Statiile de Pompare

=== pompele ===

Cap1. Generalități privind stațiile de pompare

Prin stație de pompare se înțelege ansamblul de construcții hidrotehnice, echipamente hidromecanice de bază și auxiliare, instalații electrice de automatizare cu scopul de a vehicula debitul QSTP (m3 / h) corespunzător unei sarcini de pompare HSTP (mCA) .

Stațiile de pompare se clasifică după mai multe criterii ca : domeniul de folosință, felul așezării și al mobilității, după felul agregatelor, după dispoziția agregatelor în ansamblul amenajării, după durata exploatării, după tipul construcției de captare sau după priză, după tipul aducțiunii .

Clasificarea stațiilor de pompare după folosință

După domeniul de folosință pot fi : stații de pompare pentru alimentare cu apă potabilă și industrială, stații de pompare care se constituie ca primarul transformatorului hidroenergetic în circuit deschis, stații de pompare pentru irigații, stații de pompare pentru desecare – drenaj, stații de pompare în rețelele de canalizare, stații de pompare de hidromecanizare, foraje tubulare, stații de pompare pentru industria minieră, stații de pompare pentru industria petrolieră, chimică, alimentară etc. .

Stații de pompare pentru alimentare cu apă

În sistemele de alimentare cu apă, de obicei, se ridică apa la un nivel dat la un nivel superior necesar .

După poziția lor în schema generală de alimentare cu apă, stațiile de pompare pot fi : stații de pompare treapta I, stații de pompare treapta II, stații de repompare, stații de pompare de recirculare, stații de pompare de incendiu . Stații de pompare treapta I iau apa de la o sursă și o trimit în instalațiile de tratare sau direct la consumatori, dacă nu necesită tratare .

Stații de pompare treapta II servesc de obicei la pomparea apei tratate la consumatori .

Stațiile de repompare servesc la mărirea presiunii apei fie în conductele de aducțiune, fie în anumite zone ale rețelei de distribuție .

Stații de pompare de incendiu servesc la pomparea apei pentru stingerea incendiului . În mod obișnuit pompele de incendiu se amplasează în aceeași clădire cu pompele de alimentare .

Stații de pompare pentru canalizări

Când apele de canalizare nu pot fi evacuate gravitațional, devine necesară pomparea acesteia . Această necesitate poate apărea atât în rețea de canalizare cât si în cadrul stațiilor de epurare .

În stațiile de epurare necesitatea pompării trebuie rezolvată pentru : apele uzate, nămoluri sau pentru ape uzate și nămoluri .

Stații de pompare pentru irigații

Scopul principal al irigației este completarea deficitului de umiditate din sol atât pe terenuri situate în zonele secetoase cât și în regiuni mai puțin secetoase, însă cu o distribuție nefavorabilă a precipitațiilor în timpul perioadei de vegetație .

Sistemul de irigații este complexul de lucrări și amenajări cu ajutorul cărora se captează debitele din sursa de apă, se transportă și se distribuie pe teren . Captarea apei din sursa de apă din sursă se realizează în cele mai multe situații prin pompare . După locul pe care îl ocupă stația de pompare în schema hidrotehnică pot fi :

stații de bază ( treapta I ) care pompează apa direct din sursa naturală ;

stații de repompare ( de trepte I, II ) care pompează apa dintr-un canal în care apa a fost adusă tot prin pompare ;

stații de punere sub presiune care pompează apa într-o rețea de conducte sub presiune ;

stații de pompare mixte care pot îndeplini simultan mai multe funcții (irigații, desecări), folosind însă agregate diferite .

1.1.4. Stații de pompare pentru desecări

Stațiile de pompare pentru desecare cuprind un complex de construcții și instalații care au rolul de aspira apa dintr-un canal și a o evacua la un nivel mai ridicat într-un emisar sau alt canal .

Nodul hidrotehnic care constituie stația de pompare pentru descărcare are același elemente ca și stațiile de pompare pentru irigații, în afară de priză .

După destinație stațiile de descărcare pot fi : stații de bază care pompează apa din canalul principal de evacuare în emisaral natural și stații de bază care pompează apa în canalul care o transportă la stația de bază .

Corelat cu mărimea sistemelor de irigație sau desecare deservite, stațiile de pompare cu funcție hidroameliorativă cuprind patru clase de importanță, așa cum rezultă din tabel :

1.2. Sisteme de irigații

Condițiile naturale de relief și climă ele României creează o instabilitate a umidității: perioade ploioase urmate de secete de durate diferite, de la câteva zile la luni sau chiar ani secetoși urmați ani ploioși, deci apare obligatoriu realizarea unei tehnici de irigații și desecări .

Irigațiile presupun aducerea și distribuirea apei pentru acoperirea deficitelor, iar presupun colectare și evacuarea surplusurilor de și eventual de săruri în cazul desecărilor .

De regulă amplasamentul stației de pompare se alege de către proiectantul schemei de amenajare complexă a sistemului cu participare și a proiectantului stației de pompare, astfel încât soluția aleasă să fie corespunzătoare din punct de vedere tehnic și economic .

Lucrarea are ca temă proiectarea unei stații de pompare pentru alimentarea unui sistem de irigații .

La realizarea proiectului trebuie să se aibă în vedere următoarele date :

date topologice ale terenului de amplasare :

date asupra necesarului de apă pentru rețeaua de irigații.

1.2.1. Date topometrice ale terenului de amplasare

Pe baza măsurătorilor efectuate în teren s-au determinat următoarele date topologice :

înălțimea geodezică de pompare : Hg= 12 (m) ;

înălțimea manometrică de pompare : HP= 25 (m)

planul de situație în amplasamentul stației : 256,06 față de planul de referință la Marea Neagră ;

1.3. Date asupra necesarului de apă pentru rețeaua de irigații

Necesarul de apă pentru rețeaua de irigații se stabilește pe baza calcului necesar de apă în diferite anotimpuri .

Debitul de calcul al instalației se stabilește luând în considerație toți consumatorii .

Volumul de apă consumat zilnic (Vt ) se calculează cumulând consumurile zilnice pentru consumatorii individuali :

Vt=Vi

Un exact se poate face dacă se inventează toți consumatorii din gospodărie și se cumulează necesarul lor, estimat conform normativelor. În tabelul următor prezentăm extrase din aceste normative. Consumul zilnic al unui locuitor, conform STAS 1343/1-1977 este indicat în tabel :

Coeficientul Kzi este coeficient de neuniformitate al consumului zilnic. Acest coeficient este important în cazul în care instalația alimentează mai multe gospodării.

Trebuie să se țină seama de nevoile proprii de apă ale instalației, prin aplicarea unui coeficient supraunitar, la valoarea finală a volumului calculat, KS ;

KS 1,10 ; pentru Q 0,5 (m3/s), debit prelevat din surse subterane sau suprafață cu stație de tratare;

KS1,02 pentru Q = 0,5 (m3/s), debit prelevat din surse subterane, fără stație de tratare ;

KS 0,05 pentru debite de recirculare, Q 1(m3/s) ;

Se poate lua în calcul și un coeficient de pierdere de apă în instalație de circa : KP =1,1÷1,3.

Este de preferat ca pompa să funcționeze în medie 2÷8 ore pe zi, în funcție de mai mulți factori : posibilități de supraveghere, alimentare cu energie electrică, consumuri neprevăzute și periodice etc.

Suprafața pe care trebuie să o irigăm este S = 1731,4 (ha). Pentru această

suprafață este necesar un debit total maxim necesar de forma :

Qtmax = c x Q teoretic = c x S x = 0,55 x 1731,4 x 0,7 =666,6 (i/s)

Qtmax = 2400 (m3 / h)

Necesarul de irigații variază în funcție de gradul dezvoltare al planurilor și nivelul precipitațiilor .

folosesc : – 6 pompe cu Qn = 400 (m 3/s) , Hn = 25 (m) .

Se vor lua în studiu pompa Qn= 400 (m3/ h) și H = 25 (m) .

Tip : MV 253/1

1.4. Instalații auxiliare

1.4.1 Instalații de dezaerisire

Pentru evacuare aerului din refulările electropompelor se prevede pe colectorul de refulare câte o supapă și un robinet de izolare .

1.4.2. Instalația de curățire a apei

Pentru evitarea pătrunderii impurităților în rețeaua de irigații, accesul apei în cuva stației se face prin grătarul din aspirator și prin sitele pentru reținerea plutitorilor de dimensiuni mici .

1.4.3.Instalația de ridicat și transport

Pentru încărcare și descărcarea utilajelor de pompare se va folosi o automacara de sarcină corespunzătoare .

1.4.4. Instalația de blocaj

Pentru nivelul minim de blocaj sunt prevăzute două țevi amplasate lateral în cuvă și încastrate în planșeul de cotă, pentru montarea releelor de nivel, care blochează pompele la nivele mai mici decât nivelul minim .

Având în vedere resursele limitate de echipament stația nu ar fi prevăzută cu hidrofor pentru regularizare . Dar cu eforturi financiare, pentru îmbunătățirea funcționării s-a prevăzut un hidrofor pentru regularizarea debitelor .

