Giáo trình động cơ đốt trong 2 - Chương 8 docx

Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

163











pdfMachine by Broadgun Software - a great PDF writer! - a great PDF creator! -
Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

164
Chương 8
TÍNH TOÁN SỨC BỀN CÁC CHI TIẾT CỦA HỆ THỐNG LÀM MÁT
I. YÊU CẦU TRONG TÍNH TOÁN HỆ THỐNG LÀM MÁT
I.1. Nhiệt độ nước làm mát
Trong quá trình làm việc của động cơ đốt trong, nhiệt truyền cho các chi tiết máy tiếp xúc với
khí cháy (piston, xécmăng, xupáp nắp xylanh, thành xylanh) chiếm khoảng 25

35% nhiệt lượng do
nhiên liệu cháy trong buồng cháy tỏa ra. Vì vậy các chi tiết đó thường bò đốt nóng mãng liệt: nhiệt độ
đỉnh piston có thể lên tới 600
0
C, còn nhiệt độ nấm xupap có thể lên tới 900
0

C.
Hệ thống làm mát động cơ có nhiệm vụ thực hiện quá trình truyền nhiệt từ khí cháy qua thành
buồng cháy đến môi chất làm mát để đảm bảo cho nhiệt độ các chi tiết không quá nóng nhưng cũng
không quá nguội.
Nhiệt độ của nước làm ảnh hưởng rất lớn đến các chỉ tiêu kinh tế, kỹ thuật và công suất động
cơ. Trên hình 8.1 trình bày quan hệ của suất tiêu hao nhiên liệu, độ mòn xylanh với nhiệt độ của nước
làm mát. Nhìn vào đồ thò ta thấy:
-

Nhiệt độ nước làm mát động cơ từ 70 ÷ 80
o
C là vùng có suất tiêu hao nhiên liệu thấp.
-

Nhiệt độ của nước làm mát tăng thì độ mòn xylanh giảm.












Thực nghiệm cho thấy, tùy theo đặc điểm cấu tạo của từng loại động cơ cụ thể, chất lượng
nhiên liệu và dầu bôi trơn, cùng một số các yếu tố khác thì nhiệt độ tối ưu của nước từ động cơ ra
nằm trong khoảng từ (75 ÷ 85)

o
C.
I.2. Lưu lượng nước làm mát
Trong hệ thống làm mát bằng nước, bơm nước có nhiệm vụ cung cấp nước cho hệ thống với
lưu lượng và áp suất nhất đònh để đảm bảo được hiệu quả làm mát tốt nhất cho động cơ làm việc ở
mọi chế độ.
6
5

70

75

80

85

Tiêu hao nhiên liệu

(g/ml.h)
T
o
C

1
6
5

170

175

180

Toàn tải

2

3

Độ mòn xylanh

(
mm/1000h
)

60

T
o
C

70

80

90

0

0,02

0,04

0,06

0,08

1

Hình
8
.1.
Đồ thò quan hệ suất tiêu hao nhiên liệu, độ mòn xylanh với
nhiệt độ làm việc của động cơ.
75% tải

50% tải

Động cơ hai kỳ

Động cơ bốn kỳ


Chế độ tối ưu

Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

165
Trong quá trình tính toán xác đònh lưu lượng nước trong hệ thống làm mát phải lưu ý: lưu lượng

nước làm mát lệ thuộc vào nhiệt lượng do nước mang đi làm mát và chênh lệch nhiệt độ của nước
trong động cơ tuỳ theo từng chế độ làm việc của động cơ.
Lưu lượng của nước làm mát tuần hoàn cần cho các loại động cơ thay đổi trong phạm vi:
68

