Giáo trình tính toán thiết kế động cơ đốt trong

2


PGS. TS. Lê Văn Thái (Chủ biên)
ThS. Đặng Thị Hà

GIÁO TRÌNH

TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

NHÀ XUẤT BẢN KHOA HỌC VÀ KỸ THUẬT


MỤC LỤC
Mục lục .................................................................................................................................. 3
Lời nói đầu ............................................................................................................................ 9
Chương 1
PHƢƠNG PHÁP CHUNG TRONG TÍNH TỐN THIẾT KẾ
ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG
1.1. Trạng thái làm việc của động cơ đốt trong .............................................................. 10
1.2. Khái niệm về hệ số an tồn trong tính toán sức bền các chi tiết máy
của động cơ đốt trong khi chịu tải trọng động ......................................................... 11
1.3. Phương pháp và trình tự thiết kế động cơ đốt trong ................................................. 14
1.3.1. Chọn thơng số, kết cấu và kích thước chủ yếu .................................................. 14
1.3.2. Thiết kế mặt cắt ngang của động cơ .................................................................. 17
1.3.3. Thiết kế mặt cắt dọc của động cơ nhiều xilanh ................................................. 21
Chương 2
TÍNH TỐN THIẾT KẾ NHĨM PÍTTƠNG
2.1. Tính tốn thiết kế píttơng ......................................................................................... 23
2.1.1. Điều kiện làm việc của píttơng .......................................................................... 23

2.1.2. Vật liệu chế tạo píttơng ...................................................................................... 23
2.1.3. Kết cấu và điều kiện tải trọng của píttơng ......................................................... 26
2.1.4. Tính tốn sức bền đỉnh píttơng ......................................................................... 28
2.1.5. Tính tốn sức bền đầu píttơng .......................................................................... 31
2.1.6. Tính tốn sức bền thân píttơng ......................................................................... 31
2.1.7. Tính tốn sức bền bệ chốt píttơng .................................................................... 32
2.1.8. Tính tốn khe hở lắp ghép của píttơng ............................................................. 32
2.2. Tính tốn thiết kế chốt píttơng.................................................................................. 33
2.2.1. Trạng thái làm việc và u cầu đối với chốt píttơng.......................................... 33
2.2.2. Vật liệu chế tạo chốt píttơng .............................................................................. 34
2.2.3. Tính tốn sức bền chốt píttơng .......................................................................... 34
2.3. Thiết kế xécmăng (vòng găng) ................................................................................. 38
2.3.1. Trạng thái làm việc và yêu cầu đối với xécmăng .............................................. 38
2.3.2. Vật liệu chế tạo xécmăng ................................................................................... 38
2.3.3. Tính tốn sức bền xécmăng ............................................................................... 39

3


Chương 3
TÍNH TỐN THIẾT KẾ
NHĨM THANH TRUYỀN
3.1. Tính tốn thiết kế thanh truyền ................................................................................. 44
3.1.1. Trạng thái làm việc và vật liệu chế tạo .............................................................. 44
3.1.2. Tính tốn sức bền của đầu nhỏ thanh truyền ..................................................... 45
3.1.3. Tính sức bền thân thanh truyền .......................................................................... 54
3.1.4. Tính sức bền đầu to thanh truyền ....................................................................... 60
3.2. Tính tốn sức bền của bu lơng thanh truyền ............................................................. 63
Chương 4
TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC KHUỶU

4.1. Vật liệu và phương pháp chế tạo trục khuỷu ............................................................ 66
4.2. Tính tốn sức bền trục khuỷu ................................................................................... 67
4.2.1. Ngun lý tính tốn sức bền trục khuỷu ............................................................ 67
4.2.2. Các lực tác dụng trên trục khuỷu ....................................................................... 67
4.2.3. Các trường hợp tính tốn sức bền trục khuỷu .................................................... 69
4.3. Tính tốn sức bền trục khuỷu khi xét đến phụ tải động ........................................... 83
4.3.1. Hệ số an toàn của cổ khuỷu ............................................................................... 84
4.3.2. Hệ số an toàn của chốt khuỷu ............................................................................ 85
4.3.3. Hệ số an toàn của má khuỷu .............................................................................. 86
Chương 5
TÍNH TỐN THIẾT KẾ BÁNH ĐÀ
5.1. Cơng dụng của bánh đà ............................................................................................ 87
5.2. Vật liệu chế tạo và kết cấu của bánh đà .................................................................... 87
5.2.1. Vật liệu chế tạo bánh đà ..................................................................................... 87
5.2.2. Kết cấu bánh đà.................................................................................................. 88
5.3. Xác định kích thước của bánh đà ............................................................................. 90
5.4. Tính tốn sức bền bánh đà ........................................................................................ 93
5.4.1. Bánh đà dạng vành ............................................................................................. 93
5.4.2. Bánh đà dạng đĩa................................................................................................ 94

4


Chương 6
TÍNH TỐN THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ NẮP XILANH
6.1. Tính sức bền của xilanh và lót xilanh ....................................................................... 98
6.1.1. Xác định chiều dày của xilanh và lót xilanh ...................................................... 98
6.1.2. Tính sức bền của vai lót xilanh ........................................................................ 100
6.1.3. Tính tốn sức bền của mặt bích nắp xilanh ..................................................... 103
6.2. Tính sức bền của bu lơng lắp ghép xilanh hoặc thân máy với hộp trục khuỷu ...... 104

6.3. Tính toán sức bền của nắp xilanh ........................................................................... 105
6.3.1. Trường hợp loại nắp trịn (hình 6.4a) .............................................................. 106
6.3.2. Trường hợp nắp xilanh hình vng (hình 6.4b)............................................... 106
Chương 7
TÍNH TỐN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHÂN PHỐI KHÍ
7.1. Xác định các thơng số chủ yếu của cơ cấu phân phối khí ...................................... 108
7.1.1. Xác định tỷ số truyền của cơ cấu phân phối khí .............................................. 108
7.1.2. Xác định tiết diện lưu thơng và trị số thời gian - tiết diện ............................... 109
7.2. Phương pháp thiết kế cam ...................................................................................... 113
7.2.1. Chọn biên dạng cam ........................................................................................ 113
7.2.2. Phương pháp thiết kế cam................................................................................ 114
7.2.3. Xây dựng biên dạng cam tiếp tuyến và động học của con đội ........................ 114
7.2.4. Xây dựng biên dạng cam lồi và động học của con đội .................................... 119
7.3. Tính sức bền các chi tiết máy của cơ cấu phân phối khí ........................................ 124
7.3.1. Quy dẫn khối lượng các chi tiết máy ............................................................... 124
7.3.2. Tính lị xo xupáp .............................................................................................. 127
7.3.3. Tính sức bền trục cam ...................................................................................... 131
7.3.4. Tính sức bền của con đội ................................................................................. 134
7.3.5. Tính tốn sức bền đũa đẩy ............................................................................... 136
7.3.6. Tính sức bền của địn bẩy ................................................................................ 136
7.3.7. Tính toán sức bền của xupáp ........................................................................... 137

