Thăm dò khả năng giảm rung động cơ một xi lanh chế tạo tại Việt Nam bằng phương pháp ngoài động cơ

ên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 2 lời cam đoan - Tôi xin cam đoan rằng, số liệu và kết quả nghiên cứu trong luận văn này là trung thực và ch−a hề đ−ợc sử dụng để bảo một học vị nào. - Tôi xin cam đoan rằng, mọi sự giúp đỡ cho việc thực hiện luận văn này đã đ−ợc cảm ơn và các thông tin trích dẫn trong luận văn đều đ−ợc chỉ rõ nguồn gốc. Cao Minh Thắng ii Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 3 lời cảm ơn - Tôi xin bầy tỏ lòng biết ơn chân thành của mình đối với thầy Bùi Hải Triều cùng tập thể các thầy cô giáo trong bộ môn Ô tô - Máy kéo, Khoa Cơ điện, tr−ờng Đại học nông nghiệp I Hà Nội đã tận tình h−ớng dẫn và giúp đỡ tôi thực hiện đề tài. - Chân thành cảm ơn các bạn đồng nghiệp trong khoa Vật lý tr−ờng Đại học S− phạm Thái Nguyên đã giúp đỡ và cộng tác cùng tôi trong quá trình học tập. - Chân thành cảm ơn Công ty Diezel Sông Công đã giúp đỡ tôi trong quá trình thực hiện đề tài. Cao Minh Thắng Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 4 Mục lục Trang Trang phụ bìa i Lời cam đoan ii Lời cảm ơn iii Mục lục iv Các ký hiệu vii Danh mục các bảng viii Danh mục các hình vẽ viii Mở đầu 1 Ch−ơng 1: Tổng quan 2 1.1 Tình hình sử dụng động cơ nhỏ ở Việt Nam 2 1.2 Phát triển chế tạo động cơ ở Việt Nam 2 1.3 Phân tích đánh giá rung động trên các động cơ một xi lanh đang hoạt động tại Việt Nam 5 Ch−ơng 2: Cơ sở lý thuyết 7 2.1 Lực và mô men lực tác dung lên cơ cấu biên tay quay 7 2.2 Ph−ơng pháp cân bằng động cơ 10 2.2.1 Khái niệm về cân bằng động cơ 10 2.2.2 Cân bằng động cơ một xi lanh 13 2.2.2.1 Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến 13 2.2.3 Cân bằng động cơ nhiều xi lanh 17 2.2.3.1 Cân bằng động cơ hai xi lanh một hàng 17 2.2.3.2 Cân bằng động cơ bốn xi lanh một hàng 18 2.2.3.3 Cân bằng động cơ sáu xi lanh một hàng 20 2.2.3.4 Cân bằng động cơ chữ V hai xi lanh với góc giữa hàng 900 21 2.2.3.5 Cân bằng động cơ chữ V tám xi lanh với góc giữa hàng 900 22 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 5 2.3 Lý thuyết dao động 25 2.3.1 Những vấn đề chung 25 2.3.2 Ph−ơng pháp mô hình hoá 27 2.3.3 Dao động c−ỡng bức của hệ chịu kích động điều hoà 30 Ch−ơng 3: Nghiên cứu cân bằng động cơ một xi lanh TS 130 31 3.1. Xác định trị số các khối l−ợng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay không cân bằng 31 3.1.1 Khối l−ợng chuyển động tịnh tiến không cân bằng 31 3.1.2 Khối l−ợng chuyển động quay không cân bằng 31 3.2 Phân tích các lực và mô men tự do không cân bằng tác động lên động cơ 34 3.2.1 Các thông số kỹ thuật của động cơ 35 3.2.2 Các số liệu tính tr−ớc 35 3.2.3 Xây dựng đồ thị công 36 3.2.4 Đồ thị J = f(x) 39 3.2.5 Đồ thị lực tác dụng lên đỉnh piston P1 = f(ϕ) 40 3.2.6 Đồ thị T = f(ϕ) và Z = f(ϕ) 41 3.3 Phân tích cân bằng động cơ TS130 theo cơ sở chế tạo 44 3.3.1 Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động quay PK 45 3.3.1.1 Tính toán cân bằng PK 45 3.3.1.2 Tính khối l−ợng đối trọng 46 3.3.1.3 Tính khối l−ợng cần thiết để cân bằng hết PK 49 3.3.2 Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 1 PJ1= mRω2cosϕ 50 3.3.2.1 Tính khối l−ợng trục cân bằng 54 3.4 Phân tích xác định các lực và mô men kích thích dao động còn lại sau khi cân bằng 64 3.4.1 Phân tích điều hoà mô men lực khí thể 66 3.4.2 Phân tích điều hoà mô men lực kích thích 61 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 6 Ch−ơng 4: Nghiên cứu khả năng giảm rung ngoài động cơ theo mô hình dao động 62 4.1 Xây dựng mô hình dao động 62 4.1.1 Các thông số của động cơ có liên quan 62 4.1.2 Xây dựng mô hình tổng quát 63 4.1.3 Mô hình dao động một bậc tự do 65 4.2 Khảo sát trên mô hình dao động 66 4.2.1 ph−ơng trình vi phân chuyển động 66 4.2.2 Khảo sát tần số riêng tránh cộng h−ởng 69 4.2.3 Khảo sát dao động c−ỡng bức để tìm giá trị C, K hợp lý 70 4.3 Phân tích dự kiến kết cấu đệm giảm rung 71 V. Kết luận và đề nghị 74 Tài liệu tham khảo 75 Phụ lục 1 77 Phụ lục 2 79 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 7 Các ký hiệu Ký hiệu Tên gọi P BcB áp suất có ích trung bình GBcB Hiệu suất tiêu hao nhiên liệu n Số vòng quay định mức của động cơ D Đ−ờng kính xi lanh S Hành trình Piston ε Tỷ số nén ω Tốc độ góc quay trục khuỷu R Bán kính quay trục khuỷu L Chiều dài thanh truyền V BhB Dung tích xi lanh MBttB Khối l−ợng thanh truyền MBnp BKhối l−ợng Piston + xéc măng + Chốt. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 8 Danh mục các bảng Bảng 3.1 Giá trị đồ thị công 37 Bảng 3.2 Giá trị đồ thị hàm T = f(ϕ) và Z = f(ϕ) 41 Bảng 3.3 Tính khối l−ợng trục khuỷu 50 Bảng 3.4 Tính khối l−ợng má cân bằng 52 Bảng 3.5 Kết quả tính hệ số Fuarice và M BBK B 58 Danh mục các hình vẽ cà đồ thị Hình 2.1 Sơ đồ lực và mô men lực tác dụng lên cơ cấu biên tay quay 8 Hình 2.2 Sơ đồ cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyền động tịnh tiến ở động cơ 1 xi lanh 15 Hình 2.3 Sơ đồ cân bằng lực quán tính ly tâm 17 Hình 2.4 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 2 xi lanh một hàng 18 Hình 2.5 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 4 xi lanh một hàng 20 Hình 2.6 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 6 xi lanh một hàng 21 Hình 2.7 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ chữ V 2 xi lanh một hàng với góc giữa hàng 90 Po P 22 Hình 2.8 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ chữ V 8 xi lanh một hàng với góc giữa hàng 90 Po P 24 Hình 2.9 Quy đổi độ cứng 29 2.10 Mô hình dao động 1 bậc tự do 30 3.1 Sơ đồ tính khối l−ợng má khuỷu 31 3.2 Đồ thị công 39 3.3 Đồ thị J = f(x) 40 3.4 Đồ thị PB1 B = f(ϕ) 40 3.5 Đồ thị T = f(ϕ) và Z = f(ϕ) 44 3.6 Sơ đồ lắp trục cân bằng 45 3.7 Sơ đồ tính toán cân bằng P BK B 46 3.8 Sơ đồ tính khối l−ợng đối trọng 47 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 9 3.9 Sơ đồ xác định trục cân bằng 51 3.10 Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm má cân bằng 52 3.11 Biểu đồ biên độ các thành phần điều hoà giảm theo sự tăng cấp điều hoà 60 4.1 Kích th−ớc hình học của động cơ TS130 62 4.2 Toạ độ trọng tâm động cơ 63 4.3 Mô hình dao động tổng quát 6 bậc tự do 64 4.4 Mô hình dao động phẳng 65 4.5 Mô hình dao động 1 bậc tự do 65 4.6 Sự thay đổi biên độ theo K 70 4.7 Mô hình Kenvin và đệm giảm rung, giảm chấn dầu 72 4.8 Mô hình Macxoen mắc song song với 1 mô hình Kenvin và đệm giảm rung 2 khối l−ợng 73 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 1 Mở đầu 1. Đặt vấn đề Trong những thập kỷ này, khoa học kỹ thuật phát triển mạnh mẽ, khi các thành tựu khoa học đạt đ−ợc ngày càng cao, thì các thiết bị máy móc ngày càng hoàn thiện hơn về mọi mặt. Cùng với sự phát triển của các ngành khoa học nói chung, động cơ đốt trong ngày càng đ−ợc cải tiến và phạm vi ứng dụng đ−ợc mở rộng nhằm phục vụ cho nhu cầu cuộc sống. Trong quá trình thực hiện công nghiệp hoá- hiện đại hoá n−ớc nhà, những năm gần đây một số nhà máy cơ khí ở Việt Nam đã chế tạo đ−ợc một số chủng loại động cơ Diesel. Thực tế khi động cơ làm việc, chất l−ợng ch−a cao, còn rung động nhiều, làm giảm tuổi thọ các chi tiết, gây ảnh h−ởng xấu cho toàn bộ động cơ. Điều quan trọng đối với mỗi động cơ cũng nh− các thiết bị, máy móc khi chế tạo phải thoả mãn những yêu cầu kỹ thuật làm việc ổn định trong suốt thời hạn phục vụ đã định. Để đáp ứng yêu cầu đó tôi chọn đề tài: “Thăm dò khả năng giảm rung động cơ 1 xi lanh chế tạo tại Việt Nam bằng ph−ơng pháp ngoài động cơ” 2. Mục đích đề tài. Khảo sát thực tiễn, xây dựng mô hình dao động, tính toán độ cứng của đệm giảm rung. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 2 Ch−ơng 1 Tổng quan 1.1. Tình hình sử dụng động cơ nhỏ ở Việt Nam ở Việt Nam hiện nay, tình trạng cơ sở hạ tầng yếu kém, nền sản xuất nhỏ, phân tán, sản xuất nông nghiệp vẫn chiếm −u thế, việc sử dụng các động cơ có công suất nhỏ là nhu cầu rất lớn vì nó có giá thành hợp lý, tiện sử dụng. Động cơ có công suất nhỏ đã đáp ứng đ−ợc phần nào nhu cầu sản xuất, sinh hoạt của mọi tầng lớp xã hội trên đất n−ớc chúng ta. Động cơ có công suất nhỏ làm động lực cho các máy xay sát, máy bơm n−ớc, máy kéo, máy cắt cành cây, máy cắt cỏ, máy phun thuốc trừ sâu, …đang sử dụng chủ yếu ở Việt Nam . Trong giao thông vận tải đ−ờng thuỷ, động cơ nhỏ còn dùng cho tầu thuỷ hoặc thuyền dân dụng, đ−ờng bộ, sử dụng cho xe công nông. Trong công nghiệp và xây dựng, động cơ nhỏ đ−ợc sử dụng phổ biến ở những cơ sở sản xuất nhỏ nh− máy ép vật liệu, máy c−a, máy cắt vật liệu, máy trộn vật liệu xây dựng của các cơ sở t− nhân hoặc hợp tác xã. Động cơ nhỏ cho đến nay và về lâu dài vẫn là một nhu cầu sử dụng không thể thiếu cho nhiều ngành sản xuất. 1.2. Phát triển chế tạo động cơ ở Việt Nam Lịch sử sản xuất động cơ đốt trong của n−ớc ta từ tr−ớc cho đến nay cũng chỉ là sản xuất theo kiểu sao chép mẫu mã của Liên Xô( tr−ớc đây), của Trung Quốc, của Nhật Bản, của Tiệp . Về chủng loại: Chủ yếu là động cơ 1 xi lanh có công suất nhỏ. Về cỡ công suất: Nhìn lại quá khứ, có thể nói ngành công nhiệp Việt Nam chúng ta đã sản xuất đ−ợc Một số động cơ đốt trong có gam công suất nh− sau: Năm 1960, Nhà máy cơ khí Trần H−ng Đạo đã sản xuất động cơDiesel 2-20 có Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 3 công suất 20 mã lực phỏng theo hệ động cơ 10,524 13 và 2105 của Liên Xô và Trung Quốc. Sau đó là năm 1962 sản xuất động cơ D 48 có công suất 48 mã lực. Động cơ Bình Giã 9 mã lực, động cơ Giải phóng 120 mã lực và tiếp theo là động cơ Bông sen 9,51 11,5 B , 12 mã lực của nhà máy cơ khí Trần H−ng Đạo, của Vinaco.Trong những năm qua Công ty Diesel Sông Công cũng đã sản xuất đ−ợc một số động cơ Diesel một xi lanh nh− TS 60, TS 105, TS 130, TS 165 có công suất từ 6 mã lực đến 16,5 mã lực và cũng chỉ riêng có công ty này đã sản xuất đ−ợc động cơ Diesel 4 kỳ, 4 xi lanh D 50, D 80 có công suất 50 mã lực và 80 mã lực chủ yếu lắp trên tầu thuỷ, cho đến nay vẫn tiếp tục sản xuất. Về sản xuất động cơ xăng phải kể đến động cơ MN1 kéo máy phát điện 1KW của nhà máy M2 bộ T− lệnh Thông tin sản xuất năm 1963 và động cơ Lombardi của công ty Diesel Sông Công. Công nghệ chế tạo động cơ ở Việt Nam: Ngành chế tạo động lực Việt Nam gồm chủ yếu là các nhà máy và công ty thành viên của Tổng công ty Máy động lực và Máy nông nghiệp Việt Nam ( VEAM ) , một số nhà máy của Bộ Giao thông vận tải và một số nhà máy của Bộ Quốc phòng. Do cơ sở vật chất kỹ thuật còn nghèo, việc đầu t− cho công nghệ chế tạo động cơ còn chậm, thiếu đồng bộ.Tuy nhiên trong những năm gần đây Ngành động lực Việt Nam đã có những tiến bộ đáng kể trong công nghệ chế tạo phôi, công nghệ rèn, dập, công nghệ nhiệt luyện và hoá bền bề mặt để chế tạo động cơ. Các x−ởng đúc của nhà máy VJE, Phụ tùng máy số 1, Diesel Sông Công đã đ−ợc cải tạo để đúc các sản phẩm của động cơ ôtô: • Lò nấu điện cảm ứng và thiết bị phân tích thành phần tại lò và phòng thí nghiệm. • Làm khuôn trên máy làm khuôn. • Sử dụng công nghệ đúc, vật liệu, cát resin ( phenol formaldehyde, furane, n−ớc thuỷ tinh, …) Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 4 Các nhà máy trên đều có chứng chỉ ISO 9001/ 2000. Hiện nay các nhà máy này đúc ra đ−ợc các sản phẩm đạt yêu cầu của các công ty n−ớc ngoài và đã xuất khẩu ra n−ớc ngoài: + Trục khuỷu- gang cầu 100.70.03ASTM và FCD.500- 7 + ống lót xi lanh cho xe máy Honda. + Các loại bạc đỡ ổ trục bằng gang cầu FCD 450.10 trong ôtô. + Đúc phôi thân máy, quy lát của động cơ Diesel các loại TS100, TS 80,TS 105, TS 130, TS 230, RK70, RK105, RK125. Công ty Diesel Sông Công và nhà máy Phụ tùng số 1 đã trang bị chế tạo khuôn rèn, dập và nung phôi rèn nhanh bằng thiết bị cảm ứng tần số trung, đầu t− bổ sung một số máy rèn khuôn, máy dập cắt có năng suất cao, các máy gia công khuôn CNC, các khối chuyên dùng làm khuôn rèn, dập nhập từ Nhật Bản. Công ty Diesel Sông Công đã từng xuất khẩu sang các n−ớc ASEAN 2000 bộ/ năm tay biên , trục khuỷu của động cơ Diesel một xi lanh. Về nhiệt luyện, đến nay hầu hết các nhà máy làm phụ tùng và làm động cơ của Tổng công ty VEAM đã đầu t− cải tiến các lò còn dùng đ−ợc bằng hệ điều khiển số hoá và mua mới các hệ thấm tôi, tôi liên tục trong môi tr−ờng bảo vệ. Việc nhập khẩu thép có lựa chọn, cùng với thiết bị nhiệt luyện đã cải tiến hệ điều khiển giúp cho các nhà máy trên đã có thể nhận đ−ợc các đơn hàng xuất khẩu hoặc thay thế nhập khẩu. Về công nghệ chế tạo cơ khí: “Tổng công ty VEAM có 4/12 công ty thành viên sản xuất động cơ Diesel 1 xi lanh trong đó chỉ có một Công ty Diesel Sông Công đã sản xuất đ−ợc động cơ 4 xi lanh 60- 80 mã lực. Cả 4 nhà máy: Vinappro, Vikyno, Trần H−ng Đạo, Diesel Sông Công đều có các dây chuyền thiết bị vạn năng chuyên môn hoá để chế tạo đ−ợc cả 5 chi tiết đặc thù cho động cơ Diesel cỡ nhỏ- Thân máy, quy lát, trục khuỷu,trục Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 5 cam, biên. Công ty Diesel Sông Công còn có thiết bị làm phôi để làm phôi rèn trục khuỷu, biên các cỡ lớn hơn”. [8] Quy mô chế tạo động cơ ở Việt Nam: Chúng ta ch−a có đ−ợc những dây chuyền hiện đại, hoàn chỉnh, chỉ sản xuất đ−ợc một số chi tiết chính. Chúng ta cũng đã tìm con đ−ờng chuyển giao công nghệ qua hình thức liên doanh, song trên thực tế, từ năm 1992 đến nay chúng ta đã có 11 liên doanh nh−ng việc cam kết chuyển giao công nghệ còn ở tỷ lệ thấp. Các công ty liên doanh tại Việt Nam thực ra cũng chỉ đ−ợc các công ty Mẹ cung cấp, chuyển giao công nghệ chỉ đủ mức hoạt động tại chỗ, đủ để đào tạo bồi d−ỡng cán bộ kỹ thuật ng−ời Việt Nam nắm đ−ợc những kiến thức về quản lý, về công nghệ sản xuất trên trang thiết bị hiện đại, để điều hành sản xuất lắp ráp d−ới dạng CKD là chính. Nhìn vào cơ sở vật chất và kỹ thuật chúng ta đã có và đang chuẩn bị đặt nền móng cho ngành sản xuất động cơ, chúng ta ch−a thể đáp ứng đ−ợc yêu cầu đòi hỏi ngày càng cao về kỹ thuật của động cơ hiện đại. Các sản phẩm của nhà máy Vinaco, nhà máy cơ khí Trần H−ng Đạo, nhà máy ôtô 1-5, công ty Diesel Sông Công…đều bộc lộ nhiều nh−ợc điểm nh− suất trọng l−ợng mã lực, suất tiêu thụ nhiên liệu còn quá lớn, chất l−ợng lắp ráp còn ch−a cao…Nhiều khâu công nghệ có tính chất quyết định nh− vật liệu, nhiệt luyện, gia công chính xác …vẫn còn nhiều bất cập. 1.3. phân tích đánh giá rung động trên các động cơ 1 xy lanh đang hoạt động ở việt nam Nguồn rung: + Cơ cấu biên tay quay: các lực quán tính và mô men không cân bằng. + Tác động chu kỳ của các hệ thống nạp, xả. + Lỗi chế tạo không cân bằng trên các chi tiết chuyển động quay. Nguyên nhân gây rung động: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 6 + Không cân bằng hết các lực tự do. + Chế tạo lắp ráp không chính xác. Tình hình khắc phục rung động trên các động cơ nhỏ ở Việt Nam hiện nay: Trong những năm qua chúng ta đã sản xuất chủ yếu ra những động cơ 1 xi lanh công suất nhỏ d−ới hình thức chép mẫu hoặc theo thiết kế n−ớc ngoài chế tạo thử gần đạt tính năng của động cơ mẫu là vội đ−a vào sản xuất không làm tiếp các khảo sát đánh giá chất l−ợng sản phẩm động cơ có đ−ợc ổn định không, độ tin cậy nh− thế nào. Nhìn chung những động cơ mà chúng ta đã sản xuất chất l−ợng ch−a cao, khi làm việc còn rung động nhiều, nguyên nhân chính khiến động cơ rung động là do động cơ bị mất cân bằng. Mục đích của đề tài là thăm dò khả năng giảm rung động cơ 1 xi lanh chế tạo tại Việt nam bằng các ph−ơng pháp ngoài động cơ. Nhiệm vụ của đề tài: + Nghiên cứu lý thuyết về sự phát sinh rung động. + Tính toán xác định các lực và mô men không đ−ợc cân bằng trên thí dụ động cơ TS 130. + Nghiên cứu khả năng giảm rung động cơ 1 xi lanh khi có liên kết đàn hồi giữa động cơ và khung hoặc bệ. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 7 Ch−ơng 2 Cơ sở lý thuyết 2.1. Lực và mômen lực tác dụng lên cơ cấu biên tay quay[4,11] Để xét lực và mômen lực tác dụng lên cơ cấu, tr−ớc hết ta xét lực tác dụng lên piston. Các lực này bao gồm lực khí cháy gP uur , lực quán tính của chuyển động tịnh tiến JP uur (hình2.1). Gọi tiết diện của piston là S BP B thì lực khí cháy tác dụng lên piston đ−ợc xác định nh− sau: 2.. . 4g kt p kt DP P S Pπ= = Trong đó: p BktB: là áp suất khí cháy tác dụng lên đỉnh piston D: là đ−ờng kính của piston Nếu nh− gọi khối l−ợng của nhóm piston gồm cả piston, chốt piston và xecmăng là mBnp B thì ta có lực quán tính của chuyển động tịnh tiến của piston là: P BJ B = - mBnp B. J ϕλωϕω ϕλϕω 2coscos )2cos(cos. 22 2 RmRm Rm npnp np −−= +−= Trong đó: )2cos(cos2 ϕλϕω += RJ : là gia tốc của piston ω : vận tốc góc quay của trục khuỷu với giả thiết const=ω ϕ : góc quay của trục khuỷu. R : bán kính quay của trục khuỷu l R=λ : là thông số kết cấu Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 8 N R Ptt Ptt Z ϕ β P1 T Pk Hình 2.1 Lực và mô men lực tác dụng lên cơ cấu biên tay quay Thành phần: 2 cosJI npP m Rω ϕ= − là lực quán tính tịnh tiến cấp I. 2 2 cos 2J npP m Rλω ϕ= − là lực quán tính tịnh tiến cấp II. Do lực quán tính và lực khí thể tác dụng lên piston có cùng ph−ơng trên đ−ờng tâm xi lanh nên tổng hợp lực của chúng là 1P ur cũng có ph−ơng tác dụng lên là đ−ờng tâm xi lanh. Ta có: 1 g JP P P= + ur ur ur 21 (cos cos 2 )g npP P m Rω ϕ λ ϕ⇒ = − + Ta phân tích lực 1P ur ra làm hai phần: lực ttP ur tác dụng dọc theo thân thanh truyền và lực ngang N uur ép piston lên thành xi lanh. Theo sơ đồ hình 2.1 ta có thể xác định đ−ợc các thành phần lực đó. 1 1 1 2 sin sin cos 1 sin N Ptg P Pβ ββ β β= = = − Mà ta lại có: ϕλβλϕ β sinsin sin sin =⇒= Và ta cũng xác định đ−ợc: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 9 1 1 2 2 2 2 2 2 1cos 1 sin 2 1 . . (cos cos 2 )1 41 sin 2 tt kt np P PP DP m R β λ ϕ π ω ϕ λ ϕ λ ϕ = = − ⎡ ⎤= − +⎢ ⎥⎣ ⎦− Nh− vậy, ta đã xác định đ−ợc lực tác dụng lên thanh truyền. Lực ttP uur thông qua thanh truyền, khớp nối giữa trục khuỷu và thanh truyền (đầu to thanh truyền) tác dụng lên trục khuỷu. Lực ttP uur tác dụng lên trục khuỷu đ−ợc phân ra làm hai lực là lực tiếp tuyến T ur và lực pháp tuyến Z ur . Từ hình 2.1 ta xác định đ−ợc hai lực này. T = P BttB sin(ϕ+β) ( ) 2 2 2 3 2 2 2 2 1sin 1 sin sin cos 2 1sin sin sin cos 2 cos cos 21 41 sin 2 tt kt np T F DP m R ϕ λ ϕ λ ϕ ϕ ϕ λ ϕ λ ϕ ϕ π ω ϕ λ ϕ λ ϕ ⎡ ⎤⎛ ⎞= − +⎜ ⎟⎢ ⎥⎝ ⎠⎣ ⎦ ⎛ ⎞− +⎜ ⎟ ⎡ ⎤⎝ ⎠= − +⎢ ⎥⎣ ⎦− cos( )ttZ P ϕ β= + 2 2 2 2 2 2 2 2 2 (cos cos sin sin ) 1cos (1 sin ) sin 2 1cos sin cos sin 2 (cos cos 2 )1 41 sin 2 tt tt kt np P P DP m R ϕ β ϕ β ϕ λ ϕ λ ϕ ϕ λ ϕ ϕ λ ϕ π ω ϕ λ ϕ λ ϕ = − ⎡ ⎤= − −⎢ ⎥⎣ ⎦ − − ⎡ ⎤= − +⎢ ⎥⎣ ⎦− Lực pháp tuyến gây uốn trục khuỷu, lực tiếp tuyến sinh ra mômen quay của trục khuỷu. Do đó ta có thể xác định đ−ợc mômen quay M theo góc quay của trục khuỷu của động cơ: RTM .= Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 10 )]2cos(cos 4 .[ sin 2 11 )cossinsin 2 1(sin )sin(. 2 2 22 32 ϕλϕωπ ϕλ ϕϕλϕλϕ βϕ +− − +− = += RmDp R RF npkt tt Ngoài ra các khối l−ợng lệch tâm khi quay còn sinh ra lực quán tính ly tâm kF quy dẫn về tâm chốt khuỷu. Qua phân tích trên ta thấy rõ ngoại lực tác dụng lên piston, thông qua chốt piston truyền qua thanh truyền, qua đầu to của thanh truyền tới tác dụng lên trục khuỷu làm cho trục khuỷu quay với mômen quay M đ−ợc xác định nh− trên, đồng thời gây ra uốn trục khuỷu có độ lớn lực uốn là Z . Lực ngang N gây ra mô men lật động cơ. Trong thực tế, mô men lật sẽ đ−ợc cân bằng bởi mô men ghìm máy của các liên kết giữ động cơ trên bệ nh− bulông nền... Khi đã biết lực và mômen lực tác động lên cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền của động cơ một xi lanh, ta hoàn toàn có thể xác định đ−ợc lực và mômen lực gây ra ở các xi lanh khác nhau của động cơ nhiều xi lanh trên cơ sở dựa vào góc lệch pha giữa chúng. 2.2. ph−ơng pháp cân bằng động cơ. [3,5,7] 2.2.1. Khái niệm về cân bằng động cơ Động cơ đ−ợc gọi là cân bằng ở chế độ làm việc xác định nếu các lực và mô men lực tác dụng lên bệ động cơ không thay đổi về chiều và c−ờng độ. Động cơ làm việc ở trạng thái không cân bằng là do sự thay đổi về chiều và c−ờng độ các lực và mô men lực ở động cơ, gây ra rung động mạnh các chi tiết của động cơ, gây ra nhiều hiện t−ợng xấu cho động cơ: Làm cho các chi tiết bị cong vênh, bu lông lỏng ra, độ mài mòn các chi tiết tăng lên, giảm độ chính xác, tăng tiếng ồn, giảm công suất và tuổi thọ… Nguyên nhân khiến cho động cơ không cân bằng là: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Ca Trong quá trình làm việc, động cơ tồn tại lực quán tính của các khối l−ợng chuyển động tịnh tiến, các khối l−ợng chuyển động quay và các mô men do chúng sinh ra. Các mô men này tác động lên thân máy làm cho thân máy bị rung động. Ngoài ra trong động cơ còn có mô men chính M tác dụng lên trục khuỷu luôn thay đổi và tồn tại mô men lật M BN B. Vì vậy muốn cho động cơ cân bằng ta phải thiết kế sao cho hợp lực của các lực quán tính chuyển động tịnh tiến , chủ yếu là lực chuyển động tịnh tiến cấp 1, hợp lực của các lực quán tính chuyển động quay P BK B bằng 0. Tổng các mô men do chúng gây ra trên mặt phẳng chứa đ−ờng tâm trục khuỷu cũng bằng không. Điều kiện để cân bằng động cơ: Ph−ơng trình cân bằng lực ΣP BJ1 B= Σm.R.ωP 2 Pcosϕ = 0 ΣP BJ2 B= Σm.R.ωP 2 Pλcos2ϕ = 0 2 Ph−ơng Trong chuyển động tị ΣMBJ1 B ; chuyển động tị Để cân men chính M d - Bố trí o Minh Thắng - Khoá 12 11 ΣP BK B = ΣmBr B.R.ωP P = 0 trình cân bằng mô men ΣMBJ1 B= Σa.m.R.ωP 2 Pcosϕ = 0 ΣMBJ2 B= Σa.λ.m.R.