245 (l/kWh) với số lần tuần hoàn từ 7 đến 12 lần/phút.
I.3. Lý thuyết về bơm ly tâm
Bơm ly tâm được dùng rất nhiều trong hệ thống làm
mát của động cơ ôtô máy kéo, động cơ tónh tại và tàu thủy.
Hình 8.2 giới thiệu kết cấu loại bơm nước thường dùng
trong hệ thống làm mát của động cơ ôtô. Loại bơm ly tâm này
có đặc điểm cùng chung một trục với quạt gió và bao giờ cũng
bố trí ở đầu của thân máy.
Vỏ bơm chế tạo bằng gang hay bằng hợp kim nhôm có
mặt bích lắp ghép với mặt đầu của thân máy, cánh bơm cũng
chế tạo bằng cùng một loại vật liệu như vỏ bơm hoặc bằng
đồng và đôi khi bằng chất dẻo.
Để đảm bảo hiệu suất của bơm khe hở hướng kính giữa
bánh công tác và thân bơm không lớn hơn 1mm và khe hở
chiều trục không quá 0,2mm. Khi trục của bơm quay, dưới tác
dụng của lực ly tâm các phân tử nước bò dồn từ trong ra ngoài với áp suất cao nên nước được bơm đi.
Trong động cơ ôtô, cột áp toàn phần của bơm khoảng 0,05 ÷ 0,15 MN/m
2
. Tốc độ của nước
vào bơm đối với bơm một tầng, không quá 2,5 ÷ 3m/s. Trục bơm và quạt gió (chung trục) lắp với
bánh đai truyền (puly) và được dẫn động bằng đai truyền hình thang với tỷ số truyền từ trục khuỷu
đến trục bơm khoảng 1 ÷ 2.
Công suất dùng để dẫn động bơm chiếm khoảng (0,005 ÷ 0,01)N
e
.

I.4. Xác đònh công suất và kích thước của bơm
Lưu lượng nước tuần hoàn trong hệ thống làm mát phụ thuộc vào nhiệt lượng do nước làm mát
mang đi và chênh lệch nhiệt độ của nước trong động cơ, xác đònh theo công thức:
 
,
ttc
Q
GG
nvnrn
m1
nm1

 (kg/s) (8-1)
Trong đó: Q
1m
– nhiệt lượng truyền cho nước làm mát (J/s).
c
n
– tỷ nhiệt của nước (J/kg.độ).
t
nr
, t
nv
– nhiệt độ của nước ra và nhiệt độ của nước vào động cơ.
Sau khi xác đònh lượng nước làm mát tiêu hao G
n
, ta có thể xác đònh lượng kích thước cơ bản
của bơm nước.
Lưu lượng của bơm nước xác đònh theo công thức:



n
b
G
G
, (kg/s) (8-2)
Hình 8.2. Bơm nước kiểu ly tâm.

Ổ bi

Trục bơm

Bánh công tác

Phớt ngăn
nước
Vỏ bơm

Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

166
Trong đó:

– hệ số tổn thất của bơm,
.9,08,0




Xác đònh kích thước của bơm chủ yếu phải căn cứ vào sự chuyển động của chất lỏng trong

bơm. Đối với loại bơm ly tâm các phần tử chất lỏng đồng thời tham gia hai chuyển động.
-

Chuyển động theo: nước quay cùng cánh bơm với vận tốc
u
(tại điểm vào A vận tốc là
1
u
;
tại điểm ra B vận tốc là
2
u
).
-

Chuyển động tương đối theo hướng tiếp tuyến với cánh quạt có vận tốc

(tại A vận tốc
tương đối là
1

, tại B vận tốc tương đối là
2

).
Như vậy phân tử nước sẽ chuyển động với vận tốc tuyệt đối là:
 uc

(tại A có vận tốc tuyệt đối
1

c
; tại B có vận tốc tuyệt đối là
2
c
).
Lỗ nước vào bơm phải đảm bảo cung cấp đủ lượng nước tính toán cần thiết, kích thước của nó
được tính theo công thức :

 
n1
b
2
0
2
11
c
G
rrf

 , m
2
(8-3)
Trong đó: G
b
– lượng nước tính toán của bơm (kg/s).
r
1
– bán kính trong của bánh công tác (m).
r
0

– bán kính ở bánh công tác (m).
c
1
– vận tốc tuyệt đối của nước khi đi vào cánh, (bằng 2

5 m/s).

n
– mật độ nước (kg/m
3
).












