Khảo sát và thiết kế máy nén khí trục vít

chiếm một lượng khí bắt đầu đẩy tỉ đối với tổng thể tích các khoang cho ra tỉ số thể tích của máy nén. Sự tổn thất được xem xét như một trong những nguyên nhân chính của hiệu suất tổn thất trong máy nén, khe hở của trục vít là một trong những nguyên nhân chính của sự rò rỉ, khe hở phải đủ nhỏ để nhận được hiệu suất thể tích và công suất cao, khí rò về phía sau không chỉ chiếm không gian mà còn làm cho nhiệt độ tăng cao hơn. Một điều hiển nhiên rằng việc hệ dung sai trong sản xuất trục vít và trong ống là rất quan trọng, tăng dung sai lên 0,01 [mm] kết quả cho thấy làm tăng 1% tổn thất thể tích. Sự tính toán thực tiển những tác động của khe hở trong quá trình nén, và sự phân biệt thích hợp giữa hai loại khe hở dọc theo hướng của chúng trong buồng làm việc: Sự tăng hoặc tổn thất rò rỉ. Sự gia tăng lưu lượng rò rỉ trong buồng nén từ vùng áp suất cao của cửa đẩy và từ vùng lân cận của buồng làm việc mà có áp suất cao hơn, việc tổn thất rò rỉ từ các khoang về buồng hút và các buồng lân cận làm cho áp suất thấp hơn. Sự rò rỉ của hổn hợp khí và dầu bố trí vào những khe hở bên trong của vít, chỗ rổ, khe hở giữa tấm đệm và trục vít cuối cửa đẩy, đỉnh vít. Khe hở được điền đầy dầu và chịu lực li tâm, và chỉ có sự rò rỉ của dầu mới được giữ lại mà có thể được tính toán được bằng phép sử dụng phương trình dòng nhớt không nén được xuyên qua khe hẹp. Một lượng lớn dầu rò rỉ phụ thuộc vào giữa đỉnh vít và vỏ, và chiều dài độ dài mép bít kín, chiều dài kín khít phụ thuộc vào góc quay của trục vít. Vì thế khi bắt đầu quay thì độ dài kín khít giảm đến giá trị cực đại thì bắt đầu nén và bằng không khi quá trình đẩy kết thúc. Sự hình thành tam giác rò khí là hậu quả không tránh được của biên dạng hình học trục vít, trong suốt quá trình nén tồn tại hai chỗ rò chính và một chỗ rò phụ, chúng được thể hiện trên diện tích mặt cắt. Khe hở giữa dầu và khí vào trong buồng làm việc là chỗ rò chính và bên ngoài buồng làm việc là chỗ rò phụ. Sự rò rỉ khí được tính toán dựa trên giả thiết rằng khí và dầu là hổn hợp đều và được cách nhiệt xung quanh, tỉ lệ rò rỉ hổn hợp dầu và khí được tính toán bằng phương trình chuẩn cho dòng chất lỏng chịu nén qua vòi phun chụm. Sự ảnh hưởng đến độ nhớt của hệ số đồng nhất giữa lưu lượng có chức năng kín khít của dầu bôi trơn được sử dụng. Diện tích rò rỉ được xác định bằng cách tăng thêm chiều dài đường kín khí với độ hở trung bình của mổi kiểu rò rỉ, giá trị trung bình của độ hở trên khe hở được xác định bằng phép đo khe hở thực tế trên máy nén. Hệ số đẩy và lưu lượng được chọn theo kinh nghiệm các khe hở để tính toán áp suất dầu, lưu lượng của hổn hợp dầu khí đi qua đường rò rỉ theo hai pha, để xác định đúng tính chất vật lý của hổn hợp dầu khí là khác nhau, dự trên số liệu kiểm tra thực tế. Để tính toán vận tốc rò rỉ theo nghiên cứu dòng chảy chất lỏng qua khe hở, phương pháp này thực chất là dòng Fano đoạn nhiệt. Để đơn giản việc tính toán, dòng chảy thông thường được giả định nhiệt độ không đổi đúng hơn Enthapy là không đổi, sự sai lệch đó chiếm ưu thế trong điều kiện đoạn nhiệt chỉ có ảnh hưởng đến lớp biên nếu quá trình phân tích chuyển sang một hướng khác như những thay đổi nhỏ trong của góc quay, sau đây trình bày những phương pháp: Phương pháp hiện tại chỉ xử lý sự rò rỉ khí. Không có sự cố gắng nào để đưa ra lời giải cho sự rò rỉ của hổn hợp khí và chất lỏng, mà những ảnh hưởng của lớp dầu có thể được kết hợp chặt chẽ để giảm khe hở tương ứng. Để lý tưởng hóa những khe hở được giả định là hình chữ nhật và lưu lượng khối lượng của chất lỏng rò rỉ được trình bày bằng phương trình liên tục. (4-33) Trong đó: r và w là mật độ và vận tốc của khí rò rỉ, Ag = lgdg là diện tích mặt cắt của khe hở rò rỉ, lg là chiều dài của khe hở rò rỉ, dg là độ rộng của khe hở rò rỉ, m = m(Re,Ma) hệ số lưu lượng chảy qua khe hở. Vận tốc rò rỉ khí được suy ra từ phương trình động lượng mà có tính đến lực ma sát giữa chất lỏng và thành. (4-34) Trong đó: f(Re,Ma) là hệ số ma sát phụ thuộc vào số Reynold và Số Mach, Dg là đường kính hiệu dụng của khe hở Dg » 2dg, dx độ gia tăng kích thước, từ phương trình liên tục và giả định rằng T» const loại bỏ mật độ khí trong điều kiện áp suất, phương trình có thể được lấy tích phân theo áp suất từ vị trí có áp suất cao (vị trí 2) đến vị trí có áp suất thấp (vị trí 1) của khe hở. (4-35) Trong đó: chỉ số cãn trở dòng rò rỉ, Lg chiều dài khe hở theo hướng dòng chảy, f là hệ số ma sát và x là hệ số cản trở cục bộ, z có thể định lượng cho mổi khe hở theo hàm theo đặc tính kích thước, hình dạng, lưu lượng, a là vân tốc âm thanh. Phương pháp đầy đủ yêu cầu mô phỏng hệ số ma sát và lực cản trong những điều kiện số Reynold và số Mach cho mổi loại khe hở. Như vậy tổn thất do ma sát chất lỏng trong quá trình làm việc có thể được xác định trong điều kiện của hệ số ma sát cục bộ và vận tốc chất lỏng theo tốc độ, mật độ và diện tích mặt cắt. Trong thực tế quá trình mô phỏng sử dụng giá trị z trong những điều kiện đặc trưng đơn giản của mổi loại máy nén đặc biệt được sử dụng. 5. Tính toán thiết kế máy nén khí trục vít và tính chọn động cơ. 5.1 Tính toán kích thước cơ bản của trục vít. Các thông số kỹ thuật yêu cầu: Các thông số ban đầu được dựa theo phiên bản chuẩn máy nén trục SM 9 của hãng KAESER COMPRESSOR do Đức sản xuất: Bảng 5-1 các thông số kỹ thuật: Tên gọi Chế độ 1 Chế độ 2 Chế độ 3 Áp suất làm việc 7,5 [bar] 10 [bar] 13 [bar] Lưu lượng 0,9 [m3/ph] 0,75 [m3/ph] 0,55 [m3/ph] Áp suất tối đa 8 [bar] 11 [bar] 15 [bar] Áp suất cửa nạp 1,013 [bar] 1,013 [bar] 1,013 [bar] Nhiệt độ cửa nạp 20 [oC] 20 [oC] 20 [oC] Nhiệt độ cửa đẩy (chọn sơ bộ) 200 [oC] 200 [oC] 200 [oC] 5.1.1 Xác định sơ bộ nhiệt độ không khí tại cửa đẩy. Theo tài liệu [3] trang 17 ta có những khái niệm về chu kỳ làm việc của máy nén khi trục vít như sau: Hình 5-1 Đồ thị P-V của chu trình làm việc của máy nén trục vít. Chu trình làm việc của máy nén khí trục vít cũng giống như chu trình làm việc của máy nén chuyển động tịnh tiến, chỉ có khác là nó không có khoảng không gian chết cuối quá trình đẩy vì vậy nó không bị giản nở lại. Trên độ thị P-V hình 5-1 ta có thể quan sát thấy chu trình làm việc của