Sa Se Proiecteze Si Modernizeze O Pompa Centrifugala

Tema de proiect:

„Să se proiecteze și modernizeze o pompă centrifugală pentru următorii parametrii:

Debitul: Q = 300 m3/h

Presiunea: H = 180 mcH2O (~18 bar)

Presiunea pe un rotor: H’ = 60 mcH2O

Greutatea volumetrică a fluidului:

γ= 1000kgj/m3

Turația: n=1500rot/min”

CUPRINS

Capitolul 1. Situația actuală în domeniu 1

1.1.Scurt istoric al dezvoltării pompelor centrifuge 1

1.2.Generalități 2

1.3.Clasificarea pompelor centrifuge 3

1.4.Execuția pompei 7

1.5.Probleme principale referitoare la dezvoltarea viitoare a pompelor centrifuge 8

1.6.Schema unei stații de pompe 9

Capitolul 2. Breviar de calcul 10

2.1.Alegerea pompei 10

2.2.Alegerea motorului 11

2.3.Dimensionarea camerei pompelor 13

2.4.Dimensionarea fundației 14

2.5.Dimensionarea bazinelor de colectare 17

2.6.Dimensionarea și alegerea conductorilor de aspirație și refulare 17

2.7.Calculul vitezelor reale de curgere a apei prin conducte de aspirație și refulare 18

2.8.Calculul pierderilor de presiune pe conducte 19

2.8.1.Determinarea punctului optim de funcționare a pompei 21

2.8.2.Verificarea puterii reale necesare a motorului 22

2.9.Calculul elementelor constructive ale pompei 23

2.9.1.Alegerea perechilor de unghiuri 2 și 2 23

2.9.2.Calculul turației specifice 23

2.10.Calculul de dimensionare al rotorului 24

2.10.1.Trasarea diagramelor vitezelor 29

2.11.Dimensionarea statorului 30

2.12.Calculul de dimensionare a arborelui 33

2.12.1.Verificarea la turația critică 36

2.13.Calculul împingerii axiale 39

2.14.Alegerea rulmenților 41

2.15.Alegerea etanșărilor 44

2.16.Calculul penelor 46

2.17.Alegerea cuplajului 47

Capitolul 3. Propuneri și modernizare 48

Capitolul 4. Caiet de sarcini 49

4.1.Destinația și domeniul de utilizare 49

4.2.Caracteristici principale 49

4.3.Descrierea constructivă și funcțională 50

4.3.1.Descrierea constructivă 50

4.3.2.Descrierea funcțională 52

4.4.Condițiile ce trebuie îndeplinite în timpul execuției 53

4.4.1.Condiții tehnice pentru laminare 53

4.4.2.Condiții tehnice pentru sudură 53

4.4.3.Condiții tehnice pentru prelucrare mecanice 53

4.4.4.Condiții pentru acoperirea suprafețelor de protecție și decorative 54

4.5.Marcare, conservare, ambalare, depozitare și transport 54

4.5.1.Marcare 54

4.5.2.Conservare 54

4.5.3.Ambalare 54

4.5.4.Depozitare 54

4.5.5.Transport 54

4.6.Instrucțiuni de montare, exploatare, întreținere și reparații 55

4.6.1.Montarea și exploatarea 55

4.6.2.Întreținerea și exploatarea 56

4.6.3.Defecțiuni posibile și modul de remediere 58

4.7.Aparate de măsură și control 59

4.8.Lista pieselor de schimb 60

4.9.Documentația de însoțire a pompei 60

4.10.Piese de rezervă 60

Capitolul 5.Calculul economic 61

5.1.Costul energiei electrice 61

5.2.Costul retribuției 62

5.3.Costul amortizării 63

5.4.Costul întreținerilor și reparațiilor 63

5.5.Calculul refulării unui m3 de apă 64

Capitolul 6. Norme de întreținere, exploatare și tehnica securității muncii 65

Bibliografie 66

CAPITOLUL 1

SITUAȚIA ACTUALĂ ÎN DOMENIU

1.1. Scurt istoric al dezvoltării pompelor centrifuge

Originea alimentării cu apă prin mijloace mecanice se pierde în antichitate. Dispozitivele pentru ridicat apa s-au dezvoltat treptat. Printre primele dispozitive au fost:

– sacul de piele cu care se scotea apa din fântână, cu ajutorul unei roți acționate manual

– roata cu cupe; cupele ajungând Ia partea superioară a roții vărsau apa într-un jgheab de lemn, de unde era condusă la locul de utilizare. Acesta din urmă consta într-un burlan așezat cu axa la 45° în care se rotește un arbore, pe care sunt montate una sau două palete elicoidale.

Odată cu apariția acționării cu motor a apărut și problema îmbunătățirii construcției și a rezistentei pompei. Lemnul a fost înlocuit printr-un material mai rezistent: fonta.

La sfârșitul secolului XVIll se răspândește în întreaga lume folosirea mașinii cu abur pentru acționarea pompeIor. La începutul secolului nostru au apărut motoarele electrice și turbinele cu abur, care au o turație mare. Acționarea electrică a asigurat posibilitatea conducerii automate a grupurilor de pompare, utilizate de exemplu la instalațiile de hidrofor. Apariția motoarelor rotative a făcut ca apariția motoarelor rotative să ocupe un loc de frunte. În locul pompei cu piston apare pompa centrifugă, o mașină simplă, care ocupă un volum mic și care permite cuplarea directă, fără mecanisme intermediare. Pompele centrifuge cu etaje, de înaltă presiune au fost utilizate, pentru prima oară, în mine, unde trebuia rezolvată problema evacuării apei de Ia mare adâncime.

Rezultatele foarte bune în perfecționarea pompelor centrifuge au fost obținute însă în ultimii 50-60 ani în urma elaborării teoriei paletelor de rotor și a paletelor de conducere. În prezent pompele au o construcție compacta și randament ridicat, consum redus de material.

La început se foloseau pentru deplasarea apei reci; acum se folosesc și la lichide cu temperaturi înalte, la lichide vâscoase și la cele agresive folosite în industria țițeiului și cea chimică. Astăzi construcția pompelor centrifuge este în continua dezvoltare dând posibilitatea de a aduce contribuții însemnate Ia această dezvoltare.

1.2. Generalități

Pompele centrifuge sunt turbomașini ce transformă energia mecanică primară în energie hidraulică, folosind efectul forțelor centrifuge. Problema care se pune constructorului de mașini, în general, și celui de pompe centrifugale în particular, este de a proteja diferitele organe componente și agregatul complet, astfel încât să corespundă cât mai bine scopului în care este utilizat.

Constructorul de pompe trebuie să țină seama de următorii factori:

Siguranța în funcționare:

Piesele componente trebuie să nu se rupă sau să sufere deformații nepermise. întrerupând exploatarea sau chiar producând accidente, să nu se încălzească și să nu se uzeze prea repede.

b. Posibilitățile de execuție:

Respectarea regulilor constructive, permițând executarea pieselor cu ajutorul mașinilor care sunt la dispoziție.

c. Economia:

Pompa trebuie să corespundă condițiilor de precizie de fabricație și să aibă preț de cost redus.

d. Norme constructive:

Elementele componente ale pompei trebuie să corespundă standardelor (STAS, JSO, GOST) normelor sau prescripțiilor.

e. Dispozitivele de protecție:

Evitarea pericolelor (datorate unor fenomene mecanice chimice) pentru muncitorii care exploatează pompele.

f. Condiții speciale:

Pompa să fie adaptată regimului și locului de exploatare, posibilităților de transport, de reparație și de procurare rapida a pieselor de schimb chiar și pe șantierele cele mai îndepărtate.

Fenomenele care se produc în pompe sunt complexe. Ele nu pot fi exprimate exact prin formule matematice. De aceea se fac ipoteze simplificatoare, pentru a se obține ecuații care pot fi rezolvate matematic. Ecuațiile rezultate prin simplificare, deci prin neglijarea unor fenomene complexe, trebuie totuși să fie aplicabile la pompele construite.

Pompa centrifuga poate fi considerata ca o turbina reversibila.

Legile hidraulicii fundamentale necesare acestei teorii, au fost formulate înainte de apariția mașinii. La pompele cu piston, respectiv cele volumice, acțiunea asupra lichidului este directă. Pistonul transmite fluidului o energie potențială. La pompele centrifuge, paletele imprima lichidului o accelerație, mărind energia cinetică a acestuia, acțiunea fiind deci indirectă.

Avantajele pompelor centrifuge față de cele cu piston:

• Construcție mai compactă și greutate unitară (greutatea raportata la puterea ei, măsurată în kgf/kW) de 2-3 ori mai mica;

• Ocupa suprafețe mai mici în sălile de mașini;

• Au un preț de cost mult mai redus, cu excepția execuțiilor pentru debite chiar și la presiuni reduse;

• Se reglează ușor în limite foarte largi;

• Au turații mari, pot fi deci cuplate direct la motoarele electrice asincrone cu 1÷6 perechi de poli corespunzătoare respectiv turațiilor de sincronism de 3000,1500,750 și 500 rot/min;

• Necesită cheltuieli de exploatare mai mici;

• Pot vehicula și lichide cu impurități;

• Pot fi utilizate și pentru lichide agresive;

• Au o funcționare echilibrată și uniformă.

Dezavantajele pompelor centrifuge față de cele cu piston:

• Pompele mici au randament mai slab;

• Preț de cost mai mare la debite mari și presiuni reduse;

• Necesită amorsare înainte de pornire;

• Nu pot crea orice presiune pentru orice debit ca și pompele cu piston.

