Giáo trình tính toán thiết kế động cơ đốt trong

Khái niệm về hệ số an toàn trong tính toán sức bền các chi tiết máy của động cơ đốt trong khi chịu tải trọng động .... Cuốn sách dùng làm giáo trình giảng dạy cho sinh viên ngành Công ng

PGS TS Lê Văn Thái (Chủ biên)

ThS Đặng Thị Hà

GIÁO TRÌNH

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

NHÀ XUẤT BẢN KHOA HỌC VÀ KỸ THUẬT

MỤC LỤC

Mục lục 3

Lời nói đầu 9

Chương 1 PHƯƠNG PHÁP CHUNG TRONG TÍNH TOÁN THIẾT KẾ ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG 1.1 Trạng thái làm việc của động cơ đốt trong 10

1.2 Khái niệm về hệ số an toàn trong tính toán sức bền các chi tiết máy của động cơ đốt trong khi chịu tải trọng động 11

1.3 Phương pháp và trình tự thiết kế động cơ đốt trong 14

1.3.1 Chọn thông số, kết cấu và kích thước chủ yếu 14

1.3.2 Thiết kế mặt cắt ngang của động cơ 17

1.3.3 Thiết kế mặt cắt dọc của động cơ nhiều xilanh 21

Chương 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ NHÓM PÍTTÔNG 2.1 Tính toán thiết kế píttông 23

2.1.1 Điều kiện làm việc của píttông 23

2.1.2 Vật liệu chế tạo píttông 23

2.1.3 Kết cấu và điều kiện tải trọng của píttông 26

2.1.4 Tính toán sức bền đỉnh píttông 28

2.1.5 Tính toán sức bền đầu píttông 31

2.1.6 Tính toán sức bền thân píttông 31

2.1.7 Tính toán sức bền bệ chốt píttông 32

2.1.8 Tính toán khe hở lắp ghép của píttông 32

2.2 Tính toán thiết kế chốt píttông 33

2.2.1 Trạng thái làm việc và yêu cầu đối với chốt píttông 33

2.2.2 Vật liệu chế tạo chốt píttông 34

2.2.3 Tính toán sức bền chốt píttông 34

2.3 Thiết kế xécmăng (vòng găng) 38

2.3.1 Trạng thái làm việc và yêu cầu đối với xécmăng 38

2.3.2 Vật liệu chế tạo xécmăng 38

2.3.3 Tính toán sức bền xécmăng 39

Chương 3

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ NHÓM THANH TRUYỀN

3.1 Tính toán thiết kế thanh truyền 44

3.1.1 Trạng thái làm việc và vật liệu chế tạo 44

3.1.2 Tính toán sức bền của đầu nhỏ thanh truyền 45

3.1.3 Tính sức bền thân thanh truyền 54

3.1.4 Tính sức bền đầu to thanh truyền 60

3.2 Tính toán sức bền của bu lông thanh truyền 63

Chương 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC KHUỶU 4.1 Vật liệu và phương pháp chế tạo trục khuỷu 66

4.2 Tính toán sức bền trục khuỷu 67

4.2.1 Nguyên lý tính toán sức bền trục khuỷu 67

4.2.2 Các lực tác dụng trên trục khuỷu 67

4.2.3 Các trường hợp tính toán sức bền trục khuỷu 69

4.3 Tính toán sức bền trục khuỷu khi xét đến phụ tải động 83

4.3.1 Hệ số an toàn của cổ khuỷu 84

4.3.2 Hệ số an toàn của chốt khuỷu 85

4.3.3 Hệ số an toàn của má khuỷu 86

Chương 5 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BÁNH ĐÀ 5.1 Công dụng của bánh đà 87

5.2 Vật liệu chế tạo và kết cấu của bánh đà 87

5.2.1 Vật liệu chế tạo bánh đà 87

5.2.2 Kết cấu bánh đà 88

5.3 Xác định kích thước của bánh đà 90

5.4 Tính toán sức bền bánh đà 93

5.4.1 Bánh đà dạng vành 93

5.4.2 Bánh đà dạng đĩa 94

Chương 6

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ NẮP XILANH

6.1 Tính sức bền của xilanh và lót xilanh 98

6.1.1 Xác định chiều dày của xilanh và lót xilanh 98

6.1.2 Tính sức bền của vai lót xilanh 100

6.1.3 Tính toán sức bền của mặt bích nắp xilanh 103

6.2 Tính sức bền của bu lông lắp ghép xilanh hoặc thân máy với hộp trục khuỷu 104

6.3 Tính toán sức bền của nắp xilanh 105

6.3.1 Trường hợp loại nắp tròn (hình 6.4a) 106

6.3.2 Trường hợp nắp xilanh hình vuông (hình 6.4b) 106

Chương 7 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHÂN PHỐI KHÍ 7.1 Xác định các thông số chủ yếu của cơ cấu phân phối khí 108

7.1.1 Xác định tỷ số truyền của cơ cấu phân phối khí 108

7.1.2 Xác định tiết diện lưu thông và trị số thời gian - tiết diện 109

7.2 Phương pháp thiết kế cam 113

7.2.1 Chọn biên dạng cam 113

7.2.2 Phương pháp thiết kế cam 114

7.2.3 Xây dựng biên dạng cam tiếp tuyến và động học của con đội 114

7.2.4 Xây dựng biên dạng cam lồi và động học của con đội 119

7.3 Tính sức bền các chi tiết máy của cơ cấu phân phối khí 124

7.3.1 Quy dẫn khối lượng các chi tiết máy 124

7.3.2 Tính lò xo xupáp 127

7.3.3 Tính sức bền trục cam 131

7.3.4 Tính sức bền của con đội 134

7.3.5 Tính toán sức bền đũa đẩy 136

7.3.6 Tính sức bền của đòn bẩy 136

7.3.7 Tính toán sức bền của xupáp 137

Chương 8

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG CUNG CẤP NHIÊN LIỆU

8.1 Tính toán thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu của động cơ xăng 139

8.1.1 Vật liệu chế tạo các chi tiết trong chế hòa khí 139

8.1.2 Tính toán các bộ phận chính của bộ chế hòa khí 139

8.1.3 Tính toán buồng phao xăng 146

8.1.4 Tính toán bơm xăng 147

8.1.5 Tính toán thùng xăng 149

8.2 Tính toán thiết kế hệ thống nhiên liệu của động cơ điêzen 150

8.2.1 Tính toán cặp píttông - xilanh bơm cao áp 150

8.2.2 Tính toán van cao áp 152

8.2.3 Tính toán vòi phun 153

Chương 9 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÀM MÁT ĐỘNG CƠ 9.1 Tính toán thiết kế hệ thống làm mát bằng nước 157

9.1.1 Xác định nhiệt lượng truyền từ động cơ cho nước làm mát 157

9.1.2 Tính toán két nước 158

9.1.3 Tính toán bơm nước 161

9.1.4 Tính toán quạt gió 165

9.2 Tính toán thiết kế hệ thống làm mát bằng không khí 166

9.2.1 Xác định tốc độ trung bình của không khí kk qua khe hở giữa các phiến tản nhiệt 167

9.2.2 Tính số Râynôn (phải tính riêng cho thân và nắp máy) 167

9.2.3 Xác định hệ số truyền nhiệt 167

9.2.4 Xác định hệ số truyền nhiệt quy dẫn 168

9.2.5 Tính lượng nhiệt truyền đi 169

9.2.6 Xác định lượng tiêu hao không khí 169

9.2.7 Chọn quạt gió 170

Chương 10

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG

BÔI TRƠN ĐỘNG CƠ

10.1 Tính toán thiết kế ổ trượt 172

10.1.1 Các thông số cơ bản của ổ trượt 172

10.1.2 Điều kiện hình thành màng dầu chịu tải 173

10.1.3 Tính toán ổ trượt bôi trơn ma sát ướt 174

10.1.4 Kiểm nghiệm trạng thái nhiệt của ổ trượt 177

10.2 Lưu lượng dầu bôi trơn và lưu lượng của bơm dầu 181

10.3 Tính toán thiết kế bầu lọc 184

10.3.1 Bầu lọc thấm dùng lõi lọc kim loại 184

10.3.2 Bầu lọc thấm dùng lõi lọc bằng dạ, giấy 185

10.3.3 Tính toán bầu lọc ly tâm 186

10.4 Tính toán thiết kế két làm mát dầu 188

Chương 11 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG KHỞI ĐỘNG ĐỘNG CƠ 11.1 Các phương pháp khởi động và số vòng quay khởi động nhỏ nhất 190

