UPGIMEIEDM Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena [602938]

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
1
Ploiești 2019
CUPRINS

INTRODUCERE …….. …………………………………………………………………………………………….. …..3
CAPITOLUL 1 :Metode de exploatarea a sondelor de petrol prin exploatarea artificială……. …5
1.1 Principiul erupției artificiale……………………………………………………………….. …………. 5
1.2 Compresoare: clasificare, construcție și funcționare ………………………………. ………….8
CAPITOLUL 2: Calculul de dimensionare a compresorului cu piston ………………………. ……..15
2.1 Justificarea adoptării tipului de compresor ………………………… ………………. …………..15
2.2 Calculul diametrelor pistonului ………………………………….. ………………………………….1 6
2.3 Calculul de dimensionare a tijei ……………………………… ……………………………………..2 4
2.4 Calculul supapelor …………………………………………………………………………………… …..26
CAPITOLUL 3: Studiul cinematicii compresorului ………………………………………………….. …….3 6
3.1 Generalităț i…………………………………………………………………………………. ……………….3 6
3.2 Cinematica bielei și manivelei …………………………………………………….. ……………… ….37
3.3 Cinematica pis tonului ………………………………………………………. …………………………….3 9
CAPITOLUL 4: Modalitatea de stabilire a prețului supapei ………………………….. ……………….. ..43
CAPITOLUL 5: Aprecierea cheltuielilor de mentenanță la verificarea și reparația supapelor ..47
5.1 Întocmirea unui program de mentenanță ………………………….. ………. ………. ………… …..55
CAPITOLUL 6: Probleme de exploatare, întreținere și reparație la compresoare …………………. 58
6.1 Întreținere și explatare ………………………………………………………………………… …………. 58
6.2 Reviziile și reparațiile curente ………………………………………………………. ……………….. 59

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
2
Ploiești 2019 6.3 Reparați mijlocii și capitate ………………………………………………………. …………………… 60
CONCLUZIILE LUCRĂRII …………………… …………………………………………… …………………….. 63
BIBLIOGRAFIE ……………………………………………………….. ……………………………………………….. 64
BORDEROUL DE DESEN ………………… ………………………………………………………………………..6 5
ANEXELE LUCRĂRII ……………………………………………………………………………………………….. 67

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
3
Ploiești 2019
INTRODUCERE
Odat ă cu dezvoltarea exploziv ă a siste melor industriale automatizate ș i robotizate, au
cunoscut o dezvoltare similar ă și echipamentele hidropneumatice. Aceasta se integreaz ă în
instalații ș i sisteme cu rol de comand ă și execuție preluând în multe cazuri, funcț iile unor
echipamente electrice ș i electronice. Evident , simultan cu patrunderea masiv ă în toate domeniile
industriale a echipamentelor hidropneumatice de comand ă, control si execuț ie au cunoscut o
dezvoltare deosebit ă și sursele de aer comprimat, respectiv compresoarele de aer utilizate î n acest
domeniu.
Compresoarele volumice realizează creșterea presiunii agentului de lucru prin reducerea
volumului unei cantități de aer închise în interiorul unui spațiu delimitat. Aspirația aerului în
compresor și refular ea se fac cu intermitențe .
Compresoarele volumice cu piston se caracterizează prin periodicitatea procesului de
comprimare, motiv pentru care necesită supape; sunt indicate pentru debite mici și presiuni oricât
de mari. Gradul de comprimare pentru un cili ndru variază între 3,5 și 6. Se poate ajunge la un
grad de comprimare de 1000, aceasta realizându -se prin comprimarea succesivă în mai multe
trepte. Aerul comprimat se folosește la comenzile pneumatice de la instalațiile de foraj și la
acționarea diferitel or scule și dispozitive cât și la forajul cu aer.
Această lucrare va fi structurată în 6 capitole, datele inițiale ale lucrării fiind:
 compresor volumetric în două trepte, cu raportul de comprimare între trepte, r=2,51;
 turația compresorului, n=300 rotați/minut;
 presiunea absolută de aspirație, p 1=1,9 bar;
 randamentul compresorului volumetric total, ƞ c=0,69;
 în prima treaptă de comprimare : temperatura gazelor aspirate t 1=10°C și temperatura de
încălzire a gazelor în primul cilindru t 2=30°C;
 în trapta a doua de comprimare: temperatura gazelor aspirate în cilindrul al doilea t 3=20°C
și temperatura de încălzire a gazelor în cilindrul al doilea t 4=65°C.
Problemele care vor fi dezvoltate în cadrul lucrării vor fi:
 metodele de exploatare a sondelor de petrol prin erupția artificială;
 dimensionarea compresorului cu piston;
 studiul cinematicii compresorului;
 modalitățile de stabilire a prețului supapei;
 aprecierea cheltuielilor de mentenanță la verificarea și reparația supapelor;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
4
Ploiești 2019  problemele de exploatare, întreținere și reparație la compresoare.
În capitolul 1 se vor prezenta metodele de expl oatare a sondelor de petrol prin erupția
artificială. Se vor prezenta principiile erupției artificiale, aceasta fiind unul dintre sistemele de
exploatare a zăcămintelo r de petrol. În continoare se va prezenta compresoarele destinate
comprimări fluidelor. Această prezentare se va face cu ajutorul clasificărilor după diferite criterii.
Pentru compresorul cu piston se va prezenta construcția și modul de funcționare .
În cadrul celui de al doilea capitol se va dimensiona compresorul cu piston, mai întâi
justificându -se alegerea adoptării tipului constructiv de compresor prin prisma activității de
extracție și transport. Se vor calcula diametrele pistonului pentru cele două trepte de comprimare
și se va realiza dimensionarea tijei cu ajutorul calculelor diametrelor tijelor celor două pistoane
din treptele de comprimare, iar în cele din urmă calculul supapelor.
În cel de -al treilea capitol se va realiza studiul cinematici com presorului volumic, studiul
se va realiza prin intermediul cinematicii bielei și a manivelei, acesta fiind un mecanism
complex , cât și prin studiul cinematicii pistonului.
În capitolul patru se va prezenta modalitatdea de stabilire a prețului unei supape. Prețul se
va stabili cu ajutorul unor cheltuieli, acestea fiind cheltuielile totale pe secție, cheltuieli cu
retribuția directă, cheltuielile cu regia de secție , cheltuielile cu regia de întreprindere , iar pe baza
acestor cheltuieli se va determina rata pr ofitului.
În cel de -al cincilea capitol se va aprecia cheltuielile de mentenanță la verificarea și
reparația supapelor, vor fi prezentate componentele calității produsului. Criteriul economic care
stă la baza acestei aprecieri fiind costul total mediu de m entenanță pe unitatea de timp. În final se
va întocmi un program de mentenanță cu ajutorul programului Microsoft Project.
În cadrul celui de al șaselea capitol vor fi prezentate problemele de exploatare, întreținere
și reparație la compresoare. Se vor enum era problemele de întrținere și exploatare care se referă
la supravegherea zilnică a compresoarelor pentru a putea fi ținute în starea lor de funcționare. Se
va prezenta operațiile pentru reviziile și reparațiile curente, specificându -se durata de bună
funcționare a compresorului, iar în fina l se vor enumera operațiile referitoare la reparațiile
mijlocii și capitale.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
5
Ploiești 2019
Capitolul 1: Metode de exploatare a sondelor de petrol prin erupție artificială

1.1. Principiul erupției artificiale

În exploatarea zăcămintelor de petrol cu nivel de presiune ridicat, extragerea acestuia prin
sondele de producție poate fi realizată prin unul din următoarele sisteme:
 erupție naturală;
 erupție artificială;
 pompe de adâncime.
Sistemul de extracție optim se alege în funcț ie de valoarea energiei naturale de zăcământ
disponibilă și de posibilitățile tehnice existente. Astfel, la presiuni mari, prin erupția naturală a
zăcământului se aduce petrolul până la suprafață.
Erupția artificială se aplică numai în faza în care energia de zăcământ a scăzut și petro lul nu
se poate ridica decât până la un anumit nivel în gaura de sondă.
În schelele petroliere, pentru extracția petrolului prin sistemul ”erupție artificială”, denumită
și gaz-lift, este necesară comprimarea gazelor. În conta ct cu petrolul din țevile de extracție, gazele
comprimate gazeifică petrolul mărindu -i volumul. Greutatea specifică a coloanei de lichid se
micșorează, permițând astfel presiunii stratului să ridice petrolul la suprafață.
Presiunile de întreținere a erupți ei artificiale variază foarte mult de la schelă la schelă și chiar
în interiorul aceleeași schele. Ele depind de caracteristicile fiecărei sonde și în special de debitul
stratului, de calitatea petrolului, de presiunea și de adâncimea stratului. În general , presiunile la
care sunt comprimate gazele sunt cuprinse între 2 bar și 100 bar. În cazuri speciale, presiunile de
100 bar sunt depășite. Pentru gaz -lift, presiunile medii sunt de 30 bar.
Pentru extracția petrolului la suprafață se suplimentează energia n aturală de zăcământ
utilizându -se energia gazelor comprimate introduse de la suprafață în gaura de sondă.
Dacă nivelul energetic al petrolului scade, pentru extracția petrolului la suprafață trebuie
introdusă o cantitate prea mare de gaze comprimate în sondă, costul extracției devine prea ridicat
din care cauză se trece la pompajul de adâncime . Pompajul de adâncime constă în aducerea
petrolului la suprafață cu ajutorul unor pompe speciale antrenate în mișcare de echipamente de
suprafață adecvate.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
6
Ploiești 2019 De asemenea, această metodă se rec omandă și în cazul sondelor cu rații gaz -lichid mari.
Gazele se separă și o parte din gazele produse de sonde se consumă în alte șantiere, în afara
șantierului petrolifer care le -a produs, punctele consumatoare aflându -se la distanțe mai mari sau
mai mici. Deci gazele trebuie transportate de la sursă la consumator. La distanțe mici, în general,
gazele sunt transportate prin propria lor presiune.
Pentru transportul la distan țe mai mari, presiunea gazelor, la majoritatea sondelor productive
nu este suficientă. Astfel gazele depind de cantitatea care trebuie transportată, de diametrul și
lungimea conductei și de presiunea finală necesară punctului consumato r. Presiunea inițială
trebuie să învingă și rezistența la curgere, datorita frecărilor din interiorul conductelor și să
compenseze și pierderile de presiune provocate de aceste frecări. Transportul în interiorul schelei
necesita de obicei, presiunea de 2 -3 bar. Pentru transportul surplusului de gaze în exteriorul
schelei, presiunea de comprimare poate ajunge pana la 20 bar. Importanța comprimării gazelor
pentru transportul lor constă în faptul că, prin ricicarea presiunii, cantitatea de gaze transportată
poate fi de două ori sau de trei ori mai mare. Tot atât de important este și faptul că această
cantitate mărită poate fi transportată pe o conductă de diametru mic. Fără comprimare, p entru
transportul gazelor la distanțe mai mari sunt necesare conducte de di ametre mari, care fac
transportul gazelor costisitor, datorită investițiilor mari. Posibilitatea de a comprima gazele pentru
a fi transportate, permite alegerea celei mai economice soluții prin compararea costului conductei
de diferite diametre cu costul c omprimării.

Fig. 1.1 Sondă exploatată prin erupție artificială .

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
7
Ploiești 2019 În figura 1.1 este reprezentată schematizat o sondă exploatată prin erupție artificială, sistemul
direct. Elementele componente sunt:
1- coloană de exploatare;
2- perforaturi;
3- coloană de țevi de extracție;
4- strat productiv;
5- amestec de petrol, apă și gaze bogate;
6- intrarea gazelor comprimate;
7- ieșirea amestecului de petrol, apă sărată și gaze bogate.
Gazele comprimate introduse în sondă prin coloană (gaz -lift direct) sau prin interiorul țevilor
de extracție (gaz -lift indirect) antrenează petrolul spre suprafață.
Petrolul este antrenat fie prin acțiunea energiei de expansiune a gazelor, fie datorită forțelor
de frecare dintre gaze și lichid.
Ridicarea artificială la suprafață a fluidelor ce vin din stratul productiv, prin perforaturi,
urmărește menținerea unei presiuni adecvate la talpa sondei, astfel încât aceasta să producă
debitul dorit.
Erupția artificială poate fi:
 continuă;
 intermitentă.
În cazul erupției artificiale continue, un debit de gaze sub presiune este injectat în spațiul
prin care fluidul produs de sondă se ridică la suprafață.
a) Erupția artificială continuă se aplică, în general, sondelor cu capacitate de producție și
presiune de fund relativ mari. Asupra stratului acționează în permane nță presiunea
exercitată de coloana de fluid, care se deplasează spre suprafață. Debitele
obișnuite pentru curgerea fluidelor prin țevile de extracție pot fi cuprinse între 20
…600 . Pentru curgerea fluidelor prin spațiul inelar coloană -țevi s -a ajuns la
debite de 600 …1600 . Aceste cifre depin de capacitatea stratului și de spațiul
prin care curge fluidele produse de acestea. Prin țevile de extracție de diametru mic de
exemplu: 1 in se pot produce și debite de 4 …5 .
b) Erupția artificială intermitentă constă în ridicarea lichidului sub forma unui dop de către
gazele injectate sub el. Această metodă de extracție se aplica în ultima fază de exploatare
a unui zăcământ, când presiunea de strat devine mai mică.
Stratul nu ar putea suporta asupra sa o coloană de lichid fie ea chiar gazeificată. Prin
urmare această metodă este indicată sondelor cu presiune de fund scăzută .

