PROIECTAREA ROTORULUI RADIAL LENT

1. Stabilirea parametrilor de proiectare

Pentru proiectarea rotorului unei pompe centrifuge ce urmeaza a vehicula un lichid oarecare din cadrul unei instalatii tehnologice sunt necesare cateva date. Primele date sunt cele rezultate din proiectarea procesului tehnologic ce trebuie respectate pentru desfasurarea normala a sa.

Acestea sunt legate de natura lichidului vehiculat ca: masa specifica, vascozitatea cinematica la temperatura de lucru, proprietatile chimice, temperatura si presiunea ce trebuie asigurata pentru desfasurarea normala a procesului tehnologic.

Cunoasterea proprietatilor chimice ale produsului vehiculat, in proiectarea acestor agregate serveste la alegerea materialor corespunzatoare actiunii corozive a lichidului respectiv si adoptarii solutiilor construtive la imbinarile demontabile utilizate pentru a fi evitate accidentele tehnice si umane, datorita scaparii de produs in afara agregatului.

Pentru stabilirea paramatrilor de proiectare ai pompei centrifuge este necesara studierea instalatiei hidraulice exterioara a pompei.

Cu aceasta ocazie se studiaza amanuntit configuratia traseului si se stabileste diferenta de nivel dintre suprafata libera a lichidului din vasul de aspiratie si axa de simetrie a arborelui pompei, diferenta de nivel dintre suprafata libera a lichidului din vasul superior si aceeasi axa de simetrie, lungimea traseului precum si toate elementele unde lichidul poate inregistra o pierdere de energie la trecerea sa prin aceste elemente.

2 Stabilirea elementelor geometrice de la intrarea lichidului in rotor

Pentru determinarea diametrului (D₀) de intrare a lichidului in rotor se foloseste ecuatia de continuitate

Q_t=C₀

Unde: C₀ - viteza de intrare a lichidului in rotor

d_b - diametrul butucului rotorului precedent

Viteza (C₀) de intrare a lichidului in rotor, orientativ se poate calcula cu formula:

C₀ unde

K₀= 0.060.08 coeficient de corectie

Q_t= debitul de calcul [m³/s]

n= turatia arborelui pompei [rot/min]

C₀

Diametrul arborelui pompei se determina in functie de diametrul arborelui pompei cu formula

d_b 1.5)d, unde

d - diametrul arborelui pompei determinat in ipoteza ca acesta este solicitat numai la torsiune,cu formula

d=

unde: - efortul tangential admisibil la solicitarea la torsiune; pentru otelurile carbon la aceasta predimensionare se considera (200500)daN/m²

Exprimand momentul de torsiune in functie de puterea solicitata si turatia arborelui

M= 71620·

Si considerand valoarea efortului unitar admisibil in limitele mentionate se obtine formula intalnita in literatura tehnica de specialitate

D=K·[cm],unde

K=(9 in functie de marimea efortului unitar admisibil.

Nc- puterea de antrenare a rotorului [CP]

d=11.19·=6 cm d_arb=60 mm.

In acest caz diametrul butucului va avea valoarea:

d_b=1,2·d_arb=1,2·60=72 mm.

D₀= ==0,116 m.

Deci diametrul de intrare a lichidului in rotor D₀ are valoarea:

D₀=116 mm. R₀==58 mm.

Pentru rotoarele radial lente, diametrul de inceput al palelor rotorice poate fi exprimat orientativ in functie de diametrul "D₀"

D₁

Consideram D₁=1,05·P₀=1,05·116=121,8 mm

Se adopta D₁=122 mm. R₁=P₁/2=61mm.

