Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale 5 SISTEME SI ECHIPAMENTE NAVALE ANUL II Universitatea “Ovidius” Constanța Facultatea de Inginerie… [620553]

4

PROIECT LA MECANISME

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

5

SISTEME SI ECHIPAMENTE NAVALE
ANUL II

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

6
CUPRINS :

1. CAPITOLUL I INTRODUCERE …………………………………………………………… 6
2. CAPITOLUL II POMPE VOLUMICE ………………………………………………………19
3. CAPITOLUL III AGREGATE DE TRANSFORMARE………………….………………..28
4. CAPITOLUL IV SCHEMA BLOC A UNEI INSTALATII…………………………….…..43
5. CAPITOLUL V SCHEMA BLOC A UNEI INSTALATII……………………………..….45
6. CAPITOLUL VI SCHEMA CINEMATICA…………………………………………….….50
7. CAPITOLUL VII SISTEME DE POMPARE…………………………………………….… 58
8. CAPITOLUL VIII FLOTOARELE SISTEMELOR DE POMPARE……………………..68
9. CAPITOLUL IX LAGARE DE ALUNECARE……………………………………………..70
10. BIBLIOGRAFIE ………………………………………………………………………………73

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

7
CAPITOLUL I
Introducere
În momentul de fațã a devenit din ce în ce mai evident faptul cã rezervele energetice de combustibili fosili
sunt finite.
Problema surselor de energie bazate pe combustibilii fosili (gaze naturale, petrol, cãrbuni) aflate într -o
continuã scãdere aduce în plan principal ideea utilizarii surselor regenerabile de energie (“SRE”) în locul celor
tradiționale.
Acestea oferã numero ase avantaje în special în vederea protecției mediului înconjurãtor (reducerea
substanțialã a emisiilor de gaze responsabile pentru efectul de serã, emisiile de CO 2 și alți agenți poluanți) dar și
sporirea independenței economice a utilizatorilor care dezv oltã asemenea tipuri de resurse.
Actualul context de dezvoltare economică al omenirii impune un ritm de creștere a energiei consumate cu
aproximativ 1,5% pe an, ceea ce ar duce la dublarea cantității de energie utilizată între anii 2000 – 2040 și la tripla rea
ei până în 2060.
Principalele direcții de acțiune, care au fost declarate, pentru soluționarea problemei energetice la nivel
global sunt următoarele:
– o utilizare mai eficientă a resurselor, în special în punctul de consum final, în clădiri, mijloace de transport și
procese de producție;
– creșterea ponderii utilizării surselor de energie regenerabile;
– dezvoltarea accelerată și implementarea de noi tehnologii (în particular o nouă generație de aplicații care
utilizează combustibili fosili ce genereaz ă emisii de noxe apropiate de zero, precum și aplicații nucleare, în măsura în
care problemele cauzate de interacțiunea lor cu mediul vor fi rezolvate).
Utilizarea surselor de energie regenerabilă a apărut ca alternativă serioasă la arderea combustibililor
tradiționali în ultimele decenii. Printre cele mai eficiente energii alternative sau neconvenționale se consid eră a fi și
energia apelor O ceanului Planetar (v alurile, curenții oceanici, energia und elor și hidro energia). Oceanele și mările
ocupă 71 % din suprafața Pământului și, în plus, dețin o resursă inepuizabilă: valurile.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

8
Energia mărilor și oceanelor se reprezintă sub formă de energie me canică și termică. Apele Oceanului
Planetar dețin un imens potențial energetic care poate fi valorifi cat pentru producerea de energie electrică, rezervele
de energie ale Oceanului Planetar fiind imens e.
Energia internă, corespunzătoare încălzirii cu 20 șC a suprafeței apelor oceanice, în compa rație cu cele
fluviale, are o mă rime de circa 1026 J. Energia cinetică a curenților oceanici este egală aproximativ cu 1018 J,
însă, din această energie se poate utiliza doar o cantitate infim ă. Principalele surse de energie luate în consid erare,
cel puțin la nivelul tehni cii actuale, se referă la: maree, curenții marini, valuri, diferențe de temp eratură ale
straturilor de apă marină.

● Mareele, datorate atracției lunare, se produc cu regularitate în anumite zone de litoral de pe glob, cu
amplitudini care pot ajunge uneori la 14-18 m, determinând oscilații lente de nivel ale apelor marine. Principiul de
utilizare a energiei mareelor în centrale mareomotrice, constă în amenajarea unor bazine îndi guite care să permită
captarea energiei apei, declanșată de aceste oscilații, atât la umplere (la flux), cât și la golire (la reflux).
Centralele mareomotrice sunt de doua tipuri:
– centrale fara baraj – care utilizeaza numai energia cinetică a curentului mareic;
– centrale cu baraj – care utilizeaza energia potentiala creata ca urmare a ridicarii nivelului apei in timpul
fluxului.
Dacă ar putea fi valorifi cată integral în centrale electrice ma reomotrice, cantitatea de energie
disponib ilă ar produce de circa 100.0 00 de ori mai multă energie electrică decât toate hidro centralele aflate în
funcțiune în prezent pe glob (alte calcule apreciază că energia furnizată anual de maree ar putea echivala cu cea
obținută prin arderea a peste 70 mii tone de cărbune). Însă, centralele mareomotrice produc kWh la un preț de cost de
două ori mai mare decât cel obținut în hidro centrale.

● Curenții marini care se pot prezenta sub forma de:
– curenți orizontali (d atorați vânturilor dominante);
– curenți verticali (caz în care apele urcă sau coboară din/spre adâncuri).

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

9
Curenții marini datorați mișcării apelor la nivel planetar, sunt purtătorii unor energii cinetice deosebit de
mari. Literatura de specialitate evidenția ză că un curent oceanic cu o lăți me de circa 100 m, 10 m adâncime și o
viteză de 1 m/s, ar putea genera, timp de un an o energie cinetică de circa 2 milioane kWh.
● Valur ile reprezintă o formă de stocare a energiei transmise de vânt, energie calculabilă și demnă de luat
în consid erație. Miș carea valurilor este datorată tot radiației solare. Calculele au evidențiat că valurile cu înălțimea
de 1 m, lungimea de 40 m și perioadă de 5 s, au o putere disponib ilă de aproximativ 5 kW pe un front de 1 m
lățime. Num eroase institute de cercetări hidr aulice și energetice din SUA, Franța, Marea Britani e, China și Japonia
au în pr ogramul lor de activitate realizarea unor instalații de captare a energiei valurilor. Și totuși, judecând după
potențialul imens oferit de mările și oceanele lumii, energia valurilor este insuficient exploat ată.
● Conversia energeti că oceano-termică, reprezintă obținerea d e energie electrică p e b a z a diferenței
de temp eratură între apele de la suprafață și cele de adâncime. Potențialul termic poate fi valorifi cat prin
intermediul pompelor de căldură. Difer ențele de temp eratură ale stru cturilor de apă marină creează energie
termică – înmagazinată sub formă de căldură. Cantitatea de căldură, ce poate fi valorifi cată corespunde unei
diferențe de potențial termic (între apele de suprafață și cele de adâncime) de până la 30o C.
● O perspectivă mai îndep ărtată o reprezintă obținerea energiei electrice pe baza diferențelor de salinitate
dintre apa sărată și apa dulce (fenomenul este prezent la vărsarea Dunării în Ma rea Neagră).
I.1. Energia valurilor
Valurile sunt mișcări ritmice ale particul elor de apă în jurul unui punct imaginar de echilibru. Sub aspect
fenomenolo gic, se cunosc: valuri eoliene, mareice, anomobarice, navale, stațion are, gravitațional libere, forțate de
vânt. Valurile eoliene sunt cele care apar sub acțiunea forțelor de frecare tangențiale a maselor de aer în
deplasare.
În privința formării valurilor există mai multe teorii, cea mai durabilă fiind teoria valurilor trohoidale
(trochoid – trohoidă, curbă descrisă de un punct al unui cerc care se deplasează pe o suprafață plană; trochoidal
waves – valuri trohoidal e), a lui Gerstner (1802) (modelul de val Gerstner nu este un model perfect, admițând o
anumită formă dată valului). Pe lângă valurile trohoi dale, literatura de specialitate utilizează și alte modele: valuri
de tip Stokes, valuri conoidal e, etc.
Teoria lui Gerstner este elaborată pentru un volum de lichid ide al de adâncime nelimitată, fără frecare
lichidă, cu densitate constantă, în care se formează valuri cu mișcare de translație gravitațională și libe ră.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

10

Concluziile acestei teorii sunt că particul ele de apă în mișcarea lor urmăresc o orbită închis ă, într-un
interval de timp egal perioadei valului, orbită care este ușor deformată pe dir ecția valului iar particul ele de la
suprafață primesc cea mai mare cantitate de energie eoliană, deci vor avea raza orbitei cea mai ma re.
Odată cu creșterea adâncimii, energia se transmite pe cale hidraulică, deci orbitele particul elor vor fi tot mai
mici. Valurile dispun de energie potențial ă, Ep și energie cinetic ă, Ec, care se calculează în funcție de elementele
de mărime a valului și de viteză. Valul cu desfășurare ideală și simetrică este hula regulată, care este un val
gravitațional în stingere, neforțat de vânt. Cum această energie se manifestă în intervalul de timp egal cu perioada T a
valului, puterea P va fi egală cu raportul dintre energia Ep sau Ec și timpul T. deoarece in procesele de captare se
preia in presen t doar una din cele doua forme de energie a valului, expresia puterii brute disponibile este prezentata in
relatia:
(1)
Fig. 1.1 Profilul unui val: h = înălțimea; λ = lungimea de undă; L = lungimea frontului de val

În condițiile în care raportul λ/T exprimă viteza de propagare a valului, numită celeritate (celeritáte
s.f. , livr.- 1. iuțeală, repeziciun e, viteză. 2. viteza de propagare a undei, a perturbației print r-un mediu fluid în r epaus.
– din fr. célérité, lat. celeritas, -atis.) notată cu c: c = (2)

Expresia pute rii se poate scrie și sub forma: P = K · γ · h2 · L · c (3)
ÎnălțimeCreastă
LungimeBazăPovârni
șLungime

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

11
Sub formă simplificată literatura de specialitate recoman dă pentru coeficientul K o valoare fixă, K = 1/16 (în
alte lucrări coeficientul K, ține seama și de adâncimea apei în care se propagă valul). Adoptând valoarea greutății
specifice a apei Mării Neagre, γ = 9986, 58 N/m³, puterea dezvoltată pe fiecare metru de front de val este:
P = 975 · h2 · L · c W/m (4)
Desigur nu toată energia brută va putea fi captată de sistemele aliniate pe frontul r espectiv. O parte din
energie este reflectată la contactul cu captato rii, o alta este disipată în bazinele de recepție și de captare ale
hidro centralelor marine, iar o parte reușește să traverseze zona de barare. În măsura în care o instalație este capabilă
să capteze o cantitate cât mai mare din energia înmagazinată în valuri, deci în măsu ra în care dovedește un
randament global de captare, η, superior, aceasta își demonstr ează eficiența econom ică. Energia captata, E,
se obtine din relatia: E = η · E p (5)
Înălțimea valului (în engleză wave height) este distanța măsu rată pe verticală între creasta valului și linia
de cea mai mică cotă, corespun zătoare bazei valului imediat următor. Înălțimea valului se determină cu ajutorul
unor aparate speciale, iar valorile se dau în metri s au picio are. Înălțimea obișnui tă a valurilor oceanice este de
5 m, iar valorile maxime măsu rate până în prezent sunt:
– 21 m în bazinul nordic al Oceanului Pacific;
– 15,6 m în bazinul nordic al Oceanului Atlantic;
– 14 m în emisfera sudică;
– 11,5 m în Oceanul Indian.
Lungimea valului (în engleză wave lengt h) este distanța în metri sau în picio are măsu rată pe
orizontală între două creste sau scobituri succesive de val. Valorile medii ale valurilor oceanice sunt cuprinse
între 69 m și 110 m. Valorile maxime ale lungimii valurilor d eterminate pe baza unor nume roase observații sunt
următoarele:
– 170 m în bazinul nordic al Oceanului Atlantic;
– 214 m în bazinul sudic al aceluiași ocean;
– 233 m în Oceanul Pacific;
– 342 m în bazinul sudic al Oceanului Indian.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

12
Dimensiuni le maxime ale valurilor se observă în regiunile unde viteza vântului, durata ei și spațiul de
dezvoltare liberă al valurilor sunt cele mai mari. În cuprinsul Oceanului Planetar frecvența cea mai mare o
au valurile cu înălțime mică, sub 2,1 m. În cazul fenomen elor extreme excepționale ele pot avea înălțimi de
peste 20 m și o lungime în jur de 400 m. Valurile obișnui te în timpul uraganelor au o înălțime de circa 8 m, cu
perioadă de 8 secunde, viteză de 18-20 m/s și pantă în jur de 1/10 – 1/30 m.
Regiunile cu uragane frecvente și periculoase pentru navigație coincid cu regiunile de geneză a cicloni lor,
cum sunt părțile nordi ce ale Oceanului Pacific, ale Oceanului Atlantic, p recum și regiunile uraganelor tropicale
(taifunu rilor). Frecvența cea mai mare a uraganelor se observă în perioadele de sfârșit de iarnă (februarie) și de sfârșit
de vară (august).
În momentul când valurile ajung pe fundurile mici din dreptul coastelor întinse are loc fenomenul numit
deferlare. Prin deferlare se înțelege ridicarea, aplecarea în față, îndoirea și prăbușir ea crestei, cu zgomo t. Dacă
deferlarea se produce deasupra unui banc aflat la distanță de coastă, valurile de acest gen se numesc „brizanți".
Calmarea valurilor eoliene în zona portu rilor se obține prin împrîș tierea unei cantități limitate de ulei la suprafața
apei. Prin acest procedeu se oprește mișcarea orbitoidală a particulelor de apă de la suprafață, proces, care prin
interferență, se transmite și la adâncime. Efecte asemănătoare rezultă din acoperirea supr afeței m ării cu sloiuri de
gheață, sau dezvoltarea unei vegetații acvatice pe suprafețe mari.
Picăturile de ploaie calmează și ele valurile, mai ales în timpul ploilor intense, cu energie mare. Energia
valurilor este într-adevăr fără limită, fiind un izvor nesecat, cum n esecat este și oceanul. În mările cu apă
mică, închise în toate părțile de uscat, cum este, de pi ldă Marea Neagră, valurile rareori depășesc înălțimea de patru,
cinci metri, pe când în largul oceanului, în special în emisfera sudică, unde cercul de apă cuprinde tot globul și
valurile se pot dezlănțui în voia lor, iar vânturile de apus suflă în permanență fără să-și schimbe direcția, se întâlnesc
destul de des valuri înalte de 12-18 m. Energia colosa lă a valurilor se mani festă prin forța de izbire, care are valori
extrem de m ari.
Folosirea deplină a energiei valurilor este împiedicată de faptul că acest izvor de energie este f oarte
inegal. În acest context energia valurilor poate fi utilizată doar dacă valurile sunt înalte și constante în timp.
Tehnica contempo rană nu cunoaște, la acest moment, si steme prin intermediul cărora energia valurilor să poată fi
transformată ușor, complet și econom ic în en ergie electrică.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

