Trong tình hình phát triển kinh tế như hiện nay thì ở các cảng nói riêng và các đầu mối giao thông vận tải nói chung việc áp dụng những thành tựu khoa học kỹ thuật vào công tác cơ giới hóa xếp dỡ là rất quan trọng và cần thiết vì nó có thể nâng cao năng suất lao động và giảm nhẹ sức lao động. Bất cứ hoạt động nào muốn có hiệu quả và có thể tồn tại lâu dài trên thương trường thì phải không ngừng cải tiến chất lượng sản xuất kinh doanh. Do đó, ngoài công tác quản lý, tổ chức sản xuất hợp lý còn đòi hỏi phải đầu tư trang thiết bị, máy móc vận chuyển và xếp dỡ tốt. Để đáp ứng được yêu cầu đó khoa cơ khí trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh đã trang bị cho các sinh viên trong viện những kiến thức cơ bản về trang thiết bị máy xếp dỡ và vận tải, đồng thời tạo điều kiện cho sinh viên làm quen với các công tác xếp dỡ và bố trí các trang thiết bị xếp dỡ.
PHÂN TÍCH ĐIỀU KIỆN LÀM VIỆC, NHIỆM VỤ VÀ YÊU CẦU CỦA HỆ THỐNG PHÁT LỰC
Nhiệm vụ của hệ thống phát lực
Tiếp nhận năng lượng khí cháy, tạo thành chuyển động tịnh tiến của piston (trong xy–lanh) và biến nó thành cơ năng làm quay trục khuỷu, tạo mô–men có ích cho động cơ làm việc
Bảo đảm bao kín buồng cháy, giữ không cho khí cháy trong buồng cháy lọt xuống
Các te (hay hộp trục khuỷu) và ngăn không cho dầu nhờn từ hộp trục khuỷu sục lên buồng cháy
Làm nhiệm vụ nén trong quá trình thải và hút khí nạp mới vào buồng cháy trong quá trình nạp.
Điều kiện làm việc, yêu cầu và phân loại của từng bộ phân trong hệ thống
Nhiệm vụ: Nhiệm vụ chủ yếu của piston là cùng với các chi tiết khác như xylanh, nắp xylanh bao kín tạo thành buồng cháy, đồng thời truyền lực của khí thể cho thanh truyền cũng như nhận lực từ thanh truyền để nén khí Điều kiện làm việc:
Tải trọng cơ học lớn và có chu kỳ, áp suất lớn có thể đạt tới 120 kG/cm 2 , lực quán tính lớn đặc biệt nếu là động cơ cao tốc
Tải trọng nhiệt cao vì piston tiếp xúc trực tiếp với khí cháy nên có thể đạt nhiệt độ cao từ 500 – 800 0 K Nhiệt độ cao khiến piston chịu ứng suất nhiệt lớn gây bó kẹt, nứt, giảm sức bền, gây kích nổ vv…
Ma sát lớn và ăn mòn hóa học Ma sát gây nên do lực ngang nên có giá trị lớn với điều kiện bôi trơn khó khăn nên khó đảm bảo bôi trơn tốt Ăn mòn hóa học do piston thường xuyên tiếp xúc với sản vật cháy
Dạng đỉnh piston tạo thành buồng cháy tốt nhất
Có độ bền và độ cứng đủ để tránh biến dạng quá lớn và chịu mài mòn Đảm bảo bao kín buồng cháy để công suất động cơ không bị giảm sút do hiện tượng lọt khí từ buồng cháy xuống các te
Tản nhiệt tốt để tránh dãn nở nhiệt quá mức khi động cơ đang làm việc, ngoài ra tránh được hư hỏng piston do ứng suất nhiệt
Phân loại: Theo dạng đỉnh piston Đỉnh bằng: diện tích chịu nhiệt nhỏ, kết cấu đơn giản Đỉnh lõm: có thể tạo xoáy lốc nhẹ, tạo thuận lợi cho quá trình hình thành hỗn hợp và đốt cháy Tuy nhiên sức bền kém và diện tích chịu nhiệt lớn hơn so với đỉnh bằng Đỉnh chứa buồng cháy: thường gặp ở động cơ Diesel
Là chi tiết nối Piston với thanh truyền
Nhiệm vụ: Truyền lực tác dụng của khí thể từ piston xuống thanh truyền Chốt piston thường có cấu tạo rỗng và được lắp lỏng với bệ chốt piston và đầu nhỏ thanh truyền Điều kiện làm việc: Chốt piston chịu lực va đập, tuần hoàn, nhiệt độ cao và điều kiện bôi trơn khó khăn Chốt piston còn chịu ma sát dạng nửa ướt, chốt piston dễ bị mòn Yêu cầu:
Chốt piston phải được chế tạo bằng vật liệu tốt để đảm bảo sức bền và độ cứng vững Bề mặt làm việc của piston cần tôi theo công nghệ đặc biệt để đảm bảo chốt có độ cứng cao, chịu mài mòn tốt
Ruột chốt phải dẻo để chống mỏi tốt Mặt chốt phải mài bóng để chống ứng suất tập trung và khi lắp ghép với piston và thanh truyền khe hở phải nhỏ
Theo kiểu lắp ghép chốt:
Cố định chốt piston trên bệ chốt piston
Cố định chốt piston trên đầu nhỏ thanh truyền
Chốt piston lắp tự do
Theo hình dạng: bề mặt bên trong chốt có dạng hình trụ hoặc côn
Nhiệm vụ: Đảm bảo piston di động dễ dàng trong xylanh Xéc măng có 2 loại là xéc măng khí và xéc măng dầu Xéc măng khí làm nhiệm vụ bao kín buồng cháy tránh lọt khí còn xéc măng dầu ngăn dầu bôi trơn từ hộp trục khuỷu sục lên buồng cháy Điều kiện làm việc: Xéc măng chịu tải trọng cơ học lớn (áp lực khí cháy), chịu lực quán tính lớn, có chu kỳ và va đập Ngoài ra xéc măng còn chịu nhiệt độ cao, ma sát lớn, ăn mòn hóa học và ứng suất lắp ghép ban đầu
Chịu nhiệt cao: đặc biệt với xéc măng khí tiếp xúc trực tiếp với khí cháy
Chịu lực va đập: vì khi làm việc lực khí thể và lực quán tính tác dụng lên xéc măng Chịu mài mòn: khi làm việc xéc măng ma sát với các xylanh rất lớn
Phân loại: có hai loại xéc măng là xéc măng khí và xéc măng dầu
Nhiệm vụ: Thanh truyền là chi tiết trung gian, trong đó đầu nhỏ lắp ghép với piston, đầu lớn liên kết với chốt khuỷu Thanh truyền có nhiệm vụ truyền lực tác dụng từ piston đến trục khuỷu Điều kiện làm việc: Thanh truyền có chuyển động phức tạp bao gồm: đầu nhỏ chuyển động tịnh tiến cùng piston, thân thanh truyền chuyển động lắc, đầu to chuyển động quay cùng với trục khuỷu Vậy thanh truyền chịu lực va đập tuần hoàn như lực khí thể, lực quán tính của nhóm piston và của chính bản thân thanh truyền
Yêu cầu: Lựa chọn kích thước và vật liệu chế tạo hợp lý để thanh truyền chịu được các lực va đập tuần hoàn như trên
Phân loại: Theo tiết diện thân thanh truyền
Tiết diện hình chữ I: có sức bền đều theo hai phương, được dùng rất phổ biến từ động cơ cỡ nhỏ đến động cơ cỡ lớn
Tiết diện hình chữ nhật, ô van: có ưu điểm là dễ chế tạo, thường dùng ở động cơ mô–tô, xuồng máy cỡ nhỏ
Nhiệm vụ: Tiếp nhận lực tác dụng từ piston tạo moment quay kéo các máy công tác và nhận năng lượng của bánh đà Sau đó, truyền cho thanh truyền và piston thực hiện quá trình nén cũng như trao đổi khí trong xylanh Điều kiện làm việc: Trục khuỷu chịu lực T, Z do lực khí thể và lực quán tính của nhóm piston, thanh truyền gây ra Ngoài ra trục khuỷu còn chịu lực quán tính ly tâm của các khối lượng quay lệch tâm của bản thân trục khuỷu và của thanh truyền Những lực này gây uốn, xoắn, dao động xoắn và dao động ngang của trục khuỷu lên các ổ đỡ Yêu cầu: Kết cấu trục khuỷu cần đảm bảo các yêu cầu: Đảm bảo động cơ làm việc đồng đều, biên độ dao động của moment xoắn tương đối nhỏ Ứng suất sinh ra do dao động xoắn nhỏ Động cơ làm việc cân bằng ít rung động
Công nghệ chế tạo đơn giản.
CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Chọn phương án thiết kế các chi tiết trong hệ thống
2.1.1 Piston Đối với động cơ xăng để thỏa mãn các yêu cầu sau đây:
Phù hợp với hình dạng buồng cháy và hướng của chùm tia nhiên liệu phun vào buồng cháy để tổ chức tạo thành hỗn hợp tốt nhất
Tận dụng được xoáy lốc của không khí trong quá trình nén
Vậy piston có đỉnh chứa buồng cháy có dạng đỉnh lõm như sau được chọn:
Hình 2 1 Đỉnh piston 2.1.2 Chốt piston Để có kết cấu đơn giản dễ chế tạo và vì tỷ số nén động cơ xăng được thiết kế không lớn lắm nên chọn chốt piston có dạng mà bề mặt bên trong là hình trụ
Có hai dạng: Đầu nhỏ thanh truyền có dạng hình trụ rỗng Khi ấy chốt piston lắp tự do Đầu nhỏ thanh truyền của các động cơ dùng kiểu lắp chốt piston cố định trên đầu nhỏ thanh truyền Động cơ được thiết kế công suất không lớn nên chọn phương án đầu nhỏ thanh truyền có dạng trụ rỗng và có khoan lỗ hứng dầu
Chọn thân thanh truyền có tiết diện chữ I vì đảm bảo sức bền theo hai phương 2.1.3.3 Đầu to thanh truyền:
Có các phương án thiết kế sau:
Phương án phổ biến nhất là một phần của đầu to thanh truyền được gắn liền với thân thanh truyền, phần còn lại được ghép với phần trên nhờ hai bulông
Phương án tương tự trên nhưng dùng nhiều bu lông hơn (4 hoặc 6 bu lông) để lắp ghép với đầu to thanh truyền Như vậy đường kính bulông sẽ nhỏ hơn so với phương án trên Tuy nhiên nhược điểm là các bu lông chịu lực không đều có thể dẫn đến hiện tượng mài mòn không đều và đứt gãy bulông
Tương tự phương án đầu tiên nhưng cắt chia đầu to thanh truyền theo mặt nghiêng
30 0 đến 60 0 so với đường tâm thanh truyền
Dùng chốt côn để lắp ghép đầu to thanh truyền theo kiểu khớp bản lề
Do tính đơn giản và phổ biến nên chọn phương án đầu tiên
Theo phân loại có hai loại là trục khuỷu nguyên và trục khuỷu ghép Do động cơ xăng 4 xylanh phổ biến là dùng trục khuỷu nguyên nên chọn phương án thiết kế là trục khuỷu nguyên
Sau khi đã chọn tất cả các phương án như trên, ta có được cấu tạo hệ thống như sau
Hình 2 3 Cấu tạo hệ thống phát lực
1.Trục khuỷu; 2.Cổ khuỷu; 3.Xéc măng dầu; 4.Piston; 5,6.Xéc măng khí; 7.Chốt piston; 8.Thanh truyền; 9.Đối trọng; 10.Má khuỷu; 11.Bu lông và đai ốc thanh truyền; 12.Đầu to thanh truyền
Trong động cơ đốt trong kiểu piston cụm chi tiết chuyển động chính (piston, thanh truyền, trục khuỷu) làm việc trên nguyên tắc sau:
Nhóm piston chuyển động tịnh tiến lên xuống truyền lực cho thanh truyền
Nhóm thanh truyền là chi tiết chuyển động trung gian, có chuyển động phức tạp để biến chuyển động tịnh tiến của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu Trục khuỷu là chi tiết máy quan trọng nhất, có chuyển động quay và truyền công suất của động cơ ra ngoài để dẫn động máy công tác khác
Theo chu kỳ lý thuyết, mỗi kỳ khởi sự ngay tại một điểm chết mà cũng chấm dứt ngay tại một điểm chết Trong động cơ bốn kỳ thì mỗi kỳ sẽ thực hiện một quá trình và có:
Kỳ nạp: Quá trình hòa khí mới vào trong xylanh Khi piston ở điểm chết trên (ĐCT) toàn bộ thể tích buồng cháy Vc là sản phẩm cháy do hành trình trước để lại với áp suất cao hơn áp suất khí trời P0, gọi là áp suất khí sót Pr trong khí này, cơ cấu phân phối khí điều khiển xupap thải đóng, xupap nạp mở để khi piston đi từ ĐCT xuống điểm chết dưới (ĐCD), thể tích xylanh tăng, tạo độ chân không trong xylanh, áp suất xylanh Pa nhỏ hơn áp suất trên đường ống nạp Pk, khí nạp mới được hút vào xylanh Vào cuối kì, piston ở ĐCD, áp suất trong xylanh Pa vẫn còn nhỏ hơn áp suất trên đường ống nạp Pk, xupap nạp đóng trễ để nạp thêm hòa khí vào xylanh
Kỳ nén: Khí piston đi từ ĐCD lên ĐCT, xupap nạp và thải cùng đóng, lúc này kì nén mới diễn ra, hòa khí được nén lại do piston đi lên và do được nén nên áp suất và nhiệt độ của hòa khí tăng dần và giá trị này phụ thuộc vào tỉ số nén, độ kín khít của các chi tiết, mức độ tản nhiệt của thành xylanh và áp suất hòa khí ở đầu quá trình nén.Khí piston gần đến ĐCT, bugi đánh lửa ở góc đánh lửa sớm để bù thời gian cho hòa khí cháy hết Nếu đợi piston đến ĐCT, bugi mới đánh lửa thì trong thời gian hòa khí phát hỏa, piston đã qua ĐCT, làm giảm công suất động cơ
Kỳ cháy giãn nở: Áp suất và nhiệt độ của hòa khí cao do bị nén nên cháy rất nhanh, áp suất và nhiệt độ trong xylanh tăng mạnh, sinh công đẩy piston đi xuống ĐCD, thực hiện quá trình giãn nở môi chất trong xylanh Do đó kì cháy giãn nở còn gọi là kì sinh công Trong quá trình này cả 2 xupap đều đóng Cuối kì cháy, xupap thải mở sớm, kết thúc kì cháy giãn nở sinh công Mặc dù việc mở xupap thải sớm cũng sẽ ngừng sớm việc giãn nở sinh công nhưng lúc này đã là cuối kì nên áp suất trong xylanh đã giảm đi nhiều nên dù có mở xupap thải trễ hơn thì cũng không sinh được bao nhiêu công, thay vào đó việc mở xupap thải sớm sẽ giúp thải được nhiều khí thải hơn, từ đó có thể nạp được nhiều hòa khí hơn ở kì nạp
Kỳ xả: Xupap nạp đóng, xupap thải mở Piston đi từ ĐCD lên ĐCT để đẩy sản vật cháy ra ngoài xylanh Ở cuối kì thải, xupap nạp sẽ mở sớm và xupap thải chưa đóng, piston chưa đến ĐCT, khí cháy vẫn còn được thải ra đường thải và một phần khí cháy lọt vào đường nạp Lúc này áp suất xylanh là áp suất khí cháy cao hơn áp suát đường nạp, do đó khí cháy mới lọt vào được đường nạp Thời điểm piston đến ĐCT và bắt đầu về ĐCD, cả 2 xupap vẫn mở, thể tích và áp suát trong xylanh bắt đầu giảm dần cho tới khi áp suất trong xylanh nhỏ hơn áp suát đường nạp để hút được hòa khí mới vào Hòa khí khi vào sẽ có dạng cuộn xoáy, đảy khí cháy ở đường nạp và quét sạch khí cháy còn xót ở xylanh ra đường thải, xupap nạp mở sớm và xupap thải đóng trễ là vì lí do này Kì thải kết thúc sẽ bắt đầu một chu trình mới.
TÍNH TOÁN NHIỆT ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG
Giới thiệu tính toán nhiệt
Tính toán nhiệt động cơ đốt trong chủ yếu là xây dựng trên lý thuyết đồ thị công chỉ thị của một động cơ cần thiết kế thông qua việc tính toán các thông số nhiệt động lực học của chu trình công tác trong động cơ gồm các quá trình: Quá trình nạp; quá trình nén; quá trình cháy; quá trình giãn nở
Mỗi quá trình trên được đặc trưng bởi các thông số trạng thái là nhiệt độ, áp suất, thể tích của môi chất công tác ở đầu và cuối của quá trình Trên cơ sở lý thuyết của nhiệt động lực học kỹ thuật, nhiệt động hóa học, lý thuyết động cơ đốt trong xác định giá trị của các thông số nêu trên
Tiếp theo ta tính các thông số đánh giá tính năng của chu trình gồm các thông số chỉ thị và các thông số có ích của chu trình công tác như: áp suất chỉ thị trung bình pi, áp suất có ích trung bình pe, công suất chỉ thị Ni, công suất có ích Ne, hiệu suất e và suất tiêu hao nhiên liệu ge của động cơ, …
Cuối cùng, bằng kết quả các quá trình tính toán nói trên ta xây dựng giản đồ công chỉ thị của động cơ và đây là các số liệu cơ bản cho các bước tính toán động lực học và thiết kế sơ bộ cũng như thiết kế kỹ thuật toàn bộ động cơ
Trong tính toán kiểm nghiệm động cơ cho trước, việc tính toán nhiệt có thể được thay thế bằng cách đo đồ thị công thực tế trên động cơ đang hoạt động nhờ các phương tiện, các dụng cụ đo ghi kỹ thuật hiện đại Tuy nhiên với phương pháp tính toán dựa trên cơ sở lý thuyết nhiệt động hóa học trong động cơ đốt trong, người ta cũng có thể tiến hành khảo sát những chỉ tiêu động lực và chỉ tiêu kinh tế của các động cơ đã có sẵn này với kết quả đáng tin cậy.