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
8
Ploiești 2019 Sondele în erupția artificială intermitentă pot pro duce debite între 1 … 70 , în
funcție de capacitatea stratului și de instalațiile moderne de erupție artificială intermitentă.
Față de alte metode artificiale de extracție a petrolului, erupția artificială are avantajul de
a fi o metodă foarte flexibilă, în sensul că se pot extrage debite de la 10 …150 fără
să fie necesară schimbarea echipamentului de fund sau de suprafață.
Această metodă se poate aplica oricărei sonde. Avantajul ei economic crește însă cu
adâncimea s ondei, devenind pregnant pentru adâncimi mai mari de 3000 . Erupția artificială
este singura metodă aplicabilă tuturor tipurilor de zăcământ. Aceasta este și metoda cea mai
recomandată pentru sondele care produc cu viituri de nisip. Supapele fiind montate la exteriorul
țevilor de extracție, interiorul acestora rămâne liber, astfel încât nisipul nu provoacă distrugerea
echipamentului de fund.

1.2. Compresoarele: clasificare, construcție și funcționare

Compresoarele destinate pentru comprimarea fluidelor com presibile fac parte din
categoria generatoarelor hidraulice ce transformă energia mecanică în energie hidraulică (de
presiune) și au una dintre cele mai răspândite utilizări în industria chimică și petrochimică.
Compresoarele pot fi întâlnite sub diferite forme. Din punct de vedere al modului de
transformare al energiei mecanice în energie hidraulică ele pot fi împărțite în două categorii:
 mașinile care imprimă fluidului de lucru viteze mari, iar după aceea are loc transformarea
energiei cinetice în energi e de presiune, în care intră compresoarele centrifugale, axiale
sau ejectoarele;
 compresoarele volumice, care au la baza funcționării lor variația continuă a volumului de
lucru.
Această categorie grupează toate compresoarele la care volumul de lucru variază între două
limite. Printre acestea întâlnim compresoare volumice cu piston și mișcare alternantă,
compresoare cu membrană, compresoare volumice și rotative.
Domeniile de utilizare ale diferitelor tipuri de compresoare în funcție de debit și presiun e nu
sunt riguros constante, acestea fiind de cele mai multe ori determinate de factorii economici, de
perfecționarea continuă a acestor mașini și de condițiile impuse de procesul tehnologic. Cu toate
acestea, compresoarele centrifugale sunt întâlnite de r egulă pentru vehicularea unor debite mari la
presiuni de refulare inferioare celor dezvoltate de compresoarele volumice cu piston.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
9
Ploiești 2019 Potrivit literaturii de specialitate, compresoarele în funcție de gradul de comprimare al
gazului vehiculat sunt clasificate în:
 ventilatoare, la care acest raport ;
 suflante, la care ;
 compresoare propriu -zise, unde .
Din punct de vedere al presiunilor dezvoltate, compresoarele pot fi împărțite în mai multe grupe:
 compresoare de mică presiune, care dezvoltă presiuni de la 30 la 1 ;
 compresoare de medie presiune, cu valori cuprinse între 1 -10 ;
 compresoare de înaltă presiune, care dezvoltă presiuni mai mari de 10 ;
 compresoare pentru presiuni foarte înalte, care dezvoltă presiuni mai mari de
100 .
Clasificarea compresoarelor volumice cu piston se face adesea în funcție de debitul de gaz pentru
condițiile de aspirație. În funcție de debitul aspirat acestea sunt clasificate în:
 microcompresoare, la care d ebitul volumic este până la 10 ⁄;
 compresoare cu debit volumic mic, cu valori cuprinse între 10 -100 ⁄;
 compresoare cu debit volumic mediu, cu valori între 100 -1 ⁄;
 compresoare cu debit volumic mare, cu valori peste 1 ⁄.
Compresoarele v olumice cu piston sunt adesea clasificate în funcție de natura gazului
comprimat. Această necesitate a apărut ca urmare a faptului că natura gazului comprimat
influențează în mod direct asupra soluțiilor constructive adoptate. Aceasta conduce la concluzia
că un compresor utilizat pentru comprimarea amoniacului nu poate fi comprimat la comprimrea
oxigenului sau a altor gaze. Pentru motivele arătate, compresoarele volumice sunt clasificate
astfel:
 compresoare de aer sau de uz general;
 compresoare pentru comprimarea azotului;
 compresoare pentru comprimarea hidrogenului;
 compresoare pentru comprimarea oxigenului.
Compresoarele cu piston întâlnite în cadrul schelelor sunt de tipuri foarte variate. Ele se pot
clasifica după mai multe criterii:
1. După modul de lucru al pistonului:
 Compresoare cu simplu efect, la care aspirația se face la o cursă a pistonului,
iar refularea la cealaltă cursă;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
10
Ploiești 2019  Compresoare cu dublu efect, la care pistonul lucrează pe ambele fețe,
deținându -se astfel la o cursă două comprimări. Aces t sistem s -a generalizat la
compresoarele de tip modern.
2. După numărul de cilindrii:
 Compresoare cu un singur cilindru;
 Compresoare cu doi cilindrii;
 Compresoare cu trei sau mai mulți cilindrii;
3. După poziția cilindrilor:
 Compresoare verticale;
 Compresoare o rizontale;
4. După numărul de etaje, trepte de comprimare:
 Compresoare monoetajate, care pot avea unul, doi sau mai mulți cilindrii de
același diametru lucrând paralel;
 Compresoare multietajate, de obicei sunt cu două sau trei etaje, având cilindrii
de diame tru descrescător, legați în serie;
5. După modul de acționare:
 Compresoare propriu -zise, acționate prin curele de transmisie de la un motor
electric, sau mai rar, termic;
 Motocompresoare, acționate direct de motoare termice.
Motorul și compresorul constituie o siungură unitate, având comun arborele cotit și batiul.
Fiecare din categoriile menționate au o anumită particularitate rezultată din proprietățile
fizico -chimice ale gazului comprimat. De exemplu, este cunoscută reacția puternică dintre oxigen
și ulei urile de ungere.
La compresoarele care vehiculează un asemenea gaz nu poate fi adoptat sistemul de
ungere clasic de la compresoarele de aer. Menționăm că dintre toate domeniile de activitate, cel al
industriei chimice și petrochimice solicită cele mai div erse tipuri de compresoare, cu un domeniu
practic nelimitat pentru parametri funcționali.
În acest sens se poate arăta că presiunea dezvoltată de compresoare în unele procese se
situează puțin peste cea atmosferică (procesul de rafinare acidă a petrolului ) până la valori de
250-350 (procesul de oțet al polietilenei de înaltă tensiune). Aceste valori nu se pot
obține într -o singură treaptă datorită încălzirii gazului. Acest impediment face ca împreună cu
instalația de comprimare să avem și instalaț ii auxiliare de curățire și răcire a gazului vehiculat.
Un compresor cu piston se compune în general din următoarele organe principale:
1. Scheletul compresorului format din batiu și carter;
2. Organele de transmitere a mișcării: arborele cotit, bielele, bolțul, capul de curgere,
lagărele și volantul;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
11
Ploiești 2019 3. Organele părții compresor: cilindru, piston, tijă, presgarniturile, supapele și cilindrii
auxiliari;
4. Organele părții motor: cilindrul, chiulasa, pistonul, bolțul, biela, organele de distribuție și
organele auxiliare ale motorului;
5. Dispozitive de răcire.

1) Scheletul compresorului
Batiul ,carterul inferior este carcasa care se montează pe fundație și care susține restul
pieselor mașinii, servind în același timp ca baie de ulei. El este turnat din fontă cu nervuri de
întărire și pereți transversali, care formează suporturi pentru pentru legările principale ale
arborelui cotit.
De asemenea este prevăzut cu un număr deferestre închise cu capace etanșate vizitarea
organelor din interior.
Carterul este piesa intermediară, ca re se montează pe batiu, susținând cilindrii de compresor
și de motor, formând în același timp suportul glisierelor capetelor de cruce.

2) Organele de transmitere a mișcării
Arborele cotit este compus dintr -un număr de coturi egal cu numărul de cilindrilor de
compresor având de o parte și de alta a fiecărui cot manetoane pentru lagărele de articulație a
bielelor. De obicei, el este prevăzut cu contragreutăți pentru echilibrare, care pot fi dintr -o bucată
cu el sau prinse în șuruburi.
Arborele cotit se confe cționează din oțel de calitate superioară, prin forjare și matrițare și se
tratează chimic. El este străbătut de o serie de canale interioare prin care circulă uleiul de ungere
al fusurilor principale.
Biela face legătura între manivelele arborelui cotit ș i capul cruce, transformând mișcarea de
rotație în mișcare rectilinie alternativă. De obicei este confecționată din oțel forjat, având
secțiunea dreptunghiulară sau în formă de I. Bielele se compun din: cap, care se articulează la
arborele cotit, corp, pi cior, la care se articulează capul cruce.
Bolțul se montează fie la capul de cruce, fie la pistoanele de motor și servește ca punct de
articulație pentru piciorul bielei. El se fixează prin presare în capul de cruce sau piston și au un
fus de alunecare car e lucrează în cuzinetul piciorului bielei.
Capul de cruce face legătura dintre bielă și tija pistonului, ea fiind ultima piesă a
mecanismului care transformă mișcarea de rotație în mișcare rectilinie alternativă. Lagărele

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
12
Ploiești 2019 principale de sprijin sunt montate în locașurile speciale prevăzute în pereții transversali ai
batiului. Acestea sunt lagăre obișnite cu capac și cuzineți de bronz, căptușiți cu metal alb.
Cuzinetul se compune din trei bucăți între care se introduce adaosuri de tablă subțire, care
permite reglarea jocului în două direcții.
Volantul se montează pe arborele cotit realizând, datorită inerției sale mari uniformizarea
funcționării compresorului în cursul unui ciclu. Volantul se confecționează din fontă sau din oțel
turnat și poate avea o masă cu atât mai mică cu cât compresorul are mai mulți cilindrii.

3) Organele părții compresor
Cilindrul de compresor se execută din fontă sau oțel turnat și are spre deosebire de cilindrul
de pompă o construcție specială, ce permite răcirea cu apă la exterior.
Pentru o mai bună utilizare a mașinii, toate compresoarele moderne au cilindrii care
lucrează cu dublu efect, obținându -se astfe un debit aproape dublu și o uniformizare a funcționării
mecanismelor.
Pistonul de compresor se toarnă din fontă, cu o suprafață prelucrată la un diametru puțin
mai mic decât al cilindrului în care lucrează.
Jocul este aproximativ o miime de diametru. Pistoanele de diametru mare, de obicei peste 10in,
se execută goale la interior, pentru a avea o greutate mai mică. Axial, pistonul a re un orificiu
cilindric sau conic pentru fixarea tijei. Etanșarea pistoanelor de compresor se face prin unul sau
doi segmenți de fontă. Ei se confecționează dintr -o bucșă de fontă de diametru mai mare.
Pistoanele pentru cilindrii de înaltă presiune sunt prevăzute de obicei cu segmenți de fontă
sau din bronz, tăiați în 3 -4 bucăți și apăsați pe suprafața cilindrului ca niște arcuri din tablă de oțel
ondulată. Presgarniturile tijelor de piston sunt asemănătoare cu cele ale pompelor, fiind prevăzute
cu garnit uri metalice unse sub presiune.
Supapele sunt organe de distribuție care comandă automat aspirația și refularea gazelor la
cilindrul compresor. O supapă se compune din următoarele părți principale: scaunul supapei,
discul sau placa de etanșare, placa de g hidare sau capacul, șurubul de legătură și arcurile.
Supapele de aspirație și cele de refulare se compun de obicei din piese identice.
Transformarea unei supape de aspirație într -o supapă de refulare și invers se face numai prin
simpla schimbare a poziției șurubului de legătură.
Numarul de supape ale unui cilindru compresor depinde de mărimea cilindrului și de tipul
compresorului.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
13
Ploiești 2019 În general, la cilindrii cu dublu efect, cu diametru până la 8 in sunt montate patru supape
(două la aspirație, două la reful are) pe ambele fețe ale pistonului. Cilindrii cu diametru mai mare
de 8 in au opt supape (patru pe aspirație și patru pe refulare).

