Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Ngành công nghiệp ô tô giữ vai trò thiết yếu trong hoạt động kinh tế quốc dân và an ninh quốc phòng. Trong quá trình phát triển, các tiến bộ khoa học kỹ thuật và công nghệ mới liên tục được áp dụng vào lĩnh vực chế tạo ô tô nhằm giảm cường độ lao động của người lái, bảo đảm an toàn cho phương tiện, con người, hàng hóa, đồng thời nâng cao vận tốc di chuyển trung bình và tính kinh tế nhiên liệu. Tại Việt Nam, nhiều dòng xe cơ giới đã và đang được sản xuất, lắp ráp với các thông số kỹ thuật được điều chỉnh để thích ứng với điều kiện địa hình phức tạp và khí hậu nhiệt đới gió mùa. Trong số các thương hiệu đang lưu hành, dòng xe sử dụng động cơ của hãng Toyota (Nhật Bản) chiếm tỷ trọng lớn. Xuất phát từ thực tiễn khai thác, việc nghiên cứu, đánh giá và kiểm nghiệm kỹ thuật các hệ thống, cơ cấu trên động cơ ô tô là nhiệm vụ cần thiết nhằm xây dựng các biện pháp vận hành hợp lý, nâng cao tuổi thọ và chất lượng khai thác phương tiện.

Mục tiêu chính của đề tài là thực hiện tính toán kiểm nghiệm động cơ Toyota 1RZ-E ở chế độ công suất định mức ($Ne_{đm}$, tương ứng với công suất cực đại $Ne_{max}$). Các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể được tác giả phân định theo cấu trúc văn bản gồm:

  1. Tìm hiểu đặc điểm kết cấu, thông số kỹ thuật danh định của động cơ Toyota 1RZ-E và các cơ cấu chính: cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền, cơ cấu phối khí, hệ thống bôi trơn, làm mát.
  2. Tính toán nhiệt chu trình công tác của động cơ ở chế độ công suất lớn nhất, xác định các thông số tại các điểm đặc trưng của quá trình nạp, nén, cháy, giãn nở; tính toán các chỉ tiêu chỉ thị, chỉ tiêu có ích; kiểm tra sai số công suất tính toán so với số liệu danh định của nhà sản xuất.
  3. Dựng đồ thị công chỉ thị $p-V$ có hiệu chỉnh theo pha phối khí thực tế và xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ theo tốc độ vòng quay trục khuỷu.
  4. Tính toán động lực học cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền: triển khai đồ thị lực khí thể theo góc quay trục khuỷu ($P_k - \alpha$), quy dẫn khối lượng chuyển động, tính toán lực quán tính ($P_j$), tổng lực tác dụng ($P$), lực tiếp tuyến ($T$) và pháp tuyến ($Z$).
  5. Xây dựng đồ thị véctơ phụ tải tác dụng lên bề mặt cổ khuỷu ($Q_{CK}$), tính toán tải trọng trung bình, tải trọng cực đại, hệ số va đập, tải trọng riêng và xây dựng đồ thị mài mòn cổ khuỷu để xác định vị trí khoan lỗ dầu bôi trơn.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là động cơ xăng Toyota 1RZ-E do hãng Toyota Nhật Bản chế tạo, được trang bị trên các dòng xe chở khách du lịch hạng trung. Về phạm vi không gian và thời gian, nghiên cứu tập trung kiểm nghiệm động cơ làm việc ở chế độ toàn tải tại số vòng quay công suất cực đại ($n = 5200$ vòng/phút), áp dụng các thông số khí quyển và môi trường tiêu chuẩn tại Việt Nam ($T_0 = 24^\circ\text{C} = 297\text{ K}$, áp suất khí quyển $p_0 = 0,103\text{ MN/m}^2$). Do giới hạn thời gian thực hiện của đồ án môn học, công trình dừng lại ở mức độ khảo sát, kiểm nghiệm giải tích lý thuyết và đồ giải kỹ thuật, cung cấp cơ sở dữ liệu số để đối chiếu với quá trình sử dụng thực tế.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán kiểm nghiệm

