Chương 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MỘT SỐ BỘ PHẬN CHÍNH CỦA MÁY BƠM
2.1. Tính toán thiết kế bánh công tác
2.1.1. Tính toán lựa chọn động cơ dẫn động
- Tính công suất trên trục bơm, theo tài liệu [2]:
N =
c
t H
Q g
. 1000
. .
. (2.1) Trong đó: Qt - lưu lượng tính toán, Qt = (1,02 1,15) Q, chọn Qt = 1,107.Q = 1,107.65 = 72 (m3/giờ) = 0,02 (m3/s);
H = 500 m – cột áp của bơm;
g = 9,81 (m/s2) - gia tốc trọng trường ; c= 0,59 – hiệu suất của máy bơm.
Đơn vị của các thông số:
N Qt H G
kW m3/s m kg/ m3 m/s2
Thay các số ta được:
N =
59 , 0 . 1000
500 . 02 , 0 . 81 , 9 . 3 ,
843 = 140 (kW)
Theo số liệu đầu vào, công suất yêu cầu trên trục của bơm là 132 kW, như vậy là phù hợp.
- Tính công suất trên trục động cơ dẫn động:
Nđc = 1,1.N = 1,1.140 = 154 (kW), chọn động cơ điện có công suất 160 kW, phù hợp với động cơ đã có: loại BAO 22-280M-2T2,5 có công suất 160 kW.
- Số vòng quay đặc trưng, theo tài liệu [1]:
ns = 3/4 1/2
4 / 3 2 / 1
. . . . 65 , 3
y H
i Q n t
(2.2) Trong đó: i = 8 là số bánh công tác
y = 1 là số cửa hút Thay số:
ns = 3/4 1/2
4 / 3 2 / 1
1 . 500
8 . 02 , 0 . 2950 . 65 ,
3 = 69 (v/ph)
Máy bơm có nS = 69 v/ph, cột áp lớn 500 (mH20), theo [2] chọn phương án thiết kế bánh công tác của bơm là theo hướng kính và chia nhiều cấp (phù hợp với máy mẫu là i = 8), nhưng mép vào nghiêng so với trục bơm để đảm bảo phân bố đều vận tốc ở cửa vào.
2.1.2. Tính toán các thông số ở cửa vào bánh công tác
2.1.2.1. Sơ đồ kết cấu bánh công tác và quy ước các kích thước (H.2-1).
d: Đường kính trục bơm nơi lắp bánh công tác.
do: Đường kính moay ơ bánh công tác.
D1: Đường kính tâm mép vào bánh công tác.
D2: Đường kính ngoài bánh công tác.
Ds: Đường kính cửa vào bánh công tác.
b1: Chiều rộng mép vào bánh công tác.
b2: Chiều rộng mép ra bánh công tác.
b2
D2
d0
D1
Ds d
b1 D2
Hình 2-1. Sơ đồ kết cấu bánh công tác
2.1.2.2. Xác định đường kính đầu ra của trục bơm, dr (nơi lắp khớp nối) dr =
3 ,
. 12 ,
0
Mx
(2.3) Trong đó: dr: Đường kính đầu ra của trục bơm.
Mx: Mô men xoắn trên trục:
Mx = 97403.
n
N .B (N.cm) (2.4)
Ở đây B = 9,81 là hệ số quy đổi; N = 140 kW là công suất tính toán trên trục của bơm;
[ ], = B.(200 ÷ 250), N/cm2 là ứng suất cắt cho phép của vật liệu làm trục với thép 30 đến 45. Ở đây ta chọn vật liệu là thép cacbon, với thép C30C45 thì giá trị [ ], = 9,81.220 (N/cm2).
Thay số vào công thức (3.3) ta được:
dr = 3
2950 . 220 . 81 , 9 . 12 , 0
140 . 81 , 9 . 97403
= 6,2 (cm) = 0,062 (m) 2.1.2.3. Xác định đường kính trục tại vị trí lắp bánh công tác.
Bơm НПС 65/35 – 500 có 8 bánh công tác, gồm 2 phân đoạn với kết cấu nằm ngang sự bố trí các bánh công tác đôi một đối xứng nhau có tác dụng khử lực dọc trục sinh ra trong khi bơm làm việc. Dựa vào kết cấu của bơm đòi hỏi trục bơm khi thiết kế phải tính đến độ cứng vững cao, khả năng chịu các lực uốn, lực xoắn tốt. Các chi tiết trên trục khi lắp đặt phải có độ đồng tâm cao.
Từ đó ta có thể quyết định kích thước trục với đường kính d > dr từ 5 20 mm.
