Xác định tổn thất cơ giới trong động cơ và các biện pháp giảm thiểu

Nhiều đề tài nghiên cứu – phát triển đã và đang được tiến hành để cải tiến động cơ này nhằm tăng công suất và giảm tiêu hao nhiên liệu.Để đánh giá hiệu quả và hướng đi trong quá trình ng

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI

NGUYỄN KHẮC SĨ

XÁC ĐỊNH TỔN THẤT CƠ GIỚI TRONG ĐỘNG CƠ

VÀ CÁC BIỆN PHÁP GIẢM THIỂU

Chuyên ngành: KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

LỜI CAM ĐOAN

Tôi xin cam đoan các kết quả nghiên cứu trong luận văn này là của riêng tôi

và hoàn toàn trung thực cũng như chưa từng được công bố trong bất kỳ công trình nào khác!

Hà Nội, tháng 03 năm 2014

Học viên

Nguyễn Khắc Sĩ

LỜI CẢM ƠN

Với tư cách là tác giả của bản luận văn này, tôi xin gửi lời cảm ơn sâu sắc đến GS Phạm Minh Tuấn, người đã có tạo điều kiện và có những góp ý hữu ích về mặt chuyên môn để tôi hoàn thành bản luận văn này

Đồng thời tôi cũng xin trân trọng cảm ơn các thầy cô trong bộ môn Động cơ đốt trong và Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong – Viện Cơ khí Động lực, Viện Đào tạo Sau đại học đã giúp đỡ về cơ sở vật chất trong suốt thời gian tôi học tập và làm luận văn

Cuối cùng, tôi xin gửi lời cảm ơn chân thành đến gia đình và bạn bè, những người đã động viên và chia sẻ với tôi rất nhiều trong suốt thời gian tôi học tập và làm luận văn

Học viên

Nguyễn Khắc Sĩ

MỤC LỤC

LỜI CAM ĐOAN

LỜI CẢM ƠN

DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ, BẢNG

MỞ ĐẦU 1

CHƯƠNG I TỔNG QUAN VỀ TỔN THẤT CƠ GIỚI TRONG ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG 3

1.1 Khái niệm chung về tổn thất cơ giới 3

1.2 Các thành phần của tổn thất cơ giới 7

1.2.1 Công bơm 7

1.2.2 Tổn hao ma sát 9

1.2.2.1 Tổn hao cơ giới ở nhóm piston 9

1.2.2.2 Tổn hao ma sát ở ổ trục khuỷu 16

1.2.2.3 Tổn hao ma sát ở cơ cấu phối khí 19

1.2.2.4 Công suất cần thiết dẫn động các cơ cấu phụ 21

1.3 Ảnh hưởng của tổn thất cơ giới đến tính năng kinh tế - kỹ thuật của động cơ23 1.3.1 Động cơ xăng 23

1.3.2 Động cơ diesel 26

CHƯƠNG II CÁC PHƯƠNG PHÁP XÁC ĐỊNH TỔN THẤT CƠ GIỚI VÀ GIẢM THIỂU TỔN THẤT CƠ GIỚI 28

2.1 Các phương pháp xác định tổn thất cơ giới 28

2.1.1 Phương pháp kéo 28

2.1.2 Phương pháp ngoại suy theo tiêu chuẩn nhiên liệu không tải 29

2.1.3 Phương pháp hãm tự do 30

2.1.4 Phương pháp tắt một xy lanh 31

2.1.5 Phương pháp phân tích đồ thị công 32

2.2 Các phương pháp giảm tổn thất cơ giới 35

2.2.1 Giảm tổn thất ma sát 35

2.2.2 Giảm công suất tiêu thụ của các trang thiết bị phụ 39

2.3 Tối ưu hóa quá trình nạp thải 40

CHƯƠNG III XÁC ĐỊNH TỔN THẤT CƠ GIỚI ĐỘNG CƠ DIESEL D243 BẰNG PHÂN TÍCH ĐỒ THỊ CÔNG 51

3.1 Xây dựng thí nghiệm 51

3.1.1 Trang thiết bị, băng thử 51

3.1.1.1 Phanh điện APA 100 53

3.1.1.2 Thiết bị làm mát dầu bôi trơn AVL 554 55

3.1.1.3 Thiết bị làm mát nước AVL 553 56

3.1.1.4 Bộ ổn định nhiệt độ nhiên liệu AVL 753 57

3.1.1.5 Bộ điều khiển tay ga THA 100 59

3.1.1.6 Thiết bị đo tiêu hao nhiên liệu AVL Fuel Balance 733S 60

3.1.1.7 Đo lượng không khí nạp vào động cơ 62

3.1.1.8 Cảm biến đo áp suất trong xylanh 65

3.1.1.9 Thiết bị xác định vị trí trục khuỷu ………66

3.1.2 Động cơ D243 66

3.1.2.1 Cơ cấu biên tay quay và cơ cấu phân phối khí 68

3.1.2.2 Hệ thống bôi trơn động cơ 68

3.1.2.3 Hệ thống làm mát động cơ 69

3.1.2.4 Hệ thống cung cấp nhiên liệu 70

3.1.3 Điều kiện lấy đặc tính ngoài 71

3.1.4 Quy trình thí nghiệm 71

3.1.4.1 Khởi động các hệ thống phụ trợ 71

3.1.4.2 Khởi động Puma 72

3.1.4.3 Vận hành băng thử 72

3.2 Kết quả và thảo luận 73

KẾT LUẬN 78

TÀI LIỆU THAM KHẢO 79

DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ, BẢNG

Hình 1.1 So sánh các thành phần chính trong tổn hao cơ giới 4

Hình 1.2 Đồ thị công động cơ 4 kỳ 4

Hình 1.3 Phần công tổn thất trên đường nạp và tổn thất dòng qua xupáp của động cơ xăng khi hoạt động bình thường 7

Hình 1.4 Mức độ của tổn thất trên đường nạp và tổn thất bơm tính theo % 8

Hình 1.5 Kết cấu và tên các phần của nhóm piston-xécmăng 9

Hình 1.6 Sơ đồ phân bố áp suất trong màng dầu bôi trơn xung quanh một xécmăng khí trong hành trình giãn nở 12

Hình 1.7 Chiều dày màng dầu giữa xécmăng khí đầu tiên và thành xylanh của động cơ diesel phun trực tiếp 13

Hình 1.8 Lực ma sát đo được trên thành xylanh của động cơ diesel 1 xylanh phun trực tiếp 14

Hình 1.9 Sơ đồ ổ trục được bôi trơn thủy động 16

Hình 1.10 Tải trọng tác dụng lên ổ trục và sơ đồ độ lệch tâm của trục 17

Hình 1.11 Các kiểu cơ cấu phối khí 19

Hình 1.12 Tổn hao trong cơ cấu phân phối khí 20

Hình 1.13 Cơ cấu phối khí có tổn thất nhỏ 21

Động cơ 8 xylanh dung tích 5,7 lít 23

Hình 1.14 Công suất cần thiết để dẫn động quạt gió, máy phát và bơm trợ lực lái 23 Hình 1.15 Áp suất tổn hao cơ giới trung bình trong điều kiện động cơ quay không khi mở hết bướm ga của nhiều loại động cơ xăng 4 xylanh 24

Hình 1.16 Hiệu suất cơ khí m và tỷ số giữa tổn hao bơm và tổng tổn hao cơ giới theo chế độ tải tại một tốc độ của một động cơ xăng 24

Hình 1.17 Quan hệ giữa áp suất tổn hao bơm trung bình (pmep), áp suất tổn hao ma sát trung bình (rfmep) và chế độ tải của động cơ xăng 4 xylanh 25