1.5 Alegerea schemei tehnologice

Schema interioară a unei stații de pompare conține ansamblul de conducte și armături care deservesc un agregat și care au ca scop conducerea apei de la aspirație la refulare :

1 – reducție simetrică ;

2 – tronson I;

3 – trecere prin perete ;

4 – tronsonII ;

5 – compensator ; STAȚIE

6 – tronson III;

7 – vană ;

8 – tronson IV ;

9 – clapetă ;

10 – trecere prin perete ;

11 – cot I;

12 – tronson V ;

13 – piesă ramificație de confluență ;

14 – tronson VI ;

15 – piesă ramificație de confluență ;

16 -ronson VII ;

17 -cot II ;

18 – tronson VIII ;

19 -cot III ;

20 – tronson IX ; CONDUCTA DE REFULARE

21 – cot IV ;

22 – tronson X ;

23 – cot V ;

24 – ieșire ;

1.6.Calculul pierderilor în stația de pompare și pe conductele de refulare

Dacă la dimensionarea hidraulică a unei conducte, adică la determinarea diametrului ei D, se impune debitul w, nu însă și viteza medie V problema este nedeterminată din punct de vedere hidraulic iar pentru rezolvarea ei se recurge la alte criterii, de exemplu cel economic . Din punctul economic de vedere există două tendințe contrare :

Alegerea unui diametru cât mai mic pentru reducerea investițiilor

Alegerea unui diametru cât mai mare pentru a se reduce pierderile de sarcină hidraulică, deci pentru a se reduce energia consumată la pompare .

Luarea în considerare a celor doua tendințe se realizează de obicei prin criterii economice de dimensionare , cum ar fi criteriul timpului de recuperare a diferenței de investiții prin economia de cheltuieli anuale .

Q = 666,6 l/s = 2400 m3/h

Din tabelul de mai sus rezultă :

1.6.1 Pierderile de sarcină [n stație

A. Pierderi locale

Pe traseul conductelor de aspirație și refulare, circuitul acestora prezintă modificări de direcție, modificări de diametru, diferite echipamente hidromecanice, care introduc pierderi de sarcină locale care se calculează cu formula generală :

c = viteza apei în aval de elementul perturbator (dacă nu există alte precizări )

= coeficientul pierderilor de sarcină locale ;

Coeficientul depinde de forma obstacolului care produce rezistența locală și de numărul Reynolds al curentului .

Studiul rezistenței locale nu poate fi făcut decât prin metode experimentale astfel că, în calculul pierderilor de sarcină locală se utilizează coeficienți determinați experimental, calculați cu formule semiempirice sau aleși din tabele pentru fiecare caz în parte .

Se vor calcula pierderile de sarcină locale în armăturile și echipamentele hidromecanice cuprinse în schema tehnologică a stației de pompare .

1. pierderea de sarcină [n reducția simetrică (de la 250 la 400 mm)

unde = 0,05

(m)

hr1 = 0,0037 (m)

2. compensator de montaj (400 mm) ;

Pentru D = 400 (mm), din diagramă 1,8

(m)

hr2 = 0,121 (m)

3.clapetă de reținere cu valvă

Pentru D = 400 (mm) și c = 1,15 (m/s) din diagramă = 2,3

(m)

hr3 = 0,155 (m)

4.vană fluture

Pentru vană fluture, coeficientul este funcție atât de poziția discului vanei, cât și de grosimea acestuia, t .

La poziție deschis se consideră o bună echilibrare a discului și constructiv pentru t/ D = 0,1 se alege din diagramă, corespunzător unghiului = 50 0,24

(m)

hr4= 0,0161 (m)

B. Pierderi liniare

Expresia pierderilor de sarcină liniară este dată de relația :

în care :

– coeficientul de rezistență Darcy – Weissbach este vadimensional și depinde de :

, numărul Reynolds ;

rugozitatea relativă ,

În care K, rugozitatea absolută .

t = 20 0C

(m2/ s)

(m)

hrST = hr1 + hr2 + hr3 + hr4 + hr4 = 0,0037 + 0,121 + 0,155 + 0,0161 = 0,3

hrTOT = hrST + hrlin = 0,3 + 0,014 = 0,314 (m)

1.6.2 Pierderi de sarcină pe conducta de refulare

A. Pierderii de sarcină locale

1.Pierderi de sarcină locală în coturi

În schemele tehnologice ale stațiilor de pompare se utilizează coturi curbe, din segmente sudate și coturi frânte .

Pierderile de sarcină locală în coturi se calculează cu relația :

în care :

c – viteza apei în conductă ;

– coeficientul pierderii de sarcină locală al cotului în funcție de tipul cotului, de elementele geometrice și de regimul de curgere al fluidului în conductă ;

La diametre D > 300 mm, coturile se execută din elemente sudate .

cot = kkReM + f , în care :

M = f

f =

Valorile coeficienților k și kRe se iau din tabele .

a) cot = 450 ,D = 400 mm, n=3 elemente sudate

M = 0,15

Din tabel rezultă : k = 2, kRe = 1

(m)

b) cot 110 ,D = 600 mm

M = 0,4

Din tabel rezultă : k = 2, kRe = 1

(m)

c) cot 450 , D = 600 mm

M = 0,4

Din tabel rezultă : k = 2, kRe = 1

(m)

d) cot 260 ,D = 600 mm, n = 3 elemente

M = 0,4

Din tabel rezultă : k = 2, kRe = 1

(m)

e) cot 450 D = 600 mm , n = 3 elemente sudate

M = 0,4

Din tabel rezultă : k = 2, kRe = 1

(m)

f) difuzor ieșire 600 – 800 mm

Se alege /2 = 70 .

(mm)

(mm)

Cum : ; ; = 0,1

Deci :

(m)

g) ramificație de confluență I

Q1 = 0,111 (m3/s) ;

Q2 = 0,222 (m3/s) ;

Q3 = 0,111 (m3/s) ;

Q2 = Q1 + Q3

Q1 = Q2

Q2 = 2Q3

A1 = A3

rezultă : = 0,5

(m)

h) ramificație de confluență II

Q1 = 0,222 (m3/s) ;

Q2 = 0,33 (m3/s) ;

Q3 = 0,111 (m3/s) ;

rezultă : = 0,1

(m)

2)Pierderi liniare

Expresia pierderilor de sarcină liniare este dată de relația :

în care :

– coeficientul de rezistență Darcy -Weissbach este adimensional și depinde de :

rugozitatea relativă ;

în care :K, rugozitatea absolută ;

= 1,02 10-6 (m2/s)

Calculul ne conduce la tabelul :

hrtot = hrlin + hr loc = 0,806 + 0,277 = 1,083 (m)

1.6.3. Calculul pierderilor de sarcină totale

a) Pierderi de sarcină totale în stație

– liniare : hr l = 0,014 (m)

– locale : hrloc = 0,294 0,3 (m)

– totale : hr st = 0,314 (m)

b) Pierderile de sarcină totale pe conducta de refulare :

– liniare : hrl = 0,806 (m)

– locale : hrloc = 0,277 (m)

– totale : hrcd = 1,083 (m)

Pierderile de sarcină totale se calculează cu relația ;

hr tot = hr tot st + hr cond

hr tot = 0,314 + 1,083 = 1,397 1,4 (m)

1.6.4. Determinarea exactă a înălțimii de pompare

Înălțimea totală de pompare se calculează cu relația :

HP = HG + hr tot

HPmax = HG max + Shr

HPmed = HGmed + Shr

HPmin = HGmin + Shr

HPmax = 23 (m) ;

HPmed = 19,15 (m) ;

HPmin = 18 (m) ;

Deci vom avea :

HPmax = 23 + 1,4 = 24,4 (m) ;

HPmed = 19,15 + 1,4 = 20,55 (m) ;

HPmin = 18 + 1,4 = 19,4 (m) ;

CAP.2 CALCULUL HIDRAULIC

2.1. Prezentarea celulei hidraulice

Celula hidraulică se compune dintr-un element de aspirație, rotor și stator paletat . Elementul de aspirație unește flanșa de aspirație a turbopompei cu intrarea în rotor influețând forma curbei caracteristice și randamentul turbomașinii. Influența elementului de aspirație asupra performanțelor turbomașinii crește cu creșterea rapidității.

Într-un element de aspirație trebuie să se asigure :

o distribuție axial simetrică la intrarea în paletajul rotoric .

un anumit cuplu hidraulic K1= r1vu , de cele mai multe ori nul .

conducerea fluidului de la flanșa de aspirație la intrarea în rotor cu pierderi de sarcină minime .

Elementul de aspirație specific pompelor diagonale cum este cazul celei proiectate este tronsonul axial de dop confuzor .

Rotorul este organul activ al turbopompei, sediul transformării lucrului mecanic primit de la motor într-o creștere a energiei hidraulice a fluidului .

Constructiv, rotorul se compune din disc principal, butuc cu rol de fixare a rotorului pe arbore și cu rol hidrodinamic de deflectare a curentului de fluid care pătrunde axial în pompă și trebuie deviat pe direcția radială, palele care prezintă suprafețe de curent în mișcare relativă materializate prin suprafețe curbe, de regulă profilate hidrodinamic care creează tuburi de curent parțiale .

Statorul (aparatul director) are rolul de-a conduce fluidul câtre refularea pompei fără deviații bruște, transformând cea mai mare parte a energiei cinematice cu care fluidul iese din rotor în energie de presiune, deci reducând viteza fluidului, astfel încât curgerea în conducta de refulare să se facă cu pierdere de energie minimă (aceasta fiind proporțională cu pătratul vitezei) .

Paletajul aparatului director are rolul de racordare a curgerii pentru că fluidul iese din rotor pe o direcție ce face un unghi cu axa, iar ieșirea fluidului din celula hidraulică se face paralel cu axa celulei; în acest element curgerea este centripetă cu anularea treptată a componentei vn, astfel încât la ieșirea din celula hidraulică fluidul să nu aibă și mișcare de rotație .

