Thiết kế cải tạo động cơ ôtô toyota-3y thành động cơ tĩnh tại kéo máy phát điện chạy bằng biogas

với nhiên liệu truyền thống; + Độ giảm công suất khi sử dụng nhiên liệu Biogas so với nhiên liệu xăng không lớn quá; + Lượng tiêu thụ Biogas phù hợp với năng suất sinh khí của hầm Biogas; + Mức độ phát thải ô nhiễm phải thấp hơn động cơ xăng; + Tuổi thọ cao, giá thành phù hợp. 5. Tính toán suất tiêu hao nhiên liệu và hiệu quả kinh tế của động cơ khi chạy bằng nhiên liệu biogas 5.1. Tính toán suất tiêu hao nhiên liệu 5.1.1 Giới thiệu động cơ Toyota 3Y Động cơ 3Y được hãng ô tô Toyota sử dụng phổ biến từ năm 1989 đến năm 1998 trên các đời xe Toyota Corona, Toyota Corola….Đây là động cơ dùng nhiên liệu xăng, sử dụng bộ chế hòa khí 2 họng , hệ thống đánh lửa bán dẫn, cơ cấu phân phối khí kiểu xupap đặt….Cùng với cơ cấu cân xích thủy lực và sử dụng con đội thủy lực trong cơ cấu phân phối khí nên có tính năng kỹ thuật vượt trội với các động cơ thời bấy giờ. Bộ chế hòa khí Bộ chia điện Thân máy Lọc dầu Bơm xăng Máy khởi động Hình 5 – 1 Động cơ ô tô Toyota-3Y Bảng 1 – 5 Các thông số cơ bản của động cơ Tên động cơ 3Y (xăng) Thứ nguyên Giá trị Công suất cực đại (Kw) Nemax 65 Số vòng quay cực đại (vòng/phút) nmax 4800 Moment xoắn cực đại (Nm) Mmax 155 Số vòng quay ứng với Mmax n 3400 Tỷ số nén ε 8,8 Đường kính xylanh(mm) D 86 Hành trình piston(mm) S 98 Số xylanh i 4 Số kỳ τ 4 5.1.2 Tính toán chu trình nhiệt của động cơ 5.1.2.1 Tính nhiệt khi động cơ sử dụng nhiên liệu xăng Bước 1. Xác định các thông số cho trước của động cơ Bảng 5 – 2 Các thông số động cơ Tên thông số Ký hiệu Thứ nguyên Giá trị Công suất có ích Ne Kw 65 Tỷ số nén ε 8,8 Số vòng quay n Vòng/ phút 4800 Đường kính xi lanh D mm 86 Hành trình piston S mm 98 Số xi lanh i 4 Số kỳ t 4 Góc mở sớm xupáp nạp j1 Độ 240 Góc đóng muộn xupáp nạp j2 Độ 580 Góc mở sớm xupáp thải j3 Độ 640 Góc đóng muộn xupáp thải j4 Độ 300 Bước 2. Chọn các thông số cần thiét trong quá trình tính toán Bảng 5 – 3 Các thông số chọn Tên thông số Ký hiệu Thứ nguyên Giá trị Áp suất khí nạp Pk MN/m2 0,098 Nhiệt độ khí nạp Tk 0K 297 Hệ số dư lượng không khí a 0,896 Áp suất cuối kỳ nạp Pa MN/m2 0,088 Áp suất khí sót Pr MN/m2 0,116 Nhiệt độ khí sót Tr 0K 920 Độ sấy nóng khí nạp mới DT 0K 20 Chỉ số đoạn nhiệt m 1,45 Hệ số lợi dụng nhiệt tại z xz 0,85 Hệ số lợi dụng nhiệt tại b xb 0,95 Hệ số nạp thêm l1 1,02 Hệ số quét buồng cháy l2 1 Hệ số hiệu đính tỷ nhiệt lt 1,17 Hệ số điền đầy đồ thị jđ 0,97 Bước 3. Tính toán quá trình nạp + Hệ số nạp hv (5-1) + Hệ số khí sót gr (5-2) + Nhiệt độ cuối kỳ nạp Ta (5-3) Bước 4. Tính toán quá trình nén + Tỷ nhiệt trung bình đẳng tích của không khí [KJ/Kmol.K]. (5-4) = 20,43[KJ/Kmol.K]. + Tỷ nhiệt mol đẳng tích trung bình của sản phẩm cháy (5-5) Trong đó: + Tỷ nhiệt mol đẳng tích trung bình của hỗn hợp công tác (5-6) Trong đó: + Chỉ số nén đa biến trung bình n1 Chỉ số nén đa biến trung bình là nghiệm của phương trình Chọn n1=1,38 thay vào phương trình trên ta được: (5-7) à Giải phương trình trên ta được n1 = 1,371 + Áp suất cuối quá trình nén Pc: (5-8) à Pc = 0,088.8,81,372 = 1,735 [MN/m2] +Nhiệt độ cuối quá trình nén Tc (5-9) à Tc = 349,21. 8,80,372 = 795,6[0K]. Bước 5. Tính toán quá trình cháy + Lượng không khí cần thiết để đốt cháy hoàn toàn 1Kg nhiên liệu. (5-10) Trong đó: Bảng 5 - 4 Nhiên liêu Thành phần trong 1 kg nhiên liệu [kg] Khối lượng phân tử mnl [kg/kmol] Nhiệt trị thấp QH [kj/kg] C H O Xăng 0,855 0,145 0 110 - 120 43995 [kmol kk/kg nl] + Số mol khí nạp mới M1 (5-11) + Tính ΔM (5-12) [kmol kk/kg nl]. + Lượng sản vật cháy M2 [kmol kk/kg nl]. (5-13) + Hệ số biến đổi phân tử lý thuyết b0 (5-14) + Hệ số biến đổi phân tử thực tế b (5-15) + Hệ số biến đổi phân tử tại z (bz) à (5-16) + Tổn thất nhiệt do cháy không hoàn toàn DQH DQH = 120000(1-α)Mo = 120000(1-0,896)0,5119 = 6388,512 + Tỷ nhiệt mol trung bình của môi chất tại z : (5-17) Trong đó: (5-18) (5-19) + Nhiệt độ cực đại của chu trình Tz: Tz là nghiệm của phương trình (5-20) Đưa về phương trình bậc 2 dạng Ax2 + Bx + C = 0 Trong đó: Bảng 5 - 5 Động cơ A B C Động cơ đánh lửa cưỡng bức A = = 1,07.0,00571 = 0,0061 B = = 1,07.20,6522 = 22,098 C = = - 81709,389. Giải phương trình ta được Tz = 2631,43 [0K]. + Áp suất cực đại của chu trình lý thuyết Pz. (5-21) Bước 6. Tính toán quá trình giãn nở + Tỷ số giãn nở sớm r: Động cơ xăng r = 1 + Tỷ số giãn nở sau d: Động cơ xăng d = e = 8,8 + Nhiệt độ cuối quá trình giãn nở Pb: (5-22) Chọn n2=1,244 + Áp suất cuối quá trình giãn nở Pb (5- 23) +Kiểm nghiệm lại giá trị n2 đã chọn (5-24) + Kiểm nghiệm nhiệt độ khí sót Pr (5-25) Sai số: Bước 7. Tính toán các thông số chỉ thị + Áp suất chỉ thị trung bình lý thuyết P`i: (5-26) + Áp suất chỉ thị trung bình thực tế Pi à Pi = 1,06663.0,97 = 1,03463 [MN/m2]. (5-27) + Hiệu suất chỉ thị hi (5-28) + Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị gi (5-29) Bước 6. Các thông số có ích + Áp suất tổn thất cơ giới trung bình Pm (5-30) Trong đó: Bảng 5 - 6 Động cơ a b Động cơ xăng 0,05 0,0155 Pm = 0,05 + 0,0155.15,68 + 0,116 - 0,088 = 0,321 [MN/m2] + Áp suất chỉ thị trung bình Pe Pe = Pi - Pm à Pe = 1,03463 – 0,321 = 0,71359 [MN/m2]. (5-31) + Hiệu suất cơ giới hM (5-32) à + Suất tiêu hao nhiên liệu có ích ge (5-33) à [g/kW.h] + Hiệu suất có ích he he = hi.hM = 0,3396.0,69 = 0,234 Bước 7. Kiểm nghiệm kích thước xi lanh + Thể tích công tác của một xi lanh Vh (5-34) + Đường kính xi lanh. (5-35) DD = |Dt – D| = | 86,0027– 86| = 0,0027 4.1.3. Tính toán nhiệt khi động cơ chạy bằng Biogas - Thành phần các chất trong Biogas CH4: 55,04 (%) H2S: 0,0055 (%) H2: 3,1545 (%) CO2: 31,8 (%) N2: 10 (%) - Lượng không khí lý thuyết để đốt cháy hết 1 m3 khí biogas (ở đktc) [m3 kk/m3 Bio] (5-36) 0,21 - Thành phần thể tích ôxy trong không khí. CnHmOr - Thành phần phần trăm của các chất khí chứa một trong ba nguyên tố C, H, O. n,m,r - Số nguyên tử cacbon (C), Hydro (H), Ôxy (O) trong cấu tạo phân tử của các chất khí thành phần của khí biogas. [m3 kk/m3 Bio] [kmol kk/kg bio] (5-37) - Thành phần theo thể tích hỗn hợp nạp vào động cơ Theo kinh nghiệm, đối với động cơ gas hệ số dư lượng không khí nằm trong khoảng 1,05 ¸ 1,15 thì động cơ đạt Nemax. Chọn = 1,05 - Lượng hỗn hợp ứng với 1 m3 biogas là : M1 = ,[m3h2/m3khí biogas] = 1 + 1,05.5,317 = 6,583 [m3h2/m3khí biogas] M1 = 6,583 [m3h2/m3khí biogas] = 0,288 [kmol hh/kgbiogs] (5-38) Trong đó, 1m3 khí biogas và 5,9125 m3k2, khi tính toán giả thuyết thành phần Ôxy và Nitơ trong không khí là 21% và 79% nên: Thành phần phần trăm của các khí thành phần trong hỗn hợp: - N2 = - O2 = .