4) Organele părții motor
Cilindrul și chiulasa
Cilindrii motorului și ai compresorului sunt montați separat la carter putând fi demontați
și înlocuiți în caz de uzură. Ei sunt turnați din fontă și sunt prevăzuți cu supape și cămăși pentru
circulația apei de răcire.
Pistonul și bolțul, spre deosebire de pistonul de compresor, care lucrează cu dublu efect și
este fixat de tijă, e ste confecționat din fontă și prevăzut la exterior cu segmenți de compresie și
segmenți de ungere. Bolțul este tubular și se execută din oțel tratat termic.
Bielele motorului sunt confecționate din oțel cu secțiune în formă de I. Ele fac legătura
între p istoane și arborele motor, articulându -se la biela de compresor, sau direct la arborele cotit.
Ungerea compresoarelor cuprinde în special ungerea mecanismului mecanismului bielă -manivelă
și ungerea cilindrilor de compresor. Ungerea mecanismului mecanismulu i bielă -manivelă se face
cu uleiul depozitat în batiul compresorului care formează baia de ulei. Ungerea pieselor
mecanismului se face prin barbotaj sau prin presiune. Ungerea cilindrilor de compresor se face cu
ulei de cilindru prin trei procedee:
 prin ba rbotaj;
 prin amestec;
 prin presiune.

5) Dispozitive de răcire
Răcirea cilindrilor de compresor se face în scopul de a elimina o parte din căldura dezvoltată în
timpul comprimării, care ar împiedica ungerea normală a cilindrului, pentru că la temperaturi
înalte, uleiul arde și coxează segmenții și supapele. La compresoarele cu mai multe etaje se face o
racire a gazului între etaje, în scopul menținerii debitului normal al compresorului, maririi
gradului de răcire a cilindrului și reducerii umidității gazel or.
După fiecare etaj, se montează un racitor intermediar confecționat dintr -un fascicul de țevi
drepte, vălțuite în douăplăci laterale și montate într -o manta cilindrică cu două capace. În timp ce
apa circula prin fasciculul de țevi, intrând pe la partea inferioară și ieșind pe la partea superioară a
cilindrului, gazele circulă în jurul lor, intrând pe la un capăt și ieșind pe la celălalt capăt al
mantalei. În interior se montează șicane în scopul realizării unui contact cât mai bun al gazului cu

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
14
Ploiești 2019 pereții țevilor de răcire. Răcitorul este prevăzut cu supapă de siguranță, manometru și robinet de
scurgere, prin care se evacuează lichidul condensat în timpul răcirii gazelor.

Concluzii :
În acest capitol s -au prezentat metodele de exploatare a sondelor de petro l prin erupție
artificială. În acest sens s -au reținut principiile erupției artificiale și principalele componente ale
unui compresor cu piston. Pornind de la studiul construcției și func ționării compresorului cu
piston din literatura de specialitate se vor stabili urmă toarele etape necesare calculului de
dimensionare și de stabilire a cinematicii mecanismului de acționare a compresorului.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
15
Ploiești 2019 Capitolul 2 : Calculul de dimensionare a compresorului cu piston

2.1. Justificarea adoptării tipului constructiv de compresor

În activitatea de extracție și transport, compresoarele sunt utilizate pentru:
 comprimarea gazelor la prnirea din schelă;
 comprimarea gazelor pe conductele de transport;
 comprimarea gazelor în cazul unor procese de tratare;
 aspir ația gazelor din coloanele sondelor aflate în pompaj și comprimarea acestora pentru a
le transporta la stația de degazolinare;
 comprimarea gazelor la exploatarea în erupție artificială (gaz -lift).
Comprimarea gazelor se poate realiza cu compresoare cu piston sau centrifuge. Alegerea
tipului de compresor este determinată de raportul de comprimare sau rația de comprimare.
Aceasta reprezintă capacitatea de comprimare a unui compresor sau a unei stații de
comprimare, fiind exprimat ca raportul dintre valoarea presiunii de refulare și cea a
presiunii de aspirație . La compresoarele cu piston, din cauza rezistenței opuse de supape
aspirația nu începe la presiunea , ci la o valoare mai scăzută, iar refularea nu începe la ,
ci la o valoare ridicată. Pierderile de presiune în supape au valoare neînsemnate, în special la
rapoarte , rații de comprimare mai mici de .
La rații mai mari de se recomandă folosirea compresoarelor centrifugale , unde
pierderile de presiune sunt nesemnificative. La acest tip de compresoare, procesul de
comprimare se produce în mod deosebit față de compresoarele cu piston, gazul fiind accelerat
între paletele rotorului imprimindu -i acest uia o viteză mare. Cea mai mare parte a energiei
cinetice se transformă paletele difuzorului în energie potențială, iar o parte mai mică datorită
frecărilor se transformă în căldură [4].
Modul de montaj al compresoarelor este următorul:
 compresoarele cu p iston realizează rații mari de comprimareși debite mici, deci se
montează în paralel;
 compresoarele centrifuge, realizează rații mici și debite mari, deci se montează în
serie.
Cele prezentate evidențiază faptul că în proiectarea agregatelor de comprimare și
vehiculare a unui gaz oarecare trebuie avute în vedere atât particularitățile funcționale dictate de

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
16
Ploiești 2019 procesul tehnologic în care este încadrat compresorul, cât și particularitățile fizico -chimice ale
gazului vehiculat.
Debitul de gaz necesar exploatării prin erupție artificială a n sonde va fi dat de suma
debitelor de gaze introduse la fiecare sondă. Se notează cu , debitul de gaze introduse în sonda
i. Debitul total va fi egal cu suma acestor debite de gaze introduse în sonde,

∑

Presiunea măsurată la intrarea în distribuitorul de gaze, care cuprinde aceste sonde va
trebui să fie mai mare sau egală cu cea mai mare presiune necesară la tubing care poate fi de 10
bar și atunci presiunea de refulare p r se calculează:
(2.1)

Unde:
– presiunea de refulare a compresorului;
p – presiunea masurată la intrarea în distribuitor, egală cu 10 bar;
∆p – pierderea de presiune pe trasee de la compresor la distribuitor, egală cu 2 bar.

2.2. Calculul diametrelor pistonului

Dimensiunile principale ale compresorului sunt: diametrele pistoanelor, cursa pistoanelor
și diametrele tijei pistoanelor.
Pentru calculul diametrelor pistoanelor se pornește de la expresia cantități de gaze
care poate fi comprimată în 24 de ore, cunoscându -se puterea motorului de acționare, numărul de
cilindri, presiunea de aspirație, presiunea de refulare [2].

(2.2)
– cantitatea de gaze comprimate în 24 de ore;
P – puterea motorului ;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
17
Ploiești 2019 P=160 kW
P1 – puterea necesară comprimării la 10000 m3 gaze în 24 de ore ( în două etaje de comprimare).
Pentru raportul total de comprimare R=6,31 și raportul de comprimare între etaje H=2,51 [1].
Se alege P= 36 kW.
c – randamentu l compresorului, acest randament se calculează cu relația:
[ ( ⁄ ) ] (2.3)
C – coeficientul de spațiu mort. Pentru calculul prealabil se adoptă valoarea C= 0,7.
⁄– coeficientul pentru calculul randamentului volumetric , în care H reprezintă raportul de
comprimare al fiecărei trepte de comprimare [2].
Se alege ⁄ = 2,03 raportul de comprimare al fiecărei trepte fiind H= 2,51.
Se calculează randamentul compresorului volumetric cu relația:
Cunoscând aceste date, se calculează cantitatea de gaze care poate fi comprim ată în 24 de ore.
Pe de altă parte, cantitatea de gaze se determină în funcție de elementele geometrice ale
compresorului:

(2.4)
În care:
D1 – diametrul cilindrului de la primul etaj în cazul comprimării în mai multe trepte, sau
diametrul cilindrului la comprimarea într -o singură treaptă ;
Ad – coeficient de debit.
Ad = 0,0689
n – turația compresorului.
Pentru Q m = -3600 ⁄ se alege n= 300 rotați/minut.
p1 – presiunea absolută de aspirație, p 1 = 1,9 bar;
c – randamentul compresorului volumetric total, c =0,69;
N – numărul de cilindri de comprimare.
Pentru prima treaptă de comprimare N= 1.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
18
Ploiești 2019 Gazele, la intrarea în cilindrul de comprimare, au temperatura de 10 C. Prin comprimare,
temperatura gazelor crește pană la 30 C. Ținând seama de corecția pentru temperatura gazelor, se
obține:
√

În care:
D1 – diametrul de calcul al primului cilindru mm;
t1 – temperatura gazelor aspirate C, 10C;
t2 – temperatura de încălzire a gazelor în primul cilindru C, 30C.
Se obține D 1 =190 mm, conform STAS 283-49, se adoptă D 1 = 194 mm.
Calculul diametrului cilindrului pentru treapta a doua de comprimare se face cu relația:

√
√ (2.5)
În care:
– diametrul primului cilindru mm;
r – raportul de comprimare între trepte, r = 2,51.
Înlocuind în formulă se obține : D2 =122, 45 mm.
Gazele refulate din primul cilindru de comprimare au temperatura de 30C. Prin răcirea
lor în răcitorul intermediar se urmărește ca temperatura de intrare a gazelor în cel de al doilea
cilindru de comprimare să fie sub 20 C. Încălzirea gazelor în treapta a doua de comprimare se
face până la temperaturi de 60 C până la 65C.
Ținând seama de corecția pentru te mperatura gazelor, rezultă diametrul celui de al doilea
cilindru:
√

În care:
–diametrul calculat pentru cilindrul al doilea mm;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
19
Ploiești 2019 t3 – temperatura gazelor aspirate în cilindrul al doile a C, 20C;
t4 – temperatura de încălzire a gazelor în cilindrul al doilea C, 65C.
Se adoptă D2 =149 mm. Cunoscând turația compresorului n= 300 rotații/minut și diametrele celor
doi cilindri și , se alege cursa pistoanelor S= 304,8 mm.
Considerând valorile calculate ale diametrelor celor doi cilindrii, adoptate trebuie refăcut calculul
debitului de gaze refulate din compresor. Acest calcul se realizează cu relația:
(2.6)
În care:
Q – debitul efectiv refulat din com pressor într -o zi m3/zi;
V – deplasamentul pistonului, reprezintă volumul pe care îl pate genera pistonul într -o zi m3/zi.
Se alege V= 11002 m3/zi.
Presiunea de admisie în cilindrul al doilea este p a=4,769 bar.
Presiunea de refulare din cilindrul al doilea este p r= 12 bar.
v – deplasamentul tijei pistonului, reperezintă volumul ocupat de tijă din deplasamentul
pistonului m3/zi, v= 79m3/zi;
p1 – presiunea de admisie în cilindrul al doilea, p 1= 4,7 bar;
– randa mentul volumetric total ce se calculează cu formula:
(2.7)
În care:
c – randament volumetric calculate;
c – coeficientul total de pierderi sau coeficientul de debit al treptei compresorului.
Formula de calcul: , unde
1 – coeficientul de pierderi prin spatial mort, se calculează astfel:
[(
) ⁄
] (2.8)
În care:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
20
Ploiești 2019 0 – coeficientul de spațiu mort, definit prin relația
, în care volumul V 0 al spațiului mort
și volumul V c al cursei pistonului pentru cilindrul al doilea se calculează cu relația:

(2.9)
Unde:
– diametrul cilindrului al doilea m;
C0 – lungimea spațiului mort m;
S – cursa pistonului m, S= 0,3048m .