11.1.1 Các phương pháp khởi động động cơ 190

11.1.2 Số vòng quay khởi động nhỏ nhất 190

11.2 Công cản và mômen cản khi khởi động động cơ 191

11.2.1 Công tổn thất cơ giới 191

11.2.2 Công nén đầu tiên đối với môi chất trong xilanh 192

11.2.3 Công dùng để tăng tốc 194

11.3 Tính toán công suất khởi động của một số hệ thống thông dụng 196

11.3.1 Hệ thống khởi động bằng động cơ điện 196

11.3.2 Hệ thống khởi động bằng động cơ xăng phụ 198

11.3.3 Khởi động bằng không khí nén 199

11.3.4 Khởi động bằng quay tay 200

Tài liệu tham khảo 202

LỜI NÓI ĐẦU

Môn học “Tính toán thiết kế động cơ đốt trong” là môn học thuộc khối kiến thức

ngành của chương trình đào tạo kỹ sư Công nghệ kỹ thuật ô tô và là kiến thức chuyên môn hóa cơ khí động lực ngành Kỹ thuật cơ khí - Khoa Cơ điện và Công trình - Trường Đại học Lâm nghiệp

Để đáp ứng yêu cầu đổi mới chương trình, nội dung môn học và đáp ứng yêu cầu

cao của sinh viên về tài liệu phục vụ học tập, tham khảo, giáo trình “Tính toán thiết kế

động cơ đốt trong” được biên soạn nhằm đáp ứng các yêu cầu đó Nội dung của giáo trình

được tổng hợp trên cơ sở những kiến thức đã giảng dạy nhiều năm trước đây, cùng với những tài liệu tham khảo trong và ngoài nước, nhằm cung cấp những kiến thức cơ bản về phương pháp chung trong quá trình tính toán thiết kế, cũng như những phương pháp tính toán cụ thể các chi tiết, các hệ thống trong động cơ đốt trong

Cuốn sách dùng làm giáo trình giảng dạy cho sinh viên ngành Công nghệ kỹ thuật ô

tô và ngành Kỹ thuật cơ khí thuộc Trường Đại học Lâm nghiệp, đồng thời là tài liệu tham khảo cho các kỹ sư, cán bộ kỹ thuật ở cơ sở sản xuất, các Viện nghiên cứu khi tính toán thiết kế các chi tiết của động cơ đốt trong phục vụ thiết kế chế tạo cũng như sửa chữa thay thế khi cần thiết

Cuốn sách gồm các nội dung chính sau: Phương pháp chung trong tính toán và thiết

kế động cơ đốt trong; Tính toán thiết kế nhóm píttông; Tính toán thiết kế nhóm thanh truyền; Tính toán thiết kế trục khuỷu, bánh đà, thân máy và nắp máy; Tính toán thiết kế các chi tiết của cơ cấu phân phối khí; Tính toán hệ thống cung cấp nhiên liệu, hệ thống làm mát, hệ thống bôi trơn và hệ thống khởi động động cơ

Tác giả chân thành cảm ơn tập thể bộ môn Kỹ thuật cơ khí Trường Đại học Lâm nghiệp, cán bộ khoa Cơ điện và Công trình đã tạo điều kiện thuận lợi và đóng góp nhiều ý kiến nhằm nâng cao chất lượng của cuốn giáo trình

Trong quá trình biên soạn không tránh khỏi thiếu sót, chúng tôi mong sự góp ý của bạn đọc để giáo trình được hoàn thiện hơn

Thư góp ý xin gửi về bộ môn Kỹ thuật cơ khí - Khoa Cơ điện và Công trình Trường Đại học Lâm nghiệp - Hà Nội

Các tác giả

Chương 1

PHƯƠNG PHÁP CHUNG TRONG TÍNH TOÁN

THIẾT KẾ ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

1.1 Trạng thái làm việc của động cơ đốt trong

Trong quá trình tính toán sức bền các chi tiết trong động cơ đốt trong, sự lựa chọn trạng thái làm việc của động cơ sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến trị số của lực khí thể, lực quán tính và mômen tác dụng lên các chi tiết máy

Tình hình chịu lực của các chi tiết máy trong động cơ là rất phức tạp nên khi tính toán thiết kế cần lựa chọn trạng thái làm việc nào gây ra ứng suất nguy hiểm nhất là một vấn đề khó Trên cơ sở đảm bảo sức bền hợp lý nhất cho chi tiết máy, người ta thường lựa chọn ba trạng thái làm việc sau đây để tính toán:

- Trạng thái làm việc chịu mômen xoắn lớn nhất (Memax);

- Trạng thái làm việc với tốc độ lớn nhất (nmax);

- Trạng thái làm việc với công suất lớn nhất (Nemax)

Trạng thái làm việc thứ nhất có áp suất khí thể lớn nhất, lực quán tính bé vì lúc này tốc độ động cơ nM có giá trị nhỏ Trạng thái này có thể xảy ra khi khởi động động cơ hoặc khi động cơ

ô tô, máy kéo chở nặng lên dốc cao Khi tính toán, ta giả thiết áp suất lớn nhất của khí thể max

z

p phát sinh ở điểm chết trên ( 00)

Trạng thái làm việc thứ hai có lực quán tính lớn nhất Trạng thái này ứng với tốc độ lớn nhất và được hạn chế bởi bộ điều tốc (nmax)

Dựa vào đường đặc tính ngoài động cơ xăng (hình 1.1a) và động cơ điêzen (hình 1.1b) Đối với động cơ xăng nmax = (1,05  1,08)nđt (nđt là tốc độ bắt đầu làm việc của bộ điều chế tốc độ)

Trường hợp không có bộ hạn chế tốc độ, tốc độ động cơ có thể đạt tới tốc độ vù máy (nvm), khi tính toán chọn:

nvm = (1,3  1,5)nN (vòng/phút) Trong đó: nN là tốc độ tương ứng với công suất Nemax

Trường hợp có bộ hạn chế tốc độ thì:

nđt = (1,02 1,03)nN (vòng/phút) và nmax = (1,05  1,08)nN (vòng/phút) Động cơ điêzen thường dùng bộ điều tốc, vì vậy ta có:

nđt = nN và nmax = (1,05  1,08)nN (vòng/phút)

Hình 1.1 Đường đặc tính ngoài động cơ a) Động cơ xăng; b) Động cơ điêzen

Trạng thái làm việc thứ ba có công suất lớn nhất, thường dùng để tính toán ứng suất tổng hợp do lực khí thể và lực quán tính sản sinh ra Ngoài các trạng thái tính toán đã nêu ở trên còn phải xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ và ảnh hưởng của dao động khi động cơ hoạt động

1.2 Khái niệm về hệ số an toàn trong tính toán sức bền các chi tiết máy

của động cơ đốt trong khi chịu tải trọng động

Các chi tiết máy trong động cơ đốt trong thường hỏng do mỏi khi chịu tải trọng thay đổi Để chi tiết máy không bị hỏng vì mỏi, hệ số an toàn tại tiết diện bất kỳ j không được nhỏ hơn một giá trị cho phép, tức là:

][

2

S S

S S S

j j

j j

Trong đó: S là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất uốn, là tỷ số của ứng suất cực 

đại được xác định bằng đường cong mỏi của vật liệu (maxr) với ứng suất cực đại của chi tiết máy, nghĩa là:

a m

r

a m n m

r r

k S

.max

a m

r

a m n m

r r

k S

.max







r ), giới hạn mỏi của các loại thép có quan hệ với giới hạn bền của vật liệu như sau:

- Đối với các loại thép có b (3001200) MN/m2: 1 0,50b;

- Đối với các loại thép hợp kim có b 1200MN/m2:  b

6

1400

1  

 ;

- Đối với các loại thép đúc và gang: 1 0,40b;