% = 16,96 %. - - - - Nhiệt trị nhiên liệu khí biogas Nhiệt trị thấp được tính theo công thức Menđeleep: Thay thành phần phần trăm các khí vào ta có: . - Thông số chọn. Bảng 5 - 7 Áp suất khí nạp. Pk 0,098 MN/m2 Nhiệt độ khí nạp Tk 298 0K Nhiệt độ biogas trước cửa nạp Tg 298 0K Hệ số dư lượng không khí a 1,05 Hệ số lợi dụng nhiệt tại Z Z 0,85 Hệ số lợi dụng nhiệt tại b b 0,95 Ap suất khí sót Pr 0,116 MN/m2 Nhiệt độ khí sót Tr 920 Độ sấy nóng khí nạp mới DT 20 Độ sấy nóng khí nạp mới m 1,5 Hệ số quét buồng cháy l2 1 Hiệu đính tỷ nhiệt lt 1,17 Hệ số lợi dụng nhiệt tại b ξb 0,86 Hệ số lợi dụng nhiệt tại z ξz 0,85 Hệ số điền đầy đồ thị jđ 0,97 - Thông số tính toán. Tính toán nhiệt động cơ gas dựa trên cơ sở kết hợp giữa số liệu khí biogas đang được thí nghiệm ở trường và hướng dẫn làm đồ án môn học “Động cơ đốt trong”. Bước 1. Quá trình nạp + Nhiệt độ hỗn hợp khí trước xupáp nạp (5-39) + Hệ số khí sót. (5-40) + Nhiệt độ cuối quá trình nạp [0K] (5-41) + Hệ số nạp hv (5-42) Bước 2. Quá trình nén + Tỷ nhiệt mol trung bình hỗn hợp khí biogas-không khí. ,[KJ/Kmol0K] (5-43) : Tỷ nhiệt mol trung bình của khí thứ i thành phần. (5-44) Thay số vào với SVi: Thể tích tổng cộng của các khí thành phần . Khí biogas Thay số vào (5-44) ta được: + Tỷ nhiệt mol trung bình của sản vật cháy Thành phần và số lượng sản vật cháy của hỗn hợp khi a > 1. MH2 = Sm/2(CmHnOr) = 4,511[m3/m3khí biogas] MCO2 = Sn(CnHmOr) = 0,132[m3/m3 khí biogas] MO2 = 0,21(a-1).Mo = 0,0592[m3/m3 khí biogas] MN2 = 0,79.a.Mo+N2 = 4,511[m3/m3 khí biogas] N2: Thể tích khí N2 trong khí biogas. + Tỷ nhiệt mol hỗn hợp sản phẩm cháy. (5-45) à + Tỷ nhiệt mol trung bình của hỗn hợp công tác (5-46) + Chỉ số nén đa biến trung bình n1 Chọn n1 = 1,38 n1 - 1 = = (5-47) Sau khi thế số chọn n1 để cân bằng 2 vế ta chon được n1 = 1,372 Sai số hai vế D = 0,0005< 0,001 thỏa điều kiện + Nhiệt độ cuối quá trình nén. Tc = Ta.en1-1 = 356.8,8(1,372-1) = 8000K] (5-48)  + Áp suất cuối quá trình nén Pc = Pa.en1 ,[MN/m2] = 0,088.8,81,372 = 1,741[MN/m2]. (5-49) Bước 3. Quá trình cháy + Lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy 1m3 khí biogas (ở đktc) M0 = 5,317 ,[m3kk/m3khí biogas] + Lượng khí nạp mới tính theo m3 M1 = 1 + a.Mo,[m3kk/m3khí biogas] (5-50) =1 + 1,05.5,317 = 6,583 [m3kk/m3 khí biogas] + Lượng sản vật cháy M2 M2 = M1 + ΔM = 6,567 [m3hh/m3 khí biogas] (5-51) Trong đó: ΔM = - 0,0158 + Hệ số biến đổi phân tử lý thuyết b0 = (5-52) + Hệ số biến đổi phân tử thực tế b = 1+ = 1 + = 0,998 (5-53) + Hệ số biến đổi phân tử tại Z bZ = à bZ = (5-54) + Tổn thất nhiệt do cháy không hoàn toàn a > 1 nên DQ = 0 + Tỷ nhiệt mol đẳng tích trung bình môi chất tại Z [KJ/Kmol0K] (5-55) . 20,1472 +0,0046.T , [KJ/Kmol0K] + Nhiệt độ cực đại của chu trình TZ Nhiệt độ cực đại của chu trình Tz: Tz là nghiệm của phương trình (5-56) Đưa về phương trình bậc 2 dạng Ax2 + Bx + C = 0 Trong đó: Bảng 5 - 8 Động cơ A B C Động cơ đánh lửa cưỡng bức A = = 0,9979.0,005 = 0,00229 B = = 0,9979.20,176 = 20,1064 Giải phương trình ta được Tz = 2721,813[0K] + Áp suất cực đại của chu trình. PZ = PC .λ =1,741.3,4= 5,913 [MN/m2]. (5-57) Bước 4. Quá trình giãn nở + Tỷ số giãn nở sớm ; r = 1 + Tỷ số giãn nở sau.d = e = 8,8 + Nhiệt độ cuối quá trình giãn nở = =1507,4 [0K]. (5-58) + Kiểm nghiệm lại trị số n2 Kiểm nghiệm lại giá trị n2 đã chọn Chọn n2 = 1,2723 (5.59) Thay số vào công thức và giải ta được: n2 = 1,272; sai số = 0,0005< 0,001 + Áp suất cuối quá trình giãn nở Pb ,[MN/m2] à Pb = = 0,372 [MN/m2] (5-60) + Kiểm nghiệm lại hệ số khí sót ,[0K] = = 1022,1 0K. (5-61) Sai số = 11,1 %< 15% thoả điều kiện Bước 5. Thông số chỉ thị + Áp suất chỉ thị trung bình lý thuyết. ,[MN/m2] (5-62) Pi’ = 0,912 [MN/m2] + Áp suất chỉ thị thực tế Pi = jđ.Pi’ , [MN/m2] (5-63) Pi = 0,97.0,912 = 0,885[MN/m2] + Suất tiêu hao nhiên liệu khí biogas chỉ thị ,[m3/Kw.h] = [m3/Kw.h]. (5-64) + Hiệu suất chỉ thị hi = = = 0,402 = 40,2 %. (5-65) Bước 6. Thông số có ích + Tổn thất cơ giới Pm = 0,05 + 0,0155.Cm + Pr - Pa (5-66) Trong đó: Cm - Vận tốc piston Cm = [m/s] (5-67) Pm = 0,05 + 0,0155.15,68+ 0,116 - 0,088= 0,321 [MN/m2] + Áp suất có ích trung bình Pe = Pi - Pm ,[Mn/m2] = 0,885- 0,321 = 0,564 [MN/m2] (5-68) + Hiệu suất cơ giới hm = . (5-69) hm = 63,7 % + Suất tiêu hao khí biogas có ích. Ve = [m3/KW.h] (5-70) + Công suất cực đại của động cơ Ne = ,[Kw] (5-71) Trong đó: [lít] (5-72) à Ne = = 51,33 [Kw] + Mức tiêu hao khí biogas khi động cơ đầy tải Vt = Ne.Ve= 51,33.0,702 = 36,03 [m3/h] (5-73) + Hiệu suất có ích của động cơ gas he = hi.hm = 0,402.0,637= 0,256 = 25,6 % 5.2 Hiệu quả kinh tế khi chạy bằng biogas - Hiệu quả kinh tế khi sử dụng động cơ cùng với công nghệ Gatec. + Không phải trang bị thêm một động cơ chỉ chạy bằng biogas đắt tiền cùng công suất với động cơ dự phòng, tiết kiệm được chi phí đầu tư vừa tránh phiền hà chuyển đổi hệ thống điện giữa hai máy phát. + Tận dụng được nguồn biogas để sản suất điện, không giới hạn khối lượng . Khi hết ga, máy có thể được chuyển sang chạy bằng xăng, dầu bình thường. + Không phải xả bỏ biogas để tránh vỡ túi khí, tránh lãng phí nguồn năng lượng vừa bảo đảm được an toàn và bảo vệ môi trường. - Hiệu quả sản xuất biogas từ các nguồn nguyên liệu khác nhau. Ở nước ta nguồn biogas chủ yếu được sản xuất từ chất thải vật nuôi khác nhau và có mức độ sinh khí khác nhau thể hiện ở bảng sau: Bảng 5 - 8 Loại nguyên liệu Lượng phân thải ra hằng ngày(kg/con) Sản