TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
Cơ cấu phân phối khí
Cơ cấu phân phối khí có vai trò quan trọng trong việc điều khiển quá trình trao đổi khí trong buồng cháy của động cơ Nó đảm bảo việc thải sạch khí thải ra khỏi xy lanh và nạp đầy hỗn hợp hoặc không khí mới vào xy lanh, giúp động cơ hoạt động liên tục và hiệu quả.
Cơ cấu phối phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Đóng mở đúng quy luật và thời điểm quy định.
- Độ mở lớn để dòng khí dễ dàng lưu thông.
- Đóng kín, xupáp thải không tự mở trong quá trình nạp.
- Ít mòn, tiếng ồn bé.
- Dễ dàng điều chỉnh, sửa chữa, giá thành chế tạo thấp.
Cơ cấu phân phối khí được phân thành các loại sau:
Cơ cấu phối khí dùng cam xupap
Cơ cấu phối khí là một thành phần phổ biến trong động cơ đốt trong, nổi bật với thiết kế đơn giản và dễ chế tạo Nó không chỉ thuận tiện cho việc điều chỉnh mà còn có chi phí sản xuất tương đối thấp.
Cơ cấu phối khí dùng van trượt
Cơ cấu này có nhiều ưu điểm như tiết diện lưu thông lớn, khả năng làm mát hiệu quả và ít gây tiếng ồn Tuy nhiên, do kết cấu phức tạp và chi phí sản xuất cao, nó thường chỉ được áp dụng cho các loại xe đặc biệt, chẳng hạn như động cơ xe đua.
Cơ cấu phối khí dùng piston đóng mở cửa nạp và cửa thải:
Trong một số động cơ hai kỳ, quá trình nạp và thải khí diễn ra qua lỗ, với piston hoạt động như van trượt để điều khiển việc mở và đóng các lỗ nạp và thải Đặc biệt, loại động cơ này không sử dụng cơ cấu dẫn động van trượt riêng biệt, mà vẫn áp dụng cơ cấu khuỷu trục và thanh truyền để thực hiện chức năng này.
Cơ cấu phân phối khí hỗn hợp thường dùng lỗ để nạp và xupáp để thải khí.
Động cơ 1 TR-FE
1.2.1 Giới thiệu chung Động cơ 1TR-FE lắp trên xe Innova của hãng Toyota là loại động cơ xăng thế hệ mới, 4 xy lanh thẳng hàng, dung tích xy lanh 2,0lít trục cam kép
DOHC 16 xupap dẫn động bằng xích thông qua con đội thuỷ lực với hệ thống van nạp được điều khiển thông minh VVT-i. Động cơ có công suất 100Kw/5600v/p có hệ thống đánh lửa trực tiếp điều khiển bằng điện tử và hệ thống nhiên liệu phun trực tiếp điều khiển bởi ECU
Toyota Innova có 2 loại: Innova G và Innova J
Loại xe Innova G Innova J Động cơ
Hộp số 5 số tay 5 số tay
Bảng 1 1 Thông số động cơ
1.2.2 Các thông số kỹ thuật cuae xe Innova
Trọng lượng và kích thước xe
Trọng lượng toàn tải 2170 kg 2600 kg
Trọng lượng không tải 1530 kg 1515 kg
Dài x rộng x cao toàn bộ 4555mm x 1770mm x 1745mm
Chiều dài cơ sở 2750 mm 2750 mm
Chiều rộng cơ sở 1510 mm 1510 mm
Khoảng sáng gầm xe 176 mm 176 mm
Bảng 1 2 Trọng lượng và kích thước xe Innova Động cơ
Loại động cơ 1TR-FE
Kiểu 4 xilanh thẳng hàng, 16 van, cam kép
DOHC có VVT-i, dẫn động xích.
Dung tích công tác 1998 cm 3 Đường kính xy lanh D 86 mm
Công suất tối đa 100Kw/5600 rpm
Mô men xoắn tối đa 182/4000 (N.m/rpm)
Hệ thống phun nhiên liệu L-EFI
Tiêu chuẩn khí xả Euro Step 2
Cơ cấu phối khí 16 xupap dẫn động bằng xích, có VVT- i
Nạp Mở 52 0 ~0 0 BTDC Đóng 12 0 ~64 0 ABDC
Xả Mở 44 0 BTDC Đóng 8 0 ABDC Độ nhớt /cấp độ của dầu bôi trơn 5W-30/API SL, SJ, EC or ILSAC
Bảng 1 3 Thông số động cơ
Treo trước Độc lập với lò xo cuộn, đòn kép và thanh cân bằng Treo sau 4 điểm liên kết, lò xo cuộn và tay đòn bên
Phanh trước Đĩa thông gió
Bán kính quay vòng tối thiểu 5,4 m
Dung tích bình xăng 55 lit
Vỏ và mâm xe 205/65R15 Mâm đúc 195/70R14 Thép, chụp kínBảng 1 4 Thông số khung xe
NGUYÊN LÝ VÀ KẾT CẤU CƠ CẤU PHÂN PHỐI KHÍ VVT-I TRÊN ĐỘNG CƠ TOYOTA
Đặc điểm chính của cơ cấu phân phối khí VVT-i
2.1.1 Pha phân phối khí của cơ cấu phân phối khí VVT-i
Pha phân phối khí của động cơ liên quan đến các góc mở sớm và đóng muộn của xupáp Thời gian mở sớm và đóng muộn được xác định thông qua góc quay của trục khuỷu và được đo bằng độ.
Pha phân phối khí của động cơ ảnh hưởng lớn đến hoạt động của nó, thể hiện qua hệ số khí nạp (ηv) và hệ số khí sót (γr), tác động đến công suất và mức độ ô nhiễm khí thải Để thải sạch sản phẩm cháy, xupáp xả đóng chậm hơn ĐCT khi trục khuỷu quay khoảng 5-30 độ, trong khi xupáp nạp mở sớm hơn 10-40 độ trước ĐCT, giúp giảm cản cho quá trình nạp Cuối kỳ bốn và đầu kỳ một, cả xupáp nạp và xả đều mở, tạo ra thời kỳ trùng điệp, giúp thải sạch khí xả và nạp đầy môi chất mới vào xilanh nhờ tác dụng hút của dòng khí xả.
Pha phân phối khí là giai đoạn từ lúc mở đến lúc đóng các xupáp, được tính bằng góc quay trục khuỷu Pha phân phối khí có ảnh hưởng quan trọng đến quá trình nạp và thải của động cơ bốn kỳ, thể hiện qua hệ số nạp thêm λ 1 và hệ số quét buồng cháy λ 2 Các hệ số này giúp điều chỉnh giá trị của hệ số khí nạp η v và hệ số khí sót γ r, làm cho chúng gần sát với giá trị thực trong động cơ.
Hình 2 1 Pha phân phối khí 1- Vị trí mở xupap nạp; 2- Vị trí đóng xupap nạp.3- Vị trí mở xupap xả; 4- Vị trí đóng xupap xả.
