UPG IMEIEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela [620760]

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
1
Ploieș ti 2017 CUPRINS

1. INTRODUCERE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 3
1.1. LOCUL UNITĂȚILOR DE POMPARE ÎN CADRUL UTILAJULUI DE
EXPLOATARE A SONDELOR ………………………….. ………………………….. ………………………….. 3
1.2 CERINȚELE PIEȚEI PRIVIND UNITĂȚILE DE POMPARE ………………………….. ….. 5
1.3. OBIECTIVELE LUCRĂRII ………………………….. ………………………….. ………………………. 6
2. EXPLOATAREA SONDELOR DE PETROL – OPȚIUNI DE ALEGERE A TIPULUI DE
UNITATE DE POMPARE ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 7
2.1. GENERALITĂȚI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 7
2.2. UNITATEA DE POMPARE CU BALASIER CU SCHEMĂ DIRECTĂ ……………………. 9
2.3. UNITATE DE POMPARE CU BALANSIER CU SCHEMĂ INVERSĂ ………………….. 10
2.4. ALEGEREA TIPULUI DE UNITATE DE P OMPARE ………………………….. ……………… 12
2.5. CONCLUZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 13
3. PROIECTAREA FUNCȚIONALĂ ȘI CONSTRUCTIVĂ A UNITĂȚII DE POMPARE
CU BALANSIER ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 14
3.1. STABILIREA PARAMETRILOR DE PROIECTARE PORNIND DE LA
CARACTERISTICILE SONDEI ………………………….. ………………………….. ………………………… 14
3.1.1. Alegerea echipamentului de adâncime ………………………….. ………………………….. … 14
3.1.2. Prăjini de pompare ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 19
3.1.3. Țevi de extracție ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 24
3.1.4. Calculul sarcinii maxime și minime din prãjina lustruitã ………………………….. ……. 26
3.1.5. Verificarea la solicitare staticã ………………………….. ………………………….. ……………. 27
3.1.6. Dimensionarea prãjinii lustruite ………………………….. ………………………….. ………….. 28
3.2. STUDIUL GEOMETRIEI UNIT ĂȚII DE POMPARE ………………………….. …………….. 29
3.3. STABILIREA PARAMETRILOR DE PROIECTARE AI MOTOARELOR
HIDRAULICE LINIARE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 34
3.4. ECHILIBRAREA UNITĂȚII DE POMPARE ………………………….. ………………………… 38
3.5. PROIECTAREA MOTORULUI HIDRAULIC LIN IAR ………………………….. ………….. 44
3.5.1. Dimensionarea cilindrului de lucru ………………………….. ………………………….. ………… 44
3.5.2. Calculul de dimensionare și verificare al tijei ………………………….. ……………………… 46

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
2
Ploieș ti 2017 3.5.3. Calculul pistonului motorului hidraulic ………………………….. ………………………….. ……. 49
3.6. CONCLUZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 52
4. ANALIZA ECONOMIC Ă A SISTEMULUI DE PRODUCȚIE ………………………….. ………… 53
4.1. COSTUL DE PRODUCȚIE ………………………….. ………………………….. …………………………. 53
4.2. CALCULUL PRINCIPALILOR INDICATORI DE EFICIENȚĂ ………………………….. … 55
4.3. STUDIU DE FEZABILITATE ………………………….. ………………………….. …………………….. 59
4.3.1. Amortizarea ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 60
4.3.2. Actualizarea ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 61
4.4. CONCLUZII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 62
5. NORME DE SECURITATE ȘI SĂNĂTATE ÎN MUNCĂ ………………………….. ………………. 63
6. CONCLUZII PROIECTULUI ………………………….. ………………………….. ………………………… 67
BIBLIOGRAFIE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 68
BORDEROU DE DESE NE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 70

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
3
Ploieș ti 2017 1. INTRODUCE RE

1.1. LOCUL UNITĂȚILOR DE POMPARE ÎN CADRUL UTILAJULUI
DE EXPLOATARE A SONDELOR

Asupra sistemelor de extracție s -a acționat în timp în sensul elaborării unor noi tehnologii
sau a perfecționării celor existente pentru creșterea fiabilității echipamentelor componente ale
instalațiilor.
Principalele metode de extracție a petrolului sunt : erupția naturală, erupția artificială
(gaz-lift) si pompajul. În majoritatea țărilor cu industrie petrolieră dezvoltată și fază înaintată de
exploatare a petrolului , pompajul cu prăjini deține o pondere însemnată, atât ca număr de
sonde, cât și ca debit extras.
Avantaje le pompajului cu prăjini sunt: simplitatea construcției și ușurința deservirii
utilajelor. Pompajul de adâncime se aplică în faza finală de exploatare a zăcămintelor petrolifere
când extracția prin erupție artificială continuă sau intermitentă reclamă un consum specific
exagerat de gaze injectate, ceea ce face ca exploatarea să devină neeconomică .
Sistemele de pompaj de adâncime se clasifică după modul în care se transmite de la
suprafață la pompă energia necesară funcționării acesteia, astfel:
a) Pompaj de adậncime cu prǎjini : unită țile de pompare u balansier, pompajul cu pompe cu
cavități progresive etc ;
b) Pompaj de adậncime fǎrǎ prǎjini : cu pompe hidraulice cu piston sau cu jet sau cu pompe
centrifuge de fund.
Pompajul de adâncime realizat prin intermediul unităților de pompare cu balansier este
deservit de o pompă volumică introdusă în sondǎ și acționat ă de la suprafață prin intermediul
unei garniturii de prăjini de pompare. Prăjinile care transmit mișcarea de la suprafață la pomp ă
pot fi cu secțiune plină sau (mai rar) tubulare, acționate de la suprfață prin intermediul unei
unități de pompare cu balansier sau fără balansier (pneumatic, hidraulic sau mecanic).
Unitatea de pompare este instalația mecanicã de suprafațã utilizatã pe ntru acționarea
pompelor de extracție prin intermediul garniturii de prãjini de pompare. Aceasta are rolul de a
transforma mișcarea de rotație, datã de o mașină motoare (de regulă, motor electric) , într -o
mișcare rectilinie alternativã.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
4
Ploieș ti 2017 Unitãțile individu ale cu balansier sunt cele mai răspândite unități de pompare.
O unitate individualã de pompare se caracterizeazã printr -o serie de parametrii de
funcționare, dintre care cei mai importanți sunt:
✓ sarcina maximã la capul balansier;
✓ lungimea maximã a cursei prãjinii lustruite (cursa capului balansier) ;
✓ numãrul maxim de curse duble pe minut;
✓ cuplul maxim la reductor.
Lungimea cursei la pr ãjina lustruitã se obține prin schimbarea poziției articulației sferice pe
manivele. Lungimea maximã a cursei prãjin ii lustruite are o influențã deosebitã asupra modului
de construcție și a greutãții unitãții de pompare.
Numãrul de curse duble ale prãjinii lustruite în unitatea de timp caracterizeazã regimul de
pompare și, împreunã cu lungimea cursei prãjinii lustruit e, definește productivitatea instalației de
pompare pentru diferite diametre ale pompelor de extracție. Numãrul de curse duble pe minut ale
prãjinii lustruite este de circa 4…20, acesta fiind limitat de adâncime și de creșterea ruperilor în
garnitura de pr ãjini de pompare, deoarece frecvența acestor ruperi este direct proporționalã cu
numãrul de curse duble în unitatea de timp. Prin modificarea diametrului roții de transmisie a
reductorului se regleazã raportul total de reducere motor -manivelã, respectiv nu mãrul de curse
duble pe minut al balansierului.
Cuplul maxim la reductor determinã mãrimea de construcție a acestuia, fiind influențat de
sarcina de la capul balansierului, de lungimea cursei prãjinii lustruite precum și de gradul de
echilibrare al unitã ții de pompare.
Sarcina maximã la balansier este definitã ca fiind sarcina maximã la prãjina lustruitã pe
care o suportã unitatea de pompare în elementele sale: balansier, lagãr, biele etc. Sarcina maximã
la capul balansierului determinã limita capacitãți i unitãții de pompare, care este în funcție de
adâncimea de fixare și diametrul pompei de extracție.
Indiferent de modul de clasificare, de sarcina maximã la prãjina lustruitã, de cuplul
maxim la reductor, de numãrul de curse duble ale prãjinii lustruite în unitatea de timp, toate
unitãțile de pompare îndeplinesc același rol și anume de a transforma mișcarea de rotație de la
arborele manivelelor, în mișcare de translație pe verticalã a g arniturii de prãjini de pompare,
mișcare necesară organului de lucru al pompei de adâncime.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
5
Ploieș ti 2017 1.2 CERINȚELE PIEȚEI PRIVIND UNITĂȚILE DE POMPARE

Unitatea de pompare, ca produs industrial, nu mai este doar o creație inginereascã, ci
cuprinde și ideea care îi dã formã, prezentarea sa, canalele de distribuție, prețul sãu, calitatea,
prestigiul pe care îl oferã utilizatorului, comportamentu l vânzãtorului.
Unitatea de pompare trebuie sã satisfacã o serie de performanțe tehnice și economice,
impuse, pentru ca în final sã corespundã nevoilor utilizatorilor.
Utilizarea unitãților de pompare ca element component al unei instalații de pompare de
suprafațã a sondelor aflate în pompaj de adâncime, se realizeazã în funcție de cerințele
șantierelor de petrol.
Noul mod de a privi produsul este generat de extinderea și diversificarea continuã a sferei
nevoilor, de intervenția tot mai accentu atã în formularea cererii, a gusturilor, dorințelor,
exigențelor și preferințelor utilizatorilor.
Cerințele cele mai importante pe care trebuie sã le îndeplineascã unitãțile de pompare în
cadrul utilajului de exploatare a sondelor sunt:
– prețul accesibil ;
– fiabilitatea ridicată ;
– durata normalã de viațã a unitãților de pompare cât mai mare;
– dimensiuni de gabarit cât mai reduse;
– zgomot redus;
– randament ridicat;
– pierderi de energie/ presiune cât mai mici.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
6
Ploieș ti 2017 1.3. OBIECTIVELE LUCRĂRII

Lucrarea cu tema “Proiectarea unei unități de pompare cu balansier acționată cu motoare
hidraulice liniare” urmarește stabilirea parametrilor de proiectare a unei instalații de pompare
echipată cu unitate de pompare cu balansier, cu calculul sa rcinii (maxime și minime) din prăjina
lustruită, cu studiul geometriei și echilibrării unității de pompare.
Deasemenea, se vor stabili parametrii de proiectare ai motoarelor hidraulice liniare cu
determinarea geometriei, cinematicii și echilib rării unităților de pompare acționată cu motoare
hidraulice liniare.
Unitatea de pompare cu balansier acționată cu motoare hidraulice liniare va deservi o
sondă cu adâncimea de 2200 m, aflată în faza de extracție a petrolului cu densitatea de
cu un debit de 70m3/zi.