Các thông số cho trước của động cơ
Bảng 3 1 Thông số tham khảo của động cơ Kappa 1.2l trên xe Hyundai Grand I10:
Loại động cơ Động cơ xăng 4 kỳ
Công suất động cơ Ne/nN 79 (HS)/5900 (v/ph)
Số vòng quay trục khuỷu 4000 (v/ph)
Thể tích công tác Vh 1,197 (l) Đường kính xylanh D 71 (mm)
Khoảng cách giữa 2 piston 78,5 (mm)
Tính toán nhiệt
Khoảng cách giữa 2 piston 78,5 (mm)
3.3 Chọn các thông số cho tính toán nhiệt
Bảng 3 2 Thông số chọn cho tính toán nhiệt: Áp suất khí nạp p0 0,1 (MN/m 2 )
Nhiệt độ khí nạp mới T0 297 o K Áp suất khí nạp trước xupap nạp pk 0,1 (MN/m 2 )
Nhiệt độ khí nạp trước xupap nạp Tk 297 o K Áp suất cuối quá trinh nạp pa 0,08 (MN/m 2 ) Áp suất khí sót pr 0,12 (MN/m 2 )
Nhiệt độ khí sót Tr 950 o K Độ tăng nhiệt độ khí nạp mới T 15 o K
Hệ số quét buồng cháy 2 1
Hệ số hiệu đính tỷ nhiệt t 1,17
Hệ số lợi dụng nhiệt tại điểm z z 0,85
Hệ số lợi dụng nhiệt tại điểm b b 0,95
Hệ số dư lượng không khí 1
Hệ số điền đầy đồ thị công d 0,97
(3.1) trong đó: m = 1,5 là chỉ số đa biến trung bình của không khí
Nhiệt độ cuối quá trình nạp ( Ta) : m 1 a m k t r r r a r
Tỉ nhiệt mol đẳng tích trung bình của khí nạp mới: o v v v mc =a + b T,806+0,002095.T(KJ/Kmol K)
Tỉ nhiệt mol đẳng tích trung bình của sản phẩm cháy:
Tỉ nhiệt mol đẳng tích trung bình của hỗn hợp khí trong quá trình nén : v r v v r mc +γ mc " mc '1+γ (3.6)
Chỉ số nén đa biến trung bình :
Ta tính được: n1 = 1,363 Đối với động cơ xăng thì giá trị n1 nằm trong khoảng 1,34 1,37 nên n 1 = 1,363 thỏa Áp suất cuối quá trình nén: n 1 1,363 2 c a p =p ε =0,085.10,5 =1,973(MN/m ) (3.8)
Nhiệt độ cuối quá trình nén:
Lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy 1kg nhiên liệu:
(3.10) Đối với nhiên liệu của động cơ xăng ta có: C = 0,855; H = 0,145; O = 0; nên thay vào (3.10) ta được:
Lượng khí nạp mới vào xylanh:
Trong đú ànl là trọng lượng phõn tử của nhiờn liệu, đối với xăng cho động cơ hiện nay chọn ànl = 114;
Hệ số biến đổi phần tử khí lý thuyết :
Hệ số biến đổi phần tử khí thực tế :
Hệ số biến đổi phần tử khí tại điểm Z :
Tổn thất nhiệt lượng do cháy không hoàn toàn:
Tỉ nhiệt mol đẳng tích trung bình của môi chất tại điểm Z:
Nhiệt độ cuối quá trình cháy:
QH là nhiệt trị thấp của nhiên liệu xăng, ta có: QH = 43960 (kJ/kg.nl)
Áp suất cuối quá trình cháy: z 2 z c z c c
3.4.4 Tính toán quá trình giãn nở:
Xác định chỉ số giãn nở đa biến trung bình n2, theo công thức:
Trong đó: Tb là nhiệt trị tại điểm b và được xác định theo công thức:
Thay các giá trị vào phương trình (3.21) ta tính được n2 = 1,251
Theo lý thuyết khoảng giá trị n2 đối với động cơ xăng là 1, 23 1, 27 nên n2 tìm được ở trên thỏa mãn
Nhiệt độ cuối quá trình dãn nở:
Áp suất cuối quá trình dãn nở:
Kiểm nghiệm nhiệt độ khí sót Tr:
Sai số cho phép là nhỏ hơn 5 % , nên giá trị nhiệt độ khí sót tính được được thỏa mãn
Vậy nhiệt độ khí sót chọn lúc ban đầu là chấp nhận được
3.4.5 Tính toán các thông số đặc trưng của chu trình: Áp suất chỉ thị trung bình tính toán p i :
Trong đó λ là hệ số tăng áp: pz = λ.pc
Áp suất chỉ thị trung bình thực tế pi:
0,97.1.329 1.2892 MN/m i d i p p (3.26) Áp suất tổn thất cơ khí pm được tính theo công thức kinh nghiệm:
CTB là vận tốc trung bình của piston
Thay số liệu vào phương trình, ta được:
2 p =0,05+0,0155.14,868+(0,12-0,08)=0,3205 MN/mm Áp suất có ích trung bình:
Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị gi:
Suất tiêu hao nhiên liệu có ích ge:
3.4.6 Tính thông số kết cấu của động cơ :
Tính thể tích công tác của một xylanh Vh h
= 4 - số chu kỳ của động cơ i = 4 - số xylanh của động cơ ne Y00 v/p - số vòng quay của động cơ
Ne y HS = 58,1044 kw - công suất động cơ pe = 0,9687 MN/m 2 - áp suất có ích trung bình Đường kính xylanh:
Bảng 3 3 Bảng kết quả tính toán nhiệt của động cơ xăng
TT Thông số Giá trị Đơn vị TT Thông số Giá trị Đơn vị
3.4.7 Vẽ đồ thị công chỉ thị:
Căn cứ vào các số liệu đã tính pa, pc, pz, pb, n1, n2, Ta lập bảng để tính đường nén và đường giãn nở theo biến thiên của thể tích công tác Vx = i.Vc (Vc _ dung tích buồng cháy) Quá trình nén và giãn nở được tính theo bảng dưới đây:
Bảng 3 4 Tính toán quá trình nén và giãn nở
Quá trình nén Quá trình giãn nở i i.Vc px=pc.1/i^n1 px=pz/i^n2
Giá trị Giá trị biểu diễn Giá trị Giá trị biểu diễn Giá trị Giá trị biểu diễn
Giỏ trị biểu diễn được tớnh bằng giỏ trị chia cho trị số tỷ lệ xớch v, àp
Sau khi vẽ xong đường nén và giãn nở, vẽ tiếp quá trình nạp và thải bằng 2 đường thẳng song song với trục hoành, đi qua 2 điểm pa và pr Ta được đồ thị công lý thuyết của động cơ Sau đó ta phải hiệu đính đồ thị công để có đồ thị công chỉ thị Các bước hiệu đính như sau:
Bước 1: Vẽ đồ thị Brick đặt phía trên dồ thị công
Bước 2: Xác định điểm O’ cách tâm O (dịch về phía ĐCD) của đường tròn Brick một khoảng:
Với: R là bán kính quay trục khuỷu;
là hệ số kết cấu, có thể chọn là 0,251
Bước 3: Lần lượt hiệu đính các điểm trên đồ thị
3.4.7.1 Hiệu đính điểm bắt đầu quá trình nạp (điểm a)
Từ đồ thị Brick xác định góc đóng muộn 4 của xupap thải, bán kính này cắt vòng tròn Brick ở a’, từ a’ gióng đường song song với tung độ cắt đường pa tại điểm a Nối điểm r trên đường thải với a, ta được đường chuyển tiếp từ quá trình thải sang quá trình nạp
3.4.7.2 Hiệu đính áp suất cuối quá tình nén (điểm c) Áp suất cuối quá trình nén thực tế pc’ do có sự đánh lửa sớm nên thường lớn hơn áp suất cuối quá trình nén lý thuyết pc pc’ có thể xác định theo công thức sau:
3 3 (3.39) Điểm c’’_ điểm đường nén thực tế tách khỏi đường nén lý thuyết, xác định theo góc đánh lửa sớm s đặt trên đồ thị Brick rồi gióng xuống đường nén Sau đó dùng một cung để nối c’ và c’’
3.4.7.3 Hiệu đính điểm đạt pzmax thực tế Áp suất pzmax thực tế trong quá trình cháy giãn nở không đạt trị số lý thuyết ở động cơ xăng Theo thực nghiệm, điểm đạt điểm đạt trị số áp suất cao nhất là 372 o -375 o (tức là 12 o -15 o sau ĐCT của quá trình cháy giãn nở)
Hiệu đính điểm z theo các bước sau:
Bước 1: Cắt đồ thị công bởi đường 0,85pz
Bước 2: Từ đồ thị Brick xác định góc 12 o gióng xuống đường 0,85pz để xác định điểm z
Bước 3: Dùng cung thích hợp nối c’ với z và lượn sát với đường giãn nở
3.4.7.4 Hiệu đính đường bắt đầu quá trình thải thực tế (điểm b)
Hiệu đính điểm b căn cứ vào góc mở sớm 3 xupap thải Áp suất cuối quá trình giãn nở thực tế pb” thường thấp hơn áp suất cuối quá trình giản nở lý thuyết do mở xupap thải sớm
Xác định pb” theo công thức sau:
Sau khi xác định b’,b” dùng cung thích hợp nối đường thải
Như vậy ta đã có đồ thị công chỉ thị
Hình 3 1 Đồ thị công chỉ thị Bảng 3 5 Góc đánh lửa sớm hoặc phun nhiên liệu sớm và góc phối khí
Góc mở Góc đóng Góc mở Góc đóng
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC CƠ CẤU PISTON – TRỤC KHUỶU -
Phân tích động học cơ cấu piston, trục khuỷu, thanh truyền
Trong động cơ đốt trong, cụm chi tiết chuyển động chính (piston , thanh truyền, trục khuỷu) làm việc trên nguyên tắc sau:
Nhóm piston chuyển động tịnh tiến lên xuống để truyền lực đến cho nhóm thanh truyền
