Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo

Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
1. Mục đích và ý nghĩa kinh tế, xã hội của đề tài.
Nền kinh tế nước ta hiện nay nói chung các ngành công nghiệp nói riêng
đang từng bước phát triển mạnh mẽ và có những bước tiến vững chắc, đồng
thời với sự phát triển kinh tế, nhu cầu sử dụng điện năng ngày càng tăng cao.
Tuốc bin nước là thiết bị trực tiếp biến đổi năng lượng dòng nước thành
cơ năng làm quay máy phát điện tạo ra điện năng.
Với yêu cầu đóng nhanh và điều chỉnh lưu lượng tới giá trị bằng không
bằng kim phun thì sẽ gây ra va đập trong đường ống rất lớn. Vì thế trong quá
trình tắt máy thì cần điều chỉnh kim phun đến một giá trị nào đó, tương ứng
với lưu lượng cho phép mà đường ống có thể chịu được áp suất, tính với áp
suất do hiện tượng nước va. Sau đó cần phải hướng dòng tia đi ra khái bánh
công tác.
Trong chế độ ổn định với việc điều chỉnh lưu lượng phù hợp với phụ
tải thì cơ cấu hướng tia nước luôn luôn ở xa dòng dòng tia phun.
Trong trường hợp bình thường, bộ điều tốc làm việc điều chỉnh vị trí
kim phun.
Trong trường hợp sợ cố, phụ tải mất đột ngột, quả lăng xếp lại. Pittong
cản xilanh lực chuyển động nhanh sang phải, đóng vòi phun nhờ hệ thống thanh
truyền, cam, con trượt và xilanh lực. Đồng thời, tín hiệu được truyền đến cơ cấu
hướng tia nước để hướng dòng tia ra khái bánh công tác.
Vì vậy bộ điều tốc sẽ có ảnh hưởng rất lớn và có tầm quan trọng trong
việc điều chỉnh tuốc bin làm việc một cách ổn định tạo ra nguồn điện cho máy
phát phát ra là hợp lý nhất để phục vụ cho công nghiệp, nông nghiệp cho người
sử dụng.
Đứng trước tình hình này thì vấn đề tính toán và điều chỉnh hệ thống
truyền lực cho tuốc bin là vấn đề hết sức quan trọng nhằm mục đích trên.
Và mục đích ý nghĩa của đề tài tính toán thiết kế hệ thống thủy lực trong
tuốc bin gáo. Cụ thể hơn là tính toán và thiết kế bộ điều tốc.

1

Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
2.Giới thiệu tuốc bin gáo sẽ lắp bộ điều tốc.
2.1. Giới thiệu.
- Tuốc bin gáo gọi là tuốc bin Pelton được một nhà khoa học mỹ sang chế
vào năm 1884.
- Nguyên lý làm việc của tuốc bi gáo là:dòng chảy có thế năng lớn được
dẫn qua đường ống và vòi phun. Tại miệng ra của vòi phun vận tốc của dòng
chảy lớn, tại đó thế nẵng đã biến thành động năng. Với vận tốc lưu lượng nhất
định này dòng chảy đập vào các cánh gáo được sắp xếp trên một vành đĩa tròn
còn gọi là bánh công tác) và làm quay tuốc bin và máy phát. Bánh công tác
quay truyền chuyển động cho trục tuốc bin và trục máy phát. Như vậy trong quá
trình này thế năng của dòng chảy đã biến thành cơ năng quay trục của tuốc bin.
-Cấu tạo chung của tuốc bin gáo:[5]
Theo bản vẽ tổng thể của tuốc bin gáo (hình 2.2.1) thì tuốc bin này gồm các
bộ phận chính sau: bánh công tác, vòi phun điều chỉnh lưu lượng, cơ cấu cắt
dòng, vỏ và trục tuốc bin.
8
7
6
5
4
φ
5
5
H
7
/
h
6
4200

2800
2
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
3
2
1
Hình 2.1. Bản vẽ tổng quan về tuốc bin gáo.
1-Cơ cấu cắt dòng; 2-Vòi phun; 3-Van kim; 4-Gáo tuốc bin;
5-Trục tuốc bin; 6-Vỏ che ngoài; 7-Thân vòi phun; 8-Lò xo nén.
2.2. Mô tả một số chi tiết cơ bản liên quan đến bộ điều tốc.
2.2.1. Bánh xe công tác.
Bánh công tác của tuốc bin gáo gồm có đĩa, trên đĩa (theo chu vi) có gắn
các cánh có dạng gáo nên gọi là gáo (hình 2.2).
Hình 2.2. Sơ đồ kết cấu của gáo và kích thước.
Bánh xe công tác là một khối liền. Sau đó gắn lên đĩa bằng bu lông hoặc
bằng cách ghép hay hàn.Chính giữa gáo có “dao” chia gáo ra thành hai phần
bằng nhau để chia tia nước tác động vào gáo thành hai phần theo hai hướng khác
3
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
nhau. Mép ngoài gáo có khoét lõm vào để cho gáo đến tiếp theo không vào ngay
khu vực tác dụng của tia nước, làm cản trở lực tác dụng của tia nước vào gáo
nằm ngay phía trước, cũng như để khi gáo ra khỏi khu vực tác dung, nước sau
khi tác dung vào các gáo không rơi lên lưng các gáo phía trước.
2.2.2. Vòi phun, kim phun.
Vòi phun có nhiệm vụ biến toàn bộ năng lượng nước thành động trước khi
đưa vào bánh công tác, ngoài ra còn điều chỉnh lưu lượng đi vào tuốc bin. Như
vậy ở tuốc bin gáo (cũng như ở các tuốc bin xung lực khác), vòi phun làm nhiệm
vụ của bộ phận hướng dòng.