Hình 1.18 Quan hệ giữa áp suất tổn hao cơ giới trung bình và tốc độ với nhiều loại động cơ diesel phun trực tiếp và gián tiếp 25 Hình 1.19 Quan hệ giữa áp suất tổn hao cơ giới trung bình và tốc độ của động cơ

Hình 1.20 Quan hệ giữa áp suất bơm trung bình và tốc độ trượt trung bình của

nhiều loại động cơ diesel không tăng áp 27

Hình 2.1 Phương pháp đường Wilians để xác định áp suất tổn hao cơ giới 29

trung bình 29

Hình 2.2 Xác định pm bằng ngoại suy tiêu thụ nhiên liệu không tải 30

Hình 2.3 Xác định gia tốc hãm tự do 31

Hình 2.4 Tổng áp suất tổn hao cơ giới theo chế độ tải của động cơ xăng 4 xylanh 34 Hình 2.5 Tổn hao ma sát và tổn hao dẫn động cơ cấu phụ của động cơ diesel 6 xylanh ở chế độ động cơ quay không và chế độ động cơ làm việc 35

Hình 2.6 Sơ đồ bôi trơn ổ trượt bề mặt trụ và phẳng 36

Hình 2.7 Đồ thị Stribeck đối với ổ trục 37

Hình 2.8 Bôi trơn tới hạn giữa hai bề mặt chuyển động tương đối với nhau 37

Hình 2.9 Công suất cần thiết để dẫn động quạt gió, máy phát và bơm trợ lực lái 40

Hình 2.10 Quá trình nạp và thải đối với động cơ đánh lửa cưỡng bức chu trình 4 kỳ 42 Hình2.11 Quá trình nạp và thải của động cơchu trình 4 kì tăng áp 43

Hình2.12 Tổn thất áp suất trong hệ thống nạp của động cơ đánh lửa cưỡng bức bốn kỳ được xác định theo trạng thái dòng chảy liên tục 44

Hình 2.13 Áp suất xu páp thải là hàm số của tải trọng và tốc độ 45

Hình2.14 Áp suất tức thời xu páp nạp và thải của động cơ đánh lửa cưỡng bức bốn xi lanh chu trình bốn kỳ, tại thời điểm bướm ga mở rộng 46

Hình 2.15 Hệ số nạp theo tốc độ trung bình 48

Hình 2.16 Ảnh hưởng của các yếu tố khác nhau tới hệ số nạp 48

Hình 2.17 Ảnh hưởng của chiều dài con đội xupáp nạp đến hiệu suất nạp theo tốc độ 50

Hình 3.1 Sơ đồ kết nối các thiết bị của hệ thống băng thử 51

Hình 3.2 Sơ đồ phòng thử động lực học 52

Hình 3.3 Phanh điện APA 100 53

Hình 3.4 Đặc tính phanh chế độ máy phát 54

Hình 3.5 Đặc tính phanh chế độ động cơ điện 54

Hình 3.6 Sơ đồ khối thiết bị làm mát dầu bôi trơn AVL 554 55

Hình 3.7 Sơ đồ nguyên lý thiết bị làm mát dầu bôi trơn AVL 554 56

Hình 3.8 Sơ đồ khối thiết bị làm mát nước làm mát động cơ AVL 553 56

Hình 3.9 Sơ đồ nguyên lý thiết bị làm mát nước AVL 553 57

Hình 3.10 Hệ thống ổn định nhiệt độ nhiên liệu AVL 753 58

Hình 3.11 Sơ đồ nguyên lý hệ thống làm mát nhiên liệu 59

Hình 3.12 Hệ thống điều khiển tay ga THA 100 60

Hình 3.13 Hệ thống đo tiêu thụ nhiên liệu AVL 733S 60

Hình 3.14 Sơ đồ nguyên lý hệ thống đo tiêu thụ nhiên liệu AVL 733S 61

Hình 3.15 Sơ đồ đấu nối thiết bị đo tiêu thụ nhiên liệu với động cơ và Puma 62

Hình 3.16 Cấu tạo cảm biến đo lưu lượng khí nạp 63

Hình 3.17 Sơ đồ nguyên lý làm việc của cảm biến đo lưu lượng khí nạp 63

Hình 3.18 Màn hình hiển thị kết quả đo lưu lượng khí nạp 64

Hình 3.19 Nguyên lý làm việc của cảm biến áp điện 65

Hình 3.20 Mặt cắt của cảm biến áp điện 65

Hình 3.21 Sơ đồ lắp đặt thiết bị xác định vị trí góc quay trục khuỷu ………… 66

Hình 3.22 Sơ đồ hệ thống bôi trơn động cơ D243 69

Hình 3.23 Sơ đồ quy trình thí nghiệm 71

Hình 3.24 Sơ đồ kết nối các thiết bị của Puma 72

Hình 3.25 Diễn biến áp suất trong xilanh tốc độ 1600v/ph 73

Hình 3.26 Diễn biến áp suất trong xilanh tốc độ 2200v/ph 74

Hình 3.27 Công suất tổn hao cơ giới theo tốc độ động cơ 76

Hình 3.28 Áp suất tổn hao cơ giới theo tốc độ trung bình của piston 77

BẢNG Bảng 3-1 Thông số động cơ diesel D243 67

Bảng 3-2 Bảng so sánh công suất tổn thất xác định theo các phương pháp 75

Bảng 3-3 Áp suất tổn thất cơ giới xác định theo các phương pháp khác nhau 76

MỞ ĐẦU

Kể từ khi được phát minh vào cuối thế kỷ XIX cho đến nay, động cơ đốt trong (ĐCĐT) đóng một vai trò quan trọng trong sự phát triển của xã hội.ĐCĐT là nguồn cung cấp năng lượng chính cho các phương tiện giao thông vận tải (GTVT), tàu thuỷ, máy xây dựng, máy nông nghiệp và một số ứng dụng khác trong công nghiệp.ĐCĐT tiêu thụ một lượng lớn nhiên liệu để sản sinh công suất thông qua quá trình chuyển hoá nhiệt năng thành cơ năng.Ngay từ khi được phát minh, động

cơ đã được chia thành hai loại chính Động cơ đánh lửa (động cơ xăng) và động cơ cháy do nén (động cơ diesel)

Trong quá trình động cơ làm việc cần có những biện pháp nâng cao hiệu suất động cơ đốt trong là giảm tổn thất cơ giới.Công tổn thất cơ giới là chênh lệch giữa công của khí cháy sinh ra trên đỉnh piston và công có ích truyền tới bánh đà Cùng với tổn thất nhiệt, tổn thất cơ giới là một trong những tổn thất chính của động cơ, làm giảm công suất, tăng tiêu hao nhiên liệu Vì vậy nghiên cứu giảm tổn thất cơ giới là nhiệm vụ quan trọng trong nghiên cứu phát triển (R-D) Đánh giá hiệu quả R-D phải đo được tổn thất của động cơ, chất lượng sửa chữa tốt ma sát nhỏ, các khâu khớp trơn tru, tức là tổn thất cơ giới nhỏ, đánh giá chất lượng sửa chữa cũng phải xác định được tổn thất cơ giới

Động cơ diesel D234 do công ty Diesel Sông Công chế tạo được sử dụng khá phổ biến ở Việt Nam trên máy kéo có tàu thuỷ Nhiều đề tài nghiên cứu – phát triển

đã và đang được tiến hành để cải tiến động cơ này nhằm tăng công suất và giảm tiêu hao nhiên liệu.Để đánh giá hiệu quả và hướng đi trong quá trình nghiên cứu – phát triển cần phải xác định được tổn thất cơ giới của động cơ Vì vậy, học viên đã chọn

đề tài “ Xác định tổn thất cơ giới trong động cơ và các biện pháp giảm thiểu”