Từ phương trình (8-3) ta rút ra:
2
0
n1
b
1
r

c
G
r 


, (m) (8-4)
Hình 8.3
.
Sơ đồ tính toán bơm ly tâm.
b
1

b
1

r
1

r
o

d


2

w
2

c

r

c
2


2

u
2


1

w
1


2


1
+

2




K

L

E

A

r
2

r
1

r
o

u
1


1
= 90
o

B

c
1

O

Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

167
Trò số bán kính ngoài r
2
của bánh công tác được xác đònh từ vận tốc vòng u
2
ở điểm B.

b
22
gH
gcottg1v


, (m/s) (8-5)
vậy
b
2
b
2
2
n
u30u
r





, (m) (8-6)
Trong đó:

1
,

2
– góc giữa các phương của vận tốc
1
c
và
1
u
,
2
c
và
2
u

(thường thì

1
= 90
0
và

2
= 8


12
0
)
21
, 
– góc giữa các phương của vận tốc tương đối

với phương của
u
theo
hướng ngược lại (ở A có
1

, ở B có
2

);
(thường
0
2
1512 
, khi tăng
2

thì cột nước do bơm tạo nên sẽ tăng)
g – gia tốc trọng trường g = 9,18 m/s
2
.
H – cột áp của bơm (m).


b
– hiệu suất của bơm

b
= 0,6 – 0,7.
n
b
– số vòng quay của bánh công tác (vg/ph).
Thông thường
0
1
90
, khi đó
1

xác đònh theo công thức :
12
21
1
1
1
ru
rc
u
c
tg
 (8-7)
Trò số của
1


nằm trong khoảng 40

55
0
cũng có thể nhỏ hơn.
Quan hệ giữa tốc độ vòng u
1
, u
2
biểu thò theo biểu thức sau:
2
1
21
r
r
uu
 , (m/s).
Chiều cao của cánh bơm ở lối vào và lối ra được xác đònh theo công thức:














1
1
11n
b
1
sin
Zr2c
G
b
, (m)













2
2
2r
b
2
sin

Zr2c
G
b
, (m) (8-6)
Trong đó:

1
,

2
– chiều dày của cánh ở lối vào và lối ra, (m) (

1
=

2
=

3
= 3

5 mm).
c
r
– tốc độ ly tâm của nước ở lối ra (m/s).
2
b2
22r
tg
u

H
sincc 


; (8-7)
Z – số cánh của bánh công tác thường Z = 4

8.
Các bơm đặt trong động cơ ô tô máy kéo ngày nay thường có:
Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

168
b
1
= (12

35) mm
b
2
= (10

25) mm
Sau khi đã có giá trò kích thước có thể tiến hành thiết kế dạng cánh bơm theo trình tự sau đây:
-

1/ Vẽ hai vòng tròn đồng tâm có bán kính r
1
và r
2
.

-

2/ Trên vòng của r
2
, lấy điểm B, qua B, dựng góc
2
EBO 

(hình 8.3).
-

3/ Từ tâm O, kẻ một đường cắt vòng r
1
ở K sao cho OK làm với OB một góc
21

.
-

4/ Kéo dài đường BK, cắt vòng r
1
tại A.
-

5/ Vẽ đường trung trực LE của đoạn AB, đường trung trực đó gặp BE tại E.
-

6/ Điểm E là tâm của cung tròn qua AB (dạng của cánh bơm), bán kính ma ở bánh công
tác r
0

= OE.
Lưu lượng của bơm và cột áp do bơm tạo ra phụ thuộc rất nhiều vào dạng của cánh bơm.
II. TÍNH TOÁN HỆ THỐNG LÀM MÁT BẰNG NƯỚC
II.1. Tính toán lưu lượng nước tuần hoàn
Khi tính toán hệ thống làm mát ta thường tính ở chế độ công suất cực đại.
Đối với hệ thống làm mát bằng nước, ở trạng thái nhiệt ổn đònh; nhiệt độ từ động cơ truyền
cho nước làm mát có thể coi gần bằng số nhiệt lượng đưa qua bộ tản nhiệt truyền vào không khí, vì số
nhiệt lượng tản trên các ống dẫn nước ra vào chiếm khoảng 2 ÷ 3% nên có thể bỏ qua.
Lượng nhiệt truyền cho hệ thống làm mát của động cơ xăng dùng chế hoà khí chiếm khoảng
20 ÷ 30% còn của động cơ Diesel khoảng 15 ÷ 25% tổng số nhiệt lượng do nhiên liệu tỏa ra. Nhiệt
lượng từ động cơ truyền cho môi chất làm mát (Q
lm
)