ωP 2 Pcos2ϕ = 0 ΣMBK B= Σa.mBrB.R.ωP 2 P= 0 đó:ΣP BJ1 B ; ΣP BJ2 B ; ΣP BK B lần l−ợt là hợp lực của các lực quán tính nh tiến cấp 1, cấp2 và lực quán tính ly tâm. ΣMBJ2 B; ΣMBK B lần l−ợt là tổng mô men do hợp lực quán tính nh tiến cấp 1, cấp 2 và hợp lực quán tính chuyển động quay. bằng các lực và mô men nói trên và để tăng độ đồng đều của mô o động cơ phát ra ng−ời ta dùng nhiều biện pháp: số xi lanh trong động cơ. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 12 - Bố trí góc lệch công tác trong xi lanh. - Dùng đối trọng để cân bằng. Trong thực tế động cơ đốt trong kiểu piston không thể cân bằng tuyệt đối đ−ợc, vì chỉ riêng độ không đồng đều của mô men chính M của động cơ đã khiến cho phụ tải tác dụng lên bệ động cơ thay đổi theo chu kỳ. Vì vậy khi khảo sát vấn đề cân bằng động cơ chỉ hạn chế trong phạm vi dùng biện pháp thiết kế chế tạo để cố gắng loại trừ và hạn chế những nguyên nhân gây ra sự mất cân bằng, khiến cho độ mất cân bằng của động cơ nằm trong phạm vi sai số cho phép. Để hạn chế sự mất cân bằng của động cơ ngoài biện pháp thiết kế ng−ời ta còn có các biện pháp công nghệ nh− : Trọng l−ợng các piston lắp trong một động cơ phải bằng nhau. Trọng l−ợng các thanh truyền phải bằng nhau, trọng tâm các thanh truyền phải giống nhau. Trục khuỷu các chi tiết chuyển động quay của động cơ phải đảm bảo cân bằng tĩnh và cân bằng động. Dung tích làm việc của các xi lanh phải bằng nhau. Để đánh giá sơ bộ tính năng cân bằng của động cơ đốt trong có thể dùng hai hệ số sau đây: *Hệ số Steki: ϕ = + Σ+Σ Dm PP dc .. 4 2 2 1 ω )(.. ) 4 (6 222 2 1 hlDm MMl dc J J + Σ+Σ ω *Hệ số Elimôp: η = +Σ Dm P dc Kn .. 2ω )(.. .6 222 blDm Ml dc Kn + Σ ω Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 13 Trong đó: mBđcB ; l ; h ; b ; D lần l−ợt là khối l−ợng động cơ ( kg ), chiều dài, chiều cao, chiều rộng, đ−ờng kính xi lanh của động cơ ( m ) , ΣP BKn B và ΣMBKn B là thành phần lực quán tính chuyển động quay và mô men do nó sinh ra trên ph−ơng ngang. Điều kiện: ϕ≤0,02 ; η≤0,02 . Động cơ cân bằng tốt ϕ/0,01 ; η/0,01. Động cơ cân bằng kém. 2.2.2. Cân bằng động cơ một xi lanh. Đối cới động cơ một xi lanh còn tồn tại các lực không cân bằng: Lực quán tính tịnh tiến cấp 1: P BJ1 B = mBnp B.R.ωP2Pcosϕ Lực quán tính tịnh tiến cấp 2: P BJ2 B = mBnp B.R.λωP2Pcos2ϕ Với mBnp B: khối l−ợng của nhóm piston R: Bán kính quay trục khuỷu ω: Vận tốc góc quay trục khuỷu ϕ : Góc quay trục khuỷu. λ = l R : Là thông số kết cấu. Lực quán tính tịnh tiến cấp 1 và cấp 2 tác dụng lên đ−ờng tâm xi lanh có trị số và chiều phụ thuộc vào góc quay của trục khuỷu. Lực quán tính chuyển động quay: P BkB = mBrB.r.ωP2P ( mBrB : Khối l−ợng nhóm chuyển động quay). Lực quán tính chuyển động quay tác dụng trên đ−ờng tâm chốt khuỷu và có chiều theo h−ớng ly tâm. 2.2.2.1. Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến [10] Để cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến ng−ời ta th−ờng dùng cơ cấu bổ sung ( Hình 2.2 ). Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 14 a, Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 1: Để cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 1, ng−ời ta lắp hai trục cân bằng song song với trục khuỷu và quay với vận tốc góc bằng vận tốc góc quay của trục khuỷu ( Hình 2.2 ). Hai đối trọng này lắp trên hai trục sao cho góc giữa trục xi lanh và bán kính quay của chúng luôn là ϕ (góc quay của trục khuỷu). Khi đó, mỗi đối trọng tạo ra một lực ly tâm 1djP . Giả sử Khối l−ợng của mỗi đối trọng là m Bdt B và bán kính quay là r B1 B thì lực ly tâm do chúng gây ra sẽ là: P B(1)dJ1 B = m Bdt B.r B1 B.ω P2 P. Ta có thể phân tích lực quán tính ly tâm này thành 2 thành phần: - Thành phần lực theo ph−ơng ngang (ph−ơng vuông góc với đ−ờng tâm xi lanh): P B(1)dJ1 B= m Bdt B.r B1 B.ω P2 P.sinϕ . Thành phần lực theo ph−ơng ngang tự cân bằng. - Thành phần lực theo ph−ơng thẳng đứng (ph−ơng đ−ờng tâm xi lanh): F B1dJ2 B= m Bdt B.r B1 B.ω P2 P.cosϕ .Thành phần lực này có trị số bằng và ng−ợc chiều với lực quán tính tịnh tiến cấp 1: 2P B1dJ2 B = P B J1 B Hay 2m Bdt B.r B1 B.ω P2 P.cosϕ = m Bnp B.R.ω P2 P.cosϕ . Suy ra 2m Bdt B.r B1 B = m Bnp B.R Nh− vậy từ điều kiện cân bằng ta có thể rút ra đ−ợc mỗi đối trọng cần bố trí: m Bđk B = 12 . r Rmnp Vậy với mỗi xi lanh nhất định R, m Bnp B nhất định ta sẽ đặt đối trọng với kích th−ớc, khối l−ợng, tại vị trí xác định. Về nguyên tắc, đối trọng bố trí xa tâm quay thì lực ly tâm do nó sinh ra càng lớn tức là r B1 Bcàng lớn thì m Bđk B càng nhỏ. Tuy nhiên, khi đó kích th−ớc của hộp trục khuỷu lại tăng lên. Chính vì vậy ng−ời ta phải tính toán khối l−ợng và kích th−ớc sao cho phù hợp. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 15 PJ1 R 2 2 2 2 mnp PttP(1)dj1 P(1)dj P(1)dj2 P(2)dj1 P(2)dj md2 P(2)dj2 2P(1)dj1 P(1)dj1 md1P(1)dj2 2P(2)dj2 P(2)dj2 P(2)dj1 P(2)dj Hình 2.2 Sơ đồ cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến ở động cơ một xi lanh b, Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 2 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 16 Để cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 2, ng−ời ta th−ờng lắp 2 trục cân bằng song song với trục khuỷu và quay với vận tốc góc bằng 2 lần vận tốc góc quay của trục khuỷu ( hình 2.3 ) Hai đối trọng lắp trên hai trục này sao cho góc giữa trục xi lanh và bán kính quay của chúng luôn là 2ϕ ( ϕ góc quay của trục khuỷu). Khi đó, mỗi đối trọng tạo ra một lực ly tâm dJP )2( . Giả sử khối l−ợng của mỗi đối trọng là mBd2B và bán kính quay là r B2B thì lực quán tính ly tâm do chúng gây ra sẽ là: P B(2)dJB = mBd2B.r B2B(2ω) P2 P. Cũng nh− tr−ờng hợp trên, ta có thể phân tích lực quán tính ly tâm này thành 2 thành phần: - Thành phần theo ph−ơng ngang (ph−ơng vuông góc với đ−ờng tâm xi lanh): P B(2)dJ1 B = mBd2B.r B2B(2ω) P2P.sin2ϕ . Thành phần này tự cân bằng. - Thành phần theo ph−ơng thẳng đứng (ph−ơng đ−ờng tâm xi lanh): P B(2)dJ2 B = mBd2 B.r B2B(2ω) P2P.cos2ϕ . Thành phần lực này có trị số bằng và ng−ợc chiều với lực quán tính tịnh tiến cấp 2: 2P B(2)dJ2 B = PBJ2 B Hay mBd2B.r B2B(2ω) P2P.cos2ϕ = mBnp B.λ.RωP2Pcos2ϕ . Suy ra 8mBd2B.r B2B = mBnp B.R Nh− vậy từ điều kiện cân bằng ta có thể rút ra đ−ợc khối l−ợng mỗi đối trọng đ−ợc bố trí: mBd2B = 28 . r Rmnpλ T−ơng tự nh− tr−ờng hợp trên, với mỗi xi lanh nhất định R, m Bnp B nhất định ng−ời ta đặt đối trọng với kích th−ớc, khối l−ợng, tại vị trí xác định sao cho phù hợp. 2.2.2.2. Cân bằng lực quán tính của khối l−ợng chuyển động quay [2,11] Trên đ−ờng kéo dài của trục khuỷu đặt đối trọng có khối l−ợng mBrB và trọng tâm cách trục khuỷu một khoảng rBrB ( hình 2. 