máy nén khí trục vít không có không gian chết. Giai đoạn là giai đoạn hút nó phụ thuộc vào góc quay của trục vít chủ động, thể tích khí phụ thuộc và thể tích của cặp rãnh vít, nó không giống như máy nén khí chuyển động tịnh tiến, máy nén khí trục vít quá trình hút và đẩy được thực hiện đồng thời nhau. Hình 5-2 Đồ thị P-qm của chu trình làm việc của máy nén khí trục vít. Có thể quan sát trên đồ thị P-qm hình 5-2 ta thất giai đoạn nén và đẩy làm việc đồng thời nhau, giai đoạn hút làm việc trong một vòng quay của trục vít chủ động bắt đầu từ điểm 1 và kết thúc tại điểm 2, quá trình nén giữa điểm 2 và điểm 3, điểm 3 bắt đầu giai đoạn đẩy ở đó không khí nén được đẩy vào khoang nén của trục vít chủ động và bị động khi cửa đẩy mở. Giả sử trong quá trình nén máy nén không trao đổi nhiệt với môi trường bên ngoài. Theo tài liệu [6] trang 27 ta định nghĩa quá trình đoạn nhiệt như sau: Quá trình đoạn nhiệt là quá trình môi chất thay đổi trạng thái trong điều kiện không thay đổi nhiệt với môi trường bên ngoài. dq = 0 ® q = 0. (5-1) Theo định luật nhiệt động học thứ nhất ta có: dq = du + dl (5-2) Trong đó: dq: Nhiệt lượng cung cấp. du: Nội năng. dl: Công sinh ra. Mặc khác theo định nghĩa enthapy ta có: i = u + pv, lấy đạo hàm ta được di = du + pdv + vdp hay du = di – pdv –vdp, thay vào biểu thức (5-2) và dl = pdv ta có biểu thức như sau: dp = di – pdv –vdp + pdv hay dp = di – vdp (5-3) dp = di + dl (5-4) Đối với khí lý tưởng ta có: du = CvdT di = CpdT Trong đó: Cp, Cv: Nhiệt dung riêng đẳng áp, đẳng tích. Thay giá trị du, và di và biểu thức (5-2) và (5-3) thì phương trình nhiệt động học thứ nhất như sau: dq = CvdT + pdv = 0 (5-5) dq = CpdT – vdp = 0 (5-6) Chia (5-5) ch0 (5-6) ta được: (5-7) Trong đó: k: Là chỉ số đoạn nhiệt. Hay (5-8) Lấy tích phân phương trình (5-8) ta được: ln p + k ln v = const Hay pvk = const (5-9) Dựa và đồ thị P-V hình (5-1) ta viết phương trình đoạn nhiệt cho giai đoạn nén đoạn nhiệt 2-3. (5-10) Hay (5-11) Từ phương trình trạng thái ta có: thay vào (5-11) ta được: Trong đó: R hằng số không khí. ® (5-12) Từ (5-12) và (5-11) ta suy ra: (5-12) Theo tài liệu [6] trang 24, đối với không khí ta có k =1,4. Giả sử nhiệt độ cuối quá trình nạp chính bằng nhiệt độ tại khí trời và nhiệt độ cuối quá trình nén chính bằng nhiệt độ tại cửa đẩy. Tại chế độ 1 ta có: p2 = p1 = pa = 1,013 [bar] p3 = p4 = pc = 8 [bar] ® Tỉ số nén: ® ® tc = 528,793 - 273 = 255,793 [oC]. Như vậy ta xác định sơ bộ nhiệt độ không khí tại cửa đẩy là rất lớn nên phải tiến hành làm mát không khí, bằng cách phun dầu trực tiếp vò máy nén một lượng nhất định tỉ lệ với số vòng quay trục vít chủ động. Sao cho nhiệt độ cửa đẩy khi có phun dầu thì nhiệt độ không lớn quá 200 [oC]. Dầu phun vào yêu cầu là trao đổi nhiệt tốt với không khí, giảm ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, làm kín các khe hở, và bảo vệ bề mặt chi tiết. Đối với thị trường Việt Nam thì yêu cầu nhiệt độ đông đặc không cần cao lắm, nhiệt độ chớp của dầu phải trên 200 [oC] như ta đã tính toán sơ bộ nhiệt độ cửa ra, và độ nhớt thể hiện khả năng bám chắc vào bề mặt kim loại, chỉ số độ nhớt của dầu là một yếu tố không thể thiếu nó đánh giá khả năng lưu chuyển và bôi trơn khi nhiệt độ thay đổi, đối với máy nén khí được làm mát bằng dầu thì sẽ duy trì nhiệt độ cửa ra nằm trong khoảng từ 40÷80 [oC] vì vậy yêu cầu dầu bôi trơn phải có chỉ số độ nhớt cao, có nghĩa là độ nhớt ít thay đổi theo sự thay đổi của nhiệt độ. Tìm hiểu trên thị trường Việt Nam năm 2009, có loại dầu BESLUX AIRLUBE 46 chuyên dùng cho máy nén khí trục vít. Bảng 5-2 Các thông số kỹ thuật của loại dầu BESLUX AIRLUBE 46. STT Thông số kỹ thuật BESLUX AIRLUBE 32 BESLUX AIRLUBE 46 BESLUX AIRLUBE 68 BESLUX AIRLUBE 100 BESLUX AIRLUBE 150 1 Theo tiêu chuẩn DIN 5106 VD-L VD-L VD-L VD-L VD-L 2 Cấp độ nhớt theo ISO 32 46 68 100 150 2 Độ nhớt động học tại 40oC,cSt 28,78÷35,2 41,4÷50,6 61,2÷74.8 90÷100 135÷165 Độ nhớt động học tại 100oC,cSt 5,4 6,5 8,3 10,6 13,8 3 Cấp độ nhớt theo SAE (xấp xỉ) 10 10 20 30 40 Dầu gốc Dầu khoáng Dầu khoáng Dầu khoáng Dầu khoáng Dầu khoáng 4 Nhiệt độ đông đặc ºC, max -9 -9 -9 -9 -9 5 Nhiệt độ bắt cháy,ºC, min 175 205 205 210 220 6 Chỉ số axit, mgKOH/gr, max 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45 7 Điểm alinin, ºC, min 8 Ăn mòn tấm đồng, 3h/100º C 1a 1a 1a 1a 1a 9 Chỉ số chống tạo nhũ, phút, 40/40/0 (30) 40/40/0 (30) 40/40/0 (30) 40/40/0 (30) 40/40/0 (30) 5.1.2 Tính chọn kích thước của trục vít. Theo tài liệu [1] trang trang 126 ta có những khái niệm để lựa chọn các kích thước cơ bản của trục vít như sau: Các hãng chế tạo máy nén trục vít hàng đầu thế giới đa phần chọn đường kính ngoài trục vít theo dãy kích thước do hãng đưa ra. Về nguyên tắc, dãy kích thước lấy sự đồng dạng về mặt hình học với cụm chi tiết có sự thống nhất hóa để làm gốc, hơn nữa nhận kích thước cơ sở làm đường kính ngoài trục vít. Với quan điểm cổ điển: Đường kính ngoài của trục vít chủ động và bị động là như nhau, đường kính ngoài của trục vít theo dãy có các kích thước sau [mm]: 40, 50, 63, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630. Các tỉ lệ cơ bản của trục vít đồng dạng về mặt hình học theo dãy đã được soan thảo kinh qua thực tế có số đầu mối răng theo sơ đồ 4/6 (4 trên trục chủ động, 6 trên trục bị động). Với quan niệm hiện đại: Theo tài liệu [2] trang 10 ta có khái niệm để xác định các kích thước cơ bản của trục vít như sau: Dãy kích thước của máy nén khí trục vít hiện tại được sản xuất theo đường kính trục vít chủ động nằm trong khoảng 75÷620 [mm] và lưu lượng cung cấp từ 0,6 [m3/ph] đến 600 [m3/ph]. Tỉ số áp suất có thể đạt đến 3,5 theo góc quay của trục vít đối với máy nén khí kiểu khô, đối với máy nén khí kiểu ướt có thể đạt đến 15. Bình thường áp suất nén khác có thể lên tới 15 [bar] những áp suất nén cực đại thỉnh thoảng đạt tới 40 [bar]. Điển hình máy nén khí trục vít đã được kiểm nghiệm và hiệu suất thể tích của những máy này vượt 90% và giảm công suất tiêu thụ. Theo tài liệu [3] trang 31 từ các kết quả nghiên cứu thực tiển đã đưa ra kết luận sau: Sự kết hợp giữa bốn đầu mối răng vít đã được xem xét và nghiên cứu là: 4/5, 4/6, 5/6, 5/7, tỉ lệ giữa đường kính và kích thước nằm trong