Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong cơ cấu của nền công nghiệp hiện đại, ngành Cơ khí – Máy xây dựng giữ vai trò nền tảng trong việc cung cấp máy móc, thiết bị và động lực phục vụ các hoạt động thi công hạ tầng, vận tải và sản xuất. Động cơ đốt trong là nguồn động lực chủ yếu trên các thiết bị máy xây dựng và phương tiện cơ giới. Việc tính toán nhiệt, xác định tải trọng động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền cơ học của các chi tiết then chốt là quy trình bắt buộc trong thiết kế chế tạo cũng như khai thác kỹ thuật.

Đề tài đồ án môn học chuyên ngành Động cơ đốt trong tại Khoa Cơ khí, Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải thực hiện nhiệm vụ tính toán thiết kế và kiểm nghiệm kỹ thuật cho động cơ diesel không tăng áp mang ký hiệu 3DN88. Đề tài đòi hỏi sự vận dụng tổng hợp từ các học phần cơ sở và chuyên ngành bao gồm: Tính toán và thiết kế động cơ đốt trong, Dung sai và kỹ thuật đo, Sức bền vật liệu, Nguyên lý máy và Chi tiết máy.

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu được xác định cụ thể như sau:

  1. Tính toán chu trình công tác nhiệt động học của động cơ đốt trong để xác định các thông số trạng thái môi chất qua các quá trình nạp, nén, cháy, giãn nở và các chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật chỉ thị, có ích.
  2. Xây dựng và hiệu đính đồ thị công chỉ thị, thực hiện tính toán động học và động lực học cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền; khai triển các quy luật biến thiên chuyển vị, vận tốc, gia tốc, lực khí thể, lực quán tính, lực tiếp tuyến, lực pháp tuyến và khảo sát hiện tượng mài mòn chốt khuỷu.
  3. Kiểm nghiệm sức bền tĩnh và sức bền mỏi của các cụm chi tiết chịu tải trọng phức tạp trên trục khuỷu (chốt khuỷu, má khuỷu, cổ trục) dưới hai điều kiện tải trọng nguy hiểm nhất: chế độ khởi động ($P_{Zmax}$) và chế độ làm việc với lực tiếp tuyến cực đại ($T_{max}$).

Đối tượng nghiên cứu là động cơ diesel 3DN88 không tăng áp, 4 kỳ, 3 xi lanh bố trí thẳng hàng, làm mát bằng chất lỏng. Phạm vi tính toán không gian tập trung vào cụm buồng cháy xi lanh và cơ cấu chuyển động biến đổi chuyển động tịnh tiến - quay (piston, thanh truyền, trục khuỷu). Thời gian thực hiện tính toán theo chu trình công tác 720 độ góc quay trục khuỷu ở chế độ công suất danh định.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết nhiệt động lực học kỹ thuật, động lực học cơ cấu máy và lý thuyết sức bền vật liệu chuyên sâu cho động cơ đốt trong:

  • Phương pháp cân bằng năng lượng: Tác giả lựa chọn phương pháp này để tính toán chu trình công tác của động cơ diesel thay vì phương pháp lý thuyết gần đúng, phương pháp Grimheven hay phương pháp cân bằng thể tích. Phương pháp cân bằng năng lượng cho phép xác định chính xác các thông số nhiệt động dựa trên cân bằng nhiệt lượng cấp vào, lượng nhiệt chuyển thành công và lượng nhiệt tổn thất qua môi chất làm mát, khí xả và ma sát.
  • Phương pháp đồ giải động học và động lực học: Sử dụng phương pháp đồ thị vòng để vẽ đường biểu diễn tốc độ piston $v = f(\alpha)$; phương pháp đồ giải Tôlê để xác định quy luật gia tốc $j = f(x)$ và lực quán tính tịnh tiến $-P_j = f(x)$; phương pháp đồ thị Brick nhằm hiệu đính đồ thị công lý thuyết sang đồ thị công chỉ thị thực tế và khai triển chuyển vị piston $x = f(\alpha)$.
  • Phương pháp dầm tĩnh định phân đoạn: Do trục khuỷu là hệ dầm siêu tĩnh phức tạp tựa trên nhiều ổ đỡ, phương pháp tính toán quy ước chia trục khuỷu thành từng phân đoạn dầm tĩnh định đơn giản nằm giữa hai gối tựa ổ trục để xác định phản lực, mômen uốn, mômen xoắn và ứng suất tương đương.
  • Nguồn dữ liệu: Các thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của động cơ 3DN88 được cho trước kết hợp các hệ số thực nghiệm tra cứu từ giáo trình Kết cấu và tính toán động cơ đốt trong.
Thông số ban đầu Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Công suất động cơ $N_e$ 28 (tương đương 20,608) mã lực (kW)
Tốc độ quay định mức $n$ 2550 vòng/phút
Đường kính xi lanh $D$ 88 mm
Hành trình piston $S$ 100 mm
Số xi lanh $i$ 3 xi lanh
Tỷ số nén $\varepsilon$ 18 -
Thứ tự làm việc xi lanh - 1 - 3 - 2 -
Suất tiêu hao nhiên liệu $g_e$ 208 g/ml.h
Chiều dài thanh truyền $l_{tt}$ 155 mm
Khối lượng nhóm piston $m_{pt}$ 0,84 kg
Khối lượng thanh truyền $m_{tt}$ 1,34 kg
Góc mở sớm xupáp nạp $\alpha_1$ 14 độ
Góc đóng muộn xupáp nạp $\alpha_2$ 52 độ
Góc mở sớm xupáp xả $\beta_1$ 58 độ
Góc đóng muộn xupáp xả $\beta_2$ 16 độ
Góc phun sớm $\theta$ 17 độ

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tính toán chu trình công tác của động cơ đốt trong

Chương này trình bày toàn bộ các bước tính toán nhiệt động học chu trình công tác của động cơ diesel 3DN88 không tăng áp theo phương pháp cân bằng năng lượng:

  • Lựa chọn thông số nhiệt động ban đầu: Áp suất khí quyển nạp $p_k = p_0 = 0,1$ MPa; nhiệt độ môi trường nạp $T_k = T_0 = 297$ K ($24^\circ\text{C}$); độ sấy nóng môi chất $\Delta T = 40$ K; nhiệt độ khí sót $T_r = 800$ K; hệ số quét buồng cháy $\lambda_1 = 1$; hệ số nạp thêm $\lambda_2 = 1,07$; hệ số hiệu đính tỷ nhiệt $\lambda_t = 1,10$; hệ số lợi dụng nhiệt tại điểm z ($\xi_z = 0,75$) và tại điểm b ($\xi_b = 0,85$); hệ số điền đầy đồ thị công $\phi_d = 0,93$.
  • Tính toán các quá trình nhiệt:
    • Quá trình nạp: Xác định hệ số khí sót $\gamma_r = 0,03575$ với chỉ số giãn nở đa biến khí sót $m = 1,5$; nhiệt độ cuối quá trình nạp $T_a = 351,2$ K; lượng không khí lý thuyết cần để đốt cháy 1 kg nhiên liệu $M_0 = 0,495$ kmol/kg nl.
    • Quá trình nén: Tỉ nhiệt mol đẳng tích trung bình của không khí và sản vật cháy được xác lập theo hệ số dư lượng không khí $\alpha > 1$; xác định chỉ số nén đa biến trung bình $n_1 = 1,3663$ (sai số hội tụ $\Delta n_1 = 0% < 0,2%$); áp suất cuối quá trình nén $p_c = 4,1272$ MPa; nhiệt độ cuối nén $T_c = 995,3$ K.
    • Quá trình cháy: Hệ số biến đổi phân tử lý thuyết $\beta = 1,0406$; hệ số biến đổi phân tử thực tế $\beta_{tt} = 1,039$; giải phương trình cháy xác định nhiệt độ cực đại $T_z = 2148,36$ K; chọn hệ số tăng áp $\lambda = 1,65$, tính được áp suất cháy cực đại $p_z = 6,81$ MPa.
    • Quá trình giãn nở: Xác định chỉ số giãn nở đa biến $n_2 = 1,24$; nhiệt độ cuối giãn nở $T_b = 1076$ K; áp suất cuối giãn nở $p_b = 0,29$ MPa; nhiệt độ khí thải kiểm nghiệm $T_{rt} = 821,87$ K với sai số $|\Delta T_r| = 2% < 15%$.
  • Chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật và kiểm nghiệm: Áp suất chỉ thị trung bình tính toán $p_i = 0,7827$ MPa; áp suất có ích trung bình $p_e = 0,5316$ MPa; hiệu suất cơ giới $\eta_m = 0,7194$; suất tiêu hao nhiên liệu tính toán $g_e = 278,875$ g/kWh. Đường kính xi lanh kiểm nghiệm từ công suất cho kết quả $D = 88,0086$ mm, sai lệch $0,0086$ mm so với số liệu ban đầu ($D = 88$ mm), đáp ứng điều kiện sai số cho phép.
  • Xây dựng và hiệu đính đồ thị công: Áp dụng vòng tròn Brick đặt phía trên đồ thị công với thông số kết cấu $\lambda_s = R/l_{tt} = 50/155 = 0,3225$, khoảng cách độ dời tâm $OO' = 8,0645$ mm. Thực hiện hiệu đính 6 điểm đặc trưng: điểm chuyển tiếp nạp ($a$), áp suất cuối nén thực tế ($c'$ với $p_{c'} = p_c + \frac{1}{3}(p_z - p_c)$), điểm tách nén do phun sớm ($c''$), điểm áp suất cháy thực tế cực đại ($z$ ở vị trí $12^\circ - 15^\circ$ sau điểm chết trên), điểm bắt đầu xả thực tế ($b'$) và áp suất cuối giãn nở thực tế ($b''$).
Đại lượng chu trình công tác Ký hiệu Giá trị tính toán Đơn vị
Hệ số khí sót $\gamma_r$ 0,03575 -
Nhiệt độ cuối nạp $T_a$ 351,2 K
Chỉ số nén đa biến $n_1$ 1,3663 -
Áp suất cuối nén $p_c$ 4,1272 MPa
Nhiệt độ cuối nén $T_c$ 995,3 K
Nhiệt độ cháy cực đại $T_z$ 2148,36 K
Áp suất cháy cực đại $p_z$ 6,81 MPa
Chỉ số giãn nở đa biến $n_2$ 1,24 -
Áp suất cuối giãn nở $p_b$ 0,29 MPa
Áp suất chỉ thị trung bình $p_i$ 0,7827 MPa
Áp suất có ích trung bình $p_e$ 0,5316 MPa
Hiệu suất cơ giới $\eta_m$ 0,7194 -
Đường kính xi lanh kiểm nghiệm $D$ 88,0086 mm

Chương 2: Tính toán động học, động lực học

Chương này tập trung xác định quy luật chuyển động và các lực tác dụng trong cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền của động cơ 3 xi lanh:

  • Quy luật động học piston:
    • Vận tốc góc trục khuỷu: $\omega = \frac{\pi \cdot n}{30} = \frac{\pi \cdot 2550}{30} = 267,035$ rad/s.
    • Gia tốc piston cực đại tại điểm chết trên: $j_{max} = R\omega^2(1 + \lambda_s) = 4710,7419 \text{ m/s}^2$.
    • Gia tốc piston cực tiểu tại điểm chết dưới: $j_{min} = -R\omega^2(1 - \lambda_s) = -2417,331 \text{ m/s}^2$.
    • Điểm hiệu đính phương pháp Tôlê: $EF = -3 \cdot R\omega^2\lambda_s = -3444,16 \text{ m/s}^2$.
  • Quy dẫn khối lượng và tính toán lực quán tính:
    • Khối lượng chuyển động tịnh tiến: nhóm piston $m_{np} = 0,84$ kg; khối lượng thanh truyền phân bố về tâm chốt piston $m_1 = 0,28 \cdot m_{tt} = 0,3752$ kg.
    • Khối lượng chuyển động quay: khối lượng thanh truyền quy dẫn về tâm chốt khuỷu $m_2 = m_{tt} - m_1 = 0,9648$ kg; khối lượng chốt khuỷu và má khuỷu quy dẫn theo bán kính quay $R = 50$ mm.
    • Lực quán tính tịnh tiến cực đại: diện tích đỉnh piston $F_{qt} = 6,082 \cdot 10^{-3} \text{ m}^2$, lực quán tính quy dẫn trên đơn vị diện tích đạt $P_{jmax} = 0,941757$ MPa.
  • Khai triển đồ thị và xác định hệ lực tiếp tuyến, pháp tuyến:
    • Khai triển đồ thị công $P - V$ thành $p = f(\alpha)$ trên chu kỳ 720 độ góc quay trục khuỷu.
    • Tính toán lực tiếp tuyến $T = P_\Sigma \cdot \frac{\sin(\alpha+\beta)}{\cos\beta}$ và lực pháp tuyến $Z = P_\Sigma \cdot \frac{\cos(\alpha+\beta)}{\cos\beta}$ với góc lắc thanh truyền thỏa mãn $\sin\beta = \lambda_s \sin\alpha$.
    • Tổng hợp lực tiếp tuyến $\Sigma T = f(\alpha)$ cho động cơ 3 xi lanh 4 kỳ với góc lệch công tác giữa các khuỷu là $\frac{180^\circ \cdot 4}{3} = 240^\circ$. Thứ tự làm việc 1-3-2 tương ứng các góc pha: xi lanh 1 ($\alpha_1 = 0^\circ$), xi lanh 2 ($\alpha_2 = 240^\circ$), xi lanh 3 ($\alpha_3 = 480^\circ$). Lực tiếp tuyến trung bình kiểm nghiệm đạt $\Sigma T_{tb} = 20,39$ mm trên đồ thị, sai số so với công thức giải tích nằm trong giới hạn cho phép.
  • Khảo sát phụ tải và mài mòn chốt khuỷu:
    • Thiết lập đồ thị phụ tải tác dụng lên chốt khuỷu $Q = f(\alpha)$ trên hệ tọa độ cực và tọa độ vuông góc $0'TZ$, có tính đến lực quán tính ly tâm $p_{ko}$. Trị số phụ tải trung bình tác dụng lên chốt đạt $Q_{tb} = 45,35$ MPa.
    • Xây dựng đồ thị mài mòn chốt khuỷu dựa trên 3 giả thiết kỹ thuật: lượng mài mòn tỷ lệ thuận với lực tác dụng; góc tác dụng gây mòn lan tỏa trong cung $120^\circ$; chia chu vi chốt thành 24 điểm chia ($15^\circ$/điểm) để tích phân lực mài mòn theo tỷ lệ $m = 0,05$ MPa/mm.

Chương 3: Tính nghiệm bền các chi tiết chính

Chương 3 giải quyết bài toán kiểm nghiệm độ bền tĩnh và mỏi của trục khuỷu làm bằng thép hợp kim, kích thước hình học gồm: đường kính ngoài chốt khuỷu $d_{ch} = 71$ mm, đường kính trong $d = 37$ mm, chiều dài chốt $l_{ch} = 40$ mm; đường kính ngoài cổ trục $d_{ck} = 84$ mm, chiều dài cổ $l_{ck} = 43$ mm; tiết diện má khuỷu $b \times h = 23,75 \times 144$ mm; khối lượng đối trọng $M_{đt} = 1,044$ kg tại bán kính trọng tâm $r_d = 75$ mm.

