Masini hidraulice navale 1.

Generalitati

2 Pompe volumice 2.1 Pompa cu piston 2.2 Pompe cu pistoane radiale 2.3 Pompe cu palete 2.4 Pompe cu pistoane axiale 2.5 Pompe cu roţi dinţate 2.6 Alte tipuri de pompe volumice 2.7 Caracteristicile pompelor volumice 2.8 Ejectoare

3 Turbopompe 3.1 Construcţie şi clasificare 3.2 Teoria turbo-pompelor 3.3 Funcţionarea turbo-pompelor în reţea 3.4 Legarea în serie şi în paralel a pompelor centrifuge 3.5 Aspiraţia pompelor centrifuge 3.6 Pompe axiale

4 Motoare hidraulice volumice şi turbine 4.1 Cilindri hidraulici 4.2 Motoare cu pistoane radiale 4.3 Motoare cu palete 4.4 Motoare cu pistoane axiale 4.5 Motoare rotative oscilante 4.6 Turbine

5 Maşini pneumatice 5.1 Generatoare pneumatice volumice 5.2 Generatoare pneumodinamice 5.3 Pompe de vid 5.4 Motoare pneumatice

6 Aparatură de comandă, control şi auxiliară 6.1 Aparatură de comandă şi control 6.2 Aparatură auxiliară

7 Aparatură de măsură 7.1 Aparate pentru determinarea proprietăţilor fizice ale fluidelor

7.2 Aparate de măsură a nivelului lichidelor 7.3 Aparate de măsură a presiunilor 7.4 Aparate de măsură a vitezelor 7.5 Măsurarea debitelor

Teste grila

Pompe şi compresoare

1. Înălţimea maximă de aspiratie a unei pompe centrifuge nu depinde de: a. presiunea barometrică; b. presiunea de vaporizare a fluidului vehiculat; c. puterea pompei; d. pierderile hidraulice pe conductă.

R: c 2. Turbotransmisia Fotinger este un sistem hidropneumatic de tip:

a. hidrostatic; b. hidrodinamic; c. sonic; d. manual.

R: b 3. Termenul care lipseşte în relaţia debitului pompelor cu pistoane radiale

60

24

2 nedQmedπ

= este :

a. ω ; b. z; c. ϕ ; d. ρ . R: b 4. Una din urmatoarele pompe nu este volumică:

e. pompa cu şurub; b. pompa cu membrană; c. pompa cu roti dinţate; d. pompa axială.

R: d 5. La pompele centrifuge unghiul 2β reprezintă: a. unghiul dintre v2 şi u2 ; b. unghiul dintre w2 şi u2 ;

a. suplementul unghiului dintre v2 şi u2 ; d. suplementul unghiului dintre w2 şi u2.

R: d

6. Deosebirea dintre suflante şi compresoare consta în faptul că: a. suflantele nu au răcire între treptele de compresie; b. la suflante gazul poate fi considerat incompresibil; c. la suflante gazul este considerat fluid uşor; d. suflantele au gradul de compresie mai mare decît 1,1.

R: a

7. ∞tY reprezină: a. sarcina teoretică; b. presiunea teoretică; c. energia specifică teoretică;

d. puterea teoretică. R: c

8. Deosebirea fundamentală între ventilatoarele centrifuge şi cele axiale constă în faptul că:

a. la cele centrifuge 01 90>β , iar la cele axiale 1β <900;

b. la cele centrifuge 12 uu > , iar la cele axiale 12 uu = ;

c. la cele centrifuge 111 wuv += , iar la cele axiale 111 wuv +≠ ; d. la cele centrifuge 0

1 90=α , iar la cele axiale 01 90≠α .

R: b

9. Principiul pompei de vid cu inel lichid este cel al unei pompe: a. axiale; b. centrifuge; c. cu canal lateral; d. volumice.

R: d

10. În ecuaţia care descrie comportarea dinamică a unui cilindru pneumatic

∑−−−+−−−= firat FFdtdxCkxFSpSpSp

dtxdm 00022112

2

)( termenul Fa0

reprezintă: a. suma forţelor de frecare; b. forţa iniţială din arc; c. forţa de presiune;

d. forţa de rezistenţă. R: b

11. La maşinile pneumatice tconsp tan=ρ

caracterizează un proces:

a. izoterm; b. adiabat; c. politrop; d. izobar. R: a 12. Lucrul mecanic specific total este egal cu lucrul mecanic al comprimării la

compresorul cu piston ideal a cărui comprimare este: a. izotermă; b. adiabată; c. politropă; d. izobară.