dãy từ 1,0÷2,2 và góc xoắn của trục vít chủ động nằm trong dãy từ 25o÷300o. Một phần các thông số đặc tính và các hệ số như độ uốn trục vít chủ động, tải trọng các ổ lăn, cụ thể là lực tiếp xúc trên bề mặt trục vít, những ảnh hưởng của các thông số hình học này đã được bàn luận và đề nghị chọn các thông số mối răng một cách tối ưu nhất. Với nhu cầu đòi hỏi ngày càng cao về chất lượng máy nén khí trục vít, một máy nén khí trục vít có kích thước nhỏ, hiệu suất cao, tiêu thụ điện năng ít, theo kết quả nghiên cứu mới nhất của Giáo sư Stosic và các đồng nghiệp thì biên dạng trục vít ‘N’ Rotor mang lại thì diện tích mặt cắt lưu lượng lớn, chiều dài mép bít kín ngắn, nên diện tích rò rỉ nhỏ, vì vậy ta chọn biên dạng răng vít ‘N’ Rotor làm biên dạng cho máy nén. Theo tài liệu [3] trang 14 thì trục vít có 5 mối răng vít cho tỉ số nén áp suất cao hơn các loại khác, và đặc biệt là có góc xoắn lớn, và đã được chứng minh rằng với số đầu mối răng này có đặc tính, độ bền, và kích thước tốt. Hiện nay có loại có số đầu mối răng 5/6 và 5/7 đều mạng lại những đặc tính tốt, nhưng theo tài liệu [3] trang 30 thì loại có số đầu mối răng 5/6 đem lại sự đồng nhất về lưu lượng trên một vòng quay, và mô men vào thấp nhất, cho hiệu suất chỉ thị đẳng entropy cao nhất nếu tỉ lệ L/D nhỏ hơn 1,7. Theo tài liệu [3] trang 49 nếu tăng dung sai lên 0,01 [mm] thì tổn thất thể tích tăng lên 1%, kết hợp đồ thị biến thiên độ võng (hình 4-2) ta nhận thấy đối với biên dạng ‘N’ Rotor có số đầu mối răng 5/6 thì tỉ lệ L/D nên chọn nhỏ hơn 1,7. Nếu lựa chọn tỉ số L/D lớn thì chiều dài trục vít tăng lên thì độ dài đường bít kín nhỏ nên diện tích rò rỉ nhỏ đồng thời độ võng lại tăng lên. Theo số liệu thống kê ở tài liệu [8] trang 6 ta có dãy số sau: 1,05; 1,25; 1,5; 1,65; 1,9; 2,25. Theo tài liệu [3] trang 23 thì tỉ số L/D nằm trong giới hạn 1,65÷1,8. Với những ưu điểm trên ta chọn số đầu mối răng vít 5/6 và tỉ số Theo tài liệu [5] trang 99 ta có công thức tính lưu lượng của máy nén trong một vòng quay trục chính. (5-13) Trong đó: q: Lưu lượng riêng [m3/vòng]. D: Đường kính trục vít chủ động [m]. L: Chiều dài trục vít [m]. c: Hệ số đặc trưng của biên dạng răng. Để xác định đường kính của trục vít chủ động, ta sử dụng định luật đồng dạng hình học về đường kính. Hình 5-3 5/6 - 128 [mm] ‘N’ rotors Trục vít 5/6 – 128 của máy nén khí có dầu đã được Giáo sư Stosic và một số giáo sư khác nghiên cứu và kiểm nghiệm. + Đường kính trục chủ động: D* = 128 [mm]. + Lưu lượng q = 8 [m3/ph]. + Tỉ số: . Qua công thức (5-13) ta nhận thấy lưu lượng của máy nén tỉ lệ lủy thừa bậc ba với đường kính trục vít. Ta có: ® ® (5-14) ® (5-15) ® ® L = 1,65.D = 1,65.64,604 = 106,596 [mm] Theo tài liệu [2] trang 23 ta có: + Tỉ số truyền của trục vít: (5-16) ® Theo tài liệu [1] trang 127 ta có: + Đường kính vòng chia: (5-17) ® Từ công thức (5-16) ta suy ra, đường kính vòng chia của trục vít bị động: (5-18) ® Theo tài liệu [2] trang 20 ta có thể xác định khoảng cách giữa các trục vít như sau: (5-19) ® Theo tài liệu [1] trang 126 thì với khả năng công nghệ của các máy công cụ hiện nay, có thể cắt được trục vít với góc nghiêng trong phạm vi 30o £y£ 60o nên ta chọn y sát với giá trị cực đại, cũng theo tài liệu này trang 127 thì ta chọn . Theo tài liệu [1] trang 125 ta có: h1 = 2p.R.ctg y (5-20) ® h1 = 2p.R.ctg y = 2.3,14.32,302.ctg 51o29’17,21’ = 161,510 [mm] (5-21) ® Theo tài liệu [1] trang 127 ta xác định được góc xoắn trên trục vít bị động: (5-22) + Đối với trục chủ động: (5-23) ® . 5.2 Tính toán và chọn biên dạng răng trục vít. Theo tài liệu [1] trang 127 ta có: + Chiều cao đầu răng: (5-24) ® Theo tài liệu [2] trang 27 của Giáo sư Stosic ta có biên dạng răng vít ‘N’ Rotor đầu mối răng vít 5/6. Hình 5-4 Biên dạng răng vít ‘N’ Rotor có đầu mối răng vít 5/6. Bằng định luật đồng dạng hình học ta hoàn toàn xác định được biên dạng răng vít ‘N’ Rotor có đầu mối răng vít 5/6 có kích thước thực đã tính. Hình 5-5 Các đường cong tạo nên biên dạng ‘N’ Rotor. Hệ tọa độ của tất cả những đường cong cơ sở trên bánh cóc tổng hợp ở đây trong hệ tọa độ của bánh cóc tương đối. Vít của bánh cóc được chia ra thành những cung tròn, quá trình chia này được ký hiệu bằng các chữ hoa cho mổi đường cong là độc lập, được thể hiện trên hình 5-5. Tất cả những đường cong nhận được là “cung tròn chung” bằng phương trình , tuy nhiên đường thẳng, đường tròn, parapolae, elipse, Hypecpolae được mô tả một cách dể dàng bằng những giá trị thích hợp a, b, p và q. 5.3 Xác định số vòng quay cần thiết. Từ công thức (5-13) ta có thể tính được lưu lượng của máy nén trong một vòng quay như sau: Trong đó: q: Lưu lượng trong một vòng quay [m3/vòng]. D: Đường kính trục vít chủ động [m]. L: Chiều dài trục vít [m]. c: Hệ số đặc trưng của biên dạng răng. Với biên dạng răng ‘N’ Rotor ta xem như biên dạng răng không đối xứng, vì vậy chọn c = 2,055. ® Theo tài liệu [5] trang 100 ta có: Qlt = n.q (5-25) Trong đó: Qlt: Lưu lượng lý thuyết [m3/ph]. n: Số vòng quay [vg/ph]. + Tính cho chế độ 1: Qlt = 0,9 [m3/ph]. (5-25) ® + Tính cho chế độ 2: Qlt2 = 0,75 [m3/ph] (5-25) ® + Tính cho chế độ 3: Qlt3 = 0,55 [m3/ph] (5-24) ® Như vậy ta chọn tốc độ cho trục vít chủ động nmax = 4157 [vg/ph] 5.4 Xác định công suất cần thiết. Theo tài liệu [5] trang 103 ta có: (5-26) Trong đó: p1: Áp suất nạp. Q1: Lưu lượng nạp. Nk: Công suất đoạn nhiệt. hk: Hiệu suất đoạn nhiệt. + Tính cho chế độ 1: Ta có Q1 = Qlt1 = 0,9 [m3/ph] = 15.10-3 [m3/s] Hình 5-6 Đồ thị quan hệ giữa áp suất cửa đẩy và hiệu suất đoạn nhiệt Qua đồ thị hình 5-6 với áp suất cửa đẩy pmax = 8 [bar], với biên dạng ‘N’ Rotor ta xác định được hiệu suất đoạn nhiệt hk = 0,8. p1 = 1 [bar] = 101325 [N/m2] (5-26) ® Theo tài liệu [5] thì công suất cần đặt lên trục vít chủ động được xác định như sau: Ns = Nk + Tổn thất cơ khí. (5-27) Trong đó: Tổn thất cơ khí = 0,07.Nk. ® Ns = Nk + 0,07.Nk = 1,07.Nk = 1,07.5,351 = 5,726 [kw] + Tính cho chế độ 2: Ta có Q2 = Qlt2 = 0,75 [m3/ph] = 12,5.10-3 [m3/s] Qua đồ thị hình 5-6 với áp suất cửa đẩy pmax = 11 [bar], với biên dạng ‘N’ Rotor ta xác định được hiệu suất đoạn nhiệt hk = 0,82. (5-26) ® ® Ns = Nk + 0,07.Nk = 1,07.Nk = 1,07.5,280 = 5,650 [kw] + Tính cho chế độ 3: Ta có Q3 = Qlt3 = 0,55 [m3/ph] = 9,167.10-3 [m3/s] Qua đồ thị hình 5-6 với áp suất cửa đẩy pmax = 15 [bar], với biên dạng ‘N’ Rotor bằng phương pháp xấp xỉ ta xác định được hiệu suất đoạn nhiệt hk = 0,75. (5-26) ® ® Ns = Nk + 0,07.Nk = 1,07.Nk = 1,07.5,028 = 5,380 [kw] Vậy ta chọn công suất trên trục vít chủ động Nmax = 5,650 [kw] 5.5 Xác định nhiệt độ cửa thải. Theo tài liệu [5] trang 103 ta có: (5-28) Trong đó: t1: Nhiệt độ cửa nạp. t2: Nhiệt độ cửa thải. T1: Nhiệt độ tuyệt đối cửa nạp. hk; ht: Hiệu suất đoạn nhiệt và hiệu suất làm tăng nhiệt độ. Giá trị đặc trưng cho hiệu suất gia tăng nhiệt độ là ht = 0,9. + Tính cho chế độ 1: t1 = 20 [oC]. T1 = t1 + 273 = 20 + 273 = 293 [oK]. hk = 0,8. (5-28) ® + Tính cho chế độ 2: hk = 0,82. (5-28) ® + Tính cho chế độ 3: hk = 0,75. (5-28) ® Như vậy ta chọn nhiệt độ cửa thải tcmax = 428 [oC]. 