Nhóm thanh truyền là chi tiết chuyển động nằm giữa piston và trục khuỷu để biến đổi chuyển động tịnh tiến của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu
Trục khuỷu nhận lực từ piston thông qua thanh truyền và rồi chuyển động quay để truyền công suất của động cơ ra ngoài để dẫn động các hệ thống công tác khác
Động học của piston
Chuyển vị của piston trong xylanh động cơ đường tính theo công thức:
Bảng 4 1 Giá trị chuyển vị của piston
Sp1 Sp2 Sp = Sp1 + Sp2
Hình 4 2 Đồ thị chuyển vị piston 4.2.2 Tốc độ piston:
Tốc độ của piston trong xylanh động cơ được tính theo công thức sau: p p1 p2
0.00 50.00 100.00 150.00 200.00 250.00 300.00 350.00 400.00 ĐỒ THỊ CHUYỂN VỊ PISTON
Sp1 Sp2 Sp = Sp1 + Sp2 p2
Bảng 4 2 Giá trị vận tốc piston
Vp1 Vp2 Vp Vp1 Vp2 Vp
Hình 4 3 Đồ thị vận tốc piston 4.2.3 Gia Tốc piston:
Gia tốc của piston trong xylanh động cơ được tính theo công thức sau: p p1 p2
Bảng 4 3 Giá trị gia tốc piston
Jp1 Jp2 Jp Jp1 Jp2 Jp
0.00 50.00 100.00 150.00 200.00 250.00 300.00 350.00 400.00 ĐỒ THỊ VẬN TỐC PISTON
Hình 4 4 Đồ thị gia tốc piston
0.00 50.00 100.00 150.00 200.00 250.00 300.00 350.00 400.00 ĐỒ THỊ GIA TỐC PISTON
TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CƠ CẤU PISTON – TRỤC KHUỶU – THANH TRUYỀN
Sơ đồ lực và moment tác động lên cơ cấu piston, trục khuỷu, thanh truyền 1
Chiều quay của động cơ quy ước là “+” nếu động cơ quay theo chiều kim đồng hồ nhìn từ phía bánh đà ngược trở lại
Dấu của các lực và moment tác dụng quy ước như bên dưới
Hình 5 1 Sơ đồ lực và momen tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền
Bảng 5 1 Chú thích lực tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền:
Pkt Lực khí thể tác dụng lên đỉnh piston
Pj Lực quán tính của các chi tiết chuyển động
P∑ Lực tổng cộng tác dụng lên đỉnh piston
N Lực ngang tác dụng lên vành xylanh có phương vuông góc với đường tâm xylanh
Ptt Lực dọc theo đường tâm thanh truyền
Z Lực pháp tuyến theo hướng từ tâm chốt đến tâm cổ khuỷu
T Lực tiếp tuyến vuông góc với lực pháp tuyến
Mq Lực momen quay của trục khuỷu
ML Lực momen lật động cơ
Lực khí thể P kt
Để xét lực và moment tác động lên cơ cấu, trước hết ta xét lực tác dụng lên piston Các lực này gồm có lực khí thể trong xylanh Pkt, lực quán tính chuyển động tịnh tiến Pj
Trong đó: po = 0.1 MN/m 2 - áp suất khí quyển pkt - áp suất trong xylanh động cơ
Fp - diện tích tiết diện của piston [m 2 ]
Lực khí thể là một đại lượng thay đổi theo góc quay trục khuỷu: Pkt = f(), xác định được từ áp suất khí thể pkt ở tính toán nhiệt của động cơ tại chế độ công suất cực đại (Nemax)
Ta có thể triển khai giản đồ công chỉ thị thành đồ thị Pkt = f() bằng phương pháp đồ thị Brich
Trình tự vẽ đồ thị Pkt = f():
Bước 1: Lấy góc tọa độ nằm trùng với đường biểu diễn áp suất khí quyển po trên đồ thị giản đồ công chỉ thị Tỷ lệ xích của đồ thị μ P kt μ p kt F p và
Bước 2: Vẽ các tia có điểm xuất phát từ tâm O của vòng tròn hiệu ứng Brich, các tia này tạo với đường kính của vòng tròn tính từ điểm chết trên (ĐCT) các góc quay có bước tăng đều 15 o Các tia này cắt nữa vòng tròn các điểm tương ứng 0 o , 15 o , 30 o ,…,
Bước 3: Từ các điểm xác định được trên kẻ các đường song song với trục tung, chúng cắt các đường cong trên giản đồ công chỉ thị tại các quá trình nạp, nén, dãn nỡ và thải các điểm tương ứng
Bước 4: Từ các điểm vừa xác định được trên kẻ các đường song song với trục hoành, chúng cắt các đường vuông góc với trục hoành của đồ thị Pkt = f() kẻ từ các góc
Bước 5: Nối các điểm cắt trên lại thành một đường cong đều ta nhận được đồ thị lực khí thể Pkt tại các quá trình nạp, nén, dãn nỡ và thải
Bước 6: Tại các đoạn cong của quá trình cháy (tính từ điểm c’-c-c”-z’-z” đến điểm tiếp xúc với đường cong dãn nở) và quá trình thải sớm (b’-b”) được vẽ theo trình tự như trên với bước nhảy tăng của là 5 o (từ góc 350 o , 355 o , …, 375 o ).
Lực quán tính của các chi tiết chuyển động
Lực quán tính được xác định theo công thức sau
Trong đó : m - khối lượng các chi tiết chuyển động
J - gia tốc chuyển động của các chi tiết đó
Dưới đây là cách xác định khối lượng của các chi tiết chuyển động thẳng và chuyển động quay tròn của cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền
5.3.1 Khối lượng cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền:
5.3.1.1 Khối lượng nhóm piston (khối lượng các chi tiết chuyển động thẳng):
Bao gồm khối lượng của piston, xéc măng (vòng găng), chốt piston Ngoài ra còn có khối lượng của các guốc trượt… (thường có trong cơ cấu động cơ tàu thủy) Ký hiệu:
Trong đó: Gnp - trọng lượng của nhóm piston mnp - khối lượng nhóm piston
Gp, Gc, mp, mc - trọng lượng và khối lượng của piston, xécmăng… g - gia tốc trọng trường (m/s 2 )
5.3.1.2 Khối lượng của khuỷu trục (các chi tiết chuyển động quay):
Hình 5 3 Sơ đồ tính toán lực của phần khối lượng chuyển động quay
Ta tạm chia trục khuỷu thành các phần như hình vẽ
Phần khối lượng chuyển động quay theo bán kính R là phần khối lượng của chốt khuỷu mChk (phần gạch dọc trên hình vẽ)
Phần khối lượng chuyển động quay với bán kính là phần khối lượng của hai má khuỷu mm (phần gạch chéo trên hình vẽ)
là khoảng cách từ trọng tâm má khuỷu đến tâm cổ khuỷu
Quy dẫn khối lượng má khuỷu mm về tâm của chốt khuỷu ta phải thay thế bằng khối lượng tương đương “mmr” và xác định bằng phương trình cân bằng lực quán tính sau :
Khối lượng chuyển động quay của trục khuỷu là :
5.3.1.3 Khối lượng của thanh truyền:
Thanh truyền chuyển động khá phức tạp, đầu nhỏ chuyển động tịnh tiến, đầu to chuyển động quay, thân chuyển động lắc Vì vậy, trong tính toán lực quán tính ta thay thế nhóm thanh truyền bằng một hệ tương đương có khối lượng tập trung tại ba điểm (tại tâm chốt piston, tâm chốt khuỷu và trọng tâm thanh truyền)
Khi thay thế thanh truyền thực bằng hệ tương đương trên phải thỏa mãn các điều kiện sau :
Tổng các khối lượng thay thế phải bằng khối lượng thực của thanh truyền: mtt = mA + mB + mo (5.9)
Trọng tâm của hệ tương đương phải trùng với trọng tâm thực của thanh truyền : mA a + mB b =0 mA a = mB (L – a) (5.10)
Tổng moment quán tính của các khối lượng thay thế đối với trọng tâm phải bằng moment quán tính thực của thanh truyền đối với trọng tâm của nó :
Các khối lượng thay thế (khối lượng tương đương) phải nằm trên một đường thẳng và đi qua trọng tâm thanh truyền thực :
Từ các thanh truyền trên ta suy ra : a.L m A J tt (5.12) a) L(L m B J tt
Khối lượng mA thực hiện chuyển động thẳng vì thế sẽ cộng thêm với khối lượng của nhóm piston mp
Khối lương mB thực hiện chuyển động quay cùng với khối lượng của trục khuỷu
Khối lượng mo thực hiện đồng thời chuyển động thẳng và chuyển động lắc tương đối với đường tâm chốt piston
Vì mo khá nhỏ so với mA và mB, do đó để đơn giản trong tính toán động lực học, mo có thể bỏ qua vì vậy ta thay thế khối lượng thanh truyền bằng hệ tương đương gồm hai khối lượng tập trung ở đầu nhỏ và đầu to thanh truyền
Phân bố theo phương án này có sai số không đáng kể nên không ảnh hưởng đến kết quả tính toán, lại có ưu điểm là rất đơn giản và khối lượng thay thế được tính bằng công thức sau :