3) Khi trục khuỷu quay với vận tốc góc ω, khối l−ợng này sẽ sinh ra một lực ly tâm có trị số: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 17 P BkdB = mBrBr BrBωP2 P. Lực ly tâm này có trị số bằng và ng−ợc chiều với lực quán tính ly tâm của các khối l−ợng chuyển động quay của trục khuỷu: P BkdB = PBkB. Hay mBrBr BrBωP2P = m.RωP2 P. Vậy khối l−ợng của đối trọng cần thiết là: mBrB = rr Rm. Trong thực tế ng−ời ta th−ờng đặt khối l−ợng đối trọng cách tâm trục khuỷu một khoảng r BrB < R để kết cấu của động cơ đ−ợc gọn nhẹ. Nh− vậy lực quán tính của khối l−ợng chuyển động ._.quay hoàn toàn có thể dùng đối trọng để cân bằng. m mr R PK Hình 2.3 Sơ đồ cân bằng lực quán tính ly tâm 2.2.3. Cân bằng động cơ nhiều xi lanh [10] 2.2.3.1. Cân bằng động cơ hai xy lanh một hàng Trục khuỷu của động cơ hai xi lanh một hàng th−ờng có dạng phân bố khuỷu cách nhau 180 P0 P( Hình 2.4 ). Lực quán tính hạng nhất tác dụng ở xi lanh thứ nhất và thứ hai sẽ là: P P(1)PBjIB = - mBjB r ωP2Pcosϕ và PP(2)PBjIB = - mBjB r ωP2Pcos(180 P0P+ϕ). Trị số của các lực này bằng nhau và ng−ợc chiều do đó có tổng bằng 0. Các lực quán tính hạng nhất tạo ra mô men lực không cân bằng tác dụng trong mặt phẳng thẳng đứng : MBjIB = a mBj BωP2Pcosϕ. Mô men này có thể cân bằng nhờ đối trọng lắp trên má khuỷu. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 18 Lực quán tính hạng hai ở xi lanh thứ nhất và thứ hai có dạng: P P(1)PBjIIB = - mBjB r ωP2 Pλcos2ϕ và PP(2)PBjIIB = - mBjB r ωP2 Pλcos2(180 P0P - ϕ) và tổng của chúng sẽ là: 2 2 1 2 cos 2jII jP m rω λ ϕ= −∑ . Lực quán tính hạng hai có thể đ−ợc cân bằng nhờ cơ cấu cân bằng. 1 2 PjII (1) Mj I r ω x z PjII (2) PjI PjI (1) Hình2.4 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 2 xilanh một hàng 2.2.3.2. Cân bằng động cơ bốn xi lanh một hàng Trục khuỷu của động cơ bốn xi lanh thẳng hàng th−ờng kết cấu góc giữa các khuỷu là 180 P0 P. Đối với loại động cơ này lực quán tính hạng nhất đối với xi lanh thứ nhất và thứ t−: P Bj I1B = PBj I4B= - mBjB RωP2Pcosϕ Đối với xi lanh thứ hai và thứ ba: P Bj I2B = PB I3 B= - mBjB RωP2Pcos(ϕ +180 P0P) Do đó, tổng lực quán tính hạng nhất: 4 1 0jIP =∑ Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 19 Các lực đ−ợc cân bằng theo giá trị tuyệt đối và phân bố đối xứng qua mặt phẳng vuông góc đi qua trục khuỷu, do đó tổng mômen quán tính hạng nhất cũng bằng không: 0 4 1 =∑ jIM - Lực quán tính hạng hai đối với xi lanh thứ nhất và xi lanh thứ t−: P Bj II1 B = PBj II4 B= - mBjB RλωP2Pcos2ϕ Đối với xi lanh thứ hai và xi lanh thứ ba: P Bj II2 B = PB j II3 B= - mBjB RλωP2Pcos(2ϕ + 180 P0P) Tổng lực quán tính hạng hai: 4 2 1 4 cos 2jII jP m Rω λ ϕ= −∑ Các lực này có thể đ−ợc cân bằng nhờ cơ cấu cân bằng. Do tính chất đối xứng nên mômen lực quán tính hạng hai bằng 0: 0 4 1 =∑ jIIM - Lực quán tính chuyển động quay cũng bằng 0: 4 1 0kP =∑ Mômen do lực quán tính chuyển động quay của xi lanh thứ nhất và thứ hai sinh ra ng−ợc chiều với với mômen do lực quán tính chuyển động quay của xi lanh thứ ba và thứ t− sinh ra. Vì vậy chúng triệt tiêu nhau: 0 4 1 =∑ kM Tuy nhiên, các lực quán ly tâm này tạo ra các cặp mômen lực gây uốn cổ giữa. Vì vậy để cổ trục giữa khỏi chịu mômen uốn rất lớn ng−ời ta vẫn th−ờng bố trí đối trọng để cân bằng mômen của từng cặp xi lanh ng−ời ta bố trí đối trọng nằm đối xứng với cổ biên qua đ−ờng tâm trục khuỷu (hình 2.5). Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 20 B B B B 2.2.3.3. Cân bằng động cơ 6 xi lanh một hàng Động cơ 6 xi lanh một hàng th−ờng có phân bố các khuỷu trục cách nhau 120 P0P( Hình 2.6 ). Các lực quán tính hạng nhất đối với các xi lanh: P P(1)PBjIB = PP (6) PBjIB = - mBjB r ωP2Pcosϕ P P(2)PBjIB = PP (5) PBjIB = - mBjB r ωP2 Pλcos(120 + ϕ) P P(3)PBjIB = PP (4) PBjIB = - mBjB r ωP2 Pλcos(120 + ϕ) Tổng các lực quán tính hạng nhất sẽ là: 6 2 0 1 2 [cos cos(120 ) cos(240 )]jIP mrω ϕ ϕ ϕ= − + + + +∑ = 0 có nghĩa là các lực quán tính hạng nhất của động cơ 6 xi lanh đã đ−ợc cân bằng. T−ơng tự ta có tổng các lực quán tính hạng hai: 6 2 0 0 1 2 [cos 2 cos 2(120 ) cos 2(240 )] 0jII jP m rω λ ϕ ϕ ϕ= − + + + + =∑ có nghĩa là ở động cơ 6 xi lanh một hàng lực quán tính hạng hai cũng đ−ợc cân bằng. Do đối xứng qua mặt phẳng đi qua điểm giữa trục khuỷu nên mô men P Bj IB MBj 3- MBj 1- P Bj IB P Bj IIB P Bj IIB P Bj IB P Bj IB P Bj IIB MBPkđ B P Bk P BkđB P Bkđ B MBP P Bk P Bk P BkđB P Bk 1 23 4 P Bj IIB Hình 2.5 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 4 xilanh, thứ tự làm việc 1 – 3 – 4 – 2. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 21 các lực quán tính hạng nhất và hạng hai đều bằng 0 và động cơ 6 xi lanh một hàng đ−ợc cân bằng hoàn toàn. x x Y a ba a a PjI.2 PjI.3 PjII.2 PjII.3 PjI.3 PjII.3 PjI.2 PjII.2 ω Hình 2.6 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ 6 xilanh một hàng 2.2.3.4. Cân bằng động cơ chữ v hai xi lanh với góc giữa hàng 90 P0P(Hình2.7) Lực quán tính hạng nhất t−ơng ứng với xy lanh thứ nhất và thứ hai là: P P(1)PBjIB = - mBjB r ωP2Pcosϕ ; P P(2)PBjIIB = - mBjB r ωP2Pcos(270 P0P+ϕ). Tổng của các lực quán tính hạng nhất: 2 2 2 2 2 1 cos sinjI j jP m r m rω ϕ ϕ ω= + =∑ có nghĩa là luôn không đổi về giá trị. Góc giữa lực tổng và trục khuỷu thứ nhất là ϕ có nghĩa là tổng các lực quán tính hạng nhất luôn có ph−ơng trùng với ph−ơng tay quay. Do đó nó có thể đ−ợc cân bằng nhờ đối trọng, đặt cùng với đối trọng để cân bằng lực quán tính ly tâm khi đó khối l−ợng đối trọng là: m BđtB = (r/ρ)(mBkB+mBbtB+mBbp B+mBjB ). Trong đó mBkB là khối l−ợng phần chuyển động quay của cổ biên, m BbtB và mBbp B là khối l−ợng biên trái và phải quy đổi về cổ biên, mBj Blà khối l−ợng các chi tiết của cơ cấu biên tay quay chuyển động tịnh tiến. Tổng các lực quán tính hạng hai có dạng: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 22 2 2 2 2 0 2 1 cos 2 cos 2(270 ) 2 cos 2jII j jP m r m rω λ ϕ ϕ ω λ ϕ= + + =∑ Lực này luôn tác dụng trong mặt phẳng nằm ngang đi qua trục của trục khuỷu và chỉ đ−ợc cân bằng nhờ cơ cấu cân bằng. Dạng kết cấu này của cơ cấu biên tay quay không sinh ra mô men của các lực quán tính. ω ϕ Y X PjII PjI mđt Hình 2.7 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ chữ V hai xi lanh Với góc giữa hàng 90 P0P 2.2.3.5. Cân bằng động cơ chữ v 8 xy lanh với góc giữa hàng 90 P0P Các trục khuỷu của động cơ loại này đ−ợc phân bố giữa hai mặt phẳng vuông góc với nhau (Hình 2.8). Ng−ời ta th−ờng nghiên cứu nh− là 4 động cơ chữ v hai xi lanh đặt nối tiếp theo trục khuỷu. Khi cân bằng lực quán tính hạng nhất ng−ời ta đặt trên mỗi cặp xi lanh theo ph−ơng tay quay các đối trọng có nghĩa là tổng các lực quán tính hạng nhất đã đ−ợc cân bằng nhờ đối trọng. Tổng mô men của các lực quán tính hạng nhất cũng bằng 0. Lực quán tính hạng hai theo các căp xi lanh: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 23 P BjII1tB + PBjII1p B = 2 mBjBrωP2Pλcos2ϕ P BjII2tB + PBjII2p B = 2 mBjBrωP2Pλcos2(90 P0P+ϕ) P BjII3tB + PBjII3p B = 2 mBjBrωP2Pλcos2(270 P0P+ϕ) P BjII4tB + PBjII4p B = 2 mBjBrωP2Pλcos2(180 P0P+ϕ) Tất cả các lực nằm trong cùng mặt phẳng, cùng giá trị tuyệt đối nh−ng khác dấu từng cặp, do đó tổng hình học bằng 0. Mô men của các lực quán tính hạng hai cân bằng với nhau theo từng cặp. ở động cơ nghiên cứu có thể cân bằng mô men của các lực quán tính hạng nhất nhờ đối trọng lắp ở cuối trục khuỷu. Nếu trị số không cân bằng của lực quán tính trên một khuỷu là c thì trị số mỗi đối trọng đặt ở cuối trục là: mBđtB = 2 10ac bρω Trong đó a là khoảng cách giữa các mặt phẳng chứa trục xi lanh kề nhau, b là khoảng cách giữa các đối trọng. Mặt phẳng để lắp ghép các đối trọng tạo với mặt phẳng của khuỷu thứ nhất một góc α = 0 ,18 30 Trong thực tế, theo điều kiện cấu trúc, th−ờng áp dụng phối hợp các đối trọng ở cuối trục khuỷu với các đối trọng lắp theo bán kính tay quay. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 24 90 0 90 0 Y X ϕ ω ω Hình 2.8 Sơ đồ cân bằng lực và mô men lực động cơ chữ V 8 xi lanh * Từ nghiên cứu cân bằng động cơ ta có thể rút ra kết luận: - Trong quá trình làm việc của động cơ tồn tại các lực và mômen lực không cân bằng, luôn luôn thay đổi về chiều và trị số làm ảnh h−ởng rất lớn tới quá trình làm việc của động cơ. Chính vì vậy ng−ời ta phải khắc phục hiện t−ợng đó để động cơ làm việc ổn định với công suất và hiệu quả cao. Cân bằng động cơ chủ yếu là dùng các biện pháp về kết cấu để đạt tới các điều kiện cân bằng nh− ta đã xét ở trên. - Đối với động cơ một xi lanh việc tính toán cân bằng động cơ rất khó khăn. Đối với động cơ này hầu hết các lực và mômen lực không cân bằng nh−: lực quán tính tịnh tiến cấp I, lực quán tính tịnh tiến cấp II, lực quán tính của các khối l−ợng chuyển động quay và các mômen lực của chúng. Ngoài ra còn có mômen lật động cơ. Để cân bằng các lực quán tính chuyển động tịnh tiến cấp I và cấp II ng−ời ta bố trí hệ thống trục cân bằng song với trục khuỷu, trên các trục cân Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 25 bằng có bố trí các đối trọng một cách hợp lý. Chính các đối trọng đó khi chuyển động sẽ sinh ra lực quán tính ly tâm cân bằng với lực quán tính tịnh tiến cấp I và cấp II. Đối với lực quán tính của các khối l−ợng chuyển động quay, để cân bằng ng−ời bố trí luôn đối trọng trên trục khuỷu, gắn liền với má khuỷu. Chính đối trọng này đã sinh ra lực quán tính ly tâm cân bằng với lực quán tính của các khối l−ợng chuyển động quay quy về tâm chốt khuỷu. - Ng−ời ta cũng có thể cải thiện tính mất cân bằng của động cơ bằng cách tăng số xi lanh. Khi tăng số xi lanh và bố trí một cách hợp lý thì một số thành phần lực mômen lực sẽ tự đ−ợc cân bằng mà không cần bố trí cơ cấu sung. Điển hình nh− ta đã xét đối với động cơ bốn xi lanh bố trí thẳng hàng với góc lệch công tác là ϕ = 180 P0P. Trong tr−ờng hợp này, lực quán tính tịnh tiến cấp I và mômen lực của nó đã tự cân bằng, mômen lực quán tính tịnh tiến cấp II cũng nh− lực và mômen lực của các khối l−ợng chuyển động quay cũng cân bằng. Nh− vậy, động cơ bốn xi lanh thẳng hàng đã cân bằng rất tốt. Ta chỉ cần bố trí đối trọng để cân bằng mômen M BkB của từng cặp xi lanh. Tuy nhiên, đối với động cơ đốt trong kiểu piston không thể cân bằng tuyệt đối đ−ợc, ta không thể cân bằng đ−ợc mômen ng−ợc chiều (trong quá trình động cơ làm việc, mômen ng−ợc chiều tác dụng lên bệ động cơ gây nên dao động cho thân và bệ động cơ). Vì vậy ta chỉ khảo sát vấn đề cân bằng lực quán tính chuyển động tịnh tiến và lực quán tính chuyển động quay mà thôi. Đối với cơ cấu cân bằng đ−ợc bố trí dựa vào điều kiện cân bằng và dựa vào kết cấu cụ thể của động cơ. 2.3. lý thuyết dao động 2.3.1. Những vấn đề chung [12] Nghiên cứu các quá trình động lực học mà chủ yếu là các quá trình dao động diễn ra trong các máy móc để đánh giá ảnh h−ởng của các yếu tố đến chất Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 26 l−ợng làm việc của máy và để làm cơ sở lựa chon các thông số tối −u khi cải tiến hoặc thiết kế máy mới. Các liên hợp máy (ôtô, máy kéo… ) khi làm việc chịu các lực kích động dao động là bất lợi nhất. Vì chúng phải hoạt động trong khi di động do đó phải chịu những kích động học do những mấp mô trên mặt đ−ờng, chịu những lự cản luôn luôn biến đổi trên các bộ phận làm việc và lực quán tính ch−a đ−ợc cân bằng của động cơ. Dao động của liên hợp máy do những lực quán tính ch−a đ−ợc cân bằng của động cơ gây ra là dao động có tần số cao và là một quá trình biến đổi có chu kỳ rõ ràng. Trái lại những dao động mấp mô trên mặt đ−ờng và lực cản làm việc có tính chất ngẫu nhiên với dải tần số nằm trong vùng có giá trị thấp (khoảng 0,5 đến 20 Hz). Do đó ph−ơng pháp nghiên cứu dao động do những nguồn trên gây ra sẽ không giống nhau. Nghiên cứu dao động chủ yếu theo hai h−ớng chính sau đây: *Phân tích và tổng hợp các hệ thống nhằm giảm đến mức tối đa có thể ảnh h−ởng xấu của hiện t−ợng dao động (bài toán giảm chấn). *Phân tích và tổng hợp các hệ thống nhằm đảm bảo cho các bộ phận làm việc có quỹ đạo gần giống nhất với đ−ờng cong thực tế.(bài toán chép hình). Việc giải quyết các bài toán trên nói trên bao gồm những giai đoạn sau: + Lập ph−ơng trình vi phân chuyển động của hệ thống đ−ợc xét. + Xác định các tín hiệu ở cửa vào. + Xác định các tín hiệu ở cửa ra. +Tổng hợp hệ thống theo yêu cầu đề ra. Những vấn đề trên đ−ợc giải quyết d−ới dạng những bài toán tuyến tính hay phi tuyến và tuỳ thuộc vào bài toán cụ thể có thể dùng các ph−ơng pháp: Tuyến tính hoá thống kê, ph−ơng pháp đồng nhất hoá, ph−ơng pháp mô hình hoá. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 27 2.3.2. Ph−ơng pháp mô hình hoá [12] Trong những năm gần đây; Ph−ơng pháp mô hình hoá đ−ợc sử dụng rộng rãi để khảo sát các hệ thống cơ, điện, hệ thống điều chỉnh tự động… Thực chất của ph−ơng pháp mô hình hoá là thay thế một phần hay toàn bộ hệ thống đ−ợc xét bằng một mô hình có khả năng tái hiện các tính chất cần đ−ợc khảo sát của hệ thống đã đ−ợc thay thế. Khi đó trong mô hình sẽ diễn tả các quá trình t−ơng tự nh− ở hệ thống thực, nh−ng có thể dễ dàng quan sát, ghi lại, kiểm tra… Nh− vậy mô hình hoá có thể thay thế một phần cho những nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm. Trong quá trình xây dựng mô hình cơ học th−ờng phải đơn giản hoá hệ thống đ−ợc xét, trừu t−ợng hoá một số đặc điểm riêng của nó, bỏ qua các yếu tố ít ảnh h−ởng đến những kết luận rút ra khi giải quyết vấn đề. Nh− vậy một hệ thống thực có thể đ−ợc thay thế bằng nhiều mô hình cơ học khác nhau. Chọn mô hình khảo sát phụ thuộc vào kết cấu cụ thể của hệ thống, vào hiện t−ợng khảo sát xảy ra trong quá trình hoạt động của hệ thống… Chuyển động của một hệ thống đ−ợc hoàn toàn xác định khi biết quy luật biến đổi toạ độ của nó theo thời gian d−ới tác dụng của ngoại lực. Các phần cơ bản của một mô hình cơ học có thể diễn tả nh− sau: + Để diễn tả lực F không đổi theo thời gian ng−ời ta dùng phần tử ma sát khô: F = Const. + Để diễn tả lực F tỷ lệ bậc nhất với chuyển vị(hay biến dạng) x ng−ời ta dùng lò xo có độ cứng c (N/m) không đổi: F = cx. Trong tr−ờng hợp lực F không tỷ lệ bậc nhất với chuyển vị, độ cứng của lò xo c(x) không phải là hằng số ta có: F = c(x)x. Để diễn tả lực F tỷ lệ bậc nhất với đạo hàm bậc nhất của chuyển vị(hay biến dạng) theo thời gian, ng−ời ta sử dụng một phần tử ma sát nhớt nh− piston chạy trong xi lanh: .F k x ⋅= k là hệ số tỷ lệ có thứ nguyên Ns/m. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 28 + Để diễn tả lực F tỷ lệ với đạo hàm hạng hai của chuyển vị theo thời gian ng−ời ta dùng khối l−ợng có quán tính m(kg): F m x ⋅⋅= Theo quy −ớc trên đây mô hình cơ học có chuyển động tịnh tiến. Khi muốn có mô hình cơ học chuyển động quay có thể thay các đại l−ợng nói trên bằng các đại l−ợng t−ơng ứng: Lực F đ−ợc thay bằng mô men, chuyển vị x thay bằng chuyển vị góc ϕ, các đạo hàm xx &&&, đ−ợc thay bằng các đạo hàm ϕ& , ϕ&& khối l−ợng m đ−ợc thay thế bằng mô men quán tính của khối l−ợng J. Khi cần đơn giản hoá quá trình tính toán ng−ời ta th−ờng thay thế các mô hình cơ học phức tạp bằng một mô hình đơn giản hơn bằng cách quy đổi khối l−ợng, lực và độ cứng. Điều kiện quy đổi khối l−ợng là động năng của khối l−ợng quy đổi bằng động năng của các khối l−ợng đ−ợc quy đổi, từ đó ta rút ra: 2 2 2 2 1 1 n n i i q i i i ip q vm J m v v ω = = = +−∑ ∑ hay là 2 2 2 2 1 1 n n i i q i i i iq q vJ J m v ω ω= == +∑ ∑ Trong đó : mBqB là Khối l−ợng quy đổi(chuyển động tịnh tiến). J Bq B là Mô men quán tính quy đổi(chuyển động quay). v BqB là Vận tốc của khối l−ợng quy đổi. mBiB là Khối l−ợng đ−ợc quy đổi(có chuyển động tịnh tiến). v BiB là Vận tốc của khối l−ợng mBiB. J BiB là Mô men quán tính của khối l−ợng đ−ợc quy đổi(có chuyển động quay). ωBiB là Vận tốc góc t−ơng ứng. Điều kiện để quy đổi lực là công suất của lực(hay mô men lực) quy đổi bằng công suất của các lực và mô men lực đ−ợc quy đổi: Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 29 1 1 cos( , )n ni i i i q i i i iq q v P vM M Pωω ω= == +∑ ∑ 1 1 cos( , ) cos( , ) cos( , ) n n i i i i q i i i iq q q q q q v P vP M P v P v v P v ω = = = +∑ ∑ Trong đó: MBqB- Mô men quy đổi. P Bq B – Lực quy đổi. MBiB – Mô men đ−ợc quy đổi. P BiB – Lực đ−ợc quy đổi. ωBiB – Vận tốc góc của khâu chịu tác dụng của mô men M BiB. V BiB – Vận tốc của điểm đặt lực P BiB. (P BiB , v BiB) – Góc giữa lực P BiB và vận tốc v BiB . Điều kiện để quy đổi độ cứng là thế năng của phần tử đàn hồi quy đổi bằng thế năng của các phần tử đàn hồi đ−ợc quy đổi. Từ đó ta quy ra đối với các phần tử đàn hồi nối song song(Hình 2.9 a): 1 n q i i c c = =∑ Đối với các phần tử đàn hồi nối tiếp ( Hình 2.9 b ): 1 1 1n ii ic c= =∑ Trong đó: CBq B - Độ cứng quy đổi. CBiB - Độ cứng của phần tử đ−ợc quy đổi. T−ơng tự nh− vậy, đối với tr−ờng hợp nối hỗn hợp song song và nối tiếp ( Hình 2.9 c) ta có: 1 2 3 1 1 1 qc c c c = ++ c1 c3 c1 c3c2 c2c2 b,a, c, m m c1 m Hình 2.9 Quy đổi độ cứng Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 30 2.3.3. Dao động c−ỡng bức của hệ chịu kích động điều hoà. Xét các dạng kích động của mô hình dao động khối l−ợng lò xo. Ph−ơng trình vi phân dao động c−ỡng bức của hệ một bậc tự do có dạng tổng quát là: . . ( )m q b q cq f t ⋅⋅ ⋅+ + = (2.1) Để xác định các hàm f(t) ta xét các mô hình dao động trên hình 2.10. m mm m c b x x c b x c b x b 0 ωτr c1 m1 u(t) a, b, c, d, u(t) C0 Hình 2.10 Mô hình dao động một bậc tự do Hình 2.10 a, hệ dao động chịu kích động lực. Giả sử hệ chịu kích động lực tuần hoàn theo quy luật F(t) = sinF tω∧ ta có: ( ) sinf t F tω∧= Trong đó F ∧ là giá trị cực đại của hàm f(t) Hình 2.10 b, hệ dao động chịu kích động lực bởi lực quán tính gây ra do khối l−ợng lệch tâm mB1 B. Trong ph−ơng trình 2.1 ta lấy m = mB0B + mB1B. Hàm f(t) có dạng: 21( ) sinf t m r tω ω= Hình 2.10 c, hệ chịu kích động bởi lực đàn hồi. Trong ph−ơng trình 2.1 ta lấy c = c B0 B + c B1 B Hàm f(t) có dạng 1( ) sinf t c u tω ∧= Hình 2.10 d, hệ chịu kích động động học .Giả sử điểm chân của lò xo chuyển động theo quy luật ( ) sinu t u tω∧= . Trong tr−ờng hợp này hàm f(t) có dạng ( ) ( ) . ( ) ( sin . .cos )f t u t b u t u c t b tω ω ω⋅ ∧= + = + Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 31 Ch−ơng 3 Nghiên cứu cân bằng động cơ 1 xi lanh ts130. 3.1. Xác định trị số các khối l−ợng chuyển động tịnh tiến và chuyển động quay không cân bằng 3.1.1. Khối l−ợng chuyển động tịnh tiến mất cân bằng Khối l−ợng chuyển động tịnh tiến mất cân bằng gồm khối l−ợng nhóm piston và khối l−ợng của phần đầu nhỏ thanh truyền: M = mBnp B + mBlB = 0,87 + 1,3 . 0,25 = 1,2275 (kg) 3.1.2. Khối l−ợng chuyển động quay mất cân bằng Khối l−ợng chuyển động quay mất cân bằng gồm khối l−ợng các chi tiết lệch tâm: Khối l−ợng má khuỷu, phần khối l−ợng tham gia chuyển động quay của chốt, phần khối l−ợng thanh truyền tham gia chuyển động quay Do má có hình dạng phức tạp nên ta chia má ra làm 3 phần để tính. ( hình 3.5) x I II III III IV IV 58 40 y Hình 3.1 Sơ đồ tính khối l−ợng má khuỷu Phần I : Quay quanh tâm O B1B toạ độ trọng tâm y B1B = 58 ( mm ). mBIB = ρπ ... 21 lr = 3,14(18.10 P-3P) P2P.36,5.10 P-3P.7,8.10 P3 P Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 32 mBIB = 0,2896 ( kg ). Phần II : Quay quanh đ−ờng tâm trục khuỷu: mBIIB = ρπ ... 22 lr =3,14.( 40.10 P-3P) P2P.36,5.10 P-3P.7,8.10 P3 mBIIB = 1,431 (kg ). Phần III : Xét mBmá B =2,208 (kg ). * mBbulôngB= 2 . 0,064 = 0,128 (kg ) . * mB∆ B : Hai phần tam giác cong nằm phía d−ới trục ngoài Φ80. Diện tích này đ−ợc tính gần đúng: mB∆ B = 16,58.10 P-3P.25.10 P-3P.36,5.10 P-3P.7,8.10 P3P mB∆ B = 0,118 (kg). Do có 2 tam giác cong nên khối l−ợng phần phía d−ới là: mB2∆ B = 2.0,118 = 0,236 (kg). * Vậy mBIIIB = mBmáB - mBIB - mBIIB - mBbulôngB- mB2∆ B mBIIIB = 2,208 - 0,2896 - 1,431 - 0,128 - 0,236 mBIIIB = 0,1234(kg). Quy dẫn các khối l−ợng về tâm chốt: R rm m iiri .= Trong đó mBriB là khối l−ợng quy dẫn tại R mBi B là khối l−ợng ban đầu tại rBiB r Bi B là toạ độ ban đầu R toạ độ quy dẫn. ở đây toạ độ quy dẫn R = 47,5 trùng với đ−ờng tâm chốt. Toạ độ khối l−ợng: * Khối l−ợng mBIB đặt cách tâm chốt một khoảng bằng 11,5(mm) tức là cách tâm trục một khoảng y BIB = 11,5 + 47,5 = 58 (mm) Vậy mBrIB = mBIB. R ri mBrIB = 0,2896. 5,47 58 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 33 mBrIB = 0,3536 (kg). * Khối l−ợng mBIIIB đặt cách tâm trục một khoảng ρ = 40(mm). Vậy mBrIIIB = mBIIIB. R ρ mBrIIIB = 0,1234. 5,47 40 mBrIIIB = 0,1039(kg) * Phần khối l−ợng do tam giác cong đặt cách tâm trục một khoảng y Bc B=- 34,5(mm) phía d−ới trục tung mBr∆ B = mB∆ B. R yc mBr∆ B = 0,236. 5,47 5,34− mBr∆ B = - 0,1714 (kg) Dấu trừ thể hiện rằng phần này sẽ sinh ra một lực - PBK B ng−ợc với lực P BK B ở phần đầu má khuỷu sinh ra. * Phần khối l−ợng mất đi do khoan lỗ hứng dầu mB1PB , P = π.r B1PB,2 P.l B1PB, P.ρ mB1PB , P = 3,14.(9.10 P-3P) P2P.58.10 P-3P.7,8.10 P3 P mB1PB , P = 0,115(kg) mB2PB , P = π.r B2PB,2 P.l B2PB, P.ρ mB2PB , P = 3,14.3 P2P.10 P-6P.14.10 P-3P.7,8.10 P3 mB2PB , P = 0,003(kg) * Phần khối l−ợng tham gia chuyển động quay của chốt mBoch B = π.r BchPB2P.l BchB.ρ mBoch B = 3,14.25 P 2 P.10 P-6P.38.10 P-3P.7,8.10 P3P mBoch B = 0,5816(kg) * Phần khối l−ợng thanh truyền tham gia chuyển động quay: mB2 B= mBttB.0,725 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 34 mB2B = 1,3.0,725 mB2B = 0,9425 (kg). Hai phần trên đây đều có toạ độ trọng tâm trùng với tâm chốt. Vậykhối l−ợng chuyển động mất cân bằng là: MBΣ B = 2.(mBrIIB + mBrIIIB +mBr∆ B) + mBoch B +mB2B +(- mB1PB, P- mB2PB, P) MBΣ B = 2.( 0,3536 + 0,1039 - 0,1714 ) + 0,5816 + 0,9425 - 0,115- 0,003 MBΣ B = 1,978 (kg) Vậy khối l−ợng mất cân bằng chuyển động quay của trục khuỷu là: mBrB = MBΣ B = 1,978 (kg) đặt tại một điểm cách trục quay của khuỷu một đoạn R= 47,5(mm). 