– raportul de comprimare pe treaptă cu o valoare de 2,51;
m – exponent politropic;
m= 1,2
Cunoscând aceste date se calculează valoarea coeficientului de pierderi prin spațiul mort.
(
)
2 – coeficientul de pierderi prin laminare la aspirație în cilindrul considerat.
2 = 0,99
3 – coeficientul de pierderi prin încălzire, se alege în funcție de temperatura de încălzire a
gazelor în cilindrul al doilea, t= 65 C.
3 = 0,95
4 – coeficientul de pierderi prin neetanșeitate, se apreciază acoperitor 4=0,95.
Coeficientul de debit al treptei compresorului va fi calculat cu relația:
(2.10)
Înlocuind în formula randamentului total al compresorului se va obține:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
21
Ploiești 2019 Revenind la formula debitului efectiv și înlocuind termenii cu valorile scrise anterior, se obține:

Cunoscând diametrele cilindrilor, cursa pistoanelor și presiunile de aspirație, respectiv refulare în
cele două trepte de comprimare se poate determina puterea consumată în procesul real al treptei
de comprimare.
Determinarea puterii indicate consumate în treapta compresorului care trebuie proiectat se poate
face utilizând diagrama echivalentă.
Aceasta se definește astfel: diagrama construită între limitele de presiune p1 și p2 definite prin
diagrama teoretică cu ajutorul curbelor de transformare în fazele de comprimare și exp ansiune
politropică, cu exponenții m la comprimare și la expansiune,încălzind o arie egală cu aria
diagramei reale este o diagramă pv echivalentă din punct de vedere al schimbului de lucru
mecanic.
Punctele diagramei echivalente sunt determinate de presiunile și
pentru prima treaptă de comprimare, respectiv și pentru a doua treaptă
de comprimare, de unde și valorile exponenților politropici și ales în funcție
de presiunea calculată la refulare și de volumele care se vor calcula în cele ce urmează. Pentru
prima treaptă de comprimare se calculează volumul cursei, corespunzător relației:
(
)
(2.11)
În care:
Ap – aria pistonului pentru prima treaptă de comprimare m2.
(
)
(2.12)
În care:
d – diametrul pistonului m;

S – cursa pistonului m.
Volumul V 0 al spațiului mort s -a determinat anterior la calculul debitului efectiv.
Volumele în cele patru puncte de pe diagrama echivalentă se vor calcula cu relațiile:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
22
Ploiești 2019 {

⁄

⁄ (2.13)
Se calculează volumele corespunzătoare celor patru puncte din diagrama echivalentă pentru
treapta a doua de comprimare. Volumul cursei se calculează cu relația:

În care:
(
)

d – diametrul pistonului pentru treapta a doua de comprimare m;

S= 0,3048 m
Volumul spațiului mort și , unde:
– coeficient de spațiu mort, .
Volumele corespunzătoare celor patru puncte din diagrama echivalentă vor fi conform relațiilor
scrise anterior:
{

(2.14)
Puterea indicată consumată în treapta compresorului se calculează cu relația:

(2.15)
Li –lucrul mecanic consumat pe o rotație a arborelui [ ].
Lucrul mecanic consumat pe o rotație a arborelui pentru fiecare treaptă de comprimare se
calculează cu relația:

(
)
(
) (2.16)

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
23
Ploiești 2019 În care:
m-m – exponenți politropici cu valori alese, m=m =1,2;
H – raportul de comprimare între trepte, H=2,51;
p1- presiunea de aspirație în treapta compresorului bar, de la 1,9 bar pentru prima treaptă, iar
pentru treapta a doua de 4,7 bar .
V1, V 4 – volumele calculate în fiecare treaptă de comprimare; pentru prima treaptă de
comprimare V 1=0,0308m3, iar pentru treapta a doua de comprimare V 1=0,0158m3, V4=0,0009m3.
Corespunzător acestor valori, se calculează lucrul mecanic consumat pe o rotație.
Pentru prima treaptă de comprimare:

[
]

(
)
Pentru treapta a doua de comprimare avem:

(
)

(
)
n – turația arborelui motor rot/min, n=300 rot/min.
Cunoscând aceste date se calculează puterea indicată consumată în cele două trepte de
comprimare.

Puterea indicată consumată în cele două trepte de comprimare va fi egală cu suma celor
două puteri calculate pentru f iecare treaptă de comprimare.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
24
Ploiești 2019 2.3. Calculul de dimensionare a tijei
Prin calculul de dimensionare a tijei se înțelege calculul diametrelor tijelor celor două
pistoane din treptele de comprimare.

În figura 2.3 s-a reprezentat schematizat un cilindru de comprimare, în care se deplasează
pistonul acționat de tijă.
1-cilindrul;
2- tijă;
3- piston.
Dimensionarea la prima treaptă de comprimare se face prin determinarea forțelor maxime
ce acționează asupra tijei pistonului în ambele sensuri de deplasare a pistonului, în ipoteza că
suprafața activă a pistonului este aceeiași în cele două curse ale pistonului. Tija este solicitată în
cele două curse la compresiune respectiv la întindere.
Forța maximă în cursa pistonulu i spre stânga (tija este solicitată la întindere) este:
(2.17)
Cele două forțe prin aproximarea făcută din ipoteză sunt egale dar de sens contrar.
– aria pistonului [ ]se consideră egală cu aria cilindrului deoarece pistonul și cilindrul au
aceiași arie, în plus pentru siguranța prevenirii pierderilor prin neetanșeitate, pistonul este
prevăzut și cu segmen ți de etanșare.
și – presiunile medii la aspirație și re fulare [ ], calculate cu relațiile:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
25
Ploiești 2019 ( ) (2.18)
( ) (2.19)

Unde:
-presiunea de aspirație;

-presiunea de refulare;

– coeficientul de pierderi.
Pentru gaze se adoptă .

Pentru că forțele sunt egale ca mărime se dimensionează tija pistonului printr -un calcul
acoperitor numai la compresiune simplă.
Se adoptă o rezistență admisibilă scăzută pentru că în realitate tija pistonului poate
fi solicitată și la flambaj.

(2.20)

Corespunzător valorii determinate pentru reacțiunea a tijei pistonului rezultă diametrul tijei:
√
(2.21)
Se adoptă
(
)
(2.22)
Lungimile tijelor se adoptă constructiv. Calculul de dimensionare al diametrului tijei din treapta a
doua de comprimare se face la fel ca în prima treaptă de comprimare.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
26
Ploiești 2019 Aria pistonului .
Presiunile medii se calculează cu aceleași formule.
Aria tijei pistonului rezultă adoptând aceeași valoare pentru rezistența admisibilă .
Corespunzător acestei arii, diametrul tijei va fi:
√
(2.23)
Se adoptă
Aria tijei corespunzătoare acestui diametru va fi:
(
)

S-au modificat prin majorare dimensiunile obținute pentru diametrele celor două tije,
pentru că dimensionarea s -a făcut printr -un calcul acoperitor numai la compresiune simplă.

2.4 Calculul supapelor

În compresorul cu piston, intrarea gazului în spațiul de comprimare (aspirație) și
evacuarea lui din acesta (refulare) sunt asigurate de un ansamblu de organe care formează
dispozitivul de distribuție. Efectul funcționării acestui dispozitiv îl constitu ie distribuția gazului
în cilindrul de comprimare al compresorului.
Distribuția prin supape independente este exclusiv folosită la construcția compresoarelor
uzuale, este realizată cu ajutorul supapelor necomandate (independente), iar deplasările disculu i
de deschidere și de închidere a supapei sunt date de forța de presiune ce apare din cauza
diferenței de presiune pe cele două suprafețe ale discului și datorită forței de apăsare a resortului
supapei care acționează direct asupra discului. Ea oferă avant ajul unui dispozitiv simplu din
punct de vedere constructiv și funcțional și este ușor de întreținut.
Prin dispoziția și construcția supapelor se urmărește satisfacerea următoarelor condiții:
 secțiuni mari de curgere a gazului;
 spații moarte mici;
 răcire bună;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
27
Ploiești 2019  simplitate.
Constructiv, supapa de distribuție prezintă, în general aceeași soluție atât pentru aspirație cât
și pentru refulare.
Prin calculul supapei se înțelege determinarea secțiunilor canalelor de scurgere a gazului
prin organele supapei și con dițiile de dimensionare a resoartelor supapei. Calculul
organologic al supapei nu se face în cele ce urmează pentru că din acest punct de vedere,
supapele compresorului cu piston nu prezintă particularități [5].
O examinare organologică a supapei implica verificarea rezistenței mecanice a scaunului
supapei și verificarea presiunii specifice la scaunul și la ventilul supapei.
Se vor dimensiona canalele de scurgere a gazului prin organele supapei.
Doi factori dete rmină dimensiunile raționale ale canalelor supapelor:
 șocul la așezarea discului supapei pe s caun și în limitatorul de cursă;
 pierderile din diagrama indicată.
Se urmărește obținerea acestori factori la valori cât mai mici.
Între valorile acestor doi factori și viteza medie a pistonului pe cursa lui, există o strânsă
legătură. Conform relației de continuitate aplicată pentru o secțiune în interiorul cilindrului de
comprimare și o altă secțiune în supapă , spre exemplu în canalele de scurgere a gazului d in
scaunul supapei la viteze medii, se obține legătura funcțională între condițiile dinamice din
cilindru, caracterizate prin viteza medie a pistonului și secțiunea din canalele suportului
supapei, caracterizată printr -o viteză medie a gazului și secțiunea .

Pentru anumite valori ale parametrilor și , care sunt stabilite în momentul când se
studiază distribuția, mișcarea secțiunii cerută de factorul de șoc al ventilului are o mărire a
vitezei și deci o mărire a pierderilor de lucru mecanic din supapă. La determinarea secțiunii
trebuie avută în vedere relația dintre și ; aceasta fiind precizată prin limitele practice
prescrise pentru valorile .
Dimensionarea canal elor cu utilizarea limitelor practice prescrise pentru vitezele gazelor
se face considerând cazul cel mai general al unei supape pentru debit mare.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
28
Ploiești 2019
Fig. 2.4 Supapă
1- supapă;
2- corp supapă.
Conform figurii 2.4:
este secțiunea totală de curgere a gazului prin canalele din scaunul;
este secțiunea totală de scurgere prin spațiul liber între scaun și inelul de închidere la
poziția cea mai depărtată a acestuia (la distanța maximă h m).
În calculul de dimensionare a canalelor se pornește de la viteza medie a pistonului .

[ ⁄] (2.24)
Unde:
S – cursa pistonului;

n- turația arborelui motor.
⁄
Calculul se va face în paralel pentru cele două trepte de comprimare, notând cu indicele I
toate dimensiunile din prima treaptă de comprimare și cu indicele II toate dimensiunile din
treapta a doua de comprimare.
Condiția de scurgere a gazului prin supapa complet deschisă depinde de secțiunea notată
cu . Valoarea acestei secțiuni se stabilește cu ajutorul relației de continuitate aplicată în
secțiunea și în corpul cilindrului compresorului.

(2.25)

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
29
Ploiești 2019 Unde:
– aria pistonului [ ];
(
)

(
)
(2.26)
– diametrul pistonului la prima treaptă de comprimare;

– diametrul pistonului la treapta a doua de comprimare;

– viteza pistonului;
⁄
– viteza medie de scurgere a gazului prin interiorul supapei (în interstițiu), adică prin
secțiunea notată A, acesta se alege în funcție de presiunea de refulare pe treaptă.