2.2 Calculul rapidității și a puterii hidraulice

Relația de calcul a rapidității pompei este :

nq= n , unde

n = turația motorului de antrenare a pompei ;

Q = debitul pompei (m3/s) Q = 400 (m3/h) ;

H = sarcina pompei (m) H = 25 (m) ;

Considerând n = 3000 rot/min se poate calcula :

ng = 3000 = 89,44

Rapiditatea după putere se calculează cu relația :

ns = 3,65nq = 326,47

În funcție de rapiditate pompele se clasifică astfel :

pompe periferiale : ns ( 8 – 40 ) ; ng ( 2,2 – 11 ) ;

pompe centrifuge : ns ( 40 – 250 ) ; ng (11 – 60 ) ;

pompe diagonale : ns ( 250 – 600 ) ; nq ( 60 – 165 ) ;

pompe axiale : nq ( 600 – 1200 ) ; nq ( 165 – 330 ) ;

În cazul pompei proiectate având ns = 326, 47 și nq = 89,44 – este o pompă diagonală .

Calculul puterii hidraulice se face cu relația :

Ph = Q H ( W )

Unde : – este greutatea specifică ( N/m3 ) ;

Q – este debitul pompei ( m3/s ) ;

H – sarcina pompei exprimată în ( m ) ;

Ph = 9810 25 = 27,25 ( kW )

Clasificarea turbomașinilor după putere se face astfel :

P 1kW – pompă de putere foarte mică ;

1kW P 10 kW – pompă de putere mică ;

10 kW P 100 kW – pompă de putere mijlocie ;

100 kW P 1000 kW – pompă de putere mare ;

P 1000 kW – pompă de putere foarte mare ;

Conform acestei clasificări, pompa proiectată este o pompă mijlocie ( de putere asemănătoare ) .

2.3. Estimare randamentului pompei

Deși nu se cunosc decât parametrii principali de exploatare ai pompei, pe baza experienței de proiectare se pot aprecia randamentele maxime ce se pot atinge de către pompă .

Randamentul total în punctul nominal de funcționare este dat de relația :

= , unde :

= randamentul volumic în punctul nominal de funcționare ;

= randamentul hidraulic în punctul nominal de funcționare ;

= randamentul mecanic în punctul nominal de funcționare ;

Randamentul volumetric este dat de relația :

= = 1

Q – debitul pompei ( la aspirație și este egal cu cel de refulare, potrivit ecuațiilor de continuitate ) ;

q – pierderile de debit, care pot fi pierderi externe, scăpări prin pori și prin orificii ( de obicei prin presetupă ) și pierderi interne ( prelingeri prin spații înguste din zone de presiune mare în cele de presiune redusă ) .

De obicei, prin alegerea corectă a sistemului de etanșare, pierderile externe sunt nule .

Qt – debit care străbate rotorul pompei .

În general la pompele diagonale monoetajate randamentul volumic este cuprins între valorile : ( 0,85 – 0,95 ) . Pentru precizia randamentului volumic utilizăm mai multe criterii :

dacă sarcina H este mare, avem un debit parazit mare, deci randamentul volumic va fi mic ;

dacă fluidul vehiculat conține particule în suspensie, jocul j dintre rotor și carcasă trebuie să fie mai mare decât dimensiunile maxime ale particulelor . În acest caz, debitul parazit va fi mare, iar randamentul va fi mic .

dacă debitul Q este mare, randamentul volumic va fi mare;

numărul de labirinți influențează randamentul volumic al pompei, pompa cu un singur labirint ( montat pe fața de aspirație ) are un randament ridicat, în timp ce pompele cu doi labirinți ( unul pe față și altul pe spate ) are un randament mai scăzut .

În cazul pompei proiectate : sarcina H = 25 (m) este mică ( randamentul volumic câtre valorile superioare ), debitul Q =400 (m3/h) este mare (ridicat )

pompa se prevede cu doi labirinți ( = scăzut ) . Ținând seama de acești factori , randamentul se estimează la valoarea :

= 0,98

Randamentul hidraulic se calculează cu relația :

= = = 1 – , unde :

H = sarcina pompei care trebuie obținută ;

HT = sarcina pompei în ipoteza că fluidul este un fluid ideal ;

= suma pierderilor de sarcină între flanșa de aspirație și flanșa de refulare ;

Suma pierderilor de sarcină se determină cu relația :

=

Pierderile liniare de sarcină se calculează cu relația :

hrlin = , unde :

= coeficientul pierderilor liniare de sarcină (depinde de Re și rugozitate) ;

Pierderile locale de sarcină se calculează cu relația :

hloc = , unde :

= e coeficientul pierderilor locale de sarcină ( depinde de geometria suprafeței prin care are loc curgerea ) .

În cazul pompelor monoetajate, randamentul hidraulic se situează în intervalul : ( 0,75 – 0,93 ) .

Aprecierea randamentului hidraulic se face în funcție de următoarele criterii :

atât pierderile de sarcină locale cât și liniare depind de pătratul vitezei ( viteza depinzând de turație și aceasta la rândul ei, de sarcina H ) ;

pierderile hidraulice sunt invers proporționale cu raza hidraulică

RH = unde :

AC = aria de ungere

PU = perimetru udat

Raza hidraulică este direct proporțională cu puterea pompei, deci la putere mare avem randamentul hidraulic ridicat ( tehnologia de execuție influențează rugozitatea, deci coeficientul pierderilor liniare de sarcină ) .

Dacă rugozitatea este mica, rezultă mic (din diagrama lui Nikuradze), deci hr mici și în final rezultă randamentul hidraulic ridicat .

În cazul pompei proiectate, sarcina H este mică ( randamentul ridicat ), puterea pompei P este medie ( hH este spre valoarea medie ), rotorul pompei se obține prin turnare, deci rugozitate este mare ( hH scăzut ) .

Ținând seama de acești factori, randamentul hidraulic se estimează la valoarea : = 0,92 .

Randamentul mecanic se definește prin raportul ;

= unde :

PU = puterea utilă

PC = puterea consumată

Puterea utilă reprezintă puterea hidraulică ( PH ) pe care rotorul o transmite fluidului, iar puterea consumată este puterea de antrenare :

= = unde :

= suma pierderilor de putere prin frecări mecanice ;

= PLAGĂRE + PPRESETUPĂ + PFD unde :

PLAGĂRE = puterea pierdută prin frecare în lagăre ;

PPRESETUPĂ = puterea pierdută prin frecare între arborele pompei și etanșarea aferentă .

PFD = pierderea de putere prin frecarea discului ;

PLAGĂRE + PPRESETUPĂ = PMEC (pierderi mecanice de putere)

Pierderile de putere în lagăre se estimează astfel :

PRUL = O,5 % PA- pentru rulmenții cu bile ;

PRUL = 1 % PA – pentru rulmenții cu role .

Pierderile mecanice în presetupă se estimează ca fiind ( 2 4 ) % PA pentru etanșarea moale și pot fi mai mici de 0,5 % PA pentru etanșări mecanice.

Experimental s-a considerat că PFD = ( 5 – 7 ) % PA . Ținând cont de cele arătate mai sus, estimăm pierderile astfel :

pierderile mecanice în lagăr :

PLAGĂR = PA

PLAGĂR = 1 % PA

pierderile mecanice în presetupă :

PPRESETUPĂ = 3,5 PA

pierderile prin frecarea discului :

PFD = 5 % PA

În urma acestor estimări rezultă randamentul mecanic :

= 1 – – – = 0,905

În concluzie avem :

randamentul hidraulic nominal : = 0,92 ;

randamentul volumic nominal : = 0,98 ;

randamentul mecanic nominal : = 0,905 ;

Cu ajutorul valori se estimează randamentul nominal al pompei :

=

2.4.Alegerea motorului de antrenare

În funcție de condițiile concrete existente la locul de exploatare a

pompei, antrenarea acesteia se poate face în trei moduri :

cu motor electric ;

cu motor termic ;

cu turbine cu abur sau cu gaze .

Având în vedere modul simplu de cuplare, antrenare și ușurința procurării motorului, se va utiliza pentru antrenarea pompei un motor electric asincron . Alegerea motorului electric asincron presupune cunoașterea turației și a puterii de antrenare .

2.4.1. Alegerea turației

Motoarele asincrone au o turație ce depinde de numărul de poli numită turație de sincronism . În timpul funcționării însă, turația este diferită de turația de sincronism, datorită alunecării .

În mod uzual, pentru antrenarea pompelor se folosesc motoarele cu turații de sincronism : 3000 , 1500 , 1000 , 750 (rot/min).

Turația motorului asincron se alege în funcție de următoarele criterii :

sarcina pompei :

H 50 (m.c.l) n = 3000 (rot / min) ;

10 H 50 (m.c.l) n = 1500 (rot /min) ;

H 10 (m.c.l) n = 1000 (rot /min) ;

debitul pompei :

Q 100 (m3 / h) n = 3000 (rot / min) ;

Q 100 (m3/ h) n = 1500 (rot / min) ;

Limitele superioare ale turației sunt dependente de mai mulți factori :

presiunea de vaporizare a fluidului la temperatura de lucru : turațiile mari implică viteze mari, deci presiunile sunt mici . Dacă turația este excesiv de mare, presiunea poate să scadă sub valoarea presiunii de vaporizare și apare cavitația , fenomen nedorit, pentru înlăturarea căruia se iau măsuri speciale ;

materialul folosit pentru construcția pompei : Având o înălțime H = 25 m.c.l și pentru a evita cavitația se alege turația n = 3000 rot / min – turația de sincronism .

2.4.2. Calculul puterii de antrenare

Puterea de antrenare reprezintă puterea necesară punerii și menținerii în mișcare de rotație a pompei ce funcționează la parametrii dați din temă .