1.3. Clasificarea pompelor centrifuge

Pompele centrifuge se clasifică în funcție de diferite criterii din care se redau mai jos câteva din cele mai importante:

a. După natura Iichidului

• Pompe centrifuge pentru lichide obișnuite (apa potabilă, industrială, ulei)
• Pompe centrifuge pentru lichide speciale (alimentare, corozive, nocive, inflamabile, toxice, impure, cu suspensii solide)

Mașinile de lucru asemănătoare cu pompele dar care refulează gaze sau vapori, se numesc:

• Ventilatoare

• Suflante

• Compresoare

b. În funcție de turația specifică, pompele centrifuge se clasifică astfel:

• Cu mers încet (nsp = 40 – 80 rot/min)

• Cu viteza mijlocie (nsp = 80 – 150 rot/min)

• Cu mers rapid (nsp = 150 – 300 rot/min)

c. În funcție de presiunea de refulare dată de un rotor, pompeIe centrifuge pot fi:

• De joasă presiune (până la 20 m H2O)

• De medie presiune (20 – 60 m H2O)

• De înaltă presiune (peste 60 m H2O)

d. În funcție de tipul aspirației:

• Cu aspirație unilaterală (fig. 1.1.a)

• Cu aspirație bilaterală (fig. 1.1.b)

fig. 1.1

e. În funcție de numărul de trepte:

• Cu o singură treaptă (monoetajate)

• Cu mai multe trepte (multietajate)

La pompele cu mai multe trepte rotoarele din aval aspiră lichidul la presiunea de refulare a rotoarelor din amonte, ele fiind legate în serie. Acest criteriu indica și tipul carcasei la pompele cu o singură treaptă, carcasa este de obicei dintr-o singură bucată (monobloc) iar Ia pompele cu mai multe trepte carcasa se asamblează din mai multe elemente.

f. În funcție de tipul constructiv al rotoarelor, pompele centrifuge pot fi:

• Cu rotoare de tip închis (fig. 1.2.a)

• Cu rotoare de tip deschis (fig. 1.2.b)

fig.1.2

Tipuri constructive de rotoare

a – tip închis b – tip deschis

1 – disc posterior 2 – disc anterior

3 – palete 4 – butuc

Cu precădere se utilizează rotoarele de tip închis, constând din discurile 1 și 2 rigidizate între ele prin paletele 3. Discul 2, prin intermediul butucului 4 și al unei pene fixează rotorul pe arbore.

g. În funcție de forma rotorului pompa poate fi:

• Radială (fig. 1.3.a)

• diagonală cu ieșire radială (fig. 1.3.b) sau cu ieșire axială (fig. 1.3.c)

• axială (fig. 1.3.d)

Pompa radiala poate avea rotor radial sau rotor Francis. Liniile do curent proiectate pe un plan sunt dirijate radial din interior spre exterior. Lichidul intră deci axial în rotor și îi părăsește radial (considerat față de axa geometrică a arborelui). Această forma este caracteristică pompelor centrifugale, deoarece forțele centrifuge acționează în sensul curgerii, mărind forța.

fig. 1.3.a kgf/kW) de 2-3 ori mai mica;

• Ocupa suprafețe mai mici în sălile de mașini;

• Au un preț de cost mult mai redus, cu excepția execuțiilor pentru debite chiar și la presiuni reduse;

• Se reglează ușor în limite foarte largi;

• Au turații mari, pot fi deci cuplate direct la motoarele electrice asincrone cu 1÷6 perechi de poli corespunzătoare respectiv turațiilor de sincronism de 3000,1500,750 și 500 rot/min;

• Necesită cheltuieli de exploatare mai mici;

• Pot vehicula și lichide cu impurități;

• Pot fi utilizate și pentru lichide agresive;

• Au o funcționare echilibrată și uniformă.

Dezavantajele pompelor centrifuge față de cele cu piston:

• Pompele mici au randament mai slab;

• Preț de cost mai mare la debite mari și presiuni reduse;

• Necesită amorsare înainte de pornire;

• Nu pot crea orice presiune pentru orice debit ca și pompele cu piston.

1.3. Clasificarea pompelor centrifuge

Pompele centrifuge se clasifică în funcție de diferite criterii din care se redau mai jos câteva din cele mai importante:

a. După natura Iichidului

• Pompe centrifuge pentru lichide obișnuite (apa potabilă, industrială, ulei)
• Pompe centrifuge pentru lichide speciale (alimentare, corozive, nocive, inflamabile, toxice, impure, cu suspensii solide)

Mașinile de lucru asemănătoare cu pompele dar care refulează gaze sau vapori, se numesc:

• Ventilatoare

• Suflante

• Compresoare

b. În funcție de turația specifică, pompele centrifuge se clasifică astfel:

• Cu mers încet (nsp = 40 – 80 rot/min)

• Cu viteza mijlocie (nsp = 80 – 150 rot/min)

• Cu mers rapid (nsp = 150 – 300 rot/min)

c. În funcție de presiunea de refulare dată de un rotor, pompeIe centrifuge pot fi:

• De joasă presiune (până la 20 m H2O)

• De medie presiune (20 – 60 m H2O)

• De înaltă presiune (peste 60 m H2O)

d. În funcție de tipul aspirației:

• Cu aspirație unilaterală (fig. 1.1.a)

• Cu aspirație bilaterală (fig. 1.1.b)

fig. 1.1

e. În funcție de numărul de trepte:

• Cu o singură treaptă (monoetajate)

• Cu mai multe trepte (multietajate)

La pompele cu mai multe trepte rotoarele din aval aspiră lichidul la presiunea de refulare a rotoarelor din amonte, ele fiind legate în serie. Acest criteriu indica și tipul carcasei la pompele cu o singură treaptă, carcasa este de obicei dintr-o singură bucată (monobloc) iar Ia pompele cu mai multe trepte carcasa se asamblează din mai multe elemente.

f. În funcție de tipul constructiv al rotoarelor, pompele centrifuge pot fi:

• Cu rotoare de tip închis (fig. 1.2.a)

• Cu rotoare de tip deschis (fig. 1.2.b)

fig.1.2

Tipuri constructive de rotoare

a – tip închis b – tip deschis

1 – disc posterior 2 – disc anterior

3 – palete 4 – butuc

Cu precădere se utilizează rotoarele de tip închis, constând din discurile 1 și 2 rigidizate între ele prin paletele 3. Discul 2, prin intermediul butucului 4 și al unei pene fixează rotorul pe arbore.

g. În funcție de forma rotorului pompa poate fi:

• Radială (fig. 1.3.a)

• diagonală cu ieșire radială (fig. 1.3.b) sau cu ieșire axială (fig. 1.3.c)

• axială (fig. 1.3.d)

Pompa radiala poate avea rotor radial sau rotor Francis. Liniile do curent proiectate pe un plan sunt dirijate radial din interior spre exterior. Lichidul intră deci axial în rotor și îi părăsește radial (considerat față de axa geometrică a arborelui). Această forma este caracteristică pompelor centrifugale, deoarece forțele centrifuge acționează în sensul curgerii, mărind forța.

fig. 1.3.a fig. 1.3.b

Pompă radială cu roată de Pompă diagonală cu

Conducere ieșire radială

1 – rotor; 2 – roată de conducere

fig. 1.3.c fig. 1.3.d

1 – rotor; 2 – stator; 3 – paleta rotorului Pompă axială

4 – paleta statorului; 5 – carcasă 1 – rotor; 2 – roată de conducere

1.4. Execuția pompei

În funcție de utilizare, pompele pot fi:

• normale, pentru cazul general;

• de adâncime, pentru puțuri adânci;

• speciale pentru lichide impure, agresive, alterabile, volatile la temperaturi înalte;

• pompe autoaspiratoare, care funcționează pe un principiu asemănător cu al pompei cu piston, apa având rol de piston.

În funcție poziția arborelui pompele pot fi:

• cu arbore orizontal, care sunt de fapt cele mai frecvent utilizate;

• cu arbore vertical, utilizate ca pompe de adâncime sau pentru scopuri speciale;

• cu arbore înclinat foarte rar, în cazuri speciale.

Pompele se construiesc în general cu plane de demontare perpendiculare pe axa lor. Uneori pompele cu arbore orizontal de puteri mari, Cu carcasa divizată în planul orizontal, care cuprinde axa de simetrie a arborelui.

1.5.Probleme principale referitoare Ia dezvoltarea viitoare a pompelor centrifuge.

Sarcina principală ce se află în fața uzinelor care fabrică pompe pentru instalațiile miniere, fie de evacuare a apei, este cererea de pompe sigure în funcționare și rezistente la uzură, cu un randament mărit. Mărirea randamentului cu doar 10 % determină o economie de energie electrică însemnată. Acest lucru se poate obține prin elaborarea pompelor cu o turație specifica mai mare, ceea ce implica și turații ridicate (i = 2950 rot/min).

Folosirea pompelor cu turație mare, pune în fața industriei electrotehnice problema utilizării unor motoare electrice care să lucreze sigur la această turație. La pompele orizontale cu mai multe trepte, echilibrarea efortului axial este cel mai bine să se facă prin așezarea corespunzătoare a rotorilor, întrucât această metodă de echilibrare poate da o creștere de randament cu 3-5% față de cea prin disc de descărcare.

Mărirea siguranței și rentabilității funcționării instalațiilor de evacuare a apei trebuie să meargă numai pe drumul creării unor pompe perfecționate, dar și pe drumul automatizării. Automatizarea instalațiilor miniere de evacuare a apei va reduce cheltuielile și va mări siguranța funcționării lor. De asemenea este necesar să se lucreze la perfecționarea continuă a construcțiilor existente și Ia crearea construcțiilor noi de pompe centrifuge.

Aceste pompe trebuie să fie sigure în funcționare, rezistente la uzură, să aibă o construcție simplă, o greutate mică, gabarite mici și să nu ceară o deservire complicată.

1.6.Schema unei stații de pompe.

fig. 1.4

CAPITOLUL 2

BREVIAR DE CALCUL

2.1.Alegerea pompei

Cunoscându-se datele din tema de proiect:

-debitul: Q = 300 m3/h

-presiunea: H = 180 mcH2O

-presiunea pe un rotor: H’ = 60 mcH2O

-greutatea volumetrică a fluidului: γ= 1000kgj/m3

-turația: n=1500rot/min

se poate calcula:

a).Presiunea manometrică a pompei

Hm = Hg + ?H (2.1.1)

unde:

Hg – înălțimea geodezică, care se calculează cu relația:

Hg = Ha + Hr (2.1.2)

în care:

Ha – presiunea de aspirație a pompei

Ha = 5 7 mcH2O

se alege Ha = 5 mcH2O

Hr – presiunea de refulare a pompei

Hr = 180 mcH2O

deci: Hg = 5 +180 = 185 mcH2O

?H – pierderile de presiune, se calculează cu relația:

?H = 0,1 x Hg (2.1.3)

?H = 0,1 x 185 = 18,5 mcH2O

Înlocuind în formula (2.1.1) valorile din relațiile (2.1.2) și (2.1.3) se obține:

Hm = 185 + 18,5 = 203,5 mcH2O

Cunoscându-se presiunea manometrizată se pot calcula numărul de rotoare ale pompei cu formula:

(2.1.4)

unde:

Hm – presiunea manometrică

Hm = 203,5 mcH2O

H’ – presiunea pe un rotor

H’ = 60 mcH2O

Înlocuind în relația (2.1.4) obținem:

Numărul de rotoare pe care-l alegem este:

i = 4 rotoare

În continuare se poate calcula presiunea pompei pe toate cele 4 rotoare. Aceasta se calculează cu formula:

Hp = i x H’ (2.1.5)

unde:

i – numărul de rotoare

H’ – presiunea pe un rotor

Se înlocuiește în formula (2.1.5) și se obține:

Hp = 4 x 60 = 240 mcH2O

Din catalogul de pompe se alege o pompă de tipul ALAP – 300 cu următoarele caracteristici:

-debitul: Q = 300 m3/h

-înălțimea de refulare : Hp = 240 mcH2O

-presiunea pe un rotor: H’ = 60 mcH2O

-turația: n=1500rot/min

Dimensiunile de gabarit

-lungimea L =1655 mm

-lățime l = 810 mm

-înălțime h = 830 mm

-masa m = 1660 kg

2.2.Alegerea motorului.