Hiện tại, chưa có phương pháp giải tích chính xác để xác định λ1 và λ2 dựa trên thời điểm mở và đóng của các xupap nạp và xả; do đó, λ1 và λ2 thường được chọn dựa vào dữ liệu thực nghiệm Việc nghiên cứu kỹ lưỡng các pha phân phối của động cơ đã chế tạo là cần thiết để hiểu rõ ảnh hưởng của chúng đối với quá trình nạp và thải của động cơ.
Xupáp thải được mở sớm trước khi piston đạt ĐCD để tạo điều kiện thuận lợi cho quá trình thải, giúp sản vật cháy tự thoát ra nhờ chênh áp giữa xilanh và đường thải Việc mở và đóng xupáp từ từ là cần thiết để giảm tải trọng động cho xupáp Mở sớm xupáp thải tạo ra giá trị “thời gian – tiết diện” giúp giảm áp suất trong xilanh khi piston di chuyển ngược từ ĐCD lên ĐCT, từ đó giảm công tiêu hao cho việc đẩy khí thải Tuy nhiên, nếu mở xupáp thải quá sớm, điều này có thể làm giảm công giãn nở trên đồ thị công và ảnh hưởng đến công suất động cơ Đặc biệt, với động cơ có tốc độ cao, thời điểm mở xupáp thải cần phải được điều chỉnh sớm hơn.
Xupáp thải thường đóng muộn, sau khi piston đã đi qua ĐCT, để đảm bảo đủ trị số “thời gian – tiết diện” cho sản phẩm cháy ra ở cuối hành trình thải Việc này cũng tận dụng chênh áp Δpp = p r − p th > 0, giúp sản phẩm cháy được thải tiếp và giảm lượng khí sót trong xilanh Hơn nữa, đóng muộn xupáp xả còn khai thác quán tính của dòng khí trên đường thải, tạo ra giảm áp có tính chu kỳ, thấp hơn giá trị trung bình của p th, từ đó cải thiện hiệu quả thải sạch.
Hình 2 2 Vị trí mở xupáp xả 1- Mở xupap ngay ĐCD; 2- Mở xupap quá sớm; 3- Mở sớm xupap hợp lý
Thời điểm mở xupáp nạp cần được lựa chọn sao cho áp suất trong xilanh giảm xuống thấp hơn áp suất môi chất trên đường nạp Điều này đảm bảo rằng tiết diện lưu thông của xupáp nạp đủ lớn để cho phép môi chất mới đi vào Vì vậy, việc mở sớm xupáp nạp, trước khi piston đạt đến điểm chết trên (ĐCT), là rất quan trọng.
Các động cơ cao tốc, đặc biệt là động cơ diesel, có đặc điểm là thời gian mở xupap xả muộn và xupap nạp sớm, dẫn đến hiện tượng trùng điệp mở xupap Điều này có nghĩa là cả xupap nạp và xupap thải đều mở cùng lúc, cho phép không khí lưu thông trong xilanh qua đường nạp và đường thải Mặc dù piston đã di chuyển từ ĐCT xuống, nhưng dòng khí trên đường thải chưa thay đổi hướng, trong khi khí nạp đã bắt đầu đi vào xilanh nhờ lực hút do quán tính của dòng khí thải Thời gian trùng điệp này đôi khi còn giúp quét buồng cháy, khi môi chất mới vào buồng cháy đẩy khí thải ra ngoài.
Thời gian trùng điệp của động cơ tăng áp thường lớn hơn so với động cơ không tăng áp, nhờ vào việc mở sớm xupáp nạp mà không cho sản vật cháy xâm nhập vào đường nạp Quá trình quét buồng cháy khi tăng áp không chỉ tăng hệ số nạp mà còn giúp làm mát các chi tiết nóng như đỉnh piston, nắp xilanh và xupáp Xupáp nạp thường đóng muộn, sau khi piston vượt qua ĐCD, để nạp thêm môi chất mới, vì tại ĐCD, tiết diện lưu thông qua xupáp còn lớn và áp suất trong xilanh thấp hơn áp suất bên ngoài Quán tính của môi chất mới từ đường nạp vào xilanh vẫn còn, cho phép kéo dài quá trình nạp thêm sau ĐCD cho đến khi áp suất trong xilanh lớn hơn áp suất bên ngoài.
2.1.2 Cơ sở lý thuyết của hệ thống VVT-i
Động cơ hoạt động ở các tốc độ khác nhau, mỗi tốc độ tương ứng với một pha phân phối khí khác nhau nhằm tối ưu hóa hệ số nạp η v Khi hệ số nạp η v đạt giá trị tối ưu, công suất động cơ cũng sẽ đạt mức tối ưu trong dải tốc độ đó.
Theo nguyên lý động cơ đốt trong, động cơ vận tải hoạt động ở các tốc độ khác nhau, mỗi tốc độ tương ứng với một pha phân phối khí tối ưu nhằm đạt được hệ số nạp η v tối đa Đường số 1 biểu thị sự biến thiên của hệ số nạp η v =f(n) khi pha phân phối khí tối ưu được chọn cho tốc độ lớn n ’, trong khi đường 2 đại diện cho góc phối khí tối ưu ở tốc độ nhỏ n ’’ Đường nét đứt 3 thể hiện sự biến thiên của η v =f(n) nhờ vào pha phân phối khí tối ưu cho từng tốc độ Nhờ đó, giá trị thực tế của hệ số nạp và hệ số khí sót tính theo pha phân phối khí lý thuyết gần sát với giá trị thực tế trong các chế độ làm việc của động cơ.
Pha phân phối khí, với các góc mở sớm và đóng muộn của xupap, có ảnh hưởng đáng kể đến hệ số nạp Sự điều chỉnh hợp lý trong pha phân phối khí không chỉ tối ưu hóa hiệu suất động cơ mà còn nâng cao khả năng nạp khí, góp phần cải thiện hiệu quả hoạt động của động cơ.
“Tiết diện - thời gian” của đường thông qua xupap nạp và xupap thải trong quá trình mở và đóng xupap giúp giảm tốc độ dòng chảy và cản trở của xupap, từ đó làm tăng hệ số nạp η v Giá trị “tiết diện - thời gian” được tính theo biểu thức sau:
(m 2 s) (2-1) Với : n : Tốc độ động cơ (vòng /phút) f : Tiết diện lưu thông qua xupáp (m 2 ) d : Vi lượng góc quay trục khuỷu (độ)
Giá trị ∫ ϕmo ϕdong fd ϕ được xác định qua diện tích đồ thị phía dưới đường f = f() hình.2.4
Hình 2 4 Trị số “tiết diện - thời gian” của xupáp nạp
Việc các xupáp đóng mở cửa nạp và thải đúng thời điểm theo từng tốc độ khác nhau không chỉ tối ưu hóa hiệu suất động cơ mà còn giảm thiểu lượng khí thải ô nhiễm ra môi trường.