Hình 2.3. Vòi phun của tuốc bin gáo.

1- Thân vòi phun; 2- Miệng vòi; 3- Van kim; 4- Trục điều chỉnh.
Vòi phun gồm có thân vòi 1 là đoạn tiếp giáp với khuỷu chuyển tiếp miệng
vòi 2 và van kim điều chỉnh 3. Hình dáng của miệng vòi và van kim phải thuận
dòng để có tổn thất thuỷ lực bé nhất đồng thời tạo được tia phun tròn sau khi
dòng nước ra khỏi vòi. Điều chỉnh lưu lượng đi qua vòi (cũng đồng thời là lưu
lượng đi qua tuốc bin) được tiến hành bằng cách tịnh tiến van kim về phía trước
hoặc phía sau tức là gián tiếp giảm nhỏ hoặc tăng tiết diện ra của vòi phun. Ở các
tua bin nhỏ việc tịnh tiến van kim do một cơ cấu điều khiển bằng tay đảm nhiệm;
4
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
còn ở các tuốc bin trung bình và lớn được tiến hành tự động nhờ động cơ tiếp lực
bằng dầu
2.2.3. Cơ cấu cắt dòng.
Ở các trạm thuỷ điện cột nước cao có đường ống dẫn nước dài; nếu đóng
nhanh van kim sẽ làm tăng áp lực cuối đường ống (hiện tượng va đập thủy lực).
Khi cần ngưng tuốc bin người ta dùng cơ cấu cắt dòng để hướng toàn bộ hay một
phần tia nước về phía khác không cho tác dụng vào gáo bánh xe công tác, do đó
tuốc bin sẽ ngừng làm việc hoặc giảm bớt công suất.
Khi cắt dòng nếu cắt toàn bộ tia nước không cho tác dụng vào bánh xe
công tác (hình a) thì đó gọi là cắt dòng trên và cắt dòng dưới thì chỉ hướng một
phần tia nước không cho tác dụng vào bánh công tác (hình b).
Hình 2.4. Sơ đồ kết cấu vòi phun thiết kế.
1- Đệm; 2- Vít cấy; 3- Vòi phun; 4- Van kim; 5- Cơ cấu cắt dòng

5
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
3. Vấn đề điều chỉnh tuốc bin.
3.1. Nhiệm vụ cơ bản của điều chỉnh tuốc bin.
Trong nhiều trường hợp, tuốc bin nước được dùng làm động cơ cho máy
phát điện. Chỉ có đối với các tuốc bin loại nhỏ và trong một vài trường hợp cá

biệt, thì dùng nó để kéo trực tiếp các máy công cụ. Thông thường, đối với các
tuốc bin loại vừa và lớn thì trục tuốc bin được nối trực tiếp với trục máy phát điện
mà không qua một khâu truyền động trung gian nào khác ( kiểu đai truyền hay
bánh răng).
Tổ máy thủy lực có thể làm việc trong một lưới điện độc lập hoặc làm việc
song song trong một lưới điện chung do nhiều tổ máy (tuốc bin nước và tuốc bin
khí…) cấp điện. Phần lớn các tổ máy thủy lực đều làm việc song song trong lưới
điện, các hộ dùng điện như các động cơ điện, thiết bị thắp sáng sẽ tiêu thụ điện
năng của lưới điện đó.
Trong quá trình làm việc của trạm thủy điện, nhu cầu điện năng (phụ tải
của các máy phát điện) luôn luôn thay đổi trong phạm vi rất rộng. Nếu không có
biện pháp chuyên môn để điều chỉnh công suất do các động cơ tuốc bin phát ra
cho lưới điện thì sẽ xảy ra sự thay đổi tần số điện quá giới hạn cho phép.
Quy trình kĩ thuật vận hành điện hiện nay quy định tần số điện không đổi, độ sai
lệch tạm thời của tần số điện xoay chiều với giá trị định mức (50Hez) không quá
0,2%.
Tần số hoặc số dòng điện xoay chiều trong một giây phụ thuộc tốc độ quay
hoặc số vòng quay của rôto máy phát.
n
p
f .
60
=
Trong đó:
f: tần số dòng điện (Hez)
p: số đôi cự từ của máy phát
n: số vòng quay của rôto máy phát điện (v/p)
Do đó, đối với mỗi loại kết cấu máy phát đã định (p = const) thì tần số
dòng điện tùy thuộc vào tốc độ quay rôto máy phát điện, mặt khác theo cơ học,
phương trình cơ bản đặc trưng sự chuyển động của rôto tổ máy có dạng:

đ c
d
J M
dt
M
ω
= −
(3.1)
6
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Trong đó:
J: mômen quán tính rôto tổ máy thủy lực
ω
: tốc độ góc rôto tổ máy (
30
.n
π
ω
=
)
M
đ
: mômen lực chuyển động rôto tổ máy
M
c
: mômen cản chuyển động rôto tổ máy
t: thời gian
Từ công thức (3.1) ta thấy, muốn giữ tốc độ quay của tổ máy không đổi,
tức là gia tốc
0

dt
dω
=
thì mômen lực chuyển động M
đ
và mômen lực cản M
c
phải
bằng nhau M
đ
= M
c
. Khi M
đ
> M
c
thì
0
dt
dω
>
, số vòng quay của tổ máy lớn hơn
bìmh thường. Ngược lại khi M
đ
< M
c
thì
0
dt
dω

<
, số vòng quay của tổ máy nhỏ
hơn bình thường. Mômen lực cản xác định bằng phụ tải của tổ máy, còn mômen
lực chuyển động phụ thuộc công suất của dòng nước và xác định bằng công thức:
T
T
đ
HQg
N
M
η
ω
ρ
ω
.

