Tài liệu Nghiên cứu thiết kế hệ thống đóng mở cửa âu tàu

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG TRẦN XUÂN TRƢỜNG NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐÓNG MỞ CỬA ÂU TÀU Chuyên ngành : Công nghệ Chế tạo máy Mã số : 60.52.04 TÓM TẮT LUẬN VĂN THẠC SĨ KỸ THUẬT Đà Nẵng - Năm 2013 Công trình đƣợc hoàn thành tại ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG Ngƣời hƣớng dẫn khoa học: PGS.TS. ĐINH MINH DIỆM Phản biện 1: TS. LƢU ĐỨC BÌNH Phản biện 2: PGS.TS. LÊ VIẾT NGƢU Luận văn đƣợc bảo về trƣớc Hội đồng chấm Luận văn tốt nghiệp thạc sĩ Kỹ thuật họp tại Đại học Đà Nẵng vào ngày 14 tháng 12 năm 2013. Có thể tìm hiểu luận văn tại: - Trung tâm Thông tin - Học liệu, Đại Học Đà Nẵng 1 MỞ ĐẦU 1. Tính cấp thiết của đề tài Đất nƣớc ta có bờ biển dài, và rất nhiều sông ngòi nên việc ƣu tiên phát triển các công trình biển, các công trình thủy lợi, các âu tàu, âu thuyền phục vụ cho ngƣ dân tránh trú bão… đƣợc Chính phủ và các Bộ, Ban ngành quan tâm đầu tƣ xây dựng, góp phần đƣa nền nông, ngƣ nghiệp phát triển hiện đại, theo kịp với những nƣớc có nền công nghiệp phát triển …, Vì thế việc tập trung đầu tƣ vào các dây chuyền sản xuất tự động hóa, nhằm mục đích giảm chi phí sản xuất, nâng cao năng suất lao động, ứng dụng tự động hoá trên các thiết bị, trên các công trình thủy lợi phục vụ sản xuất trong nông nghiệp, ngƣ nghiệp cụ thể là việc ứng dụng PLC vào các dây chuyền sản xuất, các công trình thủy điện, thủy lợi… Đất nƣớc ta với vị trí địa lý thuận lợi cho phát triển các âu thuyền, cho các công trình thủy lợi, giao thông thủy, có nhiều âu tàu, âu thuyền để phục vụ cho các mục đích tránh trú bão, phục vụ đóng, sửa chữa tàu thuyền lƣu và thông qua lại. Âu tàu cũng góp phần xả lũ trong mùa mƣa và ngăn mặn trong mùa khô, điều tiết nguồn nƣớc ngọt cho vùng đồng bằng ở hạ lƣu. Vì vậy, việc thực hiện quá trình đóng mở cửa âu tàu bằng tự động hóa để cho tàu thuyền ra vào là rất quan trọng. Để phục vụ việc tự động hóa đóng mở cửa âu tàu đƣợc an toàn, hiệu quả nên tôi đã chọn đề tài: “ Nghiên cứu thiết kế hệ thống đóng mở cửa âu tàu”. 2. Mục tiêu nghiên cứu Nghiên cứu và ứng dụng PLC để thiết kế hệ thống ĐK đóng mở cửa âu tàu và các công trình liên quan. 2 3. Đối tƣợng và phạm vi nghiên cứu 3.1. Đối tượng nghiên cứu Nghiên cứu các loại âu tàu, âu thuyền đã và đang đƣợc xây dựng trong nƣớc và ở các nƣớc trên thế giới. Nghiên cứu hệ thống đóng mở cửa âu tàu, âu thuyền để thiết kế hệ thống đóng mở cửa âu tàu điều khiển tự động