5.6 Xác định nhiệt lượng tỏa ra và lưu lượng dầu cần thiết phun vào để trao đổi nhiệt. + Xác định thể tích khí nạp: Theo tài liệu [13] trang 1266 ta có công thức xác định được thể tích khí nạp như sau: (5-29) Trong đó: V1: Thể tích khí nạp [m3]. Sm: Diện tích mặt cắt trục vít chủ động [m2]. Sfm: Diện tích mặt cắt trục vít bị động [m2]. L: Chiều dài trục vít [m]. Hình 5-7 Biên dạng răng vít có số đầu mối răng 5/6 đã tính toán. Dựa vào phần mềm AutoCAD ta có thể tính được diện tích của biên dạng răng vít trục chủ động và trục bị động. Sm = 216,887 [mm2] Sfm = 174,496 [mm2] L = 106,596 [mm] Thể tích khoang nạp được xác định như sau: (5-29) ® Khối lượng khí nạp được tính như sau: (5-30) Trong đó: r1: Khối lượng riêng của không khí, r1 = 1,293 [kg/m3]. (5-30) ® Theo tài liệu [13] trang 1266 lưu lượng khối lượng khí nạp được xác định theo công thức sau: (5-31) Trong đó: nm: Số đầu mối răng vít trên trục chủ động. nmax: Tốc độ quay của trục chủ động [vg/ph]. (5-31) ® + Tính toán nhiệt trao đổi giữa khí nén và dầu làm mát. Quá trình trao đổi nhiệt giữa không khí nén và dầu làm mát trong máy nén là quá trình trao đổi nhiệt hổn hợp với nhau. Để tính toán lượng nhiệt trao đổi ta sử dụng phương trình cân bằng nhiệt sau. Theo tài liệu [10] trang 148 ta có phương trình cân bằng nhiệt: (5-32) Trong đó: Q: Nhiệt lượng trao đổi [w]. M1: Khối lượng khí trao đổi [kg]. i: Enthapy. F: Diện tích truyền nhiệt [m2]. Qx: Tổn thất nhiệt ra môi trường xung quanh. Các chỉ số “1” và “2” ứng với không khí nén chưa được làm mát và dầu làm mát, các ký hiệu “’”, “”” ứng với trạng thái lúc chưa trao đổi nhiệt, và lúc đã trao đổi nhiệt. Khi không kể đến tổn thất nhiệt ra môi trường xung quanh thì Qx = 0, và khi không có sư biến đổi pha của không khí và dầu thì phương trình (5-32) được viết lại như sau: (5-33) Từ phương trình (5-33) ta suy ra nhiệt lượng trao đổi trong một đơn vị thời gian được tính như sau: ® (5-34) Trong đó: Cp1: Nhiệt dung riêng của không khí ở trạng thái đẳng áp. (5-35) R: Hằng số không khí (5-35) ® T: Nhiệt độ tuyệt đối [oK]. Theo tài liệu [11] trang 14-34 thì nhiệt độ khí sau khi phun dầu làm mát thì nhiệt độ của hổn hợp khí và dầu sau khi làm mát là , như vậy hiệu suất đoạn nhiệt (tổn thất cơ khí ở lớp khí cuối) nó nằm trong khoảng từ 0,7÷0,88 ở chế độ chạy cầm chừng. Giá trị trung bình của máy nén cở trung là 0,75÷0,78 dựa trên nhiệt độ khí có phun dầu bằng nhiệt độ khí nạp cộng thêm 20÷30[oC], như vậy ta chọn . Trong trường hợp này . (5-34) ® Ta xác định được lưu lượng khối lượng dầu phun vào. (5-33) ® (5-36) Trong trường hợp này nhiệt độ dầu trong bình chứa, giả sử được làm mát bằng nhiệt độ của không khí và . Theo tài liệu [12] với loại dầu sử dụng cho máy nén khí trục vít như đã chọn BESLUX AIRLUBE 46, theo tiêu chuẩn ISO 46 ở nhiệt độ 100 [oC] thì ta có nhiệt dung riêng của dầu tại nhiệt độ 100 [oC], . (5-36) ® Theo tài liệu [3] trang 65 ta có tỉ lệ khối lượng giữa không khí nạp vào và lượng dầu phun vào: (5-37) ® Theo tài liệu [11] trang 16-14 ta có phương trình chuyển đổi giữa lưu lượng thể tích và lưu lượng khối lượng như sau: (5-38) Trong đó: m2: Lưu lượng khối lượng [kg/s]. k: Hằng số phụ thuộc vào đơn vị, đối với hệ dơn vị SI thì k = 1. r2: Khối lượng riêng [kg/m3], với loại dầu sử dụng cho máy nén khí trục vít như đã chọn BESLUX AIRLUBE 46, theo tài liệu [12] theo tiêu chuẩn ISO 46 ở nhiệt độ 100 [oC] thì r2 = 0,83 [kg/l] = 830 [kg/m3]. Q2t: Lưu lượng thể tích [m3/s] (5-37) ® Theo tài liệu [8] trang 12 ta có công thức tính tỉ số nén giữa áp suất khí cửa hút và áp suất dầu cung cấp tại vòi phun như sau: (5-39) Theo tài liệu này cho biết để phun được áp suất cao thì tỉ số nén , vì vậy ta chọn để cho dầu phun được tới, tạo điều kiện dể dàng trao đổi nhiệt với không khí. (5-38) ® , như vậy ta lấy po2 = 4 [bar]. 5.7 Chọn các khe hở giữa và tính lưu lượng rò rỉ qua các khe hở của máy nén khí trục vít. 5.7.1 Chọn các khe hở trong máy nén khí trục vít. Trong máy nén người ta phân biệt hai dạng rò khí – đó là rò rỉ bên ngoài và rò khí bên trong. Rò bên ngoài là dạng rò khí qua các vòng bít đầu mút của mổi trục vít. Theo nguyên tắc, sự rò từ phía đẩy là rò khí từ máy nén ra bên ngoài, còn rò khí từ phía hút thì có thể là sự lọt khí hay sự hút khí vào. Rò rỉ bên ngoài cần phải được tính đến khi tính toán năng suất. Rò bên trong trong máy nén trục vít được chia thành hai dạng có sự khác nhau cơ bản về mức độ ảnh hưởng tới các thông số của máy: Rò trong khoang trục vít ở giai đoạn hút khí, sự rò khí này trước hết ảnh hưởng đến hệ số cấp của máy nén cũng như ảnh hưởng đến hiệu suất và công suất của dẫn động máy nén. Dạng rò khí này gọi là sự lọt khí. Rò trong khoang trục vít ở giai đoạn nén khí, sự rò khí này ít ảnh hưởng đến hệ số cấp của máy nén cũng như ảnh hưởng đến hiệu suất và công suất của dẫn động máy nén. Dạng rò khí này gọi là sự tràn khí. Việc phân chia rò khí bên trong thành hai dạng – lọt khí và tràn khí nhằm nhấn mạnh yếu tố rất quan trọng rằng, sự lọt khí trong máy nén trục vít ở giai đoạn hút khí có ảnh hưởng không giống nhau tới năng suất và công suất của máy nén do đó không nên đồng nhất của hai dạng rò rỉ này. Ngoài ra, sự lọt khí và tràn khí lại có liên quan mật thiết với nhau, và do đó ở mức độ nào đó chúng gây ra những hiện tượng có tính chất giống nhau. Sự lọt khí xuất hiện ở các khoang có áp suất cao