Đồ án tốt nghiệp Tính toán thiết kế bơm bùn

hệ số hiệu suất thuỷ lực xác định tổn thất thuỷ lực trên bánh công tác và buồng xoắn). Hltn = htl.Hltb (2-6) Trị số htl phụ thuộc vào kết cấu, chất lượng chế tạo và mức độ mòn của bơm. Hiện nay đối với máy bơm bùn có số cánh hữu hạn và hình dạng buồng xoắn ống xả chưa thật hoàn hảo về mặt thuỷ lực thường là: htl = (0,7 á 0,75) Nếu sự mài mòn tăng thì hệ số htl sẽ giảm mạnh hơn. Lưu lượng lý thuyết của bánh công tác không ảnh hưởng của sự chèn dòng. Qlt = pD2b2.C2r (m3/s) (2-7) Trong đó: C2r là hình chiếu của vận tốc tuyệt đối C2 trên hướng bán kính (C2r = C2cosa2) Tương tự, tính lưu lượng theo tiết diện vào của bánh công tác. Q = pD1b1.C1r (m3/s) (2-8) Cột áp của bơm bùn tính theo nước (2-9) Cột áp của bơm làm việc với dung dịch bùn sẽ xác định theo cột áp lý thuyết. Hb = Hltb - httdd (2-10) Trong đó: httdd : tổn thất thuỷ lực của phần dẫn dòng của bơm bùn. Cho đến nay, trị số của httdd vẫn chưa xác định được bằng lý thuyết tính toán mà phải qua công thức thực nghiệm. (2-11) Trong đó: gb: là tỷ trọng của bùn gn: là tỷ trọng của nước b, a là hệ số Hệ số b xác định sự ảnh hưởng của kích thước đến tổn thất thuỷ lực của bơm. Tổn thất thuỷ lực tăng tỷ lệ với sự gia tăng của hệ số (Re). Với Re > 1,2.106 thì b = 0,6 và Re < 1,2.106 thì b = 800/R1/2. Hệ số a xác định sự ảnh hưởng của kết cấu, kích cỡ: (2-12) Trong đó: r2 là bán kính mép ngoài của bánh công tác r: đường kính trung bình của ống xả Dtl: đường kính thuỷ lực của ống xả ở tiết diện tính toán r3: đường kính ngoài của ống xả ở tiết diện tính toán 2.3. Khả năng hút của bơm bùn Cơ năng từ động cơ truyền cho bơm bùn có thể phân ra thành phần hút và phần đẩy. Năng lượng tiêu hao ở phần đẩy xác định bởi kích thước và vận tốc quay của bánh công tác và có thể biến đối trong phạm vi rộng. Năng lượng ở phần hút giới hạn trong việc chuyển tải dung dịch bùn. Chính vì vậy, vấn đề khả năng hút đóng vai trò quan trọng đối với máy bơm bùn. Chiều cao hút (chân không) cho phép khi máy bơm làm việc với môi trường bùn xác định theo chiều cao hút chân không cho phép của bơm ở môi trường nước sạch. (2-13) Trong đó: Ha: là áp suất khí quyển tại địa điểm mà bơm làm việc. Ht: áp suất nhỏ nhất tại điểm cao nhất của vòng tròn tại cửa của bánh công tác. Ht = Ha - Hckn gb, gn: tỷ trọng của bùn và của nước. Chiều cao hút chân không Hckn của bơm là hiệu số giữa áp suất khí quyển (Pa/Pg) trên bề mặt tự do của môi trường chất lỏng và áp suất ở cửa vào bánh công tác (P1/gn) (m) (2-15) Chiều cao hút chân không có thể xác định theo trị số của chiều cao hút địa hình (Hck) và cột áp do động năng tạo nên và tổng các tổn thất ở cột hút (hh): Hckn = Hcn + hh + (m) (2-16) Chiều cao hút của bơm môi trường nước sạch Hsn = Hckh - (m) (2-17) Tính chuyển cho điều kiện môi trường dung dịch bùn ta xác định chiều cao hút của bơm bùn. (m) (2-18) 2.4. Một số điểm cần lưu ý đối với bơm bùn Hình 2.2: SƠ đồ phần hút của bơm bùn 2.4.1. Hệ số hiệu suất hb Các tổn thất trong bơm bùn có thể chia ra làm 3 loại: thuỷ lực, thể tích và cơ khí. Hệ số hiệu suất của