Înlocuind în relație care exprimă secțiunea A 1, se obține:

(2.27)
Coeficientul de deschidere al supapei  este definit prin raportul ⁄. Acest coeficient,
ca valoare se află între două limite (0,3 ; 0,8). Se adoptă  . Se calculează ariile secțiunilor
de scurgere a gazului prin canale din scaunul supapei cu relația:

 (2.28)

Termenii care intervin în această relație au fost exprimați pentru cele două trepte de
comprimare.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
30
Ploiești 2019



 (2.29)

Se aleg supapele tipizate cu următoarele date:
 supapele de refulare vor fi identice cu cele din aspirație;
 cursele de ridicare a discului h M vor fi diferite.
Se aleg u rmătoarele seturi de dimensiuni.
Pentru prima treaptă de comprimare:
i – numărul de canale într -un scaun de supapă;
i= 2
b= 8 mm
d1= 132 mm
d2= 180 mm
da= 225 mm
As= 12000 mm2
Pentru treapta a doua de comprimare:
i= 2
b= 7 mm
d1= 122 mm
d2= 164 mm
da= 203 mm
As= 8000 mm2
Cursa maxima h M a organului de închidere a supapei se allege în funcție de diametrul d 1,
presiunea de aspirație (sau de refulare) și turația arborelui conducător [1].
Pentru supapele de aspirație:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
31
Ploiești 2019

Pentru supapele de refu lare:

După stabilirea valorilor cursei maxime a discului de închidere a supapei se verifică
valorile coeficientului de deschidere a supapei [1]:



și 


și 
(2.30)
Față de valoarea adoptată initial ( la calculul secțiunilor A s), aceste valori indică o valoare
potrivită la dimensionarea supapelor, deoarece pentru supapele de aspirație valoarea lui se
verifică față de valoarea lui , aleasă inițial. Pentru supapele de refulare acesta trebuie să fie mai
mic decât valoarea aleasă initial.
După această verificare s e calculează secțiunile reale de scurgere a gazului prin spatial
liber între scaun și disc corespunzător valorii A s și valorii coeficientului de deschidere calculate
pentru fiecare supapă [1].
Rezultă relațiile:



 (2.31)

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
32
Ploiești 2019 b) Dimensionarea resorturilor
Se consideră supapa complet deschisă, iar forța de apăsare a resortului asupra discului
supapei pentru închiderea acesteia este dată de suma a trei forțe :
(2.32)
În care:
F – forța de apăsare a resortului [ ];
F1 – forța de presiune asupra discului supapei, datorită diferenței de presiune a gazului pe cele
două suprafețe ale discului [ ];
F2 – forța de impuls la curgerea fluidului prin supapă [ ];
F3 – forța de inerție a meselor mobile ale supapei [ ];
Se exprimă fiecare dintre aceste forțe în funcție de parametrii caracteristici ai mișcării
gazului în supapă și de dimensiunile geometrice ale organelor supapei.
Expresia forței F 1:

[ ] (2.33 )
În care:
– coeficientul de rezistență locală la curgerea fluidului prin canalele supapei. El este stabilit
experimental, valorile practice uzuale fiind alese în funcție de cursa maximă h M a organului de
închidere a supapei [1].
Pentru {

se aleg valorile {

– greutatea specifică a gazelor. Gazele comprimate sunt numite gaze bogate (sunt numite astfel
deoarece sunt bogate în gazolină).

g – accelerația garavitațională;

v1 m – viteza maximă de scurgere a gazului prin interiorul supapei, prin secțiunea notată A 1.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
33
Ploiești 2019 La dimensionarea canalelor s -au considerat valorile maxime pentru un calcul acoperitor
[10]:

As – secțiunea totală de scurgere a gazului prin canalele din scaun [1]:

Se calculează forța F 1 pentru treapta I, cursa de aspirație cu relația:
( )
(2.34)
Pentru treapta I, cursa de refulare:
( )
(2.35)
Pentru treapta a doua, cursa de aspirație:
( )
(2.36 )
Pentru treapta a doua, cursa de refulare:
( )
(2.37)
Forțele F 2 se exprimă cu ajutorul relației impulsului corespunzător secțiunii de curgere A s.

(2.38)
vSM – viteza de scurgere a gazului prin canalele din scaun, care se calculează cu relația:

(2.39)
Cunoscând valorile termenilor din formula forței F 2 se calculează această forță în cele patru
cazuri.
Pentru treapta I, cursa de aspirație (sau refulare):

(2.40 )
Pentru treapta a doua, cursa de aspirație (sau refulare):

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
34
Ploiești 2019

(2.41)
Pentru simplificarea calculelor se lucrează cu valori medii, aproximarea făcută nefiind
importantă în mod practic.
Forțele de inerție F 3 au expresii diferite pentru supapa de aspirație și cea de refulare
pentru că în relația care exprimă forța de inerție , expresia accelerației maxime aM
depinde de cinematica discului în cursa de închidere a supapei.

[ ] (2.42 )
Ga – greutatea maselor mobile ale supapei ceea ce se consideră că reprezintă greutatea discului de
închidere plus jumătate din greutatea resortului .

 – viteza unghiulară a manivelei;

Forța de apăsare a resortului supapei de refulare:

[ ] (2.43 )
Gr – reutatea pieselor mobile ale supapei de refulare. Se aproximează prin jumătatea discului de
închidere plus jumătate din greutatea resortului supapei.

tr – timpul în care discul închide supapa. S-a stabilit experimental că discul închide supapa la
circa jumătate din cursa de refulare a pistonului, deplasarea discului făcându -se cu accelerație
constantă.
Știind că pistonul efectuează 300 de curse duble pe minut, se aproximează t r=0,05 s.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
35
Ploiești 2019 Calculele s -au realizat cu ajutorul programului de calcul Mathcad și vor fi atașate la finalul
lucrării.

CONCLUZII :
1. În cadrul acest ui capitol s-a realizat calculul de dimensiona re a compresorul ui cu piston ,
justific ându -se alegerea tipului de compresor referitor la activitățile de extracție și
transport. S-a calculat diametrele pistonului în cadrul celor două trepte de comprimare.
În același timp dimension ându -se tija prin calcularea diametrelor tijei , iar in cele din
urma s -a realizat calculul supapelor mai exact s -au dimensionat canalele și resorturile.
2. În următorul capitol se vor descrie studiile cinematicii compresorului volumic prin
intermediul cinematicii bielei și manivelei dar și cinematica pistonului.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
36
Ploiești 2019 3. Studiul ci nematici compresorului volumic

3.1. Generalități

Studiul cinematici se face pornind de la studiul cinematic al mecanismului bielă –
manivelă, prin care se precizează expresiile și variația mărimilor cinematice ale acestui mecanism
în funcție de:
 deplasare;
 viteză;
 accelerație.

Mecanismul bielă -manivelă este format din:
 manivelă;
 bielă;
 capul de cruce;
 tija pistonului.

Fig. 3.1 Schema cinematică pentru o cameră de l ucru a unui compresor cu piston [7]

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
37
Ploiești 2019 Mecanismul bielă -manivelă la o mașină policilindrică este mai complet, depinde de soluția
constructivă a mașinii compresoare în ansamblu fiind determinată de raportul de comprimare
total cerut. Numărul soluțiilor constructive care să satisfacă procesul termodinamic necesar este
limitat de cond ițiile dinamice.
Se alege schema constructivă uzuală a compresorului cu doi cilindri, cu două
trepte de comprimare, orizontal cu două manetoane. Mărimile cinematice ale
mecanismului bielă -manivelă sunt:
 deplasarea;
 viteza;
 accelerația.

3.2 Cinematica manivelei și bielei

Deplasarea unghiulară a manivelei este determinată de unghiul  făcut de manivelă cu
poziția la punctul mort interior. Unghiul  se alege ca o variabilă independentă.
Viteza unghiulară a manivelei ce reprezintă derivata deplasării unghiulare  în raport cu
timpul și este o constantă corespunzătoare turației de regim [3].


(3.1)
Unde:
n – turația de regim a compresorului;

Viteza punctului A (butonul manivelei este tangenta traiectoriei butonului motor):
(3.2)
r – raza manivelei;

Accelerația unghiulară a manivelei reprezintă derivata vitezei unghiulare  în raport cu
timpul. Ea este nulă (prin ipoteză).

(3.3)
Diversele puncte de manivelă posedă o accelerație normală (centripetă).

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
38
Ploiești 2019 Pentru punctul A se poate scrie:
(3.4)

Deplasarea unghiulară a bielei reprezintă înclinarea față de axa OB a unghiului  și
teorema sinusurilor:

(3.5)
Se observă că deplasarea unghiulară a bielei este o funcție impară care reprezint ă o curbă
simetrică față de punctul de coordonate ( , 0) periodică de perioadă 2 , deci este suficient să se
determine valorile în intervalul [ ].
Cunoscând valoarea raportului și dând valori [ ], stabilindu -se variația
deplasării ungiulare a bielei.
Viteza unghiulară a bielei se obține derivând expresia deplasării unghiulare în raport cu
timpul.

(3.6)
Unde:

(3.7)
Expresia vitezei unghiulare a bielei devenind:

(3.8)
În care:
 – viteza unghiulară a manivelei;

– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei;

Se stabilește variația vitezei unghiulare a bielei pentru [ ]. Rezultatele se
trec în tabelul 3.2 . Se întocmește graficul de variație al vitezei unghiulare a bielei în funcție
de unghiul .

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
39
Ploiești 2019 Accelerația unghiulară a bielei se obține derivând funcția din expresia vitezei unghiulare
în raport cu timpul.

(3.9)
Prin derivare se obține:

(3.10)
Înlocuind în expresia accelerației unghiulare a bielei se obține:

(3.11)
Rezultatele se trec în tabelul 3.2 . Se întocmește graficul de variație al accelerației unghiulare al
bielei în funcție de unghiul .

3.3 Cinematica pistonului

În ceea ce privește cinematica pistonului, se fac următoarele ipoteze:
 viteza unghiular ă ;
 ansamblul format din manivelă -bielă -cap de cruce -tijă piston -piston este rigid, ca urmare
cinematica pistonului este bine determinat de cinematica mecanismului bielă -manivelă.
Prin studiul cinematicii compresorului cu piston, se urmărește stabil irea legilor de variație în
timp a parametrilor cinematici pistonului la traversarea camerelor de lucru ale compresorului cu
piston: deplasarea (x), viteza (v), accelerația (a). În acest sens, se va apela la schema cinematică
pentru o cameră de lucru a unu i compresor cu piston (figura 3.1).
Din figura 3.1 se poate determina deplasarea pistonului:

(3.12)
Unde:

Utilizând teorema sinusurilor în triunghiul:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
40
Ploiești 2019

√ (3.13)
La compresoarele cu piston [

]. Rezultă expresia deplasării pistonului și a celorlalți
parametri cinematici:
[ ( √ )] (3.14)

(
√ ) (3.15)

(
( )
) (3.16)
Din punct de vedere al exactității calculelor studiului cinematicii se poate realiza în trei teorii:
a) teoria exactă cu relațiile (3 .2);
b) teoria aproximativă, la care 1, 0,2
Se dezvoltă în serie de puteri termenul √

{ [
]

(
)

(3.17)

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
41
Ploiești 2019

Cursa de refulare Cursa de aspuatie
0 π/2 π 3π/2 2π 2rX(φ)
φ

a) deplasare
V(φ )
φ Cursa de refulare Cursa de aspiratie
0 π/2 π 3π/2 2π rω

b) viteza

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
42
Ploiești 2019
Cursa de refulare Cursa de aspiratie
0 π/2 π 3π/2 2π φ a(φ )
rω
c) accelerația
Fig. 3.2 : Parametrii cinematici ai pistonului în teoria elementară.

Relațiile (3 .17) reprezintă legile de variație a deplasării, vitezei și accelerației pistonului în teoria
aproximativă.
c) teoria elementară 0;
{

(3.18)
Relațiile (3. 18) sunt prezentate în figura 3.1.

CONCLUZII :
1. În acest capitol s -au prezentat studiile cinematici compresorului volumic, studiul s -a
realiza prin intermediul cinematicii bielei și a manivelei, cât și prin studiul cinematicii
pistonului urmărindu -se stabilirea legilor de variație în timp .
2. În capitolul următor v a fi prezentat ă modalitatea de stabilire a prețului unei supape. Prețul
supapei se calculează cu ajutorul unor cheltuieli.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
43
Ploiești 2019
Capitolul 4. MODALITATEA DE STABILIRE A PREȚULUI SUPAPEI

Prețul se defineș te ca valoarea de schimb a bunurilor și a serviciilor pe piață. În
accepțiunea generală a cuvântului, prețul se referă la suma de bani pe care o plătește sau o
primește cineva pentru a intra î n posesia respectiv pent ru a ceda posesia unui bun.
Dacă ne ref erim la servicii, similarul preț ului este tariful: el reprezinta suma platită sau
încasată pentru a beneficia sau pentru a oferi u n serviciu. Prețul este expresia bănească a valorii
bunurilor sau serviciilor iar în ceea ce privește categoria economică preț, aceasta a aparut odată
cu introducerea banilor ca eleme nt de mijlocire a schimburilor .
În prezent, noț iunea de preț nu se limitează numai la bunuri sau servicii ci ș i-a extins sfera
la care se referă putând vorbi în egală măsură de preț ul capitalului (de obicei dobanda pentru
calitalul imprumut at dar si dividendele pentru capitalul sub forma de actiuni), pretul fortei de
munca (salariul oral), pretul concesiunilor, pretul actiunilor sau al obligatiunilor etc. [8]

Costul produsului se calculează cu relația:
(4.1)
unde: Cp – costul produsului;
Cs – cheltuielile totale pe secții;
Cr – cheltuielile cu retribuția directă;
CRs – cheltuielile cu regia de secție;
CRi – cheltuielile cu regia de întreprindere.