lượng khí hằng ngày (l/kg nguyên liệu tươi) Chất thải bò 15 – 20 15 – 32 Chất thải trâu 18 – 25 15 – 32 Chất thải lợn 1,2 – 4 40 – 60 Chất thải gia cầm 0,02 – 0,05 50 – 60 - Hiệu quả khi sử dụng máy phát điện trong trang trại chăn nuôi. + Mức độ sinh khí khác nhau ngoài các nguồn nguyên liệu khác nhau còn phụ thuộc vào quy mô trang trại (số lượng vật nuôi ). Như vậy máy phát điện có công suất khác nhau có thể hoạt động tùy thuộc vào quy mô trang trại. Đối với trang trại nuôi nhiều gia súc, gia cầm có thể tính toán quy đổi dựa trên số liệu ở bảng 5 - 8 để tìm ra lượng biogas sinh ra và dự toán được thời gian máy phát điện có thể chạy liên tục trong ngày. Mặc khác ta có thể tính toán được lượng biogas đã sử dụng khi biết công suất của máy phát điện. Nhưng trước khi cung cấp cho động cơ để ổn định lưu lượng biogas đặc biệt khi động cơ tăng tải đột ngột chúng ta cần lưu trữ biogas vào túi chứa. Thực tế cho thấy ở điều kiện áp suất thường, trung bình 1m3 biogas sản sinh được 1 Kwh. Như vậy nếu máy phát điện có công suất P (Kw) mỗi ngày chạy t(h) thì tiêu thụ hết: Q = P.t (m3 biogas/ngày) (5-74) Thể tích túi chứa biogas hay hầm lưu trữ biogas tính gần đúng như sau: V(m3) = Q - + P (5-75) Nếu Q < thì Vh = P , Với Vh là thể tích hầm biogas (m3 ) Bảng 5 - 9 Công suất điện (Kw) Số lượng lợn trong trang trại (con) 20 50 100 150 200 300 400 500 1 3 8 16 24 2 1,5 4 8 12 16 24 3 1 2,5 5 8 10 16 21 4 2 4 6 8 12 16 20 5 3 5 6 9,5 12 16 6 4 5 8 10 13 7 3,5 4,5 7 9 11 8 3 4 6 8 10 9 3,5 5,5 7 9 10 3 4,5 6,5 8 11 4,3 6 7 12 4 5,2 6,5 13 3,5 5 6 14 4,5 5,5 15 4 5 + Khi sử dụng khí biogas để chạy máy phát điện sẽ có lợi ích rất nhiều so với khi sử dụng nhiên liệu hóa thạch, năng lượng điện đang có xu hướng bất ổn định. Giá nhiên liệu từ ngày 3 – 3 – 2010 + Giá dầu: 14600 đồng/lít (loại 0,05S) và 14550 đồng/lít (loại 0,25S) + Giá xăng: 16900 đồng/lít (loại A92) và 17490 đồng/lít (loại A95) Giá điện dùng cho sản xuất từ ngày 1 – 3 – 2010 Bảng 5 - 10 STT Giờ áp dụng Đơn giá (chưa tính VAT)(đ/Kwh) Đơn giá (đã tính VAT)(đ/Kwh) 1 Giờ thấp điểm 589 648 2 Giờ bình thường 1.023 1.126 3 Giờ cao điểm 1.938 2.132 - Giá điện sinh hoạt Bảng 5 - 11 STT Mức sử dụng của một hộ gia đình trong tháng Giá bán điện (đ/kwh) chưa tính VAT 1 Cho 50 kwh đầu tiên 600 2 Cho kwh từ 51 – 100 1.004 3 Cho kwh từ 101 – 150 1.214 4 Cho kwh từ 151 – 200 1.594 5 Cho kwh từ 201 – 300 1.722 6 Cho kwh từ 301 – 400 1.844 7 Cho kwh từ 401 à trở lên 1.890 - Tính toán hiệu quả kinh tế khi sử dụng động cơ xăng/biogas kéo máy phát điện + Tiết kiệm khi chạy bằng biogas so với khi chạy bằng xăng Db – x = 0,48.Pd. Xx (đồng/giờ) (5-76) Trong đó: Pd – Công suất đầu ra của máy phát điện (Kw) Xx – Gía xăng (đồng/lít) + Tiết kiệm khi chạy bằng biogas so với khi sử dụng điện sản suất. Db – d = Pd.Y (đồng/giờ) (5-77) Pd – Công suất đầu ra của máy phát điện (Kw) Y – Gía điện (đồng/lít) - Kết quả phân tích hiệu quả kinh tế khi sử dụng động cơ biogas/xăng Hiệu quả kinh tế So với động cơ chạy bằng xăng Tiết kiệm (đ/l) So với giá điện sinh hoạt So với giá điện sx cao điểm So với giá điện sx bình thường Công suất đầu ra máy phát điện (Kw) Hình 5 – 2 Kết quả phân tích hiệu quả kinh tế khi sử dụng động cơ biogas/xăng 6. Tính toán lắp đặt bộ điều tốc vạn năng lên động cơ 6.1 Giới thiệu bộ điều tốc vạn năng Gatec 20 - Bộ điều tốc vạn năng Gatec 20 có thể sử dụng trên hai loại động cơ xăng và dầu diesel. Tùy thuộc mỗi loại động cơ mà ta có phương pháp cải tạo thích hợp. Bulong điều chỉnh Hình Cụm van điều tốc Lò xo điều tốc Buly điều tốc Thân điều tốc Thanh kéo điều kiển Hình 6 – 1 Tổng thể bộ điều tốc vạn năng Gatec-20 a – Nắp sau b – Cơ cấu điều tốc c – Cụm van điều tốc Hình 6 – 2 Một số chi tiết của điều tốc vạn năng Gatec 20 Biogas từ bộ phận cung cấp 3 Biogas vào động cơ 2 1 2 6 5 4 1 – Cụm van điều tốc; 2 – Buly ; 3 – Trục điều tốc ; 4 – Vỏ điều tốc; 5 – Quả văng; 6 – Cần điều kiển Hình 6 – 3 Kết cấu bộ điều tốc vạn năng Gatec-20 - Nguyên lý hoạt động của bộ điều tốc vạn năng Gatec - 20 Bộ điều tốc được dẫn động nhờ buly truyền đai (2) với buly của trục khuỷu động cơ. Bộ điều tốc có tác dụng khống chế tốc độ động cơ ở bất kỳ ở các chế độ tốc độ khác nhau của động cơ. Khi chạy không tải lúc này van mở hết nhiên liệu, lò xo bộ điều tốc với độ căng rất lớn (theo hướng giảm nhiên liệu cung cấp). Ngược lại bộ quả văng 5 chụm vào (theo hướng làm tăng nhiên liệu). Động cơ sẽ chạy không tải trong điều kiện ở đó hai lực cân bằng nhau. Ở vị trí tốc độ từ thấp đến cao và có tải động cơ sẽ quay ở một tốc độ không đổi tại một điểm ở đó lực căng lò xo và lực ly tâm của văng bằng nhau. Nếu tải trọng tăng lên tốc độ động cơ giảm đi và lực ly tâm của quả văng trở nên nhỏ hơn làm cho cần điều khiển 6 sẽ điều khiển van côn mở rộng ra (theo hướng cung cấp khí Biogas) để phục hồi lại tốc độ ban đầu. Trong điều kiện tải giảm, tốc độ động cơ tăng lên nghĩa là lực ly tâm tăng lên, lúc này quả văng có xu hướng văng ra tác dụng vào cần điều kiển sẽ kéo van côn hẹp lại (theo xu hướng giảm nhiên liệu). Như vậy tốc độ động cơ được điều khiển một cách tự động ở một số vòng quay không đổi. 6.2 . Tính toán lắp đặt bộ điều tốc vạn năng lên động cơ 6.2.1 Phương án lắp đặt bộ điều tốc vạn năng lên động cơ Trong quá trình lắp đặt ta phải tìm vị trí sao cho phù hợp nhất để lắp đặt bộ điều tốc để đảm bảo được sự nhạy cảm của bộ điều tốc khi hoạt động và đảm bảo được tính thẩm mĩ. Hình 6 – 4 Mô hình lắp đặt bộ điều tốc 6.2.2 . Tính toán thiết kế bộ hòa trộn - Yêu cầu của bộ hòa trộn + Sức cản nhỏ nhất, đơn giản chế tạo, tiện sử dụng. Đảm bảo lượng không khí và khí biogas thích hợp ở từng chế độ của động cơ; + Khi thiết kế phải tính toán phù hợp với bộ phận khác mà không làm thay đổi kết cấu nguyên thủy của động cơ. - Mục đích + Nhằm xác định kích thước đường ống phun khí Biogas, kích thước các lỗ phun, kích thước họng bộ hỗn hợp và kích thước buồng hỗn hợp. 6.2.2.1.Tính toán buồng hỗn hợp - Tính đường kính bộ hỗn hợp: (6-1) Trong