Đồ án Thiết kế bơm vận chuyển sản phẩm dầu mỏ

LỜI NÓI ĐẦU Ngày nay máy bơm được sử dụng rất rộng rãi trong lĩnh vực sản xuất. Trong nông nghiệp, bơm là thiết bị không thể thiếu để thực hiện thủy lợi hóa và cơ khí hóa chăn nuôi trồng trọt. Trong công nghiệp, có thể nói không một nhà máy hoặc cơ sở sản xuất nào mà không sử dụng máy bơm. Là một sinh viên ngành cơ khí động lực, hiểu rõ được nhu cầu cần thiết đó, em đã được nhận đề tài “ Thiết kế bơm vận chuyển sản phẩm dầu mỏ ” làm đề tài cho đồ án tốt nghiệp của mình. Trong quá trình thiết kế, với sự giúp đỡ tận tình của Thầy giáo hướng dẫn, em đã hoàn thành xong đề tài này. Dù đã rất cố gắng nhưng không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong nhận được sự giúp đỡ của quý thầy cô để em hoàn thiện được tốt hơn. Em xin chân thành cảm ơn các quý thầy cô đã trang bị kiến thức cho em trong thời gian vừa qua và thầy giáo hướng dẫn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này. Đà Nẵng, ngày tháng năm 2010. Sinh viên thực hiện Đặng Văn Nhì MỤC LỤC 1 Mục đích ý nghĩa của đề tài 4 2. Một số tính chất cơ bản của sản phẩm dầu mỏ 4 3. Các loại bơm vận chuyển dầu 6 4. Cơ sở lý thuyết 8 4.1 Phạm vi sử dụng bơm ly tâm 8 4.2. Sơ đồ vận chuyển dầu 9 4.3. Sơ đồ cấu tạo, nguyên lí làm việc 9 4.4. Cơ sở lý thuyết của bơm ly tâm 13 4.4.1. Tam giác vận tốc và phương trình Becnuli với rãnh quay 13 4.4.2. Cột áp trong bơm. 15 4.4.3. Lưu lượng trong bơm ly tâm 16 4.4.4. Công suất và hiệu suất 16 4.4.5. Số vòng quay đặc trưng ns 17 4.4.6. Chiều cao đặt bơm an toàn không bị hiện tượng xâm thực 17 4.4.7. Ảnh hưởng của góc đặt cánh β2: 18 5. Tính toán các thông số cơ bản và chọn động cơ kéo bơm 20 5.1. Tính công suất để chọn bơm 20 5.2. Chọn động cơ kéo bơm 20 5.3. Tính hiệu suất của bơm 21 6. Xác định các kích thước chính của bơm 23 6.1. Tính toán bánh công tác bơm ly tâm 23 6.1.1. Lý thuyết tính toán bánh công tác 23 6.1.2. Tính toán bánh công tác 25 6.1.3 Dựng đồ vận tốc 32 6.2. Thiết kế hình dạng rãnh bánh xe ở tiết diện kinh tuyến 34 6.3. Thiết kế hình dạng cánh 34 7. Tính toán phần dẫn dòng của bơm 40 7.1. Các bộ phận phần dẫn dòng của vỏ 40 7.2. Thiết kế ống tháo kiểu xoắn 42 8. Tính toán lực tác dụng lên bánh công tác 48 8.1. Tính toán lực hướng trục 48 8.2. Lực khối lượng 52 8.3. Lực quán tính 53 9. Chiều cao hút cho phép 54 10. Tính bền các chi tiết 55 10.1. Tính trục 55 10.2. Tính bền then 61 10.3 Ổ trượt 62 10.4. Khớp nối trục. 65 11. Tính nhiệt trong bơm 67 12. Những vấn đề cần lưu ý khi vận hành bơm ly tâm 69 12.1. Lắp đặt máy bơm 69 12.2. Khởi động bơm ly tâm 71 12.3. Vận hành bơm. 72 13. Một số sự cố thường gặp và cách khắc phục 73 14. Kết luận 78 Tài liệu tham khảo Tài liệu gồm có Bản thuyết minh Word + Bản vẽ AutoCAD + Bản thuyết trình Power point

doc80 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 06/06/2013 | Lượt xem: 1916 | Lượt tải: 2download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đồ án Thiết kế bơm vận chuyển sản phẩm dầu mỏ, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ng tác R1 Ta có 0,02 (m) c. Xác định chiều rộng mép vào bánh công tác b1 Theo [1] giá trị b1 được xác định theo công thức Trong đó: c’1m – thành phần vận tốc kinh tuyến của vận tốc tuyệt đối trước khi tiết diện bị co hẹp do các cánh gây ra c’1m = co = 2,13 (m/s) Thay số vào ta được 0,0128 (m) d. Xác định góc vào bánh công tác β1 Sau khi vào bánh công tác thành phần vận tốc kinh tuyến sẽ tăng lên vì tiết diện dòng chảy bị co hẹp do thân cánh gây nên Ta có Theo [1] c1m = K1.c’1m Trong đó: K1 - hệ số co hẹp tiết diện K1 = 1,10 ÷ 1,15 Chọn K1 = 1,14 Þ c1m = 1,14.2,13 = 2,43 (m/s) Vận tốc theo khi vào bánh công tác u1 6,07 (m/s) Để đảm bảo dòng chảy vào cánh bánh công tác không bị va thì góc vào góc vào bánh công tác phải thoã mãn: 0,4 Þ β1o = arctag(0,4) = 21˚ Theo [1] góc vào của bánh công tác được xác định trong khoảng 20 ÷250 Nên ta chọn β1 = 24˚ Theo [1] β1 = β10 + δ Trong đó: δ - trị số góc tới khi tính đến sự co hẹp dòng chảy do các cánh gây ra Þ δ = β1 - β10 = 24˚ - 21˚ = 3˚ 6.1.2.3. Xác định kích thước mép ra bánh công tác 6.1.2.3.1. Các kích thước cơ bản ở mép ra bánh công tác trong trường hợp gần đúng thứ nhất a. Bán kính mép ra bánh công tác R2 Được xác định theo công thức Ta có Trong đó: hệ số của thành phần quay của vận tốc tuyệt đối khi dòng chảy ra khỏi bánh xe. Giả thiết 0,5 Mà 11 (m) - Cột chất lỏng của bánh công tác Giá trị gần đúng u2 trong trường hợp gần đúng lần thứ nhất được xác định theo công thức 14,73 (m/s) Vậy bán kính mép ra của bánh công tác 0,0485 (m) b. Góc ra bánh xe công tác β2 Được xác định theo công thức Tỉ số nhằm giảm tổn thất do xoáy gây ra. Chọn 1,12 K2 = 1,05 ÷ 1,10 Chọn K2 = 1,1 Thường 0,7.2,13 = 1,49 Þ 0,305 Þ β2 = arcsin(0,3106) = 17o45’ c. Số cánh z và ảnh hưởng của số cánh hữu hạn + Số cánh z Được xác định theo công thức = = 5,589 Chọn z = 6 cánh + Độ hiệu chỉnh do ảnh hưởng của số cánh hữu hạn Trong đó: Ψ = (0,55÷0,65) + 0,6.sinβ2 = 0,61 + 0,6sin(18˚) = 0,7954 0,32 6.1.2.3.2. Các kích thước cơ bản ở mép ra bánh công tác trong trường hợp gần đúng thứ hai. Dựa vào các giá trị r2, z, β2, p ta tính lại u2 sau đó xác định lại r2 Theo [1] Trong đó: c2m = K2.c’2m = 1,1.1,49 = 1,643 (m/s) = 11.(1 + 0,32) = 14,59 (m) 14,76(m/s) 0,0485 (m) 0,007523 (m) Ta thấy giá trị u2 trong trường hợp gần đúng lần thứ hai chưa phù hợp so với gái trị u2 ban đầu nên ta tính tiếp giá trị này ở lần gần đúng tiếp theo. 6.1.2.3.3. Các kích thước cơ bản ở mép ra bánh công tác trong trường hợp gần đúng thứ ba. Xác định lại hệ số hiệu chỉnh P Trong đó: Ψ = (0,55÷0,65) + 0,6.sinβ2 = 0,61 + 0,6sin(18˚) = 0,7954 0,319 Nên H¥ = (1+P).H1 = (1+0,32).11 = 14,59(m) Bán kính mép ra bánh xe công tác Ta có: Thay số vào : 14,73 (m/s) Ta thấy giá trị u2 trong trường hợp gần đúng lần thứ ba gần đúng với giá trị ban đầu nên chọn giá trị này là giá trị cuối cùng. Khi đó:.. (m/s) Chiều rộng mép ra bánh xe công tác: 0,007538 (m) Kiểm tra lại K1, K2 Với δ1 - Chiều dày cánh ở cửa vào bánh công tác Với 0,02 (m) 0,001 (m) 1,14 Với δ2 - Chiều dày cánh ở cửa ra bánh công tác Với 0,0507 (m) 0,001426 (m) 1,1 Giá trị vận tốc tương đối ở lối vào và lối ra của bánh công tác: 5,98(m/s) 5,316 (m/s) 6.1.3 Dựng đồ vận tốc 6.1.3.1. Đồ vận tốc khi dòng chảy vào bánh công tác Ta có các giá trị cơ bản sau: Thành phần vận tốc tuyệt đối khi chưa kể đến sự co hẹp của tiết diện cánh c’1m = 2,1338 (m/s) Thành phần vận tốc tuyệt đối khi xét đến ảnh hưởng của sự co hẹp tiết diện cánh c1m = K1.c’1m = 1,14.2,1338 = 2,43 (m/s) Vận tốc tương đối w1 = 5,98 (m/s) Vận tốc theo u1 = 6,07 (m/s) Góc vào bánh công tác không kể đến sự va vào thành β10 = 21˚ Góc vào bánh công tác có kể đến sự va vào thành β1 = 24˚ Góc tới δ = 3˚ Ta có đồ vận tốc khi dòng chảy ở lối vào bánh công tác: d b 1.0 w ' 1 w 10 w 1 1m c' 1m c 1u u 1 b 1 c 6.1.3.2. Đồ vận tốc khi dòng chảy ra bánh công tác Ta có các giá trị cơ bản sau: Thành phần vận tốc tuyệt đối khi xét đến ảnh hưởng của sự co hẹp tiết diện cánh c2m = K2.c’2m =1,1. 