trong khoang hút, tức là tại thời điểm đã cho các khoang này được nối thông với buồng hút. Sự điền đầy buồng hút do lọt khí làm giảm thể tích của khí vừa mới được hút vào. Khí lọt vào có nhiệt độ cao hơn nhiệt của khí được hút vào nên gây ra sự gia tăng nhiệt độ của hổn hợp khí trong khoang hút và do đó làm giảm mật độ của khối khí. Khối lượng nạp của khí mới được hút vào khoang hút giảm đi. Như vậy là sự lọt khí vào khoang hút làm giảm năng suất của máy nén, và ngoài ra nó còn gây ra sự gia tăng công suất tiêu thụ cho việc nén khí tới áp suất đã cho trước. Điều đó có nghĩa là nó giảm hiệu suất máy nén. Sự tràn khí xảy ra với các khoang cách ly với buồng hút, tức là sau khi khoang này đã đi qua cửa hút. Do đó, sự tràn khí không gây ảnh hưởng trục tiếp tới năng suất của máy nén. Sự tràn khí có ảnh hưởng gián tiếp đến năng suất bằng cách làm gia tăng đôi chút sự lọt khí. Sự tràn khí làm thay đổi khối lượng khối khí trong khoang cách ly, và cũng giống như sự lọt khí từ các khoang đó, sự lọt khí làm thay đổi (thường là làm gia tăng) công suất tiêu thụ cho việc nén khí. Rỏ ràng là, trong giới hạn nào đó có thể thay đổi sự liên hệ tương hỗ giữa lọt khí và tràn khí bằng cách thay đổi một cách tương ứng cửa nạp và chọn kiểu biên dạng răng của trục vít. Trong máy nén trục vít, các mép bít kín và các phần của trục vít được vỏ máy bao quanh (theo đỉnh răng và các mặt đầu mút) thực hiện vai trò bịt kín trong. Có thể phân loại các mép bít kín theo kiểu khe được tạo ra theo các bề mặt tương ứng (hình 5-8). Hình 5-8 Các kiểu khe trong máy nén khí trục vít. Tiếp xúc răng. a,e,i: Theo đỉnh răng; b,c,d,đ,g,h: Theo đường; k,l: Theo mặt đầu mút trục vít. Khe kiểu 1: (hình 5-8 a, đ) là khe có các thành tiến về phía sau, sau đó tách ra xa nhau theo đường trơn đều. Các thành khe có thể có độ cong cùng dấu hoặc khác dấu, kích thước tuyệt đối của các bán kính có thể bằng nhau hoặc rất xa nhau. Khe kiểu 2: Khe có mặt gãy ở một thành (góc gãy có thể là góc nhọn hoặc góc tù) tạo ra giữa đầu nhọn và bề mặt hoặc giữa dảy hẹp và bề mặt. Khe kiểu 3: Khe có các thành cách đều với đường chặn lớn (khe “sâu”). Kiểu này gồm các khe được tạo ra giữa các mặt đầu của trục vít với vỏ máy và các khe tạo ra giữa vỏ máy và đỉnh răng của trục dẫn. Diện tích rò rỉ trung bình, chiều dài mép bít kín, các khe hở giữa đỉnh răng, … được xác định bằng cách đo các khe hở thực tế trên máy nén thí nghiệm . Dựa vào tài liệu [13] trang 1265 ta lấy giá trị thí nghiệm trên máy nén có số mối răng 5/6 biên dạng răng. Bảng 5-3 Các giá trị khe và độ dài mép bít kín thí nghiệm. Tên các thông số Giá trị Đơn vị Khe hở giữa bề mặt bên trong răng vít 0,03 [mm] Khe hở giữa đỉnh răng vít và đường kinh vỏ 0,03 [mm] Khe hở giữa bề mặt cuối trục vít và vỏ và thành 0,03 [mm] Diện tích thổi khí hướng trước 2,8 [mm2] Diện tích thổi khí hướng sau 2,8 [mm2] 5.7.2 Tính lưu lương rò rỉ qua các khe hở. Hình 5-9 Khe hở giữa đỉnh răng vít và vỏ máy nén. Theo tài liệu [1] trang 203 ta có áp suất phía trước khe khi thử nghiệm đối với không khí p1 = 1,25÷1,27 [at]. Như vậy ta chọn áp suất phía trước khe p1 = 1,25 [at]. Khe hở trong máy nén khí trục vít gồm: Khe hở đỉnh răng và thành vỏ, khe hở bên trong mặt vít, khe hở giữa các mặt đầu cuối trục vít, khe hở phía trước trước buồng làm việc, khe hở phía sau buồng làm việc. Để đơn giản ta chỉ tính rò rỉ giữa đỉnh răng vít và thành vỏ, khe hở giữa đỉnh răng vít và thành vỏ có dạng như sau: Hình 5-10 Khe hở giữa đỉnh răng và vỏ. Theo tài liệu [1] trang 203 áp suất phía sau khe hở nằm trong giới hạn 0,1÷0,4 [at], nhiệt độ trước khe hở khi thử nghiệm đối với không khí 275÷295 [oK]. Ta chọn p2 = 1,1 [at], T = 293 [oK]. Theo tài liệu [14] trang 180 ta có ta giải bài toán dòng khí theo điều kiện dòng Fanno cho dòng khí có vận tốc cao. Chiều dài của khe nhỏ vì vậy diện tích truyền nhiệt nhỏ, với lưu lượng khối lượng vì vậy sự truyền nhiệt là không đáng kể. Xem như khe giữ nhiệt. Để giải bài toán dòng khí đi qua khe có vận tốc cao theo điều kiện Fanno ta xem như dòng khí đi qua một van an toàn vào thiết bị ngưng, và tạm thời xem như dòng khi được xả ra khí quyển. Kết quả thỏa đáng có thể nhận được với giả thuyết dòng Fanno như khí lý tưởng với số mũ đẵng entropi k = 1,3. Theo tài liệu [14] trang 22 ta xác định được vận tốc âm thanh theo công thức sau: (5-40) Ta có: R: Hằng số không khí T = 20+273 = 293 [oK]. (5-40) ® Theo tài liệu [14] trang 137 thì hệ số Mach giới hạn được xác định theo công thức sau : (5-41) ® Như vậy vận tốc giới hạn của dòng khí được xác định như sau : ® Theo tài liệu [14] trang 137 ta có : (5-48) (5-48) ® ® ® ® Theo tài liệu [14] trang 125 đối với k = 1,3, MT = 0,769, tra bảng ta được hệ số tổn thất . Như vậy diện tích khe hở được tính như sau : Theo tài liệu [14] trang 136 ta có phương trình sau : (5-49) Từ phương trình (5-49) ta suy ra được lưu lượng khối lượng rò rỉ : (5-50) ® 5.8 Tính chọn động cơ điện. Theo tài liệu [15] trang 297 ta có công thức xác định công suất cần thiết trên động cơ điện. (5-51) (5-52) Trong đó: h1 = 0,94 - hiệu suất của bộ truyền đai. h2 = 0,995 - hiệu suất của một cặp ổ lăn. h3 = 1 – hiệu suất của cặp răng vít. Ta sử dụng bốn ổ lăn nên hiệu suất truyền động được tính như sau: (5-52) ® (5-51) ® 5.8.1 Chọn động cơ điện. Với công suất động cơ yêu cầu Nđc = 6,069 [kw], theo tài liệu [18] ta chọn loại động cơ điện Yb2-132S2-2 có công suất N1 = 7,5 [kw], có số vòng quay n1 = 2900 [vg/ph]. Hình 5-11 Động cơ điện Yb2-132S2-2. 