bơm bùn (hb) là tích của hiệu suất thuỷ lực (htl), hiệu suất thể tích (htt) và hiệu suất cơ khí (hck) tương tự đối với bơm nước sạch. hb = htl . htt . hkk (2-19) Tổn thất thuỷ lực là phần năng lượng tiêu hao để khắc phục các cản trở thuỷ lực gây nên do ma sát của các dòng chất lỏng với các bộ phận làm việc và các cản trở cục bộ (do va đập hoặc do tạo thành xoáy): DNtl = gQDH (2.20) htl ằ hH Tổn thất lưu lượng, là phần năng lượng bị mất đi do rò rỉ chất lỏng từ nơi áp suất cao về nơi áp suất thấp: từ bơm ra ngoài. DNll = gDQHlt (2.21) Tổn thất cơ khí là phần công suất bị tiêu hao do có ma sát trong các ổ trục, ổ đệm, do ma sát của chất lỏng với bề mặt ngoài của đĩa cánh bánh công tác. DNck = Ntr - gDQlt Hlt (2.22) 2.4.2. Đặc tính năng lượng Đặc tính năng lượng của bơm là các đồ thị biểu diễn quan hệ giữa cột áp, công suất và hiệu suất tương ứng với trị số lưu lượng: H = f1(Q) ; N = f2(Q) và hb = f3 (Q) Với số vòng quay không đổi (n = const). Trong thực tế tổn thất trong bơm bùn không thể xác định bằng lý thuyết. Do vậy các đường đặc tính thường được xây dựng bằng phương pháp thực nghiệm. Cho đến nay, các đặc tính làm việc của bơm bùn được xác định với môi trường nước sạch. Sau đó được tính đổi cho môi trường bùn theo các công thức. Thực nghiệm đã chỉ rõ rằng các đường đặc tính không phụ thuộc vào sự thay đổi của tỷ trọng bùn. Tuy nhiên, với lưu lượng nào đó thì cột áp sẽ tăng tỷ trọng dung dịch bùn tăng. Cũng như đối với nước sạch, công suất tiêu thụ tăng với sự tăng lên của lưu lượng bơm bùn. Với lưu lượng dung dịch bùn không đổi thì công suất tiêu thụ tăng tỷ lệ với sự gia tăng của tỷ trọng bùn. 2.4.3. Bánh công tác Cũng như bất kỳ bơm ly tâm nào, bánh công tác của bơm bùn là chi tiết quan trọng nhất chuyển đổi cơ năng quay thành năng lượng của dòng dung dịch bùn. Bánh công tác của bơm bùn cần đảm bảo: - Tổn thất ít nhất khi chuyển năng lượng cho dòng chảy của dung dịch bùn. - Khả năng chống mài mòn tốt. - Tiết diện rãnh giữa các lá cánh là lớn nhất và đều từ phía bầu đến mép cánh. - Kết cấu đơn giản, dễ tháo lắp và nối ghép trục đảm bảo bền. Để đạt được các yêu cầu trên, thường phải chọn các phương án tối ưu. Thực tế đang sử dụng 3 loại bánh công tác bơm bùn: kiểu cánh hở, nửa kín và kín. a) Bánh công tác kiểu hở (hình 2-3) Hình 2.3. Bánh công tác kiểu hở Có kết cấu rất đơn giản, loại bánh công tác này làm tăng khả năng thoát, giảm kẹt, dễ phủ lớp bảo vệ, chống mài mòn, dễ tháo lắp và bảo hành sửa chữa. Tuy vậy, bánh công tác kiểu hở ít sử dụng do hiệu suất thấp (hb < 0,4). Bánh công tác kiểu hở một phần: có chất lượng thuỷ lực gần tương tự như bánh công tác kiểu hở nhưng có độ bền cao hơn nhiều vì đĩa sau như các xương làm tăng đáng kể độ cứng. (hình 2-4). Hình 2.4. Bánh công tác kiểu hở một phần b) Bánh công tác kiểu nửa kín (hình 2.5) Cổ đĩa liền với muy ơ lắp vào trục. Bánh công tác kiểu nửa kín được sử dụng rộng rãi cho các bơm bùn cỡ nhỏ khi cần đặc biệt quan tâm vấn đề tắc kẹt của hạt cứng, loại bánh này có kết cấu cũng đơn giản, dễ đúc, dễ phủ lớp chống mòn, độ bền và hiệu suất cao hơn