Những năm gần đầy, nền kinh tế Việt Nam đang phát triển mạnh. Bên cạnh đó kỹ thuật của nước ta cũng từng bước tiến bộ,trong đó có ngành cơ khí động lực nói chung. Để góp phần nâng cao trình độ và kỹ thuật, đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu và chế tạo, đó là yêu cầu cấp thiết. Có như vậy ngành cơ khí động lực của ta mới phát triển được. Sau khi được học hai môn chính của ngành động cơ đốt trong (Nguyên lý động cơ đốt trong và Kết cấu động cơ đốt trong) cùng một số môn cơ sở khác (sức bền vật liệu, cơ lý thuyết,thuỷ khí và máy thuỷ khí... ), sinh viên được giao nhiệm vụ làm đồ án liên môn “Thiết Kế Động Cơ Đốt Trong”. Đây là một phần quan trọng trong nội dung học tập của sinh viên, nhằm tạo điều kiện cho sinh viên tổng hợp, vận dụng các kiến thức đã học để giải quyết một vấn đề cụ thể của ngành. Trong quá trình thực hiện đồ án, nhóm chúng em đã cố gắng tìm tòi, nghiên cứu các tài liệu, làm việc một cách nghiêm túc với mong muốn hoàn thành đồ án tốt nhất. Tuy nhiên, vì bản thân còn ít kinh nghiệm cho nên việc hoàn thành đồ án lần này không thể không có những thiếu sót,chúng em rất mong nhận được sự xem xét và chỉ bảo của các thầy để bản thân ngày càng được hoàn thiện hơn về kiến thức kỹ thuật trong ngành cơ khí động lực. Cuối cùng, nhóm chúng em xin bày tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến các thầy, cô đã tận tình truyền đạt lại những kiến thức quý báu cho em. Đặc biệt, em xin gửi lời cảm ơn đến thầy Lê Minh Đức đã quan tâm, nhiệt tình hướng dẫn trong quá trình làm đồ án. Nhóm chúng em rất mong muốn nhận được sự xem xét và chỉ dẫn của các thầy để chúng em ngày càng hoàn thiện kiến thức của mình. Nhóm chúng em xin chân thành cảm ơn, mong gửi được lời chúc tốt đẹp nhất đến các thầy cô khoa Cơ Khí Giao Thông để là người lái đò vững chắc cho thế hệ mai sau.
XÂY DỰNG ĐỒ THỊ CÔNG, ĐỘNG HỌC, ĐỘNG LỰC HỌC CỦA ĐỘNG CƠ
Đồ thị chuyển vị, vận tốc theo alpha
4.1 Đồ thị biễu diễn hành trình piston x = f(α)
- Chọn tỷ lệ xích: ηα = 2 (độ/mm)
P kt [ MN m² ] àP=àPj=0,05188[ MN/m² mm ] a 1 a 4 a 2 a 3
- Xét α từ 0 -180º Ta có bảng só liệu sau:
4.2 Đồ thị biểu diễn tốc độ của piston v=f(α)
* Vẽ đường biễu diễn tốc độ theo phương pháp đồ thị vòng
- Xác định vận tốc góc của chốt khuỷu
- Vẽ đường tròn tâm O bán kính R2 mm
- Chia nửa vòng tròn tâm O bánh kính R thành 18 phần bằng nhau và đánh sô thứ tự từ 1 đến 18:
- Chia vòng tròn tâm O bán kính R2 thành 18 phần bằng nhau và đánh số thứ tự từ 1’ đến 18’ và theo chiều ngược lại
Từ các điểm 1, 2, 3, kẻ các đường thẳng vuông góc với AB để cắt các đường song song với AB từ các điểm 1’, 2’, 3’, tương ứng với các giao điểm Khi nối các giao điểm này lại, ta sẽ có đường cong giới hạn tốc độ của piston Khoảng cách từ đường cong này đến nửa đường tròn biểu diễn trị số tốc độ của piston ứng với các góc α.
* Vẽ đường biễu diễn tốc độ trên excel
* Để khảo sát mối quan hệ giữa hành trình piston và vận tốc của piston ta đặt chúng cùng chung hệ trục tọa độ
Đồ thị biễu diễn gia tốc j=f(α)
- Chọn hệ trục tọa độ với trục hoành biễu diễn α, trục tung biễn diễn giá trị của gia tốc
Giải gia tốc của Piston bằng phương pháp đồ thị thường dùng phương pháp TôLê Cách tiến hành cụ thể như sau:
- Lấy đoạn thẳng AB = S = 2R Từ A dựng đoạn thẳng AC = Jmax = R 2 (1+) Từ B dựng đoạn thẳng BD = Jmin = -R 2 (1-), nối CD cắt AB tại E
Lấy EF = -3R 2 Nối CF và DF
- Phân đoạn CF và DF thành những đoạn nhỏ bằng nhau ghi các số 1, 2, 3, 4,… và 1’, 2’, 3’, 4’
- Nối 11’, 22’, 33’, 44’, Đường bao của các đoạn thẳng này biểu thị quan hệ của hàm số: j = f(x)
- Từ điểm A tương ứng với điếm chết trên lấy lên phía trên 1 đoạn 𝐴𝐶 = 𝑗 𝑚𝑎𝑥
𝜇 𝑗 Từ điểm B tương ứng với điểm chết dưới lấy xuống dưới 1 đoạn 𝐵𝐷 = 𝑗 𝑚𝑖𝑛
CD cắt trục hoành tại E, từ E lấy xuống dưới một đoạn 𝐸𝐹 = −3𝑅λ𝜔 2
- Ta có đươc đô thị:
Hình 1.4: Đồ thị gia tốc j.
Đồ thị khai triển: P kt , P j , P 1 – α
Pkt = Pj = P1 = 0,052 [MN/(m 2 mm)] ; = 2 [ 0 /mm]
- 𝑃 1 ta tính theo công thức :
- 𝑃 𝑘𝑡 ta lấy từ số liệu đã tính từ đồ thị công (p-v)
- Ta lập được bảng giá trị của 𝑃 𝑘𝑡 , 𝑃 𝑗 , 𝑃 1 a Px Pjbd P1 độ Mpa mm mm
- Các đồ thị 𝑃 𝑘𝑡 , 𝑃 𝑗 , 𝑃 1 được biễu diễn trên cùng 1 trục tọa độ
- Chọn hệ trục tọa độ có trục tung chỉ 𝑃 𝑘𝑡 , 𝑃 𝑗 , 𝑃 1 trục hoành chỉ anpha
- Chuyển dữ liệu từ excel sang cad ta được đồ thi:
Đồ thị biễu diễn lực tiếp tuyến T - lực ngang N – lực pháp tuyến Z
- Ta kết hợp ba đồ thị T=f(α), N= f(α), Z= f(α) trên cùng 1 đồ thị
- Áp dụng các công thức tính T, N, Z:
- P1 được tính theo công thức:
Pkt và Pj được lấy từ thông số cho trước và tính bên đồ thị khai triển
- Từ đó ta lập được bảng:
- Chọn hệ trục tọa độ với trục tung biễu diễn giá trị biễu diễn của các lực T, N, Z và trục hoành biễu diễn giá trị của góc α
- Chuyển dữ liệu từ excel sang cad ta được đồ thị
Vẽ đồ thị tổng T: ∑T=f(α)
Để vẽ đồ thị tổng T ta thực hiện theo những bước sau:
- Lập bảng xác định góc αi ứng với góc lệnh các khuỷu theo thứ tự làm việc
- Thứ tự làm việc của động cơ là: 1-2-3-4-5-6
Xi lanh Thứ tự làm việc α
1 nạp nén cháy- giản nở Thải 0 Ð? TH? T , Z , N
N Z àT=àN=àZ=0,05188[ MN/m² mm ] a° [ d?]
2 thải nạp nén Cháy giản nở 600
3 cháy giản nở thải nạp nén 480
4 nén cháy giản nở thải nạp 360
5 nạp nén cháy- giản nở Thải 240
6 thải nạp nén Cháy giản nở 120
Sau khi xác định góc αi cho các khuỷu theo thứ tự làm việc, chúng ta sử dụng bảng tính T, N, Z cùng với tỷ lệ xớch à∑T = àT = 0.05188 (MN/m².mm) để lập bảng tính.
