Từ mục 4.2.2 đã xác định được momen do áp suất trong buồng đẩy tác động lên hai rôto của máy. Momen do áp suất trong buồng đẩy tác động lên hai rôto chính là momen gây cản trở chuyển động quay của rôto, do đó để máy hoạt động được thì cần cấp cho trục dẫn động một giá trị momen lớn hơn giá trị momen lớn nhất do áp suất trong buồng đẩy tác động lên hai rôto. Nếu gọi là tốc độ quay của trục dẫn động, khi đó công suất cần cấp cho máy được xác định:
M
P (4.12) Trong đó: M là momen cần cấp cho trục dẫn động có giá trị lớn hơn momen do áp suất trong buồng đẩy tác động lên hai rôto (Nm) và là tốc độ quay của trục dẫn động (rad/s).
Từ công thức (4.12) nếu lấy giá trị momen lớn nhất tác động lên rôto được xác định ở ví dụ 4.2 là Mmax = 3,21 Nm, xét máy hoạt động ở tốc độ là n = 1500
vòng/phút thì ta xác định được công suất cần cấp là: 2 , 504 60 2 1500 21 , 3 P (W) Ví dụ 4.3
Xét một máy thủy lực thể tích kiểu Lobe rôto có bốn răng với các kích thước thiết kế a = 73,9178 mm, b = 37,0822 mm, r = 7,2911 mm được cho ở ví
0 30 60 90 120 150 180 -2,5 -2,0 -1,5 -1,0 -0,5 0 0,5 [0] M2 [ Nm ]
97 dụ 4.1. cửa đẩy của máy được nối với bình nén. Giả thiết bình nén được đặt áp suất lớn nhất lần lượt là pmax = [2 10] atm. Trục dẫn động của máy hoạt động ở các dải tốc độ n = [250 3000]. Từ các biểu thức xác định momen tác động lên rôto và công suất cần thiết cung cấp cho máy, Hình 4.10 dưới đây thể hiện mối quan hệ giữa các thông số áp suất bình nén, tốc độ quay của trục dẫn động và công suất của máy. Giả thiết kích thước các khe hở trong máy với khe hở cạnh rôto K = 0,07 mm, khe hở hướng kính R = 0,07 mm và khe hở mặt đầu B = 0,11 mm, các kích thước khe hở này sẽ cho tổn thất lưu lượng là nhỏ nhất như được trình bày ở chương 3.
Hình 4.10 Đồ thị thể hiện mối quan hệ giữa các thông số áp suất, công suất và tốc độ quay của trục dẫn động của máy
Từ Hình 4.10 nhận thấy nếu cùng một giá trị áp suất khi tốc độ quay của trục dẫn động tăng dần từ 250 vòng/phút đến 3000 vòng/phút thì công suất cần thiết cũng tăng dần, tương tự nếu cùng một tốc độ quay của trục dẫn động khi áp suất tăng thì công suất cần thiết cũng tăng dần. Xét ở trường hợp tốc độ quay của trục dẫn động là n = 250 vòng/phút, với áp suất lớn nhất của bình nén là p = 2
atm thì công suất cần thiết là P = 42 W còn với áp suất lớn nhất của bình nén là p = 10 atm thì công suất cần thiết là P = 205 W. Xét ở trường hợp tốc độ quay của trục dẫn động là n = 3000 vòng/phút, với áp suất lớn nhất của bình nén là p = 2
atm thì công suất cần thiết là P = 500 W còn với áp suất lớn nhất của bình nén là
p = 10 atm thì công suất cần thiết là P = 2500 W.
KẾT LUẬN CHƯƠNG 4
Từ những trình bày ở trên, chương 4 của luận văn đã đạt được một số kết quả sau:
(1) Xây dựng biểu thức xác định áp lực do lưu chất trong buồng đẩy tác động lên bề mặt làm việc của rôto.
2 3 4 5 6 7 8 9 10 0 500 1000 1500 2000 2500 p [atm] P [ W] n=250 v/p n=500 v/p n=750 v/p n=1000 v/p n=1250 v/p n=1500 v/p n=1750 v/p n=2000 v/p n=2500 v/p n=3000 v/p
98
(2) Xây dựng biểu thức xác định momen do lưu chất trong buồng đẩy tác động lên bề mặt làm việc của rôto. Đây là momen cản trở chuyển động quay của rôto, do đó xác định được momen cần thiết cung cấp cho trục dẫn động để máy đáp ứng được yêu cầu.
99
KẾT LUẬN Kết luận
Máy thủy lực thể tích xyclôít ăn khớp ngoài luôn là một chủ đề được nhiều nhà khoa học trên thế giới quan tâm nhằm nghiên cứu hoàn thiện lý thuyết thiết kế, cải tiến, phát triển nhằm đáp ứng các yêu cầu của thực tiễn. Để góp phần vào quá trình nghiên cứu hoàn thiện cũng như cải tiến nhằm đáp ứng các yêu cầu của thực tiễn, luận văn đã giải quyết một số vấn đề sau:
1. Từ quá trình tổng hợp, phân tích và đánh giá các kết quả nghiên cứu về máy thủy lực thể tích xyclôít ăn khớp ngoài ở trong và ngoài nước, luận văn đã đề ra các mục tiêu và các vấn đề cần giải quyết cụ thể. Các nội dung nghiên cứu trong luận văn bám sát với mục tiêu và tên đề tài của luận văn đã đề ra.
2. Đưa ra một thiết kế mới của máy thủy lực thể tích xyclôít ăn khớp ngoài kiểu Lobe với rôto có bốn răng. Đây là một thiết kế hoàn toàn khác so với các thiết kế đã có trước đó với hai rôto có biên dạng hoàn toàn khác nhau. Đối với thiết kế mới này để có lưu lượng lớn nhất và kích thước nhỏ nhất thì nên chọn tham số = 0,5 cụ thể ở phương án thiết kế = 0,5 cho lưu lượng trung bình của máy lớn hơn 32,07% và khoảng cách trục giảm 21,48% so với phương án thiết kế truyền thống = 1,0 (đường lăn là đường tròn).
3. Xác định tổn thất lưu lượng và áp suất của máy thủy lực thể tích kiểu Lobe do ba loại khe hở gây ra (khe hở hướng kính, khe hở cạnh rôto và khe hở mặt đầu) với lưu chất là chất khí: (i) Trường hợp chỉ xét ảnh hưởng của một loại khe hở đến tổn thất lưu lượng và áp suất của máy thì đối với khe hở hướng kính R = [0,070,15] mm thì tổn thất lưu lượng nằm trong khoảng Qtổn_thất = [3,607,72] %, đối với khe hở cạnh rôto K = [0,070,17] mm thì tổn thất lưu lượng nằm trong khoảng Qtổn_thất = [1,804,38] %, đối với khe hở mặt đầu B = [0,110,15] mm thì tổn thất lưu lượng nằm trong khoảng Qtổn_thất = [4,285,83] %; (ii) Trường hợp xét ảnh hưởng của cả ba loại khe hở đến tổn thất lưu lượng và áp suất thì tổn thất lưu lượng nhỏ nhất là Qtổn_thất =10,193% tại các kích thước khe hở K
= 0,09 mm, R = 0,07 mm, B = 0,11 mm còn tổn thất lưu lượng lớn nhất là Qtổn_thất= 17,909% tại các kích thước khe hở K = 0,17 mm, R = 0,15 mm, B = 0,15 mm; (iii) Để tổn thất lưu lượng của máy nhỏ hơn 15% thì nên lựa chọn phương pháp gia công và dung sai lắp ghép sao cho các kích
100
thước khe hở nằm trong khoảng sau: K = [0,13 0,17] mm, R = [0,07
0,11] mm, B = [0,11 0,15] mm; K = 0,09 mm, R = [0,07 0,15] mm, B = [0,11 0,15] mm.