áp dụng cho một ví dụ là động cơ D243 làm luận văn Thạc sĩ của mình

Phương pháp nghiên cứu: nghiên cứu thực nghiệm xác định tổn thất cơ giới bằng

phương pháp phân tích đồ thị công và so sánh với phương pháp kéo động cơ

Phạm vi nghiên cứu: Nghiên cứu trên động cơ diesel D243 tại phòng thí nghiệm

Động cơ đốt trong, Viện Cơ khí Động lực Trường Đại học Bách khoa Hà Nội

Nội dung luận văn gồm 3 chương:

Chương I: Tổng quan về tổn tthất cơ giới trong động cơ đốt trong

Chương II:Các phương pháp xác định tổn thất cơ giới và giảm thiểu tổn thất

cơ giới

Chương III: Xác định tổn thất cơ giới động cơ diesel D243 bằng phân tích

đồ thị công

CHƯƠNG I TỔNG QUAN VỀ TỔN THẤT CƠ GIỚI TRONG ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

1.1.Khái niệm chung về tổn thất cơ giới

Trong động cơ đốt trong, quá trình đốt cháy hỗn hợp không khí/nhiên liệu và sinh công được thực hiện ngay trong xylanh động cơ.Qua cơ cấu piston-trục khuỷu-thanh truyền, công này được truyền tới trục truyền động để sử dụng Tuy nhiên, không phải toàn bộ công do khí cháy sinh ra - gọi là công chỉ thị - đều được đưa đến thiết bị sử dụng mà bị tổn thất một phần Phần công tổn thất gọi là công tổn hao cơ giới.Công hoặc công suất tổn hao cơ giới chiếm một phần đáng kể trong công hoặc công suất chỉ thị Độ lớn của công tổn hao cơ giới thay đổi trong khoảng 10% ở chế

độ toàn tải đến 100% ở chế độ không tải Tổn hao cơ giới ảnh hưởng trực tiếp đến mômen lớn nhất và suất tiêu hao nhiên liệu nhỏ nhất của động cơ.Thông thường chất lượng động cơ phụ thuộc nhiều vào mức độ tổn hao cơ giới.Vì vậy, một trong những biện pháp nâng cao của hiệu suất động cơ đốt trong là giảm tổn thất cơ giới Công tổn hao cơ giới, được định nghĩa là hiệu số của công môi chất trong xylanh truyền cho piston (trong quá trình nén và cháy giãn nở) và công có ích truyền cho trục truyền động, được dùng để:

- Hút khí nạp mới vào trong xylanh và thải khí cháy ra ngoài xylanh và qua đường ống thải ra ngoài, thường gọi là công bơm

- Thắng sức cản của những chuyển động tương đối của tất cả các chi tiết chuyển động trong động cơ Bao gồm tổn hao giữa xécmăng, thân piston và thành xylanh, tổn hao ở các khớp, đầu to thanh truyền, trục khuỷu và ổ trục cam; tổn hao

ở cơ cấu xupáp, ở các bánh răng, bánh đai và đai dẫn động trục cam và các cơ cấu phụ

- Dẫn động các hệ thống phụ gồm quạt, bơm nước, bơm dầu, bơm nhiên liệu, máy phát điện, bơm không khí thứ cấp của hệ thống xử lý khí thải, bơm cho hệ thống lái, điều hòa

Hình 1.1 cho thấy vai trò của các thành phần này trong động cơ xăng và diesel ở các chế độ tải và tốc độ khác nhau

Hình 1.1.So sánh các thành phần chính trong tổn hao cơ giới

Áp suất tổn hao cơ giới trung bình tại các chế độ tải và tốc độ khác nhau của động

cơ ô tô xăng và diesel 4 xylanh, 1,6 lít, trục cam đặt trên nắp máy

Giá trị tuyệt đối của tổn hao cơ giới thay đổi tùy thuộc vào chế độ tải và tăng lên khi tốc độ động cơ tăng Công bơm trong động cơ xăng lớn hơn so với động cơ diesel tương đương và xấp xỉ bằng tổn hao ma sát ở chế độ tải nhỏ khi mức độ tiết lưu tăng Có thể thấy trong các thành phần, tổn hao cơ giới lớn nhất xuất hiện ở nhóm cơ cấu piston-trục khuỷu-thanh truyền

Một số thông số cơ bản thường được sử dụng để mô tả tính năng kinh tế kỹ thuật động cơ cũng như sử dụng để tính toán tổn hao cơ giới gồm:

Hình 1.2.Đồ thị công động cơ 4 kỳ

- Công chỉ thị L i: Là công dương của chu trình nhiệt động của động cơ Hình

1.2

Diện tích đồ thị công của động cơ 4 kỳ được chia thành 2 phần:

Phần thứ nhất là diện tích tạo bởi đường nén và đường giãn nở, đây là công dương của môi chất công tác

Phần thứ hai là diện tích tạo bởi đường nạp và đường thải, thường gọi là công bơm do đây là công của piston thực hiện quá trình trao đổi môi chất Phần công này

có thể âm hoặc dương tùy vào động cơ tăng áp hoặc không

tăng áp

- Công tổn hao cơ giới L m

Là công mất mát cho các tổn thất cơ khí như ma sát, dẫn động các cơ cấu phụ, công cho quá trình nạp thải (công âm trên đồ thị công, hình 1.2) tính cho một chu trình của động cơ

- Áp suất tổn thất cơ giới trung bình p m

Là công tổn thất cơ khí tính cho một đơn vị thể tích công tác của xy lanh

V

m m h

Tương tự như (1-1), ta có

- Công suất chỉ thị N i: là công suất ứng với công chỉ thị Li

Công suất chỉ thị Ni được tính như sau:

in V p

LL

pp

NN

Thông thường m = 65- 93%

- Hiệu suất có ích 

m i ct

e e

Q

Tuỳ theo loại động cơ e thay đổi từ 15 đến 46%

Từ các công thức trên có thể thấy để nâng cao công suất và hiệu suất có ích của động cơ, bên cạnh việc nghiên cứu nâng cao công chỉ thị, cần tìm giải pháp giảm thiểu công tổn hao cơ giới

1.2 Các thành phần của tổn thất cơ giới

Tổn thất cơ giới bao gồm các thành phần sau:

- Công bơm Lb: Công sinh ra trong 1 chu trình thực hiện bởi piston đối với môi chất trong xylanh trong quá trình nạp và thải

- Công tổn hao ma sát Lms: Công trên 1 chu trình cần thiết để thắng các ma sát

do các chi tiết trong động cơ có chuyển động tương đối với nhau Công tổn hao này gồm các thành phần tổn hao giữa xécmăng, thân piston và thành xylanh, tổn hao ở các khớp, đầu to thanh truyền, trục khuỷu và ổ trục cam, tổn hao ở cơ cấu xupáp, ở các bánh răng, bánh đai và đai dẫn động trục cam

- Công dẫn động các cơ cấu phụ Lck: Công trên 1 chu trình cần để dẫn động các cơ cấu phụ như các bơm, quạt, máy phát điện…Thông thường chỉ bao gồm những cơ cấu phụ cần thiết cho hoạt động của động cơ