∑T=f(α) Trị số của Ti đã được tịnh tiến theo α
- Cộng tất cả các giá trị của Ti ta có ∑T= T1+T2+T3+T4+T5+T6
1 T1 2 T2 3 T3 4 T4 5 T5 6 T6 T độ mm độ mm độ mm độ mm độ mm độ mm mm
28 số liệu đồ thị tổng T
- Nhận thấy đồ thị tổng T lặp lại theo chu kỳ 180 0 vì vậy chỉ cần tính tổng T từ 0 0 đến
180 0 sau đó suy ra cho các chu kỳ còn lại
- Vẽ đồ tị tổng T bằng cách
Bước 1, Tạo hàm và ở excel là =α&”,”&∑T và kéo công thức đến 180 0
Bước 2, Copy chuỗi số vừa tạo, sau đó vào AutoCad tạo trục hoàng Là α trục tung là ∑T
Bước 3, Gắn trục tọa độ OXY vào biểu đồ sau đó sử dụng lệnh Spline sau đó dán chuỗi số đã copy ở excel và nhấn Enter Đồ thị tổng T
- Sau khi đã có đồ thị tổng T: ∑T=f(α) ta vẽ ∑Ttb (đại diện cho mô men cản).
Đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu
Đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu giúp xác định lực tác dụng tại từng vị trí của chốt khuỷu Từ đồ thị này, chúng ta có thể tính toán trị số trung bình của phụ tải, cũng như xác định lực lớn nhất và nhỏ nhất Ngoài ra, đồ thị còn cho phép xác định khu vực chịu tải ít nhất, từ đó xác định vị trí lỗ khoan dẫn dầu bôi trơn và tính toán phụ tải khi xem xét sức bền của ổ trục.
Các bước tiến hành để vẽ đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu tiến hành như sau:
- Vẽ hệ trục tọa độ TO’Z trong đó trục hoành O’T có chiều dương từ tâm O’ về phía phải còn trục tung O’Z có chiều dương hướng xuống dưới
- Dựa vào bảng tính T và Z Ta có được tọa độ các điểm ứng với các góc α = 10°; 20°; 30°…720° Cứ tuần tự ta xác định được các điểm từ 0 đến 720 độ
- Ta dùng lệnh nối trong excel giữa 2 trục hoành và trục tung ta copy hàm đã nối
Và dùng phần mềm autocad để vẽ bằng lệnh spl thì ta sẽ vẽ được đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu
- Từ gốc tọa độ của O’ lấy theo hướng dương của Z một khoảng:
Tâm chốt khuỷu, ký hiệu là O, là điểm quan trọng trong việc xác định lực tác dụng lên chốt khuỷu Từ điểm O, chúng ta có thể vẽ một đường tròn biểu thị cho chốt khuỷu Giá trị của lực tác dụng được biểu diễn bằng một vectơ, với gốc tại O và ngọn tại một điểm bất kỳ trên đường biểu diễn đồ thị phụ tải.
Hình 1.7: Đồ thị phụ tỉa tác dụng lên chốt khuỷu.
Vẽ đồ thị phụ tải tác dụng lên đầu to thanh truyền
Để vẽ đồ thị phụ tải tác dụng lên đầu to thanh truyền ta thực hiện theo các bước như sau:
- Tính các giá trị T’ và Z’ qua các công thức sau:
- Sau khi có được giá trj của T’ và Z’ ta tạo hàm và giữa T’&Z’ trong bảng excel:
=T’&”,”&Z’ sau đó kéo công thức này đến hết chuỗi số
Vẽ một đường tròn có tâm O và đường kính tương đương với đầu to của thanh truyền Tiến hành kẻ các đường đi qua tâm của đường tròn, đảm bảo rằng các đường này cách nhau 10 độ.
- Vẽ trục hoàng là T’ & trục tung là Z’
To create a spline in AutoCAD, first, establish the OXY coordinate system on the vertical and horizontal axes Next, use the Spline tool, copy the function number sequence from Excel, and transfer the coordinates T’ and Z’ into AutoCAD Finally, paste the data into the Spline command and press Enter to complete the process.
- Đánh các điểm số từ 0, 10, 20, …720 để thể hiện 72 điểm được vẽ trên đồ thị
Hình 1.8: Đồ thị phụ tải tác dụng lên đầu to thành truyền.
Đồ thị khai triển vector phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu Q=f(α)
- Chọn tỷ lệ xích: ηα = 2 (độ/mm)
Để xác định giá trị Q, ta cần đo khoảng cách từ tâm O của đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu đến các điểm a=(T;Z) Do đó, Q có thể được tính theo công thức đã nêu.
Bảng 1.9: số liệu đồ thị khai triển vector phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu Q=f(α)
+ Chuyển dữ liệu từ excel sang cad ta được đồ thị:
Hình 1.9: Đồ thị khai triển phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu.
Đồ thị mài mòn chốt khuỷu
- Ta tính toán đồ thị mài mòn chốt khuỷu từ đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu :
Để xác định độ mài mòn chính xác hơn, ta chia đường tròn thành 24 đoạn bằng nhau và đánh số thứ tự theo chiều ngược kim đồng hồ.
- Từ mỗi điểm trên đường tròn O1, O2, O3,… ta kẻ đường thẳng đi qua tâm đường tròn
Sau khi vẽ các đường thẳng, sẽ xuất hiện nhiều điểm cắt giữa các đường thẳng và đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu, như a, b, c, v.v Ngoài ra, cũng có những đường thẳng không cắt vào đồ thị phụ tải.
Khi các đường thẳng cắt qua đồ thị phụ tải, ta cần đo khoảng cách từ tâm O của đường tròn đến các điểm cắt, từ đó thu được các khoảng cách khác nhau như Oa, Ob, Oc, … trên đường thẳng đó.
- Sau khi tính được các khoảng cách, ta tính được tổng các khoảng cách đó trên 1 đường thẳng
- Lực tác dụng có ảnh hưởng đều trong miền 120°
- Tương đương các điểm bên cạnh sẽ chịu ảnh hưởng mài mòn từ các điểm khác, ta tính được tổng lực mài mòn trên 1 điểm
Bảng 1.10: số liệu đồ thị mài mòn chốt khuỷu c) Đồ thị :
- Trong cửa sổ Autocad, ta dùng lệnh Spline để nối các điểm tượng trưng cho độ sâu mài mòn tại 24 điểm ban đầu
- Tiếp theo ta khảm các độ sâu mài mòn để hoàn tất đồ thị
Hình 1.10: Đồ thị mài mòn chốt khuỷu.
PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU ĐỘNG CƠ THAM KHẢO
1.Chọn động cơ tham khảo: Mercedes-Benz M272
1.1 Giới thiệu chung về động cơ Động cơ Mercedes-Benz M272 là động cơ sử dụng nhiên liệu xăng, động cơ 4 kỳ bố trí 6 xilanh theo chữ V có góc lệch giữa 2 hàng xilanh là 90 độ, thứ tự làm việc 1-2-3-4- 5-6, với dung tích xilanh 3,5 lít Sử dụng cơ cấu phân phối khí loại DOHC, với 24 xupap được điều khiển bởi 4 trục cam, trục được dẫn động bằng xích thông qua con đội thủy lực với hệ thống van nạp biến thiên thông minh VVT-i Động cơ có công suất 200 (KW), số vòng quay 6000 (vòng/phút), đường kính xilanh 92,9 (mm) và hành trình là 86 (mm)
Thông số kĩ thuật Kí hiệu Giá trị đề Giá trị động cơ
Số xilanh / Số kỳ / cách bố trí i / τ 6 / 4 / V6 /
Tỷ số nén ε 10.7 10.7 Đường kính x hành trình piston (mm x mm)
Công suất cực đại / số vòng quay (kW/ v/ ph)
Tham số kết cấu λ 0.3 0.28 Áp suất cực đại(MN/m 2 ) pz 8.3
Khối lượng nhóm piston(kg) mpt 0.9
Khối lượng nhóm thanh truyền (kg) mtt 1.2
Góc đánh lửa sớm (độ) θs 12
Góc phân phối khí (độ) α1 22 α2 25 α3 42 α4 15
Hệ thống nhiên liệu GDI port injection
Hệ thống bôi trơn Force-feed lubrication system
Hệ thống làm mát Forced
Hệ thống phân phối khí 24 valve, DOHC 24 valve, DOHC
1.2 Cơ cấu Trục khuỷu thanh truyền: a Nhiệm vụ:
Cơ cấu khuỷu trục thanh truyền là thành phần quan trọng trong động cơ, có chức năng chuyển đổi lực khí thể từ quá trình đốt cháy nhiên liệu thành mô men quay của trục khuỷu Cơ cấu này bao gồm hai nhóm chi tiết chính: nhóm chi tiết cố định và nhóm chi tiết chuyển động Nhóm chi tiết chuyển động bao gồm pít tông, thanh truyền, trục khuỷu và bánh đà, trong khi nhóm chi tiết cố định gồm thân máy, nắp xy lanh, ống lót xy lanh và các te dầu.
