bai giang ket cau khung gam o to

Chương 1. ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN

(Tổng thời gian: 06 tiết LT)
I. Động học, động lực học của cơ cấu KT- TT giao tâm
1. Động học của cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền
1.1. Quy luật chuyển động của pít tông (chuyển vị của pít tông)

Theo hình 1.1, gi¶ sö qu·ng ®êng dÞch chuyÓn ®îc cña piston
tÝnh tõ §CT lµ x:
x = AB’ = OA - (OD + DB’) = (l + R) - (R.cosα + l.cosβ)
Trong đó:
l - Chiều dài thanh truyền tính từ tâm đầu nhỏ đến tâm đầu to.
R - Chiều dài tay quay (bán kính quay của trục khuỷu)
α - Góc quay được của trục khuỷu tính từ
ĐCT ứng với x
β - Góc lệch giữa đường tâm TT và
đường tâm xi lanh ứng với ϕ.
Gọi λ =

R
là tham số kết cấu , thông
l

thường λ = 0,25 – 0,29
x được viết lại:

j
l


x =  (l + ) − (cosα + cos β ).R

λ
 λ


(1-1)

Để tính giá trị gần đúng của x, ta dùng
công thức gần đúng. Từ tam giác OCB/, ta có: Hình1 .1: Sơ đồ cơ cấu khuỷu trục

sin β
λ=
, do
sin α

thanh truyền giao tâm

cos β = 1 − sin β nên:
2

2
2
1/ 2
cos β = 1 − λ2 sin 2 α = (1 − λ sin α )

Khai triển vé phải đẳng thức trên theo nhị thức Niuton ta có:
1
1
1
(1 − λ2 sin 2 α )1 / 2 = 1 − λ2 sin 2 α + λ4 sin 4 α − λ6 sin 6 α − ...
2

8
16

Bỏ qua các hạng số lũy thừa bậc 4 trở lên rồi thay trị số gần đúng của cos

β và phương trình (1-1), sau khi rút gọn ta được công thức gần đúng sau:

λ


x ≈ R  (1 − cos ϕ ) + (1 − cos 2ϕ ) 
4



(1-2)
λ
4

Hoặc x ≈ R.A, trong đó: A = (1 − cos α ) + (1 − cos 2α )
1


Trị số A được tính theo λ và α trong bảng 1.1 sau:
Bảng 1.1. Bảng phạm vi thông số kết cấu của các loại động cơ:

Trong đó:

mj – Khối lượng của các chi tiết chuyển động tịnh tiến
Pjmax – Lực quán tính chuyển động tịnh tiến cực đại.

Vtb – Vận tốc trung bình của pít tông
S/D – tỷ số hành trình của pitston và đường kính xi lanh.

1.2. Vận tốc của pít tông

- Vận tốc tức thời (vt)
Lấy đạo hàm bậc nhất biểu thức quãng đường (x) của pít tông theo thời gian (t):

vt = x ' = ω

dx
λ


= Rω sin α + sin 2α  = RωB
dϕ
2



(1-3)

Trị số B được tính theo bảng (1.1)

- Vận tốc trung bình (Cm)

Cm =

S .n
(m/s)

30

(1-4)

Trong đó:
S - Hành trình của pít tông (m); S = 2R (m)
n - Vận tốc góc trục khuỷu (v/ph).
Với:
- Cm = (3,5 ÷ 6,5) m/s => Động cơ tốc độ thấp
2


- Cm = (6,5 ÷ 9) m/s

=> Động cơ tốc độ trung bình

- Cm = (9 ÷ 13) m/s

=> Động cơ cao tốc

- Cm > 13 m/s

=> Động cơ siêu cao tốc

1.3. Gia tốc của pít tông
Gia tốc của pít tông được dùng để xác định lực quán tính của các chi tiết
chuyển động tịnh tiến trong cơ cấu khuỷu trục thanh truyền.
Lấy đạo hàm của vận tốc tức thời theo thời gian công thức (1-3) ta có:

J = vt' = x '' = ω

dv
= Rω 2 ( cos α + λ cos 2α ) = Rω 2C
dα

(1-5)

Trị số C được tính theo λ và α .
Chiều của gia tốc J được quy định như sau:
- Chiều hướng tâm O là chiều dương.
- Chiều xa tâm O là chiều âm.
2. Động lực học của cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền
2.1. Khối lượng các chi tiết chuyển động
a) Khối lượng các chi tiết chuyển động tịnh tiến

- Khối lượng của nhóm pít tông
Khối lượng của nhóm pít tông (mnp), tham gia chuyển động tịnh tiến, bao
gồm khối lượng của các chi tiết: Pít tông (m pt), xéc măng (mxm), chốt pít tông và
các chi tiết hãm chốt (mcp) (Kg).

mnp = m pt + mxm + mcp (kg)

(1-6)

- Khối lượng của nhóm thanh truyền
Nhóm thanh truyền bao gồm: Thanh truyền, bu lông thanh truyền, bạc đầu
to và đầu nhỏ thanh truyền. Trong quá trình làm việc, đầu nhỏ thanh truyền
chuyển động tịnh tiến, đầu to chuyển động quay, thân chuyển động song phẳng.
Vì vậy người ta thường chia khối lượng thanh truyền thành 2 phần:
Khối lượng quy về đầu nhỏ tham gia chuyển động tịnh tiến (m1)

Khối lượng quy về đầu to tham gia chuyển động quay (m2)
=> mtt = m1 + m2 (kg)

(1-7)

Thông thường: m1 = (0,275 - 0,350) mtt
m2 = (0,650 - 0,725) mtt
3


Hình 1.2. Sơ đồ phân bố khối lượng của thanh truyền
b) Khối lượng các chi tiết chuyển động quay (KL nhóm trục khuỷu (mK)):