- Đối với các loại kim loại màu: 1(0,250,5)0b

Đối với thép có thể dùng quan hệ sau đây để tính toán: 0,55 0,60



2

min max 



2

min max 



m   (1.5)

và các hệ số:

m n

Nếu biết (1,0,1,0), ta có thể căn cứ vào đường cong giới hạn mỏi để tính hệ

số an toàn như sau:

m a

Bảng 1.1 Quan hệ của hệ số  ,  với giới hạn bền của các loại thép

2 b

Trục có rãnh then bán nguyệt, khi tỷ số bán kính của

rãnh then so với đường kính của trục bằng:

0,1 0,5 1,0 2,0

2,0 1,6 1,2 1,1

2,0 0,75 1,5 1,2 1,1

1,8 1,5 1,2 1,1

-

3 Khi góc quá độ từ tiết diện lớn đến tiết diện bé là

4 Khi có rãnh hình chữ V trên trục 3,0 -

1.3 Phương pháp và trình tự thiết kế động cơ đốt trong

1.3.1 Chọn thông số, kết cấu và kích thước chủ yếu

Trước khi bắt đầu thiết kế bố trí chung, cần phải có đầy đủ các điều kiện kỹ thuật phục vụ thiết kế như: Dung tích công tác của động cơ, kiểu động cơ và phương án kết cấu của động cơ (kiểu đứng, kiểu nằm, đặt ngược hay xuôi ), các cơ cấu phụ cần thiết như bơm tăng áp, thiết bị nhiên liệu, quạt gió, thiết bị điện

Để tiến hành bố trí chung, cần nghiên cứu, lựa chọn các thông số kết cấu và kích thước chủ yếu sau:

a) Chọn số xilanh và kiểu bố trí các xilanh

Việc lựa chọn số xilanh và kiểu bố trí các xilanh cần căn cứ vào các điều kiện sau:

- Điều kiện cân bằng của động cơ và khả năng dùng đối trọng đơn giản để cân bằng các lực quán tính và mômen quán tính;

- Độ đồng đều tốc độ góc quay của trục khuỷu;

- Yêu cầu về kích thước bên ngoài, về điều kiện lắp ráp của nơi sử dụng động cơ;

- Để đảm bảo động cơ gọn nhẹ, kết cấu đơn giản, dễ chế tạo nhưng cần đảm bảo thân động cơ, hộp trục khuỷu có độ cứng vững lớn nhất để giảm hao mòn cho các xilanh, píttông, trục khuỷu và ổ trục khuỷu;

- Kiểu làm mát: Làm mát bằng nước hay không khí Nếu số xilanh như nhau, do điều kiện làm mát động cơ thì làm mát bằng không khí có chiều dài lớn hơn động cơ làm mát bằng nước (đối với động cơ có một hàng xilanh);

- Về kết cấu thì động cơ một xilanh sẽ có kết cấu đơn giản nhất nhưng trục khuỷu quay không đều, bánh đà lớn nên động cơ khá nặng Dùng động cơ nhiều xilanh sẽ có các

ưu điểm sau:

+ Động cơ làm việc ổn định, độ đồng đều tốc độ góc của trục khuỷu tăng, bánh đà

bé, tính cân bằng tốt và dễ khởi động;

+ Khi dùng nhiều xilanh dẫn đến đường kính xilanh bé (nếu iV h không đổi), hành trình làm việc của píttông có thể rút ngắn nên lực quán tính bé (nhóm píttông và thanh truyền nhẹ), có thể tăng được tốc độ động cơ;

+ Kích thước các chi tiết máy nói chung đều nhỏ gọn nên việc chế tạo dễ dàng hơn; + Đối với động cơ xăng, do khi tăng số xilanh làm đường kính xilanh giảm xuống nên có thể tăng được tỷ số nén để có hiệu suất cao mà vẫn không bị nổ kích

Tuy nhiên khi số xilanh tăng thì kết cấu của động cơ sẽ phức tạp, việc chế tạo một số chi tiết như trục khuỷu, thân máy rất khó khăn

Ngày nay, số xilanh của động cơ một hàng xilanh không bao giờ vượt quá 12 xilanh

Số xilanh trên một hàng của động cơ nhiều hàng xilanh không nhiều hơn 6, số hàng cũng không lớn hơn 9 hàng Động cơ ô tô đang có xu hướng dùng kiểu chữ V thay cho động cơ một hàng xilanh để giảm trọng lượng và rút ngắn chiều dài động cơ Động cơ chữ V thường dùng nhiều nhất là loại 8 xilanh, có góc giữa hai hàng xilanh bằng 900

, các khuỷu trục của trục khuỷu lệch nhau 900

Động cơ có công suất lớn thường dùng 12 xilanh Loại động cơ này, góc lệch khuỷu trục bằng 1200

và tính cân bằng rất tốt Khi có góc lệch khuỷu trục bằng 600 thì độ đồng đều của tốc độ góc khá cao

b) Chọn tỷ số S/D

Tỷ số S/D (hành trình làm việc của píttông trên đường kính xilanh) là một thông số kết cấu quan trọng, ảnh hưởng đến kích thước, trọng lượng và tính năng của động cơ Ngày nay, đối với động cơ cao tốc thường có hướng giảm tỷ số S/D trong phạm vi (0,8  1,0)

Sử dụng động cơ có hành trình ngắn có những ưu điểm sau:

- Do hành trình của động cơ ngắn nên có thể tăng tốc độ của trục khuỷu mà tốc độ trung bình của píttông không tăng, do đó tổn thất ma sát cũng không tăng, hiệu suất cơ giới không giảm, tuổi thọ của nhóm píttông cũng dài hơn;

- Dễ bố trí xupáp, kích thước của xupáp nạp và thải đều có thể tăng Do đường kính xupáp tương đối lớn nên sẽ nạp được đầy và thải sạch;

- Tỷ số S/D bé, chiều cao của động cơ giảm, theo kinh nghiệm khi tỷ số S/D xấp xỉ bằng 1 thì trọng lượng của động cơ đạt trị số bé nhất Mặt khác, khi S/D bé, có thể thiết kế trục khuỷu có độ trùng điệp giữa chốt và cổ khuỷu để tăng độ cứng vững

Tuy nhiên, khi giảm S/D sẽ xảy ra một số vấn đề sau:

- Chiều dài và chiều rộng của động cơ tăng lên;

- Phụ tải nhiệt của píttông tăng (vì D lớn) và khả năng lọt khí cũng nhiều hơn;

- Đối với động cơ xăng, khi D tăng lên làm cho khả năng kích nổ cũng động cơ cũng tăng lên

Vì vậy, tuy tỷ số S/D đang có xu hướng giảm xuống nhưng khi lựa chọn cần phải tham khảo số liệu thực tế của các loại động cơ cùng cỡ công suất

Thông số kết cấu  là tỷ số giữa bán kính quay R của trục khuỷu so với chiều dài

của thanh truyền l Vì vậy, thông số này ảnh hưởng rất lớn đến chiều cao và trọng lượng

của động cơ Động cơ có thông số kết cấu  lớn (dùng thanh truyền ngắn), chiều cao và trọng lượng của động cơ có xu hướng giảm xuống rõ rệt Trị số thông số kết cấu của động

cơ thông thường trong phạm vi 0,250,29 Khi tăng , góc lắc của thanh truyền tăng lên, thanh truyền có thể va chạm phải phía dưới của lót xilanh Loại động cơ có thông số 

nhỏ, do đường kính của xilanh D tương đối lớn nên khả năng va chạm giữa thanh truyền và phần dưới của lót xilanh cũng ít hơn so với loại động cơ có  lớn

Trong thực tế, khi thiết kế còn dùng thông số lực quán tính chuyển động tịnh tiến để kiểm tra mức độ chính xác khi lựa chọn các thông số kết cấu Lực quán tính chuyển động tịnh tiến cực đại của khối lượng nhóm píttông tính trên đơn vị diện tích đỉnh píttông được xác định theo công thức:

)1(2 max mR 

Trong đó: m: Khối lượng nhóm píttông tính trên đơn vị diện tích đỉnh píttông, kg/m2

;

: Tốc độ góc trục khuỷu động cơ, rad/s;

R: Bán kính tay quay trục khuỷu, m

Khi thiết kế cần tham khảo trị số F

j

Pmaxcủa các loại động cơ hiện có cho trong bảng 1.3

Bảng 1.3 Một số thông số cơ bản của động cơ đốt trong

P

(MN/m2)