Pentru alegerea ,motorului electric trebuie să se cunoască:

-puterea absorbită;

-puterea nominală.

Puterea nominală se calculează cu formula:

[KW] (2.2.1)

unde:

Qp – debitul pompei

Qp = 300 m3/h

Hp – presiunea pompei

Hp = 240 mcH2O

γ – densitatea fluidului de lucru

γ = 1000 kgj/m3

ηp – randamentul pompei

ηp = 0,65

Înlocuindu-se în formula (2.2.1) se obține:

[KW]

Puterea nominală se calculează cu formula:

[KW] (2.2.2)

în care:

k – constantă

k = 1,05 1,2

Pa – puterea absorbită

Pa = 301,65 kw

ηt – randamentul transmisiei

ηt = 1

Se înlocuiește în formula (2.2.2) și obținem:

[KW]

Din catalogul de motoare al uzinei Electroputere Craiova se alege un motor asincron trifazat cu rotorul în scurt circuit de înaltă tensiune cu următoarele caracteristici:

-tipul: MIB2 450V110-4

-puterea: P = 400 KW

-turația nominală n = 1486 rot/min

-tensiunea nominală V = 6000V

-randamentul η = 92%

-factorul de putere 0,87

-curent nominal 48,3 A

-grad de protecție IP-44

-aparataj de pornire TPS-1000/6

Dimensiunile de gabarit sunt următoarele:

-mase m = 2950 kg

-lungime L = 1830 mm

-lățime l = 960 mm

-înălțime h = 710 mm

2.3.Dimensionarea camerei pompelor.

Văzută de sus camera pompelor arată astfel:

lp lm a lp lm a

fig. 2.1.

a).Lungimea camerei pompelor se calculează cu relația:

Lc = n (lp + lm) + a(n+1) + lr [m] (2.3.1)

unde:

n – numărul de agregate

n = 2

lp – lungimea pompei

lp = 1655 mm

lm – lungimea motorului

lm = 1830 mm

lr; a – spații de manevră

lr = a = 1,5 2 m

se alege lr = a = 2 m

Înlocuind în formula (2.3.1) obținem:

Lc = 2(1,655+1,830) + 2(2+1) + 2 = 14,97 m

Se alege Lc = 15 m

b).Lățimea se calculează cu relația:

Bc = B1 + B2 + B3 [m] (2.3.2)

unde:

B1 – distanța dintre agregat și peretele camerei în partea dinspre aspirație:

B1 = 0,7 1,2 m se alege B1 = 1,2 m

B2 – lățimea agregatului

B2 = 0,960 m

B3 – Distanța dintre agregat și peretele camerei în partea dintre conducta de refulare

B3 = 1,5 2 m se alege B3 = 2 m

Înlocuind în relația (2.3.2) se obține:

Bc = 1,2 + 0,960 + 2 = 4,16

se alege Bc = 4 m

c).Înălțimea camerei:

ea se alege în funcție de puterea motorului:

P = 400 KW H = 4 4,5 m

se alege H = 4 m

2.4.Dimensionarea fundației.

fig. 2.2

a).Lungimea fundației

Aceasta se calculează cu următoarea relație:

Lf = Lfp + Lfm +2×0,3 [m] (2.4.1)

unde:

Lfp – lungimea de așezare pe fundație a pompei

Lfp = 0,921 m

Lfm – lungimea de așezare pe fundație a motorului

Lfm = 0,750 m

Înlocuind în formulă rezultă:

Lf = 0,921 + 0,750 + 2 x 0,3 = 2,271 m

b).Lățimea fundației

Lățimea fundației se calculează cu formula

lf = lfp(m) + 2 x 0,28 [m] (2.4.2)

unde:

lfp – lățimea de așezare a pompei pe fundație

lfp = 0,710 m

lfm – lățimea de așezare pe fundație a motorului

lfm = 0,960 m

se înlocuiește în relația (2.4.2), pe rând, ambele valori și se alege valoarea cea mai mare

lf1 = lfp + 2 x 0,28

lf1 = 0,710 + 2 x 0,28 =1,27 m

lf2 = lfm +2 x0,28

lf2 = 0,960+ 2 x ,28 = 1,52 m

dintre cele două valori se alege: lf = 1,52 m

c).Greutatea fundației

Se calculează cu următoarea relație

Gf = 1,5 x Ga [kg] (2.4.3)

unde:

Ga – greutatea agregatului și se calculează cu formula:

Ga = Gp + Gm [kg] (2.4.4.)

în care:

Gp – greutatea pompei

Gp = 1660 kg

Gm – greutatea motorului

Gm = 2950 kg

Înlocuind se obține:

Ga = 1660 + 2950 = 4610 kg

Înlocuind valoarea obținută în formula (2.4.3) se obține:

Gf = 1,5 x 4610 = 6915 kg

d).Volumul fundației

Aceasta se obține din formula

[m3] (2.4.5)

unde:

Gf – greutatea fundației

Gf = 6915 kg

γb – densitatea betonului

γb = 2000 kg/m3

Înlocuind în relația (2.4.5) se obține

m3

e).Înălțimea fundației

Se deduce din formula

[m] (2.4.6)

unde:

Vf – volumul fundației

Vf = 3,457 m3

Lf – lungimea fundației

Lf = 2,271 m

lf – lățimea fundației

lf = 1,520 m

Înlocuind se obține

m

f).Înălțimea fundației îngropate

Se calculează cu următoarea formulă

Hî = Hf – Ha [m] (2.4.7)

unde:

Hf – înălțimea fundației

Hf = 1 m

Ha – înălțimea fundației aparente (RADIER)

Ha = 0,5 m

Înlocuind se obține

Hî = 1 – 0,5 = 0,5 m

Condiția pentru ca dimensionarea fundației să fie corectă este ca Hî 0,4 m. Condiție care este îndeplinită.

2.5.Dimensionarea bazinelor de colectare

a)Secțiunea bazinelor se alege între:

Sb = 4 15 m

Se alege Sb = 15 m

b).Volumul bazinului se calculează cu relația

Vb = 12 x Qp = 12 x 300 = 3600 m3

c).Lungimea bazinelor trebuie să fie:

L 120 m m

2.6.Dimensionarea și alegerea conductorilor de aspirație și refulare.

Pentru a dimensiona și alege conductele de aspirație și refulare este nevoie a se calcula diametrul interior al conductelor, după care se alege din STAS 404/2-71 diametrul superior față de cel rezultat din calcul. Pentru a calcula acest diametru se utilizează următoarea formulă de calcul:

[mm] (2.6.1)

în care :

Q – debitul pompei

Q = 300 m3/h

v – viteza de trecere a apei prin conducte

v = 1,5 2 m/s se alege v = 2 m/s

Înlocuind în formulă rezultă:

[m]

Di = 230 mm

Din STAS 404/2-71 se alege un diametru cu valoarea DSTAS = 250 mm

În continuare se calculează grosimea conductei cu formula

[mm] (2.6.2)

în care:

p – presiunea în punctul cel mai inferior al conductei și se calculează cu formula:

mcH2O

DSTAS – diametrul exterior al conductei

DSTAS = 250 mm

σa – efortul admisibil al materialului

σa = 700 900 daN/cm2 se alege σa = 800 daN/cm3

c – coeficient de acoperire a neregularităților

c = 1 4 se alege c = 3

Înlocuindu-se în formula (2.6.2) se obține:

mm

se alege o grosime echivalentă cu: δ = 8 mm

Consultând STAS – ul 404/2-71 se alege o conductă care să aibă diametrul exterior D = 250 mm iar grosimea peretelui δ = 6 mm.

Diametrul exterior al conductelor se calculează cu formula:

De = Di + 2δ [mm] (2.6.3)

și înlocuind valorile alese se obține:

De = 250 + 2 x 8 = 266 mm

2.7.Calculul vitezelor reale de curgere a apei prin conducte de aspirație și refulare.

Deoarece diametrele conductelor de aspirație și refulare s-au ales să fie și vitezele de curgere a apei conducte sunt egale.

Formula de calcul pentru viteze este următoarea:

[m/s] (2.7.1)

unde:

Q – debitul pompei

Q = 300 m3/h

DSTAS – diametrul conductelor de aspirație și refulare

DSTAS = 250 MM

Înlocuind în relația (2.7.1) se obține:

m/s

2.8.Calculul pierderilor de presiune pe conducte.

Acest calcul se realizează pentru fiecare conductă în parte, adică pentru conducta de aspirație se calculează cu formula:

[mcH2O] (2.8.1)

iar pentru conducta de refulare cu următoarea formulă:

[mcH2O] (2.8.2)

În formula (2.8.1) semnificația indicilor este următoarea:

Ca – viteza de curgere a apei pe conducta de aspirație

Ca = 1,733 m/s

g – accelerația gravitațională

g = 9,81 m/s2

λ – coeficient de pierderi liniare; se calculează cu formula

la – lungimea conductei de aspirație

la = 4,5 6 m se alege la = 6 m

Da = diametrul conductei de aspirație

Da = 250 mm

Σξa – suma tuturor coeficienților de pierderi locale de presiune pe conducta de aspirație. Aceasta se calculează cu formula următoare, conform figurii 1.4:

Σξa = ξs + ξ90° + ξTR

unde:

ξs – coeficient de pierdere în sorb

ξs = 8

ξ90° – Coeficient de pierdere în cot de 90°

ξ90° = 0,138

ξTR – coeficient de pierderi în vană trecere

ξTR = 0,07

Înlocuind se obține:

Σ ξa = 8 + 0,138 + 0,07 = 8,145

Înlocuindu-se toate aceste valori în formula (2.8.1) se obține:

mcH2O

În formula (2.8.2) semnificația indicilor este următoarea:

Cr – viteza de trecere a apei prin conducta de refulare

Cr = 1.733 m/s

g – accelerația gravitațională

g = 9,81 m/s2

λ – coeficient de pierderi liniare

λ = 0,0030

lr – lungimea conductei de refulare. Aceasta se calculează cu formula:

lr = Hr + lc + l

unde:

Hr – presiunea de refulare

Hr = 180 mcH2O

lc – lungimea conductei în camera pompelor

lc = 10,56 m

l – lungimea de conductă de la ieșirea din camera pompelor până la vărsare

l = 10 m

lr = 180 + 10,56 + 10 = 200,56 se alege lr = 200 m

Dr – diametrul conductei de refulare

Dr = 250 mm

Σξr – suma tuturor coeficienților de pierderi locale de presiune pe conducta de refulare.