Nghiên cứu sử dụng hệ thống lý thuyết nhiệt động học và động lực học động cơ đốt trong kinh điển để thực hiện kiểm nghiệm kỹ thuật:

  • Lý thuyết nhiệt động học chu trình công tác: Ứng dụng mô hình chu trình nhiệt hỗn hợp đối với động cơ xăng 4 kỳ tạo hỗn hợp bên ngoài và đốt cháy cưỡng bức. Quá trình tính toán dựa trên các phương trình biến đổi trạng thái của môi chất công tác qua từng giai đoạn (trao đổi khí, nén đa biến, cháy đẳng tích kết hợp tương quan nhiệt hóa, giãn nở đa biến). Tương quan nhiệt hóa được xác định dựa trên thành phần nguyên tố khối lượng của nhiên liệu xăng gồm Cacbon ($g_C = 0,855$), Hydro ($g_H = 0,145$), Oxy ($g_O = 0$) với khối lượng phân tử $\mu_{nl} = 114\text{ kg/kmol}$ và nhiệt trị thấp $Q_t = 44 \times 10^3\text{ kJ/kg}$.
  • Lý thuyết động lực học cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền giao tâm: Ứng dụng các công thức giải tích chuyển vị, vận tốc và gia tốc của cơ cấu piston - trục khuỷu. Động học chuyển vị của piston được xác định theo phương pháp đồ giải vòng tròn Brich với hệ số kết cấu động cơ $\lambda = R/L_t \approx 0,30$.
  • Phương pháp quy dẫn động lực học: Quy đổi hệ thống chi tiết chuyển động phức tạp về mô hình hai khối lượng tập trung: khối lượng chuyển động tịnh tiến tại tâm chốt piston ($m_j = m_p + m_1$) và khối lượng chuyển động quay tập trung tại tâm chốt khuỷu ($m_2$).
  • Phương pháp đồ giải véctơ phụ tải và phân bố mài mòn: Áp dụng phương pháp cộng véctơ lực tác dụng lên cổ khuỷu ($Q_{CK} = T + Z + P_{r2}$) trên hệ tọa độ cực và tọa độ Đề-các; phương pháp tính tổng tải trọng tích lũy trên 24 điểm chia chu vi cổ trục theo giả thiết tải trọng phân bố đều trong phạm vi góc $120^\circ$ ($\pm 60^\circ$ quanh điểm xét) nhằm xác định quy luật mài mòn bề mặt.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm phương pháp giải tích số học, phương pháp cân bằng năng lượng nhiệt động, phương pháp đồ giải hình học và xử lý số liệu trên bảng tính điện tử. Nguồn dữ liệu phục vụ nghiên cứu gồm các thông số kết cấu và đặc tính kỹ thuật danh định của động cơ Toyota 1RZ-E do hãng Toyota công bố, kết hợp các hệ số kinh nghiệm lựa chọn theo tài liệu chuyên ngành Động cơ đốt trong.

Nội dung chính theo từng phần của đồ án

Phần I: Tìm hiểu về động cơ Toyota 1RZ-E

Phần này trình bày cấu tạo tổng thể và các thông số kỹ thuật định mức của động cơ Toyota 1RZ-E. Động cơ thuộc loại động cơ xăng 4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng, tạo hỗn hợp bên ngoài bằng bộ chế hòa khí, đốt cháy cưỡng bức bằng hệ thống đánh lửa bugi. Cơ cấu phân phối khí sử dụng kiểu xupap treo. Động cơ làm mát bằng nước kết hợp với quạt gió đặt ở đầu trục khuỷu.