Tĩnh tại 3,8  9,3 0,93 2,25 1/4  1/5 0,011  0,017 0,80  1,70 Tàu thủy 4,0  14,0 0,93 2,25 1/3,7  1/5 0,011  0,017 0,80  1,70 Máy kéo 5,0  7,5 1,2  1,43 1/3,5  1/4,5 0,0003  0,0069 0,80  1,70

Ô tô 7,5  20,0 0,83  1,7 1/2,9  1/4,7 0,0009  0,0058 0,90  2,20 Máy bay 6,7  15,0 0,8  1,5 1/3,1 - 1/4,3 0,001  0,0027 0,90 - 2,20

d) Chọn kiểu làm mát động cơ

Kết cấu của thân máy phụ thuộc hoàn toàn vào kiểu làm mát của động cơ Vì vậy, chọn kiểu làm mát của động cơ cũng cần phải so sánh thận trọng như chọn các thông số kết cấu Động cơ làm mát bằng không khí và động cơ làm mát bằng nước (cưỡng bức) có cùng công suất thì các chỉ tiêu kỹ thuật cũng xấp xỉ như nhau Điểm khác nhau cơ bản là trọng lượng của động cơ làm mát bằng không khí nhỏ hơn nhưng các chỉ tiêu về công suất, áp suất (Ne, pe ) đều kém hơn động cơ làm mát bằng nước khoảng (6  10)% Nhược điểm

cơ bản của động cơ làm mát bằng không khí là khó cường hóa động cơ để nâng cao các chỉ tiêu công suất vì rằng việc cường hóa động cơ bị hạn chế rất nhiều bởi: Nhiệt độ vốn đã rất cao của buồng cháy, tính chất kích nổ của động cơ xăng và tính năng chịu nhiệt của dầu bôi trơn Hơn nữa việc bố trí các cơ cấu và hệ thống phụ trên động cơ làm mát bằng không khí cũng gặp nhiều khó khăn Vì trên thân động cơ có nhiều cánh tản nhiệt và bản dẫn

hướng gió, nếu bỏ chúng đi thì động sẽ quá nóng

1.3.2 Thiết kế mặt cắt ngang của động cơ

Thiết kết mặt cắt ngang của động cơ tiến hành theo các bước sau (hình 1.2):

1 Chọn tỷ lệ xích: Tốt nhất là dùng tỷ lệ 1:1, nếu máy quá to dùng tỷ lệ 1:2, các tỷ lệ

xích khác ít dùng;

2 Vẽ đường tâm xilanh trên giấy: Thường vẽ trên khổ giấy A0, vẽ song song với mép giấy và cách một khoảng x, sau đó vẽ đường kính xilanh D;

3 Vẽ vòng tròn bán kính R (cách mép giấy một khoảng y) cắt đường tâm xilanh ở a

và b Đo a và b xác định được vị trí của điểm chết trên và điểm chết dưới;

4 Lấy đoạn Aa = l (l là chiều dài thanh truyền), xác định vị trí của chốt píttông khi

píttông ở điểm chết trên, rồi xác định vị trí của đỉnh píttông (đo từ A lên một khoảng h) Sau đó căn cứ và chiều cao H của píttông để vẽ píttông Chọn h và H theo píttông của động

cơ mẫu (chưa cần phải tính toán);

5 Xác định chiều dài của xilanh Đo từ chân píttông từ điểm chết trên xuống một

đoạn S = 2R (S là hành trình của píttông), gạch một đường thẳng góc với đường tâm xilanh

để xác định vị trí của chân píttông khi píttông ở điểm chết dưới Đo lên một đoạn P để xác định vị trí mép dưới của xilanh Nếu các xécmăng dầu lắp ở phía dưới thân, gần phần thân píttông, đoạn P cần bé để xécmăng dầu không bung ra khỏi rãnh xécmăng Nếu xécmăng dầu lắp ở phía trên thân, đoạn P có thể lấy lớn hơn Sở dĩ cần píttông nhô ra khỏi xilanh một đoạn P là nhằm gạt bỏ hết chất bẩn bám vào mép dưới xilanh

Đối với loại động cơ có hành trình píttông ngắn, điều đó có ý nghĩa đặc biệt là tránh được va chạm của thanh truyền với xilanh

Hình 1.2 Bố trí các kích thước khi thiết kế mặt cắt ngang

6 Thiết kế thanh truyền

Sau khi xác định xong kích thước cơ bản trên bản vẽ bố trí mặt cắt ngang động cơ cần tiến hành thiết kế dạng thanh truyền để đặt vào bản vẽ mặt cắt ngang Trước hết cần xác định đường kính chốt khuỷu dch và đường kính chốt píttông dcp

Chọn dch và dcp cần tham khảo kích thước của các loại động cơ cùng phạm vi công suất Nên chọn dch có trị số lớn hơn để sau này trục khuỷu có độ cứng vững lớn, nhưng cũng cần chú ý rằng: Đường kính chốt khuỷu có ảnh hưởng rất nhiều đến kích thước đầu to thanh truyền, nó bị hạn chế bởi vấn đề lắp ráp và khối lượng quán tính của thanh truyền

Để việc lắp ráp, sửa chữa thuận lợi, đại đa số động cơ ngày nay, thanh truyền có thể đút lọt qua xilanh và píttông lắp vào xilanh từ phía dưới hộp trục khuỷu Phương pháp này cũng

có nhược điểm là khi muốn thay thế một chi tiết của nhóm píttông thanh truyền trong một xilanh (ví dụ thay xécmăng, ta phải tháo cả trục khuỷu ra) Vì vậy, yêu cầu kích thước D1

của đầu to thanh truyền (hình 1.3) phải nhỏ hơn đường kính xilanh D

Kích thước D1 quyết định bởi đường kính chốt khuỷu (dch), kết cấu của ổ chốt khuỷu (chiều dày bạc lót), kết cấu của nắp đầu to, đường kính của bu lông thanh truyền Cho nên sau khi đã xác định được dch cần xác định chiều dày của bạc lót, đường kính của bu lông thanh truyền cần tính sơ bộ hoặc căn cứ vào kinh nghiệm để chọn Lỗ của bu lông có thể

ăn lẹm vào bạc lót, hoặc có thể để cách bạc lót một khoảng là b (tùy theo cách bố trí) Sau

đó ta xác định các kích thước B1 và B2, thông thường B1 = B2 (khi chọn B1, B2 nên căn cứ vào động cơ có sẵn) Chọn xong B1 và B2 tức là ta đã xác định được chiều dài của bu lông thanh truyền Sau khi vẽ xong dạng của bu lông thanh truyền, ta có thể xác định được kích thước D1 của đầu to thanh truyền

Hình 1.3 Thiết kế hình dạng thanh truyền

Đường kính chốt píttông dcp cũng cần tham khảo các động cơ có cùng phạm vi công suất hoặc căn cứ vào tỷ lệ kinh nghiệm để chọn Vẽ vòng tròn đường kính dcp cách vòng tròn đường kính dch một khoảng l (chiều dài thanh truyền) Từ tâm A của vòng tròn dcp kẻ hai bán kính làm thành với đường tâm thanh truyền một góc 450

(xem hình 1.3) cắt vòng tròn tâm A ở c và d, gọi đoạn cd bằng K Trên đường nằm ngang của mặt phân chia đầu to thanh truyền ta lấy một đoạn eg = 4/3K đặt đối xứng quá đường tâm thanh truyền, nối ce

và dg ta xác định được dạng của thân thanh truyền thường dùng cho động cơ ô tô máy kéo Sau đó chỉ cần xác định chiều dày của đầu nhỏ thanh truyền, bán kính góc lượn nối tiếp là xác định xong hình dạng thanh truyền trên mặt phẳng lắc của thanh truyền Chiều dày và kết cấu tiết diện thanh truyền có thể chọn theo tính năng sử dụng của động cơ hoặc chọn theo tỷ lệ kinh nghiệm

7 Xác định hình dạng của hộp trục khuỷu và thân xilanh: Trước hết ta cắt một thanh

truyền bằng giấy bóng đúng như dạng thanh truyền đã thiết kế ở phần trên Đặt tâm đầu nhỏ của thanh truyền di động trên đường tâm xilanh, tâm đầu to di động trên vòng tròn bán kính R của trục khuỷu để xác định không gian mà thanh truyền sẽ quét qua (đường nét đứt trên hình 1.4) Cần phải đảm bảo thanh truyền không va chạm với bất cứ chi tiết máy Để

