Nghiên cứu ảnh hưởng của kết cấu piston đến trạng thái bôi trơn, ma sát, tiếng gõ, sự làm việc của hệ thống trao đổi khí của động cơ

Trong động cơ có piston chuyển động qua lại trong xilanh, ở những vị trí thay đổi hướng chuyển động tại các điểm chết trên và chết dưới (hình 3.57), ở đây sẽ sinh ra sự thay đổi lực bên do đó sẽ làm cho pistonva đập vào thành xilanh. Như đã đề cập các phần trước va đập chính ở điểm chết trêncuối kì nén thường được coi như là nguồn gốc gây ra tiếng gõ, nhưng ở các hành trình khác vẫn xảy ra do đó để giảm tiếng gõ đến mức nhỏ nhất trên động cơ, thì ngoài các giải pháp biên dạng piston. Thay đổi trọng tâm cũng được xem như là mộtgiải pháp góp phần đáng kể để giảm tiếng ồn.

pdf106 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 10/06/2013 | Lượt xem: 3764 | Lượt tải: 6download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Nghiên cứu ảnh hưởng của kết cấu piston đến trạng thái bôi trơn, ma sát, tiếng gõ, sự làm việc của hệ thống trao đổi khí của động cơ, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
bày tác động của các thành phần của mô men thủy động vào piston. Mô men thủy động có giá trị lớn nhất là khi piston ở điểm chết trên trong cuối kì nén. Hình 3.16: Các mô men bên phía va đập Hình 3.17: Các mô men thủy động bên phía chống va đập Những phân tích ở trên được rút ra từ kết quả thực nghiêm của Conor P. McNally [5] khảo sát ảnh hưởng của độ lệch ắc đến động lực học của piston. 7) Sự giảm va đập, ma sát của piston có độ lệch ắc và không có độ lệch ắc Sự khác nhau giữa tiếng ồn và ma sát trong động cơ có độ lệch ắc và động cơ không có độ lệch ắc, vấn đề này có thể dựa trên kết quả nghiên cứu của Kazuhide OHTA, -42- Kenji AMANO, Akihro HAYASHIDA, Guangzu ZENG và Iwao HONDA [10]. Cụ thể, trên hình 3.18 trình bày kết quả nghiên cứu khi piston có độ lệch ắc là 0 (mm) lúc này lực va đập bên có thể đạt đến giá trị lớn hơn 6000 [N]. Khi có độ lệch ắc dương (phía bên chống va đập) thì lực va đập giảm một ít ở giá trị độ lệch thích hợp, nhưng nếu tăng độ lệch dương sẽ làm cho lực va đập bên tăng. Khi độ lệch ắc là âm (tức là lệch ắc về phía bên va đập của xilanh) lúc này kết quả là lực va đập lớn nhất giảm đi rất nhiều (còn khoảng 4000N). Hình 3.18: Ảnh hưởng của độ lệch ắc đến va đập bên Hình 3.19 và 3.20 thể hiện lực va đập ở đỉnh và đáy váy piston, ở cả hai bên gồm bên va đập (thrust side ) và bên chống va đập (anti-thrust side ). Ở hai loại piston loại có lệch ắc hình 3.19 và không có độ lệch ắc hình 3.20. -43- Hình 3.19: Lực va đập bên với động cơ có piston lệch ắc Cp= -1mm -44- Hình 3.20: Lực va đập bên với động cơ không có độ lệch ắc -45- Hình 3.21: Mối quan hệ giữa lệch ắc và độ ồn do tiếng gõ của động cơ gây ra [10]. 3.2.5. Ảnh hưởng của độ lệch ắc đến sự làm việc của hệ thống trao đổi khí Độ lệch ắc piston của động cơ có ảnh hưởng quan trọng đến ma sát, bôi trơn, tiếng gõ và chất lượng làm việc của hệ thống trao đổi khí thông qua góc phối khí. -46- Hình 3.22: Hệ piston trục khuỷu thanh truyền đồng tâm Hình 3.23: Hệ piston trục khuỷu thanh truyền với piston có độ lệch ắc trái. Trên hình 3.23: ĐCT- Điểm chết trên ĐCD- Điểm chết dưới l - chiều dài thanh truyền R- bán kính quay của trục khuỷu T-vị trí điểm chết trên F-vị trí điểm chết dưới lR /=ξ - hệ số kết cấu S1 khoảng cách tính từ tâm trục khuỷu tới tâm chốt khi piston đến điểm chết trên S2 khoảng cách tính từ tâm trục khuỷu tới tâm chốt khi piston đến điểm chết dưới -47- Từ hình 3.22 và hình 3.23 ta thấy 012 180>−ϕϕ . Nên có thể kết luận rằng hành trình (S) của piston lệch ắc lớn hơn (S) của piston không lệch ắc. Chứng minh: Ta có: Rl c Sin p + =1ϕ Rl c Sin p − −=2ϕ do 0 2 180>ϕ Khi đó: 21 SSS −= Ta có tam giác OAB và OCD. Xét tam giác OAB: 222 ABOAOB += mà 22222 )( pcRlABOBSOA −−=−== Xét tam giác OCD: 222 OCCDOD += mà 22221 )( pcRlCDODOCS −+=−== Vậy 2222222221 )()( pp cRlcRlABOBCDODSSS −−−−+=−−−=−= 222 )()( RlRlS −−+==>               −−      += 22 2 R Rl R Rl R                         −−             += 22 2 1 1 1 1 l R l R R               −−      += 22 2 1 1 1 1 ξξ R 1 21 1 21 .1 1 1 1 22 22 −+−++=      −−      +=⇒ ξξξξξξ RRS ξξ 1 .2 1 .4 RR == do lR /=ξ - thông số kết cấu nhỏ hơn 1 -48- Trong khi đó, đối với hành trình của hệ piston-trục khuỷu-thanh truyền đồng tâm S=2R cho nên kết luận rằng hành trình của piston có lệch ắc lớn hơn piston không lệch ắc (S>2R). Do có sự khác nhau giữa ĐCT, ĐCD của piston khi piston có độ lệch ắc làm cho hành trình của piston thay đổi nên đã làm thay đổi các góc phối khí trong hệ thống nạp xả của động cơ. Ảnh hưởng của việc lắp sai piston có lệch ắc đến chất lượng nạp xả Em nghiên cứu trên mô hình bởi phần mềm Macromediaflash, kết quả (hình 3.25) như sau: Động cơ có piston độ lệch ắc trái 1.5 mm, các góc phối khí được tham khảo trên tài liệu kỹ thuật của động cơ FD19-G trang bị trên xe Captiva 2.4, tại Công ty Sao Mai Anh (Nha Trang). (Công suất cực đại 150 hp/4000 rpm) với: - Nạp sớm 040=nsϕ trước điểm chết trên - Nạp muộn 019=nmϕ sau điểm chết dưới - Xả sớm 050=xsϕ trước điểm chết dưới - Xả muộn 07=xmϕ sau điểm chết trên - Góc đánh lửa sớm tối ưu là 130 trước điểm chết trên. - Dùng xích để truyền động giữa trục khuỷu và trục cam. Khi lắp đúng piston có độ lệch ắc thì vị trí điểm chết trên ở đây sẽ là vị trí mà dấu trên bánh răng trục khuỷu trùng với dấu dây xích. Trong quá trình lắp ráp giả sử piston lắp sai trong khi đó lại thực hiện cân cam đúng theo dấu, sẽ dẫn đến hiện tượng làm thay đổi các góc phối khí (trình bày trong hình 3.25) làm giảm chất lượng quá trình nạp- xả của động cơ. -49- Hình 3.24: Dấu trên bánh răng trục khuỷu trùng với dấu trên xích Hình 3.25: Biểu đồ góc phối khí khi piston có độ lệch ắc âm (lệch trái) lắp đúng và lắp sai T1, B1-Tương ứng với Điểm chết trên và dưới khi lắp đúng; -50- T2, B2-Tương ứng với Điểm chết trên và dưới khi lắp sai. Do biên dạng cam không thay đổi và chuyển động của trục khuỷu có liên hệ với trục cam, nên khi piston bị lắp sai sẽ làm cho các góc phối khí bị thay đổi so với các góc ban đầu, làm cho chất lượng quá trình nạp xả giảm. Từ kết quả khảo sát đã cho thấy sự thay đổi của các