==
(3.2)
Để giữ cho số vòng quay của tổ máy biến đổi trong phạm vi cho phép khi
phụ tải thay đổi, cần điều chỉnh mômen lực chuyển động cân bằng theo mômen
lực cản. Công thức (4.2) cho thấy có thể thay đổi mômen lực chuyển động bằng
cách thay đổi lưu lượng Q, cột nước H, hay hiệu suất
T
η
. Thay đổi hiệu suất
T
η

và cột nước H là rất khó thực hiện về mặt kỹ thuật mà lại không hợp về mặt kinh
tế. Vì vậy thông thường điều chỉnh mômen lực chuyển động bằng cách điều chỉnh

lưu lượng đi qua tuốc bin bằng các bộ phận điều chỉnh lưu lượng đi qua tuốc bin.
Trong tuốc bin gáo việc điều chỉnh lưu lượng được thực hiện nhờ cơ cấu
cắt dòng và van kim ở vòi phun.
3.2. Cấu tạo và đặc điểm của hệ thống điều chỉnh tuốc bin.
Tuốc bin, mà trong đó có xảy ra một quá trình điều chỉnh nào đó được gọi
là đối tượng điều chỉnh. Đại lượng cần giữ ở một mức độ cho trước hoặc thay đổi
theo một chương trình cho trước thì được gọi là thông số điều chỉnh. Hệ thống
điều chỉnh tốc độ tuốc bin (gọi tắt là hệ thống điều tốc) là tổng hợp các cơ cấu và
thiết bị, các cơ cấu và thiết bị đó có nhiệm vụ cảm ứng sự thay đổi tốc độ quay
7
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
của tổ máy và thay đổi vị trí tương đối của cơ cấu điều chỉnh. Hệ thống điều tốc
của tuốc bin gồm các cơ cấu cơ bản sau:
- Cơ cấu cảm ứng hoặc chỉ huy cảm giác độ sai lệch tốc độ quay của tổ
máy và thay đổi vị trí cơ cấu điều chỉnh.
- Cơ cấu điều chỉnh là bộ phận trực tiếp thay đổi mômen lực chuyển động
của tuốc bin.
- Cơ cấu chấp hành (khuếch đại), thực hiện sự liên hệ cần thiết giữa cơ cấu
cảm ứng và cơ cấu điều chỉnh chuyển dời đến vị trí tương ứng với tín hiệu của cơ
cấu cảm ứng.
- Cơ cấu ổn định, tác dụng của nó là làm tăng tính ổn định và chất lượng
của quá trình điều chỉnh.
- Cơ cấu phụ trợ: làm các động tác phụ như thay đổi chỉnh định máy điều
tốc, hạn chế độ mở.
Sự điều chỉnh tuốc bin nước cũng có nhiều điểm khác so với sự điều chỉnh
các loại động cơ khác. Một trong những đặc điểm đó là có một lượng nước khá
lớn chảy qua cơ cấu điều chỉnh (lưu lượng các tuốc bin lớn đến hàng mấy trăm
m
3
/s) nên kích thước của cơ cấu điều chỉnh phải lớn. Ngoài ra, do quán tính của

dòng nước nên khi cơ cấu điều chỉnh chuyển động nhanh, thì trong cả hệ thống
đường dẫn của tuốc bin có hiện tượng va đập thủy lực. Đó là sự khác biệt cơ bản.
Cơ cấu điều chỉnh tuốc bin đòi hỏi cần có lực chuyển dời lớn. Vì vậy giữa các cơ
cấu cảm ứng (có độ nhạy cao nhưng năng lượng bé) và cơ cấu điều chỉnh cần có
thêm nhiều bộ khuếch đại thủy lực.
Đối với tuốc bin gáo phải tiến hành điều chỉnh kép, phải đồng thời điều
khiển hai cơ cấu điều chỉnh (vòi phun và cơ cấu cắt dòng) điều này sẽ làm cho hệ
thống điều chỉnh thêm phức tạp.
3.3. Các sơ đồ nguyên lý điều chỉnh tốc độ tuốc bin.
Theo nguyên lý tác dụng, chia ra hai loại máy điều tốc: máy điều tốc tác
động trực tiếp và tác động gián tiếp.
3.3.1. Sơ đồ nguyên lý máy điều tốc tác động trực tiếp.
Sơ đồ nguyên lý máy điều tốc tác động trực tiếp cho ở hình (3.1)
Cấu tạo của máy điều tốc loại này gồm con lắc ly tâm 4, tay đòn HZS và van
điều tiết lưu lượng 3. Con lắc ly tâm 4 quay được nhờ động cơ điện 2 có liên hệ
bằng cơ hay điện với trục tuốc bin. Đầu bên trái của tay đòn HZS được nối với
con lắc nhờ hộp trục H còn bên phải nó được nối với van điều tiết 3 tại điểm S.
8
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
2
1
4
3
S
H
Z
Bäü pháûn nhaûy caím
Bäü pháûn âiãöu chènh
Tuäúc bin
Hình 3.1. Sơ đồ nguyên lí làm việc của máy điều tốc tác động trực tiếp