đề phòng thanh truyền va chạm vào xilanh, còn phải kiểm tra bằng cách vẽ hình chiếu của

a

tiết diện thân thanh truyền khi thanh truyền ở vị trí góc lắc lớn nhất xem mép của thân

thanh truyền có cách vòng tròn đường kính xilanh D một khoảng a hay không (hình 1.5)

Khoảng hở a phải đủ đảm bảo dù cho chốt khuỷu có bị mòn và thanh truyền có bị cong đi nữa, thanh truyền vẫn không đập vào xilanh Sau đó còn kiểm tra xem thân thanh truyền và đối trọng của trục khuỷu có chạm phải píttông hay không, nhất là đối với động cơ hành trình píttông ngắn

Nếu không có sự va chạm nào xảy ra, có thể coi đã chọn xong các kích thước cơ bản

Hình 1.4 Xác định kích thước hộp trục

khuỷu và thân xilanh

Hình 1.5 Kiểm tra phạm vi hoạt động

của thân thanh truyền

Khi xác định vị trí của trục cam cần xét đến vấn đề đảm bảo đường tâm trục cam càng gần đường tâm trục khuỷu càng tốt Vì như thế rất dễ giải quyết vấn đề dẫn động trục cam, bánh răng dẫn động cũng bé Nhưng khoảng cách giữa hai đường tâm phải đảm bảo

cơ cấu trục khuỷu thanh truyền không va chạm với trục cam Ngoài ra, cố gắng bố trí trục cam gần với xupáp để giảm lực quán tính của cơ cấu phân phối khí và chiều ngang của động cơ cũng hẹp hơn Tuy nhiên, trong thiết kế mặt cắt ngang vì chưa xác định được một cách chắc chắn vị trí của xupáp và cơ cấu dẫn động nên vị trí của trục cam cũng chỉ xác định sơ bộ Sau khi xác định xong vị trí của trục cam, có thể xác định sơ bộ hình dạng bên ngoài của thân máy và hộp trục khuỷu

8 Vẽ hình dạng của cổ trục khuỷu và ổ trục khuỷu lên mặt cắt ngang Nên dùng

đường kính cổ trục lớn để trục khuỷu có độ cứng vững lớn Chọn đường kính cổ trục nói chung ít bị hạn chế bởi đường kính chốt khuỷu Thông thường đường kính cổ trục lớn hơn đường kính chốt khuỷu Đường kính cổ trục cũng có thể căn cứ vào tỷ lệ kinh nghiệm để chọn và nên tham khảo các động cơ có cùng phạm vi công suất

1.3.3 Thiết kế mặt cắt dọc của động cơ nhiều xilanh

Thiết kế mặt cắt dọc động cơ tiến hành theo các bước sau (hình 1.6):

Hình 1.6 Thiết kế mặt cắt dọc động cơ nhiều xilanh

1 Chọn khoảng cách giữa hai xilanh lx: Khoảng cách giữa hai xilanh nên chọn nhỏ vì

khoảng cách lx càng nhỏ, chiều dài của động cơ càng ngắn, trọng lượng càng nhẹ, độ cứng vững của trục khuỷu càng lớn, trạng thái làm việc của trục khuỷu càng tốt;

2 Trên tờ giấy khổ A0, vẽ đường tâm của xilanh thứ nhất cách mép tờ giấy một khoảng x đủ để sau này bố trí các cơ cấu phụ ở đầu trục khuỷu và vẽ đường tâm của trục khuỷu cách mép dưới của tờ giấy một khoảng y Sau đó vẽ phác hình dạng của xilanh, píttông, thanh truyền, đường kính của chốt, của cổ trục khuỷu và bố trí cho thỏa đáng

Khoảng cách giữa hai xilanh lx quyết định bởi tính công nghệ đúc lớp kim loại giữa hai

xilanh Cũng chính vì vậy, sau khi xác định xong lx ta mới có thể xác định được chiều dài của trục khuỷu;

3 Sau khi xác định xong chiều dài lx, ta có thể vẽ được kết cấu của trục khuỷu Các kích thước cơ bản của trục khuỷu có thể tham khảo các động cơ sẵn có hoặc xác định theo

Trước hết, khoảng cách lx phải đảm bảo bố trí được hai xupáp cùng tên và các chi tiết phụ của nó như đế xupáp, ống dẫn hướng trên thân máy (đối với loại động cơ dùng cơ cấu xupáp đặt bên) hoặc trên nắp xilanh (đối với loại động cơ dùng xupáp loại treo)

Hình 1.7 Bố trí các xupáp của cơ cấu phân phối khí

Về nguyên tắc ta cầnbố trí xupáp gần xilanh (đối với cơ cấu xupáp đặt bên) để chiều ngang của động cơ bé Cần chú ý bảo đảm đường thải và đường nạp không thông nhau, bảo đảm lớp kim loại giữa các xupáp và xilanh không lớn quá mà cũng không bé quá Bé quá dễ bị nứt, thường nứt ngang chỗ giữa hai đế xupáp thải và nạp, tiết diện I - I trên hình 1.7 Nếu chiều rộng a (tiết diện II - II trên hình1.7) giữa hai xupáp cùng tên của hai xilanh

không đủ lớn, mà không thể thu nhỏ hai xupáp được nữa thì phải đổi lại khoảng cách lx

Nhưng trước khi thay đổi khoảng cách lx, có thể giảm thông số S/D bằng cách tăng D lên một ít để thỏa mãn yêu cầu bố trí xupáp

Sau khi thiết kế xong mặt cắt dọc, ta có thể tiếp tục thiết kế mặt cắt ngang, căn cứ mặt cắt dọc để bố trí cơ cấu phối khí trên mặt cắt ngang Và sau đó tiến hành bố trí các cơ cấu và hệ thống phụ trên cả hai mặt cắt của động cơ Khi cần thiết phải thiết kế thêm các mặt cắt khác để thuyết minh đầy đủ các cơ cấu và hệ thống của động cơ Việc thiết kế bố trí có thể tiến hành đồng thời với việc tính toán sức bền và tính toán động lực Căn cứ vào kết quả tính toán ta có thể kịp thời điều chỉnh hình dạng, kết cấu của các chi tiết máy cho phù hợp với điều kiện sức bền Sau khi đã tính toán và sửa đổi cho hợp với yêu cầu thiết kế

ta tiến hành thiết kế bố trí chung lần cuối cùng, lúc này mới xét đến những vấn đề công nghệ như lỗ tháo cát, định vị

Chương 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ NHÓM PÍTTÔNG

2.1 Tính toán thiết kế píttông

2.1.1 Điều kiện làm việc của píttông

Píttông là một chi tiết máy quan trọng của động cơ đốt trong, trong quá trình làm việc của động cơ, píttông chịu lực rất lớn, nhiệt độ cao và ma sát mài mòn lớn Lực tác dụng và nhiệt độ cao do lực khí thể và lực quán tính sinh ra gây nên ứng suất

cơ học và ứng suất nhiệt trong píttông, còn mài mòn là do ma sát giữa píttông với xilanh khi chịu lực

Do điều kiện làm việc của píttông như thế nên khi thiết kế píttông cần đảm bảo các yêu cầu sau:

- Dạng đỉnh píttông tạo thành buồng cháy tốt nhất;

- Tản nhiệt tốt để tránh kích nổ và giảm ứng suất nhiệt;

- Trọng lượng nhỏ để giảm lực quán tính;

- Đủ bền và đủ độ cứng vững để tránh biến dạng quá lớn;

- Đảm bảo bao kín buồng cháy để công suất động cơ không giảm sút, không cháy píttông (ở chỗ lọt khí) và ít hao dầu bôi trơn

2.1.2 Vật liệu chế tạo píttông

Vật liệu chế tạo píttông thường dùng các loại sau:

a) Gang

Gang là loại vật liệu dùng khá phổ biến dùng để chế tạo píttông động cơ tốc độ thấp Gang thường dùng các loại gồm gang xám (gang hợp kim), gang dẻo và gang cầu

* Gang xám: Thường dùng loại gang có mã hiệu Cч24 - 44,Cч28 - 48, Cч32 - 52

có tổ chức peclit Gang xám có sức bền cơ học khá cao, giới hạn bền chống kéo của gang xám có thể đạt tới 320 MN/m2, giới hạn bền chống uốn có thể đạt tới 520 MN/m2