1,4937 = 1,64 (m/s) Thành phần vận tốc tương đối 5,3 (m/s) Vận tốc theo u2 = 14,73 (m/s) Góc vào bánh công tác có kể đến sự va vào thành β2 = 18˚ Đồ vận tốc khi ra khỏi bánh xe có tính đến số cánh là hữu hạn. Trong tính toán bánh xe cánh, theo lý thuyết cơ bản ta giả thuyết là hướng của vận tốc tương đối khi ra khỏi bánh xe trùng với tiếp tuyến tại phần ra của cánh. Nhưng trong điều kiện thực tế số cánh hữu hạn, vận tốc tương đối trên vòng tròn sẽ khác nhau và giá trị trung bình của nó w2 sẽ chệch khỏi hướng tiếp tuyến với cánh về phía giảm góc β2. Điều đó làm giảm thành phần quay của vận tốc tuyệt đối c’2u so với c2u¥ tương ứng với tỷ số cột nước H1 và H¥ Ta có: Mà 9,72 (m/s) 7,43(m/s) Ta có đồ vận tốc khi dòng chảy ở lối ra bánh công tác 2m C' 2u C 2u ¥ u 2 C 2 C' 2 ¥ b 2 w 2 µ w 2 C 6.2. Thiết kế hình dạng rãnh bánh xe ở tiết diện kinh tuyến r 1 C dr r Bơm píttông 2 S 2 Do Hình 6-3. Dựng rãnh bánh xe ở tiết diện kinh tuyến Hình dạng rãnh ở tiết diện kinh tuyến được tiến hành thiết kế thế nào đó để thành phần kinh tuyến của vận tốc biến đổi đều từ trị số khi vào c’1m đến trị số khi ra c’2m. Để có thường cho đồ thị biến đổi c’m phụ thuộc vào bán kính r hay vào chiều dài đường trung bình của rãnh s. Đường này được phát hoạ trên cơ sở của việc thiết kế sơ bộ. Sau khi từ đồ thị ta tìm ra được c’m cho từng giá trị của s, theo phương trình liên tục ta xác định chiều rộng của rãnh: Tìm được chiều rộng rãnh b phụ thuộc vào chiều dài đường trung bình s, từ một loạt điểm nằm trên đường s lấy làm tâm vẽ hàng loạt vòng tròn có đường kính bằng b. Đường bao các vòng tròn đó chính là đường viền của rãnh được hiệu chỉnh.Sau đó theo vị trí đường viền của rãnh được hiệu chỉnh mà xác định vị trí cuối cùng của đường trung bình s, các giá trị tương ứng b và c’m. 6.3. Thiết kế hình dạng cánh Thiết kế hình dạng cánh tạo điều kiện cho dòng chảy bao không bị tách khỏi cánh làm cho tổn thất thuỷ lực sẽ bé nhất. Với điều kiện đó người thiết kế sẽ cho vận tốc tương đối biến đổi đều phụ thuộc vào chiều dài đường trung bình của rãnh từ trị số w1 đến trị số w2 không có cực đại và cực tiểu. Có liên hệ hàm số của w và c’m vào s, cho trước chiều dày của cánh phụ thuộc váo s, ta có thể xác định góc nghiêng cánh β. Ta có (a) từ đó: Chiều dày cánh δ được chọn bằng nhau hoặc mỏng hơn ở các mép. b d d r q r d q Hình 6-4. Dựng cánh hình trụ theo điểm Trong những bánh công tác có đường trung bình ở tiết diện kinh tuyến hầu như hướng tâm (trong giới hạn bố trí các cánh từ r1 đến r2 có thể bỏ qua sự khác nhau giữa chiều dài của phần tử đường trung bình ds với số gia của bán kính dr. Trong trường hợp này cánh có thể được thiét kế với mặt hình trụ mà đường sinh của nó song song với trục bánh xe. Phương trình vi phân của đường viền cánh có dạng: Từ đó suy ra Góc δ cho ở phương trình (a) như là hàm số của r. Giả thiết θ1 = 0 khi r = r1. Sau khi tích phân từ r1 đến rk ta có: Do giá trị β và δ phụ thuộc vào r thường cho không phải ở dạng giải tích mà ở dạng đồ thị hoặc lập bảng, nên phải tiến hành tích phân ở dạng số. Ký hiệu hàm số bên trong tích phân . Khi đó Trong đó: Δθ – gia số góc ở tâm Δr – gia số bán kính Bi và Bi+1 – giá trị của hàm số bên trong tích phân ở đầu và cuối đoạn khảo sát Tổng cộng lại ta có Sau khi tính được θ như là hàm số của r, đưa các điểm tương ứng vào bình đồ và căn cứ vào các điểm đó dựng đường trung bình của cánh. Lập bảng tính toán để vẽ hình dạng rãnh và cánh: (1) k- thứ tự các điểm chia k = 1: ứng với cửa vào bánh công tác k = 8: ứng với cửa ra bánh công tác (2) sk – giá trị của đường trung bình s ứng với giá trị tại điểm k sk = sk-1 + Δs Với Giá trị đường trung bình r1, r2 gần như hướng tâm nên 0,004 (m) = 4 (mm) (3) rk – giá trị bán kính tại điểm chia k rk = rk-1 + Δr Δr - số gia bán kính 4 (mm) (4) c’mk – giá trị vận tốc tại điểm chia k c’mk = c’mk-1 + Δc’m Với - 0,0914 (m/s) (5) bk - Chiều rộng rãnh tại điểm chia k (6) wk - vận tốc tương đối tại điểm k - 0,0948 (7) Tỷ số (8) Tk - bước cánh (9) δ - chiều dày cánh tại điểm k Chọn ở các mép cánh mỏng hơn (10) Xác định giá trị (11) Giá trị (12) βk – góc ứng với điểm k (13) tgβk (14) (15) Δs = 4 (mm) (16) Tỷ số (17) (18) (19) Giá trị θk đổi sang độ. Bảng 6 Kết quả tính toán hình dạng rãnh, cánh Hình 6-5 Hình vẽ hình dạng bánh công tác Hình 6-6. Kết cấu bánh công tác 7. TÍNH TOÁN PHẦN DẪN DÒNG CỦA BƠM 7.1. Các bộ phận phần dẫn dòng của vỏ Các rãnh dẫn chất lỏng vào và ra khỏi bánh công tác tạo thành phần dẫn dòng của vỏ. Nhiệm vụ của các rãnh dẫn dòng là đảm bảo giá trị và hướng cần thiết của vận tốc chất lỏng khi vào bánh công tác. Cùng với điều kiện đó, trường vận tốc cần phải được đối xứng hơn so với trục và đều hơn trên toàn bộ tiết diện. Trong phần lớn các trường hợp, vận tốc chất lỏng ở rãnh dẫn vào tăng lên và tổn thất trong đó tương đối không lớn lắm, tuy nhiên phá vỡ sự đều đặn của trường vận tốc có ảnh hưởng đến giá trị tổn thất trong bánh công tác và trong các bộ phận tiếp theo của phần dẫn dòng. 7.1.1. Yêu cầu rãnh thoát dòng Đảm bảo dòng chảy đối xứng so với trục khi ra khỏi bánh công tác tạo điều kiện cho chuyển động ổn định ở bánh công tác. Biến đổi động năng của phần dòng chảy đi ra khỏi bánh công tác thành áp năng sao cho quá trình biến đổi động năng không phá hoại sự đối xứng so với trục của dòng chảy khi ra khỏi bánh công tác. Trong trường hợp ngược lại sẽ xuất hiện thêm tổn thất thuỷ lực và làm giảm hiệu suất của bơm. Đại lượng tương đối của cột nước được biến đổi thành áp lực ở rãnh thoát dòng theo phương trình: (7-1) Trong đó: ρ - hệ số phản lực Hệ số phản lực của cánh bánh xe ρ càng nhỏ thì phần cột nước ở các rãnh thoát biến thành áp lực càng lớn và sự hoàn thiện thuỷ lực của chúng càng có ảnh hưởng đến hiệu suất thuỷ lực của bơm. 7.1.2. Chọn rãnh thoát dòng. Rãnh thoát dòng được chế tạo dưới dạng ống tháo kiểu xoắn hay kiểu cánh. Về nguyên tắc thì chọn hai dạng đó không có gì khác nhau. Sự khác nhau chủ yếu là do đặc điểm chế tạo và công nghệ gia công. Về mặt thuỷ lực ống tháo kiểu xoắn có dạng chảy lượn hoàn thiện hơn nhưng khó gia công cơ khí được: hình dạng, độ nhẵn bề mặt, kích thước của rãnh cần phải được đảm bảo trực tiếp trong