bai giang ket cau khung gam o to

kết cấu khung gầm ô tô×kết cấu khung xe ô tô×bài giảng kết cấu và tính toán ô tô×bài giảng khung gầm ô tô×bài giảng kết cấu ô tô× Từ khóa bài giảng kết cấu khungbài giảng kết cấu tính toán ô tôbài giảng kết cấu ô tôbài giảng kết cấu bê tông cốt thépbài giảng kết cấu bê tông cốt thép Mô tả

Chương 1 ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN

(Tổng thời gian: 06 tiết LT)

I Động học, động lực học của cơ cấu KT- TT giao tõm

1 Động học của cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền

1.1 Quy luật chuyển động của pớt tụng (chuyển vị của pớt tụng)

Theo hỡnh 1.1, giả sử quãng đờng dịch chuyển đợc của piston tính từ ĐCT

là x:

x = AB’ = OA - (OD + DB’) = (l + R) - (R.cosα + l.cos)

Trong đú:

l - Chiều dài thanh truyền tớnh từ tõm đầu nhỏ đến tõm đầu to.

R - Chiều dài tay quay (bỏn kớnh quay của trục khuỷu)

α - Gúc quay được của trục khuỷu tớnh từ

ĐCT ứng với x

 - Gúc lệch giữa đường tõm TT và

đường tõm xi lanh ứng với 

Gọi  R l là tham số kết cấu , thụng

thường λ = 0,25 – 0,29

x được viết lại:

R l

1 sin

8

1 sin 2

1 1 ) sin 1

Bỏ qua cỏc hạng số lũy thừa bậc 4 trở lờn rồi thay trị số gần đỳng của cos

 và phương trỡnh (1-1), sau khi rỳt gọn ta được cụng thức gần đỳng sau:

R

Hoặc x ≈ R.A, trong đú: ( 1 cos 2 )

4 ) cos 1



A

Trị số A được tớnh theo λ và α trong bảng 1.1 sau:

Bảng 1.1 Bảng phạm vi thụng số kết cấu của cỏc loại động cơ:

Hỡnh1 1: Sơ đồ cơ cấu khuỷu trục thanh truyền giao tõm

Trong đó: mj – Khối lượng của các chi tiết chuyển động tịnh tiến

Pjmax – Lực quán tính chuyển động tịnh tiến cực đại

Vtb– Vận tốc trung bình của pít tôngS/D – tỷ số hành trình của pitston và đường kính xi lanh

1.2 Vận tốc của pít tông

- Vận tốc tức thời (vt)

Lấy đạo hàm bậc nhất biểu thức quãng đường (x) của pít tông theo thời gian (t):

B R R

d

dx x

1.3 Gia tốc của pít tông

Gia tốc của pít tông được dùng để xác định lực quán tính của các chi tiếtchuyển động tịnh tiến trong cơ cấu khuỷu trục thanh truyền

Lấy đạo hàm của vận tốc tức thời theo thời gian công thức (1-3) ta có:

R d

dv x

Chiều của gia tốc J được quy định như sau:

- Chiều hướng tâm O là chiều dương

- Chiều xa tâm O là chiều âm

2.

Động lực học của cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền

2.1 Khối lượng các chi tiết chuyển động

a) Khối lượng các chi tiết chuyển động tịnh tiến

- Khối lượng của nhóm pít tông

Khối lượng của nhóm pít tông (mnp), tham gia chuyển động tịnh tiến, baogồm khối lượng của các chi tiết: Pít tông (mpt), xéc măng (mxm), chốt pít tông vàcác chi tiết hãm chốt (mcp) (Kg)

cp xm pt

np m m m

- Khối lượng của nhóm thanh truyền

Nhóm thanh truyền bao gồm: Thanh truyền, bu lông thanh truyền, bạc đầu

to và đầu nhỏ thanh truyền Trong quá trình làm việc, đầu nhỏ thanh truyềnchuyển động tịnh tiến, đầu to chuyển động quay, thân chuyển động song phẳng

Vì vậy người ta thường chia khối lượng thanh truyền thành 2 phần:

Khối lượng quy về đầu nhỏ tham gia chuyển động tịnh tiến (m1)

Khối lượng quy về đầu to tham gia chuyển động quay (m2)

=> mtt = m1 + m2 (kg) (1-7)Thông thường: m1 = (0,275 - 0,350) mtt

m2 = (0,650 - 0,725) mtt

Hỡnh 1.2 Sơ đồ phõn bố khối lượng của thanh truyền b) Khối lượng cỏc chi tiết chuyển động quay (KL nhúm trục khuỷu (m K)):Khối lượng trục khuỷu tham gia chuyển động quay, bao gồm: Khối lượng

cổ trục, khối lượng cổ khuỷu và mỏ khuỷu Cụ thể trờn sơ đồ phõn bố cỏc khốilượng của trục khuỷu (hỡnh 1.3) cú:

m ck - khối lượng của cổ khuỷu (phần gạch dọc) chuyển động quay với bỏn kớnh R

m m - khối lượng phần chuyển động quay với bỏn kớnh  (phần gạch chộo)

Nếu quy dẫn m m về tõm chốt trục khuỷu bằng khối lượng m mr thỡ:

R m

Do ú kh i lđú khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ượng chuyển động quay của trục khủy là: ng chuy n ển động quay của trục khủy là: đú khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ộng quay của trục khủy là: ng quay c a tr c kh y l : ủa trục khủy là: ục khủy là: ủa trục khủy là: à:

mr ch

- Khối lợng của các chi tiết tham gia chuyển động quay của thanh truyền:

2

m m

Hình 1.3 Sơ đồ phân bố khối lượng của trục khuỷu

Bảng 1.2 Bảng khối lượng nhón Piston - trục khuỷu - thanh truyền

trên một đơn vị diện tích đỉnh piston của động cơ

KẾT LUẬN

- Xây dựng được công thức chuyển vị của piston và vẽ sơ đồ cơ cấu KTTTgiao tâm

- Xác định được khối lượng các chi tiết chuyển động của thanh truyền

CÂU H I, BÀI T PỎI, BÀI TẬP ẬP

Thượng tá, KS Chu Anh Dũng Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

Chương 1 ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN

(Tiếp theo)

2.2 Lực và mômen tác dụng lên cơ cấu KT - TT

a) Lực quán tính

- Lực quán tính của các chi tiết tham gia chuyển động tịnh tiến (PJ)

Hình 2.5 Biểu đồ xác định dấu của lực quán P J tính theo góc quay 

a lực quán tính cấp 1 (PJ1); b lực quán tính cấp 2 (PJ2)

Lực quán tính chuyển động tịnh tiến được xác định như sau:

J m

Dấu của PJ1 và PJ2 được xác định theo  như biểu đồ (Hình 2.5)