Gang xám có ưu điểm là khi ở nhiệt độ cao mà sức bền không giảm nhiều lắm Hệ số giãn nở chiều dài bé:  (1112).1061/0K) Tính công nghệ đúc và gia công tương đối tốt, rẻ tiền Tuy nhiên, gang xám cũng có những nhược điểm sau:

- Trọng lượng riêng của gang lớn:  (7080)N/dm3;

- Hệ số dẫn nhiệt bé: (37,754,5) W/m.đô, do đó làm đỉnh píttông có nhiệt độ cao;

- Ở nhiệt độ cao quá 9960K (7230C) tổ chức peclit của gang phân giải thành ferit và ôstennit, thể tích lớn nên dễ bị nạn nứt

* Gang dẻo (gang rèn): Loại gang này khác loại gang xám ở chỗ là có sức bền cao

Thường dùng để chế tạo động cơ có phụ tải, nhiệt lớn như píttông của động cơ hai kỳ

* Gang cầu: Loại gang cầu có sức bền cao, chịu được nhiệt độ cao và chịu đội mài

mòn tốt nhưng tính công nghệ gia công và công nghệ đúc rất kém nên thường chỉ dùng để đúc phần đỉnh của các píttông tổ hợp dùng trong các động cơ tốc độ thấp

Do những nhược điểm cơ bản trên nên những động cơ tốc độ cao và động cơ cường hóa đều không dùng píttông bằng gang

b) Thép

Dùng vật liệu thép chế tạo píttông có ưu điểm là độ bền cao, hệ số giãn nở vì nhiệt nhỏ nên cho phép chế tạo píttông có khe hở với xilanh khá nhỏ, điều đó tạo điều kiện thuận lợi cho việc khởi động động cơ khi nhiệt độ thấp Tuy nhiên, píttông làm bằng thép gặp khó khăn trong chế tạo bằng phương pháp đúc

c) Hợp kim nhẹ

Trong động cơ cao tốc, để giảm bớt lực quán tính chuyển động tịnh tiến, píttông thường được chế tạo bằng hợp kim nhẹ Sau đây lần lượt giới thiệu một số loại chủ yếu được dùng để chế tạo píttông

* Hợp kim mannhêzi: Loại vật liệu này có trọng lượng riêng rất nhỏ ( 1718,5N/dm3) Thành phần chủ yếu là 95% Mg, 3% Zn còn lại là các kim loại khác và tạp chất

Sử dụng loại hợp kim này có một số nhược điểm sau:

- Do mô đun đàn hồi của vật liệu thấp (E = 45.000 N/m2) nên rất nhạy cảm với ứng suất tập trung Vì vậy, khi thiết kế píttông bằng loại vật liệu này cần dùng các góc lượn có bán kính lớn;

- Do sức bền kém (k 260MN/m2) nên phải làm píttông khá dày, làm cho khối lượng của píttông làm bằng hợp kim manhêzi không nhẹ hơn píttông làm bằng hợp kim nhôm là bao;

- Hợp kim manhêzi giá đắt mà khi đúc lại oxy hóa dữ dội khiến cho vật đúc có tổ chức không đồng đều, hơn nữa tính chống ăn mòn hóa học của hợp kim manhêzi cũng kém

Do những nhược điểm kể trên, ngày nay hợp kim manhêzi rất ít được dùng để chế tạo píttông

* Hợp kim nhôm: Loại vật liệu này được dùng phổ biến để chế tạo píttông vì chúng

có những ưu điểm sau:

- Với loại vật liệu này có ưu điểm là nhẹ, trọng lượng riêng bé hơn gang và thép rất nhiều: hknh(18,229,7)N/dm3 còn gang(7080)N/dm3 Như vậy, dùng hợp kim nhôm để đúc píttông trọng lượng có thể giảm tới 50% so với píttông đúc bằng gang có cùng độ bền;

- Hợp kim nhôm có hệ số ma sát với vật liệu làm xilanh (gang) nhỏ nên tổn thất ma sát giữa píttông và xilanh ít;

- Tính công nghệ của hợp kim nhôm tốt: dễ đúc và dễ gia công;

- Hợp kim nhôm có tính dẫn nhiệt tốt, cao hơn gang: Hệ số dẫn nhiệt của hợp kim nhôm lớn: (126175)W/m.độ nên nhiệt độ đỉnh píttông hợp kim nhôm thường thấp hơn píttông làm bằng gang Ưu điểm này rất quan trọng vì đối với động cơ xăng do nhiệt

độ đỉnh píttông thấp nên khó xảy ra hiện tượng nổ kích, còn đối với động cơ điêzen cũng giảm được phụ tải nhiệt cho píttông Ngoài ra, khi nhiệt độ đỉnh của píttông thấp còn có lợi

là khó kết muội trong buồng đốt

Tuy vậy, hợp kim nhôm cũng tồn tại những nhược điểm sau:

- Hệ số giãn dài lớn: nhôm(1725).1061/0K, do đó khi thiết kế phải để khe hở giữa píttông và xilanh tương đối lớn, vì vậy động cơ mới khởi động dễ bị lọt khí và "gõ" máy" ;

- Khi ở nhiệt độ cao, sức bền giảm sút quá nhiều, ví dụ như khi tăng nhiệt độ từ (288

 623)0K sức bền của hợp kim nhôm giảm (65  70)%, trong khi đó sức bền của gang chỉ giảm (18  20)%;

- Hợp kim nhôm chịu mòn kém hơn gang và thép;

- Hợp kim nhôm đắt tiền

Mặc dù có một số nhược điểm kể trên nhưng hợp kim nhôm vẫn có nhiều ưu điểm cơ bản nên hợp kim nhôm được sử dụng rất nhiều để chế tạo píttông, đồng thời tìm cách khắc phục các nhược điểm của nó bằng các biện pháp công nghệ như:

- Để nâng cao tính chịu mòn của píttông bằng cách nhiệt luyện píttông đạt độ cứng HB

= 120  140;

- Để đảm bảo độ bền có thể thiết kế píttông có chiều dày thích hợp;

- Có thể tăng thêm thành phần Si trong hợp kim nhôm để giảm hệ số giãn dài  Ngoài ra, để tránh hiện tượng píttông giãn nở gây nên bó kẹt người ta còn dùng các biện pháp khác như xẻ rãnh đàn hồi, làm thân hình ô van

Người ta phân hợp kim nhôm thành các loại:

- Hợp kim nhôm - đồng: Loại hợp kim này có hệ số giãn dài khá lớn Ưu điểm lớn nhất

của loại hợp kim này là tính năng gia công tốt nhưng có khuyết điểm là đúc hay bị rỗ và dễ rạn nứt vì vậy phế phẩm khá nhiều;

- Hợp kim nhôm silic cùng tinh: Loại hợp kim này có tính năng đúc rất tốt, vì tính lưu

động tốt nên có thể đúc được chiều dày khá mỏng (khoảng 2 mm) mà rất ít khi bị rỗ Hệ số giãn dài của loại hợp kim này cũng bé hơn hợp kim nhôm - đồng nhưng tính năng gia công

có kém hơn một chút;

- Hợp kim nhôm silic sau cùng tinh: Loại hợp kim này có thành phần silic rất cao nên

hệ số giãn dài giảm còn nhôm19,2.1061/0K khi chứa 12% Si và nhôm18.1061/0K khi chứa 20% Si, tuy nhiên cho nhiều Si làm cho tính lưu động khi đúc càng giảm khiến cho đúc khó khăn Ngoài ra loại hợp kim này cũng khá cứng nên gia công khó khăn

2.1.3 Kết cấu và điều kiện tải trọng của píttông

2.1.3.1 Xác định các kích thước cơ bản

Các kích thước cơ bản của các loại píttông thường được thiết kế theo những tỷ lệ kinh nghiệm nhất định Các kích thước cơ bản của píttông được ký hiệu trên hình 2.1

và được chọn theo kinh nghiệm cho ở bảng 2.1

Hình 2.1 Kết cấu píttông với các kích thước cơ bản của píttông

D - Đường kính xilanh (đường kính đỉnh pít tông); - Chiều dày đỉnh píttông;