 Cheltuielile totale pe secții se calculează cu relația:
77899,849 lei (4.2)
unde: Cm – cheltuielile materiale directe; Cc – cheltuielile cu secțiile colaboratoare.

Cheltuielile materiale și cheltuielile cu secțiile colaboratoare sunt prezentate în tabelul
4.1, respectiv în tabelul 4.2:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
44
Ploiești 2019 Tabelul 4.1 Cheltuieli materiale
Materiale consumate Preț unitar (lei)
Prelucrare material 201,56
Scule aschietoare 110.45
Vopsele 96.34
Electrozi 3,65
Butelii azot 102,75
Elemente rodaj 98,15
Ulei 112,1
Cost total material 705

Tabelul 4.2 Cheltuieli cu secțiile colaboratoare
Denumirea operației Preț unitar (lei)
Rectificarea de degrosare. 261,45
Rectificarea de finisare a tijei. 305,25
Tratamente termice 223,35
Controlul 116,25
Conservare, ambalare 108,9
Cost total secții colaboratoare 1015,2

 Cheltuielile cu retribuția directă se calculează cu relația:
∑∑ (4.3)
unde: – este timpul de muncă necesar efectuării operației i la reperul j, (ore);
– este retribuția medie orară, (lei /oră).
; lei/oră

 Costul regiei de secție se calculează cu relația:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
45
Ploiești 2019 (4.4)
unde: CAS – contribuția angajatorului la Asigurările Sociale :

CASS – contribuția angajatorului la Asigurările Sociale de Sănătate :

CAM – contribuția angajatorului pentru asigurarea de muncă :

– impozitul pe profit :

– regia se secție prin care se iau în considerație toate cheltuielile care se fac în secție
pentru obținerea produsului; se determină de serviciul contabilitate, iar valori uzuale pentru
secțiile de prelucrări mecanice sunt Rs = 300 .. . 500%, în funcție de complexitatea d otărilor și de
mărimea secției, iar pentru secțiile de tratamente termice, deformări plastice, tunătorie Rs = 400 ..
.600%. Se adoptă: Rs = 400%.

 Costul regiei de întreprindere se determină cu relația:
(4.5)
unde: Ri – regia de întreprindere și ține seama de toate cheltuielile realizate la nivelul
societății comerciale pentru obținerea produsului; se determină de serviciul contabilitate, iar
valorile uzuale sunt Ri = 10…40%.
Se adoptă: Ri = 30%.

 Costul de producție al supapei este:

Prețul de vânzare al supapei se determină cu relația:
(4.6)
unde: Pv – prețul de vânzare al supapei

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
46
Ploiești 2019 Pp – prețul supapei;
TVA = 19%.
Din această relație se obține astfel prețul supapei:
(
)
Cunoscând prețul supapei, din relația de calcul a acestuia se determină profitul :
(4.7)
unde: Cp – costul de producție al supapei;
Pr – profitul.

Pe baza acestor date se poate determina rata profitului :
(4.8)

Astfel, prin determinarea costului de producție al supapei în funcție de cheltuielile totale pe secții,
cheltuielile cu retribuția directă, costul regiei de secție și costul regiei de întreprindere și prin
stabilirea unui preț de vânzare , s-a constatat, pentru cazul introducerii pe piață
și vânzării acestei supape, valoarea ratei profitului .

CONCLUZII :
1. În acest capitol au fost prezentate modalitățile de stabilire a prețului unei supape.
Stabilirea acestui preț s -a realizat cu ajutorul costului produsului, acesta cuprinzând
cheltuielile totale pe secții, cheltuielile cu retribuția directă, cheltuieli cu r egia de secție și
cheltuieli cu regia de întreprindere.
2. În capitolul următor vor fi prezentate cheltuielile de mentenanță la verificarea și reparația
supapelor. În acest sens se va întocmi un program de mentenanță cu ajutorul programului
Microsoft Project .

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
47
Ploiești 2019 Capitolul 5 . Aprecierea cheltuielilor de mentenanță la verificarea și reparația
supapelor de presiune

Componenta calității produselor, care se referă la perioada de exploatare a acestora,
poartă numele de disponibilitate.
Această componentă este caracterizată prin două noțiuni:
 fiabilitatea, reprezentând aptitudinea unui produs de a -și îndeplini funcția specificată, în
condiții date și de -a lungul unei perioade date;
 mentenabilitatea, exprimând aptitudinea unui produs de a fi supravegheat, întreținut și
reparat într -o anumită perioadă de timp, în condiții date de exploatare.
Volumul activității de mentenanță este dificil de estimat, întrucât parametrii de
performanță ai funcționării utilajelor sunt fundamentați pe baze statistice, variația lor realizându –
se în limite foarte largi. Ca urmare, se consideră că principalul elemen t de dimensionare a
activității de mentenanță va fi costul , acesta fiind structurat pe tipuri de mentenanță [14].
Criteriul economic care stă la baza calculului de dimensionare este costul total mediu de
mentenanță pe unitatea de timp , cost definit în fun cție de sistemul de mentenanță adoptat.
Ca urmare se definesc:
 costul total mediu de mentenanță corectivă pe un itatea de timp (C 1);
 costul total mediu de mentenanță pr eventivă pe unitatea de timp (C 2).

Modul de calcul al acestor costuri este prezentată în continuare:
a) Costul total mediu de mentenanță corectivă pe unitatea de timp (C1 ) se determină cu
relația :

(5.1)
în care:
p – este costul unei intervenții preventive (lei);
P – reprezintă costul suplimentar, suportat în cazul defectării utilajului (lei);
MTBF – este media timpului de bună funcționare, respectiv media intervalului de timp
scurs între două defectări succesive, det erminat statistic (ore).

b) Costul total mediu de mentenanță preventivă pe unitatea de timp se determină în
funcție de varianta preventivă adoptată.
Se deosebesc:
 costul total mediu de mentenanță sistematică pe unitatea de timp ( ),

(5.2)
în care:
este probabilitatea de defectare a elementului critic considerat, în perioada de
serviciu. La sfârșitul acestei perioade, va fi necesară o intervenție corectivă (în general

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
48
Ploiești 2019 – este durata medie de utilizare a elementului critic considerat ( ore).
 costul total mediu de mentenanță condițională pe unitatea de timp ( ),

(5.3)
în care:
– este costul de aplicare a mentenanței condiționale, exprimat ca sumă de cheltuieli de
achiziționare a captorilor sau a senzorilor necesari și a celor de citire, decodificare și interpretare
a datelor culese;
– este un coeficient de intervenție condițională, care crește de regulă MTBF.
În studiul realizat este exem plificată analiza costurilor sistemelor de mentenanță realizată
pentru o supapă. Avem astfel următoarele costuri:
 costul unei intervenții preventive la o supapă poate varia între 70-100 lei;
 repunerea în funcțiune a unei supape defectate (defecțiune de com plexitate medie) –
500 lei;
 la o durată normată de funcționare de 10.000 h se apreciază MTBF ca fiind de 200 h;
 probabilitatea de defectare F(t) în cazul aplicării unei mentenanțe sistematice este de
0,3, corespunzătoare unei durate medii de utilizare m(t) de 300 h;
 un dispozitiv de control al parametrilor tehnologici de funcționare pentru mentenanța
acestui tip de supapă pentru principalele subansamble – 1000 lei la o durată de
funcționare garantată de 2.000 h de funcționare;
 o intervenție condițională se apreciază ca având un cost de 250 lei conducând la un
coeficient Kc de 1,5;
 ultimele tipuri de dispozitive de urmărire generală a parametrilor de funcționare costă
3000 lei, garantat de producător un coeficient Kp de 1,9 pentru 4000 h de funcționare,
la același cost de aplicare a metodei;
Conform relației ( 5.1), se obține costul total mediu de mentenanță corectivă pe unitatea de
timp ca fiind:

În cazul utilizării unei mentenanțe sistematice, costul total mediu de mentenanță
sistematică ( ) ar deveni conform ( 5.2):

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
49
Ploiești 2019

Achiziționarea unui aparat de măsură și control, conduce la un cost de aplicare al
mentenanței condiționale conform relației ( 5.3) de:

Ca urmare, costul total mediu de mentenanță condițională va fi:

Metodele de mentenanță previzionară aplicate vor conduce la cheltuieli calculate ca
fiind:

Costul mediu de mentenanță previzionară pe unitatea de timp C 2 va deveni:

Analizând rezultatele se pot trage următoarele concluzii:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
50
Ploiești 2019  mentenanța previzionară este cea mai economică metodă (C 2 I = 0,6 4 lei/h). Totuși aceasta
implică achiziționarea de aparate de măsură și control, ce au un cost ridicat, dar care își
amortizează costul în timp, demonstrându -și totodată eficiența. În plus, se evită costurile
implicate de calitatea produselor obținute;
 o altă variantă poate fi mentenanța condițională care presupune o investiție mult mai
mică, și conduce la costuri reduse, apropiate de cele ale mentenanței previzionare;
 în lipsa fondurilor necesare aplicării mentenanței condiționale, se poate opta pentru
ment enanța sistematică (C 21 I = 0,7 3 lei/h);
 cea mai costisitoare este mentenanța corectivă, având un cost total mediu de mentenanță
de 2,9 lei/h;
 utilizarea supapei doar pe perioada de garanție (ceea ce presupune lipsa cheltuielilor de
mentenanță corectivă, la un MTBF apreciat de 1000 h), ceea ce presupune înlocuirea
acesteia, atunci cea mai convenabilă alternativă este mentenanța corectivă, costul mediu
pe unitate de timp fiind în acest caz:

 înlocuirea supapei la momentul MTBF are ca rezultat cel mai convenabil cost (0,0 7
lei/oră), însă doar ca urmare a unor cheltuieli majore de investiții, implicând în
permanență o dotare de ultimă oră, costurile unitare de producție putând fi menținute la un
nivel acceptabil pe baza creșterii productivității.
În tabelul 5.1 sunt prezent ate costurile de mentenanță pentru cele patru costuri de intervenție
preventive pe unitatea de timp.
Tabel 5.1
Cost
intervenție
preventivă Costul total
mediu de
mentenanță
corectivă Costul total
mediu de
mentenanță
preventivă Costul total
mediu de
mentenanță
condițională Costul mediu
de
mentenanță
previzionară Costul
mediu pe
unitate de
timp
70 2.85 0.73 0.65 0.64 0.07
80 2.9 0.77 0.68 0.67 0.08
90 2.95 0.8 0.71 0.69 0.09
100 3 0.83 0.75 0.72 0.1

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
51
Ploiești 2019

Fig. 5.1

Fig. 5.2
2.752.82.852.92.9533.053.1
70 80 90 100 Costul total mediu de mentenanță
corectivă
Costul total mediu de mentenanță corectivă
0.70.720.740.760.780.80.820.84
70 80 90 100Costul total mediu de mentenanță
preventivă
Costul total mediu de mentenanță preventivă

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
52
Ploiești 2019
Fig. 5.3

Fig. 5.4 0.60.620.640.660.680.70.720.740.76
70 80 90 100 Costul total mediu de mentenanță
condițională
Costul total mediu de mentenanță condițională
0.60.620.640.660.680.70.720.74
70 80 90 100Costul mediu de mentenanță
previzionară
Costul mediu de mentenanță previzionară

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
53
Ploiești 2019
Fig. 5.5

Fig 5.6 00.020.040.060.080.10.12
70 80 90 100Costul mediu pe unitate de timp
Costul mediu pe unitate de timp
00.511.522.533.5
70 80 90 100Analiza dintre costul total mediu de mentenanță
corectivă și costul total mediu de mentenanță
preventivă
Costul total mediu de mentenanță corectivă
Costul total mediu de mentenanță preventivă

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
54
Ploiești 2019
Fig 5.7

Fig. 5.8 0.580.60.620.640.660.680.70.720.740.76
70 80 90 100Analiza datelor referitoare la costul total mediu
de mentenanță condițională și costul mediu de
mentenanță previzionară
Costul total mediu de mentenanță condițională
Costul mediu de mentenanță previzionară
00.511.522.533.5
70 80 90 100
Costul total mediu de mentenanță corectivă
Costul total mediu de mentenanță preventivă
Costul total mediu de mentenanță condițională
Costul mediu de mentenanță previzionară

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
55
Ploiești 2019 5.1. Întocmirea unui program de mentenanță