R: a 13. Cilindrul final al unui compresor volumic cu mai multe trepte de compresie

are, faţă de primul cilindru (în care se face admisia), un volum: a. mai mare; b. mai mic; c. egal; d. mai mare sau mai mic.

R: b

14. La o pompă cu pistoane axiale se notează: r1 – raza cercului pe care sunt dispuse articulaţiile sferice ale bielelor pe discul înclinabil; r2 – raza cercului pe care sunt dispuşi cilindrii în bloc: α - unghiul de inclinare al discului. Cursa pistoanelor va fi: a. αsin1rh = ; b. αsin2rh = ; c. αsin2 1rh = ; d. αsin2 2rh = .

R: c

15. Sarcina teoretică a unei turbopompe gvu

H uT

22=∞ când:

a. 01 90=α ; b. 0

2 90=α ; c. 01 =α ; d. .02 =α R: a 16. Prin ajutajul 1 al ejectorului din fig. 2.1 intră:

a. fluidul de pompat; b. fluidul motor; c. amestecul aer-apă; d. amestecul abur-apă.

R: b

Fig.2.1 17. Puterea utilă a ejectorului se obţine din relaţia (fig.2.2):

a. ∫

+=

2

1

2

2dQpvPu ρ ; b. ∫

+=

2

1

2

2dQp

gvPu ; c. ∫

+=

2

1

2

2dQpvPu ;

d. ∫

+=

2

1

2

2dQp

gvPuρ .

R: a

Fig. 2.2

18. Fig. 2.3 reprezintă o:

a. pompă axială; b. pompă cu pistoane axiale; c. pompă cu pistoane radiale cu aspiraţie exterioară; d. pompă cu pistoane radiale cu aspiraţie interioară.

R: c

Fig. 2.3

19. Momentul rezistent al unui piston dintr-o pompă axială este dat de expresia (fig.2.4): a. ϕα sinsin 1rF : b. 1Tr ; c. 1Nr ; d. ρF .

R: a

Fig.2.4

20. La o pompă cu roţi dinţate, aspiraţia se crează la: a. intrarea dinţilor în angranare; b. ieşirea dinţilor din angrenare; c.

depinde de tipul angrenării (exterioară sau interioară); d. depinde de profilul danturii.

R: b

21. The name of the component no.2 (fig. 2.5) is: a. crown; b. ring; c. blade; d. stator.

R: b

Fig. 2.5 22. The specific rotation of the centrifugal pump with normal rotor is:

a. higher then the specific rotation of the axial pump; b. equal with the specific rotation of the axial pump; c. lower then the specific rotation of the axial pump; d. higher or lower then the specific rotation of the axial pump.

R: c 23. The other name of the specific rotation is:

a. characteristic rotation; b. kinematic rapidity; c. dynamic rapidity; d. characteristic number.

R: c 24. u1 is:

a. the relative inlet velocitie; b. the relative outlet velocitie; c. the peripheral velocitie due to the rotation on the circle with radius R1; d. the peripheral velocitie due to the rotation on the circle with radius R2.

R: c 25. w1 is:

a. the relative inlet velocitie; b. the relative outlet velocitie; c. the peripheral velocitie due to the rotation on the circle with radius R1; d. the peripheral velocitie due to the rotation on the circle with radius R2.

R: a

26. The fundamental equation of turbo machine can be written in the form: a.

12 12 uut vuvuH −=∞ ;

b. gvv

guu

gwwH t 222

21

22

21

22

22

21 −

+−

+−

=∞ ;

c. ∞∞ = tt gYH ; d. ( )

12 12 uut vuvugH −=∞ . R: b

27. The fundamental equation of turbo machine can be written in the form: a.

12 12 uut vuvuH −=∞ ;

b. gvv

guu

gwwH t 222

21

22

21

22

21

22 −

+−

+−

=∞ ;

c. ( )12 12 uut vuvugH −=∞ ;

d. 12 12 uut vuvuY −=∞ .

R: d

28. The term Hs founded in the expression of network characteristic, 2QKHH rs += , is:

a. static pressure; b. static energy; c. static load; d. specific energy. R: c

29. We prefer centrifugal pumps with: a. 0

2 90>β ; b. 02 90=β ; c. 0

2 90<β ; d. 02 120=β .