3/ 900 mkg

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
7
Ploieș ti 2017 2. EXPLOATAREA SONDELOR DE PETROL – OPȚIUNI DE
ALEGERE A TIPULUI DE UNITATE DE POMPARE

2.1. GENERALITĂȚI

După terminarea lucrărilor de forare, se efectuează o serie de operații pentru pregătirea
găurii de sondă în vederea exploatării constând în: introducerea filtrelor, perforarea coloanei de
exploatare în dreptul stratului productiv, introducerea și a rmarea (fixarea) țevilor de extracție.
Punerea efectivă în producție se face prin diminuarea presiunii hidrostatice a fluidului din
sondă exercitată asupra zăcamântului. Acest lucru se poate realiza prin ușurarea fluidului din
sondă (prin înlocuirea fluidului cu fluide cu densitate mai mică) sau prin eliminarea efectivă a
unei cantități de fluid.
După o perioada inițială de exploatare în erupție naturală a sondei (care poate să lipsească),
urmează exploatarea artificială în gaz -lift și apoi pompaj ul .
Unitãțile de pompare se construiesc într -o gamã dimensionalã foarte extinsã pentru
satisfacerea întregului domeniu de cerințe ale șantierelor de petrol.
Principalele companii constructoare de unitãți de pompare sunt: Bethlehem Steel Co.,
Continental Emesco Co., Lufkin Hydrill and Machine Co., etc.
Dintre acestea, compania Lufkin este o companie importantă (cu cotă de piață însemnată)
furnizoare de unitãți de pompare. Ea construiește unitãți de pompare cu echilibrare mecanicã
(oscilantã, rotativã sau mixtã) cât și unitãți de pompare cu echilibrare pneumaticã. O realizare
importantã a firmei Lufkin este unitatea de pompare Mark II cu geometria inversă .
Acționarea unității de pompare se face de la suprafață prin intermediul prăjinilor de
pompare. Instalația de suprafață acționează asupra capătului superior al prăjinilor de pompare și
se numește unitate de pompare . Motorul unității de pompare este, de cele mai multe ori, motor
electric asincron cu rotorul în scurtcircuit.
Pe plan mondial au fost construite câteva tipuri de unitãți de pompare neconvenționale, și
anume:

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
8
Ploieș ti 2017 1) Unitãți de pompare acționate hidraulic sau mecanic fără balansier, acoperă un domeniu
extins de parametrii: sarcina maximã 5 -20 tf, cursa maximã 3 -10,36 m, numãrul de curse
duble pe minut 3 -8cd/min . Instalațiile cu acționare hidraulicã se diferențiazã prin sistemul
de inversare a curselor, sistem care poate fi acționat hidraulic, prin intermed iul unui
cilindru de distribuție sau mecanic;
2) Unitãți de pompare la care balansierul s -a înlocuit cu 2 role, transmisia fãcându -se ca și la
unitãțile de pompare clasice, cu observația cã manivela este modificatã din punct de
vedere constructiv;
3) Unitãți de pompare la care sã se permitã exploatarea simultanã a douã sonde aflate la
maxim 1,5m depãrtare una fațã de alta, folosindu -se un singur balansier și respectiv un
singur motor electric;
4) Unitãți de pompare turn, înalte de 15,60m, care realizeazã lungimi de cursã de 10,36m.
La aceastã instalație, motorul electric de 75 sau 100 CP și reductorul de turație sunt
montate la partea superioarã a turnului.
5) Unitãți de pompare HEP întrebuințeazã hidraulica -H ca sã transmitã energia la garnitura
de prãjini de pompare, electrica -E sã controleze mișcarea la prãjina lustruitã și
pneumatica -P pentru efectul de echilibrare. La aceste unitãți se eliminã reductorul în
favoarea unor motoare de cuplu foarte mari și vitezã micã. Pânã acum s -au confecționat
modele care realizeazã lungimile de cursã la prãjina lustruitã de la 1,1 pânã la 4,8m, la
numãrul de curse pe minut între 1,5 și 10 cd/min și sunt acționate de motoare cu puteri de
25-100 CP;
6) Unitãți de pompare Alpha 1 (constructor Bethlehem Steel’s Supply Division) cu
lungimea d e cursã de circa 11,6m și un numãr de curse pe minut de 3 cd/min . Se
confecționeazã dintr -un sistem de role solidarizate pe un șasiu, cutia de etanșare
mutându -se de la suprafațã la câțiva metri adâncime.
În continuare, se vor lua în considerare unitãțile cu balansier datoritã faptului cã au cea mai
mare rãspândire inclusiv posibilitatea introducerii unor soluții noi, rezultate din modificarea
soluțiilor existente. În acest sens , analiza comparativã va lua în considerare unitatea de pompare
cu schemã direct ã și cea cu schemă inversã în vederea adoptãrii unei soluții modificate, în
mãsurã sã creascã nivelul de performanțã al acestora și care va face obiectul acestui proiect.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
9
Ploieș ti 2017 2.2. UNITATEA DE POMPARE CU BALASIER CU SCHEMĂ DIRECTĂ

În figura 2.1. este prezentatã o unitate de pompare cu balansier, de tipul celor fabricate în
România.

Fig.2.1 Unitate de pompare cu balansier cu schema directã [1].
Unitatea de pompare cu balansier are rolul de a transforma mișcarea de rotație de la arborele
manivelelor, în miscare de translație pe verticală a garniturii de prăjini de pompare.
Aceast ă transformare se realizeaza prin patrulaterul articulat format de manivele, biele ș i
balansier. Capul de balansier asigură, prin forma sa, înfășurarea cablului (p raștiei) pe un arc de
cerc cu centrul în lagărul central , astfel înc ât garnitura de prăjini, suspendată la punte, se
deplasează pe verticală tangen țial la acest cerc.
Pentru realizarea frecvenței de pompare necesare, reducerea vitezei unghiulare a motorulu i
se face în doua trepte: prima la nivelul trans misiei prin curele trapezoidale și a doua la nivelul
reductorului de turație. Instalația poate fi oprită în orice poziție, datorită unui sistem de frânare.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
10
Ploieș ti 2017 2.3. UNITATE DE POMPARE CU BALANSIER CU SCHEMĂ INVERSĂ

Acest tip de unitate de pompare este o realizare a firmei Lufkin (S.U.A.) și a fost numitã
unitatea Mark II. Aceastã unitate de pompare are o cinematicã modificatã, schema acesteia fiind
prezentatã în figura 2.2.

Fig. 2.2 Schema cinematicã a unitãții de pompare cu geometria modificatã.

Unitatea de pompare Mark II , datorită geometriei sale unice și a diferitelor tipuri de
contragreutați caracteristice , reduce cuplul maxim și puterea necesară . Geometria neobișnuită a
unitaț ii Mark II produce cursa ascendentă cu o viteza mai lentă și cursa descendentă cu o viteza
mai rapidă, reduc ând accelerația în cazul în care sarcina este mai mare, rezultând sarcini mai
mici ale cuplului maxim și cre ște și durata de viață a tijei lustruit e.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
11
Ploieș ti 2017 Structura funcțional -constructivã a unei unitãți de pompare cu schemã inversã este
prezentatã în figura 2.3.

Fig. 2.3. Unitate de pompare cu balansier cu schema inversă.

La aceastã unitate reductorul este plasat între gura sondei și capra balansierului, raportul
brațelor 𝑎
𝑏 fiind puțin diferit de unitatea cu schemă directă.
Sistemul de echilibrare este rotativ, similar cu cel al unitãților convenționale. Legãtura dintre
manivelã și bielã se face prin butonul manivelei, în partea opusã susține contragreutãțile pentru
echilibrare. Prin aceastã amplasare cursa ascendentã va avea o duratã mai mare decât cursa
descendentã (butonul manivelei se rotește cu 195o la cursa a scendentã și cu 165o la cursa
descendentã) îmbunãtãțind astfel regimul de funcționare al reductorului de turație făcând ca
vitezele și accelerațiile la cursa ascendentã să fie reduse fațã de cazul unitãților clasice. La cursa
descendentã, viteza și acceler ația cresc, dar efectul lor este mai puțin dãunãtor.
Astfel, se reduce sarcina maximã la prãjina lustruitã. De asemenea, contragreutãțile G sunt
decalate fațã de manivelã cu un unghi α=24o, ceea ce decaleazã și curba momentului produs de
sarcina la capul balansierului.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
12
Ploieș ti 2017 2.4. ALEGEREA TIPULUI DE UNITATE DE POMPARE

Din analiza soluțiilor funcțional -constructive ale unitãților de pompare, se constată cã
unitățile de pompare cu balansier ș i schemã inversã cunoscute sub denumirea datã de firma
Lufkin (S.U.A.) ca unitate Mark II prezintã unele avantaje majore cum ar fi:
– curse mai mari (raport ul 𝑟
𝑙 mic), respectiv un gabarit mai redus, care îmbogãțesc regimul
de funcționare al reductorului de vitezã deoarece vitezele și accelerațiile la cursa
ascendentã (când sarcina este maximã) sunt reduse fațã de cazul unitãților clasice, iar la
cursa descendentã (când sarcina este minimã) viteza și accelerația cresc, dar efectul lor
este mai puțin dãunãtor, ceea ce în final conduce la reducerea sarcinii maxime la prãjina
lustruitã (se reduce sarcina dinamicã maximã) ;
– consumul de energie electricã este mai mic cu 20-30% datoritã folosirii unui reductor mai
mic, la aceiași parametrii de funcționare.
Având raportul 𝑟
𝑙 mai mic decât la unitãțile obișnuite, pentru aceeași cursã, se pot realiza
indici cinematici superiori reducând totodatã și gabaritul instalației, p recum si dezavantajele
introduse de prezența acestora.
În scopul pãstrãrii avantajelor unitãților de pompare cu schemã inversã , dar introducând în
același timp avantajele și mai ales deschiderea pe care o introduce utilizarea acționãrii
hidrostatice privind automatizarea și chiar conducerea asistatã de calculator, în continuare,
obiectul proiectului îl constituie o unitate de pomp are cu schemã inversã la care se eliminã
reductorul și mecanismul bielã -manivelã, acționarea balan sierului fiind realizatã de un ansamblu
de motoare hidraulice liniare.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
13
Ploieș ti 2017 2.5. CONCLUZII

Obiectivul acestui capitol a fost de a prezenta cele doua tipuri de unitați de pompare
convenționale și neconvenționale , cele mai utilizate fiind unitățile de pompare cu balasier. S -au
prezentat si structurile funcțional -constructive ale celor două unități de pompare cu balansier, cu
schema directă, respectiv inversă.

Următorul capitol are ca scop proiectarea funcțională și constructivă a unității de pompare cu
balansier acționată cu motoare hidraulice liniare ce constă în alegerea echipamentului de
adâncime, a garniturii de prăjini de pompare, a țevilor de extracție și respectiv studiul geometriei
unității de pompare.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
14
Ploieș ti 2017 3. PROIECTAREA FUNCȚIONALĂ ȘI CONSTRUCTIVĂ A UNITĂȚII
DE POMPARE CU BALANSIER

Soluția funcțional -constructivã rezultatã trebuie sã rãspundã condiției optime, cerințelor
impuse de procesul de extracție deservit corespunzãtor determinismului cauzal proces
tehnologic -unitate de pompare.
În acest sens proiectarea unitãții de pompare se va face pornind de la caracteristicile sondei
deservite și anume:
– debitul sondei 70𝑚3/24ℎ =8.1×10−4 m3/s
– adâncimea de fixare a pompei : 𝐻=2200 𝑚

3.1. STA BILIREA PARAMETRILOR DE PROIECTARE PORNIND DE
LA CARACTERISTICILE SONDEI
3.1.1. Alegerea echipamentului de adâncime

Unitatea de pompare acționeazã prin intermediul prãjinilor de pompare, pompele de
adâncime. Echipamentul utilizat poate fi:
– echipament de adâncime;
– echipament de suprafațã.
În general, echipamentul de adâncime este constituit din:
– pompa de adâncime;
– prãjini de pompare;
– țevi de extracție .

a) Pompe de adâncime
Pompa de adâncime reprezintă elementul principal al instalației de pompare, deoarece modul
de funcționare al acesteia depinde în cea mai mare măsură de calitatea de lichid adusă. Pompa de
adâncime (fig. 3.1) este formată dintr -un cilindru 1, având la partea inferioară un s caun cu bilă 2,
cu rol de supapă de aspirație, care se mai numește și supapă fixă și un piston cilindric mobil 3,
prevăzut cu un scaun cu bilă 4, cu rol de supapă de refulare, care se mai numește și supapă