Ta chọn d = 0,07 m
2.1.2.4. Đường kính Moay ơ bánh công tác, theo tài liệu [2]:
Ta có thể chọn: do = (1,2 1,25)d (m) Chọn do = 1,2.0,075 = 0,09 (m)
2.1.2.5. Xác định đường kính miệng hút, Ds.
- Ta xác định đường kính Ds theo lưu lượng tính toán:
Ds = 02
. .
4 d
C Q
s t
(m) ; (2.5)
Trong đó:
Cs: Tốc độ của dòng chảy ở cửa vào bánh công tác.
Cs = Kcs. 2g.H1 (m/s) ; (2.6) với g = 9,81 m/s2
H1: là cột áp của một bánh công tác:
H1 =
i H =
8
500 = 62,5 (mH2O) Kcs: Là hệ số tốc độ, chọn theo nS, Theo [2], chọn:
Kos = 0,13
Thay số vào công thức (3.6) ta được:
Cs = 0,13. 2.9,81.62,5= 4,53 (m/s) Thay vào công thức (3.7) ta được:
Ds = 0,092 53
, 4 . 14 , 3
02 , 0 .
4 = 0,117 (m) 2.1.2.6. Xác định đường kính D1.
Khi bơm có số vòng quay đặc trưng ns > 60 (vòng/phút) thì mép vào nghiêng so với trục bơm, để đảm bảo nghiêng ở mép cửa vào tránh hiện tượng va đập gây tổn thất cho dòng chảy.
Do đó: D1 = (0,8 0,95).Ds
Chọn D1 = 0,86.Ds = 0,86.0,117 = 0,10 (m); chọn D1 = 0,10 m 2.1.2.7. Xác định chiều rộng mép vào b1.
Đối với máy bơm ly tâm làm việc với cột áp lớn thì 1 = 90o nghĩa là khi bánh công tác có kết cấu bộ phận dẫn hướng sao cho dòng chảy chất lỏng ở máng dẫn chuyển động theo phương hướng kính.
Khi 1 = 90o thì C1u = 0, Co Cor, C1 = C1r
Tốc độ dòng chảy Co ngay trước khi vào bánh công tác, tính theo công thức [2]:
Co = (0,060,08).3 n2.Qt (m/s). (2.7) Ta chọn: Co = 0,07.3 n2.Qt = 0,07. 3 29502.0,02 = 3,90 (m/s).
Vậy Cor = Co = 3,90 (m/s)
ta tính chiều rông cánh dẫn, với lưu lượng Qt, theo [2]:
b1, =
or t
C D
Q . . 1
=
90 , 3 . 1 , 0 . 14 , 3
02 ,
0 = 0,0163 (m) Đây chỉ là chiều rộng tính toán cho b1.
Thực tế do sự đổi hướng đột ngột của dòng chảy ở cửa hút từ hướng trục sang hướng kính nên trong kết cấu lấy b1 lớn hơn giá trị tính toán để tránh “vùng chết” ở cửa vào.
Lấy b1 = 1,2. b1, = 1,2.0,0163 = 0,0196 (m), chọn b1 = 0,02 m
Do chiều dày cánh dẫn ở cửa vào là S1 mà tốc độ dòng chảy tăng từ Co
(ngay trước mép vào cánh) đến C1 (ngay sau khi vào cánh). Từ phương trình liên tục ta có:
C1r =
1 1
1
t
t .Cor = k1. Cor (2.8) Trong đó:
t1: Là bước cánh ở cửa vào, t1 =
Z D1
.
Z: Là số cánh.
k1 =
1 1
1
t
t : Là hệ số thu hẹp ở cửa vào.
1: Chiều dày cánh tính trên cung tròn đường kính D1.
Do t1 chưa biết nên khi tính toán ta chọn sơ bộ giá trị: k1 = 1,15 1,2.
Chọn k1 = 1,2
Thay số vào (3.8) ta có:
C1r = k1.Cor = 1,2.3,9 = 4,68 (m/s) 2.1.2.8. Xác định giá trị góc vào của cánh dẫn 1.
Theo phương trình cơ bản thì 1 không ảnh hưởng trực tiếp đến cột áp của bơm, nhưng giá trị 1 không thích hợp sẽ gây va đập giữa dòng chảy với cánh dẫn ở lối vào bánh công tác. Điều này gây ảnh hưởng xấu đến cột áp của bơm. Vì vậy yêu cầu của thiết kế là phải tính chọn được 1 sao cho phù hợp.
nếu 1 quá nhỏ sẽ làm tăng chiều dài cánh dẫn, tăng sức cản dòng chảy.