Σξr = 3ξVTR + ξvr + 5ξ90°+1ξTR

în care:

ξTR – coeficient de pierderi în teu

ξTR = 1

ξvr – coeficient de pierderi în vamă de reținere

ξvr = 8

ξ90° – coeficient de pierderi în cot de 90°

ξ90° – 0,138

ξVTR – coeficient de pierderi în vamă de trecere

ξVTR = 0,07

Σξr = 3×0,07 + 8 + 5×0,138 + 1×1 = 9,8

Înlocuind în formula (2.8.2) rezultă:

mcH2O

Pierderile totale ale instalației se calculează astfel:

ΔH = ΔHa + ΔHr = 1,409 + 2,135 = 3,544 mcH2O

2.8.1.Determinarea punctului optim de funcționare a pompei.

Determinarea punctului de funcționare a pompei se face în funcție de următorii parametrii:

-rezistența rețelei R, care se calculează cu formula:

-debitul pompei Q [m3/h]

Q = 300 m3/h

-presiunea geodezică Hg [mcH2O]

Hg = 185 [mcH2O]

-presiunea manometrică Hm [mcH2O]

Pentru determinarea punctului optim de funcționare se trasează două curbe, una fiind curba caracteristică a pompei și cealaltă este curba caracteristică a rețelei. La intersecția celor două curbe se află punctul optim de funcționare.

Pentru a putea trasa curba caracteristică a rețelei este nevoie a se cunoaște:

-debitul pompei Q [m3/h]

-presiunea manometrică Hm [mcH2O]

în diferite puncte alese aleatoriu.

Presiunea manometrică se calculează cu următoarea formulă:

Hm = Hg + R*Q2 [mcH2O]

Q = 0 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 02 = 185 [mcH2O]

Q = 50 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 502 = 185,09 [mcH2O]

Q = 100 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 1002 = 185,39 [mcH2O]

Q = 150 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 1502 = 185,87 [mcH2O]

Q = 200 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 2002 =186,56 [mcH2O]

Q = 250 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 2502 =187,43 [mcH2O]

Q = 300 m3/h Hm = 185 + 0,000039 * 3002 =188,51 [mcH2O]

Notă:

Diagrama pentru determinarea punctului optim de funcționare se găsește în partea grafică.

2.8.2.Verificarea puterii reale necesare a motorului.

După trasarea curbelor caracteristice și determinarea punctului optim de funcționare se calculează puterea reală la care funcționează motorul electric ales. Acesta trebuie să fie mai mică ca puterea nominală.

Puterea reală se calculează cu formula:

[KW]

unde:

Qk – debitul optim al pompei

Qk = 307 m3/h

Hk – presiunea optimă a pompei

Hk = 189 mcH2O

– densitatea fluidului de lucru

= 1000

– randamentul pompei

= 0,64 0,65 s-a ales = 0,65

Înlocuind în formulă se obține:

KW

Pk < Pn – condiția este îndeplinită.

2.9.Calculul elementelor constructive ale pompei.

2.9.1.Alegerea perechilor de unghiuri 2 și 2

2 – unghiul dintre viteza periferică U2 și viteza absolută la ieșire din rotor c2

2 – unghiul dintre vitezele periferică U2 și viteza relativă W2, respectiv unghiul de

trecere al paletelor.

Corelația între valorile unghiurilor 2 și 2 este:

Alegem din acest tabel următoarele unghiuri:

2 = 8 și 2 = 32

2.9.2.Calculul turației specifice.

Turația specifică se calculează cu următoarea formulă:

[rot/min]

unde:

n – turația motorului

n = 1486 rot/min

Q – debitul pompei

H – presiunea pe un rotor

mcH2O

Înlocuind în formula turației specifice rezultă:

[rot/min]

Având valoarea turației specifice se poate observa că pompa aleasă este de turație mică, deoarece valoarea calculată a turației este cuprinsă între 40 80 rot/min. de menționat este faptul că rotorul pompei este cu palete curbate înapoi.

2.10.Calculul de dimensionare al rotorului.

Pentru dimensionarea rotorului se face o secțiune longitudinală printr-o pompă centrifugă.

Semnificația notațiilor din figură este:

D0 – diametrul conductei de aspirație

Db – diametrul butucului

D1 – diametrul de intrare a rotorului

D2 – diametrul de ieșire a rotorului

Co – viteza apei pe conducta de aspirație

Cunoscându-se diametrul conductei de aspirație, se pot calcula ușor diametrele Db, D1 și D2 cu următoarele formule:

-diametrul butucului (Db)

= (0,4 0,6) [mm]

Db = (0,4 0,6) D0 [mm]

Db = (0,4 0,6)250 = (100 150) [mm]

Se alege Db = 125 mm

-diametrul de intrare al rotorului (D1)

= (1 1,1) [mm]

D1 = (1 1,1) D0 [mm]

D1 = (1 1,1)250 = (250 275) [mm]

Se alege D1 = 250 mm

-diametrul de ieșire al rotorului (D2)

= (1,5 2) [mm]

D2 = (1,5 2) D1 [mm]

D2 = (1,5 2)250 = (375 500) [mm]

Se alege D2 = 375 mm

-calculul numărului de palete:

[m]

palete

Știindu-se faptul că numărul de palete trebuie să fie 6 8 sau multiplii acestora se alege Z = 12 palete.

-debitul care trece prin rotor se calculează cu relația:

m3/s

unde:

Qp – debitul pompei

Qp = 300 m3/h

v – randamentul volumetric

v = 0,75 0,95

Înlocuind în formulă rezultă

m3/s

Calculul vitezei apei la intrarea în rotor se face cu formula:

[m/s]

unde:

C0 – viteza apei în conducte

C0 = 1,691 m/s

v – randamentul volumic

v = 0,75 0,95

Db – diametrul butucului

Db = 0,125 m

D0 – diametrul conductei de aspirație

D0 = 0,250 m

[m/s]

Pentru dimensionarea rotorului se alege CS între valorile:

CS = 2 4 m/s

K = 0,58 0,82

C0 = CS * K

C0 = 4 * 0,82 = 3,28 m/s

Cunoscând pe C0 se poate calcula viteza absolută C1r a apei la intrarea în rotor:

C1r = (1,08 1,1) C0

C1r = 1,1 * 3,28 = 3,6 m/s

Se știe că la un unghi 1 = 90 viteza apei la intrarea în rotor

C1 = C1r = 3,6 m/s

-determinarea lățimii rotorului

Pentru determinarea lățimii rotorului se aplică ecuația continuității la secțiunea de intrare și la aceea de ieșire din rotor.

Lățimile rotorului se notează astfel:

b1 – lățimea rotorului la intrare

b2 – lățimea rotorului la ieșire

Relațiile de calcul ale lățimilor sunt:

[m]

[m]

Pentru calculul lățimii rotorului la intrare avem nevoie de următorii parametrii:

Q’ – debitul care trece prin rotor

Q’ = 0,0980 m3/s

D1 – diametrul rotorului la intrare

D1 = 0,250 m

Z – numărul de palete

Z = 12 palete

S – grosimea paletei ce se alege în funcție de materialul din care se construiește rotorul.

β1 – unghiul de înclinare al paletei

V1 – viteza tangențială a apei la intrarea în rotor.

m/s

C1r – componenta radială a vitezei absolute

C1r = 3,6 m/s

Înlocuind valorile în formula lui b1 rezultă:

m

b1 = 67,8 mm se alege: b1 = 680mm

Pentru a calcula lățimea rotorului la ieșire mai sunt nevoie de următorii parametrii:

C2r – componenta radială a vitezei C2

unde:

V2 – viteza periferică și se calculează cu relația

m/s

ηh = 0,7 0,9

mcH2O

g = 9,81 m/s

2 = 8

2 =32

m/s

m/s

D2 – diametrul de ieșite al rotorului

D2 = 0,375 m

Cunoscând acestea se poate calcula b2:

m

b2 = 37 mm

2.10.1.Trasarea diagramelor vitezelor.

Pentru trasarea diagramelor este nevoie să se cunoască următorii termeni:

a).Trasarea diagramei vitezelor la intrarea în rotor

C1 – viteza absolută la intrarea în rotor

C1r – componenta vitezei absolute la intrarea în rotor

V1 – viteza periferică

W1 – viteza relativă

unghiurile 1 și 1

Dintre acești coeficienți se unii se cunosc iar alții se vor calcula în cele ce urmează. Valorile cunoscute sunt:

C1 = C1r = 3,6 m/s

V1 = 19,44 m/s

1 = 90

1 = 10

Viteza relativă se poate calcula cu următoarea formulă:

m/s

b).Trasarea diagramei vitezelor la ieșirea din rotor.

Se cunosc V2 = 23,11 m/s – viteza periferică

C2r = 2,36 m/s

1 = 8

1 = 32

Se calculează:

C2 – viteza absolută

m/s

W2 – viteza relativă

Aceasta se calculează din paralelogramul vitezelor.

De aici se deduce următoarea formulă:

b = C2r * ctg2 = 2,36 * 1,81 = 4,29 m/s

m/s

Având toate aceste date se pot trasa diagramele vitezelor.

2.11.Dimensionarea statorului.

Statorul are rolul de a primi apa de la rotor fără vârtejuri și fără ciocniri. Pentru ca statorul să primească apa fără vârtejuri și fără ciocniri, curentul de apă trebuie să-și mențină direcția de ieșire din rotor. Și în stator direcția de intrare a apei trebuie să-și mențină unghiul 2. În realitate există o mică abatere de la această regulă și la intrarea în stator vor exista pierderi de energie.

Statorul mai are rolul și de a transforma energia cinetică a apei în energie de presiune sau de a transforma presiunea dinamică în presiune statică. Dimensionarea statorului se face în baza figurii de mai jos. se pune problema determinării diametrelor.

D2 – diametrul de ieșire al rotorului

D3 – diametrul de intrare al statorului

D4 – diametrul de ieșire al statorului

a).Calculul interstițiului.

[mm]

mm

Pe suprafața de etanșare dintre rotor și carcasă, dintre rotor și stator, rămâne un spațiu inelar numit interstițiu. Prin el, o parte din apă se întoarce în camera de aspirație. Din cauza frecării apei cu statorul și carcasa are loc o pierdere de presiune.

b).Diametrul de intrare în stator.

