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

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
Mã đề tài: CKĐL- HY33

LUẬN VĂN THẠC SĨ KỸ THUẬT
CHUYÊN NGÀNH: KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Người hướng dẫn: GS.TS Phạm Minh Tuấn

HÀ NỘI - 2014


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
diesel cỡ nhỏ phun gián tiếp, buồng cháy xoáy lốc .................................................. 27


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.

1


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.

2


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 khuỷuthanh 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.

3


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

4


- Công chỉ thị Li: 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 Lm
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.

- Công có ích Le
Là công trục khuỷu truyền ra bên ngoài để kéo các máy công tác.
Le = L i - L m

(1-1)

- Áp suất chỉ thị trung bình pi
Là công chỉ thị tính cho một đơn vị thể tích công tác của xy lanh. Đặc trưng
cho tính hiệu quả của động cơ.
pi 

Li
Vh

(1-2)

- Áp suất tổn thất cơ giới trung bình pm
Là công tổn thất cơ khí tính cho một đơn vị thể tích công tác của xy lanh
pm 

Lm
Vh

(1-3)

- Áp suất có ích trung bình pe
Là công có ích tính cho một đơn vị thể tích công tác của xy lanh
pe 

Le

Vh

(1-4)

5


Tương tự như (1-1), ta có
pe = pi - pm

(1-5)

- Công suất chỉ thị Ni: là công suất ứng với công chỉ thị Li.
Công suất chỉ thị Ni được tính như sau:
Ni 

piVh in
30

(1-6)

Trong đó, i là số xy lanh;  là thông số đặc trưng cho số kỳ, động cơ 4 kỳ  = 4
và động cơ 2 kỳ  = 2,
- Công suất có ích Ne: Là công suất ứng với công có ích Le.
Tương tự như (1-6) ta có:
Ne 

peVh in
30

(1-7)

Trong kỹ thuật, thường xác định Ne trên băng thử công suất trên cơ sơ đo mô
men Me và tốc độ vòng quay:
Ne = Me. =

M e n
30

(1-8)

- Hiệu suất chỉ thị i
Là hiệu suất của chu trình nhiệt động trong động cơ
i 

Li
Q ct

(1-9)

Trong đó Qct là nhiệt lượng của lượng nhiên liệu gct cung cấp cho động cơ
trong 1 chu trình.
Qct = gct.Qnl
với Qnl là nhiệt trị của nhiên liệu (J/kg)
Trong thực tế i = 22-50%
- Hiệu suất cơ giới m
m 

Le pe N e



Li
pi
Ni

(1-10)

Thông thường m = 65- 93%
- Hiệu suất có ích e
6


e 

Le
 i  m
Qct

(1-11)

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:
Lm  Lb  Lms  Lck

(1-12)

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

7


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 prtrong hình 1.3. Công
tính bởi Vd(pa–pr) 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–pr), 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.
8


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.

9

- 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.

10


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.

11


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:
  3 p 
h
h
h
  6U  12 
x  x 
x
t

(1-13)

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

12


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:
m

dS p
dt

  Fr cos 

B 2
p  Ff

4

(1-14)

13


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:
dS

B 2
Ft  Fr sin     m p 
p  Ff
dt
4



 tan 


(1-15)

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). dSp/dt là gia tốc
của piston thu được bằng cách đạo hàm tốc độ của piston.
dS p
dt




d 2s
R 2 cos 2  sin 4  
2


N
S
cos


p


dt 2
R 2  sin 2  3 / 2 


(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

14


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:

15


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

S p A p ,eff
LB 2

Trong đó Ap,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.
1.2.2.2. Tổn hao ma sát ở ổ trục khuỷu
Tổn hao ma sát ở trục khuỷu gây ra từ các tổn hao ở các ổ trục (các ổ của
thanh truyền, các ổ trục chính, ổ trục cân bằng) và các phớt dầu. Hình 1.9 thể hiện
sơ đồ của ổ trục trong điều kiện bôi trơn thủy động. Ổ có thể chịu được tải trọng
nặng với tổn hao năng lượng thấp trong điều kiện hoạt động bình thường do hai bề
mặt có chuyển động tương đối với nhau được phân cách hoàn toàn bởi lớp chất bôi
trơn. Tải trọng tác dụng lên ổ trục khuỷu thay đổi cả về độ lớn và chiều quay, do
chúng tạo ra bởi lực quán tính của cơ cấu piston - thanh truyền và lực khí thể (xem
công thức 1.14). Hình 1.10 thể hiện tải trọng tác dụng và độ lệch tâm của cổ trục đối

với ổ trục đầu to thanh truyền, từ sơ đồ về độ lệch tâm có thể xác định chiều dày
màng dầu nhỏ nhất. Đại lượng này là thông số kết cấu tới hạn của ổ trục, thể hiện
khoảng cách nhỏ nhất để phân cách bề mặt trục và ổ. Nếu chiều dày màng dầu quá
nhỏ, các nhấp nhô bề mặt sẽ xuyên qua màng dầu và làm tăng ma sát cũng như mài mòn.
Các ổ trục thường được thiết kế với chiều dày màng dầu nhỏ nhất khoảng 2m.

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
Lực ma sát Ff 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.
2
2
 D N   Db Lb N
F f  Db Lb   b  
h
 h 

(1-17)

Trong đó Dbvà Lblà đường kính và chiều dài ổ trục, h là 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:
Ff 

 2 Db2 Lb N

1   

2 1/ 2



hW
sin 
Db





h

(1-18)

Trong đó  là tỷ số độ lệch tâm h  hm / h và hmlà khe hở nhỏ nhất, số hạng thứ
nhất gần bằng với giá trị đã cho trong công thức (1.18). Hệ số 1/(1 -2)1/2 và số hạng
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

17