Góc 1 được xác định từ tam giác vận tốc ở cửa vào:
tg1 =
u r
C U
C
1 1
1
=
1 1
1
.Cos C
U C
o r
(2.9)
Wo
W1
o=1=90o 1 1 ,
UO=U1
Co=Cor
C1=C1r
Hình 2.2. Tam giác vận tốc ở cửa vào
Nhưng thông thường ta tính góc vào không va đập 1,0 nghĩa là góc vào ứng với 1 = 90o, ta có:
tg1,0 =
1 0
U C r
(2.10)
Với U1 =
.D21
=
30
.n
. 2 D1
= 2
1 , .0 30
2950 . 14 ,
3 = 15,43 (m/s) là tốc độ vòng ở cửa vào, còn
=
30
.n
(1/s) là tốc độ góc của bánh công tác.
Thay số và (3.10) ta có:
tg1,0=
. 2 30
. 1
0
D n C r
=
2 1 , .0 30
2950 . 14 , 3
9 ,
3 = 0,267
1,0 = 15o
Mà 1 = 1,0+ với = 35o
1 = 15 + 5 = 20o (chọn = 5o).
2.1.2.9. Chiều dày cánh dẫn S.
Khi tính toán, thiết kế cánh dẫn, ta phải chọn chiều dày cánh dẫn thích hợp để không những giảm thiểu tổn thất thủy lực trên cánh mà còn đảm bảo độ bền cơ
học của cánh dẫn. Ngoài ra tuổi thọ và độ bền của cánh còn phụ thuộc vào vật liệu chế tạo và công nghệ chế tạo. Chất lỏng là dầu thô với độ nhớt động cao và có chứa tạp chất rắn (cát ở đáy biển) với nồng độ Cv 2% , nên ta chọn chiều dầy cánh dẫn tăng lên hơn so với bình thường và chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim để tăng tuổi thọ của máy bơm.
Chọn chiều dày trung bình của cánh S = 0,005 m. Còn ở cửa vào bánh công tác chọn S1 = 0,004 m. Tại mép vào cánh được lượn tròn để giảm va đập gây mòn và giảm tổn thất. Ở cửa ra bánh công tác vận tốc vòng của chất lỏng chuyển động lớn nhất. Các hạt cứng va đập vào bề mặt cánh ở cửa ra nhiều hơn nên nó bị mòn nhanh hơn ở cửa vào. Vì vậy khi thiết kế phải tính đến độ mòn, độ bền lâu của cánh. Chọn S2 = 0,006 m. Chiều dày cánh dẫn tăng dần từ S1 đến S2.
2.1.3. Tính toán các thông số cửa ra bánh công tác 2.1.3.1. Góc ra của cánh dẫn 2.
Góc ra của cánh dẫn 2 là góc biểu thị phương của vận tốc tương đối ở lối ra bánh công tác, có ảnh hưởng trực tiếp đến phương và trị số các thành phần vận tốc của dòng chảy trong máng dẫn. Do đó nó quyết định đến cột áp của bơm.
Khi tính chọn góc 2 sao cho hợp lý để bơm làm việc với hiệu suất cao và ít tổn thất năng lượng.
Dựa vào số vòng quay đặc trưng ns và các điều kiện trên, theo [2] ta chọn 2 = 25o.
3.1.3.2. Tính tốc độ vòng ở mép ra của cánh U2
Ta có thể tính U2 theo công thức kinh nghiệm sau [2]:
U2 = k
U2. 2.g.H1 (m/s) (2.11) Hệ số tốc độ ku2 được tính :
k
U2 =
1
Với là hệ số áp suất chọn theo số vòng quay đặc trưng ns:
Chọn = 1,1.
k
U2 =
1 , 1
1 = 0,91 Thay vào công thức (3.11) ta co kết quả sau:
U2 = 0,91. 2.9,81.62,5 = 31,86 (m/s) 2.1.3.3. Tính đường kính tại cửa ra bánh công tác D2:
D2 = 19,1.
n H g. 1 .
2 =
2950 5 , 62 . 81 , 9 . 2 . 1 ,
19 = 0,227 (m)
2.1.3.4. Tính chiều rộng cửa ra của bánh công tác b2: b2 =
r t
C D
k Q
2 2
2
. .
.
(m) (2.12)
Với C2r = (0,7 1). C1r = (0,8 1,1). Co Lấy C2r = 0,9.Co = 0,9.3,9 = 3,51 (m/s)
k2: Hệ số thu hẹp ở cửa ra, k2 = 1,05 1,1, chọn k2 = 1,1 Thay số vào (3.12) ta có:
b2 =
.3,51 3,14.0,227
0,02.1,1
= 0,0088 (m)
Do có tổn thất ở cửa ra nên giá tri b2 thực tế được lấy tăng về mỗi bên 11,5 mm so với giá trị tính toán.