D3 = D2 + 2i [mm]

D3 = 375 + 2 * 0,425 = 375,85 mm

c).Diametrul de ieșire din stator

D4 = 1,5 D2 [mm]

D4 = 1,5 * 375 = 562,5 mm

d).Lățimea statorului la intrare

b3 = b2 + (1 2) [mm]

b3 = 37 + 2 = 39 mm

e).Lățimea statorului la ieșire

b4 = b3

b4 = 39 mm

f).Numărul de palete al statorului

zs = z + 1

zs = 12 + 1 =13 palete

g).Grosimea paletei măsurate pe cercul de intrare

S3 = (1 4) [mm]

S3 = 3 mm

i).Unghiul sub care se înclină traiectoriile absolute ale liniilor de curent față de cercurile paralele.

3 = arctg

unde:

C3m – viteza meridională care se calculează cu relația:

m/s

C3n – componenta vitezei absolute a apei pe direcția vitezei periferice a rotorului, imediat ce iese din rotor se calculează cu relația:

[m/s]

în care:

H1t – înălțimea teoretică de refulare a unui rotor

mcH2O

[m/s]

Unghiul 3 este:

3 = arctg = 7,44

j).Viteza de intrare a apei în stator se calculează cu relația:

m/s

m/s

2.12.Calculul de dimensionare a arborelui.

Diametrul arborelui se calculează cu formula

[cm]

unde:

P – puterea motorului

P = 400 kw

n – turația motorului

n = 1486 rot/min

Ca – rezistența admisibilă la torsiune

Ca = 200 400 daN/cm2

Înlocuind în formulă se obține:

cm = 75,8 mm

Se rotunjește la d = 80 mm

Această dimensionare a arborelui pompei se face în ipoteza în care nu există „treceri” de diametru, adică arborele are același diametru pe toată lungimea sa. Dar acest lucru nu este posibil din punct de vedere tehnologic. Forma constructivă a arborelui se face pornind de la capătul arborelui corespunzător, legătură prin cuplaj, capăt având diametrul rezultat din calcule: d = 56 mm.

Salturile de diametru se vor face ținând cont de relația:

d1 = d + (3-5) [mm]

Lungimile tronsoanelor se vor alege constructiv în funcție de organele ce vor fi montate pe arbore.

Forma constructivă a arborelui este prezentată în figura de mai jos:

2.12.1.Verificarea la turația critică.

La pompe se întâlnesc în general, distanțe foarte mici între lagăre, care reprezintă o fracțiune din cele rezultate din calculul arborilor de transmisie. Afară de acesta, arborele pompei este solicitat la încovoiere numai de greutatea rotoarelor, care sunt relativ ușoare. La pompele de înaltă presiune, cu turații înalte și distanțe mari între lagăre trebuie verificat dacă turația arborelui se află departe de limita valorii critice ncr.

În primul rând trebuie ca arborele cu rotoarele montate pe el să fie bine echilibrat, atât static cât și dinamic. Dacă echilibrarea nu este perfectă, centrul de greutate O nu coincide cu axa de rotație și se află la o anumită distanță denumită excentricitate. Sub acțiunea forței centrifuge Fc, datorită masei m a rotorului de greutate G și a vitezei unghiulare, arborele capătă săgeata f. Acest lucru sa arătat în figura de mai jos:

Fc – forța centrifugă

f – săgeata

e – excentricitatea

r = f + e

G – greutatea rotorului așezat excentric pe arbore.

Atunci la o încercare de Fcm există relația:

unde:

w – viteza unghiulară a rotorului

Dacă se introduce o forță P care ar provoca o încovoiere a arborelui cu f = 1 cm, atunci:

P * f = Fc

Dacă atunci f = și arborele trebuie să se rupă. De asemenea, în acest caz sau și în acest caz w = wcrit.

Înlocuind pe:

g = 9,81 cm/s2 ncr = 300

Pentru calcule practice se determină întotdeauna P din relația:

[cm]

unde:
E – modelul de elasticitate

E = 2,2 * 106 kgf/cm2

I – momentul de inerție

cm4

unde:

f = 1 cm

l = 150

Turația critică va fi:

unde:

G – greutatea pieselor în mișcare

G = Grotor + Gax + Ga [kg]

Pompa are 4 rotoare fiecare a 11,23 kg:

Grotor = 4 * 11,23 = 44,92 kg

G – greutatea axului

Gax =

d – diametrul axului

d = 80 mm

l – lungimea axului

l = 1655 mm

– greutatea specifică a materialului din care se construiește rotorul:

= 7,7 kg/dm3

Gax = kg

Mai există accesorii care reprezintă circa 2% din Grotor

kg

De aici greutatea pieselor în mișcare va fi:

G = Gax + Grotor + Ga [kg]

G = 64,02 + 44,92 + 0,898 = 109,83 kg

F – forța care acționează asupra arborelui

[kgf]

[kgf]

Turația critică va fi:

rot/min

Pentru un arbore rigid turația admisibilă este:

nadm = 0,61 * ncr = 0,61 * 2230 = 1360,24 rot/min

Calculul diametrului bucșei

d0 = (1,25 1,4) d [mm]

d0 = 1,325 * 80 = 106 mm

2.13.Calculul împingerii axiale.

În timpul funcționării unei pompe centrifuge iau naștere forțe de împingere axiale, care sunt condiționate de:

-inegalitatea presiunilor pe suprafețele rotorului;

-inegalitatea vitezelor la intrarea și ieșirea din rotor.

Pentru determinarea împingerii axiale se întocmește epura presiunilor pe cele 2 fețe ale rotorului.

Pentru a se calcula forța de împingere axială trebuie să se cunoască:

-raza rotorului la intrare

m

-raza rotorului la ieșire

m

-raza bucșei

m

-viteza periferică la ieșirea din rotor

V2 = 23,11 m/s

-viteza apei înainte de a intra radial în rotor

VS = V0 = Vm = 2,5 m/s

Cunoscând aceste date se calculează:

unde:

mcH2O

h = 0,85

mcH2O

Viteza unghiulară

m/s

Pe baza celor de mai sus se calculează:

[mcH2O]

m

În continuare se calculează împingerile axiale pe cele două fețe ale rotorului:

T1 = ( r12 – r02)[Hp – (r22 – )] [kg]

unde:

– densitatea

= 1000 kg/m3

T1 = 1000 * 3,14 (0,1252 – 0,0532)[27 – (0,1872 – ) ] = 1902,6 kg

T1 = 1902,6 kg

T2 = [kg]

T2 = kg

Împingerea axială pe un rotor va

T = T1 + T2 [kg]

T = 1902,6 + 21,23 = 1923,83 kg

Împingerea totală a pompei (pe toate rotoarele) va fi dată de relația:

Tt = i * T [kg]

unde:

i – numărul de rotoare

i = 4 rotoare

Tt = 4 * 1923,83 = 7695,3 kg

Echilibrarea împingerii axiale prin orificii date în rotor.

Discul complet al rotorului este prevăzut cu orificiile O, care produc echilibrarea presiunilor pe cele 2 fețe ale rotorului. Pentru reducerea scurtcircuitărilor de debit, cauzate de existența orificiilor de echilibrare, discul complet este prevăzut pe partea opusă aspirației cu un inel de etanșare I2 simetric inelului obișnuit I1 simetric inelului obișnuit I1 dar cu un diametru puțin mai mare.

2.14.Alegerea rulmenților.

Pentru susținerea arborelui se folosesc următoarele tipuri de lagăre cu rulmenți. Execuțiile lagărelor cu rulmenți sunt asemănătoare celor de alunecare. Pompa poate avea un singur lagăr cu rulment sau câte un lagăr la fiecare capăt de arbore. Rulmenții de sprijin utilizați sunt de tipul radial, ficși sau oscilanți cu unul sau două rânduri de bile. Pentru sarcini mai mari se prevăd uneori cu role. Împingerile axiale sunt preluate la pompele mici de către un rulment obișnuit radial, sau de un rulment radial cu guler înalt. Pentru forțe mai mari axiale, se montează un rulment cu role așezate diagonal sau un rulment cu bile axial.

Capacitatea dinamică se determină cu relația:

Cnec =L1/p * Fech

unde:

L – duritatea rulmentului

L = n h

Fech – forța echivalentă

Fech = fd (X Fr + Y Fa) cu

fd = fk * fs * fm

Deoarece fd = 1 Fech = X * Fr + Y * Fa

Calculul reacțiunilor pe arbore se face cu ajutorul figurii:

V1 + V3 = Fe + G

V1 (a + b) – (Fe + G) b = 0 V1 =

Fc = m * r * w2

unde:

m – masa

r – raza

r = e + f

G = (max + mrotor) * g

unde:

mrotor – masa rotorului pentru 4 rotoare fiecare a 11,23 kg rezultă:

mrotor = 4 * 11,23 = 44,92 kg

g – accelerația gravitațională

g = 9,81 m/s2

max – masa axului

unde:

d – diametrul axului

d = 80 mm

l – lungimea axului

l = 1655 mm

– greutatea specifică a materialului din care se construiește rotorul

= 7,7 kg/dm3

N = 106,87 daN

Se va obține:

daN 49 daN

Fa = 0,1 * T

unde:

T – forța de împingere axială

Fa = 0,1 * 7695,3 = 769,5 daN

Pentru rulmentul ales 6316 – STAS 3041-80 rulment radial cu bile obținem:

C = 96500 daN – capacitatea dinamică

Co = 81700 daN – capacitatea statică

Apoi:

Corespunzător acestor rapoarte avem

X = 0,56 Y = 1,71

Așadar:

Fech = 0,56 * 50 + 1,71 * 769,5 = 1344 daN

L = n * h *

unde:

h = 50000 ore de funcționare

n = 1468 rot/min

L = 1478 * 50000 * = 4434 mil. rot.

Cnec = L1/p * Fech

Cnec = 44340,33 * 1344 = 21470,48 daN

Deoarece Cnec < C ( 21470,48 < 96500) se poate afirma că rulmentul suport sarcină a fost bine ales.

2.15.Alegerea etanșărilor.

Etanșările mecanice sunt utilizate la arbori în mișcare de rotație și au ca element caracteristic suprafața de etanșare inelară, situată într-un plan normal pe axa arborelui. Domenii de acoperire cu aceste etanșări sunt definite de:

-presiuni cuprinse între vidul foarte înalt –10-5 mmHg și presiuni înalte de ordinul a 200 daN/cm2

-turații între câteva rotații pe oră și până la 10000 rot/min

-temperaturi între –200 1000 C

-mediile etanșate lichide sau gazoase pot fi acide, soluții apoase cele mai diverse, de la cele alimentare până la reziduuri sau radioactive.