góc phối khí: - Góc nạp sớm tăng 044=nsϕ trước điểm chết trên. - Góc nạp muộn giảm 011=nmϕ sau điểm chết dưới. - Góc xả sớm tăng 058=xsϕ trước điểm chết dưới - Góc xả muộn giảm 03=xmϕ sau điểm chết trên 3.3. ẢNH HƯỞNG CỦA BIÊN DẠNG VÁY ĐẾN MA SÁT, BÔI TRƠN, TIẾNG GÕ. 3.3.1. Ảnh hưởng của biên dạng váy cong Biên dạng váy piston đã được nghiên cứu sâu với mục đích là giảm thiểu hao mòn và biến dạng do nhiệt, cơ gây ra. Mục đích của biên dạng váy cũng giống như những thông số khác, nó dùng để duy trì trạng thái bôi trơn lí tưởng trên đường cong Stribeck, để cân bằng bôi trơn thủy động và bôi trơn giới hạn, sao cho tổn thất ma sát là nhỏ nhất. Để đạt được ma sát là nhỏ nhất thì phải chú ý vào vùng bôi trơn thủy động. Biên dạng có thể được thiết kế để thúc đẩy bôi trơn thủy động bằng cách làm chiều dày màng dầu là lớn nhất trên toàn bộ diện tích của váy. Điều này tạo ra áp suất phân bố đều và có thể đạt được lực thủy động lớn nhất, chiều dày màng dầu có thể được tạo ra gần đồng dạng bởi một biên dạng phẳng. Tuy vậy, đơn thuần chỉ thiết kế một biên dạng gần phẳng sẽ không đủ, vì đường kính của phía đỉnh piston tăng hơn phía dưới do sự chênh lệch nhiệt độ. Do đó hình dạng ban đầu sẽ bị biến dạng, nó sẽ thay đổi đáng kể khi tăng tải, vì vậy biên dạng piston được thiết kế phải đảm bảo sự biến dạng do nhiệt. Ngoài những ảnh hưởng trên, biên dạng piston còn có ảnh hưởng đến sự giảm va đập trong động cơ. 1) Động lực học piston có biên dạng váy cong Trên hình 4.26 biểu diễn lực và mô men tác dụng lên piston có biên dạng cong. -51- - Phương trình cân bằng lực theo phương-x. 0sin 3 1 =−−−−−= ∑∑ =j RjICIPAlTx FFFFFFF φ (3.6) - Phương trình cân bằng lực theo phương-y. 0cos. 3 1 =−−−−−−+= ∑∑ =j QjfAfTIPIClpisgy FFFFFFgmFF φ (3.7) - Phương trình cân bằng mô men quanh chốt pinM . 0..... )()()( 3 1 3 1 =+++−−++ −++++−−−= ∑∑ ∑ == iAjTpICggppis j Qj j jRj ICICpfApfTppIPpin yFyFCFCFCgmFRlF baFMCRFCRFMMM (3.8) Hình 3.26: Lực và mô men tác động lên piston biên dạng cong Với phương pháp giải đã trình bày ở phần chương 2. Từ phương trình (3.6) và (3.7) ta có: ∑ = −−+++=+ 3 1 )( j RjATfAfTsICIP FFFFFtgFFF φ (3.9) Trong đó: ).( 3 1 ∑ = −−−+−= j QjIPICpisgs FFFgmFtgF φ Từ phương trình (3.8) ta có : -52- iAjTpICggppis j Qj j jRjpfTpfAppICICIP yFyFCFCFCgmFR lFCRFCRFMbaFMM ..... ).()()( 3 1 3 1 −−−++− −−++−=−++ ∑ ∑ = = (3.10) So sánh với các phương trình (2.7) và (3.5) ta thấy rằng khi biên dạng váy có độ cong sẽ tạo thêm hai mô men do khoảng lệch tiếp xúc giữa đường tâm chốt với vị trí điểm tiếp xúc nhỏ nhất jT yF . , iA yF . . - Lực tác dụng từ xilanh, FT, FA và mô men Hai lực FT, FA tạo ra hai mô men MTT, MAA tác động lên piston. Xilanh tác dụng vào mỗi bên của piston một lực, lực hai bên piston được xác định bằng cách tách riêng và sử dụng phương trình độ lệch của piston. L ee tg bt − =Φ (3.11) Trong đó: Φ- độ nghiêng của piston. Váy được đỡ trên xilanh do tác dụng của bôi trơn thủy động. Được cho bởi phương trình Reynolds trên cơ sở các nhân tố trung bình của dòng chất lỏng. t h yy h U y p h yx p h x sh y h x δ δ µ δ δ δ δ µ δ δ δ δ δ δ δ δ 12)(6).().( 33 + Φ Ω+=Φ+Φ (3.12) Trong đó: Φx, Φy- các nhân tố áp suất dòng. Φs- nhân tố dòng chảy trượt đây là các nhân tố trên cơ sở độ mấp mô bề mặt Ω, và độ nhám bề mặt σ. t h δ δ phụ thuộc vào biến dạng nhiệt, biến dạng đàn hồi, và hình học của váy. Sử dụng điều kiện biên cho phương trình Reynolds lực ngang do áp suất thủy động tác dụng, cùng với mô men được xác định: ∫∫= dydyPARF hThTh θθθ cos),(. (3.13) ∫∫= dydyyPARM hThTTh θθθ cos.).,(. (3.14) Trong đó: ATh- tổng diện tích đỡ trên bên va đập (bên trái của xilanh) -53- Khi khoảng cách giữa váy và xilanh đủ nhỏ, bôi trơn thủy động không có tác dụng khi đó lực ma sát tiếp xúc của hai bề mặt tăng. Áp suất tiếp xúc được xác định bằng cách tính toán áp suất pháp cho một mấp mô trên bề mặt, sau đó kết hợp cho toàn diện tích để tìm áp suất tổng, lực ma sát và mô men. Áp suất tiếp xúc trên một khu vực mấp mô wp và biến dạng mấp mô δ được xác định: ∫∫= dydypARF wTcTc θθθ cos),( (3.15) ∫∫= dydyypARM wTcTTc θθθ cos),( (3.16) Kết hợp từ lực thủy động và lực pháp, kết quả xác định được lực và mô men cho bên phía va đập: TcThT FFF += (3.17) TTcTThTT MMM += (3.18) 2) Phân tích ảnh hưởng của biên dạng váy đến ma sát và tiếng gõ - Tác dụng làm giảm va đập Trên hình 3.27 trình bày một piston có biên dạng váy cong, loại này ngày nay rất phổ biến trên động cơ ô tô. Hình 3.27: Ảnh hưởng của biên dạng váy đến mô men thủy động Ta thấy rằng trong trường hợp này điểm nhỏ nhất trên biên dạng váy có vị trí bên phía dưới đường tâm của chốt, khi piston tiến gần tới thành xilanh một mô men -54- thủy động sinh ra trong màng dầu. Do có sự tách rời giữa điểm nhỏ nhất và đường tâm của chốt, lực bên và lực thủy động có đường tác động khác nhau, tức là không cùng trên một đường thẳng. Từ đó tạo một đôi ngẫu lực nó sinh ra một mô men, độ lớn của mô men này phụ thuộc vào khoảng cách của hai đường thẳng tác động. Hình 3.15 trước điểm chết dưới của kì hút (-1800) piston hướng theo bên va đập của xilanh (độ dịch chuyển âm) và góc nghiêng piston dương. Sau đó, lực bên thay đổi hướng và tác động theo hướng bên chống va đập. Sự di chuyển của piston ngang qua xilanh tới bên chống va đập sinh ra một lực thủy động bên phía chống va đập. Lực này tác động bên dưới trục chốt và do đó sinh ra một mô men trên piston là nguyên nhân làm cho độ lật bắt đầu âm. Sự ảnh hưởng này đáng kể nhất ngay lập tức sau điểm chết trên sau kì nổ, vào thời điểm này piston được tăng tốc ngang qua xilanh rất nhanh, kết quả là mô men thủy động khá lớn. - Ảnh hưởng của biên dạng váy đến bôi trơn và ma sát Để hiểu rõ hơn về ảnh hưởng của biên dạng váy đến bôi trơn và ma sát, phần này sẽ phân tích kết quả thực nghiệm của Luke Moughon [6] trên động cơ Waukesha. Bảng 3.2: Thông số kĩ thuật của động Waukesha Kiểu động cơ Kiểu F18GL Waukesha Đặc tính Tăng áp, làm mát khí tăng áp Động cơ 6 xilanh thẳng hàng Thể tích xilanh 18 L Đường kính xilanh 152 mm Hành trình Piston 165 mm Tốc độ 1800 rpm Điều kiện tải ở 1800 rpm 1360 kPa BMEP Hiệu suất nhiệt 37% Độ mấp mô bề mặt váy piston (Rz) 