5


Chương 8
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG
CUNG CẤP NHIÊN LIỆU
8.1. Tính tốn thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu của động cơ xăng........................ 139
8.1.1. Vật liệu chế tạo các chi tiết trong chế hịa khí ................................................. 139

8.1.2. Tính tốn các bộ phận chính của bộ chế hịa khí ............................................. 139
8.1.3. Tính tốn buồng phao xăng ............................................................................. 146
8.1.4. Tính tốn bơm xăng ......................................................................................... 147
8.1.5. Tính tốn thùng xăng ....................................................................................... 149
8.2. Tính tốn thiết kế hệ thống nhiên liệu của động cơ điêzen .................................... 150
8.2.1. Tính tốn cặp píttơng - xilanh bơm cao áp ...................................................... 150
8.2.2. Tính tốn van cao áp ........................................................................................ 152
8.2.3. Tính tốn vịi phun ........................................................................................... 153

Chương 9
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG
LÀM MÁT ĐỘNG CƠ
9.1. Tính tốn thiết kế hệ thống làm mát bằng nước ..................................................... 157
9.1.1. Xác định nhiệt lượng truyền từ động cơ cho nước làm mát ............................ 157
9.1.2. Tính tốn két nước ........................................................................................... 158
9.1.3. Tính tốn bơm nước ......................................................................................... 161
9.1.4. Tính tốn quạt gió ............................................................................................ 165
9.2. Tính tốn thiết kế hệ thống làm mát bằng khơng khí ............................................. 166
9.2.1. Xác định tốc độ trung bình của khơng khí  kk qua khe hở
giữa các phiến tản nhiệt ....................................................................................................167
9.2.2. Tính số Râynơn (phải tính riêng cho thân và nắp máy) ................................... 167
9.2.3. Xác định hệ số truyền nhiệt ............................................................................. 167
9.2.4. Xác định hệ số truyền nhiệt quy dẫn................................................................ 168
9.2.5. Tính lượng nhiệt truyền đi ............................................................................... 169
9.2.6. Xác định lượng tiêu hao khơng khí .................................................................. 169
9.2.7. Chọn quạt gió ................................................................................................... 170

6

Chương 10
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG
BƠI TRƠN ĐỘNG CƠ
10.1. Tính tốn thiết kế ổ trượt ...................................................................................... 172
10.1.1. Các thơng số cơ bản của ổ trượt .................................................................... 172
10.1.2. Điều kiện hình thành màng dầu chịu tải ........................................................ 173
10.1.3. Tính tốn ổ trượt bôi trơn ma sát ướt ............................................................. 174
10.1.4. Kiểm nghiệm trạng thái nhiệt của ổ trượt ...................................................... 177
10.2. Lưu lượng dầu bôi trơn và lưu lượng của bơm dầu .............................................. 181
10.3. Tính tốn thiết kế bầu lọc ..................................................................................... 184
10.3.1. Bầu lọc thấm dùng lõi lọc kim loại ................................................................ 184
10.3.2. Bầu lọc thấm dùng lõi lọc bằng dạ, giấy........................................................ 185
10.3.3. Tính tốn bầu lọc ly tâm ................................................................................ 186
10.4. Tính tốn thiết kế két làm mát dầu ....................................................................... 188
Chương 11
TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG
KHỞI ĐỘNG ĐỘNG CƠ
11.1. Các phương pháp khởi động và số vòng quay khởi động nhỏ nhất ..................... 190
11.1.1. Các phương pháp khởi động động cơ ............................................................ 190
11.1.2. Số vòng quay khởi động nhỏ nhất ................................................................. 190
11.2. Công cản và mômen cản khi khởi động động cơ ................................................. 191
11.2.1. Công tổn thất cơ giới ..................................................................................... 191
11.2.2. Công nén đầu tiên đối với môi chất trong xilanh........................................... 192
11.2.3. Cơng dùng để tăng tốc ................................................................................... 194
11.3. Tính tốn cơng suất khởi động của một số hệ thống thông dụng ......................... 196
11.3.1. Hệ thống khởi động bằng động cơ điện ......................................................... 196
11.3.2. Hệ thống khởi động bằng động cơ xăng phụ ................................................. 198
11.3.3. Khởi động bằng khơng khí nén ...................................................................... 199
11.3.4. Khởi động bằng quay tay ............................................................................... 200
Tài liệu tham khảo ............................................................................................................. 202

7


8


LỜI NĨI ĐẦU
Mơn học “Tính tốn thiết kế động cơ đốt trong” là môn học thuộc khối kiến thức
ngành của chương trình đào tạo kỹ sư Cơng nghệ kỹ thuật ơ tơ và là kiến thức chun mơn
hóa cơ khí động lực ngành Kỹ thuật cơ khí - Khoa Cơ điện và Cơng trình - Trường Đại học
Lâm nghiệp.
Để đáp ứng u cầu đổi mới chương trình, nội dung mơn học và đáp ứng yêu cầu
cao của sinh viên về tài liệu phục vụ học tập, tham khảo, giáo trình “Tính tốn thiết kế
động cơ đốt trong” được biên soạn nhằm đáp ứng các yêu cầu đó. Nội dung của giáo trình
được tổng hợp trên cơ sở những kiến thức đã giảng dạy nhiều năm trước đây, cùng với
những tài liệu tham khảo trong và ngoài nước, nhằm cung cấp những kiến thức cơ bản về
phương pháp chung trong quá trình tính tốn thiết kế, cũng như những phương pháp tính
tốn cụ thể các chi tiết, các hệ thống trong động cơ đốt trong.
Cuốn sách dùng làm giáo trình giảng dạy cho sinh viên ngành Công nghệ kỹ thuật ô
tô và ngành Kỹ thuật cơ khí thuộc Trường Đại học Lâm nghiệp, đồng thời là tài liệu tham
khảo cho các kỹ sư, cán bộ kỹ thuật ở cơ sở sản xuất, các Viện nghiên cứu khi tính tốn
thiết kế các chi tiết của động cơ đốt trong phục vụ thiết kế chế tạo cũng như sửa chữa thay
thế khi cần thiết.
Cuốn sách gồm các nội dung chính sau: Phương pháp chung trong tính tốn và thiết
kế động cơ đốt trong; Tính tốn thiết kế nhóm píttơng; Tính tốn thiết kế nhóm thanh
truyền; Tính tốn thiết kế trục khuỷu, bánh đà, thân máy và nắp máy; Tính tốn thiết kế
các chi tiết của cơ cấu phân phối khí; Tính tốn hệ thống cung cấp nhiên liệu, hệ thống
làm mát, hệ thống bôi trơn và hệ thống khởi động động cơ.
Tác giả chân thành cảm ơn tập thể bộ môn Kỹ thuật cơ khí Trường Đại học Lâm

nghiệp, cán bộ khoa Cơ điện và Cơng trình đã tạo điều kiện thuận lợi và đóng góp nhiều ý
kiến nhằm nâng cao chất lượng của cuốn giáo trình.
Trong q trình biên soạn khơng tránh khỏi thiếu sót, chúng tơi mong sự góp ý của
bạn đọc để giáo trình được hồn thiện hơn.
Thư góp ý xin gửi về bộ mơn Kỹ thuật cơ khí - Khoa Cơ điện và Cơng trình Trường
Đại học Lâm nghiệp - Hà Nội.