quá trình đúc. Ngược lại ống tháo kiểu cánh thuận lợi cho việc gia công cơ khí nhưng không đảm bảo về mặt thuỷ lực. Do độ nhẵn bề mặt và sự sai lệch so với hình dạng lý thuyết có ảnh hưởng lớn đến tính chất thuỷ lực của rãnh khi kích thước tuyệt đối của rãnh nhỏ hơn nên khi độ nhẵn và độ chính xác của chúng khi đúc không đạt được yêu cầu thì ống tháo kiểu cánh đã được gia công cơ khí đảm bảo được tính chất thuỷ lực tốt hơn. Hiện nay do công nghệ đúc được hoàn hảo hơn nên độ chính xác và độ nhẵn của bề mặt rãnh khi đúc được đảm bảo hơn do đó ống tháo kiểu xoắn được dùng rộng rãi hơn. 7.2. Thiết kế ống tháo kiểu xoắn 7.2.1. Cơ sở lý thuyết Ống tháo kiểu xoắn (hình 7-1) gồm có rãnh xoắn có tiết diện lớn dần 1-8 và ống loe. Với mục đích đảm bảo sự chuyển động tương đối ổn định ở bánh công tác, dòng chảy ở ống xoắn phải đối xứng với trục. Để thực hiện điều đó, phải tạo khả năng cho dòng chảy chảy từ bánh công tác ra được chuyển động tự do theo quán tính bằng cách cho ống tháo xoắn một hình dạng tương ứng với các mặt đường dòng của dòng chảy đó. Hình 7.1.Sơ đồ ống tháo kiểu xoắn Trong điều kiện dòng chảy tự do, mômen tác động tương hổ giữa chất lỏng và thành ống xoắn tháo phải bằng không. Tách riêng nguyên tố chiều dài của tia có tiết diện Δf bởi hai tiết diện kinh tuyến a và b. Dùng phương trình mômen động lượng tương ứng với trục bơm cho thể tích đã cắt ra. Mômen ΔMz của ngoại lực tác dụng vào bề mặt nguyên tố của tia f bằng: Vì thành phần vuông góc cn của vận tốc dọc theo mặt bên của tia bằng không, giá trị tiết diện của nó ở tiết diện fb bằng cu, còn ở tiết diện fa bằng cu nên vận tốc và pháp tuyến ngoài với bề mặt có hướng ngược nhau. Trong đó: ΔG – lưu lượng nguyên tố tính theo trọng lượng của tia chất lỏng Ở dòng chảy tự do mômen ΔMz của ngoại lực tác động vào bề mặt tia bằng không. Từ đó (cur)b = (cur)a Vì tiết diện a và b có thể tuỳ ý chọn, còn giá trị ban đầu của mômen vận tốc đối với tất cả các tia bằng trị số khi dòng chảy đi ra khỏi bánh công tác nên: (7-2) ở tất cả các vùng của rãnh xoắn. Với điều kiện mômen vận tốc dòng chảy trước khi vào bánh công tác bằng không, từ phương trình cơ bản (2-8) ta có: (7-3) Trong đó: Γx - hằng số của ống tháo xoắn. Phương trình (7-3) xác lập nên quy luật phân bố thành phần quay của vận tốc theo tiết diện của ống tháo xoắn. Vận tốc cn thay đổi tỷ lệ nghịch với bán kính. Dùng phương trình năng lượng cho dòng chảy trong ống tháo xoắn ta có áp lực tăng khi tăng bán kính. Như vậy trong rãnh xoắn đã bắt đầu quá trình chuyển hoá vận tốc thành áp lực. Khu vực ống xoắn được giới hạn bởi các thành phần ngoài và mặt trụ kiểm tra có bán kính r3. Thông thường r3 = (1,03 ÷ 1,05)r2 = 1,035.0,048 = 0,05 (m) Sự thay đổi lưu lượng ở các tiết diện của ống tháo xoắn phụ thuộc vào góc θ có thể xác định được nhờ phương trình liên tục.Cắt một đoạn ống tháo xoắn bằng hai tiết diện kinh tuyến đặt dưới góc θ1 và θ2. Áp dụng phương trình liên tục khi chất lỏng chuyển động ổn định với thể tích đã cắt ra giới hạn bởi mặt: f = f1 + f2 + f3 + fk Ta có: Vận tốc cn theo mặt fk của thành rãnh xoắn bằng không Tính rằng Trong đó: Gθ1 và Gθ2 – lưu lượng theo trọng lượng tại các tiết diện của rãnh xoắn có các góc độ θ1 và θ2 Mặt khác vì trong dòng chảy đối xứng so với trục thành phần cn = cr3 và không đổi theo vòng tròn, ta có Trong đó: G2π – lưu lượng toàn bộ của chất lỏng theo tiết diện kiểm tra hình trụ f3 = 2πr3b3, bằng lưu lượng theo trọng lượng của bơm G Nếu tính góc θ từ điểm phân chia dòng chảy tại răng ống tháo xoắn thì lưu lượng ở tiết diện nằm dưới góc θ1 sẽ là: Chuyển sang tính lưu lượng theo thể tích và tính góc bằng độ ta có: (7-4) Nghĩa là lưu lượng Qθ qua tiết diện của rãnh xoắn tăng tỷ lệ thuận với góc θ xác định vị trí của tiết diện. Ta có thể xác định khả năng thoát của tiết diện có kích thước cho trước khi giá trị của Γx của ống tháo xoắn không đổi. Lưu lượng nguyên tố Lấy tích phân theo tiết diện từ r3 đến R ta được lưu lượng toàn bộ qua tiết diện Kí hiệu: ta có: Trong đó: Bi và Bi +1 - Giá trị của hàm số nằm trong tích phân khi r = ri và r = ri + Dri Giả thuyết rằng toàn bộ tích phân từ r3 đến R được chia ra làm n phần, ta có: Qθ = .. .Dri (7.5) Mặt khác: Vì Đặt Ta có Trong đó: ai = r3 + ρi (7-6) Công thức (7-5) cho phép xác định bán kính ρ tiết diện tròn của ống tháo xoắn dưới góc θo băng phương pháp giải tích. 7.2.2. Tính toán, thiết kế ống tháo xoắn Từ các công thức trên ta có thể lập bảng tính để thiết kế ống tháo xoắn như sau: (1)Thứ tự để tính (chia thành 25 điểm) (2) Góc θ xác định vị trí của tiết diện cắt 15o (3) Giá trị trong đó K = Mà H1 = 11 (m) (4) Bán kính r3 của mặt trụ kiểm tra ứng với góc θo r3 = 1,035.0,048 = 0,05 (m) = 50 (mm) Bán kính ρ tiết diện tròn của ống tháo xoắn tương ứng góc θo (5) a = r3 + ρ (6) R = a +ρ (7) Qo – lưu lượng tại tiết diện cắt ứng với θo Tính toán phần loe của ống tháo xoắn: 6° 73 S 1 S2 Theo [1] góc loe của ống tháo xoắn thường bằng 6o Ta có chiều dài của ống loe bằng L = 73 mm Ta có S1 = 608 (mm2) Mặt khác: a = L.tag(6o) = 73.tag(6o) = 7,67 (mm) Nên S2 = = 1463 (mm2) Ta có bảng kết quả tính toán ống tháo xoắn (Bảng 7) Bảng 7. Kết quả tính toán ống tháo xoắn Hình 7-2. Ống xoắn 8. TÍNH TOÁN LỰC TÁC DỤNG LÊN BÁNH CÔNG TÁC 8.1. Tính toán lực hướng trục 8.1.1. Lý thuyết về lực hướng trục Hình 8-1. Sơ đồ dùng để tính lực hướng trục Lực bề mặt xuất hiện do tác dụng của dòng chất lỏng chảy lên bánh công tác. Giả thiết có lực tác dụng mặt ngoài và lực tác dụng lên mặt trong của bánh công tác. Áp lực trên các bề mặt này có dấu khác nhau, vì hướng của áp lực theo hướng pháp tuyến ngoài của bề mặt, do đó khi tổng hợp lại thì chúng triệt tiêu lẫn nhau như những cặp lực bằng và ngược chiều nhau. Ta có: F = Fng + Ftrg Đại lượng lực hướng trục Fzng tác dụng lên mặt ngoài của bánh công tác có thể xác định trực tiếp bằng tích phân Trong đó: n – pháp tuyến của nguyên tố bề mặt p - đại lượng áp lực thuỷ động Đại lượng dfcos(n,z) là hình chiếu của nguyên tố diện tích df trên mặt phẳng vuông góc với trục quay z và ký hiệu là dfz. Ta có áp lực p chỉ là hàm số của bán kính r vì thế mặt nguyên tố dfz có thể coi như một hình vành khăn 2πrdr. Vì hướng trục z đã chọn, pháp tuyến ngoài đối với phần trái của mặt ngoài sẽ tạo với trục z một góc bé hơn 90o và hình chiếu của diện tích nguyên tố có dấu dương, đối với phần phải của mặt ngoài thì hình chiếu của diện tích là âm. Trên phần hình trụ của bề mặt khi ra khỏi bánh xe (r = R2) và trên phần lỗ ở chỗ gắn bánh xe lên trục (r = ro) pháp tuyến của bề mặt sẽ vuông góc với trục quay do đó hình chiếu dfz của các mặt này