Khối lượng trục khuỷu tham gia chuyển động quay, bao gồm: Khối lượng
cổ trục, khối lượng cổ khuỷu và má khuỷu. Cụ thể trên sơ đồ phân bố các khối
lượng của trục khuỷu (hình 1.3) có:
mck - khối lượng của cổ khuỷu (phần gạch dọc) chuyển động quay với bán kính R.
mm - khối lượng phần chuyển động quay với bán kính ρ (phần gạch chéo).
Nếu quy dẫn mm về tâm chốt trục khuỷu bằng khối lượng mmr thì:

mmr = mm

ρ
R

(kg)

(1-8)

Do đó khối lượng chuyển động quay của trục khủy là:

mk = mch + 2mmr (kg)

(1-9)

Như vậy:
- Khối lượng của các chi tiết tham gia chuyển động tịnh tiến của thanh truyền:

M = mnp + m1 (kg)

(1-10)

- Khèi lîng cña c¸c chi tiÕt tham gia chuyÓn ®éng quay của
thanh truyền:

M r = mk + m2 (kg)

(1-11)

4


Hình 1.3. Sơ đồ phân bố khối lượng của trục khuỷu
Bảng 1.2. Bảng khối lượng nhón Piston - trục khuỷu - thanh truyền
trên một đơn vị diện tích đỉnh piston của động cơ

KẾT LUẬN

- Xây dựng được công thức chuyển vị của piston và vẽ sơ đồ cơ cấu KTTT
giao tâm.

- Xác định được khối lượng các chi tiết chuyển động của thanh truyền.
CÂU HỎI, BÀI TẬP
Ngày .... tháng ..... năm 2015

Ngày .... tháng ..... năm 2015

NGƯỜI THÔNG QUA

NGƯỜI BIÊN SOẠN

TRƯỞNG KHOA

GIÁO VIÊN

5


Thượng tá, KS Chu Anh Dũng

Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

Chương 1. ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN
(Tiếp theo)
2.2. Lực và mômen tác dụng lên cơ cấu KT - TT
a) Lực quán tính

- Lực quán tính của các chi tiết tham gia chuyển động tịnh tiến (PJ)

Hình 2.5. Biểu đồ xác định dấu của lực quán PJ tính theo góc quay ϕ
a. lực quán tính cấp 1 (PJ1); b. lực quán tính cấp 2 (PJ2)

Lực quán tính chuyển động tịnh tiến được xác định như sau:

PJ = −m.J (N)
2
Về trị số: PJ = m.J = mRω ( cos ϕ + λ. cos 2ϕ )

= mRω 2 . cos ϕ + mRω 2 .λ. cos 2ϕ
2
Gọi PJ1 = mRω cos ϕ là lực quán tính chuyển động thẳng cấp 1 (có chu
2
kỳ 3600) và PJ 2 = mRω cos 2ϕ là lực quán tính chuyển động thẳng cấp 2 (có chu
kỳ 1800).

PJ = PJ 1 + PJ 2
Dấu của PJ1 và PJ2 được xác định theo ϕ như biểu đồ (Hình 2.5)
- Lực quán tính chuyển động quay (PK)
Lực này tác dụng vào cổ khuỷu, có phương trùng với phương đường tâm
má khuỷu, có chiều hướng ra ngoài tâm quay (lực ly tâm), có trị số:

PK = mr .Rω 2 (N)
b) Lực khí thể

6


Lực khí thể do khí cháy sinh ra tác dụng lên đỉnh pít tông. Từ kết quả tính
toán trên đồ thị công P - V rồi triển khai theo hệ trục toạ độ P - ϕ, biết giá trị áp
suất tuyệt đối tác dụng lên đỉnh pít tông theo góc quay ϕ của trục khuỷu.
Khi tính áp lực tác dụng lên đỉnh pít tông (lực khí thể) phải dùng áp suất dư (pd):

Pd = p - p0 (MN/m2)
Trong đó:
p - Áp suất tính được trên đồ thị
P0 - Áp suất khí quyển.
Lực khớ thể là: PKT = Pd .

Π.D 2
4

(MN), với D - Đường kính pít tông.

c) Hợp lực và mômen tác dụng cơ cấu KT - TT

Cơ cấu khuỷu trục thanh truyền gồm 2 loại: giao tõm (tâm pitston và tâm
trục khủy nằm trên cùng đường thẳng) và lệc tõm. Trên động cơ ô tô thường
dùng cấu khuỷu trục thanh truyền giao tõm. Ta xột lực và mụ men tỏc dụng lờn
loại này (Hỡnh 2.6)
- Các lực tác dụng lên cơ cấu khuỷu trục thanh truyền
+ Lực tác dụng lên chốt pít tông
(P1). Là hợp lực của hai lực cùng
phương: Lực khí thể và lực quán tính:

P1 = P KT + P J (MN)
Tại chốt pít tông (C), lực P 1 phân
tích thành 2 lực thành phần: Lực ngang
(N) có phương vuông góc với mặt
phẳng chứa đường tâm chốt và đường
tâm xi lanh. Lực thanh truyền (P TT) có
phương trùng với đường tâm thanh
truyền.