Để động cơ hoạt động hiệu quả nhất ở từng chế độ, cần có một pha phân phối phù hợp, nghĩa là các góc đóng mở của xupáp phải được điều chỉnh theo tốc độ động cơ Tuy nhiên, việc thực hiện điều này trên các động cơ thông thường gặp nhiều khó khăn.
Nguyên lý làm việc của hệ thống VVT-i
Nguyên lý điều khiển điện tử:
Cảm biến vị trí trục cam
Cảm biến nhiệt độ nước làm mát
Cảm biến vị trí bướm ga
Cảm biến lưu lượng khí nạp
Cảm biến vị trí trục khuỷu
Bộ điều khiển xoay cam Van điều khiển phối khí
Thời điểm phối khí thực tế
Thời điểm phối khí cần chỉnh
Phản hồi ECU õọỹng cồ
ECU của động cơ xác định thời điểm phối khí tối ưu dựa trên tín hiệu từ các cảm biến Sau đó, nó so sánh với thời điểm phối khí thực tế nhận được từ các cảm biến và điều chỉnh van dầu để xoay trục cam theo góc cần thiết.
Cảm biến vị trí trục khuỷu và cảm biến vị trí trục cam đóng vai trò quan trọng trong việc xác định thời điểm phối khí của động cơ thông qua ECU Bên cạnh đó, cảm biến vị trí trục khuỷu còn đo tốc độ động cơ Các cảm biến vị trí bướm ga và cảm biến lưu lượng khí nạp cung cấp thông tin về tải động cơ, và tín hiệu từ các cảm biến này được gửi về ECU để xử lý Bộ xử lý ECU tiếp nhận và xử lý các tín hiệu từ cảm biến, sau đó điều khiển van phối khí mở hoặc đóng phù hợp với chế độ hoạt động của động cơ.
2.2.2 Nguyên lý làm việc của hệ thống VVT-i a) Nguyên lý làm việc của bộ điều khiển ở chế độ xupáp mở muộn nhất:
Bộ điều khiển ở chế độ mở muộn nhất được áp dụng cho động cơ trong các tình huống khởi động, dừng, chạy không tải và ở nhiệt độ thấp Những chế độ này cần hỗn hợp nhiên liệu đậm đặc để đảm bảo động cơ dễ khởi động và hoạt động ổn định hơn Trong khi đó, bướm ga thường mở nhỏ, dẫn đến độ chân không thấp trước xupáp nạp, làm giảm chênh áp giữa áp suất trước và sau xupáp nạp, gây khó khăn cho khí nạp vào xilanh Hệ số khí sót trong xilanh cao và có xu hướng quay lại đường nạp, do đó cần mở trễ xupáp nạp để giảm lượng khí sót Khi áp suất khí sót giảm đủ, chênh áp giữa hai bên xupáp nạp sẽ đủ lớn, cho phép khí nạp vào xilanh hiệu quả hơn Van điều khiển sẽ được điều chỉnh ở vị trí xoay trễ nhờ tín hiệu từ ECU, làm áp suất dầu ép vào buồng cánh gạt để quay trục cam Bộ điều khiển duy trì chế độ muộn nhất thông qua chốt hãm trên cánh quay gắn với trục cam, trong khi đường dầu về phía muộn thông với cate để giảm áp suất, và dầu được bơm vào đường dầu phía sớm.
Hình 2 10 Trạng thái bộ điều khiển ở chế độ muộn nhất
1 - Vỏ van ; 2 - Lò xo ; 3 - Đường dầu về; 4 - Đường dầu đi; ;5 - Phớt chắn dầu; 6 - Cuộn dây điện từ; 7 – Piston; 8 – Dắt cắm; 9, 10- Đến bộ điều khiển; 11 – Trục cam;
12 – Vỏ bộ điều khiển; 13 – Chốt hãm; 14 – Bulông; 15 – Phớt chắn dầu.
Ở các chế độ vận hành này, thời điểm phối khí của trục cam nạp cần được điều chỉnh trễ lại và độ trùng lặp phối khí giảm, nhằm giảm hệ số nạp và lượng khí sót quay lại đường nạp Trong trường hợp này, chỉ cần phun một lượng nhiên liệu ít vào đường nạp nhưng vẫn đảm bảo hỗn hợp đậm, giúp động cơ hoạt động ổn định hơn và cải thiện tính kinh tế nhiên liệu khi khởi động Nguyên lý làm việc của bộ điều khiển ở chế độ giữ cũng góp phần vào hiệu suất này.
Khi động cơ tăng tốc và tải, ECU điều khiển van dầu cung cấp dầu cho bộ điều khiển trục cam, giúp mở xupáp nạp sớm hơn Điều này làm tăng góc trùng điệp, tăng lượng khí hồi lưu và giảm nồng độ khí thải độc hại, đồng thời cải thiện hiệu suất nhiên liệu Xupáp nạp cũng đóng sớm hơn để ngăn hỗn hợp khí và nhiên liệu quay lại đường nạp, từ đó tăng hệ số nạp.
Hình 2 11 Sơ đồ bộ điều khiển ở trạng thái giữ
1 - Vỏ van; 2 - Lò xo; 3 - Đường dầu về; 4 - Đường dầu đi;5 - Phớt chắn dầu; 6 - Cuộn dây điện từ; 7 – Piston; 8 – Dắt cắm; 9, 10- Đến bộ điều khiển; 11 – Trục cam;
12 – Vỏ bộ điều khiển; 13 – Chốt hãm; 14 – Bulông; 15 – Phớt chắn dầu.
Khi động cơ tăng tốc đến một mức tải nhất định, ECU sẽ điều chỉnh hỗn hợp nhiên liệu để tối ưu hóa hiệu suất kinh tế ECU kiểm soát van cung cấp dầu, điều khiển trục cam mở đúng thời điểm Van dịch chuyển sang trái, dầu áp suất cao đi vào đường mở muộn, đẩy chốt hãm và mở khóa Đồng thời, dầu vào khoang mở sớm, khiến cánh quay trên trục cam mở xupáp nạp sớm Khi trục cam đạt góc chính xác theo tính toán của ECU nhờ tín hiệu từ cảm biến trục khuỷu, ECU sẽ đóng các đường dầu và ngăn dầu vào bộ điều khiển Bộ điều khiển giữ trạng thái ổn định, và nếu có thay đổi về tải hoặc tốc độ, ECU sẽ điều chỉnh lại trạng thái cho phù hợp với hoạt động của động cơ.
Nguyên lý làm việc của bộ điều khiển ở chế xupáp nạp mở sớm nhất:
Hình 2 12 Sơ đồ bộ điều khiển ở chế độ mở sớm
1 - Vỏ van ; 2 - Lò xo ; 3 - Đường dầu đi; 4 - Đường dầu về; 5 - Phớt chắn dầu; 6 - Cuộn dây điện từ; 7 – Piston; 8 – Jack cắm; 9, 10- Đến bộ điều khiển; 11 – Trục cam;
12 – Vỏ bộ điều khiển; 13 – Chốt hãm; 14 – Bulông; 15 – Phớt chắn dầu.
