Đồ án Thiết kế Động cơ đốt - Nguyễn Ngọc Dũng

Nội dung text: Đồ án Thiết kế Động cơ đốt - Nguyễn Ngọc Dũng

1. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 3.4.8 Vẽ đồ thị công chỉ thị Thể tích cuối hành trình nén V 19,84 V h 2,83 cm3 c ε 1 8 1 Thể tích cuối quá trình nạp 3 Va Vh Vc Vc.ε 2,83.8 22,64 cm Dạng đường cong nén n V 1 a p xn pa Vxn - Bằng cách thay giá trị Vxn đi từ Va đến Vc ta lần lượt xác định được các giá trị pxn Dạng đường công giãn nở n2 V p p . c [1] xg c Vxg - Bằng cách thay giá trị Vxg đi từ Vz đến Vb ta lần lượt xác định được các giá trị pxg Dựng và hiệu đính đồ thị công - Nối liền các điểm đã xác định được nói trên bằng một đường cong đều ta có đồ thị công tính toán của động cơ (đường cong nét đứt). - Để xây dựng được đồ thị công chỉ thị của động cơ cần phải thực hiện các bước hiệu chỉnh dưới đây : + Dùng đồ thị Brich xác định điểm đánh lửa sớm b’ và các điểm phối khí (mở sớm và đóng muộn của các xupap nạp, thải : e’, a’, d’, e”) trên đồ thị công. + Dựng phía dưới đồ thị công nửa vòng tròn có bán kính R, tâm O là trung điểm của đoạn Vh . + Góc đánh lửa sớm và góc phối khí Xupap nạp Xupap thải Loại động cơ s     GX 25 20 27 50 52 30 + Lấy từ tâm O một khoảng OO’ vẽ phía phải, với: λ.R OO' trong đó  là thông số kết cấu, đã được chọn trước, 2 + Từ tâm O’ ta vẽ các tia hợp với đường kính nửa vòng tròn tâm O đã vẽ ở trên những góc nói trên, Các góc này có thể chọn theo động cơ tham khảo, + Từ giao điểm các tia cắt nửa vòng tròn tâm O đã vẽ ở trên ta đóng các đường song song với trục tung cắt đồ thị công và từ các điểm này ta xác định được các điểm (b’, e’, a’, d’, e”) trên đồ thị công, + Hiệu đính phần đường cong của quá trình cháy trên đồ thị công, ở động cơ xăng áp suất cực đại (điểm c’) có tung độ pc’= 0,85 pc 22
2. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Hình : Đồ thị công chỉ thị 24
3. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 4.2. Động học piston (PHÂN TÍCH THEO PHƯƠNG PHÁP GIẢI TÍCH) THÔNG PHƯƠNG PHÁP TÍNH KẾT QUẢ SỐ CẦN TÍNH Chuyển Khi trục khuỷu quay 1 góc α thì piston chuyển S 26 R 13 (mm) vị piston được 1 khoảng Sp so với vị trí ĐCT 2 2 λ L= 50 (mm) Sp R 1 cosα 1 cos2α Bảng 1 chuyển 4 vị piston.  S R.[ (1 cos 2 )] Đồ thị chuyển SpI R.(1 cos ) pII 4 ; vị piston Trong đó:R: bán kính tay quay trục khuỷu : góc quay trục khuỷu R  L : thông số kết cấu L: là chiều dài thanh truyền Tốc độ Vi phân phương trình chuyển vị piston theo thời Bảng 2 tốc độ piston gian: piston Sp dSp d  Đồ thị tốc độ V R sin sin2 p piston dt d dt 2 dS p Vp Vì dt là tốc độ piston d  dt là vận tốc góc trục khuỷu Tốc độ của piston trong xylanh động cơ được tính theo công thức sau Vp VpI VpII n 7000  733.03(rad / s) 30 30  V R sin V R sin 2 pI pII 2  V R(sin sin 2 ) p 2 26
4. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 315 3.808 0.845 4.653 330 1.742 0.423 2.164 345 0.443 0.113 0.556 360 0.000 0.000 0.000 375 0.443 0.113 0.556 390 1.742 0.422 2.164 405 3.808 0.845 4.653 420 6.500 1.268 7.768 435 9.635 1.577 11.212 450 13.000 1.690 14.690 465 16.365 1.577 17.941 480 19.500 1.268 20.768 495 22.192 0.845 23.037 510 24.258 0.423 24.681 525 25.557 0.113 25.670 540 26.000 0.000 26.000 555 25.557 0.113 25.670 570 24.258 0.423 24.681 585 22.192 0.845 23.037 600 19.500 1.268 20.768 615 16.365 1.577 17.941 630 13.000 1.690 14.690 645 9.635 1.577 11.212 660 6.500 1.268 7.768 675 3.808 0.845 4.653 690 1.742 0.423 2.164 705 0.443 0.113 0.556 720 0.000 0.000 0.000 28
5. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 240 -8.253 1.073 -7.180 255 -9.205 0.619 -8.585 270 -9.529 0.000 -9.529 285 -9.205 -0.619 -9.824 300 -8.253 -1.073 -9.326 315 -6.738 -1.239 -7.977 330 -4.765 -1.073 -5.838 345 -2.466 -0.619 -3.086 360 0.000 0.000 0.000 375 2.466 0.619 3.086 390 4.765 1.073 5.838 405 6.738 1.239 7.977 420 8.253 1.073 9.326 435 9.205 0.619 9.824 450 9.529 0.000 9.529 465 9.205 -0.619 8.585 480 8.253 -1.073 7.180 495 6.738 -1.239 5.500 510 4.765 -1.073 3.692 525 2.466 -0.619 1.847 540 0.000 0.000 0.000 555 -2.466 0.619 -1.847 570 -4.765 1.073 -3.692 585 -6.738 1.239 -5.500 600 -8.253 1.073 -7.180 615 -9.205 0.619 -8.585 630 -9.529 0.000 -9.529 645 -9.205 -0.619 -9.824 660 -8.253 -1.073 -9.326 675 -6.738 -1.239 -7.977 690 -4.765 -1.073 -5.838 705 -2.466 -0.619 -3.086 720 0.000 0.000 0.000 30
6. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 225 -4939.485 0.000 -4939.485 240 -3492.743 -908.113 -4400.857 255 -1807.977 -1572.898 -3380.875 270 0.000 -1816.227 -1816.227 285 1807.977 -1572.898 235.079 300 3492.743 -908.113 2584.630 315 4939.485 0.000 4939.485 330 6049.609 908.113 6957.722 345 6747.462 1572.898 8320.360 360 6985.487 1816.227 8801.713 375 6747.462 1572.898 8320.360 390 6049.609 908.113 6957.722 405 4939.485 0.000 4939.485 420 3492.743 -908.113 2584.630 435 1807.977 -1572.898 235.079 450 0.000 -1816.227 -1816.227 465 -1807.977 -1572.898 -3380.875 480 -3492.743 -908.113 -4400.857 495 -4939.485 0.000 -4939.485 510 -6049.609 908.113 -5141.496 525 -6747.462 1572.898 -5174.564 540 -6985.487 1816.227 -5169.260 555 -6747.462 1572.898 -5174.564 570 -6049.609 908.113 -5141.496 585 -4939.485 0.000 -4939.485 600 -3492.743 -908.113 -4400.857 615 -1807.977 -1572.898 -3380.875 630 0.000 -1816.227 -1816.227 645 1807.977 -1572.898 235.079 660 3492.743 -908.113 2584.630 675 4939.485 0.000 4939.485 690 6049.609 908.113 6957.722 705 6747.462 1572.898 8320.360 720 6985.487 1816.227 8801.713 32
7. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG CHƯƠNG 5: TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC CƠ CẤU TRỤC KHUỶU – THANH TRUYỀN 5.1. Phân tích động lực học Phần tính toán động lực học nhằm xác định quy luật biến thiên của lực khí thể và lực quán tính và hợp lực tác dụng lên piston cũng như các lực tiếp tuyến tác dụng lên bền mặt cổ khuỷu, cổ trục và bạc đầu to thanh truyền. Từ các đồ thị vector phụ tải ta biết được 1 cách định tính tình trạng chịu lực của bề mặt và mức độ đột biến của tải thông qua hệ số va đập. Trong động cơ đốt trong kiểu piston cụm chi tiết chuyển động chính (piston, thanh truyền, trục khuỷu) làm việc trên nguyên tắc sau : - Nhóm piston chuyển động tịnh tiến qua lại truyền lực khí thể cho thanh truyền. - Nhóm thanh truyền là chi tiết chuyển động trung gian có chuyển động phức tạp để biến chuyển động tịnh tiến của piston thành chuyển động quay của trục khuỷu. - Trục khuỷu là chi tiết máy quan trọng nhất có chuyển động quay và truyền công suất của động cơ ra ngoài để dẫn động các máy công tác khác. Chọn kết cấu trục khuỷu – thanh truyền : trục khuỷu cắt đường tâm xylanh. 5.2 Sơ đồ lực và momen tác động lên cơ cấu trục khuỷu- thanh truyền Quy ước chiều quay và dấu: - Chiều quay của động cơ quy ước là “+” nếu động cơ quay theo chiều kim đồng hồ nhìn từ phía bánh đà ngược trở lại. - Dấu của các lực và moment tác dụng quy ước như trên hình vẽ. Hình 5.2. Sơ đồ lực và momen tác dụng lên cơ cấu trục khuỷu – thanh truyền 34
8. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG o = 360 - s + Quá trình dãn nở (tính từ tương ứng với điểm cuối quá trình cháy tính toán là điểm Z trên giản đồ công chỉ thị đến o = 540 - 4). Đối với động cơ xăng: p z p kt n ε 2 với i = 1 đến  + Quá trình thải (tính từ = 550o đến = 720o). 2 Pj = - mj×j = - mjR (cos + cos2 ) Kết quả bảng 5 2 Gọi:P jI = - mjR cos Nhận xét: Lực Pj 2 PjII = - mjR cos2 luôn luôn tác dụng Pj = PjI + PjII - là các hàm điều hòa, với trên đường tâm của chu kỳ của PjI ứng với một vòng quay trục xylanh và có hướng khuỷu và chu kỳ của P jII ứng với ½ vòng quay thay đổi khi piston trục khuỷu. đổi chiều chuyển động. Khi piston ở ĐCT, Pj mang dấu âm, chiều quay lên phía trên (chiều ly tâm đối với trục khuỷu). P =-0.139 x 0.013 x P = m ×R×2 K K r 733.042 = -970,98 N Với: m – Khối lượng chuyển động quay, r = -0.97098 kN m = 0.39 kg/m2 r Lực này tác dụng R =13 mm = 0,013 m–Bán kính quay của Lực ly tâm trên đường tâm của trục khuỷu má khuỷu, chiều ly  = 733.04 [1/s]– Vận tốc góc của trục tâm và có giá trị khuỷu không đổi khi vận tốc góc  là hằng số. Lực tổng cộng tác dụng lên đỉnh piston Kết quả bảng 6 Lực P P Pkt Pj [MN] là hợp lực khí thể Pkt và lực 36
9. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Bảng 4 GQTK α (độ) Lực khí thể Pkt GQTK α (độ) Lực khí thể Pkt (MN) (MN) 0 -0.00001 375 0.00265 15 -0.00001 390 0.00111 30 -0.00001 405 0.00051 45 -0.00001 420 0.00026 60 -0.00001 435 0.00014 75 -0.00001 450 0.00008 90 -0.00001 465 0.00004 105 -0.00001 480 0.00002 120 -0.00001 495 0.00001 135 -0.00001 510 0.00000 150 -0.00001 525 0.00000 165 -0.00001 540 -0.00001 180 -0.00001 555 0.00002 195 -0.00008 570 0.00002 210 -0.00008 585 0.00002 225 -0.00008 600 0.00002 240 -0.00007 615 0.00002 255 -0.00007 630 0.00002 270 -0.00006 645 0.00002 285 -0.00004 660 0.00002 300 -0.00001 675 0.00002 315 0.00006 690 0.00002 330 0.00024 705 0.00002 345 0.00076 720 0.00002 360 0.00141 38
10. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 45 -0.0002 420 0.0001 60 -0.0001 435 0.0001 75 0.0000 450 0.0002 90 0.0001 465 0.0002 105 0.0001 480 0.0002 120 0.0002 495 0.0002 135 0.0002 510 0.0002 150 0.0002 525 0.0002 165 0.0002 540 0.0002 195 0.0002 570 0.0003 210 0.0002 585 0.0002 225 0.0002 600 0.0002 240 0.0001 615 0.0002 255 0.0001 630 0.0001 270 0.0000 645 0.0000 285 -0.0001 660 -0.0001 300 -0.0001 675 -0.0002 315 -0.0002 690 -0.0003 330 -0.0001 705 -0.0004 345 0.0004 720 -0.0004 360 0.0010 Bảng 7 GQTK α (độ) Ptt (MN) Lực ngang N (MN) 0 -0.00041 0.00000 15 -0.00039 -0.00003 30 -0.00033 -0.00004 45 -0.00024 -0.00004 60 -0.00013 -0.00003 75 -0.00002 -0.00001 90 0.00007 0.00002 105 0.00015 0.00004 120 0.00020 0.00004 135 0.00022 0.00004 40
11. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 660 -0.00010 0.00002 675 -0.00021 0.00004 690 -0.00030 0.00004 705 -0.00036 0.00002 720 -0.00038 0.00000 Bảng 8 Lực tiếp tuyến T (MN) Lực pháp tuyến Z (MN) GQTK α (độ) 0 0.00000 -0.00041 15 -0.00013 -0.00037 30 -0.00020 -0.00026 45 -0.00020 -0.00014 60 -0.00013 -0.00004 75 -0.00002 0.00000 90 0.00007 -0.00002 105 0.00013 -0.00007 120 0.00014 -0.00013 135 0.00012 -0.00018 150 0.00009 -0.00021 165 0.00004 -0.00022 180 0.00000 -0.00023 195 -0.00003 -0.00016 210 -0.00006 -0.00015 225 -0.00009 -0.00013 240 -0.00010 -0.00009 255 -0.00008 -0.00004 270 -0.00002 -0.00001 285 0.00005 0.00000 300 0.00013 -0.00004 315 0.00014 -0.00010 330 0.00005 -0.00006 345 -0.00012 0.00036 360 0.00000 0.00101 375 0.00074 0.00216 42
12. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Bảng 9 GQTK α (độ) Qch (MN) GQTK α (độ) Qch (MN) 0 0.00059 375 0.00211 15 0.00056 390 0.00067 30 0.00048 405 0.00024 45 0.00037 420 0.00019 60 0.00025 435 0.00022 75 0.00018 450 0.00027 90 0.00021 465 0.00033 105 0.00028 480 0.00037 120 0.00034 495 0.00040 135 0.00038 510 0.00041 150 0.00039 525 0.00041 165 0.00040 540 0.00041 180 0.00040 555 0.00043 195 0.00033 570 0.00042 210 0.00033 585 0.00041 225 0.00031 600 0.00037 240 0.00028 615 0.00031 255 0.00023 630 0.00023 270 0.00018 645 0.00018 285 0.00019 660 0.00023 300 0.00025 675 0.00034 315 0.00031 690 0.00046 330 0.00024 705 0.00053 345 0.00023 720 0.00056 360 0.00083 44
13. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Qch (MN) Đồ thị Qch = f(α) 0.0025 0.002 0.0015 0.001 0.0005 0 0 100 200 300 400 500 600 700 800 46
14. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 6.1.2 Tính toán bền piston 6.1.2.1 Tính bền đỉnh piston Đỉnh piston chịu lực rất phức tạp, trạng thái ứng suất cũng rất phức tạp, nó vừa chịu tải trọng cơ học vừa chịu tải trọng nhiệt. Những phương pháp gần đúng, theo những giả thuyết nhất định. Phương pháp Back – công thức Back xây dựng trên các giả thuyết sau: Sơ đồ tính bền - Coi đỉnh piston như một đĩa tròn, có chiều dầy đồng đều đặt tự do trên hình trụ rỗng. 2 • Áp suất khí thể pz = 7.480 (MN/m ) tác dụng lên đỉnh piston phân bố đều. - Lực khí thể P z = pz.Fp và phản lực của nó gây uốn đỉnh piston. Xét ứng suất uốn ở tiết diện x-x Trên nửa đỉnh piston có các lực tác dụng sau đây: Sơ đồ tính bền 48
15. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 6.1.2.2 Đầu piston: Tiết diện nguy hiểm nhất ch ịu kéo và chịu nén thường là tiết diện ngang x-x nằm phía trên chốt chứa các lỗ thoát dầu bôi trơn từ rãnh xéc măng dầu. Tính Phương pháp tính Kết quả toán Ứng suất P 0.0072  Zmax  11.46 nén n n 3 4 FJ J 4 0.157 10 (MPa) Pzmax=pz.Fp F = 9.62×10-4 [m2] – Diện tích p Ứng suất cho phép đỉnh pittông p = 7.48 zmax [σ]=25 Mpa đối với hợp kim MPa – Lực khí thể lớn nhất nhôm Diện tích tại tiết diện J-J: Pzmax=7.48×0.00962=0.0072 2 2 FJ-J = /4(D1 - D2 ) [MN] D1 = 35 mm = 0,035 m – F =0.157×10-3 [m2] Đường kính rãnh vòng găng J-J D2 = 32 mm = 0,032 m – Đường kính trong pittông tại vị trí rãnh vòng găng Ứng suất nén cho phép đối với nhôm [n] = 25 [MPa 2 Ứng suất PjI PjI PJ=0.018×0.013×733.03 ×(1+ kéo  k = = 0.26) F 2 2 I I -6 [d1 d2 ] = 158.43 (N)= 158.43×10 4 (MN) Trong đó 6 2 158.43 10 PJ = mI-I×R× ×(1+)  1.009 k 0.157 10 3 Bán kính quay vòng trục (MN/m2) ứng suất cho phép khuỷu R = 0,013 (m) [σk]= 10 Mpa đối với hợp kim Thông số kết cấu  = 0,26 nhôm Vận tốc góc của trục khuỷu  = 733.03 (rad/s) mI-I = (0,40,6)×mn = 0,5.36= 18 (g) Vớ mn=36 (g): khối lượng nhóm piston. 50
16. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Hình 6.1.3 a :Sơ đồ lắp ghép và trạng thái chịu lực của chốt pittông Do sự biến dạng hình ôvan nên trong tiết diện của chốt sản sinh ra ứng suất biến dạng. Trên các điểm 1, 2, 3, 4 [hình 4.10] có ứng suất lớn nhất. Ứng suất biến dạng tính theo các công thức sau: Pz =90 3 a i 4 2 =0 1 Hình 6.1.3 b: Ứng suất biến dạng trên tiết diện chốt pittông Tính toán Phương pháp tính Kết quả Ứng suất Pz .[lcp 0.5ld ] 0.0072 (0.025 0.5 0.010)  = (theo sơ đồ c) u uốn u 3 4 1,2 0.0083 (1 0.6254 ) 1,2.dcp .[1 ] = 414.86 MN/m2 Chiều dài chốt piston lcp = 25 mm; Thép hợp kim d 5 2 = o 0.625 [σu]= 350-450 MN/m dcp 8 Chiều dài đầu nhỏ thanh truyền ld =10 mm ; l1 = 10 mm Ứng suất P 0.0072 z  117.53 Mpa cắt  c c 5 2Fcp 2 3.063 10 Trong đó: Pz = 0.072 MN F – Tiết diện ngang chốt pittông F (d 2 d 2 ) =3.063×10-5 m2 cp 4 cp o dcp = 0,008 m – Đường kính chốt pittông do = 0,005 m – Đường kính trong 52
17. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 6.1.4 Tính bền xec-măng Ngày nay, xec-măng không đẳng áp được sử dụng rộng rãi trên các loại động cơ do những đặc tính ưu việt tuyệt đối của nó so với xec-măng đẳng áp. Tính toán Phương pháp tính Kết quả Áp suất A 0,15.E. trung 5 p t (Mpa) 0,15 2.2 105 tb D D bình của .( 1)3 p 1 0.12 MPa tb 35 35 xec- t t .( 1)3 măng lên E – môđun đàn hồi của vật 1 1 mặt với [p ] = 0,1 ÷ 0,2 (MN/m2) liệu chế tạo xécmăng, đối với tb gương xylanh thép hợp kim E = 2.2×105 MN/m2 A=5 mm: khe hở miệng xec- măng ở trạng thái tự do t=1 mm: chiều dày hướng kính của xec-măng Ứng suất 0,385.A.E 0,385 5 2.2 105  u1  355.88 Mpa uốn D u1 35 D.( 1) 35 ( 1) t 1 Đối với động cơ không tăng áp 2 [σu1]=300 ÷ 400 (MN/m ) Ứng suất A 5 4.E.(1 0,11. ) 4 2.2 105 (1 0,11. ) lắp ghép  = t  1 336.73 u 2 D D u2 35 35 m. .( 1,4) 1 ( 1,4) t t 1 1 Phương pháp lắp ghép bằng Mpa 2 kềm thì m = 1 [σu2]= 400 ÷ 450 (MN/m ) 54
18. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG của đầu nhỏ. r2=8 mm–Bán kính ngoài đầu nhỏ. 1=3 mm–Bán kính cung chuyển tiếp của đầu nhỏ. Moment MA Pj (0.00033 0.0297) Bảng 6.1 uốn MA và [MN.m] Lực pháp N P (0.572 0.0008) [MN] tuyến A j Trong đó: Pj = 0.0004 [MN] =7 [mm] = 0,007 [m] – Bán kính trung bình của đầu nhỏ. =0 1200 Ứng suất 6 s 1 Bảng 6.2  2M N tổng cộng nj j k s(2 s) ld .s (uốn và kéo) trên mặt ngoài Ứng suất 6 s 1 Bảng 6.2  2M N tổng cộng tj j k s(2 s) ld .s (uốn và Trong đó: =7 [mm]–Bán kính kéo) trên trung bình của đầu nhỏ. mặt trong s – Chiều dày đầu nhỏ thanh truyền d d 16 12 s 2 1 2 [mm] 2 2 lđ=10 [mm]–Chiều rộng đầu nhỏ Bảng 6.1 0  ( ) MA NA 0 -0.00008 0.00023 10 -0.00008 0.00023 20 -0.00008 0.00023 30 -0.00008 0.00023 40 -0.00008 0.00023 50 -0.00008 0.00023 56
19. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Ứng suất (6 s) 1 Bảng 6.5  2M .N [MPa] mặt ngoài nZ Z 2 Z 2 s(2 s) ld .s tại tiết diện nguy hiểm 0 ( ) MZ1 NZ1 0 -0.0000001 0.00023 10 -0.0000001 0.00011 20 -0.0000001 -0.00011 30 -0.0000002 -0.00023 40 -0.0000001 -0.00011 50 -0.0000001 0.00011 60 -0.0000001 0.00023 70 -0.0000001 0.00011 0 80 -0.0000001 -0.00011 ( ) MZ2 NZ2 90 -0.0000002 -0.00023 100 0.000051 -0.00736 110 0.000061 -0.00869 120 0.000006 -0.00080 Ứng suất (6 s) 1 Bảng 6.5  2M .N [MPa] mặt trong tZ Z 2 Z 2 s(2 s) ld .s tại tiết diện Trong đó: =7[mm]=0,007[m]–Bán kính trung bình của đầu nguy hiểm nhỏ. s – Chiều dày đầu nhỏ thanh truyền d d 16 12 s 2 1 =2[mm] =0,002[m] 2 2 lđ=10[mm]=0,01[m]–Chiều rộng đầu nhỏ Bảng 6.3 Bảng 6.4 58
20. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG 6.3.1 Trường hợp khởi động Giả thuyết trục khuỷu ở vị trí điểm chết trên (α = 0) Lực tác dụng lên trục khuỷu T = 0; Z 0.00041 (MN) Thành phần phản lực của gối tựa bên trái và bên phải l' Z 0.019 0.00041 Z ' Z '' 0.00205 (MN) lo 0.038 Tính sức bền của chốt khuỷu mô-men uốn chốt khuỷu : M u Z ' l ' 0.00205 0.019 0,000039 MNm Mu 0.000039 2 ứng suất uốn chốt khuỷu : u 9 456.40 (MN/m ) Wu 8.545 10 4 4 dch ch 8 3 Với mođun chống uốn : Wu ; 8.545 10 (m ) 32 dch dch và δch là đường kính ngoài và đường kính trong của chốt khuỷu. Tính sức bền má khuỷu Lực