1-Trục nối từ máy phát điện; 2- Máy phát điện; 3-Van điều tiết; 4-Con lắc li tâm
Khi cắt phụ tải, vì độ mở của các cánh hướng nước chưa thay đổi nên số
vòng quay của tuốc bin cũng như số vòng quay của quả lắc li tâm tăng lên, quả
lắc văng ra xa, kéo hộp trục H lên trên, lúc đó tay đòn HZS sẽ quay quanh điểm
tựa Z theo chiều kim đồng hồ và đẩy van 3 xuống thấp để giảm bớt lưu lượng Q
qua tuốc bin, đảm bảo cho công suất tuốc bin bằng công suất máy phát điện.
Khi tăng tải thì quá trình này cũng xảy ra như thế, nhưng chiều chuyển
động của các bộ phận kể trên thì ngược lại.
Đường vẽ nét khuất trên hình (4.1) tương ứng với tay đòn HZS ở cuối thời
điểm điều chỉnh. Từ sơ đồ trên ta thấy máy điều tốc tác động trực tiếp có cấu tạo
rất đơn giản. Nhưng khuyết điểm cơ bản của nó là sai số về số vòng quay tuốc
bin khá lớn khi phụ tải tăng từ 0 đến phụ tải toàn phần. Đồng thời lực để đóng mở
các bộ phận điều chỉnh do quả lắc tạo ra rất nhỏ không đủ để đóng mở các bộ
phận điều chỉnh của tuốc bin cỡ lớn. Bởi những lẽ đó nên hầu hết các máy điều
tốc hiện đại đều được thiết kế theo sơ đồ nguyên lý tác động gián tiếp.
3.3.2. Máy điều tốc tác dụng gián tiếp.
Để thay đổi độ mở các bộ phận điều chỉnh tuốc bin cỡ trung bình và cỡ
lớn, đòi hỏi phải có một lực rất lớn, mạnh đến hàng nghìn kN (tương đương hàng
trăm tấn) nên lực li tâm do quả lắc sinh ra qua hệ thống đòn không đủ để điều
khiển các bộ phận điều chỉnh được. Bởi vậy, đối với tuốc bin cỡ trung bình và cỡ
lớn, và ngay cả đối với các phần của tuốc bin cỡ nhỏ, người ta dùng máy điều tốc
9
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
tác động gián tiếp. Loại máy này có cấu tạo phức tạp hơn nhiều so với máy điều
tốc tác dụng trực tiếp. Giữa quả lắc li tâm và bộ phận điều chỉnh lưu lượnglà hệ
thống khuếch đại tín hiệu, gồm van điều phối và động cơ tiếp lực để tạo nên lực
đóng mở các bộ phận điều chỉnh lưu lượng khá lớn. Để hệ thống đóng mở ổn
định, trong máy điều tốc còn có các bộ phận phục hồi. Bộ phận phục hồi gồm có
hai loại:
- Phục hồi cứng.

- Phục hồi mềm.
3.3.3. Sơ đồ nguyên lí máy điều tốc tác dụng gián tiếp có bộ phận phục hồi cứng.
Máy điều tốc gồm có các bộ phận sau (hình 3.2): Quả lắc li tâm 1, thanh
đòn AOB, van điều phối 2, động cơ tiếp lực 3, và thanh nối 4 nối liền điểm O và
cần pittông của động cơ tếp lực.
Cấu tạo của động cơ tiếp lực gồm pittông chuyển động trong xi lanh và
píttông này nối với bộ phận điều chỉnh lưu lượng thông qua hệ thống tay đòn.
Van trượt được thông với hai ngăn của động cơ tiếp lực nhờ hai ống dầu đặt ở hai
đầu của xi lanh. Cấu tạo của van trượt gồm có vỏ hình trụ và một chiếc kim trượt
trong đó trên thành vỏ có khoét 5 lổ nhỏ (cửa sổ) cửa sổ ở giữa được thông với
dầu có áp được lấy từ thiết bị dầu có áp; hai cửa làm việc (ở vị trí cân bằng thì hai
cửa sổ này được khép kín bởi phần lồi trên và phần lồi dưới của van kim) thông
với ngăn tương ứng của động cơ tiếp lực qua hai ống dẫn dầu, hai cửa dầu trên và
dưới cùng thông với thùng xả. Như vậy khi chuyển dời khỏi vị trí cân bằng thì
dầu có áp đi vào một ngăn nào đó của động cơ tiếp lực, còn dầu có áp trong ngăn
khác của động cơ tiếp lực sẽ theo cửa sổ làm việc và cửa xả trở về thùng dầu xả.
10
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Hình 3.2. Sơ đồ nguyên lí của máy điều tốc gián tiếp có bộ phận phục hồi cứng
1- Quả lắc li tâm; 2-Van điều phối; 3- Động cơ thủy lực; 4- Thanh nối.
Nguyên tắc hoạt động của hệ thống như sau:Khi tổ máy ở trạng thái ổn định, số
vòng quay của tổ máy và của quả lắc li tâm sẽ không đổi. Khớp A cũng như đòn
AOB ở vị trí cân bằng nên van điều phối ở vị trí giữa, còn pittông của động cơ
tiếp lực chịu tác động cân bằng của áp lực dầu trong hệ thống điều chỉnh sẽ đứng
nguyên và không di động.
Khi phụ tải giảm xuống với vị trí độ mở cánh hướng dòng đứng nguyên
như cũ, vòng quay của tổ máy sẽ tăng lên, làm số vòng quay của quả lắc cũng
tăng lên và kéo khớp A chuyển lên trên, đòn AOB quay quanh điểm tựa O sẽ ấn
đầu B xuống và đẩy van điều phối di chuyển xuống phía dưới làm mở cửa sổ
dưới van cho dầu áp lực đi vào phần bên phải của động cơ tiếp lực. Dưới áp lực