- Lực quán tính chuyển động quay (PK)

Lực này tác dụng vào cổ khuỷu, có phương trùng với phương đường tâm

má khuỷu, có chiều hướng ra ngoài tâm quay (lực ly tâm), có trị số:

Lực khí thể do khí cháy sinh ra tác dụng lên đỉnh pít tông Từ kết quả tính

toán trên đồ thị công P - V rồi triển khai theo hệ trục toạ độ P - , biết giá trị áp

suất tuyệt đối tác dụng lên đỉnh pít tông theo góc quay  của trục khuỷu

Khi tính áp lực tác dụng lên đỉnh pít tông (lực khí thể) phải dùng áp suất dư (p d):

P KT  d  (MN), vớiD - Đường kính pít tông

c) Hợp lực và mômen tác dụng cơ cấu KT - TT

Cơ cấu khuỷu trục thanh truyền gồm 2 loại: giao tõm (tâm pitston và tâmtrục khủy nằm trên cùng đường thẳng) và lệc tõm Trên động cơ ô tô thườngdùng cấu khuỷu trục thanh truyền giao tõm Ta xột lực và mụ men tỏc dụng lờnloại này (Hỡnh 2.6)

- Các lực tác dụng lên cơ cấu khuỷu trục thanh truyền

P1   (MN)

Tại chốt pít tông (C), lực P1 phân

tích thành 2 lực thành phần: Lực ngang

(N) có phương vuông góc với mặt

phẳng chứa đường tâm chốt và đường

tâm xi lanh Lực thanh truyền (PTT) có

phương trùng với đường tâm thanh

truyền

TT

P N

Về trị số:



tg P

N  1. và cosP1

P TT 

Rời lực PTT theo phương tác dụng

về tâm cổ khuỷu:

Tại tâm cổ khuỷu phân tích lực PTT thành hai thành phần:

Lực tiếp tuyến (T) có phương vuông góc với bán kính quay và nằm trongmặt phẳng vuông góc với đường tâm trục khuỷu

Lực pháp tuyến (Z) có phương trùng với đường tâm má khuỷu

Z T

P TT  

Hình 2.6 Các lực và mô men tác dụng lên cơ cấu khuỷu trục thanh truyền

+ Lực quán tính chuyển động quay (PK)

Tác dụng vào cổ khuỷu theo chiều hướng kính và hướng khỏi tâm quay, vềtrị số: P K m r.R 2

- Các mô men do các lực sinh ra tác dụng lên cơ cấu

Lực ngang (N) gây ra mô men lật động cơ (ML), về trị số:

A N

M L  (Nm)

Trong đó: A - Khoảng cách từ lực N đến tâm quay.

Chiều của ML luôn ngược với chiều quay của trục khuỷu và có xu hướnglật động cơ theo chiều ngược với chiều quay

Lực tiếp tuyến T gây ra mô men quay (Mq) làm quay trục khuỷu của động

cơ, về trị số:

M q T.R (Nm)

Với: R - Bán kính quay.

Mq ngược chiều với mô men lật và luôn có quan hệ: Mq= - ML

- Tác dụng của các lực và mô men trong cơ cấu khuỷu trục thanh truyền.Trong tất cả các lực và mô men đã xét, chỉ có mô men quay (Mq) là sinh racông làm quay trục khuỷu của động cơ Khi động cơ làm việc mô men quayluôn được cân bằng bởi hệ thức:



o C

Jo- Mô men quán tính của hệ trục khuỷu - bánh đà

 - Gia tốc góc của trục khuỷu

Lực ngang N vừa gây ra mô men lật làm mất cân bằng động cơ, vừa làmtăng lực ma sát giữa pít tông xi lanh, nên làm tăng mài mòn theo phương tácdụng của lực Các lực còn lại đều làm tăng tải trọng, tăng mài mòn các ổ trục vàlàm mất cân bằng động cơ

Tham khảo: Động lực học khuỷu trục thanh truyền lệch tâm

Chương 1 ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN

(Tiếp theo)

II Cân bằng động cơ

1 Khái niệm chung về cân bằng động cơ

Hình 2.7 sơ đồ cơ cấu khuỷu trục thanh truyền lệch tâm

Khi động cơ làm việc ở trạng thái ổn định, nếu lực và mô men tác dụng lên

bệ đỡ động cơ không thay đổi về trị số và chiều tác dụng, thì động cơ được coi

là cân bằng

Nếu động cơ làm việc ở trạng thái không cân bằng sẽ làm lỏng các mốighép Một số chi tiết bị quá tải, tăng mài mòn các chi tiết và gây ra nhiều hiệntượng xấu khác cho động cơ

Muốn động cơ được cân bằng phải đảm bảo sao cho: Hợp lực của các lựcquán tính chuyển động thẳng, hợp lực của các lực quán tính chuyển động quayđều bằng không Mô men do các lực sinh ra trên mặt phẳng chứa đường tâm trụckhuỷu bằng không Mô men quay của động cơ ổn định

Do v y, i u ki n c n v ậy, điều kiện cần và đủ để động cơ được cân bằng là: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ều kiện cần và đủ để động cơ được cân bằng là: ện cần và đủ để động cơ được cân bằng là: ần và đủ để động cơ được cân bằng là: à: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ủa trục khủy là: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ển động quay của trục khủy là: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ộng quay của trục khủy là: ng c ơ được cân bằng là: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ượng chuyển động quay của trục khủy là: c cân b ng l : ằng là: à:

Trong đó:

MJ1; MJ2; MK - Các mô men do các lực quán tính PJ1; PJ2; PK gây ra;

a khoảng cách giữa hai đường tâm xi lanh

Ở động cơ nhiều xi lanh, để cân bằng động cơ, ngoài việc đảm bảo tínhnăng cân bằng động tốt cho các chi tiết chuyển động quay Người ta còn lợidụng các lực và các mô men ngược chiều nhau sinh ra ở các xi lanh khác nhau

để triệt tiêu lẫn nhau Do đó ở cùng một động cơ khi thiết kế, chế tạo cũng nhưtrong lắp ráp, vận hành phải đảm bảo các yêu cầu sau:

- Trọng lượng các nhóm pít tông bằng nhau

- Trọng lượng và trọng tâm các thanh truyền phải giống nhau

- Dung tích làm việc của các xi lanh bằng nhau (trừ trường hợp đặc biệt)

Cơ cấu phân phối khí của từng xi lanh được điều chỉnh giống nhau

- Góc đánh lửa sớm hoặc góc phun sớm của các xi lanh như nhau

- Thành phần hỗn hợp hoặc lượng cung cấp nhiên liệu ở các xi lanh giống nhau

2 Cân bằng động cơ một xi lanh

Trong động cơ một xi lanh có các lực và mômen sau đây chưa được cân

Việc cân bằng động cơ một xi lanh chủ yếu là dùng các biện pháp về kết

cấu để đạt tới điều kiện theo hệ phương trình (2.8)