4. Xác định tổn thất lưu lượng và áp suất của máy thủy lực thể tích xyclôít do ba loại khe hở gây ra (khe hở hướng kính, khe hở cạnh rôto và khe hở mặt đầu) với lưu chất là dầu: (i) Trường hợp chỉ có khe hở hướng kính, khi kích thước khe hở tăng thì tổn thất lưu lượng và áp suất tăng lên, với kích thước khe hở hướng kính R = [0,070,15] mm thì tổn thất lưu lượng và áp suất lần lượt nằm trong khoảng Qtổn thất = [0,9281,099]%, Ptổn thất = [0,4390,751]%; (ii) Trường hợp chỉ có khe hở cạnh rôto, khi kích thước khe hở tăng thì tổn thất lưu lượng và áp suất tăng lên, với kích thước khe hở cạnh rôto K = [0,090,17] mm thì tổn thất lưu lượng và áp suất lần lượt nằm trong khoảng Qtổn thất = [0,5210,955]%, Ptổn thất = [0,1690,541]%; (iii) Trường hợp chỉ có khe hở mặt đầu, khi kích thước khe hở tăng thì tổn thất lưu lượng và áp suất tăng lên, với kích thước khe hở mặt đầu B = [0,110,15] mm thì tổn thất lưu lượng và áp suất lần lượt nằm trong khoảng Qtổn thất = [1,0873,750]%, Ptổn thất = [0,3410,824]%. 5. Xây dựng biểu thức xác định áp lực và momen do lưu chất trong buồng
đẩy của máy thủy lực thể tích xyclôít tác động lên hai rôto của máy qua đó xác định được công suất cung cấp cần thiết cho máy.
Hướng phát triển của luận văn trong tương lai
Các vấn đề nghiên cứu cũng như giải quyết của luận văn mới chỉ giải quyết một số vấn đề còn rất hẹp trong lĩnh vực về máy thủy lực thể tích xyclôít ăn khớp ngoài, chính vì vậy luận văn đề xuất những ý tưởng để tiếp tục nghiên cứu cải tiến và hoàn thiện lý thuyết thiết kế đó là:
1. Nghiên cứu về ứng suất cũng như biến dạng của rôto dưới tác dụng của tải làm việc
2. Quá trình truyền nhiệt giữa các chi tiết trong máy cũng như giữa máy với môi trường bên ngoài.
3. Nghiên cứu về độ ồn và giải pháp giảm tiếng ồn do máy phát ra trong quá trình làm việc.
101
DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH ĐÃ CÔNG BỐ CỦA LUẬN VĂN
1. Tran Ngoc Tien, Nguyen Hong Thai, Nguyen Duy Long (2019), “Effects of head and rotor clearances on leakage of flow rate and pressure in a novel non-contact rotor blower”, Vietnam Journal of Science and Technology, 57(4A), pp. 125-140.
2. Nguyen Hong Thai, Nguyen Duy Long (2021), “A new design of the Lobe pump is based on the meshing principle of elliptical gear pairs”, Science and Technology Development Journal Engineering and Technology, 4(2), pp. 861-871.
3. Nguyễn Hồng Thái, Nguyễn Duy Long, Nguyễn Việt Anh, Nguyễn Thế Mịch (2021), “Ảnh hưởng của thông số thiết kế đặc trưng đến ổn định dòng chảy của bơm Lobe rôto có bốn răng”, Hội nghị khoa học toàn quốc về máy thủy khí và hệ thống tự động hóa 2021, pp. 76-87.
4. Nguyễn Hồng Thái, Trần Ngọc Tiến, Nguyễn Duy Long, Nguyễn Thế Mịch (2021), “Tối ưu góc lệch pha rôto khi ghép song song hai bơm Roots để cải thiện dao động lưu lượng”, Hội nghị khoa học toàn quốc về máy thủy khí và hệ thống tự động hóa 2021, pp. 372-383.