có thể tính theo phương trình cân bằng nhiệt:



cldchtheolm
QQQQQQQ 
(8-8)
Hoặc cũng có thể tính theo công thức kinh nghiệm sau:
Q
lm
= q’
lm
N
e
, (J/s) (8-9)
Trong đó: Q

o
– Nhiệt lượng tổng cộng đưa vào động cơ khi động cơ làm việc ở trạng thái
phụ tải đã cho.
Q
e
– Nhiệt lượng tương đương với công có ích của động cơ.
Q
th
– Nhiệt lượng do khí thải đem ra ngoài.
Q
ch
– Nhiệt lượng tổn hao do cháy không hoàn toàn.
Q
d
– Nhiệt lượng truyền cho dầu bôi trơn.
Q
cl
– Nhiệt lượng của các tổn thất nhiệt khác.
q’
lm
– lượng nhiệt truyền cho nước làm mát ứng với 1 đơn vò công suất trong 1
đơn vò thời gian (J/kW.s).
N
e
– công suất có ích của động cơ (kW).
-

Đối với động cơ xăng dùng chế hoà khí có thể lấy:
q’
lm

= 1263 ÷ 1360 (J/kW.s)
Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

169
-

Đối với động cơ Diesel:
q’
lm
= 1108 ÷ 1138 (J/kW.s)
Sau khi đã xác đònh trò số Q
lm
, ta có thể xác đònh lượng nước G
lm
tuần hoàn trong hệ thống
trong 1 đơn vò thời gian theo biểu thức sau :
nn
lm
lm
tc
Q
G

 , (kg/s) (8-10)
Trong đó: c
n
– tỷ nhiệt của nước làm mát (J/kg.độ).

Trò số c
n

của nước: c
n
= 4,187 (J/kg.độ)

Trò số c
n
của êtylen glucon: c
n
= 2.093 (J/kg.độ)
Ä
t
n
– hiệu nhiệt độ nước vào và nước ra bộ tản nhiệt: (
Ä
t
n
= t
nv
– t
nr
).

Đối với động cơ ôtô máy kéo:
Ä
t
n
= (5 ÷ 10)
0
C.


Động cơ tàu thủy dùng với hệ thống làm mát hở:
Ä
t
n
= (15 ÷ 20)
0
C.

Động cơ tàu thủy dùng hệ thống làm mát kín :
Ä
t
n
= (7 ÷ 15)
0
C.
II.2. Tính toán két nước
Tính toán két nước bao gồm việc xác đònh bề mặt tản nhiệt để truyền nhiệt từ nước vào môi
trường xung quanh. Xác đònh kích thước của mặt tản nhiệt dựa trên cơ sở lý thuyết truyền nhiệt.
Két nước tản nhiệt của động cơ ôtô máy kéo có một mặt tiếp xúc với nước nóng và mặt kia
tiếp xúc với không khí. Do đó truyền nhiệt từ nước vào không khí là sự truyền nhiệt từ môi chất này
đến môi chất khác qua thành mỏng. Như vậy quá trình truyền nhiệt có thể phân làm ba giai đoạn ứng
với ba phương trình truyền nhiệt sau:
-

Từ nước đến mặt thành ống bên trong:


1n11lm
tt.F. Q



, (J/s) (8-11)
-

Qua thành ống :
 
211lm
ttF.Q





, (J/s) (8-12)
-

Từ mặt ngoài của thành ống đến không khí:


kk222lm
tt.F. Q 

, (J/s) (8-13)
Trong đó: Q
lm
– nhiệt lượng của động cơ truyền cho nước làm mát (J/s), bằng nhiệt lượng
do nước dẫn qua bộ tản nhiệt.

1
– hệ số tản nhiệt từ nước làm mát đến thành ống bộ tản nhiệt (W/m

2
.độ).

– hệ số dẫn nhiệt của vật liệu làm ống tản nhiệt (W/m.độ).

– chiều dày của thành ống (m).