đó: an – Hệ số dao động của dòng chảy, phụ thuộc vào số xi lanh dùng chung một buồng hỗn hợp, chọn an = 13 Vh – Thể tích công tác của một xi lanh (dm3), Vh = 0,5689 (dm3) i – Số xi lanh dùng chung một buồng hỗn hợp, i = 4 n – Số vòng quay của động cơ (v/ph), n = 4800 (v/ph) Bảng 6 - 1 Số xilanh 1 2 3 4 5 6 Hệ số an 24,2 17,1 14,15 13 12,85 11,9 Từ công thức (6-1) ta có: db = 13. = 42,9 (mm) (6-2) - Chiều dài buồng hỗn hợp lb = (0,8-1,8)db= (34,32 ¸77,22). Chọn lb = 35 (mm) (6-3) 6.2.2.2.Tính toán họng khếch tán - Xác định sơ bộ đường kính Đường kính họng được quyết định bởi lưu lượng không khí qua họng và tốc độ thực tế không khí qua họng trong giới hạn theo thực nghiệm. Chọn sơ bộ đường kính của họng dh theo kinh nghiệm. Loại một họng: dh=(0,6-0,8)db = (25,74 ¸ 34,32). Chọn dh = 26 (mm) (6-4) - Độ chân không tại họng (6-5) Trong đó: mh – Hệ số lưu lượng của họng, phụ thuộc vào hình dáng, chất lượng của họng và số họng, mh = 0,85-0,9. ((N/m2) Δph= 16313,6 (N/m2) - Tốc độ không khí thực tế qua họng = 0,85= 140,16 (m/s) (6-5) vk = 140,16 (m/s) - Lưu lượng không khí qua họng: (6-7) Gkk = 0,817.0,5689.10-3. = 0,0893 (kg/s) - Đường kính chính xác của họng = = 0,026 (m) = 26 (mm) (6-8) Hình 6 – 6 Bộ hỗn hợp kết hợp van chân không Hình 6 – 7 Kết cấu bộ hỗn hợp 6.2.2.3.Tính toán kích thước vòi phun chính - Phương án bố trí vòi phun chính Hình 6 – 8 Đường cấp biogas chính vào cùng chiều với không khí Ta xác định vị trí lắp vòi phun chính và đường kính vòi phun chính bằng phương pháp tính toán sau Coi dòng chảy của hỗn hợp trong đường ống nạp vào xilanh động cơ là dòng chảy dừng không chịu nén ( do áp suất môi chất ít thay đổi trên đường nạp của động cơ ). Hình 6 - 9 Sơ đồ tính vòi phun chính - Phương trình Becnuli cho dòng chảy từ mặt cắt 1-1 tới 2-2 có dạng (6-9) Trong đó: + h1: Độ cao thế năng tại mặt cắt 1-1 so với mặt chuẩn; + h2: Độ cao thế năng tại mặt cắt 2-2 so với mặt chuẩn; + v1: Vận tốc tại cửa vào đường ống nạp; + vh: Vận tốc tại mặt cắt 2-2; + a: Hệ số hiệu chỉnh động năng. Đối với dòng chảy rối a = 1. - hW1-2: Tổn thất năng lượng dòng không khí trong đường ống nạp. Tổn thất năng lượng của dòng hòa khí từ mặt cắt 1-1 đến 2-2 bao gồm: + Tổn thất cục bộ qua họng: + Tổn thất do mở rộng sau mặt cắt 2 - 2 : Trong các tổn thất trên: + z : Hệ số tổn thất cục bộ của họng Bảng 6-2 Loại đường ống z Lỗ hình tròn 0,06 Lỗ hình trụ tròn gắn ngoài 0,5 Lỗ hình trụ tròn gắn trong 1 Vòi hình nón cụt mở rộng với q < 50¸70 3 ¸ 4 + zdm: Hệ số tổn thất do co hẹp đường ống nạp. phụ thuộc vào tỷ lệ Bảng 6-3 0 0,1 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 zdt 0,5 0,45 0,4 0,3 0,2 0,1 0 Từ ( 6.10 ) ta có: = 0 (6-10) - Kết hợp với phương trình liên tục: S1.v1 = S2.v2 (6-11) + S1 – Tiết diện tại mặt cắt 1 – 1; S1 = π = 3,14.= 1,445.10-3 (m2) + S2 – Tiết diện tại mặt cắt 2 – 2; S1 = π = 3,14.= 5,306.10-4 (m2) + v2 – Vận tốc tại mặt cắt 2 – 2 ; v2 = 140,16 (m/s) Từ phương trình (6.12) ta có: v1 = → v1 = = 51,46 (m/s) Từ phương trình (6.11) → p1 = p2 – h1.ρ.g + ρ p1 = 16313,6–0,05.1,2.9,81+0,5.1,2 = 29576 (N/m2) - Tốc độ nhiên liệu (6-12) + rnl - Khối lượng riêng của nhiên liệu , rnl = 1,018 (Kg/m3). + vnl- Tốc độ dòng nhiên liệu qua lỗ. + Pbiogas – Ấp suất biogas trong thiết bị lưu trữ, PBi = 343,35 [N/m2]. = 242,5 (m/s) - Tiết diện lỗ phun Biogas chính (6-13) Gnl: Lượng nhiên liệu tiêu hao trong 1 giờ ứng với công suất cực đại Gnl = Vt = 36,03 (m3/h) = 0,01 (m3/s) fc = 4,05.10-5 (m2) - Đường kính lỗ phun chính dc = (m) (6-14) dc = dc = 7,18.10-3 (m) → dc = 7,18 (mm). Để thuận tiện cho việc chế tạo ta chọn dc= 8 (mm). Ta bố trí lỗ phun chính cách họng một khoảng h = 50 (mm) - Ta không tính toán đường kính vòi cấp Biogas không tải mà lấy theo kinh nghiệm. Để thay đổi lượng Biogas cấp vào ở chế độ không tải ta dùng giclơ không tải với nhiều đường kính trong khác nhau để dễ thay thế trong quá trình thử nghiệm động cơ. Chọn đường kính trong của vòi cấp biogas không tải dt = 4 (mm). Đường kính trong của vòi cấp biogas van chân không 6 (mm). Để cải thiện chất lượng hòa trộn giữa biogas và không khí, xung quanh họng ventury ta khoang 6 lỗ với đường kính được chọn theo kinh nghiệm Φ2 và độ côn 200. 6.2.3. Thiết kế bộ truyền đai - Đặc điểm của bộ truyền đai thiết kế Ta thiết kế bộ truyền đai dựa trên các thông số có sẵn của bộ truyền nguyên thủy của động cơ. Một mặt thiết kế, cải tạo bộ truyền thích hợp để dẫn động bộ điều tốc sao cho tối ưu nhất. + Bộ truyền nguyên thủy của động cơ được sử dụng bộ truyền đai dẹt trích công suất từ trục khuỷu động cơ dẫn động quạt gió làm mát và máy phát điện. + Ta cải tạo bộ truyền để dẫn động bộ điều tốc bằng cách thiết kế thêm bộ truyền đai trích công suất động cơ từ bánh đai máy phát điện. Trên bánh đai dẫn động máy phát điện (đai dẹt) ta hàn thêm một bánh đai thang để dẫn động bộ điều tốc. - Phương pháp thiết kế bộ truyền + Chọn loại đai thiết kế. Giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s (theo bảng 5 -12 tài liệu 2) ta chọn đai loại B hay loại G. Tuy nhiên để tiện cho việc lắp đặt và tính toán ta chon đai loại B vì đai loại B thông dụng hơn. Như vậy kích thước tiết diện của đai loại B như sau: a0 – chiều rộng đường trung hòa a0 = 14 (mm); h – chiều cao đai h = 13,5; a – chiều rộng đáy lớn a = 22(mm); h0 – khoảng cách từ đáy lớn đến đường trung hòa; F – tiết diện đai F = 230(mm2) + Thiết kế sơ đồ dẫn động n3, D3 n4, D4 n1, D1 n2, D2 Hình 6 – 10 Sơ đồ tính toán dẫn động Trong đó: n1, D1 - Số vòng quay và đường kính của bánh đai dẫn động trục khuỷu; D1 = 140 (mm) n2, D2 - Số vòng quay và đường kính của bánh đai dẫn động máy phát điện ; D2 = 90 (mm) n3, D3 - Số vòng quay và đường kính của bánh đai dẫn động quạt gió; D3 = 120 (mm) n4, D4 - Số vòng quay và đường kính của bánh đai dẫn động bộ điều tốc; D4 + Tính toán tỷ số truyền dẫn động u1 = ; u2 = à u = = (6.15) Ta có mối quan hệ n1 D1 = n2 D2 à n2 = n1 = 4800. = 7467 ( Vòng/phút) (6.16) Theo kết quả thực nghiệm trên bộ điều tốc, tại tốc độ 2000 (vòng/phút) thì quả văng ở vị trí cực đại khi đó van côn điều tốc mở cực đại. + Xác định đường kính bánh đai hình thang Xác định đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai nhỏ được chọn theo tiêu chuẩn (dựa vào bảng 5 -15 tài liệu 2) D’2 = 90 (mm) Kiểm nghiệm lại vận tốc đai v = = = 35,17 (m/s) (6-17) Thỏa mãn v £ vmax = (30 ¸ 35) m/s Xác định đường kính bánh đai lớn. D4 = i.D4.