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
15
Ploieș ti 2017 mobilă. Ansamblul cilindru – piston este fixat eta nș la partea inferioară a garniturii de țevi de
extracție 6 și scufundat în lichidul 7, aflat în coloana de exploatare 8 a sondei.
Pistonul este acționat de la suprafață prin intermediul prăjinilor de pompare 5, de la care
primește o mișcare alternativă. Mișcarea circulară transmisă de la motor la reductor este
transformată de sistemul bielă – manivelă în mișcare alternativă rectilinie; prin intermediul
balansierului și al garniturii de prăjini de pompare, această mișcare este transmisă pistonului.
Pompa c u piston este, deci, o pompă în care lichidul este ridicat din sondă la suprafață prin
mișcare rectilinie alternativă a pistonului în cilindrul pompei.
În funcție de deplasarea alternativă a pistonului, procesul de funcționare al pompei cu piston
este peri odic. Ciclul de pompare este format din doua faze: aspirație și refulare. Fazele ciclului
de funcționare al pompei sunt comandate de cele două supape, care deschid, respectiv închid
periodic accesul lichidului din sondă în cilindrul pompei, respectiv din c ilindrul pompei în țevile
de extracție. Fazele principale ale ciclului de pompare sunt prezentate în fig. 3.1.
La începutul cursei ascendete a pistonului (fig. 3.1,a) supapa mobilă se închide, iar greutatea
lichidului din țevi, corespunz ătoare secțiunii br ute a pistonului, este preluată de prăjinile de
pompare. Odată cu deplasarea ascendentă a pis tonului se crează o depresiune în cilindrul
pompei, iar supapa fixă se deschide imediat ce presiunea de deasupra ei scade sub valoarea
presiunii din sondă, permițậ nd lichidului din coloan ă să intre în cilindrul pompei.
La cursa descende ntă a pistonului (fig. 3.1,b) supapa fixă se închide,deoarece lichidul de sub
piston este comprimat, iar supapa mobilă se deschide numai cậnd presiunea lichidului de sub
piston dep ășește presiunea coloanei de lichid din țevile de extracție; ca urmare, greutatea
lichidului se transferă de pe piston pe țevile de extracție. Pistonul se deplasează în jos prin
lichidul din cilindrul pompei.
Rezultă că pompa de extracție este, în principiu, o pompă cu piston cu simplu efect.

Tipuri de pompe de adâncime (figura 3.1) :
– Pompele P se i ntroduc cu prăjinile de pompare , prin țevile de extracție, având
dezavantajul ca au diametrul activ mic;

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
16
Ploieș ti 2017 – Partea fixă a pompelor T ( cilindrul) se introduce cu țevile de extracție, iar pistonul cu
prăjinile de pompare; supapa fixă poate fi extrasă pentru a se schimba , prin agățarea
sa la piston cu un dispozitiv special;
– Pompa T.I este singura pompă la care etanșarea piston -camăși nu se realizează ca la
celelalte pompe metal pe metal, ci pistonul are garnituri de etanșare și pompa cu
manșete elastice care inlocuiesc cămășile;
– Pompa P.C.M se deosebește față de celelalte pompe deoarece este singura care are și
pistonul și cilindrul mobil. Celelalte au pistonul mobi l și cilindrul fix.

Fig 3.1 Pompa de adancime : a) aspirație b) refulare
1 – cilindru; 2 – bilă (supapă fixă); 3 – piston cilindric mobil;4 – bilă (supapă mobilă);
5 – prăjini de pompare; 6 – țevi de extracție; 7 – lichid; 8 – coloana de exploatare.

Tipul pompei se alege în funcție de domeniul de utilizare: adâncime și existența nisipului.
În afara pompelor convenționale, există și pompe speciale care lucrează în anumite condiții
specifice de exploatare: lichide cu gaze, lichide cu nisip, țițeiuri vâs coase, sonde cu ap ă. În
funcție de specificul menționat, la proiectarea acestor pompe se urmăresc următoarele criterii
constructive:

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
17
Ploieș ti 2017 – pentru lichide vâscoase se asigură secțiuni de trecere cât mai mari prin pompă;
– pentru fluide cu gaze se utilizează supape comandate în locul celor ce se deschid sub
acțiunea presiunii.
Dimensiunea pompei va rezulta din condiția ca diametrul pistonului D să asigure, la
anumiți parametrii de pompare, debitul prescris Q (3.1):
𝑄=𝑆𝑟∙𝑓∙𝜋∙𝐷2
4∙𝜂𝑣 (3.1)
unde : Sr – lungimea cursei reale a pistonului;
f – frecvența ciclurilor de pompare;
ηv – randamentul volumic al pompei de adâncime.

Alegerea corectă a unei pompe de extracție pentru echiparea unei sonde are un rol foarte
important în exploatarea unitãții de pompare, deoarece de diametrul pistonului depinde atât
debitul extras , cât și sarcinile impuse echipamentului respectiv.
Diametrul pistonului pompei rezultã din ecuația debitului [1]:

(3.2)
unde:
-n – număr curse duble pe minut;
-ηr – randament volumic. Valorile acestui parametru sunt recomandate [1] în intervalul 0,5 –
0,85. Se adoptã ηr=0,7.
-S – cursa pistonului ;
-A – aria secțiunii transversale a pistonului pompei.
Pentru exploatarea rațională a instalațiilor de pompare se recomandă regimul static de
pompare, considerându -se coeficientul lui Adonin μ<0,4 ;
unde:
𝜇=𝜔 𝐻
𝑐 (3.3)
-ω – viteza unghiulară la arborele manivelelor [rad/s];
-H – adâncimea de fixare a pompei [m];
-c – viteza sunetului în oțel; c=5100m/s.
AS n Qr  1440

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
18
Ploieș ti 2017 𝜔=0,4×5100
2200=0,927 𝑠−1
Cunoscând conform (3.2) cã:
𝜔=𝜋×𝑛
30→𝑛=30×0,927
𝜋=8,885𝑐𝑑𝑚𝑖𝑛⁄
Se va alege conform (3.1) numãrul maxim de curse duble pe minut, ceea ce implicã:
𝑛=9 𝑐𝑑𝑚𝑖𝑛⁄
Pentru evitarea gripării pompei și a flambajului garniturii de prăjini se recomandă limitarea
vitezei prăjinii lustruite astfel, ca S n < 33 [1] în care S este lungimea cursei în [m] și n numãrul
de curse duble pe minut , în [cd/min] .

𝑆=32
9=3,556 𝑚
Cunoscând cã 𝐴=𝜋×𝐷2
4 se poate calcula diametrul pistonului, astfel:
𝑄
1440 ×𝑛×𝜂𝑟×𝑆=𝜋×𝐷2
4
𝐷=√40×𝑄
1440 ×𝑛×𝜂𝑟×𝑆×𝜋
𝐷=56,5𝑚
Pentru adâncimi cuprinse între 1000 -3000m, se recomandă folosirea pompelor de tip P. Se
optează pentru alegerea pompei P (91,5 x 57) P( ) conform [2].
Alegerea acestui tip de pompă prezintă două avantaje:
– diametrul pistonului se încadreazã cãtre media valorilor pentru pompele utilizate în
România;
– pompa de tip P nu prezintă restricțiile de adâncime impuse de pompele tip TB, astfel
încât la det erminarea acestei adâncimi nu apare necesitatea reluării calculului, în
cazul neverificării restricțiilor respective.
Se recalculează cursa pistonului:
𝑆=4×𝑄
1440 ×𝑛×𝜂𝑟×𝜋×𝐷2
𝑆=3,556 𝑚


412213

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
19
Ploieș ti 2017
Concluziile sunt:
1. cursa pistonului este S=3,556 m;
2. numărul de curse duble sau turația n=9 cd/min.
3. pentru evitarea gripării pompei și a apariției flambajului garniturii de prăjini s -a impus
limitarea vitezei prăjinii lustruite, verificându -se condiția (3.4), din care a rezultat că
pentru o cursa de S=3,556 m aceasta se verifică.

3.1.2. Prăjini de p ompare

Prãjinile de pompare (figura 3.2) au rolul de a transmite mișcarea rectilinie -alternativã de la
balansierul unității de pompare la pistonul pompei de adâncime. Dintre toate elementele
instalației de pompare, prăjinile au influența cea mai mare asupra funcționãrii și performanțelor
întregului sistem.
Prãjinile de pompare sunt fabricate, conform STAS 329 -1988 din bare rotunde laminate,
dintr -un oțel de calitate superioarã. Tipodimensiunile prăjinilor de pompare sunt prezentat e în
tabelul (3.1).
Capetele prãjinilor sunt îngroșate și filetate pentru îmbinarea cu mufe (fig. 3.2. a). Sub filetul
cepului, prãjinile de pompare au o porțiune pãtratã pe car e se așeazã cheia la înșurubare, iar sub
aceasta o porțiune ramforsată pe care prãjina se sprijinã când este prinsã în elevator. Prãjinile se
îmbinã intre ele prin intermediul mufelor care pot fi normale (fig. 3.2. b) sau cu diametrul
exterior redus.
Se co nsideră că pentru adâncimea H=2200m, garnitura de prăjini de pompare este alcãtuitã
din 3 tronsoane [1] : l1=1 in; l2=7/8 in; l3=3/4 in.
Ca material de confecționare al prãjinilor se alege oțelul 35Mn16 , conform STAS 11513 .
Oțelul 35Mn16 este oțel pentru mediu corosiv și sarcini mici și mijlocii, aliat cu Mn și tratat
termic prin normalizare.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
20
Ploieș ti 2017
Fig.3.2 Prãjinã de pompare.
a-corpul prãjinii; b -mufa
Tabel ul 3.1
Tipodimensiuni de prăjini de pompare
Dimensiunea nominală a prăjinii
(diametrul corpului ) Masa prăjinii
(inclusiv mufele)
[mm] [in] [kg/m]
13
16
19
22
25
28 1/2
5/8
3/4
7/8
1
1 –
1,72
2,45
3,26
4,35
–

Principalele caracteristici mecanice ale acestui oțel sunt:
– rezistența la rupere: Rm=700 MPa;
– limita de curgere convenționalã: Rp,02=480…640 MPa;
– rezistența la obosealã la ciclu alternant simetric:
𝜎−1𝑖=0,25(𝜎𝑟+𝜎𝑐)+(5÷9)=400 𝑀𝑃𝑎
𝜎−1𝑡=0,75∙𝜎−1𝑖=0,75∙40=300 𝑀𝑃𝑎

Garniturile de prãjini de pompare uniforme, de un singur diametru, se pot utiliza pânã la
adâncimi limitate. Pentru a se mãri adâncimea de lucru, se folosesc garnituri combinate, din
tronsoane cu diametre crescătoare spre suprafațã corespunzãtor figurii (3 .3). Lungimea l a

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
21
Ploieș ti 2017 prăjinilor, se masoară intre fața urmărului de contact a cepului cu mufa și fața exterioară a mufei
înșurubate.
Deoarece coeficienții de asimetrie a ciclurilor de solicitare variază de -a lungul garniturii de
prăjini, se obișnuiește a se f ace tronsonarea pe baza unor calcule simplificate, punându -se
condiția ca tensiunea maxim ă, la partea superioară a fiecărui tronson, să aibă aceeași valoare
(calcul la solicitare statică).
Lungimile tronsoanelor trebuie sã fie astfel alese încât coeficienț ii de siguranțã la obosealã
la partea superioarã a fiecãrui tronson, sã fie egali. O stabilire corectã a componenței garniturii
impune sã se facã doar o predimensionare, urmând ca definitiv area lungimii tronsoanelor sã se
facã dupã ce se determinã solicitã rile și coeficienții de asimetrie a ciclurilor.
Astfel pentru determinarea lungimii tronsoanelor se va urmãrii urmãtorul algoritmm [2]:
𝑙1=1−𝑋×𝑍
1+𝑌×𝐻 (3.4)

𝑙2=𝑆2−𝑆1
𝑆1×𝑞2×𝑞1+𝑍
1+𝑌×𝐻 (3.5)