bằng PLC. 3.2. Phạm vi nghiên cứu Nghiên cứu lý thuyết về điều khiển thủy lực, điều khiển thủy lực và điều khiển PLC. Thiết kế hệ thống điều khiển tự động đóng mở cửa âu tàu bằng PLC. Nghiên cứu hệ thống điều khiển tự động đóng mở cửa âu tàu và ứng dụng cho công trình âu tàu Rạch Chanh mà Tổng Công ty CP Xây lắp Dầu khí Việt Nam đang thi công. 4. Phƣơng pháp nghiên cứu Nghiên cứu lý thuyết về âu tàu, âu thuyền và nghiên cứu về lý thuyết về điều khiển tự động thủy lực bằng PLC. Nghiên cứu các công trình âu tàu, âu thuyền thực tế và ứng dụng để thiết kế hệ thống điều khiển đóng mở cửa âu tàu. 5. Ý nghĩa khoa học và thực tiễn - Ý nghĩa khoa học: Nghiên cứu lý thuyết về điều khiển tự động thủy lực và điều khiển thủy lực bằng PLC. - Ý nghĩa thực tiễn: Đề tài này góp phần nghiên cứu thiết kế và điều khiển hệ thống đóng mở cửa âu tàu cho công trình liên quan. 6. Cấu trúc luận văn MỞ ĐẦU CHƢƠNG 1. TỔNG QUAN ĐỀ TÀI 3 1.1. Giới thiệu về những công trình xây dựng âu tàu. 1.2. Mô hình tổng thể của các công trình xây dựng âu tàu. 1.3. Giới thiệu hệ thống đóng mở cửa âu tàu. CHƢƠNG 2. CƠ SỞ LÝ THUYẾT VỀ ĐIỀU KHIỂN THỦY LỰC VÀ ĐIỀU KHIỂN PLC 2.1. Cơ sở lý thuyết điều khiển bằng thủy lực 2.1.1. Khả năng ứng dụng của điều khiển bằng thủy lực 2.1.2. Những thành phần cơ bản trong một hệ thống điều khiển bằng thủy lực 2.1.3. Cơ cấu biến đổi năng lƣợng và hệ thống xử lý dầu 2.1.4. Các loại cảm biến 2.2. Điều khiển thủy lực và điều khiển bằng PLC 2.2.1. Điều khiển thủy lực 2.2.2. Điều khiển PLC CHƢƠNG 3. THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐÓNG MỞ CỬA ÂU TÀU 3.1. Tính toán lực nâng hạ của hệ thống xi lanh 3.2. Tính toán hệ thống thủy lực nâng hạ cửa âu tàu 3.3. Hệ thống điều khiển thủy lực và chƣơng trình PLC 3.4. Mô phỏng hệ thống điều khiển thủy lực đóng mở cửa âu tàu bằng Pro/Engeneer 4 CHƢƠNG 1 TỔNG QUAN ĐỀ TÀI 1.1. GIỚI THIỆU VỀ NHỮNG CÔNG TRÌNH XÂY DỰNG ÂU TÀU 1.1.1. Những âu tàu trên thế giới 1.1.2. Những âu thuyền, âu tàu tại Việt Nam 1.2. MÔ HÌNH TỔNG THỂ CỦA CÁC CÔNG TRÌNH XÂY DỰNG ÂU TÀU 1.2.1. Khái niệm của âu tàu 1.2.2. Vai trò của âu trong giao thông vận tải 1.3. GIỚI THIỆU HỆ THỐNG ĐÓNG MỞ CỬA ÂU TÀU 1.3.1. Hệ thống đóng mở cửa âu tàu 1.3.2. Hệ thống đóng mở van tháo nƣớc cửa âu tàu CHƢƠNG 2 CƠ SỞ LÝ THUYẾT VỀ ĐIỀU KHIỂN THỦY LỰC VÀ ĐIỀU KHIỂN PLC 2.1. CƠ SỞ LÝ THUYẾT ĐIỀU KHIỂN BẰNG THỦY LỰC 2.1.1. Ƣu điểm và nhƣợc điểm của hệ thống truyền động bằng thủy lực 2.1.2. Định luật của chất lỏng 2.1.3. Các dạng năng lƣợng 2.1.4. Tổn