Thân máy và nắp xy lanh là nơi lắp đặt và bố trí hầu hết các cụm, chi tiết của động cơ Trên thân máy, các thành phần như xy lanh, hệ trục khuỷu và bộ phận truyền động được sắp xếp để dẫn động các cơ cấu và hệ thống khác của động cơ, bao gồm trục cam, bơm nhiên liệu, bơm nước, bơm dầu và quạt gió.
Thân máy của động cơ là dạng thân xy lanh - hộp trục khuỷu, trong đó khối thân xy lanh được chế tạo liền với nửa trên của hộp trục khuỷu, tạo thành vỏ thân xy lanh có khả năng chịu lực Được sản xuất từ gang đúc, thân máy có tính dẫn nhiệt tốt, đảm bảo hiệu suất hoạt động của động cơ.
Nắp xy lanh động cơ M272 là nắp chung cho 6 xy lanh, được làm từ hợp kim nhôm, mang lại ưu điểm nhẹ, tản nhiệt hiệu quả và giảm nguy cơ kích nổ Nắp này được kết nối với thân máy thông qua đệm nắp máy và các gu giông.
Nắp xy lanh, cùng với pít tông và xy lanh, tạo thành buồng cháy của động cơ M272, có hình dạng đỉnh lõm Trên nắp xy lanh, nhiều bộ phận quan trọng được lắp đặt, bao gồm bugi, vòi phun và cụm xu páp Bên cạnh đó, nắp xy lanh còn được trang bị các đường ống nạp, đường thải, đường nước làm mát và đường dầu bôi trơn, giúp tối ưu hóa hoạt động của động cơ.
Kết cấu nắp xy lanh rất phức tạp do phải chịu đựng điều kiện làm việc khắc nghiệt, bao gồm nhiệt độ cao, áp suất khí lớn và sự ăn mòn hóa học từ các chất ăn mòn có trong sản phẩm cháy.
Piston là một bộ phận thiết yếu trong động cơ đốt trong, chịu tải trọng cơ học lớn và nhiệt độ cao trong suốt quá trình hoạt động Piston phải đối mặt với ứng suất cơ học và nhiệt do khí thể cũng như lực quán tính, trong khi mài mòn xảy ra do thiếu dầu bôi trơn giữa mặt ma sát của piston và xilanh Nhiệm vụ chính của piston là cùng với xilanh và nắp máy tạo thành buồng cháy kín, ngăn không cho khí cháy thoát xuống các te và dầu nhờn từ hộp trục khuỷu xâm nhập vào buồng cháy Piston tiếp nhận lực khí thể và truyền lực cho thanh truyền, giúp quay trục khuỷu trong quá trình nén, đồng thời đẩy khí thải ra ngoài và hút khí nạp mới vào buồng cháy.
Piston được làm từ hợp kim nhôm chịu nhiệt, với đầu piston được thiết kế có ba rãnh để lắp xéc măng khí và xéc măng dầu Thân piston có hình dạng côn, tiết diện ngang hình oval và bao gồm hai bệ để hỗ trợ chốt piston.
Phân tích kết cấu piston: Đỉnh piston: Là loại đỉnh được đúc với mục đích là để tạo hỗn hợp nhiên liệu và không khí tốt hơn
44 Đầu piston: Làm nhiệm vụ bao kín buồng cháy Trên bề mặt trụ ngoài của piston có khoét 2 rãnh để lắp xecmang khí và 1 rãnh lắp xecmang dầu
Thân piston: Làm nhiệm vụ dẫn hướng cho piston chuyển động trong xy lanh và chịu lực ngang N
Chiều dài thân piston phụ thuộc vào loại động cơ, với yêu cầu không được quá dài để tránh tăng ma sát và trọng lượng Nếu thân piston quá ngắn, áp suất nén trên thành xy lanh sẽ tăng, dẫn đến khả năng dẫn hướng kém.
Vị trí của lỗ bệ chốt piston Trong quá trình làm việc piston chịu lực ngang
N Nếu chốt piston đặt chính giữa chiều dài thân piston thì trạng thái tĩnh áp suất phân bố đều nhưng khi piston chuyển động , do lực ma sát tác dụng làm piston có xu hướng quay quanh chốt nên áp suất của piston nén trên xy lanh sẽ không đều Vì vậy người ta đặt chốt piston cao hơn trọng tâm của phần thân để áp suất do N và lực ma sát gây ra phân bố đều hơn Thường lấy : lch=(0.6-0.7)lth
Thân piston thường có hình dạng ô van hoặc được vát ở hai đầu bệ chốt để ngăn ngừa hiện tượng bó kẹt trong xy lanh khi bị biến dạng do lực khí thể Pz, lực ngang N và nhiệt độ Để cải thiện tình trạng này, người ta còn thiết kế rãnh thoát nhiệt trên piston giữa hai xecmang.
Chân piston thường được thiết kế với vành đai nhằm tăng cường độ cứng vững Mặt trụ tại vành đai này thường được sử dụng làm mặt chuẩn trong quá trình gia công piston Để điều chỉnh trọng lượng của piston, người ta thường thực hiện việc cắt bỏ một phần kim loại ở chân piston.
Hình 2.3 Xéc măng động cơ M272
Xéc măng khí đóng vai trò quan trọng trong việc kín buồng cháy của động cơ, giúp dẫn nhiệt từ đỉnh piston ra thành xilanh và tới nước làm mát Mỗi piston được trang bị hai xéc măng khí lắp vào hai rãnh trên cùng, và để đảm bảo sự khít khao với thành xilanh, xéc măng được mạ một lớp thiếc.
45 măng khí phía trên được mạ Crom để giảm mài mòn Vật liệu chế tạo xéc măng khí là thép hợp kim cứng
Xéc măng dầu, được chế tạo từ thép chống gỉ, có vai trò quan trọng trong việc phân phối đồng đều lớp dầu trên bề mặt làm việc Nó cũng giúp gạt bỏ dầu bôi trơn thừa từ xilanh trở về cacte, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu cho động cơ.
THIẾT KẾ KỸ THUẬT VÀ TÍNH BỀN CÁC NHÓM VÀ CHI TIẾT CỦA HỆ THỐNG
Hình 6.1: Các thông số kết cấu của piston
Thông số Công thức Giá trị tính Giá trị vẽ
Chiều dày đỉnh δ không làm mát đỉnh (0.03-0.09)D 2.787 8.361 8
Kc c từ đỉnh đến xec men thứ 1 (0,5-1,5)δ 2.3225 13.935 10
Chiều dày s của phần đầu (0,05-0,1)D 4.645 9.29 10
Vị trí của chốt piston H-h (0,5-1,2)D 46.45 111.48 40 Đường kính chốt piston dcp (0,22-0,3)D 20.438 27.87 25 Đường kính bệ chốt db (1,3-1,6)dcp 26.5694 44.592 37 Đường kính lỗ trong chốt do (0,6-0,8)dcp 12.2628 22.296 22
Chiều dày phần thân s1 2-5 mm 2 5 5
Chiều dày hướng kính t của xm (1/22-1/26)D 4.22272727 3.57307692 chiều cao a của secmen khí 2,2-4mm 2.2 4 4 số séc măng dầu 1-3 1 3 1
Chiều dày bờ rãnh a1 ≥a 2.2 4 4 áp suất tiếp xúc trên bệ piston kb
20- 30(MN/m2) 0.00002 0.00003 Chiều dài làm việc của bệ chốt l1
Bảng 6.1 Các thông số kết cấu của piston (động cơ xăng cao tốc)
3.1.2 Tính bền piston: Đỉnh Piston:
-Đỉnh piston 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 pit-tông chịu tải trọng phức tạp, việc tính toán đỉnh pit-tông chỉ có thể thực hiện bằng các phương pháp gần đúng dựa trên những giả thuyết nhất định Phương pháp Back, một trong những phương pháp này, được xây dựng trên các giả thuyết cụ thể nhằm tối ưu hóa quá trình tính toán.