P1 = N + P TT
Về trị số:
N = P1 .tgβ và PTT =

P1
cos β

Rời lực PTT theo phương tác dụng
về tâm cổ khuỷu:

Hình 2.6. Các lực và mô men tác dụng
lên cơ cấu khuỷu trục thanh truyền

Tại tâm cổ khuỷu phân tích lực PTT thành hai thành phần:
Lực tiếp tuyến (T) có phương vuông góc với bán kính quay và nằm trong
mặt phẳng vuông góc với đường tâm trục khuỷu.
Lực pháp tuyến (Z) có phương trùng với đường tâm má khuỷu.
7


P TT = T + Z
Về trị số:
T = PTT . sin (ϕ + β ) =

P1 . sin (ϕ + β )
;
cos β

Z = PTT . cos(ϕ + β ) =

P1 . cos(ϕ + β )
cos β

+ Lực quán tính chuyển động quay (PK)
Tác dụng vào cổ khuỷu theo chiều hướng kính và hướng khỏi tâm quay, về
trị số: PK = mr .Rω2
- Các mô men do các lực sinh ra tác dụng lên cơ cấu
Lực ngang (N) gây ra mô men lật động cơ (ML), về trị số:
M L = N . A (Nm)

Trong đó: A - Khoảng cách từ lực N đến tâm quay.
Chiều của ML luôn ngược với chiều quay của trục khuỷu và có xu hướng
lật động cơ theo chiều ngược với chiều quay.
Lực tiếp tuyến T gây ra mô men quay (M q) làm quay trục khuỷu của động
cơ, về trị số:
M q =T .R (Nm)

Với: R - Bán kính quay.
Mq ngược chiều với mô men lật và luôn có quan hệ: Mq= - ML
- Tác dụng của các lực và mô men trong cơ cấu khuỷu trục thanh truyền.
Trong tất cả các lực và mô men đã xét, chỉ có mô men quay (M q) là sinh ra
công làm quay trục khuỷu của động cơ. Khi động cơ làm việc mô men quay
luôn được cân bằng bởi hệ thức:

M q = M C + J o .ε
Trong đó:
MC - Mô men cản từ các chi tiết, bộ phận tiêu thụ công suất truyền đến trục
khuỷu của động cơ.
Jo- Mô men quán tính của hệ trục khuỷu - bánh đà.

ε - Gia tốc góc của trục khuỷu
Lực ngang N vừa gây ra mô men lật làm mất cân bằng động cơ, vừa làm
tăng lực ma sát giữa pít tông xi lanh, nên làm tăng mài mòn theo phương tác

8


dụng của lực. Các lực còn lại đều làm tăng tải trọng, tăng mài mòn các ổ trục và
làm mất cân bằng động cơ.

Tham khảo: Động lực học khuỷu trục thanh truyền lệch tâm

Hình 2.7. sơ đồ cơ cấu khuỷu trục
thanh truyền lệch tâm

9


Chương 1. ĐỘNG HỌC CƠ CẤU KHUỶU TRỤC – THANH TRUYỀN
(Tiếp theo)
II. Cân bằng động cơ
1. Khái niệm chung về cân bằng động cơ

Khi động cơ làm việc ở trạng thái ổn định, nếu lực và mô men tác dụng lên
bệ đỡ động cơ không thay đổi về trị số và chiều tác dụng, thì động cơ được coi
là cân bằng.
Nếu động cơ làm việc ở trạng thái không cân bằng sẽ làm lỏng các mối
ghép. Một số chi tiết bị quá tải, tăng mài mòn các chi tiết và gây ra nhiều hiện
tượng xấu khác cho động cơ.
Muốn động cơ được cân bằng phải đảm bảo sao cho: Hợp lực của các lực

quán tính chuyển động thẳng, hợp lực của các lực quán tính chuyển động quay
đều bằng không. Mô men do các lực sinh ra trên mặt phẳng chứa đường tâm trục
khuỷu bằng không. Mô men quay của động cơ ổn định.
Do vậy, điều kiện cần và đủ để động cơ được cân bằng là:

∑P

= ∑ mRω 2 . cos ϕ = 0

∑P

= ∑ mRω 2 λ. cos 2ϕ = 0

J1

J2

∑ P = ∑ m .Rω
K

∑M

∑M
∑M

r

J1

J2

K

2

=0

= ∑ a.mRω 2 . cosϕ = 0

= ∑ a.mRω 2 λ . cos 2ϕ = 0

}

(2.8)

= ∑ a.mr .Rω 2 = 0

Trong đó:
MJ1; MJ2; MK - Các mô men do các lực quán tính PJ1; PJ2; PK gây ra;
a. khoảng cách giữa hai đường tâm xi lanh.
Ở động cơ nhiều xi lanh, để cân bằng động cơ, ngoài việc đảm bảo tính
năng cân bằng động tốt cho các chi tiết chuyển động quay. Người ta còn lợi
dụng các lực và các mô men ngược chiều nhau sinh ra ở các xi lanh khác nhau
để triệt tiêu lẫn nhau. Do đó ở cùng một động cơ khi thiết kế, chế tạo cũng như
trong lắp ráp, vận hành phải đảm bảo các yêu cầu sau:
10


- Trọng lượng các nhóm pít tông bằng nhau.
- Trọng lượng và trọng tâm các thanh truyền phải giống nhau.

- Dung tích làm việc của các xi lanh bằng nhau (trừ trường hợp đặc biệt).
Cơ cấu phân phối khí của từng xi lanh được điều chỉnh giống nhau.
- Góc đánh lửa sớm hoặc góc phun sớm của các xi lanh như nhau.
- Thành phần hỗn hợp hoặc lượng cung cấp nhiên liệu ở các xi lanh giống nhau.
2. Cân bằng động cơ một xi lanh

Trong động cơ một xi lanh có các lực và mômen sau đây chưa được cân
bằng:
Lực quán tính chuyển động thẳng:
PJ1 = mRω2cosϕ ≠ 0

PJ 2 = mRω 2 .λ cos 2ϕ ≠ 0
Lực quán tính chuyển động quay: PK = mRω 2 ≠ 0
Mô men lật: M L = −M q ≠ 0
Việc cân bằng động cơ một xi lanh chủ yếu là dùng các biện pháp về kết
cấu để đạt tới điều kiện theo hệ phương trình (2.8).
- Cân bằng lực quán tính chuyển động thẳng
+ Phương pháp dùng một đối trọng (Hình 2.7)
Trên phương kéo dài của má
khuỷu, đặt một đối trọng có khối
lượng là mđ = m. Với bán kính quay
bằng R. khi trục khuỷu quay với vận
tốc góc ω, khối lượng mđ sinh ra lực
ly tâm Pđ:
Pd = m.R.ω2