thất trong hệ thồng truyền động bằng thủy lực 2.1.5. Độ nhớt và yêu cầu đối với dầu thủy lực 2.2. KHẢ NĂNG ỨNG DỤNG CỦA THUỶ LỰC 2.2.1. Ứng dụng của thuỷ lực trong công nghiệp chế tạo máy 2.2.2. Ứng dụng của thuỷ lực trong các công trình thủy lợi 5 2.3. CÁC PHẦN TỬ CƠ BẢN TRONG MỘT HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN BẰNG THỦY LỰC 2.3.1. Hệ thống điều khiển 2.3.2. Phạm vi ứng dụng của điều khiển thủy lực 2.3.3. Van áp suất 2.3.4. Van đảo chiều 2.3.5. Các loại van thủy lực ứng dụng trong điều khiển tự động 2.3.6. Cơ cấu chỉnh lƣu lƣợng 2.3.7. Van chặn 2.3.8. Ống dẫn, ống nối 2.4. CƠ CẤU BIẾN ĐỔI NĂNG LƢỢNG VÀ HỆ THỐNG XỬ LÝ DẦU THỦY LỰC 2.4.1. Bơm và động cơ dầu (môt tơ thủy lực) 2.4.2. Xilanh truyền động (cơ cấu chấp hành) 2.4.3. Bể dầu 2.4.4. Đo áp suất và lƣu lƣợng 2.5. CÁC LOẠI CẢM BIẾN 2.5.1. Cảm biến vị trí đo chiều dài 2.5.2. Cảm biến vận tốc 2.5.3. Cảm biến đo áp suất, lực và mômen xoắn 2.6. ĐIỀU KHIỂN LOGIC THỦY LỰC VÀ ĐIỀU KHIỂN PLC 2.6.1. Điều khiển logic thủy lực 2.6.2. Điều khiển PLC 6 CHƢƠNG 3 THIẾT KẾ HỆ THỐNG ĐÓNG MỞ CỬA ÂU TÀU 3.1. GIỚI THIỆU HỆ THỐNG ĐÓNG MỞ CỬA ÂU TÀU Hình 3.1 – Mô hình hệ thống đóng mở âu tàu 1-Xi lanh nâng hạ cửa âu thƣợng lƣu (C,D); 2- Giá đỡ xi lanh nâng cửa âu thƣợng lƣu; 4- xi lanh nâng hạ cửa van tháo nƣớc thƣợng lƣu(A,B); 5-Hầm bơm thủy lực; 6- Xi lanh nâng hạ cửa âu hạ lƣu(G,H); 7- Giá đỡ xi lanh nâng cửa âu hạ lƣu; 8- xi lanh nâng hạ cửa van tháo nƣớc hạ lƣu (E,F); 9- Cửa tháo nƣớc ở đầu âu hạ lƣu; 10Cửa âu hạ lƣu. 7 3.1.1. Giới thiệu hệ thống đóng mở cửa van tháo nƣớc Ở đầu âu thƣợng lƣu và hạ lƣu bố trí 02 cửa van tháo nƣớc từ thƣợng lƣu vào trong âu và tháo nƣớc từ trong âu ra phía hạ lƣu có cấu tạo nhƣ hình 3.2. Hình 3.2 – Cấu tạo cửa van xả nước 1- Xi lanh nâng hạ cửa van; 2- Giá đỡ ; 3- Khung nối cửa van; 4- Bộ phận dẫn hƣớng cửa van; 5- Cửa van; 6-Gioăng chắn nƣớc 3.1.2. Giới thiệu hệ thống đóng mở cửa âu tàu Ở đầu âu thƣợng lƣu và hạ lƣu bố trí 02 cửa âu để sau khi van tháo nƣớc từ thƣợng lƣu vào trong âu đến khi nƣớc trong âu bằng mực nƣớc thƣợng lƣu , khi đó cửa âu đƣợc hệ thống xi lanh thủy lực nâng lên để thuyền đi vào trong lòng âu (hoặc thuyền trong lòng âu đi ra phía thƣợng lƣu) có cấu tạo nhƣ hình 3.3. 