pháp tuyến Z gây ra ứng suất tại má khuỷu Mu 6 Z ' b' 6 0.00205 0.0011 2 u 2 2 16.92 (MN/m ) Wux hmk bmk 0.0125 0.008 Với hmk= 12.5 mm và bmk= 8 mm ứng suất nén má khuỷu Z 0.00205 2 n 10.25 (MN/m ) 2 hmk bmk 2 0.0125 0.008 ứng suất tổng cộng 2  u n 16.92 10.25 27.17 (MN/m ) Tính sức bền cổ trục khuỷu ứng suất uốn cổ trục khuỷu bên trái và bên phải Z ' b' 0.00205 0.0011 2 ut 7 6.646(MN/m ) Wu 3.393 10 3 -7 3 Với mođun chống uốn : W ; d =3.393 10 (m ) u 16 ck 60
21. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Z 0.00051 Z' = Z'' = o P P 0.00036 0.00079 0.000685 (MN) 2 r1 r 2 2 Tính bền chốt khuỷu Ứng suất uốn chốt khuỷu M ut Z ' l ' Pr1 a Pr 2 b '  ut 3 Wu 0,1 d ch 0.000685 0.019 0.00036 0.008 0.00079 0.011 = 0.1 0.013 = 72.05 (MN/m 2 ) M up Z '' l '' Pr1 a Pr 2 b''  up 3 Wu 0,1 dch 0.000685 0.019 0.00036 0.008 0.00079 0.011 = 0.1 0.013 = 72.05 (MN/m2 ) Ứng suất xoắn chốt khuỷu M T R  x 0 x W 2W x u vì T = 0 Ứng suất tổng 2 2 2  t  ut  x  ut 72.05 (MN/m ) 2 2 2   p  up  x  up 72.05 (M N/m ) Tính bền cổ trục Ứng suất uốn cổ trục Mut Z ' b' 0.000685 0.011 2 ut 3 3 43.61 (NM/m ) Wu 0,1 dck 0.1 0.012 Mut Z '' b'' 0.000685 0.011 2 up 3 3 43.61 (NM/m ) Wu 0,1 dck 0.1 0.012 Ứng suất xoắn cổ trục M T R  x 0 x W 2W x u vì T = 0 Ứng suất tổng 2 2 2  t  ut  x  ut 43.61(MN/m ) 2 2 2   p  up  x  up 43.61(MN/m ) 62
22. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG - Ứng suất uốn tổng hợp khi chịu uốn và xoắn : 2 2 2 2 2    u 4 k 191.19 4 56.29 221.87 MN/m 6.3.4 Trường hợp khuỷu trục chịu lực Tmax : Vì là động cơ 1 xylanh nên: ∑Tmax = Tmax = 0.00074 (MN) ở α = 375 độ. Ta thấy (Ti-1)max = 0. Ta xác định các trị số của T ở các góc quay α: Tmax = 0.00074 MN ở α = 375 độ o với : Zo = Z ( =375 ) = 0.00216 MN Do thông số tính toán ban đầu giống với trường hợp T max nên kết quả sẽ giống với trường hợp Tmax. CHƯƠNG 7: QUY TRÌNH THÁO, LẮP, ĐIỀU CHỈNH, BẢO DƯỠNG VÀ SỬA CHỮA HỆ THỐNG PHÁT LỰC 64
23. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Bước 3 : Tháo nắp các te trên. Bước 4 : Tháo bộ chế hòa khí 66
24. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Bước 7 : Tháo bu gi và cuộn lửa. Bước 8 : Tháo bình xăng. 68
25. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG + Sau đó ta gắn con vít khác vào rồi vặn vào không quá chặt rồi dùng búa cao su gõ vào để quạt có thể tháo ra được (vì đầu trục khuỷu có độ côn ) Bước 10 : Tháo các- te dưới. Bước 11 : Tháo thân dưới Bước 12 : Tháo cụm phát lực. 70
26. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG Bước 14 : Tháo cụm phân phối khí. 72
27. Thiết kế hệ thống phát lực GVHD: TS NGUYỄN NGỌC DŨNG + Thường xuyên kiểm tra mực dầu và các bề mặt ma sát để đảm bảo rằng các chi tiết hoạt động tốt +Kiểm tra lọc gió sau một thời gian dùng để đảm bảo hệ thống nhiên liệu hoạt động tốt +Kiểm tra độ rơ của cò mổ và độ rung lắc của động cơ sau một thời gian sử dụng 74