- Cân bằng lực quán tính chuyển động thẳng

+ Phương pháp dùng một đối trọng (Hình 2.7)

Trên phương kéo dài của má

khuỷu, đặt một đối trọng có khối

lượng là mđ = m Với bán kính quay

bằng R khi trục khuỷu quay với vận

tốc góc , khối lượng mđ sinh ra lực

ly tâm Pđ:

2

.R

P       nên nó đã triệt tiêu

PJ1 nhưng lại làm xuất hiện trên phương nằm ngang lực Pđ2 Lực này khác PJ1 cả

về trị số và chiều tác dụng tại điểm đang xét, nhưng trị số cực đại và chiều của

nó lại bằng PJ1 Như vậy nếu chỉ dùng một đối trọng thì không thể cân bằng

được lực quán tính chuyển động thẳng, mà chỉ có thể chuyển chiều tác dụng của

lực quán tính chuyển động thẳng cấp 1 từ phương thẳng đứng sang phương nằm

ngang

+ Phương pháp cân bằng hoàn toàn bằng hệ đối trọng (cơ cấu

Lăngsetchere)

Hỡnh 2.7 Sơ đồ dùng một đối trọng để chuyển chiều tác dụng của lực quán tính

Hình 2.8 Cơ cấu “Lăngsetchere” để cân bằng hoàn toàn lực quán tính chuyển động thẳng cấp 1 và cấp 2

1 Bánh răng trục khuỷu; 2 Bánh răng trung gian; 3,4 Hệ trục và bánh răng cân bằng lực quán tính cấp 1; 5, 6 Hệ trục và bánh răng cân bằng lực quán tính cấp 2; m3,m4 Các đối trọng cân bằng lực quán tính cấp 1; m5,m6 Các đối trọng cân bằng lực

quán tính cấp 2.

Muốn cân bằng PJ1, trên động cơ người ta gắn một hệ thống trục phụ (3) và(4) quay ngược chiều nhau đều có vận tốc góc là , được dẫn động từ bánh răngtrục khuỷu (1) qua bánh răng trung gian (2) Trên trục (3) và (4) gắn các đốitrọng có khối lượng m d m2 và có bán kính quay là R, vị trí các đối trọng so vớigóc quay () của trục khuỷu

Khi quay với vận tốc góc , các khối lượng mđ sinh ra các lực ly tâm: Pđ3

và Pđ4 Phân tích các lực này ra 2 thành phần: Trên phương nằm ngang Px3, Px4

triệt tiêu nhau Hợp lực của các lực Py3 và Py4trên phương thẳng đứng:



2 4

m5 = m6 = mđ2,, bán kính quay là r, nếu thoả mãn điều kiện: 2mđ2r = mR,Khi đó PJ2 xẽ được cân bằng hoàn toàn

Việc bố trí các đối trọng để cân bằng hoàn toàn các lực quán tính chuyểnđộng tịnh tiến làm cho động cơ có cấu tạo cồng kềnh, phức tạp nên ít dùng Nếu

có, cũng chỉ cân bằng PJ1 vì nó có trị số lớn hơn PJ2

Khi bố trí các đối trọng, để giảm kích thước động cơ, người ta có thể giảmbán kính quay của đối trọng Lúc đó phải tăng khối lượng đối trọng lên tươngứng để giữ cho trị số lực ly tâm không đổi

- Cân bằng lực quán tính chuyển động quay (PK)

Lực quán tính chuyển động quay có thể cân bằng hoàn toàn bằng đối trọng(hình 2.9)

Hình 2.9 Sơ đồ cân bằng lực quán tính chuyển động quay

Trên phương kéo dài của má khuỷu, đối diện với khối lượng chuyển độngquay mr, đặt một khối lượng mđ = mr cách tâm quay là R Khi trục khuỷu quay,đối trọng sinh ra lực ly tâm:

2

.R

m

P dK  r (N)

PđK có trị số bằng PK nhưng ngược chiều

nên nó triệt tiêu PK

Để kích thước của động cơ gọn, người ta

thường đặt đối trọng có bán kính quay r < R

Khi đó khối lượng của đối trọng:

r

R m

m dr  r. (Kg)

- Cân bằng mô men lật

Động cơ đốt trong không cân bằng được

mô men lật Tuy vậy có biện pháp làm giảm

giá trị cực đại của mô men lật bằng cách sử

dụng cơ cấu khuỷu trục thanh truyền lệch tâm

(Hình 2.10)

Khi có khoảng lệch tâm e sẽ làm giảm góc

 ( <  / ) Lực N giảm, giảm mô men lật Tuy

vậy trong thực tế, để giảm va đập khi pít tông qua điểm chết, người ta lại làm vị

Hình 2.10 Cơ cấu khuỷu trục thanh truyền lệch tâm

trí chốt pit tông lệch về bên trái, khi đó giá trị cực đại của mô men lật lại tănglên

3 Cân bằng động cơ hai xi lanh

Động cơ có từ hai xi lanh trở lên gọi là động cơ nhiều xi lanh Trục khuỷucủa động cơ nhiều xi lanh thường có nhiều khuỷu trục

Góc nhỏ nhất của nhị diện hợp bởi các mặt phẳng chứa đường tâm trụckhuỷu và đường tâm cổ khuỷu gọi là góc lệch khuỷu (L)

Góc lệch giữa hai khuỷu trục của hai xi lanh làm việc kế tiếp nhau gọi làgóc công tác (K): K i

Các động cơ có số xi lanh chẵn tính cân bằng tốt hơn so với động cơ có số

xi lanh lẻ Vì vậy, hiện nay các động cơ thường có số xi lanh chẵn Sau đây xétcân bằng của một số động cơ:

- Cân bằng động cơ hai xi lanh

Động cơ hai xi lanh bốn kỳ có góc công tác K = 3600

Để cân bằng lực quán tính tốt hơn, có thể bố trí góc công tác K = 1800,nhưng khi đó mô men quay sẽ không đều

- Loại có K = 3600

Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.11)

Động cơ này cũng có các lực và mô men chưa được cân bằng giống nhưcủa động cơ một xi lanh, các lực quán tính lớn gấp 2 lần của 1 xi lanh, cách cânbằng nó cũng giống như động cơ một xi lanh đã xét

Hình 2.11 Sơ đồ các lực quán tính của động cơ hai xi lanh có góc công tác 360 0

- Loại có K = 1800

Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.12), kiểu bố trí trục khuỷu nàykhông tuân theo quy luật góc công tác nhưng nó làm triệt tiêu PJ1 Tuy vậy giá trị lực PJ2

lại tăng gấp 2 một xi lanh và sinh ra các mô men của lực quán tính PJ1, PK (M J1  0 ;