Kiểm nghiệm được tiến hành chi tiết trên 2 chế độ chịu lực nguy hiểm nhất:

  1. Trường hợp chịu lực $P_{Zmax}$ (Chế độ khởi động):

    • Vận tốc quay động cơ nhỏ nên bỏ qua lực quán tính ($P_j = 0, P_r = 0, T = 0$). Lực tác dụng thuần túy là lực khí thể cực đại tại điểm chết trên: $Z = P_{Zmax} = 0,0672$ MN.
    • Phản lực tại các gối đỡ đối xứng: $Z' = Z'' = 0,0336$ MN.
    • Ứng suất uốn chốt khuỷu: $\sigma_u = \frac{M_u}{W_u} = 63,88 \text{ MN/m}^2 < [\sigma_u] = 180 \text{ MN/m}^2$.
    • Ứng suất trên má khuỷu: ứng suất uốn $\sigma_u = 58,94 \text{ MN/m}^2$, ứng suất nén $\sigma_n = 9,824 \text{ MN/m}^2$, tổng ứng suất $\sigma = \sigma_u + \sigma_n = 68,76 \text{ MN/m}^2 < [\sigma_u] = 180 \text{ MN/m}^2$.

  2. Trường hợp chịu lực $T_{max}$ (Chế độ làm việc công tác):

    • Vị trí nguy hiểm xuất hiện tại góc quay trục khuỷu $\alpha = 380^\circ$, ứng với $T_{max} = 0,017$ MN; phản lực tiếp tuyến $T' = T'' = 8,668 \cdot 10^{-3}$ MN.
    • Kiểm nghiệm chốt khuỷu: Ứng suất uốn trong mặt phẳng khuỷu $\sigma_{ux} = -26,48 \text{ MN/m}^2$; ứng suất uốn vuông góc $\sigma_{uy} = 30,1 \text{ MN/m}^2$; ứng suất uốn tổng $\sigma_u = 40,08 \text{ MN/m}^2$; ứng suất xoắn $\tau_x = 25,32 \text{ MN/m}^2$. Ứng suất tương đương: $$\sigma_{tđ} = \sqrt{\sigma_u^2 + 4\tau_x^2} = 64,58 \text{ MN/m}^2 < [\sigma_u] = 120 \text{ MN/m}^2$$
    • Kiểm nghiệm cổ trục: Ứng suất uốn $\sigma_{ux} = 32,45 \text{ MN/m}^2$, $\sigma_{uy} = 4,69 \text{ MN/m}^2$; ứng suất xoắn $\tau_x = 25,32 \text{ MN/m}^2$. Ứng suất tổng hợp: $$\sigma_{tđ} = \sqrt{\sigma_{ux}^2 + \sigma_{uy}^2 + 4\tau_x^2} = 60,32 \text{ MN/m}^2 < [\sigma_u] = 100 \text{ MN/m}^2$$
    • Kiểm nghiệm má khuỷu: Má khuỷu chịu trạng thái ứng suất phức tạp gồm lực nén do $Z''$, uốn do $Z''$ ($\sigma_{uz} = 38,95 \text{ MN/m}^2$), uốn do $T''$ ($\sigma_{uT} = 84,68 \text{ MN/m}^2$), uốn do mômen xoắn $M_k''$ ($\sigma_{uM} = 16,18 \text{ MN/m}^2$) và ứng suất xoắn thuần túy ($\tau_{max} = 9,43 \text{ MN/m}^2$, $\tau_{min} = 7,17 \text{ MN/m}^2$).
    • Tổng hợp ứng suất tại 8 điểm nguy hiểm trên tiết diện má khuỷu (bảng xét dấu) cho thấy ứng suất tương đương lớn nhất xuất hiện tại điểm 3 đạt $\sigma_{tđ3} = 173,84 \text{ MN/m}^2$, đều thỏa mãn điều kiện bền giới hạn $[\sigma] = 180 \text{ MN/m}^2$.
Vị trí kiểm nghiệm Trạng thái tải $\sigma_u$ (MN/m$^2$) $\tau$ (MN/m$^2$) $\sigma_{tđ}$ tính toán (MN/m$^2$) $[\sigma]$ cho phép (MN/m$^2$) Đánh giá
Chốt khuỷu Khởi động ($P_{Zmax}$) 63,88 - 63,88 180 Đạt
Má khuỷu Khởi động ($P_{Zmax}$) 58,94 - 68,76 180 Đạt
Chốt khuỷu Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 40,08 25,32 64,58 120 Đạt
Cổ trục Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 32,78 25,32 60,32 100 Đạt
Má khuỷu (Điểm 1) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 141,48 0,00 141,48 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm 2) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 63,58 0,00 63,58 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm 3) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 173,84 0,00 173,84 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm 4) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 73,42 0,00 73,42 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm I) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 72,98 9,43 75,37 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm II) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) -4,92 9,43 19,49 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm III) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) 118,71 7,17 119,57 180 Đạt
Má khuỷu (Điểm IV) Làm việc ($T_{max}, 380^\circ$) -34,47 7,17 37,33 180 Đạt