Phân tích lực Pđ ra hai thành
phần: Pđ1 trên phương thẳng đứng,
Pđ2 trên phương nằm ngang:

P d = P d1 + P d 2
Về trị số:
Hỡnh 2.7. Sơ đồ dùng một đối trọng để
chuyển2 chiều tác dụng(2.9)
của lực quán tính

Pd 1 = m Rω 2 . cos( ϕ + π ) = − m.Rω cos ϕ

}

11


Pd 2 = m Rω 2 .sin ( ϕ + π ) = − m.Rω 2 sin ϕ
Theo công thức (2.9) ta thấy Pd 1 = − m.Rω cos ϕ = − PJ 1 nên nó đã triệt tiêu
PJ1 nhưng lại làm xuất hiện trên phương nằm ngang lực P đ2. Lực này khác PJ1 cả
về trị số và chiều tác dụng tại điểm đang xét, nhưng trị số cực đại và chiều của
nó lại bằng PJ1. Như vậy nếu chỉ dùng một đối trọng thì không thể cân bằng
được lực quán tính chuyển động thẳng, mà chỉ có thể chuyển chiều tác dụng của
lực quán tính chuyển động thẳng cấp 1 từ phương thẳng đứng sang phương nằm
ngang.
+ Phương pháp cân bằng hoàn toàn bằng hệ đối trọng (cơ cấu
Lăngsetchere).
2

Hình 2.8. Cơ cấu “Lăngsetchere” để cân bằng hoàn toàn
lực quán tính chuyển động thẳng cấp 1 và cấp 2
1. Bánh răng trục khuỷu; 2. Bánh răng trung gian; 3,4. Hệ trục và bánh răng cân
bằng lực quán tính cấp 1; 5, 6. Hệ trục và bánh răng cân bằng lực quán tính cấp 2;
m3,m4..Các đối trọng cân bằng lực quán tính cấp 1; m5,m6 .Các đối trọng cân bằng lực

quán tính cấp 2.

Muốn cân bằng PJ1, trên động cơ người ta gắn một hệ thống trục phụ (3) và
(4) quay ngược chiều nhau đều có vận tốc góc là ω, được dẫn động từ bánh răng
trục khuỷu (1) qua bánh răng trung gian (2). Trên trục (3) và (4) gắn các đối

12


trọng có khối lượng md =

m
và có bán kính quay là R, vị trí các đối trọng so với
2

góc quay (ϕ) của trục khuỷu.
Khi quay với vận tốc góc ω, các khối lượng mđ sinh ra các lực ly tâm: Pđ3
và Pđ4. Phân tích các lực này ra 2 thành phần: Trên phương nằm ngang P x3, Px4
triệt tiêu nhau. Hợp lực của các lực Py3 và Py4trên phương thẳng đứng:

Py = Py 3 + Py 4 = m.Rω 2 cosϕ , có trị số bằng PJ1 nhưng ngược chiều nên nó
triệt tiêu PJ1. Như vậy, PJ1 được cân bằng hoàn toàn.
Muốn cân bằng hoàn toàn PJ2, cách làm cũng tương tự, nhưng tỷ số truyền
đến các trục lắp đối trọng phải là 1/2. Tức là đảm bảo cho hai đối trọng quay
ngược chiều nhau với vận tốc góc đều là 2ω. Các đối trọng có khối lượng:
m5 = m6 = mđ2,, bán kính quay là r, nếu thoả mãn điều kiện: 2mđ2r = λmR,
Khi đó PJ2 xẽ được cân bằng hoàn toàn.
Việc bố trí các đối trọng để cân bằng hoàn toàn các lực quán tính chuyển
động tịnh tiến làm cho động cơ có cấu tạo cồng kềnh, phức tạp nên ít dùng. Nếu
có, cũng chỉ cân bằng PJ1 vì nó có trị số lớn hơn PJ2.

Khi bố trí các đối trọng, để giảm kích thước động cơ, người ta có thể giảm
bán kính quay của đối trọng. Lúc đó phải tăng khối lượng đối trọng lên tương
ứng để giữ cho trị số lực ly tâm không đổi.
- Cân bằng lực quán tính chuyển động quay (PK)
Lực quán tính chuyển động quay có thể cân bằng hoàn toàn bằng đối trọng
(hình 2.9)

Hình 2.9. Sơ đồ cân bằng lực quán tính chuyển động quay

Trên phương kéo dài của má khuỷu, đối diện với khối lượng chuyển động
quay mr, đặt một khối lượng mđ = mr cách tâm quay là R. Khi trục khuỷu quay,
đối trọng sinh ra lực ly tâm:

PdK = mr .Rω2 (N)

13


PđK có trị số bằng PK nhưng ngược chiều
nên nó triệt tiêu PK.
Để kích thước của động cơ gọn, người ta
thường đặt đối trọng có bán kính quay r < R.
Khi đó khối lượng của đối trọng:

m dr = m r .