M K 0) Với mô men MK có thể cân bằng được bằng đối trọng

Hình 2.12 Sơ đồ các lực quán tính động cơ hai xi lanh có góc công tác:  ct = 180 0

4 Cân bằng động cơ bốn xi lanh

Động cơ bốn xi lanh bốn kỳ có góc lệch khuỷu L = 1800; góc công tác K =

1800 Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.13) Thứ tự làm việccủa động cơ này là: 1- 2 - 4 - 3 hoặc 1 - 3 - 4 – 2

Động cơ này có các lực: PJ1; PK và các mô men MJ1; MJ2; MK đã tự cânbằng Chỉ còn lực PJ2 chưa được cân bằng Hợp lực của lực quán tính chuyểnđộng thẳng cấp 2 (PJ2) lớn gấp 4 lần PJ2 của một xi lanh

Hình 2.13 Sơ đồ các lực quán tính của động cơ bốn xi lanh, một hàng thẳng.

5 Cân bằng động cơ 6 xi lanh

Động cơ sáu xi lanh bốn kỳ có góc lệch khuỷu L = 1200; và góc công tác K =

1200 Thứ tự làm việc của động cơ này là: 1- 5 - 3 - 6 - 2 - 4 hoặc 6 - 2 - 4 - 1 - 5- 3.Với động cơ 4 kỳ 6 xi lanh, có thể bố trí để cân bằng được tất cả các lựcquán tính và các mô men do lực quán tính gây ra Tuy nhiên, các mô men lạilàm cho các cổ trục phải chịu lực uốn lớn Nhất là cổ trục giữa Vì vậy để giảmtải cho cổ trục, ở động cơ cao tốc vẫn bố trí đối trọng

Hình 2.13 Sơ đồ của động cơ 4 kỳ, 6 xi lanh có thứ tự làm việc 1-5-3-6-2-4

và góc lệch công tác  ct = 120 0

Chương 2 TÍNH TOÁN NHÓM PÍT TÔNG

(Tổng thời gian: 04 tiết LT)

Bảng 2.1 Một số thông số dùng tính toán cho các loại động cơ

Thụng số Động cơ tĩnh tại và tàu thủy Động cơ ụ tụ và mỏy kộo Động cơ cao tốc

1.2 Điều kiện tải trọng

trong quỏ trỡnh làm việc, piston chịu cỏc lực: Lực khớ thể Pkt, lực quỏn tớnhthể và lực ngang N, đồng thời chịu tải trong nhiệt khụng đều Khi tớnh toỏnnghiệm bền thường tớnh điều kiện tải trọng lớn nhất

2 Tớnh nghiệm bền

2.1 Tớnh bền đỉnh pớt tụng

a) Cụng thức Back

Cụng thức Back được xõy dựng trờn những giả thuyết sau:

- Xem đỉnh pớt tụng như một đĩa trũn cú chiều dày đồng đều  đặt trờn gối tựahỡnh trụ rỗng Coi ỏp suất khớ thể PZ phõn b ối lượng chuyển động quay của trục khủy là: đú khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ều kiện cần và đủ để động cơ được cõn bằng là: u trờn đú khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ỉnh như sơ đồ (Hỡnhnh nh s ư ơ được cõn bằng là: đú khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ồ (Hỡnh (Hỡnh2.2)

Hỡnh 2.2 Sơ đồ tớnh đỉnh pớt tụng theo phương phỏp Back

- Lực khớ thể PZ = pZ.Fp và phản lực của nú gõy uốn đỉnh pớt tụng Xột ứngsuất uốn tại tiết diện x-x Lực khớ thể tỏc dụng trờn nửa đỉnh pớt tụng cú trị số:

- Phản lực phân bố trên nửa đường tròn đường kính D1 cũng có trị số bằng PZ/2tác dụng trên trọng tâm của nửa đường tròn cách trục x-x một đoạn là y2:



1 2

2

1 1

2

D D

p y y

u

Ứng suất cho phép được cho như sau:

- Đối với pít tông hợp kim nhẹ:

b) Công thức Orơlin (Giới thiệu cho SV tham khảo)

Công thức Orơlin giả thiết đỉnh là một đĩa tròng bị ngàm cứng trong gối tựa hình trụ (đầu piston) như sơ đồ hình 2.3 Giả thiết này khá chính xác với loại đỉnh mỏng có chiều dày  ≤0,02D.

Hình 2.3 Sơ đồ tính toán đỉnh pít tông theo phương pháp Orơlin

Khi chịu áp suất pz phân bố đều trên đỉnh, ứng suất của một phân tố ở vùngngàm được tính theo công thức au:

r – Khoảng cách từ tâm đỉnh piston đên tâm ngàm.

Ứng suất cho phép với vật liệu gang và nhôm    60MN/m2

I I I I

I k

F

J m F

I

Z n

F

D F

Ứng suất cho phép: đối với gang n 40 MN/m2

đối với nhômn 25 MN/m2

Bài tập 2.1

Cho động cơ MADA323 có các thông số kỹ thuật:

Đường kính xilanh D=83,6mm; hành trình piston S = 78mm; số xlanh i =4;Công suất Ne =87Hp; Tỷ số nén  =9,2; Số vòng quay n =6000 vòng / phút; Suấttiêu hao nhiên liệu ge =16 g/ml.h; Xupap nạp mở sớm 1=300; Xupap nạp đóngmuộn 2=45o; Xupap thải mở sớm 3 = 50O; Xupap thải đóng muộn 4= 32o ;Góc đánh lửa sớm s =16 o; áp suất cuối hành trình nạp pa =0,093 Mpa;áp suấtkhí sót pr =0,12 Mpa; p suất cuối hành trình nén pc=1,8 Mpa; áp suất cuối hànhtrình cháy pz =7,6 Mpa áp suất cuối hành trình giãn nở Pb=0,5 Mpa; Khối lượngnhóm piston Mnp=0,65 Kg; Khối lượng nhóm thanh truyền Mtt=0,74 kg

1 Tính bền đỉnh piston bằng phương pháp Back?

2 Tính bền đầu pít tông?

Ngày tháng năm 2015

NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

Chương 2 TÍNH TOÁN NHÓM PÍT TÔNG

(Tiếp theo)

2.3 Tính bền thân piston

- Thân piston chủ yếu là chọn chiều cao của thân để áp suất của piston néntrên xilanh không quá lớn, tạo điều kiện thuận lợi cho bôi trơn và giảm mài mòn.Công thức kiểm nghiệm:

th th

l D

N K

.

max

 MN/m2 Trong đó:

Nmax – lực ngang lớn nhất, có thể xác định Nmax theo công thức kinhnghiệm sau: Đối với đ/c Diesel thì Nmax = (0,8 – 1,30)Pzmax.Fp (MN)

Đối với đ/c xăng: thì Nmax = 0,32λ [(16,25 –  )Pzmax – 16] D2 (MN)

D – đường kính xilanh tính theo (m)

lth - chiều dài tiếp xúcTrong đó:

Pzmax – áp suất cực đại tính theo (MN/m2)

Fp – diện tích đỉnh piston tính theo (m2)Trị số cho phép của [Kth] :

Đối với tàu thủy [Kth] = 0,15 -0,35 (MN/m2)Đối với ô tô, máy kéo [Kth] = 0,3 -0,5 (MN/m2)Đối với ô tô cao tốc: [Kth] = 0,6 - 1,5 (MN/m2)

- Khe hở lắp ghép của pít tông: tùy thuộc vật liệu chế tạo pít tông, xi lanh

và trạng thái nhiệt của pít tông mà khe hở lắp ghép khác nhau

a) Tính ứng uất uốn

Ta coi hốt piston như 1 dầm đặt tự don trên

hai gối tựa Để thuận tiện trong tính toán, ta có thể

coi lực phân bố theo sơ đồ H2.4 Khi có lực khí

thể cực đại Pz , chốt piston chịu uốn lớn nhất tại

tiết diện 1-1 ở giữa chốt

Mô men uốn chốt có thể xác định theo CT:

d Z

u

l l P

Do đó:

) 4 2

1 ( ) 1 ( 2 ,

0 3

d cp

z u

u u

l d

P W

Hình 2.4 Sơ đồ tính toán chốt pít tông

Trong đó: l: khoảng cách giữa hai gối đỡ;

lđ: chiều dày đầu nhỏ thanh truyền;

dcp: đường kính chốt pít tông;

d0: đường kính lỗ rỗng của chốt;

cp d

5 , 0

Z u

u u

d

l l

P w

P

2



 MN/m2 Trong đó: Fcp là tiết diện ngang chốt (m2)

Đối với các loại động cơ công suất lớn, trọng lượng nhr thì tính ứng suấtcắt theo CT: 0,85 2(1(1 ) )

z d

d l

P K

II Tính bền nhóm xéc măng (Hướng dẫn sinh viên đọc giáo trình)

Kích thước xéc măng khí có liên quan mật thiết với ứng suất của xéc măng

là chiều dày t Chiều dày xéc măng t thường đã được chuẩn hóa, có thể xác định

Hình 2.5 Biến dạng chốt piston

trong phạm vi: D/t = 20-30 và A/t = 2,5-4, trong đó D đường kính xi lanh; A độ

mở miệng của xéc măng ở trạng thái tự do

- Ứng suất uốn:

Xéc măng không đẳng áp khi nó làm việc, ứng suất công tác có thể xác

định theo công thức Ghinxbua:   

3

2

1

t

D D

- Ứng suất lắp ghép xéc măng vào pít tông:  

3 1 4

2

t

D t

D m

t

A E

425 , 0

D

t

A E

P tb



Dạng đường cong áp suất P =  p tb có thể xác định sơ bộ theo hệ số  ở

b ng dảng dưới đây: ưới đây: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: i ây:

KẾT LUẬN

CÂU HỎI, BÀI TẬP

Bài tập 2.2.

Cho động cơ IFA-W50 thẳng hàng, động cơ Diesel không tăng áp có: Côngsuất của động cơ N  e 115 (mã lực) = 84,525 (kw); Số vòng quay của trục khủy

n = 2300 (v/ph); Đường kính xilanh D =120 (mm);Hành trình piston S = 145(mm); Số xilanh i = 4;Tỷ số nén ε = 18,7;Số kì   4;Thứ tự làm việc của cácxilanh 1-2-4-3; Suất tiêu thụ nhiên liệu ge =185(g/ml.h) =251,7 (g/kw.h); Chiềudài thanh truyền ltt =280 (mm);Khối lượng nhóm piston mnp= 3,5 (kg); Khốilượng nhóm thanh truyền mtt = 4(kg).

Kiểm nghiệm đường kính xi lanh?

Ngày tháng năm 2015

NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

Chương 3 TÍNH TOÁN NHÓM THANH TRUYỀN

(Tổng thời gian: 04 tiết LT)

Khi động cơ làm việc đầu nhỏ thanh truyền chịu các lực:

- Lực quán tính chuyển động tịnh tiến của nhóm pít tông;

- Lực khí thể;

- Lực do biến dạng gây ra;

Ngoài ra khi lắp ghép bạc lót, đầu nhỏ thanh truyền còn chịu thêm ứng suấtphụ do lắp ghép bạc lót có độ dôi gây ra Các lực này sinh ra ứng suất tác dụngtrên đầu nhỏ thanh truyền

B ng thông s ban ảng dưới đây: ối lượng chuyển động quay của trục khủy là: đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là: ần và đủ để động cơ được cân bằng là: u

Đường kính ngoài bạc d 1 (1,1-1,25)d cp (1,1-1,25)d cp

Đường kính ngoài d 2 (1,25-1,65)d cp (1,3-1,7)d cp

Chiều dài đầu nhỏ l d (0,28-0,32)D (0,28-0,32)D

Chiều dày bạc đầu nhỏ (0,055-0,085)d cp (0,07-0,085)d cp

Khi tính toán đầu nhỏ thanh truyền thường tính ở chế độ công suất lớnnhất Nếu động cơ có bộ điều tốc hoặc bộ hạn chế số vòng quay thì tính toán ởchế độ này cũng là tính toán ở chế độ số vòng quay giới hạn lớn nhất của động

cơ Nếu không có bộ điều tốc thì số vòng quay lớn nhất của động cơ có thể vượtquá số vòng quay ở chế độ công suất lớn nhất tức là Nmax= (1,25-1,30) Ne

Đầu nhỏ thanh truyền kết cấu có dạng: loại đầu nhỏ dày và loại đầu nhỏ mỏng(loại đầu nhỏ mỏng được sử dụng ở đa số động cơ tốc độ cao hiện nay)

1.2 Tính toán

a) Loại đầu nhỏ dày (khi d2/d1>1,5)

- Loại đầu nhỏ thanh truyền dày có

Trong đó d2, d1 là đường kính ngoài và đường kính trong của đầu nhỏ

- Ứng suất kéo do lực quán tính Pj của khối lượng nhóm pít tông ứng với sốvòng quay lớn nhất tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền được xác định theo côngthức:

s l

m là khối lượng nhóm pít tông

tính trên đơn vị diện tích đỉnh pít tông

ld, s là chiều dài và chiều dày của

đầu nhỏ thanh truyền

Ứng suất cho phép

 k = (30 – 60) (MN/m2)