TT Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Đường kính xy lanh $D$ 86 mm
2 Hành trình công tác của piston $S$ 86 mm
3 Tỷ số giữa hành trình và đường kính xy lanh $a = S/D$ 1,0 -
4 Thể tích công tác một xy lanh $V_h$ 0,500 $\text{dm}^3$
5 Tỷ số nén $\varepsilon$ 9,5 -
6 Mô men xoắn có ích lớn nhất $Me_{max}$ 167 Nm
7 Tốc độ quay ứng với mô men xoắn lớn nhất $n_{Memax}$ 2600 v/ph
8 Công suất có ích lớn nhất danh định $Ne_{max}$ 81 (110) kW (ML)
9 Tốc độ quay ứng với công suất lớn nhất $n_{Nemax}$ 5200 v/ph
10 Số xy lanh $i$ 4 xy lanh
11 Số kỳ $\tau$ 4 kỳ
12 Thứ tự công tác các xy lanh - 1 - 3 - 4 - 2 -
13 Vận tốc trung bình của piston ở $Ne_{max}$ $C_{TB}$ 15,0 m/s
14 Khe hở xupap nạp - 0,25 - 0,30 mm
15 Khe hở xupap thải - 0,23 - 0,25 mm
16 Độ võng dây đai máy phát - 10 - 15 mm
17 Độ võng dây đai máy nén khí - 15 - 20 mm
18 Trọng lượng của động cơ - 230 kg

Về kết cấu, động cơ bao gồm ba cơ cấu chính: cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền, cơ cấu phối khí và cơ cấu truyền động. Cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền được phân loại thành nhóm chi tiết cố định và nhóm chi tiết chuyển động:

  • Nhóm chi tiết cố định: Thân máy đúc bằng hợp kim nhôm theo kết cấu thân xy lanh liền hộp trục khuỷu. Ổ trục chính đúc liền với vách ngăn và gia cố bằng các gân tăng cứng, bố trí 5 ổ trục chính đỡ 4 xy lanh. Mặt phân chia nửa trên và nửa dưới của hộp trục khuỷu được hạ thấp so với đường tâm trục khuỷu nhằm gia tăng độ cứng vững và giảm biến dạng. Thân máy có các khoang áo nước bao quanh vách ngăn xy lanh. Nắp xy lanh đúc bằng hợp kim nhôm, phía dưới chứa buồng cháy, đế xupap nạp, đế xupap thải, lỗ bugi và các rãnh tuần hoàn nước làm mát, liên kết với thân máy thông qua đệm nắp máy bằng bu lông. Ổ trục bố trí theo kiểu treo, chia làm hai nửa bắt ghép bằng bu lông.
  • Nhóm chi tiết chuyển động: Bao gồm piston, cụm xéc-măng, chốt piston, thanh truyền, trục khuỷu và bánh đà.

Phần II: Tính toán chu trình công tác của động cơ

Nội dung phần này tập trung tính toán cân bằng nhiệt qua bốn quá trình công tác ở chế độ $Ne_{max} = 81\text{ kW}$ tại $n = 5200\text{ v/ph}$.

  1. Thông số lựa chọn ban đầu:

    • Hệ số dư lượng không khí: $\alpha = 0,85$ (hỗn hợp đậm nhằm phát huy công suất cực đại).
    • Điều kiện môi trường: $T_0 = 297\text{ K}$ ($24^\circ\text{C}$); $p_0 = 0,103\text{ MN/m}^2$.
    • Quá trình nạp và thải: Hệ số nạp $\eta_v = 0,75$; áp suất cuối quá trình thải $p_r = 0,12\text{ MN/m}^2$; nhiệt độ cuối quá trình thải $T_r = 1100\text{ K}$; độ sấy nóng khí nạp $\Delta T = 15\text{ K}$.
    • Quá trình nén và giãn nở: Chỉ số nén đa biến trung bình $n_1 = 1,37$; chỉ số giãn nở đa biến trung bình $n_2 = 1,23$; hệ số sử dụng nhiệt $\xi_z = 0,92$.
    • Các thông số liên quan: Hệ số kết cấu $\lambda = 0,30$; áp suất tăng áp $p_k = 0,15\text{ MN/m}^2$; hiệu suất đoạn nhiệt của bơm tăng áp $\eta_K^{dn} = 0,75$.