Tổn hao cơ giới tổng Lm được tính bằng:

ck ms b

m L L L

1.2.1 Công bơm

Hình 1.3.Phần công tổn thất trên đường nạp và tổn thất dòng qua xupáp của động

cơ xăng khi hoạt động bình thường

Hình 1.3 thể hiện công bơm của động cơ xăng 4 kỳ khi hoạt động bình thường Công bơm trong 1 chu trình tính bằng pdV trong các hành trình nạp và thải Phần bơm trong điều kiện động cơ hoạt động bình thường được so sánh với công bơm ứng với áp suất đường nạp và thải không đổi, pavà p rtrong hình 1.3 Công tính bởi Vd(pa–p r ) phản ánh ảnh hưởng của sức cản của các phần trên hệ thống nạp

thải bên ngoài xylanh như lọc không khí, bộ chế hòa khí, bướm ga, đường nạp (bên phía hệ thống nạp), đường thải, bộ xử lý khí thải và bình giảm âm (bên phía hệ thống thải) Phần diện tích còn lại, gọi là tổn thất dòng qua xupáp, chủ yếu là tổn thất áp suất qua xupáp nạp, xupáp thải và khu vực họng nạp thải Khi giảm tải ở động cơ xăng, cản ở khu vực bướm ga tăng lên, giá trị Vd(pa–p r ), gọi là công tiết

lưu, tăng lên và tổn thất dòng giảm đi Mức độ tăng của công tiết lưu nhanh hơn nhiều mức độ giảm của tổn thất dòng Cả công tiết lưu và tổn thất dòng đều tăng khi tốc độ tăng ở cùng 1 chế độ tải

Hình 1.4.Mức độ của tổn thất trên đường nạp và tổn thất bơm tính theo %

a) Tổn thất trên đường nạp

b) Tổn thất bơm tính theo % tổng hao tổn ở các chế độ tải và tốc độ khác nhau của động cơ xăng

Hình 1.4 cho thấy mức độ của các tổn hao do tiết lưu và tổn hao qua xupáp thể hiện qua phần trăm của tổng tổn hao cơ giới trong phạm vi tốc độ và tải trọng làm việc của động cơ cháy cưỡng bức Qua đó thấy rõ rằng tổn hao qua xupáp tăng khi tốc độ tăng và tổn hao do tiết lưu qua bướm ga tăng khi giảm tải

1.2.2 Tổn hao ma sát

1.2.2.1 Tổn hao cơ giới ở nhóm piston

Hình 1.5.Kết cấu và tên các phần của nhóm piston-xécmăng

Kết cấu và tên gọi các phần của nhóm piston-xécmăng được thể hiện trong hình 1.5.Phần thân piston là bề mặt chịu lực giúp piston định hướng thẳng hàng trong xylanh.Bề mặt trụ của piston chịu lực ngang khi thanh truyền tác dụng một góc nào đó với đường tâm xylanh.Các xécmăng giúp tạo ra lớp bôi trơn giữa các bề mặt này và thành xylanh Có hai loại xécmăng là, xécmăng khí và xécmăng dầu thực hiện các nhiệm vụ sau:

- Làm kín khe hở giữa piston và xylanh để giữ áp suất khí thể và giảm thiểu lượng khí lọt

- Tạo lớp bôi trơn vừa đủ trên bề mặt xylanh để chịu đựng được áp lực lớn và

áp suất khí thể ở tốc độ trượt cao đồng thời kiểm soát mức tiêu thụ dầu bôi trơn trong giới hạn cho phép

- Đảm bảo nhiệt độ piston không quá cao bằng cách truyền nhiệt của piston qua thành xylanh tới môi chất làm mát.Động cơ ô tô thường sử dụng ba xécmăng, cũng có loại dùng hai xécmăng.Động cơ diesel cỡ lớn có thể sử dụng bốn xécmăng Xécmăng khí có nhiều kết cấu khác nhau, sự khác nhaugiữacác xécmăng khí chủ yếu là ở hình dạngmặt cắt ngangvàtrong việc xử lý bề mặtchốngmài mòn Xéc măng khí thứ nhất thường được làm bằng gang Hình dạng xécmăng theo chiều dọc trục được lựa chọn saocho dễ hình thành bôi trơn ma sát ướt Thông thường xécmăng khí có mặt cắt hình chữ nhậtvới các cạnh bên trong và bên ngoài được vát

để không bị kẹt dính vào rãnh, hoặc có bề mặt làm việc hình tang trống Lớp chống mòn (crôm cứnghoặc molypden) thường được tráng hoặc mạ lên cácbề mặt ngoài của xécmăng Xécmăng khí thứ hai chủ yếu để giảm tổn hao áp suất sau xécmăng khí thứ nhất Vì điều kiện làm việc ít khắc nghiệt hơn, nên xécmăng khí thứ hai có thể được thiết kế linh hoạt hơn để kiểm soátdầu bôi trơn tốt hơn Để bù cho độ uốn

do xoắn của xécmăng khi chịu tải trọng tác dụng, cần tránh để cạnh trên của xécmăng tiếp xúc với thành xylanh Phần tiếp xúc của cạnh trên có xu hướng bơm lên buồng cháy làm giảm chức năng của xécmăng dầu Phần tiếp xúc cạnh dưới của xécmăng đẩy dầu đi lên trong hành trình piston đi xuống Xécmăng dầu làm nhiệm

vụ trải và phân phối lớpdầu lên bề mặt xylanh và gạt dầu trở về đáy cácte Xécmăng dầu phảigây áp suất đủ lớn lên bề mặt thành xylanh, do đó phải có hình dạng cạnh phù hợp (thường là hai vòng thép mỏng), và có kết cấu thoát dầu Thường sử dụng loại xécmăng dầu có rãnh hoặc xécmăng tổ hợp

Áp lực của các xécmăng tỳ lên thành xylanh gây ra ma sát, áp suất môi chất ở phía mặt bụng của các xécmăng khí làm tăng lực hướng tâm, áp lực môi chất ở mặt bụng của các xécmăng khí thứ hai nhỏ hơn nhiều so với xécmăng khí thứ nhất, áp lực môi chất ở mặt bụng của các xécmăng khí phụ thuộc vào tốc độ và chế độ tải một cách xấp xỉ, mỗi xécmăng khí đóng góp khoảng 7 kPa áp suất tổn hao ma sát

Tình trạng bôi trơn của xécmăng dầu là bôi trơn giới hạn, do áp lực của xécmăng khí lớn hơn xécmăng dầu nên tổn hao ma sát của xécmăng khí lớn hơn hai lần so với các xécmăng dầu

Tổn thất ở các xécmăng chiếm phần lớn trong tổng tổn thất ma sát của động

cơ Các thành phần đóng góp vào tổn hao ma sát gồm:các xécmăng khí, xécmăng dầu, thân piston và chốt piston Lực tác dụng lên nhóm piston bao gồm:áp lực tĩnh của các xécmăng (phụ thuộc vào kết cấu và vật liệu của xécmăng), áp lực của môi chất (phụ thuộc vào chế độ tải động cơ) lực quán tính (liên quan đến khối lượng các chi tiết và tốc độ động cơ) Các yếu tố chính về mặt kết cấu có ảnh hưởng đến ma sát của nhóm piston là: Chiều dày xécmăng, dạng bề mặt lưng xécmăng, áp lực của xécmăng lên thành xylanh, khe hở miệng (có liên quan đến áp suất phía dưới xécmăng), nhiệt độ thành xylanh, chiều rộng phần tiếp xúc của xécmăng, hình dạng thân piston và khe hở hướng kính phần thân piston