10 micro Độ nhám bề mặt váy piston 0.2 micro Khối lượng khô 5725 ib -55- Hình 3.28: Động cơ Waukesha tại phòng thí nghiệm Hình 3.29: Thiết bị đo mức tiêu thụ dầu bôi trơn của động Waukesha Kết hợp với mô hình số để khảo sát biên dạng piston. Trong mô hình này biên dạng của piston được chuyển đổi thành những đa thức được thể hiện trong hình 3.30. Các đa thức này được thể hiện dọc với đường biên dạng cơ sở. Hình 3.30: Các kiểu biên dạng của piston -56- Mỗi biên dạng được xác định bởi naXxf =)( trong đó: f(x)- độ lệch của biên dạng từ một dạng hình trụ x- khoảng cách dọc từ giữa váy n- số mũ không âm a- hằng số Đa thức bậc cao như a8 tạo ra hình dạng khá bằng phẳng và chúng giảm theo hướng các điểm cuối. Các đa thức bậc thấp có một đường đỉnh ở giữa váy. Vì đa thức bậc cao cung cấp một bề mặt phẳng hơn và thay đổi dần trong khe hở của piston–xilanh. Chúng được mong đợi để có hiệu quả hơn trong việc thúc đẩy hiệu quả bôi trơn thủy động. Sau đây sẽ phân tích sự ảnh hưởng của các loại biên dạng tới chiều dày màng dầu nhỏ nhất, diện tích ướt trên váy, và áp suất phân bố. Hai diện tích ướt thể hiện cho hai biên dạng được thể hiện trong hình 3.31. Hình 3.31: Thể hiện sự so sánh khu vực ướt của hai loại biên dạng khác nhau Biên dạng phẳng (đa thức bậc cao x8) không chỉ tạo ra một khu vực ướt lớn hơn mà còn phát triển dần từ cao đến thấp. Trong biên dạng với đường cong sắc nét (hình 3.30 tức là x2 ) sự hỗ trợ thủy động không phù hợp dẫn tới ma sát giới hạn, hiển thị như là một hình tam giác nhỏ ở trung tâm của váy. Ma sát giới hạn này làm tăng đáng kể tổn thất năng lượng. -57- Vì cả hai biên dạng phải chịu lực bên giống nhau ta thấy biên dạng đường cong cong đậm x2, nó giảm khu vực ướt, do đó có áp suất trung bình tăng. Quan trọng hơn nó có một áp suất tập trung cao lớn hơn so với biên dạng phẳng x8 trong hình 3.32 đây là nguyên nhân gây ra tiếp xúc giới hạn giữa váy và xilanh. Gradient áp suất giảm bởi thiết kế biên dạng phẳng, piston có nhiều khả năng vẫn còn trong chế độ bôi trơn thủy động. Khu vực ướt giảm khi biên dạng bắt đầu trở nên cong hơn, thể hiện trong hình 3.33. Hình 3.32: So sánh áp suất phân bố trên hai biên dạng Hình 3.33: Diện tích ướt theo góc quay trục khuỷu của các loại biên dạng piston. Vì khi biên dạng cong hơn nó có thể xâm nhập sâu vào màng dầu, nên chiều dày tối thiểu sẽ nhỏ hơn, điều này được thể hiện trong hình 3.34 -58- Hình 3.34: Biên dạng với sự phân tách nhỏ nhất giữa váy và xilanh Chú ý rằng với biên dạng X2 đã sụp xuống mức 10µm giá trị độ mấp mô, gây ra ma sát giới hạn. Trong khi biên dạng phẳng hơn (x8) vẫn duy trì trạng thái bôi trơn thủy động. Các piston có biên dạng nhọn phải chịu tổn thất ma mát giới hạn cao hơn, bởi vì chúng có ảnh hưởng thâm nhập sâu hơn vào màng dầu. Hình 3.35 thể hiện rõ điều này. Góc quay Góc quay -59- Hình 3.35: Lực tiếp xúc bên phía va đập của xianh Áp lực bên trong xilanh cao tương ứng với sự gia tăng của σ (lực trên đơn vị diện tích) điều kiện trong đường cong Stribeck. Hình 3.36: Đường cong Stribeck Sự gia tăng σ sẽ làm trạng thái bôi trơn chuyển dịch về phía trái trên đường cong (theo chiều bôi trơn giới hạn). Biên dạng phẳng làm ma sát thủy động tăng nhưng nó làm giảm mạnh ma sát giới hạn. Vì ma sát giới hạn quyết định tổn thất năng lượng ma sát và vì ma sát giới hạn gây gia tăng mòn, ưu tiên là để chuyển về chế độ bôi trơn thủy động. Qua phân tích các kết quả từ [6] ta thấy rằng việc tính toán thiết kế biên dạng váy là một công việc rất khó khăn. Nó đòi hỏi phải có sự tính toán kết hợp để đưa ra một biên dạng tốt nhất cho việc giải quyết vấn đề biến dạng, tiếng gõ và ma sát. -60- 3.3.2. Ảnh hưởng của bề mặt biên dạng váy Trong phần này sẽ phân tích đặc tính bôi trơn và tổn thất ma sát trên cơ sở những kết quả nghiên cứu bề mặt biên dạng váy của các tác giả Kwang-soo Kim, Paras Shah, Masaaki Takiguchi / Shuma Aoki tại Viện công nghệ Musashi Theo [7] động cơ một xilanh được sử dụng để thực nghiệm, thông số kỹ thuật được cho trong bảng 3.3 và bảng 3.4 Bảng 3.3: Thông số kỹ thuật chính của động cơ Kiểu động cơ Động cơ 4 kì một xilanh Thể tích xilanh 0.4993 L Đường kính xilanh 86 mm Hành trình Piston 86 mm Tỉ số nén 10:1 Tỉ số kết cấu (l/R) 3.5 Độ lệch tâm trục khuỷu 0 mm Làm mát piston Phương pháp phun dầu Bảng 3.4: Thông số của piston. Piston hợp kim Hợp kim thép Lệch ắc 0.5 mm phía va đập Độ mấp mô bề mặt piston (Rz) 18 micro Xử lí váy Không mạ Chiều dài piston 53.9 mm Hình 3.37: Thông số hình học của vòng găng Năm biên dạng piston khác nhau được sử dụng để khảo sát, giống nhau khi lắp vào xilanh khe hở 30 µm. -61- Hình 3.38 khu vực màu xanh đậm là khu vực lõm có độ sâu 35-40 µm. Hình 3.38: Các biên dạng váy được khảo sát Sự hình thành màng dầu được quan sát thông qua một cửa sổ sapphire trên xilanh của động cơ nghiên cứu trong hình 3.39. Hình 3.39: Cửa sổ quan sát màng dầu trên xilanh Bảng 3.5: Điều kiện thực nghiệm. Tốc độ (rpm) BMEP [kPa] 380 500 630 1500 1 2 3 2000 4 2500 5 Thứ tự đo 1, 2, 3, 4, 5. -62- Bề mặt váy đã được xử lí phosphate để cung cấp một bề mặt tối cho ảnh chụp: khi màng dầu mỏng nó sẽ xuất hiện màu tối trong khi màng dầu dày hơn nó sẽ xuất hiện màu sáng hơn. Dầu bôi trơn được sử dụng trong quá trình thực nghiệm là SL GF-3 5W-30. Ma sát được đo ở điều kiện tải khác nhau và các tốc độ được thể hiện trong bảng 3.5. Hình 3.40 thể hiện kết quả đo lực ma sát theo các biên dạng. Hình 3.40: Kết quả đo lực ma sát của các biên dạng theo góc quay 1) Kì nạp Dầu bôi trơn thường được đưa từ đáy của váy piston và truyền lên phía trên của váy do chuyển động của dầu liên hệ với piston. Trong kì nạp, không thường tập trung cho việc giảm ma sát. Hình 3.41 thể hiện biểu đồ lực ma sát và tổng mất mát ma sát. Hình 3.42 Thể hiện đặc tính loang dầu ở giai đoạn đầu kì nạp. Nó cho thấy rằng ma sát thủy động là trội hơn bởi vì lượng dầu khá lớn được giữ lại trên váy piston trong suốt giai đoạn này. Các biên dạng tiêu chuẩn, AV300 và AV306 được thể hiện ma sát cao nhất. Với biên dạng AV300, dầu được chuyển vào thông qua mối quan hệ khe hở nhỏ ở cửa vào và ra. Biên dạng AV306 được thiết kế với hình chữ ‘X’ trên bề mặt