3.2. Phân tích các lực và mô men tự do không cân bằng tác động lên động cơ Khi động cơ làm việc lực quán tính và lực khí thể sinh ra tác dụng lên hệ trục khuỷu gây lên dao động c−ỡng bức của hệ trục khuỷu. Lực đó là lực kích thích. Mô men do chúng gây ra là mô men kích thích cũng thay đổi trị số theo chu kỳ nhất định. Các lực và mô men tự do không cân bằng tác động lên động cơ: 1. Lực quán tính của khối l−ợng chuyển động tịnh tiến cấp 1: P BJIB = m.R.ωP2 Pcosϕ Tính ở tốc độ định mức của động cơ ω = 251,2 Rad/s(ứng với 2400 Vg/ph) cosϕ = 1 P BJIB = 1,2257.47,5.10 P -3 P(251,2) P2P P BJIB = 3679(N) ( Biên độ). Lực quán tính tịnh tiến cấp 1: P BJIB có ph−ơng trùng với đ−ờng tâm xi lanh, tần số dao động góc ω 2. Lực quán tính tịnh tiến cấp hai: P BJIIB = m.R.λωP2Pcos2ϕ Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 35 P BJIIB = 1,2257.47,5.0,28.10 P -3 P.(251,2) P2P = 1028(N) (Biên độ). P BJII Bcó ph−ơng trùng với đ−ờng tâm xi lanh 3. Lực quán tính chuyển động quay P BK B = Hằng số 4. Mô men lật: M BNB = - MBK B = - T.R . Trong quá trình động cơ làm việc luôn tồn tại . Mô men lật có ph−ơng vuông góc với đ−ờng tâm xi lanh Để thấy đ−ợc trị số, ph−ơng, chiều, vùng tần số biến thiên, từ các thông số kỹ thuật của động, cơ ta xây dựng các đồ thị 3.2.1. Các thông số kỹ thuật của động cơ. Động cơ TS130 chế tạo tại nhà máy Diesel Sông công là động cơ Diesel một xi lanh nằm ngang có các thông số kỹ thuật nh− sau: Công suất định mức N BeB= 13ML. Số vòng quay định mức n = 2400 v/ph. Đ−ờng kính xi lanh D = 92 (mm ). Hành trình piston s = 95 (mm ). Tỷ số nén ε = 21 Dung tích V = 631 ( cm P3P ) Khối l−ợng thanh truyền mBttB = 1,3 (kg ). Khối l−ợng piston + chốt + xéc măng: 0,87 (kg ). Khối l−ợng động cơ :108 (kg ). Kích th−ớc hình học của động cơ: 706 x 399 x 340 Kích th−ớc lỗ bu lông nền: 340 x 185 3.2.2. Các số liệu tính tr−ớc [4,5,6] 1. Tốc độ trung bình của piston: v = . 0,095.2400 7,6( / ) 30 30 s n m s= = . Động cơ thuộc loại tốc độ trung bình. Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 36 2. Thể tích công tác xi lanh: 2 2 3 3 9 3,14.92 .95 0,632.10 ( ) 4 4.10h DV s mπ −= = = . 3 Công suất động cơ theo Kw: N BeB = 13.0,7355 = 9,5615 (Kw) 4. áp suất có ích trung bình: 230 30.4.9,5615 0,756 / . . 2400.1.0,62 e e h NP MN m n iV τ= = = 5.Suất tiêu hao nhiên liệu theo Kwh: 200 271,9( / ) 0,7355e g g Kwh= = 6. áp suất cuối quá trình nén: 1 1,367 20,085.21 5,46 /nc aP P MN mε= = = 7. áp suất của quá trình cháy taị z(chọn tỷ số tăng áp suất bằng 1,57) P Bz B = 1,57.P BcB = 1,57.5,46 = 8,57(MN/m P 2 P) 3.2.3. Xây dựng đồ thi công [4,9] Các số liệu đã biết: n B1 B = 1,367 n B2 B =1,22 P Bz B = 8,57(MN/m P 2 P) P BcB = 5,46 (MN/m P 2 P) ρ = 1,55 Giá trị áp suất trên đ−ờng nén 1 1 1 n c x c c n x VP P P V i ⎛ ⎞= =⎜ ⎟⎝ ⎠ ( Đặt VBx B = iV BcB) Giá trị áp suất trên đ−ờng giãn nở: 2 2 2 , n n z x z z n x VP P P V i ρ⎛ ⎞= =⎜ ⎟⎝ ⎠ = 22 2 nn z znP Pi i ρ ρ⎛ ⎞= ⎜ ⎟⎝ ⎠ Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 37 Bảng 3.1 Giá trị đồ thị Quá trình nén(MN/m P2P) Quá trình dãn nở(MN/m P2P) iV BcB 1ni 1 c x n PP i = 2ni 2, n xP i ρ⎛ ⎞= ⎜ ⎟⎝ ⎠ 1V BcB 1 5,46 1 ρV BcB 1,82 3,00 1,707 8,57 2V BcB 2,579 2,177 2,329 6,281 3V BcB 4,49 1,216 3,820 3,829 4V BcB 6,653 0,821 5,426 2,696 5V BcB 9,026 0,605 7,124 2,053 6V BcB 11,581 0,471 8,900 1,644 7V BcB 14,297 0,382 10,740 1,362 8V BcB 17,160 0,318 12,641 1,157 9V BcB 20,158 0,271 14,594 1,002 10V BcB 23,281 0,235 16,596 0,881 11V BcB 26,521 0,206 18,624 0,785 12V BcB 29,870 0,183 20,703 0,706 13V BcB 33,324 0,164 22,857 0,604 14V BcB 36,877 0,148 25,019 0,585 15V BcB 40,524 0,135 27,216 0,537 16V BcB 44,262 0,123 29,446 0,497 17V BcB 48,087 0,114 31,706 0,461 18V BcB 51,995 0,105 31,996 0,430 19V BcB 55,983 0,098 36,314 0,403 20V BcB 60,049 0,091 38,660 0,378 21V BcB 64,191 0,085 41,031 0,360 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 38 Trình tự vẽ:(hình 3.2) Chọn tỷ lệ xích àBx B = 1mm/mm àBP B = 0,03428 Lấy trục hoành biểu diễn thể tích V Lấy trục tung biểu diễn áp suất P Dựa vào các giá trị áp suất ta xây dựng đ−ợc đồ thị đ−ờng cong (Hình 3.2) Khi đó áp suất và thể tích tại điểm x có toạ độ S BP B, S BV B trên đồ thị đ−ợc xác định P Bx B = S BP BàBP B V Bx B = S BvBàBV B Hiệu đính đồ thị công: Dùng đ−ờng tròn Bric Vẽ đ−ờng tròn tâm O bán kính R = 47,5(mm) Vẽ đ−ờng tròn tâm OP, P bán kính OO P, P , 2 OO R λ= , 47,5 0,28 168 47,5.0,28 6,65( ) 2 tt R L OO mm λ = = = = = Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 39 P kt λR/2 8 V Hình 3.2 Đồ thị công Hiệu ứng điểm Z.Từ OP, P kẻ góc dóng xuống hiệu đính điểm Z và ta có P BZmax B =8,57(MN/mP 2 P) 3.2.4. Đồ thị J = f(x) [4,9] Ta có J = f(x) = RωP2P(cosϕ + λcos2ϕ) Dùng ph−ơng pháp Tôlê để vẽ đồ thị này( Hình 3.3) Lấy AB = S = 2R = 95 (mm) Từ A dựng AC = J Bmax B = RωP2P(1 + λ) = 47,5.10 P-3P 251,2 P2P.(1+ 0,28) J Bmax B = 3836,6(m/s P 2 P) Từ B dựng BD = J BminB = - RωP2P(1 - λ) = - 47,5.10 P-3P 251,2 P2P.(1- 0,28) J BminB = - 2158(m/s P 2 P) Nối CD cắt AB tại E. Dựng đoạn EF = -3λ RωP2P EF = -3.0,28.47,5. 10 P-3P. 251,2 P2P = - 2517,7(m/s P2P) Trên đồ thị lấy AC = 38,366(mm) Tỷ lệ àBJB = 100 (m/s P2 P.mm) Chia đoạn CF và FD thành các đoạn bằng nhau và đánh thứ tự 1,2,3… Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 40 và , , ,1 , 2 ,3 ...Nối , ,11 , 22 ...Đ−ờng bao của các đ−ờng này biểu diễn mối quan hệ hàm số J = f(x). 1 2 3 1 2 3, , , E D F C A B Hình 3.3 Đồ thị J = f(x) 3.2.5. Đồ thị lực tác dụng lên đỉnh Piston PB1B = f(ϕ) [4,9] Lực tác dụng lên đỉnh Piston là tổng hợp của hai lực khí thể và lực quán tính gây ra PB1 B = P Bg B + P BjB . Khai triển đồ thị công và đồ thị PBjB= f(x) theo ϕ Ta đ−ợc đồ thị P BgB = f(ϕ) và PBjB = f(ϕ) .Cộng hai đồ thị trên ta đ−ợc PB1B = f(ϕ) tỷ lệ xích à = 0,03428(MN/m P2Pmm (Hình 3.4) Pkt λR/2 P1 PJ Pkt Pkt = f(ϕ) PJ = f(ϕ) ϕο P1 = f(ϕ) Hình 3.4 Đồ thị P B1B = f(ϕ) Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao học Học viên : Cao Minh Thắng - Khoá 12 41 3.2.6. Đồ thị T = f(ϕ) và Z = f(ϕ) [4,9] Thay các giá trị P B1B đo đ−ợc từ đồ thị PB1B = f(ϕ) và các giá trị cos( ) sin( ); cos cos ϕ β ϕ β β β + + vào công thức tính 1 1sin( ) sin( ); cos cos P PT Zϕ β ϕ ββ β + += = t−ơng ứng với các góc ϕ , lập bảng, dựa vào bảng vẽ đồ thị (Hình 3.5) Bảng 3.2 Giá trị đồ thị ϕ P0 P P BΣ B sin( ) cos ϕ β β + T(mm) cos( ) cos ϕ β β + Z(mm) Q(mm) 0 -22 0 0 1 -22 35 10 -22,5 0,2226 - 5 0,9763 -21,96 35 20 -20,5 0,4343 - 8,9 0,9016 -18,57 33 30 -18,5 0,6250 -11,56 0,7939 -14,68 30 40 -15,5 0,7859 -12,18 0,646 -10 26 50 -11,5 0,9202 -10,45 0,471 -5,41 22 60 -7,5 0,9937 -7,4 0,2898 -2,17 17 70 -3 1,035 -3,1 0,0801 - 0,24 14 80 1,5 1,0351 1,55 - 0,1151 - 0,17 13 90 4,5 1 4,5 - 0,2981 - 1,34 18 100 7,5 0,9939 7,02 - 0,4624 - 3,47 19 110 9,5 0,8444 8,05 - 0,6039 - 5,73 20 120 10,05 0,7383 7,75 - 0,7212 - 7,57 22 130 11 0,6219 6,84 - 0,8146 - 8,96 23 140 11,3 0,4497 5,65 - 0,8861 -10 23,5 150 11,5 0,3750 4,31 - 0,9382 - 10,78 24 160 11,8 0,92498 2,94 - 0,9733 - 11,48 24,5 170 11,88 0,1247 1,48 - 0,9934 - 11,82 24,5 180 12 0 0 - 1 - 12,3 25 190 12,03 - 0,1247 - 1,53 - 0,9934 - 12,21 25 200 12,2 - 0,2498 - 3,04 - 0,9733 - 11,87 24,8 Tr−ờng Đại học Nông nghiệp I Luận văn Cao h._.