Động cơ hoạt động ở tốc độ thấp đến trung bình và tải nặng thường xuyên, cần điều chỉnh thời điểm phối khí để tối ưu hóa hiệu suất Khi tăng tải, bướm ga mở lớn làm giảm sức cản dòng khí, dẫn đến áp suất trước xupáp nạp cao, từ đó yêu cầu thời điểm phối khí sớm nhất, đặc biệt là ở 100% tải Việc mở xupáp nạp sớm giúp tăng lượng hồi lưu khí xả, giảm tổn thất khí động và cải thiện hiệu quả nhiên liệu, đồng thời giảm nồng độ khí thải độc hại Để điều khiển các thông số này, ECU động cơ nhận tín hiệu từ nhiều cảm biến như vị trí trục khuỷu, vị trí bướm ga, lưu lượng khí nạp và vị trí trục cam, từ đó điều chỉnh van phối khí và áp suất dầu để đạt được thời điểm mở xupáp tối ưu.
Ưu, nhược điểm của hệ thống VVT-i
Hệ thống VVT-i của TOYOTA mang lại hiệu suất vượt trội bằng cách điều chỉnh thời điểm phối khí theo từng chế độ làm việc của động cơ Nhờ khả năng tạo ra các pha phân phối khí khác nhau, VVT-i tối ưu hóa hiệu suất động cơ, giúp tăng công suất, tiết kiệm nhiên liệu và giảm ô nhiễm môi trường Với những ưu điểm nổi bật này, hệ thống VVT-i đã trở thành công nghệ phổ biến trên hầu hết các loại động cơ của TOYOTA.
- Cải thiện quá trình nạp và thải cho động cơ ở mọi chế độ làm việc.
- Tăng công suất cho động cơ do tăng được hệ số nạp.
- Tiết kiệm được nhiên liệu, tăng tính kinh tế cho động cơ.
- Động cơ chạy ở chế độ không tải ổn định hơn và dể khởi động hơn.
Bên cạnh những ưu điểm vượt trội trên, hệ thống VVT-i cũng tồn tại những nhược điểm sau:
-Tăng số chi tiết ở cơ cấu phân phối khí là cho cấu phân phối khí có kết cấu phức tạp hơn.
- Tăng giá thành chế tạo động cơ.
- Bảo dưỡng và sửa chữa yêu cầu công nhân có trình độ tay nghề cao.
- Động cơ có hệ thống VVT-i thì yêu cầu chất lượng dầu bôi trơn cũng như lọc dầu bôi trơn cũng phải cao.
2.4 Kết cấu các cụm chi tiết của cơ cấu phân phối khí trên động cơ
Xupáp là bộ phận quan trọng trong động cơ, đảm nhiệm việc điều tiết dòng khí nạp vào buồng đốt và thải khí cháy ra ngoài trong thời gian ngắn của mỗi chu kỳ làm việc của pittông Trong quá trình hoạt động, xupáp phải chịu áp lực cơ học và nhiệt độ cao.
Nấm xupáp có khả năng chịu áp suất khí thể từ 0,6 đến 1,5 MN/m² và chịu tác động của lực quán tính, dẫn đến việc nấm xupáp thường xuyên bị va đập mạnh với đế xupáp, dễ gây ra biến dạng.
Về tải trọng nhiệt: Xupáp thải làm việc trực tiếp với khí thải có nhiệt độ khoảng
Ở nhiệt độ từ 1000 đến 1200 độ C và với tốc độ dòng khí vào khoảng 400 đến 600 m/s, xupáp thải thường bị quá nóng và gặp tình trạng xâm thực Trong khi đó, xupáp nạp được làm mát nhờ dòng khí nạp, do đó chịu nhiệt độ thấp hơn so với xupáp xả.
Xupáp hoạt động trực tiếp với khí cháy, do đó, vật liệu chế tạo xupáp được làm từ các loại thép hợp kim có khả năng chịu nhiệt tốt Lớp hợp kim này giúp xupáp giảm thiểu sự mòn và chống gỉ cho mặt nấm xupáp thải.
Kết cấu của xupáp gồm 3 phần chính: Phần nấm xupáp, thân xupáp và phần đuôi.
Hình 2 13 Kết cấu xupap nạp và thải
Kết cấu nấm xupáp ảnh hưởng lớn đến giá thành chế tạo, độ bền, trọng lượng và tình trạng dòng khí lưu động qua họng đế xupáp Đối với động cơ Duratec, nấm xupáp nạp và xả được sử dụng là loại nấm bằng, mang lại ưu điểm là dễ chế tạo và đơn giản.
Mặt côn của nấm xupáp, với góc độ α = 45 độ, đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo độ bền và tiết diện lưu thông khi mở xupáp, đồng thời giúp dòng khí lưu động dễ dàng Khi góc α nhỏ hơn, tiết diện lưu thông tăng lên, nhưng đồng thời làm cho mặt nấm mỏng hơn, giảm độ cứng vững và dễ bị cong vênh, dẫn đến tình trạng tiếp xúc không kín khít với đế xupáp Đôi khi, góc của mặt côn trên nấm xupáp được thiết kế nhỏ hơn góc trên đế xupáp từ 0,5 đến 1 độ, nhằm đảm bảo tiếp xúc kín khít ở mép ngoài của mặt côn, ngay cả khi mặt nấm có bị biến dạng nhỏ.
- Chiều rộng của mặt côn trên nấm xupáp nạp và thải b = 2 (mm).
- Đường kính của nấm xupáp nạp xn = 35 (mm).
- Đường kính của nấm xupáp thải xt = 30 (mm)
- Chiều dày của nấm xupáp nạp bằng (0,08 ¿ 0,12) Xn = 0,114.35 4 (mm).
- Chiều dày của nấm xupáp thải bằng (0,08 ¿ 0,12) Xt = 0,12.30 = 4
Thân xupáp cần có đường kính hợp lý để đảm bảo dẫn hướng và tản nhiệt hiệu quả, đồng thời chịu được lực nghiêng khi xupáp hoạt động Để giảm nhiệt độ, người ta thường tăng đường kính thân xupáp và kéo dài ống dẫn hướng gần nấm xupáp Tuy nhiên, để đảm bảo tiết diện lưu thông và trọng lượng gọn nhẹ, kích thước thân xupáp không thể quá lớn Trong hệ thống phân phối khí của động cơ, xupáp được dẫn động trực tiếp từ cam, khiến xupáp phải chịu lực ngang lớn, do đó đường kính thân xupáp cần phải lớn hơn.
Thân xupáp nạp và xả có hình dạng trụ dài, với điểm chuyển tiếp giữa thân và nấm được thiết kế với góc lượn Đường kính của thân xupáp nạp là 5,5 mm, tương tự như đường kính của thân xupáp xả cũng là 5,5 mm.
Chiều dài của thân xupáp phụ thuộc vào cách bố trí xupáp và thường dao động trong khoảng từ 2,5 đến 3,5 Để đảm bảo hoạt động hiệu quả, chiều dài này cần được lựa chọn đủ để lắp đặt ống dẫn hướng và lò xo xupáp.