Coi đỉnh pit-tông như một đĩa tròn, có chiều dày đồng đều đặt tự do trên hình trụ rỗng
-Áp suất khí thể pz max = 5,1 MPa tác dụng lên đỉnh piston phân bố đều
-Lực khí thể Pz max = pz max.Fp và phản lực của nó gây uốn đỉnh pit-tông
Xét ứng suất uốn ở tiết diện x-x
-Trên nửa đỉnh pit-tông có các lực tác dụng sau đây :
4 =0.0345 MN Tác dụng lên trọng tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn :
Phản lực phần bố trên nữa đường tròn đường kính Di cũng có trị số bằng 𝑃 𝑍𝑚𝑎𝑥
2 , tác dụng lên trọng tâm của nữa đường tròn, cách trục x-x một đoạn:
Do đó chịu momen uốn:
𝜋(𝑀𝑁 𝑚) Mô- đun chống uốn của đỉnh:
Do đó ứng suất uốn đỉnh pit- tông:
𝑚 2 ) Ứng suất cho phép đối với piston bằng nhôm đỉnh có gân:
Tiết diện nguy hiểm nhất chịu kéo và chịu nén thường nằm ở tiết diện ngang x-x, vị trí trên chốt chứa các lỗ thoát dầu bôi trơn từ rãnh xéc măng dầu Ứng suất kéo xảy ra vào cuối hành trình thải và đầu hành trình nạp.
Fx-x: Diện tích tiết diện ngang x-x trừ bớt diện tích qua đường tâm của các lỗ thoát dầu bôi trơn, m 2
Bán kính vòng quay trục khuỷu R=0,043 (m)
Vận tốc của trục khuỷu 𝜔 = 𝜋.𝑛
Diện tích tại tiết diện I-I:
2 Ứng suất nén: ( đầu hành trình cháy dãn nỡ)
Thân piston (Phần dẫn hướng): Áp suất riêng trên bề mặt tiếp xúc với mặt gương xilanh:
0,0929.0,055 = 0,65 𝑀𝑁 Trong đó: 𝐿 th - chiều dài phần dẫn hướng (phần thân piston), m
N max - Lực ngang lớn nhất, MN
Tính theo sự biến thiên của lực ngang N trên máy tính, ta xác định N max =0,65 MN Động cơ oto cao tốc có 𝑞 𝑝 = 0,6 ÷ 1,2 ( 𝑀𝑁
Chốt piston: Ứng suất uốn:
Nếu coi chốt piston như một dầm đặt tự do trên hai gối đỡ, lực chịu tác dụng có thể phân bố theo hình 1.4
`Khi chịu lực khí thể, chốt bị uốn lớn nhất ở tiết diện giữa chốt Momen uốn chốt có thể xác định theo công thức:
4 ) = 1,3.10 −4 (𝑀𝑁) Modun chống uốn của tiết diện chốt pitston bằng:
= 1,56.10 −6 (𝑚 3 ) Ứng suất uốn của chốt piston
Chốt piston chịu cắt ở tiết diện I-I trên hình 1-4, ứng suất cắt xác định theo công thức sau:
𝑚 3 ) Ứng suất tiếp xúc trên đầu nhỏ thanh truyền:
3.2.1 Các thông số ban đầu:
Hình 6.2 Các thông số kết cấu của nhóm thanh truyền
Hình 6.3 Sơ đồ tính toán đầu nhỏ
Thông số Công thức Giá trị tính Đơn vị Đường ngoài bạc d1
(1,1-1,25)dcp 22,48 - 34,84 mm Đường kính đầu nhỏ d2
Chiều dài đầu nhỏ ld
Chiều dày bạc đầu nhỏ
Bảng 6.2 thông số kết cấu của dầu nhỏ thanh truyền
Khe hở giữa đầu nhỏ thanh truyền với chốt piston
Thân thanh truyền có tiết diện chữ I được ưa chuộng nhờ vào việc sử dụng vật liệu hợp lý, giúp giảm trọng lượng nhưng vẫn đảm bảo độ cứng vững cao.
Tiết diện ngang thân thanh truyền có dạng chữ I, được chế tạo theo phương pháp rèn khuôn
Hình 6.4 Sơ đồ tính toán thân thanh truyền Bảng6.3 các thông số kết cấu của thân thanh truyền
Thông số thân thanh truyền
Chiều dài thanh truyền L(mm) L=R/λ3,33
H(mm) 20,23 h(mm) 0,688 x H = 13,52 Độ dày thân thanh truyền B(mm) 0,75 x H = 15,16
73 b/2(mm) 0,292 x H = 5,9 t(mm) 0,166 x H = 3,36 Đường kính chốt khuỷu dck (mm) (0,56-0,75)D = (52,024 - 69675)
Chiều dài bạc lót tbl (mm)
Khoảng cách tâm bu lông c (mm) (1,3-1,75) dck = (67,63 – 121,93)
Chiều dài đầu to ldt (mm) (0,45-0,95) dck =(23,41 – 66,19)
3.2.4 Tính bền đầu nhỏ thanh truyền: đầu nhỏ mỏng
3.2.4.1Khi chịu kéo (ĐCT ở cuối thải, đầu nạp):
2 × 15 × 10 −3 = 136,7𝑀𝑝𝑎 Coi đầu nhỏ là 1 dầm cong đối xứng ngàm tại tiết diện C-C về mỗi phía như hình vẽ trên với góc ngàm γ :
- Xác định góc γ: γ = 90 + arccos
Cắt dầm cong tại tiết diện đối xứng A-A và thay bằng lực kéo và mômen uốn tương ứng NA và MA:
Hệ số ảnh hưởng việc lắp bạc lót vào đầu nhỏ thanh truyền:
Môđun đàn hồi vật liệu đầu nhỏ, chọn: Ed = 2,2.10 5 MPa đối với thép
Môđun đàn hồi vật liệu bạc, chọn: Eb = 1,2.10 5 MPa đối với đồng thau
Tại mặt cắt C-C ta có:
Mjc = MA + NA.ρ(1 – cos γ) – 0,5.Pj.ρ.(sin γ – cos γ)
Njc = NA cos γ + 0,5Pj(sin γ – cos γ)
- ứng suất kéo mặt ngoài của đầu nhỏ:
- ứng suất kéo của mặt trong đầu nhỏ:
3.2.4.2 Khi chịu nén (ở ĐCT, đầu hành trình dãn nở):
Lực nén tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền
= 0,09 10 6 0,0068 − 0,9.0,043 628,3 2 (1 + 0,3) 0,0068 = 476,73(𝑁) Tại tiết diện nguy hiểm C-C:
= −1,4488(𝑀𝑁 𝑚) lực kéo pháp tuyến tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền là:
76 ứng suất nén mặt ngoài và mặt trong tại C-C là:
= −72618𝑀𝑁/𝑚 2 3.2.4.3: ứng suất biến dạng của đầu nhỏ thanh truyền Độ giãn nở khi đầu nhỏ thanh truyền chịu nhiệt
∆ 𝑡 = (𝛼 𝑏 − 𝛼 𝑡𝑡 )𝑡 𝑑1 = (1,8 − 1) 10 −5 370.26 = 0.07696𝑚𝑚 Trong đó : αb(đồng)= 1,8.10 -5 , αtt(thép)= 1.10 -5 là hệ số dãn dài của vật liệu
Ngoài ra độ dôi lắp ráp ta chọn mới ghép H7/k6 : ∆= 0.015𝑚𝑚
3.2.4.4 hệ số an toàn của đầu nhỏ thanh truyền ứng suất cực đại của chu trình là:
𝑑2 2 − 𝑑1 2 = 492,9𝑀𝑁/𝑚 2 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝑛𝑗 + 𝜎 𝑛∆ = 8023,2𝑀𝑁/𝑚 2 ứng suất cực tiểu của chu trình:
Hệ số an toàn của đầu nhỏ thanh truyền:
Trong đó: chọn Y 𝜎 = 0,1 Đối với thép cacbon: 𝜎 −1 = 180 − 250𝑀𝑃𝑎, chọn : 𝜎 −1 = 250𝑀𝑃𝑎 3.2.4.5 Tính toán bền thân thanh truyền(động cơ cao tốc)
Lực tác dụng tác dụng khi thanh truyền chịu nén và uốn dọc tại tiết diện trung bình khi piston ở vị trí ĐCT:
𝑷 Ʃ = 𝑷 𝒛 − 𝑷 𝒋 = 𝟖, 𝟑 − 𝟒, 𝟏 = 𝟒, 𝟐𝑴𝑷𝒂 3.2.4.6 tính toán bền đầu to thanh truyền
Tổng lực kéo ở đầu to thanh truyền
Pd=Pj+Pkd= FpRw 2 (m(1+λ)+(m2-mn)).10 -6 =5,78Mpa
-Khoảng cách giữa 2 trục chính: l = (1.1-1.25)D
-Đường kính trục chính dow =(0.5-0.8)D
-Chiều dài trục chính low =(0.5-0.6)dow
-Đường kính chốt khuỷu dck= (0.5-0.7)D
-Chiều dài chốt khuỷu lmw =(0.45-0.65)dmw
-Bề dày má ngoài h= (0.15-0.35)dmw
-Chiều dài má ngoài b= (1.7-2.9)dmw
Sơ đồ tác dụng lên khuỷu trục:
Các lực tác dụng lên cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền
+ Pkt: lực khí thể tác dụng lên các piston;
+ J: gia tốc chuyển động của nhóm khối lượng chuyển động tịnh tiến;
+ Z: phản lực pháp tuyến các gối trục;
Bỏ qua các điền kiện:
+ Lực ma sát tại các khớp quay;
+ Lực ngang của piston tác dụng lên xylanh;
+ Lực quán tính của nhóm khối lượng chuyển động quay;
Tính toán bền trục khuỷu là quá trình kiểm tra tính hợp lý của các kích thước của trục khuỷu Do không thể áp dụng điều kiện tính toán cho tất cả các trường hợp, quá trình này chỉ tập trung vào những tình huống nguy hiểm nhất Trục khuỷu thường gặp rủi ro cao nhất khi phải chịu tải trọng lớn.
- Trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax
- Trường hợp chịu lực tiếp tuyến lớn nhất Tmax
- Trường hợp chịu lực ∑Tmax
3.3.2 Tính bền các trường hợp chịu tải: a, Trường hợp khởi động:
-Giả sử khuỷu trục ở vị trí ĐCT ( α = 0 0 ), do đó tốc độ nhỏ bỏ qua lực quán tính
- Các phản lực xác định theo công thức sau:
* Tính sức bền của chốt khuỷu:
- Mô men uốn của chốt khuỷu (tính đối với tiết diện giữa của chốt) bằng:
- Ứng suất uốn chốt khuỷu được xác định theo công thức: σu = 𝑀 𝑢
-Kết luận: σu = 10.625 (MN/m 2 ) < [σu] = 80-120 (MN/m 2 ) chốt khuỷu đảm bảo điều kiện bền
*Tính sức bền của má khuỷu:
- Ứng suất uốn của má khuỷu bằng: σu = 𝑀 𝑢
- Ứng suất nén má khuỷu: σn = 𝑍
- Ứng suất tổng cộng: σt = σu + σn = 61,29+ 8,48= 69,77 (MN/m 2 )
Vậy: σt = 69,77 (MN/m 2 ) < [σu] = 120-180 (MN/m 2 ) má khuỷu đảm bảo điều kiện bền
* Tính sức bền của cổ khuỷu:
- Ứng suất uốn cổ trục khuỷu: σu = 𝑍
Vậy: σu = 35,1875 (MN/m 2 ) < [σu] = 60-100 (MN/m 2 ) cổ trục khuỷu đảm bảo điều kiện bền b, Các giá trị lực của trường hợp chịu lực pháp tuyến lớn nhất Zmax :
Lực tác dụng xác định theo công thức sau :
Lực quán tính li tâm của chốt khuỷu:
Lực quán tính ly tâm của khối lượng thanh truyền quy về tâm chốt khuỷu:
Lực quán tính ly tâm của má khuỷu:
Lực quán tính ly tâm của đối trọng:
Xác định khuỷu nguy hiểm:
- Trong trường hợp này vị trí tính toán α = αZmax, góc αmax xác định trên đồ thị Z (α) tađược αZmax70 o
Căn cứ vào đồ thị T ta có thể xác định trị số T ở các góc quay α
Để xác định trị số ∑Ti-1 tác dụng lên khuỷu của động cơ khi các khuỷu chịu lực Zmax, chúng ta áp dụng phương pháp lặp thông qua bảng sau: α [°] 370°, 490°, 610°, 10°, 130°, 250°.
Nhìn vào bảng trên ta thấy khuỷu thứ 2 ngoài viêc chịu lực Zmax mà còn chịu thêm lực ∑Ti-1 lớn nhất
Tính bền má khuỷu: Ứng suất nén má khuỷu:
=-0.357264072 Mpa Ứng suất uốn quanh trục y-y:
= 4.15451E-05 MPa Ứng suất uốn quanh trục x-x:
Bánh đà là một chi tiết dạng bạc được lắp lên trục khuỷu của động cơ và trục chính của các máy công cụ, nhằm mục đích cân bằng máy.
Ngoài ra, trên bánh đà còn có chỗ lắp puli căng đai truyền động đi xa
Bánh đà có chức năng chính là tích trữ năng lượng dư thừa trong quá trình sinh công, giúp bù đắp cho phần năng lượng thiếu hụt trong các hành trình tiêu hao công Nhờ đó, bánh đà làm cho trục khuỷu quay đều hơn và giảm biên độ dao động tốc độ góc của trục khuỷu.
- Vật liệu để chế tạo bánh đà là gang xám
- Bánh đà được lắp trên mặt bích ở phần đuôi trục khuỷu bằng bulông
- Vành răng được cố định trên bánh đà băng cách ép nóng có độ dôi lớn
Bánh đà được thiết kế với các lỗ để lắp chốt định vị, giúp cố định bánh đà với mặt bích Chốt này không chỉ có chức năng định vị mà còn chịu lực cắt, thay thế cho bulông.
- Kết cấu của bánh đà:
Tính bền bánh đà Ứng suất hướng kính :
𝑟 2 5852.75 Ứng suất tiếp tuyến cực đại:
THIẾT KẾ THÂN MÁY - NẮP MÁY VÀ CƠ CẤU PHÂN PHỐI KHÍ
1 Giới thiệu hệ thống phân phối khí
1.1 Nhiệm vụ, yêu cầu và nguyên lý làm việc của hệ thống phân phối khí:
Cơ cấu phân phối khí là thiết bị quan trọng trong động cơ, giúp thực hiện quá trình thay đổi khí bằng cách thải sạch khí thải và nạp đầy hỗn hợp khí nạp hoặc không khí Điều này đảm bảo động cơ hoạt động liên tục, ổn định và phát huy tối đa công suất thiết kế.
1.1.2 Yêu cầu của hệ thống phân phối khí:
- Đảm bảo chất lượng quá trình thay đổi khí: chất lượng thải sạch và chất lượng nạp đầy
- Tránh không cho khí thải trên đường thải trở lại trong xilanh
- Ít mòn, ít tiếng kêu
Cơ cấu phân phối khí hoạt động dựa trên hai quá trình cơ bản: đầu tiên là quá trình vấu cam đẩy mở xupáp, tiếp theo là quá trình lò xo giãn đóng kín xupáp.
Quá trình vấu cam đẩy mở xupáp diễn ra khi động cơ quay trục khuỷu thông qua cơ cấu dẫn động phân phối khí bằng bánh xích Khi trục cam quay, vấu cam tiếp xúc với con đội, ép lò xo nén lại và đẩy xupáp di chuyển xuống, mở cửa nạp để cho phép môi chất mới vào buồng đốt Đồng thời, cửa thải cũng được mở trong quá trình thải, giúp khí cháy thoát ra ngoài môi trường.