R
(Kg)
r

- Cân bằng mô men lật
Động cơ đốt trong không cân bằng được
mô men lật. Tuy vậy có biện pháp làm giảm giá
trị cực đại của mô men lật bằng cách sử dụng
cơ cấu khuỷu trục thanh truyền lệch tâm (Hình
2.10)
Hình 2.10. Cơ cấu khuỷu trục
thanh truyền lệch tâm
Khi có khoảng lệch tâm e sẽ làm giảm góc
/
β (β < β ). Lực N giảm, giảm mô men lật. Tuy
vậy trong thực tế, để giảm va đập khi pít tông qua điểm chết, người ta lại làm vị
trí chốt pit tông lệch về bên trái, khi đó giá trị cực đại của mô men lật lại tăng
lên.
3. Cân bằng động cơ hai xi lanh

Động cơ có từ hai xi lanh trở lên gọi là động cơ nhiều xi lanh. Trục khuỷu
của động cơ nhiều xi lanh thường có nhiều khuỷu trục.
Góc nhỏ nhất của nhị diện hợp bởi các mặt phẳng chứa đường tâm trục
khuỷu và đường tâm cổ khuỷu gọi là góc lệch khuỷu (δL).
Góc lệch giữa hai khuỷu trục của hai xi lanh làm việc kế tiếp nhau gọi là
góc công tác (δK): δ K =

180.τ
,
i

Trong đó:
τ - Số kỳ của động cơ;
i- Số xi lanh

Các động cơ có số xi lanh chẵn tính cân bằng tốt hơn so với động cơ có số
xi lanh lẻ. Vì vậy, hiện nay các động cơ thường có số xi lanh chẵn. Sau đây xét
cân bằng của một số động cơ:
- Cân bằng động cơ hai xi lanh
Động cơ hai xi lanh bốn kỳ có góc công tác δK = 3600
Để cân bằng lực quán tính tốt hơn, có thể bố trí góc công tác δK = 1800,
nhưng khi đó mô men quay sẽ không đều.
- Loại có δK = 3600
Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.11)

14


Động cơ này cũng có các lực và mô men chưa được cân bằng giống như
của động cơ một xi lanh, các lực quán tính lớn gấp 2 lần của 1 xi lanh, cách cân
bằng nó cũng giống như động cơ một xi lanh đã xét.

Hình 2.11. Sơ đồ các lực quán tính của động cơ hai xi lanh có góc công tác 360 0

- Loại có δK = 1800
Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.12), kiểu bố trí trục khuỷu này
không tuân theo quy luật góc công tác nhưng nó làm triệt tiêu PJ1. Tuy vậy giá trị lực PJ2
lại tăng gấp 2 một xi lanh và sinh ra các mô men của lực quán tính PJ1, PK ( ∑M J 1 ≠ 0;
∑M K ≠ 0 ). Với mô men MK có thể cân bằng được bằng đối trọng.

Hình 2.12. Sơ đồ các lực quán tính động cơ hai xi lanh có góc công tác: δ ct = 1800
4. Cân bằng động cơ bốn xi lanh

Động cơ bốn xi lanh bốn kỳ có góc lệch khuỷu δL = 1800; góc công tác δK =
1800 . Sơ đồ bố trí trục khuỷu và các lực quán tính (Hình 2.13). Thứ tự làm việc

của động cơ này là: 1- 2 - 4 - 3 hoặc 1 - 3 - 4 – 2.
Động cơ này có các lực: PJ1; PK và các mô men MJ1; MJ2; MK đã tự cân
bằng. Chỉ còn lực PJ2 chưa được cân bằng. Hợp lực của lực quán tính chuyển
động thẳng cấp 2 (ΣPJ2) lớn gấp 4 lần PJ2 của một xi lanh.

15


Hình 2.13. Sơ đồ các lực quán tính của động cơ bốn xi lanh, một hàng thẳng.
5. Cân bằng động cơ 6 xi lanh

Động cơ sáu xi lanh bốn kỳ có góc lệch khuỷu δL = 1200; và góc công tác δK =
1200. Thứ tự làm việc của động cơ này là: 1- 5 - 3 - 6 - 2 - 4 hoặc 6 - 2 - 4 - 1 - 5- 3.
Với động cơ 4 kỳ 6 xi lanh, có thể bố trí để cân bằng được tất cả các lực
quán tính và các mô men do lực quán tính gây ra. Tuy nhiên, các mô men lại làm
cho các cổ trục phải chịu lực uốn lớn. Nhất là cổ trục giữa. Vì vậy để giảm tải
cho cổ trục, ở động cơ cao tốc vẫn bố trí đối trọng.

Hình 2.13. Sơ đồ của động cơ 4 kỳ, 6 xi lanh có thứ tự làm việc 1-5-3-6-2-4
và góc lệch công tác δ ct = 1200

16


Chng 2. TNH TON NHểM PT TễNG

(Tng thi gian: 04 tit LT)
I. Tớnh nghim bn pớt tụng
1. Xỏc nh cỏc kớch thc c bn v iu kin ti trng
1.1. Kích thớc cơ bản của pít tông

Kớch thc c bn ca pớt tụng thờng đợc xác định theo những
công thức thực nghiệm (Bảng 2.1).

Hình 2.1. Sơ đồ tính toán đỉnh pittông
Bảng 2.1. Một số thông số dùng tính toán cho các loại động
cơ
Thụng s

ng c tnh ti v tu
thy
C ln
C nh

ng c ụ tụ v mỏy
kộo
Diesel
Xng

(1-1,3)a

a

Chiu dy b rónh a1

ng c cao tc
Diesel

Xng

a

1.2. iu kin ti trng

trong quỏ trỡnh lm vic, piston chu cỏc lc: Lc khớ th P kt, lc quỏn tớnh
th v lc ngang N, ng thi chu ti trong nhit khụng u. Khi tớnh toỏn
nghim bn thng tớnh iu kin ti trng ln nht.
2. Tớnh nghim bn

17


2.1. Tính bền đỉnh pít tông
a) Công thức Back

Công thức Back được xây dựng trên những giả thuyết sau:
- Xem đỉnh pít tông như một đĩa tròn có chiều dày đồng đều δ đặt trên gối tựa
hình trụ rỗng. Coi áp suất khí thể PZ phân bố đều trên đỉnh như sơ đồ (Hình 2.2).