La intrarea lichidului in canalele rotorice, datorita existentei palelor, viteza acestuia inregistreaza o crestere. In ipoteza ca intrarea lichidului in rotor este radiala, latimea canalului rotoric se determina cu formula:

b₁=

unde :

R₁= raza medie a muchiei de intrare

Considerand valoarea coeficientului de ingustare a sectiunii, ca urmare a existentei palelor, in limitele se poate determina valoarea componentei radiale la intrarea lichidului in canalele rotorului conform relatiei:

m/s

Cunoasterea vitezei mediane "" si determinarea celei tangentiale cu formula:

u₁=m/s

Se calculeaza marimea unghiului relativ de intrare a lichidului in palele rotorice. La pompele centrifuge multietajate uneori la iesirea lichidului din aparatul de intoarcere, curentul de lichid inca pastreaza o anumita cantitate din componenta tangentiala . In aceste conditii unghiul se determina cu relatia

tg

pentru tg

Considerand valoarea unghiului de atac se determina unghiul de intrare a palei rotorice

(2)

In realitate insa (3)

Din (1), (2) si (3):

m/s

unde am folosit

Deci m/s

Fig. 2.1 Triunghiul vitezelor unei particule de lichid la inceputul palei rotorice

Vom recalcula valoarea coeficientului de ingustare a sectiunii

La deplasarea unei particule de lichid printre canalele rotorice distingem urmatoarele miscari: de transport (u), relativa (w) si absoluta (c).

Viteza de transport este data de viteza de rotatie a rotorului si se noteaza cu "u". La o viteza unghiulara constanta " a arborelui, particulele de lichid vor efectua o miscare relativa fata de pale cu viteza "w".

Viteza absoluta "c" a particulei de lichid este suma celor doua miscari:

Din triunghiul vitezelor unei particule de lichid la inceputul palei rotorice se poate calcula viteza relativa:

w₁=m/s

respectiv viteza absoluta

C₁=m/s

Deci latimea canalului retoric la intrarea lichidului in rotor va fi:

b₁=m.

b₁=16.9 mm.

Intrucat teoria pompelor centifuge nu prezinta o legatura intre elementele de la intrarea si iesirea lichidului din rotor functie de parametrii (H, Q) stabilirea celorlalte elemente geometrice ale rotorului (D₂, b₂, ) se fac pe baza unor ipoteze a caror verificare devine obligatorie dupa determinarea acestora.

Pentru rotoarele radiale lente se aproximeaza: D₂D₀

D₂=2.5·116=290 mm. R₂ = D₂/2 = 145 mm.

Numarul palelor rotorice se determina cu formula:

Z = K·unde

K = 6,5, coeficient stabilit pe cale experimentala

= unghiul relativ la iesirea din rotor, se recomanda intre limitele :

. Se adopta =300 si apoi se verifica

Z = 6,5

Se adopta Z = 7 pale rotorice pale .

Coeficientul de corectie p se calculeaza cu formula:

P =, unde

- coeficient a carui valoare a fost stabilita experimental in functie de lungimea palei si marimea unghiului

- numarul de pale este ales corect

Aceasta metoda face ipoteza ca viteza mediana

m/s

Inaltimea de pompare creata de rotorul cu numar finit de pale poate fi exprimata in functie de rotorul cu numar finit de pale si in functie de inaltimea rotorului teoretic.

mcA

Folosind ecuatia fundamentala a pompelor centrifuge si triunghiul vitezelor de la iesire se poate scrie:

Calculul de stabilire a elementelor de la iesirea lichidului din rotor se face prin aproximatii repetate pana ce diferenta intre marimea presupusa si cea rezultata este practic neglijabila.

Deci D₂=277mm.

Cu aceasta valoare a diametrului D₂ se recalculeaza numarul palelor rotorice.

Z=K· ·

Deci Z = 7 pale rotorice

Coeficientul de corectie

P=

Fig. 2.2. Triunghiul vitezelor unei particule de lichid la iesirea din pala rotorica.