Hiện nay đối với các loại ô tô khối lượng quy về đầu nhỏ và đầu to thanh truyền xác định theo công thức kinh nghiệm sau : mA = (0.275 0.350) mtt (5.17) mB = (0.725 0.65) mtt (5.18)
5.3.1.4 Khối lượng chuyển động tịnh tiến của cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền: mj = mp + mA (5.19)
5.3.1.5 Khối lượng chuyển động quay của cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền: mr = mK + mB (5.20)
Trong thiết kế tính toán các khối lượng này thường tính trên đơn vị diện tích đỉnh piston như sau : p
Chọn khối lượng các cụm :
B tt j np A m ×40,09@0,9 g =0,4009 (kg) m ×40,09H1,091 g =0,481091 (kg) m =0.3m =0.3×0,481091=0.1443 kg m =0.7 m =0.7×0,481091=0,3367 kg m =m +m =0,4009+0.1443=0,5452 kg
5.3.2 Lực quán tính (văng thẳng) của khối lượng chuyển động tịnh tiến:
Pj = - mj.j = - mjR 2 (cos + cos2) (5.23) Gọi: PjI = - mjR 2 cos
Ta có: Pj = PjI + PjII - là các hàm điều hòa, với chu kỳ của PjI ứng với một vòng quay trục khuỷu và chu kỳ của PjII ứng với nửa vòng quay trục khuỷu
Lực Pj luôn luôn tác dụng trên đường tâm của xylanh và có hướng thay đổi khi piston đổi chiều chuyển động Khi piston ở điểm chết trên, Pj mang dấu âm, chiều quay lên phía trên (chiều ly tâm đối với trục khuỷu)
Khi piston ở điểm chết dưới, Pj có dấu dương và chiều quay xuống (hướng vào tâm trục khuỷu) Đồ thị lực quán tính có dạng giống đồ thị lực gia tốc nhưng có chiều ngược lại và có tỉ lệ xích:
pj = jp m 5.3.3 Lực quán tính (lực ly tâm) của khối lượng chuyển động quay Pk
Lực quán tính của khối lượng chuyển động quay xác định bằng công thức sau:
Lực này tác dụng trên đường tâm của má khuỷu, chiều ly tâm và có giá trị không đổi khi vận tốc góc là hằng số
5.4 Hệ lực tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền:
Tải trọng động tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền gây nên bởi hợp lực khí thể và lực quán tính Ngoài ra còn chịu các lực như lực ma sát và trọng lực, tuy nhiên hai lực này có trị số nhỏ hơn nhiều nên trong tính toán động lực học của động cơ ta chỉ xét đến hai lực nêu trước
Lực tổng cộng tác dụng lên đỉnh piston P: chính là lực tác dụng lên chốt piston
P (hoặc lên piston) là hợp lực khí thể Pkt và lực quán tính của khối lượng chuyển động thẳng Pj, do chúng cùng tác dụng trên đường tâm xylanh và có gí trị bằng tổng đại số của hai lực này: j kt P
Trong quá trình tính toán động lực học, các lực này thường được tính trên đơn vị diện tích đỉnh piston:
Các giá trị tính toán của lực quán tính Pj và lực tổng cộng P ghi vào bản số liệu và được biểu diễn bằng đồ thị
Từ đồ thị thấy rõ rằng cuối quá trình nén và đầu quá tình cháy dãn nỡ lực tổng cộng bị giảm nhiều nếu càng tăng Pj – do đó lực quán tính có ảnh hưởng xấu đến công suất của động cơ Để giảm lực quán tính có thể giảm khối lượng nhóm piston, thanh truyền bằng cách chọn lại các thông số
Lực tác dụng dọc tâm thanh truyền Ptt và lực ngang N ép piston lên thành xylanh là các lực thành phần của (theo sơ đồ Hình 2.2), các phân lực này được xác định bằng công thức: cosβ
Lực Ptt sau khi dời xuống tâm chốt khuỷu lại được phân thành hai lực là lực tiếp tuyến T, sinh ra mômen quay và lực pháp tuyến Z, gây uốn trục khuỷu:
Bảng 5 2 Bảng giá trị hệ lực tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền α (độ) β (độ) T (MN) Z (MN) Pkt (MN) Pj (MN) P∑ (MN)
Hình 5 4 Đồ thị lực tiếp tuyến (T) và pháp tuyến (Z)
Hình 5 5 Đồ thị lực khí thể, lực quán tính và lực tổng hợp Mômem quay Mq trục khuỷu động cơ một xylanh
(MN) ĐỒ THỊ BIỂU DIỄN CÁC LỰC T, Z
(MN) ĐỒ THỊ BIỂU DIỄN CÁC LỰC PKT,PJ,P∑
M q [MN] (5.32) Đồ thị mômen của một xylanh của động cơ có dạng giống như đồ thị lực tiếp tuyến
T, nhưng có tỷ lệ xích M = T R
Mômen Mq làm quay trục khuỷu đưa công suất ra ngoài kéo máy công tác Trong quá trình làm việc, mômen này được cân bằng bởi các mômen sau:
Mômen cản do lực cản và do lực ma sát của tất cả các chi tiết chuyển động tác dụng trên trục khuỷu và bánh đà của động cơ
Mômen sinh ra bởi mômen quán tính của các chi tiết chuyển động quay quy về tâm trục khuỷu là Jo Nếu gia tốc góc là thì mômen cản sinh ra là Jo do đó:
Hệ lực tác dụng lên cơ cấu trục piston, khuỷu, thanh truyền
6.1.1 Các thông số ban đầu:
Hình 6 1 Các thông số kết cấu của piston Bảng 6 1 Các thông số kết cấu của piston (động cơ xăng cao tốc)
Thông số Kí hiệu Giá trị Đường kính piston D 71,45 mm
Chiều dày đỉnh piston 6,79 mm
Khoảng cách c từ đỉnh đến xécmăng thứ nhất c 6,11 mm
Chiều dày s của phần đầu s 8,57 mm
Chiều cao H của piston H 57,16 mm
Vị trí chốt piston h 32,15 mm Đường kính chốt piston dcp 21,434 mm Đường kính bệ chốt piston db 31,08 mm Đường kính lỗ trên chốt do 15 mm
TÍNH TOÁN THÔNG SỐ KỸ THUẬT VÀ TÍNH BỀN CÁC CHI TIẾT CỦA HỆ THỐNG
Nhóm piston
6.1.1 Các thông số ban đầu:
Hình 6 1 Các thông số kết cấu của piston Bảng 6 1 Các thông số kết cấu của piston (động cơ xăng cao tốc)
Thông số Kí hiệu Giá trị Đường kính piston D 71,45 mm
Chiều dày đỉnh piston 6,79 mm
Khoảng cách c từ đỉnh đến xécmăng thứ nhất c 6,11 mm
Chiều dày s của phần đầu s 8,57 mm
Chiều cao H của piston H 57,16 mm
Vị trí chốt piston h 32,15 mm Đường kính chốt piston dcp 21,434 mm Đường kính bệ chốt piston db 31,08 mm Đường kính lỗ trên chốt do 15 mm
Chiều dày phần thân s1 1,79mm
Chiều dày hướng kính t của xec-măng khí t 2,86 mm
Chiều dày rãnh séc-măng a1 ≥ a 1,8 mm
Chiều dài phần thân piston lth 41,095 mm
Chiều dài chốt piston lcp 60,73 mm
Khoảng cách giữa 2 bệ chốt lb 21,43 mm
Chiều dài làm việc của bệ chốt l1 20,243 mm
6.1.2.1 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 piston chịu tải trọng phức tạp nên việc tính toán đỉnh piston cũng chỉ tính theo những phương pháp gần đúng, theo những giả thuyết nhất định
Phương pháp Back – công thức Back xây dựng trên các giả thuyết sau :
Hình 6 2 Lực tác dụng lên đỉnh piston theo công thức Back
Coi đỉnh piston như một đĩa tròn, có chiều dày đồng đều đặt tự do trên hình trụ rỗng Áp suất khí thể pz max = 8,991 (MN/m 2 ) tác dụng lên đỉnh piston phân bố đều
Lực khí thể Pz = pz max.Fp và phản lực của nó gây uốn đỉnh piston Xét ứng suất uốn ở tiết diện x-x
Trên nửa đỉnh pit-tông có các lực tác dụng sau đây :
Hình 6 3 Lực tác dụng trên nửa đỉnh piston Lực khí thể :
Tác dụng lên trọng tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn :
Phản lực phân bố trên nửa đường tròn đường kính Di cũng có trị số bằng Pz max/2, tác dụng trên trọng tâm của nửa đường tròn, cách trục x-x một đoạn : i
Do đó đỉnh chịu momen uốn : zmax zmax 1 u 2 1 p p D 2.D
Modun chống uốn của đỉnh
Do đó ứng suất uốn đỉnh pit-tông :
Di =(D2+D)/2 = (48,58+71,45)/2= 60,01 (mm) Ứng suất cho phép đối với piston bằng nhôm hợp kim đỉnh có gân :
Vậy σ u tính được thỏa mãn
Tiết diện nguy hiểm nhất chịu kéo và chịu nén thường là tiết diện ngang x-x nằm phía trên chốt chứa các lỗ thoát dầu bôi trơn từ rãnh xéc măng dầu Ứng suất kéo: ( cuối hành trình thải, 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 quay vòng trục khuỷu R = 0,03804 (m)
Vận tốc góc của trục khuỷu = π.n π.5900
Diện tích tại tiết diện x-x:
Vậy σ tính được thỏa mãn k Ứng suất nén: ( đầu hành trình cháy dãn nở) Ứng suất nén cho phép đối với nhôm: σ n 25 MN/m 2
Vậy σ tính được thỏa mãn n
6.1.2.3 Thân piston (phần dẫn hướng): Áp suất riêng trên bề mặt tiếp xúc với mặt gương xylanh: max p th
L th - chiều dài phần dẫn hướng (phần thân piston)
N max- lực ngang lớn nhất
Tính theo sự biến thiên của lực ngang N trên máy tính, ta xác định:
N =0,00244(MN) max Động cơ ô tô động cơ tốc độ cao có q p = 0,6 ÷ 1,2 (MN/m 2 ) nên giá trị tính được thỏa mãn
(6.14) Đối với piston làm bằng hợp kim nhôm:K p = 20 ÷ 30 (MN/m 2 ), nên giá trị tính được thỏa mãn
6.1.3 Tính toán bền chốt piston:
Nếu coi lực tác dụng phân bố theo sơ đồ sau:
Thì ứng suất uốn tính như sau : coi lực Pz/2 tác dụng ở điểm cách đầu mút chốt pit- tông một khoảng 2/3l1 (l1 chiều dài làm việc của bệ chốt), ứng suất uốn chốt xác định như sau:
(6.14) Trong đó : Đường kính ngoài chốt : dcp = 0,021 (m)
Chiều dài tiếp xúc với bạc đầu nhỏ l =0,02 m d
Thỏa ứng suất cho phép của chốt piston làm bằng thép hợp kim :
Thỏa ứng suất cho phép của piston làm bằng thép hợp kim: [ ] 50 70 MPa 6.1.3.3 Tính độ biến dạng của chốt :
Tiết diện giữa của chốt có độ biến dạng lớn nhất và được xác định theo biểu thức :
Mô đun đàn hồi đối với thép: E=2.10 MN/m 5 2
-6 -3 max max cp d 10 (m).10 (mm) d d cp Độ biến dạng tương đối cp 0,002 mm/cm
Tại điểm 1 trên mặt ngoài ( = 0 o ) ứng suất kéo: o o z
Tại điểm 3 trên mặt ngoài ( = 0 o ) ứng suất nén:
Tại điểm 2 trên mặt trong ( = 0 o ) ứng suất nén: o o z
Tại điểm 4 trên mặt trong ( = 90 o ) ứng suất kéo:
Vậy đối với chốt có o 0,55 thì thỏa mãn max 60 170Mpa
6.1.3.5 Ứng suất tiếp xúc với (bạc) đầu nhỏ thanh truyền :
(6.21) Đối với chốt lắp tự do : [ ] 20 35(MN/m )q d 2
Vậy qd tính được thỏa mãn
Kích thước xéc măng khí có liên quan mật thiết với ứng suất của xéc măng là chiều dày t Chiều dày xéc măng t thường đã được chuẩn hoá Có thể xác định trong phạm vi:
Trong đó: D – đường kính xilanh ;
A – độ mở miệng của xéc măng ở trạng thái tự do
6.1.4.1 Áp suất trung bình của xéc măng lên mặt gương xylanh :
Mô đun đàn hồi xéc măng thép hợp kim:E=2,2.10 MN/m 5 2
6.1.4.2 Ứng suất uốn: Ứng suất uốn làm việc sẽ lớn nhất tại tiết diện đối xứng I-I (ứng suất kéo bề mặt ngoài):
6.1.4.3 Ứng suất lắp ghép xéc măng vào piston:
6.1.4.4 Ứng suất gia công định hình: Ứng suất cho phép: u3 1, 25 u1 = 441,15 (MN/m 2 )
Ta có: u3 @0÷450 MN/m 2 , nên trị số tính được thỏa mãn.
Nhóm thanh truyền
6.2.1 Các thông số ban đầu: l d 2 d 1 d 0
Hình 6 4 Thông số kết cấu của nhóm thanh truyền Bảng 6 2 Thông số ban đầu thanh truyền
Thông số Giá trị Đường kính trong đầu nhỏ d1 23,577 Đường kính ngoài đầu nhỏ d2 34,294 Đường kính trong của bạc d0 20,362
Chiều dài đầu nhỏ ld 20,243
B 17,683 b/2 6,885 t 3,914 Đường kính chốt khuỷu dck 42,868
Khoảng cách tâm bu lông c 57,871
Chiều dài đầu to lđt 27,864
Chiều dày bạc lót mỏng b 1,715
Số bulông cho mỗi thanh truyền 2 dbl 14 dmin (do) 12 dtb 13
6.2.2 Tính bền đầu nhỏ thanh truyền:
Khe hở giữa bạc lót đầu nhỏ thanh truyền với chốt Piston
Hình 6 5 Sơ đồ tính toán đầu nhỏ 6.2.2.1 Khi chịu kéo (ĐCT ở cuối thải, đầu nạp):
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 = 90 0 + arccos 1
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 MN/m 2 đối với thép
Môđun đàn hồi vật liệu bạc, chọn: Eb = 1,2.10 5 MN/m 2 đối với đồng thau
Fb = (d1-d0)ld = (23,577 – 20,36)20,243 = 72,725 mm 2 (6.33) Tại tiết diện C-C:
Mjc = MA + NA ρ(1 – cos γ) – 0,5Pjρ(sin γ – cos γ) (6.34) Thay số vào ta tính được Mjc = 6,2.10 -6 (MNm)
Njc = NA cos γ + 0,5Pj(sin γ – cos γ) (6.35) Thay số vào ta tính được Njc = 3,544.10 -3 (MN) Ứng suất kéo của mặt ngoài đầu nhỏ : nj jc jc d
Thay số vào ta tính được nj 82,356 MN/m 2 Ứng suất kéo của mặt trong đầu nhỏ : tj jc jc d
6.2.2.2 Khi chịu nén (ở ĐCT, đầu hành trình dãn nở) :
Lực nén tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền
Tại tiết diện nguy hiểm C-C: nc A A n sin 1
Thay các giá trị vào ta tính được Mnc 4,6563.10 MNm 6 nc A n sin 1
Thay các giá trị vào ta tính được Nnc 4.10 4 MN Ứng suất nén của mặt ngoài đầu nhỏ : nZ nc nc d
Thay các giá trị vào ta tính được nZ 39,759 MN/m 2 Ứng suất nén của mặt trong đầu nhỏ : tz nc nc d
Thay các giá trị vào ta tính được tz 58,512 MN/m 2
6.2.2.3 Ứng suất biến dạng của đầu nhỏ thanh truyền: Độ giãn nở khi đầu nhỏ thanh truyền chịu nhiệt o t b 1 Δ =(α -α)t d = (1,8 1).10 370.0,023577 5 0,06577 mm (6.41) Trong đó: b = tt = 1.10 5 (vật liệu thép)
Ngoài ra độ dôi lắp ráp ta chọn theo mối lắp (H7/k6)
Tổng độ dôi t gây áp suất lên bề mặt lắp ghép: t
6.2.2.4 Ứng suất biến dạng do piston gây nên được tính theo công thức Lame: Ứng suất trên mặt ngoài đầu nhỏ thanh truyền:
(6.43) Ứng suất trên mặt trong:
6.2.2.5 Hệ số an toàn đầu nhỏ thanh truyền Ứng suất cực đại của chu trình là:
2 max nj Δn σ =σ +σ 82,356 96,6 178,956 MN/m (6.45) Ứng suất cực tiểu của chu trình:
Hệ số an toàn của đầu nhỏ thanh truyền:
Thay số vào ta tính được n 3, 432
Chọn 0,1 Đối với thép cacbon: 1 180 250 MN/m 2 nên chọn 1 250 MN/m 2 6.2.2.6 Độ biến dạng của đầu nhỏ :
Thay số vào ta tính được 3,756.10 8 m
Moment tiết diện dọc của đầu nhỏ:
6.2.3 Tính toán bền thân thanh truyền (động cơ cao tốc):
Thân thanh truyền có tiết diện chữ I được dùng phổ biến vì loại tiết diện này sử dụng vật liệu rất hợp lí, do đó trọng lượng thanh truyền nhỏ mà độ cứng vững của thanh truyền lại lớn
Tiết diện ngang thân thanh truyền có dạng chữ I, được chế tạo theo phương pháp rèn khuôn
Hình 6 6 Sơ đồ tính toán thân thanh truyền
Lực tác dụng tác dụng khi thanh truyền chịu nén và uốn dọc tại tiết diện trung bình khi piston ở vị trí ĐCT:
Với mtt1 = 0,1443 (kg) Ứng suất tổng theo công thức Nave-Rankin:
Diện tích trung bình ngang thân:
Tại vị trí điểm chết trên của piston ở cuối hành trình thải, đầu hành trình nạp, lực quán tính gây ra ứng suất kéo tiết diện trung bình:
Hệ số an toàn tại tiết diện trung bình của thân:
6.2.4 Tính toán bền đầu to thanh truyền : Đầu to thanh truyền là đầu lắp thanh truyền với chốt khuỷu Kích thước đầu to thanh truyền phụ thuộc vào đường kính và chiều dài chốt khuỷu
Tổng lực kéo ở đầu to thanh truyền:
(bỏ qua khối lượng đầu to mn = 0)
Moment và lực pháp tuyến tại mặt cắt A-A:
Ứng suất tổng cộng lớn nhất tại bề mặt ngoài mặt cắt A-A:
Moment quán tính tiết diện nắp:
Moment quán tính tiết diện bạc:
Vậy (150 200) MN/m 2 nên thỏa bền
6.2.5 Tính toán bền bu lông thanh truyền :
Hình 6 7 Bu lông thanh truyền
Bu lông thanh truyền là chi tiết nhỏ nhưng rất quan trọng Vì khi bu lông thanh truyền bị đứt, động cơ sẽ bị hư hỏng nặng và có thể gây tai nạn đối với người điều khiển, vận hành
Thiết kế bu lông thanh truyền chỉ chịu lực kéo, tránh các lực cắt, kéo, uốn
Tăng sức bền, chống mỏi cho bu lông thanh truyền bằng cách bố trí góc lượn tại những chổ thay đổi kích thước đường kính, dùng loại đai ốc chịu lực kéo để giảm ứng suất trên các mối ren, cần siết đúng lực và siết đúng kỹ thuật
Lực kéo trên mỗi bu-lông;
Vậy tổng lực kéo là:
Vậy bu lông làm bằng thép hợp kim có σ < σ =(120÷250) MN/mΣ Σ 2 nên thỏa bền.