Relația de calcul este :

PA = = = 33,39 (kW)

Motorul electric asincron se alege astfel încât să avem : PME PA , unde PME – puterea motorului electric .

Se alege motorul electric asincron tip : 4A 200 L 273 cu PME = 50 (kW).

Pentru motorul electric ales se face calculul coeficientului de supraechipare

KE = = = 1,197

Acest coeficient trebuie să se încadreze în limitele KE ( 1,02 – 1,4 ) .

Carecteristicile motorului ales sunt :

n = 2945 (rot / min) ; = 1,4 ; J ( Kg m2 ) ;

SN = 11,5 (%) ; = 2,5 ; M = 310 (Kg) ;

= 91 (%) ; = 1 ; ( V ) ;

cos = 0,9 = 7,5 ;

2.5. Alegerea materialelor

Alegerea materialelor din care se execută rotorul și carcasa se face ținând cont de agresivitatea fluidului și de viteza periferică a rotorului . Este important și ca materialul să fie cât mai ieftin și să permită o tehnologie de execuție cât mai puțin costisitoare .

Pentru fluidul de lucru cu caracteristicile menționate există diferite materiale din care se pot executa piesele pompei .

Unele materiale sunt recomandate, altele nu, în funcție de viteza de coroziune V, exprimată în ( gram / m3 h ) . În funcție de V, față de fluidul vehiculat materialele se împart pe mai multe clase de coroziune și anume :

materiale de clasa 0 , V 0,1 g / m3 h ;

materiale de clasa 1 , 0,1 V 1 g / m3 h ;

materiale de clasa 2 , 1 V 3 g / m3h ;

materiale de clasa 3 , 3 V 10 g / m3 h ;

materiale de clasa 4 , V 10 g / m3 h ;

Pentru construcția organelor pompei se utilizează materiale ce se încadrează în clasa 0 sau cel puțin în clasa 1 de coroziune .

Pentru fluidul de lucru vehiculat, apa curată, materialele ce pot fi folosite sunt încadrate în tabelul ce urmează :

Materialele pentru construcția rotorului pot fi alese în funcție de viteza periferică u2, astfel :

materialele ceramice, porțelan, PVC : u2 10 (m / s) ;

fontă cenușie : 10 (m / s) u2 30 (m / s );

fontă aliată, bronz : 30 (m / s) u2 45 (m / s) ;

oțel turnat : 45 (m / s) u2 60 (m /s) ;

oțel aliat turnat : 60 u2 100 (m / s) ;

oțel forjat : u2 100 (m / s) ;

Pentru calculul lui u2 pornim de la expresia coeficientului de presiune

() =

Se aproximează :

() = 1 și rezultă :

u2 = = 22,15 (m / s)

Pentru rotorul pompei se alege ca material de construcție fonta .

2.6.Calculul hidraulic al rotorului

2.6.1.Dimensiuni de gabarit

Cu toate cercetările efectuate în scopul descoperirii legilor care guvernează funcționarea turbomașinilor și cu toată bibliografia importantă care are ca teorie și calculul acestor mașini, nu există o metodă de calcul unică și general valabilă cu ajutorul căreia să fie posibilă calculul unei pompe sau a unui compresor cu o precizie absolută . Un procedeu acceptat și care prezintă o mare precizie constă în efectuarea de încercări pe modele sau prototipuri, modificarea acestora din urmă dacă este cazul și trecerea la execuție dacă s-au obținut rezultate acceptabile .

Pentru calculul rotoarelor există o mulțime de metode, teorii și unele din ele cu câteva avantaje într-o zonă particulară . Există soluții exacte ca : teoria lui Betz, Busemann pentru pale în spirală logaritmică, teoria lui Bauerfeld pentru rotoare axiale, metodă semiexactă a lui Pfleiderer, metoda semiperimetrală a lui Stepanoff. Soluțiile exacte sunt limitate prin anumite condiții speciale, metodele experimentale dau relații care sunt variabile pentru tipurile de mașini după care sunt deduse . În continuare vom prezenta câteva metode de dimensionare a rotoarelor . Parametrii pompei sunt :

H = 25 (m) ; = 0,92 ;

Q = 0,1111 (m3 / s) ; = 0,98 ;

n = 2920 (rot / min) ; = 0,95 ;

P = 40 (kW) ; = 0,816 ;

2.7.Calculul secțiunii de aspirație

Viteza de aspirație este dată de relația :

vA = KA unde :

KA = coeficient de viteză și se poate calcula cu relația :

KA 0,005

relație stabilită empiric pentru : nS 160

Cu nS = 326 47 obținem :

KA 0,005 326,472/3

Adoptăm : KA = 0,268

vA = 0,268 =5,933 (m /s)

Din ecuația de continuitate :

QT = = D0 = 0,154 (m) unde :

D0 = diametrul de intrare în rotor .

Diametrul butucului :

DB = K DA unde :

DA este diametrul arborelui care se determină din calculul de rezistență al arborelui pentru solicitarea la torsiune .

=

MT = 106

P = PME = 50 (kW)

=

n = 2920 (rot / min)

= ( 12 – 35 ) N / mm2

WP = , în cazul arborelui cu secțiune circulară ;

DA = 1,72 :

DA= 1,72 = 28,75 (mm)

Se adoptă : DA = 30 (mm) .

DB = K DA :

DB = 1,5 30 = 45 (mm) :

Se adoptă : DB = 45 (mm) .

2.7.1. Metoda Dorin Pavel

În cazul acestei metode, se stabilește diametrul DM după o relație statistică, urmând ca apoi, în funcție de DM să obținem celelalte dimensiuni .

Avem: DM = ( + 0,663 )

d = 0,86 DM

D1E = ( 0,8 – 0,85 ) DM

D2E = ( 1,1 – 1,15 ) DM

D1i = ( 0,7 – 0,8 ) DM

D2i = ( 1,24 – 1,27 ) d

B = 0,35 DM , unde B reprezintă lungimea palei de-a lungul axei sale

Pentru pompa proiectată obținem :

DM = ( ) = 0,158 (m)

d = 0,136 (m) ;

D1E = ( 0,126 – 0,134 ) m ;

D2E = ( 0,174 – 0,182 ) m ;

D1i = ( 0,095 – 0,109 ) m ;

D2i = ( 0,169 – 0,173 ) m ;

B = 0,055 m ;

Unghiul de dispunere a palelor în butucul rotorului este dat de relația :

cos =

= arc cos = 48,22 0

2.7.2. Metoda A. I . Stepanoff

Această metodă utilizează o diagramă de variație a coeficientului de viteză, de debit, precum și variația rapoartelor unor diametre în funcție de turația specifică .

Coeficientul de viteză este un factor ce dă o relație între înălțimea totală a pompei și viteza periferică a rotorului . Sunt utilizate mai multe constante de timp . Cea mai frecventă utilizată este formula :

KU = sau : u2 = KU

Această constantă a fost introdusă inițial pentru turbine hidraulice și adoptată apoi pentru pompe . În figură, curbele KU sunt trasate în cadrul unui traseu normal, mediu și a unghiului de ieșire în jurul valorii de 22,5 0

Coeficientul KU este modificat în funcție de mai multe elemente ale proiectului :

KU ales mic pentru valori mici ale unghiului ( se explică prin faptul că înălțimea H este mică ) ;

valorile mari ale raportului impun valori mari pentru coeficientul KU ;

KU influențat și de numărul palelor ;

valori mari ale lui KU ne arată că pompa respectivă are valori mici .

Coeficientul Km1 ne permite determinarea vitezei meridiane la intrare, vm1 astfel :

vm1 = Km1

Ea este calculată pentru secțiunea de trecere prin bordul de atac al palelor . Grosimea palelor este neglijabilă, căci bordurile de atac sunt inserate, si se poate presupune că vm este chiar viteza în amonte .

Coeficientul Km2 ne permite calculul vitezei meridiane la ieșirea din rotor :

vm2 = Km2

Când vm2 este calculată plecând de la rezultate experimentale în punctul de randament optim, pierderea de debit este neglijabilă . Într-o încercare practică, valorile experimentale ale lui Km2 sunt date în funcție de viteza specifică pentru o serie continuă de pompe .

Pentru nq=89,44, valoarea corespunzătoare pompei din tema de proiect am extras din diagramă valorile coeficienților Km1, Km2, , ,

KU ( D2e ) care sunt prezentate în tabel :

vm1 = Km1 = 0,30 = 6,644 (m / s) ;

vm2 = Km2 = 0,25 = 5,537 (m / s) ;

u2 = = Ku( D2e ) = 1,378 =

=30,519 (m / s) ;

D2e = = = 0,200 (m)

D1e = 0,36 D2e = 0, 072 (m) ;

Dm = = 0,171 (m) ;

Din D2m = D2i = =

= = 0,136 (m)

2.7.3. Metoda coeficienților lui Einstein

În cadrul acestei metode, coeficienții ce permit determinarea diametrelor rotorului sunt centralizați în diagrama următoare :

Toate dimensiunile rotorului se pot exprima cu relația :

D = K unde coeficientul K se va determina în funcție de ns din diagramă .