Exemple de utilizare mecanice:

-industria constructoare de autovehicule, grupele I și II (pompe de răcire, cutii de viteză, etc);

-construcții și aparate electrocasnice grupa I (pompe în instalații de încălzire);

-industria chimică, grupele I – IV (ventilatoare, pompe pentru produse chimice);

-construcții aerospațiale – pentru presiuni mari grupele I – III, pentru viteze mari Grupa IV (turbine cu gaz, aparataj hidraulic).

Componență:

Se compune în principal din:

-un inel fix;

-un inel mobil antrenat în mișcare de rotație a axului;

-un sistem de presare reciprocă a celor 2 inele – un arc elicoidal, un arc disc;

-garnituri de etanșare a celor două 2 inele față de arbore și față de carcasă;

-un element important este suprafața de etanșare sau fanta de etanșare.

La acestea în funcție de destinație pot fi adăugate elemente de protecție, de compensare, de baraj.

Caracteristici funcționale:

Modul de lucru al etanșărilor mecanice se bazează pe existența unei forțe rezultante axiale care are ca efect presarea inelului de alunecare deplasabil axial pe celălalt inel, realizându-se între suprafețele frontale de contact un interstițiu foarte mic, capabil să realizeze etanșarea. Între cele 2 inele și arbore respectiv carcasa se prevăd etanșări radiale cu inele O.

Asigurarea contactului pe suprafața de etanșare se realizează prin acțiunea presiunii interioare și a următoarelor forțe pentru inelul 2:

-forța axială determinată de presiunea fluidului;

-forța exercitată din cele 2 inele ondulate;

-forța corespunzătoare presiunii din interfața de etanșare.

Pentru ca suprafața de etanșare să nu piardă contactul, condiția necesară pentru realizarea etanșeității, este ca suma forțelor care acționează în sensul închiderii, respectiv presării inelelor să fie mai mare ca suma forțelor care acționează în sensul deschiderii interstițiului. Presarea de contact a celor 2 inele este determinată de forța repartizată pe suprafața frontală de contact.

Sub efectul aceste presări lichidul cuprins între cele două fețe presupuse plane este expulzat până la o distanță h denumită dimensiunea interstițiului.

2.16.Calculul penelor.

Datorită faptului că se introduc în locașul lor cu joc radial acestea transmit momente de torsiune numai pe fețele laterale.

Momentul de torsiune ce poate fi transmis este:

Mt = * p * lp * h * d [N*m] (2.16.1)

unde:

Mt – momentul de torsiune pe arbore

p – presiunea pe arbore

d – diametrul arborelui

lp, h – dimensiuni ale penei

Se alege pană paralelă de tip A având dimensiunile:

Lp = 56 mm; b = 20 mm; h = 12 mm

Dar:

Mt = 9500 * N * m

unde:

p – puterea la axul pompei

n – turația pompei

Din relația (2.16.1) se obține presiunea de contact cu relația:

[N/m2]

N/m2 = 17,14 N/mm2

Pana paralelă se verifică la presiunea de contact și la forfecare:

pa

y = y

Penele paralele se execută din oțel OL601.K. STAS 500/2 – 80 pentru care pa = 100 150 N/mm2 și y = 96 144 N/mm2.

P = 17,14 N/mm2 pa = 100 150 N/mm2

y = [N/m2]

y = N/m2 = 51,4 N/mm2

y = N/mm2 y = 96 144 N/mm2

Condițiile au fost satisfăcute. Penele au fost alese corect.

2.17.Alegerea cuplajului.

Pentru acest tip de pompă se alege un cuplaj elastic cu bolțuri conform STAS 5982/6-81. alegerea cuplajului se face în funcție de capătul de arbore pe care îl cuplează și de momentul transmis.

Momentul de calcul se determină cu relația:

Mc = 9500 [Nm]

unde:

p – puterea transmisă p = 400 kw

n – turația motorului n = 1486 rot/min

Mc = 9500 = 2570,65 Nm

Momentul de lucru transmis este:

Mc = Mc * Cs [Nm]

Cs – coeficient de serviciu

Cs = 1,75 3,5

Mc = 2570,65 * 1,75 = 4498,6

Pentru alegerea cuplajului este necesară verificarea condiției

Mn > M1

unde:

Mn – momentul nominal al cuplajului

Mn = 4750 Nm cuplaj având mărimea 10

CAPITOLUL 3

PROPUNERI DE MODERNIZARE

Pentru această pompă propun ca să se facă următoarele modernizări:

1.Schimbarea materialului din care este construit rotorul. Se va folosi în loc de oțel, plastdurom.

2.Cuplajul dintre motor – pompă se va modifica utilizându-se un cuplaj hidraulic.

3.Înlocuirea motorului asincron cu un motor electric sincron.

4.Schimbarea sistemului de etanșare cu unul mai modern și mult mai eficient.

Notă:

Pentru mai multe detalii despre aceste propuneri de modernizare consultă planșa numărul 8 de la partea grafică.

CAPITOLUL 4

CAIET DE SARCINI

4.1.Destinația și domeniul de utilizare.

Pompa AIAP-300/180 este destinată pentru refularea la înălțimi de 180 m.

4.2.Caracteristici principale.

4.3.Descrierea constructivă și funcțională.

4.3.1.Descrierea constructivă.

Părțile principale ale pompei AIAP-300/180 sunt următoarele:

Rotorul: Este de tip închis, radial, lent din oțel inoxidabil și este prevăzut cu 12 palete. Acesta este montat pe arborele pompei cu pană paralelă iar poziționarea și blocarea axială se realizează prin strângere bilaterală a rotoarelor și bucșilor distanțier în pachet cu ajutorul unor piulițe. Etanșarea rotoarelor față de camera de aspirație respectiv camera de refulare este realizată cu șicane (una la intrare și alta la ieșire) care au rol de bucșe de uzură. Echilibrarea împingerii axiale se va face cu ajutorul găurilor practicate în discul posterior al rotorului, găuri în număr de 4 situate la 90.

Camera de aspirație: Este realizată în construcție turnată și are rolul de a prelua și conduce fluidul spre aspirația primului rotor. Partea anterioară este închisă de flanșa corpului lagărului, iar la partea posterioară este prevăzută și cu șicane (inel de uzură) pentru etanșarea primului rotor. La partea superioară camera de aspirație este prevăzută cu un circuit de răcire care conduce apa în compartimentele de răcire ale camerei de refulare și de aici în camera de aspirație a pompei.

Corp etaj: Pompa are 3 etaje. Primele 2 etaje sunt realizate identic prin intermediul unui bloc numit corp etaj. Ultimul etaj este realizat în interiorul camerei de refulare. Corpul etaj este realizat în construcție turnată și are rol de a prelua fluidul de la ieșirea din difuzor și de al conduce spre intrarea în următorul rotor. Este prevăzut la partea superioară cu dop de aerisire iar la partea inferioară cu dop de golire.

Etanșarea spre intrarea în rotor se realizează tot cu bucșă de uzură.

Difuzorul: Este realizat din construcție turnată din oțel și are rolul de a direcționa lichidul, după ieșirea din rotor, în corpul etaj, respectiv în camera de refulare. Difuzorul este prevăzut atât cu evazare spre exterior, pentru a reduce viteza mare cu care fluidul iese din rotor cât și un paletaj astfel conceput prin centrifugare din rotor.

Camera de refulare: Este reperul cel mai complex al pompei fiind realizat în construcție turnată din oțel. Partea inferioară este prevăzută cu o cavitate care este prevăzută cu flanșă care găzduiește etanșarea mecanică cu inel alunecător formează camera de răcire a acesteia din urmă. Camera de răcire este prevăzută cu un dop de aerisire la partea superioară. Partea inferioară aflată la exteriorul acestei camere de răcire formează camera spirală propriu-zisă care are rolul de a prelua debitul de lichid din ultimul etaj și de a-l dirija spre conducta de refulare. Partea inferioară a camerei de refulare este prevăzută cu un dop de golire pentru evacuarea apei de reviziile planificate sau în cazul unei depozitări în spații cu temperatură scăzută unde există posibilitatea înghețului.

Etanșarea propriu-zisă. Etanșările mecanice sunt utilizate la arbori în mișcare de rotație și au ca element caracteristic suprafața de etanșare inelară, situată într-un plan normal pe axa arborelui. Se compune din:

-un inel fix în carcasă;

-un inel mobil antrenat în mișcarea de rotație a axului;

-un sistem de presare reciprocă a celor două inele, un arc elicoidal;

-garniturile de etanșare a celor două inele față de arbore și față de carcasă;

-suprafața de etanșare sau fanta de etanșare;

-la acestea în funcție de destinație se pot adăuga elemente de protecție, de compensare, de baraj.

Modul de lucru al etanșărilor mecanice se bazează pe existența unei forțe rezultante axiale, care are efect presarea inelului de alunecare deplasabil axial, realizându-se între suprafețele frontale de contact un interstițiu foarte mic, capabil să realizeze etanșarea. Între cele două inele și arbore respectiv carcasă se prevăd etanșări radiale cu inele O.

Motorul de acționare. Motorul de acționare ales este asincron trifazat închis (IP – 44) cu rotorul bobinat, de înaltă tensiune 6000 V – 50Hz de tipul MIB2-450V 110-4 având puterea P = 400 KW, turația n = 1486 rot/min, masa m = 2950 kg de la fabrica S.C. Electroputere Craiova.

Motorul electric de înaltă tensiune face parte din seria de motoare asincrone trifazate de înaltă tensiune cu dimensiuni normalizate. Forma lui constructivă este MIB2 având carcasa cu tălpi (turnate din fontă, două scuturi port lagăr și un singur capăt de arbore; clasa de protecție este IP-44. răcirea motorului se realizează prin autoventilare și suflare exterioară.

Cuplajul: Cuplajul ales este de tipul elastic cu bolțuri, conform STAT 5982/6-81 având mărimea 10.

Este compus din:

Corpul pentru lagăr: Servesc la sprijinirea lăgăruită a arborelui pompei pe șasiu. Sunt realizate din construcție turnată și alcătuite fiecare dintr-un braț de susținere a lagărelor cu rulmenți și respectiv a flanșei de centrare și fixare (cu șuruburi) pe carcasa pompei. De asemenea corpurile pentru lagăre sunt prevăzute cu ungătoare pentru unsoare consistentă, capac pentru rulmenți și etanșare cu manșete de rotație.

