Giải pháp tạo tải mô phỏng tác dụng lên thanh truyền trong thiết bị thực nghiệm bôi trơn ổ đầu to thanh truyền

uôn ổn định 
trong quá trình hoạt động của thiết bị. Cấp thứ hai 
truyền chuyển động từ puly cấp thứ nhất đến trục của 
cam đảm bảo dẫn động cần thiết của hệ thống cơ cấu 
tạo tải ổn định. 
Lúc trục khuỷu ở 00, đỉnh cam hướng lên trên. 
Tỉ số tryền của hai puli là 2, trục của cam (6) giảm 
tốc hai lần so với trục khuỷu (11). Do vậy khi trục 
khuỷu quay được 3600 thì cam quay được 1800, đỉnh 
cam tỳ lên con đẩy, nén lò xo xuống tạo ra lực tác 
dụng lên đầu nhỏ thanh truyền. Bằng cách này mô 
phỏng sự nổ trong động cơ, lực lớn nhất này có thể 
thay đổi bằng độ cứng của lò xo. Tuy nhiên, nếu sử 
dụng lò xo sẽ gây ra độ trễ lớn trong quá trình tác 
dụng lực lên thanh truyền, do đó ta sử dụng vòng đệm 
belleville. 
 Hình 5. Cơ cấu tạo tải 
3.2. Các tính toán 
Tính toán cơ cấu tạo tải với yêu cầu lực lớn nhất 
tác dụng lên thanh truyền: Fmax = 500 N, Tốc độ quay 
của trục khuỷu n = 250 vg/ph. Theo đồ thị lực khí thể, 
khi trục khuỷu quay từ 00-2700 và từ 4500-7200 lực 
khí thể thay đổi rất nhỏ. Từ 2700- 4500 lực khí thể 
thay đổi lớn, tăng đến giá trị lớn nhất sau đó giảm dần 
về giá trị xấp xỉ bằng 0. Để thuận tiện trong quá trình 
thiết kế thiết bị ta coi giá trị lớn nhất của lực khí thể 
tại góc của trục khuỷu là α = 3600. Cam tạo tải có 
biên dạng và kích thước như hình 6. 
Hình 6. Cam tạo tải 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
18 
Chọn sơ bộ vòng đệm lò xo Belleville (Hình 7) 
theo tiêu chuẩn DIN 2093 có đường kính ngoài D = 
31,5 mm, đường kính trong d = 12,2 mm, độ dày t = 1 
mm, chiều cao tổng H = 1,9 mm, chiều cao tải (phần 
nón cụt): h = H – t = 1,9 – 1 = 0,9 mm, vật liệu thép 
có mô đun đàn hồi E = 2.1011 N/m2 = 2.105 N/mm2 và 
hệ số poissonµ = 0,3. 
Hình 7. Vòng đệm Belleville 
+) Tỉ số đường kính: 
31,5 2,582
12,2
D mm
d
δ = = = 
+) Hệ số tính toán: 
22
2,582 11
2,5821 1. . 0,767
1 2 2,582 1 2
1 ln 2,582 1 ln 2,582
δ
δα δπ π
δ δ
  
  
   
−−
= = =+ +− −
− −
+) Độ uốn lớn nhất: 
sm = h = 0,9 mm 
+) Lực tạo ra do vòng đệm bị uốn: 
4
2 2
5 4
2 2 N
4 .
. . . 1
(1 ). . 2
4.2.10 .1 0,9 0,9
 . . . 1
(1 0,3 ).0,767.31,5 1 1 1 1 2.1
vd
E t s h s h s
D t t t t t
s s s
F
µ α
    
    
    
    
    
    
− − +
−
− − +
−
=
=
(1) 
 Với s là độ uốn (chuyển vị) của vòng đệm 
Lực mô phỏng lực khí thể 
 Lực mô phỏng lực khí thể của cơ cấu tạo tải là lực do 
vòng đệm bị uốn gây ra (Fvđ). Lực tác dụng lên thanh 
truyền (kí hiệu là Ftt) sẽ là: 
Ftt = Fvđ + Fqtptnc + Fqtptd 
với Fqtptnc là lực quán tính của piston nghiên cứu, 
Fqtptd1 là lực quán tính do piston dẫn tác dụng lên 
thanh truyền nghiên cứu. 
Vậy: Fvđ = Ftt – Fqtptd1 – Fqtptnc 
Lực quán tính của piston nghiên cứu được tính như 
sau [13]: 
 Fqtptnc = – mptncRω2(cosα + λcos2α) (2) 
với mptcnc- khối lượng piston nghiên cứu 
mptnc = Vptnc.γ với Vptnc - thể tích piston nghiên cứu 
Vptnc = 4,964.10 -5 m3 (được xác định bằng phần mềm 
CATIA), với γ - khối lượng riêng của đầu nhỏ thanh 
truyền, γ = 7850 kg/m3 
Vậy: mptnc = 4,964.10-5.7850 = 0,387 kg, với λ= 0,23 
(thông số kết cấu). 
 Fqtptd1 = Fqtptd/2, với Fqtptd là lực quán tính của piston 
dẫn 
 Fqtptd = – mptdRω2(cosα + λcos2α), với mptd– khối 
lượng piston dẫn, mptd = Vptd.γ với Vptd – thể tích 
piston dẫn. Dùng phần mềm Catia ta tính được Vptd = 
7,01.10 -4 m3. 
Vậy: mptd = 7,01.10-4.7850 = 5,468 kg 
Khi trục khuỷu quay được α = 3600 (cam quay 1800), 
ta có: 
Ftt = 500 N 
Fqtptnc = – 0,387.55,55.10-3.26,182(cos3600 + 
0,23.cos(2.3600)) = –18,123N 
Fqtptd1 = Fqtptd/2 = – 5,468.55,55.10-3.26,182(cos3600 + 
0,23.cos(2.3600))/2 = –128,034 N 
Vậy ta được: 
Fvđ = 500 + 18,123 + 128,034 = 646,157 N 
Thay Fvđ vào biểu thức (1) ta được độ uốn s của 
vòng đệm khi cam quay 1800 s = 0,420 mm. Ta dùng 
10 vòng đệm lắp theo cặp như hình 8. 
Hình 8. Lắp vòng đệm belleville theo cặp 
 Khi đó, độ cứng của hệ là: 
 (3) 
Trong đó: k là độ cứng của một vòng đệm, k = Fvđ/s; 
ni là số lượng vòng đệm ở nhóm thứ i. 
Ta có 10 nhóm (g=10), mỗi nhóm một vòng đệm. 
Thay vào (3) ta được: K = k/10. 
Ta có độ uốn (chuyển vị) tổng của các vòng đệm 
belleville: 
smax = F/K = 10F/k = 10s = 10.0,420 = 4,20 mm 
Đồ thị lực mô phỏng lực khí thể của cơ cấu tạo tải 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
19 
Với chuyển vị tổng của các vòng belleville Smax 
(khi cam quay được 1800) vừa tính, ta có khoảng cách 
từ tâm cam đến con đội lúc hệ vòng đệm chưa bị uốn: 
d0 = 21 – 4,20 = 16,80 mm 
Gọi β là góc quay của cam, β = α/2, β0 là góc quay 
mà tại đó đỉnh cam bắt đầu tiếp xúc với con đội. 
Ta có: |cosβ0| = d0/21 = 16,80/21 = 0,800 
Nên β0 = 143,1300 
Do đó, khi 0 < β < 143,1300 và 216,8700 < β < 
7200, cam không tiếp xúc với con đội. Khi 143,1300 < 
β < 216,8700 cam tiếp xúc với con đội và làm vòng 
đệm bị uốn. 
Gọi d là khoảng cách từ tâm cam đến con đội. 
Ta có: d = |21cos β | 
Độ uốn của vòng đệm lúc cam quay góc β (β = α/2), s 
= d – 16,80. Thay vào biểu thức (1) ta tính được lực 
khí thể mô phỏng Fvđ. 
Ta nhận được đồ thị lực mô phỏng lực khí thể 
của cơ cấu tạo tải (Hình 9) có dạng tương đồng với đồ 
thị lực khí thể trong vùng xảy ra sự nổ trong động cơ. 
Hình 9. Đồ thị lực mô phỏng lực khí thể 
4. Phương pháp đo lực tác dụng lên thanh truyền 
Trong quá trình hoạt động, tải trọng tác dụng lên 
thanh truyền gồm hai thành phần (Hình 10), lực 
kéo/nén Fx và lực uốn Fy. Để xác định hai lực này, ta 
sử dụng các cảm biến đo biến dạng và nối thành mạch 
cầu, một mạch cầu đo các lực dọc trục (kéo/nén) và 
một mạch cầu đo lực uốn. 
Hình 10. Vị trí đặt cảm biến đo biến dạng để đo 
lực uốn và lực kéo/nén 
 Hình 11. Mạch cầu đo lực kéo nén Fx và lực uốn 
Để đo lực gây nén Fx ta dùng hai cảm biến dán 
song song lên mặt trên và mặt dưới thanh truyền và 
hai cảm biến không đặt trên thanh truyền để nối thành 
mạch cầu (Hình 11a). Tương tự để đo lực gây uốn Fy 
ta dùng mạch cầu bốn cảm biến (Hình 11b) dán song 
song ở hai mặt bên của thanh truyền. Vì thanh truyền 
ngâm trong dầu nên các cảm biến sẽ được phủ lớp 
sơn cách điện và sơn chống dầu. 
Sự cân bằng cho thanh truyền sẽ là: 
 𝐹𝐹𝑥𝑥𝑡𝑡 = 𝑁𝑁 𝐹𝐹𝑦𝑦 𝑡𝑡 . 𝑙𝑙 + 𝐶𝐶𝑚𝑚𝑚𝑚 = 𝑀𝑀 (4) 
Trong đó: Fxt, Fyt là hai thành phần của lực do áp suất 
thuỷ động trong màng dầu ổ đầu to thanh truyền; Cmd 
là mô men ma sát của ổ. N và M là lực pháp tuyến 
theo Ox và mô men uốn. 
5. Kết luận 
Bài báo đưa ra giải pháp tạo tải mô phỏng tác 
dụng lên thanh truyền trong thiết bị thực nghiệm bôi 
trơn ổ đầu to thanh truyền. Thanh truyền nghiên cứu 
được chế tạo bằng vật liệu quang đàn hồi. Một cơ cấu 
tạo tải sử dụng các vòng đệm Belleville và một cam 
tạo tải để tạo lực mô phỏng lực khí thể trong vùng 
xảy ra sự nổ trong động cơ. Lực khí thể mô phỏng có 
giá trị lớn nhất tại góc 360o của trục khuỷu là 646,15 
N và lực lớn nhất tác dụng lên thanh truyền tại vị trí 
này là 500 N. Ngoài lực khí thể mô phỏng, các lực 
khác tác dụng lên thanh truyền gồm lực quán tính của 
thanh truyền và lực quán tính của thanh truyền dẫn. 
Lực tác dụng lên thanh truyền trong quá trình hoạt 
động gồm các lực kéo/nén và lực uốn. Các lực này 
được xác định bằng các cảm biến biến dạng (nối theo 
mạch cầu) dán trên thanh truyền. 
References 
[1] Cooke W.L., 1965-1966, “Dynamic Displacement in 
a Diesel Engine Main Bearing”, Proceeding. 
Lubrication and Wear Second Convention, Instn. 
Mech. Engrs., Vol. 23. 
[2] Rosenberg R.C., 1973, “A Method for Determining 
the Influence of Multigrade oils on Journal Bearing 
Performance “, SEA TRANS. Paper 730483, Vol. 82. 
[3] Bates T.W., Evans P.G., 1985, “Effect of Oil 
Rheology on Journal Bearing Performance: Part 1 
Instrumentation of the Big-End Bearing of a Fired 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
20 
Engine”, Proc. Of the JSLE International Tribology 
Conference, 8-10 juillet, Tokyo, Japon, 1985. 
[4] Bates S T.W., Benwell S., Evans P.G., 1987, “Effect 
of Oil Rheology on Journal Bearing Performance: 
Part 2 - Oil Film Thickness in the Big-End Bearing of 
an Operating Engine”, Proc. 4th SAE Int. Pacific 
Conference on Automotive Engineering, Melbourne, 
Australia, Paper No. 871272. 
[5] Bates T.W., Benwell S., 1988, “Effect of Oil 
Rheology on Journal Bearing Performance: Part 3 - 
Newtonian Oils in the Connecting-Rod Bearing of an 
Operating Engine”, SAE Paper No. 880679. 
[6] Moreau H., 2001, “Mesures des Epaisseurs du Film 
d’Huile dans les Paliers de Moteur Automobile et 
Comparaisons avec les Résultats Théoriques”, Thèse 
de Doctorat de Université de Poitiers. 
[7] Michaud P., 2004, "Modélisation 
Thermoélastohydrodynamique Tridimensionnelle des 
Paliers de Moteurs. Mise en Place d'un Banc d'Essais 
pour Paliers Sous Conditions Sévères", Thèse de 
Doctorat à Université de Poitiers. 
[8] Fatu A., 2005, “Modélisation numérique et 
expérimentale de la lubrification de palier de moteur 
soumis à des conditions sévères de fonctionnement”, 
Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers. 
[9] Pierre-Eugene J., 1983, “Contribution à l’Etude de la 
Déformation Elastique d’un Coussinet de Tête de 
Bielle en Fonctionnement Hydrodynamique 
Permanent”, Thèse de Doctorat de l’Université de 
Poitiers. 
[10] Optasanu V., 2000, “Modélisation Expérimentale et 
Numérique de la Lubrification des Paliers Compliants 
sous Chargement Dynamique”, Thèse de Doctorat de 
l’Université de Poitiers. 
[11] Hoang L.V., 2002, “Modélisation Expérimentale de la 
Lubrification Thermoélastohydrodynamique des 
Paliers de Tête de Bielle. Comparaison entre les 
Résultats Théoriques et Expérimentaux”, Thèse de 
Doctorat de l’Université de Poitiers. 
[12] Phạm Minh Tuấn, Lý thuyết động cơ đốt trong, NXB 
Khoa học và kỹ thuật, 2012. 
[13] Trần Thanh Hải Tùng, Bài giảng Tính toán thiết kế 
động cơ đốt trong, Khoa Cơ khí giao thông, Trường 
Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng, 2007.