Din tiunghiul vitezelor vom determina celelalte marimi caracteristice

Pala ideala pentru rotorul teoretic este una din traiectoriile vitezei relative, spre deosebire de rotoarele teoretice cele reale au un numar finit de pale egal distantate intre ele prin pasul "t_i" care se calculeaza cu formula:

unde Di - diametrul corespunzator punctului pentru care se calculeaza pasul

Z - numarul de pale rotorice

Coeficientul de strangulare a sectiunii datorita prezentei palei:

Latimea canalului rotoric la iesirea din pala a lichidului se calculeaza cu formula:

b₂=7,48mm

Din triunghiul vitezelor unei particule de lichid la iesirea din pala rotorica se poate calcula viteza relativa.

iar viteza absoluta

C₂=

3 Trasarea palelor rotorice

Pentru trasarea palelor rotorice sunt intalnite mai multe metode. Dintre acestea o trasare corecta si un randament superior asigura metoda prin puncte succesive si cea bazata pe diagramele de viteze.

Trasarea palei rotorice folosind diagramele de viteze se bazeaza pe ipoteza potrivit careia componenta tangentiala "C_u" a vitezei absolute variaza linar de la intrare la iesirea lichidului din rotor.

Potrivit acestei metode, distanta dintre R₁ si R₂ se imparte intr-un numar egal de parti si se reprezinta profilul canalului in scopul determinarii latimii corespunzatoare fiecarei diviziuni.

Determinarea componentelor radiale "C_u" ale vitezei absolute, corespunzatoare diviziunilor mentionate cu formulele cunoscute si a celor tangentiale pe baza ipotezei mentionate permite determinarea unghiului relativ " _x" cu formula:

tg _x

unde: - componenta radiala a vitezei absolute corespunzatoare cercului de raza "R_x" si latime "b_x"

u_x - componenta tangentiala a rotorului corespunzatoare punctului de raza "R_x"

- componenta tangentiala a vitezei absolute

- coeficient de reducere a sectiunii

Constructia palei rotorice se realizeaza dupa determinarea tuturor triunghiurilor de viteze de la intrare la iesire, pe cale grafica si in felul urmator:

Se construiesc cercurile concentrice cu diametrele D₁ si D₂ iar distanta dintre intrarea si iesirea lichidului din palele rotorice se imparte intr-un numar intreg de parti egale;

Se traseaza arcele de cerc cu razele R₁, R_a, R_b . R₂ succesive cu linie intrerupta;

Se uneste 1 (care corespunde cu inceputul palei rotorice) cu centrul cercului si se duce tangenta punctului 1 (linie punctata);

Fata de tangenta la cercul de raza R₁, din punctul 1 se duce o semidreapta sub unghiul pana la intersectia cu cercul de raza , obtinandu se punctul 1^'

Se uneste 1^' cu centrul cercului si se duce tangenta la cercul de raza ;

Fata de tangenta dusa se traseaza semidreapta 1 a^' sub unghiul pina la intersectia cu cercul ajutator in punctul a

Se procedeaza in mod asemanator pana la ultimul interval iar dupa aceasta constructie se unesc cu linie continua punctele situate la jumatatea segmentelor 11 ,1^'a^', a^'b^' etc.

Infasurarea acestor segmente reprezinta fibra medie a palei rotorice cautate.

Pentru realizarea unei constructii cat mai corecte este necesar ca distanta R₂-R₁ sa fie impartita in cat mai multe parti egale.

R₂ - R₁=138.5 - 61=77.5mm.

R_x=R₁+ n_oR

Impartim intervalul in 10 parti egale. Deci consideram o variatie

R=

Vom considera o variatie liniara a urmatoarelor marimi:

b_x, ,

b_x=

tgβ_x=

tgα_x=

Tabel 31 Elementele rotorului

4 Carcasa spirala

In difuzor are loc transformarea energiei cinetice in energie de presiune, prin reducerea treptata a vitezei de deplasare a lichidului catre conducta de refulare.

Pentru pompele centrifuge cu mai multe trepte, forma canalului spiral in sectiune este cea prezentata in figura 4.1.

Fig. 4.1. Diferite forme pentru sectiunile transversale ale carcasei spirale mai ales intalnite in constuctia pompelor centrifuge.

Pentru pompele monoetajate mai intalnim si canale spirale cu sectiune circulara dar cercetarile hidraulice in aceste canale sunt mai mari decat celelalte forme constructive

Pentru pompele centrifuge cu mai multe trepte forma canalului spiral in sectiune este cea prezentata in figura de mai sus.