5. Nguyễn Duy Long, Nguyễn Hồng Thái, Trương Công Giang (2021), “Ảnh hưởng của hệ số thiết kế biên dạng rôto đến kích thước và chất lượng làm việc của bơm Roots có biên dạng đỉnh rôto là cung tròn”, Hội nghị khoa học toàn quốc Cơ học vật rắn lần thứ XV.
6. Nguyễn Hồng Thái, Nguyễn Duy Long, Lê Thị Ninh (2021), “Ảnh hưởng góc lệch pha đến lưu lượng và áp suất khi ghép song song các bơm Roots: Loại biên dạng đỉnh rôto là cung tròn”, Hội nghị khoa học toàn quốc Cơ học vật rắn lần thứ XV.
7. Nguyen Hong Thai, Trinh Dong Tinh, Nguyen Duy Long (2021), “Studying the influence of geometric design coefficient on flow and pressure of lobe blower by numerical method”, NSCME2021.
102
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] George Jones (1843). “Jones’s gas and air exhauster or blower, Mechanics Magazine”, Vol 39 305-306.
[2] Philander Higley Roots (1860). “Francis Marion Roots, Patent. Rotary blower”. US30157 Patent.
[3] Thwaites, Carbutt (1874), “Roots' blower”, Journal of the Society for Arts, Vol. 22, No. 1129, pp. 757-768.
[4] Wales L. Palmer, Israel W. Knox (1875), “Improvement in rotary pressure blowers”, Patent US166295A.
[5] Arvid Linde (2011), "Preston tucker and others: tales of brilliant automotive innovators and innovations", Veloce Publishing.
[6] G. N. Georgano (1982), “The new encyclopedia of motorcars 1885 to the present”, New York: Dutton, pp. 415.
[7] George E. A. Hallett (1933), “Roots blower”, Patent US2014932A.
[8] Robert P. Mcculloch, John L. Ryde (1948), “Interengaging impeller rotary positive displacement blower”, Patent US2448901A.
[9] F.L. Litvin, “Theory of Gearing (in Russian)”, 1st edition in 1960, 2nd edition in 1968.
[10] Hubrich Christoph (1963), “Rotary piston for a roots blower”, Patent US3105634A.
[11] Forrest O. E. Schultz (1966), “Fluid compressor”, Patent US3275225A. [12] Daniel C. H. Yang, Shih - Hsi Tong (2009), “Lobe pump system and
method of manufacture”, Patent US7553143B2.
[13] Wan Shanglu, Gao Yuxin, Niu Yusheng (1997), “New structure of Roots blower and vacuum pump”, CN2250437Y.
[14] Matthew G. Swartzlander (2014), “Optimized helix angle rotors for Roots- style supercharger”, Patent US8632324B2.
[15] Nguyen Hong Thai, Tran Ngoc Tien (2019), “A novel design of the Roots blower”, Vietnam journal of Science and Technology 57 (2), pp. 249-260.
103 [16]G. C. Mimmi, P.E. Pennacchi (1999), “Analytical model of a particular type of positive displacement blower”, Proc. Inst. Mech. Eng. C. J. Mech. Eng. Sci., Vol. 213 (5).
[17]D.C.H. Yang, S.H. Tong, J. Lin (1999), “Deviation-function based pitch curve modification for conjugate pair design”, Transactions of ASME Journal of Mechanical Design, Vol. 121 (4), pp. 579-586.
[18]Z. F. Huang, Z. X. Liu (2009), “Numerical study of a positive displacement blower”, Proc. Inst. Mech. Eng. C J. Mech. Eng. Sci., Vol. 223 (10), pp. 2309–2316.