hẳn kiểu hở. Hình 2.5. Bánh công tác kiểu nửa kín c) Bánh công tác kiểu kín (hình 2.6) có chất lượng thuỷ lực tốt nhất, độ bền và hiệu suất hơn hai loại nêu trên. Hình 2.6. Bánh công tác kiểu kín Nhược điểm của kiểu này là kết cấu phức tạp, khó đúc và khó phủ lớp chống mòn trên bề mặt các lá cánh, đặc biệt bánh công tác kiểu kín dễ gây tắc kẹt các hạt cứng. Bánh công tác kiểu kín gồm đĩa chính và đĩa phụ có cánh ở giữa. Trong bơm bùn bánh công tác kiểu kín thường làm thêm các cánh phụ kiểu hướng kính (hình 2.5a, b và c). Các bánh công tác thường liền 1 khối, đôi khi với bơm bùn cỡ lớn có thể chế tạo phần may ơ tách rời với vật liệu mềm vừa rẻ tiền hơn (thép cacbon) và các phần còn lại là hợp kim đặc biệt chịu mài mòn tốt. Các bánh công tác cỡ nhỏ thường đúc bằng gang cần, gang xám (hình 2.5d). 2.4.4. Buồng xoắn Tiết diện thoát của buồng xoắn bơm bùn không được phép nhỏ hơn tiết diện thoát của bánh công tác. Tiết diện đó cần được tính toán và lựa chọn theo kích thước các hạt cứng trong dung dịch bùn. Điều đó dẫn đến việc chọn hình dạng buồng xoắn bơm bùn khác xa hình dạng tính toán ở chế độ tối ưu. Kinh nghiệm thực tế chỉ rõ rằng buồng xoắn bơm bùn có hình dạng gần với vành khăn là tốt nhất và được ứng dụng nhiều nhất. Lựa chọn chính xác hình dạng buồng xoắn là làm tăng đáng kể khả năng chịu mài mòn và làm tăng hiệu suất của bơm bùn. Yêu cầu đối với buồng xoắn của bơm bùn rất cao: làm giảm tổn thất thuỷ lực, tăng độ bền, kết cấu dễ thay thế và sửa chữa, giá thành rẻ. Thực ra, kết cấu buồng xoắn bơm rất phức tạp vì đặc thù phải chịu mài mòn, khả năng thông thoát tốt... đối với các bơm bùn cỡ lớn còn phải đặc biệt lưu ý đến vấn đề làm mát ép tút, buồng xoắn đúc bằng vật liệu chịu mài mòn, đúc không liền khối để dễ tháo lắp, sửa chữa và thay thế. Hướng của phần ra của buồng xoắn cần được lựa chọn chính xác phụ thuộc vào loại dung dịch bùn.(Hình 2.7) Hình 2.7: Sơ đồ buồng xoắn máy bơm bùn Rõ ràng là tiết diện hẹp nhất của buồng xoắn giữa lưới gà và bánh công tác cần đảm bảo sao cho hạt cứng qua được. Tiết diện này của buồng xoắn dựa trên cơ sở nghiên cứu thực nghiệm có thể xác định buồng xoắn cho bơm bùn ở chế độ tính toán với tốc độ chất dung dịch bùn phân bố theo quy luật bảo toàn mômen vận tốc. C2u.R2 = C.r (2-23) Trong đó: C: là vận tốc chất lỏng ở điểm cách trục bánh công tác r. Đặc biệt, với sự thay đổi lưu lượng máy bơm ở phạm vi rộng, lưu lượng dung dịch qua tiết diện tính toán II.II của buồng xoắn là không đổi. Chương 3. Tính toán thiết kế 3.1. Xác định các thông số làm việc của bơm - Các thông số làm việc của bơm như sau: + Cột áp đẩy H = 15m + Công suất động cơ N = 6 KW + Số vòng quay của động cơ n = 1450 vòng/phút - Căn cứ vào các thông số này ta xác định lưu lượng dự kiến của bơm Công suất của bơm được xác định như sau: (3.1) Trong đó: gb: trọng lượng riêng của hỗn hợp bùn nước Qb: lưu lượng hỗn hợp bùn, nước – lưu lượng của bơm H: cột áp làm việc của bơm htM: hiệu suất chung của tổ máy htM = hb.hđc (3.2) = 0,7.0,9 = 0,63 Bơm bùn thường có hiệu suất thấp, hiệu suất tối đa có thể đạt được là