8 Hình 3.3 – Cấu tạo cửa âu tàu 1-Xi lanh thủy lực nâng hạ cửa âu; 2-Giá đỡ xi lanh; 3- cầu thang bộ; 4-Ray dẫn hƣớng cửa âu; 5- Xi lanh nâng hạ van; 6-Bể dầu và bơm dầu thủy lực; 7- cửa xả nƣớc; 8- gioăng chắn nƣớc; 9- Cửa âu tàu; 3.2. TÍNH TOÁN LỰC NÂNG HẠ CỦA HỆ THỐNG XI LANH 3.2.1. Tính toán lực nâng hạ của van Khi tính toán lực nâng hạ cần xét tới điều kiện bất lợi nhất của tải trọng tác động lên cửa van ứng với các vị trí: Cửa van tựa lên ngƣỡng, cửa mở hoàn toàn, thời điểm bắt đầu nâng cừa rời khỏi ngƣỡng, hoặc hạ xuống ngƣỡng, mở một phần có xét tới áp lực thủy động. 9 a. Các thông số cơ bản - Số lƣợng cửa van : 04 bộ ( mỗi đầu âu có 2 van) - Trọng lƣợng toàn bộ cửa van : 3,5 (T) - Chiều rộng cửa van : 3,730 (m) - Chiều cao cửa van : 1,805 (m) - Hƣớng cửa van : Thẳng đứng - Cao trình đáy van : -4,8 (m) - Cao trình đỉnh van : +2,5 (m) - Cột nƣớc thiết kế : 7,3 (m) b. Tính toán lực nâng van Hc Ht P Hv hh Hình 3.4- Sơ đồ lực tác dụng lên cửa van Lực nâng cần thiết để nâng cửa van đƣợc tính theo công thức sau: Nn ≥ Kg (G+G’)+Kms (Tx+Tc )+Ph+Vn (T) (3.1) Trong đó: Kg - Hệ số tính đến khả năng tăng trọng lƣợng: Kg = 1,1 Kms - Hệ số ma sát chƣa tính đến: Kms =1.2 G -Trọng lƣợng toàn bộ của bộ phận động của cửa van: G=3,5(T) G’ - Trọng lƣợng của gia trọng (T) Tx - Lực ma sát của gối tự động khi sử bánh lăn (T) 10 Tx=  P  ( f 2  r0  f1 )    r1   (3.2) P lực tác dụng lên bánh xe (T) bằng áp lực thủy tĩnh tác dụng lên cửa đƣợc tính theo công thức:  H  ht  P   2 t   ht  lt 2   (3.3) Trong đó:  - Trọng lƣợng riêng của nƣớc(T/m3):  = 1 (T/m3) Ht - chiều cao cột áp phía thƣợng lƣu(m): Ht =7,3 (m) ht - chiều cao chịu tải trọng của cửa bằng khoảng cách giữa 2 vật chắn nƣớc đứng (bằng khoảng cách từ ngƣỡng đáy đến tâm gioăng tƣờng ngực): ht =1,805+0,1=1,905 (m) lt - Nhịp tải trọng của cửa van là khoảng cách giữa hai vật chắn nƣớc ngang (bằng 3,730m cộng với 2 lần khoảng cách từ mép khe đến tâm tấm tỳ gioăng: 0,75m): lt=3,805 (m) Nên thay số có:  2 H tht   2  7,3  1,905  P    ht  lt  1    1,905  3,805  46,01 (T) 2  2    f1 - Hệ số ma sát lăn giữa bánh xe và tấm tỳ: f1= 0,1; f2 - Hệ số ma sát trƣợt trong bánh xe giữa đồng và thép không rỉ: f2= 0,12 ÷0,25, chọn f2= 0,25; r0 - bán kính trục bánh xe: r0=5 (cm); r1 - bán kính bánh xe: r1=15 (cm). Tc - Lực ma sát của gioăng chắn nƣớc 2 bên và trên đỉnh cửa van đƣợc tính theo công thức: Tc= 2γf(Ht- Hc)Hcbc+ γf(Ht- Hc)bclcn (3.4) 11 Trong đó: Ht - Là chiều cao cột nƣớc thƣợng lƣu (m): Ht=7,3 (m) Hc - Là chiều cao gioăng chắn nƣớc bên (m): Hc=1,825 (m) bc - Là đƣờng kính gioăng củ tỏi (m): bc = 0,04 (m) lcn- Là chiều dài của gioăng chắn nƣớc đỉnh (m): lcn=3,73 (m) f - Hệ số ma sát của gioăng cao su chắn nƣớc với đƣờng trƣợt là thép không rỉ: f=0,2÷0,5, chọn f=0,5 Nên