của dầu, pittông sẽ dịch chuyển về phía bên trái (về phía đóng bớt bộ phận hướng
dòng) Còn dầu ở phần bên trái pittông sẽ không có áp lực sẽ bị đẩy ra ngoài theo
ống dẫn dầu đến van điều phối và qua cửa sổ trên về đường tháo dầu để đến bể
chứa dầucủa máy điều tốc . Khi đó độ mở của bộ phận hướng dòng bị đóng bớt,
lưu lượng qua tuốc bin sẽ giảm đến một trị số tương ứng với chế độ làm việc mới
của tổ máy.
Khi pittông chuyển dịch về bên trái, do tác dung của thanh nối 4 điểm O của
thanh đòn AOB chuyển dịch lên phía trên đẩy điểm B cùng với van điều phối trở
về vị trí như cũ. Khi quá trình điều chỉnh kết thúc, số vòng quay của tổ máy lớn
hơn trước khi điều chỉnh một ít.
11
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Khi phụ tải tăng, số vòng quay của tổ máy giảm và quá trình làm việc của
tổ máy sẽ ngược lại với khi phụ tải giảm. Và quá trình điều chỉnh kết thúc, số
vòng quay của tổ máy sẽ nhỏ hơn số vòng quay ban đầu .
Với cơ cấu máy điều tốc như trên, số vòng quay của tổ máy phụ thuộc vào
công suất tuốc bin. Do đó loại này còn có tên gọi là điều chỉnh có sai số.
3.3.4. Sơ đồ nguyên lí của máy điều tốc tác dụng gián tiếp có bộ phận phục hồi
mềm.
Khuyết điểm của máy điều tốc nói trên là có số vòng quay sau khi điều
chỉnh khác số vòng quay ban đầu. Máy điều tốc có bộ phận phục hồi mềm sẽ
tránh được khuyết điểm này, nó sẽ bảo đảm số vòng quay của tổ máy không đổi
sau khi diều chỉnh đã hoàn thành. Đó là do giữa đòn AOB và cần píttông của
xilanh thủy lực không dùng bộ phận phục hồi cứng mà dùng bình hoãn xung làm
bộ phận phục hồi, đó là bộ phận phục hồi mềm.
Bình hoãn xung gồm xilanh chứa đầy dầu 5, lò xo 6, đĩa pittông có lổ rất
nhỏ để dầu có thể từ bên này pittông đi qua phần bên kia với tốc độ rất bé. Cơ cấu
này cho phép đưa đòn AOB từ từ trở về vị trí ban đầu (vị trí tương ứng với số
vòng quay bình thường trước khi điều chỉnh).
12

Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Hình 3.3. Sơ đồ nguyên lí máy điều tốc tác dung gián tiếp có bộ phận phục
hồi mềm.
1- Quả lắc li tâm; 2-Van điều phối; 3- Động cơ thủy lực; 4-Píttông;
5-Xi lanh; 6-Lò xo.
Quá trình điều chỉnh của nó trong trường hợp giảm bớt phụ tải từ khi số
vòng quay của quả lắc li tâm tăng lên cho đến khi điểm O bị bộ phận phục hồi
đẩy lên phía trên để đưa píttông của van điều phối trở về vị trí giữa, hoàn toàn
giống máy điều tốc phục hồi cứng. Ở máy điều tốc có bộ phận phục hồi mềm khi
điểm O bị đẩy lên cùng với bộ phận phục hồi mềm sẽ nén lò xo 6 lại. Sở dĩ như
thế là quá trình xảy ra rất nhanh, nên dầu ở phần dưới không kịp chui qua các lổ
nhỏ để lên phần trên đĩa pittông của bình hoãn xung 4. Do đó, khi pittông của
động cơ tiếp lực dịch về bên trái, pittông 4 cùng xi lanh 5 cũng bị đẩy lên phía
trên nâng điểm O lên để đưa pittông của van điều phối về vị trí ban đầu - vị trí ở
giữa (tức là khi các cửa sổ bị đóng lại). Nhưng sau đó dưới tác dụng của lực lò xo
bị nén, dầu ở phía dưới pittông sẽ theo các lổ nhỏ li ti ở đĩa đi lên phần trên và đĩa
pittông từ từ hạ xuống cho đến khi điểm O và cả đòn AOB trở về vị trí ban đầu.
Vì vậy, sau khi điều chỉnh, số vòng quay của tổ máy sẽ trở về với số vòng quay
ban đầu (bằng số vòng quay định mức). Hệ thống điều chỉnh này còn gọi là hệ
thống điều chỉnh không sai số.
Quá trình làm việc của máy điều tốc này khi phụ tải tăng, tức là số vòng
quay nhỏ hơn trị số ban đầu, xảy ra tương tự như quá trình làm việc khi phụ tải
giảm nhưng theo chiều ngược lại.
3.3.5. Chọn sơ đồ điều chỉnh kép cho tuốc bin gáo.
13
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Tác dụng điều chỉnh kép của tuốc bin gáo cũng giống như ở tuốc bin tâm
trục cột nước cao, nó vừa điều chỉnh số vòng quay và làm giảm áp lực nước va
trong đường ống áp lực khi cắt phụ tải.
Ngyên lý hoạt động:

Khi cắt phụ tải thì số vòng quay của tổ máy tăng lên, làm số vòng quay
của quả lắc li tâm tăng lên và kéo khớp A chuyển lên trên, đòn AOB quay quanh
điểm tựa O sẽ ấn đầu B xuống và đẩy van điều phối di chuyển xuống dưới làm
mở các cửa sổ dưới van làm cho dầu có áp lực đi vào ngăn bên trái của động cơ
thủy lực của cơ cấu cắt dòng, trước hết là động cơ thủy lực 2 của bộ phận cắt
dòng 9 tác động nhanh để cắt một phần hay toàn bộ dòng tia không cho tác động
vào bánh xe công tác, đồng thời khi pittông của động cơ thủy lực này chuyển
dịch về phía đóng sẽ đẩy nêm liên hợp 3 chuyển động sang phải, ròng rọc cùng
đòn 4 đi lên, do đó đẩy kim 5 của van trượt đi xuống để mở các cửa sổ, đưa dầu
có áp lực vào khoang bên trái của động cơ thủy lực 7.
Kết quả là van kim 8 sẽ từ từ đóng lại là nhờ van tiết lưu 6 lắp vào ống dầu
đi vào ngăn bên trái của động cơ tiếp lực 7. Khi tăng phụ tải thì cơ cấu cắt dòng
9 dời xa dòng tia nên nó không có tác dụng điều chỉnh lưu lượng dòng tia .
Khi tăng phụ tải thì số vòng quay của tổ máy giảm, do đó số vòng quay của quả
lắc li tâm giảm.
Quá trình điều chỉnh ngược lại với quá trình trên.
14
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Hình 3.4. Sơ đồ điều chỉnh kép tuốc bin gáo.
1: Quả lắc li tâm
2: Động cơ thủy lực của bộ phận cắt dòng
3: Nêm liên hợp
4: Các tay đòn
5: Kim của van trượt
6: Van tiết lưu
7: Động cơ thủy lực của bộ phận điều chỉnh lưu lượng
8: Van kim của vòi phun
9: Cơ cấu cắt dòng
M: vị trí mở, D: vị trí đóng.

15
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Hình 3.5. Sơ đồ hệ thống truyền động thủy lực điều chỉnh kép tuốc bin gáo.
1- Quả lắc li tâm; 2- Động cơ thủy lực của bộ phận cắt dòng; 3-Nêm liên hợp;
4- Các tay đòn; 5- Kim của van trượt; 6- Động cơ thủy lực của bộ phận điều
chỉnh lưu lượng; 7- Van kim của vòi phun; 8- Cơ cấu cắt dòng; 9-Van phân phối;
10,15,16,17- đồng hồ đo áp suất ; 11-van an toàn;12- Bơm dầu; 13- lọc; 14- Bình
tích năng; 18- Tiết lưu.
16
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
4.Tính toán hệ thống truyền động thủy lực điều chỉnh tuốc bin gáo.
4.1.Tính bơm.
Dựa vào các thông số tính toán của tuốc bin gáo của đồ án tốt nghiệp anh
Trần Quang Lai thì ta có:
Lưu lượng của bơm : Q = 0,55 m
3
/s.
Cột áp của bơm : H = 191 m
Số vòng quay của bơm : n= 600 v/ph
4.1.1.Hiệu suất của bơm làm việc.
Theo tài liệu [ 1] trang 182 ta có : η = η
Q
. η
ck
(4.1)
Trong đó :
η là hiệu suất bơm
η
Q
là hiệu suất lưu lượng η

Q
= 0,95 ÷ 0,96. Chọn η
Q
= 0,95
η
ck
là hiệu suất cơ khí η
ck
= 0,8 ÷ 0,95. Chọn η
ck
= 0,9.
Suy ra: η = η
Q
. η
ck
= 0,95 . 0,9 = 0,855
4.1.2.Các thông số cơ bản của bơm bánh răng.
Giả sử thể tích của mỗi răng là a, số vòng quay của bơm là n, nếu bánh
răng chủ động và bánh răng bị động giống nhau và có số răng là z, thì lưu
lượng lý thuyết trung bình của bơm với số vòng quay n trong một đơn vị thời
gian là:
Q
lt
= 2.z.a.n
Trong đó:
a =
. .
2
t
h b

với t là bước răng t =
.D
Z
π
.
D - là đường kính vòng lăn.
b – chiều dày bánh răng.
h – chiều cao răng: h = 2m.
m – môđun của bánh răng m=
D
Z
17
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo

Hình 4.1: Sơ đồ ăn khớp bánh răng.
Như vậy:
Q
lt
= 2.π.D.m.b.n. (4.2)
Nếu như số răng trong 2 bánh răng không như nhau thì ta lấy số răng của
bánh răng chủ động để tính.
Đối với các rãnh răng có số răng nhỏ (z = 6 ÷ 12) thì thể tích của rãnh răng
lơn hơn thể tích của răng, thay số π bằng hệ số 3,5 trong công thức (4.2) ta có:
Q
lt
= 2π.D.m.b.n (4.3)
Trong thực tế lưu lượng Q thu được ít hơn, vì một phần chất lỏng rò rỉ theo
các khe hở chảy về bọng hút.
Vậy lưu lượng thực tế của bơm là:
Q = η

Q
.Q
lt
= η
Q
.2π.D.m.b.n (4.4)
trong đó η
Q
là hiệu suất lưu lượng, kể tới các tổn thất lưu lượng của bơm.
Từ công thức tính lưu lượng gần đúng của bơm ta có:
Q = η
Q
.7.D.m.b.n = 2π. η
Q
.m
3
.b’.z
2
.n (m
3
/ph) (4.5)
trong đó: Q = 2π. η
Q
.m
3
.b’.z
2
.n
D- đường kính của vòng lăn được xác định theo m và z : D = m.z
b’- chiều rộng tương đối của bánh răng.

b’ =
.
b
m z
; b’ được chọn phụ thuộc vào áp suất p của chất lỏng làm việc như
sau :
theo tài liệu [2] trang 21.
18
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
P(at) P =(10÷24) P =(25÷69) 70≤ P
b’ 1÷0,65 0,7÷0,5 0,4÷0,25
theo tài liệu [2] trang173 ta có số răng của bánh răng của bơm thường gặp
là từ (z = 8 ÷ 12). Chọn số răng z = 10.
Từ biểu thức tính lưu lượng (4.5) ta xác định được môđun của bơm là:
m =
2
3
. . '.n2. .
Q
z
Q
b
π η
(4.6)
Trong đó: Q tính bằng (m
3
/ph) với Q = 0,55 m
3
/s = 33 m
3