Các tác giả

9


Chương 1
PHƯƠNG PHÁP CHUNG TRONG TÍNH TỐN
THIẾT KẾ ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG
1.1. Trạng thái làm việc của động cơ đốt trong
Trong q trình tính tốn sức bền các chi tiết trong động cơ đốt trong, sự lựa chọn
trạng thái làm việc của động cơ sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến trị số của lực khí thể, lực qn
tính và mơmen tác dụng lên các chi tiết máy.
Tình hình chịu lực của các chi tiết máy trong động cơ là rất phức tạp nên khi tính
tốn thiết kế cần lựa chọn trạng thái làm việc nào gây ra ứng suất nguy hiểm nhất là một
vấn đề khó. Trên cơ sở đảm bảo sức bền hợp lý nhất cho chi tiết máy, người ta thường lựa
chọn ba trạng thái làm việc sau đây để tính tốn:
- Trạng thái làm việc chịu mơmen xoắn lớn nhất (Memax);
- Trạng thái làm việc với tốc độ lớn nhất (nmax);
- Trạng thái làm việc với công suất lớn nhất (Nemax).
Trạng thái làm việc thứ nhất có áp suất khí thể lớn nhất, lực quán tính bé vì lúc này tốc độ
động cơ nM có giá trị nhỏ. Trạng thái này có thể xảy ra khi khởi động động cơ hoặc khi động cơ
ô tô, máy kéo chở nặng lên dốc cao. Khi tính tốn, ta giả thiết áp suất lớn nhất của khí thể
p z max phát sinh ở điểm chết trên (  0 0 ) .

Trạng thái làm việc thứ hai có lực quán tính lớn nhất. Trạng thái này ứng với tốc độ
lớn nhất và được hạn chế bởi bộ điều tốc (nmax).
Dựa vào đường đặc tính ngồi động cơ xăng (hình 1.1a) và động cơ điêzen (hình
1.1b). Đối với động cơ xăng nmax = (1,05  1,08)nđt (nđt là tốc độ bắt đầu làm việc của bộ
điều chế tốc độ).
Trường hợp không có bộ hạn chế tốc độ, tốc độ động cơ có thể đạt tới tốc độ vù máy
(nvm), khi tính tốn chọn:
nvm = (1,3  1,5)nN (vịng/phút)
Trong đó: nN là tốc độ tương ứng với cơng suất Nemax.
Trường hợp có bộ hạn chế tốc độ thì:
nđt = (1,02  1,03)nN (vòng/phút) và nmax = (1,05  1,08)nN (vòng/phút)
Động cơ điêzen thường dùng bộ điều tốc, vì vậy ta có:
nđt = nN và nmax = (1,05  1,08)nN (vòng/phút)
10


Hình 1.1. Đường đặc tính ngồi động cơ
a) Động cơ xăng; b) Động cơ điêzen
Trạng thái làm việc thứ ba có cơng suất lớn nhất, thường dùng để tính tốn ứng suất tổng
hợp do lực khí thể và lực quán tính sản sinh ra. Ngồi các trạng thái tính tốn đã nêu ở trên còn
phải xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ và ảnh hưởng của dao động khi động cơ hoạt động.

1.2. Khái niệm về hệ số an toàn trong tính tốn sức bền các chi tiết máy
của động cơ đốt trong khi chịu tải trọng động
Các chi tiết máy trong động cơ đốt trong thường hỏng do mỏi khi chịu tải trọng thay
đổi. Để chi tiết máy không bị hỏng vì mỏi, hệ số an tồn tại tiết diện bất kỳ j không được
nhỏ hơn một giá trị cho phép, tức là:

Sj 

Sj .Sj
S2j  S2j

 [S ]

(1.1)

Trong đó: S  là hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất uốn, là tỷ số của ứng suất cực
đại được xác định bằng đường cong mỏi của vật liệu (  max r ) với ứng suất cực đại của chi
tiết máy, nghĩa là:
S 

 max r
r
r


k
 max    .
 m    . a
m
a
 n . m

(1.2)

và S là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất xoắn, tương tự như S  ta có:

11

S 

 max r
r
r


 max   k .
 m    . a
m
a
 n . m

(1.3)

Trong đó:  r ,  r là giới hạn mỏi về uốn và xoắn của vật liệu. Theo lý thuyết về sức
bền, khi chi tiết máy chịu trạng thái ứng suất thay đổi đối xứng ( r 

 max
 1 ), giới hạn
 min

mỏi của các loại thép có quan hệ với giới hạn bền của vật liệu như sau:
- Đối với các loại thép có  b  (300  1200) MN/m2:  1  0,50 b ;
1
- Đối với các loại thép hợp kim có  b  1200 MN/m2:  1  400   b ;
6

- Đối với các loại thép đúc và gang:  1  0,40 b ;

- Đối với các loại kim loại màu:  1  (0,25  0,5)0 b .
Đối với thép có thể dùng quan hệ sau đây để tính tốn:

 1
 0,55  0,60 .
 1

 m , m - Ứng suất pháp và ứng suất tiếp trung bình:
m 

 max   min
2

và  m 

 max   min
2

(1.4)

 a , a - Biên độ ứng suất pháp và ứng suất tiếp:
m 

 max   min
2

và các hệ số:   

và  m 

k
k
và    
 n . m


 max   min
2

(1.5)
(1.6)

Nếu biết ( 1 ,  0 , 1 , 0 ), ta có thể căn cứ vào đường cong giới hạn mỏi để tính hệ
số an tồn như sau:

S 

 1
k  a    . m

(1.7)

S 

 1
k  a    . m

(1.8)

Các hệ số   ,  có quan hệ với giới hạn bền của vật liệu, khi tính tốn tra theo

bảng 1.1.
12


Bảng 1.1. Quan hệ của hệ số   ,  với giới hạn bền của các loại thép

σb (MN / m2 )

σb (kG / mm2 )