bằng không. Vì vậy: (8-1) Trong đó: ptr và pph – áp lực trên mặt ngoài ở phía trái và phía phải của bánh công tác Chất lỏng ở phía này hay phía kia của bánh công tác sẽ chuyển động với cùng một vận tốc góc, bằng nửa vận tốc góc của bánh công tác. Và áp lực phía phải và phía trái của bánh công tác trong khoảng r2 đến Ri sẽ bằng nhau. Ta có: Với pt – áp lực của chất lỏng tác dụng lên mặt ngoài phía trái bánh công tác. Trong khoảng từ rb đến ri áp lực tác dụng lên bánh xe công tác là ptr = p1. Trong khoảng từ rb đến r2 áp lực tác dụng lên bánh xe công tác theo quy luật: Vậy: Ta có: Với pt – áp lực của chất lỏng tác dụng lên mặt ngoài phía trái bánh công tác. Trong khoảng từ rb đến ri áp lực tác dụng lên bánh xe công tác là pph = p1. Trong khoảng từ rb đến r2 áp lực tác dụng lên bánh xe công tác theo quy luật: Vậy: Thay vào (8-1) ta được: Fng = Ftr – Fph = 0 Thành phần lực hướng trục của áp lực thuỷ động tác dụng lên mặt trong không thể nhận được bằng cách lấy tích phân như đối với mặt ngoài là vì không biết được quy luật phân bố của áp lực thuỷ động tác dụng ở mặt trong của bánh công tác. Có thể tìm được tổng hợp lực Fztr nhờ phương trình động lượng. Ta có: (8-2) Trong đó: G – lưu lượng tính theo trọng lượng của bánh xe G = γQ1 - giá trị trung bình của các thành phần hướng trục của vận tốc tuyệt đối khi dòng chảy đi ra và đi vào bánh xe. Vì bánh công tác kiểu ly tâm nên dòng chảy đi ra khỏi bánh xe có chiều hướng tâm thì phương trình (8-2) có dạng: Vì c1z = co1 - vận tốc của dòng chảy khi vào bánh công tác Lực Fztr dương nghĩa là hướng của lực Fztr trùng với hướng vận tốc c01 Fztr – thành phần động của lực hướng trục Fzng – thành phần thế của lực hướng trục Nếu coi hướng của thành phần Fzng có giá trị tuyệt đối lớn hơn là dương ta được Fzbx = Fzng – Fztr 8.1.2. Tính toán lực hướng trục 8.1.2.1. Tính lực hướng trục hướng phía bên trái bánh công tác Áp lực hướng trục tác dụng lên đĩa sau của bánh công tác hướng về bên trái là: Áp lực tác dụng lên đĩa trước của bánh công tác hướng về bên phải là: Trong đó: p1,p2 – áp suất cửa vào và cửa ra của bánh công tác R1, R2 – bán kính trong và ngoài của bánh công tác Do p2 > p1 nên Ftr > Fph Vì vậy lực dọc trục có xu hướng đẩy bánh công tác ngược về phía chất lỏng đi vào bánh công tác FdtI = Ftr – Fph = 8.1.2.2. Tính lực hướng trục hướng phía bên phải bánh công tác FdtII xuất hiện do dòng chảy của chất lỏng thay đổi theo phương chuyển động ở lối vào của bánh công tác FdtII = m.co m – lưu lượng khối lượng của chất lỏng qua bánh công tác Q1 – lưu lượng lý thuyết của bánh công tác γ - trọng lượng riêng của chất lỏng C0 - vận tốc chất lỏng ở họng hút của bánh công tác Vậy Fdt = FdtI – FdtII = Trong đó: γ = 680.9,81 = 6670.8 (N/m3) R1 = 0,02 (m) H1 = 11 (m) R = 0,0085 (m) Q1 = 0,0034 (m3/s) Co = 2,4538(m/s) g = 9,81 (m/s2) Vậy Fdt = 3,14.6670,8.11.(0,022 – 0,00852) - 71 (N) Kết cấu bơm ly tâm có dạng 2 bánh công tác ngược nhau. Do kích thước bằng nhau, các bánh công tác bố trí ngược nhau đó sẽ tạo nên những cột nước như nhau, và như vậy trong điều kiện bình thường sẽ có các lực hướng trục bằng nhau nhưng ngược hướng nhau, tổng hợp các lực đó sẽ làm cho toàn bộ roto được cân bằng. Hình 8-2 Sơ đồ cân bằng lực hướng trục 8.2. Lực khối lượng Trọng lượng của bánh công tác được tính khi trong bơm chứa đầy chất lỏng sẽ bằng bản thân trọng lượng bánh công tác trừ đi lực đẩy của dầu (áp lực thuỷ tĩnh tác dụng lên mặt bánh công tác. Lực này theo Acsimet sẽ bằng trọng lượng thể tích chất lỏng mà bánh công tác chiếm chỗ. Ta có: Trong đó: Gbx - trọng lượng bánh công tác kể cả lực đẩy Acsimet ρbx, ρd - khối lượng riêng của vật liệu chế tạo bánh công tác và của dầu ρbx = ρth = 7,85.103 (kg/m3) ρd = 680 (kg/m3) Ta có: V = V1+V2+V3 V1 - thể tích đĩa phía trước V2 - thể tích các cánh Hình 8-3 Sơ đồ tính lực khối lượng V3 - thể tích đĩa phía sau Thể tích V1: Với Do = 0,05 (m) l1 = 5 (mm) – xác định sơ bộ trên bản vẽ d1 = 4 (mm) - chiều dày của đĩa phía trước được chọn theo điều kiện gia công và độ bền, tương ứng phù hợp với chiều dày của cánh ở phần giữa. Nên ta có V1 = 0,0000226 (m3) Thể tích V2: Ta có: btb = l2 = 25(mm) - chiều dài của cánh xác định sơ bộ trên bản vẽ dtb = 4 (mm) - chiều dày trung bình z = 6 - số cánh bánh công tác 0,00006102 (m3) Thể tích V3: Db = 0,021 (m) Dtr = 0,017 (m) D2 = 2.r2 = 0,098 (m) d3 = 4 (mm) = 0,0000319 (m3) Vậy Vbx = 0,0000226 +0,00006102 + 0,0000319 = 0,000116 (m3) Vậy trọng lượng bánh công tác là : Gbx = 0,000116.9,81.(7850 - 680) = 8,13 (N) 8.3. Lực quán tính Lực quán tính của bánh công tác khi bánh công tác quay với vận tốc không đổi w. Lực quán tính được biểu diễn dưới dạng lực ly tâm Flt và mômen M. Lực ly tâm Flt : Trong đó: - khối lượng của bánh xe rtt - khoảng cách từ trọng tâm của bánh công tác đến trục quay Mômen M: Xuất hiện ở chỗ gắn bánh xe vào trục khi trục quán tính chính không trùng với trục quay. Mômen này gây nên độ uốn của trục, có ảnh hưởng đến thiết kế trục. = Jxzw2 Trong đó: Về mặt lý thuyết, bánh xe cánh đối xứng so với trục quay nghĩa là: rtt = 0 Jxz = 0 Nói cách khác, nếu tạo một cách đối xứng hoàn toàn tuyệt đối thì tất cả các lực quán tính coi như bằng không. Trên thực tế không thể tạo ra một cách đối xứng hoàn toàn, nghĩa là trục quán tính chính không trùng với trục quay cũng như trọng tâm không trùng với trục. Nhưng ta có thể khắc phục được bằng cách cân bằng các phần khối lượng không đối xứng như thêm hoặc bớt đi phần khối lượng nào đó. Do vậy trong quá trình hoạt động lực quán tính trong bơm coi như bằng không. 9. CHIỀU CAO HÚT CHO PHÉP Theo [1]: Trong đó: Hs - chiều cao hút cho phép Ñ - cao trình nơi đặt bơm so với mực nước biển (m) Chọn Ñ = 900 (m) H - cột áp của máy bơm H = 9 (m) s - hệ số xâm thực s = f(ns) s = (0,00017 ¸ 0,00022) = 0,09 ¸ 0,1176 Chọn s = 0,1176 Chọn hth ≈ 1 m Vậy: 10. TÍNH BỀN CÁC CHI TIẾT 10.1. Tính trục 10.1.1. Tính gần đúng trục Trục là một chi tiết rất quan trọng trong bơm nên việc tính toán và tính bền trục là một công việc cần thiết. Từ các kích thước của trục ta sẽ xác định được lực và mômen trên từng đoạn trục qua đó kiểm nghiệm xem trục có đảm bảo đủ bền hay không. Hình 10-1. Các kích thước của trục Ta có: L1 = 26 (mm) = 0,026 (m) ; d1 = 13 (mm) L2 = 201 (mm) = 0,201 (m) ; d2 = 15 (mm) L3 = 78 (mm) = 0,078 (m); d3 = 17 (mm) L4 = 183 (mm) = 0,183 (m); d4 = 15 (mm) L5 = 22 (mm) = 0,022 (m); d5 = 16 (mm) Khi đó tồng chiều dài của trục sẽ là: L = L1 + L2 + L3 + L4 + L5 = 26 + 201 + 78 + 183 + 22 = 510 (mm) Sau khi tính toán chiều dài trục ta tiến hành tính trọng lượng trục như hình vẽ. Xem trọng lượng trục phân bố đều trên cả chiều dài mỗi đoạn. Do trục được chế tạo từ thép C35 nên có khối lượng riêng γ = 7800 (kg/m3) = 7800.9,81 (N/m3) * Trọng lượng phần trục ứng với đoạn L1: P1 Theo [4] P1 = L1..