Pentru ns = 326,47 se determină următorii coeficienți :

Cu ajutorul cărora se calculează dimensiunile :

Diametrul exterior al rotorului D2:

D2 = KD2 = 113 = 0,193 (m)

Viteza periferică la ieșirea din rotor u2 :

u2 = = = 29,508 (m / s) ;

3 . Diametrul echivalent De,ech :

De,ech = KDee = 85 = 0,146 (m) ;

Diametrul exterior De = D1 :

De = D1 = KDe = 95 = KDe = 0,163 (m) ;

5. Viteza de intrare în rotor, v0 :

v0 = = = 6, 772 (m / s) ;

Diametrul bordului de intrare de lângă butuc :

D1 = KD1 = 46 = 0,079 (m) ;

Diametrul mediu :

D1 = = 0,079 (m) ;

Viteza periferică medie de intrare, u1 :

u1 = = = 27, 673 (m /s) ;

Lățimea bordului de intrare, b1 :

b1 = Kb1 = 37 = 0,063 (m) ;

Lățimea la ieșire, b2 :

b2 = Kb2 = 28 = 0,048 (m)

2.7.4. Metoda M. D. Cazacu

Calculul intrării în rotor

Calculul vitezei de intrare în rotor v0 = vm0 se face cu ajutorul relației empirice obținută prin metoda coeficienților de viteză .

v0 = ( 0,06 0,08 ) ; Qt =

Qt = debitul teoretic ( m3 / s )

n = turația ( rot / min )

= randamentul volumic

v0min = 0,06 = 5,933 (m / s) ;

v0max = 0,08 = 7,910 (m / s) ;

v0 ( 5,933 – 7,910 ) (m / s) ;

Deoarece lichidul nu este volatil, nu există pericolul de cavitație, se alege pentru v0 o valoare minimă :

v0 = 5,933 (m / s) ;

Calculul diametrului de intrare în rotor se determină cu relația :

D0 = = = 0,156 (m / s) ;

Calculul diametrului de intrare în paletaj D1 se face stabilindu-se în mod constructiv de la ( 0,8 – 1,1 )D0 .

În cazul pompei din temă rotorul este rapid și alegem :

D1 = 0,79 D0

D1 = 0,79 0,156 = 0,123 (m)

Calculul vitezei meridiane la intrarea în paletaj vm1, se face cu relația :

v1 = vm1 = unde

este un coeficient de contracție la intrare și are valori cuprinse între : 1,05 și 1,25 .

Se alege în funcție de următoarele condiții :

volatilitatea fluidului ( pentru fluid volatil trebuie să aibă valoare mică ) ;

agresivitatea fluidului ( valoare mare pentru , pentru fluide corozive , erozive și abrazive ) ;

materialul din care se execută rotorul și tehnologia de execuție a acestuia ;

În cazul pompei proiectate se alege = 1,05 deoarece nu avem fluid agresiv și rotorul se execută prin turnare din fontă :

vm1 = = 1,05 5,933 = 6,230 (m / s)

Calculul vitezei de transport la intrare se face cu relația :

u1 = = = 18,806 (m / s)

Calculul unghiului relativ al palei la intrare în paletajul rotoric se face cu relația :

tg = = = 0,331

= 180 19 , 44 , ,

Calculul lățimii palei la intrare b1 :

b1 = = = 0,049 (m) .

Calculul ieșirii din rotor

Calculul diametrului de ieșire din rotor D2 se face prin trei metode care vor fi prezentate în ordinea crescătoare a preciziei :

Metoda aproximativă

În îndrumarul de proiectare există o diagramă din care se obține raportul = f ( nqr ) .

nqr = ;

Qt = = = 0,1134 (m3 / s) ;

Ht = = = 27,1739 (m) ;

nqr = = 82,61 ;

;

K =0,84 ;

D2 = 0,185 (m) .

Metoda inginerească

Calculul pleacă de la relația obțibută din expresia coeficientului de presiune :

H = () = K1 () =

În îndrumarul de proiectare pentru pompe este reprezentată grafic dependența K1 = f () .

După alegerea rațională a unghiului se citește din diagramă K1 și se calculează D2 cu relația :

D2 =

Unghiul se alege la o valoare tipizată 300 , 450 sau 600 în funcție de sarcina H și puterea P (dacă sarcina este mare se alege mare, dacă puterea este mare se alege mic și invers ) .

În cazul nostru sarcina este mică H = 25 (m) și o putere medie P = 27,25 (kW), deci alegem = 300 .

Pentru = 300 se găsește K () = 0,7

D2 = = 0,205 (m) .

Metoda Pfleiderer ( exactă )

Această metodă este o metodă iterativă . Se pleacă de la un diametru D2 estimat ( obținut prin una din metodele anterioare ) și se determină un alt diametru D2 ; calculul se repetă până la obținerea preciziei dorite .

( 3 -5 ) %

Ecuația fundamentală a turbomașinilor :

Ht = ( u2 vu 2 – u1 vu 1 )

Ht = unde :

= factor reducător de sarcină și se determină cu relația :

=

Ht = ( 1+p ) Ht

Ht =

Ht =

Cum vu1 = 0, putem scrie = , p se determină cu relația :

p =

r2 =

z – număr de pale care se calculează cu relația :

z = , valoarea ce se rotunjește la un număr întreg prin lipsă sau prin adaos după cum este cazul : numărul optim de pale este de (6 -11) pale .

S – momentul al liniei medii de flux, se determină cu relația :

S =

Viteza de transport la ieșirea din rotor se calculează cu relația :

u2 =

Calculul componentei de rotație a vitezei absolute la ieșirea din rotor vu2 se face cu relația :

vu2 = u2 –

Calculul componentei meridiane a vitezei absolute la ieșirea din rotor se face cu relația :

vm2 = , unde :

= coeficientul de contracție la ieșirea din rotor care se alege ținând cont de aceeași criterii ca pentru .

= ( 1,05 – 1,15 )

vm2 = 1,15,933 = 6,526 (m / s) ;

Înlocuind mărimile explicate în ecuația fundamentală a turbomașinilor se obține expresia :

u2 =

Din expresia lui u2 se obține D2 :

Estimăm D21= 0,185 m ;

z = 2

z = 13 pale

u2 = (m / s) ;

r2 = (m)

r1 = (m)

S = (m2)

p = 0,9

Ht = (m)

u2 =

u2 = 24,747 (m / s)

(m)

% ( 3 – 5 ) %

Considerăm acoperirea 50 % a palei următoare de către pala precedentă și = 0,164 m .

z =

z =14 pale

Ht = (m)

u2 =

r2 = 0,082 (m)

r1 = 0,0615 (m)

S = 0,00147 (m2)

p = 0,294

u2 = 25,074 (m)

u2 =

u2 = 25,066 (m / s)

%

Calculul lățimii la ieșire din rotor, b2 :

b2 = (m) .

Metoda Kovacs – Desmeir

Determinarea principalelor dimensiuni

Principalele dimensiuni ale rotorului H, Q, , n, fiind cunoscute, trebuie să determinăm dimensiunile principale : D1, D2, b1, b2, D6 .

Diametrul exterior D2 depinde de viteza periferică u2, acestea fiind legate de sarcina pompei .

Dar raportul între u2 și H poate fi exprimat în limite largi .

Pentru a nu obligați să calculăm mai multe variante pentru a găsi soluția optimă, este de preferat să ne bazăm pe rapoarte corespunzătoare rotoarelor realizate de aceeași rapiditate .

În general raportul între u2 și H se exprimă printr-un coeficient astfel

u2 =

Pentru rotoarele de presiune medie, cum este cazul celui prezentat și proiectat cu nS = 326,47 avem (0,6 – 0,95 ) . Diametrul de intrare în paletaj D1 și diametrul butucului Db se pot determina în diferite moduri . D1 este limitat de diametrul de aspirație D0 și rotoarele cu rapiditate relativ mare ( nS = 326,47 ), raportul D1 / D2 este de ( 0,6 – 0,75 ) .

Pentru rotoarele diagonale Db / D1i = ( 0,6 – 0,8 ) și Db / D2e = (0,2-0,4)

Diametrul de intrare D0 nu poate fi ales arbitrar, el fiind determinat în principal de debit, de valoarea vitezei la intrare în rotor v0 .

Viteza de intrare în rotor, care este egală cu viteza mediană în acest punct, este dată de relația :

v0 =

Pentru a alege lățimea rotorului ( la intrare și la ieșire, respectiv b1 și b2 ) ne străduim să menținem la intrare și ieșire viteza mediană constantă .

Să remarcăm că este important să avem pentru pale unghiuri convenabile și canale suficient de mari de secțiune, pentru a nu provoca pierderi ridicate prin frecare .

Unghiurile de intrare se situează în general între 100 – 300, la rotoarele centrifugale rapide, putând să scadă până la 100 .

Dacă intrarea în paletajul rotoric se face printr-o porțiune curbă a rotorului (în secțiunea meridiană) viteza meridiană nu mai este constantă pe toate liniile de curent ; în acest caz : vm1 , D1 , și b1 sunt variabile pentru diferite tuburi de curent și sunt considerate în mijlocul fiecărui canal format .

Viteza mediană la ieșire vm2 poate fi egală cu vm1, dar în general este avantajos să o diminuăm, această modificare permit palelor o formă mai favorabilă .

Vitezele mediane la intrare și la ieșire din rotor se determină cu relațiile :

vm1 =

vm2 =

este un coeficient ce exprimă contracția susceptibilă de a se produce la intrarea, respectiv ieșirea din rotor .