350 - 550

35 - 55

0

0

520 - 750

52 - 75

0,05

0

700 - 1.000

70 - 100

0,10

0,05

1.000 - 1.200

100 - 120

0,20

0,10

1.200 - 1.400

120 - 140

0,25

0,15

Trị số của hệ số tập trung ứng suất k và k của một số kết cấu được ghi ở bảng 1.2.
Bảng 1.2. Hệ số tập trung ứng suất
Hệ số tập trung ứng suất

kσ

kτ

0,1

2,0

-

0,5

1,6

-

1,0

1,2

-

2,0

1,1

-

0,02

2,0

1,8

0,05

0,75

1,5

0,10

1,5

1,2

0,20

1,2

1,1

0,50

1,1

-

3

Khi góc quá độ từ tiết diện lớn đến tiết diện bé là
vng góc

2,0

-

4

Khi có rãnh hình chữ V trên trục

3,0

-

TT

Trục có rãnh then bán nguyệt, khi tỷ số bán kính của
rãnh then so với đường kính của trục bằng:
1

Trục có góc lượn, khi tỷ số bán kính góc lượn so với
đường kính của trục bằng:

2

13


TT

Hệ số tập trung ứng suất

kσ

kτ

3,0 - 4,5

-

5

Có ren (ren hệ mét)

6

Trục có lỗ, tỷ số đường kính của lỗ so với đường kính
của trục từ 0,1 - 0,3

2,0

1,8 - 2,0

7

Khi trên mặt gia cơng có vết xước của dao tiện

1,2

-

8

Trục có rãnh then

-

1,6 - 2,0

1.3. Phƣơng pháp và trình tự thiết kế động cơ đốt trong
1.3.1. Chọn thông số, kết cấu và kích thước chủ yếu
Trước khi bắt đầu thiết kế bố trí chung, cần phải có đầy đủ các điều kiện kỹ thuật
phục vụ thiết kế như: Dung tích cơng tác của động cơ, kiểu động cơ và phương án kết cấu
của động cơ (kiểu đứng, kiểu nằm, đặt ngược hay xuôi...), các cơ cấu phụ cần thiết như bơm
tăng áp, thiết bị nhiên liệu, quạt gió, thiết bị điện...
Để tiến hành bố trí chung, cần nghiên cứu, lựa chọn các thơng số kết cấu và kích
thước chủ yếu sau:
a) Chọn số xilanh và kiểu bố trí các xilanh
Việc lựa chọn số xilanh và kiểu bố trí các xilanh cần căn cứ vào các điều kiện sau:
- Điều kiện cân bằng của động cơ và khả năng dùng đối trọng đơn giản để cân bằng
các lực quán tính và mơmen qn tính;
- Độ đồng đều tốc độ góc quay của trục khuỷu;
- Yêu cầu về kích thước bên ngoài, về điều kiện lắp ráp của nơi sử dụng động cơ;
- Để đảm bảo động cơ gọn nhẹ, kết cấu đơn giản, dễ chế tạo nhưng cần đảm bảo thân
động cơ, hộp trục khuỷu có độ cứng vững lớn nhất để giảm hao mịn cho các xilanh,
píttơng, trục khuỷu và ổ trục khuỷu;
- Kiểu làm mát: Làm mát bằng nước hay khơng khí. Nếu số xilanh như nhau, do điều
kiện làm mát động cơ thì làm mát bằng khơng khí có chiều dài lớn hơn động cơ làm mát
bằng nước (đối với động cơ có một hàng xilanh);
- Về kết cấu thì động cơ một xilanh sẽ có kết cấu đơn giản nhất nhưng trục khuỷu
quay không đều, bánh đà lớn nên động cơ khá nặng. Dùng động cơ nhiều xilanh sẽ có các

ưu điểm sau:
+ Động cơ làm việc ổn định, độ đồng đều tốc độ góc của trục khuỷu tăng, bánh đà
14


bé, tính cân bằng tốt và dễ khởi động;
+ Khi dùng nhiều xilanh dẫn đến đường kính xilanh bé (nếu iVh khơng đổi), hành
trình làm việc của píttơng có thể rút ngắn nên lực qn tính bé (nhóm píttơng và thanh
truyền nhẹ), có thể tăng được tốc độ động cơ;
+ Kích thước các chi tiết máy nói chung đều nhỏ gọn nên việc chế tạo dễ dàng hơn;
+ Đối với động cơ xăng, do khi tăng số xilanh làm đường kính xilanh giảm xuống
nên có thể tăng được tỷ số nén để có hiệu suất cao mà vẫn khơng bị nổ kích.
Tuy nhiên khi số xilanh tăng thì kết cấu của động cơ sẽ phức tạp, việc chế tạo một số
chi tiết như trục khuỷu, thân máy rất khó khăn.
Ngày nay, số xilanh của động cơ một hàng xilanh không bao giờ vượt quá 12 xilanh.
Số xilanh trên một hàng của động cơ nhiều hàng xilanh không nhiều hơn 6, số hàng cũng
không lớn hơn 9 hàng. Động cơ ô tơ đang có xu hướng dùng kiểu chữ V thay cho động cơ
một hàng xilanh để giảm trọng lượng và rút ngắn chiều dài động cơ. Động cơ chữ V
thường dùng nhiều nhất là loại 8 xilanh, có góc giữa hai hàng xilanh bằng 900, các khuỷu
trục của trục khuỷu lệch nhau 900.
Động cơ có cơng suất lớn thường dùng 12 xilanh. Loại động cơ này, góc lệch khuỷu
trục bằng 1200 và tính cân bằng rất tốt. Khi có góc lệch khuỷu trục bằng 600 thì độ đồng
đều của tốc độ góc khá cao.
b) Chọn tỷ số S/D
Tỷ số S/D (hành trình làm việc của píttơng trên đường kính xilanh) là một thông số
kết cấu quan trọng, ảnh hưởng đến kích thước, trọng lượng và tính năng của động cơ. Ngày
nay, đối với động cơ cao tốc thường có hướng giảm tỷ số S/D trong phạm vi (0,8  1,0).
Sử dụng động cơ có hành trình ngắn có những ưu điểm sau:
- Do hành trình của động cơ ngắn nên có thể tăng tốc độ của trục khuỷu mà tốc độ
trung bình của píttơng khơng tăng, do đó tổn thất ma sát cũng không tăng, hiệu suất cơ giới

không giảm, tuổi thọ của nhóm píttơng cũng dài hơn;
- Dễ bố trí xupáp, kích thước của xupáp nạp và thải đều có thể tăng. Do đường kính
xupáp tương đối lớn nên sẽ nạp được đầy và thải sạch;
- Tỷ số S/D bé, chiều cao của động cơ giảm, theo kinh nghiệm khi tỷ số S/D xấp xỉ
bằng 1 thì trọng lượng của động cơ đạt trị số bé nhất. Mặt khác, khi S/D bé, có thể thiết kế
trục khuỷu có độ trùng điệp giữa chốt và cổ khuỷu để tăng độ cứng vững.
Tuy nhiên, khi giảm S/D sẽ xảy ra một số vấn đề sau:
- Chiều dài và chiều rộng của động cơ tăng lên;
- Phụ tải nhiệt của píttơng tăng (vì D lớn) và khả năng lọt khí cũng nhiều hơn;
15