γ = 0,022..0,0132.7,8.103.9,81 = 0,26 (N) Vì trọng lượng phân bố đều trên cả đoạn nên: Þ q1 = = 0,01 (N/mm) = (10 N/m) * Trọng lượng phần trục ứng với L2: P2 P2 = L2..γ = 0,201..0,0152.7,8.103.9,81 = 2,72 (N) Þ q2 = = 0,0135 (N/mm) = 13,5 (N/m) * Trọng lượng phần trục ứng với L3: P3 P3 = L3..γ = 0,078..0,0172.7,8.103.9,81 = 1,35 (N) Þ q3 = = 0,0174 (N/mm) = 17,4 (N/m) * Trọng lượng phần trục ứng với L4: P4 P4 = L4..γ = 0,183..0,0152.7,8.103.9,81 = 2,47 (N) Þ q4 = = 0,0135 (N/mm) = 13,5 (N/m) * Trọng lượng phần trục ứng với L5: P5 P5 = L5.γ = 0,022..0,0162.7,8.103.9,81 = 0,34 (N) Þ q5 = = 0,0154 (N/mm) = 15,4 (N/m) Sơ đồ lực tác dụng lên trục Hình 10-2. Sơ đồ lực tác dụng lên trục Coi trọng lượng là ngoại lực P có điểm đặt tại trọng tâm của phần trục đó, khi ấy: (a) Ta có: = = 270 (mm) = = 102,5 (mm) = = 383,5 (mm) = = 270 (mm) = = 130,5 (mm) Thay vào (a): RA.270 – 0,34.102,5 + 0,26.383,5 + 2,72.270 + (1,35+16,26).130,5 = 0 Þ RAy.270 = 3385 (Nmm) Vậy : RAy = = 12,54 (N) Xác định RBy: Ta có : RA + RB – P1 – P2 – P3 – P4 – P5 – Gbx = 0 Suy ra: RB = P1 + P2 + P3 + P4 + P5 + Gbx – RA = 0,26 + 2,72 + 1,35 + 2,47 + 0,34 + 16,26 – 12,54= 12,77 (N) Vậy phản lực tại các gối đỡ: RA = 12,54 (N) RB = 12,77(N) 10.1.2. Biểu đồ mômen tác dụng lên trục Dựa vào các giá trị đã tính ở phần trên ta vẽ được biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn tác dụng lên trục bơm: Hình 10-3 Sơ đồ lực 10.1.3. Tính bền trục Để đảm bảo tuổi thọ, cũng như sự làm việc của bơm được tốt ta phải kiểm nghiệm lại đường kính trục theo hệ số an toàn. Tức xét đến ảnh hưởng của một số yếu tố quan trọng đến sức bền mỏi của trục, như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, chất lượng bề mặt... Kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn n được xác định theo công thức [6]: n = ³ [n] (a) Trong đó: ns - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, được tính theo công thức: ns = Vì trục quay nên ứng suất biến đổi theo chu kỳ đối xứng. Với: s-1 - Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kỳ đối xứng s-1 = (0,4¸0,5).sb Chọn: s-1 = 0,4.sb Chọn vật liệu làm trục là thép C35 thường hoá có sb = 450 (N/mm2) s-1 = 0,4.450 = 180 N/mm2 sm - Trị số trung bình của ứng suất pháp, vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ nên: sm = 0 sa - Biên độ ứng suất pháp sinh ra trong tiết diện của trục sa = smax = Với: Mu – mômen uốn toàn phần (N.mm) 4022 (N.mm) Theo [6]: W = mômen cản uốn Với: dt = 17 mm ta thay số vào ta được: 482 (mm3) Nên sa = = 8,34 (N/mm2) ks : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn theo [6]: ks = 2,18 εs : Hệ số kích thước xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi: εs = 0,88 β : Hệ số tăng bền, ở đây chọn β = 1 Vậy: ns = = 8,7 nt - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp nt = t-1 - Giới hạn mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, có thể lấy gần đúng [6]: t-1 = (0,2 ¸ 0,3). sb t-1 = 0,2.sb = 0,2.450 = 90 (N/mm2) ta - Biên độ ứng suất tiếp sinh ra trong tiết diện trục, trục quay một chiều, do đó ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động được tính theo [6]: ta = = Với: Mx = 3622 (N.mm) W0 - Mô men cản xoắn ứng với tiết diện trục có đường kính d = 30 mm W0 = == 3,75 (N/mm2) tm - Trị số trung bình của ứng suất tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất: tm = 0 (N/mm2) kt - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn: kt = 1,59 (N/mm2) εt - Hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi: εt = 0,77 β - Hệ số tăng bền: β = 1 Vậy: nt = = 11,6 Thay ns,nt vào công thức (a) ta được: n = = 6,69 > [n] Hệ số an toàn [n] = 2,5 ¸ 3 10.2. Tính bền then 5 3 Ø17 31 Hình 10-4. Mối ghép then Trong quá trình làm việc then có thể bị dập bề mặt hoặc bị cắt Theo [6] kích thước then được chọn theo d Ta có kích thước then: b´h = 5´3 (mm2) Mômen mà then có thể truyền được :Mth ³ Mx để then không bị dập Điều kiện bền dập của then : sd = £ [sd] Mx = 3622 (N.mm) - Mômen xoắn cần truyền d = 17 (mm)- Đường kính trục t: phần then lắp trong rãnh của mayơ t = 3 (mm) l: Chiều dài then, l = 31 (mm) sd = = 4,6 (N/mm2) Đối với then bằng thép, ở dạng lắp cố định, điều kiện tải trọng tĩnh: [sd] =150 (N/mm2) > sd Vậy then không bị dập. Điều kiện bền cắt của then : c = £ [c] = 120 (N/mm2) = = 2,75 (N/mm2) < [c] Vậy then cũng không bị cắt. Lắp ghép then: Đối với then bằng việc lắp ghép then với rãnh của trục theo kiểu N9/h9 còn lắp với rãnh trên moay ơ theo kiểu Js9/h9 10.3 Ổ trượt 10.3.1. Tính chọn ổ trượt 10.3.1.1. Phạm vi sử dụng ổ trượt: * Ổ trượt là một loại ổ trục, dùng để đỡ các trục quay. Nó là khâu liên kết giữa trục và giá đỡ, nhằm mục đích giảm ma sát. Ổ trượt nhận tải trọng từ trục, truyền đến giá đỡ. * Hiện nay trong các ngành chế tạo máy ổ trượt dùng ít hơn ổ lăn. Tuy nhiên trong một số trường hợp dưới đây, dùng ổ trượt có nhiều ưu việt hơn: _ Khi trục quay với vận tốc rất cao, nếu dùng ổ lăn thì tuổi thọ của ổ sẽ thấp; _ Khi yêu cầu phương của trục phải rất chính xác. Ổ trượt gồm ít chi tiết nên dể chế tạo chính xác cao và có thể điều chỉnh được khe hở; _ Trục có đường kính khá lớn (đường kính ≥1m), trong trường hợp này nếu dùng ổ lăn, phải tự chế tạo lấy rất khó khăn; _ Khi cần phải dùng ổ ghép để dể lắp, tháo; _ Khi ổ phải làm việc trong những điều kiện đặc biệt ( trong nước, trong các môi trường ăn mòn v v …) vì có thể chế tạo ổ trượt bằng những vật liệu như sao su, gỗ, chất dẻo v v … thích hợp với môi trường; _ Khi có tải trọng va đập và dao động; ổ trượt làm việc tốt nhờ khả năng giảm chấn của màng dầu; _ Trong các cơ cấu có vận tốt thấp, không quan trọng, rẻ tiền. * Kết cấu của ổ trượt: Trục Lổ tra dầu thân ổ lót ổ B d D Hình 10-5 Kết cấu ổ trượt 10.3.1.2 Vấn đề ma sát và bôi trơn trong ổ trượt: _ Ma sát và bôi trơn có tác dụng quyết định khả năng làm việc của ổ trượt. Nếu công suất mất mát do ma sát quá lớn, nhiệt sinh nhiều, có thể gây hiện tượng dính ổ và ngõng trục. Mặt khác vì có trượt tương đối giữa ngõng trục và lót ổ, nếu bôi trơn không tốt , ngõng trục và lót ổ sẽ bị mòn nhanh. Khi bị mòn nhiều ổ không dùng được nữa. _ Để giảm ma sát và mài mòn, cần bôi trơn ổ, ta tiến hành bôi trơn ma sát ướt cho ổ trượt. _ Ma sát ướt là ma sát sinh ra khi bề mặt ngõng trục và ổ được ngăn cách bởi lớp dầu bôi trơn, có chiều dày lớn hơn tổng số độ mấp mô bề mặt. h > RZ1 + RZ2 d h R Z1 R Z2 Dầu lót ổ Hình 10-6 Lớp