hb = 0,7. Hiệu suất động cơ sơ bộ chọn hđc = 0,9. Từ đó ta xác định được lưu lượng dự kiến của bơm: Qb = (3.3) (m3/s) Trong đó trọng lượng riêng hỗn hợp tính bằng 1,3 lần trọng lượng riêng các nước. gb = 1,3gn = 1,3.1000 (kg/m3) => Lưu lượng của bơm: Qb = 0,0198.3600 = 71,28 (m3/h) Lấy tròn Qb = 72 (m3/h) = 0,02 (m3/h) - Số vòng quay đặc trưng của bơm (vòng/phút) (3.4) ns = 98,2 (vòng/phút) < 300 (v/p) => Căn cứ vào số quay đặc trưng này ta chọn loại bơm ly tâm cánh trụ. - Đường kính trục bơm dtn = 150 (mm) (3.5) Trong đó công suất trên trục động có bằng công công suất động cơ Nb = 6 KW. Lấy tròn đường kính trục dtr = 24 (mm) Đường kính may ơ trục dmơ = 1,3dtr (3.6) = 1,3 – 24 = 31,2 (mm) Lấy dmơ = 31 (mm) - Xác định sơ bộ hiệu suất của bơm + Hiệu suất lượng xác định phụ thuộc số vòng quay đặc trưng ns như sau: (3.7) => hQ = 0,962 lấy sơ bộ hQ = 0,96 + Hiệu suất thuỷ lực (3.8) Trong đó: D1qd: đường kính quy dẫn của bơm D1qd = 4,5.103 (mm) (3.9) Thay vào công thức (3.8) ta được: Lấy sơ bộ htl = 0,87 + Hiệu suất cơ khí: Hiệu suất ma sát trong xác định phụ thuộc số vòng quay đặc trưng bằng công thức. (3.10) => hms = 0,9216 chọn hms = 0,922 Hiệu suất ma sát ổ ta chọn hmaô = 0,98 khi đó hiệu suất cơ khí có giá trị bằng: hlk = hms.hmsô = 0,922.0,95 = 0,874 Lấy hiệu suất cơ khí hlk = 0,87 ta có hiệu suất chung của bơm là: hb = hQ.htl.hck (3.11) = 0,96.0,87.0,87 = 0,762 - Lưu lượng lý thuyết tính toán của bơm (m) (3.12) 3.2. Tính toán thiết kế các thông số kết cấu cơ bản của bơm 3.2.1. Xác định các thông số kết cấu lối vào bánh công tác - Vận tốc dòng vào: theo tài liệu của Lomakin (bơm ly tâm và bơm đường trục) V0 = (0,06 á 0,08) (3.13) = (0,06 á 0,08) = 2,12 á 2,83 (m/s) Lấy vận tốc dòng vào V0 = 2,5 (m/s) - Đường kính bánh công tác ở lối vào trường hợp lắp công sôn trên trục được xác định bằng: (m) (3.14) Lấy tròn D0 = 0,1(m) = 100 (mm) Khi đó vận tốc dòng vào có giá trị là: (m/s) - Đường kính mép vào cánh bánh công tác, bánh công tác cánh trụ nên ở đây chọn D1 = D0 = 100 mm - Chiều rộng mép vào cánh bánh công tác Đối với bơm hút bùn, để lưu thông được các hạt kích thước lớn người ta thường thiết kế bánh công tác với chiều rộng phần dẫn dòng rộng, hai đĩa bánh công tác được bố trí song song với nhau, có nghĩa là chiều rộng bánh công tác ở cửa vào và cửa ra bằng nhau b1 = b2 - Chiều rộng bánh công tác b2 được xác định theo quan hệ tương tự. b2 = kb2 (3.15) Trong đó hệ số kb2 được chọn phụ thuộc vào số cánh cửa bánh công tác. + Bánh công tác 2 cánh Kb2 > 2,2 + Bánh công tác 3 cánh Kb2 = 1,9 á 2,2 + Bánh công tác có nhiều hơn 4 cánh: Kb2 Ê 1,6 ở đây ta thiết kế bánh công tác có 4 cánh => (m) Lấy tròn: b2 = 0,055 m = 55 mm - Vận tốc kinh tuyến của dòng chảy ở cửa vào bánh công tác: (m/s) (3.16) Lấy hệ số chèn dòng K1 = 1,15 đối với loại bơm nhỏ. Ta có vận tốc kinh tuyến của dòng chảy ở cửa vào bánh công tác là: Vm1 = K1Vm10 = 1,15.1,22 = 1,525 (m/s) (3.17) - Góc đặt cánh ở mép vào của lá cánh bánh công tác: (3.18) Trong đó: U1 : vận tốc vòng ở mép vào của lá cánh U1 = wR1 = ( m/s) (3.19) Vận tốc góc (m/s) (3.20) Thế các giá trị của U1 và Vm1 vào công thức (3.18) : Ta có => b10 = 11,360 Góc đặt cánh ở mép vào kể tới góc ra Db1 có giá trị là: b1 = b10 + Db (3.21) Góc và Db có giá trị 30 á 200 Theo thống kê bơm bùn có góc đặt cánh ở tiết diện vào b1 = 170 á 400 => Chọn b1 = 300. Khi đó Db = 18,640 3.2.2. Xác định các thông số kết cấu ở lối ra bánh công tác - Đường kính mép ra của bánh công tác D2 + Đường kính ra D2 của cánh bánh công tác được xác định phụ thuộc vào cột theo công thức: (3.22) Trong đó: KVU2 là hệ số vận tốc xoáy: KVU2 = (1,87 á 2,0) (3.23) = (1,87 á 2,0).98,2-0,28 = 0,517 á 0,554 Chọn KVU2 = 0,54 Từ đó ta xác định được đường kính D2 là: (m) => D2 = 233 (mm), chiều rộng b2 = 55(mm) + Vận tốc kinh tuyến ở tiết diện ra của bánh công tác chưa kể đến sự chèn dòng. (m/s) (3.24) Kể tới sự chèn dòng bởi các lá cánh ở tiết diện ra ta có: Vm2 = K2.Vm20 = 1,25.0,522 = 0,653 (m/s) (3.25) Lấy hệ số chèn dòng K2 = 1,25 đối với loại bơm nhỏ. + Góc đặt cánh ở tiết diện ra ta có: (3.26) Trong đó: Vận tốc vòng U2 = wR2 = => ( m/s) Thành phần vận tốc xoáy VU2 = KVU2.U2 = 0,54.17,68 (3.27) => VU2 = 9,547 (m/s) Thay các giá trị vừa tính vào công thức (3.26) ta có => => b2 = 4,590 Góc này không phù hợp cho bơm ly tâm thông thường nhất là bơm bùn. Theo các số liệu thống kê góc đặt cánh ở tiết diện ra của bánh công tác bơm bùn cỡ nhỏ có giá trị nằm trong khoảng 15 – 220  + Ta chọn b2 = 200, từ đó xác định lại đường kính D2 của bánh công tác. Đường kính ra D2 của bánh công tác được xác định theo vận tốc U2 từ tam giác vận tốc ta có biểu thức tính vận tốc U2 (3.28) = => U2 = 14.,751 (m/s) Đường kính (m) (3.29) Lấy tròn D2 = 0,2 (m) Ta có vận tốc kinh tuyến tại tiết diện ra của bánh công tác theo công thức (3.24) ta có: (m/s) Tính tới hệ số chèn dòng ta có: Vm2 = K2.Vm20 = 1,25.0,608 = 0,699(m/s) K2 hệ số chèn dòng ở tiết diện ra của bánh công tác K2 lấy bằng 1,25 - Xác định lại đường kính D2 Ta có vận tốc U2 xác định theo công thức (3.28) = 15,06 (m/s) =>Thay vào công thức (3.29) ta có: (m) Sai số tính chọn đường kính D2 Sai số DD2 = 1,01% < 3% vậy ta không phải tính lại D2 - Kiểm tra lại hệ số chèn dòng Chiều dày cánh ở mép vào và mép ra của cánh lấy bằng d1 = d2 = (0,1 á 0,13) Dn (3.30) Trong đó Dn là đường kính ống hút, lấy bằng đường kính vào của bơm Dn = D1 = 0,1 m => d1 = d2 = (0,1 á 0,13).0,1 = 0,01 á 0,013 (m) Lấy d1 = d2 = 0,01(m) = 10(mm) + Hệ số chèn dòng tại tiết diện vào cánh (3.31) Trong đó: t1: bước cánh tại tiết diện vào (m) (3.32) => t1 = 79 (mm) Thay vào công thức (3.31) ta có: Lấy K1 = 1,25 ta xác định lại góc đặt cánh b1 Vận tốc kinh tuyến tại tiết diện vào theo công thức (3.17) ta có Vm1 = 1,25.1,22 = 1,525 (m/s) Góc đặt cánh chưa tính đến góc va theo công thức (3.18) ta có => b10 = 11,360  b1 = b10 + Db1 = 11,36 + 18,640 = 300 Góc b1 không đổi vậy hệ số chèn dòng tại tiết diện vào K1 cũng không đổi và bằng 1,25 + Xác định hệ số chèn dòng tại tiết diện ra của cánh: (3.33) Trong đó t2: bước cánh tại tiết diện ra của bánh công tác (m) (3.34) t2 = 157( mm) Sai số tính hệ số chèn dòng Sai số này