𝑙3=𝑆3−𝑆2
𝑆1×𝑞3×𝑞1+𝑍
1+𝑌×𝐻 (3.6)

Unde:
𝑋=∑𝑆𝑖−𝑆𝑖−1
𝑆𝑖×𝑞𝑖 (3.7)

𝑌=𝑞𝑖×𝑋 (3.8)

𝑍=2×𝜙
𝜎0×𝑊 (3.9)

𝑊=𝜎0×𝜎𝑟
𝜎0×𝐴×(2×𝜎𝑟−𝜎0) (3.10)

𝐴=𝑏0+0,5×[𝑓(1−𝑏0)+𝑚−𝑚𝑑] (3.11)

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
22
Ploieș ti 2017
Fig. 3.3 Tronsonarea garniturii de prãjini
1- prãjinã de pompaj de ¾ inch ; 2 – prãjinã de pompaj de 7/8 inch ; 3-prãjinã de pompaj de 1inch

𝐵=0,5×[𝑓(1+𝑏0)+𝑚𝑎+𝑚𝑑]
(3.12)

𝜙=𝛾×𝐹
2 (3.13)
𝑏0=0,89
𝛾=0,87×10−3
𝑓=0,08
𝜎0=1,5×𝜎−1𝑡=361 .463 𝑀𝑃𝑎
𝑚𝑎=𝑚𝑑=𝑆×𝑛2
1790=0.161

– A, B, Ф sunt parametrii în funcție de caracteristicile instalației și regimul de pompaj;
– b0- factor de plutire;
– F- aria secțiunii pistonului;
– f- coeficient de frecare al prãjinilor de pereți;
– γ- greutat ea specificã a fluidului pompat;
– qI- greutatea liniarã a prãjinilor i;

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
23
Ploieș ti 2017 – SI- secțiunea prãjinilor i;
– ma,md-coeficienți dinamici;

Principalii parametrii ce caracterizeaz ã prãjinile de pompare sunt în tabelul 3.2, conform [1]:
Tabe lul 3.2.
Tipul prăjinii 3/4in 7/8in 1in
Diametru tijã [mm] 19 22 25
Diametru mufã [mm] 41,5 46 55,5
Secțiune tijã [m m2] 283 380 491
Greutatea unitară [N/m] 24,5 32,6 43,5

Înlocuind în relațiile (3.11) și (3.12) se obține:
𝐴=1,055
𝐵=0,237
𝑋=0,013
𝑌=0,319
𝑊=764 ,146
𝑍=4,693
Introducând toate aceste valori în relațiile (3.4), (3.5), (3.6) se vor obține lungimile
tronsoanelor, astfel:
𝑙1=1556 𝑚
𝑙2=511 ,886 𝑚
𝑙3=438 ,988 𝑚

Verificare : 𝑙1+𝑙2+𝑙3=2517 𝑚
Se face o reducere 𝑙1=1250 𝑚
Concluzie: Lungimile tronsoanelor de garnituri de prăjini sunt:
l1=125 0m pentru diametru d1=3/4in
l2=512m pentru diametru d2=7/8in
l3=439m pentru diametru d3=1in

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
24
Ploieș ti 2017 3.1.3. Țevi de extracție

Rolul coloanei de țevi de extracție, ca element component principal al instalației de
pompare, constă în accesul controlat și reglat al fluidelor în ambele sensuri: de la adâncime la
suprafață (în extracția petrolului) și de l a suprafață spre talpa sondei (în sondele aflate în
injecție ).
Coloana de țevi de extracție este necesară, de exemplu, în situațiile prezentate în continuare:
– În etapa de funcționare normală a sondei, coloana asigură aducerea la suprafață a
fluidelor care vin din stratul productiv, pe cât posibil în condiții optime de ascensiune,
cu consum minim de energie (randament maxim);
– În etapa de provocare a fluxului de fluide din strat în sonda (punere în producție), a
unor operații de intervenții și reparații;

Coloana de țevi de extracție:
1) permite realizarea circulației de fluide în sondă, de exemplu cu scopul de a înlocui un
fluid greu cu un altul mai ușor (punere în producție a sondei) sau un fluid obișnuit cu un
altul mai greu (omorârea sondei), spălarea sondei de diferite depuneri prin circulație de
fluide;
2) creează posibilitatea efectuării operației de denivelare cu gaze comprimate sau prin
pistonare, pentru punerea în producție a son dei;
3) oferǎ canalul necesar pentru injectare sub presiune, în stratul productiv, a fluidelor
necesare, de exemplu pentru efectuarea unor tratamente, exploatare secundarǎ prin
injecție de fluide;
La echiparea unei sonde în pompaj, alegerea țevilor de extrac ție se face ținându -se seama
de: debitul probabil al sondei, tipul pompei de extracție, adâncimea de fixare a pompei,
capacitatea de rezistența a garniturii de țevi de extracție, posibilitățile de introducere a țevilor
în coloana de exploatare, de deparafi nare, de evacuare a nisipului din sondă.
Spre deosebire de sondele în erupție naturalã și artificialã, la sondele în pompaj țevile de
extracție sunt supuse la solicitãri mai mari. Pe lângă greutatea proprie a țevilor de extracție și
greutatea lichidului din interiorul acestora apar forțe de inerție care pot fi foarte mari, mai
ales în cazuri accidentale de rupere a prăjinilor (in special la sfârș itul cursei ascendente).

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
25
Ploieș ti 2017
Fig 3.4 Tevi de extractie
a) țevi îngroșate la capete b)țevi netede
unde : de – diametrul exterior ;
di – diametrul interior ;
de` – diametrul exterior în porțiunea îngroșată ;
dem – diametrul exterior al mufei ;
lm – lungimea mufei ;
t – grosimea de perete a corpului țevii ;
Pe de altã parte, în timpul unui ciclu de pompare, ca urmare a transferãrii greutãții lichidului de
pe piston pe țevile de extracție și invers, are loc o variație periodicã a solicitărilor din țevi,
datoritã cãruia materialul din care sunt confecționate țe vile este supus fenomenului de obosealã
(rezultã o îmbãtrânire prematurã, mai ales a îmbinãrilor filetate). Uzura țevilor de extracție este
accentuatã și de frecãrile existente în punctele de contact ale țevilor cu coloana de exploatare sau
cu garnitura de prãjini și de frecãrile dintre acestea și cuțitele de deparafinare prevãzute în
componența garniturii de prãjini. O altã cauzã care conduce la creșterea uzurii în mod
substanțial, respectiv la micșorarea rezistenței materialului, este mediul coroziv și ab raziv în care
lucreazã.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
26
Ploieș ti 2017 Datoritã cauzelor enumerate mai sus, la sondele în pompaj se folosesc de regulă, țevi cu
capete îngroșate, la care rezistența în zona filetatã se apropie de rezistența corpului.
Se folosesc țevi de extracție îngroșate la exterior, confecționate din oțel cu clasa de calitate
N 80 cu σc=500 MPa pânã la circa 3500m, cu diametrul exterior dext=88,9mm și diametrul
interior dint=74,2mm.

3.1.4. Calculul sarcinii maxime și minime din prãjina lustruitã

Sarcinile de la prãjina lustruitã și din garnitura de prãjini de pompare precum și efectele
acestora au o influențã negativã asupra pompajului de mare adâncime.
Sistemul de extracție prin pompaj de adâncime este caracterizat prin douã componente
principale:
– garnitura de pompare și pompa de adâncime;
– unitatea de pompare și motorul de acționare al acesteia.
Sarcinile ce acționeazã asupra sistemului, într -un ciclu de pompare sunt împãrțite în patru
categorii: s tatice, dinamice, de frecare și accidentale.
Sarcinile dinamice apar datorită variației vitezei de deplasare a garniturii de prãjini. Acestea
sunt proporționale cu greutatea prãjinilor și acționate în direcția schimbãrii vitezei ; sunt
considerate pozitive atunci când se opun creșterii sarcinii la prãjina lustruitã și negative atunci
când se opun scãderii sarcinii la prãjina lustruitã.
Calculele se fac în ipoteza verticalitãții sondei, folosind formulele lui Slonneger.
1) la cursa ascendentã sarcina totalã în p rãjina lustruitã va avea o valoare maximã, FM:
𝐹𝑀=(𝐺𝐵+𝐺)×(1+𝑆×𝑛
137) (3.14)

unde:
– G-greutatea în aer a garniturii de prãjini de pompare;
– Gb-greutatea coloanei de lichid pe secțiunea brutã a pistonului;
– S-lungimea cursei;
– n-numãrul de curse duble pe minut.
Gb=ρ×g×π×D2
4×H (3.15)

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
27
Ploieș ti 2017
Se considerã γ=9000 N
m3 unde γ-greutatea specifică a lichidului.
Înlocuind în relația 3.17 se va obține:
Gb=ρ×g×π×D2
4×H=5.052 ×104kN
G=∑li×qi=l1×q1+l2×q2+l3×q3 (3.16)

G=6.641×104 kN
Înlocuind în relația 3.16 se va obține valoarea sarcinii maxime din prãjina lustruitã:
FM=1.442 ×105kN
2) la cursa descendentã va exista un moment în care sarcina totalã în prãjina lustruitã va
avea o valoare minimã, Fm:
Fm=0.75×G−(G+Gb)×S×n
137
(3.17)

unde:
G-greutatea în aer a garniturii de prãjini de pompare;
– Gb-greutatea coloanei de lichid pe secțiunea brutã a pistonului;
– S-lungimea cursei;
– n-numãrul de curse duble pe minut.
Înlocuind în relația (3.17) se obține:
𝐹𝑚=2.249 ×104𝑘𝑁

3.1.5. Verificarea la solicitare staticã

Verificarea la obosealã a garniturilor de prãjini de pompare este necesar a se efectua atât la
partea superioarã cât și la toate joncțiunile între tronsoane.
Lungimile tronsoanelor garniturii de prãjini au un caracter de predimensionare (calcul la
solicitare staticã). Tot în cadrul predimensionãrii se verificã și relația:

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
28
Ploieș ti 2017 𝜎𝑚𝑎𝑥 ≤𝜎𝑎=𝜎𝑐
𝑐𝑠 (3.18)

unde :
cs-coeficient de siguranțã;
cs=2,5
σc-limita de curgere;
σc = 480 MPa ;
σa-limita de curgere admisibilã.
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝐹𝑀
𝐴1 (3.19)

unde:
FM-sarcina maximã la prãjina lustruitã;
A1-secțiunea prãjinii de 1”.
𝜎𝑚𝑎𝑥 =2.847 ×108
𝑐𝑒𝑓=𝜎𝑐
𝜎𝑚𝑎𝑥=1.686
Acest coeficient are valori recomandate în intervalul 1, 5-2,05.

3.1.6. Dimensionarea prãjinii lustruite

Prãjina lustruitã se confecționeazã în concordanțã cu API Std. 11 D .
Prãjina lustruitã face legãtura între garnitura de prãjini de pompare și capul balansierului,
trecând prin cutia de etanșare a capului de pompare. Suprafața cilindricã a prãjinii lustruite este
perfect netedã și foarte bine lustruitã, pentru a etanșa și a nu uza garniturile de cauciuc ale cutiei
de etanșare.
Prãjina lustruitã se confecționeazã dintr -un oțel superior celui folosit la construcția prãjinilor
obișnuite, deoarece ea este solicitatã nu numai la sarcinile maxime care provoacã tensiuni, ci și la
eforturi de îndoire repetate din cauza capului de balansier care nu -i asigurã întotdeauna o mișcare
perfect rectilinie. De asemenea, ea este expusã mai mult acțiunii mediului corosiv, fiind
alternativ în contact cu aerul și cu lichidul pompat. Prãjina lustr uitã este prevãzutã cu cep la

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
29
Ploieș ti 2017 ambele capete. Cu un cep se asambleazã la garnitura de prãjini de pompare, iar la capãtul
superior se monteazã un ochi pentru a se putea manevra garnitura de prãjini cu ajutorului capului
balansier.
Materialul prãjinii lustrui te se alege conform STAS 791 -88 și acesta este 35MS12 cu
urmãtoarele caracteristici:
𝜎𝑐=700 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑟=900 𝑀𝑃𝑎
𝐾𝐶𝑈 =0,7 𝑀𝑃𝑎

Se alege conform STAS 791 -88 prãjinã de 1¼”.
Se verificã coeficientul de siguranțã ale cãrui valori se încadreazã în intervalul 2,1 – 3,5 cu
relația:
𝑐𝑐=𝜎𝑐
𝜎𝑚𝑎𝑥=4.05×106 (3.20)

𝜎𝑚𝑎𝑥 =4∙𝐹𝑀
𝜋∙32,62=172 .818 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑐=700 𝑀𝑃𝑎

Concluzie : dimensionarea este corectã, deci prãjina lustruită de 1¼” este aleasã
corespunzator.