dầu bôi trơn _ Nhờ có lớp dầu ngăn cách, ngõng trục và lót ổ không trực tiếp tiếp xúc với nhau, do đó không bị mài mòn. _ Trong chế độ bôi trơn ma sát ướt, chuyển động tương đối giữa ngõng trục và lót ổ bị cản bởi nội ma sát của lớp bôi trơn. Hệ số ma sát ướt khoảng 0,001÷0,008 Bôi trơn ma sát ướt trong ổ trượt bằng phương pháp bôi trơn thủy động: _ Nguyên lý bôi trơn thủy động: lớp dầu bôi trơn nằm giữa hai bề mặt ma sát có độ nhớt động lực . Khi bề mặt 1 chuyển động so với bề mặt 2 thì lớp dầu dính vào bề mặt bị kéo theo và nhờ có độ nhớt, các lớp dầu ở phía dưới cũng chuyển động theo. Dầu bị dồn vào phần hẹp của khe hở bà bị nén lại, tạo nên áp suất dư. Áp suất dầu tăng lên càng nhanh, nghĩa là khả năng tải của lớp dầu càng lớn, khi độ nhớt và vận tốc v càng lớn. _ Điều kiện để bôi trơn ma sát ướt bằng bôi trơn thủy động: + Hai bề mặt tiếp xúc tạo ra được khe hở hình chêm. + Dầu có độ nhớt nhất định và liên tục chảy vào khe hình chem.. + Vận tốc chuyển động tương đối của hai bề mặt phải có phương chiều sao cho dầu dồn nén vào khe hình chem, và phải có giá trị đủ lớn. _ Do môi trường làm việc của ổ có nhiệt độ cao nên ta dùng dầu công nghiệp 30 để bôi trơn và làm mát cho ổ và trục. 10.3.1.3. Vật liệu lót ổ: _ Vì lót ổ trực tiếp làm việc với ngõng trục, cho nên vật liệu lót ổ có tác dụng quan trọng đối với khả năng làm việc của ổ trượt. Phải chọn vật liệu lót ổ sao cho có thể giảm được mất mát công suất do ma sát giữa bề mặt làm việc của ngõng trục với lót ổ và giảm bớt chi phí về sửa chữa, thay thế do mòn. Thông thường, trục đắt hơn lót ổ rất nhiều. Vì vậy, một mặt cần tôi bề mặt ngõng trục để có độ rắn cao, ít bị mòn, mặc khắc phải chọn vật liệu lót ổ thõa mãn các yêu cầu chủ yếu sau đây: + Hệ số ma sát thấp ; + Có khả năng giảm mòn và chống dính ; + Dẫn nhiệt tốt và hệ số nở dài thấp ; + Có đủ độ bền. _ Ta chọn đồng thanh là vật liệu làm ổ trượt vì đồng thanh là loại vật liệu giảm ma sát, giảm mòn và chống dính rất tốt. 10.3.1.4. Tính ổ trượt a) Áp suất sinh ra trong ổ trượt: b) Chọn kiểu lắp H7/e8, tra sổ tay về các kiểu lắp được hở nhỏ nhất , độ hở lớn nhất Độ hở trung bình: Theo định lại c) Chọn loại dầu công nghiệp 30 và giả thiết nhiệt độ trung bình t = 50oC, tra bảng 16.3 (sách Chi tiết máy, tập 2) tìm được = 26 cP = 0,026 Ns/m2 d) Theo bảng 16.1 với = 1,32 tìm được 0,67 hmin= e) Kiểm nghiệm hmin Giả sử ngõng trục được gia công có thông số nhám RZ1= 3,2 và lót ổ có RZ2=3,2 10.4. Khớp nối trục. 10.4.1. Kết cấu. Khớp nối trục dùng để truyền mômen xoắn từ động cơ điện đến trục của bơm và dùng để nối hai trục lại với nhau. Do những ưu điểm sau mà nối trục vòng đàn hồi được sử dụng rộng rãi: - Cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và giá thành rẻ - Trong nối trục vòng đàn hồi hai nửa gối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi. Nhờ vậy mà nối trục đàn hồi có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Bù lại độ lệch trục: cho phép độ lệch trục D = 1¸1,5 (mm), cho phép độ lệch tâm . d = 0,3¸0,6 (mm), cho phép lệch góc a = 1o Vật liệu làm nối trục là gang xám có kí hiệu là GX21-40 hay thép rèn 35 Vật liệu chế tạo chốt là thép C45 thường hoá Hình 10-7. Kết cấu khớp nối trục Các kích thước cơ bản của khớp nối trục Mx = 3,622 (N.m) dt = 18 (mm) Theo [6] ta có các kích thước sau K - hệ số tải trọng động, K = 1,2 ¸ 1,5 Chọn K = 1,3 D- Đường kính ngoài của nối trục D = 80 (mm) do - đường kính lỗ lắp chốt bọc vòng đàn hồi do = 20 (mm) l - chiều dài toàn bộ l = 40 (mm) c = 4 (mm) dc - đường kính chốt dc = 10 (mm) lc - chiều dài chốt lc = 19 (mm) Ren chốt M8 Số chốt Z = 4 Do - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt Do = D – do – (10¸20)mm = 80 – 20 – 10 Do = 50 (mm) lv - chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi lv = 15 (mm) 10.4.2. Kiểm tra bền khớp nối trục Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi [s]d - ứng suất dập cho phép của vòng cao su [s]d = 2 ¸ 3 (N/mm2) Thay số vào ta được: 0,31 (N/mm2) Vậy sd < [s]d Điều kiện về sức bền uốn của chốt: [s]u - ứng suất uốn cho phép của chốt [s]u = 60 ¸ 80 (N/mm2) Thay số vào ta được: 4,47(N/mm2) Vậy su < [s]u Nên chốt đủ bền 11. TÍNH NHIỆT TRONG BƠM Dầu l=35mm d=0,5 ( cm) Nước làm mát q a 1 q a 2 t w1 t w2 t f1 t f2 Hình 11. Hình vẽ tính nhiệt nước làm mát Ta có tf1 - nhiệt độ của dầu cần bơm Chọn tf1 = 160oC Xác định trạng thái chảy của dòng dầu trong bơm: Ta có d1 = mà v1 = 0,7 …1 (m/s) - vận tốc ở đường ống hút Chọn v1 = 1(m/s) Nên d1 = 0,066 (m) 21.104 > 104 : chảy rối Gọi a1 - hệ số toả nhiệt của dầu truyền cho vỏ bơm Ta có: Nu1 = l1 - hệ số dẫn nhiệt Do vỏ làm bằng thép nên có hệ số dẫn nhiệt l = 94,4 W/mK ở 1600C l1 - chiều cao của bề mặt vách tiếp xúc với dầu l = 35(mm) = 0,035 (m) => l1= 0,07 (m) Mà Nu = C(Gr.Pr)n = 0,135.(3.107)1/3 = 42 Nên a1 = 28320 (W/m2K) tw1 - nhiệt độ ở mặt tiếp xúc với dầu Chọn tw1 = 1500C Ta có mật độ dòng nhiệt qua vách là: (W/m2) Nhiệt độ tại mặt vách tại vị trí bên phải là: Ta có: nên Trong đó: l - hệ số dẫn nhiệt của thép. d - chiều dày của vách d = 0,005 (m) Thay vào : °C Tính hệ số toả nhiệt a2 từ vách truyền cho nước làm mát. Chọn chế độ làm việc của nước làm mát ở chế độ chảy màng Tính Nu2 = C(Gr.Pr)n Theo [7] ta có: Nu2 = 0,5.(10-3)0= 0,5 Ta có: (b) Trong đó: l2 - hệ số truyền nhiệt của nước theo nhiệt độ Do chọn nhiệt độ ban đầu của nước là 20° nên theo [8] ta có l2 = 13,9.102 (W/m.K) l2 = l1 = 0,07 (m) Thay số vào (b) ta được: 4964 (W/m2.K) Nhiệt độ của nước sau khi làm mát: Theo nguyên lý truyền nhiệt (W/m2) Thay số vào ta được: 78 (°C) Vậy nhiệt độ trung bình của nước làm mát là: (°C) 12. NHỮNG VẤN ĐỀ CẦN LƯU Ý KHI VẬN HÀNH BƠM LY TÂM Quá tình thiết kế, sau đó xây dựng-lắp đặt, chạy thử và vận hành máy bơm đòi hỏi thời gian dài liên quan đến nhiều yếu tố, do vậy đây là một quá trình phức tạp. Vấn đề sử dụng bơm ly tâm có rất nhiều điều kiện tác động do đó tuỳ thuộc vào điều kiện sử dụng mà ta chọn phương pháp hợp lý. 12.1. Lắp đặt máy bơm Lắp đặt máy bơm là một công tác phức tạp, tỉ mỉ và đòi hỏi độ chính xác cao. Độ chính xác lắp ráp có ảnh hưởng không nhỏ đến hiệu suất làm việc, tuổi thọ và chi phí vận hành của bơm. Có rất nhiều công đoạn nhưng thường có các công đoạn chính sau: 12.1.1. Công tác chuẩn bị. Chuẩn bị cần trục, pa lăng, đồng hồ đo, các thiết bị chuyên dụng … Chuẩn bị nhân công để tiến hành lắp đặt. 12.1.2.Công tác kiểm tra. Kiểm tra các thiết bị máy bơm và các thiết bị phụ đã sẵn sàng để lắp đặt hay chưa. Với máy bơm lớn phải tháo rời để kiểm tra: kiểm tra số lượng, chất lượng, phụ tùng thay thế… Kiểm tra quá trình thiết kế kỹ thuật có phù hợp với yêu cầu thực tế hay chưa. 12.1.3. Công tác lắp tổ máy bơm. Yêu cầu trước khi lắp đặt máy bơm phải lau chùi sạch sẽ các bộ phận của máy bơm, đo đạc kiểm tra vị trí chuẩn của máy bơm, và kiểm tra vị trí lắp đặt của các bulông bắt đế. Kiểm tra độ cao của trục máy sau đó đưa vào lắp đặt phải đúng theo yêu cầu của bản vẽ thiết kế. Sau khi định vị được máy bơm ta tiến hành tương tự đối với động cơ điện. Khi vị trí của động cơ điện đã định vị ta tiến hành kiểm tra độ đồng trục của bơm và của động cơ điện đã nằm trong giới hạn cho phép hay chưa. Nếu nằm trong giới hạn cho phép thì tiến hành bước tiếp theo là lắp khớp nối trục giữa bơm và động cơ điện. Nếu chưa nằm trong giới hạn cho phép thì phải kiểm tra đo đạc để điều chỉnh độ đồng tâm giữa hai trục nằm trong giới hạn cho phép sau đó tiến hành bắt khớp nối trục. Khi lắp ráp động cơ điện vào tổ máy việc quan trọng nhất là định tâm giữa trục bơm và trục động cơ. Kiểm tra độ đảo mặt đầu, hướng kính và độ đồng tâm như sơ đồ hình 10-1. Hình 12.1. Kiểm tra độ đảo và độ đồng tâm khớp nối trục a) Kiểm tra độ đảo mặt đầu và hướng kính b)Kiểm tra độ đồng tâm. Đầu đo của đồng hồ phải thẳng góc với mặt đầu hoặc mặt bên của khớp nối. Khi đó, kim đồng hồ chỉ 0, quay trục bơm thì kim đồng hồ sẽ dịch chuyển cho ta biết sai lệch mặt đầu và hướng kính. Nếu lệch quá giới hạn thì tiện lại cho thích hợp. Việc định tâm bằng thước thẳng và căn lá. Đặt bơm nằm ngang ở vị trí đã xác định rồi đến động cơ điện, đảm bảo khe hở giữa hai khớp nối từ 3 đến 5 mm, sau đó áp thước thẳng vào mặt khớp nối ở bốn vị trí cách nhau 90o rồi dùng căn lá kiểm tra khe hở giữa thước thẳng và mặt khớp nối thứ hai. Thay đổi bề dày tấm đệm mỏng dưới chân các máy và dịch chuyển theo phương ngang để đạt độ đồng tâm giữa hai trục.Sau đó tiến hành bắt chặt các bu lông để cố định bơm và động cơ điện. Sau khi đã bắt chặt để cố định các chi tiết trên lại ta tiến hành kiểm tra lần cuối cùng. Lắp ráp máy bơm phải kiểm tra tình trạng chung của tổ máy, xem kỹ các tài liệu có liên quan. Sau đó xoay thử trục của bơm xem trục bơm xoay có nhẹ nhàng và trơn tru hay không. Bắt ống hút và ống đẩy Kiểm tra lại vị trí, độ dài ống, khoảng cân chỉnh của ống hút và ống đẩy Nếu đảm bảo chính xác thì cố định lại ống hút và ống đẩy, cho phép bên xây lắp hoàn thiện các công việc còn lại Lắp ráp và kiểm tra lại các thiết bị phụ. Sau đó theo qui trình và hướng dẫn lắp đặt để lắp ráp thiết bị phụ. Tuỳ qui mô và loại hình của hệ thống bơm dầu mà ta có các thiết bị phụ sau: +Thiết bị điện +Thiết bị thông gió và làm mát +Thiết bị tiêu nước thấm của bơm +Thiết bị nâng hạ +Thiết bị điều khiển và kiểm tra Lắp các thiết bị phụ trên đường ống như đồng hồ đo áp suất, các van điều khiển Sau khi đã hoàn tất các công đoạn của quá trình lắp đặt ta tiến hành kiểm tra lần cuối và khắc phục những hư hỏng (nếu có) 12.2. Khởi động bơm ly tâm Muốn khởi động bơm ly tâm ta cần lưu ý quan tâm đến hai vấn đề chính đó là mômen khởi động bơm và mồi dầu cho bơm 12.2.1. Mômen khởi động Muốn khởi động được bơm ly tâm thì mômen quay của động cơ thì phải lớn hơn mômen yêu cầu trên trục máy bơm. Nếu điều kiện trên không được đảm bảo thì máy bơm không thể khởi động được hoặc máy bơm làm việc không ổn định. Mômen khởi động tuỳ thuộc vào từng loại bơm. Đối với bơm ly tâm ứng với chế độ đóng van (Q=0) thì có trị số công suất nhỏ (đường c), tức là khi khởi động nên đóng van trên ống đẩy để giảm mômen khởi động. Hình 12-2. Đường đặc tính công tác của bơm ly tâm 12.2.2. Mồi dầu cho máy bơm. Do quá trình sử dụng , sau khi ngừng làm việc một số trường hợp bơm bị rò rỉ nên lượng dầu trong bơm bị hao hụt nên khi khởi động bơm thì bơm chạy nhưng mà dầu không hút lên được. Vì vậy để bơm làm việc được an toàn thì trước khi khởi động bơm thì ta phải mồi dầu cho bơm. Với những bơm có chiều cao hút dương thì ta phải mồi cho bơm trước khi bơm hoạt động nếu như bơm không có hệ thống bơm nước tự động. Hiện nay, một số bơm hiện đại người ta đã lắp hệ thống mồi tự động để cho bơm làm việc hiệu quả và giảm bớt công việc cho người vận hành. 12.3. Vận hành bơm. 12.3.1.Vận hành bình thường. Qui trình vận hành ở chế độ bình thường bao gồm các công việc sau: kiểm tra thường xuyên trong vận hành, dừng máy sữa chữa nhỏ định kỳ, dừng máy sữa chữa lớn định kỳ và thay thế mới thiết bị. + Kiểm tra thường xuyên trong vận hành là công tác thường ngày khi bơm làm việc. Thông qua hệ thống kiểm soát tự động, thông qua các đồng hồ và các thiết bị đo, dựa vào kinh nghiệm bản thân về quản lý vận hành và tuân thủ quy trình vận hành để đảm bảo máy bơm hoạt động bình thường, ổn định và hiệu quả cao. Thường xuyên kiểm tra lượng dầu bôi trơn. Thường xuyên kiểm tra độ chặt của bu lông thân máy, bệ máy, bu lông mặt bích … + Sửa chữa nhỏ định kỳ được quy định qua số giờ làm việc của bơm (theo sổ tay quản lý vận hành hay theo sổ của nhà sản xuất). Định ký sau vài nghìn giờ làm việc cần dừng máy để kiểm tra sữa chữa nhỏ. Lúc này cần tổng kiểm tra về cơ khí, thuỷ lực, mài mòn, rung động, tiếng ồn, cân chỉnh và sữa chữa nhỏ để bơm làm việc hiệu quả. + Sửa chữa lớn định kỳ yêu cầu dừng máy, tháo rời chi tiết máy, bảo dưỡng toàn bộ, nếu cần thì thay thế một vài chi tiết, bộ phận. Thông thường thì sau một năm làm việc thì bơm cần phải bảo dưỡng, sữa chữa định kỳ. + Khi máy đã làm việc đạt được tuổi thọ và độ tin cậy thiết kế thì cần tổng kiểm tra lần cuối và ghi vào lịch kiểm tra máy. Nếu không còn khả năng làm việc thì phải thay thế máy mới. 12.3.2. Vận hành khi có sự cố + Trong vận hành máy bơm vấn đề sự cố và vận hành máy bơm luôn xảy ra. Nói chung sự cố và hư hỏng thường xảy ra nhất với các thiết bị điện, cơ khí rồi đến thuỷ lực. Hỏng hóc và sự cố xảy ra có thể do nguyên nhân chủ quan và khách quan. Để giảm sự cố và hư hỏng cần tuân thủ đúng quy trình sử dụng và vận hành bơm, ngoài ra cần phải đào tạo người công nhân vận hành có trình độ và tay nghề cao. + Về bơm: hay xảy ra rung động, tiếng ồn, xâm thực, rò rỉ. Khi gắp các sự cố cần phải tìm hiểu kỹ nguyên nhân và tìm ra phương pháp sữa chữa thay thế hợp lý. Không nên vận hành khi xảy ra sự cố + Về cơ khí: Một số bơm khi làm việc do ổ trượt bị mòn thì gây nên tiếng ồn, rung động. Một số bơm trục bị cong nên làm cho bơm không hoạt động hay làm mòn bánh công tác. 13. MỘT SỐ SỰ CỐ THƯỜNG GẶP VÀ CÁCH KHẮC PHỤC Hỏng hóc và sự cố phát sinh có thể do nguyên nhân khách quan và chủ quan. Để giảm sự cố cần tuân thủ triệt để hướng dẫn quản lý vận hành, cần đào tạo công nhân kỹ thuật có trình độ và tay nghề cao. Về kỹ thuật bơm, hay xảy ra sự cố rung động, ồn, xâm