- Đối với động cơ xăng, khi D tăng lên làm cho khả năng kích nổ cũng động cơ cũng
tăng lên.
Vì vậy, tuy tỷ số S/D đang có xu hướng giảm xuống nhưng khi lựa chọn cần phải
tham khảo số liệu thực tế của các loại động cơ cùng cỡ công suất.
c) Chọn thông số kết cấu  

R
l

Thông số kết cấu  là tỷ số giữa bán kính quay R của trục khuỷu so với chiều dài
của thanh truyền l. Vì vậy, thơng số này ảnh hưởng rất lớn đến chiều cao và trọng lượng
của động cơ. Động cơ có thơng số kết cấu  lớn (dùng thanh truyền ngắn), chiều cao và
trọng lượng của động cơ có xu hướng giảm xuống rõ rệt. Trị số thông số kết cấu của động
cơ thông thường trong phạm vi   0,25  0,29 . Khi tăng  , góc lắc của thanh truyền tăng
lên, thanh truyền có thể va chạm phải phía dưới của lót xilanh. Loại động cơ có thơng số 
nhỏ, do đường kính của xilanh D tương đối lớn nên khả năng va chạm giữa thanh truyền và
phần dưới của lót xilanh cũng ít hơn so với loại động cơ có  lớn.
Trong thực tế, khi thiết kế cịn dùng thơng số lực qn tính chuyển động tịnh tiến để

kiểm tra mức độ chính xác khi lựa chọn các thơng số kết cấu. Lực qn tính chuyển động
tịnh tiến cực đại của khối lượng nhóm píttơng tính trên đơn vị diện tích đỉnh píttơng được
xác định theo công thức:

PjFmax  mR 2 (1   ) , N/m2

(1.9)

Trong đó: m: Khối lượng nhóm píttơng tính trên đơn vị diện tích đỉnh píttơng, kg/m2;

 : Tốc độ góc trục khuỷu động cơ, rad/s;
R: Bán kính tay quay trục khuỷu, m.
Khi thiết kế cần tham khảo trị số PjFmax của các loại động cơ hiện có cho trong bảng 1.3.
Bảng 1.3. Một số thông số cơ bản của động cơ đốt trong
Vtb
(m/s)

S/D



m
(kg/cm2)

F
Pjmax
(MN/m2)

Tĩnh tại

3,8  9,3

0,93  2,25

1/4  1/5

0,011  0,017

0,80  1,70

Tàu thủy

4,0  14,0 0,93  2,25

1/3,7  1/5

0,011  0,017

0,80  1,70

Máy kéo

5,0  7,5

1,2  1,43

1/3,5  1/4,5

0,0003  0,0069

0,80  1,70

Ơ tơ

7,5  20,0

0,83  1,7

1/2,9  1/4,7

0,0009  0,0058

0,90  2,20

Máy bay

6,7  15,0

0,8  1,5

1/3,1 - 1/4,3

0,001  0,0027

0,90 - 2,20

Kiểu
động cơ

d) Chọn kiểu làm mát động cơ

16


Kết cấu của thân máy phụ thuộc hoàn toàn vào kiểu làm mát của động cơ. Vì vậy,
chọn kiểu làm mát của động cơ cũng cần phải so sánh thận trọng như chọn các thông số kết
cấu. Động cơ làm mát bằng khơng khí và động cơ làm mát bằng nước (cưỡng bức) có cùng
cơng suất thì các chỉ tiêu kỹ thuật cũng xấp xỉ như nhau. Điểm khác nhau cơ bản là trọng
lượng của động cơ làm mát bằng khơng khí nhỏ hơn nhưng các chỉ tiêu về cơng suất, áp
suất (Ne, pe...) đều kém hơn động cơ làm mát bằng nước khoảng (6  10)%. Nhược điểm
cơ bản của động cơ làm mát bằng khơng khí là khó cường hóa động cơ để nâng cao các chỉ
tiêu cơng suất vì rằng việc cường hóa động cơ bị hạn chế rất nhiều bởi: Nhiệt độ vốn đã rất
cao của buồng cháy, tính chất kích nổ của động cơ xăng và tính năng chịu nhiệt của dầu
bơi trơn. Hơn nữa việc bố trí các cơ cấu và hệ thống phụ trên động cơ làm mát bằng khơng
khí cũng gặp nhiều khó khăn. Vì trên thân động cơ có nhiều cánh tản nhiệt và bản dẫn
hướng gió, nếu bỏ chúng đi thì động sẽ q nóng.

1.3.2. Thiết kế mặt cắt ngang của động cơ
Thiết kết mặt cắt ngang của động cơ tiến hành theo các bước sau (hình 1.2):
1. Chọn tỷ lệ xích: Tốt nhất là dùng tỷ lệ 1:1, nếu máy quá to dùng tỷ lệ 1:2, các tỷ lệ
xích khác ít dùng;
2. Vẽ đường tâm xilanh trên giấy: Thường vẽ trên khổ giấy A0, vẽ song song với
mép giấy và cách một khoảng x, sau đó vẽ đường kính xilanh D;
3. Vẽ vịng trịn bán kính R (cách mép giấy một khoảng y) cắt đường tâm xilanh ở a
và b. Đo a và b xác định được vị trí của điểm chết trên và điểm chết dưới;
4. Lấy đoạn Aa = l (l là chiều dài thanh truyền), xác định vị trí của chốt píttơng khi
píttơng ở điểm chết trên, rồi xác định vị trí của đỉnh píttơng (đo từ A lên một khoảng h).
Sau đó căn cứ và chiều cao H của píttơng để vẽ píttơng. Chọn h và H theo píttơng của động
cơ mẫu (chưa cần phải tính tốn);
5. Xác định chiều dài của xilanh. Đo từ chân píttơng từ điểm chết trên xuống một
đoạn S = 2R (S là hành trình của píttơng), gạch một đường thẳng góc với đường tâm xilanh

để xác định vị trí của chân píttơng khi píttơng ở điểm chết dưới. Đo lên một đoạn P để xác
định vị trí mép dưới của xilanh. Nếu các xécmăng dầu lắp ở phía dưới thân, gần phần thân
píttơng, đoạn P cần bé để xécmăng dầu không bung ra khỏi rãnh xécmăng. Nếu xécmăng
dầu lắp ở phía trên thân, đoạn P có thể lấy lớn hơn. Sở dĩ cần píttơng nhơ ra khỏi xilanh
một đoạn P là nhằm gạt bỏ hết chất bẩn bám vào mép dưới xilanh.
Đối với loại động cơ có hành trình píttơng ngắn, điều đó có ý nghĩa đặc biệt là tránh
được va chạm của thanh truyền với xilanh.