Nhóm trục khuỷu
6.3.1 Các thông số ban đầu:
Hình 6 8 Các thông số kết cấu của trục khuỷu Bảng 6 3 Các thông số kết cấu của trục khuỷu
Thông số trục khuỷu Giá trị Đường kính cổ trục khuỷu dct 46,44 mm
Chiều dài cổ trục khuỷu lct 25,5 mm Đường kính chốt khuỷu dck 42,868 mm
Chiều dài chốt khuỷu lck 26,1 mm
Chiều rộng má khuỷu hmk 85,452 mm
Chiều dày má khuỷu bmk 15,537 mm
Bán kính góc lượn của má khuỷu rmk 3,045 mm
Bán kính quay của má khuỷu ρ mk 19,3 mm
Bán kính quay của đối trọng ρ dt 19,3 mm Độ trùng điệp ε 6,616 mm
Khoảng cách từ tâm cổ đến tiết diện nguy hiểm r 19,912 mm l' = l'' = lct/2 + bmk + lck/2 41,337 mm a = bmk/2 + lck/2 20,819 mm b = b' = b'' = bmk /2 + lct/2 20,519 mm lo =l' + l'' 82,674 mm
Tính bền theo kiểu phân đoạn, ta chia trục khuỷu ra làm từng đoạn, mỗi đoạn ứng với mỗi khuỷu, chiều dài mỗi đoạn bằng khoảng cách giữa 2 tâm điểm của ổ trục và coi mỗi đoạn như 1 dầm tĩnh đặt trên 2 gối tựa Khi cắt đoạn trục khuỷu, ta giả thiết rằng: khuỷu trục là 1 dầm có độ cứng vững tuyệt đối
Khi tính bền thường tính cho trục nào nguy hiểm nhất tức là khuỷu mà trên đó tải trọng có giá trị lớn nhất
Hình 6 9 Sơ đồ lực và momen tác dụng lên trục khuỷu Ghi chú:
P r - Lực quán tính ly tâm của má khuỷu
P r - Lực quán tính ly tâm của đối khuỷu
Z’, Z’’ - Phản lực pháp tuyến trên các gối trục bên trái và bên phải
T’, T’’ - Phản lực tiếp tuyến trên các gối trục bên trái và bên phải
6.2.3.1 Trong trường hợp khởi động :
Hình 6 10 Sơ đồ lực trường hợp khởi động Giả thiết trục khuỷu ở vị trí điểm chết trên ( = 0)
Lực tác dụng lên trục khuỷu sẽ là :
Các phản lực xác định theo công thức sau :
6.2.3.1.1 Tính sức bền của chốt khuỷu :
M =Z ×lu 0, 018.0, 041347,1.10 MNm (6.70) Ứng suất uốn chốt khuỷu là :
Vậy u u (80 120) MN/m 2 , nên thỏa bền
6.2.3.1.2 Tính sức bền má khuỷu :
Lực pháp tuyến Z gây ra ứng suất uốn tại tiết diện A-A của má khuỷu Ứng suất uốn má khuỷu bằng :
(6.73) Ứng suất nén má khuỷu :
2bh 2.0, 0855.0, 0155 (6.74) Ứng suất tổng cộng :
6.2.3.1.3 Tính sức bền của cổ trục khuỷu : Ứng suất uốn cổ trục khuỷu :
6.2.3.2 Trường hợp trục khuỷu chịu lực Zmax :
Lực tác dụng xác định theo công thức sau :
C1là lực quán tính ly tâm của chốt khuỷu:C =m Rω 10 1 ck 2 -6
C2 là lực quán tính ly tâm của khối lượng thanh truyền quy về tâm chốt khuỷu:
Hình 6 11 Sơ đồ tính toán trục khuỷu
Lực quán tính ly tâm của má khuỷu và đối trọng :
P =m ρ ω 0,354.0,0193.617,85 10 2,35.10 MN (6.80) Phản lực tác dụng lên các gối trục :
Xác định khuỷu nguy hiểm:
Mặt khác khi tính toán sức bền của một khuỷu nào đó của trục khuỷu động cơ nhiều xylanh, ngoài lực Zmax ra, khuỷu đó còn chịu moment xoắn do các khuỷu phía trước nó truyền đến vì vậy khuỷu chịu lực và moment lớn nhất sẽ là khuỷu nguy hiểm nhất, dựa vào đồ thị T=f(α) với góc lệch công tác ct 180 o ta có bảng giá trị sau:
Bảng 6 4 Bảng giá trị lực T theo
Thứ tự làm việc của động cơ là 1-3-4-2:
Bảng 6 5 Bảng giá trị lực T khi động cơ hoạt động
Dựa vào bảng trên ta thấy khuỷu thứ 4 chịu lực (∑Ti-1)max do đó cần phải tính bền cho khuỷu này
6.2.3.2.1 Tính bền chốt khuỷu : Ứng suất uốn chốt khuỷu : u r1 r2 u u u
Ứng suất xoắn chốt khuỷu :
(6.83) Ứng suất tổng của ứng suất uốn và ứng suất xoắn :
2 2 2 14 2 2 u k σ σ 4τ 34 4.(1,01.10 ) 34 MN/m (6.84) 6.2.3.2.2 Tính sức bền cổ trục khuỷu :
Tính tại nơi chuyển tiếp giữa cổ trục và má khuỷu (nơi nguy hiểm nhất) Ứng suất uốn cổ trục :
(6.85) Ứng suất xoắn cổ trục :
(6.86) Ứng suất tổng cộng khi chịu uốn và xoắn :
6.2.3.2.3 Tính sức bền má khuỷu :
Trong quá trình làm việc má khuỷu chịu uốn và nén trên trục x-x và y-y Ứng suất nén trên má khuỷu :
(6.88) Ứng suất uốn trong mặt phẳng vuông góc với mặt phẳng khuỷu trục (uốn quanh y- y)
(6.89) Ứng suất uốn trong mặt phẳng khuỷu trục (uốn quanh trục x-x)
u (6.90) Ứng suất uốn tổng khi má khuỷu chịu nén và chịu uốn :
6.2.3.3 Trường hợp khuỷu trục chịu lực tiếp tuyến lớn nhất (Tmax) :
Vị trí tính toán là tại α α Tmax (xác định trên đồ thị)
Bảng 6 6 Giá trị lực T tại các góc nguy hiểm α (độ) 463 643 103 283
Ta xác định các trị số của T ở các góc quay α: Tmax = 0,006199643 (MN) ở α 463 o
Bảng 6 7 Giá trị (Ti-1)max
Dựa vào bảng trên ta thấy khuỷu thứ 3 chịu lực (∑Ti-1)max do đó cần phải tính toán sức bền của khuỷu trục này
Căn cứ vào bảng số liệu ta thấy khuỷu thứ 3 là nguy hiểm nhất : với : Zo = Z (8 o ) = -5.33872.10 -5 (MN)
6.2.3.3.1 Tính sức bền chốt khuỷu : Ứng suất uốn trong mặt phẳng khuỷu trục : x x u r1 r2 u ux ux
Ứng suất uốn trong mặt phẳng vuông góc với mặt phẳng khuỷu trục:
(6.95) Ứng suất uốn tổng cộng :
2 x 2 y 2 2 2 u u u σ = (σ ) +(σ ) = -0,31 +16,77 ,77 MN/m (6.96) Ứng suất xoắn chốt khuỷu : k i-1 k k u
2.8,081.10 Ứng suất uốn tổng hợp khi chịu uốn và xoắn :
6.2.3.3.2 Tính sức bền của cổ trục khuỷu : Ứng suất uốn do lực pháp tuyến Z’’ gây ra :
(6.99) Ứng suất do lực tiếp tuyến T’’ gây ra :
(6.100) Ứng suất uốn tổng cộng :
(6.102) Ứng suất uốn tổng hợp khi chịu uốn và xoắn :
6.2.3.3.3 Tính sức bền của má khuỷu : Ứng suất uốn do Z’’ gây ra :
(6.104) Ứng suất uốn do lực quán tính ly tâm Pr2 gây ra :
(6.105) Ứng suất uốn do lực tiếp tuyến T gây ra :
Với r = 0,021 (m) là khoảng cách từ tâm cổ trục khuỷu đến tiết diện nguy hiểm của má khuỷu Ứng suất uốn do moment xoắn M’’k gây ra :
(6.107) Ứng suất xoắn má khuỷu do lực tiếp tuyến T’’ gây ra : k k k W τ M (6.108)
Do tiết diện chịu xoắn của má khuỷu có dạng hình chữ nhật nên khi chịu xoắn, ứng suất xoắn của các điểm trên tiết diện hình chữ nhật đều khác nhau
Hình 6 12 Sơ đồ mặt cắt má khuỷu Ở điểm 1, 2, 3, 4 có τ k 0 Ở điểm I, II có τ k τ kmax Ở điểm III, IV có τ k τ kmin Ứng suất xoắn được xác định theo công thức sau :