(1 - x) = = 366 (mm) (6-18) Với x = 0,02 Lấy theo tiêu chuẩn (bảng 5 – 15 /tài liệu 2) ta chọn D4 = 320 (mm) Số vòng quay thực n’ của trục bị dẫn n’ = (1 – 0,02).7467. = 2058 (vòng/phút) (6-19) Sai số về số vòng quay so với yêu cầu ∆n = = 2,9% Sai số ∆n nằm trong phạm vi cho phép (3¸5)% Tỷ số truyền u = = = 3,7 (6-20) + Chọn sơ bộ khoảng cách trục A Theo (bảng 5 -16) Chọn A = 0,95 D4 = 0,95. 320 = 304 (mm) + Tính chiều dài L theo khoảng cách trục A. Chọn sơ bộ theo (công thức 5 – 1 tài liệu 2) L = 2A+( D2’+ D4)+ (6-21) L = 2.304+(90 +320)+ = 1252 (mm) Lấy L theo tiêu chuẩn, L = 1800 (theo bảng 5 -12 tài liệu 2) Kiểm nghiệm số vòng quay v’ trong 1s v’ = = = 9,5 đều nhỏ hơn vmax = 10 + Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn. A = = 401,745 (mm) (6-22) Kiểm nghiệm lại A theo điều kiện sau 0,55(D’2 + D4) + h £ A £ 2 ( D’2 + D4) à 225,5 £ A = 401,745 £ 820 thõa mãn. Trong đó: h–chiều cao của tiết diện đai, h = 13,5 ( theo bảng 5 – 11 tài liệu 2) Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai. Amin = A – 0,015 L = 401,745 – 0,015.1800 = 374,745 (mm) (6-23) Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng. Amax = A + 0,03 L = 401,745 + 0,03.1800 = 455,745 (mm) (6-24) + Tính góc ôm a theo biểu thức sau a1 = 1800 - @ 1470 (6-25) a2 = 1800 + @ 212,60 (6-26) + Xác định số đai cần thiết Số đai Z được xác định theo điều kiện để tránh xảy ra sự trượt trơn giữa đai và bánh đai. Chọn Z = 1. + Xác định các kích thước chủ yếu của bánh đai. Chiều rộng bánh đai. B = ( Z – 1) t + 2S = 2.17 = 34 (6-27) Với S = 17 (được tra bảng 10 – 3) Đường kính ngoài cùng của bánh đai (6-28) Bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2h0 = 90 + 2.4,8 = 99,6 (mm) Bánh bị dẫn : Dn2 = D2 + 2h0 = 320 + 2.4,8 = 329,6 (mm) + Tính lực căng ban đầu S0 và lực tác dụng R S0 = s0 F = 1,2.230 = 276 (N) (6-29) Với s0 = 1,2 (N/mm2), F = 230 (mm2) R = 3S0Z Sin = 3.276.1.sin = 794 (N) (6-30) 6.2.4. Tính toán van cung cấp khí Sơ đồ tính toán: Hình 6 – 11 Sơ đồ tính toán van cung cấp Biogas * Đường kính cửa d0 và cửa ra d1 của van tiết lưu - Động cơ chạy với tốc độ n vòng/phút, thời gian dành cho kỳ nạp tnạp = = 0,00625(s) (6-31) Hệ số nạp xấp xỉ bằng 1 nên lưu lượng của hỗn hợp qua đường nạp động cơ qnạp = , Với Vh = 0,5689 (dm3) = 5,689.10-4 (m3) (6-32) à qnạp = = = 0,091 (m3/s) - Nếu đường kính đường nạp là dnạp thì tốc độ dòng khí qua đường nạp là : Vnạp = , Với dnap = 42 (mm) = 0,042 (m) (6-33) à Vnạp = = 65,7 (m/s) - Độ chân không trung bình qua đường nạp Δpnạp = ρVnạp, Với ρ = 1,018 (kg/m3) (6-34) à Δpnạp = .1,018.65,72 = 2198 (N/m2) Áp suất biogas được giữ ổn định ở 343,35 ( N/m2). Như vậy độ chênh áp trước và sau vòi phun biogas trong giai đoạn nạp là:Δpnạp + Δpgas. Tốc độ biogas ra khỏi vòi phun trong kỳ nạp: Wbiogas = = = 68,23 (m/s) (6-35) - Trong 3 kỳ còn lại của chu trình vận tốc Biogas ra khỏi vòi phun vào họng. [m/s] (6-36) - Lưu lượng Biogas thực tế cung cấp cho động cơ trong một chu trình QBiogas: QBiogas= S.tnap .(WBiogas +3.VBiogas ) (6-37) Trong đó S là tiết diện lưu thông Biogas trong đường cung cấp. Trong trường hợp động cơ ở chế độ toàn tải, để công suất động cơ phát ra lớn nhất van tiết lưu phải mở hoàn toàn, lượng Biogas cung cấp cho động cơ là lớn nhất. Khi đó, lưu lượng Biogas tại các mặt cắt trong đường ống cấp đều bằng nhau. - Đường ống cấp Biogas có tiết diện mặt cắt ngang là S. Ta có tiết diện lưu thông Biogas S: (6-38) Công suất của động cơ do chính quá trình cháy Methan ( CH4) trong Biogas sinh ra. Nhiệt trị thấp của CH4 ở điều kiện thường là QH CH4 = 35,57 kJ/m3. Với hiệu suất có ích của động cơ là h thì công suất động cơ là: (6-39) Trong thành phần khí Biogas có 55,04 % CH4, do vậy từ biểu thức trên ta tính được lượng Biogas cần cung cấp cho động cơ để tạo ra công suất đáp ứng yêu cầu của phụ tải. Ne = η.0,5504.QBiogas.QCH4. (Kw) →QBiogas = = = 0,00025(m3) Tiết diện đường ống cấp Biogas [m2] Đường kính đường ống cung cấp (6-40) => (m) = 18,7 [mm] Chọn do = 19 (mm) 6.2.5 . Tính toán thiết kế cơ cấu điều khiển Tính toán tỉ số truyền của cần điều khiển - Sơ đồ tính toán Hình 6 – 12 Sơ đồ tính toán tỉ số truyền cần ga điều khiển 1 – Cụm van điều tốc; 4 – Cần nối; 2 – Cần điều tốc; 5 – Cần bướm ga (họng chính); 3 – Thanh điều chỉnh; 6 – Lò xo điều tốc. - Nguyên lý hoạt động: Nhiệm vụ thiết kế cơ cấu điều khiển phải đảm bảo sao cho động cơ ô tô sau khi cải tạo sẽ có đặc tính của động cơ tĩnh tại cụ thể như sau: + Khi động cơ không hoạt động bướm ga ở vị trí mở cực đại. Lúc đó lò điều tốc 6 sẽ có nhiệm vụ kéo cần điều tốc 2 , thông qua thanh điều kiển 3, cần nối 4 sẽ làm cho cần bướm ga 5 của họng chính xoay 1 góc 900, bướm ga sẽ mở hoàn toàn. Mặt khác, thông qua khớp xoay của cần điều tốc 2 sẽ kéo van côn điều tốc mở cực đại. + Khi động cơ hoạt động, quả văng bộ điều tốc (văng ra theo mức độ tải) sẽ tác động vào cần điều tốc 2 đóng dần van côn. Lúc đó lò xo điều tốc 6 có xu hướng giản ra, thông qua thanh điều chỉnh 3, cần nối 4, cần bướm ga 5 của họng chính sẽ đóng theo mức độ tăng tải. Trên cần điều tốc 2 có khoang nhiều lỗ để điều chỉnh độ căng của lò xo 6. Trên cần điều tốc 2 và cần nối 4 có khoang nhiều lỗ để điều chỉnh sự làm việc của góc xoay bướm ga hoặc độ mở của van côn điều tốc. + Các thông số đo được trong quá trình thiết kế y - độ dịch chuyển của van côn, y = 12 (mm). a, b – khoảng cánh các cánh tay đòn điều kiển, a = 61 (mm), b = 80 (mm). c – độ dài của cần nối c = 130 (mm) d – khoảng cách từ tâm cần nối đến tâm của bướm ga, d = 90 (mm). + Tính toán tỷ số truyền của cơ cấu điều kiển Tỷ số truyền của cơ cấu điều kiển được xác định như sau: Với độ mở bướm ga ở vị trí cực đại tương ứng với góc xoay 900 của trục bướm ga, khi đó van côn dịch chuyển được một đoạn y = 12 (mm) i = = = 7,5 [độ/mm] Khi thiết kế cơ cấu điều kiển ta phải dựa vào kết cấu của động cơ, sau đó tìm phương pháp bố trí dẫn động, thiết kế các chi tiết để sao cho khi hoạt động động cơ sẽ phát huy được các chỉ tiêu về kinh tế , kỹ thuật tốt nhất. 7. Tính toán thiết kế bộ truyền động từ động cơ sang máy mát điện 7.1. Các thông số ban đầu 7.1.1. Các thông số đã có Công suất cực đại của động cơ: 65[kW] Tần số quay trục khuỷu khi công suất cực đại: 4800 [vòng/phút] Đường kính xi lanh: 86 [mm] Hành trình piston: 98 [mm] Công suất cực đại của máy phát điện: 20[kW] Số vòng quay của máy phát: 1500[vòng/phút] 7.1.2. Các thông số tính toán Công suất động cơ cần thiết để kéo máy phát điện 20 [kW] [kW] (7.1) Trong đó: Ndc - công suất động cơ khi kéo máy phát điện công suất 20[kW] NMF - Công suất cực đại máy phát η - Hiệu suất truyền động Ta chọn: η1 = 0,97 là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ η2 = 1 là hiệu suất của khớp nối η = η1.η = 0,97.12 = 0,97 Tỉ số truyền của cặp bánh răng nghiêng (7.2) Momen xoắn trên các trục (7.3) (7.4) Giả sử thời gian phục vụ 7 năm 6 tháng, một năm làm việc 310 ngày, một ngày làm việc 10 giờ. Tải trọng thay đổi theo chu kì như hình vẽ Hình 7 – 1 Tải trọng thay đổi theo chu kỳ 7.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp số 7.2.1. Chọn vật liệu làm bánh răng Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 tôi cải thiện bảng 3-8 ta có: sb= 800 [N/mm2] ; sch= 450 [N/mm2] ; HB = 210 Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hoá tra bảng 3-8 ta có: sb=500 [N/mm2] ; sch= 260 [N/mm2] ; HB = 170 Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. 7.2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép 1. Ứng suất cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn. Ntđ 2= 60 u S(Mi/Mmax)2 ni.Ti (7.5) Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1phút và tổng số giờ làm việc ở chế độ i . Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng. u là số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay 1 vòng. Ntđ2= 60.4,5.310.10.1500.[13.0,5 + (0,6)3.0,5]= 76.107> No với nMF= 1500(v/ph). ( với N0=107 tra bảng 3-9) Như vậy số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ Ntđ1= Ntđ2.in > No (7.6) Do đó hệ số chu kì ứng suất k’N của cả hai bánh đều bằng 1. Theo bảng 3-9: [s]Notx= 2,6.HB (7.7) [s]tx = [s]Notx. k’N (7.8) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx2= 2,6.170 = 442 [N/mm2] Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [s]tx2= 2,6.210 = 546 [N/mm2] Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ: [s]tx2= 442 [N/mm2] 2. Ứng suất uốn cho phép. Số chu kì tương đương của bánh lớn: Ntđ2= 60.4,5.310.10.1500.[16.0,5 + (0,6)6.0,5]= 65,6.107 Þ Ntđ1= 3,2.65,6.107= 210.107. Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No do đó k’’N = 1. [s]u= do răng chịu ứng suất thay đổi mạch động (7.10) Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1= 0,43.800 = 344 [N/mm2] Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1= 0,43.500 = 215 [N/mm2] Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1= = 191,1 [N/mm2] Bánh lớn: [s]u2= = 119,4 [N/mm2] 7.2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng k Có thể chọn sơ bộ k = 1,3. 7.2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng yA= b/A = 0,25 (7.11) 7.2.5. Xác định khoảng cách trục (7.12) q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải, tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,25. Lấy A = 120 [mm] 7.2.6. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng bánh răng trụ (7.13) Vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác 7. 7.2.7. Định chính xác hệ số tải trọng k Hệ số tải trọng k được tính theo công thức: k = ktt.kđ. ktt- hệ số tập trung tải trọng. kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,25.120 = 30 [mm] Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: (7.14) Do đó: yd= b/d1= 30/57,14 = 0,525 (7.15) Tra bảng 3-12 ta chọn được kttbảng = 1,08 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (1,08+ 1)/2 = 1,04 Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,2 Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,04.1,2 = 1,25 (7.16) k ít khác so với trị số chọn sơ bộ nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác: A = 120 mm. 7.2.8. Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng Mođun pháp: mn = (0,01¸0,02).A = (1,2¸2,4) [mm] Theo bảng 3-1 chọn: mn= 2 mm. Sơ bộ góc nghiêng: b = 10o ; cosb=0,985 Tổng số răng của 2 bánh (7.17) Số răng bánh nhỏ Lấy Z1 = 28 (7.18) Số răng bánh lớn Z2= Z1.i = 28.3,2 = 89,6 Lấy Z2 = 90 (7.19) Tính chính xác góc nghiêng b cosb = (7.20) Vậy b = 10o48’ Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện b = 30mm > 7.2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b. Bánh lớn: Ztđ1 =28/(0,983333)3 = 29 (7.21) Bánh nhỏ Ztđ2 =61/(0,983333)3= 95(7.22) Hệ số dạng răng theo bảng 3-18 y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5. Đối với bánh răng nhỏ (7.22) < [s]u1=191,1 [N/mm2] Đối với bánh răng lớn su2 = su1.y1/y2 = 45,5.0,451/0,517=39,6< [s]u2 = 119,4 [N/mm2] (7.23) 7.2.10. Kiểm nghiệm sức bền của bánh răng khi chịu tải trọng đột ngột Ứng suất tiếp xúc cho phép: [s]txqt=2,5[s]Notx. (7.24) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.546 = 1365 [N/mm2] Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 [N/mm2] Ứng suất uốn cho phép: [s]uqt =0,8.sch. (7.25) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.450 = 360 [N/mm2] Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 [N/mm2] Kiểm tra sức bền tiếp xúc ;kqt=1,4 (7.26) stxqt < 1105 N/mm2 Þ thỏa mãn. Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: suqt1 = 1,4.45,5 = 63,7 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: suqt2 = 1,4.39,6 = 55,44 N/mm2 < [s]uqt2. 7.2.