17


Hình 1.2. Bố trí các kích thước khi thiết kế mặt cắt ngang
6. Thiết kế thanh truyền
Sau khi xác định xong kích thước cơ bản trên bản vẽ bố trí mặt cắt ngang động cơ
cần tiến hành thiết kế dạng thanh truyền để đặt vào bản vẽ mặt cắt ngang. Trước hết cần
xác định đường kính chốt khuỷu dch và đường kính chốt píttơng dcp.
Chọn dch và dcp cần tham khảo kích thước của các loại động cơ cùng phạm vi cơng
suất. Nên chọn dch có trị số lớn hơn để sau này trục khuỷu có độ cứng vững lớn, nhưng
cũng cần chú ý rằng: Đường kính chốt khuỷu có ảnh hưởng rất nhiều đến kích thước đầu to
thanh truyền, nó bị hạn chế bởi vấn đề lắp ráp và khối lượng quán tính của thanh truyền.
Để việc lắp ráp, sửa chữa thuận lợi, đại đa số động cơ ngày nay, thanh truyền có thể đút lọt
qua xilanh và píttơng lắp vào xilanh từ phía dưới hộp trục khuỷu. Phương pháp này cũng
có nhược điểm là khi muốn thay thế một chi tiết của nhóm píttơng thanh truyền trong một
xilanh (ví dụ thay xécmăng, ta phải tháo cả trục khuỷu ra). Vì vậy, u cầu kích thước D1
của đầu to thanh truyền (hình 1.3) phải nhỏ hơn đường kính xilanh D.
Kích thước D1 quyết định bởi đường kính chốt khuỷu (dch), kết cấu của ổ chốt khuỷu
(chiều dày bạc lót), kết cấu của nắp đầu to, đường kính của bu lông thanh truyền... Cho nên
sau khi đã xác định được dch cần xác định chiều dày của bạc lót, đường kính của bu lơng
thanh truyền cần tính sơ bộ hoặc căn cứ vào kinh nghiệm để chọn. Lỗ của bu lơng có thể
ăn lẹm vào bạc lót, hoặc có thể để cách bạc lót một khoảng là b (tùy theo cách bố trí). Sau

đó ta xác định các kích thước B1 và B2, thông thường B1 = B2 (khi chọn B1, B2 nên căn cứ
vào động cơ có sẵn). Chọn xong B1 và B2 tức là ta đã xác định được chiều dài của bu lông
thanh truyền. Sau khi vẽ xong dạng của bu lơng thanh truyền, ta có thể xác định được kích
thước D1 của đầu to thanh truyền.

18


Hình 1.3. Thiết kế hình dạng thanh truyền
Đường kính chốt píttơng dcp cũng cần tham khảo các động cơ có cùng phạm vi công
suất hoặc căn cứ vào tỷ lệ kinh nghiệm để chọn. Vẽ vịng trịn đường kính dcp cách vịng
trịn đường kính dch một khoảng l (chiều dài thanh truyền). Từ tâm A của vòng tròn dcp kẻ
hai bán kính làm thành với đường tâm thanh truyền một góc 450 (xem hình 1.3) cắt vịng
trịn tâm A ở c và d, gọi đoạn cd bằng K. Trên đường nằm ngang của mặt phân chia đầu to
thanh truyền ta lấy một đoạn eg = 4/3K đặt đối xứng quá đường tâm thanh truyền, nối ce
và dg ta xác định được dạng của thân thanh truyền thường dùng cho động cơ ơ tơ máy kéo.
Sau đó chỉ cần xác định chiều dày của đầu nhỏ thanh truyền, bán kính góc lượn nối tiếp là
xác định xong hình dạng thanh truyền trên mặt phẳng lắc của thanh truyền. Chiều dày và
kết cấu tiết diện thanh truyền có thể chọn theo tính năng sử dụng của động cơ hoặc chọn
theo tỷ lệ kinh nghiệm.
7. Xác định hình dạng của hộp trục khuỷu và thân xilanh: Trước hết ta cắt một thanh
truyền bằng giấy bóng đúng như dạng thanh truyền đã thiết kế ở phần trên. Đặt tâm đầu
nhỏ của thanh truyền di động trên đường tâm xilanh, tâm đầu to di động trên vịng trịn bán
kính R của trục khuỷu để xác định không gian mà thanh truyền sẽ quét qua (đường nét đứt
trên hình 1.4). Cần phải đảm bảo thanh truyền không va chạm với bất cứ chi tiết máy. Để
đề phòng thanh truyền va chạm vào xilanh, còn phải kiểm tra bằng cách vẽ hình chiếu của
19


tiết diện thân thanh truyền khi thanh truyền ở vị trí góc lắc lớn nhất xem mép của thân

thanh truyền có cách vịng trịn đường kính xilanh D một khoảng a hay khơng (hình 1.5).
Khoảng hở a phải đủ đảm bảo dù cho chốt khuỷu có bị mịn và thanh truyền có bị cong đi
nữa, thanh truyền vẫn khơng đập vào xilanh. Sau đó cịn kiểm tra xem thân thanh truyền và
đối trọng của trục khuỷu có chạm phải píttơng hay khơng, nhất là đối với động cơ hành
trình píttơng ngắn.
Nếu khơng có sự va chạm nào xảy ra, có thể coi đã chọn xong các kích thước cơ bản.

a

D

Hình 1.4. Xác định kích thước hộp trục
khuỷu và thân xilanh

Hình 1.5. Kiểm tra phạm vi hoạt động
của thân thanh truyền

Khi xác định vị trí của trục cam cần xét đến vấn đề đảm bảo đường tâm trục cam
càng gần đường tâm trục khuỷu càng tốt. Vì như thế rất dễ giải quyết vấn đề dẫn động trục
cam, bánh răng dẫn động cũng bé. Nhưng khoảng cách giữa hai đường tâm phải đảm bảo
cơ cấu trục khuỷu thanh truyền không va chạm với trục cam. Ngồi ra, cố gắng bố trí trục
cam gần với xupáp để giảm lực quán tính của cơ cấu phân phối khí và chiều ngang của
động cơ cũng hẹp hơn. Tuy nhiên, trong thiết kế mặt cắt ngang vì chưa xác định được một
cách chắc chắn vị trí của xupáp và cơ cấu dẫn động nên vị trí của trục cam cũng chỉ xác
định sơ bộ. Sau khi xác định xong vị trí của trục cam, có thể xác định sơ bộ hình dạng bên
ngồi của thân máy và hộp trục khuỷu.
8. Vẽ hình dạng của cổ trục khuỷu và ổ trục khuỷu lên mặt cắt ngang. Nên dùng
đường kính cổ trục lớn để trục khuỷu có độ cứng vững lớn. Chọn đường kính cổ trục nói
chung ít bị hạn chế bởi đường kính chốt khuỷu. Thông thường đường kính cổ trục lớn hơn
đường kính chốt khuỷu. Đường kính cổ trục cũng có thể căn cứ vào tỷ lệ kinh nghiệm để

chọn và nên tham khảo các động cơ có cùng phạm vi cơng suất.
20


1.3.3. Thiết kế mặt cắt dọc của động cơ nhiều xilanh
Thiết kế mặt cắt dọc động cơ tiến hành theo các bước sau (hình 1.6):