váy, nó đã được thiết kể để làm giảm diện tích bề mặt tiếp xúc. -63- Hình 3.41: Lực ma sát và tổn thất ma sát trong suốt hành trình nạp Hình 3.42: Hình ảnh loang dầu ở các loại biên dạng trong kì nạp Mặc dù vậy nó đã được khoét rãnh trên phần đáy của bề mặt váy. Dầu bị khóa, chặn loang đến những nơi cần bôi trơn. Với các biên dạng AV301 và AV302, luồng dầu thông qua khe hở, nhưng nó không thể chảy vào khu vực tiếp xúc váy không xẻ rãnh, kết quả là bề mặt tiếp xúc thiếu dầu. Với trường hợp AV304 được thể hiện ma sát nhỏ nhất trong suốt kì nạp. Quan sát thấy rằng khi bắt đầu kì nạp, dầu được tích qua khu vực các rãnh hình thành ở váy của piston. Sau đó nó sẽ loang tới khu vực -64- giữa để nâng váy không cho tiếp xúc trực tiếp với thành xilanh, tổng thể bề mặt váy được ngập trong dầu trong suốt kì này. Mặc dù đa số dầu đều vượt qua phần giữa của váy, theo hướng đầu của hành trình, ta thấy có một sự khác nhau nhỏ giữa ma sát trong các kiểu biên dạng. 2) Kì nén Dầu di chuyển xuống piston trong suốt kì này, hình 3.43 và 3.44 biểu diễn biểu đồ lực ma sát và biểu đồ loang dầu trong kì này. Hình 3.43: Lực ma sát và tổn thất ma sát trong kì nén Dầu chứa trong khu vực rãnh hình thành trên AV302 được loang đến bề mặt tiếp xúc khi piston gần đạt đến điểm chết trên. Dòng dầu tới phần đáy của váy AV306 bị kẹt bởi khu vực không xẻ rãnh. Do vậy ở điểm chết trên rất ít dầu được duy trì ở phần đáy váy và lực ma sát cao lên đột biến. Sự đột biến này có quan hệ tới tổn thất ma sát cho kì này được thể hiện biểu đồ cột hình 3.43. Váy AV304 duy trì nhiều dầu trong suốt kì này. Dầu được giữ lại trong rãnh chứa hình thành phía trên váy cung cấp dầu bôi trơn tới phần giữa và phần đáy của váy khi váy bắt đầu nghiêng theo hướng không va đập. -65- Hình 3.44: Hình ảnh loang dầu ở các loại biên dạng trong kì nén 3) Kì giãn nở Hình 3.45 và 4.46 thể hiện lực ma sát và biểu đồ loang dầu trong suốt kì giãn nở. Ma sát trong suốt kì giãn nở là cao nhất trong 4 kì. Để giảm ma sát, việc tránh vết xước của váy phải được xem xét. Kết quả kiểm tra không thể hiện một sự dao động lớn lực ma sát trong suốt kì giãn nở. Tuy vậy, nó có thể đánh giá đặc tính ma sát cho mỗi biên dạng bởi quan sát trạng thái màng dầu. Chìa khóa để giảm ma sát trong kì này là tận dụng dầu bôi trơn dư, nó có thể nằm bên dưới váy. Khi bắt đầu kì nạp dầu đi vào đáy của váy và loang lên phía trên của váy. Biên dạng AV300 Biên dạng piston tiêu chuẩn đã được tối ưu hóa, như đã thể hiện trong hình 3.46 piston bắt đầu di chuyển xuống với một lượng dầu giới hạn được tích trên bề mặt váy. Dầu được nén nhanh ra theo hướng đỉnh và các bên của váy. Điểm dưới của váy chặn hướng lên của luồng dầu do tác dụng mặt sau tỳ vào bề mặt thành xilanh. Dầu được loang đều qua toàn bộ diện tích bề mặt váy. Biên dạng này được giới hạn ở một mức độ vừa phải của đặc tính ma sát. Đỉnh của váy có một màng dầu rất mỏng, nhưng một lượng lớn dầu được tích ở phía trên khu vực tiếp xúc. Biên dạng AV301 Dầu được cấp từ các rãnh ở đáy của váy trong suốt kì này. Dầu được chảy qua hình ‘Λ’. Tải bên được hỗ trợ bởi diện tích bề mặt giới hạn. Kết quả là dầu được nén ra trong khi khu vực được bôi trơn bởi luồng dầu. -66- Ma sát với biên dạng AV301 là thấp thứ hai 2 do tác dụng dầu bôi trơn trên khu vực tiếp xúc chính trong suốt kì này của động cơ. Các rãnh ở đỉnh của váy tích tụ nhiều dầu, nó đưa dầu qua khu vực hình ‘Λ’, ngoài ra cũng thấy rằng dầu được giữ trong các máng nhỏ giữa các vùng tựa. Vào thời điểm cuối của kì giãn nở không có sự khác biệt trong sự so sánh ma sát với các biên dạng khác. Biên dạng AV302 Dầu được cấp từ vùng dưới của váy bị chặn do tác động của bệ đặt thấp và ở trung tâm của biên dạng. Tuy vậy, thiết kế này đã giảm diện tích tiếp xúc, tải được hỗ trợ bởi khu vực giới hạn này, kết quả là áp lực tiếp xúc sẽ cao, dầu cung cấp tới khu vực tiếp xúc này không phù hợp. Hai bệ phía trên bắt đầu cung cấp tải bên lên xilanh chỉ sau khi bệ dưới bắt đầu tiếp xúc. Có ba khu vực tiếp xúc có thể thấy rõ trong hình 3.46 ma sát trong biên dạng này cao thứ hai. Người ta nghĩ rằng đặc tính ma sát với biên dạng này có thể điều chỉnh bởi sự điều khiển bệ tiếp xúc và vị trí của nó. Hình 3.45: Lực ma sát và tổn thất ma sát trong hành trình giãn nở Biên dạng AV304 Một rãnh tích dầu ở cạnh đáy được thiết kế đưa vào, chứa và cung cấp nhiều dầu nhanh hơn cho các khu vực tiếp xúc chính. Như thể hiện trong hình 3.46, kì này bắt đầu với nhiều dầu trên toàn bộ bề mặt váy, một phần do tác dụng của dầu chứa -67- trong các rãnh ở đỉnh của váy. Quan sát thấy rằng dầu liên tục chảy tới khu vực giữa của váy qua các rãnh bên dưới váy trong suốt kì này. Khi váy nhận tải bởi lực bên, khu vực tiếp xúc chính hoàn toàn được bôi trơn bởi dầu tích trong các rãnh dưới, nhiều dầu được đưa vào hơn khi piston tăng tốc độ. Thiết kế này cho thấy ma sát nhỏ nhất trong suốt kì giãn nở. Hình 3.46: Hình ảnh loang dầu ở các loại biên dạng trong kì giãn nở Biên dạng AV306 Biên dạng này có dạng hình chữ “x” trên khu vực tiếp xúc. Cho thấy ma sát cao nhất, như được mô tả ở trên, chỉ sau khi bắt đầu kì này dầu thấm tới váy nhưng bị chặn bởi tác dụng của “x” ở phía dưới của váy. Kết quả kiểm tra và quan sát đặc -68- tính sự hình thành màng dầu, đề xuất rằng làm nhỏ diện tích tiếp xúc không là nhân tố góp phần làm giảm ma sát nhỏ nhất cho kì giãn nở. Điều thú vị là dầu thu được ở phía dưới đáy của váy cung cấp dầu tới trung tâm váy trong suốt kì này, trong khi dầu trên những khu vực tiếp xúc khác lại bị nén ra ngoài, kết quả là dẫn đến thiếu dầu. Trung tâm của piston được bôi trơn bởi dầu thấm, như là kết quả của hiệu ứng chêm dầu của hình “Λ” dưới. 4) Kì xả. Trên hình 3.47 trình bày lực ma sát và tổn thất ma sát trong suốt hành trình xả. Hình 3.47: Thể hiện lực ma sát và tổn thất ma sát trong suốt hành trình xả Ở giai đoạn đầu của kì xả, có rất nhiều dầu ở đỉnh của váy thu được bởi vòng găng dầu cạo trên bề mặt xilanh khi piston di chuyển trong suốt kì trước. Dầu này bắt đầu di chuyển xuống phía dưới của bề mặt váy. Bất cứ sự nhô ra nào trên váy đều làm ảnh hưởng đến dòng dầu. Kết quả là lượng dầu đảm bảo trên