Lichidul iesit din rotor patrunde in canalul spiral prin suprafata cilindrica de raza "R₄" si latime b₄

Raza R₄ se adopta din rationamentul ca pulsatia vitezei curentului de lichid, generata de influenta numarului finit de pale rotorice, sa se reduca la valori acceptabile pana la intrarea in canalul statoric.

In general se adopta iar latimea canalului spiral se apreciaza in functie de "b₂" sau de turatia specifica.

In situatia unor turatii specifice mici unde latimea rotorului este mai mica aceasta poate fi considerata b₄2·b₂

R₄=1.03·138.5=142.65 mm.    D₄=283 mm.

b₄2·b₂=2·7.48=14.96 mm. 15 mm.

Sectiunea canalului spiral se determina in functie de viteza curentului de lichid "C_u". Aceasta viteza se poate calcula pentru orice punct al canalului spiral, pornind de la ipoteza ca marimea cuplului hidraulic dupa iesirea lichidului din rotor ramane constanta daca se neglijeaza pierderile hidraulice.

Potrivit acestei ipoteze se poate scrie:

C_u·R=

C_u=m²/s

K=m²/s

H_rt=H_rapa/η_h=90/0.84=214.28 mcA

Fig. 4.2. Schema de principiu a carcasei spirale pentru o pompa cu mai multe trepte

In aceste conditii debitul de lichid ce intra in sectiunea elementara b·R poate fi dat de expresia   

d·Q_x=b·C_u·dR=(b·K/R)·dR Qx=x

In acelasi timp debitul de lichid ce trece prin sectiunea "AB"care subintinde unghiul " la centru, poate fi exprimat sub forma:

Q_x=( /360)·Q (2)

Unde Q - debitul total refulat de rotor in canalul spiral

- unghiul masurat de la inceputul canalului spiral pana la sectiunea considerata

Din egalitatea relatiilor (1) si (2) se poate determina unghiul de la centru ( ) sub forma:

unde b_x - latimea canalului spiral, ce depinde de marimea razei "R_x"

R_x - raza exteroara a canalului spiral corespunzatoare ungiului "

Cunoasterea dependentei b_x=f(R_x) permite determinarea unghiului " " pentru orice crestere radiala cuprinsa intre R₄ si R₈ si prin urmare determinarea sectiunii canalului spiral.

Calculul carcasei spirale a carei sectiune este delimitata de o linie poligonala consta in determinarea cresterii debitului corespunzator cresterii sectiunii. Configuratia peretilor laterali ai sectiunii canalului spiral se adopta dupa constructii ce au prezentat randamente superioare in exploatare.

Latimea initiala a sectiunii "b₄" la raza "R₄" se determina cu aceleasi relatii prezentate anterior.

La constructia ultimei sectiuni a canalului spiral trebuie avuta in vedere reducerea acesteia cu grosimea peretelui despartitor dintre difuzor si canalul spiral.

In general pentru compensarea acestei reduceri de sectiune, raza corespunzatoare unghiului =360⁰ se majoreaza.

Pentru acest motiv sectiunea canalului spiral incepe cu raza (R4+), unde "" reprezinta grosimea peretelui despartitor ce corespunde punctului A si se termina nu in punctul "c" ci in "D".

Considerand cresteri radiale "R" se construieste curba capacitatii de debitare a sectiunilor formate de suprafetele cilindrice cu razele "R_i" folosind expresia:

, unde B=b_x/R_x

Se recomanda grosimea peretelui despartitor

unde , se adopta 40⁰

Tabel 4.3.

Elementele carcasei spirale

5 Recalcularea caracteristicilor interne ale pompelor centrifuge

pentru produse petroliere vascoase

Ridicarea caracteristicilor pompelor centrifuge in cadrul uzinelor constructoare se fectueaza, folosind ca fluid de lucru apa, a carei vascozitate cinematica se deosebeste de cea a produselor petroliere.