Trong đó: g1 = 0,75 và g2 = 0,97 là hệ số ứng suất phụ thuộc vào hệ số h/b=5,5 Ứng suất nén má khuỷu :
Do ứng suất tác dụng lên má khuỷu rất phức tạp nên ta phải lập bảng xét dấu các ứng suất tác dụng :
Bảng 6 8 Xét dấu ứng suất tác dụng lên má khuỷu: Ứng suất 1 2 3 4 I II III IV
6.2.3.4 Trường hợp khuỷu trục chịu lực Tmax :
Bảng 6 9 Xác định khuỷu trục nguy hiểm : α (độ) 675 135 315 495
Ta xác định các trị số của T ở các góc quay α: ∑Tmax = 0,016400883 MN ở α 675 o
Bảng 6 10 Xác định (Ti-1)max :
Ta thấy (Ti-1)max = 0.048963092MN/m 2 tại khuỷu trục thứ 4, nên khuỷu trục này là nguy hiểm nhất và cần phải tính toán với : Zo = Z (g5 o ) = – 0,003248 (MN) o r1 r2
6.2.3.4.1 Tính sức bền chốt khuỷu : Ứng suất uốn trong mặt phẳng khuỷu trục : x x u r1 r2 u ux ux
Ứng suất uốn trong mặt phẳng vuông góc với mặt phẳng khuỷu trục :
(6.116) Ứng suất uốn tổng cộng :
2 x 2 y 2 2 2 u u u σ = (σ ) +(σ ) = -8,95 +44,37 E,26 MN/m (6.117) Ứng suất xoắn chốt khuỷu :
1,62.10 Ứng suất uốn tổng hợp khi chịu uốn và xoắn :
6.2.3.4.2 Tính sức bền của cổ trục khuỷu : Ứng suất uốn do lực pháp tuyến Z’ gây ra :
W W 1,264.10 (6.120) Ứng suất do lực tiếp tuyến T’ gây ra :
(6.121) Ứng suất uốn tổng cộng :
2.1,264.10 Ứng suất uốn tổng hợp khi chịu uốn và xoắn :
6.2.3.4.3 Tính sức bền của má khuỷu Ứng suất uốn do Z’ gây ra :
(6.125) Ứng suất uốn do lực quán tính ly tâm Pr2 gây ra :
(6.126) Ứng suất uốn do lực tiếp tuyến T gây ra :
Với r = 0,021 (m) là khoảng cách từ tâm cổ trục khuỷu đến tiết diện nguy hiểm của má khuỷu Ứng suất uốn do moment xoắn M”k gây ra :
(6.128) Ứng suất xoắn má khuỷu do lực tiếp tuyến T” gây ra :
Do tiết diện chịu xoắn của má khuỷu có dạng hình chữ nhật nên khi chịu xoắn, ứng suất xoắn của các điểm trên tiết diện hình chữ nhật đều khác nhau Ở điểm 1, 2, 3, 4 có τ k 0 Ở điểm I, II có τ =τ k kmax Ở điểm III, IV có τ =τ k kmin Ứng suất xoắn được xác định theo công thức sau :
Trong đó: g1 = 0,75 và g2 = 0,215 là hệ số ứng suất phụ thuộc vào hệ số h/b=5,5 Ứng suất nén má khuỷu :
Do ứng suất tác dụng lên má khuỷu rất phức tạp nên ta phải lập bảng xét dấu các ứng suất tác dụng
Bảng 6 11 Xét dấu ứng suất tác dụng lên má khuỷu: Ứng suất 1 2 3 4 I II III IV
Ta thấy tất cả các ứng suất tính toán tác dụng lên khuỷu trục đều nằm trong khoảng cho phép, vì vậy trục khuỷu này đủ bền
Tính bền trục khuỷu khi xét đến ảnh hưởng của phụ tải động
Trong thực tế sử dụng trục khuỷu thường bị gãy ở các phần nối tiếp với cổ trục, chốt khuỷu, má khuỷu hoặc gãy ngang vị trí có rãnh khoan dầu Nghiên cứu các hiện tượng hỏng này, ta thấy tuyệt đại đa số đều mang tính chất hư hỏng do chịu tải trọng thay đổi và va đập (tải trọng động) Như vậy khi tính bền trục khuỷu trên cơ sở tính bền bằng phương pháp phân đoạn cần xét đến ảnh hưởng của tải trọng động với các vùng chịu ứng suất tập trung
Tính toán sức bền của trục khuỷu khi xét đến phụ tải động chủ yếu là tính hệ số an toàn của các phần của khuỷu trục khi chịu uốn và xoắn
Với vật liệu là thép cacbon ta có thể chọn: 1 340 MN/m 2 ; 1 280 MN/m 2
Khi tính hệ số an toàn cho cổ khuỷu và chốt khuỷu, tỷ số của hệ số ứng suất tập trung K so với hệ số kích thước ta có thể chọn: σ τ σ τ k k
Hệ số an toàn của cổ trục khuỷu :
Trong quá trình làm việc cổ trục khuỷu chịu ứng suất uốn và ứng suất xoắn
Nói chung ứng suất uốn thường có giá trị nhỏ, do đó khi tính toán trục với hệ số an toàn ta có thể bỏ qua
Khi tính toán hệ số an toàn của cổ trục khuỷu ta chỉ xét đến mômen xoắn
Với: Tmax, Tmin được xác định trong bảng kết quả tính toán động học:
Do đó hệ số an toàn của cổ trục khuỷu khi chịu xoắn:
Như vậy cổ khuỷu đủ bền
Hệ số an toàn của chốt khuỷu :
Trong quá trình làm việc,tương tự như cổ khuỷu, chốt khuỷu cũng chịu tác động đồng thời của ứng suất nén và uốn Các ứng suất này đều có ảnh hưởng rất lớn đến sức bền trục khuỷu Do đó trong quá trình tính toán ta phải tính riêng hệ số an toàn chịu uốn và hệ số an toàn chịu xoắn
Tương tự: Tmax = 0,0062 (MN); Tmin = - 0,0058 (MN); R = 0,03804 (m)
Hệ số an toàn của chốt khuỷu khi bị xoắn:
Căn cứ vào đồ thị ΣT=f α ta lập bảng để tính M ch theo góc
Bảng 6 12 Giá trị moment tại từng chốt khuỷu:
Vì trục thứ 3 chịu lực lớn nhất nên ta tính bền cho trục thứ 3:
Hệ số an toàn khi xoắn:
Hệ số an toàn của chốt khuỷu khi bị uốn:
Vì đường tâm dẫn dầu theo phương nằm trong mặt phẳng chứa khuỷu nên moment tác dụng trên mặt phẳng chứa đường tâm dẫn dầu chính là:
Lập bảng tính toán Mz theo góc ta tìm được: Momax = 43, 78.10 5 (MNm)
Hệ số an toàn khi uốn là:
Hệ số an toàn tổng hợp: σ τ
Hệ số an toàn của chốt khuỷu thường [n ] =1,5 ÷ 2
Vậy chốt khuỷu đủ bền
Hệ số an toàn của má khuỷu :
Má khuỷu chịu ứng suất rất phức tạp: uốn, xoắn, kéo, nén nhưng thành phần ứng suất uốn và xoắn ảnh hưởng nhiều nhất nên ta kể đến thành phần này trong tính toán Khi tính hệ số an toàn thường tính toán đối vời tiết diện cắt nang má và tiếp tiến với một cổ trục khuỷu
Hệ số an toàn uốn của má khuỷu bên trái và bên phải: Ta xem trục khuỷu hoàn toàn đối xứng nên chi cần kiểm tra một má khuỷu bên trái
Do hệ số nhỏ nên thường bỏ qua ảnh hưởng của ứng suất bình quân m Do đó hệ số an toàn khi má khuỷu chịu uốn
Hệ số an toàn của má khi chịu xoắn:
Biên độ ứng suất xoắn:
Hệ số an toàn khi chịu xoắn:
Hệ số an toàn tổng hợp: σ τ σ 2 2 2 2 σ τ n n 2,3.5,6 n = = =2,1 n +n 2,3 +5,6
Hệ số an toàn của má khuỷu thường nằm trong khoảng 1.3 ÷ 2.5
Như vậy má khuỷu đủ bền và có độ cứng vững lớn
Kết luận: Sau khi kiểm tra bền trục khuỷu bằng phương pháp phân đoạn với hệ số an toàn, ta thấy điều kiện bền trục khuỷu đạt yêu cầu về độ bền và độ cứng vững.