bề mặt tiếp xúc phụ thuộc vào kiểu của biên dạng. Biên dạng AV300 Dầu loang theo hướng đáy của váy qua khe hở giữa piston và mặt váy. Màng dầu được quan sát là mỏng nhưng loang đều. Trung tâm của váy có một mối quan hệ với một lượng dầu nhỏ. Bởi vì trung tâm dưới chặn hướng đi lên của dầu do tác dụng của sự áp sát (spring-back) vào thành xilanh. -69- Hình 3.48: Hình ảnh loang dầu ở các loại biên dạng trong kì xả Biên dạng AV301 và AV306 Dòng dầu bị khóa do tác dụng của hình “Λ” và “x” khu vực bề mặt nhô ra. Như đã thể hiện trong hình 3.48 biên dạng AV301 và AV306 thể hiện ma sát có giá trị cao nhất trong suốt kì này. Biên dạng AV302 Dòng dầu được xáo trộn từng phần bởi kích cỡ và vị trí của đế. Dù thế nào đi nữa, thì quan sát thấy rằng đế thấp tiếp nhận nhiều dầu hơn khi piston gần đến điểm chết trên. Biên dạng AV302 được thể hiện ma sát thấp thứ hai. Biên dạng AV304 Nhận thấy rằng, dầu chứa ở đỉnh của các rãnh váy nhiều trong suốt kì xả, ngay cả khi dầu chảy xuống các phần dưới thấp hơn. Biểu đồ loang dầu của biên dạng AV304 có khác so với các biên dạng khác. Váy hoàn toàn ngập dầu và dầu chảy xuống các rãnh thấp hơn mà không có xáo trộn.  Kết quả khảo sát ảnh hưởng của các biên dạng piston tới ma sát Kết đặc tính ma sát cho các biên dạng đã được thực nghiệm. Biên dạng AV304 thể hiện ma sát thấp nhất trong chu trình của động cơ, cho tất cả năm điều kiện kiểm tra (hình 3.49) -70- Hình 3.49: Ảnh hưởng của biên dạng piston đến ma sát  Ảnh hưởng của các biên dạng váy đến tiếng gõ Khối xilanh dao động do tiếng gõ của piston đã được xác định với gia tốc kế. Dữ liệu đo khối xilanh đã được chuyển đổi sang tần số bằng cách sử dụng phương pháp chuyển đổi Fast Fourier Transform (FFT). Hình 3.50 là biểu đồ đặc tính tiếng ồn cho mỗi biên dạng váy khác nhau, biên dạng AV304 là biên dạng êm nhất so với các biên dạng khác. Nó đã được quan sát thấy từ một loạt các biên dạng váy từ các động cơ kiểm tra khác nhau, kết luận rằng tiếng ồn váy có mối quan hệ tới điều kiện bôi trơn thủy động. Dầu bôi trơn cũng có ảnh hưởng đến hiệu quả giảm tiếng gõ. Hình 3.50: Tiếng gõ của các loại biên dạng -71- 3.3.3. Ảnh hưởng của biên dạng piston ovan Biên dạng piston không chỉ thiết kế để ma sát nhỏ nhất, nhưng cũng bao gồm là làm cho mòn nhỏ nhất, giảm biến dạng và nâng cao sự dẫn hướng. Piston ovan là một biên dạng piston được định hướng theo chiều ngang và nó cũng đáp ứng nhiều mục đích tương tự như biên dạng váy. Như với các biên dạng, phân tích của ovan tập trung vào ảnh hưởng của ma sát, hình 3.51 thể hiện mặt cắt ngang của piston kiểu ovan. Khi động cơ hoạt động, váy piston biến dạng do áp lực từ lực bên thanh truyền và lực quán tính cũng như nhiệt độ cao. Ovan cũng như biên dạng váy, bởi vì cả hai đều làm giảm bớt ảnh hưởng giữa khe hở piston và xilanh [6]. Hình 3.51: Piston có biên dạng ovan Mục đích của cả hai là tạo thuận lợi cho việc hình thành một màng dầu tương đối phẳng với độ dốc nhỏ để phân bố lực ngang trên một khu vực diện tích lớn nhất có thể. Điều này đẩy mạnh bôi trơn thủy động và giảm hao mòn. Ovan nhằm để điều chỉnh cho piston phù hợp với hình dạng của lót xilanh, đặc biệt là ở các điểm trong chu trình khi lực bên cao. Vì giảm ovan tức làm các piston tròn hơn, làm cho nó phù hợp hơn với bề mặt xilanh. Người ta dự đoán rằng giảm ovan sẽ làm giảm ma sát. Tuy nhiên, điều quan trọng là không hoàn toàn loại bỏ ovan. Ta thấy trong xilanh lực bên cao nhất dọc theo đường chống lực đẩy và lực đẩy. Do đó, các khu vực này sẽ làm biến dạng nhiều nhất, một piston tròn hoàn toàn như vậy sẽ làm biến dạng ưu tiên theo đường chống lực đẩy và lực đẩy, dẫn đến "ovan âm" hay hình dạng một vùng lõm và làm thay đổi vị trí trên xilanh, có thể là lực bên không còn -72- nằm trên đường va đập và chống va đập nữa. Do đó sẽ làm cho động cơ hoạt động không ổn định. Hình 3.52: Mặt cắt ngang của piston thể hiện các độ ovan khác nhau Để nghiên cứu ảnh hưởng của ovan tới ma sát, các ovan đã giảm tỉ lệ khác nhau trong hình 3.52. Giảm ovan tương đương với việc làm piston tròn hơn, do đó làm nó phù hợp hơn với xilanh. Sau đây sẽ phân tích kết quả từ thực nghiệm [5]. Thực hiện trên các loại piston có độ ovan khác nhau để xác định những ảnh hưởng của chúng tới ma sát. Hình 3.53 và 3.54 cho thấy rằng việc giảm ovan sẽ làm giảm được ma sát đáng kể. Ở các độ ovan 63% và 50% của piston, nó làm giảm ma sát tổng. Vì ovan có thể được điều chỉnh độc lập với biên dạng piston, cho nên hai tham số có thể được phối hợp tối ưu hóa để đạt được kết quả lý tưởng. Biên dạng rất khó để tối ưu hóa bởi vì piston quay trong suốt chu trình, đặc biệt là ở gần điểm chết trên ảnh hưởng đến sự thay đổi biên dạng. Ovan không thể thay đổi nhiều. Tuy vậy, vì piston không quay đáng kể quanh trục đẩy và chống đẩy nên về nguyên tắc, các ovan có thể được tối ưu hóa chính xác hơn so với biên dạng (profile). Lý tưởng nhất là cả hai có thể phối hợp tối ưu hóa để giảm thiểu ma sát giới hạn trong khi vẫn đạt được các mục tiêu khác như dẫn hướng tốt trong suốt chu trình. -73- Hình 3.53: Độ ovan khác nhau ảnh hưởng đến tổn thất ma sát Hình 3.54: Ma sát thủy động với các độ ovan Hình 3.55 thể hiện kết quả khảo sát sự ảnh hưởng của các độ ovan đến chuyển động ngang. Kết quả cho thấy rằng piston với độ ovan lớn sẽ có mức độ chuyển động ngang lớn hơn [9]. Piston có độ ovan nhỏ tức là phẳng hơn sẽ cản trở nhỏ hơn trong khi piston trượt. Độ ovan lớn tương đương như khe hở nhỏ, piston bám chặt vào thành xilanh có nghĩa là áp suất thủy động sinh ra nhỏ hơn. Do đó áp suất thủy động Góc quay -74- sinh ra không thể cân bằng cùng với một lực bên từ chốt, cho nên nó sẽ di chuyển nhiều hơn. Hình 3.55: Ảnh hưởng của độ ovan đến chuyển động bên Nếu ma sát thủy động không giới hạn ở áp lực nó có thể hỗ trợ, thiết kế hiệu quả nhất sẽ đỡ tải toàn bộ trên đường chống lực đẩy và lực đẩy. Hình 3.56 thể hiện rằng nếu lực ngang (một lực định hướng dọc theo đường chống lực đẩy và lực đẩy) được đỡ tại một điểm lệch với đường thẳng, một lực lớn hơn bình thường sẽ xuất hiện ở bề mặt tương tác. Hình 3.56: Lực tương tác giữa váy và xilanh Đỡ các lực bên tại một khu vực ngoài trung