ta có: Tc= 2γf(Ht- Hc)Hcbc+ γf(Ht- Hc)bclcn Tc= 2  1  0,5  (7,3  1,825)  1,825  0,04  1  0,5  (7,3  1,825)  0,04  3,73  0,808 (T) Ph - lực hút tác dụng lên cửa van (T), đƣợc xác định theo công thức: Ph= p.bc.lc (3.5) Trong đó: p - Là cƣờng độ áp lực chân không(kN/m2): p = 60 (kN/m2) bc - Là bề rộng gioăng đáy(m): bc = 0,3 (m) lc - Chiều dài chịu tải cửa gioăng đáy(m): lc = 3,73 (m) Nên Ph = pbc lc = 600,33,73 = 67,14 kN = 6,714 (T) Trọng lƣợng cột nƣớc tác dụng lên đỉnh van: Vn = 0 (T) Do đó lực cần thiết để nâng đƣợc của van là: Nn  1,1(G + 0) + 1,2(Tx + Tc) + Ph (T) Nn  1,1(3,5+0)+1,2(7,97+0,808)+6,714= 21,0976 (T) c. Tính toán lực hạ van Cửa van có thể tự hạ nếu thỏa mãn bất đẳng thức 1,2(Tx+Tc)+ Pđ + Pt ≤ 0,9G’ (3.6) Do đó nếu dùng thiết bị để đóng van thì lực đóng cần thiết là: Nđ ≥ 1,2(Tx+Tc)+ Pđ + Pt - 0,9G’ Trong đó: (3.7) 12 Pđ - là lực đẩy tác dụng lên mép dƣới của cửa van khi van tựa vào ngƣỡng đáy (T): Pđ = 0 (T) Pt là lực thấm sinh ra khi cửa van đóng (T) và đƣợc tính theo công thức: Pt  1   H t  bc  lc 2 (T) (3.8) Trong đó: γ - Khối trọng lƣợng riêng của nƣớc (T/m3): γ = 1 (T/m3) Ht - là chiều cao cột áp phía thƣợng lƣu (m): Ht=7,3 (m) bc - chiều rộng gioăng đáy (m): bc =0,3 (m) lc - chiều dài gioăng đáy tiếp xúc với ngƣỡng(m): lc = 3,73 (m) Nên pt  1   H t  bc  lc  1 1,0  7,3  0,3  3,73  4,084 (T) 2 2 G’- là trọng lƣợng cửa van có xét tới lực đẩy nổi: G’=G = 3,5 (T) Do đó: Nđ ≥ 1,2(Tx+Tc)+ Pđ + Pt - 0,9G’ =1,2(7,97+0,808)+0+4,084– 0,93,5=11,467 (T) d. Tính toán hệ thống thủy lực nâng hạ van * Thông số yêu cầu của hệ thống Xy lanh thủy lực loại tác động 2 chiều; Số xy lanh: n(cái) n=1 Lực nâng lớn nhất của xy lanh là Pn (T) Ta có lực cần thiết để nâng đƣợc cửa van là: Nn ≥ 21,0976 (T) Hệ thống có 01 xy lanh nên lực cần thiết cho 01 xy lanh là: Pn = 21,0976 (T) Chọn xy lanh có sức nâng lớn nhất là: Pn =30 (T) Lực ấn (đóng van) của xy lanh Pa(T) Ta có lực cần thiết để ấn cửa van là: Nn ≥ 21,0976 (T) 13 Hệ thống gồm 01 xy lanh nên lực cần thiết cho xy lanh là: Pa =21,0976 (T) Hành trình làm việc của xy lanh S(m): Swork = 2,2 (m) Tốc độ nâng tối đa Vn (m/ph): Vn = 2,2 (m/ph) Vận tốc hạ tối đa Vh (m/ph): Vh = 3,0 (m/ph) Chọn dải áp suất (MPa): P= 10 (MPa) * Tính chọn xy lanh Diện tích buồng nhỏ xy lanh (mm2): Sa  2 Pn 10 4 30.10 4   3.10 4 (mm ) P 10 (3.9) Tỷ lệ giữa đƣờng kính trong xy lanh Dbore và đƣờng kính cần xy lanh = d d  0,5  0.8 , chọn:  =  0,5 D D Đƣờng kính trong xy lanh: D bore = Vậy: Dbore = 4S a (3.10)  (1  a 2 ) 