H - Chiều cao của píttông; s - Chiều dày của phần đầu; d cp - Đường kính chốt píttông;

d b - Đường kính bệ chốt; d 0 - Đường kính lỗ trên chốt; s 1 - Chiều dày phần thân.Bảng

2.1.3.2 Điều kiện tải trọng

Píttông chịu lực khí thể Pkt, lực quán tính Pj và lực ngang N, đồng thời chịu tải trọng nhiệt không đều Khi tính toán kiểm nghiệm bền thường tính với điều kiện tải trọng lớn nhất

2.1.4 Tính toán sức bền đỉnh píttông

Đỉnh píttông chịu lực rất phức tạp, trạng thái ứng suất cũng rất phức tạp, nó vừa chịu tải trọng cơ học vừa chịu tải trọng nhiệt Do đỉnh píttông chịu tải trọng phức tạp nên việc tính toán đỉnh píttông chỉ theo phương pháp gần đúng và chấp nhận giả thiết là lực tác dụng phân bố đều và chiều dày của đỉnh có giá trị không đổi

Dưới đây giới thiệu hai phương pháp tính kiểm nghiệm bền đỉnh píttông:

a) Phương pháp Back

Công thức Back được xây dựng dựa trên các giả thiết sau:

- Coi đỉnh píttông là một đĩa tròn có chiều dày đồng đều đặt tự do trên gối tựa hình trụ rỗng;

- Coi áp suất khí thể pz tác dụng trên đỉnh píttông phân bố đều trên đỉnh như sơ đồ hình 2.2 Lực khí thể Pz = pz..FP và phản lực của nó gây uốn đỉnh píttông tại tiết diện x -

x Trên nửa đỉnh píttông có các lực tác dụng như sau:

- Lực khí thể: z z

p D P

42

12



1 2

P y y

)(

2

1 1

 , MNm (2.5)

Môđun chống uốn của đỉnh píttông:

4

u  p z D , MN/m2 (2.7) Ứng suất cho phép chọn như sau:

- Đối với píttông nhôm hợp kim:

b) Phương pháp Orơlin

Phương pháp Orơlin coi đỉnh píttông là một đĩa tròn và ngàm cứng vào phần đầu píttông, sơ đồ tính toán trên hình 2.3 Giả thiết này tương đối thích ứng với những píttông đỉnh mỏng ( 0,08D, không gân có làm mát và  0,2D loại không làm mát đỉnh)

Hình 2.3 Sơ đồ tính toán đỉnh píttông theo phương pháp Orơlin

Khi chịu áp suất pz phân bố đều trên đỉnh, ứng suất pháp tuyến hướng kính lớn nhất

ở vùng nối tiếp giữa đỉnh và đầu píttông được tính theo công thức sau:

z

24

3





  , MN/m2 (2.8) Trong đó:  là hệ số xét đến tính chất đàn hồi của ngàm cố định, thường lấy bằng 1 Ứng suất pháp tuyến trên phương tiếp tuyến ở vùng nối tiếp giữa đỉnh và đầu píttông được tính theo công thức sau:

z

24

3





  , MN/m2 (2.9) Trong đó:  là hệ số Poát xông, đối với gang 0,3; đối với hợp kim nhôm

26,0

2)1(8

Ứng suất cho phép được chọn như sau:

- Đối với gang: []60 MN/m2;

- Đối với thép: []100 MN/m2;

- Đối với hợp kim nhôm: []60 MN/m2

2.1.5 Tính toán sức bền đầu píttông

Thường tính ở tiết diện nguy hiểm (tiết diện I-I cắt qua rãnh xécmăng dầu cuối cùng ở phần đầu píttông) Tiết diện này chịu kéo bởi lực quán tính do khối lượng mI-I của phần píttông phía trên tiết diện này sinh ra Ngoài ra còn chịu ứng suất nén của lực khí thể trong quá trình cháy và giãn nở

Ứng suất kéo:

I I

I I I I

jI k

F

J m F

Trong đó: Jmax: Gia tốc cực đại của píttông, m/s2;

mI-I: Khối lượng phần đầu píttông trên tiết diện I-I, kg Theo kinh nghiệm thường lấy mI-I = 0,6 mnp (mnp là khối lượng píttông)

Ứng suất cho phép: [k]10 MN/m2 Ứng suất nén:

I I I

I

z n

F

D p



 , MN/m2 (2.12)

Ứng suất cho phép được chọn:

- Đối với gang: [n]40 MN/m2;

- Đối với hợp kim nhôm: [n]25 MN/m2

2.1.6 Tính toán sức bền thân píttông

Tính sức bền thân píttông chủ yếu là chọn chiều cao của thân để áp suất của píttông nén trên xilanh không vượt quá trị số cho phép Giá trị áp suất nén trên xilanh được tính toán theo công thức sau:

th th

- Đối với động cơ điêzen: Nmax (0,81,3)p zmaxF p, MN;

max max 0,3 [(16,25 )p 16]D

pzmax: Áp suất cực đại tính theo at;

D: Đường kính xilanh tính theo cm;

Fp: Diện tích đỉnh píttông tính theo cm2 Trị số cho phép của [Kth] được lấy như sau:

- Động cơ tàu thủy và tĩnh tại: [Kth] = (0,15 0,35) MN/m2;

- Động cơ ô tô, máy kéo: [Kth] = (0,30  0,50) MN/m2;

- Động cơ ô tô cao tốc: [Kth] = (0,60  1,20) MN/m2

2.1.7 Tính toán sức bền bệ chốt píttông

Tính sức bền bệ chốt píttông theo áp suất tiếp xúc nén trên bệ chốt được xác định theo công thức:

1

2d l

P K

cp

z

b  , MN/m2 (2.14) Trong đó: dcp: Đường kính chốt píttông, m;

l1: Chiều dài bệ chốt tiếp xúc với chốt, m

Áp suất tiếp xúc cho phép:

- Đối với chốt lắp ghép tự do, píttông bằng hợp kim nhẹ:

2.1.8 Tính toán khe hở lắp ghép của píttông

Nói chung, khe hở giữa píttông và xilanh rất khó xác định bằng phương pháp tính toán Phần tính toán chỉ là xác định sơ bộ rồi sau đó phải qua thực nghiệm kiểm tra lại Khi xét đến khe hở, thường xét đến trạng thái nguội và trạng thái nóng, cụ thể như sau:

a) Trạng thái nguội

Đối với píttông không xẻ rãnh đàn hồi, khe hở trên phần đầu píttông (đp) và khe

hở phần thân (th) được tính sơ bộ chọn theo bảng 2.2:

Bảng 2.2 Khe hở trên phần đầu píttông (đp ) và khe hở phần thân (th )

Vật liệu píttông Khe hở phần đầu (đp) Khe hở phần đầu (th)

t t

t t

Trong đó: xl,plà hệ số giãn dài của vật liệu xilanh và píttông

+ Vật liệu là hợp kim nhôm:  22.106(1/0K);

+ Vật liệu là gang: 6

10

2.2 Tính toán thiết kế chốt píttông

2.2.1 Trạng thái làm việc và yêu cầu đối với chốt píttông

Chốt píttông là tiết máy dùng để nối píttông với đầu nhỏ thanh truyền, nó truyền lực khí thể tác dụng trên píttông cho thanh truyền để làm quay trục khuỷu Trong quá trình làm việc, chốt píttông chịu lực khí thể và lực quán tính lớn, các lực này thay đổi theo chu kỳ và

có tính chất va đập mạnh

Nhiệt độ làm việc của chốt píttông tương đối cao (> 3730K) mà chốt lại khó xoay tự

do trong bệ chốt nên khó bôi trơn, chốt dễ bị mài mòn

2.2.2 Vật liệu chế tạo chốt píttông

Do đặc điểm làm việc như trên nên vật liệu chế tạo chốt phải có sức bền cao, chịu được mài mòn tốt và có độ dẻo lớn Vật liệu thường dùng là thép cacbon và thép hợp kim

có thành phần cacbon thấp như: thép 20, 20X, 15XA, 15XMA, 12XH3A, 18XHMA Thép cacbon thành phần cacbon thấp tương đối dẻo, dễ thấm than nhưng sức bền không cao lắm, thường được dùng để chế tạo chốt píttông ở các động cơ tốc độ cao Đối với động

cơ tốc độ trung bình và thấp thường dùng thép cacbon trung bình như thép 35, 40, 45 để chế tạo chốt