13
1.2 Instala ții similare brevetate
Primii care au început să folos ească energia valurilor au fost europenii (Scoția, Portugalia și Marea
Britanie au programe sp eciale prin care valurile m ărilor care le înconjo ară țărmurile să fie folosi te pentru
produc erea energiei). Conceptul de bază pentru a obține energie electrică din curgerea apei printr-un rotor
turbină este bine stabi lit pentru aplicațiile consacrate din hidro energie (râuri și curgeri de ape) și pentru energie
eoliană.
Două mari grupuri de tehnolo gii au fost invent ate pentru producerea energiei electrice din energia
valurilor: dispozi tivele din apropi erea țărmur ilor (ușor accesibile, mai ușor de întreținut și de mon itorizat) și
dispo zitivele din largul mărilor (în larg și la adâncimi mari, se găsesc cele mai ma ri resurse energetice). Pe termen
scurt, până ce tehnol ogia va avansa, dispo zitivele din apropierea țărmurilor pot fi folosi te cu precădere datorită
accesibilității facile. Pe termen lung, se vor folosi dispo zitivele din largul mării datorită cantității mult mai mari de
energie obținute(dar aceasta numai în cazul în care se vor găsi tehnolo gii ce pot ușura accesul și ment enanța
acestora).
Dispo zitivele din apropierea țărmurilor sunt în general fixate direct pe fundul mărilor și oceanelor cu o
adâncime nu prea mare și sunt conectate la țărm sau în imedi ata apropiere a acestuia. Unul din primele sisteme, care
valorifi că energia valurilor este dispo zitivul amplasat pe insula scoțiană Islay, care folos ește conceptul tehnolo gic
de Coloană de Apă Oscilatorie (Ocillating Water Column – OWC) propus de firma Wavegen’s Limpet.
Tehnolo gia OWC permite captarea mișcării valurilor mărilor/o ceanelor pe măsură ce acestea împing o pernă de aer
în sus și în jos în spatele unui dig de care se sparg valurile. Turbina Wells din interior generează electricit ate din
rotația în aceea și direcție, indiferent dacă aerul se deplasează în sus s au jos.
Se cunosc mai mu lte sis teme de captare a energiei valurilor, dintre care:
1. Sistemul de condu cte sub presiune (se aseamănă cu sistemul de frânare al unui autovehi cul).
Astfel presiunea exercitată pe o suprafață mare este transmisă prin intermediul unui lichid, prin condu cte, unei
suprafețe mai mici, multiplicându-se astfel forța pe unitate de supr afață. Printr-un sistem mecanic, această forță
realizează antrenarea generatorului electric. Acest principiu este aplicat deInterproject Service (IPS) Buoy
(Sweden) http://members.tripod.com/ interproject, – Archimedes Wave Swing ( Netherlands) www.waveswing.com –
Ocean Power Delivery (Scotland) www.oceanpd.com- Energetech
2. Sistemul bazat pe ascensiun ea lichidului. Sistemul se bazează pe ascensiun ea apei sub fo rmă de val pe
o pantă artificială, care ulterior este preluată prin cădere de paletele unui generator electric. Ideea a fost pusă în

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

14
practică de Wave Dragon(Denmark) www.wavedragon.net
3. Sistemul pistonu lui lichid. Într-o incintă, p rin mișcarea sa de urcare și cob orâre, valul marin acționează ca
un piston, pompând și aspirând aerul, cu rezultat direct asupra unei turbine (în mu lte dintre aplicații se folosește
turbina Wells). Wavegen (Scotland) www.wavegen.co.uk și Mi ghty Whale (Japan) www.jamst ec.go.jp, au pus în
practică astfel de proiecte. Într-o schemă si mplă, sisteme flotabile urcă și coboară odată cu trecerea valurilor. Prin
această mișcare se acționează o pompă, care împinge apa dintr-o turbină care acționează un generator.
Scoția are acces la una din cele mai bogate resurse energetice marine din lume. Dacă în anul 2001,
raportul Scotland’s Renewable Resource arăta că Scoția genera o capacitate de până la 21,5 GW (79,2 TWh/an)
cu ajutorul energiei valurilor și mareelor, în 2010 guvernul s coțian finanța cu peste patru milioane de lire sterline
cea mai mare fermă de energie marină din lume, care asigura până la 10 % din necesarul electric al țării.
Confo rm raportul ui Harn essing Scotland’s Marine Energy Potential efectuat de Marine Energy Group,
până în 2020 în apele scoțiene se pot instala capacități de 1300 MW, adăugând câte 100 MW în fiecare an.
În nordul Scoției (Nigg), specialiștii scoțieni au gândit o platformă specială care să utilizeze la
maximum forța valurilor, fără să monteze generatoare hidroelectrice plutitoare (proiectul Oyster, o in venție care
promite multe, fig.1.2).

Fig. 1.2 Platforma OYSTER, 300- 600 kW
Platforma are o compo nentă montată în apă, care basculează atunci când este lovită de valurile uriașe. De ea
sunt prinse două pistoane, care prin compresie împing apa cu viteză printr-o condu ctă, până într-o unitate aflată în
apropriere. Acolo, apa sub presiune acționează o se rie de palete, tot mecanismul fiind identic cu cel prezent în
centralele hidroelectrice.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

15
Totul diferă prin metoda inovativă de a transporta apa sub presiune. Produc ătorii spun ca Oyster poate genera între
300 și 600 kW, însă la configurații multiple, se poate ajunge la valori suficient de mari cât să aliment eze orașele
din apropriere. Se speră că noua industrie ar revitaliza econom ia scoțiană, mai ales în zonele rurale și ar crea peste
7000 de noi locuri de muncă în diversele domenii colaterale
implicate. O altă schemă experimentală de utilizare a energiei
valurilor, este realizată pentru Insula Islay, în dreptul coastei de vest
a Scoției, fiind Fig. 1.3 Sistemul companiei SDE Energy concepută
pentru a genera 180 kW. Ea de producere a ene rgiei electrice
funcționează pe principiul colo anei de apă oscilan tă.
O cameră scufundată, deschisă în partea inferioară, conține
o coloană de apă cu aer deasupra. O dată cu trecerea valurilor,
coloana de apă se ridică și coboară, împingând și scoțând aerul
dintro turbină conectată la un generator electric. Compania SDE Energy LTD folos ește echipam ente care prin
generarea presiunii hidraulice datorate mișcării valurilor, p roduce energie electrică.
Principiul de funcționare este relativ simplu: câteva plute urcă și coboară odată cu trecerea valurilor;
prin această mișcare este acționată o pompă care împinge apa printr-o turbină care acționează un generator,
fig.1.3.
Turbina Wells de captare a energiei valurilor, a fost invent ată în anul 1980 de profesorul Alan
Wells de la Queen Univ ersity din Belfast. Turbina Wells, fig. 9.4, este ut ilizată cu precădere în centralele
electrice care exploat ează energia valurilor, având unele dezavantaje care fac ca tehnolo gia să fie greu fezabilă.
Randamentul este foarte scăzut iar în condiț iile unui curent slab de aer turbi na se blochează; palele turbinei Wells
au un bord de atac foarte voluminos și un unghi de așezare redus, care rezultă din necesitatea utilizării acestor
pale în ambele sensuri de acționare a aerului.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

16

Fig. 1.4 Turbina
Wells

În 1995, chinezii de la Institutul de Conv ersie a Energiei Guangzhou au construit o geamandu ră de
navigație de 60 W folosind turbi na Wells. Cele mai i mpresionante aplicații ale turbin ei Wells au fost puse în practică
în India acolo unde energia valurilor aduce în sistemul electric 1,1 MW. O instalație experiment ală a fost
construită și în România, în apropierea digului de la Mangalia. Sistemul este alcătuit dintr-un cilindru fără fund,
cu diam etrul de 1,5 m și înălțimea de 2,5 m.
Portugalia a instalat până în 2009 28 de centrale care produc o cantitate de energie de 72,5 MW. În acest
sens primul generator dat în folosință se află la cinci kilomet ri de țărm, unde a fost instalat dispo zitivul de tip
Pelamis (numele vechi al șarpelui de mare), montat la Peniche, fig.1.5. Pelamis este un obiect care plutește pe
valuri și care execută o mișcare cu o traiectorie eliptică. Cea mai simplă formă de valorifi care a acestei mișcări
pentru recuperarea energiei valurilor sunt pontoan ele articul ate. O constru cție modernă este cea de tip Pelamis
formată din mai mulți cilindri articul ați, care, sub acțiunea valurilor au mișcări relative care acționează niște
pistoane. Pistoanele pompe ază ulei sub presiune prin motoare hidraulice care acționează generatoare electrice, fig.
Aflux de apă
Aflux de apă
Palete simetrice
Arborele generatorului
Pereții conductei
Ieșiri
Ieșiri

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

17
1.6. Construcția plutește la suprafața mării, unde captează energia valurilor și trimi te curentul produs către
plaja Aguacadoura, la no rd de Porto. T rebuie să menționăm că un singur generator poate asigura curentul electric
pentru 5000 de gospod ării. În zonele cu valuri tot timpul anului sau în largul mărilor și oceanelor, energia
valurilor este o formă de energie regenerabilă cu un potențial foarte mare. Firma Orecon, a investit peste 24
milioane dolari într-un dispo zitiv, care este o combinație de baliză/platformă ma ritimă (dotată cu camere de presiune
speciale), în care forța valurilor care lovesc platforma este transformată în electricit ate de către o turbină. Până în
anul 2015 se vor vedea primele platf orme care vor furniza electricitate rețelelor de distribuție a energiei, o
platformă p roducând circa 1,5 MW. Unul din avantajele platformei o consti tuie mărimea acesteia, fiind mai puț in
predispusă distrugerii și având costuri de întreținere mai m ici, fig.1.6.

Sistemul cu plan înclinat și bazin. La mijlocul anului 1940 lângă Alger în Marea Medite rană a fost
pusă în funcțiune experimental în două amplasament e, la Sidi Ferruch și Pointe Pascade, prima instalație
mode rnă care consta dint r-o stru ctură concepută pe principiul planului înclinat și un bazin de acumulare.
Soluția se bazează pe faptul că în contact cu o constru cție rigidă, sub acțiunea valurilor, apa are tendința să-
și ridi ce nivelul suprafeței libere.
Aceasta este recepționată într-o structură cu radier curb înclinat, care se opune dir ecției de înainta re
a frontului de val. Cantitatea de apă ajunsă între doi pereți convergenți, urcă la o înălțime maximă a valului,
deversând apoi într-un rezervor special conceput pentru a reține apa la o cotă superioară nivelului mediu al mării.
Fig. 1.5 Sistemul de tip Pelamis
(Peniche, Portugalia)
Fig.1.6 Platforma maritimă

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

18
Prin căderea realizată, apa reținută pune în mișcare turbin ele care la rândul lor
antrenează generatorii electrici.
Curburile pereților convergenți sunt
impuse de forme hidraulice optime,
care fac ca întreaga constr ucție să
realizeze o diferență cât mai mare
între nivelul mediu al mării și
nivelul maxim al apei din bazinul
de acumulare, fig.1.7.
Sistemul cu cu ponton greu și p iston lichid
Ansamblul sistem-structură de captare este alcătuit dintr-un ponton greu prin mijlocul căruia străbate o condu ctă în
care apa oscilează, antrenată de valuri, comprimând și aspirând aerul de deasupra ei într-o încăpere amplasată pe
un plutitor bine ancorat sau fixat pe o fund ație rigidă.
Pistonul lichid pune astfel în mișcare un volum limitat de aer, care acționează rotorul unui turbine cuplată
la un generator electric. Recuperarea energiei valurilor se poate face folosind scheme similare cu cele de la
centralele mareomotrice cu baraj. Datorită perioadei scurte a valurilor aceste scheme sunt puțin eficiente.
Ansamblul de supape, ca și aparatul dir ector, impune curentului de aer condiții optime de valorifi care. Pontonul
trebuie construit în așa fel încât să rămână cât mai imobil în masa agitată a valurilor, f ig.1.8.

Fig. 1.7 Sistemul cu plan înc linat și

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

19

Fig. 1.8 Sistem cu ponton greu și piston lichid Fig.1.9 Sistem cu plutitor și valvă clapet pe coloană
Orice oscilație a ponton ului consumă în mod inu til din en ergia înmagazinată de vânt în apa mării sau a
oceanului. Soluția a fost testată pe mare și a dat rezultatele cele mai bune în amplasamente cu valuri a căror
înălțime medie a variat între 2 și 4 m, cu randament estimat în tre 30 și 70 %. Pentru o turbină cu diam etrul de
200 m m, realizată dintr-un aliaj de aluminiu, puterea nominală a fost de 60 W, iar durata de funcționare a fost
apreciată la mai mu lt de 3 ani (anul 1960 a însemn at punerea în exploat are a primelor balize și geamanduri
luminoase în Marea Japoniei, aliment ate cu energie electrică provenită din valuri, iar mai tâ rziu, pe baza unui
brevet emis în 1967 pe numele lui Kaisha Ryakusei, tot aici s-au realizat hidro centrale marine de capacitate redusă
utilizând soluț ia “pistonului lichid”).

Sistem cu plu titor și valvă clapet pe coloană
În principiu structura este alcătuită dintr-un plutitor care susține o coloană verticală pe traseul căreia este
plasată o valvă clapet. Aceasta este concepută în așa fel încât să se închidă t imp de o jumăt ate din durata unui ciclu
de val, obligând apa din condu ctă să urmeze mișcarea plu titorului.

Fig. 1.10 Sistem cu piston acționat de valuri și acumulator hidraulic interi or
La schimbarea direcției de mișcare a flotorului, apa continuă să se ridice în
virtut ea ine rției, la un nivel superior înălțimii valului. Succesiunea ciclurilor
sporește înălțimea coloan ei de apă până se ajunge la presiunea necesară
acționarii turbo -generatorului (s-a experimentat o instal ație a cărei lungime a
măsu rat 90 m, cu un diam etru al coloan ei de 4,5 m; la valuri cu înălțimea medie
de 2,4 m, sistemul de captare și conversie a realizat o putere de 300 kW).

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

20
Sistem cu pis ton acționat de valuri
Soluția constă în transmiterea forței mecanice dată de un volum mare de valuri de joasă presiune, printr-
un sistem de două pistoane cu diam etre diferite, unui volum mic de lichid auxiliar, căruia îi ridică astfel
presiune a, determinând stocarea lui în acumulatoare hidr aulice interioare, fig.1.10. În diverse zone de pe
glob s-au conceput și alte tipuri de ins talații destinate valorificării energiei valurilor, instalații studiate de-a
lungul anilor în labo ratoare și în natură, cu rezultate nu totde auna dintre cele mai spectaculoase.
Specialiștii români prognozează că potențialul energetic brut al valurilor de pe cei 200 km de litoral
românesc al Mării Negre se ridică la valoarea de circa 8·109 kWh/an, potențial ul energetic tehnic utilizabil
estimându -se la 4·109 kWh/an, ceea ce ar conduce la o econom ie de combust ibil convențional de aproximativ 2
milioane t/an. Elem entele caracteristice asociate v alurilor, curenților și vântului sunt prezentate în fig. 1.11.
Studiile întreprinse (chiar în lipsa fin anțării acestora) au condus la concluzia opo rtunității captării energiei valurilor
de vânt și au impulsionat o serie de specialiști să continue aprofundarea problemei.