Chiều dài thân của xupáp nạp: ltn = 79,78 (mm).
Chiều dài thân của xupáp thải: ltt = 81,72 (mm).
Phần đuôi xupáp cần được tôi cứng để chịu được va đập với con đội, đảm bảo độ bền và hiệu suất hoạt động Ngoài ra, phần đuôi xupáp còn có rãnh khoét để lắp móng hãm, giúp tăng cường tính ổn định và hiệu quả trong quá trình vận hành.
Kết cấu phần đuôi xupap bao gồm đế chặn lò xo được lắp với xupáp thông qua hai móng hãm hình côn Những móng hãm này được gắn vào đoạn có đường kính nhỏ trên đuôi xupap, với mặt ngoài của móng hãm khớp với mặt côn của lỗ đĩa lò xo.
Móng hãm được chế tạo dạng hình côn
Lắp dùng móng hãm mang lại lợi ích lớn là giảm thiểu ứng suất tập trung tại đuôi xupáp, tuy nhiên, quá trình gia công móng hãm lại gặp nhiều khó khăn.
Cơ cấu phân phối khí của động cơ khảo sát sử dụng xupáp treo, với đường thải và đường nạp được bố trí trong nắp xilanh Để giảm hao mòn cho thân máy và nắp xilanh do lực va đập của xupáp, đế xupáp được ép vào họng đường thải và đường nạp Thân máy và nắp xilanh được chế tạo từ hợp kim nhôm, do đó, đế xupáp được ép cho cả hai đường nạp và thải.
Đế xupáp có cấu trúc đơn giản, với mặt ngoài hình trụ được vát côn để tiếp xúc với nấm xupáp Đế được sản xuất từ thép hợp kim có khả năng chịu mài mòn cao.
- Mặt côn của đế xupáp nạp và thải 45 0
- Chiều cao đế xupáp nạp hn = 7,9 (mm).
- Chiều cao của đế xupáp thải ht = 7,4 (mm).
- Đường kính họng đế xupáp nạp dn = 35 (mm).
- Đường kính họng đế xupáp thải dt = 33,17 (mm).
Hình 2 15 Kết cấu đế xupap
TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CHÍNH CỦA CƠ CẤU PHÂN PHỐI KHÍ VVT-i CỦA ĐỘNG CƠ 1TR-FE
Xác định kích thước tiết diện lưu thông
Tiết diện lưu thông của xupáp ảnh hưởng đến chất lượng nạp thải của động cơ.
Khi thiết kế động cơ, cần tối ưu hóa đường kính xupáp, tuy nhiên kích thước này bị giới hạn bởi đường kính xilanh Diện tích mặt nấm xupáp hiện nay thường chiếm khoảng 25-40% diện tích đỉnh pittông Đặc biệt, trong động cơ xăng với buồng cháy bán cầu hoặc chõm cầu, xupáp thường được bố trí nghiêng hai bên, dẫn đến diện tích xupáp có thể đạt đến 35% diện tích đỉnh pittông Đối với động cơ Toyota, việc sử dụng nhiều xupáp cho một xilanh (4 xupáp) giúp gia tăng diện tích lên đến 60% so với diện tích đỉnh pittông Thêm vào đó, diện tích xupáp nạp thường lớn hơn diện tích xupáp thải khoảng 10-15% và thường chiếm từ 15-35% diện tích đỉnh pittông.
Khi xác định tiết diện lưu thông của xupáp, cần dựa vào giả thiết rằng dòng khí di chuyển ổn định qua họng đế xupáp Trong quá trình này, chúng ta coi rằng dòng khí nạp hoặc thải có tốc độ trung bình và tốc độ của pittông là không đổi.
Căn cứ vào điều kiện lưu động ổn định và liên tục của dòng khí, ta có: v k i.f k γ k =v p F p γ p (3 – 1).
Trong đó: v k - Tốc độ trung bình của dòng khí qua họng đế xupáp (m/s). f k - Tiết diện lưu thông của họng đế xupáp (cm 2 ). f k =π.d 2 h
4 d h - Đường kính họng đế xupáp i - Số xupáp γ k và γ p - mật độ của dòng khí ở họng xupáp và ở trong xilanh, xem γ k = γ p v p - Tốc độ bình quân của pittông. v k =v p F p f k i =4 v p F p i.π.d h 2 (3 – 2)
S – Hành trình pittông S = 86 (mm). n – Số vòng quay trục khuỷu n = 5600 (vòng/phút)
Từ (3 – 2) ta rút ra tốc độ bình quân của dòng khí qua họng đế xupáp. v k =v p D 2 i.d h 2 (3 – 3) Đường kính họng đế xupáp: d h
Tốc độ bình quân của dòng khí thải thường cao hơn dòng khí nạp từ 20% đến 50%, dẫn đến kích thước của xupáp thải nhỏ hơn xupáp nạp Điều này khiến mặt nấm của xupáp thải có độ cứng vững lớn hơn, khó bị biến dạng và diện tích chịu nhiệt cũng nhỏ hơn.
Hình 3 1 Tiết diện lưu thông qua xupapTiết diện lưu thông fkx qua xupáp (tiết diện vành khăn) được xác định theo công thức: f kx =π.h '
Thay vào (3 – 5) ta được: f kx = π h.(d h cos α + h.sin α cos 2 α ) (3 – 6)
Hệ số f kx phụ thuộc vào các yếu tố α và h, trong đó α càng nhỏ thì tiết diện lưu thông càng lớn Đồng thời, khi hành trình h tăng lên, f kx cũng sẽ tăng theo Tuy nhiên, hành trình h bị giới hạn bởi tiết diện của họng đế xupáp, do đó tiết diện lưu thông không thể vượt quá tiết diện của họng đế xupáp.
4 và hành trình xupáp h max = d h /4
Khi α = 45°, hành trình xupáp cần lớn hơn để đảm bảo tiết diện lưu thông bằng tiết diện họng đế xupáp, cụ thể là h max = 0,31.d h Trong các động cơ hiện đại, hành trình xupáp thường nằm trong khoảng h = (0,18 - 0,3)d h.
* Tiết diện lưu thông qua xupáp nạp:
Theo thực nghiệm và tính toán nhiệt tốc độ của dòng khí nạp được chọn: v kn = (40 ¿ 115) (m/s) chọn v kn = 50 (m/s)
Từ (3 – 4) suy ra đường kính họng nạp: d hn = √ 16 50.2 ,05.8,6 2 4 , 45 (mm)
Góc côn của nấm xupáp nạp: α = 45 0
Từ (3 – 6) ta có: fkx = π 6,5.(34,45.cos45 0 + 6,5.sin45 0 cos 2 45 0 ) = 544,08(mm 2 ).
Kiểm nghiệm lại tiết diện lưu thông thực của xupáp nạp theo (3– 2). v kn = v p
58,05 2.544,08.10 −2 85,63 (m/s). v kn < (70 ¿ 90) (m/s) Vậy v kn thỏa mãn điều kiện.