Trị số lớn dùng cho thanh truyền

làm bằng thép hợp kim, trị số nhỏ dùng cho thanh truyền làm bằng thép các bon

b) Loại đầu nhỏ mỏng (Giáo viên giới thiệu cho sinh viên tham khảo)

2

Tính bền thân thanh truyền

Trong quá trình làm việc, thân thanh truyền:

- Chịu nén và uốn dọc do lực khí thể và lực quán tính chuyển động thẳng Pj

- Chịu kéo do lực quán tính chuyển động thẳng

- Chịu uốn ngang do lực quán tính chuyển động lắc của thanh truyền

Khi tính toán sức bền thân thanh truyền người ta chia ra làm hai loại: Thânthanh truyền của động cơ tốc độ thấp trung bình (vtb < 9m/s) và tốc độ cao(vtb >

Hình 3.1 Sơ đồ tính toán đầu nhỏ thanh truyền

9m/s), trong giáo trình chỉ giới thiệu tính bền thân thanh truyền của động cơ tốc

độ thấp và trung bình

Khi tính toán thanh truyền thường tính toán hai loại sau:

Hình 3.2 Sơ đồ tính thân thanh truyền động cơ tốc độ thấp

2.1 Tính bền thân thanh truyền tốc độ thấp và trung bình

Thông thường ta tính theo tải trọng tĩnh của lực khí thể lớn nhất, bỏ qua lựcquán tính chuyển động thẳng và chuyển động lắc của thanh truyền

a) Tính ứng suất nén:

Theo công thức

min max

L0 : là chiều dài biến dạng của thân thanh truyền

L0 = l khi uốn quanh trục x-x; L0 = l1 khi uốn quanh trục y-y

m: là hệ số xét đến khớp nối của dầm khi thanh truyền chịu uốn; m = 1 khiuốn quanh x-x; m = 4 khi uốn quanh y-y

i: là bán kính quán tính của tiết diện thân thanh truyền đối với trục x-x; y-y

tb

x x

F J

i 

; dh= giới hạn đàn hồi của vật liệu.

Có th vi t l i dển động quay của trục khủy là: ết lại dưới dạng sau: ại dưới dạng sau: ưới đây: ại dưới dạng sau:i d ng sau:

4i y

l

)

kx  ky  1,1- 1,15;

  = 80 -120 MN/m2đối với thép cácbon

  = 120 – 180 MN/m2 đối với thép hợp kim

b) Độ ổn định khi uốn dọc

- Lực tới hạn khi uốn dọc đối với thanh truyền bằng thép các bon:

) 1 2 , 6 3350 (

i F

- Lực tới hạn khi uốn dọc đối thanh truyền bằng thép chợp kim:

) 1 232 6 4700 (

i F

Trong đó: Pth là lực tới hạn (MN)

Fth là diện tích tiết diện trung bình của thanh truyền (m2)

i là bán kính quán kính quán tính nhỏ nhất của tiết diện trung bình

2.2 Tính bền thân thanh truyền tốc độ cao

Trường hợp động cơ tốc độ cao (vtb > 9m/s), ta cần phảo xét đén lực quántính chuyển động tịnh tiến, chuyển động quay, chuyển động lắc Khiddos lực tácdụng lên thân khi chịu nén và uốn dọc là:

x tb x

k F P

k F P

1 max

1 max

Trong đó: P jd là lực quán tính chuyển động thẳng của khối lượng đầu nhỏ

k y y

k x

k x

1 max max

1

2 2

b) Tại tiết diện nhỏ nhất

- Ứng suất nén:

min

1 max

1 2

CÂU HỎI, BÀI TẬP Bài tập 3.1.

Kiểu động cơ Ford Mondeo có: Đường kính xilanh (mm) D =87,5mm;Hành trình Piston S = 83,1mm; Số xylanh I =4; Công suất Ne=145,48 mã lực;

Tỷ số nén =10,8;Số vòng quay n=6000 vòng/phút; Xupap nạp mở sớm 1 =120;Xupap thải mở sớm 2 = 46o; Xupap thải mở sớm 3 = 40O; Xupap thải đóngmuộn 4 =16o ; Góc đánh lửa sớm s =10o ; áp suất cuối hành trình nạp pa

=0,098 Mpa; áp suất khí sót pr =0,12Mpa; áp suất cuối hành trình nén pc

=2,571Mpa;áp suất cuối hành trình cháy pz =9,307Mpa;áp suất cuối hành trìnhgiãn nở pb =0,493 Mpa; Khối lượng nhóm piston mnp=0,3 kg;Khối lượng nhómthanh truyền mtt =0,369 kg; d1 = 34 mm; d2 = 52 mm; ld = 34mm

Yêu cầu : Tính bền đầu nhỏ thanh truyền

Ngày tháng năm 2015

NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

Chương 3 TÍNH TOÁN NHÓM THANH TRUYỀN

(Tiếp theo)

3 Tính bền đầu to thanh truyền

B ng thông sảng dưới đây: ối lượng chuyển động quay của trục khủy là:

Chiều dài đầu to (l đt ) (0,45-0,95)d ck Hình 2.8 Tải trọng tác dụng

lên đầu to thanh truyền

Thông thường sử dụng phương pháp tính gần đúng, chọn vị trí ĐCT, đầu tochịu lực quán tính chuyển động thẳng và lực quán tính chuyển động quay không

kể đến khối lượng nắp đầu to: Pđ= Pj + Pkđ = FpR2m1     m2  m n 

Trong đó: mn là khối lượng của nắp đầu to thanh truyền theo thực nghiệm

) 00083 ,

0 0127 , 0 ( 2

o d

A

o d

A

P N

c P M

 là góc giữa đường tâm thanh truyền với tiết diện ngàm

- Vậy mô men uốn và lực pháp tuyến tại tiết diện A-A tác dụng lên nắp đầu to là:

b d d A

F F F N

N

j j j M M

Trong đó:

jb , Jd là mô men quán tính của tiết diện bạc lót và nắp đầu to;

Fb, Fd là diện tích tiết diện của bạc lót và nắp đầu to ở tiết diện A-A

- Ứng suất tổng cộng tác dụng lên đầu to thanh truyền:

d A

uA F

N W

b u

d

F F j

j W

c

1

023 , 0



- Ứng suất cho phép như sau:

+ Đối với động cơ tĩnh tại và tàu thủy, đầu to thanh truyền làm bằng thépcác bon:    60  100 MN/m2 = 600-1000 kg/cm2

+ Đối với động cơ ô tô, máy kéo và tàu thủy cao tốc đầu to thanh truyền làmbằng thép hợp kim hay thép các bon    150  200 MN/m2 = 1500-2000 kg/cm2

4

Tính bền bu lông thanh truyền

4.1 Tải trọng tác dụng lên bu lông

Tải trọng tác dụng lên bu lông thanh truyền gồm:

- Lực quán tính chuyển động thẳng

- Lực quán tính ly tâm

Ngoài ra trong quá trình lắp ghép, bu lông thanh truyền chịu lực kéo tĩnhkhi siết chặt bu lông lực này gây ra ứng suất kéo và xoắn bu lông Bu lông thanhtruyền chịu lực lớn nhất khi pít tông ở ĐCT.