Kết quả và đóng góp

Đồ án hoàn thành trọn vẹn chu trình tính toán thiết kế kỹ thuật từ nhiệt động học, động lực học đến kiểm nghiệm cơ học với các kết quả định lượng cụ thể:

  • Xác lập toàn bộ thông số nhiệt động của động cơ diesel 3DN88: áp suất nén $p_c = 4,1272$ MPa, nhiệt độ nén $T_c = 995,3$ K, áp suất cháy cực đại $p_z = 6,81$ MPa, nhiệt độ cháy cực đại $T_z = 2148,36$ K, áp suất có ích $p_e = 0,5316$ MPa, hiệu suất cơ giới $\eta_m = 0,7194$.
  • Kiểm nghiệm chính xác kích thước đường kính xi lanh $D = 88,0086$ mm so với thiết kế danh định 88 mm, đảm bảo tính chuẩn xác của các thông số nhiệt động đầu vào.
  • Thiết lập hệ thống đường biểu diễn quy luật động học ($x, v, j$) và động lực học ($P_j, T, Z, \Sigma T, Q$) qua các phương pháp đồ giải kinh điển (Brick, Tôlê, đồ thị vòng), xác định lực tiếp tuyến danh định và hệ số tải trọng tác dụng lên chốt khuỷu.
  • Chứng minh đầy đủ điều kiện an toàn độ bền của cụm trục khuỷu động cơ 3DN88: các giá trị ứng suất tương đương cực đại trên chốt khuỷu ($64,58 \text{ MN/m}^2$), cổ trục ($60,32 \text{ MN/m}^2$) và má khuỷu ($173,84 \text{ MN/m}^2$) đều nằm dưới ngưỡng ứng suất bền cho phép của vật liệu thép hợp kim ($100 - 180 \text{ MN/m}^2$).

Về mặt đóng góp học thuật và đào tạo, tác giả đã hệ thống hóa tường minh quy trình phối hợp giữa phương pháp giải tích số và phương pháp đồ giải hình học trong giải quyết bài toán cơ học động cơ đốt trong nhiều xi lanh, cung cấp bộ dữ liệu tính toán hoàn chỉnh cho kiểu động cơ 3DN88.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Dựa trên phạm vi và nội dung tính toán được trình bày trong tài liệu, đề tài tồn tại một số giới hạn kỹ thuật:

  • Phương pháp kiểm nghiệm bền trục khuỷu dựa trên giả thiết chia nhỏ hệ dầm siêu tĩnh thành các đoạn dầm tĩnh định độc lập, chưa xét đến độ cứng vững liên tục toàn trục và ảnh hưởng của hiện tượng dao động xoắn, dao động uốn trong điều kiện vận hành thực tế ở dải tốc độ thay đổi.
  • Quy luật mài mòn chốt khuỷu được xây dựng trên các giả thiết hình học và phân bố tải tĩnh lý thuyết, chưa tích hợp mô hình bôi trơn thủy động học và biến dạng nhiệt cục bộ của ổ trượt.
  • Hướng mở rộng tiếp theo: Ứng dụng các công cụ mô phỏng số chuyên ngành (phương pháp phần tử hữu hạn - FEM và động lực học đa vật thể - MBD) để phân tích trường ứng suất, biến dạng nhiệt 3D và tối ưu hóa kết cấu giảm khối lượng trục khuỷu.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án là nguồn tài liệu tham khảo trực tiếp cho:

  • Sinh viên các ngành Kỹ thuật Cơ khí, Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Máy xây dựng, Kỹ thuật Ô tô khi thực hiện đồ án môn học Động cơ đốt trong hoặc đồ án tốt nghiệp chuyên ngành thiết kế động cơ.
  • Các kỹ sư cơ khí cần tra cứu phương pháp tính toán nhiệt chu trình công tác theo phương pháp cân bằng năng lượng, các bước hiệu đính đồ thị công qua vòng tròn Brick và phương pháp kiểm nghiệm bền hệ trục khuỷu động cơ nhiều xi lanh.

Câu hỏi thường gặp

1. Phương pháp nào được sử dụng để tính toán chu trình công tác nhiệt của động cơ 3DN88 và ưu điểm là gì? Tác giả sử dụng phương pháp cân bằng năng lượng. Phương pháp này khắc phục nhược điểm của phương pháp lý thuyết gần đúng (vốn coi nén/giãn nở là đoạn nhiệt và bỏ qua quá trình trao đổi khí), cho phép tính toán chính xác các thông số nhiệt động dựa trên định luật bảo toàn và chuyển hóa năng lượng thực tế trong xi lanh.

2. Đồ thị vòng tròn Brick được ứng dụng nhằm mục đích gì trong đồ án? Vòng tròn Brick với bán kính $R = 50$ mm và khoảng cách dời tâm $OO' = 8,0645$ mm được đặt phía trên đồ thị công để xác định quy luật chuyển vị piston $x = f(\alpha)$, đồng thời là công cụ đồ giải chính xác để hiệu đính các điểm làm việc thực tế ($a, c', c'', z, b', b''$) từ chu trình nhiệt lý thuyết sang đồ thị công chỉ thị.

3. Tại sao kiểm nghiệm bền trục khuỷu chỉ xét hai trường hợp chịu lực $P_{Zmax}$ và $T_{max}$? Trong 4 trường hợp giả thiết chịu lực nguy hiểm, lực tác dụng ở chế độ khởi động ($P_{Zmax}$) luôn lớn hơn trường hợp lực pháp tuyến khi làm việc ($Z_{max}$), và lực tác dụng ở chế độ tiếp tuyến cực đại ($T_{max}$) khi làm việc luôn lớn hơn trường hợp tiếp tuyến khi khởi động. Do đó, kiểm nghiệm ở hai chế độ $P_{Zmax}$ và $T_{max}$ là đủ để bao quát toàn bộ các điều kiện biên nguy hiểm nhất.

4. Ứng suất tương đương lớn nhất trên má khuỷu xuất hiện tại vị trí nào và có đạt điều kiện bền không? Ứng suất tương đương lớn nhất xuất hiện tại điểm 3 trên tiết diện má khuỷu ở chế độ chịu lực $T_{max}$ (góc quay trục khuỷu $\alpha = 380^\circ$) với giá trị $\sigma_{tđ3} = 173,84 \text{ MN/m}^2$. Giá trị này nhỏ hơn ứng suất cho phép $[\sigma] = 180 \text{ MN/m}^2$ của vật liệu thép hợp kim, kết luận má khuỷu hoàn toàn đủ bền.

Kết luận

Đồ án môn học của tác giả Lê Tiến Tài đã hoàn thành đầy đủ việc tính toán nhiệt chu trình công tác, khảo sát động học - động lực học cơ cấu và kiểm nghiệm sức bền trục khuỷu cho động cơ diesel không tăng áp 3DN88. Các kết quả tính toán có độ chính xác cao, sai số kiểm nghiệm kích thước xi lanh và lực tiếp tuyến trung bình đều nằm trong phạm vi cho phép của tiêu chuẩn thiết kế cơ khí. Hệ thống đồ thị và bảng tính toán kiểm nghiệm bền chứng minh kết cấu trục khuỷu đảm bảo khả năng chịu tải tĩnh và tải mỏi an toàn trong điều kiện vận hành định mức.