4  3  10 4 = 225,733 (mm) 3,14(1  0,52 ) Đƣờng kính trong của xy lanh chọn theo eaton: Dbore=250 (mm) Đƣờng kính cần piton : drod =   Dbore = 0,5250= 125 (mm) Đƣờng kính cần xylanh chọn theo tiêu chuẩn: drod = 130 (mm) * Tính toán áp suất làm việc của hệ thống Diện tích xy lanh theo ISO 3320 Sbore (mm2): Sbore= Vậy:  .Dbore2 4 (mm2) 2 Sbore= 3,14  250 = 49062,5 (mm2) 4 Diện tích cần piton Srod (mm2): (3.11) 14 Srod=  .d rod (mm2) 2 (3.12) 4 Vậy: 2 Srod= 3,14.130 = 13266,5 (mm2) 4 Diện tích buồng nhỏ (mm2): Sa = Sbore - Srod = 49062,5 – 13266,5 = 35796 (mm2) Áp suất nâng thực tế (MPa): 4 pm = pn 10  0,97 S a 30 10 4  8,64 (MPa) 0,97  35796 (3.13) Áp suất đóng thực tế (MPa): 4 4 pđ = pa .10  21,0976  10  4,433(MPa ) (3.14) 0,97  Sb 0,97  49062,5 * Tính toán thời gian, hạ của hệ thống Thời gian nâng tm (ph): tm = S work  2,2  1 (ph) vn 2,2 Thời gian đóng tđ (ph): tđ = S work 2,2   0,734 (ph) vh 3 (3.15) (3.16) * Tính chọn bơm cho hệ thống Thể tích buồng nhỏ xy lanh Va (dm3): Va=SaS work10-3(dm3) Vậy: (3.17) -3 3 Va =35796210 = 71,592 (dm ) Thể tích buồng lớn xy lanh Vbore (dm3): Vbore=SboreS work10-3 Vậy: -3 (dm3) (3.18) 3 Vbore=49062,5210 =98,125 (dm ) Lƣu lƣợng bơm dầu cần thiết khi mở cửa van (l/ph): Qbm = n.Va  1  71,592  71,592 (1/ph) tm 1 Lƣu lƣợng bơm dầu cần thiết khi đóng cửa van Qbd (l/ph): 15 Qbd = n  Vbore (l/ph) (3.19) td Vậy :Qbd = 1  98,125  133,685 (l/ph) 0,734 Lƣu lƣợng bơm dầu làm việc của hệ thống Qv(l/ph): Qv  Qbm  71,592 (l/ph) Chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ (v/ph): nv =1450 (v/ph) Dung tích bơm nguồn q(cm3/v): 3 3 q = Qv  10  71,592  10  49,373 (cm3/v) nv (3.20) 1450 Chọn bơm nguồn có thông số: Dung tích làm việc riêng của bơm (cm3/v): qv = 55 (cm3/v) Áp suất của bơm (MPa): p = 280 (MPa) * Tính chọn động cơ Hiệu suất truyền động:   0,9 Công suất cần thiết khi mở cửa van (KW): 2 Nm = 1,1  pm  q  nv  10 (3.21) v 612   Vậy: Nm = 1,1  8,64  55  1450  10 2 612  0,9  13,761 (KW) Công suất cần thiết khi đóng cửa van (KW): Nđ = 1,1  Vậy : pd  q v  nv  10 2 612   (KW) Nđ = 1,1  4,433  55  1450  10 612  0,9 2 (3.22)  7,06 (KW) Chọn động cơ có thông số: Công suất động cơ(KW): Ndc = 15 (KW) Tốc độ động cơ(v/ph): ndc = 1450 (v/ph) 16 Hệ số công suất: cos() = 0,85 Hệ số động cơ: ηdc= 0,92 Dòng điện làm việc định mức(A): In = 56 (A) * Tính chọn đường ống. Lƣu lƣợng của bơm Qb (1/ph): Qb = 0,95qvndc10-3(1/ph): Vậy: (3.23) -3 Qb = 0,9555145010 = 75,763 (1/ph) + Tính chọn đường kính ống dẫn dầu cao áp: Vận tốc dầu