3.2. STUDIUL GEOMETRIEI UNIT ĂȚII DE POMPARE

Alegerea rapoartelor optime ale elementelor geometrice ale unitãții de pompare este o
problemã complexã, pentru a cãrei rezolvare diverși autori au apelat la diferite metode. Din acest
punct de vedere pot fi considerate recomandãrile date de rezultate ale unor cercetãri tehnico –
economice, sau valorile rapoartelor geometrice prezentate de producãtorii din dom eniu.
Deoarece soluția de unitate de pompare cu balansier care face obiectul lucrãrii, reprezintã o
modificare a unei unitãți de pompare cu balansier cu schemã inversã (figura 3.3), pentru
stabilirea rapoartelor geometrice s -a apelat la o analizã statistic ã a rapoartelor geometrice ale

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
30
Ploieș ti 2017 acestui tip de unitate realizatã în țara noastrã și de firma Lufkin (Mark II), dupã criteriul sarcinii
maxime la prãjina lustruitã.

Fig.3.5 Schema cinematicã a unitãții de pompare cu schema inversã.
De asemenea, pentru a stabili și dimensiunile funcționale ale motoarelor hidraulice liniare s –
a considerat geometria și cinematica unitãții de pompare cu schemã inversã și cu mecanism
bielã -manivelã -balansier. În acest sens se pornește de la o geometrie de UPB , având următoarele
mărimi geometrice cunoscute :
– T-distanța de la lagãrul central al unitãții de pompare la butonul manivelei, T=4,7 m ;
– r-raza manivelei, r=1,14 m ;
– l-biela, l=4,49 m;
– a-brațul anterior al balansierului, a=7,975 m;
– b-brațul posterio r al balansierului, b=6,55 m;
– p-distanța dintre lagãrul central și axul reductorului, p=6,162 m.
– În triunghiul OBO 1 , se aplică teorema lui Pitagora generalizată (a cosinusurilor):

(3.21)


M pb p b lrlrp lr p lrp lr p b
 
cos2cos 2 cos 2
2 2 202 2
02 2 2


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
31
Ploieș ti 2017
(3.22)

(3.23)

Înlocuind în relațiile (3.22) și (3.23) datele pe care le cunoaștem, se obțin urmãtoarele valori:
(3.24)

 
bplr p barpblr p b
M M2cos2cos2 2 2 2 2 2  
o
Mo
radrad
468,52 916,069,112 967,10
  



lrplr p barlrplr p b
2cos2cos2 2 2
02 2 2
0  

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
32
Ploieș ti 2017 În triunghiul ODO 1:

Aplicând în acest triunghi teorema sinusurilor se obține:

(3.25 )

  
02 202 2 2
cos22cos2

  
pr r p fpr r p f
  0 1 2sin sin   f r




  
  0
1 0 1sin
arcsin sin sin
 fr
fr
0 1 sin arcsin    fr
O1fO
DP
r

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
33
Ploieș ti 2017 În triunghiul OBD: aplicând teorema lui Pitagora generalizată, rezultã:
(3.26)

Unghiul se exprimã aplicând relațiile (3.24) , (3.25) , (3.26) :
(3.25)
Înlocuind relațiile (3.22), (3.25 ), (3.2 6) în relația (3.27 ) se obține:
(3.27 )

Înlocuind expresiile unghiului în relația care exprimã legea de variație a lungimii de cursã
a punctului de suspendare a garniturii de prãjini:
(3.28 )

și ținând cont de relația (3.26) se obține:
(3.29 )

fbl b farfbl b ffb b f l
2cos2cos cos2
2 2 2
22 2 2
2 22 2 2
 


2 1 M

fblbf
fr
lrplr bp
2arccos sin arcsin2arccos2 2 2
02 2 2   

a SA

 


  fblbf
fr
lrplr b pa SA2arccos sin arcsin2arccos2 2 2
02 2 2


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
34
Ploieș ti 2017 (3.30)

3.3. STABILIREA PARAMETRILOR DE PROIECTARE AI
MOTOAR ELOR HIDRAULICE LINIARE

Pentru stabilirea parametrilor de proiectare ai motoarelor hidraulice liniare este necesar sã se
determine parametrii geometrici, cinematici și dinamici ai unitãții de pompare modificate .
Studiul caracteristicilor procesului de pompare și ale unitãții de pompare cu balansier și schemã
inversã care face obiectul modificãrii, geometria unitãții de pompare, acționatã cu motoare
hidraulice liniare în tandem, corespunde figurii 3.4. Din cerințele procesului de pompare și din
caracteristicile unitãții de pompare acționatã prin mecanism bielã -manivelã -balansier analizatã
anterior au rezultat urmãtoarele date pentru unitatea de pompare modificatã :
– cursa capului balansier: SA=4,64m;
– frecv ența curselor capului balansier: n=7 curse duble/min;
– a=OA=7,975m; b=OB=6,558m; H=OO 2=6,75m; z=O 2O1=4,7m.

Pentru mecanismul studiat (figura 3.6) se aleg drept parametrii de configurație unghiurile γ,
φ și β dintre care unul singur este arbitrar (unghiul ). Unghiurile corespunzãtoare pozițiilor
extreme ale capului balansier (A 1 și A 2) și care definesc cursa acestuia ( SA) impusã de procesul
de pompare se determinã din geometria mecanismului.
Unghiul și cursa articulației B:
(3.31 )


 
  




  
 

b t pr r plb t pr r pt
t pr r pr
lrplr b p
a SA
02 22 2
02 20
02 22 2 2
cos2 22cos2arccossin
cos2arcsin2arccos



M
bS
aSB A
M

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
35
Ploieș ti 2017

(3.32)

Din tringhiul dreptunghic OO 2O1 se obțin:
(3.33 )

lungimea d=OO 1

și unghiurile:
o
M rad 35,33 581,0975,705,3 
A M B Sabb S 
m SB 815,3 64,4975,7558,6


Hzarctg0
orad arctg 877,39 696,075,67,4
0  


2 2z H d
m d 225,8 7,4 75,62 2
Fig 3.6 Geometria unitãții de pompare acționatã cu motoare hidraulice liniare
1B2B
CB
B
1ACA2A
Aba
O
O121M
2

1
H
Z0
O21
2
xBm=l0xBM=l0+xM
xB=l0+xd
0
O1B
l0
xB=l0+xMHL1B

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
36
Ploieș ti 2017 (3.34)

(3.35)

(3.36)

(3.37)

Aplicând teorema cosinusurilor în triunghiurile O 1OB 1 și O 1OB 2 se determinã:
(3.38)

(3.39)

𝑥𝐵𝑀=8,183 𝑚
și cursa punctului B dupã direcția x (a motorului hidraulic liniar):

(3.40)

0 02
orad 151,55 963,00  
orad 194,44 771,01  
M1 2
orad 107,66 154,12  
1 2
orad 912,21 382,0 
12 2
11 0 cos2 db b d BOl xBm 
m lm xBm
772,5; 772,5
0
22 2
21 cos2 db b d BO xBm 
Bm BM xB x xx S 
m x SxB 412,2 772,5 183,8 

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
37
Ploieș ti 2017 În triunghiurile O 1OB 1 și O 1OB 2,aplicând teorema sinusurilor, se obține:
(3.41)

(3.42)

(3.43)







 


 





1 11 1
1 11 11 1 1
sin arcsinsin arcsin
sin sinsin sinsin sin sin
  
  
BmBm
BmBmBm
xbxd
xbxdx b d
oo
radrad
38,52 914,0426,83 465,1
11
  







 


 





2 22 2
2 22 22 2 2
sin arcsinsin arcsin
sin sinsin sinsin sin sin
  
  
BMBM
BMBMBm
xbxd
xbxdx b d
oo
radrad
115,47 822,0778,66 165,1
22
  



2 12 1

oo
radrad
265,5 092,0448,16 291,0
  


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
38
Ploieș ti 2017 3.4. ECHILIBRAREA UNITĂȚII DE POMPARE

Schema de calcul pentru echilibrarea unitãții de pompare este prezentatã în (3.13).
Într-o primă aproximație se neglijează sarcinile dinamice, care sunt reduse din cauza frecvenței
mici a ciclurilor de pompare, precum și frecările și rezistențele hidraulice.
Se notează cu:
p1 – presiunea din cilindru la cursa ascendentă;
p2 – presiunea din cilindru la cursa descendentă;
q – presiunea aerului din rezervor (camera pneumatică);
S – lungimea cursei pistonului de lucru;
Ac – secțiunea cilindrului de lucru;
Ar – secțiunea rezervorului;
h = (z 1 – z2) – denivelarea lichidului din rezervor în timpul cursei.

Fig. 3.15 Variația presiunii și înălțimii coloanei de
lichid în rezervor.
În aceste condiții, se pot scrie pentru cursa ascendentă și descendentă relațiile:
(3.44 )

c b l Ap GG 1

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
39
Ploieș ti 2017 (3.45)

(3.46)

(3.47)

(3.48)

în care:
Gl reprezintă greutatea garniturii de prăjini în lichid;
Gb – greutatea coloanei de lichid pe secțiunea brută a pistonului.
Se cunoaște:
Gl = 6.641 ×104kN ;
Gb = 5.052 ×104kN ;
Dc = 160 mm ;
p1=6,769∙10 N/m=6,769MPa
p2=1,748 ∙10 N/m=1,748 MPa
Dacă se neglijează influența înălțimii coloanelor de lichid din rezervor si din cilindrul de
lucru, sarcina pompei va fi:
– la cursa ascendentă:
𝑝𝑎=𝑝1−𝑞𝑚 (3.49)

(3.50)

– la cursa descendentă:
𝑝𝑑=𝑞𝑚−𝑝2 (3.51)

c l Ap G2
cb l
AGGp1
cl
AGp2
cb
AGpp2 1
m a qp p1

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
40
Ploieș ti 2017 (3.52)

presiunea medie a aerului din rezervor.
Contrabalansarea (echilibrarea) ideală se obține când aceste sarcini sunt egale, punându -se deci
condiția:
𝑝1−𝑞𝑚=𝑞𝑚−𝑝2 , (3.53)

Adicã :
𝑞𝑚=𝑝1+𝑝2
2=𝐺𝑙+𝐺𝑏
2
𝐴𝑐=4.258 ×106 (3.54 )

obținându -se astfel presiunea medie necesară a aerului în camera pneumatică, corespunzatoare
nivelului mediu zm:

Se echilibrează greutatea garniturii de prăjini, plus jumătate din greutatea coloanei de lichid.
În realitate, sarcina pompei variază de -a lungul cursei, datorită influenței coloanelor de
lichid din cilindrul de lucru și din rezervor.
Notăm cu ρ densitatea lichidului de lucru din sistem și punând condiția de încărcare mai
mare sau egală a pompei la mijlocul cursei ascendente și celei descendente , rezultă :

(3.55)
(3.56)

2p qpm d
mq
22 1zzzm

2 2 2 22 0 0 1Sg phhg qhhg qSgpm m
02 1
2 2hhSgppqm

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
41
Ploieș ti 2017 Dacă lich idul de lucru este petrol cu densitatea , atunci 𝛾=9000 𝑁
𝑚3. Se
consideră h0=1000 mm.
Pentru funcționarea în condiții favorabile a întregii instalații și, în special, a pompei, este
necesar ca diferența de sarcină ( pa’ – pa) să fie minimă. Aceasta se realizează în primul rând prin
reducerea denivelării h, care este proporțională cu lungimea și invers proporțional ă cu secțiunea
rezervorului:
(3.57 )

Se admite diametrul rezervorului Dr = 1500 mm.