Hình 2.2. Sơ đồ tính đỉnh pít tông theo phương pháp Back

- Lực khí thể PZ = pZ.Fp và phản lực của nó gây uốn đỉnh pít tông. Xét ứng
suất uốn tại tiết diện x-x. Lực khí thể tác dụng trên nửa đỉnh pít tông có trị số:
PZ πD 2
=
PZ ;
2
8

Lực này tác dụng lên trong tâm của nửa hình tròn, cách trục x-x một đoạn

là y1: y1 =

2D
;
3π

- Phản lực phân bố trên nửa đường tròn đường kính D1 cũng có trị số bằng PZ/2
tác dụng trên trọng tâm của nửa đường tròn cách trục x-x một đoạn là y2: y2 =
Do đó đỉnh chịu mô men uốn là: M u =
coi D1 ≈ D thì M u = pZ

D1
.
π

PZ
( y2 − y1 ) = pZ  D1 − 2 D  ;
2
2  π 3π 

D 1
=
pZ D 3 (MNm);
6π 24

Mô đun chống uốn của tiết diện đỉnh Wu=

Dδ 2
.
6

Do vậy ứng suất uốn ở đỉnh pít tông là: σ u =

Mu
D2
= pZ 2 .
Wu
4δ

Ứng suất cho phép được cho như sau:
- Đối với pít tông hợp kim nhẹ:
+ Đỉnh không có gân: [σ u ] = 20-25 (MN/m2) = 200-250 (kg/cm2)
+ Đỉnh có gân: [σ u ] = 100-190 (MN/m2) = 1000-1900 (kg/cm2)
- Đối với pít tông gang hợp kim:
+ Đỉnh không có gân: [σ u ] = 40-45 (MN/m2)
+ Đỉnh có gân: [σ u ] = 100-200 (MN/m2)
b) Công thức Orơlin (Giới thiệu cho SV tham khảo)

18


Công thức Orơlin giả thiết đỉnh là một đĩa tròng bị ngàm cứng trong gối tựa hình
trụ (đầu piston) như sơ đồ hình 2.3 . Giả thiết này khá chính xác với loại đỉnh mỏng có
chiều dày δ ≤0,02D.

Hình 2.3. Sơ đồ tính toán đỉnh pít tông theo phương pháp Orơlin

Khi chịu áp suất pz phân bố đều trên đỉnh, ứng suất của một phân tố ở vùng
ngàm được tính theo công thức au:
- Ứng suất hướng kính: σ x = ξ

- Ứng suất tiếp tuyến: σ y = µ

3r 2
p z MN/m2
2
4δ

3r 2
p z MN/m2
4δ 2

Trong đó:
ξ - Hệ số ngàm, thường chọn ξ = 1
µ - Hệ số Poát xông ( đối với gang µ = 0,3; nhôm µ = 0,26)

r – Khoảng cách từ tâm đỉnh piston đên tâm ngàm.

Ứng suất cho phép với vật liệu gang và nhôm [σ ] = 60 MN/m2
2.2. Tính bền đầu pít tông
a) Ứng suất kéo

Tiết diện nguy hiểm của phần đầu pít tông là tiết diện cắt ngang của rãnh
xéc măng dầu FI-I (Hình 2.45)
Ứng suất kéo: σ k =

pjI
FI − I

=

mI − I .J max
FI − I

MN/m2

Trong đó: mI-I là khối lượng phần đầu pít tông phía trên tiết diện I-I theo
kinh nghiệm mI-I thường bằng (0,4-0,6)mnp; ứng suất cho phép [σ k ≤10] MN/m2
b) Ứng suất nén

Ứng suất nén: σ n =

PZ
πD 2
=
MN/m2
FI − I 4 FI − I

Ứng suất cho phép: đối với gang [σ n ] = 40 MN/m2
đối với nhôm [σ n ] = 25 MN/m2

19


Bài tập 2.1

Cho động cơ MADA323 có các thông số kỹ thuật:
Đường kính xilanh D=83,6mm; hành trình piston S = 78mm; số xlanh i =4;
Công suất Ne =87Hp; Tỷ số nén ε =9,2; Số vòng quay n =6000 vòng / phút; Suất
tiêu hao nhiên liệu ge =16 g/ml.h; Xupap nạp mở sớm ϕ1=300; Xupap nạp đóng
muộn ϕ2=45o; Xupap thải mở sớm ϕ3 = 50O; Xupap thải đóng muộn ϕ4= 32o ;

Góc đánh lửa sớm ϕs =16 o; áp suất cuối hành trình nạp pa =0,093 Mpa;áp suất
khí sót pr =0,12 Mpa; p suất cuối hành trình nén pc=1,8 Mpa; áp suất cuối hành
trình cháy pz =7,6 Mpa áp suất cuối hành trình giãn nở Pb=0,5 Mpa; Khối lượng
nhóm piston Mnp=0,65 Kg; Khối lượng nhóm thanh truyền Mtt=0,74 kg.
1. Tính bền đỉnh piston bằng phương pháp Back?
2. Tính bền đầu pít tông?