  2. Kết quả tính toán các quá trình nhiệt động:

    • Quá trình trao đổi khí: Hệ số khí sót xác định được $\gamma_r = 0,049$. Nhiệt độ cuối quá trình nạp đạt $T_a = 348,808\text{ K}$; áp suất cuối quá trình nạp $p_a = 0,085\text{ MN/m}^2$.
    • Quá trình nén: Áp suất cuối quá trình nén đạt $p_c = p_a \cdot \varepsilon^{n_1} = 1,86\text{ MN/m}^2$; nhiệt độ cuối quá trình nén $T_c = T_a \cdot \varepsilon^{n_1 - 1} = 802,31\text{ K}$.
    • Quá trình cháy: Lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy $1\text{ kg}$ nhiên liệu là $M_0 = 0,512\text{ kmol/kg}{nl}$; lượng không khí thực tế $M_t = \alpha \cdot M_0 = 0,4352\text{ kmol/kg}{nl}$; lượng hỗn hợp cháy $M_1 = 0,444\text{ kmol/kg}{nl}$; lượng sản vật cháy $M_2 = 0,488\text{ kmol/kg}{nl}$. Hệ số thay đổi phân tử lý thuyết $\beta_0 = 1,10$; hệ số thay đổi phân tử thực tế $\beta = 1,095$. Tổn thất nhiệt do nhiên liệu cháy không hoàn toàn $\Delta Q_T = 9216,0\text{ kJ/kg}$. Giải phương trình năng lượng nhiệt động dạng rút gọn ($2,982 T_z - 85702,78 = 0$), thu được nhiệt độ cực đại cuối quá trình cháy $T_z = 2966,59\text{ K}$. Tỷ số tăng áp đạt $\lambda_p = 4,049$; áp suất cực đại cuối quá trình cháy $p_z = \lambda_p \cdot p_c = 7,53\text{ MN/m}^2$.
    • Quá trình giãn nở: Áp suất cuối quá trình giãn nở $p_b = 0,472\text{ MN/m}^2$; nhiệt độ cuối quá trình giãn nở $T_b = 1767,59\text{ K}$. Kiểm tra sai số nhiệt độ khí sót: sai lệch giữa nhiệt độ khí sót tính toán và giá trị giả định ban đầu là $\Delta T_r = \frac{1119,77 - 1100}{1100} \times 100% = 1,797% < 3%$, bảo đảm độ tin cậy của thông số giả định.

  3. Chỉ tiêu công tác và đánh giá sai số:

    • Áp suất chỉ thị trung bình lý thuyết $p_i' = 1,242\text{ MN/m}^2$; áp suất chỉ thị trung bình thực tế $p_i = 1,192\text{ MN/m}^2$ (ứng với hệ số điền đầy đồ thị công $\phi_d = 0,96$).
    • Hiệu suất chỉ thị đạt $\eta_i = 0,394$; suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị $g_i = 207,885\text{ g/kWh}$.
    • Áp suất tổn hao cơ giới trung bình ở tốc độ piston $C_{TB} = 15,00\text{ m/s}$ là $p_{co} = 0,05 + 0,0155 \cdot C_{TB} = 0,2825\text{ MN/m}^2$.
    • Áp suất có ích trung bình $p_e = p_i - p_{co} = 0,91\text{ MN/m}^2$. Hiệu suất cơ giới $\eta_m = 0,763$; hiệu suất có ích $\eta_e = 0,301$; suất tiêu hao nhiên liệu có ích $g_e = 272,457\text{ g/kWh}$.
    • Công suất có ích tính toán của động cơ đạt $Ne_{tinh} = 78,87\text{ kW}$. Sai số tương đối so với công suất danh định $Ne_{max} = 81\text{ kW}$ là: $$\Delta Ne = \frac{81 - 78,87}{81} \times 100% = 2,63% < 3%$$ Sai số nằm trong giới hạn cho phép ($< 3%$), xác nhận động cơ bảo đảm yêu cầu thiết kế.