Aceasta neconcordanta intre proprietatile apei cu care s-au ridicat caracteristicile pompelor centrifuge si cele ale produselor petroliere cu vascozitate marita in conditii de exploatare, poate conduce la dificultati mari in desfasurarea procesului tehnologic, cand nu este luata in considerare.

Construirea pompelor centrfuge pentru produse vascoase se efectueaza cu ajutorul coeficientilor de corectie conform metodei propuse de M. D. Aizenstein.

Cifra Reynolds se calculeaza cu formula:

R_e=Q_opt/( ·D_e), unde

Q_opt - debitul optim al pompei pentru functionarea cu apa

- vascozitatea cinematica

D_e - diametrul echivalent al rotorului ce se determina din egalitatea:

=93.73mm.

Pentru stabilirea formulelor de calcul a parametrilor functionali autorul metodei porneste de la urmatoarele ipoteze:

In situatia functionarii pompei centrifuge cu aceeasi viteza unghiulara iar lichidele vehiculate au vascozitati cinematice diferite, debitul si inaltimea de pompare se modifica astfelincat turatia specifica ramane aceeasi.

Coeficientii de corectare ai debitului, presiunii si randamentului pentru valori ale debitului cuprinse intre limitele Q= Q_opt raman constanti.

Energia utila consumata de pompa pentru cazul Q = 0 la functionarea cu apa si produs petrolier vascos ramane aceeasi, adica aceasta nu este functie de vascozitate.

Pentru turatii specifice cuprinse intre limitele n_s= presiunea de refulare se poate recalcula cu relatia:

P_petrol=K_p·

Pentru calculul debitului si randamentului se folosesc expresiile de mai jos:

Q_petrol=K_Q·Q_apa

η_petrol=K_η·η_apa

Pentru valori ale numarului Reynolds: Re > 7·10³, la trecerea de la vehicularea apei la produse petroliere mai vascoase, pierderile hiraulice din pompa cresc foarte putin fapt pentru care coeficientii K_a si K_p sunt foarte apropiati de unitate. In schimb curba de variatie a coeficientului K_η in acest domeniu inregistreaza scaderi sensibile pe un domeniu relativ mare al cifrei Reynolds.

Aceste scaderi ale coeficientului K_η au loc ca urmare a pierderilor importante de energie datorita frecarii discurilor rotorice de medilu vehiculat.

R_e=> 7·10³

K_a=1 Q_petrol=Q_apa=0.035 m3/s

K_p=1 P_petrol=P_apa

K_η'0,98 η_petrol=K_η·η_apa=0,98·0,826=0,81

6. Reglarea functionarii pompelor centrifuge

In scopul reducerii pretului de cost si pentru a corespunde cerintelor variate ale exploatarii, se cauta restrangerea numarului de tipodimensiuni de pompe centrifuge.

Deci, adeseori pompa centrifuga trebuie sa functioneze in alte conditii decat cele teoretice, uneori foarte mult diferite de cele optime.

Principalii parametrii funtionali ai pompei sunt: presiunea si debitul. Posibilitatea varierii dupa nevoi a acestor parametrii prezinta mare interes, din punct de vedere al exploatarii pompei. Modificarea, in sensul dorit, al regimului de functionare al unei pompe, se numeste de obicei reglarea functionarii pompei sau reglarea pompei.

In marea majoritate a cazurilor, este necesar sa se modifice debitul pompei, in acest timp inaltimea de pompare H variaza si ea in conformitate cu curbele caracteristice ale pompei.

Pentru reglarea functionarii pompelor centrifuge este necesar a se deplasa corespunzator necesitatilor, punctul de functionare care prin coordonatele sale determina regimul de functionare.

Modificarea coordonatelor punctului de functionare si deci reglarea pompelor centrifuge se realizeaza deci in trei moduri diferite:

reglarea pompei prin modificarea caracteristicii interioare a acesteia;

reglarea pompei prin modificarea caracteristicii exterioare;

reglarea pompei prin modificarea atat a caracteristicii interioare cat si a caracteristicii exterioare.