2
– hệ số tản nhiệt từ thành ống của bộ tản nhiệt vào không khí, (W/m
2
.độ).
F
1
– diện tích bề mặt tiếp xúc với nước nóng (m
2
).
F
2
– diện tích bề mặt tiếp xúc với không khí (m
2
).
Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

170
t
1
,t
2
– nhiệt độ trung bình của bề mặt trong và ngoài của thành ống.
t

n
,t
kk
– nhiệt độ trung bình của nước làm mát trong bộ tản nhiệt và không khí đi
qua bộ tản nhiệt.
Giải các phương trình, ta được:
   
kkn2kkn2
21
2
1
2
1
lm
ttkFttF
1
F
F
F
F
1
1
Q 








(8-14)
Trong đó:
21
2
1
2
1
1
F
F
F
F
1
1
k







là hệ số truyền nhiệt của két nước.
Diện tích F
2
thường lớn hơn diện tích F
1
vì F
2
còn tính đến diện tích của F

1
và tính đến diện tích
của các tấm tản nhiệt.
Tỷ số

1
2
F
F
là hệ số diện tích, với loại két nước dùng ống nước dẹt có thể chọn

= 3 ÷ 6.
Nhiệt độ trung bình của nước làm mát trong két nước xác đònh theo biểu thức sau đây:
2
tt
t
nrnv
n



Trong đó: t
nv
, t
nr
– nhiệt độ nước vào và nhiệt độ nước ra của két nước.
(có thể lấy bằng nhiệt độ nước vào và nhiệt độ nước ra của động cơ).
Nhiệt độ trung bình của không khí làm mát:
2
tt

t
kkrkkv
kk



Trong đó: t
kkv
, t
kkr
– nhiệt độ không khí vào và ra bộ tản nhiệt (lấy t
kkv
= 49
0
C).
Chênh lệch nhiệt độ của không khí qua bộ tản nhiệt
Ä
t
kk
lấy bằng 20 ÷ 30
0
C.
Vì vậy: t
kkr
= t
kkv
+
Ä
t
kk

Hệ số

1
có thể xác đònh bởi các số liệu thực nghiệm. Trò số thí nghiệm của hệ số

1
thay đổi
trong khoảng

1
= 2326 ÷ 4070 (W/m
2
.độ) .
Hệ số

của đồng lá

= 83,9 ÷ 126 (W/m.độ), của hợp kim nhôm 104,8 ÷ 198 (W/m.độ) còn
của thép không gỉ 9,3 ÷ 18,6 (W/m.độ).
Hệ số

2
phụ thuộc chủ yếu vào tốc độ lưu động của không khí

kk
.
Khi thay đổi

kk

từ 5 ÷ 60 m/s thì hệ số

2
thay đổi đồng biến từ 40,6 ÷ 303 (W/m
2
.độ).
Hệ số k cho bộ tản nhiệt kiểu ống có thể xác đònh theo đồ thò k = f(

kk
) trên hình 8.4
Căn cứ vào các số liệu thí nghiệm, người ta thấy rằng khi xác đònh bề mặt làm mát của bộ tản
nhiệt, có thể lấy k



2
và có thể tính gần đúng.

8,0
kk2
38,11 
(8-15)
Trong đó:

kk
– tốc độ của không khí đi qua bộ tản nhiệt (m/s).
kk


Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

171









Khi không tính đến các tổn thất nhiệt Q
lm
cũng có thể xác đònh theo biểu thức:
Q
lm
= c
kk
G
kk
.(t
kkr
– t
kkv
) (8-16)
Do đó:
kkkk
lm
kkvkkr
Gc

Q
tt

Tương tự, từ công thức (8-10) chúng ta tìm được nhiệt độ của nước khi ra khỏi két nước.
nn
lm
nvnr
Gc
Q
tt

Đối với động cơ ôtô máy kéo, trò số G
kk
có thể tính theo công thức thí nghiệm:
G
kk
= (0,053 ÷ 0,102).N
e
(kg/s)
Trong đó: N
e
– công thức cực đại (kW).
Diện tích F
2
cũng có thể tính theo công thức thực nghiệm gần đúng:
F
2
= f
2
.Ne, (m

2
)
Trong đó: f
2
– hệ số diện tích làm mát của két nước ứng với 1 đơn vò công suất (m
2
/kW ).