Lățimea rotorului la ieșire b2 se determină cunoscând că pentru a avea pierderi cât mai mici raportul :

B = %

Având în vedere cele arătate mai sus se pot calcula dimensiunile :

D2 =

u2 = (m / s)

D2 =

D2 = (m)

Aleg : D2 = D2e = 0,164 (m)

D2i = 0,158 (m) = 0,96 D2e

Diametrul butucului :

Db = ( 0,2 – 0,4 ) D2e = ( 0,0328 – 0,0656 ) (m)

Db = 0,045 (m)

Diametrul de intrare în paletaj :

D1i = (m)

D1i = 0,0156 (m)

D1e D0 = 0,156 (m)

Diametrul de intrare în rotor rezultă din :

v0 =

Pentru viteza de intrare în rotor se acceptă valoarea determinată la începutul paragrafului :

v0 = 5,933 (m)

D0 = = 0,156 (m)

2.8. Calculul hidrodinamic al rotorului

Trasarea câmpului hidrodinamic

Problema fundamentală în proiectarea rotoarelor de pompe diagonale este aceea de determinarea suprafeței palei . Trasarea palei necesită cunoașterea unghiurilor și care definește închiderea palei la intrare și la ieșirea din rotor, în raport cu direcția vitezei periferice . Aceste unghiuri ( ) în diferite puncte ale palei se obțin prin metode grafoanalitice sau metode analitice teoretice .

Indiferent de metodă, se impune ca fiecare etapă determinarea câmpului hidrodinamic, respectiv a elementelor cinematice în zona canalului rotoric și în special de-a lungul muchiilor de intrare și ieșire .

Rotorul se împarte într-un număr de rotoare elementare, în cazul de față trei așa cum se vede în figură, fiecare transportând același debit ; canalele sunt determinate de coroana exterioară a- a, coroana interioară d- d și de liniile de curent b- b și c- c necunoscute . Pentru a trasa liniile de curent intermediare, se prelungesc toate liniile de curent în amonte până la secțiunea A, normală la axa de rotație și în aval până la secțiunea B paralelă cu axa . În aceste secțiuni, viteza meridiană fiind constantă, ariile delimitate în spațiul de suprafețe de curent sunt egale .

În secțiunea A, punctul da e pe axă, iar raza punctului aa este cunoscută raA = 0,078 m egală cu raza de intrare în rotor .

Se pot determina razele rbA și rcA astfel :

Rezultă : rcA = = 0,045 (m) ;

rbA = raA = 0,064 (m) ;

S-au determinat astfel :

raA = 0,078 (m)

rbA = 0,064 (m)

rcA = 0,045 (m)

rdA = 0 (m)

Viteza meridiană în secțiunea a este :

vmA = (m /s )

În secțiunea B punctele : aB , bB , cB , dB sunt echidistante, iar viteza mediană are valoarea :

vmB = (m / s)

rB = 0,271 (m)

Prin punctele astfel obținute în secțiunea A și B se trasează liniile de curent intermediare în prima aproximație, linii care se îndesesc treptat de la d la a . Construcția acestor linii se începe în zone în care curba liniilor este maximă . În acest scop se trasează grupuri de câte două echipotențiale împreună cu o echipotențială medie, care intersectează liniile de curent, formând-se dreptunghiuri curbilinii ( liniile echipotențiale se duc perpendiculare pe liniile de curent în punctele de intersecție ) .

Se notează cu ri raza la care este situat centrul dreptunghiului curbiliniu i, cu li lățimea măsurată pe linia de curent medie ce trece prin centrul acestuia, cu ni – lățimea măsurată pe linia echipotențială medie .

Debitul prin fiecare canal este același :

Q = = (m3 / s)

vm

Debitul total prin rotor este :

Qt =

De unde se determină creșterea potențialului între două echipotențiale :

Liniile de curent sunt corect construite în zona normalelor duse dacă Q = ct. pentru toate canalele . Deci este necesar să fie îndeplinită relația :

r= constant pentru toate canalele

Liniile de curent intermediare se corectează în zona normalei până este satisfăcută relația de mai sus .

Corecția se face până când erorile relative devin mai mici de (5 – 7) %

După definirea liniilor de curent intermediare se determină vitezele în centrele dreptunghiurilor curbilinii .

În continuare se prezintă tabelar calculul efectuat pentru determinarea liniilor de curent intermediare și calculul vitezei meridiane în centrele dreptunghiurilor .

Spectrul hidrodinamic al curgerii prin rotor se află în figura următoare :

Se reprezintă grafic dependența vm = f ( n ), unde n este normala măsurată începând de la a la d, cu ajutorul valorilor obținute în mijloacele segmentelor . Acest grafic se găsește trasat în figurile următoare . din figura respectivă, rezultă valorile vitezei mediane la intersecția liniei echipotențiale medii cu liniile de curent a, b, c, d .

Cu valorile obținute se construiește graficul vm = f ( l ) al dependenței repartiției vitezei mediane pe fiecare linie de acest curent se află trasat .Cu linie punctată s-a reprezentate acest grafic dependența vitezei meridiane de coordonate l în zona palei ținându-se seama de contracția introdusă de grosimea palei .

2.9. Calculul paletajului rotoric

În cea mai mare parte a lucrărilor teoretice și adesea în practică, este de ajuns să determinăm unghiul de ieșire al palelor cunoscând unghiul al triunghiului mediu de ieșire, cu ajutorul unor formule mai mult sau mai puțin empirice pentru a ține cont de deviația curentului și numărul de pale este fixat în mod arbitrar .

Se consideră în general presiunea ca asigurată, dacă unghiul de ieșire este calculat corect după aceste formule și dacă rezultatele calculului se apropie de acelea ale mașinilor executate și care au dat rezultate satisfăcătoare .

Această concepție este eronată ; unghiul de ieșire al palelor considerate izolate nu determină presiunea rezultată și este ușor de realizat același punct de funcționare cu unghiuri foarte diferite .

Calculul palei se face tabelar pentru fiecare linie de curent, unde intervin mărimile :

vm1 , vm2 – vitezele meridiane la intrarea, respectiv ieșirea din rotor, citite pentru fiecare linie de curent din graficele trasate pentru spectrul hidrodinamic vm = f (l) ;

intrare , ieșire – coeficienți de contracție stabiliți anterior (intrare = 0,93 , ieșire = 0,97) ;

D1 – este egal cu 2r1= din figura cu spectru hidrodinamic, pentru fiecare linie de curent ; citite la intrare .

D2 – este egal cu 2r = citite la ieșire din spectrul hidrodinamic pentru fiecare linie de curent .

u1 , u2 = vitezele tangențiale de transport .

vu2 = componenta tangențială a vitezei absolute

w = viteza relativă medie

l = lungimea palei

m = înclinarea palei ( unghiul mediu)

z = numărul de pale (cuprins între 5 și 8)

lm = lungimea fiecărei linii de curent citită (numărată pe spectrul hidrodinamic)

Rotoarele diagonale, cum este cazul celui proiectat, fac tranzacția între rotoarele centrifuge și cele axiale . Ele nu se disting de aceste două tipuri decât prin direcția curgerii, care este mai puțin oblică în raport cu axa și au un grad de curbură mai mare sau mai mic .

În continuare se vor trasa triunghiurile de viteze la intrarea și ieșirea din rotor, pentru fiecare linie de curent .

Din triunghiurile de viteză se determină w și astfel : în triunghiurile de viteze de la ieșire se proiectează vectorul vitezei relative w pe o dreaptă paralelă cu u2 ( viteza tangențială de transport ) la înălțimea vm2 ( viteza meridiană ) care dă vectorul w1. La jumătatea segmentului determinat pe această paralelă de extremitățile vectorilor w1 și w2 se determină w .

w =

tg =

Calculul tabelar al palei rotor:

2.10.Trasarea palei în plan paralel

Trasarea palei în plan paralel se face pentru fiecare linie de curent și se calculează tabelar .

Se împarte fiecare linie de curent în părți egale de lungime m . Pentru fiecare punct al fiecărei linii de curent se citește (se măsoară) raza R respectivă față de axă.

Vitezele vm se citesc din graficele de viteză trasate la spectrul hidrodinamic .

u =

cu raza R respectivă a fiecărui punct de pe linia de curent .

Pentru vitezele w se consideră ca având o variație liniară între intrare și ieșire și deci se poate calcula astfel :

wk = w1+

Unghiurile se calculează din triunghiurile de viteze conform relației :

sin

Vitezele vu se determină cu relația :

vu = u w cos

Unghiurile sunt unghiurile sub care se vede pala rotorică și se vor determina conform formulelor :

Rolul palei pe fiecare linie de curent se obține unind punctele obținute prin trasarea razelor la unghiurile respective, iar asamblarea acestora se face conform figurii, obținându-se astfel profilul în plan paralel .

În continuare este prezentat calculul tabelar pentru fiecare linie de curent cu desenul profilului respectiv pe linia de curent .

2.11. Calculul hidraulic al statorului

2.11.1. Trasarea câmpului hidrodinamic

Apa iese din rotor cu o viteză mare și intră în stator unde energia cinetică este transformată în energie potențială . Această transformare energetică trebuie să se realizeze cu pierderi de sarcină minime .

Trasarea canalului statoric în plan meridian se face astfel încât să se asigure o formă hidrodinamică ținând seama de elementele geometrice cum ar fi : lățimea la ieșirea din rotor, diametrul arborelui ce traversează statorul, dimensiunile de gabarit ale lagărului din corpul statorului . Secțiunea de ieșire din stator trebuie determinată astfel încât viteza la ieșire să fie suficient de mică pentru a avea pierderi minime pe conducta de refulare .

Pentru construcția rețelei prin stator se face precizarea că aceasta este continuarea rețelei hidrodinamice a rotorului.

Trasarea spectrului hidrodinamic al statorului se face în ipoteza curgerii meridiane potențiale . Ca și în cazul rotorului, canalul statoric se împarte într-un număr de canale (aceeași număr ca la rotor : trei ), care transportă aceeași debit . Se determină liniile de curent intermediare astfel încât :

r = constant

Calculul pentru determinarea liniilor de curent intermediare se prezintă în tabelul ce urmează, spectrul hidrodinamic fiind trasat în figură :

Qt =

Cu ajutorul valorilor obținute în centrele dreptunghiurilor se trasează graficul .