5.8.2 Tính bộ truyền đai. Theo tài liệu [15] trang 84 ta xác định đường kính bánh đai chủ động theo công thức sau: (5-53) Trong đó: D1: Đường kính bánh đai chủ động [mm]. N1: Công suất của động cơ điện [kw]. n1: Số vòng quay của động cơ điện [vg/ph]. (5-53) ® Cần kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện sau: (5-54) ® Theo tài liệu [15] trang 93 thì ta chọn đường kính bánh đai chủ động theo tiêu chuẩn, với công suất động cơ điện N1 = 7,5 [kw] với vận tốc đai lớn hơn 10 [m/s] loại đai hình thang kiểu ь, B. Như vậy ta chọn loại đai ь và đường kính bánh đai chủ động D1 = 160 [mm]. Theo yêu cầu tại trục vít chủ động phải đạt tốc độ n2 = nmax = 4157 [vg/ph]. Ta phải tính chọn đường kính bánh đai bị động. Ta có tỉ số truyền của bộ truyền đai như sau: (5-55) ® Tính đường kính bánh đai bị động, được xác định teo công thức sau: (5-56) Trong đó: x = 0,02 hệ số trượt của bánh đai. (5-56) ® Theo tài liệu [15] trang 93 ta chọn đường kính bánh đai theo tiêu chuẩn, như vậy ta chọn D2 = 110 [mm]. Ta xác định lại vận tốc đai. (5-54) ® Theo tài liệu [15] trang 85 ta có công thức xác định chiều dài tối thiểu của đai. (5-57) Trong đó: umax = 3÷5. (5-57) ® Theo tài liệu [15] trang 92 ta chọn chiều dài của đai theo tiêu chuẩn sau: L = 1800 [mm]. Theo tài liệu [15] trang 83 ta xác định khoảng cách giữa hai trục của bộ truyền. (5-58) ® Ta lấy A = 688 [mm]. Theo tài liệu [15] trang 86, ta tính kiểm nghiệm lại theo điều kiện sau: (5-59) ® , như vậy góc ôm đủ lớn để đai khỏi bị trượt. Theo tài liệu [15] trang 83 ta có công thức xác định góc ôm của bánh đai. + Bánh chủ động. (5-60) ® + Bánh chủ động. (5-61) ® Theo tài liệu [15] trang 95,90,92 ta chọn: Ứng suất có ích cho phép [sp]o = 1,67 [N/mm2]. Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng Ct = 0,6. Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm Ca = 1. Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc Cv = 0,74. Diện tích tiết diện đai F = 138 [mm2]. Theo tài liệu [15] trang 94 ta xác định được số đai cần thiết theo công thức sau: (5-62) ® Như vậy ta chọn Z = 3 [dây đai]. Theo tài liệu [15] trang 96 ta xác định chiều rộng của bánh đai theo công thức sau: (5-63) Trong đó: Theo tài liệu [15] trang 257 ta có các kích thước của bánh đai hình thang như sau: t = 20 [mm] S = 12,5 [mm] ho = 5 [mm] (5-63) ® Đường kính ngoài bánh đai được xác định theo công thức sau: + Bánh chủ động: (5-64) + Bánh bị động: (5-65) (5-64) ® (5-65) ® Theo tài liệu [15] trang 96 ta xác định lực căng ban đầu So và lực tác dụng lên trục R theo công thức sau: + Lưc căng ban đầu đối với mỗi đai: (5-66) Trong đó: so: Ứng suất ban đầu, [N/mm2]. F: Diện tích một đai [mm2]. (5-66) ® + Lực tác dụng lên trục: (5-67) ® 6. Tính bền các chi tiết của máy nén khí trục vít. 6.1 Xác định kích thước trục để lắp ổ lăn trên trục vít chủ động. Theo tài liệu [2] trang 74, dựa theo kết quả thí nghiệm của Giáo sư Stosic trên máy nén khí có biên dạng kiểu ‘N’ Rotor, có số mối răng vít 5/6, ta có độ thị biểu diễn sự quan hệ giữa áp suất nén theo góc quay trục vít chủ động. [Độ] Hình 6-1 Độ thị thể hiện quá trình nén khí của trục vít. Qua đồ thị ta nhận thấy ta nhận thấy áp suất đạt cực đại pmax = 9 [bar], ứng với góc quay trục vít chủ động f = 288 [o]. Tải trọng áp suất tác dụng lên trục vít theo góc quay của trục vít phân bố theo chiều dài của trục vít được thể hiện qua hình sau: Hình 6-2 Tải trọng áp suất phân bố theo chiều dài trục vít. Để xác định đường kính trục để lắp ổ lăn, ta xét tại mặt cắt mà ở đó áp suất trong buồng làm việc là lớn nhất. pmax = 9 [bar] = 0,9 [N/mm2]. 6.1.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục vít chủ động và xác định kích thước tại mặt cắt nguy hiểm. Đối với trục vít chủ động ngoài tải trọng của áp suất thì còn chịu tải trọng do mô men từ động cơ nên ta xét trục tại mặt cắt nguy hiểm chịu tải trọng áp suất lớn nhất. (6-1) ® Trục vít được đặt trên hai ổ lăn được xem như hai gối tựa cố định, tải trọng áp suất tác dụng lên trục vít chủ động theo hai hướng: Hướng kính và hướng dọc trục, vì vậy ta có sơ đồ tải trọng áp suất tác dụng lên trục vít như sau: Hình 6-3 Tải trọng tác dụng lên trục vít. Tải trọng tiếp tuyến do áp suất sinh ra: (6-2) ® Tải trọng pháp tuyến do áp suất sinh ra: (6-3) ® Theo tài liệu [15] trang 55 ta có công thức xác định mô men xoắn tác dụng lên trục vít như sau: (6-4) Trong đó: M1x: Mô men xoắn tác dụng lên trục vít chủ động [N.mm] N1max: Công suất đặt lên trục vít chủ động [kw] n1: Số vòng quay của trục vít chủ động [vg/ph] (6-4) ® Theo tài liệu [15] trang 55 ta có công thức xác định lực tác dụng lên trục vít như sau: + Lực tiếp tuyến. (6-5) ® + Lực dọc trục. (6-6) ® + Lực hướng tâm: (6-7) Trong đó: an: Góc ăn khớp, đối với trục vít ta xem như bánh răng trụ răng nghiêng nên theo tài liệu [15] ta chọn an = 20o. (6-7) ® Như vậy tổng các lực tác dụng lên trục vít chủ động. + Lực tiếp tuyến: + Lực dọc trục: + Lực hướng kính: F1r = F1rm = 234,881 [N]. Theo tài liệu [15] trang 114, xác định sơ bộ đường kính lắp ổ lăn trục vít, được xác định theo công thức sau: (6-8) Trong đó: d1: Đường kính trục để lắp ổ lăn [mm]. M1x: Mô men xoắn [Nmm]. [t]x: Ứng suất xoắn cho phép [N/mm2], đối với vật liệu thép sử dụng để thiết kế trục vít tại tiết diện nguy hiểm thì thông thường có thể lấy [t]x = 10÷13 [N/mm2], đối với trục vít máy nén khí ta chọn sơ bộ [t]x = 10 [N/mm2]. (6-8) ® Theo tài liệu [16] trang 7,8; dựa vào đường kính trục để lắp ổ lăn tính sơ bộ ta chọn ổ lăn cho máy nén khí trục vít NJ 204 ET7 có đường kính trong db = 20 [mm], bề rộng của ổ lăn Bb = 14 [mm]. Theo tài liệu [17] trang 10 thì để làm kín phía cửa đẩy trục vít thì sử dụng hai đệm kín: PS-Seal Standart Sizes có đường kính trong ds1 = 20 [mm] và chiều rộng của của đệm làm kín Bs1 = 8 [mm]. Sơ đồ lực phân bố trên trục vít chủ động và biểu đồ nội lực. Hình 6-4 Sơ đồ phân bố lực trên trục vít chủ động và biểu đồ nội lực. + Xác định phản lực tại các gối đỡ: Viết phương trình mô men đối với điểm A: (6-9) (6-10) (6-9) ® (6-10) ® ® ® Tính mô mem uốn tại tiết diện nguy hiểm: m-m. (6-11) Trong đó: (6-12) ® (6-13) ® (6-11) ® Theo tài liệu [15] trang 117 ta xác định được mô men tương đương theo công thức sau: (6-14) Trong đó: Mtd: Mô men tương đương. Mu, Mx: Mô men uốn và xoắn ở tiết diện nguy hiểm. (6-14) ® Xác định đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm m-m: (6-15) Trong đó: [sb] ứng suất cho phép [N/mm2]. Vật liệu để chế tạo chi tiết trục vít máy nén khí, chịu tải trọng phức tạp, đặc biệt là phía cửa đẩy của máy nén khí trục vít, trục vít chịu tải trọng tiếp tuyến, dọc trục, hướng kính, vì vậy vật liệu chọn phải phải đảm bảo độ bền, trong quá trình nén áp suất tác dụng lên bề mặt vít có sự dao động nên vật liệu chọn phải chịu được độ bền mỏi, ngoài ra vật liệu chọn phải chịu được độ võng, chống mài mòn tốt do tiếp xúc, chống oxy hóa tốt khi tiếp xúc với các chất khí. Theo tài liệu [19] trang 155 để thỏa mãn các yêu cầu trên ta chọn thép các bon chất lượng theo tiêu chuẩn (GOCT 4543-71), có mác thép 40Cr có ứng suất bền [sb] = 1000 [Mpa], thép 40Cr là loại thép kết cấu rẻ tiền. (6-15) ® 6.1.