Vậy ta chọn b2 = 0,012 m.
2.1.3.6. Xác định tốc độ tương đối ở cửa vào và ra của bánh công tác.
W1 =
1 1
sinr
C = o
20 sin
68 ,
4 = 13,7 (m/s)
W2 =
2 2
sinr
C = o
25 sin
51 ,
3 = 8,35 (m/s) 2.1.3.7. Xây dựng tam giác tốc độ.
Từ các giá trị 1, 2, các tốc độ U1, U2 và W1, W2 ta sẽ xây dựng được các tam giác tốc độ ở cửa vào và cửa ra của bánh công tác.
Thường 2 = 512o khi có đĩa dẫn hướng ra (bơm nhiều cấp) và 2 = 12300 khi ra khỏi bánh công tác là buồng dẫn hướng. Từ đây ta chọn 2 = 120. Với:
1 = 90o, 2 = 12o 1 = 20o, 2 = 25o
U1 = 15,43 (m/s) , U2 = 31,86 (m/s) W1 = 13,7 (m/s), W2 = 8,35 (m/s) C2u =
2 2
tg
C r
= o
tg12 51 ,
3 = 15,55 (m/s)
U2
W2
C2 C1
U1 W1
1 1 2 2
Hình 2.3. Tam giác tốc độ ở cửa vào và ra của bánh công tác
2.1.3.8. Tính chọn số cánh dẫn Z.
Z = k.
1 2
1 2
D D
D D
.sin
2
2
1
(2.13)
Chọn k = 6,5 cho các bánh công tác có chiều dày cánh dẫn tương đối lớn. Ta thay vào công thức (3.13) ta có:
Z = 6,5.
1 , 0 227 , 0
1 , 0 227 , 0
.sin
2 25 20o 0
= 6,41 chọn Z = 6 cánh.
2.1.3.9. Chiều dày đĩa bánh công tác (m).
Trong quá trình làm việc, đĩa bánh công tác thường phải chịu cả áp lực phía trước và phía sau đĩa. Các lực này dễ gây biến dạng và gây vỡ bánh công tác. Vì vậy khi thiết kế phải đảm bảo cho bánh công tác có độ cứng vững và ổn định.
Chiều dày đĩa bánh công tác (m) khi chọn phải dựa vào sức bền ly tâm mà xác định, ở bơm do đường kính D2 nhỏ, chiều dày đúc lớn nên không tính sức bền mà chỉ dựa theo công nghệ đúc. Chiều dày đĩa ở phần moayơ chọn m
= 0,012 m và nhỏ dần ra phía ngoài đến 0,008 m.
2.1.4. Kiểm tra kết quả tính toán.
2.1.4.1. Kiểm nghiệm các hệ số thu hẹp.
k1 =
1 1 1
1
sin
S Z
D Z D
=
20o
sin 004 , 0 6
1 , 0 . 14 , 3
6 1 , 0 . 14 , 3
= 1,263
Giá trị k1 = 1,26 sai khác giá trị k1 = 1,2 chọn ở trên không quá 5% .
k2 =
2 2 2
2
sin
S Z
D Z D
=
25o
sin 006 , 0 6
227 , 0 . 14 , 3
6 227 , 0 . 14 , 3
= 1,156
Giá trị k2 = 1,15 sai khác giá trị k2 = 1,1 chọn ở trên không quá 5% . 2.1.4.2. Kiểm nghiệm tỷ số
2 2
D
b , theo [2]:
2 2
D b =
2 3 /
. 4
00073 , 0
u q
k
n =
95 , 0
65 , 3 . 69 00073 , 0
3 / 4
= 0,039; (nq =
65 , 3
ns
) Khi ns = (6080) thì tỷ số
2 2
D
b = (0,030,05). Kết quả tính toán trên cho ta tỷ số
2 2
D
b = 0,039, đã đáp ứng yêu cầu 2.1.4.2. Kiểm nghiệm tỷ số
1 2
D D .
1 2
D D =
1 , 0
227 ,
0 = 2,27
Kết quả này nằm trong giới hạn cho phép
2.1.4.3. Kiểm nghiệm tỷ số
2 1
W W .
2 1
W W =
35 , 8
7 ,
13 = 1,64 Kết quả này có thể chấp nhận được.
Ta thấy rằng các kết quả kiểm tra trên đây tuy chưa thật sự là kết quả tối ưu nhất, nhưng nó cũng là kết quả hợp lý có thể chấp nhận được trong tính toán thiết kế cho máy bơm ly tâm dùng để bơm dầu thô.