Din acest grafic rezultă valorile vitezelor meridiane pe liniile de curent în punctele de intersecție cu liniile echipotențiale medii . Cu aceste valori se reprezintă grafic dependența , care reprezintă repartiția vitezei meridiane pe linia de curent pentru fiecare linie de curent .

2.12.2. Calculul paletajului statoric

La ieșirea din rotor, viteza vm3 = , cu stabilit la calcului rotorului

De la ieșirea din rotor și până la intrarea în stator, viteza vm scade în raportul în care cresc ariile celor două secțiuni , relație ce reprezintă ecuația de continuitate .

Componenta tangențială a vitezei absolute vn depinzând de viteza tangențială u și deci de rază invers proporțional, scade între secțiunile de ieșire din rotor și intrare în rotor în raportul în care cresc razele :

Deci cuplul hidraulic între ieșirea din rotor și intrarea în stator se menține constant, adică r3 .

Unghiul indicat după ieșirea din rotor este tg, cu vu3 = =g.

Unghiul sub care curentul de fluid întâlnește pala statorică va fi:

tg cu vm5 = și vu5 = vu4

vm4 =

Pentru determinarea unghiului de intrare în stator se apelează la o aproximație :

tg

cu calculăm

unde t5 = ( zS = numărul de pale statorice ) .

Calculăm apoi vm5 = și recalculăm când se observă o stabilizare a unghiului .

Unghiurile se vor calcula pentru fiecare linie de curent .

La ieșirea din pala statorică se impune r6 (cuplul hidraulic nul)

Cum r6 0 rezultă vu6 0 rezultă :

tg

deci

Practic se alege pentru a compensa direcția fluidului .

2.12.3. Calculul elementelor cinematice și unghiulare

Elementele cinematice și unghiulare pe muchia de intrare și ieșire a palei statorice se reprezintă tabelar .

Pentru calcului scheletului palei statorice, între intrare și ieșire ( o linie de curent în mișcare absolută ) se admite o variație liniară a unghiului între 5 și 6 pentru fiecare linie de curent .

Pe linia de curent se iau puncte egal distanțate, lm, notate. 1, 2, …..j , … … (lm=2 cm) .

Se cunoaște vmj din spectrul hidrodinamic al curgerii și j datorită variației liniare între 1 și 5 în lungul liniei de curent .

Se calculează coeficientul de contracție :

j = , tj =

Se calculează viteza meridiană în paletaj j ținând seama de contracția secțiunii ( datorită palelor ) .

vmj =

Viteza absolută se calculează cu relația :

Componenta tangențială a vitezei se determină cu relația :

Unghiul sub care se vede elementul de pală de lungime lm va fi :

rad .

Reprezentarea palei se face în coordonate ( R, ) . Calculul scheletului palei se face tabelar, pentru fiecare linie de curent, tabele date în paginile următoare .

Reprezentarea grafică se face de asemenea pe fiecare linie de curent . Asamblarea liniilor de curent se face astfel încât muchiile de la ieșire să fie pe o dreaptă .

În figura următoare s-a reprezentat împărțirea canalului aparatului director pe fiecare linie de curent, în părți egale

2.12. Calculul aspirației

Aparent, energia primită de fluid pentru compensarea pierderilor de sarcină poate fi consumată oriunde în lungul conductelor, înainte sau după pompă .

Se știe că fluidul se deplasează de la partea cu energie mai mare către partea cu energie mai mică . Deci în amonte de pompă, la aspirație, lichidul se deplasează numai pe baza diferenței de energie dintre aspirația instalației și intrarea în pompă, fără să beneficieze de aportul de energie al mașinii . În această situație pierderea de sarcină se compensează prin scăderea nivelului sau a presiunii fluidului . Dacă nivelul conductei de aspirație rămâne constant sau crește și diametrul conductei nu se modifică, atunci scade presiunea lichidului .

Scăderea presiunii în lichid este însă limitată de cavitație .

Fenomenul de cavitație este un fenomen complex care se manifestă prin formarea în zonele de presiune scăzută (presiunea mai mică decât presiunea de vaporizare a lichidului la temperatura de lucru) a unor bule conținând vapori ai lichidului și gaze dizolvate prin implozia acestor bule în zonele de presiune mai ridicată . Apariția cavitației (presiunea minimă) depinde de o serie de factori .

natura gazelor dizolvate și temperatura și presiunea la care sun din nou degajate fomând din nou bule

rugozitatea suprafețelor solide care delimitează curgerea, pentru că în jurul asperităților apar perturbații ale vitezei care poate conduce la scăderea locală a presiunii.

existența suspensiilor solide în jurul cărora apar aceleași fenomene descrise în cazul aspirităților .

temperatura lichidului .

Apariția fenomenului de cavitație este însoțită de o serie de efecte :

efect mecanic, supratensiuni, vibrații, zgomote în instalație și în pompă, urmată de oboseala în timp a materialului .

efectul chimic : corodarea puternică a materialului, întrucât bulele cavitaționale conțin și oxigen nonoatomic deosebit de coroziv .

efectul termic : încălziri locale care favorizează amplificarea fenomenului .

efectul electric : descărcări electrice apărute din cauza gazelor ionizate care sunt conținute în bule, având urmări distructive asupra materialului pompei și instalației prin efectele sale, acestea trebuie evitate în funcționarea pompei și a celorlalte mașini hidraulice .

Pentru a evita apariția cavitației, diferența dintre axul pompei și nivelul liber al lichidului din rezervorul pompei și nivelul liber al lichidului din rezervorul care aspiră pompa trebuie să fie mai mic decât înălțimea geodezică maximă la aspirație (în cazul pompelor cu ax orizontal) .

În cazul pompelor cu ax vertical se determină imersarea .

Imersarea notată cu H*, este o mărime care reprezintă nivelul la care se montează o pompă scufundată față de nivelul suprafeței libere de la aspirație în puțurilor sau bazinelor . Această imersare este necesară pentru a împiedica apariția vârtejurilor la suprafața liberă . Acest fenomen produce o scădere a debitului și mărește pericolul cavitației .

În lipsa unor studii de specialitate care să indice valoare adâncimii de imersare se pot accepta valorile indicate în graficul următor în funcție de debitul transportat .

În cazul pompei proiectate, fiind de tip scufundat, cu un debit de 400 (m3/h), se determină din grafic :

H* = 1,46 (m)

Această valoare este variabilă dacă se respectă câteva recomandări pentru proiectarea camerei de aspirație .

Pompa proiectată aspiră dintr-un bazin cu intrarea laterală a apei, între bazin și sursa de apă (canalul de drenare în cazul nostru) fiind așezat un grătar de protecție și trebuie respectate următoarele condiții :

distanța de la axul pompei până la pereții laterali să fie ce puțin egală cu D și suficient de mare pentru a permite accesul în vederea unei intervenții ;

pompa să fie montată respectând adâncimea limită de imersare determinată ;

viteza apei de intrare în conducta de aspirație să nu depășească 3 (m/s) ;

forma bazinului să fie simetrică față de intrarea în conducta de aspirație ;

grătarul să fie situat la o distanță minimă de 6D față de axul conductei e aspirație .

Cap 3.Trasarea curbelor caracteristice

Determinarea curbelor caracteristice are un caracter informativ (se face teoretic), curbele caracteristice reale obținându-se experimental .

Curbele caracteristice ale unei pompe diagonale sunt următoarele :

Curba de sarcină : H = f(Q) ;

Curba de putere : PT = f(QT) ;

Curba de randament : = (Q) ;

3.1. Curba de sarcină

Sarcina reală a pompei, H funcție de debitul real se obține astfel :

Se duce dependența HT = f(QT) ;

Din curba HT = f(Q) se scad pierderile prin frecări hf și prin șoc hs, rezultă curba H = f(QT)

Se trasează axa H a curbei H = f(QT) cu valoarea q (debitul parazit) obținându-se curba H = f(Q) .

Relațiile de calcul folosite sunt :

HT =

Cum vu1 = 0, rezultă HT = – sarcina pompei dacă se vehiculează fluid ideal și rotorul are un număr infinit de pale .

tg2 =

u2 – vu2 =

Qt x =

Înlocuind aceste expresii se obține relația :

HT =

Notând cu : A = , rezultă :

HT = A – B QT

Se cunosc : D2 = 0,164 (m) ;

b2 = 0,040 (m) ;

2 = 29 0 5” ;

u2 = 25,07 (m / s) ;

D1 = 0,128 (m) ;

u1 = 19,57 (m / s) ;

H T =

HT = 64,07- 219,09 QT X

Sarcina teoretică HT , în cazul rotorului cu număr finit de pale prin care curge fluid ideal este dată de relația :

HT = HT cu =

p = (2) = 0,764

p = 0,764

HT =

HT =

HT = 36,321- 124,20 QTX

Pierderile prin frecări sunt definite astfel :

hf = K , unde :

K =

HTm =

K =

Pierderile prin șoc se exprimă cu relația :

hS =

unde : este un coeficient experimental care se poate determina cu relația :

D = diametru de intrare în rotor ;

D = 0,172

hs = 17,183

După determinarea HT, hf și hS rezultă sarcina H ca fiind :

H = HT – hf – hS

Se cunosc : QT = 0,1111 (m3 / s) ;

Q = 0,1134 (m3 / s) :

q = 0,0023 (m3 / s) ;

Rezultatele sunt sintetizate în tabe

3.2. Curba de randament

Teoretic nu se poate determina variația randamentului total în funcție de debit .

Se vor determina numai variația randamentului hidraulic .