* Tiết diện lưu thông qua xupáp thải:
Theo thực nghiệm và tính toán nhiệt tốc độ của dòng khí thải được chọn: v = (1,2 ¿ 1,5).v = 1,2.85,63 = 102,7(m/s)
Từ (3 – 4) suy ra đường kính họng thải: d ht = √ 16 102, ,05.86 7.2 2 % (mm)
Góc côn của nấm xupáp thải: α = 45 0
Từ (3 – 6) ta có: fkx = π 6,5.(25.cos45 0 + 6,5.sin45 0 cos 2 45 0 ) = 527 (mm 2 ).
Kiểm nghiệm lại tiết diện lưu thông thực của xupáp thải theo (3 – 2). v kt = v p
58,05 2.527.10 −2 88,39 (m/s). v kt < (70 ¿ 90) (m/s) Vậy v kt thỏa mãn điều kiện.
Dựng hình cam
Khi chọn dạng cam, cần phải xét các điểm sau:
Dạng cam cần đảm bảo cơ cấu phối khí với trị số “thời gian – tiết diện” lớn nhất, nhằm tối ưu hóa khả năng lưu thông dòng khí Do đó, cam phải mở xupáp nhanh chóng, giữ xupáp ở vị trí mở lớn nhất trong thời gian dài, và đóng xupáp một cách nhanh chóng.
Dạng cam cần được thiết kế sao cho giai đoạn mở và đóng xupáp diễn ra với gia tốc và vận tốc tối thiểu Điều này giúp cơ cấu phân phối khí hoạt động êm ái, giảm thiểu va đập và hao mòn.
- Dạng cam phải đơn giản, dễ chế tạo.
Trên cơ sở đảm bảo 3 yêu cầu trên, động cơ ta đang khảo sát dùng loại cam lồi.
* Phương pháp thiết kế cam:
Cam của động cơ Toyota được thiết kế dựa trên dạng cam đã định sẵn, bao gồm các cung tròn, cung parabol và đường thẳng để thuận tiện cho việc gia công Quy trình thiết kế này dựa vào quy luật nâng đã được xác định, sau đó tiến hành đạo hàm hai lần theo góc quay của trục cam để tìm ra quy luật gia tốc Cuối cùng, việc kiểm tra được thực hiện để đảm bảo rằng quy luật gia tốc phù hợp với yêu cầu của cơ cấu phân phối khí.
Phương pháp này mang lại lợi ích trong việc đơn giản hóa công nghệ gia công trục cam, đồng thời phù hợp cho các động cơ hoạt động ở tốc độ thấp và trung bình.
Cam lồi cung tròn có trị số thời gian và tiết diện lớn nhất, nhưng lại tạo ra gia tốc dương lớn nhất, dẫn đến việc cơ cấu phối khí va đập mạnh khi hoạt động Trong quá trình đóng mở xupáp, lực quán tính tác động lên mặt cam rất lớn, khiến trị số cho phép của gia tốc dương phụ thuộc vào độ cứng của bề mặt tiếp xúc giữa cam và con đội, cũng như độ cứng của trục cam và khả năng chịu tải của ổ trục cam Ngược lại, trị số cho phép của gia tốc âm lại phụ thuộc vào khả năng làm việc của lò xo Để giảm kích thước và phụ tải tác động lên lò xo, cần khống chế trị số tuyệt đối của gia tốc âm trong phạm vi nhỏ nhất.
Dạng cam lồi cung tròn có gia tốc âm nhỏ nhất, tuy nhiên, để khắc phục nhược điểm gia tốc dương quá lớn, có thể áp dụng các biện pháp công nghệ và thiết kế nhằm tăng độ cứng bề mặt cũng như độ cứng vững của trục cam.
* Cam nạp: Góc công tác của cam nạp ϕ n =
Trong đó: ϕ 1 = 52 0 góc mở sớm của xupáp nạp. ϕ 2 = 12 0 Góc đóng muộn của xupáp nạp.
- Đường kính trục cam: dc = 27 (mm).
- Độ nâng lớn nhất của con đội: hmax = 6,5 (mm).
- Bán kính cung đỉnh cam nạp: r = 3,5(mm).
- Bán kính lưng cam: R1 = 17 (mm).
- Cách dựng: Đối với cam nạp ϕ n 2 0
+ Vẽ vòng tròn tâm O bán kính R1 = 17 (mm), xác định góc AOB = ϕ n
+ Trên đường phân giác của góc AOB ta lấy EC = hnmax (E thuộc vòng tròn bán kính R1).
+ Vẽ vòng tròn đỉnh cam có tâm O1 bán kính r = 3,5 nằm trên đường phân giác đó Vòng tròn này đi qua điểm C.
+ Vẽ cung tròn có bán kính ρ tiếp tuyến với hai vòng tròn trên có tâm O2 nằm trên đường kéo dài của OA.
Hình 3 2 Dựng hình cam lồi của cam nạp + Sau khi đã xác định được R1, hmax, ϕ t , và r
1 bán kính cung tiếp tuyến ngoài ρ có thể xác định từ quan hệ tam giác vuông O1MO2 như sau:
Kẻ O1M vuông góc với OA Xét tam giác vuông O1MO2 có:
Mặt khác ta có: (ρ−r) 2 =( D sin ϕ 2 t ) 2 + [ ( ρ −R 1 ) + D cos ϕ 2 t ] 2
Từ đó ta xác định ρ : ρ D 2 −r 2 +R 1 2 −2 R 1 D cos ϕ t
Bán kính R của nấm con đội Để con đội không bị kẹt, bán kính R phải lớn hơn OK.
Từ tam giác O1MO2 ta có: sinθ max =O 1 M ρ−r D sinϕ n
Từ cách dựng hình biên dạng trên ta đã xây dựng được biên dạng cam nạp như sau :
* Cam thải: Góc công tác của cam thải ϕ t =
Trong đó β 1 = 44 0 Góc mở sớm của xupáp thải. β 2 = 8 0 Góc đóng muộn của xupáp thải.
- Đường kính trục cam: dc = 27(mm).
- Độ nâng lớn nhất của con đội: hmax = 6,5 (mm).
- Bán kính cung đỉnh cam thải: r = 3,5 (mm).
- Bán kính lưng cam: R = 17 (mm).
- Cách dựng: Đối với cam thải ϕ t 6 0
+ Vẽ vòng tròn tâm O bán kính R1 = 17 (mm), xác định góc AOA’ = ϕ t
+ Trên đường phân giác của góc AOA’ ta lấy EC = hnmax (E thuộc vòng tròn bán kính R1).
+ Vẽ vòng tròn đỉnh cam có tâm O1 bán kính r = 3,5 nằm trên đường phân giác đó Vòng tròn này đi qua điểm C.
+ Vẽ cung tròn có bán kính ρ tiếp tuyến với hai vòng tròn trên có tâm O2 nằm trên đường kéo dài của OA.