thực, rò rỉ. Khi gặp các sự cố như vậy cần nghiên cứu để tìm ra nguyên nhân chính, sau đó đề ra biện pháp khắc phục. Nếu cần thì phải mời chuyên gia trong ngành hoặc chuyên gia của hãng sản xuất bơm phối hợp khắc phục. Tuyệt đối không được cố sử dụng thêm khi đã phát hiện có sự cố. Sau đây là một số sự cố thường gặp trong quá trình sử dụng, tùy theo điều kiện cụ thể mà ta có cách khắc phục khác nhau. 13.1. Đóng cầu dao hay phích cắm điện mà máy không chạy. Nguyên nhân: + Mất điện. + Chổi than cổ góp mòn hoặc tiếp xúc với cổ góp kém. + Cổ góp bẩn. + Chổi than bi nóng. Khắc phục: + Dùng bút điện kiểm tra điện lưới, cầu chì, tiếp xúc của phích... + Thay chổi than mới. + Vệ sinh cổ góp. + Chỉnh sửa cổ góp 13.2. Dầu không lên khi khởi động máy bơm. Nguyên nhân: + Chiều quay của bánh công tác sai. + Tổng cột dầu cần bơm vượt quá khả năng của máy bơm. + Chiều cao hút quá cao. + Lọt khí theo ống hút. + Số vòng quay quá thấp so với đinh mức. Khắc phục: + Đổi hướng quay (đảo đầu cốt động cơ điện). + Tính toán kiểm tra lại, đổi vị trí đặt bơm, đổi ống để giảm cột dầu và giảm tổn thất thủy lực. + Hạ cao trình đặt bơm xuống. + Kiểm tra chổ rò khí và xiết lại. + Chỉnh lại van đẩy. + Kiểm tra số vòng quay, chỉnh đặc tính mạng ống hoặc tang vòng quay nguồn (động cơ). 13.3. Lưu lượng bơm giảm mạnh. Nguyên nhân: + Tắc ống hút, tắc lưới chắn rác, tắc khe hở bánh công tác và cánh hướng dòng. + Tạo túi khí ở ống hút, hoặc hở phía ống hút. + Vành mòn hoặc bánh công tác quá mòn, sứt mẻ + Sai lệch vị trí bánh công tác và cánh hướng dòng. + Số vòng quay thấp hơn định mức. + Độ ngập ống hút chưa đủ. + Chiều cao ống hút lớn. + Tổn thất trên ống đẩy tăng. + Bể hút thiết kế không đúng kỹ thuật. Khắc phục: + Làm sạch ống hút, làm sạch các rãnh giữa bánh công tác và cánh hướng dòng. + Kiểm tra, bịt chổ hở. + Thay vành mới, sữa hoặc thay bánh công tác. + Tăng số vòng quay. +Tăng chiều sâu ngập dầu miệng ống hút. + Hạ cao trình đặt bơm. + Kiểm tra van xả, kiểm tra các vị trí có thể tắc trên ống đẩy. + Xây lại bể hút cho đúng. 13.4. Cột dầu giảm mạnh. Nguyên nhân: + Hỏng ống đẩy. + Không khí lọt vào dòng chảy, có xoáy khí ở bể hút. Khắc phục: + Kiểm tra van xả, xử lý các hư hỏng trên ống đẩy. + Tìm chổ rò rỉ và bịt lại. 13.5. Động cơ quá tải khi khởi động. Nguyên nhân: + Khởi động bơm khi vẩn đóng van trên ống đẩy. + Phần quay của rôto bị kẹt. + Khe hở dọc trục bị kẹt. + Chèn gioăng quá chặt. + Số vòng quay vượt quá định mức. + Lệch trục động cơ và trục máy bơm. Khắc phục: + Mở van ống đẩy rồi khởi động lại. + Kiểm tra lại việc lắp rôto, chỉnh khe hở cho phù hợp. + Thông ống dẫn và chỉnh lại khe hở dọc trục. + Nới lỏng chèn gioăng. + Kiểm tra và giảm số vòng quay của nguồn động lực. + Cân chỉnh lại hai trục bơm và động cơ. 13.6. Động cơ quá nóng. Nguyên nhân: + Hỏng quạt làm mát. + Điện áp nguồn thay đổi đột ngột + Hư hỏng trong máy bơm. + Hư hỏng động cơ. Khắc phục: + Tháo động cơ, kiểm tra và sửa chửa quạt. + Dùng ổn áp hay bộ điều chỉnh điện + Giảm lưu lượng bơm. + Kiểm tra, sửa chửa máy bơm. + Kiểm tra, sửa chửa động cơ. 13.7. Bơm bị rung động mạnh. Nguyên nhân : + Lỏng bulông hãm máy bơm và động cơ vào bệ máy. + Các mối nối ống không chặt. + Lệch trục bơm với động cơ. + Rôto động cơ không cân. + Chiều cao hút lớn. + Có hiện tượng xâm thực do độ ngập dầu ống hút không đủ. + Chốt hãm bánh công tác vào trục hoặc khớp nối trục lỏng. + Không khí lọt vào ống hút. + Ổ bi bị hỏng. Khắc phục: + Kiểm tra và xiết chặt bu lông hãm. + Siết chặt lại các nối nối. + Hiệu chỉnh lại độ đồng tâm hai trục. + Tháo động cơ, cân chỉnh lại rôto. + Hạ thấp cao trình đặt máy bơm. + Tăng độ ngập của ống hút. + Siết chặt ốc và chốt hãm. + Kiểm tra, xử lý chổ hở. + Thay ổ bi mới. 13.8. Xâm thực bánh công tác hoặc vòng mòn. Nguyên nhân: + Bánh công tác chưa đủ độ chìm. Khắc phục: + Thay đổi chế độ làm việc của bơm, giảm lưu lượng bơm bằng cách tốc độ động cơ. Phục hồi, sửa chửa chỗ bị xâm thực. 13.9. Bơm ra ít dầu ở ống đẩy Nguyên nhân: + Độ ngập dầu của ống hút chưa đạt yêu cầu. + Ống hút bị hở. + Cặn, rác, vật lạ cuốn vào cánh bánh công tác. + Cột hút quá cao. + Số vòng quay không đạt trị số định mức. + Công suất động cơ nhỏ. Khắc phục: + Tăng chiều sâu ngập dầu ống hút bằng cách tăng mực dầu bể hút hoặc hạ cao trình đặt bơm. + Kiểm tra và xử lý khe hở. + Vệ sinh, kiểm tra và lấy vật lạ ra. + Hạ cao trình đặt bơm, tăng mực dầu bể hút, tăng đường kính ống hút, giảm tổn thất ống hút bằng cách giảm các nút cong. + Điều chỉnh tốc độ đông cơ, thay đổi thiết bị truyền động với tỷ số truyền động phù hợp, tăng tiết diện dây cáp điện từ biến thế về trạm bơm. + Thay động cơ lớn hơn. 14. KẾT LUẬN Sau một thời gian nhận đề tài này đến nay em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp với đề tài “Thiết kế bơm vận chuyển sản phẩm dầu mỏ”, ban đầu có nhiều khó khăn vì đây là đề tài mà bản thân chưa có điều kiện nghiên cứu và tìm hiểu kỹ trong quá trình học tập và thực tập tốt nghiệp. Một phần, do lúc đầu phải mất nhiều thời gian trong việc tìm tài liệu có liên quan đến nhiệm vụ, yêu cầu của đề tài. Trong quá trình thiết kế, bản thân vừa tìm hiểu về lý thuyết, vừa tìm hiểu và tham khảo các tính toán và thiết kế của các thế hệ đàn anh đi trước mà trong thực tế đã được vận hành. Với sự cố gắng của bản thân, cùng với sự hướng dẫn tận tình, cũng như việc cung cấp các tài liệu có liên quan đến đồ án tốt nghiệp của thầy giáo hướng dẫn nên em đã hoàn thành được đề tài mà khoa đã giao. Mặc dầu bản thân có nhiều cố gắng và nổ lực nhưng do khả năng có hạn, tài liệu chuyên môn về “bơm ly tâm” hạn chế nên trong quá trình thiết kế chắc chắn sẽ có nhiều thiếu sót không thể tránh khỏi. Em rất mong được sự góp ý, bổ sung của quý thầy cô cùng các bạn để đồ án này được hoàn thiện hơn. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] A.A.Lômakin – “Bơm ly tâm và bơm hướng trục” – NXB Khoa học kỹ thuật. Hà Nội 1971 [2] Đinh Ngọc Ái – “Thuỷ lực và máy thuỷ lực” – NXB Đại học & THCN. Hà Nội 1972 [3] Nguyễn Văn May – “Bơm, Quạt, Máy nén” – NXB Khoa học kỹ thuật. Hà Nội 2001 [4] Lê Viết Giảng, Phan Kỳ Phùng – “Sức bền vật liệu (Tập 1&2)” – NXB Giáo dục 1999 [5] Nguyễn Thượng Bằng – “Thiết kế hệ thống tưới tiêu” – NXB Xây Dựng Hà Nội 2006 [6] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm – “Thiết kế chi tiết máy” – NXB Giáo Dục 2001 [7] Đặng Quốc Phú, Trần Thái Sơn –“Truyền nhiệt” – NXB Giáo Dục 1999

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docthuyet minh.doc
  • dwgbom2.dwg
  • pptnhi 's slide.ppt
  • docnhiem vu.doc.doc
  • dwgso do lap dat.dwg
  • dwgtonghop.dwg