Hình 1.6. Thiết kế mặt cắt dọc động cơ nhiều xilanh
1. Chọn khoảng cách giữa hai xilanh lx: Khoảng cách giữa hai xilanh nên chọn nhỏ vì
khoảng cách lx càng nhỏ, chiều dài của động cơ càng ngắn, trọng lượng càng nhẹ, độ cứng
vững của trục khuỷu càng lớn, trạng thái làm việc của trục khuỷu càng tốt;
2. Trên tờ giấy khổ A0, vẽ đường tâm của xilanh thứ nhất cách mép tờ giấy một
khoảng x đủ để sau này bố trí các cơ cấu phụ ở đầu trục khuỷu và vẽ đường tâm của trục
khuỷu cách mép dưới của tờ giấy một khoảng y. Sau đó vẽ phác hình dạng của xilanh,
píttơng, thanh truyền, đường kính của chốt, của cổ trục khuỷu... và bố trí cho thỏa đáng.
Khoảng cách giữa hai xilanh lx quyết định bởi tính cơng nghệ đúc lớp kim loại giữa hai
xilanh. Cũng chính vì vậy, sau khi xác định xong lx ta mới có thể xác định được chiều dài
của trục khuỷu;
3. Sau khi xác định xong chiều dài lx, ta có thể vẽ được kết cấu của trục khuỷu. Các
kích thước cơ bản của trục khuỷu có thể tham khảo các động cơ sẵn có hoặc xác định theo
tỷ lệ kinh nghiệm;
4. Xác định chiều rộng của bạc lót của ổ trục khuỷu, ổ chốt khuỷu và bạc của đầu
nhỏ thanh truyền... và sau đó vẽ hình dạng của ổ trục, píttơng, thanh truyền...;
5. Kiểm tra lại khoảng cách lx, xem khoảng cách đó có thỏa mãn mọi yêu cầu và kết
cấu của các hệ thống phân phối khí, hệ thống làm mát...
21


Trước hết, khoảng cách lx phải đảm bảo bố trí được hai xupáp cùng tên và các chi tiết
phụ của nó như đế xupáp, ống dẫn hướng... trên thân máy (đối với loại động cơ dùng cơ

cấu xupáp đặt bên) hoặc trên nắp xilanh (đối với loại động cơ dùng xupáp loại treo).

Hình 1.7. Bố trí các xupáp của cơ cấu phân phối khí
Về nguyên tắc ta cần bố trí xupáp gần xilanh (đối với cơ cấu xupáp đặt bên) để chiều
ngang của động cơ bé. Cần chú ý bảo đảm đường thải và đường nạp không thông nhau,
bảo đảm lớp kim loại giữa các xupáp và xilanh không lớn quá mà cũng không bé quá. Bé
quá dễ bị nứt, thường nứt ngang chỗ giữa hai đế xupáp thải và nạp, tiết diện I - I trên hình
1.7. Nếu chiều rộng a (tiết diện II - II trên hình1.7) giữa hai xupáp cùng tên của hai xilanh
không đủ lớn, mà khơng thể thu nhỏ hai xupáp được nữa thì phải đổi lại khoảng cách lx.
Nhưng trước khi thay đổi khoảng cách lx, có thể giảm thơng số S/D bằng cách tăng D lên
một ít để thỏa mãn yêu cầu bố trí xupáp.
Sau khi thiết kế xong mặt cắt dọc, ta có thể tiếp tục thiết kế mặt cắt ngang, căn cứ
mặt cắt dọc để bố trí cơ cấu phối khí trên mặt cắt ngang. Và sau đó tiến hành bố trí các cơ
cấu và hệ thống phụ trên cả hai mặt cắt của động cơ. Khi cần thiết phải thiết kế thêm các
mặt cắt khác để thuyết minh đầy đủ các cơ cấu và hệ thống của động cơ. Việc thiết kế bố
trí có thể tiến hành đồng thời với việc tính tốn sức bền và tính tốn động lực. Căn cứ vào
kết quả tính tốn ta có thể kịp thời điều chỉnh hình dạng, kết cấu của các chi tiết máy cho
phù hợp với điều kiện sức bền. Sau khi đã tính tốn và sửa đổi cho hợp với yêu cầu thiết kế
ta tiến hành thiết kế bố trí chung lần cuối cùng, lúc này mới xét đến những vấn đề công
nghệ như lỗ tháo cát, định vị...

22


Chương 2
TÍNH TỐN THIẾT KẾ NHĨM PÍTTƠNG
2.1. Tính tốn thiết kế píttơng
2.1.1. Điều kiện làm việc của píttơng
Píttơng là một chi tiết máy quan trọng của động cơ đốt trong, trong q trình
làm việc của động cơ, píttơng chịu lực rất lớn, nhiệt độ cao và ma sát mài mòn lớn.

Lực tác dụng và nhiệt độ cao do lực khí thể và lực quán tính sinh ra gây nên ứng suất
cơ học và ứng suất nhiệt trong píttơng, cịn mài mịn là do ma sát giữa píttơng với
xilanh khi chịu lực.
Do điều kiện làm việc của píttơng như thế nên khi thiết kế píttơng cần đảm bảo các
u cầu sau:
- Dạng đỉnh píttơng tạo thành buồng cháy tốt nhất;
- Tản nhiệt tốt để tránh kích nổ và giảm ứng suất nhiệt;
- Trọng lượng nhỏ để giảm lực quán tính;
- Đủ bền và đủ độ cứng vững để tránh biến dạng q lớn;
- Đảm bảo bao kín buồng cháy để cơng suất động cơ khơng giảm sút, khơng cháy
píttơng (ở chỗ lọt khí) và ít hao dầu bơi trơn.