/ph.
n tính bằng (v/ph) với n = 600 v/ph.
chọn áp suất dầu làm việc là 32,7 at. Nên chọn b’=0,6.
thế vào công thức (4.6) ta được:
m =
2
3
. . '.n2. .
Q
z
Q
b
π η
=
2
3
33
2.3,14.0,95. .0,6.0 6001
= 0,054.
Các kích thước khác của bánh răng (đối với bánh răng không dịch chỉnh)
được xác định theo m và z như sau:
-Chiều rộng bánh răng:b =b’.m.z = 0,6.54.10 = 324 mm = 32,4 cm.
-Đường kính vòng lăn: D = m.z = 54.10 = 540 mm = 54cm.
-chiều cao răng: h=2m = 2.54 = 108 mm
-Đường kính vòng tròn đỉnh:D
2
= D + h = D + 2m = m.(z+2) = 50.(10+2)
= 648 mm.
-Đường kính vòng cơ sở : D
0

= m.z.
cos
α
0
,
α
0
là góc ăn khớp thông thường
α
0
= 20
0
do vậy D
0
= 54.10.cos20
0
= 507,4 mm
-Khoảng cách giữa tâm 2 bánh răng : L = m.z = 54.10 = 540 mm.
Sau khi tính toán môđun và các kích thước ta tiến hành kiểm nghiệm lại so
với lưu lượng thực tế tính toán hay không. Thay các thông số tính toán trên vào
công thức tính:
Q
lt
= η
Q
.2π.D.m.b.n = 0,95.2.3,14.0,54.0,054.0,324.600 = 33,08 m
3
/ph.
Từ đó ta thấy được trong quá trình làm việc thì một phần chất lỏng rò rỉ theo
các khe hở chảy về bọng hút thì lưu lượng thực tế lơn hơn lưu lượng thu được.

-Đường kính ống hút và ống đẩy được xác định qua lưu lượng chất lỏng qua bơm
và vận tốc cho phép của dòng chất lỏng trong đường ống.
Từ công thức tính lưu lượng: Q =
2
.
4
d
v
π
(4.7)
19
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Ta có d
h
=
4
.
Q
v
π
(m) (4.8)
Q -là lưu lượng tính bằng m
3
/s: Q = 0,55 m
3
/s.
v là vận tốc dòng chảy tính bằng m/s.
-Đối với ống hút: v
h
≤ (1,5 ÷2) m/s.Chọn v

h
= 2 m/s.
-Đối với ống đẩy:v
d
≤ (3 ÷5) m/s.Chọn v
d
= 4 m/s.
Từ công thức (4.8) ta có:
+ Đường ống hút :
d
h
=
4.0,55
.2
π
= 0,591 m = 591 mm.
+Đường ống đẩy:
d
d
=
4.0,55
.4
π
= 0,418 m = 418 mm.
4.1.3.Tính công suất động cơ dẫn động trục bơm.
Từ [5] ta có công suất thủy lực của bơm:
N
tl
= 1030,54 kW
suy ra công suất của động cơ dẫn động trục bơm:

N
dc
=

.
tl
Q ck
N
η η
=
0,95. 0,9
1030,54
1205,3=
kW (4.9)
4.1.4.Tính hệ số dao động lưu lượng bơm.
Hệ số dao động gần đúng của bơm bánh răng có thể tính theo công thức
gần đúng như sau:
δ =
2
cos
1,25.
Z
α
. (4.10)
trong đó:
δ- là hệ số giao động lưu lượng của bơm.
α-là góc ăn khớp của cặp bánh răng,đối với cặp bánh răng tiêu chuẩn thì
α = 20
0
.

Z-số răng của bơm bánh răng, Z = 10 răng.
Từ đó ta thấy được rằng δ phụ thuộc vào số răng của bơm.
Thay các số liệu vào biểu thức :
δ =
2
cos
1,25.
Z
α
=
2
cos 20
1,25.
10
= 0,11
Theo tài liệu 2 trang 31. Hệ số dao động của bơm δ = (0,08 ÷ 0,25). Nên
với hệ số dao động tính toán δ = 0,11 của bơm phù hợp với khoảng hệ số giao
20
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
động cho phép của bơm bánh răng. Và bơm có hệ số giao động nhỏ nên bơm làm
việc êm dịu và ổn định.
4.1.5.Tính kiểm tra trục của bánh răng truyền động.
Ta có mô men xoắn trên trục bơm biến đổi từ (13,7÷ 73,5) N.m. Mô men
xoắn trên trục thay đổi theo chiều dài ăn khớp của cặp bánh răng.
Để tính bền sơ bộ trục ta xét trường hợp mô men xoắn trên trục M
x
max
Chọn M
x
= 73,5 N.m.

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm (tiết diện cắt ngang bánh răng). Có
thể lấy [t]
x
= (10 ÷ 13) N/mm
2
.
Theo sức bền vật liệu, để đảm bảo độ bền trục thì đường kính trục được xác
định là:

[ ]
3
0,2
x
x
M
t
d≤
(4.11)
Giả sư ứng suất xoắn cho phép tại tiết diện nguy hiểm của trục là:
[t]
x
= 10 N/mm
2
.
Suy ra:
3
73500
33,2
0,2.10
d ≥ =

mm
Vậy với đường kính trục ≥ 33,2 mm thì trục bơm đảm bảo đủ bền. Đường
kính trục phải nhỏ hơn đường kính vòng tròn cơ sở D
0
và đảm bảo bề dày hợp lý
của bánh răng.
4.1.6.Bản vẽ kết cấu bơm bánh răng.
21
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
1
2
5 6
4
8
7
300
R300
R200
R100
3
500
418
591
Hình4.2. Bản vẽ kết cấu bơm bánh răng ăn khớp ngoài.
1-Trục bánh răng chủ động; 2- Ổ lăn; 3- Then bán nguyệt; 4-Trục bánh răng bị
động; 5- Bánh răng chủ động; 6-Van an toàn; 7-Bánh răng bị động; 8-Vỏ bơm
* Mặt cắt bánh răng của bơm.
A
A - A
Ø