Figura 1.11. Înălțimea
valului semnificativ Hs:
negru- val; alb – vânt; roșu –
curent.

Procedeul de captare proiectat
este specific valurilor neregulate și constă
în preluarea directă, prin intermediul unui
plutitor, a mișcării pe verticală a apei,
fără transport de debit – figura 1.12.

Fig. 1.12 Sistemul românesc de valorificare a potențialului energetic al valurilor în Marea Neagră:

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritima Cap. I Introducere
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale

21

1 – panou cu celule fotovoltaice; 2 – turbină eoliană; 3 – motor pneumatic rotativ; 4 – rezervor de aer; 5 –
dispozitiv pneumatic; 6 – generator rectiliniar; 7- dispozitiv de ridicare; 8 – generator de curent continuu; 9 –
echipament mobil; 10 – dispozitibv de blocare; 11 – articulație; 12 – urechi de ancoraj; 13 – nișă; 14 – plutitor.

Transmisia mișcării este realizată cu ajutorul unui generator rectiliniu (al cărui flux ma gnetic este făcut
astfel să varieze). Astel această mișcare este transformată în curent electric alternativ, cu frecvența neregulată,
care poate fi folosit în stare brută ca sursă de căldură.
Echipam entul hidraulic al unui element de captare este format dintr-un plutitor, care preia valurile
neregulate (cu înălțimea cuprinsă între 50 mm și 9 m) și din echipam entul electric principal (alcătuit dintr-o parte
mobilă legată cu articul ații de plutitor și o parte fixă, solidară cu structura imobilă).
Soluția prezentată impune realizarea unui structuri plutitoare cât mai stabile în masa agitată a valurilor,
capabilă să susțină echipam entul energetic. O caracteristică deosebită o consti tuie posibi litatea nelimitată de
dezvoltare pe verticală a instalaților, precum și capacitatea ind ividuală a elementelor.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

22
CAPITOLUL II
II. Pompe volumice folosite la sistemele de pompare
II.1. Pompe clasice cu piston
În figura 2.1 s -a reprezentat schematic o pompă cu piston acționată prin intermediul unui sistem
bielă -manivelă.
Când pistonul se deplasează de la punctul mort interior către punctul mort exterior, pe fața
pistonului se creează o depresiune care închide supapa de refulare r și deschide supapa de admisie a.
Datorită faptului că la nivelul liber al apei din bazinul de aspirație acționeaza presiunea
atmosferică, cilindrul pompei se umple treptat cu lichid. În aceasta perioadă, pe conducta de refulare nu se
livreaza lichid.
Când mișcarea pistonului se i nversează, supapa a se închide iar pistonul expulează lichidul aflat
in cilindru prin supapa r.
Cilindreea este:
,42
sDq (6)
D fiind diametrul pistonului iar s cursa lui.

Debitul mediu teoretic este:
,60 602snD nq QT (7)
iar debitul mediu efectiv:
,TvQ Q (8)
La pompele bine executate și intreținute
.96,0…93,0v Dacă
v <0,92 înseamna că pompa
are scăpari mari prin neetanșeități datorate unor uzuri excessive.
Debitul instantaneu al pompei este proporțional cu viteza de deplasare a pistonului.
Pentru a determina aceasta viteză, se folosesc relații trigonometrice în triunghiul OBC (fig. 2.1):

) cos(22 2 2  xr rx l
Fig. 2.1

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

23
Sau
,0) ( cos22 2 2  lr xr x  (9)
ceea ce conduce la:
. sin 1 cos2
22
 lrl r x  (10)
Pentru a raționaliza expresia (10) se dezvoltă în serie
x1 . Deoarece r/l<1 (una din valorile
obișnuite este r/l=1/5 ), dezvoltarea se poate lim ita la primii doi termini ai seriei, fără a introduce erori
importante.
Așadar:
, sin211 cos2
22



  lrl r x
Sau
. sin2cos22
 lrrl x 
Viteza pistonului se obține derivând x in raport cu timpul:

. 2sin2sin2
dtd
lr
dtdrdtdxv  (11)
Cu notația obișnuita
,dtd debitul instantaneu se poate scrie ca fiind:

.2sin2sin4 42 2


  
lrrDvDQ  (12)
Pentru o pompă dată, diametrul pistonului, raza manivelei si viteza unghiulara fiind constante,
expresi a (12) devine:

'. 2sin2sin KQlrKQ 

   (13)
Raportul
lr fiind mic (
51 la pompele clasice si
151 la cele cu pistoane radiale), Q’ se abate
foarte puțin de la sinusoida (fig. 2.2).
Prin urma re, la cursa de refulare
)…0 ( curba de variație a debitului instantaneu este
aproximativ sinusoidala. În cursa de aspirație
)2… ( debitul în conducta de refulare este nul, însa

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

24
în conducta de aspirație aflueaza debit după o curbă aproximativ sinusoidala. Deoarece pulsațiile mari
ale debitului sunt dăunatoare, se aplică urmatoarele măsuri pentru a le reduce:
– amplasarea unui acumulator hidraulic (hidrofor) pe conducta de refulare, de aspirație sau pe
ambele conducte;
– cuplarea pe aceeasi
conducta a n pompe având ciclul
de funcționare decalat cu
n2 ;
– combinarea metodelor
expuse.

Indicații privind proiectarea
hidrofoarelor pentru pompele cu
piston:

– daca pompă este
prevazută cu un singur
hidrofor, acesta se montează de obicei pe partea de refulare;
– amplasarea acumulatorului se face astfel incât direcția vectorului viteză să se schimbe;
– diametrul acumulatorului
ACD se ințelege in funcție de diametrul pistonului pompei:
;)5,2…5,1( D DAC

– raportul intre volumul pulsator din acumulator și cilindreea pompei
sDVkh
42
se alege astfel:
– pompe cu simplă acțiune, k = 0,55;
Fig. 2.2

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

25
– pompe cu dublă acțiune, k = 0,21;
– pompe duble, decalate cu 180o, cu dublă acțiune, k = 0,04;
– volumul mediu de aer din hidrofor se calculează cu relația:
,pVVh
m
unde
p este gradul de neregularitate al presiunii în hidrofor și se alege în funcție de lungimea
conductei L ( Tabel 1).
Reducerea pulsațiilor debitului prin monatrea mai multor pompe pe aceeași conductă se aplică,
prin insăși natura construcției, la pompele cu pistoane radiale sau la pompele cu pistoane axiale. Cu toate
acestea, metoda a fost aplicată cu succes și la pompele cu piston clasice, mărturie fi ind construcțiile cu
dublă acțiune (fig. 2.4 și 2.5), pompele duplex sau chiar pompele triplex.

Valoarea gradului de neuniformitate
L [m] 100 500 1 000 2 000 3 000 5 000
p
1/50 1/100 1/150 1/200 1/250 1/300
Tabel 1

Fig. 2.4
Fig. 2.5

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

26
II.2. Pompe cu pistonașe radiale
Sunt frecvent utilizate in acționarile hidraulice, când se cer presiuni de refulare mari
(p ≤ 210daN/cm2) și debite mari (Q = 20…750 l/min). Randamentele maxime sunt de obicei
m ≤0,95 si
v
≤0,95. Principiul de funcționare al acestui tip de pompă poate fi urmărit în figura 2.6. Datorită forței
centrifuge, pistoanele rotitoare 4 sunt presate pe coroană 2, dispusă excentric față de rotorul 1. În timpul
unei rotații, volumul cuprins între piston ș i fundul cilindrului variază; în partea dreaptă a figurii 2.6 acest
volum se reduce, iar în partea stânga volumul crește. Dacă acest volum este pus in comunicație cu orificii
de distribuție, dispuse ca în figura 2.6, se obține o pompă care aspiră pe partea stânga și refulează pe
partea dreaptă. Cursa pistoanelor este egală cu dublul excentricitații e, care în general se ia de 3….8 mm.
La unele construcții (pompe cu debit variabil) excentricitatea se poate modifica, prin deplasarea carcasei 2
în raport cu ar borele 3, de la valoarea zero (debit nul) până la o valoare maximă (debit maxim).
Diametrele cilindrilor au de obicei valori cuprinse între 10 si 18 mm, iar viteza se alege de 2…3
m/s în conducta de aspirație si 4…6 m/s în cea de refulare. Pentru a mări de bitul pompei, pe aceeași axă
se pot monta în paralel doua -trei rânduri de cilindri.

Pentru a determina debitul mediu al pompelor cu pistoane rotative, se calculează volumul refulat
de un singur cilindru în timpul unei rotații complete, ținându -se seama că dublul excentricitații e este egal
cu sursa pistonului h:

edhdq2 42 2
1 ;
notând cu z numărul pistoanelor, cilindreea pompei este:
,22
ezdqz
iar debitul mediu refulat de pompa rezultă:
.60 2 602nezd nqQz (14)
Legea de deplasare a pistoanelor în cilindri este identică cu cea determinată pentru pompele
clasice, cu condiția ca brațul manivelei r și lungimea bielei l din ecuația 10 să se inlocuiască prin
excentricitatea e si distanța R (aceasta distanță es te egală cu diferența dintre raza coroanei și lungimea
pistonului). În figura 2.6 dreapta O 1A reprezintă axa unui cilindru, variația distanței x fiind direct
proporțională cu cursa pistonului. În triunghiul O 1AO se poate scrie:
Fig. 2.6

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

27

), cos(22 2 2  xe ex R
Sau
.0) ( cos22 2 2  Re ex x  (15)
comparând relația (15) cu (9) se constată că intervin doar diferențe de notații. Prin urmare și
pentru acest tip de pompă curba de variație a debitului instantaneu furnizat de un cilindru este
aproximativ sinusoidală:



   2sin2sin42
1ReeDQ . (16)
Debitul total instantaneu este egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilor care refulează,
Rz :

 

 Rz
i i zReeDQ
12
,2sin2sin4  (17)
unde
i sunt unghiurile momentane dintre axele fiecarui cilindru si axa pozitiilor punctelor
moarte. Din ecuația (17) rezultă ca debitul refulat este pulsatoriu. Pentru a determina pulsațiile, se poate
proceda grafic sau analitic. Procedeul g rafic constă în a reprezenta z curbe de tipul celei din figura 2.7,
decalate între ele cu
z2 .
În continuare, pentru fiecare valoare a lui
 se însumeaza ordonatele, obținându -se curbe de tipul
celor din figura 2.5. Realizând efectiv asemenea diagrame pentru pompe cu număr par și impar de
cilindri, se constată că în cazul numărului impar de cilindrii diagramele sunt mai favorabile, deoarece
Fig. 2.7

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

28
pentru z impar numărul de varfuri este egal cu dublul numărului de cilindrii iar vârfurile sunt mai mici, în
timp ce pentru z par numărul de vârfuri este egal cu numărul de cilindrii, pulsațiile fiind mai mari.
Procedeul analitic constă din descompunerea debitului fiecărui cilindru in serie Fourier și apoi
însumarea termenilor as tfel obținuți. Având alese valorile excentricității și ale lui R se obțin relații
analitice care permit calculul coeficientului de neregularitate.
În cazul când, pentru a mări debitul pompei, se montează pe același ax în paralel, m rânduri de
cilindrii, t rebuie să se realizeze un defazaj
,2
mz astfel încât pulsațiile să fie minime.

Pompe cu pistonașe radiale (internet)
Preț : 1200 -1400 $ Pmax: 700 bar
Qmax: 91.2 lpm (Vg = 64.18 cm3/rev) Vmax rezervor : approx. 470 l

II.3. Pompe cu pistoane axiale
Pompa cu pistoane axiale reprezintă tipul
cel mai frecvent utilizat din clasa pompelor cu
piston. Presiunea maximă poate atinge 350
daN/cm2, pen tru debite variind între 8 si 580
l/min. Randamentele maxime sunt de obicei
98,0
si
v 0,98, fiind dintre cele mai bune
pentru întregul domeniu al pompelor volumice.
Pompa cu pistoane axiale (fig. 2.9) constă
dintr -un bloc al cilindrilor rotitor, având axa
inclinată fața de discul de antrenare, de asemenea
rotitor. Bielele leagă pistoanele de discul rotator
prin intermediul a două rotule, iar blocul
cilindrilor este antrenat printr -un arbore cardanic. Blocul cilindrilor este sprijinit în distribuitorul
nerotitor, fixat în carcasă (in fig. 2.9 carcasa nu a fost prezentată).
Fig. 2.8

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

29
Înclinarea blocului cilindrilor față de antrenare determină mișcarea alternativă a pistoanelor in
cilindri. Un punct oarecare din planul C ( fig. 2.9 ) nu părăsește acest plan în timpul mișcării de rotație, pe
când punctele B trebuie să rămână într -un plan paralel cu D, deoarece lungimea bilelor este constantă. În
acest fel pistonul este obligat să realizeze cursa s.Fiecare cilindru este pus in legatură cu orificiul de
aspirație pe un unghi egal aproximativ cu o jumatate de învârtitură, urmând ca pe cealalta jumatate să fie
in legatură cu orificiul de refulare. Forma orificiilor de refulare și aspirație, din capacul de distribuție, se
vede în figura 2.9 – vedere din E.
Pompa cu pistoanele axiale efectuează mișcări spațiale, ceea ce necesită utilizarea unor articulații
sferice greu de realizat. Pistoanele, alezajele cilindrilor și suprafețele de frecare bloc – cilindri –
distribuitor trebuie prelucrate cu precizie ridicată și cu rugozitate foarte scăzută, altfel randamentul
volumic va fi foarte mic. Este de asemenea necesară o filtrare de finețe excepționala, pentru a preveni
distrugerea suprafețelor în frecare prin particule abrazive.
Debitul mediu al po mpei este suma debitelor furnizate de pistonașele cilindrilor respectivi. La o
cursă completă a pistonului, un cilindru refuleaza volumul:
sin4 42 2
1 Ddsdq 

unde d este diametrul pistonului iar s cursa lui. Cilindreea pompei fiind:
sin4 42 2
zDdszdqz 

Debitul mediu refulat de pompă este:
60sin4 602nzDd nqQz 

Debitul mediu refulat de pompa cu
pistoane axiale depinde de incalzirea α dintre axa
arborelui de antrenare si axa blocului cilindrilor.
Dacă pompa se construiește astfel încât să se poata modifica unghiul α in timpul funcționării, debitul
pompei se poate varia chiar la turație constantă.
Fig. 2.9

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

30
Și în cazul pompei cu pistoanele axiale, legea de variație a debitului instantaneu ( pentru α =
const ) este sinuso idală. Dacă punctul A ( aflat pe cercul din planul D, fig. 2.9) se deplasează de la PMI
cu unghiul φ, punctul A' ( proiecția punctului A pe diametrul ce unește PMI cu PME ) parcurge segmentul
y= r-r cosφ. Fracțiunea x din cursa pistonului care a fost parc ursă fiind x=y sinα, viteza instantanee a
pistonului este:
 sin sin sin sin rdtdrdtdxv  

Debitul instantaneu furnizat de un singur cilindru este:
sin sin4 42 2
1 rdvdQ 

Debitul total instantaneu va fi egal cu suma debitelor instantanee ale cilindrilor care refulează:
 Rz
i z rdQ
12
sin sin4

unde z R reprezintă numărul cilindrilor care refulează, iar φ i sunt unghiurile momentane dintre
punctul mort si pozițiile punctului A pentru fiecare cilindru. Pent ru a determina pulsațiile se poate
proceda în același mod ca la pompele cu pistoane radiale. Rămâne de asemenea valabilă concluzia că
pulsațiile sunt mai reduse ca intensitate în cazul numărului impar de cilindri.
II.4. Pompe speciale
II.4.1 Pompă hidrauli că volumică cu o paletă
Pompele și motoarele hidraulice volumice sunt mașini reversibile, în sensul că aceeași construcție
poate îndeplini atât funcție de motor cât și funcție de generator hidraulic. În mod frecvent se utilizează
urmatoarele motoare hidra ulice volumice:
– motoare hidraulice liniare (cilindri de forță);
– motoare cu pistoane radiale;
– motoare cu pistoane axiale;
– motoare hidraulice cu roți dințate;

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

31
– motoare hidrostatice cu palete glisante;
– motoare hidrostatice oscilante.
Schemele constructive, calculele statice, cinematice si
dinamice ale motoarelor hidraulice volumice fiind aceleași cu
cele ale generatoarelor, nu vor mai fi repetate.
Motoarele hidrostatice rotative trebuie să asigure o
mare stabilitate a mișcării într -un domeniu l arg de variatite a
mărimilor de ieșire (între 0.1 rot/min și 3000 rot/min) și un
mare raport între cuplul motor și cel de inerție (ajungând la
motoarele mici de 200 de ori mai mare decât la mașinile
electrice de curent continuu). Motoarele hidraulice linia re
trebuie să asigure o viteza constantă a organului de lucru și o mare frecvență de inversare.
Motoarele hidraulice oscilante se utilizează mai rar decât cele rotative sau liniare. Deoarece aceste
mașini n -au fost tratate ca generatoare hidraulice, în cele ce urmează se prezintă cateva elemente
privitoare la aceste construcții.
În carcasa 3 (fig 2.10) se montează rotorul 1 prevăzut cu paleta 2. Spațiul inelar dintre rotor și
carcasă este divizat în două prin dispozitivul de etanșare 4. Alimentând cu lichid sub presiune orificiul
superior al carcasei, paleta și butucul vor efectua o deplasare in sens orar. Unghiul de basculare în cazul
rotoarelor cu o singură paletă este de obicei 270 ..2800. Notând p i presiunea de intrare, p e cea de ieșire
si b lățimea paletei, forța hidrostatică pe paletă este
e ip pbdDP 2 , iar punctul de aplicație
4 4 2dDdD DR

Așadar momentul la arbore are valoarea:
e ip pbd DPR M 82 2
Notând viteza unghiulară medie a rotorului cu ω, viteza de antrenare a mijlocului paletei este u =
Rω, iar debitul care intră în motor are expresia :
2 2
8 2d DbbdDuQ  .
Fig. 2.10

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

32
Dacă se cunoaște debitul din relația anterioară se poate determina viteza unghiulară medie:
2 28
d DbQ

.
Datorită frecarilor și pierderilor volumice, momentul și viteza unghiulară sunt mai mici. Notând
ηm randamentul mecanic și η v cel volumic, valorile reale su nt :

m e i ef p pbd DM 82 2 ;
2 28
d DbQv
 .
Motoarele oscilante sunt utilizate pentru momente pana la 7500 daNm si presiuni pana la 200
daN/cm2. Cand unghiul α nu trebuie sa fie prwea mare se realizeaza constructii cu mai multe palete.
II.4.2. Pompă hidraulică volumică specială cu două palate

·Dimensionarea pompei speciale
Alegem un flotor de volum: = 6 m3
Forța care acționează pe flotor este: F F a = (18)
· 10 · 6 m3 = 3 · 104 N (19)
Fa – Forța arhimedică
Alegem lungimea “L” a pârghiei flotorului L = 2 m
Momentul la arborele pompei este: Ma = F · L = 3 · 104 N · 2 m = 6 · 104 N ·m (20)
Fig. 2.11 Pompa speciala P.O.H.1.2.0.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

33
MT = M a = F p · 2 (21)
Fp – Forța pe paleta pompei Fp = Δp · b(R – r) (22)
b – Lățimea palei Ma = F p Δp · b(R – r) · 2 = (R2 – r2) · b · Δp (23)
Puterea dezvoltată de factorul oscilant este: P = M a · ω (24)
ω = (25)
ω – Viteza unghiulară medie a arborelui.
T – Perioada de oscilație a flotorului.
Pentru o perioada T = 4s rezultă din relația (25) :
ω = 1.5 s-1
Din relațiile (24) si (20) obținem:
P = 9 · 104 W
Această putere mecanică este transformată de pompa în putere hidraulică:
ηh = = (26)
Q = = = = 2.4 = 2.4 · 60 = 144 (2 7)
Viteza medie a palei este u = ω ( R – ) = ω (28)
Q = 2 · S · u = 2b · (R – r) · ω = ωb(R2 – r2) (29)
b(R2 – r2) = dm3 (30)
Arborele este solicitat la torsiune de momentul Ma determinat de relația (20)
Prin urmare putem scrie: τat = (31)
300 = (32)
104 cm3; = 10 · cm
= 21cm r = = 10 cm (33)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. II Pompe volumice
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale folosite la sistemele de pompare

34
Alegem constructive lățimea pompei: b=1.6 dm (34)
Din relația (29) ținând cont de relațiile (32) si (33) obținem:
R = = 1.4 dm = 14 cm (35)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

35
CAPITOLUL III
Agre gate de transformare a energiei hidraulice în energie electrică
III.1. Agregat hidromotor -generator electric
Hidromotor cu debit variabil
Mărime 28 55 80 10
7 25
0 35
5 50
0 10
00
Dimensiuni Vg max cm³ 28,
1 54,
8 80 10
7 25
0 35
5 50
0 10
00
Vg,1 cm³ 18 35 51 68 18
8 27
0 37
7 76
2
Turatie at V g max nnom Rot/
m 55
50 44
50 39
00 35
50 27
00 22
40 20
00 16
00
at V g < V g,1 nmax Rot/
m 87
50 70
00 61
50 56
00 36
00 29
50 26
50 16
00
Debit at n nom qVmax l/mi
n 15
6 24
4 31
2 38
0 67
5 79
5 10
00 1600
Presiune Δp = 350 bar
Δp = 400 bar
Greutate m k
g 1
6 2
6 3
4 4
7 10
0 17
0 21
0 43
0
Preț : 1300$ – 2600$

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

36

Generator electric – 1 MW
Preț : 169000 $
Generator
Model GF1250
Putere maximă 1100KW
Putere nominală 1000KW
Turația 1500RPM
Greutate 11000KG
Dimensiuni 5200x2080x2500
Motor
Model Cummins KTA50 -G3
Număr cilindrii 16
Deplasare 50.3
Fig. 3.1

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

37
Consum 274 L/h
Capacitate ulei 177
Alternator
Model Marathon MX -1030 -4
Grad protecție IP21 (IP23 opțional)
Nivel de izolație H
Factor 0.8
Voltaj 230/400V 277/480V
Sistem de control
Model DINGXIN GU338
LCD cu afișaj pentru presiune mica a uleiului , la temperaturi ridicate , viteze prea mari și
supraîncarcare .

Calculul hidromotorului cu piston așe axiale de la agregatul hidromotor generator M.T.H.C.3.0
Puterea de 3,8 Mw se transmite hidromotorului
ηt = P u = Q ·Δp = 0,8 · 3,8 Mw = 3,04 Mw (36)
Am notat în relația 36 cu ηt randamentul instalației.
Puterea dezvoltată de hidormotor P m = 2,8 Mw, iar debitul Q = 0,15 m3/s
Alegând turația hidormotorului n = 1 000 rot/min, rezultă Q = n · q
0,15 · 106 cm3/s = q · 1000 rot/s (37)
q = 60 · 103 · 0,15 cm3
Am notat cu q – cilindreea hidromotorului

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

38
q = · 2e · z (38)
Alegând excentricitatea e = 2 cm și numarul de pistonașe z =9, obținem
9 · 103 cm3 = · 2 · 2 cm · 9
unde d este diametrul unui pistonaș
d = 10 · cm = 17 cm
III.2 Agregat turbina Pelton -generator electric
Contribuții privind creșterea randamentului mecanic la turbinele Pelton
Micșorarea reacțiunilor în lagărele de alunecare ale arborelui turbinei conduce la o creștere a
randamentului mecanic prin micșorarea pierderilor de putere prin frecare, Pml .

mlP = M
f ·
 (39)
M
f=
 ·R·
2fd (40)
µ – coeficientul de frecare în lagǎre;
dt -diametrul fusului arborelui;
ω – viteza unghiularǎ a rotorului turbinei;
Mf – momentul de frecare din lagǎr.
Relația (39) ne dă pierderea de putere prin frecare iar relația (40) ne dă
momentul de frecare. Observăm că micșorând reacțiunea R din lagăre, micșorăm
direct proporțional pierderile de putere
mlP . Un sistem de forțe se reduce într -un
punct la un torsor ;format dintr -o rezultantǎ
R , și un moment rezultant
0M .

(41)
În relația de mai sus
ir este vectorul de poziție al forței
iF fațǎ de punctul de reducere „O”.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

39
Atunci când avem mai multe injectoare identice plasate pe un rotor condiția de a avea un torsor al
forțelor hidrodinamice cu forța rezultantă nulă este ca poligonul forțelor hidrodinamice să se închidă.
Prin urmare, axele injectoarelor va trebui să se d ispună după un triunghi echilateral circumscris
cercului de diametru ,,D” al rotorului turbinei în cazul în care avem trei injectoare.
Dacă avem patru jeturi identice axele lor formează un pătrat circumscris cercului de diametru
,,D” al rotorului.
Dacă avem două jeturi dispunerea lor trebuie astfel făcută încât să creeze prin forțele lor
hidrodinamice un cuplu al arborelui rotorului.
Deci axele lor vor fi paralele.
Mai putem vordi în cazul turbinelor Pelton cu rotoare cu cinci sau șase inje ctoare identice care
pentru a crea, prin forțele hidrodinamice dezvoltate de jeturile lor un torsor de rezultantă nulă, ele vor fi
astfel dispuse pe rotor încât axele lor sa creeze un pentagon regulat, respectiv un exagon rezultat
circumscris cercului de d iametru ,,D” al rotorului turbinei. În toate situațiile pentru același rotor toate
jeturile prin forțele dezvoltate trebuie să creeze momente mecanice de același sens.
Prin urmare dacă notăm cu ,,i” numărul de jeturi identice, torsorul dat de relația ( 41), pentru
cazul turbinelor Pelton va avea forma:






i
nhn ni
nhn
DF MF R
00
20

(42)
S-a ținut cont în relația (42) de faptul că vectorul de poziție al forței hidrodinamice este |
ir |=
2D , iar
unghiul dintre cei doi ve ctori este
2 , deoarece axa jetului este tangentă la cercul de diametru
2D , în
conformitate cu fig. (2.13).
Dacă se respectă relația (42) în cazul turbinelor Pelton, reacțiunea în lagărele turbinei va fi tocma i
greutatea rotorului.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

40
În continuare printr -un calcul corect de dimensionare putem reduce la minim această greutate,
fapt care conduce la prețuri de cost minime și pierderi prin frecare în lagăre deasemenea minime.
În această situație momentul de fr ecare este dat de relația:
M
f =
 ·G·
2fd
Din relațiile (40) și (41) rezultă că reacțiunea în lagăre este tocmai greutatea proprie a rotorului
de turbină.
Reacțiunea
R =
G rezultă din condițiile de echilibru ale rigidului (rotorului) date de relațiile
(3.2.4):
F
=0
0M =0
Pe de altă parte păstrarea unei turații cvasiconstante, necesare păstrării frecvenței de 50Hz la
generator ar cere un rotor de greutate mare, fapt ce rezultă din ecuația de mișcare a agregatului turbină –
generator electric dată de relația:

r m red M MdtdJ  (43)
unde J
red este momentul de inerție mecanic al tuturor pieselor rotitoare în raport cu axa Δ a agregatului:
J
red =

n
iiJ
1 (44)
J
i =
dmr
s)(2 (45)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

41
Relația (45) ne arată că rotorii de turbină Pelton având cupele dispuse la distanța
2D de axa Δ,
fig.3.1 vor avea
redJ suficient de mare, astfel încăt frecvența în rețea să se păstreze cvasiconstantă.
Din relația
tMP rezultă că pentru aceiași putere P, prin creșterea v itezei
unghiulare ω respectiv a turației n la arborele turbinei,
putem micșora momentul de torsiune Mt și în acest fel
micșorăm diametrul arborelui rotorului de turbină.
Prin creșterea numărului de injectoare creștem
turația specifică n
s a turbinei și implicit turația n a
turbinei pentru puterea P și căderea H cunoscute,dupǎ
cum rezultǎ din relațiile (46), (47) .
ns=n·
3 4HP
(46)
ns=246,8·
Ddo ·
i
(47)
unde d
0 reprezintă diametrul jetului iar D reprezintă diametrul de dispunere al cupelor iar i
numărul de injectoare, fig.3.2. Agregatul turbinǎ hidra ulicǎ generator electric dintr -o centralǎ
hidroenergeticǎ transformǎ puterea hidraulicǎ a apei
gQH Pa în putere mecanicǎ
tMP ,care se
transformǎ apoi in generator in putere electricǎ P=UI . în relațiile de mai sus:
 =103kg/m3 este densitatea
apei,g=9,81 m/s2
este acceleratia gravitationala,Q -debitul , H-căderea trubinei.
Mt – momentul de torsiune din arbore creat de momentul motor M m și momentul rezistent M R
egale ș i de sens opus . M m este generat de forțele hidrodinamice de pe cupele turbinei,forțe date de jeturile
fluide, iar M t este generat de forțele electromagnetice ce apar în rotorul generatorului atunci când el este
rotit într -un câmp magnetic .
Fig. 3.2 Rotor de turbină Pelton (1 -disc; 2 –
cupă; 3 -bolț; 4 -arbore)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