Tổn thất ma sát ở nhóm piston chủ yếu phụ thuộc vào ma sát của các xécmăng Hình 1.6 thể hiện lực tác động lên một xécmăng khí được bôi trơn bởi một lớp dầu mỏng Việc phân tích mối liên hệ thủy động này rất phức tạp vì các lực tác động lên xécmăng thay đổi theo, với thời gian và những thay đổi nhỏ về hình dạng bề mặt lưng của xécmăng có thể gây ảnh lớn tới các kết quả tính toán Áp suất trong xylanh pc thường tác động lên mặt đáy và mặt bụng của xécmăng, áp suất phía dưới xécmăng pir (phụ thuộc vào áp suất xylanh và hình dạng của phần tiếp xúc của xécmăng và đặc biệt là khe hở miệng) tác dụng lên màng dầu và phần dưới của xécmăng, cuối quá trình giãn nở, có thể xảy ra đảo chiều áp lực làm cho xécmăng chuyển động lên phía trên của đai xécmăng hoặc rung động ở vị trí giữa Sức căng của xécmăng làm cho xécmăng tỳ lên thành xylanh, áp lực trong màng dầu bôi trơn tạo ra trên bề mặt AB mặt trong Hình 1.6 là khi piston di chuyển xuống dưới, màng dầu giữa B và C được cho là có lỗ rỗng nên áp suất giảm đến một giá trị thấp hơn và sau đó tăng lên, khi piston chuyển động theo chiều ngược lại, C-B trở thành bề mặt tạo ra áp lực

Các mô hình tính toán cho xécmăng và màng dầu bôi trơn đã được nghiên cứu Khi chiều dày màng dầu (h) nhỏ hơn nhiều so với chiều dày của xécmăng, phương trình Navier-Stokes đối với chuyển động của dòng chất lỏng chuyển thành phương trình Reynold:

t

h x

h U x

p h

Trong đó (h) là chiều dày cục bộ của màng dầu,  là độ nhớt của chất lỏng, U

là tốc độ tương đối giữa hai bề mặt Cùng với sự cân bằng lực tác dụng trên xécmăng, phương trình này có thể được giải đáp với cặp màng dầu và xécmăng khí

Hình 1.6.Sơ đồ phân bố áp suất trong màng dầu bôi trơn xung quanh một xécmăng

khí trong hành trình giãn nở

Độ lớn của áp suất trong màng dầu được thể hiện theo phương ngang của phần

tô màu đen

Hình 1.7 Thể hiện chiều dày màng dầu trong động cơ diesel phun trực tiếp được đo bằng kỹ thuật đo điện dung, với các điện cực gắn trên xécmăng khí thứ

nhất, khi piston ở vị trí điểm chết trên, chiều dày màng dầu là nhỏ nhất (1 m), sau

đó tăng lên hàng chục lần vì áp suất khí thể giảm và tốc độ piston tăng lên trong hành trình giãn nở Chế độ tải trọng càng lớn thì áp suất khí thể tác động lên xécmăng cũng càng lớn Chiều dày màng dầu giảm xuống trong các hành trình nạp, nén, thải do nhiệt độ dầu bôi trơn tăng và độ nhớt giảm Sự thay đổi lớn về chiều dày màng dầu trên một chu trình dẫn đến chế độ ma sát của các xécmăng thay đổi

từ bôi trơn tới hạn sang bôi trơn thủy động với chiều dày màng dầu lớn Khi chiều dày màng dầu giảm xuống nhỏ hơn 1 m thì xuất hiện sự tiếp xúc của các đỉnh nhấp nhô

n = 1300vòng/phút,đường kính xylanh=139,7 mm, hành trình= 152,4 mm, v0 là độ nhớt của dầu

Hình 1.7.Chiều dày màng dầu giữa xécmăng khí đầu tiên và thành xylanh của động

cơ diesel phun trực tiếp

Việc phân tích lực ngang do piston tác động lên thành xylanh sẽ giúp thiết kế piston hợp lý

Ta có:

f r

p

F p

B F

dt

dS

4cos

Trong đó  là góc giữa đường tâm xylanh và đường tâm của thanh truyền, p là

áp suất trong xylanh (áp suất dư), lực ngang được tính theo công thức:





4 sin

Ở đây Fr là tác dụng lên thanh truyền (có giá trị dương trong hành trình nén)

và Ff là lực ma sát trên nhóm piston (mang dấu – khi piston chuyển động về phía

trục khuỷu, dấu + khi piston chuyển động về phía xa trục khuỷu) dS p /dt là gia tốc

của piston thu được bằng cách đạo hàm tốc độ của piston

4 2

2 2 2

sin

sin2coscos

N dt

s d dt

dS

p p

(1-16)

Lực ngang Ft cho bởi công thức 1.10 được truyền cho thành xylanh qua các xécmăng và thân piston Chiều của lực ngang thay đổi khi piston chuyển động qua các vị trí điểm chết trên và dưới Do lực ma sát đổi dấu tại các vị trí này và áp suất khí thể trong hành trình giãn nở lớn hơn hành trình nén nên lực ngang trong hành trình giãn nở có giá trị lớn hơn

n = 1200vòng/phút, đường kính = 137 mm, hành trình = 135mm, nhiệt độ nước làm mát 80°C, nhiệt độ bên trong thành xylanh 97°C

Hình 1.8 Lực ma sát đo được trên thành xylanh của động cơ diesel 1 xylanh phun

trực tiếp

Thân piston chịu một phần lực tỳ lên xylanh nên cũng đóng góp vào tổn thất

ma sát chung của nhóm piston, phần tiếp xúc giữa thân piston và thành xylanh lớn hơn so với phần tiếp xúc của xécmăng với thành xylanh, do vậy áp lực trên phần này nhỏ hơn (vì bằng lực/diện tích) và có điều kiện để hình thành bôi trơn ma sát ướt Gần đây phần thân piston có xu hướng được thiết kế ngắn lại để giảm khối lượng piston và diện tích tiếp xúc, qua đó giảm ma sát phần thân pison, cũng được thực hiện bằng cách làm lệch lỗ bệ chốt Làm lệch lỗ bệ chốt 1 đến 2mm khi không thay đổi vị trí theo chiều thẳng đứng làm cho vị trí mà tại đó piston xoay quanh chốt piston và va chạm vào thành xylanh ở phía bên kia đến sớm hơn trước khi áp suất trong xylanh tăng nhanh do quá trình cháy

Các phép đo trực tiếp lực ma sát của nhóm piston đã được thực hiện Phương pháp thường dùng nhất là sử dụng một động cơ đặc biệt có thể đo trực tiếp lực chiều trục tâm xylanh bằng thiết bị đo lực Hình 1.8 thể hiện lực ma sát được đo với động

cơ như vậy (động cơ diesel phun trực tiếp) trong toàn bộ chu trình làm việc Lực ma sát lớn nhất tại vị trí lân cận điểm chết trên cuối hành trình nén, giá trị lớn ở đầu hành trình giãn nở khi động cơ làm việc bình thường gây ra bởi va đập của piston

và giá trị lực ngang lớn cũng như áp suất khí thể lớn tác dụng lên các xécmăng Quan hệ của ma sát nhóm piston-xécmăng trong các điều kiện ma sát khác nhau đã được nghiên cứu, ma sát tới hạn (chủ yếu giữa các xécmăng và thành xylanh do sức căng của các xécmăng và áp suất khí thể tác dụng lên mặt bụng của các xécmăng) và ma sát ướt Ma sát tới hạn được cho rằng hình thành chủ yếu là do

sự phá hỏng màng dầu bôi trơn giữa các xécmăng và thành xylanh trên một phần hành trình của piston Với giả thiết trạng thái bôi trơn giới hạn xuất hiện ở tốc độ giới hạn, thấy rằng tổn hao cơ giới fmep do ma sát tới hạn tỷ lệ thuận với tỷ số hành trình/đường kính

Lực tác dụng lên xécmăng gồm 2 thành phần: 1 thành phần do sức căng của xécmăng gần như không đổi, 1 thành phần do áp suất khí thể tác dụng lên mặt bụng của xécmăng phụ thuộc vào chế độ tải Giả thiết thành phần thứ hai phụ thuộc vào

áp suất trên đường nạp Tổn hao ma sát của nhóm piston với thành xylanh trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt có quan hệ như sau:

- Tổn hao ma sát của nhóm piston với thành xylanh tỷ lệ với giá trị 2,

LB

A

S p p eff

Trong đó A p,eff là diện tích tiếp xúccủa thân piston với thành xylanh

- Quan hệ định tính của tổn hao ma sát của nhóm piston với tốc độ và chế độ tải trong điều kiện bôi trơn giới hạn và bôi trơn ma sát ướt như sau:

- Tổn hao trong điều kiện ma sát ướt tăng khi tốc độ tăng, tổn hao trong điều kiện bôi trơn giới hạn tăng, khi tăng tải vì áp suất khí thể tăng

Hình 1.9 Sơ đồ ổ trục được bôi trơn thủy động

Hình 1.10 Tải trọng tác dụng lên ổ trục và sơ đồ độ lệch tâm của trục

Lực ma sát F f trong ổ trục được tính xấp xỉ bằng tích số của diện tích ổ trục, độ nhớt của dầu và tốc độ trung bình của dầu

h

N L D h

N D L

D

b b f

Trong đó D b và L blà đường kính và chiều dài ổ trục, hlà khe hở hướng kính và

N là tốc độ quay của trục Phân tích kỹ hơn về ma sát trong ổ bôi trơn thủy động

cho ra mối quan hệ:

b

b b f

D

W h h

N L D

thứ hai sử dụng để hiệu chỉnh khoảng lệch của tâm trục với tâm ổ trục: W là lực tác

dụng lên ổ và  là góc lệch Với hàm bậc nhất, tổn thất ma sát trong bôi trơn thủy

động không phụ thuộc nhiều vào tải tác dụng lên ổ trục Gọi  là tải trọng trên 1 đơn vị diện tích [W/(LbDb)] thì hệ số ma sát được tính bằng:

D L

N L D W

F

b b

b b f

2 2

2

/

B

L D m L D L D

K  mb mb rb rb  as as

(1-21)

Trong công thức 1.21, Dmb là đường kính ổ trục, L mb là tổng chiều dài ổ trục

chia cho số xylanh, L rb là chiều dài ổ đầu to thanh truyền, m là số lượng piston trên mỗi ổ thanh truyền, D as là đường kính ổ phụ, L as là tổng chiều dài các ổ phụ chia cho

số xylanh, tất cả các kích thước tính bằng mm Các động cơ có hệ số K tương đối

giống nhau: K 0,14 với động cơ xăng và K 0,29 với động cơ diesel

Hình 1.11.Các kiểu cơ cấu phối khí

Các phớt dầu ở đầu và cuối trục khuỷu cũng gây ra tổn thất ma sát Tại 1500vòng/phút, tổn thất này chiếm khoảng 20% tổng tổn thất ma sát của trục khuỷu

1.2.2.3 Tổn hao ma sát ở cơ cấu phối khí

Cơ cấu phối khí chịu tải khá lớn ở mọi tốc độ động cơ.Tải tác dụng lên cơ cấu phối khí ở tốc độ thấp chủ yếu là lực lò xo, ở tốc độ cao là lực quán tính gây ra bởi khối lượng của các chi tiết Cơ cấu phối khí có thể được phân loại theo kết cấu như thể hiện trên hình 1.11 Xupáp có kích thước lớn và tốc độ động cơ cao làm tăng lực

kò xo, lực quán tính và tổn thất ma sát Sự chênh lệch về tổn thất ở các kiểu cơ cấu này rất khó xác định Kết quả đo đạc áp suất tổn hao ma sát ở các kiểu cơ cấu phối khí cho thấy có sự biến động lớn (±30%) như trên hình 1.12a Tuy nhiên, khi các dữ liệu được điều chỉnh về cùng một giá trị lực lò xo như hình 1.12b, các giá trị tổn thất ma sát ở tốc độ thấp hội tụ và sự chênh lệch các giá trị này ở tốc độ cao giảm xuống

Tổn hao ma sát trong cơ cấu phối khí có thể tăng lớn do giảm diện tích tiếp xúc ở ổ trục cam, đòn bẩy,ổ trục cam và con đội Tổn hao ma sát trong cơ cấu phối khí theo tốc độ cho thấy chế độ bôi trơn ở tốc độ thấp chủ yếu là bôi trơn tới hạn

Bề mặt cam, con đội thường đóng góp phần lớn nhất do chịu tải trọng lớn và diện tích tiếp xúc nhỏ

Hình 1.12.Tổn hao trong cơ cấu phân phối khí

a) Tổng tổn hao ma sát trong cơ cấu phối khí theo tốc độ quay đối với 4 động cơ có

cơ cấu phối khí khác nhau b) Mômen dẫn động cơ cấu phối khí đối với 3 động cơ sau khi đã điều chỉnh lực lò

xo xupáp như nhau Các biện pháp làm giảm tổn thất ma sát trong cơ cấu phối khí là:

- Giảm lực lò xo và khối lượng xupáp

- Sử dụng con đội con lăn

- Sử dụng ổ bi cho đòn bẩy Một kết cấu có tổn hao ma sát nhỏ thể hiện trên hình 1.13 Con đội con lăn có lợi nhất ở chế độ tốc độ thấp, có thể giảm đến 50% tổn hao ma sát của cơ cấu

Nghiên cứu quan hệ của tổn thất của cơ cấu phối khí với các thông số kết cấu của lò xo xupáp và khối lượng xupáp, và số liệu thực nghiệm trên băng thử đối với

cơ cấu phối khí sử dụng đũa đẩy cho thấy

Tổn thất của cơ cấu phối khí    

L B

D n N

2

75 , 1

1000/133,0

1

Trong đó n iv là số xupáp nạp trên 1 xylanh, D iv là đường kính nấm xupáp nạp,

Bvà L là đường kính xylanh và hành trình piston Công thức này không bao gồm tổn

thất ở ổ trục cam được cho trong công thức 1-15.Công thức 1-22 phù hợp với các

động cơ hiện đại Hệ số Bishop C (bằng 1,2 x 104 nếu tổn thất tính bằng kilopascals,

N tính bằng vòng/phút và thông số kích thước tính bằng mm) cho giá trị tổn thất của

cơ cấu phối khí (không gồm tổn thất ở ổ trục cam) khoảng 2/3 tổng tổn hao ma sát của cơ cấu phối khí trên các động cơ hiện nay Điều này phù hợp với dữ liệu cho trong hình 1.12

Hình 1.13.Cơ cấu phối khí có tổn thất nhỏ

1.2.2.4 Công suất cần thiết dẫn động các cơ cấu phụ

Bơm nước và bơm dầu là các bộ phận phụ trợ cần thiết cho hoạt động của động cơ và thường được coi là một phần cơ bản của động cơ.Một động cơ đầy đủ còn được trang bị nhiều bộ phận phụ trợ khác như quạt, máy phát điện, đối với động

cơ ô tô có thêm bơm hỗ trợ lái, điều hòa không khí, bơm không khí cho hệ thống xử

lý khí thải Công suất có ích tạo ra bởi động cơ được trang bị đầy đủ thấp hơn so với động cơ cơ bản do phải tốn công để dẫn động các thiết bị phụ trợ

Áp suất tổn hao cơ giới trung bình cần để dẫn động bơm nước, máy phát, bơm dầu.Những tổn hao này chiếm khoảng 20% tổng tổn hao cơ giới (ở chế độ quay không động cơ) Tổn hao cho bơm nước nhỏ hơn 7 kPa ở 1500 vòng/phút, bơm dầu khoảng 4 đến 10 kPa ở tốc độ này, máy phát khoảng 7 đến 10 kPa Các giá trị này cũng thay đổi nhiều tùy theo kết cấu cụ thể Công suất dẫn động máy phát điện phụ thuộc vào tải trọng tiêu thụ điện cần cung cấp và kết cấu của quạt làm mát.Công suất trung bình cho máy phát điện khoảng 2/3 giá trị lớn nhất kể trên