Șasiul: Este un cadru suport care servește la fixarea subansamblelor pompei într-o poziție adecvată de montaj și este realizat în construcție sudată din profil U și tablă groasă la partea inferioară șasiul se sprijină pe o platformă (fundație) din beton armat și de care este solidarizat (prins) prin intermediul unor șuruburi speciale de fundație.

4.3.2.Descrierea funcțională.

Funcționarea pompei multietajate (cu 4 etaje) este simplă. Energia mecanică și mișcarea se transmit de la arborele motorului electric prin intermediul cuplajului elastic cu bolțuri. La amorsare pompa este umplută cu apă (eventual se aerisesc etajele cu ajutorul dopurilor de aerisire). Prin rotirea forțată a rotoarelor, apa existentă între paletele primului rotor este aruncată prin efect centrifugal prin difuzor și apoi condusă prin primul corp spre intrarea în cel de al doilea rotor. De aici fenomenele fiind similare apa pătrunde în cel de al 3-lea rotor, iar în cele din urmă este colectată în camera spirală și apoi condusă în conducta de refulare.

Astfel se creează un vacuum în camera de aspirație a pompei, din cauza dislocării apei dintre petele rotoarelor și se creează condițiile necesare pentru aspirarea apei prin conducta de aspirație. Atâta timp cât pompa funcționează, ciclul aspirație-refulare se repetă continuu.

4.4.Condițiile ce trebuie îndeplinite în timpul execuției.

Execuția pieselor și subansamblelor componente ale pompei se va face cu respectarea riguroasă a dimensiunilor, toleranțelor de execuție și a tuturor condițiilor tehnice prescrise în documentația de execuție.

4.4.1.Condiții tehnice pentru laminare.

Semifabricatele laminate utilizate vor fi în prealabil îndreptate și curățate. Debitarea laminatelor se va face cu diverse utilaje (fierăstraie, foarfece, ghilotină). În cazul tăierii cu flacără oxiacetilenică marginile tăieturii se vor poliza sub nivelul asperităților cele mai adânci pentru îndreptarea materialului ars.

4.4.2.Condiții tehnice pentru sudură.

Sudurile (cordoanele de sudură) trebuie să fie netede, omogene fără crăpături, spații sau incluziuni de zgură. Cordoanele se vor executa cu electrozi corespunzători metalelor care se sudează și vor avea forma și dimensiunile indicate în proiect. Îmbinările sudate trebuie să corespundă prescripțiilor din STAS 9398-83 clasa a II-a. Acolo unde pe desene este indicat ca prelucrările să se execute după asamblarea prin sudură se vor respecta întocmai aceste prescripții. După executarea sudurilor înainte de prelucrările mecanice, se va face un tratament termic de detensionare a pieselor.

4.4.3.Condiții tehnice pentru prelucrări mecanice.

Suprafețele prelucrate mecanic nu trebuie să aibă urme de vibrare a sculelor, adânciturilor sau alte efecte. Nu sunt admise crestăturile, colțurile insuficient rotunjite la trecerile de secțiune cu excepția celor prevăzute în mod special pe desen. Toate colțurile pieselor trebuie să fie rotunjite iar bavurile îndepărtate. Nu se admite ajustarea cu scule manuale a suprafețelor, bucșelor sau bolțurilor.

Adaosurile de prelucrare vor fi stabilite de uzina executantă pentru a realiza cotele finale în limitele toleranțelor prescrise. Abaterile limită pentru dimensiunile obținute în procesul de așchiere, fără indicații de toleranță vor fi clasa ms STAS 2300-88.

4.4.4.Condiții pentru acoperirea suprafețelor de protecție și decorative.

Suprafețele inactive se ajustează, grunduiesc și se va acoperi cu vopsea după cum urmează:

-grunduire inițială cu două straturi;

-grund roșu alchidal G375-4

-culoarea de bază la alegerea beneficiarului;

-clasa de finisare IV

-clasa de finisare I.

Pentru gresajul de protecție toate suprafețele care nu se vopsesc se protejează cu un strat de vaselină neutră STAS 917-84

4.5.Marcare, conservare, ambalare, depozitare și transport.

4.5.1.Marcare

Pompa se va marca la loc vizibil cu următoarele date:

4.5.2.Conservare

Pompa AIAP 300/180 se va livra vopsită

4.5.3.Ambalare

Pompa se poate transporta neambalată

4.5.4.Depozitare

Depozitarea pompei se face în spații acoperite

4.5.5.Transportul

Pompa se transportă cu diverse mijloace de transport (auto sau cale ferată) iar pentru încărcare este necesară utilizarea unei macarale.

4.6.Instrucțiuni de montare, exploatare, întreținere și reparații.

4.6.1.Montarea și exploatarea

Conducta de refulare și cea de aspirație se racordează la pompă prin flanșe. Garniturile folosite la aceste racorduri nu trebuie să obtureze secțiunea de la conducta de aspirație respectiv refulare. Conducta de aspirație și cea de refulare se sprijină cu dispozitive de susținere. Atât conducta de aspirație cât și cea de refulare se vor monta astfel încât pompa să poată fi demontată de pe placa șasiului fără a fi necesară demontarea conductelor.

Conducta de aspirație trebuie să aibă un diametru cel puțin egal cu diametrul racordurilor de aspirație ale pompei. Pe conducta de aspirație se vor folosi cu rază mare de curbură. Sunt admise în instalație puncte de vârf în care s-ar putea forma pungi de aer numai dacă au prevăzute robinete de aerisire. Se va avea în vedere ca sorbul să fie montat atât de adânc față de nivelul maxim al apei încât aspirația de aer să fie exclusă. În același timp trebuie ca distanța de la sorb până la fund să fie suficient de mare încât să nu permită agitarea și aspirarea nămolului sau nisipurilor care pot pătrunde în pompă, decât în cantități mici.

Pe conducta de refulare trecerea de la un diametru la altul să se facă printr-o reducție lungă, concentrică, evitându-se coturile și ramificațiile bruște. După flanșa de refulare se montează o vană care servește la pornirea (amorsarea) pompei și la reglarea debitului, respectiv a înălțimii de pompare. Agregatul de pompare (pompa) se montează pe fundație în stația de pompe. La alegerea locului în care să se toarne fundația pompei se va avea în vedere:

-accesul ușor pentru supraveghere și controlul în timpul funcționării;

-așezarea simplă și convenabilă a conductelor de aspirație și refulare.

Fixarea pe fundație a electropompei are ca scop realizarea unei legături ferme și rigide a acesteia, astfel încât trepidațiile inerente funcționării unui agregat cu maximum de turație să fie preluate de masa de beton. Așezarea necorespunzătoare și descentrarea pot avea cele mai nefavorabile urmări care pot duce la scoaterea pompei din folosință.

La sosirea pompei se va verifica starea exterioară semnalizându-se în cazul deteriorării, lovirii sau spargerii în timpul manipulării. Electropompele se centrează obligatori în uzina producătoare de către personal calificat. Datorită manipulărilor în timpul transporturilor ca și faptului că nu este posibilă realizarea unor plăci de bază practic nedeformabile, operația de centrare este necesară și la beneficiar. Odată operația de centrare realizată se face racordarea la instalație. Racordarea nu trebuie să creeze tensiuni la racordurile pompei.

După ce pompa a fost pregătită, va fi pusă în funcționare ținându-se seama de următoarele etape:

-se va verifica rotirea ușoară a rotorului, fără frecări interioare, acționându-o cu mâna de la cuplaj;

-se închide complet vama de refulare;

-se amorsează pompa prin umplerea conductei de refulare dintr-o conductă de alimentare cu apă;

-se verifică și eventual se corectează sensul de rotație al pompei printr-o scurtă conectare la rețea;

-se pornește pompa și se consideră că a fost amorsată când indicația manometrului este superioară valorii H, înscrisă pe eticheta pompei. Dacă indicația manometrului nu arată că pompa a fost amorsată se va repeta operația.

Pompa nu trebuie să funcționeze timp îndelungat cu vana închisă, deoarece în aceste condiții lichidul se poate încălzi periculos.

– se deschide încet vana de pe conducta de refulare până când manometrul indică presiunea de lucru.

La o funcționare normală (corectă) la presetupă este necesar să picure lichid. Pe parcursul exploatării se va urmării funcționarea pompei după:

-zgomote și vibrații;

-încălzirea lagărelor la cel mult 50% peste temperatura mediului ambiant fără să depășească 80C;

-gradul de etanșare al sistemului de etanșare la arbore;

-regularitatea funcționării hidraulice (observații asupra manometrului);

Pentru oprirea pompei se va proceda după cum urmează:

-se închide vana de pe conducta de refulare

-se oprește motorul prin deconectare de la rețea.

În cazul în care pompa este montată ca pompă de rezervă ea trebuie pornită din când în când pentru a avea siguranța că poate intra oricând în exploatare.

4.6.2.Întreținerea și exploatarea

Personalul care execută lucrările de întreținere și reparații trebuie să aibă o calificare corespunzătoare și să fie condus cu competență. Intervențiile personalului de întreținere sunt

urmare a unor verificări periodice sau a unor deranjamente accidentale. Accidentale. Acest personal trebuie să asigure controlul asupra operațiunilor care se execută pe parcursul exploatării cu deosebire asigurarea ungerii lagărelor și funcționarea corectă a etanșării cu inel alunecător.

Pentru ungerea lagărelor se va utiliza unsoare RUL 145 STAS 1608-84. Perioada de înlocuire a unsorii este între 2500 – 3000 de ore de funcționare. Exploatarea în bune condiții și durabilitatea rulmenților depind de executarea corectă a operațiilor de montare și demontare, precum și asigurarea unui regim optim de ungere.

Demontarea rulmenților trebuie făcută cu mare atenție, mai ales atunci când rulmenții urmează să fie reutilizați. În acest scop se vor utiliza scule și dispozitive speciale. Se interzice demontarea rulmenților prin lovire de ciocan aplicate direct pe inelul exterior sau cu ciocanul și dornul.

Se recomandă utilizarea dispozitivelor de depresare cu șurub sau hidraulic în care caz ghiarele dispozitivului se aplică pe inelul interior. Rulmenții montați prin încălzire prealabilă pot fi demontați tot prin încălzire. Încălzirea se face cu ulei mineral până la 90 – 100C. Uleiul fierbinte se toarnă peste rulment. Astfel încât să încălzească pe cât posibil numai inelul intern, acoperind porțiunile de arbore din vecinătate cu azbest sau carton. Încălzirea inelului interior se poate realiza mult mai eficient prin folosirea dispozitivului de încălzire cu curenți de inducție. O bună exploatare a pompelor centrifugale în condiții cerute de norme este asigurată prin revizii și reparații.