42
În afara calculului de rezistență făcut pentru regimul nominal de funcționare se mai fac calcule de
verificare pentru regimul de pornire și pentru regimul de ambalare.
Practic, regimul de ambalare apare cănd se anulează momentul rezistent (din cauza un ui
scurtcircuit la generatorul electric). În acest caz în conformitate cu ecuația de mișcare a agregatului (45),
turația va crește până când se anulează și momentul motor Mm.
Acest moment se anulează când forța hidrodinamică se anulează. Din relația (43) rezultă că Fh se
anulează când viteza periferică u devine egală cu viteza jetului V.
Din cele de mai sus rezultă că turația de ambalare, teoretic este dublul turației de regim. În
realitate datorită momentului rezistent de frecare, turația de ambalare este: na=1,8n.
La această turație forța centrifuga care
acționează asupra palei este:
2
2a cDm F 

În fig. 3.3 este reprezentată configurația
spațială a unei palete de turbină Pelton. Linia 1, după
care paletele sunt atacate de un jet se numește
muchie de intrare. Linia 2, de -a lungul căreia
curentul părăsește cupele, se numește muchie de
ieșire.
Dându -se P și H și adoptând randamentul
 calculăm debitul cu relația:
gHPQ (48)
Alegănd un număr par de injectoare z, debitul pe injector este:
zQQt
Unde z este frecvent 2, mai rar 4 și 6.
Fig.3.3 Paletă de turbină Pelton

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

43
Viteza de ieșire a apei din injector este: v=K
v ·
gH2 (49)
unde K
v = 0,97 ,este coeficientul de viteză
Din ecuația de continuitate Q=
42
0d ·v rezultă diametrul jetului d 0.
Pentru un randament maxim diametrul de dispunere a palelor este:
D=(1318)·d 0 (50)
Turația dublu unitară, n 11 este dată de relația:
HDnnn11 (51)
Cunoscând turația n 11 funcție de cădere se calculează turația de regim a rotorului turbinei
nn
din relația (51).
Turația maximă (de ambalare) a rotorului se obține pentru mersul în gol, în cazul anulării
momentului rezistent și este:
an =1,8·
nn (52)
Forța hidrodinamică dez voltată de jet pe cupă este:
hF =·Q·(v
1 -u)·(1 -cos) (53)
Din condiția de randament maxim rezultă că: u
21V
unde: u=
2D
Unghiul de întoarcere al jetului de către cupă se consideră, practic , α = π . În condițiile de
funcționare a turbinei în regim normal fo rța hidrodinamică dezvoltată de jet pe cupă este:

VQ Fh (54)
La pornirea turbinei, când u=0, rezultă că forța hidrodinamică la pornire este:

hpF =2··Q·V=2
hF (55)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

44
Deoarece dimensiunile cupei depind de mărimea forței hidrodinamice aceasta se poate reduce
reducând debitul la pornire , mărind astfel timpul de pornire.
redJ· =
hF ·
2D (56)
Relația (56), Jred este momentul de inerție mecanic redus al agregatului format de turbină și
generatorul electric.

Timpul de pornire este dat de relația:
pt =
n (57)
În relațiile (56) și (57) am notat cu ε accelerația unghiulară la pornire a agregatului, iar cu
n
viteza unghiulară nominală (de regim).
Relația (57) s -a scris în ideea neglijării momentului rezistent de frecare din lagărele agregatului.
Pentru a putea calcula cupa cu forța F h și nu cu F hp punem relația (54) sub forma:

   cos12)( 

Dt VtQ Fh (58)
Am notat în relația (58) Q(t) debitul la timpul t în faza de pornire a agregatului, cu condiția ca
acest debit să dea aceeași forță hidrodinamică pe cupă, Fh.
Din relațiile (54), (55) și (58) rezultă:





22)(Dt VV QtQ
 (59)
Valoarea accelerației unghiulare,  este dată de ecuația de mișcare a mașinilor scrisă sub forma
dată de relația (57), unde observăm că momentul motor M m este creat de forța hidrodinamică:

2DF Mh m

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

45
iar momentul rezistent M r la pornire este nul, deoarece pornirea se face cu generatorul decuplat, iar
momentul de frecare din lagărul agregatului se poate neglija. Pentru a ajunge mai repede la t urația
nominală este necesar ca timpul de pornire al agregatului să fie cât mai mic, motiv pentru care pornirea se
face in gol. Un alt motiv pentru care se face pornirea in gol al agregatului este acela că frecvența
curentului electric este direct proporți onală cu turația n deci vom avea la pornire frecvențe mai mici de
50Hz ale curentului electric.
Pentru un calcul mai precis al accelerației unghiulare  , în faza de pornire a agregatului, atunci
relația (57) se scrie ținându -se cont de valoarea mo mentului rezistent de frecare din lagărele de alunecare
ale agregatului:
i ih
ii R NR M 
1 (60)
unde, R i este raza fusului, N i este reacțiunea creată în lagăre de greutățile rotorului turbinei și
rotorului generatorului electric, iar i este coeficientul de frecare.
Din ecuația de continuitate rezultă:
 )( )( tStQ V (61)
În relația (61) am notat cu v viteza apei la ieșirea din injector iar cu S(t) secțiunea de trecere a
apei dintre duza injectorului și acul injectorului.
Legea lui Bernoulli scrisă între un punct 1 de pe suprafața lacului de acumulare și un punc t 2 la
ieșirea din injector, (punctele 1 și 2 se consideră că aparțin unui tub de curent ce urmează traseul
conductei de aducțiune, conductă forțată) este:

122
22 2
22
11 1
12 2hgV pzgV pz 

 (62)
În relația (62) presiunile stat ice p 1 și p 2 sunt egale cu presiunea atmosferică
Hzz2 1 ,
unde H este diferența de nivel dintre suprafața lacului de acumulare și axul rotorului turbinei, (căderea
brută a turbinei), iar α 1 și α 2 sunt coeficienții Coriolis.
Admițând aproximațiile uzuale v 1≈0 iar α 2≈1 precum și precizările făcute mai sus, din relația (62)
rezultă:

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

46

gVH hHnet22
2
12 (63)
În calculele de dimensionare a turbinelor Pelton relația se trece sub forma:

gH KVVv22
În relația (64) coeficientul de viteză K v ține cont de pierderile de sarcină longitudinale și locale
pe conductele de aducțiune și forțate, ș i are valoarea
98,0vK .
Din relațiile (61) și (63) rezultă:





21
2)(Dt VQtS


(64)

Din fig.3.4 rezultă:
ABdtS 2)(

(65)

sin)(tx AB ;
  cos 2 AB d (66)
Din relațiile (65) și (66) rezultă:

2)(22sin)( sin )( tx txd tS (67)
Din relațiile (64) și (67) se determină legea de deplasare a acului injectorului în funcție de timp
x(t) în faza de pornire a turbinei, lege ce asigură o forță hidrodinamică constantă pe paletă.
Fig.3.4 Variația momentului motor M, funcție
de turație.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

47

22sin sin sin 2
2x xdDt VQ

 (68)
Calculul de dimensionare al cupei rotorului, al arborelui rotorului și al discului se poate face
astfel cu o forță hidrodinamică de două ori mai mică decât cea maximă, ceea ce conduce la un rotor de
greutate mai mică, cu un preț de cost mai mic, cu un randament mecanic ridicat, pentru aceeași putere.
Din relația (68) rezultă :

(69)

t=0; t=tp;

Legea de acționare a acului injectorului în funcție de timp este dată de relația (69).
Fig 3.5

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

48

a) cupa schematizată, articulată în „A” și rezemată în „B”
b) secțiune prin cupă, în dreptul articulației „A”
Schematic,în vederea dimensionării, cupa din fig. 3.3 o putem r eprezenta ca în fig. 3.6(a), o
grindă articulată în A și simplu rezemată în B.
În baza diametrului d 0 se stabilesc dimensiunile l 1 și l 2 ținând cont de tabelul 3.7.
Tabelul 3.7
Nr.
0dD
0dL
0dB
0dh
0db
12
2
01
dL Firma
1 11,02 2,5 2,94 0,86 1,04 30ș 13ș 1,08 Voith (Austria)
2 11,78 2,48 3,14 0,88 1,26 1ș 7ș 1,44 Esccher Wyss
(Elveția)
3 11,02 2,85 3,36 1,06 1,16 32ș 11ș 1,36 LMZ(Rusia)
Din condițiile de echilibru ale cupei rezultă relațiile:
AM
=0 
hF ·
1l-
BR ·
2l=0 
BR =
hF
21
ll
Fig 3.6

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

49

xF =0 
AxR –
cF =0

yF =0 
AyR =
hF +
BR (70)
În relația (71), Fc este forța centrifugă:
cF =m
2D
2
h (71)
unde am notat cu m masa cupei.
Forța de reacțiune din articulația A este:
AR =
2 2
Ay AxR R (72)
Din fig. 3.6 rezultă că forțele RA și RB foarfecă bolțurile de prin dere a cupei pe disc în două secțiuni.
Prin urmare putem scrie relațiile:
af =
422
AA
dR
 (73)
af =
422
BB
dR
 (74)
Cunoscând
af din relațiile (73) și (74) determinăm
diametrele bolțurilor, dA și dB.
Forțele RA și RB sunt preluate de discul rotorului prin
intermediul bolțurilor, în baza principiului acțiunii și
reacțiunii corpurilor, solicitând discul la strivire:

as =
dAA
bdR
(75)
Din relația (75) rezultă grosimea discului bd .
Cele două brațe ale cupei din fig. 3.3 sunt solicitate în zona bolțurilor la strivire, deci putem scrie
relațiile:
as =
AAA
bdR
2 (76)
Fig. 3.7

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

50

as =
BBB
bdR
2 (77)
Din aceste relații rezultă grosimile
Ab și
Bb ale brațelor cupei.
Secțiunea paletei în articulația A fiind redată în fig. 3.6(b) putem scrie relația:

as =
zi
WM
2m ax (78)
unde, pe baza figurii 3.6(a):
m axiM =
hF ·
1l (79)
iar
AAA AA
Az z
zhdb hb
hI IW6 6
23 2
2 1 (80)
Relația (80) a ținut cont de cele două brațe ale paletei (Fig. 3.2)
Pe baza relațiilor (78), (79), (80) putem determina înălțimea
Ah a paletei în zona articulației A.
În scrierea relației (80) s -a ținut cont de cele două brațe ale cupei.
În reazemul B forța R B solicită brațele și la forfecare, deci putem scrie relațiile, având în vedere
cele patru secțiuni de forfecare:
as =
24B
BB
hbR (81)
Din relația (81) rezultă h
B :
Bh =
BasB
bR
2

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

51
În cazul turbinei cu un injector, forța hidrodinamică Fh se reduce în axul arborelui turbinei la
torsorul:

Acest fapt conduce la solicitarea arborelui turbinei atât la torsiune cât și la încovoiere, ducând
deci, la un diametru mărit al arborelui turbinei Pelton.
Pe de altă parte forța hidraulică Fn este preluată de lagărele de alun ecare ale turbinei.
În acest fel avem o putere pierdută în lagăre dată de relația:

mlP =·
hF ·
2fd · (82)
Am scris relația (3.2.44) ținând cont de momentul de frecare:

fM =·
fF ·
2fd (83)
Fig 3.8.a. Fig3.8.b

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

52
Am notat în relațiile (82) și (83) cu  coeficientul de frecare și cu
fd diametrul arborelui în
lagăr (diametrul fusului).
În fig. 3.8(a) este redat arborele turbinei Pelton cu un singur injector, iar în fig. 3.8(b), arborele
turbinei Pelton cu două injectoare, diametral opuse.
În cazul din fig. 3.8(b), cele două forțe hidrodinamice formează un cuplu. Deci torsorul de
reducere al lor în axa arborelui est e momentul de torsiune
tM .
Avantajul turbinei cu două injectoare (sau cu patru ori șase) este obținerea unui diametru de
arbore mai mic pentru aceeași putere și turație pe de o parte, iar pe de altă parte este anularea pierderilo r
prin frecare în lagăre datorită anulării reacțiunilor (am neglijat reacțiunile datorate greutății rotorului),
prin urmare avem o creștere a randamentului mecanic al turbinei.
Arborele turbinei pentru un injector se dimensionează pe baza relațiilor :

a =
ze
WM (84)
Unde: W z – modulul de rezistență axial al arborelui :
Me – momentul echivalent

2 2
t im e M M M  (85)
Relația de dimensionare a arborelui turbinei pentru situațiile în care avem două injectoare este:

pt
atWM (86)
Unde modulul de rezistență polar al arborelui este : (87)
Din relațiile (82),(83) și (84) rezultă (88)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

53
Din relațiile (85) și (86) rezultă

(89)
Prin relațiile (88) și (89) se
scote în evidență avantajul turbinei
cu două injectoaredin punctul de
vedere al diamet rului arborelui
turbinei:
Randamentul mecanic este
dat de relația :

h Q am
mP P PP
1
(90)
Rezultă că modalitatea de a crește randamentul mecanic este acela de reducere a puterii pierdute
Fig. 3.9 Agregat vertical al unei instalații cu turbină Pelton
cu 4 ajustaje
Fig. 3.10 Turbină
Pelton cu două
injectoare incorect
așezate, pentru că
dezvoltă pe arbore o
reacțiune „R”

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. III Agregate de t ransformare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale a energiei hidraulice în energie electrică

54
în lagăre, putere ce se poate reduce prin diminuarea reacțiunilor în lagăre și prin diminuarea diametrelor
fusurilor arborilor.
Deoarece
2 2 1 f fh dG dF rezultă
mi m2 .Prin urmare s -a realizat o creștere importantă a
randamentului mecanic .
Nu este recomandată realizarea unei turbine
cu 2 injectoare, ca în fig. 3.11, deoarece
cele 2 forțe hidrodinamice
hF se reduc pe
axa arborelui la un torsor:

Torsorul  creează solicitarea
arborelui la torsiune și încovoiere,
precum și diminuarea randamentului
mecanic, așa după cum am menționat
înainte.

h h h F F F2 1
Modulul forței rezultante creată de
cele două injectoare este:
cos 22 12
22
1 h h h h FF F F R 
(91)

Fig. 3.12
Fig. 3.11 Turbină Pelton verticală cu 6
injectoare

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IV Schema bloc a instalației de
Specializar ea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

55
CAP ITOLUL IV
Schema bloc a instalației de obținere de obținere a energiei electrice
din energia valurilor
1. Sistem de pompare
2. Conductă de aducțiune
3. Agregat de transformare a energiei
hidraulice in energie electrică
4. Sistem de colectare ulei

Toate instalațiile pe care le vom studia
sunt alcătuite dupa schema bloc din
Fig.4.1. După cum rezultă din figură o instalație e ste formată din ‘N’ sisteme de pompare (1) conectate in
paralel la o conductă de aducțiune (2) cu debitul “Q”.
Conductele de aducțiune (2) alimentează cu debitul “Q” de fluid (ulei) sub o suprapresiune Δp
agregatul (3) ce transformă energia hidraulica în energie electrică.
Generatorul electric al agregatului este antrenat fie de un hidromotor, fie de o turbină, care de
obicei este o turbină Pelton.
Numarul “N” de sisteme de pompare se recomandă a fi ales pe domeniul 100 < N < 1000.
Dacă un sistem de pompare Q s atunci debitul instalației este Q = N ∙ Q s.
Se alege pentru suprapresiunea dată de sistem Δp = 200 ÷ 400 bar
Puterea d ata de instaltie este : P = η ∙ Δp ∙ Q [92]
unde η – randamentul instalatiei
IV.1. Părți componente ale schemei bloc
Conducte oțel -carbon
Fig. 4.1