540
Ø648
Ø432
324
∇7
∇8
∇8
A
Hình 4.3.mặt cắt bánh răng bơm công tác.
4.2.Tính xilanh lực.
22
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
* Tính xilanh thủy lực điều chỉnh lưu lượng cơ cấu kim phun vòi, phun.
Sơ đồ tính toán như hình dưới đây: (hình 4.4)
-Trường hợp cắt toàn bộ tia nước.

Hình 4.4. Sơ đồ tính toán kim phun khi cắt toàn bộ tia nước.
Lực do động cơ thủy lực của kim phun tạo ra phải thắng được lực lò xo
trên cần điều khiển van kim cộng với lực của nước tác dụng lên van kim.
Chia van kim ra làm 2 phần: phần đầu ABCD ta xem như hình nón cụt và phần
mũi kim phun OCD ta xem như hình nón.
Lực của nước tác dụng lên phần đầu ABCD: F
n1
F
n1
= S
ABCD
.p
n
(4.12)

Trong đó:
S
ABCD
: diện tích xung quanh phần đầu. Vì ta xem ABCD như hình nón cụt
cho nên diện tích xung quanh hình nón cụt được tính theo công thức:
S
ABCD
= π.(R
1
+ R
2
).l.
Trong đó:
- R
1
: là bán kính đáy nhỏ,R
1
=
2
AB
(m)
- R
2
: là bán kính đáy lớn, R
2
=
2
CD
(m)
- l : là đường sinh,l = 140mm = 0,14 m.

Suy ra:
23
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
S
ABCD
=
14,0).
2
128,0055,0
.(14,3).
2
.(
+
=
+
l
CDAB
π
(4.13)
= 0,04 m
2
p
n
: áp suất của nước tác dụng lên phần đầu, p
n
= 191mH
2
O = 1873,71 kN/m
2
cách thức ta quy đổi cột áp nước thành áp suất tác dụng như sau: Theo hệ thập

phân thì cứ 1mH
2
O = 9806,4 pa, mà 1pa = 1N/m
2
.
Từ đó ta suy ra được: 191mH
2
O = 191.9806,4 = 1873710,4 N/m
2

=1873,71 kN/m
2
⇒
F
n1
= 0,04. 1873,71 = 74,95 kN
Lực của nước tác dụng lên phần mũi kim OCD: F
n2
F
n2
= S
OCD
.p
n
(4.14)
Trong đó:
S
OCD
: diện tích xung quanh phần mũi kim. vì ta coi OCD là hình nón nên
diện tích xung quanh của hình nón được tính:

S
OCD
= π.R.l
1
Tròn đó:
-R: là bán kính đáy.R=
2
CD
(m)
- l
1
: là đường sinh của hình nón, l
1
= 180mm = 0,18 m.
Suy ra:

S
OCD
=
036,018,0.
2
128,0
.14,3.
2
.
1
==l
CD
π
m

2
.

(4.15)
⇒
F
n2
= 0,036. 1873,71 = 67,78 kN
Lực do lò xo lắp trên cần điều khiển kim phun: F
lx
F
lx
= C.
L∆
(4.16)
Trong đó:
C: độ cứng của lò xo, C = 200 kN/m
L∆
: hành trình nén của lò xo
Để cắt toàn bộ tia nước, thì lò xo bị nén một đoạn bằng độ dịch chuyển lớn nhất
của van kim. Từ đó suy ra:
F
lx
= C.
L∆
= 200.0,084 = 16,8 kN
24
Tính toán và thiết kế hệ thống truyền động thủy lực cho tuốc bin gáo
Vậy lực do xilanh lực tạo ra là:
F

xl
= F
lx
+ F
n1
–F
n2
(4.17)
= 16,8 + 74,95 -67,78
= 23,97 kN
Mà: F
xl
= p.
4
.
2
xl
D
π
Trong đó: p- áp suất dầu do bơm cấp. p = (20
÷
40) at. Chọn p = 30 at
Hay p = 30.9,81.10
4
= 2943 kN/m
2
D
xl
: đường kính pittông xilanh thủy lực của van kim.
⇒

D
xl
=
p
F
xl
.
.4
π
=
1,0
2943.14,3
97,23.4
=
m = 100 mm. (4.18)
Theo tài liệu 1 trang 426. Trong kỹ thuật chế tạo máy, kích thước đường kính
pittông D
xl
và kích thước đường kính cần d
c
thường được chọn theo quy chuẩn.
Có thể chọn hợp lý tỉ số
c
xl
d
D.
theo áp suất làm việc như sau:
P(at) P ≤ 15 15 < P < 50 50 ≤ P
d
c

/ D
xl

0,3 ÷ 0,35 0,5 0,7
Với áp suất làm việc là 30 at thì ta chọn tỉ số
c
xl
d
D.
= 0,5.
suy ra:d
c
= D
xl
.0,5 = 100. 0,5 = 50 mm.
Dung tích làm việc của xilanh:
V
xl
=
4
.
2
xl
D
π
.S (m
3
) (4.19)
Trong đó : S là hành trình của pittông .
Theo công thức thực nghiệm thì hành trình dịch chuyển của pittông :

S = (1,4 ÷ 1,8). a
0
. Với a
0
là độ mở lớn nhất của vòi phun.

25