Đối với ôtô du lòch: f
2
= 0,136 ÷ 0,313 (m
2
/kW).

Đối với ôtô tải: f
2
= 0,0204 ÷ 0,408 (m
2
/kW).
N
e
– công suất có ích cực đại của động cơ (kW).
Dung tích của hệ thống làm mát bằng chất lỏng ứng với 1 đơn vò công suất (V
lm
/N
e
) thường
trong khoảng:
-

Với ôtô du lòch: 0,163.10
-3
÷ 0,354.10
-3
(m
3
/kW)
-

Với ôtô tải: 0,272.10
-3
÷ 0,816.10
-3
(m
3
/kW).
-

Với máy kéo: 0,816.10
-3
÷ 2,04.10
-3
(m
3
/kW).
III. TÍNH VÀ CHỌN CÔNG SUẤT QUẠT CHO HỆ THỐNG LÀM MÁT BẰNG KHÔNG KHÍ
Chọn theo lượng không khí cần thiết và sức cản khí động mà quạt cần phải khắc phục: Sức cản
toàn bộ của hệ thống làm mát bằng gió xác đònh theo công thức sau:
H
q

=
Ä
H
th
+
Ä
H
đh
+
Ä
H
ra
(N/m
2
) (8-17)
Hình 8.4. Quan hệ của hệ số truyền
nhiệt k với tốc độ gió

kk
.
0

10

20

30

40

50


kk
,

(m/s)

k

(W/m
2
.độ)

Chương 8 – Tính sức bền các chi tiết của hệ thống làm mát

172
Trong đó:
Ä
H
th
– sức cản không khí qua các phiến tản nhiệt ở nắp và thân xylanh (N/m
2
).
Ä
H
đh
– sức cản không khí qua các phiến tản nhiệt ở nắp và thân xylanh (N/m
2
).

Ä
H
ra
– tổn thất khí động ở chỗ ra của không khí khi đưa qua các rãnh (N/m
2
).
Trò số
Ä
H
th
– xác đònh theo công thức:
8,9.2
H
kk
2
kk
thth


, (N/m
2
) (8-18)
Trong đó:

th
– hệ số tổn thất áp suất có thể lấy trong phạm vi 2 ÷ 3.


kk
– khối lượng riêng trung bình của không khí (kg/m

3
).


kk
– tốc độ của không khí qua các phiến tản nhiệt (m/s).
Trò số:
Ä
H
đh
= (0,1 ÷ 0,2) H
q

Trò số
 
q
kk
2
kk
ra
H3,025,0
8,9.2
H 


, (N/m
2
)
Thông thường có thể chọN sức cản của toàn bộ của các quạt gió nằm trong phạm vi sau:


Khi D < 100 mm:
98175,735H
q

, (N/m
2
).

Khi D = (100

150) mm:
19625,1171H
q

, (Nm
2
).
Công suất tiêu hao cho dẫn động quạt tính theo công thức sau:

3
q
kkp
q
10.
V.H
N



, (kW)

Trong đó:

q
– hiệu suất của quạt.
(Đối với loại quạt gió lắp ghép bằng đinh tán có thể chọn

q
= 0,6

0,7).
-

Đối với động cơ xăng dùng chế hoà khí: N
q
= (0,04

0,15)N
e

-

Đối với động cơ Diesel: N
q
= (0,03

0,08)N
e

Chú ý rằng, nếu dùng quạt hút thì các xylanh được làm mát đồng đều hơn. Tuy vậy, tiêu hao
công suất dẫn động lớn hơn so với loại quạt thổi. Trên bảng 8-1 giới thiệu kích thước thường dùng của

các phiến tản nhiệt trên động cơ làm mát bằng gió.
Bảng 8-1 Kích thước của các phiến tản nhiệt
Gang Hợp kim nhôm Thông số cơ bản
(mm)
Xylanh Nắp xylanh

Xylanh Nắp xylanh
h
s
e


14

30
6

12
4

8
2

4
15

50
6

12

4

8
2

4
15

35
3,5

8
2

6
1,5

2,5
15

75
3,5

8
2

6
1,5

2,5