nhỏ không cần phải tính lại - Xác định hệ số ảnh hưởng của số cánh dẫn hữu hạn khi xây dựng phương trình cột áp của bơm người ta giả thiết số cánh dẫn nhiều vô cùng. Trên thực tế số cánh dẫn là hữu hạn. Số cánh càng ít thì ảnh hưởng của nó tới cột áp càng lớn. ảnh hưởng của số cánh dẫn hữu hạn tới cột áp được đánh giá bằng hệ số P. Cột áp lý thuyết với số cánh dẫn vô cùng được xác định bằng: HltƠ = (1 + p) Hlt (3.35) Trong đó: hệ số P được xác định bằng: (3.36) Hệ số y = (0,55 á 0,68).0,6 sinb2 (3.37) ~ 0,6 (1 + sinb2) = 0,6 (1 + sin 200) = 0,805 Thay vào công thức (3.36) ta có Từ đó thay vào công thức (3.35) ta có: HltƠ = (1 + 0,537).17,24 = 26,498 (m) Ta xác định lại đường kính D2 để thoả mãn yêu cầu tạo cột áp HltƠ Trước hết ta xác định vận tốc vòng U2 theo cột áp HltƠ = 16,62 (m/s) Đường kính D2: (m) Đường kính này khác nhiều so với đường kính D2 cũ, vậy ta cần phải tính lại: Chọn D2 = 0,22 m + Vận tốc kinh tuyến tại tiết diện ra của bánh công tác chưa kể tới chèn dòng. Theo công thức (3.24) ta có (m/s) Tính tới hệ số chèn dòng ta có: Vm2 = K2Um20 = 1,25.0,553 = 0,691 (m/s) Theo công thức (3.36) ta có hệ số ảnh hưởng P là: Theô công thức (3.35) ta có cột áp lý thuyết vô cùng HltƠ = (1 + 0,487).17,24 = 25,636 (m) Theo công thức (3.28) ta có vận tốc kinh tuyến tại tiết diện ra U2 = 16,836 (m/s) Đường kính bánh công tác xác định lần cuối (m) Sai số tính chọn: Vậy sai số này nằm trong giới hạn cho phép do đó không phải tính lại. Vậy bơm có các thông số kết cấu chính sau: D1 = 0,1 m d = 10 mm D2 = 0,22 m b1 = 300 b1 = 0,035 m Db = 18,640 b2 = 0,035 m b2 = 200 dtr = 0,024 m Z = 4 3.3. xây dựng bánh công tác Lá cánh bánh công tác có dạng trụ nên được xây dựng theo phương pháp điểm. Việc tính toán thiết kế dựa trên cơ sở phương trình vi phân đường nhân (đường trung bình) của cánh trong mặt chiếu bằng (hình vẽ3.1). Hình 3.1: Sơ đồ xây dẹng profin cánh bánh công tác bơm ly tâm bằng phương pháp điểm (3.38) Tích phân phương trình trên trong giới hạn từ R1đến R2 và nhân biểu thức trênvới 1800/p. Ta sẽ nhận được góc bao toàn phần của cánh trong hình chiếu bằng (3.39) Trong đó b là góc đặt của cánh tại điểm bán kính bất kỳ được xác định bằng công thức sinb = (3.40) Trong đó: V’m là thành phần vận tốc kinh tuyến của dòng chảy theo bán kính chưa kể đến ảnh hưởng của chèn dòng. W: là vận tốc tương đối dọc theo lá cánh t : Là bước cánh Tích phân trên được tiến hành dưới dạng bảng Ký hiệu: (3.41) đối với bán kính RK bất kỳ ta xác định được góc bao: (3.42) Trình tự tính toán toạ độ đường nhân prôfin cánh ri và qi được cho trong bảng 1 (phần phụ lục). Trong đó vận tốc tương đối tại tiết diện vào và ra của cánh bánh công tác được xác định bằng. (m/s) (3.43) (m/s) Quy luật phân bố, vận tốc tương đối và độ dày prôfin dọc theo bán kính được lấy theo quy luật tuyến tính. Đồ thị 1 (phần phụ lục) Vận tốc kinh tuyến của dòng chảy khi không có sự chèn dòng. (3.44) Trong đó: Qb : lưu lượng của bơm b: chiều rộng rãnh dẫn r: bán kính vị trí tính toán Qb = 0,02 (m3/s) ; b = 55 (mm) 3.4. Xây dựng buồng dẫn dòng Buồng dẫn dòng ra