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền (bảng 3-2) Mođun pháp : mn= 2 [mm] Số răng : Z1 = 28 ; Z2 = 90 Góc ăn khớp : an = 20o Góc nghiêng : b = 10o48’ Đường kính vòng chia: : d1= mn.Z1/cosb =2.28/cos10o27’=57 [mm] : d2= mn. Z2/cosb =2.90/cos10o48’=183 [mm] Khoảng cách trục : A = 120 [mm] Bề rộng bánh răng : b = 30 [mm] Đường kính vòng đỉnh : De1 = 57 + 2.2 = 61 [mm] : De2 =183+ 2.2 = 187 [mm] Đường kính vòng chân: : Di1 = 57 - 2,5.2 = 52 [mm] : Di2 = 183 - 2,5.2 = 178 [mm] 1.12.Tính lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Lực vòng: (7.27) Lực hướng tâm: (7.28) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 2135.tg10o48’ = 803[N] (7.29) Hình 7 - 2 Các lực tác dụng lên bánh răng 7.3. Thiết kế trục và then 7.3.1. Thiết kế trục 1.Tính đường kính sơ bộ của các trục: (7.30) Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120. Đối với trục I: NI = 20,619 [Kw] nI = 4800 vòng/phút. Þ ; chọn d1 = 20 [mm] Đối với trục II: NII = 20 [Kw] nII = 1500 [vòng/phút] Þ ; chọn d2 = 32 [mm] I.2.Chọn vật liệu chế tạo trục: (bảng 3-8) Vì trục chịu lực và moment xoắn rất lớn cho nên chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: sb = 800 [N/mm2]; sch = 450 [N/mm2]. Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, ta có thể lấy trị số dII=32 (mm) để chọn loại ổ bi. Vì các cặp bánh răng đều là bánh răng trụ răng nghiêng do đó ta chọn ổ bi đỡ chặn để chống lại lực dọc trục. Theo bảng 17P ta chọn bề rộng B = 19 [mm] 7.3.2. Thiết kế then Để truyền moment xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì ta dùng then. Then là chi tiết được tiêu chuẩn hoá. Then ở đây ta dùng là then hoa vì then hoa có nhiều ưu điểm hơn so với then bằng, then bán nguyệt, then vát: + Sức bền dưới tác động của tải trọng thay đổi và va đập lớn + Ứng suất dập trên bề mặ then hoa nhỏ hơn + Dễ định tâm các chi tiết máy trên trục Hình 7 - 3 Kích thước danh nghĩa của mối ghép then hoa răng thẳng Đối với trục I Ở tiết diện lắp bánh răng ta đường kính trục: d1 = 23 [mm] Theo bảng 7-26 ta có: D = 26 [mm] r = 0,2 [mm] Z = 6 [mm] f = 0,3 [mm] b = 6 [mm] MI= 123844 [Nmm] Chiều dài mayơ: l1 = 1,6.d1= 1,6.23= 36,8 [mm] Mối ghép then hoa kiểm nghiệm theo ứng suất dập trên mặt làm việc với giả thiết là áp suất phân bố đều và chỉ có 0,75 số lượng then truyền moment xoắn (7.31) trong đó: F - Diện tích chịu dập, mm2 Rtb – Bán kính trung bình [s] - Ứng suất dập cho phép; tra bảng 7-21 ta có [s] =150 [N/mm2] Đối với mối ghép then hoa chữ nhật [mm2] (7.32) [m] (7.35) Đối với trục II Ở tiết diện lắp bánh răng ta đường kính trục: d11 = 32 [mm] Theo bảng 7-26 ta có: D = 36 [mm] r = 0,3 [mm] Z = 8 [mm] f = 0,4 [mm] b = 6 [mm] MI= 127333 [Nmm] Chiều dài mayơ: l1 = 1,6.d1= 1,6.32= 51,2[ mm] Mối ghép then hoa kiểm nghiệm theo ứng suất dập trên mặt làm việc với giả thiết là áp suất phân bố đều và chỉ có 0,75 số lượng then truyền moment xoắn trong đó: F - Diện tích chịu dập, mm2 Rtb – Bán kính trung bình [s] - Ứng suất dập cho phép; tra bảng 7-21 ta có [s] =150 [N/mm2] Đối với mối ghép then hoa chữ nhật [mm2] [m] 7.4. Chọn nối trục 7.4.1. Chọn nối trục Khớp nối trục được dùng để nối cố định trục II và trục máy phát điện. Chỉ khi nào dừng máy, tháo khớp nối trục ra thì các trục mới rời nhau ra được. Ở đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó có 1 số ưu điểm sau: - Kết cấu đơn giản dễ chế tạo. - Giá thành rẻ. - Giảm va đập và chấn động. - Đều phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra. - Bù lại độ lệch trục. Căn cứ vào moment xoắn MXII của trục II theo bảng 9-11 ta có các kích thước nối trục vòng đàn hồi : MXII = 1273233 Nmm =127,333 [Nm] nmax = 1500 [vòng/phút] D = 120[ mm] dc =14 [mm] do= 28 [mm] lc = 33 [mm] l £ 62 [mm] ren M10 c = 3 [mm] số chốt: Z = 4 Vòng đàn hồi có: Dv = 27 [mm] lv = 28 [mm] 7.1.2 Kiểm tra sức bền Kiểm tra sức bền của vòng đàn hồi: (7.36) Với: K = 1,25 là hệ số tải trọng động.(tra bảng 9-1) Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: Do = D - do –14 =120 - 28 – 14 = 78 [mm] Þ < [s]d [s]d = (2 ¸ 3) [N/mm2] Þ thỏa mãn. Kiểm tra sức bền uốn của chốt (7.37) su < [s]u = (60 ¸ 80) [N/mm2] Þ thỏa mãn Hình7 – 4 Sơ đồ nối trục *(Ghi chú: Thiết kế bộ truyền được thiết kế theo tài liệu [2]) 8. Nguyên lý sử dụng lưỡng nhiên liệu trên động cơ Toyota - 3Y Phương án thiết kế cải tạo hệ thống nhiên liệu để sử dụng lưỡng nhiên liệu trên động cơ Toyota 3y đảm bảo sao cho không thay đổi hoặc thay đổi rất ít kết cấu nguyên thủy động cơ và hệ thống nhiên liệu, mặt khác phải đưa ra phương pháp cung cấp nhiên liệu phù hợp. 8.1. Ưu, nhược điểm của phương pháp lưỡng nhiên liệu * Ưu điểm - Độ tin cậy khi đánh lửa cao, hiệu quả đánh lửa kéo dài và có thể đánh lửa với với bất kỳ độ đậm đặc nào của hỗn hợp với điều kiện là mức độ rối của hỗn hợp biogas – không khí đủ lớn; - Dễ dàng chuyển đổi sang lại sử dụng xăng khi có sự cố về hệ thống biogas. - Hiệu suất nhiệt động học cao. * Nhược điểm của phương pháp lưỡng nhiên liệu là tỉ số nén cao làm hạn chế công suất cực đại theo thành phần khí, dẫn tới phức tạp cho việc lựa chọn tỉ số nén tối ưu. Tuy nhiên làm giảm tỉ số nén sẽ làm giảm hiệu suất nhiệt động cơ. 8.2. Đặc điểm liên quan đến quá trình cháy trong động cơ Toyota-3y - Biogas có thành phần chủ yếu là metan , tùy theo điều kiện sinh khí mà biogas có thành phần metan khác nhau. Biogas chứa phần lớn metan (50-75%), ngoài ra còn có CO2 (25-50%), H2 (0-1%), H2O (0-1%) và H2S (0-3%). - Tính chất đặc trưng của biogas (chủ yếu là metan) và xăng. Bảng 8 - 1 Đặc trưng Metan Xăng Chỉ số ôctan 130 95 Nhiệt trị khối lượng (kJ/kg) 50009 42690 Năng lượng hỗn hợp (kJ/dm3) 3,1 4,46 Giới hạn dưới bốc cháy 0,5 0,6 Tốc độ cháy chảy tầng ở độ đậm đặc 0,8(cm/s) 30 37,5 Năng lượng đánh lửa tối thiểu (mJ) 0,33 0,26 Nhiệt độ đoạn nhiệt của màng lửa (K) 2227 2266 - Đối với động cơ sử dụng nhiên liệu biogas, hệ thống đánh lửa giống như hệ thống đánh lửa của động cơ xăng nguyên thủy. Tuy nhiên năng lượng tối thiểu của tia lửa