Revizii tehnice.

Reviziile tehnice (RT) se vor efectua după 820 ore de funcționare și vor consta din:

-verificarea menținerii caracteristicii de funcționare;

-controlul ungerii rulmenților;

-reglarea scurgerilor la etanșări;

-verificarea instalațiilor electrice.

Reparații curente de grad unu RC1.

Se efectuează după 2460 ore de funcționare și constau în executarea operațiunilor la RT și în plus:

-înlocuirea garniturilor de etanșare;

-înlocuirea bucșelor de sub etanșări;

-înlocuirea lubrefiantului.

Reparații curente de grad doi RC2.

Se efectuează după 12300 ore de funcționare și constau în executarea operațiilor prevăzute la RT și RC1 și în plus:

-se schimbă sau se recondiționează arborele dacă este uzat;

-se înlocuiesc bucșele de pe arbore;

-se înlocuiesc inelele tip labirint.

Ciclul de reparație va fi adoptat de beneficiar condițiilor concrete de utilizare. Perioadele de mai sus sunt perioade medii, înlocuirile de piese nu sunt obligatorii în cazul constatării unei stări corespunzătoare, perioadele pot fi prelungite.

4.6.3.Defecțiuni posibile și modul de remediere

A. Pompa nu se amorsează.

Cauzele posibile:

a).Clapeta sorbului în cazul amorsării prin umplere neetanșată.

Remediere: se verifică sorbul și se remediază sau se schimbă garnitura, se corectează suprafețele de etanșare a clapetei sorbului.

b).Pompa nu este suficient umplută.

Remediere: se reia operația de umplere pentru a se completa evacuarea aerului din pompă și din conducte.

c).Etanșările pompei sau ale conductei de aspirație necorespunzătoare.

Remediere: se verifică etanșările și se remediază sau înlocuiesc cele deteriorate.

d).În cazul amorsării cu pompa de vid nu se creează depresiunea necesară amorsării.

Remediere: se verifică etanșarea, se remediază sau se înlocuiesc cele defecte. În cazul pompelor multietajate care au fost demontate, se verifică etanșarea dintre etaje.

B. Pompa nu se dezamorsează.

Cauze posibile:

a).Etanșările pompei sau ale conductei de aspirație sunt necorespunzătoare

Remediere: se verifică etanșările sau se înlocuiesc cele defecte.

b).Creșterea înălțimii de aspirație peste valoarea admisă în condițiile în care a fost montată pompa.

Remediere: se corectează înălțimea de aspirație sau se înlătură pierderile suplimentare pe conducta de aspirație.

C. Debitul pompei sub valoarea normală.

Cauze posibile:

a).Rezistențele hidraulice suplimentare în aspirația sau refularea pompei.

Remediere: se înlătură aceste rezistențe.

b).Etanșările pompei sau ale conductei de aspirație necorespunzătoare.

Remediere: se verifică etanșările pompei sau ale conductei și se remediază sau se înlocuiesc cele defecte.

c).Pompa este înfundată.

Remediere: se va demonta și curăța pompa.

d).Uzuri pronunțate ale rotoarelor.

Remediere: se vor înlocui rotoarele uzate.

e).sens de rotație greșit.

Remediere: se schimbă sensul de rotație al antrenării.

f).Pompa nu a fost complet golită de aer.

Remediere: pompa se amorsează din nou sau se evacuează aerul prin robinetele plasate în locurile unde se poate acumula aer.

D. Supraîncălzirea motorului de antrenare.

Cauze posibile:

a).Greutatea specifică a lichidului pompa mărită.

Remediere: se va reduce greutatea specifică a lichidului pompat.

b).Factori accidentali ale pieselor pompei.

Remediere: se va demonta pompa și se vor înlătura frecările, la nevoie prin schimbarea pieselor.

c).Conexiuni greșite la motorul electric.

Remediere: se verifică legarea electrică a motorului și se corectează.

4.7.Aparate de măsură și control.

Aparatele de măsură și control pentru verificarea execuției pompei sunt următoarele:

Ruletă 0 – 2 m

Ruletă 0 – 12 m

Șubler 0 – 150 mm

Micrometru de exterior 0 – 25 mm

25 – 50 mm

50 – 75 mm

Micrometru de interior cu fălci 5 – 30 mm

Echer simplu

Echer cu talpă

4.8.Lista pieselor de schimb.

Dintre piesele de schimb mai solicitate care necesită înlocuirea mai frecventă enumerăm:

Inel de uzură, bucșă de uzură;

Disc de recțiune I și II

Inel de alunecare

4.9.Documentația de însoțire a pompei.

Pompa se livrează în stare completă conform desenului de asamblare. Odată cu livrarea pompei se va asigura și următoarea documentație din partea furnizorului:

cartea tehnică a pompei;

certificatul de garanție și calitate.

4.10.Piese de rezervă.

Pentru asigurarea funcționării în anduranța pompei, beneficiarul poate solicita furnizorului următoarele subansamble de rezervă:

rotor;

difuzor;

inel de conducere.

CAPITOLUL 5

CALCULUL ECONOMIC

Calculul economic se efectuează în vederea stabilirii costului total al unui m3 de apă refulată.

Cheltuielile totale se determină cu relația:

Ct = C1 + C2 + C3 + C4 lei/an

unde:

C1 – costul energiei electrice

C2 – Costul retribuției

C3 – costul amortizării

C4 – costul întreținerilor și reparațiilor

5.1.Costul energiei electrice

[KWh/an]

unde:

k = 102

k – randamentul pompei

k = 0,65

m – randamentul motorului

m = 0,92

r – randamentul rețelei

r = 0,97

z – numărul de zile

z = 365

Qk – debitul optim al pompei

Qk = 307 m3/h

Hk – înălțimea optimă de refulare

Hk = 189 mcH2O

– densitatea fluidului de lucru

= 1000 kgf/cm2

Înlocuind în formulă rezultă:

KWh/an

Consumul specific de energie pe m3 de apă evacuată se calculează cu următoarea formulă:

C = e * Ce

unde:

e – energia consumată pentru un m3 de apă refulată

în care:

E – energia consumată într-un an de zile

Qk – debitul optim de funcționare

z – numărul de zile

z = 365 zile

t – timpul de funcționare pe zi

t = 18 ore

KWh/m3

Ce – costul unitar la energiei electrice

Ce = 3611 lei/kw

Înlocuind în formulă rezultă:

C = e * Ce = 0,05 * 3611 = 181 lei/m3

Costul total al energiei electrice este:

C1 = E * Ce

C1 = 101418,6 * 3611 = 36622565 lei/an

5.2.Costul retribuției

Acest cost se evidențiază în următorul tabel:

Tabel 5.1

Din tabel rezultă că C2 = 137.800.000 lei/an

5.3.Costul amortizării

Pentru a determina acest cost se utilizează tabelul următor:

Tabelul 5.2

Din tabelul 5.2 rezultă:

C3 = 74.679.000 lei

Cg – cheltuieli globale

Cg = 765.580.000 lei

5.4.Costul întreținerilor și reparațiilor

C4 = e * Cg

C4 = 0,05 * 765.580.000 = 28.297.000 lei

După ce s-au calculat toate cele patru costuri se poate afla costul total:

Ct = C1 + C2 + C3 + C4 [lei/an]

Ct = 366.222.565 + 137.800.000 + 74.679.000 + 38. 297.000 = 616.998.565 lei/an

5.5.Costul refulării unui m3 de apă

unde:

Ct – costul total

Qa – debitul anual

Qa = z * Qp = 365 * 300 = 109.500 m3/an

Înlocuind în formulă rezultă:

lei/m3

CAPITOLUL 6

NORME DE ÎNTREȚINERE, EXPLOATARE ȘI

TEHNICA SECURITĂȚII MUNCII

Stația de pompe trebuie să fie dotată cu cel puțin 2 pompe ce aceleași caracteristici dintre care una de rezervă în stare perfectă de funcționare.

Înainte de pornirea pompei se va face verificarea rotirii ei manual.

Dacă procesul tehnologic în care este inclusă pompa pretinde funcționarea continuă este necesară existența a 2 conducte de refulare având același diametru (idem cablurile de alimentare electrică).

Camera pompelor sau hala unde sunt montate pompele trebuie să fie iluminată și aerisită în mod corespunzător.

Stația de pompe va fi prevăzută cu mijloace de prevenire și stingere a incendiilor, iar pentru manevrarea aparaturii electrice este obligatorie existența echipamentului de protecție; podețe, galoși, mănuși electroizolante.

Mecanismul de exploatare a pompelor va verifica la intrarea în schimb existența și continuitatea legăturii la pământ a aparatajului și a motorului electric.

Pornirea pompei se va face întotdeauna cu ventilul de pe conducta de refulare închis.

Camera pompelor va fi prevăzută cu instalații de ridicat corespunzătoare greutății celui mai mare dintre utilaje.

În camera pompelor vor fi afișate cât mai vizibil:

-schema instalației de pompare cuprinzând caracteristicile pompelor și motoarelor;

-schema instalației electrice;

-instrucțiuni de pornire – oprire exploatare și întreținere a pompelor

-norme de protecția muncii care să cuprindă și norme de acordare a primului ajutor în caz de electrocutare;

-instrucțiuni pentru prevenirea incendiilor;

-fișa „U” individuală de evidență a funcționării pompei care trebuie completată în fiecare schimb;

-registru de rapoarte.

BIBLIOGRAFIE

A. Magyari – „Instalații mecanice miniere”

Editura Tehnică, București, 1990

C. Răduți – „Mașini electrice rotative fabricate în România. Îndreptar”

Editura Tehnică, București, 1981

Gh. Buzdugan – „Rezistența materialelor. Probleme”

Editura Academiei Române, București, 1991

G., Chimion – „Pompe centrifuge”

Editura Tehnică, București, 1954

Gafitanu – „Rulmenți – tehnologie”

Editura Tehnică, București, 1985

I. Drăgan – „Organe de mașini”

Editura Didactică, București, 1999

Kiselev V. I. – „Mecanică minieră”

Editura Tehnică, București, 1990

Mircea Micle – curs

N. Mereț, Gh. Micheș, D. Andrei – „Instalații de extracție, pompe, ventilatoare și

compresoare în industria minieră”,

Editura Tehnică, București, 1971

Pak și Gheir – „Instalații miniere de aeraj și de evacuare a apelor”

Editura Tehnică, București, 1954

R. Cotețiu – „Organe de mașini”

Editura ISO, Baia Mare, 1999

Colectiv – „Manualul inginerului de mine”, vol. V

Editura Tehnică, București, 1989

Colecția de STAS – uri

PROPUNERI DE MODERNIZARE