  4. Xây dựng các đồ thị đặc tính:

    • Dựng đường đặc tính ngoài của động cơ biểu diễn biến thiên của $Ne, Me, ge, G_{nl}$ theo dải tốc độ vòng quay từ $n_{min} = 600\text{ v/ph}$ đến $n_{max} = 5200\text{ v/ph}$. Tỷ lệ xích lựa chọn gồm: $Ne = 0,2\text{ kW/mm}$; $Me = 2,0\text{ Nm/mm}$; $G_{nl} = 0,1\text{ kg/h/mm}$; $ge = 0,4\text{ g/kWh/mm}$; $n = 10\text{ v/ph/mm}$.
    • Dựng đồ thị công chỉ thị $p-V$ với tỷ lệ xích áp suất $\mu_p = 0,032\text{ MPa/mm}$, tỷ lệ xích thể tích $\mu_v = 0,0029\text{ dm}^3\text{/mm}$; thể tích buồng cháy $V_c = 0,0588\text{ dm}^3$, thể tích toàn bộ $V_a = 0,5588\text{ dm}^3$. Hiệu chỉnh đồ thị công chỉ thị lý thuyết sang thực tế theo các góc pha phối khí: xupap nạp mở sớm $64^\circ$, đóng muộn $50^\circ$; xupap thải mở sớm $45^\circ$, đóng muộn $55^\circ$.

Phần III: Tính toán động lực học

Phần động lực học giải quyết bài toán biến thiên lực tác dụng lên cơ cấu biên - khuỷu và phụ tải trên ổ trục:

  1. Triển khai đồ thị lực khí thể $P_k - \alpha$: Chuyển đổi đồ thị công $p-V$ thành đồ thị $P_k$ theo góc quay trục khuỷu $\alpha$ ($0^\circ - 720^\circ$) thông qua phương pháp vòng tròn Brich. Bán kính quay trục khuỷu $R = 54\text{ mm}$, chiều dài thanh truyền $L_t = 164\text{ mm}$, hệ số kết cấu $\lambda \approx 0,30$, độ dời tâm $OO' = \frac{AB \cdot \lambda}{4} = 12,9\text{ mm}$. Tỷ lệ xích lực khí thể xác định là $\mu_P = 0,000186\text{ MN/mm}$.
  2. Quy dẫn khối lượng và xác định lực quán tính:
    • Khối lượng chuyển động tịnh tiến: $m_j = m_p + m_1 = 0,992\text{ kg}$ (trong đó khối lượng cụm piston $m_p = 722\text{ g}$, khối lượng thanh truyền quy dẫn về tâm chốt piston $m_1 = 270\text{ g}$).
    • Khối lượng thanh truyền quy dẫn về tâm chốt khuỷu: $m_2 = 680\text{ g}$.
    • Vận tốc góc của trục khuỷu ở $5200\text{ v/ph}$: $\omega = 544,543\text{ rad/s}$.
    • Lực quán tính chuyển động tịnh tiến $P_j$ được tính toán theo biểu thức $P_j = -m_j R \omega^2 (\cos\alpha + \lambda \cos 2\alpha)$, sau đó cộng đại số với lực khí thể $P_k$ để xác định tổng lực $P = P_k + P_j$ tác dụng dọc theo đường tâm xy lanh.
  3. Xác định phụ tải tác dụng lên bề mặt cổ khuỷu:
    • Hợp lực tác dụng lên cổ khuỷu được tổng hợp từ lực tiếp tuyến $T$, lực pháp tuyến $Z$ và lực quán tính ly tâm của đầu to thanh truyền $P_{r2}$ theo công thức: $Q_{CK} = T + Z + P_{r2}$.
    • Kết quả phân tích giá trị tải trọng trên 73 điểm tính toán trong một chu trình công tác ($720^\circ$):
      • Tải trọng trung bình tác dụng lên cổ khuỷu: $Q_{cktb} = 0,004056\text{ MN}$ ($4056\text{ N}$).
      • Tải trọng lớn nhất tác dụng lên cổ khuỷu: $Q_{ckmax} = 0,023489\text{ MN}$ ($23489\text{ N}$).
      • Hệ số va đập: $\chi = \frac{Q_{ckmax}}{Q_{cktb}} = \frac{0,023489}{0,004056} = 5,79$.
      • Kích thước làm việc của cổ khuỷu: Đường kính cổ khuỷu $d_c = 0,060\text{ m}$ ($60\text{ mm}$), chiều dài tiếp xúc $l_c = 0,0233\text{ m}$ ($23,3\text{ mm}$).
      • Tải trọng riêng trung bình: $q_{ctb} = \frac{Q_{cktb}}{l_c \cdot d_c} = 2,901\text{ MN/m}^2$.
      • Tải trọng riêng lớn nhất: $q_{cmax} = \frac{Q_{ckmax}}{l_c \cdot d_c} = 16,802\text{ MN/m}^2$.
  4. Xây dựng đồ thị mài mòn cổ khuỷu: Chu vi tiết diện cổ khuỷu được chia thành 24 phần bằng nhau (từ điểm 0 đến điểm 23, mỗi cung $15^\circ$). Hợp lực tác dụng lên mỗi điểm được tính toán dựa trên giả thiết lực phân bố đều trong phạm vi góc $120^\circ$ ($\pm 60^\circ$ xung quanh điểm khảo sát). Từ các giá trị tổng lực tương đương $Q_i$, đồ thị phân bố diện tích mài mòn được dựng để xác định quy luật mòn không đồng đều trên chu vi cổ trục.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu mang lại các kết quả kiểm nghiệm kỹ thuật cụ thể đối với động cơ Toyota 1RZ-E:

Đại lượng kiểm nghiệm Ký hiệu Giá trị tính toán Giá trị thiết kế danh định Sai số / Đánh giá
Công suất có ích ở $5200\text{ v/ph}$ $Ne$ 78,87 kW 81,00 kW $\Delta Ne = 2,63% < 3%$
Nhiệt độ khí sót $T_r$ 1119,77 K 1100,00 K $\Delta T_r = 1,797% < 3%$
Áp suất cuối quá trình cháy $p_z$ 7,53 $\text{MN/m}^2$ - Tỷ số tăng áp $\lambda_p = 4,049$
Nhiệt độ cuối quá trình cháy $T_z$ 2966,59 K - Cháy kiệt ở $\alpha = 0,85$
Tải trọng cổ khuỷu trung bình $Q_{cktb}$ 0,004056 MN - $4056\text{ N}$
Tải trọng cổ khuỷu cực đại $Q_{ckmax}$ 0,023489 MN - $23489\text{ N}$
Hệ số va đập cổ khuỷu $\chi$ 5,79 - $Q_{ckmax} / Q_{cktb}$
Tải trọng riêng trung bình cổ khuỷu $q_{ctb}$ 2,901 $\text{MN/m}^2$ - Chiều dài tiếp xúc 23,3 mm
Tải trọng riêng cực đại cổ khuỷu $q_{cmax}$ 16,802 $\text{MN/m}^2$ - Đường kính cổ trục 60 mm

Từ các kết quả tính toán động lực học và đồ thị mài mòn, tác giả đưa ra các giải pháp kỹ thuật:

  • Đề xuất vị trí khoan lỗ dẫn dầu bôi trơn tại cung điểm có giá trị tổng lực tương đương $Q_i$ nhỏ nhất trên đồ thị mài mòn của cổ khuỷu. Giải pháp này giúp duy trì màng dầu bôi trơn thủy động liên tục, hạn chế hiện tượng tập trung ứng suất tại vùng chịu lực cao, giảm nguy cơ phá hủy mỏi bạc lót và trục khuỷu.
  • Kiến nghị chế độ vận hành và kiểm tra khe hở nhiệt xupap định kỳ (nạp: $0,25 - 0,30\text{ mm}$, thải: $0,23 - 0,25\text{ mm}$) cùng các góc pha phối khí chuẩn xác nhằm đảm bảo hệ số nạp $\eta_v = 0,75$ và duy trì công suất động cơ khi làm việc ở số vòng quay cao.

Về mặt đóng góp so với các nghiên cứu trước, đồ án tự nêu việc thiết lập một bộ dữ liệu kiểm nghiệm giải tích và đồ giải hoàn chỉnh cho một động cơ ô tô cụ thể đang vận hành phổ biến tại Việt Nam. Kết quả tính toán nhiệt và động lực học cung cấp cơ sở đối chứng thực nghiệm cho sinh viên và kỹ sư cơ khí ô tô trong việc phân tích tình trạng chịu tải thực tế của cơ cấu sinh lực động cơ xăng.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Văn bản nêu rõ các hạn chế trong quá trình thực hiện đề tài:

  • Nghiên cứu chỉ dừng lại ở bước khảo sát, tính toán kiểm nghiệm lý thuyết ở chế độ công suất định mức lớn nhất ($Ne_{max}$ tại $5200\text{ v/ph}$), chưa khảo sát chu trình công tác ở các chế độ phụ tải bán phần và dải tốc độ thấp hơn.
  • Trong tính toán động lực học, tác giả đơn giản hóa mô hình bằng cách bỏ qua hệ số lệch tâm của chốt piston ($k = 0$).
  • Giả thiết phân bố tải trọng đều trên phạm vi góc $120^\circ$ khi dựng đồ thị mài mòn là phương pháp gần đúng trong kỹ thuật động cơ, chưa phản ánh đầy đủ đặc tính biến dạng đàn hồi của màng dầu và ổ trượt thủy động.
  • Do điều kiện thời gian thực hiện đồ án môn học có hạn, các thông số tính toán chưa được kiểm chứng trực tiếp bằng đo đạc trên băng thử động cơ thực tế.

Hướng nghiên cứu tiếp theo được định hướng bao gồm: mở rộng tính toán kiểm nghiệm trên toàn bộ đường đặc tính tải và đặc tính tốc độ; tiến hành phân tích dao động xoắn của trục khuỷu; kiểm tra độ bền mỏi các chi tiết nhóm piston, thanh truyền, trục khuỷu dưới tác động của tải trọng va đập ($\chi = 5,79$); và so sánh các thông số tính toán với số liệu đo đạc thực nghiệm trên xe vận hành trong điều kiện thực tế tại Việt Nam.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo chuyên môn phù hợp cho sinh viên, giảng viên và kỹ sư ngành Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Ô tô. Tài liệu hữu ích cho việc thực hiện các đồ án môn học Động cơ đốt trong, đồ án tốt nghiệp chuyên ngành cơ khí động lực hoặc các đề tài nghiên cứu liên quan đến tính toán nhiệt và động lực học cơ cấu biến đổi chuyển động.

Các nội dung có giá trị tham khảo cụ thể gồm:

  • Quy trình giải tích hoàn chỉnh phương trình cân bằng năng lượng nhiệt hóa để xác định nhiệt độ cực đại $T_z$ và áp suất cực đại $p_z$.
  • Phương pháp đồ giải vòng tròn Brich để khai triển áp suất chỉ thị sang lực khí thể theo góc quay trục khuỷu ($P_k - \alpha$).
  • Phương pháp quy dẫn khối lượng cơ cấu thanh truyền phẳng và thuật toán tính toán véctơ phụ tải tác dụng lên bề mặt cổ khuỷu.
  • Phương pháp phân chia 24 điểm chu vi và kỹ thuật dựng đồ thị mài mòn cổ khuỷu để lựa chọn tọa độ khoan lỗ cấp dầu bôi trơn.

Câu hỏi thường gặp

1. Động cơ Toyota 1RZ-E sử dụng trong đồ án có những thông số hình học và cơ cấu phân phối khí như thế nào?
Động cơ có đường kính xy lanh $D = 86\text{ mm}$, hành trình piston $S = 86\text{ mm}$ (tỷ số $S/D = 1,0$), thể tích công tác 4 xy lanh là $V_h = 0,500\text{ dm}^3$ mỗi xy lanh, tỷ số nén $\varepsilon = 9,5$. Cơ cấu phân phối khí sử dụng kiểu xupap treo với khe hở xupap nạp $0,25 - 0,30\text{ mm}$, khe hở xupap thải $0,23 - 0,25\text{ mm}$; pha phối khí thực tế gồm xupap nạp mở sớm $64^\circ$, đóng muộn $50^\circ$; xupap thải mở sớm $45^\circ$, đóng muộn $55^\circ$.

2. Kết quả tính toán chu trình nhiệt có đáp ứng yêu cầu kỹ thuật so với thiết kế danh định của động cơ không?
Có. Kết quả tính toán nhiệt ở chế độ $5200\text{ v/ph}$ xác định công suất có ích đạt $Ne_{tinh} = 78,87\text{ kW}$. Khi so sánh với công suất định mức danh định của nhà sản xuất ($Ne_{max} = 81\text{ kW}$), sai số tương đối đạt $\Delta Ne = 2,63%$. Giá trị sai số này nhỏ hơn giới hạn cho phép theo tiêu chuẩn tính toán thiết kế động cơ ($< 3%$), khẳng định độ tin cậy của mô hình tính toán.