Hình 2.9 Sơ đồ lực tác dụng và độ biến dạng của bu lông

và đầu to thanh truyền

Lực tác dụng trên bu lông thanh truyền tính theo công thức:

- Lực siết bu lông thanh truyền

Lực siết ban đầu: PA = (2 - 4)Pb

Lực PA gây kéo bu lông thanh truyền và nén đầu to thanh truyền, do đó khi cólực Pb tác dụng, thì bu lông thanh truyền chỉ chịu thêm một phần của lực Pb làp A

Trong đó hệ số

d b

b

F F

F





Fd là diện tích biến dạng của đầu to (phần lắp ghép với bu lông);

Fb tiết diện bu lông: với  3 5

Khi đó lực tác dụng lên bu lông thực tế là:P bt P A  P b 2 , 15  4 , 25P b

- Ứng suất kéo bu lông :

4 d02

P F

b

bt k



Trong đó: d0 là đường kính chân ren hoặc đường kính nhỏ nhất trên thân bu lông

- Mô men xoán bu lông do lực xiết :

2 tb A x

d P

Trong đó :là hệ số ma sát lấy bằng 0,1;

dtb đường kính trung bình của ren ốc

- Ứng suất xoắn và ứng suất tổng:

Ứng suất xoắn: 0 , 4 3

.

d

d P W

x

x x

Chương 4 TÍNH TOÁN NHÓM TRỤC KHUỶU BÁNH ĐÀ

(Tổng thời gian: 04 tiết LT)

I Tính sức bền trục khuỷu

1 Giả thiết tính toán

- Trục khuỷu có độ cứng tuyệt đối

- Không xét đến biến dạng thâm máy

- Không tính đến liên kết khi chịu các lực (xét từng đoạn khuỷu theo kiểuphân đoạn)

Hình 4.1 Sơ đồ lực tác dụng lên trục khuỷu

Trong đú:

- T và Z là lực phỏp và tiếp tuyến tỏc dụng lờn chốt khuỷu xỏc định theo đồthị hoặc cụng thức động học sau:

p F P

Z





 cos

) cos(

) sin(

1





- Fp: diện tớchđỉnh pớt tụng

- Pr1 : lực quỏn tớnh ly tõm của mỏ khuỷu

- Pr2 : lực quỏn tớnh ly tõm của đụi trọng

- C1: lực quỏn tớnh ly tõm của chốt khuỷu

- C2: lực quỏn tớnh ly tõm của khối lượng quy dẫn về tõm đầu to thanh truyền

- Z’, Z’’ : phản lực phỏp truyến của cỏc gối trục bờn trớa và bờn phải

- T’, T’’ : phản lực tiếp truyến của cỏc gối trục bờn trớa và bờn phải

Như vậy, lực tỏc dụng tại thời điểm giữa của chốt khuỷu trờn phương phỏptuyến là: Zo = Z – ( C1 – C2) MN

- '

K

M : mụmen xoắn tỏc dụng lờn cổ trục bờn trỏi (cổ phớa trước) Mụmennày do cỏc lực tiếp tuyến của cỏc khuỷu nằm phớa trước khuỷu tớnh toỏn sinh ra.Nếu khuỷu đang tớnh là khuỷu thứ i thỡ: M K' T i 1R

Ứng suất lớn nhất phát sinh trong trục khuỷu có thể xảy ra trong bốn

trường hợp chịu tải sau đây:

- Trường hợp khởi động, khi chịu lực Pzmax

- Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax

- Trường hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất Tmax

- Trường hợp chịu Mômen xoắn lớn nhất Mmax

(Đây là trường hợp chịu tổng ực tiếp tuyến lớn nhất ∑Tmax)

Ta xét trường hợp khi khởi động động cơ:

3 Tính bền trường hợp khi khởi động động cơ

Tính toán trường hợp khởi động là tính toán gần đúng với giả thiết: khuỷu

trục ở điểm chết trên (α =0), do tốc độ động cơ thấp nên bỏ qua lực quán tính

Lực tác dụng lên trục hkuyur có trị số lớn

nhất Pzmax (trong thực tế khi khởi động

động cơ không không bao giờ mở hết

bướm ga hoặc kéo hết thanh răng) nên lực

tác dụng lên chốt khuỷu thường nhỏ hơn

'' ' 

l Z Z Z Z

' ' ''   

4

ch

ch ch ch

ch ch u

d

d d

Lực tiếp tuyến Z gây ra ứng suất uốn và nén tại tiết diện A- A của mákhuỷu (Hình 4 ) Do đó:

- Ứng suất uốn của má khuỷu:

4 Tính bền trục khuỷu khi xét đến ảnh hưởng của phụ tải động

Trong thực tế, trục khuỷu thường bị gẫy ở các phần nối tiếp cổ trục, cổ khuỷuvới má khuỷu hoặc gẫy ngang tiết diện có khoan lỗ dẫn dầu Nghiên cứu các hiệntượng hư hỏng này, ta thấy đa số đều mang tính chất hư hỏng do vật liệu bị mỏi,nơi bị đứt gẫy đều là những nơi có ứng suất tập trung rất lớn

Trục khuỷu bị phá hỏng như vậy chính là do đã chịu tải trọng động Cáclực và mô men tác dụng trên trục luôn đổi chiều và trị số nên đã làm cho vật liệu

ở những vùng có ứng suất tập trung lớn bị mỏi và sinh ra các vết nứt tế vi

Tính toán sức bền trục khuỷu khi xét đến phụ tải động chủ yếu là tính hệ số

an toàn của các phần của khuỷu trục khi chịu uốn và chịu xoắn

Tính các hệ số an toàn theo các công thức sau:

- Hệ số an toàn khi chịu uốn:

m a

là hệ số ứng suất tập trung của phỏ khuỷu, nú phụ thuộc vào

bỏn kớnh húc lượn r và chiều rộng của mỏ khuỷu b, phụ thuộc và tỷ số đường

kớnh trong và đường kớnh ngoài của chốt khuỷu và cổ trục khuỷu (nếu chốt và

cổ chốt rỗng), phụ khuỷu và phương phỏp chế tạo

4.1 Hệ số an toàn của cổ trục khuỷu

Trong quỏ trỡnh làm việc, cổ trục khuỷu chịu ứng suất uốn và ứng suấtxoắn Hệ số an toàn khi khụng xột đến ứng suất uốn cũng chỉ nhỏ hơn 2-3% hệ

số an toàn khi cú xột đến ứng suất uốn Vỡ vậy khi tớnh toỏn hệ số an toàn của cổtrục khuỷu cũng chỉ thường xột đến mụ men xoắn