của bơm bùn do điều kiện vận chuyển các hỗn hợp chất lỏng với các phần tử chất rắn kích thước lớn nên được chế tạo dạng vành xuyến (tiết diện không đổi) hoặc dạng gần với buồng xoắn. Thực nghiệm cho thấy: + Tại tiết diện tính toán trong chế độ hiệu suất thuỷ lực tối đa vận tóc chất lỏng phân bố theo quy luật vận tốc vòng không đổi. V2U . R2 = VR (3.45) Trong đó: V: vận tốc tại điểm nằm trong buồng dẫn dòng ra ở cánh trục bánh công tác một khoảng bằng R. + Trong phạm vi thay đổi rộng của lưu lượng của bơm, lưu lượng qua tiết diện tính toán không đổi. Để tính toán thiết kế buồng dẫn dòng ra ta cần tính 2 thông số quan trọng là a và A. Trong đó: a: hệ số lưu lượng, là tỷ số giữa lưu lượng qua tiết diện tính toán và lưu lượng của bơm. Hệ số a được xác định bằng biểu thức sau: (3.46) Trong đó: F0: diện tích tiết diện buồng xoắn ở vị trí lưỡi gà Fhx: diện tích họng ống xả j0: vị trí góc của lưỡi gà so với trục đứng (hình3.2) Hình 3.2: Sơ đồ buồng dẫn dòng ra của bơm và tiết diện tính toán a. Sơ đồ buồng dẫn dòng ra b. Sơ đồ tiết diện tính toán + A: Thông số buồng xoắn A = (3.47) B: Chiều rộng tiết diện buồng dẫn dòng ra tại bán kính R Có thể xác định thông số A theo biểu thức (3.48) => A = 0,0019. Dq: Đường kính đơn vị Dq = (m) (3.49) Song nếu chỉ xác định thông số a và A như trên thì chưa đủ để xây dựng buồng xoắn, ta cần xác định diện tích tiết diện tính toán Fp và thông số A theo quan hệ sau: A = Bln(1 + ) + B (3.50) Trong đó: + a là kích thước phần trụ của tiết diện buồng dẫn dòng ra (hình vẽ3.2b) a = R3 – R2 - (3.51) + d: thông số kích thước tương đối (3.52) Diện tích tiết diện do buồng dẫn dòng ra Fp xác định từ sơ đồ mặt cắt buồng dẫn dòng ra (hình b) Fb = B.a + (3.53) Kết quả tính toán được cho dưới dạng bảng (bảng 2 phần phụ lục). Từ kết quả tính toán ta xây dựng các đồ thị Fp = f(R3- R2) và A = f(R3- R2) với hai thông số tính toán trên (A và Fp) ta có thể chọn hàng loạt buồng dẫn dòng ra thoả mãn yêu cầu cột áp và lưu lượng của bơm. Để chọn phương án cuối cùng ta cần tính tổn thất và hiệu suất của buồng dẫn dòng ra. Trên cơ sở đó, chọn buồng dẫn dòng ra có vận tốc ở tiết diện tính toán của buồng dẫn dòng ra là nhỏ nhất có thể được và có hiệu suất thuỷ lực cao. Tổn thất thuỷ lực trong buồng dẫn dòng ra được tính theo công thức sau: Dh = (1- c) (3.54) Trong đó c là hệ số thuỷ lực, được xác định bằng biểu thức: (1- c) = 0,5 + 2,9 (3.55) Biểu thức này đúng với quan hệ (3.56) (Theo Givôntôbxky với bơm chịu mài mòn) Hiệu suất của buồng dẫn dòng ra được xác định bằng quan hệ: (3.57) Trong đó: H: cột áp của bơm trong chế độ làm việc tối ưu kết quả tính toán cũng được cho dưới dạng bảng (bảng 3 phần phụ lục) Dựa vào các thông số tính toán ta chọn buồng dẫn dòng ra có hiệu suất tương đối cao và vận tốc tại tiết diện tính toán nhỏ nhất có thể được. Diện tích tiết diện họng xả phải lớn hơn diện tích tiết diện tính toán và nhỏ hơn diện tích tiết diện ống xả biết tiết diện tính toán FP và tiết diện ở vị trí lưỡi gà F1g của buồng dẫn dòng ta có thể tính các tiết diện trung gian Fi còn lại theo quy luật tuyến