[19]S. Mcdougald., B. W. Imrie, B. N. Cole (1974), “An investigation of the volumetric efficiency of a Roots blower”, International Compressor Engineering Conference at Purdue, West Lafayette, pp. 235-242.
[20]J. B. Ritchie, J. Patterson (1968), “Geometry and leakage aspects of involute rotors for the Roots blower”, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Volume 183 (1), pp. 707-724.
[21]K. Kubota (1936), “Design of impellers of Roots blowers”, Trans. Japan Soc. Mech. Engrs, Vol. 2 (7), pp. 291-303.
[22]Chiu-Fan Hsieh, Yu-Cheng Deng (2015), “A design method for improving the flow characteristics of a multistage Roots pumps”, Vacuum, Volume 121, pp. 217-222.
[23]C.F. Hsieh (2015), “Flow characteristics of Roots pumps with multistage designs by CFD investigation”, Mech. Ind. Vol. 16 (6), pp. 601-611.
[24]T. Costopoulos, A. Kanarachos, E. Pantazis (1988), “Reduction of delivery fluctuation and optimum tooth profile of spur fear rotary pumps”, Mechanism and Machine Theory, Vol. 23(2), pp. 141-146.
[25]Nguyễn Xuân Lạc (1970), “Nguyên lý máy chuyên nghiệp”, Nhà xuất bản Đại học Bách Khoa Hà Nội.
[26]Nguyễn Hồng Thái, Nguyễn Tiến Dũng, Vương Văn Thanh (2006), “Phần mềm mô phỏng hình động học bơm Root”, Tạp chí khoa học & Công nghệ sáu trường Đại học kĩ thuật, Số 55, pp. 53-55.
[27]Nguyễn Hồng Thái (2003), ”Xây dựng phầm mềm tự động hoá thiết kế, chế tạo bơm Root”, Đề tài cấp trường, Mã số: T2003-65.
104
[28] Trịnh Đồng Tính (2006), “Nghiên cứu chế tạo bơm Root biên dạng Cycloyd phục vụ nuôi trồng thủy sản”, Đề tài cấp Bộ, Mã số B2006-01-19.
[29] Nguyen Hong Thai, Nguyen Thanh Trung (2015), “Establishing formulas for design of Roots pump geometrical parameters with given specific flow rate”, Journal of Science and Technology, Volume 53 (4), pp. 533-542. [30] Nguyen Hong Thai, Tran Ngoc Tien, Phan Tien Dung (2018), “Influence of
the designing parameters on flow fluctuation and pressure of the improved roots blower”, International Conference of Fluid Machinery and Automation Systems-ICFMAS2018, pp. 196-203.
[31] Nguyễn Hồng Thái, Trần Ngọc Tiến (2018), “Ảnh hưởng của tham số thiết kế đến hiện tượng trượt biên dạng và lưu lượng của quạt Roots”, Tạp chí phát triển Khoa học và Công nghệ, Đại học Quốc gia thành phố Hồ Chí Minh, Vol. 1(1), pp. 13-19.
[32] Nguyễn Hồng Thái, Trần Ngọc Tiến, Phạm Thiên Toàn (2017), “Về một loại bơm thủy lực thể tích bánh răng ăn khớp ngoài có biên dạng là họ đường cong xyclôít cải tiến”, Hội nghị khoa học cơ học Thủy khí toàn quốc lần thứ 20.
[33] Cao Tiến Khánh (2008), “Nghiên cứu và chế tạo hoàn chỉnh một đầu quạt Roots”, Đề tài cấp Bộ, Bộ Công thương, Mã số 241-08 RD/HĐ-KHCN. [34] Trần Thị Hoàng Thanh (2010), “Nghiên cứu chế tạo toàn bộ phần tĩnh của
quạt Roots”, Đề tài cấp Bộ, Bộ Công thương, Mã số 202- 10 RD/HĐ- KHCN.