Considerând izoterme procesele de comprimare și destindere succesive ale aerului în camera
pneumatică, găsim relațiile dintre presiunea aerului și nivelul lichidului din rezervor (se admite ca
nivel mediu zm =1500 mm):
(3.58)

mm
mm
mm
m
zhqhzzqzzqq


211
211
(3.59)

(3.60)

𝑞1=4.258 ×106
𝑞2=4.259 ×106
3/ 900 mkg
SDDSAAh
rc
rc2
027,0 420,25,1160,02


h
mm
mm
mm
m
zhqhzzqzzqq


211
211
mm
zhqq

211
2

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
42
Ploieș ti 2017
Sarcina pompei de alimentare a motoarelor hidraulice liniare din diferite faze de
funcționare va fi:
● la începutul cursei descendente :
(3.61)

pa=2,492×106Pa
● la sfârsitul cursei ascendente
(3.62 )

pa′=2.534×106Pa
● la începutul cursei descendente
(3.63 )

pd=2.487 × 106Pa
● la sfârsitul cursei descendente
(3.64)

pd′=4.277 ×106Pa
Variația sarcinii in timpul unei curse este:

hSg qqp p p pd d a a 1 2 ' ' (3.65)

Debitul Q nominal al pompei , se calculează pe baza dimensiunilor adoptate și a parametrilor
regimului de pompare:
(3.66)

în care: k reprezintă coeficientul ce ține seama de pierderile de lichid din sistem; se recomandă ca
k = 1,05 1,1 și se adoptă k = 1,1.
  hhg qp pa 0 2 1
 0 1 1' hg qSg p pa 
 Sg p hg qpd 2 0 1
2 0 2 ) ( ' phhg q pd 
knSAQc60


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
43
Ploieș ti 2017 Q=0,014m3
s
Acționarea pompei se face de către un motor electric asincron, a cărui putere se calculează
cu relația:
(3.67)

în care:
– randamentul volumic; = 0,9 0,98 se adoptă = 0,95;
-randamentul hidraulic; = 0,76 0,95 se adoptă = 0,85;
– randamentul mecanic; = 0,9 0,93 se adoptă = 0,92.

𝑃=1,1×9000 ×2200 ×8.1×10−4
0,95×0,85×0,92=1.267 ×103=1267 𝑘𝑊
Se alege pompa centrifugă de uz general 125 -250 cu debitul = 200 m3/h și H= 280 m

m H vQHgP
1,1
v
v

v
H
H

H
m
m

m
Q

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
44
Ploieș ti 2017 3.5. PROIECTAREA MOTORULUI HIDRAULIC LINIAR

3.5.1. Dimensionarea cilindrului de lucru

Motorul hidraulic liniar are urmãtoarele caracteristici:
– diametrul interior al cilindrului: Di=0,16 m,
– presiunea maximã: pM= 9 MPa,
– sarcina maximã: FM=149,5 kN.
Pentru un motor hidraulic liniar:

Dimensionarea cilindrului se realizeazã în teoria tuburilor cu pereți groși solicitați la
presiune interioarã.
Distribuția de tensiuni în peretele unui tub supus la presiune interioarã se determinã cu
ajutorul formulelor [7]:
(3.68)

unde:
pi-presiunea interioarã;
k-raportul diametrelor; 𝑘=𝐷𝑖
𝐷𝑒;
b-raza exterioarã a cilindrului; 𝑏=𝐷𝑒
2;
r-raza curentã.

m DMPa P PkN F F
i 16,0384,32769,675,7425,149








22
222
2
1111
rb
kprb
kp
ii
r


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
45
Ploieș ti 2017 Pentru 𝑟=𝐷𝑖
2.
(3.69 )

Pentru 𝑟=𝐷𝑒
2 :
(3.70)

Distribuția tensiunilor pe grosimea peretelui tubului este prezentatã în figura 3.16.

Fig.3.16. Distribuția de tensiuni.

Pentru dimensionare se aplicã teoria de rezistențã Tτ (teoria tensiunilor tangențiale maxime)
care în cazul când , conduce la condiția .
Cilindrul se confecționeazã din OLT 65 conform STAS 8183 -83 (EN 10305), oțel care are
urmãtoarele caracteristici mecanice:
σr=660 MPa
σc=(360…400) MPa
𝜎𝑎=𝜎𝑟
𝑐=660
8=82.5 𝑀𝑃𝑎

11
22

kkpp
ii r

120
2
kpir

0 ,r r 
a r ech 

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
46
Ploieș ti 2017 unde:
σr-rezistența materialului la rupere ;
σc-rezistența materialului la curgere ;
σa-efortul unitar admisibil ;
c-coeficient de siguranțã pentru condiții grele de lucru care are valorile: 6…8.
Introducând valorile tensiunilor de pe conturul interior al tubului unde solicitarea este
maxim ã în condiția , se obține relația de dimensionare:
𝑘≤√𝜎𝑎−2×𝑃𝑖
𝜎𝑎→𝑘=0.958
𝑘=𝐷𝑖
𝐷𝑒→𝐷𝑒=166 .998
Se adoptã D e=170 mm.

Grosimea de perete a cilindrului de lucru este :
𝛿=𝐷𝑒−𝐷𝑖
2=7,5𝑚𝑚
Deplasarea radialã u se determinã cu relația:
u=εθ∙r
𝑢=𝑃×𝑟
𝐸×(𝑘2−1)×[(1−2×𝜇)+(1+𝜇)×𝑏2
𝑟2]
𝑢=1.549

3.5.2. Calculul de dimensionare și verificare al tijei

Motorul hidraulic are lungimea de 3,4 m și lungimea maximă a cursei 𝑆𝑚𝑎𝑥 =2,420 𝑚.
Tija este confecționatã din OLT 65 conform STAS 8183 -83 (EN 10305).
𝐿𝑡𝑜𝑡=3,4+2,420 =5,820 𝑚.
Diametrul tijei este 𝑑𝑡=0,080 m.
În cazul tijelor solicitate la compresiune cu raportul 𝑙𝑡
𝑑𝑡≥10 dimensionarea este determinată
din calculul de stabilitate la flambaj.
a r ech 

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
47
Ploieș ti 2017 În general, flambajul este corespunzãtor domeniului elastic (fig. 3.15), deci, conform relației
lui Euler, forța criticã se determinã cu relația:
(3.71)

unde:
E-modulul de elasticitate, 𝑁
𝑚𝑚2;
Imin-momentul de inerție minim ;
lf-lungimea de flambaj.
Forța maxima Fmax se limiteazã în funcție de valoarea adoptatã și de coeficientul de
frecare cf.
cf=3,5…5
cf=4 pentru cilindrii fabricați în România
cf=2,5…3,5 conform firmei Rexroth.

Raza de girație se calculeazã cu relația:
(3.72)

Fig. 3.17. Curba de flambaj.

2m in2
fcrlIEF
AIiz
z

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
48
Ploieș ti 2017 unde A -aria secțiunii transversale a tijei.

φ=coeficientul de reducere la flambaj.
φ=0,106.
𝐹𝑚𝑎𝑥 =𝜑×𝐴×𝜎𝑎𝑐=1.199 ×105𝑘𝑁
Problema care se pune în principal se referã la determinarea lungimii de flambaj lf care
corespunzãtor unei anumite situații de instalare a motorului hidraulic liniar de manevrã, trebuie
sã asigure cursa de lucru fãrã riscul pierderii stabilitãții. Soluția de instalare este corespunzãtoare
figurii 3.18.
Se considerã cã flambajul are loc în domeniul elastic.
Momentul de inerție se calculeazã cu relația:
𝐼𝑧=𝜋×𝑑𝑡4
64=2.011 ×10−6𝑚𝑚4
Pentru determinarea domeniului de pierdere a stabilitãții este necesarã cunoașterea coeficientului
de zveltețe λ.
Coeficientul de zveltețe : 𝜆=𝑙
𝑖𝑧=291

Fig. 3.18 Soluția de instalare motorului hidraulic liniar de manevrã

443,244, 502610 056,201imm4, 5026480
4dA
4
z22 2
t


UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
49
Ploieș ti 2017 3.5.3. Calculul pistonului motorului hidraulic

Pentru calculul de rezistență, pistonul se consideră o placă circulară supusă unei presiuni
uniform distribuită, încastrată pe conturul interior, fig. 3.19.

Fig. 3.19 Schema de calcul a pistonului.
Pistonul se confecționează din OLC 45 sau C45 conform SR EN 10083 , cu următoarele
caracteristici:
𝜎𝑐=360 ∙103 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑟=620 ∙103𝑀𝑃𝑎
Rezistența admisibilă se calculează cu relația:
𝜎𝑎=𝜎𝑐
𝑐=360 ∙103
3,5=103 𝑀𝑃𝑎
Tensiunile secționale care apar după direcția radială și tangențială sunt [7]:

𝑀𝑟=𝑝×𝑏2
4×[5+𝜇
4+(1+𝜇)×𝑙𝑛𝑟
𝑎−3+𝜇
4×(𝑟
𝑏)2
+1+𝜇
2×(1
2×𝛽2−2×𝛽2×𝑙𝑛𝛽
𝛽2−1)]
−1−𝜇
4(4×𝛽2×𝑙𝑛𝛽
𝛽2−1−1)×(𝑎
𝑟)2

(3.73)

a h
b p

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
50
Ploieș ti 2017 𝑀𝜃=𝑝×𝑏2
4×[(1+𝜇)×𝑙𝑛𝑟
𝑎+𝜇−1+3×𝜇
4×(𝑟
𝑏)2
+(1+𝜇)+(𝛽2+1)
4×𝛽2
−𝛽2×𝑙𝑛𝛽
𝛽2−1×[1+𝜇−(1−𝜇)×(𝑎
𝑟)2
]−1−𝜇
4×(𝑎
𝑟)2
]
(3.74)

unde: a – raza tijei; a = 40 mm;
b – raza interioară a cilindrului; b =80 mm;
p – presiunea care acționează asupra pistonului;
.
În fig. 3.20. sunt reprezentate variațiile tensiunilor secționale:

Fig. 3.20 Variația tensi unilor secționale pentru pistonul motorului hidraulic.

204,008,0ab

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
51
Ploieș ti 2017
Valorile externe ale tensiunilor secționale sunt:
– pentru r = a

– pentu r = b

Condiția de rezistență după teoria tensiunilor tangențiale maxime este:
(3.75)

(3.76)

(3.77)

Secțiunea critică este cea de încastrare ( r = a ) și condiția de rezistență ia forma:
(3.78)

(3.79)

Se adoptă h = 0,1 m.

23687,0 pb Mr 
22045,0 pb M 
20407,0 pb Mr 
20122,0 pb M 
 a r r ech   ,, max
26
hMr
r
26
hMt
t
ar
rhM26
mMh
ar022,010 103080,0 10 384,3 3687,06 6
62 6
 

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
52
Ploieș ti 2017
3.6. CONCLUZII

În acest capitol, s -a ales echipamentul de adâncime ce cuprinde pompele de adâncime,
garnitura de prăjini de pompare ș i respectiv țevile de extracție. S -au calculat sarcina maximă și
minimă din prăjina lustruită la cele dou ă curse (ascendentă și descendentă) și s-a dimensionat
garnitura de prăjini de pompare, verificându -se și alegerea tijei lustruite.

S-a dezvoltat studiul geometriei unității de pompare și s -au stabilit parametrii de proiectare
ai motoarelor hidraulice liniare obținându -se astfel: cursa capului balansier: SA=4,64m; frecvența
curselor capului balansier: n=7cd/min; a=OA=7,975m; b=OB=6,558m; H=OO 2=6,75m;
z=O 2O1=4,7m.
În finalul capitolului s -a reali zat echilibrarea unității de pompare și s -a ales motorul hidraulic
liniar cu următoarele caracteristici: diametrul interior al cilindrului: Di=0,16 m; presiunea
maximã: pM= 9 MPa ; sarcina maximã: FM=149,5 kN, și s-a realizat calculul de dimensionare a
cilindrului de lucru cu ajutorul teoriei tuburilor cu pereti groși solicitați la presiune interioară.

În continuare , se va efectua analiza economică a unui sistem de produc ție cu calculul
costului de produc ție pentru un cilindru hidraulic si calculul principalilor indicatori de eficiență
pentru compania S.C. Uzina Mecanica Plopeni S.A.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
53
Ploieș ti 2017 4. ANALIZA ECONOMIC Ă A SISTEMULUI DE PRODUCȚIE
4.1. COSTUL DE PRODUCȚIE

Costul de producție reprezintă valoarea băneas ca a materialelor , manoperei și a tuturor
celorlalte cheltuieli pe care le necesită realizarea unui produs.
Pentru calculul costului de producție se folosește următoarea relație :
𝐶𝑝=𝐶𝑚+𝐶𝑠×(1+𝑅𝑆
100)×(1+𝑅𝑢
100)
Unde:
▪ 𝐶𝑝 este costul de producție ;
▪ 𝐶𝑚este costul materialelor ;
▪ 𝐶𝑠 este costul manoperei directe ;
▪ 𝑅𝑆 este regia secției de prelucrări mecanice ;
▪ 𝑅𝑢 este regia generală a uzinei .
În tabelul 4.1. este prezentat costul materialelor aferent cilindrului hidraulic :
Tabelul 4.1.
Denumire element Costul materialului , lei/buc
Tijă 85
Piston cu garnituri de cauciuc 115
Cilindru 150
Racorduri 50
Garnituri 10
∑ 410

Rezultă un cost al materialelor de 410 lei/buc.
Considerând salariu mediu brut pe economie 3131 lei , pentru 160 de ore lucrate pe lună ,
rezultă un salariul mediu pe ora de 19.56 lei/oră. Operatorii sunt plătiți diferit în funcție de

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
54
Ploieș ti 2017 calificarea fiecărui a , de exemplu pentru lucrările de debitare, degroșare este necesară o calificare
scăzută în timp ce pentru o operație de finisare este necesară o calificare medie , iar pentru
lucrările de rectificare de orice fel este nevoie de o calificare ridicată.
În tabelul 4.2. este prezentat costul cu manopera pentru cilindrul hidraulic :
Tabelul 4.2.
Tipul operației Norma de timp, min Salariul orar , lei/oră Costul operației
Trasare 5 8 0,51
Debitare 3 8 0,76
Strunjire 80 10 3,55
Găurire 17 10 1,18
Rectificare 62 20 4,2

Costul manoperei este de 10,2 lei , iar costul de fabricație co nsiderând regia secției de
prelucrare 𝑅𝑠=150% …200% , este :
𝐶𝑓=𝐶𝑚+𝐶𝑠×(1+𝑅𝑠
100)=435 ,5 𝑙𝑒𝑖/𝑏𝑢𝑐
Costul de produ cție pentru cilindrul hidraulic , considerând regia generală a uzinei 𝑅𝑢 =
30% , este :
𝐶𝑝=𝐶𝑓×(1+𝑅𝑢
100)=566 ,15 𝑙𝑒𝑖/𝑏𝑢𝑐

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
55
Ploieș ti 2017 4.2. CALCULUL PRINCIPALILOR INDICATORI DE EFICIENȚĂ

Analiza economico -financiară constituie instrumentul de supraveghere a activității și a
performanțelor unei organizații economice. Rezultatul economic permite evidențierea în spațiu și
timp a modului în care s -a realizat obiectul de activitate al organizației , oferind informații pentru
managementul global al organizației.
Rezultatul economic evidențiază următoarele aspec te :
• gradul de respectare a tehnologiilor folosite (norme de consum specifice directe și
indirecte);
• modul de alocare și combinare a factorilor de producție precum și limitele de substituție
ale acestora ;
• modul în care se asigură fluxurile financiare pe categorii de activități.

Analiza economico -financiară oferă răspunsuri la următoarele probleme
• care sunt implicațiile tehnologice economice si financiare ale adoptării unei anumite
structuri a utilităților si resurselor ;
• cum se asigură echilibrele financiare de bază ;
• în ce măsură eficiența si randamentele obținute îndeplinesc cumulativ două condiții :
▪ utilizarea eficient ă a resurselor ;
▪ acoperire corespunzătoare a cerințelor pieței.
Etapel e analizei economico -financiare :
a) delimitarea obiectului an alizei în timp și în spațiu din punct de vedere cantitativ ,
calitativ sau după alte criterii ;
b) determinarea elementelor , cauzelor si factorilor de influență;
c) stabilirea corelațiilor dintre fiecare factor și fenomen analizat;
d) măsurarea influenței actiunii factorilor asupra rezultatului final, prin aplicarea
modelului.
În continuare se vor calcula indicatorii de eficiență corespunzătoare companiei S .C.
Uzina Mecanic ă Plopeni S.A., pornind de la următoarele date prezentate în tabelul 4.3. :

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
56
Ploieș ti 2017 Tabelul 4.3.
Indicatori 2014 2015 2016
Cifră de afaceri, lei/an 18.229.112 13.528.227 18.859.999
Costul total, lei/an 18.230.003 20.684.002 22.982.321
Numărul mediu de
salariați, nr.persoane 225 240 260
Fond salarii brute ,
lei/an 6.204.600 7.058.880 8.493.408
Fond salarii nete, lei/an 4.700.700 5.351.040 6.728.832

În tabelul 4.4. sunt prezentați indicatorii calculați :
Tabel ul 4.4.
Indicatori calculați 2014 2015 2016
Salariu mediu brut,
lei/lună 2298 2415 2681
Salariu mediu net ,
lei/lună 1741 1858 2124

Ponderea
cheltuielilor cu
salariile brute în
cifra de afaceri , % 34% 52,67% 45%
Ponderea
cheltuielilor cu
salariile brute în
cifra de afaceri , % 35% 52% 35,67%
Profit net ,
lei -891.842 -7.155.775 -4.122.322

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
57
Ploieș ti 2017 În continuare sunt prezenta ți grafic cei mai importanți indicatori de eficiență a
intreprinderii S.C. Uzina Mecanică Plopeni S.A :

Graficul 4.1

Graficul 4. 2

18,229,112
13,528,27718,859,999
2014 2015 2016Cifra de afaceri
2014 2015 2016
-891,842
-7,155,755-4,122,322Profit net

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
58
Ploieș ti 2017 Graficul 4. 3

Graficul 4. 4

-4%
-52%-21%2014 2015 2016Marj ă profit net
225240264
2014 2015 2016Num ăr angaja ți

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
59
Ploieș ti 2017 4.3. STUDIU DE FEZABILITATE

Studiul de fezabilitate presupune determinrea rentabilității unei investiții, el reprezintă în
esenț ă o analiză a unei achiziții.A tunci când se discută de investiții și alocare de capital in
vederea realizării unor proiecte, prima etapă o constituie realizarea unui studiu de prefezabilitate
la nivel g eneral și a unui studiu de fezabilitate la un nivel de detaliere foarte mare.
Studiul de fezabilitate justifică sau nu , din punct de vedere economic, oportunitate unei
investiții permițând orientarea acelei investiții, fundamentarea struncturilor ei și alegerea
variantei optime. Aceasta evaluarea presupune un număr de activități :
▪ analiza fiecărui proiect din punct de vedere al orientării investiției în vederea adoptării
deciziei de a merge sau nu în finalizarea proiectului;
▪ se pornește de la teoria deci zională ce impune o paletă largă de variante, în vederea
determinării variantei optime;
▪ există situații care vizează proeicte de investiții ce se raportează la un capital limitat și
care corespund unor cerințe sau strategii ale economiei naționale. În aces te situații avem
următoarele criterii:
• să corespundă obiectivelor,strategiilor și misiunii organizației;
• să permită o decizie fundamentală pe alternative comparate;
• să permită încorporarea actualizarii ca element definitoriu al deprecierii
banilor.
Anal iza economico -financiară se clădește pe următoarele premise
• comparabilitatea în timp a valorilor,implică transferul în timp a acestora prin
intermediul unor coefictinți de actualizare;
• adoptarea unei rate de actualizare;
• alegerea unor momente caracteristi ce ale procesului de investiții si de producție.
Amortizarea și actualizarea sunt elementele obligatorii în cadrul unui studiu de
fezabilitate.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
60
Ploieș ti 2017 4.3.1. Amortizarea

Amortizarea este o trecere treptată a valorii capitalului fix asupra producției , realizată cu
acel capital fix în decursul unei perioade T și este în legaătură cu uzura fizică si morală a
achiziției.
Amortizarea se p oate determina prin două metode : uniformă și accelerată (declining
balance)
În cadrul metodei uniforme se calculează o cotă de a mortizare anuală care este constatată
pe o perioada T(T este durata de timp aferentă uzurii fizice și morale a unității de pompare intr –
un interval de timp oarecare). Cota de amortizare se cal culeaza cu următoarea relație :
𝐶𝐴 𝑛=1
𝑇×100 [%]
Amortizarea an uală : 𝐴𝑛=𝐶𝐴 𝑛×𝐼
I este valoarea investiției.
În cadrul metodei accelerate (declining balance) se are în vedere calcularea unei cote
anuale ce se obține din cota de amortizare întâlnită la metoda uniformă
𝐶𝐴=(1,5−2)×𝐶𝐴 𝑛
Pentru fieca re valoare anuală de amortizare , există o exprimare diferită în fiecare an,se
ține seama ca d e regulă în primii ani de amortizează mai mult decât în ultima parte a periodei de
amotizare.
𝐴1=𝐶𝐴×𝐼
𝐴2=(𝐼−𝐴1)×𝐶𝐴
.
.
𝐴𝑇=𝐼−𝐴1−𝐴2−⋯−𝐴𝑇−1

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
61
Ploieș ti 2017 Altă metodă este SYD(sum of the digits -suma anilor pe degete) la care se calculează
factorul SYD ca fiind :
𝐹𝑆𝑌𝐷 =1+2+⋯+𝑇
Cotele de amortizare anuale sunt diferite de la an la an și se calculează cu relația :
𝐶𝐴 𝐼=(𝑇+1−𝑖)
𝐹𝑆𝑌𝐷
𝑖=1…𝑇
Amortizarea anuală : 𝐴𝐼=𝐶𝐴 𝐼×𝐼

4.3.2. Actualizarea

Rata de actualizare cuprinde : rata inflației, rata dobânzii banca re și o rată a riscului de
țară, astfel :
𝑖=𝑟𝐼+𝑟𝑑+𝑟𝑟
Factorul de actualizare este : 𝐹𝑎=1
(1+𝑖)𝑛 , 𝑛=0…𝑇;
Metoda DCF (Discounted Cash Flow) este o metoda ce ține seama de factorul de timp,de
ieșirile și intrările în sistem,funcție de timp făcând apel la două elemente : eșalonarea in timp a
întregului cost și eșalonarea în timp a veniturilor pornind pe axa timpului dintr -un moment de
timp egalat cu 0,adică moemntul efectuării primei cheltuieli legate de ac tivitatea firmei.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
62
Ploieș ti 2017 4.4. CONCLUZII

S-a efectuat analiza economică a sistemului de productie și anume costul de producție al
unui cilindru hidraulic rezultând un cost de fabricație de 435 ,5 𝑙𝑒𝑖/𝑏𝑢𝑐,costul de producție
fiind 566 ,15 𝑙𝑒𝑖/𝑏𝑢𝑐 .