+ Sau khi đã xác định được R1, hmax, ϕ t , và r
1 bán kính cung tiếp tuyến ngoài ρ có thể xác định từ quan hệ tam giác vuông O1MO2 như sau:
Hình 3 4 Dựng hình cam lồi của cam thải
Kẻ O1M vuông góc với OA Xét tam giác vuông O1MO2 có:
Mặt khác ta có: (ρ−r) 2 =( D sin ϕ 2 t ) 2 + [ ( ρ −R 1 ) + D cos ϕ 2 t ] 2
Từ đó ta xác định ρ : ρ D 2 −r 2 +R 1 2 −2 R 1 D cos ϕ t
. Bán kính R của nấm con đội Để con đội không bị kẹt, bán kính R phải lớn hơn OK.
Từ tam giác O1MO2 ta có: sinθ max = OM ρ−r D sinϕ n
Từ cách dựng hình biên dạng trên ta đã xây dựng được biên dạng cam thải như sau :
Hình 3 5 Cam thải Động học con đội đáy bằng.
Con đội đáy bằng hoạt động hiệu quả chỉ với cam lồi Nghiên cứu động học của con đội diễn ra trên hai cung AB với bán kính ρ và BC với bán kính r, mỗi giai đoạn có quy luật riêng biệt Đặc biệt, trong giai đoạn 1 (cung AB), động học của con đội đáy bằng được phân tích kỹ lưỡng để hiểu rõ hơn về cơ chế hoạt động của nó.
Trong hình (3.4), chúng ta phân tích chuyển vị, vận tốc và gia tốc của con đội theo góc quay của trục cam Khi trục cam quay một góc θ, chuyển vị của con đội được ký hiệu là h_θ, trong khi vận tốc được biểu thị là v_θ và gia tốc là j_θ Các thông số này sẽ được xác định dựa trên góc quay θ của trục cam.
Hình 3 6 Động học con đội đáy bằng giai đoạn 1-2 Đặt i OB
OA là tỷ số truyền của cò mổ i 50
35 = 1,42 Vậy chuyển vị của đuôi xupáp: h = hmax.i
* Động học của đuôi xupáp trong giai đoạn I:(cung AB): a) Chuyển vị của đuôi xupáp:
Khi con đội trượt đến vị trí tương ứng với cam quay một góc θ, chuyển vị của con đội được xác định theo công thức h θ = (ρ - R1) (1 - cos θ), trong đó M là điểm tiếp xúc giữa cò mổ và cam Công thức này thể hiện mối quan hệ giữa các yếu tố như bán kính R1 và ρ, cho phép tính toán chính xác chuyển động của con đội trong hệ thống cơ khí.
Khi θ=θ max $ 0 ta có: h θ (,62.(1−cos24 0 ).i= 2,47.i (mm). b) Tốc độ của đuôi xupáp:
Để tính vận tốc của đuôi xupáp, ta lấy đạo hàm 2 vế của phương trình (3 – 7) theo thời gian, dẫn đến công thức v θ = dh θ/dt = (dh θ/dθ) * (dθ/dt) = ω c * (dh θ/dθ) Vận tốc trục cam được xác định bằng công thức ω c = dh θ/dt = π * n c.
Khi θ=θ max $ 0 thì v θ )3 (45,62−17).10 −3 sin 24 0 i = 4,84 (m/s). c) Gia tốc của đuôi xupáp:
Lấy đạo hàm 2 vế của phương trình (3 – 10) theo thời gian ta được công thức tính gia tốc của đuôi xupáp: j θ = dv θ dt dv θ dθ dθ dt = c dv θ dθ
Do đó: j θ = c 2.( - R1).cos θ i j θ = 293 2.(45,62 – 17).10 -3 cos θ i = 2456,9.cos θ i (m/s 2 ) (3 – 11) Khi cò mổ tiếp xúc tại điểm A của cam thì θ = 0 0 Khi cò mổ tiếp xúc tại điểm B của cam thì θ = θ max
Nhận xét: Khi θ = 0 0 thì gia tốc đại cực đại: j ϑ max =ω c 2 (ρ−R 1 ))3 2 (45,62−17).10 −3 i$56,9 (m/s 2 ).
* Động học của đuôi xupáp trong giai đoạn II (cung BC): a) Chuyển vị của đuôi xupáp:
Khi cò mổ trượt đến vị trí M trên cung BC với góc quay γ, chuyển vị của đuôi xupáp được tính bằng công thức h γ = ab = aO − R1 = r + D.Cos γ − R1.
⇒ h γ =r + D cos γ − R 1 (3– 12). h γ =(3,5+20.cosγ−17).i=(20cosγ−13,5).i (3 – 13) b) Vận tốc của đuôi xupáp:
Lấy đạo hàm 2 vế phương trình (3 – 13) theo thời gian, ta có công thức tính vận tốc đuôi xupáp như sau: v γ =dh γ dt =dh γ dγ dγ dt
Tại điểm C có γ = 0 và tại điểm B có γ = γ max như vậy góc γ tính ngược lại với chiều quay của trục cam nên: dh γ dt =−ω c
⇒ v γ =(−ω c D.sinγ ).i (3 – 14). v γ =(−293.20.sinγ.10 −3 ).i=−5,860.sinγ.i (3 – 15). c) Gia tốc của đuôi xupáp:
Để tính gia tốc của đuôi xupáp, ta lấy đạo hàm hai vế của phương trình (3 – 15) theo thời gian, dẫn đến công thức j γ = dv γ/dt dv γ/dγ dγ/dt = −ω c dv γ/dt Kết quả cuối cùng là j γ = (−ω c² D cosγ) i, với giá trị cụ thể là j γ = −1716,9 cosγ i khi thay ω c = 293 và D = 20 10^(-3).
Vậy ta được động học của đuôi xupáp trong giai đoạn I và II của xupáp nạp:
* Chuyển vị của đuôi xupáp: h x = ¿ { 28 , 62.( 1−cos α k ) i ¿¿¿¿ Với α k =θ α k =ϕ
* Vận tốc của đuôi xupáp: v x =¿ { 8 , 38.sin α k i ¿¿¿¿
* Gia tốc của đuôi xupáp: j x = ¿ { 2456 , 9.cos α k i ¿¿¿¿
Trong đó α k là góc quay của trục cam. θ=0÷24 0 với θ là góc quay của trục cam trong giai đoạn I. γ=γ max ÷0 với γ max = ϕ 2 −θ max = 122 2 −247 0
Tính kiểm nghiệm các chi tiết trong cơ cấu phân phối khí
Để tính toán lực quán tính của cơ cấu phân phối khí, cần quy dẫn toàn bộ khối lượng các chi tiết máy về đường tâm xupáp Công thức tính lực quán tính tác động lên cơ cấu này sẽ được áp dụng dựa trên khối lượng đã quy dẫn.
- jk - gia tốc của xupáp.
- m ok - khối lượng của cơ cấu phối khí quy dẫn về đường tâm xupáp.