2.1.2. Vật liệu chế tạo píttơng
Vật liệu chế tạo píttơng thường dùng các loại sau:
a) Gang
Gang là loại vật liệu dùng khá phổ biến dùng để chế tạo píttơng động cơ tốc độ thấp.
Gang thường dùng các loại gồm gang xám (gang hợp kim), gang dẻo và gang cầu.
* Gang xám: Thường dùng loại gang có mã hiệu Cч24 - 44,Cч28 - 48, Cч32 - 52...
có tổ chức peclit. Gang xám có sức bền cơ học khá cao, giới hạn bền chống kéo của gang
xám có thể đạt tới 320 MN/m2, giới hạn bền chống uốn có thể đạt tới 520 MN/m2. Gang
xám có ưu điểm là khi ở nhiệt độ cao mà sức bền không giảm nhiều lắm. Hệ số giãn nở
chiều dài bé:   (11  12).1061/ 0K ). Tính công nghệ đúc và gia công tương đối tốt, rẻ
tiền. Tuy nhiên, gang xám cũng có những nhược điểm sau:
- Trọng lượng riêng của gang lớn:   (70  80) N/dm3;
23


- Hệ số dẫn nhiệt bé:   (37,7  54,5) W / m.đơ , do đó làm đỉnh píttơng có nhiệt độ cao;
- Ở nhiệt độ cao quá 9960K (7230C) tổ chức peclit của gang phân giải thành ferit và
ơstennit, thể tích lớn nên dễ bị nạn nứt.

* Gang dẻo (gang rèn): Loại gang này khác loại gang xám ở chỗ là có sức bền cao.
Thường dùng để chế tạo động cơ có phụ tải, nhiệt lớn như píttơng của động cơ hai kỳ.
* Gang cầu: Loại gang cầu có sức bền cao, chịu được nhiệt độ cao và chịu đội mài
mịn tốt nhưng tính cơng nghệ gia cơng và công nghệ đúc rất kém nên thường chỉ dùng để
đúc phần đỉnh của các píttơng tổ hợp dùng trong các động cơ tốc độ thấp.
Do những nhược điểm cơ bản trên nên những động cơ tốc độ cao và động cơ cường
hóa đều khơng dùng píttơng bằng gang.
b) Thép
Dùng vật liệu thép chế tạo píttơng có ưu điểm là độ bền cao, hệ số giãn nở vì nhiệt
nhỏ nên cho phép chế tạo píttơng có khe hở với xilanh khá nhỏ, điều đó tạo điều kiện thuận
lợi cho việc khởi động động cơ khi nhiệt độ thấp. Tuy nhiên, píttơng làm bằng thép gặp
khó khăn trong chế tạo bằng phương pháp đúc.
c) Hợp kim nhẹ
Trong động cơ cao tốc, để giảm bớt lực quán tính chuyển động tịnh tiến, píttơng
thường được chế tạo bằng hợp kim nhẹ. Sau đây lần lượt giới thiệu một số loại chủ yếu
được dùng để chế tạo píttơng.
* Hợp kim mannhêzi: Loại vật liệu này có trọng lượng riêng rất nhỏ (   17  18,5
3

N/dm ). Thành phần chủ yếu là 95% Mg, 3% Zn còn lại là các kim loại khác và tạp chất.
Sử dụng loại hợp kim này có một số nhược điểm sau:
- Do mô đun đàn hồi của vật liệu thấp (E = 45.000 N/m2) nên rất nhạy cảm với ứng
suất tập trung. Vì vậy, khi thiết kế píttơng bằng loại vật liệu này cần dùng các góc lượn có
bán kính lớn;
- Do sức bền kém (  k  260 MN/m2) nên phải làm píttơng khá dày, làm cho khối
lượng của píttơng làm bằng hợp kim manhêzi khơng nhẹ hơn píttơng làm bằng hợp kim
nhơm là bao;
- Hợp kim manhêzi giá đắt mà khi đúc lại oxy hóa dữ dội khiến cho vật đúc có tổ chức
khơng đồng đều, hơn nữa tính chống ăn mịn hóa học của hợp kim manhêzi cũng kém.
Do những nhược điểm kể trên, ngày nay hợp kim manhêzi rất ít được dùng để chế

tạo píttơng.
* Hợp kim nhơm: Loại vật liệu này được dùng phổ biến để chế tạo píttơng vì chúng
có những ưu điểm sau:
24


- Với loại vật liệu này có ưu điểm là nhẹ, trọng lượng riêng bé hơn gang và thép rất
nhiều:  hknh  (18,2  29,7) N/dm3 còn  gang  (70  80) N/dm3. Như vậy, dùng hợp kim
nhôm để đúc píttơng trọng lượng có thể giảm tới 50% so với píttơng đúc bằng gang có
cùng độ bền;
- Hợp kim nhơm có hệ số ma sát với vật liệu làm xilanh (gang) nhỏ nên tổn thất ma sát
giữa píttơng và xilanh ít;
- Tính cơng nghệ của hợp kim nhơm tốt: dễ đúc và dễ gia công;
- Hợp kim nhôm có tính dẫn nhiệt tốt, cao hơn gang: Hệ số dẫn nhiệt của hợp kim
nhôm lớn:   (126  175) W/m.độ nên nhiệt độ đỉnh píttơng hợp kim nhơm thường thấp
hơn píttơng làm bằng gang. Ưu điểm này rất quan trọng vì đối với động cơ xăng do nhiệt
độ đỉnh píttơng thấp nên khó xảy ra hiện tượng nổ kích, cịn đối với động cơ điêzen cũng
giảm được phụ tải nhiệt cho píttơng. Ngồi ra, khi nhiệt độ đỉnh của píttơng thấp cịn có lợi
là khó kết muội trong buồng đốt.
Tuy vậy, hợp kim nhôm cũng tồn tại những nhược điểm sau:
- Hệ số giãn dài lớn:  nhôm  (17  25).1061/ 0K , do đó khi thiết kế phải để khe hở giữa
píttơng và xilanh tương đối lớn, vì vậy động cơ mới khởi động dễ bị lọt khí và "gõ"
máy"...;
- Khi ở nhiệt độ cao, sức bền giảm sút quá nhiều, ví dụ như khi tăng nhiệt độ từ (288
 623)0K sức bền của hợp kim nhơm giảm (65  70)%, trong khi đó sức bền của gang chỉ
giảm (18  20)%;
- Hợp kim nhôm chịu mịn kém hơn gang và thép;
- Hợp kim nhơm đắt tiền.
Mặc dù có một số nhược điểm kể trên nhưng hợp kim nhơm vẫn có nhiều ưu điểm cơ
bản nên hợp kim nhôm được sử dụng rất nhiều để chế tạo píttơng, đồng thời tìm cách khắc

phục các nhược điểm của nó bằng các biện pháp cơng nghệ như:
- Để nâng cao tính chịu mịn của píttơng bằng cách nhiệt luyện píttơng đạt độ cứng HB
= 120  140;
- Để đảm bảo độ bền có thể thiết kế píttơng có chiều dày thích hợp;
- Có thể tăng thêm thành phần Si trong hợp kim nhôm để giảm hệ số giãn dài  .
Ngồi ra, để tránh hiện tượng píttơng giãn nở gây nên bó kẹt người ta cịn dùng các
biện pháp khác như xẻ rãnh đàn hồi, làm thân hình ô van...
Người ta phân hợp kim nhôm thành các loại:
25