tâm sẽ yêu cầu lực lớn hơn bình thường để tạo ra cản trở tương đương trong hướng lực đẩy và chống lực đẩy. Hơn thế nữa, vì ma sát là hàm của lực bên, đỡ tải bên ngoài vị trí trung tâm tạo ra tổn thất ma sát lớn hơn so với áp lực dọc theo đường đường chống lực đẩy và lực đẩy. Một piston với ovan đáng kể sẽ tập trung lực vào một vùng áp suất cao trên đường chống lực Phản lực từ xilanh -75- đẩy và lực đẩy. Tuy vậy như hình 3.53 đã thể hiện điều này dẫn tới piston đẩy dầu ra một bên và đi vào trạng thái bôi trơn giới hạn. Để ma sát là nhỏ nhất, ovan phải giảm tới điểm để ma sát giới hạn không đáng kể, mặc dù áp lực này loang đến các khu vực kém hiệu quả hơn ngoài trung tâm của đường va đập và chống va đập. Sau khi ma sát giới hạn giảm đáng kể, thì ovan không được giảm hơn nữa. Cả hai tập trung áp lực gần đường lực đẩy/chống lực đẩy và để giảm diện tích ướt (ma sát thủy động), giảm thiểu ma sát giới. Theo cách này sẽ cho phép các piston hoạt động trong chế độ ma sát nhỏ nhất trên đường cong Stribeck. 3.4. ẢNH HƯỞNG CỦA ĐỘ LỆCH TRỌNG TÂM Cg ĐẾN VA ĐẬP CỦA PISTON 3.4.1. Giới thiệu Trong động cơ có piston chuyển động qua lại trong xilanh, ở những vị trí thay đổi hướng chuyển động tại các điểm chết trên và chết dưới (hình 3.57), ở đây sẽ sinh ra sự thay đổi lực bên do đó sẽ làm cho piston va đập vào thành xilanh. Như đã đề cập các phần trước va đập chính ở điểm chết trên cuối kì nén thường được coi như là nguồn gốc gây ra tiếng gõ, nhưng ở các hành trình khác vẫn xảy ra do đó để giảm tiếng gõ đến mức nhỏ nhất trên động cơ, thì ngoài các giải pháp biên dạng piston. Thay đổi trọng tâm cũng được xem như là một giải pháp góp phần đáng kể để giảm tiếng ồn. Độ lệch trọng tâm Cg đã được nghiên cứu bởi các nhà khoa học và đã được chứng minh là có ảnh hưởng chi phối lực va đập bên trong xilanh do đó làm giảm được tiếng gõ trong động cơ. Sau đây sẽ phân tích ảnh hưởng của Cg trên cơ sở lý thuyết cùng với những phân tích từ các kết quả thực nghiệm của Alessandro Ruggiero và Adolfo Senatore [9]. -76- Hình 3.57: Ảnh đường đi của piston trong một chu trình 3.4.2. Động lực học piston khi có độ lệch trọng tâm Cg Hình 3.56 thể hiện lực và mô men tác động lên piston khi có độ lệch Cg - Phương trình cân bằng lực theo phương-x 0sin 3 1 =−−−−−= ∑∑ =j RjICIPAlTx FFFFFFF φ (3.19) - Phương trình cân bằng lực theo phương-y 0cos. 3 1 =−−−−−−+= ∑∑ =j QjfAfTIPIClpisgy FFFFFFgmFF φ (3.20) - Phương trình cân bằng mô men tại tâm chốt : pinM 0..).(.).( )()()( 3 1 3 1 =++−−−−++ +−++++−−−= ∑ ∑∑ = = iAjTpgICggpgpis j Qj j jRjICICpfApfTppIPpin yFyFCCFCFCCgmFR lFbaFMCRFCRFMMM (3.21) So sánh hai phương trình (3.10) với (3.21) ta thấy rằng có sự khác về mô men trong hai phương trình này, ở phương trình (3.21) mô men do trọng lượng và lực quán tính tại trọng tâm gây ra ).( pgpis CCgm −− , ).( pgIC CCF − có chiều và độ lớn khác so với phương trình (3.10). -77- Hình 3.58: Lực và mô men tác dụng lên piston có độ lệch trọng tâm Tác dụng giảm va đập được giải thích trên cơ sở lí thuyết: Ta thấy rằng cuối kì hút đầu kì nén hoặc cuối kì giãn nở đầu kì xả, piston chuyển động từ điểm chết trên xuống điểm chết dưới, ở thời điểm chuyển giao giữa hai kì có sự thay đổi đột ngột lực bên, cũng như lực quán tính trước khi tới điểm chết dưới. Lực quán tính của piston cùng với trọng lượng, lúc này hai lực cùng chiều tạo ra một mô men quanh chốt làm cho phần váy piston tiếp xúc ban đầu với bên chống va đập của xilanh. Khi đó phía đáy váy tiếp xúc với bên chống va đập sinh ra một phản lực và phản lực này có tác dụng cùng với lực ngang để làm xoay phần đỉnh và đáy piston làm cho nó tiếp xúc với xilanh. Kết quả là chống được tác dụng dịch chuyển ngang đập vào thành xilanh do lực ngang tác dụng. Lúc này độ lệch ắc ít có tác động đến mô men, đây chính là điều quan trọng trong tác dụng làm giảm va đập ở cuối hành trình nạp và cuối giãn nở đầu xả. Hình 3.59 cho thấy phần váy piston tiếp xúc ban đầu với bên chống va đập của xilanh. -78- Hình 3.59: Sự tiếp xúc ban đầu của váy piston vào bên chống va đập của thành xilanh. 3.4.3. Kết quả khảo sát từ mô hình của Alessandro Ruggiero và Adolfo Senatore Phân tích ảnh hưởng của thông số độ lệch trọng tâm dựa trên kết quả khảo sát từ mô hình thực nghiệm bởi Alessandro Ruggiero và Adolfo Senatore. Mô hình đã được thực nghiệm trong Matlab/Simulink, và các phương trình của chuyển động của piston đã được giải quyết bằng cách sử dụng chương trình code15s (stiff/NDF). Tất cả thực nghiệm đã được thực hiện bằng cách sử dụng các dữ liệu trong bảng 3.5. Mô hình cho phép mô phỏng các điều kiện hoạt động khác nhau của động cơ ICE và cho phép khảo sát ảnh hưởng của các thông số hình học, tính chất của bôi trơn lên lực va đập bên giữa piston và xilanh. Sau đây là kết quả độ lệch trọng tâm của khối lượng piston với đường tâm của piston, kết quả khảo sát trên 5 khoảng lệch Cg khác nhau. Các hình 3.60, 3.61, 3.62, 3.63 và 3.64 thể hiện va đập bên giữa piston và thành xilanh tương ứng với các giá trị Cg của độ lệch trọng tâm piston với đường tâm của nó. -79- Bảng 3.6: Thông số hình học và dữ liệu hoạt động cho mô hình Thông số Giá trị Đường kính xilanh 83 mm Hành trình piston 83.6 mm Chiều dài thanh truyền 133 mm Tốc độ động cơ 3000 rpm Chiều dài váy piston 33.8 mm Khe hở hướng kính danh nghĩa Rµ 13.5 µm Khối lượng chốt piston 0.09 Kg Khối lượng piston 0.295 Kg Độ nhớt dầu bôi trơn (µ) 16 mPa s Chiều cao của độ nhám bề mặt váy (Ra) 3.5 µm Hình 3.60: Lực va đập bên khi Cg=0 (a- bên va đập, b- bên chống va đập) Hình 3.61: Lực va đập bên khi Cg=4 mm (a- bên va đập, b- bên chống va đập) -80- Hình 3.62: Lực va đập bên khi Cg=8 mm (a- bên va đập, b- bên chống va đập) Hình 3.63: Lực va đập bên khi Cg=12 mm (a- bên va đập, b- bên chống va đập) Hình 3.64: Lực va đập bên khi Cg=16 mm (a- bên va đập, b- bên chống va đập) Kết quả tốt nhất đạt được với giá trị Cg=12mm bởi vì lực va đập bên phía va đập là nhỏ nhất 4100 N, trong khi đó lực va đập cho bên phía chống va đập là 3000 N. -81- Từ những kết quả trên cho ta thấy rằng việc tính toán thiết kế trọng tâm piston đòi hỏi phải có sự kết hợp với các thông số khác, để đạt giá trị