tính. Căn cứ vào diện tích tiết diện Fi tìm được, dựa vào đồ thị Fp= t (R3- R2) đồ thị 2 (phần phụ lục). Ta tìm được bán kính R3 của các tiết diện buồng xoắn. Trong bảng 2 (phần phụ lục). Ta có các thông số tính toán như sau. A= Bln (1+ )+ Bd A2= Bln (1+) A2= Bd B= b2+(5 á 10) mm = 55+5 = 60 mm a= R3 – R2- = R3- (R2+ B2/2) d= Fp= B.a + p /2= B. a+ - Để chọn buồng dẫn dòng ra ta căn cứ vào các điều kiện sau đây + Vận tốc dòng chảy trong ống xả phải nhỏ hơn giá trị cho phép VoxÊ 5(m/s) + Diện tích tiết diện trong ống xả phải có giá trị ở giữa diện tích tiết diện tính toán và diện tích tiết diện ống xả: Fp Ê Fnx Ê Fox + Hiệu suất thuỷ lực buồng dẫn dòng ta phải có giá trị tương đối cao Xuất phát từ các điều kiện trên, dựa vào bảng 3 (phần phụ lục) ta chọn buồng dẫn dòng ra với họng xả có tiết diện Fhx = 0,005 m2. Khi đó vận tốc dòng chảy qua trong ống xả là Vhx = 4(m/s). Hiệu suất thuỷ lực của buồng dẫn dòng ra này đạt 85,9%. Để tiện cho việc lựa chọn và so sánh buồng dẫn dòng ra với diện tích tính toán khác nhau ta lập bảng 4 (phần phụ lục) - Trong bảng 4 + Vận tốc trung bình tại tiết diện tính toàn xác định bằng Vp= aQ/Fp (3.58) + Vận tốc sát thành ngoài buồng xoắn tại tiết diện tính toán V3u= (3.59) + Bán kính ngoài tiết diện tính toán R3= R2+ (R3- R2) như vậy buồng xoắn chọn có diện tích tiết diện tính toán Fp= 0,0041 m2 < Fnx= 0,005 m2. Vận tốc dòng chảy tại tiết diện tính toán Vp= 7,4795 (m/s). Vận tốc dòng chảy sát thành ngoài buồng xoắn tại tiết diện tính toán V3u= 5,7229 m/s. Bán kính ngoài của tiết diện tính toán R3 = 0,1835 m. Diện tích và bán kính các tiết diện trung gian được xác định như sau: ứng với góc ji = 00 (vị trí lưỡi gà). Ta có diện tích tiết diện buồng xoắn . ứng với góc ji = 3650 (vị trí tiết diện tính toán). Ta có diện tích tính tiết diện buồng xoắn . Cho tiết diện biến đổi tuyến tính theo góc ta xác định được các tiết diện trung gian bằng. = (3.60) Độ chênh lệch bán kính R3- R2 cũng được xác định theo quy luật tuyến tính (3.61) Diện tích các tiết diện trung gian và bán kính ngoài các tiết diện trung gian được cho trong bảng 5 (phụ lục). - Xác định kích thước ống xả (ống chuyển tiếp) Xác định lại kích thước trong ống xả Vận tốc dòng chất lỏng qua trong ống xả là Vnx= 4(m/s). Tương ứng diện tích trong ống xả là Fhx= 0,005 m2. Dựa theo kết cấu buồng xoắn ta có chiều cao tiết diện trong ống xả bằng Hhx= R3- R2 cos600 (3.62) = 0,1835 – 0,175 cos 600 = 0,096 (m) Nếu ta lấy chiều ngang tiết diện trong xả Bhx bằng chiều rộng tiết diện buồng dẫn dòng ra B ta sẽ có chiều cao tiết diện buồng dẫn dòng xả bằng: Hhx1ằ 0,102 (m) Để đảm bảo chiều cao tiết diện trong xả bằng 0,102 m ta phải có chiều rộng tiết diện trong xả Bhx= 0,06 (m) Tiết diện họng xả có chiều ngang rộng khi chuyển tiếp sang tiết diện tròn của ống xả sẽ thuận lợi hơn. Vậy ta sẽ chọn tiết diện họng xả với chiều ngang rộng. Tiết diện họng xả sẽ có các kích thước sau Bhx= 0,06 ´ 0,0323 + p./4 = 0,004992 (m2) Vận tốc dòng chảy tại tiết diện họng xả Vhx= Tiết diện ra của ống xả (ống chuyển tiếp) có dạng tròn đường kính tiết d