Din alt punct de vedere, metodele de reglare ale pompelor centrifuge sunt de doua feluri:

reglarea prin variatia vitezei unghiulare a rotorului;

reglarea mentinand viteza unghiulara constanta

O metoda de reglare poate fi intrpdusa pe scara larga in practica numai daca este suficient de elastica si de comoda in exploatare si totodata si economica, adica sa coboare cat mai putin posibil randamentul de exploatare al pompei; trebuie tinut seama ca rentabilitatea metodei de reglare se determina prin randamentul de exploatare al intregului agregat si numai prin randamentul pompei.

Reglarea parametrilor prin modificarea vitezei unghiulare a rotorului, desi este cea mai avantajoasa metoda, ea poate fi utilizata in rafinarii si industria petrochimica numai in situatia cand motorul de actionare este o turbina cu abur, motoarele electrice de curent continuu, nefiind utilizate din cauza pericolului pe care il prezinta (produc scantei ce pot conduce la explozii).

Reglarea parametrilor functionali folosind modificarea caracteristicii externe este des folosita in rafinarii si industria petrochimica desi utilizarea ei presupune un consum suplimentar de energie.

Cresterea gradului de obturare al robinetului de pe conducta de refulare, corespunde cu introducerea unui consumator de energie hidraulica pe traseu, caruia pompa centrifuga ii furnizeaza energia solicitata.

Rezultatele asemanatoare s-ar putea obtine in situatia modificarii gradului de obturare al robinetului de pe conducta de aspiratie, acest procedeu insa nu este recomandat pentru pompele centrifuge de proces intrucat poate conduce la aparitia fenomenului de cavitatie.

Reglarea parametrilor functionali ai pompelor centrifuge prin modificarea diametrului D₂ prin strunjire a rotorului se justifica in situatiile cand se modifica parametrii de lucru ai procesului tehnologic iar perioada de lucru in noile conditii este de lunga durata.

La strunjirea diametrului exterior trebuie avut in vedere urmatoarele constatari ale cercetarilor experimentale: randamentul pompei se reduce cu 1% pentru fiecare 10% strunjire a diametrului exterior, la rotoarele a caror turatie specifica este ns=(60

La o strunjire mai mare a diametrului exterior reducerea randamentului hidraulic al pompei inregistreaza scaderi importante, iar reglarea parametrilor functionali prin aceasta metoda nu este rationala.

O alta metoda de reglare a parametrilor functionali este aceea de obturare a canalelor rotorice, intalnita in literatura tehnica de specialitate, insa neutilizata in exploatarea pompelor centrifuge, datorita dificultatilor care apar in proiectarea ei.

Uneori in scopul cresterii inaltimii de pompare sau debitului vehiculat, doua sau mai multe pompe centrifuge sunt legate in serie sau in paralel in functie de cerintele procesului tehnologic.

La cuplarea a doua sau mai multe pompe centrifuge pentru functionarea in serie sau in paralel este necesara examinarea prealabila a caracteristicilor interne si a celei externe pentru cuplarea corecta a acesteia.

7. Asigurarea functionarii ansamblului in afara fenomenului de cavitatie

In timpul functionarii pompelor centrifuge, lichidul din conducta de aspiratie se afla supus la o presiune scazuta, care atinge valoarea minima in punctele de viteza mare.

Lichidele reale se deosebesc de lichidele ideale nu numai pri vascozitate, deci aparitia tensiunilor tangentiale, ci si prin faptul ca ele pot sa se evapore si sa inghete.

In cazul scaderii presiunii in curentul de lichid, pana la valoarea elasticitatii aburului, lichidul incepe sa treaca la starea de abur, in canalele rotorului apare o curgere mixta, compusa din curgerea de trecere si curgerea de vartej, in acest caz va avea loc de asemenea o intensa dizolvare in lichid a gazelor.