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IV Schema bloc a instalației de
Specializar ea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

56
Diametru interior 200 -820 mm
Testate la 500 bari
Lungimi : 5-12m
600$ -800$ / tonă

Turbina Pelton Generator
Tip Debit
(m³ /s) Putere
(kW) Tura ție
(rot/min) Tip Putere(kW) Tensiunea (v)
CJA237 –
W70/1× 7.5 0.378 3075 1000 SFW1000 –
6/1180 3000 6300
Fig. 4.2 Turbina Pelton

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IV Schema bloc a instalației de
Specializar ea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

57
Supape de siguranță 12$ / buc.
Material Otel inoxidabil
Dimensiuni Max- 203mm
Presiune 34.5 = 345 bar
Fig. 4.3

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

58
CAPITOLUL V
Schemele instalațiilor de obținere a energiei electrice din energia valurilor
V.1. Schemele de instalații de obținere a energiei electrice din energia valuri lor dotate cu
mecanisme de pompare – sunt redate in fig. 5.1, 5.2, 5.3

1 Sistem de pompare M.P.H.1.0 –––––––––––––––––––– N
2 Conductă de aducțiune M.P.H.2.0 ––––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor generator electric M.P.H.3.0 ––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.4.0 ––––––––––––––––––– 1
Fig. 5.1 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din
energia valurilor M.P.H.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

59

1 Sistem de pompare cu pompă radială M.P.H.1.0 –––––––––––––– N
2 Conductă de aducțiune M.P.H.2.0 –––––––––––––––––––- 1
3 Agregat hidromotor generator electric M.P.H.3.0 –––––––––––––- 1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.4.0 –––––––––––– –––––––– 1
Fig.5.2 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor
M.P.H.I.0
Fig.5.3 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia
valurilor M.P.H.C.I.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

60

1 Sistem de pompare M.P.H.C.I.1.0 –––––––––––––––––––- N
2 Conductă de aducțiune M.P.H.C.I.2.0 –––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor generator electric M .P.H.C.I.3.0 –––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei M.P.H.C.I.4.0 –––––––––––––––––– 1

V.2 Scheme de instalații de obținere a energiei electrice din energia valurilor dotate cu mecanisme
de transformare – sunt redate in fig. 5.4, 5.5

1. Sistem de pompare M. T. H. 1.0……………………………………………………………………….….N
2. Conductă de aducțiune M. T. H.2.0………………………………………………………………………..1
3. Agregat hidromotor -generator electric M.T.H.3.0… …………………………………………………….1
4. Conductă de legatură M. T. H.4.0…………………………………………………………………….….N
5. Conducta I de ieșire h idromotor M. T. H. 5.0………………………………………………………..1
Fig. 5.4 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor
M.T.H.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

61
6. Conducta II de ieșire hidromotor M. T. H. 6.0…………………………………………………….….1
N ∈ [100 – 1000]

1 Sistem de pompare cu pompă radială M.T.H.C.1.0 ––––––––––––– N
2 Conductă de aducțiune M.T.H.C.2.0 ––––––––––––––––- ––- 1
3 Agregat hidromotor generator M.T.H.C.3.0 –––––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei M.T.H.C.4.0 –––––––––––––––––– 1
V.3. Scheme de instalații dotate cu pompe speciale – sunt re date in figurile 5.6, 5.7, 5.8, 5.9

1 Sistem de pompare cu pompă radială P.O.H.1.0 ––––––––––––––––– N
2 Conductă de aducțiune P.O.H.2.0 ––––––––––––––––––––––– 1
3 Hidromotor g enerator P.O.H.3.0 ––––––––––––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.4.0 ––––––––––––––––––––––- 1
Fig 5.5. Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor
M.T.H.C.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

62

1 Sistem de pompare cu pompă radială P.O.H.C.1.0 –––––––––––––––– N
2 Conductă de aducțiune P.O.H.C.2.0 –––––––––––––––––––––– 1
3 Hidromotor generator P.O.H.C.3.0 –––––––––––––––––––––– 1
Fig.5.6 Schema cinematica a instalației de obținere a energiei electrice din energia
valurilor P.O.H.O.
Fig.5.7 Schema cinematică a instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor
P.O.H.C.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

63

Fig.5.9 Instalație de obținere a energiei electrice din energia val urilor P.O.H.R.C.0 4 Sistem de colectare ulei P.O.H.C.4.0 –––––––––––––––––––––- 1

1 Sistem de pompare P.O.H.R.1.0 –––––––––––––––––––––––- N
2 Conductă de aducțiune P.O.H.R.2.0 –––––––––––––––––––––– 1
3 Hidromotor generator P.O.H.R.3.0 –––––––––––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.R.4.0 –––––––––––––––––––––- 1

1 Sistem de pompare P.O.H.R .C.1.0 ––––––––––––––––––––––- N
Fig.5.8 Schema instalației de obținere a energiei electrice din energia valurilor P.O.H.R.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. V Schemele instalațiilor de
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale obținere a energiei electrice din energia valurilor

64
2 Conductă de aducțiune P.O.H.R.C.2.0 ––––––––––––––––––––– 1
3 Agregat hidromotor -generator electric P.O.H.R.C.3.0 ––––––––––––––– 1
4 Sistem de colectare ulei P.O.H.R.C.4.0 ––––––––––––––––––––– 1
V.4. Scheme de instalații dotate cu mecanisme de multiplicare – sunt redate in figurile 5.10,5.11

Fig.5.10. Instalație de obținere a energiei electrice din energia valurilor M.M.H.0

Fig.5.11 Instalație de obținere a energiei electrice din energia valurilor M.M.H.C.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

65
CAPITOLUL VI
Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare ale pompelor
de pe instalațiile de obținere a energiei electrice din energia valurilor
VI.1. Schemele cinematice ale mecanismelor de acționare a pompelor clasice cu piston – sunt
redate in figurile 6.1 ,6.2

Fig.6.1 Mecanism de pompare pentru sistemul
de pompare cu o singură pompă clasică pe
pârghia flotorului M.P.1.0
Fig.6.2 Mecanism de pompare pentru sistemul de pompare cu două pompe clasice pe aceeași
pârghie a flotorului M.P.2.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

66

Dimensionarea flotorului.
Se dau datele de proiectare :
• Volumul flotorului V=4 m3
• Raza flotorului R=0,7 m
• L= 2 m
• l= 0,2 m
• Înălțimea valului h V =1 m
•Grosimea pistonului g P =50 mm
• Numărul de instalații n i =100
•Suprapresiunea Δp=30 a

|F̅31| = |F̅31|
P = ɳ·ρ·g·H·Q = ɳ·Δp·Q P – puterea turbinei Q – debitul instalației
Δp = p – po = ρ·g·H Δp – suprapresiunea
P = = dL = dE
Δp = 30 · 105 N/m2
FA = ρ H2O·g ·v F A – forța arhimedică
Fig. 6.3

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

67
Ρ =
ρH2O = 103 kg/m3 →F A = 4·104 N
ΣF = 0
FA-G=F
G = = 2·104
V = π·R2·Lf → L f = 1,81 L f – lungimea flotorului
ΣM o = 0 Condiții de echilibru al unui rigid
ΣFy = 0

ΣM o = 0→ F·L -F31·l-F13·l=0
F31 = = 104=100000 N
ΣFy=0→ F -F31+F13-Ro=0 → F=R o=100000 N R o-reacțiunea din articulație
Din fig 6 →Δp= 30·105 N/m2 = → Δp·t=F
t = · D C2 F13 – Δp· DC2=0
F13 = Δp · DC2
100000=30·105 · DC2
1 = 30· DC2 DC2 = = 0,2 m D C – diametrul cilindrului
Δ0A'A''~ΔB'BO sinα =
OA'' = L · cos = 2· = = 1,71 m = → x = = 0,11 m

hC=gp+2x+Δl →h C=0,05+2·0,11+0,05=0,1+0,22=0, 32 m= 320 mm
Δl=5mm
Fig. 6.4

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

68
Δl- spațiu de siguranță, h c-înălțimea cilindrului
M=3n -2C5-C4=9-8=1
n=3, C 4=0
C5= (0,1) –cuplă cinematică de rotație
(1,2) – cuplă cinematică de translație
(2,3) – cuplă cinematică de rotație
(3,0) – cuplă cinematică de rotație
VI.2. Schema cinematica a mecanismului de transformare
Nr. buc.
1.Roată dințată………………………… 1
2.Roată dințată………………………… 4
3.Roată dințată ………… …………….. 2
4. Roată dințată ………………………. 2
5. Roată dințată………………………… 1
6. Roată dințată………………………… 2
7. Roată dințată………………………… 1
8.Cuplaje unisens……………………… 4
9.Arbore II………………………………. 2
10. Arbore III …………………………. 2
11. Arbore IV…………………………… 2
12.Arbore V………………………………… 1

Fig.VI.2 Mecanism de transformare M.T.H.C.1.2.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

69
Mecanismul de transformare M.T.H.C.1.2.0 din Fig. 6.5, are rolul de a transforma mișcarea de
oscilație a flotorului care este montat pe arborele roții I, într -o mișcare de rotație continuă a arborelui de ieșire
poziția 12, care antrenează pompa cu pisto nașe M.T.H.C.1.3.0.

Pentru a putea obține această transformare, pe arborii 9 și 10 sunt montate cuplajele unisens 8.
Montarea acestor cuplaje se face astfel încât dacă mișcarea se face în sensul acelor de ceasornic mișcarea să se
transmit prin arborele 9, și arborele 10 rămâne fix deoarece cuplaul de pe el merge in gol.Când flotorul se
mișcă în sens invers acelor de ceasornic, arborele 10 transmite mișcarea iar arborele 9 rămâne fix.Ca să
obținem mișcarea la arborele 12 în același sens montăm pe arborele 1 1 o roată dințată, poz.3, ce are rolul doar
de a schimba sensul mișcării de la arborele 10 la arborele 11.
După cum se observă, prin construcție acest mecanism poate multiplica mișcarea cu raporul de
multiplicare : i t=i12·i45 (1) când mișcarea se transmite prin arborele 9.Când mișcarea se transmite prin arborele
11 raportul de transmitere este :i t’=i12 ·i23 ·i67 (2).
Alegem constructiv i 23= =1 (3) ; i 45=i67 (4)
Funcție de numărul de dinți ai roților relația (4) de vine : = (5)
Alegând i 12=i45=i67=10 obținem i t=it’=102 (6)

Pentru ϕ 1= , obținem i t=i12·i45= · = · = · = =100 (7). ϕ 5=100· (8).
În figura 6.7, se reprezintă flotorul în mișcarea de oscilație cu ±α, produse de valurile mării.Dacă
perioada mișcării este de T=4s, atunci unghiul ϕ 1 , se realizează într -un timp t=1s.D eci
ω1= = ·s-1 ; ω 5 == 100 · ·s-1 = (9).
np= =500 (10).
Dacă alegem i 12=i45=i67=15 obținem n p=1125 rotații/ minut.
Pentru a diminua diametrele roților, vom monta pe roata din poziția 1 patru roți poziția 2. Deci vom
avea 2 arbori poziția 9, montat la 180o și alți 2 arbori poziția 10 ,montați deasemenea la 180o.
Fig. 6.6
Fig. 6.7

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

70
=
= 64·
= = =
==
=·
=
=
=
=·=·=64
=η· ·
px = 3·MW
=·q =·q q -volumul pompei la o rotație
= 2 –turația la pompă
Alegem =200·
η=0,8
=·φ L f=lucru mecanic dat de flotor
-momentul la flotor
3··=·
=
=·
= 3·Nm=5,73·
Alegem = 2m

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

71
=G=2,865·N
=·g·V=·9,81 ·V
V =
=2F f→V=5,73
η= P u – puterea utilă P c – puterea consumată
= →====
=64·11
=64·=34,54
3··=0,8·20·=·q
q= ====0,034·=340
==
P=N·=100·3·=3MW
N=100 q=340
Q=n p ·q=2··q=2·64··340= ·340=7480
Q=N·=100·7480748000=0,7480·
N=100
P===→500=
d1=
Cele două roți dințate: α=
-forță radială
-forță tangențială
=0=>=· =0=>=

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

72
→pe baza acesteia se determină modulul roților dințate

=20.000·10=2·
R=18·N
=F(L -l)→=2000daN·180cm
(solicitari)

b·=b· | -h/2-h/2== ·
dA=bdy
= =
=1000 →1000=
=20·18
====16,43
==
=400 400·2· =18·
→d 1→d 1=53,53
(admisibil la strivire)== →b 1=
Calculul dimensiunii flotorului:
V=4 R=0,7m V=·
===2,59
G=F=20000N

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

73
() =7,8·
G=m·g=ρ··g
====0,26
=- Notăm h f=t
=-=(R-· -2Rt-=0
=(2·Rhf -h)· hf=R
·2Rhf+=0 hf=0,7=
=0,7
=0,7=0,03m=3cm

Nr. buc. 1. Arbore de intrare ……………………………….. …..M.M.H.1.2.1 …………………………….1
1*. Roata dintata I …………… ………………………… M.M.H.1.2.2 …………………………….1
2. Arbore intermediar …………………………….. ….M.M.H.1.2.3 ……………………………..2
2*. Roata dintata II ………………………………. …….M.M.H.1.2.4 ……………………………..2
21*. Roata dintata III …………………………………..M.M.H.1.2.5 ……………………………..2
3. Arbore de iesire ……………………………………….M.M.H.1.2.6 . …………………………….1
3*. Roata dintata IV …………………………………….M.M.H.1.2.7…………………………….1

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VI Schemele cinematice ale mecanismelor de
Specializarea:Sisteme si Echipamente Navale pe instalațiile de obținere a energiei electrice din ener gia valurilor

74

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
75

CAPITOLUL VII
Sisteme de pompare
VII.1 Sisteme de pompare cu pompe clasice
Pistoanele pompelor clasice primesc mișcarea de la pârghiile flotoarelor prin intermediul
mecanismelor de pompare (fig.6.2,
fig.6.2). La aceste sisteme de
pompare, pârghiile flotoarelor sunt
articulate la elementul de bază
printr -un bolț de articulație
(articulația O din fig. 8.1,8.2)
VII.2 Sisteme de
pompare cu pompe cu pistoane
radiale și pompe cu pistoan e
axiale și mecanisme de
transformare
La aceste sisteme de pompare pârghiile flotoarelor sunt fixate pe arborele de intrare al
mecanismului de transformare (prin pene ori caneluri) – fig. 6.3. În fig. 7.1,7.2,7.3 sunt redate schemele
instalatiilor dotate cu mecanisme de transformare
Nr. buc. 1. Flotor asamblat M. T. H. 1.1.0………………………………………………………….….1
2. Mecanism de transformare M. T. H. 1.2.0………………………………………………….1
3. Pompă cu pistonașe axiale M. T. H. 1.3.0………. …………………………………………………….….1
4. Conductă de aspirație M. T. H. 1.4.0…………………………………………………………………..….1
5. Conductă de refulare M. T. H. 1.5.0… …………………………………………………….1