Trong động cơ 1TR-FE, cơ cấu phân phối khí sử dụng hệ thống dẫn động trực tiếp cho xupáp, điều này có nghĩa là khối lượng m ok được tính bằng tổng khối lượng của xupáp, cò mổ, móng hãm và khối lượng quy dẫn của lò xo.
Do khối lượng quy dẫn của lò xo m olx 1
. Nên ta có: m ok = m xp + m đl + m cm + m mh +
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các khối lượng của các bộ phận trong hệ thống xupáp Khối lượng của xupáp (m xp) là 95,5g, trong khi khối lượng của đĩa lò xo (m đl) là 20g Móng hãm có khối lượng (m mh) là 8g và lò xo xupáp (m lx) nặng 55g Cuối cùng, khối lượng của cò mổ (m cm) được xác định là một giá trị chưa được đề cập.
Trong cơ cấu phân phối khí dẫn động trực tiếp, khối lượng của cơ cấu quy dẫn liên quan trực tiếp đến đường tâm xupáp Điều này cho thấy rằng khối lượng của cơ cấu quy dẫn ảnh hưởng đến hiệu suất hoạt động của hệ thống phân phối khí.
Trong đó: m ot là khối lượng của cơ cấu phối khí quy dẫn về đường tâm xupáp.
Lực quán tính tác dụng lên cơ cấu phối khí quy dẫn về đường tâm xupáp được xác định theo công thức (7 – 19).
Tính toán lò xo xupap
Lò xo xupáp đóng vai trò quan trọng trong việc giữ kín xupáp trên đế và đảm bảo xupáp hoạt động theo quy luật của cam Để thực hiện điều này, lực của lò xo cần phải lớn hơn lực quán tính P jk (lực quán tính âm khi γ=0) ở tất cả các chế độ tốc độ.
Trong đó: k – Hệ số an toàn.
Xupáp thải cần được đóng kín trong quá trình nạp, đặc biệt là với động cơ xăng khi chạy không tải, vì áp suất trong xilanh có thể giảm đến 0,015 MN/m² trong khi áp suất trên đường thải cao hơn áp suất khí trời (0,102 – 0,11 MN/m²) Sự chênh lệch áp suất Δpp có thể đạt đến 0,09 MN/m², dẫn đến nguy cơ xupáp thải bị hút mở ra nếu lò xo không đủ mạnh Do đó, lực nén ban đầu của lò xo plxo phải lớn hơn lực khí tác động lên xupáp thải để đảm bảo hoạt động hiệu quả.
Với dht: Đường kính họng đế xupáp thải.
* Xây dựng đồ thị xác định đường đặc tính lò xo:
Từ các công thức (3 – 18), (3 – 19) và (3 – 20) bằng cách cho α k biến thiên từ (0 ¿ϕ
2 ) ta lập được bảng các giá trị của h; Pjk và Plx theo α k :
Đầu tiên, chúng ta cần vẽ đường cong biểu diễn hành trình nâng của xupáp h k = f(α k) và đường biểu diễn lực quán tính P jk = f’(α k) Sau khi chọn hệ số k, tiếp tục vẽ đường biểu diễn lực tác dụng lên lò xo P lx = kP jk Cuối cùng, bên phải đồ thị, ta vẽ đường cong đặc tính của lò xo, trong đó tung độ biểu thị độ biến dạng và hoành độ biểu thị lực lò xo.
Từ các điểm A’, B’, C’ trên đồ thị h k = f(α k), ta kẻ các đường song song với tung độ cắt đường biểu diễn Plx tại các điểm C, B, C để xác định lực lò xo tại các vị trí này Sau đó, trị số các lực này được đặt trên các đường song song với hoành độ qua các điểm A’’, B’’, C’’, và nối các điểm này bằng một đường thẳng kéo dài cắt tung độ của hệ trục fOPlx tại O Qua các bước này, ta thu được đường đặc tính lò xo như hình 3-19, và độ cứng C của lò xo được tính theo công thức cụ thể.
C P lx max −P lx min h max
(3- 21) Trong đó : C - độ cứng của lò xo
Plxmax-lực lò xo ứng với độ biến dạng lớn nhất fmax của lò xo
Plxo-lực lúc xupáp đóng kín hmax -độ mở cực đại của lò xo
Từ đặc tính đàn hồi của lò xo (hình 7- 18) ta tìm đượcPlxo= 356,3[N] hmax = 9,23 10 -3 [m]
Kiểm nghiệm độ bền lò xo xupáp:
Giả thiết lực lò xo Plx tác dụng trên phương đường tâm của lò xo, mômen xoắn của lò xo bằng:
2 Trong đó : Dtb-Là đường kính trung bình của lò xo (Dtb mm) Ứng suất xoắn :
Trong đó : Wx -Momen chống xoắn của tiết diện dây cuốn lò xo
16 Ở đây: d- là đường kính của lò xo ( d = 4 mm)
Do ứng suất phân bố không đều trên tiết diện dây cuốn, ứng suất lớn nhất xuất hiện gần đường tâm lò xo xa nhất Lực Plx cũng gây ra ứng suất cắt, vì vậy khi tính toán ứng suất lò xo, thường áp dụng hệ số hiệu đính để điều chỉnh ứng suất xoắn Do đó, ứng suất xoắn thực tế được xác định bằng công thức hiệu đính này.
=8.χ.P lx D tb π.d 3 (3- 23) Trong đó :χ -hệ số hiệu đính, biến thiên theo tỷ lệ
(3- 24) => χ 5+0,5 5−0,75 = 1,29 Thế các thông số trên vào phương trình (3- 21) ta có: x
Vậy lò xo đảm bảo ứng suất xoắn.
Kiểm nghiệm khả năng cộng hưởng của lò xo xupáp là một quá trình phức tạp do lò xo hoạt động như một dầm cong đàn hồi trong không gian Để đơn giản hóa việc phân tích, thường người ta thay thế lò xo bằng một dầm thẳng tương đương, đảm bảo các yếu tố như khối lượng, chiều dài, độ cứng và phân bố khối lượng phù hợp với lò xo thực.
Tần số góc động của dầm tương đương xác định theo công thức sau: ω lx =π √ C m (5-25)
Trong đó : C - Độ cứng lò xo ; C,715.10 3 (N/m) m- Khối lượng của các vòng lò xo Vì lò xo có 7 vòng và có khối lượng mlxU (g) nên m = 55/7 = 7,85(g)
Do đó tần số dao động nlx bằng: n lx 0.ω lx π 0 4,848 10 3
Để tránh hiện tượng cộng hưởng, tần số dao động tự do nlx của lò xo cần phải lớn hơn số vòng quay của trục cam nk khoảng 10 lần Cụ thể, điều này có nghĩa là nlx phải gấp 10 lần nk, đảm bảo hoạt động ổn định cho hệ thống.
2800 ,54>10Vậy lò xo thỏa mãn điều kiện không cộng hưởng.
Hình 3 7 Đồ thị đặc tính lò xo