La scaderea presiunii in interiorul curentului de lichid sub limita de saturatie a vaporilor, corespunde temperaturii lui, apar in lichid goluri, din cauza vaporizarii. In aceste goluri patrund vaporii de apa sau gazele degajate din lichid, producandu-se cavitatia. Odata cu aparitia cavitatiei si cu formarea amestecului de vapori si particule de lichid, regimul functional al pompei devine anormal, randamentul scade, functionarea devine neuniforma si cu zgomote.

Momentul aparitiei cavitatiei depinde de mai multi factori, printre care, tensiunea vaporilor la temperatura data in functie de compozitia lichidului, inaltimea de aspiratie, schema instalatiei, temperatura de lucru, viteza de curgere a lichidului, prelucrarea suprafetelor interioare, etc.

Cauzele aparitiei cavitatiei in rotorul sau in corpul pompelor centrifuge sunt urmatoarele:

inaltimi mari de aspiratie;

presiuni atmosferice joase;

temperaturi inalte ale lichidului de pompat;

constructie defectuasa a palelor sau conditii nefavorabile de intrare in rotor reducerea ariei suprafetei sectiunii de intrare in rotor ca urmare a grosimii palelor;

vartejuri mari care provoaca desprinderea stratului limita de peretii rotorului;

viteza relativa ridicata a curentului de lichid in canalele rotorului, datorita cresterii debitului pompei;

cresterea piederilor hidraulice datorita rugozitatii suprafetei canalelor;

Schimbarea directiei de miscare a lichidului in spatiul de aspiratie al pompei;,

Ditributia neuniforma a vitezei si presiunii produsa de fortele centrifuge si de turbionare;

Scaderea presiunii pe partea posterioara a palelor datorita nesimetriei formei hidrodinamice a acesteia, etc.

Reducerea presiunii absolute a lichidului pana la presiunea de vaporizare poate avea loc in tot sistemul sau numai local, putand avea loc fara modificarea presiunii medii.

Scaderea presiunii in tot sistemul poate avea loc datorita urmatoarelor cauze:

Cresterea inaltimii geodezice a aspiratiei pompelor centrifuge;

Reducerea presiunii atmosferice, datorita cresterii altitudinii;

Reducerea presiunii absolute in sistem;

Cresterea temperaturii lichidului pompat, avand acelasi efect ca si in cazul reducerii presiunii absolute in sistem.

Datorita cavitatiei, pot apare urmatoarele fenomene:

Prin formarea golurilor curgerea se reduce din cauza gatuirii sectiunii de trecere a lichidului, rezultand o scadere apreciabila a debitului, presiunii, randamentului hidraulic deci a puterii utile a pompei;

Intreruperea totala a debitului, ca urmare a intreruperii curntului;

Zgomote, vibratii, socuri si distrugerea diverselor piese ale pompei;

Distrugerea mecanica a suprafetei dure.

Cavitatia se poate identifica usor dupa zgomotul caracteristic si dupa trepidatiile agregatului de pompare, insotite de scaderea brusca a debitului, presiunii, a puterii si a randamentului pompei.

Parametreul energetic de aspiratie H_Na (m) cunoscut sub denumirea de inaltime neta pozitiva la aspiratie este insotit de calificativul "disponibil" cand se refera la parametrii exteriori ai pompei si "necesar" cand se refera la conditiile de functionare ale pompei.

Parametreul (H_Na)_disp potrivit celor mentionate reprezinta suprasarcina exterioara raportata la presiunea de vaporuzare, disponibila in sectiunea de intrare in pompa. Acest nivel energetic posedat de lichid trebuie sa acopere caderile de presiune din interiorul pompei, de la intrare pana in punctul de presiune minima.

Aceste consumuri de energie in interiorul pompei sunt exprimate de (H_Na)_nec si se datoreaza variatiilor de viteza, respectiv a acceleratiilor din sectiunea de intrare pana in sectiunea unde presiunea atinge valoarea minima.

, unde

P_b - presiunea barometrica de la locul de montere

P_v - presiunea de vaporizare a lichidului

h_h - consumul de energie pentru invingerea frecarii dintre fluid si peretii conductei de aspiratie si datorita schimbarilor de directie si sectiune.