Công suất cần thiết cho quạt gió, máy phát điện và bơm hỗ trợ lái đối với động

cơ 5,7 lít được cho ở hình 1.14 Công suất cung cấp cho quạt gió là lớn nhất, với phương án dẫn động trực tiếp công suất này tăng theo hàm bậc 3 đối với tốc độ Sử dụng các bộ truyền động kiểu khác như khớp thủy lực làm giảm tốc độ quạt ở tốc

độ động cơ cao sẽ làm giảm đáng kể công dẫn động quạt.Bơm hỗ trợ lái chỉ cần thiết để tạo ra áp suất cao một cách không liên tục Ở đây chỉ xét đến tổn thất cần để bơm chất lỏng theo tốc độ động cơ

Điều hòa không khí là tiêu chuẩn đối với phần lớn các xe ở Mỹ và ở Việt Nam hiện nay, do vậy cần tốn công để dẫn động máy nén của điều hòa Chất làm lạnh bị nén được ngưng tụ trong bình thứ hai, quạt có kích thước lớn hơn tiêu chuẩn cần để hút thêm không khí qua hệ thống bình kết hợp.Một bơm để bơm không khí vào đường thải có thể được dùng trong hệ thống xử lý khí thải của động cơ xăng.Công suất cần thiết cho bơm này là khoảng 1kW ở tốc độ định mức

Động cơ 8 xylanh dung tích 5,7 lít

Hình 1.14 Công suất cần thiết để dẫn động quạt gió, máy phát và bơm trợ lực lái

1.3 Ảnh hưởng của tổn thất cơ giới đến tính năng kinh tế - kỹ thuật của động cơ 1.3.1 Động cơ xăng

Hình 1.15 Thể hiện tổng tổn hao cơ giới của các động cơ xăng 4 kỳ 4 xylanh

có dung tích công tác từ 845 đến 2000 cm3 khi mở hết bướm ga theo tốc độ động

cơ Dữ liệu này cho thấy mối quan hệ gần đúng theo công thức:

Wtf (ortfmep) = C1+C2n+C3n2 (1-23)

100005,0100015,097,

Hình 1.14 thể hiện hiệu suất cơ khí và vai trò liên quan của công bơm thay đổi theo chế độ tải từ không tải đến toàn tải ở tốc độ trung bình

Ảnh hưởng của tỷ số nén đến tổn hao ma sát và tổn hao bơm ở các chế độ tải khi tốc độ động cơ là 1600 vòng/phút được thể hiện trên hình 1.15 Cùng giá trị áp suất có ích trung bình, cả tổn hao ma sát và tổn hao bơm đều tăng khi tỷ số nén tăng Tổn hao ma sát tăng vì áp suất lớn nhất trong xylanh tăng Ở cùng giá trị bmep, tổn hao bơm tăng với giá trị tỷ số nén lớn vì động cơ bị tiết lưu nhiều hơn do hiệu suất cao hơn

B Đường kính xi lanh (mm) ; L – Hành trình piston (mm) ; Vd – Thể tích xi

lanh(cm3)

Hình 1.15.Áp suất tổn hao cơ giới trung bình trong điều kiện động cơ quay không

khi mở hết bướm ga của nhiều loại động cơ xăng 4 xylanh

Hình 1.16 Hiệu suất cơ khí m và tỷ số giữa tổn hao bơm và tổng tổn hao cơ giới

theo chế độ tải tại một tốc độ của một động cơ xăng

 = 12, D = 95,3 mm, S = 114 mm, n = 1600 vòng/phút

Hình 1.17 Quan hệ giữa áp suất tổn hao bơm trung bình (pmep), áp suất tổn hao

ma sát trung bình (rfmep) và chế độ tải của động cơ xăng 4 xylanh

Phun trực tiếp : D = 100 ÷ 137mm ; S = 142mm ; ε = 15 Phun gián tiếp : D = 100 ÷ 121mm ; S = 142mm : ε = 16

Hình 1.18 Quan hệ giữa áp suất tổn hao cơ giới trung bình và tốc độ với nhiều

loại động cơ diesel phun trực tiếp và gián tiếp

1.3.2 Động cơ diesel

Hình 1.18 thể hiện tổn hao cơ giới xác định khi động cơ quay không đối với động cơ diesel phun trực tiếp và phun gián tiếp buồng cháy xoáy lốc, 4 và 6 xylanh, đường kính xylanh từ 10 đến 14 cm Những động cơ phun gián tiếp có tỷ số nén trong vùng khá cao Quan hệ đối với mỗi loại động cơ như sau:

Trong đó N tính theo vòng/phút, S tính theo m/s Với động cơ phun trực tiếp p

C 1 = 75 kPa, với động cơ cỡ lớn phun gián tiếp buồng cháy xoáy lốc C 1= 110 kPa Mối quan hệ chính xác hơn khi sử dụng thông số tốc độ trượt trung bình của piston thay cho số hạng sau cùng

Hình 1.19 cho thấy mối quan hệ tương tự đối với động cơ cỡ nhỏ phun gián

tiếp với buồng cháy xoáy lốc Công thức tương tự cũng được đưa ra với C 1 =144

kPa

Tổn hao cơ giới tăng lên khi kích thước động cơ tăng Tổn hao cơ giới khi quay không đối với động cơ có buồng cháy xoáy lốc cũng cao hơn so với động cơ phun trực tiếp, chủ yếu là do truyền nhiệt qua lỗ thông với buồng cháy phụ mà không phải do tổn hao bơm tăng Các phép đo so sánh khi động cơ quay không cho thấy mức độ tăng tổn hao cơ giới lên khoảng 27 kPa và đặc biệt là không phụ thuộc vào tốc độ Điều này cho thấy đây là ảnh hưởng của tốn hao nhiệt vì tổn hao bơm

tỷ lệ với bình phương tốc độ Như đã trình bày ở phía trên, sự mất mát nhiệt này không nằm trong phần chênh lệch giữa giá trị chỉ thị và giá trị phanh ở đầu ra

D = 73÷ 93 mm, S = 95.3 mm, = 21

Hình 1.19 Quan hệ giữa áp suất tổn hao cơ giới trung bình và tốc độ của động cơ

diesel cỡ nhỏ phun gián tiếp, buồng cháy xoáy lốc

Hình 1.20.Quan hệ giữa áp suất bơm trung bình và tốc độ trượt trung bình của

nhiều loại động cơ diesel không tăng áp

Kết quả đo áp suất tổn hao bơm trung bình của nhiều loại động cơ diesel không tăng áp ở điều kiện động cơ quay không và có làm việc được thể hiện trên hình 1.20 Đường nét liền là số hạng 0,4S trong đó 2p S2ptính theo m/s, đây là số hạng sau cùng trong công thức tính tổn hao cơ giới (1-25)

CHƯƠNG II CÁC PHƯƠNG PHÁP XÁC ĐỊNH TỔN THẤT CƠ GIỚI VÀ GIẢM THIỂU

TỔN THẤT CƠ GIỚI 2.1 Các phương pháp xác định tổn thất cơ giới

Một phương pháp xác định chính xác tổn hao cơ giới khi động cơ đang nổ là

đo áp suất trong xylanh và tính ra công suất chỉ thị sau đó trừ đi công suất phanh Tuy nhiên phương pháp này không dễ thực hiện đối với động cơ nhiều xylanh vì công suất chỉ thị của các xylanh là khác nhau và vì khó để đo đạc chính xác áp suất trong xylanh Do đó, tổn hao cơ giới thường được xác định khi động cơ quay không Tổn hao ma sát khi động cơ nổ và khi động cơ quay không khác nhau vì những lý do sẽ được trình bày sau đây, các phương pháp đo thông thường gồm:

2.1.1 Phương pháp kéo

Đo trực tiếp động cơ quay không ở điều kiện gần giống với động cơ đang nổ

là một phương pháp được sử dụng để xác định tổn hao cơ giới Nhiệt độ động cơ cần phải được duy trì gần giống nhất nhiệt độ động cơ khi làm việc Điều này có thể thực hiện bằng cách sấy nóng nước và dầu bôi trơn hoặc bằng cách đo động cơ quay không ngay khi động cơ vừa hoạt động xong Công suất cần thiết dùng để quay động cơ bao gồm cả công bơm.Khi đo động cơ xăng ở chế độ tải nhỏ cần đặt vị trí bướm ga giống như khi động cơ hoạt động Thử nghiệm quay không trên động cơ được tháo dần từng bộ phận để xác định các thành phần tổn hao và thành phần nào đóng góp chính trong tổng tổn hao

Trên băng thử động cơ kiểu điện cho động cơ điện kéo động cơ đốt trong với các tốc độ khác nhau Trước đó, động cơ chạy có tải trên băng thử để nhiệt độ động

cơ và nhiệt độ dầu bôi trơn đạt giá trị ổn định rồi tắt máy và bắt đầu đo Đo mômen cản và tốc độ vòng quay n để xác định công suất tổn thất cơ giới:

dùng một bình ổn áp đủ lớn chứa khí nén nối thông với các xy lanh để duy trì áp suất bằng áp suất chỉ thị trung bình của động cơ khi làm việc

Một số công thức kinh nghiệm xác định tổn hao cơ giới theo tốc độ động cơ như sau

Đối với động cơ diesel bốn kỳ không tăng áp buồng cháy thống nhất i ≥ 4, đường kính xylanh 90 ÷120mm

2.1.2 Phương pháp ngoại suy theo tiêu chuẩn nhiên liệu không tải

Một phương pháp xấp xỉ tương đương với phép đo trực tiếp động cơ là

phương pháp đường Willans Đồ thị tiêu hao nhiên liệu theo công suất đầu ra tại

từng tốc độ xác định trong quá trình thử nghiệm động cơ được ngoại suy đến khi tiêu hao nhiên liệu bằng 0 Một ví dụ được thể hiện trên hình 2.2.Thông thường đường đặc tính của động cơ là đường cong trơn nên việc ngoại suy chính xác gặp

khó khăn Sự phù hợp giữa phương pháp đường Willans và phương pháp đo động

cơ quay không thể hiện trên hình 2.1

Hình 2.1.Phương pháp đường Wilians để xác định áp suất tổn hao cơ giới

trungbình

Hình 2.2.Xác định pm bằng ngoại suy tiêu thụ nhiên liệu không tải

Lấy đặc tính tải ở tốc độ vòng quay đã chọn để xây dựng đồ thị Gnl = f(pe), hình 2.2 Tại chế độ không tải, pe = 0, khi đó áp suất chỉ thị trung bình pi = pm Lân cận pe = 0 có thể coi gần đúng là quan hệ tuyến tính, trên cơ sở đó kéo dài đường

Gnl cho đến khi gặp trục hoành Khoảng cách từ điểm 0 đến điểm cắt đó được coi là đọan biểu diễn pm Từ đó xác định được Nm

Kết quả thu được theo phương pháp này có độ chính xác không cao vì dựa trên giả thiết chưa thật sự thuyết phục và không thể hiện được sự phụ thuộc vào tải trọng

2.1.3 Phương pháp hãm tự do

Cho động cơ làm việc ổn định tại một tốc độ nào đó rồi tắt máy Tốc độ động

cơ sẽ giảm dần do cản sức cơ khí của bản thân động cơ theo công thức sau:

không nhất thiết cần băng thử công suất Tuy nhiên, độ chính xác không cao vì không kể đến ảnh hưởng của tải trọng và ngoài ra khó xác định chính xác J

Hình 2.3.Xác định gia tốc hãm tự do

2.1.4 Phương pháp tắt một xy lanh

Theo phương pháp tắt một xylanh trong động cơ nhiều xylanh,từng xylanh không cho nổ, khi đó có thể xác định mức độ giảm mômen khi vẫn duy trì tốc độ quay như cũ Các xylanh đang hoạt động sẽ dẫn động xylanh không nổ.Chú ý rằng quá trình cắt nổ một xylanh không làm ảnh hưởng đáng kể đến dòng nhiên liệu hoặc môi chất cung cấp cho các xylanh còn lại

Động cơ ( nhiều xylanh) họat động ổn định trên băng thử tại một chế độ nào

đó với giá trị mômen có ích Me1, sau đó tắt một xylanh Giảm sức cản của băng thử

để giữ tốc độ vòng quay như cũ, khi đó mômen động cơ là Me2 Gọi số xylanh là i, mômen chỉ thị của một xylanh là m và Mm là mômen tổn thất cơ giới, ta có:

Me1 = im – Mm và Me2 = (i – 1)m – Mm

Từ đây dễ dàng tìm được:

Mm = Me1(i- 1) – iMe2

Từ đó xác định được Nm

Phương pháp này gần với thực tế hơn so với hai phương pháp liền kề vừa nêu

và độ chính xác càng cao nếu số xylanh i càng lớn Tuy nhiên, ở xylanh không làm

việc, tổn thất cơ giới khác biệt rõ ràng với khi làm việc Như phương pháp trên có

độ chính xác không cao.Phương pháp phân tích đồ thị công trình bày trong dưới đây

sẽ khắc phục được nhược điểm này

2.1.5 Phương pháp phân tích đồ thị công

Đo áp suất tổn hao cơ giới trung bình fmep từ áp suất chỉ thị trung bình imep

Áp suất chỉ thị trung bình tổng imep thu được từ tích phân p dV trên hành trình nén

và cháy giãn nở đối với động cơ 4 kỳ và trên toàn bộ chu trình đối với động cơ 2 kỳ Cách này yêu cầu phải đo chính xác giá trị áp suất và thể tích Giá trị chính xác của

áp suất theo góc quay trục khuỷu được thu nhận từ mỗi xylanh bằng cảm biến áp suất và thiết bị xác định vị trí góc quay trục khuỷu Giá trị thể tích xylanh theo góc quay trục khuỷu có thể được tính toán Cần chú ý tới việc thu nhận chính xác giá trị

áp suất imep Cả áp suất imep và pmep đều được tính toán từ dữ liệu p-V Tổng tổn hao cho ma sát, cho dẫn động thiết bị phụ được xác định bằng cách lấy áp suất chỉ thị trung bình tổng trừ đi áp suất có ích trung bình

Cho động cơ làm việc trên băng thử tại các chế độ làm việc xác định Các thông số điều chỉnh như nhiệt độ làm mát, nhiệt độ dầu bôi trơn được xác lập ở các giá trị như trong thực tế vận hành Áp suất tổn thất cơ giới trung bình được xác định như sau

Trong đó:Pi là áp suất chỉ thị được xác định thông qua đồ thị công p-V nhờ thiết bị chuyên dụng lấy đồ thị công (indicating system) còn pe là áp suất có ích trung bình được tính từ công suất có ích Ne

pe =

in V

N

h E

30

Sau khi xác định được Pm sẽ tìm được Nm

Tích phân theo một chu trình sẽ tìm được công thức chỉ thịcủa chu trình Li.

Li = ∫chu trìnhdLi = ∫chu trình (p – p0)dV (2-8)

pi =

1