Căn cứ vào bảng thống kờ trị số của lực tiếp tuyến T (cho cụ thể theo số xilanh của từng loại động cơ), ta cú thể xỏc định trị số cực đại của mụ men xoắn

M Căn cứ vào Mmax và Mmin cú thể tớnh ứng suất xoắn cực đại và cực tiểu

k

m a k k

m m

W

M M W

M W

Trong đó Wk mô đun chống xoắn của trục khuỷu Vì vậy hệ số an toàn của

cổ trục khuỷu khi chịu xoắn là: a

4.2 Hệ số an toàn của chốt khuỷu

Trong quỏ trỡnh làm việc, tương tự như cổ trục khuỷu, cổ chốt khuỷu(chốt khuỷu) cũng chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn Cỏc ứng suất này đều cúảnh hưởng rất lớn đối với sức bền của chốt khuỷu, nờn thường phải tớnh riờng hệ

số an toàn khi chịu uốn (n ) và khi chịu xoắn (n)

- Hệ số an toàn khi chốt khuỷu chịu xoắn tớnh theo cụng thức tương tự của

cổ trục khuỷu:

a a

a m

2 , 0 5 , 2

- Hệ số an toàn tổng hợp (khi chốt khuỷu chịu uốn và chịu xoắn) tính theo

công thức:

2

2 1 2

2 1

1 1 2

2

a a a a n n

n n n

KẾT LUẬN

Chương 4 TÍNH TOÁN NHểM TRỤC KHUỶU BÁNH ĐÀ

(Tiếp theo)

4.3 Hệ số an toàn của má khuỷu

Trị số cực đại và cực tiểu của ứng suất pháp tuyến có thể căn cứ vào lựcpháp tuyến cực đại và cực tiểu để tính Do lực quán tính ly tâm có trị số, phơng

và chiều không đổi nên nó không ảnh hởng đến biên độ của ứng suất, vì vậy cóthể tính biên độ ứng suất ,

b l

l Z Z

a

1

2 min

, 0

, min max ,

l l

l Z Z

a

1

2 min

, 0

, min max ,

//

min min /

b l

l T

Do đó biên độ ứng suất tính bằng:

k

k k

k

k k

T T

b l

l W

M M

2 2

min max

/ 0

Trong đó Wk môđun chống xoắn của tiết diện hình chữ nhật

Do đó ta có công thức tính hệ số an toàn của má khuỷu chịu xoắn nh sau:

a a

II Tính sức bền nhóm bánh đà

1 Bánh đà dạng vành:

Khi tính sức bền bánh đà dạng vành ta có giả thiết:

- Ứng suất phân bố đều trên tiết diện của vành bánh đà

- Vành bánh đà không bị uốn theo phương đường sinh

- Phần tấm nối, nan hoa, không ảnh hưởng đến sức bền của vành bánh đà

- Ứng suất kéo trên vành bánh đà có thể áp dụng công thức tính ứng suấtkéo của vành tròn quay với tốc độ cao:

g

v

k

2

v là tốc độ tiếp tuyến, tính ở bán kính D/2 khi với tốc nmax của động cơ (m/s)

Ứng suất kéo cho phép nằm trong phạm vi sau:

+ Đối với bánh đà đúc bằng gang sám:  k 110 MN/m2

+ Đối với bánh đà đúc bằng thép các bon:  k 200 MN/m2

2 3 8

.

r

r r r R g

 là tốc độ góc ứng với số vòng quay cực đại nmax của động cơ (1/s)

 là trọng lượng riêng của vật liệu làm bánh đà (Mn/m2)

Ứng suất tiếp tuyến cực đại xác định theo công thức sau:

0

2 2

+ Đối với bánh đà bằng gang xám:    110 MN/2

+ Đối với bánh đà bằng thép cacbon:    200 MN/2

Khi tính sức bển của bánh đà cớ lớn, có nan hoa liên kết phần ổ với vành bánh,

ta phải coi vành bánh đà như một khung siêu tĩnh Để tiện tính toán ta giả thiết:+ Nan hoa bánh đà có tiết diện không đổi theo phương bán kính

+ Chiều dài của nan hoa bằng bán kính của vòng tròn trung bình R=D/2.(Moomen của bánh đà)

+ Tỷ số chiều dày của vành bánh đà so với bán kính R tương đối nhỏ Với giả thiết trên, lực siêu tĩnh có tác dụng kéo nan hoa của bánh đà xácđịnh theo công thức sau:

1

' 1

2 2 2

) ( ) (

1

3 2

F

F f

f J

R F g

Fv X

F – Diện tích tiết diện vành bánh đà (m2)

v – tốc độ tiếp tuyến của vành bánh đà ở banskinhs trung bình Rứng với số vòng quay cực đại nmax của động cơ (m/s)

J – momen quán tính của tiết diện vành bánh đà đối với tâm quaycủa bánh dà (m4)

2α – góc giữa của 2 nan hoa (rad)

f 1 (α), f), f 2 (α), f) – trị số thay đổi, cụ thể và được thống kê trong bảng 4.1.

) 2 4

2 sin ( sin 2

1 )

2 sin ( sin 2

1 )

CÂU HỎI, BÀI TẬP Bài tập 4.1

Động cơ 1.3carb accent Huyndai có: Đường kính xilanh (mm) D = 71,5mm;Hành trình Piston (mm) S =83,5 mm; Số Xilanh i=4; Công suất Ne =70 mãlực; Số vòng quay n=5500 vòng/phút;Tỷ số nén ε=9,5; Xupáp nạp mở sớm

φ1=14o; Xupáp nạp đóng muộn φ2=59o; Xupáp thải mở sớm φ3 =59o; Xupáp thảiđóng muộn φ4=19o ; Góc đánh lửa sớm φs =12o ;Áp suất cuối hành trình nạp pa

=0,88 KG/ cm2; Áp suất kh í sót =19,0 KG/ cm2; Áp suất cuối hành trình cháy

pz =68,6 KG/ cm2; Áp cuối hành trình giãn nở pb=4,02 KG/ cm2 ;Áp suất cuối kìthải pr =1,14 Mpa; Khối lượng nhóm Piston Mpt =0,54 Kg; Khối lượng nhómthanh truyền Mtt =0,73 Kg Yêu cầu:

1 Tính thể tích toàn phần của xi lanh động cơ

2 Tính bền trục khuỷu

Ngày tháng năm 2015

NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN