Ảnh hưởng của khe hở bán kính tới phân bố áp suất ổ đầu to thanh truyền của động cơ 5S-FE
Tóm tắt
Bài báo trình bày một mô phỏng số ảnh hưởng của khe hở bán kính đến sự phân bố áp suất màng dầu ổ
đầu to thanh truyền động cơ 5S-FE. Các phương trình của bài toán gồm gồm phương trình Reynolds biến
đổi, phương trình chiều dày màng dầu và phương trình cân bằng tải. Các phương trình này được giải bằng
phương pháp phần tử hữu hạn. Theo chu kỳ làm việc hút-nén-nổ-xả, phân bố áp suất thay đổi theo góc
quay của trục khuỷu, chủ yếu tập trung xung quanh vị trí 00 của thanh truyền theo chiều quay. Càng gần với kỳ nổ xung quanh vị trí 3700 (lúc xảy ra sự nổ) đỉnh phân bố đạt giá trị lớn nhất. Khi thay đổi khe hở bán kính 24µm tới 69µm đỉnh của phân bố áp suất tăng khoảng 19%. Kết quả tính toán được so sánh với kết quả tính toán từ phần mềm ACCEL (phần mềm do nhóm nghiên cứu của Đại học Poiters, Cộng hòa Pháp viết cho các hãng xe hơi để giải quyết bài toán bôi trơn cho ổ thanh truyền). Giá trị cực đại của áp suất tại các góc quay khác nhau của trục khuỷu lớn hơn giá trị thu được từ phần mềm ACCEL.
Tóm tắt nội dung Ảnh hưởng của khe hở bán kính tới phân bố áp suất ổ đầu to thanh truyền của động cơ 5S-FE, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút "TẢI VỀ" ở trên
+
+
+ ∑
(1
) 2
∑ (1
( ))) Ω (14)
Và:
= ∑ ∑ ( (
+ 2
( ) ( )
)
2
∑
((1 ( )) (
))) Ω (15)
Trong đó ne là số phần tử, nne là số nút của một
phần tử, npg là số điểm lấy tích phân Gauss.
Trong miền liên tục Fk = 1, khi đó ta có:
= ∑ ∑ (
∑
+
+
(16)
= ∑ ∑ ( (
+ 2
( ) ( )
) (17)
4. Kết quả
Thông số ổ đầu to thanh truyền
Ổ đầu to thanh truyền có các thông số hình học
cho trong bảng 1.
Bảng 1: Thông số ổ đầu to thanh truyền
Đường kính
bạc (Dc)
Đường kính trục
(Da)
Khe hở bán
kính (C)
26,029 26,005 0,024
26,043 26,005 0,038
26,060 26,005 0,055
Tải tác dụng
Tải tác dụng trong chu kỳ làm việc của động cơ
5S-FE lên ổ đầu to thanh truyền (Hình 3) được đo ở
tốc độ n = 3000 vg/ph và chế độ 30% tải. Tải bao
gồm hai thành phần: Thành phần kéo, nén Fx, và
thanh phần uốn Fy.
Hình 3. Tải tác dụng lên ổ đầu to thanh truyền
Dầu bôi trơn
Dầu bôi trơn cho động cơ 5S-FE là dầu Shell
Rimula R2 Extra. Đây là dầu đa cấp có chứa các phụ
gia tăng chỉ số độ nhớt, phụ gia chống mài mòn, phụ
gia chống tạo cặn, phụ gia phân tán loại bỏ bụi bẩn và
làm sạch động cơ. Các thông số kỹ thuật của dầu bôi
trơn RIMULA R2 EXTRA trình bày trong bảng 2.
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 040-045
43
Bảng 2. Đặc tính dầu Shell Rimula R2 Extra
Cấp độ nhớt 20W-50 Đơn vị
Độ nhớt động học tại: 400C
1000C
162
18,9
CSt
Chỉ số độ nhớt 134
Tỉ trọng ở 150C 0,893 Kg/l
Kết quả mô phỏng
Hình 4 biểu diễn phân bố áp suất của ổ đầu to
thanh truyền theo phương chu vi tại ba tiết diện L/2,
L/5, L/10 của chiều dài ổ khi khe hở bán kính C = 24
µm tại góc 370o của trục khuỷu (thuộc kì nổ). Phân
bố áp suất bắt đầu ở vị trí 108o và kết thúc ở 297o của
thanh truyền. Ta thấy, phần chân của phân bố áp suất
biến thiên nhỏ, tuy nhiên đỉnh của phân bố rất cao, tại
tiết diện L/2 và tại góc 234o của thanh truyền áp suất
là 7472.6618 KPa, đến góc 279o áp suất là
57735.3352 KPa. Phần chịu lực chính theo phương
chu vi của ổ tập trung từ 243o đến 297o. Tại các tiết
diện L/5 và L/10 của chiều dài ổ đỉnh của phân bố áp
suất hạ xuống, tại tiết diện L/2 áp suất lớn nhất là
57735.3352 KPa, đến tiết diện L/5 áp suất lớn nhất là
40431.0155 KPa, đến tiết diện L/10 áp suất lớn nhất
là 24473.6756 KPa.
Hình 4. Phân bố áp suất theo phương chu vi tại 370o
của trục khuỷu khi C = 24 µm
Hình 5. Phân bố áp suất tại góc 370o của trục khuỷu
khi C = 24 µm
Hình 5. biểu diễn phân bố áp suất của ổ đầu to
thanh truyền với C = 24 µm ở vị trí 370o của trục
khuỷu. Ta thấy, phần chịu lực chính tập trung tại
vùng diện tích xung quanh góc 00 của thanh truyền
(bạc thanh truyền). Đây chính là vùng chịu tải khi xảy
ra sự nổ, khi lực tác dụng lên thanh truyền là lớn nhất.
Hình 6. biểu diễn phân bố áp suất tại tiết diện
giữa ổ theo phương chu vi tại các góc 20o, 170o, 320o,
350o, 470o của trục khuỷu với khe hở bán kính C =
24µm. Theo biểu đồ, phân bố áp suất dịch chuyển
theo góc quay của trục khuỷu cùng với các chu kỳ
làm việc hút-nén-nổ-xả. Càng gần với kỳ nổ đỉnh
phân bố áp suất càng nhọn, cao hơn so với các vùng
khác. Phân bố đạt cực đại giảm về hai phía kể từ vị trí
xảy ra sự nổ (khoảng 370o) với áp suất lớn nhất lần
lượt là pmax,370o(nổ) = 57735,3352 KPa, pmax,350o(nén) =
26639.3584 KPa, pmax,20o(hút) = 11469.5292 KPa. Hình
7 biểu diễn phân bố áp suất tại góc 320o của trục
khuỷu là điểm thấp nhất thuộc kỳ nén với C = 24 µm.
Tại điểm này lực tác dụng FX = 0 (N), FY = 1934 (N).
Phân bố áp suất trải ra hai phần xung quanh góc 00
của thanh truyền tuy nhiên đỉnh của phân bố thấp
nhất pmax = 7389.7368 KPa.
Hình 6. Phân bố áp suất tại tiết diện giữa ổ theo
phương chu vi tại các góc 20o, 170o 320o, 350o, 370o,
470o của trục khuỷu khi C = 24 µm
Hình 7. Phân bố áp suất tại góc 320o của trục khuỷu
với C = 24 µm
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 040-045
44
Hình 8 biểu diễn sự thay đổi phân bố áp suất
theo khe hở bán kính tại tiết diện giữa ổ theo phương
chu vi tại góc 370o của trục khuỷu. Khe hở bán kính
lần lượt là C = 24 µm, C = 38 µm, C = 55 µm, C = 69
µm. Ta thấy, khi tăng khe hở hướng kính, đỉnh của
phân bố áp suất tăng, áp suất lớn nhất theo khe hở
hương kính lần lượt là pmax,C=24µm = 57735,3352 KPa,
pmax,C=38µm = 60581.6246 KPa, pmax,C=55µm =
63673.1515 KPa, pmax,C=69µm = 68747.6125 KPa.
Chiều rộng của phân bố áp suất có xu hướng thu nhỏ
lại. Hình 9 biểu diễn thay đổi của áp suất màng dầu
lớn nhất pmax theo các góc quay của trục khuỷu tại
bốn độ lệch tâm C = 24 µm, C = 38 µm, C = 55 µm,
C = 69 µm. Theo đồ thị, khi độ lệch tâm tăng, áp suất
lớn nhất pmax tăng, giá trị tăng lớn nhất tại góc 370o
của trục khuỷu.
Hình 10 biểu diễn mối tương quan giữa áp suất
lớn nhất Pmax khi dùng phần mềm ACCEL và kết quả
mô phỏng. ACCEL là phần mềm thương mại tính
toán bôi trơn ổ đầu to thanh truyền của nhóm nghiên
cứu thuộc Đại học Poiters, Cộng hòa Pháp. Ta thấy,
khi khe hở hướng kính tăng dạng đường cong pmax
của hai kết quả tương đồng nhau. Giá trị pmax từ kết
quả tính, tại các góc quay khác nhau của trục khuỷu
lớn hơn giá trị thu được từ phần mềm ACCEL. Giá trị
sai lệch này lớn nhất tại điểm xảy ra sự nổ (Bảng 3).
Sự sai lệch này là do áp suất thủy động gây biến dạng
đàn hồi bề mặt ma sát, thay đổi hình dạng của tiếp
xúc. Ngoài ra, phần mềm ACCEL còn tính đến hiệu
ứng nhiệt và các hiệu ứng thực tế khác làm thay đổi
chiều dầy màng dầu góp phần làm thay đổi áp suất.
Hình 8. Phân bố áp suất tại tiết diện giữa ổ theo
phương chu vi tại góc 370o của trục khuỷu với C = 24
µm, C = 38 µm, C = 55 µm, C = 69 µm
Hình 9. Áp suất lớn nhất với C = 24 µm, C = 38µm, C
= 55 µm, C = 69 µm
Hình 10. Áp suất lớn nhất theo góc quay của trục khuỷu
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 132 (2019) 040-045
45
Bảng 3. Sai lệch áp suất lớn nhất pmax từ kết quả mô
phỏng và từ phần mềm ACCEL
C = 24 µm C = 38 µm C = 55 µm C = 69 µm
pmax
(MPa)
15,18 18,69 14,76 17,92
5. Kết luận
Bài báo mô phỏng số ảnh hưởng của khe hở bán
kính đến phân bố áp suất ổ đầu to thanh truyền động
cơ 5S-FE. Theo chu kỳ làm việc hút-nén-nổ-xả phân
bố áp suất dịch chuyển theo góc quay của trục khuỷu,
chủ yếu tập trung xung quanh góc 00 của thanh truyền
khi trục khuỷu ở xung quanh 3700 (lúc xảy ra sự nổ).
Càng gần với kỳ nổ đỉnh phân bố càng nhọn, cao hơn
so với các vùng khác. Khi tăng khe hở hướng kính
đỉnh của phân bố áp suất tăng, phía chân của phân bố
có xu hướng thu hẹp lại. Khi khe hở hướng kính tăng,
dạng đường cong pmax từ kết mô phỏng và từ phần
mềm ACCEL tương đồng nhau. ACCEL là phần
mềm thương mại tính toán bôi trơn ổ đầu to thanh
truyền của nhóm nghiên cứu thuộc Đại học Poiters,
Cộng hòa Pháp. Giá trị pmax từ kết quả tính, tại các
góc quay khác nhau của trục khuỷu lớn hơn giá trị thu
được từ phần mềm ACCEL. Giá trị sai lệch này lớn
nhất tại điểm xảy ra sự nổ. Sự sai lệch này là do áp
suất thủy động gây biến dạng đàn hồi bề mặt ma sát,
thay đổi hình dạng của tiếp xúc. Ngoài ra, phần mềm
ACCEL còn tính đến hiệu ứng nhiệt và các hiệu ứng
thực tế khác làm thay đổi chiều dầy màng dầu góp
phần làm thay đổi áp suất.
Tài liệu tham khảo
[1] Booker J. F., Shu C. F., Finite element analysis of
transient elastohydrodynamic lubrication, Proc. 10-th
Leeds-Lyon Symposium on Tribology Developments
in numerical and experimental method applied to
Tribology, p. 157-163, 1984.
[2] Goenka P.K., Dynamically Loaded Journal Bearings:
Finite Element Method Analysis, Transaction of the
ASME, Journal of Lubrication Technology, vol. 106,
p. 429-439, 1984.
[3] Labouff G. A., Booker J. F., Dynamically loaded
journal bearings: a finite element treatment for rigid
and elastic surfaces, Transaction of the ASME,
Journal of Tribology, vol. 107, No.4, p. 505-515,
1985.
[4] Fantino B., Frêne J., Comparison of Dynamic
Behaviour of Elastic Connecting-rod Bearing in Both
Petrol and Diesel Engines, Transaction of the ASME,
Journal of Tribology, Vol.107, p. 87-91, 1985.
[5] Fantino B., Du Parquet J., Frene J., Comportement
dynamique d'un palier de tête de bielle élastiquement
déformable: comparaison de deux méthodes de
calcul, Revue Science et Industrie, Paris, France
(1970-1993), No. 438, p. 22-24, 1991.
[6] Goenka P.K., Oh K.P., An optimum short bearing
theory for the elastohydrodynamic solution of journal
bearings, Transaction of the ASME, Journal of
Tribology, Vol 108, p. 294-299, 1986.
[7] Rohde S. M., Li D. F., A Generalized Short Bearing
Theory, Transaction of the ASME, Journal of
Tribology, vol. 102, No.3, p. 278-280, 1980.
[8] Kumar A., Goenka, P.K., Booker J.F., Modal
Analysis of lastohydrodynamic Lubrication: A
Connecting Rod Application, Transaction of the
ASME, Journal of Tribology, Vol. 112, p. 3524–534,
1990.
[9] Mcivor J.D.C., Fenner D.N., An evolution of eight-
node quadrilateral finite elements for the analysis of a
dynamically loaded hydrodynamic journal bearing,
Proc. Inst. Mech. Engrs., vol. 202, p. 95-101, 1988.
[10] Fenner D. N., Mcivor J. D. C., Conway-Jones J. M.,
XU H., The effect of compliance on peak oil film
pressure in connecting rod bearings, Proc. 19th
Leeds-Lyon Symposium on Tribology, Leeds,
September 1992.
[11] Bonneau D., Hajjam M., Modélisation de la rupture
et de la réformation des films lubrifiants dans les
contacts élastohydrodynamiques, Revue
[12] Européenne des Eléments Finis, Vol. 10, p. 679-704,
2001.
[13] Dowson, D., A Generalized Reynolds Equation for
Fluid-Film Lubrication. Int. J. Mech. Sci., Pergamon
Press Ltd., Vol. 4, pp. 159-170, 1967.
File đính kèm:
anh_huong_cua_khe_ho_ban_kinh_toi_phan_bo_ap_suat_o_dau_to_t.pdf
