot fi nemetalice (teflon, cauciuc, marsit, plută, carton), metalice (aluminiu, cupru, plumb) sau compozite( metalo-plastice). În cazul etanşării cu flanşe, acestea sunt standardizate în funcţie de presiunea nominală (Pn) şi dimensiunea nominală (Dn). Suprafeţele de etanşare ale flanşelor sunt fabricate în cinci variante constructive şi anume :

• Plană simplă(fig.7.5.a)-PS • Plană cu umăr(fig.7.5.b)-PU • Cu canal şi pană(fig.7.5.c)-CP1(cu pană), CP2(cu canal) • Cu prag şi adâncitură(fig.7.5.d)-PA1(cu prag), PA2( cu adâncitură) • Cu prag şi şanţ şi adâncitură(fig.7.5.e)- PS1( cu prag şi şanţ), PS2 (cu

adâncitură). În figura 7.5 sunt prezentate aceste variante de etanşare.

Fig.7.5. Suprafeţele de etanşare ale flanşelor plane Pentru variantele constructive ale suprafeţelor de etanşare din fig.7.5.c, fig.7.5.d şi fig.7.5.e este asigurată şi autocentrarea flanşelor. La forma constructivă din

70

fig.7.5.c este utilizată o garnitură de etanşare îngustă iar pentru cea din fig.7.5.e este utilizată o garnitură inelară (tip O). 7.4. Etanşări fără contact Etanşările fără contact prezintă avantajul unui randament ridicat(elimină frecările din zona de etanşare), în schimb necesită prelucrări suplimentare, executate cu precizie ridicată. În general aceste etanşări creează un contur sinuos între piesa fixă şi cea aflată în mişcare de rotaţie, împiedicând scurgerea lubrifiantului spre exterior sau limitând debitul scăpărilor de fluid.

A. Etanşare cu şicană În fig.7.6 este prezentată o etanşare cu şicană. Piesa fixă este prevăzută cu nervură iar pe arbore (ce se află în mişcare de rotaţie) este montată (fix) o piesă cu şicane.

Fig.7.6. Etanşare cu şicană

1-piesă fixă; 2-inel cu şicane; 3-arbore.

B. Etanşare cu labirint

Soluţia constructivă privind etanşarea cu labirint este prezentată în fig.7.7. Arborele este prevăzut cu o suprafaţă inelată care formează un labirint, acesta având rolul de a împiedica scurgerile de fluid dintre arbore şi carcasă.

71

Fig.7.7. Etanşare cu labirint

1-carcasă; 2-arbore(prevăzut cu suprafaţă inelată).

C. Etanşare cu canal elicoidal

Arborele este prevăzut (vezi fig.7.8) cu un canal elicoidal având sensul de înfăşurare al elicei în coincidenţă cu sensul de rotaţie al arborelui. Asfel fluidul care pătrunde în canal este antrenat de către canalul elicoidal şi reintrodus în incintă.

Fig.7.8. Etanşare cu canal elicoidal

1-carcasă; 2-arbore(prevăzut cu canal elicoidal).

72

BIBLIOGRAFIE [1] Drăghici, I., ş.a.- Îndrumar de proiectare în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti, 1982. [2] Drăghici, I., ş.a.- Organe de maşini-Probleme, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1980. [3] Gafiţanu, M., ş.a.- Organe de maşini, Vol. 2, Editura Tehnică, Bucureşti, 2002. [4] Gafiţanu, M., ş.a.- Organe de maşini, Vol. 1, Editura Tehnică, Bucureşti, 1999. [5] Ivan, D.D.- Organe de maşini pentru instalaţii, Litograf. I.C.B, Bucureşti, 1984. [6] Posea, N.- Rezistenţa materialelor, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1979. [7] Rădulescu, Gh., ş.a.- Îndrumar de proiectare în construcţia de maşini, Vol. III, Editura Tehnică, Bucureşti, 1986. [8] Zlăteanu, T.- Organe de maşini, Vol.I, Editura BREN, Bucureşti, 2003. [9] Zlăteanu, T.- Organe de maşini, Vol.II, Editura BREN, Bucureşti, 2004. [10] Zlăteanu, T.- Organe de maşini, Îndrumar de proiectare, Vol.I, Editura BREN, Bucureşti, 2003. [11] Zlăteanu, T.- Organe de maşini, Îndrumar de proiectare, Vol.II, Editura BREN, Bucureşti, 2004. [12] Zlăteanu, T.- Organe de maşini, Teste, Editura BREN, Bucureşti, 2004.