Chốt píttông làm bằng thép cacbon và thép hợp kim có thành phần cacbon thấp, sau khi tôi độ cứng bề mặt đạt 56 - 62 HRC, phần lõi đạt 26 - 30 HRC Đối với chốt píttông làm bằng thép cacbon và thép hợp kim có thành phần cacbon trung bình, sau khi tôi độ cứng bề mặt đạt 58 - 65 HRC, phần lõi đạt 26 - 30 HRC

2.2.3.1 Tính toán chốt chịu ứng suất uốn

Ta coi píttông như một dầm đặt tự do trên hai gối tựa Lực tác dụng phân bố như trên hình 2.4 Thực ra khi chốt bị uốn, lực tác dụng gần giống như sơ đồ hình 2.4b nhưng để đơn giản tính toán, ta có thể coi lực phân bố như sơ đồ hình 2.4a và 2.4c Khi đó lực khí thể tác dụng là cực đại Pzmax, chốt píttông bị uốn lớn nhất tại tiết diện ở giữa chốt Theo sơ

đồ hình 2.4a, ta có mômen uốn tại tiết diện đó được xác định theo công thức:

)42

(2

đ z

u

l l P

M   , MNm (2.17)

42

()1(2,

đ cp

z u

u u

l l d

P W

 và dcp, d0 là đường kính chốt và đường kính trong của chốt píttông, m;

l là khoảng cách hai gối đỡ, (m); lđ là chiều dài đầu nhỏ thanh truyền, (m)

Nếu coi sơ đồ phân bố lực như hình 2.4c thì ứng suất uốn tính như sau:

Coi lực Pz/2 tác dụng ở điểm cách đầu mút chốt píttông một khoảng 1

3

2

l (l 1 là chiều dài làm việc của bệ chốt) Ứng suất uốn chốt được xác định theo công thức:

)1(2,1

)5,12(

4 3

z u

d

l l l P

nếu coi l1 l đ thì

)1(2,1

)5,0(

z u

d

l l

P

, MN/m2 (2.21) Trong đó: lcp là chiều dài chốt píttông, (m)

2.2.3.2 Tính toán chốt chịu ứng suất cắt

Chốt píttông chịu cắt ở tiết diện II - II (hình 2.4) Ứng suất cắt tại tiết diện đó được xác định theo công thức:

cp

z c

Ứng suất uốn và ứng suất cắt cho phép được chọn theo bảng 2.3

Bảng 2.3 Ứng suất uốn và ứng suất cắt cho phép

Vật liệu chốt pít tông 2

u

[σ ]MN / m [τ ]MN / m c 2

Thép cacbon 60  120 50  60 Thép hợp kim 150  250 50  70 Thép hợp kim cao cấp 350  450 100  150

2.2.3.3 Áp suất tiếp xúc trên đầu nhỏ thanh truyền

Áp suất tiếp xúc trên đầu nhỏ thanh truyền được xác định theo công thức:

cp đ

z đ

d l

2.2.3.4 Tính toán ứng suất biến dạng

Do lực phân bố trên chiều dài của chốt không đồng đều nên ứng suất trên các tiết diện khác nhau cũng khác nhau Ở giữa chốt píttông, lực tác dụng lớn nhất nên biến dạng cũng lớn nhất Theo Kinaxôtsvili đã làm thí nghiệm với loại chốt píttông có hệ số kích thước

)8,04

 cho rằng lực phân bố trên chiều dài của chốt píttông theo đường parabôn

có số mũ từ (2,5  3) (hình 2.6a) và lực trên phương thẳng góc với đường tâm chốt phân bố theo đường hình sin (hình 2.6b) Chốt píttông biến dạng thành hình ôvan (hình 2.5)

a) b) Hình 2.5 Biến dạng của

chốt píttông

Hình 2.6 Quy luật phân bố lực tác dụng

trên chốt píttông

Độ biến dạng theo tiết diện ngang được tính theo công thức sau:

k El

P d

cp z

3 max

1

109,0

E: Môđun đàn hồi, đối với các loại thép lấy E = 2,15 105 MN/m2

Độ biến dạng tương đối:

002,0max 





cp cp

d

d

Trong đó: dcp là đường kính chốt píttông, cm

Do sự biến dạng của chốt thành hình ô van nên trong tiết diện của chốt sinh ra ứng suất biến dạng (hình 2.7) Tại các điểm 1, 2, 3, 4 có ứng suất lớn nhất

Hình 2.7 Ứng suất biến dạng trên tiết diện ngang của chốt píttông

Tại điểm 1 trên mặt ngoài (00):

Ứng suất kéo:

k d

l

P

cp cp

1)

1(

)1)(

2(.19,

l

P

cp cp

1(

)1)(

2(.174,

Tại điểm 2 trên mặt trong ( 00):

Ứng suất nén:

k d

l

P

cp cp

)1(

)1)(

21(.19,

l

P

cp cp

)1(

)1)(

21(.174,

)17060(][max   MN/m2

2.3 Tính toán thiết kế xécmăng (vòng găng)

2.3.1 Trạng thái làm việc và yêu cầu đối với xécmăng

Để đảm bảo cho píttông di chuyển dễ dàng trong xilanh, píttông lắp ghép với xilanh

có khe hở Do đó, để làm kín buồng đốt và ngăn không cho dầu bôi trơn sục lên buồng đốt phải dùng xécmăng khí và xécmăng dầu

Xécmăng làm việc trong điều kiện chịu nhiệt độ cao, áp suất va đập lớn, ma sát mài mòn nhiều và chịu ăn mòn hóa học của khí cháy và dầu bôi trơn

2.3.2 Vật liệu chế tạo xécmăng

Do điều kiện làm việc của xécmăng như trên, vật liệu chế tạo xécmăng đòi hỏi các yêu cầu sau:

- Có tính chịu mài mòn tốt ở điều kiện ma sát tới hạn;

- Có hệ số ma sát nhỏ đối với mặt xilanh;

- Có sức bền và độ đàn hồi cao và ổn định trong điều kiện nhiệt độ cao;

- Có khả năng rà khít với mặt gương xilanh một cách nhanh chóng

Để đáp ứng các yêu cầu trên, vật liệu để chế tạo xécmăng thường dùng là gang xám hợp kim Ngoài ra còn dùng một số vật liệu mới như hợp kim gốm, graphit, chất dẻo

2.3.3 Tính toán sức bền xécmăng

Tính toán sức bền xécmăng dựa trên giả thiết coi xécmăng là một dầm cong, lực phân bố trong tiết diện làm việc là tùy vào loại xécmăng đẳng áp hay không đẳng áp, do đó phương pháp tính toán cũng khác nhau

2.3.3.1 Tính toán xécmăng đẳng áp

Xécmăng đẳng áp là loại xécmăng có áp suất phân bố đồng đều trên bề mặt làm việc của nó (hình 2.8) Với xécmăng có tiết diện hình chữ nhật, chiều dài l, cao h, khi lắp vào xilanh đường kính ngoài của xécmăng là D, đường kính trung bình là D0:

0

0 D t 2r

Sơ đồ tính toán xécmăng đẳng áp như hình 2.8

Hình 2.8 Sơ đồ tính toán xécmăng đẳng áp

Mômen uốn xécmăng ở tiết diện B-B được tính như sau:

Xét một phân tố dcủa xécmăng, phân tố này chịu lực tác dụng bằng:



phrd

Trong đó: p: Áp suất tiếp xúc của xécmăng khi ở trạng thái làm việc;

r: Bán kính ngoài của xécmăng ở trạng thái làm việc

Lực dP gây ra mômen uốn tại tiết diện B-B nào đó:

dM  0sin(  ) 0sin(  ) (2.32)

Tổng mômen tác dụng trên tiết diện B-B sẽ là:

)cos1()

0 0 0

1)1(2

0 max

D

t phD D

t phr phrr

D p ht

D

t phD W

M

61

)1(2

1

2

2 max

1

Ứng suất cho phép được chọn:

- Đối với động cơ cường hóa: [u1](200300) MN/m2;

- Đối với động cơ ô tô, máy kéo: [u1](300400) MN/m2

Từ các công thức (2.33), (2.34) ta rút ra quan hệ của mômen tại tiết diện bất kỳ so với mômen uốn cực đại:

2

cos1max

1

115,019,3

f E