VII.2.1 Functionarea sistemului de pompare M.T.H.C.1.0
1 Flotor asamblat –––––––– M.T.H.C.1.1.0
Fig. 7.1 Sistem de pompare M. T. H.1.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
76
2 Mecanism de transformare –––– M.T.H.C.1.2.0
3 Pompă cu piston radial –––––-
M.T.H.C.1.3.0
4 Rezervor ulei –––––––––
M.T.H.C.1.4.0
5 Conductă aspirație –––––––
M.T.H.C.1.5.0
6 Conductă refulare –––––––-
M.T.H.C.1.6.0
P = η · Δp · Q
Q = N · Q*
N ϵ [100 ÷ 1000]
Δp ϵ [200 ÷ 400]
bar
Funcționarea sistemului de pompare M.T.H.C.1.0 (Figura 7.2 )
Asupra flotorului M.T.H.C.1.2.0 acționează o forță
verticală F 1 și forța orizontală F 2 (vezi Figura 7.4 a). Forța F 1
este rezultanta dintre forța arhimedică ce acționează asupra
flotorului și greutatea flotorului, când flotorul este sub val.
Pentru volumul de 4 m3, rezultă F 1 = F A = ρgV = 2·104 N=G
(93)
Forța orizontală F 2 este dată de relația : F 2 =Sρ
(94)
În relația (94) suprafața S reprezintă proiecția
flotorului pe un plan
normal la viteza relativă v, unde v=v v-vp (95) v v-viteza valului,v p-viteza pistonului față de cilindrul
pistonului.
Fig.7.2 Sistem de pompare cu pompa radiala
M.T.H.C.1.0
Fig. 7.3

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
77
Constanta =2,3 am luat -o din cartea ”Hidraulică și mașini hidraulice” de Anton Viorica, pentru
un corp semicilindric.
ρ=103 -densitatea apei.
Pentru v v= 2,5 și v p=0,5 rezultă : F 2=2,3·6 m2 ·103 · =2,3 ·12·103 N = 2,76·104N.
Alegem lungimea maximă L max=2,5 m și L min=1,5 m, unde L x reprezintă lungimea flotorului la un
moment dat, când flotorul se află sub acțiunea celor doua forțe F 1 și F 2, când acționeaza forța arhimedică
pe traseul OAB (Fig.7.4 b).
Lucrul mecanic elementar dezvoltat de cele două forțe este :dL=Mdα (96)
M = F1·cosα·L x + F 2· sinα·L x (97)
Din (4) și (5) rezultă : dL=( F1·cosα·L x +F2· sinα·L x) dα (98)
Luam L x=L m= (99)
Relațiile (97) și (98) le -am scris in baza figuri 7.4 a
LOA=F1Lm +F2Lm =F1Lmsinα| 0π/4 –F2Lmcosα| 0π/4 =F1Lm –F2Lm ( -1)=L m(0,7F 1+0,3F 2)
Relația (99) s -a obținut prin integrarea relației (97) ținând cont de (98).L AB=LOA.
Deci lucrul mecanic pe perioasa când acționează forța arhimedică este :
L1 = 2L OH = 2L m (0,7 ·2·104 N +0,3·2,8·104 N)
= 2·2·104·(1,4+0,84) N·m =8,96·104 N·m (100)
Fig. 7.4 a Fig. 7.4 b

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
78
Când flotorului se află în porțiunea B CD (fig.7.4 b), acționează pe flotor numai greutatea
flotorului G, care fiind egală cu F 1, putem scrie L z=2L max·0,76=2·2·0,7·2·104 N·m =5,6·104 N·m
(101)
Puterea medie dezvoltată pentru o oscilație completa a flotorului este :
P1= = = W=3,8·104 W (102)
Pentru N flotoare puterea va fi :P=N·P. Dacă luăm N=100, avem P=3,8 MW.
Această putere se transmite pompei cu pistonșe axiale 3, prin intermediul mecanismului de
transformare. Dacă raportul de multiplicare este i jp= =100(103), pentru ϕ j= avem ϕ p=100· .Acest unghi ϕ p
se realizează la arborele pompei în timp de t = (flotorul parcurge distanța OA).
Deci n p= = = ; np=· 60 =25·30=750 (104)
Pentru randamentul mecanismului de transformare ,
ɳ m=0,8, p p= ɳ m·p1=0,8·3,8·104=3,04·104 W (105)
Pentru randamentul pompei ɳ p=0,9 avem Q 1·Δp= ɳ p·pp (106)
Luând suprapresiune dată de pompa Δp=200 bar obținem din (105) și (106):
Q1= =1,35 ·10-3 (107)
Q1=1,35·60 =81 .
Am notat cu Q 1, debitul dat de o pompa.Debitul dat de N=100 pompe este :
Q’=100Q 1=0,135 (108)
Din figura 7.3 a. rezultă forța pe tija pistonului: F=F 2cosα-F1sinα (109)
Pentru α= rezultă: F=(2,8 ·0,86 -2 · )·104 N =1,24·104 N (110)
Din figura 7.3 a. rezultă: S p= = = m2=6.2 cm2 (111)
Debitul dat de cilindru hidraulic este: Q 2= (111). S -a împărțit la doi pentru ca forța F 2 pe cilindru
actionează ,când acționează pe flotor forța arhimedică:
Q2=·6,2·10-4 m2·0,5=1,5·10-4 =0,15·10-3 (112)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
79
Debitul Q’’ dat de N=100 cilindri hidraulici este Q’’=100Q 2=0,015 .
Debitul Q ce ajunge la hidromotor este :
Q=Q’+Q’’=(0,135+0,015) =0,15 (113)
Δpm=Δp-Δpp
unde Δp m = suprapresiunea la hidromotor și Δp p-pierderea de presiune pe conducta de lungime “l” și de
diametru “d ”.
Δpp=ρλ· =0,9·103· · · ·0,03=0,9 ·· ·350 ·103 ·0,03=105 · · =5,4 at (114).
Am notat în relația (114) ρ -densitatea uleiului, λ -coeficientul pierderilor liniare,l -lungimea
conductei de transport,d – diametrul conductei, v -viteza uleiului in conductă.
Am ales v=5 și am calculat diametrul din relația : Q=S· v .
Puterea dezvoltată de hidromotor este :
Pm=Q· Δp m· ɳ v=0,95·0,15 ·195·105 =0,95·0,15·19,5 MW≈2,8 MW (115).
Această putere s -a calculat pentru un unghi de rotire α max= ,deci pentru o înălțime a val ului :
hv=(L min·cosα+λ j)m=(1,5· +0,7) m = 1,7 m
Pentru o înălțime medie a valului de 0,5 m puterea media a hidromotorului P med=2,8· ≈0,9 MW.
Energia dezvoltată annual de agregat este : E an=Pmed·tan=0,9 MW ·8760
Costul acestei energii este :C= E an·pc=0,9 ·8,760 ·103 · 0,5 =3,94 · 106 ≈ 0,89· 106 €
(116)
Se poate observa că momentul M’ are valoarea maximă pentru α =
și L n=L min=1,5 m (117)
M’ max=(F 1+F2) · ·1,5 N·m=4,8 · 0,7· 1,5 ·104 N·m≈50 ·104 (31) N·m.
Diametrul arborelui M.T.H.C.1.2. 0, este dat de relația :
τat= (32) 500 ·105 =
da3= m3= m3 ≈ m≈0,4 m (118)

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
80
Calculul volumului la o rotație al pompei „q”. Q 1-n ·q· η vp (118).
Se consideră randamentul pompei ɳ vp= 0,95.
q = = = ·103 = 82 ·10 · = 61 . (119)
Pentru pompa cu pistonașe axiale avem q = z · ·2e (120)
Alegând numărul de pistonașe z = 7, excentricitatea e = 1 cm, se calculează diametrul unui
piston aș din relația (120); d = (121).
D = = cm = 6· ≈ 2,3 cm (122).
ɳ m == (123), unde η m este randamentul total al hidromotorului.
ɳ m = (124)
ijp = = = =100 (125).
Din (124) și (125) obținem : M p= ɳ m· M a . M a = M’ = (2 ·104 · +2,8 · 104· ) ·1,5 N·m (126).
Lx = 1,5m și α =
Mp = 0,8 ·( +1,4 ) · 1,5 · 102 N·m=0,8· 1,4 · 2,4 · 1,5 ·102 N·m =5,4 ·102 N·m (127).
τat= (128)
400 = (129)
dp3= cm3=54 cm3 →d p=cm=3,8 cm (130)
În relațiile de mai sus am notat : M p – momentul la arborele pompei
dp – diametrul arborelui pompei pozitia 3 din figura 7.2
τat – tensiunea tangențială admisibilă la solicitarea de torsiune

VII.2.1.2 REZISTENȚA LA ÎNAINTARE
NOȚIUNI GENERALE

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
81
După legile generale ale dinamicii, nu există diferență între mișcarea unui curent de fluid de
viteză uniformă, v, în jurul unui corp imobil și între mișcarea acestui corp cu viteza v într -un fluid în
repaus. Din acest motiv, toate problemele se tratează la fel, considerând sistemul de referință legat de
corpul imobil, într -un mediu fluid în mișcare.
Fie un corp complet imersat într -un curent de fluid uniform, a cărui viteză constantă în amonte de
obstacol se notează cu (fig….). Acțiunea fluidului asupra corpului
se reduce la o forță rezultantă și un cuplu, . F orța se poate
descompune după două direcții : una perpendiculară pe direcția
curentului, numită forță portantă , și una paralelă cu direcția
curentului, numită rezistență .
Cele două forțe se pot exprima conform relației rezistenței
la înaintare stabilită de Newton, sub forma :
;
,
unde și sunt coeficienții de portanță, respectiv de rezistență, iar A este aria maximă a suprafeței,
obținută prin proiecția cilindrică a corpului pe un plan perpendicular pe direcția curentului. În mod similar
se poate exprima momentul rezultant al forțelor a plicate obstacolului, luat față de un punct sau o axă, sub
forma : ,
unde este coeficientul de moment si l o lungime caracteristică.
Pentru fluide incompresibil, coeficienții , și , p entru un corp dat,
depind de numărul Reynolds.
Pentru un profil dat (funcționând într -o aripă de lungime infinită),
variația coeficientului de portanță și rezistență in funcție de
unghiul de incidență i se poate vedea in figura…. Se observă că
portanța crește cu incidența până la un maximum, C z max, care
poate atinge valori cuprinse între 0,9 și 1,5, în funcție de
geometria profilului. Aceste valori maxime corespund unor
unghiuri de incidență de circa 10…1 5̊ . La incidențe mai mari se produc desprinder i ale curentului de pe
profil care duc la o scădere a portanței și o creștere a rezistenței.
Fig. 7.5
Fig. 7.6

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
82
Pe figura 7.6 se remarcă incidența i0, numită incidențp de portanță nulă, la care portanța își
schimbă sensul. Coeficientul de rezistență C x, are numai valori pozi tive, prezentând un minimu în zona
incidențelor mici.
În figura… s -a reprezentat și curba C z/Cx = f(i), raportul C z/Cx reprezentând finețea profilului.
Maximul acestei curbe indică unghiul de incidență pentru care raportul de portanță/rezistență este maxim.

ORIGINEA FORȚELOR DE REZISTENȚĂ
Se poate afirma că forța de rezistență este un efect al vâscozității fluidului. În adevăr, la curgerea
unui fluid ideal în jurul unui corp, forța de rezistență este nulă. În cazul fluidelor reale acțiunea de contact
a fluidului pe un element de suprafață d S se poate descompune într -o componentă normală (forța de
presiune) și o componentă tangențială (forța de frecare). Rezultanta forțelor de presiune după direcția lui
dă rezistența de presiune , . Rezultanta, după aceeași direcție, a forțelor de frecare dă rezistența de frecare ,
. Rezistența totală este suma celor două componente: .
Rezis tența de frecare se poate determina dacă se face o analiză a stratului limită care înconjoară
obstacolul. Rezistența de presiune este mai greu de determinat. Dacă stratul limită nu se desprinde de corp
și are peste tot aceeași grosime, distribuția de presi uni se apropie de cea din fluidul ideal. Dacă apare
desprinderea stratului limită, forma curgerii în jurul corpului este complet modificată și nu se mai poate
determina distribuția de presiuni decât pe cale experimentală.
Când un obstacol de lungime finită este introdus într -un curent nelimitat, apar la extremități
mișcări secundare, care introduc o rezistență suplimentară numită rezistență indusă . De asemenea, dacă
un corp se deplasează la suprafața liberă a unui lichid el provoacă un sistem care introduce o rezistență
suplimentară numită rezistență de undă .

REZISTENȚA SFEREI
La curgerea unui fluid în jurul unei sfere, mișcarea este simetrică față de axa sferei paralelă cu
direcția curentului. Acțiunea fluidului asupra corpului se reduce la forța de rezis tență. Coeficientul de
rezistență se exprimă prin:
,

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
83
unde . El variază cu numărul Reynolds al sferei . Se prezintă câmpul hidrodinamic în jurul unei sfere la
diferite valori ale lui . Considerând că numărul Reynolds este un raport al forțelor de inerție la forțele de
frecare, numărul Reynolds mic înseamnă forțe de frecare mari. Pentru , liniile de curent înconjoară sfera,
câmpul hidrodinamic prezentând simetrie și față de un plan transversal. În acest domeniu este valabilă
legea lui Stokes: (sau ), stabi lită în ipoteza neglijării forțelor de inerție. Pe măsură ce crește, forțele de
inerție câștigă din importanță și obstacolul se îconjoară cu un strat limită laminar. Pentru , acest strat
limită se desprinde după un cerc în spatele sferei. În zona despri nsă se formează un vârtej de forma unui
tor, care se dezvoltă până când ocupă toată partea din spatele sferei. La valori ale lui apropiate de 14,
vârtejul se detașează și ia o formă elicoidală. În același timp sfera este solicitată de o forță transversală ,
care se rotește în jurul lui . Pentru valori ale lui , în aval de sferă se formează o dâră care este o zonă
foarte agitată, unde viteza și presiunea variază incoerent, iar coeficientul de rezistență, care a scăzut tot
timpul, se stabilește la o valoare . La valori ale numărului Reynolds cuprinse între și are loc trecerea de
la stratul limită laminar la stratul limită turbulent, ceea ce influențează zona de desprindere, care devine
mult mai restrânsă. Coeficientul de rezistență scade destul de rapid, at ingând valori apropiate de 0,1,
pentru a se stabili apoi la . S -a reprezentat variația lui cu numărul Reynolds. Valoarea critică a
numărului Reynolds la care are loc căderea curbei depinde de gradul de prelucrare al obstacolului și de
turbulența curentul ui. Dacă turbulența este pronunțată, trecerea de la stratul limită laminar la cel turbulent
are loc la valori ale numărului Reynolds mai mici decât în cazul unui curent cu turbulență redusă.
Observație : Efectul trecerii de la stratul limită laminar la c el turbulent s -a utilizat pentru
măsurarea gradului de turbulență al curentului. În acest scop se confecționează o sferă cu pereții foarte
bine prelucrați, având un diametru , fixată pe un suport montat în axa sferei, în partea opusă curentului.
Se ridic a curba (). Se considera după Dryden că numărul Reynolds critic al sferei este acela pentru
care =0.3. Relația între critic și gradul de turbulență al curentului este dată în tabelul 7.7. Deoarece există
o legătură între presiunea din dâră (măsurată într -un punct pe sferă foarte apropiat de suportul de
susținere) și numărul Reynolds, se poate considera că este acela pentru care coeficientul de presiune ia
valoarea zero (dupa Hoerner ) sau (după Platt).
Curbele pentru un curent cu turbulență pronunțată (curba plină) și pentru un curent cu grad de
turbulență redus (curba întreruptă).