Din c alculul indicatorilor de eficiență pentru compania S.C. Uzina Mecanica Plopeni S.A.
rezultă ca marja profitului net pentru anul 2014 este -4% , pentru 2015 de -52% , iar pentru anul
2016 este de -21% .

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
63
Ploieș ti 2017 5. NORME DE SECURITATE ȘI SĂNĂTATE ÎN MUNCĂ

Normele specifice de securitate a muncii sunt reglementări cu aplicabilitate națională, care
cuprind prevederi minimal obligatorii pentru desfășurarea principalelor activitați din economia
naționala în condiții de securitate a muncii.
Normele specifice de securitate a muncii fac parte dintr -un sistem unitar de reglementări
privind asigurarea sănătații și securității în muncă, sistem compus din:
– Normele generale de protecție a muncii care cuprind proceduri de securitate a muncii și
medic ina a muncii, general valabile pentru orice activitate;
– Normele specifice de securitate a muncii care cuprind prevederi de securitate a muncii,
specifice unor anumite activitati sau grupe de activitati, detaliind prin aceasta prevederile
Normelor generale de protectie a muncii. Prevederile tuturor acestor norme specifice de
securitate a muncii se aplica cumulativ si au valabilitate nationala indiferent de forma de
organizare sau proprietate in care se desfasoara activitatea pe care o reglementeaza.
Structur a sistemului national de norme specifice de securitate a muncii urmareste corelarea
prevederilor normative cu riscurile specifice uneia sau mai multor activitati si reglementarea
unitara a masurilor de securitate a muncii pentru activitatile caracterizate prin riscuri comune.
Structura fiecarei norme specifice de securitate a muncii are la baza abordarea sistemica a
aspectelor de securitate a muncii, practicata in Normele generale de protectie a muncii. Conform
acestor abordari, procesul de munca este trata t ca un sistem complex structurat, compus din
urmatoarele elemente care interactioneaza reciproc:
– Executantul: omul implicat nemijlocit in executarea unei sarcini de munca.
– Sarcina de munca: totalitatea actiunilor ce trebuie efectuate prin intermediul mijl oacelor
de productie si in anumite conditii de mediu, pentru realizarea scopului procesului de
munca.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
64
Ploieș ti 2017 – Mijloace de productie: totalitatea mijloacelor de munca (instalatii, utilaje, masini, aparate,
dispozitive, unelte etc.) si a obiectelor muncii (materii p rime, materiale, etc.) care se
utilizeaza in procesul de munca.
– Mediu de munca: ansamblul conditiilor fizice, chimice, biologice, psihologice in care
unul sau mai multi executanti isi realizeaza sarcina de munca.
Din punct de vedere al sănătatii și securi tății în muncă, Codul Muncii stabilește o serie de
obligații în sarcina angajatorului, după cum urmează :
▪ să ia toate măsurile necesare pentru protejarea vieții și sănătații salariaților;
▪ să achite toate obligațiile financiare care decurg din măsurile priv ind sănătatea și
securitatea în muncă;
▪ să asigure toți salariații pentru riscul de accidente de muncă și boli profesionale;
▪ să organizeze instruirea angajaților săi în domeniul sănătății și securității în
muncă;
▪ să organizeze controlul permanent al stării materialelor, utilajelor și substanțelor
folosite în procesul muncii, în scopul asigurării sănătății si securității
salariaților;
▪ să răspundă pentru asigurarea condițiilor de acordare a primului ajutor în caz de
accidente de muncă și / sau îmbolnăviri profesionale ;
▪ să ia toate măsurile pentru constituirea comitetului de securitate și sănătate în
muncă, dacă are cel puțin 50 de salariați;
▪ să asigure accesul salariaților la serviciul medical de medicină a muncii.
Principiile generale de prevenire cuprin se in Legea nr. 319/2006 privind securitatea și
sănătatea în muncă (transpunerea Directivei cadru 89/391/C.E.E. ) sunt preluate în totalitate de
art. 173, alin. 2:
• evitarea riscurilor;

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
65
Ploieș ti 2017 • evaluarea riscurilor care nu pot fi evitate;
• combaterea riscurilor la sursă;
• adaptarea muncii la om, în special în ceea ce privește proiectarea locurilor de muncă
și alegerea echipamentelor și metodelor de muncă și de producție, în vede rea
atenuării, cu precădere, a muncii monotone și a muncii repetitive, precum și a
reducerii efectelor acestora asupra sănătății;
• luarea în considerare a evoluției tehnicii;
• înlocuirea a ceea ce este periculos cu ceea ce nu este periculos sau cu ceea ce este mai
puțin periculos;
• planificarea prevenirii;
• adoptarea măsurilor de protecție colectivă cu prioritate față de măsurile de protecție
individuală;
• aducerea la cunoștință salariaților a instrucțiunilor corespunzătoare.
În elaborarea măsurilor de securitate și sănătate în muncă, angajatorul se consultă cu
sindicatul (sau reprezentanții salariaților), precum și cu comitetul de securitate și sănă tate în
muncă, acestea urmând a fi prevăzute în contractul colectiv de muncă aplicabil sau/și în
regulamentul intern.
Un rol deosebit de important este cel al inspectorului de muncă, el având posibilitatea, cu
avizul medicului de medicină a muncii, să impu nă ca angajatorul să solicite organismelor
competente, contra cost, analize și expertize asupra unor substanțe sau prepárate considérate
periculoase.
Conform prevederilor art. 181 din acest act normativ, la nivelul fiecărui angajato r cu mai
mult de 50 de angajați se constituie un comitet de securitate și sănătate în muncă, cu scopul de a
asigura implicarea salariaților la elaborarea și aplicarea deciziilor în domeniul SSM.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
66
Ploieș ti 2017 Înceea ce privește medicul de medicină a muncii, acesta este un salariat atestat în profesia sa
potrivit legii, titular al unui contract de muncă încheiat cu un angajator sau cu o asociatie
patronală (art.184), care este independent în exercitarea profesiei sale.
Deasemenea, se stabilesc sarcinile principale ale me dicului de medicină a muncii care
constau în:
• prevenirea accidentelor de muncă și a bolilor profesionale;
• supravegherea efectivă a condițiilor de igienă și sănătate în muncă;
• asigurarea controlului medical al salariaților atât la angajarea în muncă, cât și pe
durata executării contractului individual de muncă.
Elementele programului de activitate pentru îmbunătățirea mediului de muncă din punct
de vedere al sănătății în muncă, pe care îl stabilește medicul de medicină a muncii sunt specifice
pentru fiecare angajator și sunt supuse avizării comitetului de securitate si sănătate in munc ă,
acolo unde este cazul.

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
67
Ploieș ti 2017 6. CONCLUZII PROIECTULUI

Lucrarea cu tema “Proiectarea unei unități de pompare cu balansier acționată cu motoare
hidraulice liniare” urmarește stabilirea parametrilor de proiectare a unei instalații de pompare
echipată cu unitate de pompare cu balansier, cu calculul sarcinii (maxime și minime) din prăjina
lustruită, cu studi ul geometriei și ech ilibrării unității de pompare.
Deasemenea, s -au stabilit parametrii de proiectare ai motoarelor hidraulice liniare cu
determinarea geometriei, cinematicii și echilibrării unităților de pompare acționată cu motoare
hidraulice liniare.
Obiectivul capitol ului 2 a fost de a prezenta cele doua tipuri de unitați de pompare
convenționale și neconvenționale , cele mai utilizate fiind unitățile de pompare cu balasier. S -au
prezentat si structurile funcțional -constructive ale celor două unități de pompare cu balansier, cu
schema directă, respectiv inversă.
În capitol ul 3 s-a ales echipamentul de adâncime ce cuprinde pompele de adâncime,
garnitura de prăjini de pompare și respectiv țevile de extracție. S-a dezvoltat studiul geometriei
unității de pompare și s -au stabilit parametrii de proiectare ai motoarelor hidraulice liniare astfel:
cursa capului balansier: SA=4,64m; frecvența curselor capului balansier: n=7 cd/min;
a=OA=7,975m; b=OB=6,558m; H=OO 2=6,75m; z=O 2O1=4,7m. În finalul capitolului s -a realizat
echilibrarea unității de pompare și s -a ales motorul hidraulic liniar cu următoarele caracteristici:
diametrul interior al cilindrului: Di=0,16 m; presiunea maximã: pM= 9 MPa ; sarcina maximã:
FM=149,5 kN, urmând să se c alculeze dimensionarea cilindrului de lucru cu ajutorul teoriei
tuburilor cu pereti groși solicitați la presiune interioară.
În cadrul capitolului 4 s-a efectuat analiza economică a sistemului de productie și anume
costul de producție al unui cilindru hidraulic rezultând un cost de fabricație de 435 ,5 𝑙𝑒𝑖/
𝑏𝑢𝑐,costul de producție fiind 566 ,15 𝑙𝑒𝑖/𝑏𝑢𝑐 .
Din c alculul indicatorilor de eficiență pentru compania S.C. Uzina Mecanică Plopeni S.A.
rezultă ca marja profitului net pen tru anul 2014 este -4% , pentru 2015 de -52% , iar pentru anul
2016 este de -21% .

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
68
Ploieș ti 2017 BIBLIOGRAFIE

1. Popovici Al., Utilaj pentru exploatarea sondelor de petrol, Editura Tehnică, București, 1989.
2. Petre N., Chițu -Militaru P., Extracția țițeiului prin po mpaj cu prăjini, Editura Tehnică,
București, 2008.
3. Metsch M., Drăgulescu D., Extracția și transportul țițeiului și gazelor, Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1980.
4. Devanand L. Luthria., Oil extraction and analysis: critical issues and comp arative studies,
SUA, 2004.
5. Pancoș N., Îndrumar pentru extracția țițeiului prin pompaj, Editura Tehnică, București, 1972.
6. Popescu C., Coloja M.P.,Extracția țițeiului și gazelor asociate, Editura Tehnică, București,
1993.
7. Rafael Kandiyoti , Pipelines: flowing oil and crude politics, I.B. Tauris, 2008.
8. Livovschi L., Modelarea mecanicã a pompãrii. In Buletinul Institutului de Petrol, Gaze si
Geologie din București, vol. VI, I.P.G.G. – București, 1960.
9. Popovici Al , Niculae C., Ene C.D, Calculul si constructia utilajului pentru forarea sondelor de
petrol, Editura Universității Petrol –Gaze din Ploiești, 2005.
*** Composite catalog
10. Ulmanu V., Material tubular petrolier, Ed Tehnica, Bucuresti, 1995.
11. Petre N., Chițu -Militaru P., Extracția țițeiului prin pompaj cu prăjini, Editura Tehnică,
București, 1986 .
12. http://www.totalmateria.com/materials.aspx?st=STAS&gr=4&db=S&LN=RO
13. http://www.totalmateria.com/subgroup.aspx?LN=RO&id1=280176&db=S
14. http://www.totalmateria.com/subgroup.aspx?LN=RO&id1=220021&db=S

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
69
Ploieș ti 2017 15. http://www.risco.ro/verifica -firma/uzina -mecanica -plopeni -cui-13741804

UPG /IME/IEDM -Proiect de Diplomă BĂDUICĂ M. Mădălina -Gabriela
70
Ploieș ti 2017 BORDEROU DE DESENE

Nr.crt. Denumire desen Desen de: Format

1.
Unitate de pompare cu balansier
Ansamblu
𝐴0

2.
Motor hidraulic liniar
Execuție
𝐴0

3.
Indicatori de eficiență
Scheme –
Analiză
economică
𝐴1