R: c

30. In series-conection of centrifugal pumps we’ll have: a. 21 QQQc += ; b. 21 HHH c += ; c. 1HH c = ; d. 2HH c = .

R: b

31. Energia specifică a unei pompe axiale este invers proporţională cu: a. viteza medie la infinit ∞w ; b. viteza periferică u; c. pasul elicei t; d. coarda profilului palei elicei l.

R: c 32. La legarea în paralel a unor pompe centrifuge vom avea: a. 21 QQQc += ; b. 21 HHH c += ; c. 1HH c = ; d. 2HH c = . R: a 33. Din punct de vedere al pulsaţiei debitului:

a. sunt mai convenabile pompele cu număr par de pistoane; b. sunt mai convenabile pompele cu număr impar de pistoane; c. nu are importanţă numărul de pistoane; d. sunt mai convenabile pompele cu pistoane axiale decât cele cu

pistoane radiale. R: b 34. Inălţimea de aspiraţie a pompelor centrifuge nu este diminuată de creşterea:

a. altitudinii; b. temperaturii fluidului; c. lungimii conductei de aspiraţie; d. presiunii atmosferice.

R: d 35. Momentul total de torsiune al unei pompe cu pistoane radiale nu depinde de:

a. excentricitatea pompei; b. unghiul de poziţie al pistoanelor; c. viteza unghiulară; d. forţa tangenţială T.

R: c 36. Pulsaţia debitului unei pompe cu pistoane radiale având un număr de 2k+1

pistoane: a. este mai mare atunci când avem k pistoane refulante; b. este mai mare atunci când avem k+1 pistoane refulante; c. nu depinde de numărul par sau impar de pistoane refulante; d. depinde de viteza unghiulară.

R: c 37. Pulsaţia debitului unei pompe cu pistoane radiale depinde de:

a. numărul de pistoane; b. viteza unghiulară; c. diametrul pistoanelor; d. unghiul γ dintre pistoane.

R: a 38. In fig. 2.6 , reperul 1 reprezintă:

a. aparatul redresor; b. aparatul director; c. elicea; d. presetupa. R: b 39. In fig. 2.6 , reperul 3 reprezintă:

a. aparatul redresor; b. aparatul director; c. elicea; d. presetupa. R. a

Fig.2.6 40. In diagrama teoretică a compresorului cu piston real, cu două trepte de compresie, din fig. 2.7, 3-4 reprezintă:

a. aspiraţia izobară; b. răcirea izobară; c. destinderea; d. compresia adiabată.

R: b 41. The expression of the instantaneous flow for a piston pump is:

a.

+= γγπ 2sin

2sin

4

2

lrrDQ ;

b.

+= γγωπ 2sin

2sin

4

2

lrDQ ;

c.

+= γγωπ 2sin

2sin

4

2

lrrDQ ;

d.

+= γγπ 2sin

2sin

4

2

lrDQ .

R: c 42. Pumps with sprocket wheels are classified by the profile of sprockets:

a. straight or slanting; b. evolventic or cycloidal; c. external or internal; d. low, medium or high.

R: b 43. Pumps with sprocket wheels are classified by the type of gear:

a. straight or slanting; b. evolventic or cycloidal; c. external or internal; d. low, medium or high.

R: c 44. Pumps with sprocket wheels are classified by the sprocket position:

a. straight or slanting; b. evolventic or cycloidal; c. external or internal; d. low, medium or high.

R:a

45. Pumps with screw are classified by the shape of the thread:

a. rectangular, trapezoidal, cycloidal; b. straight, slanting; c. external, internal; d. low, high.

R: a 46. Pumps with screw are classified by the number of rotors:

a. one, two or more; b. two or more; c. single or multiple; d. single, odd, even.

R: b 47. The theoretical maximum suction height of centrifugal pumps is for water:

a. 1 bar; b. 760 mm; c. 10,33m; d. 105 N/m2. R: c 48. The suction height of centrifugal pumps cannot be:

a. negative; b. positive; c. more then 1m; d. more then 10,33m. R: d 49. The name of the component no.4 (fig. 2.5) is:

a.crown; b. ring; c. blade; d. stator. R: a 50. The name of the component no.9 (fig. 2.5) is:

a.crown; b. ring; c. diffuser; d. stator. R: c

51. In the relation ∑=

=j

iii edQ

1

2

sin4

ϕπ , used to calculate the

instantaneous flow of a pumps with radial pistons, is missing: a. ω ; b. v; c. z; d. ρ . R. a