H_og=Z₀·Z₈ - inaltimea geodezica

Pentru apa la temperatura t=30⁰: mP_v=0.5m·1000·9.81=4905N/m²

P_v=0.04905·10⁵ N/m²

m

m

consumul de energie din interiorul pompei.

K=0.65

d_b - diametrul butucului; d_b = 72mm.

S=2.4 - pentru pompe radial axiale

m<m

8. Masuri de exploatare pentru evitatarea cavitatiei

Pompele trebuie montate pe cat posibil, intr-un loc cu altitudinea cat mai mica, conducta de aspiratie trebuie bine etansata, pentru a evita intrarea aerului. Rezistentele la curgerea in conducta de aspiratie trebuie reduse la minimum. Se utilizeaza deci conducte cu diametrul si lungime mica, evitand coturile pronuntate in special cele plasate in plane diferite. Trebuie sa se adopte o viteza de curgere de 1-2 m/s. Valori mai mici decat 0.8 m/s nu sunt indicate din cauza pericolului ruginirii conductei.

Viteza la intrarea in pompa fiind mai mare, rezulta ca diametrul de intrare este mai mic decat diametrul conductei de aspiratie. Trecerea de la o sectiune mai mica se face printr-o piesa de legatura nesimetrica. Nu se poate utiliza o piesa de legatura simetrica din cauza formarii unei pungi de aer la partea superioara care stranguleaza suprafata sectiunii normale la intrarea in pompa si poate duce la intreruperea coloanei de lichid.

In cazul pompelor cu mai multe rotoare, conditiile aspiratiei depind de primul rotor. Din aceasta cauza, pentru imbunatatirea proprietatilor de aspiratie ale pompei, unele fabrici construiesc primul rotor diferit de celelalte si anume: reduc viteza de intrare a lichidului in rotor, majorand diametrul de aspiratie D₁ si latimea b₁, uneori este redus si diametrul rotorului.

In general, conducta de aspiratie trebuie sa fie verticala si cat mai scurta. Portiunile orizontale se monteaza cu o inclinare de cel putin 2 cm la metru pentru a evita pungile de aer.

Daca nu se poate evita trecerea unei conducte de aspiratie peste un punct mai inalt, trebuie introdus un dispozitiv de evacuare a aerului.

9. Exploatarea pompelor centrifuge

Cu ajutorul pompelor se pompeaza petrolul brut in schele petroliere din rezervoarele parcurilor separatoare la statia centrala de pompare. De asemenea aceste pompe se folosesc si pentru transportul intern al petrolului in statiile de dezbenzinare si dezemulsionare.

Pentru aceasta se amenajeaza statii de pompare, ce difera intre ele prin numarul de pompe si debitul unei pompe, precum si prin dimensiunile de ansamblu ale cladirii.

Pentru aceste agregate nu se construiesc cladiri speciale, ele putand fi amenajate in baraci metalice pentru protejarea lor de intemperiile atmosferice.

Alegerea pompelor precum si numarul acestora se face in functie de debitul de lichid ce trebuie pompat, de vascozitatea acestuia, de numarul de ore ce trebuie sa functioneze in 24 de ore, precum si de sistemul de actionare a motoarelor.

O larga utilizare in schelele petroliere o au pompele centrifuge ca fiind cele mai economice si avand o exploatare foarte comoda si simpla. Insa domeniul lor de utilizare este foarte limitat deoarece randamentul hidraulic al pompelor centrifuge scade brusc cu cresterea vascozitatii.

De obicei se foloseste motor electric pentru actionare iar in cazul cand lipseste energia electrica se poate folosi motor cu ardere interna sau masina cu abur.

Statia de pompare se amplaseaza astfel incat sa se asigure curgerea libera a lichidului din rezervoare la pompe.

Aceasta este foarte important pentru pompele centrifuge, pornirea carora neputandu-se face decat daca sunt complet pline si daca conducta de aspiratie este ermetica.