3. Phương pháp vòng tròn Brich được tác giả áp dụng như thế nào trong bài toán động lực học?
Phương pháp vòng tròn Brich được sử dụng để chuyển đổi đồ thị công $p-V$ thành đồ thị lực khí thể theo góc quay trục khuỷu $P_k - \alpha$. Tác giả sử dụng đường kính vòng tròn $AB = 172\text{ mm}$ (tương ứng hành trình $S = 2R$), dịch tâm một khoảng $OO' = \frac{AB \cdot \lambda}{4} = 12,9\text{ mm}$ về phía điểm chết dưới (với $\lambda = R/L_t = 54/164 \approx 0,30$). Từ tâm $O'$, các tia góc quay $\alpha$ được dựng để gióng tọa độ áp suất tương ứng, xác định độ lớn của $P_k$ với tỷ lệ xích $\mu_P = 0,000186\text{ MN/mm}$.

4. Phụ tải cơ học tác dụng lên cổ khuỷu của động cơ Toyota 1RZ-E ở chế độ kiểm nghiệm đạt giá trị bao nhiêu?
Qua tính toán trên 73 điểm chu kỳ, tải trọng trung bình tác dụng lên bề mặt cổ khuỷu đạt $Q_{cktb} = 0,004056\text{ MN}$ ($4056\text{ N}$) và tải trọng lớn nhất đạt $Q_{ckmax} = 0,023489\text{ MN}$ ($23489\text{ N}$). Hệ số va đập của tải trọng là $\chi = 5,79$. Với kích thước cổ khuỷu gồm đường kính $d_c = 0,060\text{ m}$ và chiều dài tiếp xúc $l_c = 0,0233\text{ m}$, tải trọng riêng trung bình xác định được là $q_{ctb} = 2,901\text{ MN/m}^2$ và tải trọng riêng lớn nhất là $q_{cmax} = 16,802\text{ MN/m}^2$.

5. Đồ thị mài mòn cổ khuỷu được xây dựng nhằm giải quyết mục tiêu kỹ thuật gì?
Đồ thị mài mòn được xây dựng bằng cách chia chu vi cổ khuỷu thành 24 điểm chia bằng nhau và tính tổng lực tương đương $Q_i$ tác dụng lên từng điểm trong phạm vi góc $120^\circ$. Mục tiêu kỹ thuật của đồ thị này là biểu diễn định tính mức độ mài mòn không đồng đều trên bề mặt cổ trục sau một chu trình làm việc, từ đó giúp người thiết kế xác định chính xác vị trí chịu tải và mài mòn ít nhất để bố trí lỗ khoan dẫn dầu bôi trơn, bảo đảm độ bền kết cấu và tuổi thọ của cổ trục.

Kết luận

Đồ án môn học Động cơ đốt trong đã thực hiện thành công việc tính toán kiểm nghiệm nhiệt động học và động lực học cho động cơ xăng Toyota 1RZ-E ở chế độ công suất lớn nhất $Ne_{max} = 81\text{ kW}$ tại $5200\text{ v/ph}$. Kết quả tính toán chu trình công tác khẳng định sai số công suất chỉ ở mức $2,63%$, bảo đảm độ chính xác và tương thích cao với các thông số thiết kế danh định của hãng sản xuất. Công trình đồng thời lượng hóa chi tiết các thông số phụ tải cơ học, xác định hệ số va đập $\chi = 5,79$, áp suất tiếp xúc cực đại $q_{cmax} = 16,802\text{ MN/m}^2$ và xây dựng đồ thị phân bố mài mòn cổ khuỷu phục vụ bố trí lỗ dầu bôi trơn. Đây là tài liệu tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh, cung cấp cơ sở dữ liệu hữu ích cho hoạt động đào tạo chuyên ngành ô tô cũng như công tác vận hành, bảo dưỡng động cơ trong thực tiễn.