tối ưu nhất. Trong động cơ khi piston có khoảng lệch ắc, nếu như giá trị Cg quá lớn sẽ làm mất tác dụng của độ lệch ắc và gây ra va đập mạnh hoặc ngược lại quá nhỏ sẽ không có tác động giảm va đập. -82- Chương 4 KẾT LUẬN VÀ ĐỀ XUẤT 4.1. KẾT LUẬN Sau một thời gian tìm hiểu, nghiên cứu, dịch thuật hơn sáu trăm trang tài liệu, khảo sát thực tế tại cơ sở với thời gian gần ba tháng, em đã hoàn thành cơ bản nội dung của đề tài được giao. Các kết quả nghiên cứu đã làm rõ: 1. Nguyên nhân gây ra các chuyển động phụ của piston trong xilanh; 2. Trạng thái bôi trơn ma sát giữa váy piston và thành xilanh; 3. Ảnh hưởng của độ lệch ắc piston đến trạng thái bôi trơn, ma sát, tiếng gõ và sự làm việc của hệ thống trao đổi khí; 4. Ảnh hưởng của biên dạng váy piston đến bôi trơn, ma sát, tiếng gõ; 5. Ảnh hưởng của độ nhớt dầu bôi trơn đến ma sát; 6. Ảnh hưởng của khe hở lắp ráp đến tiếng gõ, ma sát. Em nhận thấy rằng: - Giữa ma sát và chuyển động phụ của piston trong động cơ có sự mâu thuẫn với nhau, khi giảm tiếng gõ có nghĩa làm giảm chuyển động phụ, do đó sẽ gia tăng ma sát. Khi tăng khe hở giữa piston và xilanh sẽ làm cho ma sát giảm nhưng gia tăng tiếng gõ do chuyển động phụ tăng. - Biên dạng váy piston có ảnh hưởng đến trạng thái bôi trơn, tiếng gõ, ma sát, và khi piston có độ lệch ắc sẽ ảnh hưởng thêm đến chất lượng làm việc của hệ thống trao đổi khí động cơ. 4.2. ĐỀ XUẤT Hệ thống truyền lực động cơ đốt trong còn rất nhiều vấn đề cần được nghiên cứu lí giải ở mức sâu hơn như vật liệu, kết cấu rãnh vòng găng, thông số cấu tạo của vòng găng, thanh truyền, trục khuỷu… Em mong rằng sau này sẽ có nhiều bạn sinh viên thực hiện việc tìm hiểu dựa vào cơ sở lý thuyết cũng như thực nghiệm trên động cơ thực tế với các khoảng lệch ắc khác nhau để xác định ma sát, tiếng gõ, thành phần khí xả của động cơ… Góp phần làm rõ và hiểu biết sâu hơn về động cơ đốt trong trong lĩnh vực công nghệ kỹ thuật ô tô. -83- TÀI LIỆU THAM KHẢO Tiếng việt 1. PGS.TS. NGUYỄN VĂN NHẬN, TS. LÊ BÁ KHANG , “Bài giảng lý thuyết động cơ đốt trong”, Đại học Nha Trang. 2. Hồ Tấn Chuẩn, Nguyễn Đức Phú, Trần Văn Tế, Nguyễn Tất Tiến [ 1996] “Kết cấu tính toán động cơ đốt trong tập 1, 2, 3”. NXB Giáo dục. Tiếng anh 3. KAZUHIDE OHTA, KENJI AMANO, AKIHIRO HAYASHIDA, “Analysis Of Piston Slap Included Noise And Vibration Of Internal Combustion Enginer”. 4. JAMES PATRICK RYAN, “Impact Analysis Of Piston Slap In A Spark Ignition Engine”, Massachusetts Institute Of Technology. 5. CONOR P. MC NALLY, “Development Of A Numerical Model Of Piston Secondary Motion For Internal Combustion Engineers”, Massachusetts Institute Of Technology. 6. LUKE MOUGHON, “Effects Of Piston Design And Lubrication On Reciprocating Engine Friction”. 7. KWANG SOEKIM, PARAS SHAH, SHUMA AOKI, “A Study Of Friction And Lubrication Behavior For Gasoline Piston Skirt Profile”, Musashi Institute Of Technology. 8. GRANT SMEDLEY, “Piston Ring Design For Reduced Friction In Modern Internal Combustion Engines”, MCGILL University. 9. DONGFANG BAI, “Solving Piston Secondary Motion of Internal Combustion Engines”, Sloan Automotive Laboratory, Massachusetts Institute of Technology. 10. ALESSANDRO RUGGIERO, ADOLFO SENATORE, “Computer Model For The Prediction Of The Impact Force Induced By Piston Slap In Interna Combustion Engines”, University of Salerno, Italy. -84- 11. KAZUHIDE OHTA, KENJI AMANO, AKIHIRO HAYASHIDA, “Analysis Of Piston Slap Induced Noise And Vibration Of Internal Combustion Engine ”, KYUSHU University. 12. PHIL CARDEN, “Caculation of friction in high performance Engine”. 13. REBECCA HOFFMAN, “Analytical Prediction of Piston Secondary Motion to Reduce Piston Slap Noise”. 14. HRAHNEJAT, SBALAKRISHNAN, PDKING, SHOWELL-SMITH, “Incylinder friction reduction using a surface finish optimization technique”. 15. PRAVARDHAN S. SHENOY, “Dynamic Load Analysis and Optimization of Connecting Rod”, University of Toledo. 16. TAKAYUKI KOIZUMI, NOBUTAKA TSUJIUCHI, ASAHIRO OKAMURA, HISASHI TSUKIJIMA, “Reduction Of Piston Slap Excitation By Optimizing Piston Profiles”, Doshisha University, Kyoto, Japan . 17. PETER ANDERSSON, JAANA TAMMINEN &CARL-ERIK SANDSTRÖM, “Piston Ring Tribology”, Helsinki University of Technology. 18. RAYMOND, JR.ZOLLNER PISTONS, “A Comparison Of Simulation And Engine Test Data For Various Skirt Profile And Cam Shapes”. 19. Chevrolet-GM, “Training manual FD18-G”. 20. Toyota, “training manual repair 1GR-FE”. -85- PHỤ LỤC 1 Quá trình đi thực tế tại Xưởng dịch vụ GM-Kia Công ty TNHH Sao Mai Anh Trong suốt thời gian thực hiện đề tài tốt nghiệp, được sự đồng ý của thầy hướng dẫn, sự cho phép của Ban giám đốc Xưởng dịch vụ GM-Kia. Em đã thực hiện đề tài, kết hợp làm việc 3 tháng tại Xưởng dịch vụ GM-Kia (từ 23/3 đến 23/6/2011) khảo sát số liệu thực tế để phục vụ cho đề tài, nâng cao kinh nghiệm, và củng cố kiến thức đã học. Hình A.1: Bên trong xưởng dịch vụ GM-Kia Sơ đồ tổ chức xưởng Giám đốc Lê Hương P.Giám đốc Võ Tá Dũng Quản đốc Nguyễn Duy Quân Kế toán Nguyễn Minh Tuấn CVDV Nguyễn Viết Hơn Nguyễn Phi Hùng Lê Trọng Quỳnh Đinh Huỳnh Khải Đường Tổ Máy-Gầm Tổ Đồng-Sơn Tổ Điện -86- Xưởng dịch Vụ GM-Kia chuyên bảo trì, sữa chữa các dòng xe của GM Việt Nam, Kia, ngoài ra còn nhiều dòng xe của các hãng như Toyota, Mitsubishi, Hyundai…. Lượng ô tô sữa chữa, bảo dưỡng trung bình 450 Xe/tháng. Xưởng được trang bị đầy đủ các thiết bị chuyên dùng phục vụ sữa chữa. Hình A.2: Hệ thống chẩn đoán lỗi toàn cầu Hình A.3: Máy scan đa năng Có đầy đủ tài liệu hướng dẫn sữa chữa Đội ngũ công nhân lành nghề -87- Trong thời gian thực tế em đã làm việc như trên cương vị của một kĩ sư. Được tiếp cận với nhiều công nghệ mới trên ô tô, nâng cao kinh nghiệm, từ vựng tiếng anh chuyên ngành ô tô, củng cố kiến thức đã học trên lớp. - Giao tiếp với khách hàng, tư vấn, lập báo giá sữa chữa - Trực tiếp tham gia chẩn đoán trên máy Scan C-100, máy Chẩn đoán đa năng, hệ thống Chẩn đoán lỗi toàn cầu GDS Hình A.4: Tham gia chẩn đoán trên máy C-100 - Đề xuất phương án sửa chữa - Tham gia sữa chữa hệ thống: Hệ thống phanh ABS Hệ thống túi khí Động cơ Hệ thống chống trộm Cài đặt chương trình cho Module… - Dịch thuật tài liệu hướng dẫn sửa chữa. -88- PHỤ LỤC 2 CÁC PHƯƠNG TRÌNH CHÍNH CHO BÔI TRƠN, MA SÁT Phương trình cân bằng lực hướng tâm Hình A-5: Bôi trơn thủy động giữa vòng găng và xilanh Cân bằng lực hướng tâm: ∑ ∫ =−+−−+++= 2 1 0)()()()( 211222111 x x r WBBpxBpdxxpxBpF (A-1 ) Định luật bảo toàn khối lượng 0).