Instalațiile de acționare hidraulică/pneumatică sunt parte componentă a multor sisteme
tehnologice din diferite ramuri industriale de producție. De aceea, modelul consacrat de
mentenanță productivă totală (Total Productive Maint enance, TPM) se poate aplica cu succes și
în acest caz.
Mentenanța productivă totală, MPT, este un concept dezvoltat în Japonia și destinat
eficientizării activității productive în industria constructoare de mașini. Conceptul a fost preluat și
în alte sect oare industriale. Prin mentenanță productivă totală se propune un sistem de
îmbunătățire a integrității producției și a calității sistemelor tehnice coroborat cu activitățile
angajaților, astfel încât să se creeze plusvaloare.
Mentenanța productivă totală este fundamentată pe cei „5S” (Sort, Set, Shine,
Standardize, Sustain – în engleză).
Activitățile care susțin acest model de mentenanță, și recunoscute ca cei opt piloni ai
mentenanței productive totale, ”eight pillars of TPM”, sunt:
– Autonomous Maintenan ce (autonomia mentenanței);
– Planned Maintenance (planificarea mentenanței);
– Quality Maintenance (calitatea mentenanței);
– Focused Improvement (îmbunătățire proactivă);
– Early Equipment Management (gestionarea din timp a echipamentelor);
– Training and edu cation (pregătire și educație);
– Safety, Health, Environment (siguranță, sănătate, mediu);
– TPM in Administration (MPT în administrație).
Dezvoltarea conceptului de mentenanță productivă totală a avut la bază diferite tipuri de
organizare a activităților d e mentenanță la care s -a urmărit, ca scop în sine, eficientizarea întregii
activități dintr -o companie.
Activitățile de întreținere sunt planificate (mentenanță planificată), sunt programate pe
intervale de timp și în concordanță cu timpul de exploatare al unui utilaj (mentenanță
programată). Există situații în care apare necesitatea unor activități de mentenanță corectivă
(respectiv, mentenanță neprogramată). Activitățile de întreținere planificate și programate sunt
activități de mentenanță preventivă (sa u proactivă).
Mentenanța predictivă are la bază programarea activităților de întreținere -reparații în
funcție de parametrii de funcționare ai sistemului. Acest tip de mentenanță anticipează apariția
unor evenimente nedorite în funcționarea sistemului tehni c. Se obține astfel o disponibilitate
optimă a sistemului, se utilizează eficient resursele umane și materiale în operațiile de
mentenanță, se mărește durata de viață a sistemului tehnic.
Funcționarea sigură a supapei este garantată doar dacă aceasta este instalată, pusă în
funcțiune și întreținută corespunzător de către personalul calificat, cu respectarea avertismentelor.
Personalul calificat reprezintă persoanele responsabile cu instalarea, montarea, punerea în
funcțiune, operarea și întreținerea produsu lui și care dispun de calificări în sensul reglementării
privind siguranța operațională, corespunzătoare activităților și funcțiilor lor, ca de exemplu:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
56
Ploiești 2019  Instruire și obligație de respectare a tuturor prevederilor și cerințelor operaționale
regionale și int erne.
 Formare și instruire conform standardelor în materie de tehnologii de siguranță în
îngrijirea și utilizarea echipamentelor adecvate de siguranță și protecție a muncii.
 Instruire în ceea ce privește acordarea primului ajutor.

Periodicitatea verificării supapelor de siguranță este anuală sau la intervale mai scurte în
funcție de condițiile de lucru ale echipamentelor pe care le protejează. Pentru supapele montate
pe recipientul metalic al compresorului, periodicitatea verificării este stipulat ă în PT C4/2010 la
art.23 unde este prevăzut:

Verificarea în funcționare la deschidere -închidere, se efectuează în următoarele situații:
 atunci când este prevăzut în instrucțiunile de exploatare al echipamentului/instalației
deservite;
 în termen de maxim un an de la punerea/repunerea în funcțiune a echipamentului /
instalației deservite;
 anual, între verificările tehnice periodice al echipamentului/instalației deservite.

Verificarea (reglarea) supapelor de siguranță se va efectua pe un stand autorizat ISC IR;
buletinul de verificare (reglare) va fi atașat la cartea recipientului -partea de exploatare. În cazul
supapelor de siguranță cu pârghie și contragreutate, verificarea (reglarea) acestora se poate
efectua și la locul de funcționare.

În cazul în care de la data reglării supapei de siguranță au trecut mai mult de 12 luni este
necesară verificarea acesteia conform prevederilor prescripției tehnice specifice.

Supapele de siguranță se vor demonta, verifica și regla și în urma unor eventuale
descărcări accid entale după care nu a mai putut fi restabilită etanșeitatea supapei, dar și cel puțin
o dată pe an, în ateliere și cu personal autorizat pentru aceste operații [9].

Planul de mentenanță se poate realiza și urmări cu a jutorul programului MS Project.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
57
Ploiești 2019
Fig. 5.9

Fig. 5.10
CONCLUZII :
1. În acest capitol s -au prezentat cheltuielile de mentenanță la verificarea și reparația supapelor. În
acest sens s-a prezentat modul de calcul al costurilor de mentenanță cu ajutorul unui studiu de
caz. S-a realizat un program de mentenanță cu ajutorul programului Microsoft Project.
2. În capitolul următor vor fi prezentate problemele de exploatare, întreținere și reparații la
compresoare.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
58
Ploiești 2019 6. Problem ele de exploatare, întreținere ș i reparații la compresoare

6.1 Întreținere și exploatare

Supravegherea zilnică a compresoarelor are drept scop menținerea lor în stare de
funcționare prin urnărirea atentă a indicațiilor aparatelor de măsurat și control, a ungerii și răcirii
corecte. La compresoare se controlează în mod deosebit:
 presiunea gazelor la aspirație, la refulare și la etajele intermediare;
 presiunea uleiului și a apei de răcire;
 curățirea filtrului de ulei;
 nivelul uleiului din baie și lubrificator;
 temperatura uleiului înainte și după răcito r;
 temperatura apei la intrare și la ieșire;
 temperatura gazelor la aspirație și refulare;
 etanșeitatea supapelor;
 zgomote anormale ivite în timpul funcționării;
 starea supapelor de siguranță (trebuie suflate o dată pe schimb cu aer);
 volantului pe arbore.
La motoarele cu gaze se controlează în special:
 presiunea gazelor de alimentare;
 presiunea aerului comprimat pentru pornire;
 nivelul uleiului din baie;
 temperatura gazelor eșapate.
Pentru exploatarea rațională a compresoarelor trebuie urmărite consumurile specifice de
combustibil , ulei și apă de răcire indicate de uzina constructoare. Orice mărire a consumurilor
specifice este cauzată de o defecțiune a mașinii care, trebuie depistată imediat și eliminată.
Creșterea anormală a consumului de energie sau comb ustibil se explică prin scăderea
randamentului mașinii, care oate fi cauzată de:
 micșorarea randamentului mecanic, datorită lipsei de ungere a pieselor în mișcare;
 micșorarea randamentului transmisiei mecanice prin uzarea sau lipsa de întindere a
curelelor .

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
59
Ploiești 2019 Mărirea sau micșorarea consumului de ulei la compresor este cauzată de dereglarea
lubrificatorului sau de înfundarea conductelor, iar la motor uzarea anormală a cilindrilor,
pistoanelor și segmenților.
Consumul normal de ulei pentru cilindrii de compres or este de 1g la 400 -500 m2 suprafața
măturată de piston.
Uleiul din baia compresorului se schimbă o dată la trei luni, iar completarea nivelului se face
zilnic.
Consumul lunar este de circa 10 -15% din cantitatea normală de ulei din baie.
Nivelul normal a l uleiului în batiu este indicat la fiecare compresor de uzina constructoare.
Pornirea compresoarelor se face întodeauna în gol, după ce s -au luat o serie de măsuri
pregătitore ca:
 reglarea debitului apei de răcire;
 controlul și eventual completarea nivel ului de ulei din baie;
 verificarea umplerii cu ulei și a bunei funcționări a lubrificatorului.
Pentru ca și compresorul să funcționeze în gol, se închid robinetele de la aspirație și
refulare și se deschide robinetul de pe conducta de ocolire, astfel încât aspiră și refulează gazele
din această conductă.
Pentru trecerea în sarcină a compresorului, se închide mai întâi robinetul de pe conducta
de ocolire, apoi se deschide pe rând robinetul de golire și cel de aspirație. Pornirea motorului
motocompresoarelor se face cu aer comprimat.
La oprirea compresoarelor se deschide robinetul conductei de ocolire și se închide
robinetul de pe refulare, după care se scurg gazele din compresor și din conducte în coș prin
robinetul special de evacuare.

6.2. Reviziile și reparațiile curente

Durata de serviciu a compresoarelor este stabilită la circa 96000 de ore de funcționare,
respectiv 16 ani, considerând că lucrează 6000 de ore pe an.
La reviziile și reparațiile curente, în afară de controlul funcționării și stării înt regii mașini,
se execută de obicei următoarele operații:
a) pentru partea de compresor:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
60
Ploiești 2019  demontarea supapelor compresorului și polizarea lor;
 curățirea de cocs de ulei a casetelor supapelor;
 demontarea și curățirea răcitoarelor de ulei și a răcitoarelor interm ediare;
 înlocuirea garniturii la presgarnituri;
 demontarea și curățirea filtrului de ulei;
 înlocuirea bucșelor uzate;
 controlul și strângerea șuruburilor la capul de cruce;
 strângerea șuruburilor de fundație;
 controlul și repararea apărătorilor.
b) pentru par tea de motor:
 demontarea și curățirea chiuloasei și a cilindrilor de motor;
 curățirea filtrelor de aer și de ulei;
 înlocuirea garniturilor la chiuloasă și la toate locurile unde se ivesc neetanșeități;
 repararea sau înlocuirea regulatorului de turație;
 repararea sau înlocuirea supapelor;
 înlocuirea buliilor;
 înlocuirea parțială la segmenți.

6.3. Reparații mijlocii și capitale

La reparațiile mijlocii se execută următoarele operații:
 demontarea pistoanelor de compresor și motor, verificarea uzurii segmenților și înlocuirea
celor uzați;
 demontarea lagărelor de bielă, ajustarea cuzineților și remontarea lor;
 demontarea capetelor de cruce, înlăturarea jocurilor patinelor și remontarea lor;
 repararea sau înlocuirea pompelor de ungere uzate.
La reparații le capitale se execută în plus:
 demontarea completă a mașinii;
 repararea cilindrilor de compresor uzați;
 înlocuirea sau ajustarea cuzineților la lagărele principale și de bielă;
 demontarea și înlocuirea pompei de ulei și a celorlalte dispozitive.
Reparația capitală a compresoarelor se execută la locul de exploatare cu piese de schimb noi,
sau la uzine de specialitate. În vederea reparației capitale, compresorul se demontează complet în
ordinea următoare:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
61
Ploiești 2019  se demontează conductele de aspirație și de refulare de la flanșele lor;
 se scurge complet uleiul din baie;
 se scurge complet apa de răcire și se demontează țevile de intrare și de ieșire a apei;
 se demontează capacele supapelor și supapele respective;
 se demontează volantul de pe arborele cotit;
 se demontea ză ghilasa și capacul carterului;
 se scot pistoanele împreună cu bielele pe la partea de sus a cilindrilor motor;
 se demontează capacele lagărelor principale și se scoate arborele cotit;
 se deșurubează tija și se dă afară capul de cruce;
 se desfac capacele cilindrilor de compresor și se scot pistoanele cu tijele;
 se demontează cilindrii de pe batiu și batiul de pe fundație.
Piesele cu uzură normală ale compresoarelor sunt segmenții și tijele pistoanelor, cuzineții
lagărelor, patinele capului de cruce, cilin dri lor și supapele.
Cilindrii de compresor prezintă de obicei zgârieturi datorită tensiunilor interne produse de
temperaturi înalte de lucru și de variațiile de temperatură. Tijele de pistoane cu filete rupte nu se
pot repara și trebuie înlocuite. Tijele îndoite se repară prin îndreptare la rece cu ajutorul unor
piese. Garniturile de etanșare se înlocuiesc în mod obligatoriu.
Supapele se uzează de obicei la suprafețele de etanșare ale scaunelor sau se deformează
arcurile și plăcile de etanșare. Repararea supapelor constă în rectificare scaunelor și înlocuirea
celorlalte piese uzate.
Batiul, în cazul în care prezintă crăpături sau rupturi, se repară prin sudare sau peticire.
Crăpăturile batiului se descoperă prin examinarea atentă și prin baterea cu ciocanu l.
După repararea tuturor pieselor uzate se face mantaua compresorului, în ordinea inversă
demontării. Apoi, compresorul fixat pe fundație, se alimentează cu ulei și cu apă, se supune
probei de presiune și probei de funcționare în gol și în sarcină, remedi indu-se eventualele
defecțiuni constatate.