cao áp vc(m/s), chọn: vc = 6 (m/s) Đƣờng kính ống dẫn dầu cao áp dic (mm): dic = 4Qb  103 (mm) (3.24) 60  vc Vậy: dic= 4  75,763  103 =16,374 (mm) 60  3,14  6 Tra bảng đƣờng kính ống tiêu chuẩn chọn đƣờng ống dẫn dầu cao áp: Chọn: dic= 22 (mm) Hệ số an toàn theo DIN 2413: s = 1,5 Giới hạn bền của vật liệu chế tạo ống: K=235 (N/mm2) Hệ số công nghệ ống: v=1 Chiều dày ống dẫn dầu theo DIN 2413-1 sv (mm): d ic  pm  10 sv = (mm) (3.25) K 20 v  2  pm  10 s 22  8,46  10 Vậy: sv =  0,628 (mm) 235 20   1  2  8,46  10 1,5 Hệ số chịu mòn (mm): c1 = c2 = 0,1sv = 0,10,628=0,0628 (mm) Chiều dày ống cần thiết sp (mm): 17 sp = (sv + c2) 100 (mm) 100  c1 Vậy: sp = (sv + c2) 100 (mm) 100  c1 Chọn chiều dày ống theo tiêu chuẩn: sv = 2,0 (mm) Đƣờng kính ngoài của ống cao áp (mm): dac = dic+2sv Nên dac =22+ 22,0=26 (mm) Vận tốc thực của dầu trong ống cao áp wc (m/s): 3 wc= 4  Qb  102 (m/s) 60    d ic wc= 4  75,763  102  3,324 (m/s) 60  3,14  22 3 Vậy: + Tính chọn đường kính ống dẫn dầu thấp áp: Vận tốc dầu thấp áp đƣợc chọn: vt=4 (m/s) Đƣờng kính ống dẫn dầu thấp áp (mm) 4  Qb  103  60    vt dit= 4  75,763 103 =20,053 (mm) 60  3,14  4 Tra bảng đƣờng kính ống tiêu chuẩn chọn đƣờng ống dẫn dầu theo DIN 2413: dit=25 (mm) Hệ số an toàn DIN 2413: s=1,5 Giới hạn bền : K=235 (N/mm2) Hệ số công nghệ: v=1 Chiều dày ống theo tiêu chuẩn DIN 2413-1 sv (mm): sv  25  4,433  10 d it  p d  10 (mm)   0,364 235 K 1  2  4,433  10 20 v  2 p d  10 20 s 1,5 Hệ số chịu mài mòn: c1=c2=0,1sv = 0,10,364= 0,0364 (mm) Chiều dày ống cần thiết sp(mm): 18 sp=( sv+c2) Vậy 100 100  c1 sp = 0,364+0,0364) 100  0,402 (mm) 100  0,0364 Chọn chiều dày ống theo tiêu chuẩn: sv=2,0 (mm) Vậy đƣờng kính ống cần thiết: dat=dit + 2sv=25+22,0 = 29 (mm) Vận tốc thực của dầu trong ống thấp áp wt (m/s): 3 wt= 4Qb  10 nên wt = 4  75,763 102  2,574 (m/s) 60  3,14  25 60  d it2 3 g. Tính dung tích thùng dầu Chiều dài đƣờng ống cao áp: Lc=8 (m) Chiều dài đƣờng ống thấp áp: Lt=8 (m) Thể tích dầu điền đầy đƣờng ống cao áp Vc (dm3):  Vc=  d ic2  Lc  10 3 (dm3) 4 3,14 3 Vậy: Vc =  22 2  8  10 3  3,039 (dm ) 4 Thể tích dầu điền đầy đƣờng ống thấp áp Vt (dm3): Vt= Vậy:  3 d it2  Lt  10 3 (dm ) 4 3,14 3 Vt=  252  8  10 3  3,925 (dm ) 4 Thể tích đảm bảo vận hành của van(dm3): V0= Vbore- Va (dm3) Thay số ta có: V0 =98,125-71,592=26,533 (dm3) Thể tích cần thiết đảm bảo điều kiện vận hành:V=2,5V0 (dm3) Thay số ta có: V=2,5V0=2,526,533= 66,332 (dm3) Chiều dài thùng dầu(dm): Dt=8,0 (dm) Chiều rộng thùng dầu(dm): Rt=4,0 (dm)