Quá trình đóng kín xupáp diễn ra khi trục cam quay đến vị trí mà đỉnh của vấu cam vượt qua đầu con đội Lúc này, lò xo giãn ra và thông qua chén chặn, đẩy xupáp trở về vị trí ban đầu, hoàn tất quá trình đóng kín.
Hệ thống phân phối khí có vai trò quan trọng trong việc thay đổi khí trong động cơ, đảm bảo thải khí ra khỏi xilanh và nạp đầy hỗn hợp khí hoặc không khí sạch để động cơ hoạt động liên tục và ổn định ở công suất thiết kế Để đạt được hiệu quả tối ưu, hệ thống này cần đảm bảo quá trình thay đổi khí hoàn hảo, nạp đầy và thải sạch, đồng thời đóng mở xupap đúng thời gian quy định với độ mở lớn để giảm trở lực dòng khí Ngoài ra, việc đóng xupap phải kín để duy trì áp suất nén, ngăn chặn hiện tượng cháy do lọt khí và tránh khí thải ngược về đường nạp Hệ thống cũng cần ít va đập, tránh mòn, dễ dàng hiệu chỉnh và sửa chữa, đồng thời đơn giản trong chế tạo và có giá thành hợp lý.
Hệ thống phân phối khí động cơ tham khảo là hệ thống phân phối khí xupáp treo, nổi bật với khả năng tạo buồng cháy gọn gàng và giảm thiểu nhiệt Kiểu treo giúp đường nạp thải được bố trí đều trên nắp, tạo điều kiện thuận lợi cho dòng khí lưu thông, từ đó tăng hệ số nạp Đối với động cơ xăng, hệ thống phân phối khí kiểu treo có thể cải thiện hệ số nạp từ 5 đến 7% so với xupáp đặt Hơn nữa, hệ thống này cho phép bố trí xupáp linh hoạt theo nhiều kiểu khác nhau, tùy thuộc vào hình dạng buồng cháy và kết cấu của hệ thống phân phối khí, bao gồm nhiều xupáp cho một xilanh và cách đặt trục cam.
Hệ thống phân phối khí kiểu treo có nhược điểm là sự phức tạp trong dẫn động, dẫn đến việc tăng chiều dài động cơ Ngoài ra, cấu trúc nắp xilanh cũng phức tạp, gây khó khăn trong quá trình đúc và gia công.
1.2.1 Phương án dẫn động trục cam
Trục cam được trục khuỷu dẫn động bằng xích
Xupáp là bộ phận quan trọng trong hệ thống khí nạp và thải của động cơ, chịu tải trọng cơ học và nhiệt độ cao trong quá trình hoạt động Mặt nấm xupáp thường xuyên va chạm mạnh với đế xupáp, dẫn đến nguy cơ biến dạng Xupáp thải tiếp xúc trực tiếp với khí thải nóng, dễ bị quá nhiệt và ăn mòn hóa học, trong khi xupáp nạp được làm mát nhờ dòng khí nạp, do đó chịu nhiệt độ thấp hơn Cấu trúc của xupáp bao gồm ba phần chính: nấm xupáp, thân xupáp và đuôi xupáp.
Nấm xupáp thải tiếp xúc với khí thải có nhiệt độ cao, với mặt làm việc quan trọng là mặt côn có góc α từ 15-45 độ Góc α nhỏ giúp tiết lưu thông lớn nhưng làm giảm độ cứng vững của nấm, dẫn đến cong vênh và không tiếp xúc kín khít với đế xupáp Ngược lại, góc α lớn tăng độ bền cho mặt nấm và giúp khí thải thoát ra dễ dàng hơn; vì vậy, đối với động cơ, ta chọn α = 450 Chiều rộng b của mặt côn trên nấm xupáp nằm trong khoảng b = (0,05-0,12)dn, phụ thuộc vào đường kính nấm xupáp (dn) và vật liệu chế tạo Nấm xupáp loại bằng được ưa chuộng vì dễ chế tạo và có thể sử dụng cho cả xupáp thải và nạp.
Đường kính thân xupáp cần được thiết kế hợp lý để đảm bảo khả năng dẫn hướng, tản nhiệt và chịu lực nghiêng khi xupáp đóng mở Việc tăng đường kính thân xupáp và kéo dài cốc dẫn hướng gần phần nấm xupáp giúp giảm nhiệt độ cho xupáp Đồng thời, thân xupáp phải có đường kính lớn để chịu được lực ngang mạnh mẽ, nhằm tránh hiện tượng hư hỏng trong quá trình hoạt động.
Khi xupáp bị kẹt trong ống dẫn hướng do nhiệt độ cao, đường kính thân xupáp tại phần nối với nấm xupáp thường bị thu nhỏ hoặc lỗ ống dẫn hướng bị khoét rộng Chiều dày của thân xupáp phụ thuộc vào cách bố trí xupáp và có thể thay đổi trong khoảng l=(2,5-3,5)dn Việc lựa chọn chiều dày thân xupáp cần đảm bảo đủ để lắp ống dẫn hướng và lò xo xupáp.
Thân xupáp nạp và thải có hình dạng trụ dài với góc lượn ở chỗ chuyển tiếp giữa thân và nấm Phần đuôi xupáp, chịu va đập mạnh, cần được tôi cứng ở mặt trên Đuôi xupáp có rãnh để lắp móng hãm, trong đó lò xo phía trên được kết nối với xupáp bằng hai móng hãm hình côn ở đoạn có đường kính nhỏ Mặt ngoài của móng hãm ăn khớp với mặt côn của đĩa lò xo, giúp giảm ứng suất tập trung trên đuôi xupáp, mang lại ưu điểm cho kiểu lắp này.
1.2.3 Đế xupap Đối với cơ cấu phân phối khí xupap treo, đường thải và đường nạp bố trí trong nắp xilanh Để giảm hao mòn cho nắp xilanh khi chịu lực va đập của xupap người ta dùng đế xupap ép vào đường thải và đường nạp
Mặt ngoài của đế là hình trụ trên có vát mặt côn để tiếp xúc với mặt côn của nấm xupáp
Đế xupap có cấu trúc đơn giản, bao gồm một vòng hình trụ với mặt côn để tiếp xúc với nấm xupap Thường được làm từ thép hợp kim, đế xupap có độ dày dao động từ 0,08 đến 0,15 lần đường kính họng Chiều cao của đế xupap nằm trong khoảng từ 0,18 đến 0,25 lần đường kính họng.
Trục cam dẫn động trực tiếp xupáp là một phần quan trọng trong thiết kế động cơ với 4 trục cam Mỗi trục cam bao gồm các cam nạp và xả, trong đó cam nạp điều khiển xupáp nạp và cam thải điều khiển xupáp thải một cách riêng biệt Ngoài ra, các cổ trục cũng được tích hợp trên các trục cam Đặc biệt, ở đầu mỗi trục cam được gắn các bánh răng, giúp tăng cường hiệu suất hoạt động của động cơ.
91 dẫn động trục cam Để giảm bớt độ trượt giữa bánh răng dẫn động cam với cam ta lắp thêm vòng đệm ma sát
HỆ THỐNG NHIÊN LIỆU
1, Lịch sử ra đời của GDI
GDI, viết tắt của cụm từ Gasonline Direct Injection, là công nghệ động cơ phun xăng trực tiếp, trong đó xăng được phun thẳng vào buồng cháy của các xi-lanh Khác với nguyên lý phun xăng vào đường nạp của các động cơ phun xăng điện tử phổ biến, GDI mang lại hiệu suất cao hơn và tiết kiệm nhiên liệu Công nghệ này lần đầu tiên được giới thiệu trong sản xuất máy bay trong thời kỳ chiến tranh thế giới thứ hai.
II, bởi những nhà thiết kế người Đức (Daimler Benz) và Liên xô cũ(KB khimavtomatika)
Hệ thống phun xăng trực tiếp do Bosch phát triển lần đầu tiên được giới thiệu bởi Goliath và Gutbrod vào năm 1952 Năm 1955, Mercedes-Benz đã áp dụng công nghệ này vào động cơ 6 cylinder của mẫu xe 300SL, sử dụng thiết bị bơm tạo áp suất phun của Bosch Tuy nhiên, ứng dụng này đã bị lãng quên trong một thời gian dài.