().().( = ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + w z v y u xdt d ρρρ ρ (A-2) Định luật bảo toàn động lượng (phương trình Navier-Stokes) phương x. X z u y u x u x p z u w y u v x u u t u ρµρ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂− = ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ )()( 2 2 2 2 2 2 Phương y. Y z v y v x v y p z v w y v v x v u t v ρµρ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂− = ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ )()( 2 2 2 2 2 2 (A-3) Phương z. Z z w y w x w z p z w w y w v x w u t w ρµρ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂− = ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ + ∂ ∂ )()( 2 2 2 2 2 2 Đảm bảo sáu giả định toàn bộ các phương trình Navier-Stokes có thể giảm để có một hệ đơn giản hơn. -89-  chiều cao màng dầu y<< x, z (độ cong màng có thể bỏ qua).  bỏ qua áp suất biến đổi màng dầu => 0= ∂ ∂ y p  dòng chảy laminal.  không có nội lực tác dụng lên màng dầu => X=Y=Z=0.  quán tính dầu rất nhỏ so với độ trượt nhớt (viscous shear)=>LHS có thể bỏ qua trong phương trình (A-3)  tất cả gradient vận tốc được bỏ qua so với ., y w y u ∂ ∂ ∂ ∂ Với giả thuyết như trên phương trình (A-3) thu được như sau : 2 2 . 1 y u x p ∂ ∂ = ∂ ∂ µ (A-4) 2 2 . 1 y w z p ∂ ∂ = ∂ ∂ µ Biểu thức cho ứng suất trượt có thể thu được như sau. Theo điều kiện biên cần là: Uhyu yu == == )( 0)0( Kết hợp các thành phần theo phương-x của phương trình (A-4) đối với phương-y và áp dụng các điều kiện biên bên trên một biểu thức cho u(y) có thể đạt được: h Uy hyy dx dp yu +−= ).(. 2 1 )( 2 µ (A-5) Ứng suất trượt được cho bởi: 0 .)( =∂ ∂ = yy u x µτ Sử dụng phương trình (A-5) ta có -90- dx dph h U x . 2 )( −= µ τ (A-6) Lưu lượng theo thể tích có thể được suy ra khi sử dụng kết quả sau. ∫= h dyyuxQ 0 )()( (A-7) Sử dụng phương trình (A-5). 2 . 12 )( 3 Uh dx dph xQ +−= µ (A-8) Từ phương trình (A-5) ta thu được Q(x1). αµ hxQ .)( 1 = (A-9) Lực ma sát được xác định: ∫= 2 1 x x f dxF τ (A-10) Kết hợp A-6 và A-10 ta có quan hệ sau: ∫ −= 2 1 ). 2 ( x x f dxdx dph h U F µ (A-11) Phương trình Reynolds Một mối quan hệ giữa chiều cao và chiều rộng màng dầu và áp suất phân bên dưới bề mặt vòng găng có thể được suy ra bởi định luật bảo toàn khối lượng, bảo toàn động lượng cho một phần tử chất lỏng bên dưới bề mặt vòng găng. Bắt đầu lại với phương trình (A-3), điều kiện biên có thể được áp dụng, với giả thuyết rằng chuyển động của bề mặt vòng găng chỉ xuất hiện theo phương-x. 0)( 0)0( )( 0)0( == == == == hyw yw Uhyu yu Sự kết hợp của phương trình (A-3) với điều kiện biên bên trên cho ra kết quả: -91- )(. 2 1 )(.. 2 1 hyy z p w U h yh hyy x p u − ∂ ∂ = − +− ∂ ∂ = µ µ (A-12) Sự liên kết của phương trình (A-12) vào biểu thức định luật bảo toàn khối lượng (A-2) ta có: )().().( z z u x v y ρρρ ∂ ∂ − ∂ ∂ −= ∂ ∂ (A-13) Tiếp theo các điều kiện biên ta sẽ được: t h x h U z ph zx ph x ∂ ∂ + ∂ ∂ = ∂ ∂ ∂ ∂ + ∂ ∂ ∂ ∂ 126).().( 33 µµ (A-14) Phương trình Reynold có mối quan hệ với chiều cao, chiều rộng và hình dạng của màng dầu giữa vòng găng và xilanh với gradient áp suất sinh ra, trong đó 2-D được sử dụng trong nghiên cứu các thông số xác định bôi trơn vòng găng-xilanh được xác định ở vị trí chu vi đặt biệt trên piston, và biểu thức Reynold được giảm xuống dạng 1- D. Phương trình (A-14) trở thành. t h x h U x ph x ∂ ∂ + ∂ ∂ = ∂ ∂ ∂ ∂ 126).( 3 µ (A-15) Để đơn giản hơn nữa cho biểu thức này trong biểu thức (A-15) có thể thấy tỉ lệ như sau: )(.~. 3 B h NS x ph ∂ ∂ µ Nh t h .~ ∂ ∂ Trong đó: N - tốc động động cơ Rev/s S - hành trình piston H - chiều dày màng dầu bên dưới vòng găng -92- U - vận tốc piston B - chiều cao của vòng găng So sánh các đối tượng theo độ lớn: 1~ << ∂ ∂ ∂ ∂ S B x h U t h Do vậy, đối tượng không ổn định trong biểu thức Reynold có thể loại bỏ bất cứ nơi nào trong chu trình, loại trừ gần các điểm chết nơi mà vận tốc piston bắt đầu rất nhỏ. Với sự đơn giản này, nó chỉ phù hợp cho tất cả các vị trí trừ vị trí các điểm chết. Phương trình (A-3) đơn giản thành: x h U x ph x ∂ ∂ = ∂ ∂ ∂ ∂ 6).( 3 µ (A-16) + Các điều kiện biên. Các giá trị áp suất ở đầu vào và đầu ra của màng dầu được giả thuyết rằng đã biết. 22 11 )( )( pxp pxp = = (A-17) Nếu đầu ra ngập một phần. Biểu thức Reynold thông số cửa ra đã được biểu hiện 0)( 2 =xdx dp (A-18) Biểu thức này không áp dụng ở vị trí các điểm chết vì vận tốc piston rất nhỏ. -93- PHỤ LỤC 3 ÁP SUẤT TRUNG BÌNH (Meansure Effective Pressure) FMEP (Friction Meansure Effective Pressure) Được định nghĩa là áp suất tổn thất do ma sát trung bình. Nó được sử dụng như là thước đo, xác định mức độ tổn thất năng lượng do ma sát trong thể tích công tác của xilanh. Tổn thất năng lượng do ma sát có thể được xác định từ mối quan hệ với lực ma sát và vận tốc piston: ff FUP .= (A-17) FMEP được xác định như sau: S f V W FMEP = (A-18) Trong đó: fW : Tổn thất cơ học SV : Thể tích công tác của xilanh Từ quan hệ dt dW P ff = (A-19) Ta có thể xác định được Tổn thất cơ học fW ∫= dtPW ff (A-20) Vậy FMEP được viết lại như sau: S f V dtP FMEP ∫= (A-21) Vận tốc góc được xác định dt dθ ω = (A-22) Trong đó θ - góc quay trục khuỷu ω-vận tốc góc trục khuỷu rad/s Kết hợp hai biểu thức A-21, A-22 ta có FMEP được xác định theo mỗi góc quay trục khuỷu: -94- S cycle V. . FMEP ω θ∫ = dPf (A-23) Trong động cơ thì FMEP được xác định: FMEP=IMEP-BMEP (A-24) BMEP- Áp suất có ích trung bình được xác định ở đầu ra của trục khuỷu trên cơ sở mô men xoắn S x V .m.4 BMEP Π = (A-25) Trong đó : mx- mô men xoắn được đo ở đầu ra trục khuỷu IMEP- áp suất chỉ thị trung bình được xác định: SV d d dV P NMEP ∫ − Π = 360 360 ).( 360 2 θ θ (A-26)

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfNghiên cứu ảnh hưởng của kết cấu piston đến trạng thái bôi trơn, ma sát, tiếng gõ, sự làm việc của hệ thống trao đổi khí của động cơ.pdf