điện cần thiết để đốt cháy hỗn hợp metan – không khí cao hơn nhiều so với các hidrocacbon khác. Vì vậy hệ thống đánh lửa khi sử dụng nhiên liệu biogas có năng lượng đánh lửa cao hơn để đảm bảo tạo ra một năng lượng đánh lửa từ 100 ¸ 110 mJ so với 30 ¸ 40 mJ đối với động cơ xăng truyền thống. Mặt khác giới hạn thành phần hỗn hợp có thể cháy được đối với khí metan rộng hơn các loại hidrocacbon khác nên động cơ có thể làm việc với hỗn hợp nghèo hơn. - Tốc độ lan tràn màng lửa của hỗn hợp không khí – biogas tương đối thấp. Đặc điểm này làm giảm tính năng của động cơ vì làm tăng truyền nhiệt từ môi chất qua thành. Để khắc phục tình trạng này người ta làm tăng vận động chảy rối của hỗn hợp trong buồng cháy. 8.3. Phương pháp cung cấp và vận hành hệ thống lưỡng nhiên liệu trên động cơ Toyota-3y - Nguyên tắc là sử dụng độ chân không tại họng venturi trong buồng hỗn hợp và độ chân không sau họng venturi của bộ chế hòa khí nguyên thủy để hút khí biogas vào. Lượng hỗn hợp khí biogas – không khí được hút vào nhiều hay ít tùy thuộc vào độ chân không tại họng venturi hay sự thay đổi tải của động cơ. - Hỗn hợp nhiên liệu ở dạng khí sẽ đồng nhất và tránh được hiện tượng ướt đường ống nạp như sử dụng nhiên liệu lỏng, hiện tượng này rất nhạy cảm khi động cơ khởi động và làm việc ở chế độ chuyển tiếp. - Việc cung cấp khí dạng này sẽ có nhược điểm là quá trình cung cấp dài và phải cấp ga liên tục làm hạn chế khả năng khống chế tỉ lệ không khí- biogas sao cho thích hợp.Như vậy sẽ gây khó khăn cho việc thiết kế chế tạo bộ phụ kiện sao cho tối ưu nhất, đảm bảo cho động cơ phát huy được tính năng kỹ thuật tốt nhất. B. Nội dung phần thực nghiệm 1. Lắp đặt bộ điều tốc biogas cho động cơ Toyota 3Y - Động cơ Toyota 3y là động cơ sử dụng nhiên liệu xăng được lắp trên các đời xe từ năm 1989-1998, hiện nay nó không còn sử dụng nữa và được thay thế bằng những động cơ có tính năng tốt hơn. Chính vì vậy khi cải tạo động cơ thành động cơ tĩnh tại kéo máy phát điện chạy bằng biogas chúng em không khỏi gặp khó khăn khi đại tu toàn bộ động cơ. Việc thiết kế cải tạo động cơ chạy biogas phải đưa ra phương pháp cung cấp nhiên liệu phù hợp không làm thay đổi nhiều kết cấu nguyên thủy của động cơ, tính toán thiết kế dẫn động bộ điều tốc, thiết kế hệ truyền động từ động cơ đến máy phát điện, thiết kế sacxi và cuối cùng là lắp đặt, vận hành động cơ khi sử dụng nhiên liệu biogas. - Khi lắp đặt bộ điều tốc phải tính toán thiết kế bộ truyền đai dẫn động điều tốc, thiết kế cơ cấu điều kiển sao cho phù hợp. Trục bộ điều tốc Trục máy phát điện Dây đai Hình 8 – 1 Bộ điều tốc được dẫn động từ máy phát điện Hình 8 – 1 Cơ cấu dẫn động bộ điều tốc 2. Thử nghiệm máy phát điện được kéo bằng động cơ Toyota 3Y sau khi cải tạo - Sau khi cải tạo sang chạy bằng biogas, máy phát điện đã được chuyển giao cho một trang trại ở Thanh hóa vào ngày 15/05/2010. - Máy phát điện thử nghiệm HTAT20L do Trung Quốc sản xuất có công suất định mức là 20[KW] (3 pha, số vòng quay 1500 vòng/phút) ta dùng hệ thống điện trên trại chăn nuôi với 2 máy bơm nước loại 6 [KW] và 1 máy xay xát loại 5 (KW). Trong quá trình chạy thử, động cơ đã chạy ổn định kéo máy phát điện đạt công suất 12KW, với điện áp ổn định 380V. Trong quá trình thực nghiệm và thực tế trên bộ phụ kiện vạn năng Gatec-20 rút ra kết luận sau: Gatec-20 hoạt động nhạy cảm theo từng chế độ tải của phụ tải. - Độ giảm công suất của máy phát điện so với sử dụng nhiên liệu xăng: Z = = 0,4 = 40% - Công suất của động khi chạy bằng biogas để kéo máy phát điện đạt 12 (KW). [kW] Trong đó: Ndc - công suất động cơ khi kéo máy phát điện công suất đạt 12[kW]. + NMF - Công suất máy phát + η - Hiệu suất truyền động Độ giảm công suất động cơ thực tế so với tính toán lý thuyết A = = 0,1 = 10 % - Một số hình ảnh quá trình vận hành: KẾT LUẬN Thiết kế cải tạo động cơ Toyota 3y thành động cơ tĩnh tại kéo máy phát điện chạy bằng biogas là một đề tài hết sức mới mẻ và có ý nghĩa thực tế to lớn. Trước hết, khi sử dụng nguồn nhiên liệu biogas sẽ góp phần đáng kể trong việc giảm ô nhiễm môi trường và hạn chế hiện tượng nóng dần lên của Trái Đất. Bên cạnh đó máy được chuyển giao đến cho người dân sử dụng nên phải yêu cầu khắc khe về kỹ thuật động cơ, đạt hiệu quả kinh tế cao khi sử dụng nhiên liệu biogas.Mặc khác phải có giá cả hợp lý, vận hành dễ dàng, gọn nhẹ để giúp cho người dân tiện sử dụng. Khi thử nghiệm, mặc dù công suất điện không đạt như mong muống (giảm 40%) một phần cũng do nhiều lý do khách quan như thành phần biogas của trang trại, một phần có thể do chúng ta chưa cải tạo đúng. Nhưng với những kết quả đạt được như vậy đã mang lại những thành công ban đầu, tạo tiền đề cho những ngiên cứu mới tốt hơn. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm hướng dẫn của thầy giáo GS-TSKH Bùi Văn Ga, thầy giáo Nguyễn Quang Trung đã duyệt, các thầy cô trong khoa cơ khí Giao Thông, các thầy trong Trung tâm thí nghiệm động cơ và ô tô, các thầy trong xưởng Ươm tạo công nghệ đã tạo điều kiện giúp đỡ. TÀI LIỆU THAM KHẢO Nguyễn Tất Tiến: Nguyên lý động cơ đốt trong, NXB Giáo Dục, năm 2001 Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm: Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, năm 2001 Tạp chí khoa học và công nghệ, Đại Học Đà Nẵng – Số 2(25) .2008, Số 3(32). 2009, Số 4(33).2009 và số 5(28) 2008 Nguyễn Đức Phú : Kết cấu và tính toán động cơ đốt trong; Tập 1, 2, 3; NXB Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp , Hà Nội -1977 Tô Xuân Giáp, Vũ Hào, Nguyễn Đắc Tam, Vũ Công Tuấn, Hà Văn Vui: Sổ tay thiết kế cơ khí, tập 3; NXB Khoa Học Kỷ Thuật, năm 1980 Nguyễn Văn Vũ, Đề tài: " Nghiên cứu thiết kế - chế tạo Động cơ Diesel RV145-2 có tính năng tiên tiến và kiểu dáng hiện đại phục vụ nông, lâm, ngư nghiệp" , Đồng Nai tháng 8/2009 Giáo trình TTKC ĐC lưu hành nội bộ ''tính toàn thiết kế hệ thống nhiên liệu động cơ xăng'' TS Trần Thanh Hải Tùng. 8. Chuyên đề năng lượng môi trường và xu thế phát triển ôtô ; GS.TSKH. Bùi Văn Ga; Đà Nẵng 2009.