H =

Rezultatele calculului sunt prezentate în tabelul de mai sus . Curba de randament este prezentată în figură .

3.3. Curba de putere

Puterea teoretică PT = f(QT) se calculează cu relația :

PT = = 9810 QT HT

HT = 36,321 – 124,20 QT

Curba de putere este reprezentată în figură :

CAP. 4 Calculul tehnico – economic

Calculul tehnico – economic urmărește determinarea cheltuielilor necesare realizării și asimilării acestui tip de pompă cu următorii parametrii :

H = 25 (m)

Q = 400 (m3/h )

Pentru simplificare, produsul se notează cu "e" .

4.1.Determinarea costului pompei

Costul de producție se determină cu formula :

cpe= cme + csbl + crse + crie + cde (lei/u.p.) ;

unde :

crie = cheltuieli cu regia de întreprindere pentru produsul "e"

cme = cheltuielile cu materialele pentru produsul "e"

csbl = cheltuielile cu salariu de bază pentru produsul "e"

crsl = cheltuielile cu regia de secție pentru produsul "e"

cdl = cheltuielile cu desfacerea produsului "e"

4.2.Calculul cheltuielilor cu materiale

Cheltuielile cu materii prime și materiale pentru produsul "e" se calculează cu relația :

cme = (lei/u.p.)

unde:

i = reprezintă materialul folosit ;

j = reprezintă părți componente, repere, subansamble ;

= reprezintă consumul specific de material pentru reperul "j"

Pj = reprezintă prețul materialului folosit .

cpc = costul părților componente obținute în cooperare cu alte întreprinderi

D = valoarea deșeurilor recuperate rămase în urma prelucrării

= coeficientul adimensional ce ține seama de cheltuielile cu transportul și aprovizionarea

4147198,67

Costul părților obținute prin cooperarea cu alte întreprinderi se consideră

785000

Deșeurile recuperabile reprezintă 4 (%) din

D = 1658879,94

Coeficientul care ține seama de aprovizionarea și transport are valori cuprinse între 5 – 8 (%) .

În cadrul se folosește 7 (%) .

Ținând cont de cele arătate mai sus, cheltuielile cu materialul vor fi :

5099952,48

4.3.Calculul cheltuielilor cu manopera

Cheltuielile cu manopera pentru produsul "e" se determină cu relația :

unde :

k = operația ;

tkj = timpul afectat operației "k" pentru reperul "j" ;

Shm = salariu mediu lunar ;

Construcția pompei se realizează prin operații de prelucrare a părților componente, aceste operații fiind : turnarea, strunjirea, găurirea, debitarea, mortezarea, rectificarea, echilibrarea, filetarea, sudarea, frezarea, ștanțarea .

Timpii afectați acestor operații sunt cuprinși între (0,1 – 0,6) h .

Salariu mediu orar este cuprins între ( 6000) lei/ oră .

Cheltuielile cu manopera pentru produsul "e" se vor obține ca fiind :

csme = 3000000 (lei/u.p).

4.4.Cheltuieli cu sarariu de bază

Cheltuielile cu salariul de bază, valoarea brută pentru produsul "e" se calculează cu formula :

(lei/u.p.) unde :

i = impozitul pe salariu ;

cas = contribuția la asigurări sociale ;

i = 26 %

cas = 23 %

4649400 (lei/u.p.)

4.5.Cheltuieli cu regia de secție

Cheltuielile cu regi de secție se calculează cu relația :

Rs = 300 (%)

crse = 13948200 (lei/u.p.)

4.6.Costul de secție

Costul de secție pentrul produsul "e" se determină cu relația :

cse = 23697552,48 (lei/u.p.)

4.7.Costul cu regia de întreprindere

Costul cu regia de întreprindere se determină cu relația :

unde : Ri = 7 (%)

crie = 1658828,674

4.8.Costul de întreprindere

Costul de întreprindere este dat de relația :

cil = 25356381,15

4.9.Cheltuieli cu desfacerea

Calculul cheltuielilor cu desfacerea se face cu relația :

unde : d = 8 (%)

cdl = 2028510,49 (lei/u.p.)

Prețul de producție pentru realizarea pompei va fi :

cpl = cme + csbl + crsl + crie + cde = cse + cde = cil

d = 30 (%)

cpl = 27384891,64 (lei/ u.p.)

Considerând o rată a beneficiului de B = 30 % se obține prețul de producție :

35600359,13 (lei/u.p.)

4.10.Cheltuieli cu cercetarea

Calculul cheltuielilor cu cercetarea se face cu relația :

Cc = Nz Ýnh ÝSh (lei) unde :

Nz = numărul de zile necesare cercetării ;

nh = numărul de ore pe zi de cercetare ;

Sh = salariu mediu orar al cercetătorului ;

Cercetare sa făcut în perioada de 100 zile . Cercetările s-au făcut de către un student timp de 6 ore pe zi , salariu mediu al cercetătorului a fost stabilit :

Sh = 10000 (lei/oră)

nh = 8 (ore)

Nz = 50 (zile)

Cc = 40000000 (lei)

4.11.Cheltuieli pentru execuția cu prototipului

Cheltuielile cu execuția prototipului se determină cu relația :

cexprototip = 3 PP = 3 35652827,53

cexprototip = 106958482,6 (lei/prototip );

BIBLIOGRAFIE

1. Ionescu D. , s.a. – Mecanica fluidelor și mașini hidraulice , E.D.P. ,București 1992 ;

2. Ionescu D ,Isbășoiu E.C. , Ioniță I. – Mecanica fluidelor și mașini hidraulice , E.D.P. București ;

3. Isbășoiu E.C. – Mecanica fluidelor , Ed. tehnică 1995 ;

4. Zidaru Gh. – Echipamente hidromecanice în CHP și SP , Ed. I.P.B. 1984 ;

5. Robescu D. , Grigoriu M. – Pompe, Compresoare, Ventilatoare, Ed. I.P.B. 1992 ;

6. Pavel D. – Turbine hidraulice și echipamente hidrotehnice vol. I și II ;

7. Anton I. – Turbine hidraulice , Ed. Facla ;

8. Ionel I . – Stații de pompare reglabile , Ed. Tehnică 1978 ;

9.Diaconu A, Ionașcu P , Popa I. – Stații de pompare Ed. U.P.B. 1995 ;

CUPRINS

Cap .1

Generalități privind stația de pompare pag 1

1.1 Clasificarea stațiilor de pompare pag 1

1.1.1 Stații de pompare pentru alimentare cu apă pag 1

1.1.2. Stații de pompare pentru canalizări pag 2

1.1.3.Stații de pompare pentru irigații pag 2

1.1.4.Stații de pompare pentru desecări pag 2

1.2. Sisteme de irigații pag 3

1.2.1. Date topologice ale terenului de amplasare pag 3

1.3.Date necesarului de apă pentru rețeaua de irigații pag 4

1.4. Instalații auxiliare pag 5

1.4.1. Instalații de dezaerisire pag 5

1.4.2. Instalații de curățirea apei pag 5

1.4.3. Instalații de ridicare și transport pag 5

1.4.4. Instalații de blocaj pag 5

1.5. Alegerea schemei tehnologice pag 6

1.6. Calculul pierderilor în stația de pompare și pe conducta

de refulare pag 8

1.6.1. Pierderi de sarcină în stație pag 8

1.6.2. Pierderi de sarcină pe conducta de refulare pag 11

1.6.3. Calculul pierderilor de sarcină totale pag 19

1.6.4. Determinarea exactă a înălțimii de pompare pag 20

Cap . 2

Calculul hidraulic pag 21

2.1. Prezentarea celulei hidraulice pag 21

2.2. Calculul rapidității și a puterii hidraulice pag 21

2.3. Estimarea randamentului pag 23

2.4. Alegerea motorului de antrenare pag 27

2.4.1.Alegerea turației pag 27

2.4.1. Calculul puterii de antrenare pag 28

2.5.Alegerea materialelor pag 28

2.6.Calculul hidraulic al rotorului pag 30

2.6.1.Dimensiuni de gabarit pag 30

2.7.Calculul secțiunii de aspirație pag 31

2.7.1.Metoda Dorin Pavel pag 32

2.7.2.Metoda A.I.Stepanoff pag 33

2.7.3.Metoda coeficienților lui Einstein pag 35

2.7.4.Metoda M.D.Cazacu pag 37

2.8. Calculul hidraulic al rotorului pag 50

2.9. Calculul paletajului rotoric pag 59

2.10. Trasarea palei în plan paralel pag 65

2.11. Calculul hidraulic al statorului pag 81

2.11.1.Trasarea câmpului hidrodinamic pag 81

2.11.2. Calculul paletajului rotoric pag 82

2.11.3.Calculul elementelor cinematice

și unghiulare pag 83

2.12. Calculul aspirației pag 100

Cap .3

Trasarea curbelor caracteristice pag 104

3.1.Curba de sarcină pag 104

3.2.Curba de randament pag 109

3.3.Curba de putere pag 109

Cap. 4

Calculul tehnico – economic pag 112

4.1.Detrminarea costului pompei pag 112

4.2.Calculul cheltuielilor cu materiale pag 112

4.3.Calculul cheltuielilor cu manopera pag 116

4.4.Cheltuieli cu salariu de bază pag 116

4.5. Cheltuieli cu regia de secție pag 117

4.6.Costul de secție pag 117

4.7.Costul cu regia de întreprindere pag 117

4.8.Costul de întreprindere pag 117

4.9.Cheltuieli cu desfacerea pag 117

4.10.Cheltuieli cu cercetarea pag 118

4.11.Cheltuieli pentru execuția prototipului pag 118