[35] Trần Hoàng Thanh (2012), “Nghiên cứu chế tạo thành công quạt Root có thông số Q=8,71 m3/ph; P=0,5 bar; N=15 KW”, Khoa học và Công nghệ, Số 9.
[36] Y. Niimura, R. Kikuta, K. Usui (1990), “Two-Shaft type rotary machine having a tip circle diameter to shaft diameter within a certain range”, Patent US4943214A.
[37] Chiu-Fan Hsieh (2015), “A new curve for application to the rotor profile of rotary lobe pumps”, Mechanism and Machine Theory, Vol. 87, pp. 70-81. [38] Chiu-Fan Hsieh, Yii-Wen Hwang (2008), “Tooth profile of a Roots with a
variable trochoid ratio”, Mathematical and Computer Modelling, Vol. 48, pp. 19-33.
105 [39]G. C. Mimmi, P.E. Pennacchi (2001), “Compression load dynamics in a special helical blower: a modeling improvement”, ASME J. Mech. Des., Vol. 123 (3), pp. 402-407.
[40]X. M. Liu, J. Lu, R. H. Gao, G. Xi (2013), “Numerical investigation of the aerodynamic performance affected by spiral inlet and outlet in a positive displacement blower [J]”, Chinese Journal of Mechanical Engineering, vol. 26(5), pp. 957-966.
[41]Cai Ying-jie, Yao Li-gang, Du Bei-jiang (2016), “Modelling and verification of a new Roots blower profile based on analysis of performance of different leaf contour”, Chongqing Univ. Eng. Ed. [ISSN 1671-8224], Vol. 15(3), pp. 95-102.
[42]Ligang Yao, Zhonghe Ye, Jian S. Dai, Haiyi Cai (2005), “Geometric analysis and tooth profiling of a three-lobe helical rotor of the Roots blower”, Journal of Materials Processing Technology, Vol. 170, pp. 259- 267.
[43]Qing Guo, Kan Qin, Daijin Li, Chuang Huang, Kai Luo (2020), “Numerical investigation and performance enhancement of roots pumps operating with gas-liquid mixtures”, Vacuum, Vol 176, 109303.
[44]Shuaihui Sun, Gurharanjit Singh, Ahmed Kovacevic, Christoph Bruecker (2020), “Experimental and Numerical Investigation of Tip Leakage Flows in a Roots Blower”, Design, Vol 4, 3, doi:10.3390/designs4010003.
[45]Yi-Bin Li, Dong-Sheng Guo, Xiao-Bin Li (2018), “Mitigation of radial exciting force of rotary lobe pump by gradually varied gap”, Engineering applications of computational fluid mechanics, Vol.12, No.1, 711–723, doi.org/10.1080/19942060.2018.1517053.
[46]Yaw-Hong Kang, Ha-Hai Vu (2014), “A newly developed rotor profile for lobe pumps: Generation and numerical performance assessment”, Journal of Mechanical Science and Technology, Vol. 28, No. 3, pp. 915-926.
[47]Ashish M. Joshi, David I. Blekhman, James D. Felske, John A. Lordi, Joseph C. Mollendorf (2006), “Clearance analysis and leakage flow cfd model of a two-lobe multi-recompression heater”, Internation Journal of Rotating Machinery, Vol. 2006, pp. 1-10.
[48]Z. S. Spakovszky, I. A. Waitz (2007), “Thermodynamics and propulsion”, Macquarie University, Sydney.
106
[49] Vũ Duy Quang (2006), “Thủy khí động lực ứng dụng”, Nhà xuất bản Xây Dựng, Hà Nội.
[50] https://www.idealvac.com/files/literature/07_Oerlikon_Leybold_Vacuum_C atalog_2010_RUVAC_Roots_Blower_Pumps.pdf
107
TÓM TẮT LUẬN VĂN THẠC SĨ
Đề tài: Ảnh hưởng của khe hở đến áp lực và công suất ở máy thủy lực thể tích