Ngày ... tháng ... năm 2015
NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN
Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

20


Chương 2. TÍNH TOÁN NHÓM PÍT TÔNG
(Tiếp theo)
2.3. Tính bền thân piston

- Thân piston chủ yếu là chọn chiều cao của thân để áp suất của piston nén
trên xilanh không quá lớn, tạo điều kiện thuận lợi cho bôi trơn và giảm mài mòn.
N

max
Công thức kiểm nghiệm: K th = D.l MN/m2
th

Trong đó:
Nmax – lực ngang lớn nhất, có thể xác định Nmax theo công thức kinh

nghiệm sau: Đối với đ/c Diesel thì Nmax = (0,8 – 1,30)Pzmax.Fp (MN)
Đối với đ/c xăng: thì Nmax = 0,32λ [(16,25 – ε )Pzmax – 16]. D2 (MN)
D – đường kính xilanh tính theo (m)
lth - chiều dài tiếp xúc
Trong đó:

λ=

R
- thông số kết cấu
l

ε - tỷ số nén

Pzmax – áp suất cực đại tính theo (MN/m2)
Fp – diện tích đỉnh piston tính theo (m2)
Trị số cho phép của [Kth] :
Đối với tàu thủy [Kth] = 0,15 -0,35 (MN/m2)
Đối với ô tô, máy kéo [Kth] = 0,3 -0,5 (MN/m2)
Đối với ô tô cao tốc: [Kth] = 0,6 - 1,5 (MN/m2)
- Khe hở lắp ghép của pít tông: tùy thuộc vật liệu chế tạo pít tông, xi lanh
và trạng thái nhiệt của pít tông mà khe hở lắp ghép khác nhau.
+ Trạng thái nguội:
Khe hở phần đầu ∆ d =(0,006-0,008)D;
Khe hở phần thân ∆ t = (0,006-0,008)D.
+ Trạng thái nóng:
Khe hở phần đầu ∆ d = D[1 + α xl ( Txl − T0 ) ] − Dd [1 − α p ( Td − T0 ) ]

Khe hở phần thân ∆ t = D[1 + α xl ( Txl − T0 ) ] − Dt [1 − α p ( Tt − T0 ) ]
Với: Txl, Td, Tt: là nhiệt độ xi lanh, nhiệt độ phần đầu pít tông, nhiệt độ

phần thân pít tông (K).
Khi làm mát bằng nước: Txl= 383-388 K; Td = 473-723 (K); Tt = 403-473 K
Khi làm mát bằng không khí: Txl= 443-463 K; Td = 573-823 (K); Tt = 483-613 K
α xl ,α t là hệ số dãn nở của vật liệu xi lanh, pít tông (1/K):
vật liệu nhôm α = 22.10−6 (1/K); vật liệu gang. α =11 .10−6 (1/K).
2.4. Tính bền chốt pít tông

21


Chốt piston làm việc trong điều kiện uốn, chịu cắt, chịu va đạp và chịu biến
dạng. Vì vậy phải tính sức bền của chốt ở các trạng thái chịu lực. Sơ đồ chịu lơcj
như H 2.4.
a) Tính ứng uất uốn

Ta coi hốt piston như 1 dầm đặt tự don trên
hai gối tựa. Để thuận tiện trong tính toán, ta có thể
coi lực phân bố theo sơ đồ H2.4. Khi có lực khí
thể cực đại Pz , chốt piston chịu uốn lớn nhất tại
tiết diện 1-1 ở giữa chốt.
Mô men uốn chốt có thể xác định theo CT:
Mu =

PZ
2

 l ld 
 −  MNm
2 4 

Do đó:
σu =

Mu
Pz
1 l
=
( − d ) (MN/m2)
3
Wu
0,2d cp (1 − α ) 2 4

Hình 2.4 Sơ đồ tính toán
chốt pít tông

Trong đó:
Wu – là modun chống uốn của chốt rỗng được tính theo CT:
4
4
π ( d cp − d 0 )
Wu = .
≈ 0,1d cp3 (1 − α 4 )
32
d ch

Trong đó: l: khoảng cách giữa hai gối đỡ;
lđ: chiều dày đầu nhỏ thanh truyền;
dcp: đường kính chốt pít tông;
d0: đường kính lỗ rỗng của chốt;
α=

d0
d cp : hệ số độ rỗng của chốt.

Nếu coi chiều dài chốt pít tông l cp ≈ 3l1 và l1 ≈ lđ thì ứng suất uốn chốt pít
M

P ( l + 0,5l

)

Z cp
d
u
tông có thể tính theo công thức: σ u = w = 1,2d 3 (1 − α 4 ) (MN/m2)
u
cp

b) Tính ứng suất cắt

Ứng suất cắt: chốt pít tông chịu cắt ở tiết diện I-I được xác định theo CT:
τc =

PZ
2
2 Fcp MN/m .

Trong đó: Fcp là tiết diện ngang chốt (m2)
Đối với các loại động cơ công suất lớn, trọng lượng nhr thì tính ứng suất
cắt theo CT: τ c =

0,85 Px (1 + α + α 2 )
(MN/m2)
d cp2 (1 − α )

Ứng suất cho phép đối với các loại vật liệu như sau:
22


Thép hợp kim: [σ u ] =150 − 250 MN/m2; [τ c ] = 50 − 70 MN/m2
Thép hợp kim cao cấp: [σ u ] = 350 − 450 MN/m2; [τ c ] =100 − 150 MN/m2
c) Áp suất tiếp xúc trên đầu nhr thanh truyền

Tính áp suất tiếp xúc nhằm mục đích
kiểm tra điều kiện bôi trơn chốt piston, được
P

z
tính theo CT: K d = l .d MN/m2
d
cp

Đối với chốt lắp tự do:
[Kd] = 20 -35MN/ m2
Đối với chốt lắp cố định:
[Kd] = 30 - 40MN/ m2
Hình 2.5. Biến dạng chốt piston

II. Tính bền nhóm xéc măng (Hướng dẫn sinh viên đọc giáo trình)

Kích thước xéc măng khí có liên quan mật thiết với ứng suất của xéc măng
là chiều dày t. Chiều dày xéc măng t thường đã được chuẩn hóa, có thể xác định
trong phạm vi: D/t = 20-30 và A/t = 2,5-4, trong đó D. đường kính xi lanh; A. độ
mở miệng của xéc măng ở trạng thái tự do.
- Ứng suất uốn:
Xéc măng không đẳng áp khi nó làm việc, ứng suất công tác có thể xác
định theo công thức Ghinxbua:

σ u1 =

2Cm AE
D 
π ( 3 − ξ ).D. − 1
t


Trong đó: Cm là hệ số ứng suất phần miệng xéc măng. Tùy theo quy luật
phân bố áp suất phần miệng có thể chọn Cm = 1,74-1,87; ξ là hệ số phân bố áp
suất, thông thường có thể chọn ξ = 0,196; E là mô đun đàn hồi của hợp kim gang
E =1,20.105 MN/m2
- Ứng suất lắp ghép xéc măng vào pít tông: σ u 2



A

4 E 1 −
π .t ( 3 − ξ ) 

=

DD

m  − 1,4 
t t


Trong đó: m là hệ số lắp ghép (nếu lắp ghép bằng tay m=1; lắp ghép bằng
đệm m = 1,75; lắp ghép bằng kìm chuyên dụng m = 2)
- Ứng suất khi gia công định hình: σ u 3 = (1,25 − 1,3)σ u1 ; ứng suất cho phép
[σ u 3 ] = 400 − 450 MN/m2.

23


A
t
3
- Áp suất bình quân của xéc măng không đẳng áp: Ptb = D
( 3 − ξ )  D − 1
t
t

0,425 E

Dạng đường cong áp suất P = δ . ptb có thể xác định sơ bộ theo hệ số δ ở
bảng dưới đây:
α

00

300

600

900

1200

1500

1800

δ

1,051

1,047

1,137

0,896

0,456

0,670

2,861

KẾT LUẬN

.........................................................................................................................
.........................................................................................................................
CÂU HỎI, BÀI TẬP

Bài tập 2.2.
Cho động cơ IFA-W50 thẳng hàng, động cơ Diesel không tăng áp có: Công
suất của động cơ N e = 115 (mã lực) = 84,525 (kw); Số vòng quay của trục khủy
n = 2300 (v/ph); Đường kính xilanh D =120 (mm);Hành trình piston S = 145
(mm); Số xilanh i = 4;Tỷ số nén ε = 18,7;Số kì τ = 4 ;Thứ tự làm việc của các
xilanh 1-2-4-3; Suất tiêu thụ nhiên liệu g e =185(g/ml.h) =251,7 (g/kw.h); Chiều
dài thanh truyền ltt =280 (mm);Khối lượng nhóm piston mnp= 3,5 (kg); Khối
lượng nhóm thanh truyền mtt = 4(kg).
Kiểm nghiệm đường kính xi lanh?

Ngày ... tháng ... năm 2015
NGƯỜI BIÊN SOẠN

GIÁO VIÊN
Thượng úy CN, Ths Nguyễn Hồng Quyền

24


Chương 3. TÍNH TOÁN NHÓM THANH TRUYỀN

(Tổng thời gian: 04 tiết LT)
I. Tính bền nhóm thanh truyền
1. Tính bền đầu nhỏ thanh truyền
1.1. Thông số tính toán

Các chi tiết thuộc nhóm thanh truyền chịu tải trọng và ứng suất thay đổi,
nhất là trong động cơ tăng áp và trong động cơ tốc độ cao. Mục đích tính toán
sức bền nhóm thanh truyền là xác định ứng suất, độ biến dạng và hệ số an toàn
của đầu nhỏ, đầu to, thân và bu lông thanh truyền.
Khi động cơ làm việc đầu nhỏ thanh truyền chịu các lực:
- Lực quán tính chuyển động tịnh tiến của nhóm pít tông;
- Lực khí thể;
- Lực do biến dạng gây ra;
Ngoài ra khi lắp ghép bạc lót, đầu nhỏ thanh truyền còn chịu thêm ứng suất
phụ do lắp ghép bạc lót có độ dôi gây ra. Các lực này sinh ra ứng suất tác dụng
trên đầu nhỏ thanh truyền.
Bảng thông số ban đầu
Thông số
Đường kính ngoài bạc d1
Đường kính ngoài d2
Chiều dài đầu nhỏ ld
Chiều dày bạc đầu nhỏ

Động cơ xăng
(1,1-1,25)dcp
(1,25-1,65)dcp
(0,28-0,32)D
(0,055-0,085)dcp

Động cơ Đieden
(1,1-1,25)dcp
(1,3-1,7)dcp
(0,28-0,32)D
(0,07-0,085)dcp

Khi tính toán đầu nhỏ thanh truyền thường tính ở chế độ công suất lớn
nhất. Nếu động cơ có bộ điều tốc hoặc bộ hạn chế số vòng quay thì tính toán ở
chế độ này cũng là tính toán ở chế độ số vòng quay giới hạn lớn nhất của động
cơ. Nếu không có bộ điều tốc thì số vòng quay lớn nhất của động cơ có thể vượt
quá số vòng quay ở chế độ công suất lớn nhất tức là Nmax= (1,25-1,30) Ne
Đầu nhỏ thanh truyền kết cấu có dạng: loại đầu nhỏ dày và loại đầu nhỏ mỏng
(loại đầu nhỏ mỏng được sử dụng ở đa số động cơ tốc độ cao hiện nay).
1.2. Tính toán
a) Loại đầu nhỏ dày (khi d2/d1>1,5)
d2

- Loại đầu nhỏ thanh truyền dày có d > 1,5.
1
Trong đó d2, d1 là đường kính ngoài và đường kính trong của đầu nhỏ.
- Ứng suất kéo do lực quán tính Pj của khối lượng nhóm pít tông ứng với số
vòng quay lớn nhất tác dụng lên đầu nhỏ thanh truyền được xác định theo công
thức: σ k =

Pj max
2.ld s

MN/m2

25