Hiện nay, các thiết bị điện tử vẫn chưa được phát triển và ứng dụng rộng rãi trong động cơ ôtô, dẫn đến việc điều khiển phun nhiên liệu chủ yếu dựa vào cơ khí Quá trình tạo hỗn hợp phân lớp cho động cơ cũng chưa được nghiên cứu sâu như hiện tại Do đó, so với quá trình tạo hỗn hợp bên ngoài động cơ, quá trình tạo hỗn hợp trong buồng đốt không có nhiều ưu điểm, trong khi kết cấu và chi phí lại cao hơn đáng kể.
Hình 2.1 Mercedes – Benz 300SL 6 cylinder
Vào năm 1996, hệ thống phun xăng trực tiếp đã trở lại thị trường ô tô nhờ vào sự tiến bộ của khoa học kỹ thuật điện tử Mitsubishi Motors là hãng đầu tiên giới thiệu động cơ GDI tại Nhật Bản với mẫu Galant/Legnum 4G93 1.8 L 4 xilanh thẳng hàng Mẫu xe này sau đó được bán tại Châu Âu vào năm 1997 với tên gọi Mitsubishi Carisma Tuy nhiên, nhiên liệu chứa lưu huỳnh cao ở Châu Âu đã gây ra những vấn đề về khí xả và hiệu suất đốt cháy không đạt yêu cầu.
Hình 2.2 Động cơ GDI của Mitsubishi
Vào năm 1997, Mitsubishi đã ra mắt động cơ GDI 6 xilanh đầu tiên, cụ thể là động cơ 6G74 3.5L V6 Công nghệ GDI đã được Mitsubishi áp dụng rộng rãi, với tổng sản lượng vượt qua 1 triệu động cơ GDI được sản xuất.
105 bốn công ty khác năm 2001 Volkswagen/Audi cho ra mắt kiểu động cơ kiểu GDI vào năm
2001 nhưng lấy tên gọi là FSI (Fuel Stratified Injection), BMW cũng cho ra đời động cơ GDI V12
Hình 2.3 Động cơ V12 của BMW
Cả PSA Peugeot Citroen và Hyundai Motors đã được cấp phép công nghệ GDI của Mitsubishi vào năm 1999, ứng dụng trên động cơ V8 GDI đầu tiên Năm 2002, các nhà sản xuất xe hàng đầu như General Motors cũng đã áp dụng kỹ thuật GDI cho động cơ của mình, dẫn đến sự ra đời của dòng xe mới Cuối cùng, Toyota đã chuyển sang nghiên cứu tạo hỗn hợp trong buồng đốt và giới thiệu động cơ 2GR-FSE V6 vào đầu năm 2006.
Hình 2.4 Động cơ 2GR – FSE V6 của Toyota Hình 2.5 Hyundai-Theta-GDI-Turbo
2, Kết cấu chung của động cơ phun xăng trực tiếp
Cấu trúc chung của động cơ GDI tương tự như động cơ PFI, nhưng khác biệt chủ yếu nằm ở hệ thống buồng cháy, hệ thống nhiên liệu, hệ thống điều khiển và hệ thống đánh lửa.
Động cơ GDI được trang bị bộ xử lý khí thải với một bộ xúc tác kép, giúp xử lý khí thải hiệu quả khi hoạt động ở chế độ hỗn hợp nghèo.
2.1, Kết cấu chung của động cơ phun xăng trực tiếp
Động cơ GDI có kết cấu chung tương tự như động cơ PFI, nhưng khác biệt chủ yếu nằm ở hệ thống buồng cháy, hệ thống nhiên liệu, hệ thống điều khiển và hệ thống đánh lửa.
Động cơ GDI được trang bị thêm một bộ xúc tác kép trong hệ thống xử lý khí thải, giúp xử lý hiệu quả khí thải khi động cơ hoạt động ở chế độ hỗn hợp nghèo.
Hình 2.6 Sơ đồ hệ thống GDI của Bosch
1 Thùng xăng 6 Cảm biến lưu lượng khí nạp 11 Bàn đạp ga
2 Bơm tiếp vận 7 Hộp cácbon 12 Cảm biến oxy
3 ECU 8 Kim phun 13 Cảm biến nhiệt độ nước
4 Bộ điều khiển bướm ga 9 Bơm cao áp 14 Bộ xúc tác NO X
5 Đường ống nạp 10 Cuộn đánh lửa 15 Cảm biến tốc độ động cơ
2.2 Những đặc tính kĩ thuật của động cơ GDI :
• Kết cấu đường ống nạp tạo được sự lưu thông của lượng gió tối ưu nhất
Hình dạng piston lồi và lõm tối ưu hóa buồng cháy, giúp cải thiện sự hòa trộn giữa nhiên liệu và không khí, vượt trội hơn cả hệ thống phun xăng FPI.
• Bơm xăng cao áp cung cấp xăng có áp suất cao đến kim phun và phun trực tiếp vào xi lanh động cơ
Kim phun nhiên liệu với áp suất phun cao từ 5-10 MPA tạo ra chuyển động xoáy lốc, kết hợp với không khí để hình thành hòa khí tối ưu giữa xăng và không khí.
• Ở chế độ tải nhỏ, nhiên liệu được phun ở cuối quá trình nén Ở chế độ đầy tải nhiên liệu được phun trong quá trình nạp
• Tiêu hao nhiên liệu ít hơn (khoảng 35% so với động cơ xăng PFI hiện nay)
2.3 Ưu điểm động cơ GDI so với động cơ PFI: Động cơ phun xăng trực tiếp sử dụng phương pháp hình thành hỗn hợp phân lớp (Stratified Mixture Formation) ở chế độ tải nhỏ Xăng sẽ được phun vào cuối kỳ nén Bản chất của phương pháp này là bố trí một bugi đánh lửa trong buồng cháy của động cơ tại vị trí hỗn hợp có thành phần lambda nhỏ (hỗn hợp đậm lambda = 0,85-0,9) để đốt hỗn hợp bằng tia lửa điện Phần hỗn hợp này sau khi bốc cháy sẽ làm mồi để đốt phần hỗn hợp còn lại có thành phần lambda lớn (hỗn hợp nhạt) Như vậy hỗn hợp toàn bộ của động cơ là hỗn hợp nhạt Để điều chỉnh tải ở chế độ này, người ta sử dụng phương pháp điều chỉnh chất, thay đổi lượng nhiên liệu phun vào buồng cháy còn lượng không khí không đổi Ở chế độ tải lớn đến toàn tải, sử dụng phương pháp nạp đồng nhất: xăng được phun từ đầu quá trình nạp Khi đó xăng bay hơi hòa trộn với không khí trong xilanh tạo thành hòa khí trong suốt quá trình nạp và nén nên có thể coi là đồng nhất Để điều chỉnh tải ở chế độ này người ta dùng van tiết lưu để điều chỉnh lượng hỗn hợp giống động cơ phun xăng gián tiếp
Nó có các ưu điểm sau đây:
-Điều khiển được lượng xăng cung cấp rất chính xác, hệ số nạp cao như động cơ diesel và thậm chí hơn hẳn động cơ diesel
- Động cơ có khả năng làm việc được với hỗn hợp cực loãng ( Air/Fuel = 30-55 )
-Ở chế độ nạp phân tầng và chế độ nạp đồng nhất hỗn hợp nghèo:
Trong các chế độ hoạt động của xe, động cơ hoạt động với tỷ số lambda từ 1,55 đến 3, cụ thể là từ 1,6 đến 3 trong chế độ nạp phân tầng và khoảng 1,55 trong chế độ nạp đồng nhất hỗn hợp nghèo Điều này cho phép bướm ga mở rộng, giảm sức cản do không khí, từ đó nâng cao tính kinh tế nhiên liệu.
+Chế độ hỗn hợp nghèo:
-Tổn thất nhiệt qua thành xy lanh giảm:
Trong chế độ nạp phân tầng, quá trình cháy chỉ diễn ra xung quanh bugi, giúp giảm thiểu sự mất nhiệt ở các thành xy lanh và nâng cao hiệu quả nhiệt.
THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÀM MÁT
I GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG LÀM MÁT ĐỘNG CƠ
Khi động cơ hoạt động, hỗn hợp nhiên liệu và không khí cháy trong buồng đốt, tạo ra nhiệt độ lên tới 2000°C đến 2500°C Một phần năng lượng chuyển thành công, trong khi phần còn lại tỏa ra môi trường qua các chi tiết như xilanh, piston và vòi phun Ngoài ra, nhiệt lượng cũng sinh ra do ma sát giữa các bề mặt làm việc của động cơ Nếu không có hệ thống làm mát hiệu quả, các chi tiết động cơ sẽ quá nhiệt, dẫn đến các vấn đề nghiêm trọng như cháy xupap, mất tính chất nhờn của dầu nhớt, và bó piston cùng xecmăng trong xilanh.
Để đảm bảo động cơ hoạt động ổn định, cần làm mát bằng các phương pháp như sử dụng không khí hoặc nước, giữ nhiệt độ ở mức khoảng 80÷90 độ C.
1 HỆ THỐNG LÀM MÁT BẰNG NƯỚC
Hệ thống làm mát bằng nước được phân loại thành ba kiểu chính: làm mát bằng nước kiểu bốc hơi, kiểu đối lưu tự nhiên và kiểu cưỡng bức Dựa vào số vòng tuần hoàn và kiểu tuần hoàn, hệ thống này được chia thành hai loại: một vòng tuần hoàn kín và một vòng tuần hoàn mở.
Hệ thống làm mát động cơ có hai loại chính: vòng tuần hoàn hở và hai vòng tuần hoàn, trong đó bao gồm một vòng kín và một vòng hở Mỗi kiểu làm mát đều có những ưu điểm và nhược điểm riêng, phù hợp với các điều kiện làm việc khác nhau của từng loại động cơ.
1.1 Hệ thống làm mát kiểu bốc hơi
Hệ thống làm mát bằng nước kiểu bốc hơi là loại đơn giản nhất, không cần sử dụng bơm hay quạt Hệ thống này bao gồm hai phần chính: khoang chứa nước làm mát gắn liền với thân máy và thùng chứa nước bay hơi kết nối với thân.
Hình 1.1 Hệ thống làm mát bằng nước kiểu bốc hơi
1-Xupáp; 2- Khoang chứa nước bốc hơi; 3- Thùng nhiên liệu; 4- Que thăm dầu; 5- Hộp cacte chứa dầu; 6- Thanh truyền ;7- Xy lanh; 8-Piston; 9- Thân máy; 10- Nắp xilanh
Khi động cơ hoạt động, nước xung quanh buồng cháy hấp thụ nhiệt và sôi, tạo ra bọt nước Nước sôi với tỷ trọng thấp sẽ nổi lên bề mặt thùng chứa và bốc hơi ra ngoài Ngược lại, nước nguội có tỷ trọng lớn hơn sẽ chìm xuống dưới, thay thế chỗ cho nước nóng, từ đó hình thành dòng đối lưu tự nhiên trong thùng chứa.
+ Ưu điểm của hệ thống làm mát kiểu bốc hơi
- Do đặc tính lưu động đối lưu như đã nói ở trên nên hay dùng cho loại động cơ đặt nằm dùng trong nông nghiệp
Hệ thống làm mát bốc hơi tự nhiên có nhược điểm là nguồn nước trong thùng giảm nhanh, dẫn đến tiêu hao nước nhiều và gây hao mòn không đều cho thành xylanh.
1.2 Hệ thống làm mát bằng nước kiểu đối lưu tự nhiên:
Trong hệ thống làm mát này, nước được lưu thông một cách tự nhiên nhờ sự chênh lệch áp lực giữa cột nước nóng trong động cơ và cột nước nguội trong thùng chứa hoặc két nước, mà không cần sử dụng bơm.
- Sơ đồ nguyên lý của hệ thống :
Hình 1.2: Hệ thống làm mát bằng nước kiểu đối lưu tự nhiên
1- Thân máy; 2- Xilanh; 3- Piston, 4- Nắp xilanh; 5- Đường nước ra két; 6- Nắp két, 7- Két nước; 8- Không khí làm mát; 9- Quạt gió; 10- Đường nước đi vào làm mát động cơ
Khi động cơ hoạt động, nhiệt độ từ buồng cháy làm nước nóng lên, khiến nước có khối lượng riêng nhỏ nổi lên và thoát ra ngoài qua két làm mát Tại đây, nước nóng được làm mát bởi quạt dẫn động bằng puly từ trục khuỷu của động cơ, giúp tản nhiệt hiệu quả Sau khi tản nhiệt, khối lượng riêng của nước tăng lên và nước sẽ chìm xuống dưới két, tiếp tục làm mát cho động cơ, tạo thành một vòng tuần hoàn kín Độ chênh áp lực được tính theo công thức Δp=ρghαΔt, trong đó ρ là khối lượng riêng của nước, h là chiều cao trung bình của hai cột nước nóng và lạnh, α là hệ số giản nỡ của nước, và Δt là độ chênh lệch nhiệt độ giữa hai cột nước.
Độ chênh áp lực trong hệ thống làm mát phụ thuộc vào độ chênh nhiệt độ Δt giữa hai cột nước Hệ thống này có ưu điểm phù hợp với chế độ không tải của động cơ Khi khởi động, chênh lệch nhiệt độ giữa hai cột nước nóng và nguội nhỏ, dẫn đến chênh lệch áp lực thấp Kết quả là nước lưu động chậm, giúp động cơ nhanh chóng đạt được nhiệt độ làm việc.
Hệ thống làm mát hiện tại có nhược điểm là nước lưu động với vận tốc thấp (V = 0,120,19 m/s), dẫn đến chênh lệch nhiệt độ lớn giữa nước vào và nước ra, gây ra hiện tượng làm mát không đều ở thành xilanh Để giảm chênh lệch nhiệt độ, cần tăng kích thước thùng chứa, nhưng điều này làm cho kết cấu trở nên cồng kềnh Vì vậy, hệ thống này không phù hợp cho động cơ ô tô máy kéo, mà chỉ thích hợp cho động cơ tĩnh tại.
1.3 Hệ thống làm mát bằng nước tuần hoàn cưỡng bức:
Để cải thiện tốc độ lưu động của nước trong hệ thống tuần hoàn đối lưu tự nhiên, người ta áp dụng hệ thống tuần hoàn cưỡng bức Hệ thống này giúp tăng cường hiệu quả lưu thông nước, đảm bảo sự tuần hoàn ổn định và hiệu quả hơn.
Hệ thống tuần hoàn nước làm mát sử dụng sức đẩy của bơm nước để tạo ra lưu động Có nhiều loại tuần hoàn cưỡng bức như: một vòng kín, một vòng hở và hai vòng tuần hoàn, mỗi loại có nguyên lý hoạt động, ưu nhược điểm và phạm vi sử dụng riêng.
1.3.1 Hệ thống làm mát cưỡng bức tuần hoàn kín một vòng:
- Sơ đồ nguyên lý của hệ thống:
Hình 1.3 Hệ thống làm mát cưỡng bức tuần hoàn kín một vòng
1- Thân máy; 2- Nắp xilanh; 3- Đường nước ra khỏi động cơ; 4- Ống dẫn bọt nước; 5- Nhiệt kế; 6-Van hằng nhiệt; 7- Nắp rót nước; 8- Két làm mát; 9- Quạt gió; 10- Puly; 11- Ống nước nối tắt vào bơm; 12- Đường nước vào động cơ; 13- Bơm nước; 14-
Két làm mát dầu; 15- Ống phân phối nước
Khi động cơ hoạt động, nước trong hệ thống tuần hoàn được bơm ly tâm (13) phân phối qua ống phân phối nước (15) vào các khoang chứa của các xilanh Để đảm bảo nước làm mát đồng đều cho mỗi xilanh, nước sau khi bơm vào thân máy (1) sẽ chảy qua ống phân phối (15) được đúc sẵn trong thân máy Sau khi làm mát xilanh, nước tiếp tục làm mát nắp máy và theo đường ống (3) ra khỏi động cơ đến van hằng nhiệt (6) Tại van hằng nhiệt, nước được chia thành hai dòng: một dòng quay trở lại động cơ qua ống (11) và một dòng đi qua két.