REZISTENȚA UNUI CILINDRU CIRCULAR SI A ALTOR OBSTACOLE.

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
84
Acțiunea curentului asupra unui corp cilindric de diametrul D, cu axa cilindrului normală la direcția
curentului se reduce, ca și în cazul sferei , la o forță de rezistență cu numărul Reynolds se face după o
curbă foarte asemănătoare cu cea din figura 7.6, care pune în evidență domeniul de trecere de la strat
limită laminar la turbulent. Dacă
cilindrul este de lungim e finită,
rezistența la înaintare scade
comparativ cu a cilindrului de
lungime infinită, pentru valori
mijlocii ale numărului Reynolds .
Acest lucru se explică prin aceea
că presiunea medie din dâră fiind
mult mai inferioară celei din
amonte, există trece ri ale fluidului
pe la capetele cilindrului. Acest
fenomen este cunoscut sub
denumirea de ventilarea dârei și
este cu atât mai intens cu cât
cilindrul este mai scurt. Pentru
eliminarea acestui fenomen se
plasează cilindrul între doi pereți
plani paraleli.
Fenomele prezentate în cazul
sferei și al cilindrului sunt similare
pentru orice obstacole de tip sferă sau cilindru (mișcare tridimensională sau bidimensională).
Tabel 7.7
100
0.5 1.0 1.2 1.6 2.3
2.7 2.3 2.0 1.6 1.3
VII.2.2. Funcționarea sistemului de pompare M.T.H.1.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
85
Modul de calcul al acestui sistem de pompare este similar cu cel al sistemului M.T.H.C.1.0. În
acest caz lungimea flotorului ramâne constantă L f = L m și debitul Q 2 este nul, datorită lipsei cilindrului
hidraulic pe flotor.
Lucrul mecanic dezvoltat de cele două
forțe este : dL = Mdα = L f (F1cosα + F 2sinα) dα
(131)
F1 = 2 ∙ 104 N
F2 = 2,76 ∙ 10 4 N
Integrând relația (131) obținem în acest
caz :
L = L f ∙ F1 ·
= N · m (132)
Putem considera forța F 1 să fie egala cu forța arhimedică dacă neglijăm greutatea flotorului. În acest caz :
F1 = 4 · N
L = 7,2 N · m
Puterea dezvoltată va fi in acest caz
P = = = 18 kw (133)
Forța F 2 = c x · S ·q unde v este vi teza valului v = 2 m/s
Dacă se consideră v = 4 m/s, păstrând constante c x = 2,3 și S = 6 m2 rezultă F 2 = 11,04 · 104 N
Relația (132) devine în acest caz :
L = (5,6 + 6,6) · 104 N · m = 12,2 · 104 N · m
P = = = 30 kw
Constatăm ca efectul forței hidrodinamice în ponderea de energie obținută devine mai mare decât
efectul forței arhimedice.
Fig. 7.8

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
86
Având în vedere că vitezele maxime indicate în literatura de specialitate sunt cuprinse în
intervalul 18 ÷ 20 m/s, în largul oceanelor, pentru calculele de dimen sionare ale flotorului se recomandă a
se lua in considerare viteze care să țină cont de zona de amplasare a instalației.

VII.3 Sisteme de pompare cu pompe cu pistoane radiale ori pompe cu pistoane axiale și
mecanisme de multiplicare
Schemel
e instalațiilor
dotate cu
mecanisme de
multiplicare sunt
redate in
fig.7.9,7.10 si
fig.7.11.
Pârghiile
flotoarelor
regăsite in aceste
sisteme de
pompare sunt
prinse pe
arborele de
intrare al mecanismelor de multiplicare prin intermediul unor cuplaje unisens.
1. Flotor asamblat………………………………………………………………………………….M. M. H. 1.1.0
2. Mecanism de multiplicare……………………………………………………………….….M. M. H. 1.2.0
3. Pompă cu pistonașe…………………………………………………………..M. M. H. 1.3.0
4. Cuplaj unisens………………………………………………………….. …………………..….M. M. H. 1.4.0
5. Conductă de refulare………………………………………………………………………….M. M. H. 1.5.0
6. Conductă de aspirație…………………………………………………………………………M. M. H. 1.6.0
7. Rezervor ulei…………………………………………………………………………………….M. M. H. 1.7.0
Fig.7.9 Sistem de pompare M. M. H. 1.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VII Sisteme de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
87
8. Lagăr de alunecare I………………… ……………………………………….M. M. H. 1.8.0
9. Lagăr de alunecare II………………………………………………………….M. M. H. 1.9.0
VII.4 Sisteme de pompare cu pompe speciale
La aceste sisteme de pompare, pârghia flotorului este solidar legată prin pene sau caneluri, pe
arborele pompei spe ciale. Instalațiile dotate cu astfel de sisteme de pompare sunt prezentate in
fig.5.6,5.7,5.8 și 5.
1 Flotor asamblat –––––––- P.O.H.R.C.1.1.0 ––– 2
2 Pompa speciala –––––––- P.O.H.R.C.1.2.0 ––- 2
3 Pompa suport ––––- –––– P.O.H.R.C.1.3.0 ––– 1
4 Cilindru hidraulic ––––––– P.O.H.R.C.1.4.0 ––– 1
5 Distribuitor ––––––––– P.O.H.R.C.1.5.0 ––– 1
Fig.7.10 Sistem de pompare P.O.H.R.C.1.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VIII Flotoarele sistemelor de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
88
CAPITOLUL VIII

Flotoarele sistemelor de pompare

VIII.1. Flotoarele sistemelor de pompare cu mecanism de pompare
La aceste sisteme avem flotoarele asamblate M.P.I.1.0 si M.P.II.1.0 redate in fig. 8.1, 8.2.

Fig. 8.1 M.P.I.1.0
Fig. 8.2 M.P.II.1.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VIII Flotoarele sistemelor de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
89
VIII.2. Flotoarele sistemelor de pompare cu mecanism de transformare, mecanism de
multiplicare si a sistemelor cu pompe speciale
La aceste sisteme se folosesc flotoarele din fig 8.3
1. Tija flotor M. T. H.C 1.1.1.0……………………………………………………………..…..1
2. Cilindru hidraulic M. T. H.C 1.1.2.0……………………………………………………….1
3. Suport sudat M. T. H.C 1.1.3.0…….…………………………………………………….….1
1. Cilindru sudat M.T.H.C.1.2.1.0……………………………………………………………………….1
2. Piston M.T.H.C.1.2.2.0………………………………………….. ………………………………………1
3. Ghidaj
M.T.H.C.1.2.3.0……………………………………………………….
…………………………4
4. Șurub
STAS………………………………………………………………… ……
………………………….4
5. Șaibă Grower

STAS………………………………………………………………………
……………….4
Fig. 8.3 Flotor asamblat M. T. H.C 1.1.0

Fig. 8.4 Cilindru M.T.H.C.1.2.0

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. VIII Flotoarele sistemelor de pompare
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
90
6. Garnitură STAS………………………………………. ……………………………..1
Dimensionarea pistonului și a cilindrului hidraulic de pe flotor
Se aleg T = 1 s; s = 0,5 m; Δp = 300 bar; m = 100 kg; a = 1 s; v v = 5,5 m/s
Forța hidrodinamică ce acționează pe flotor este:
Fh = C x · S · · = 2,3 · 4 m2 · 103 kg/m3 · m2/s2
Fh = 1,1 ·105 N
= m · a
1,1 ·105 N – 300 ·105 N/m2 m2 = 100 kg · 1 m/s2
1,1 · 105 N – 75 · 3,14 · 105 N · = 0
dp = m d p = 0,06 m = 6 cm
vf = v v – vp = 5,5 – 0,5 = 5 m/s
vv – viteza valului
vp – viteza pistonului
Q = S · 0,5 m = · 50 cm3 = 1413 cm3 = 1,4 dm3/s = 1,4 l/s
P = Q · Δp = 1,4 ·10-3 m3/s · 300 · 105 N/m2 P = 42 kW

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IX Lagăre de alunecare radiale folosite
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale la sisteme le de pompare

91

CAPITOLUL IX
Lagăre de alunecare radiale folosite la sistemele de pompare
IX.1. Generalitati
Lagărele cu alunecare sunt organe de mașini care asigură rezemarea și ghidarea fusurilor arborilor
sau osiilor. Prin intermediul supr afețelor de alunecare acestea preiau forțe radiale și /sau axiale și permit
mișcări de rotație, oscilație și eventual de translație.
Lagărele de alunecare se pot clasifica în funcție de:
– regimul de frecare: lagăre cu frecare uscată, limită, mixtă (lagăre cu cuzineți poroși) și fluidă;
lagărele cu frecare fluidă sunt cele mai des utilizate (datorită performanțelor ridicate) și se împart, la
rândul lor în: lagăre hidrodinamice și gazodinamice, lagăre cu ungere elastohidrodinamică (lagăre cu
cuzineți din materiale plastice), lagăre hidrostatice și gazostatice, lagăre cu ungere hibridă;
– direcția sarcinii: lagăre
radiale (fig.9.1,a), axiale (fig.9.1,b),
radial – axiale (fig.9.1,c – cazul în
care sarcina radială este mai mare)
și axial – radiale (fig.9.1,d – cazul
în care sarcina axială este mai
mare);

-forma suprafeței de
frecare: lagăre cilindrice (fig.9.1,a),

plane (fig.9.1,b), conice (fig.9.1,c) și sferice (fig.9.1,d);
Fig. 9.1

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IX Lagăre de alunecare radiale folosite
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale la sisteme le de pompare

92
-poziția pe arbore sau osie : lagăre de capăt sau intermediare ;
-tipul mișcării: lagăre cu mișcare de rotație completă (fig.9.1,
a, b și c) și mișcare oscilantă (fig.9.1,d);
– posibilitățile de compensare a uzurilor și reglărilor de poziție:
lagăre fixe și reglabile;
-posibilitățile de montaj :
lagăre demontabile și
nedemontabile.
Elementele constructive
principale ale unui lagăr cu alunecare, sunt (fig.9.2 ): corpul 1, capacul
2, cuzinetul (cuzineții) 3, sistemul de ungere, organele pentru etanșare,
fixare, strângere și reglare.

IX.2. Lagăre radiale utilizate la sistemele de pompare

Lagărul radial cu sectoare oscilante este prezentat în figura 9.4 , unde:
D = 50; 100; 200; 300 mm;
B = 20;
40; 80;
120 mm;
eD
= 95;
177; 336;
482 mm;
C = 25;
46; 88;
130 mm;
H = 42;
Fig. 9.2

Fig. 9.3 Lagăr cu capac înclinat
Fig. 9.4

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IX Lagăre de alunecare radiale folosite
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale la sisteme le de pompare

93
72; 132; 192 mm.

Un lagăr radial complex, cu inel de
ungere, este prezentat în figura 9.5.

Lagărele radiale pot fi
realizate cu carcasă nervurată
pentru intensificarea răcirii, cu
cuzinet oscilant și ungere cu disc
(fig.9.6).

Un lagăr radial având disc de ungere și cuzinet rigid este prezentat în figura 9.7.

Fig. 9.5
Fig. 9.6

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă Cap. IX Lagăre de alunecare radiale folosite
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale la sisteme le de pompare

94

Lagărele radiale pot avea zone portante multiple și circuit de ungere exterior (fig.9.8).

Fig. 9.7

Fig. 9.8

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă BIBLIOGRAFIE
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
95

Bibliografie :

1. Anton I. – ”Turbine hidraulice” – Ed. Facla – Timișoara – 1979
2. Anton V. – ”Hidraulica și mașini hidraulice” – Ed. Did. și Ped. – București – 1978
3. Barglazan M. – ”Turbine hidraulice și transmisii hidrodinamice” – Edit. Politehnica, Timișoara –
1999
4. Birgher, I. A., Iysilevici, G. B. – ”Vestnik mașinostroenia rezîbovie soedinamic,
Mașinostronie” , 58(1), 1978, 54 -55, Moscova.
5. Breaban V. – ”Amenajari hidroenergetice” – Universita tea “Ovidius”, Constanța – 1997
6. Buzdugan Ghe. – ”Rezistența materialelor”
7. Constantinescu V.N – ”Lagăre cu alunecare”, Editura Tenhică –1980
8. Crudu, I., ș.a. – Atlas – ”Reductoare cu roți dințate”, Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1 981
9. Crudu I. – ”Reductoare cu roți dințate” , E.D.P. – București 1982
10. Drăghici I. – ”Organe de mașini” – Probleme E.D.P – 1980, București
11. “Energie pentru lumea de mâine – Sã acționãm acum!” – publicare realizatã sub îngrijirea Editurii
Academiei Române și Editura Asociației Generale a Inginerilor din România, București 2002
12. Grama I. – ”Mecanisme” – Editura Virom – Constanța. 2007
13. Grama I. – ”Randamentul turbinelor hidraulice” – Editura VIROM – Constanta 2010
14. Florea J. – ”Mecanica fluidelor si masini hidropneumatice” , E.D.P. Bucuresti 1982
15. Fediaevski C., ș.a. ”Mecanique des fluids” Moscou Izd. MIR – 1974
16. Mozorov A.A.”Utilizarea energiei apelor”Edit. Tehnica, 1952

Universitatea “Ovidius” Constanța
Facultatea de Inginerie Mecanică, Industială și Maritimă BIBLIOGRAFIE
Specializarea : Sisteme si Echipamente Navale
96
17. Roman Baican – “Energii regenerabile” –Editura Grinta – Cluj-Napoca 2010
18. C.Herbst , I.Letea – “Resursele energetice ale Pământului ” – , Editura Științifică, Bucure ști, 1974
19. „Surse renegerabile de energie“ – Suport de curs – 2011, Facultatea de Inginerie Mecanicã,
Industrialã și Maritimã, Universitatea „Ovidius“ Constanța
20. www.erevista.ro/viewer/revista_de_energie_verde_ma rtie_2013
21. http://ecology.md/ecosafe
22. http://www.energyonline.ro
23. www.pelamiswave.com
24. www.ecologic.rec.ro/stiinta -tehnologie/
25. http://cleantechnica.com/annual -renewable -energy -investment -set-to-sky-rocket -by-2030/