Protecția mediului
Prin natura sa, un serviciu de mentenanță trebuie să realizeze numai activități care sunt în
concordanță cu principiile respectului față de om și mediul său ambiant. În acest sens, activitățile
specifice care revin prin excelență compartimentului sunt:
 diagnosticarea permanentă a stării tehnice a utilajelor și instalațiilor în ceea ce privește
emanația de noxe;
 prevenirea scurgerilor de fluide;

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
62
Ploiești 2019  controlul permanent al nivelului de poluare, recupe rare, filtrare, a fluidelor reziduale.

Securitatea muncii
Protecția muncii constituie subiectul unor multiple legi, decrete sau hotărâri
guvernamentale, care reglementează exploatarea în deplină securitate a utilajelor și instalațiilor
specifice fiecărei ramuri economice în parte.
Deși normele de protecție se adresează direct persoanelor implicate în gestiunea și
exploatarea diferitelor tipuri de echipamente, considerăm că serviciul de mentenanță are
implicații majore în asigurarea securității prin activit ăți specifice cum ar fi:
 menținerea în bună stare de funcționare a dispozitivelor de alarmă specifice diferitelor
tipuri de utilaje sau instalații;
 mentenanța de ansamblu a echipamentelor, prevenind apariția unor accidente de proporții,
care pot induce punerea în pericol a personalului din exploatare;
 elaborarea de norme interne de securitate a muncii, în concordanță cu orice modificare
intervenită în structura de bază a utilajelor ci ocazia reparării sau modernizării;
 efectuarea de studii privind securi tatea exploatării noilor tipuri de utilaje și elaborarea de
norme specifice;
 dezvoltarea de metode de intervenție rapide și în deplină securitate a personalului și
mijloacelor fixe.

CONCLUZII :
În cadrul acestui ultim capitol au fost prezentate problemele de exploatare, întreținere și
reparație la compresoare enumerându -se problemele de întrținere și exploatare care se referă la
supravegherea zilnică a compresoarelor. S -a prezenta operațiile pentru reviziile și reparațiile
curente, specificându -se durata d e bună funcționare a compresorului, iar în finalul capitolului s -a
enumerat operațiile referitoare la reparațiile mijlocii și capitale.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
63
Ploiești 2019 Concluziile lucrării

În cadrul acestei lucrări de diplomă s -au prezentate aspectele privind studiul cinematici
compresorului cu piston, realizându -se și o analiză tehnico -economică.
În capitolul 1 s-au prezentat metodele de exploatare a sondelor de petrol prin erupție
artificială. În acest sens s -au reținut principiile erupției artificiale și principalele componente a le
unui compresor cu piston. Pornind de la studiul construcției și funcționării compresorului cu
piston din literatura de specialitate se vor stabili următoarele etape necesare stabilirii cinematicii
mecanismului de acționare a compresorului.
În cel de al doilea capitol s-a realizat calculul de dimensiona re al compresorul ui cu piston ,
justificându -se alegerea tipului de compresor. S -au calculat diametrele pistonului în cadrul celor
două trepte de comprimare ,pe prima treaptă de comprimare diamet rul pistonului a fost unul de
194mm,iar în cea de a doua treaptă de comprimare fiind de 160mm . În același timp
dimension ându -se tija prin calcularea diametrelor , acesta fiind de 45mm, iar în cele din urma s -a
realizat calculul supapelor mai exact s -au dimensionat canalele și resorturile
În capitol al treilea s-au prezentat studiile cinematici i compresorului volumic, studiul s -a
realiza t prin intermediul cinematicii bielei și a manivelei, cât și prin studiul cinematicii pistonului
urmărindu -se stabilirea legilor de variație în timp .
În cel de al patrulea capitol s-a realizat o analiză economică referitoare la modalitățile de
stabilire a prețului unei supape. Stabilirea acestui preț s -a realizat cu ajutorul costului produsului,
acesta cuprinzând cheltuielile totale pe secții, cheltuielile cu retribuția directă, cheltuieli cu regia
de secție și cheltuieli cu regi a de întreprindere.
În capitol al cincilea au fost prezentat e cheltuielile de mentenanță la verificarea și
reparația supapelor. În acest sens s-a prezentat modul de calcul al costurilor de mentenanță cu
ajutorul unui studiu de caz . S-a realizat un progra m de mentenanță cu ajutorul programului
Microsoft Project
În cel de al șaselea capitol au fost prezentate problemele de exploatare, întreținere și
reparație la compresoare , enumerându -se problemele de întrținere și exploatare care se referă la
supraveghere a zilnică a compresoarelor. S -au prezenta operațiile pentru reviziile și reparațiile
curente, specificându -se durata de bună funcționare a compresorului, iar în finalul capitolului s -a
enumerat operațiile referitoare la reparațiile mijlocii și capitale

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
64
Ploiești 2019
Bibliografie

1. Istrate Adrian, „Motoare cu ardere internă”, Editura Universit ăți din Craiova ,
1998;
2. Pană Ion, „Sisteme de transport și distribuție a hidrocarburilor”, Universitatea
Petrol -Gaze Ploiești , 2006;
3. Florea Ion, „Organe de mașini”, Universitatea Petrol -Gaze din Ploiești , 2014;
4. I. Preda, „Acțio nări hidraulice și pneumatice”, S.N. Ploiești , 1996;
5. Cristescu Tudora, Termotehnică , Curs universitar, Universitatea din Ploiești , anul
2018 ;
6. Adrian Neacșa , Fabricarea utilaj ului petrolier și petrochimic , Curs universitar,
Universitatea din Ploiești , anul 2019 ;
7. Niculae Georgeta Claudia, M așini și acționări hidraulice, Curs universitar, anul
2017 ;
8. http://www.stiucum.com/economie/economie -generala/Preturile -si-formarea -lor –
accesat la data de 29.05.2019 ;
9. http://www.creeaza.com/afaceri/economie/ANALIZA -COSTURILOR754.php –
accesat la data de 04.06.2019 ;
10. Albulescu Mihai, Mecanica fluidelor , Curs universitar, Universitatea din Ploiești,
anul 2018 ;
11. Săvulescu P etre, „ Acționă ri hidraulice si pneumatice , VOL. I și II”, Editura
Universit ății Petrol -Gaze din Ploiești, 2007 ;
12. Nicula e Georgeta Claudia, „ Utilaj petrolier. Îndrumar de laborator și activități
aplicative ”, Editura Universității Petrol -Gaze din Ploiești, 2016 ;
13. Săvulescu Petre , „Mașini și utilaj de transport hi draulic”, Editura Universit ăți
Petrol -Gaze din Ploiești , 2010.

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
65
Ploiești 2019

Borderoul de desene

Nr.crt. Denumire desen Format desen
1 Sectiune compresor cu piston A1
2 Etanșare completă și etanșarea cu racleți A1
3 Planșa economică A1

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
66
Ploiești 2019

ANEXE LR LUCRĂRI

Capitolul 2:

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
67
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
68
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
69
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
70
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
71
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
72
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
73
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
74
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
75
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
76
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
77
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
78
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
79
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
80
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
81
Ploiești 2019

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
82
Ploiești 2019 Capitolul 3:
Tabelul 3.1
0 0 0 0 0 180,31 165,28 0 6,28 0
10 0,003 0,003 0,994 0,885 176,25 162,09 1,59 6,18 -32,9
20 0,011 0,012 1,9 1,8 164,4 152,7 3,5 5,9 -65,04
30 0,24 0,25 2,8 2,6 133,7 137,6 5,4 5,4 -95,6
40 0,042 0,044 3,5 3,3 106,5 117,7 7,2 4,8 -123,7
50 0,063 0,060 4,14 4,03 76,01 93,9 8,49 4,082 -148,5
60 0,088 0,086 4,5 4,3 30,5 67,6 9,5 3,18 -169
70 0,144 0,110 4,8 4,7 12,3 39,8 10,5 2,18 -184,3
80 0,141 0,138 4,8 4,6 -17,1 11,9 11,22 1,1 -193,9
90 0,168 0,163 4,7 4,6 -43,3 -15,02 11,32 0 -197,1
100 0,194 0,191 4,5 4,4 -65,3 -27,8 11,22 -1,1 -193,9
110 0,218 0,214 4,1 4 -82,9 -62,9 10,5 -2,1 -184,3
120 0,240 0,236 3,7 3,6 -96,34 -82,6 9,5 -3,1 -169
130 0,259 0,256 3,1 3 -105,9 -99,1 8,4 -4,08 -148,5
140 0,275 0,271 2,6 2,4 -112,4 112,5 7,23 -4,8 -123,7
150 0,288 0,284 1,9 1,8 -116,6 -122,6 5,4 -5,4 -95,6
160 0,297 0,293 1,3 1,2 -119,6 -129,6 3,5 -5,9 -65,04
170 0,303 0,3 0,669 0,557 -120,1 -133,8 1,5 -6,1 -32,9
180 0,3048 0,3048 0 0 -120,2 -135,2 0 -6,28 0
190 0,303 0,3 – 0,669 -0,557 -120,088 -133,858 -1,59 -6,1 32,9
200 0,297 0,293 -1,3 -1,2 -119 -129,6 -3,5 -5,9 65
210 0,288 0,284 – 1,9 -1,8 -116,6 -122,6 -5,4 -5,4 95,6
220 0,275 0,271 – 2,6 -2,4 -112,4 -112,4 -7,2 -4,8 123,7
230 0,259 0,256 -3,188 -3,01 -105,9 -99,1 -8,4 -4,08 148,5
240 0,240 0,236 -3,7 -3,6 -96,3 -82,6 -9,5 -3,1 169
250 0,218 0,214 -4,1 -4,01 -82,9 -62,9 -10,5 -2,1 184,3
260 0,194 0,191 -4,5 -4,4 -65,3 -27,8 -11,2 -1,1 193,9
270 0,168 0,163 -4,7 -4,6 43,3 -45,02 -11,3 0 197,19
280 0,141 0,138 -4,9 -4,6 -17,1 11,9 -11,2 1,1 193,9
290 0,114 0,110 -4,8 -4,7 12,3 39,8 -10,5 2,1 184,3
300 0,088 0,183 -4,5 -4,3 30,5 67,6 -9,5 3,1 169
310 0,063 0,060 -4,143 -4,03 76,01 93,9 -8,4 4,08 148,5
320 0,042 0,044 -3,5 -3,3 106,5 117,7 -7,2 4,8 123,7
330 0,024 0,025 -2,8 -2,6 133,7 137,6 -5,4 5,4 95,6
340 0,011 0,012 -1,9 -1,8 164,4 152,7 -3,5 5,9 65
350 0,003 0,003 -0,9 -0,8 176,2 162,02 -1,59 6,1 32,9
360 0 0 0 0 180,3 145,02 0 6,2 0a aprox.
[m/s] radL
[rad/s] L [rad/s] 0x exactă
mx aprox.
[m]V exactă
[m/s]V aprox.
[m/s]a exactă
[m/s]

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
83
Ploiești 2019 Graficul de variație al deplasării pistonului X B în funcție de unghiul α, corespunzător cinematicii
exacte, respectiv aproximative
0
200150 100 50 250 300 00.050.100.150.25
0.200.35
0.30
Fig. 3.3
Grafic de variație a vitezei pistonului V b în funcție de unghiul α, corespunzător cinematicii exacte,
respective cinematicii aproximative
50 100 150 200 250 300350
-6-4-20246
Fig. 3.4

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
84
Ploiești 2019 Grafic de variație a accelerației pistonului a b în funcție de unghiul α, corespunzător c inematicii
exacte, respective cinematicii aproximative
50 100 150 200 250 300350 400
-200-150-100-50050100150200
α [°]
Fig. 3.5

Graficul de variație al deplasării unghiulare a bielei β în funcție de unghiul α
50 400 200 350 250 100 150300
-15-10-5051015
α [°]β[rad]
β
Fig. 3.6
ab (aproximativ)
ab (exact)

UPG/IME/IEDM – Proiect de diploma Frîncu Elena Magdalena
85
Ploiești 2019 Graficul de variație al vitezei unghiulare a bielei Ꞷ I în funcție de unghiul α
-8-6-4-202468
50 400 100 350 150 300 200 250α [°]ωI [rad/s]
Fig. 3.7

Graficul de variație a accelerației unghiulare a bielei εI în funcție de unghiul α
-250-200-150-100-50050100150200250
50 400 100 350 150 300 250 200α [°]ƐI [rad/s]
Fig. 3.8