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục vít bị động và xác định kích thước tại mặt cắt nguy hiểm. - Số vòng quay trên trục bị động: (6-16) ® - Công suất trên trục chủ động: (6-4) ® + Lực tiếp tuyến: (6-5) ® + Lực dọc trục: (6-6) ® + Lực hướng tâm: (6-7) ® - Tải trọng áp suất sinh ra trên trục vít bị động. (6-17) ® Trục vít được đặt trên hai ổ lăn được xem như hai gối tựa cố định, tải trọng áp suất tác dụng lên trục vít bị động theo hai hướng: Hướng kính và hướng dọc trục. Tải trọng tiếp tuyến do áp suất sinh ra: (6-18) ® Tải trọng pháp tuyến do áp suất sinh ra: (6-19) ® Như vậy tổng các lực tác dụng lên trục vít bị động. + Lực tiếp tuyến: + Lực dọc trục: + Lực hướng kính: F2r = F2rfm = 351,810 [N]. Sơ đồ lực phân bố trên trục vít bị động và biểu đồ nội lực. Hình 6-5 Sơ đồ phân bố lực trên trục vít bị động và sơ đồ nội lực. - Xác định các phản lực tại gối đỡ. + Viết phương trình mô men đối với điểm C. (6-20) (6-21) (6-20) ® (6-21) ® (6-20) (6-21) (6-20) ® (6-21) ® Tính mô men uốn tại tiết diện n-n: (6-11) ® (6-22) Trong đó: (6-22) ® (6-14) ® (6-23) ® (6-16) ® Theo tài liệu [16] trang 7 dựa vào đường kính lắp ổ lăn tiêu chuẩn ta chon d = 20 [mm], B = 14 [mm], tải trọng tĩnh Cor = 25700 [N]. 6.2 Tính bền trục vít. 6.2.1 Xác định độ bền uốn của trục vít. Giả sử trục vít như một dầm chịu uốn thuần túy phẳng, nên ta sử dụng bài toán uốn ngang thuần túy phẳng để giải. Hình 6-6 Mặt cắt trục vít chủ động dầm chịu uốn ngang thuần túy. Theo giả thuyết về mặt cắt ngang phẳng thì trên mặt cắt ngang của dầm chỉ có ứng suất sz. Theo các giả thuyết về các thớ dọc thì sx = sx = 0. Nên (6-24) Mặt khác theo định luật Hook ta có: (6-25) Trong đó: y: Khoảng cách từ thớ đang xét đến thớ trung hòa. r: Bán kính cong. Thế (6-25) vào (6-24) ta được: (6-26) Thế (6-26) vào (6-25) ta được. (6-27) ö Đối với trục vít chủ động: + Mô mem xoắn tác dụng trên trục vít bị động theo trục Ox. (6-28) ® + Xác định mô mem quán tính. Ta dùng phần mềm AutoCAD ta xác định được các thông số trên: Jx = 411010,052 [mm4]. y = 13,794 [mm]. (6-27) ® Đối với vật liệu ta chọn là thép kết cấu hợp kim theo tiêu chuẩn (GOCT 4543-71), có mác thép 40Cr có ứng suất bền [sb] = 1000 [Mpa] thì thỏa mãn. ö Đối với trục vít bị động. + Mô mem uốn tác dụng lên trục vít chủ động theo trục Ox. (6-29) ® Hình 6-7 Mặt cắt trục vít bị động dầm chịu uốn ngang thuần túy. + Xác định mô men quán tính. Ta dùng phần mềm AutoCAD xác định được các thông số trên. Jx = 117790,560 [mm4]. y = 10,561 [mm]. (6-27) ® Đối với vật liệu ta chọn là thép kết cấu hợp kim theo tiêu chuẩn (GOCT 4543-71), có mác thép 40Cr có ứng suất bền [sb] = 1000 [Mpa] thì thỏa mãn. 6.2.2 Xác định độ bền xoắn của trục vít. Ta giả sử trục vít như một thanh tròn chịu xoắn, vì vậy ta đưa ra các giả thuyết sau: Giả thuyết 1(về mặt cắt ngang): Trước và sau biến dạng các mặt cắt ngang vẫn phẳng, vuông góc với trục thanh và khoảng cách giữa chúng không thay đổi. Giả thuyết 2 (về bán kính): Trước và sau biến dạng các bán kính vẫn thẳng và có chiều dài không đổi. Giả thuyết 3 (về các thớ): Trong quá trình biến dạng các thớ dọc không ép lên nhau hoặc đẩy nhau. Hình 6-8 Quá trình biến dạng của trục vít khi chịu mô men xoắn. Ta tưởng tượng tách một phân tố ABCDEFGH trên trục vít chịu xoắn thuần túy giới hạn bởi: Hai mặt cắt 1-1, 2-2 cách nhau dz. Hai mặt trụ có bán kính r và r + dr. Hai mặt phẳng chứa trục thanh và hợp với nhau một góc da. Theo giả thuyết 1,3 thì sx = sy = sz = 0. Theo giả thuyết 2 không có thành phần ứng suất tiếp dọc theo phương bán kính, vậy chỉ có một thành phần ứng suất tiếp theo phương tiếp tuyến tr. Sau khi biến dạng mặt phẳng 1-1 sẽ xoay đi một góc j so với mặt cắt ngang ở đầu mút trái, mặt cắt ngang 2-2 có hoành độ z + dz sẽ xoay đi một góc j + dj ở mặt cắt ngang ở đầu mút trái. Như vậy góc xoắn tương đối giữa mặt phẳng 1-1 và 2-2 là một góc dj. Ta có thể giả thuyết 1-1 đứng yên còn 2-2 xoay đi một góc dj, A, B, C, D lần lượt đến A’, B’, C’, D’. Gọi gr = ÐAEA’ là góc trượt tương đối giữa hai mặt cắt 1-1, 2-2, do tr gây ra. Theo hình vẽ ta có: (6-30) Vì biến dạng bé nên suy ra được . (6-31) Theo định luật hooke về trượt ta có: (6-32) Trong đó: G: Mô đun chống xoắn. tr: Ứng suất tiếp trên phân tố cách tâm trục một đoạn r. Từ (6-31) và (6-32) ® (6-33) tr phân bố bậc nhất theo r, tr phân bố trên diện tích dF quanh điểm ta khảo sát gây ra mô men uốn so với trục z. (6-34) Hợp của các mô men vi phân dMz chính là mô men xoắn nội lực Mz. ® (6-35) Æ Đối với trục vít chủ động. Mô men xoắn: Mô mem quán tính: Jp = Jx + Jy = 411010,052 + 411010,050 = 822020,102[mm4] Bán kính quán tính: (6-35) ® Theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dạng, ứng suất giới hạn được xác định như sau: (6-36) ® vì vậy trục vít đủ bền theo ứng suất tiếp. Æ Đối với trục vít bị động. Mô men xoắn: Mô mem quán tính: Jp = Jx + Jy = 117790,560 + 117790,560 = 235581,120[mm4] Bán kính quán tính: (6-35) ® vì vậy trục vít đủ bền theo ứng suất tiếp. 6.2.3 Xác định độ bền uốn của trục vít. Lực tác dụng trên trục vít để làm biến dạng trục vít chủ yếu là lực hướng kính Fr, ta xem lực hướng kính phân bố đều trên một đơn vị chiều dài của trục vít. Sơ đồ lực phân bố trên trục vít chủ động như sau: Ta viết phương trình mô men uốn tại mặt cắt có hoành độ z: (6-37) Theo tài liệu [20] trang 72 ta có phương trình vi phân tổng quát của đường đàn hồi gần đúng như sau: (6-38) Thay biểu thức (6-37) vào (6-38) ta được phương trình vi phân của đường đàn hồi như sau: (6-39) Để được phương trình của góc xoay ta lấy tích phân cấp một phương trình (6-39) ta được. (6-40) Tích phân cấp hai ta được phương trình đàn hồi. (6-41) Với trục vít được bố trí như hình vẽ ta có điều kiện biên như sau: z = 0; y = 0. (6-42) z = l; y = 0. (6-43) Thay (6-42), (6-43) vào (6-41) ta được: D = 0, Như vậy phương trình góc xoay và độ võng được viết lại như sau: (6-44) (6-45) © Xét trục vít chủ động. Đối với vật liệu ta chon 40Cr thì có modul đàn hồi E = 218800 [Mpa]. Jx = 411010,052 [mm4]. Như vậy góc xoay và độ võng của trục vít tại vị trí có tọa độ z = 53,298[mm]. (6-44) ® (6-45) ® Vậy độ biến dạng của trục vít chủ động nhỏ hơn khe hở ta đã chọn. © Xét trục vít chủ động. Đối với vật liệu ta chon 40Cr thì có modul đàn hồi E = 218800 [Mpa]. Jx = 117790,560 [mm4]. Như vậy góc xoay và độ võng của trục vít tại vị trí có tọa độ z = 53,298 [mm]. (6-44) ® (6-45) ® Vậy độ biến dạng của trục vít chủ động nhỏ hơn khe hở ta đã chọn. 7. Hướng dẫn sử dụng. 7.1 Vận hành máy nén khí trục vít. 7.1.1 Khởi động lần đầu tiên. Mọi hoạt động phải tuân theo các biện pháp an toàn sau: Nếu máy nén khí được di chuyển và nâng phải cẩn thận không được làm hỏng phần làm việc trong suốt quá trình nâng và vận chuyển, máy nén phải được đặt trong rãnh có khung. Chắc chắn rằng vỏ áo máy nén không được nhô ra bên ngoài khung, máy nén có thể được nâng lên khi được chèn đòn qua rãnh, chắc chắn rằng đòn không bị trượt. Dây buộc vào phải được giữ song song khi được căng ra đều không làm hỏng máy nén, thiết bị nâng phải được đặt trên đường mà máy nén phả được nâng vuông góc. Trong quá trình nâng phải nhẹ nhàn, êm dịu, tránh bị xoắn. Kỹ thuật viên điện đấu hệ thống điện cung cấp cho động cơ điện, và các hệ thống điện có liên quan, và chắc chắn rằng quá trình kết nối tốt. Kỹ thuật viên thủy lực thiết kế hệ thống cung cấp khí nén đến nơi tiêu thụ, và đảm bảo rằng quá trình kết nối được thông suốt. 7.1.2 Trước khi khởi động. Nếu máy nén không hoạt động trong vòng 6 tháng phải bôi trơn máy nén trước khi khởi động. Máy nén có nhiều thuộc tính nên bật công tắc điện trong 4 giờ để hâm nóng thùng chứa dầu bôi trơn, thiết bị lọc, bộ phận tách dầu. Kiểm tra mức dầu trong bình, thay dầu cần thiết nếu thấy dầu bẫn, dầu phải chứa trong bình tới mức qui định. Kiểm tra bầu lọc không khí nếu có bụi bẫn tiến hành súc bầu lọc không khí. 7.1.3 Quá trình khởi động. Bật công tắc điện, kiểm tra các đèn tín hiệu đảm bảo hệ thống vẫn hoạt động bình thường. Mỡ van của nạp, và van đẩy, bấm nút khởi động máy nén khí, cho đến khi động cơ chạy và duy trì tốc độ thiết kế. Nếu quá trình làm việc liên tục có thể dầu làm làm mát bị hao hụt nên thường xuyên quan sát trên trên vạch báo dầu để mà châm thêm dầu. 7.1.4 Quá trính dừng máy. Ấn nút dừng, máy nén khí sẽ dừng lại, đóng van nạp và van đẩy lại. Tiến hành mở van thoát nước ngưng tụ lại trong các thiết bị tách khí và dầu và thiết bị lọc. Tắt công tắt điện, đóng các thiết bị liên quan. 7.2 Bảo trì máy nén khí trục vít. Chu kỳ Công tác bảo dưỡng Hằng ngày Kiểm tra mức dầu -- Đọc thông tin hiển thị trên menu -- Kiểm tra bầu lọc khí thông qua thiết bị chỉ thị 3 tháng Kiểm tra hệ thống làm mát. -- Kiểm tra hệ thống sáy -- Kiểm tra thiết bị tách dầu -- Thay các thiết bị lọc nếu cần thiết, hoặc làm sạch bằng khí nén. -- Thường xuyên kiểm tra thay thế định kỳ nếu máy làm việc tại nơi bụi -- Thay thế các thiết bị đã bị hư hỏng hoặc quá bẫn. 8. Kết luận. Ngày nay nhu cầu sử dụng máy nén khí trong công nghiệp là rất lớn, không chỉ trong công nghiệp mà trong gia dụng sinh hoạt, các thiết bị nén khí khác không mang lại hiệu suất cao như máy nén khí trục vít, độ bền và tuổi thọ của máy nén khí trục vít cao, chi phí bảo dưỡng thấp. Máy nén khí trục vít ra đời từ rất sớm, nhưng việc thiết kế và chế tạo gặp nhiều khó khăn, đặc biệt trong việc chế tạo để đạt hiệu suất cao đòi hỏi kỹ thuật cao, ngày nay với sự trợ giúp của máy tính và các thiết bị gia công có độ chính xác cao nên con người đã dần dần hoàn thiện những ưu điểm của máy nén khí trục vít. Bước đầu thiết kế một thiết bị thật mang tính chất thực tiển em gặp rất nhiều khó khăn, nhưng em cũng rất cố gắng và miệt mài làm việc và cũng đã cơ bản thiết kế những phần quan trọng của máy nén khí trục vít. Do chỉ dừng lại đề tài thiết kế lý thuyết nên em cũng chưa có thể tiến hành kiểm lại nghiệm thực tiển, nhưng em đem kết quả tính toán được so sánh với các số liệu mà các hãng đã chế tạo và đo thực nghiệm thì không khác nhau bao nhiêu. Qua đề tài này mạng lại cho em kiến thức và kỹ năng để thiết kế và ứng dụng các thiết bị trong công nghiệp cũng như trong gia dụng trong sinh hoạt hằng ngày, nhằm góp phần thúc đẩy sự phát triển của đất nước. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] TS. Bùi Quốc Thái, Hà Nội 2007. Máy nén khí trục vít . NXB Bách khoa. [2] N. Stoic, I. Smith, A. Kovacevic, London February 2005. Screw compressor mathematical modelling and performance calculation. Printed in Neitherlands. [3] Doctor of philosophy Nagam Seshaiah, Rourkele Indian 2006. Exprimental and computational studies on oil injected twin-screw compressor. National Institute of technology. [4] TS. Huỳnh Văn Hoàng, Đà Nẵng 8-2005. Thủy khí ứng dụng. Lưu hành nội bộ ĐHBK Đà Nẵng. [5] Royce N. Brown, Houston Texas 1997. Compressors selection and sizing. Printed in The United States of America. [6] PTS. Nguyễn Bốn, PTS Hoàng Ngọc Đồng, Đà Nẵng 1999. Nhiệt kỹ thuật. NXB Giáo dục. [7] [8] HARTFORD COMPRESSORS. Engineering data sheets. [9] Stosic N, Smith I.K, Kovacevic. A, Venumadhav K, 2000. Retrofit 'N' Rotors for Efficient Oil-Flooded Screw Compressors. Proc. 2000 International Conference on Compressor Engineering at Purdue. [10] Phạm Lê Dần, Đặng Quốc Phú, tháng 1-2009. Cơ sở kỹ thuật nhiệt. NXB Giáo dục. [11] Heimir Fanna, 2007. Marks’ standard handbook for mechanical engineers. Printed in the USA, except as permitted under the United states Copyright act of 1976. [12] [13] N. Seshaiah, Subrata Kr. Ghosh, Ranjit Kr. Sahoo, january 2006. Performance analysis of oil injected twin screw compressor. IIT, Guwahati, India. [14] John J. Bloomer, 2000. Practical fluid mechanics for enginerring applications. Printed in The United States of America. [15] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm, 2006. Thiết kế chi tiết máy. NXB Giáo dục. [16] NSK ltd. Bearing for screw compressors. [17] Gaslock GmbH. PS -SEAL. [18] [19] B. N. ARZAMAXOV, 2006. Vật liệu học. NXB Giáo dục. [20] Thái Hoàng Phong, 2007. Sức bền vật liệu tập 1. Lưu hành nội bộ ĐHBK Đà Nẵng. [21] Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cứ, Nguyễn Văn Tuấn, 2005. Vẽ kỹ thuật cơ khí tập 1+2. NXB Giáo dục.